上述の空気調和装置において、室外熱交換器として空気を熱源とする熱交換器を採用する場合には、冷媒として使用される二酸化炭素の臨界温度(約31℃)が冷媒の冷却器として機能する室外熱交換器の熱源となる空気の温度と同程度であり、R22やR410A等の冷媒に比べて低いことから、冷却運転としての冷房運転時には、室外熱交換器における空気による冷媒の冷却が可能になるように、冷凍サイクルの高圧が冷媒の臨界圧力よりも高い状態で運転がなされることになる。このことに起因して、圧縮機の後段側の圧縮要素から吐出される冷媒の温度が高くなるため、冷媒の冷却器として機能する室外熱交換器において、熱源としての空気と冷媒との間の温度差が大きくなってしまい、室外熱交換器における放熱ロスが大きくなることから、高い運転効率が得られにくいという問題がある。
この問題に対して、前段側の圧縮要素から吐出されて後段側の圧縮要素に吸入される冷媒の冷却器として機能する中間冷却器を前段側の圧縮要素から吐出された冷媒を後段側の圧縮要素に吸入させるための中間冷媒管に設けることで、後段側の圧縮要素に吸入される冷媒の温度を低くし、その結果、圧縮機の後段側の圧縮要素から吐出される冷媒の温度を低くして、室外熱交換器における放熱ロスを小さくすることが考えられる。しかも、中間冷却器として空気を熱源とする熱交換器を採用する場合には、機器の配置等を考慮して、室外熱交換器と一体化することが好ましい。
しかし、この空気調和装置では、超臨界域で作動する冷媒(ここでは、二酸化炭素)を使用しているため、中間冷却器内には臨界圧力よりも低い圧力の冷媒が流れ、室外熱交換器内には臨界圧力を超える圧力の冷媒が流れる冷凍サイクルが行われることがあり、この場合には、臨界圧力よりも低い圧力における冷媒の物性と臨界圧力を超える圧力における冷媒の物性との差異に起因して、中間冷却器の冷媒側の熱伝達率が室外熱交換器の冷媒側の熱伝達率に比べて低くなる傾向となるため、室外熱交換器と一体化することとの兼ね合いで、中間冷却器の伝熱性能の低下が生じるおそれがある。
本発明の課題は、超臨界域で作動する冷媒を使用して多段圧縮式冷凍サイクルを行う冷凍装置において、中間冷却器及び熱源側熱交換器として空気を熱源とする熱交換器を採用するとともに中間冷却器を熱源側熱交換器と一体化させることによって生じる中間冷却器の伝熱性能の低下を抑えることにある。
第1の発明にかかる冷凍装置は、超臨界域で作動する冷媒を使用する冷凍装置であって、圧縮機構と、空気を熱源とする熱源側熱交換器と、冷媒を減圧する膨張機構と、利用側熱交換器と、中間冷却器とを備えている。圧縮機構は、複数の圧縮要素を有しており、複数の圧縮要素のうちの前段側の圧縮要素から吐出された冷媒を後段側の圧縮要素で順次圧縮するように構成されている。ここで、「圧縮機構」とは、複数の圧縮要素が一体に組み込まれた圧縮機や、単一の圧縮要素が組み込まれた圧縮機及び/又は複数の圧縮要素が組み込まれた圧縮機を複数台接続したものを含む構成を意味している。また、「複数の圧縮要素のうちの前段側の圧縮要素から吐出された冷媒を後段側の圧縮要素で順次圧縮する」とは、「前段側の圧縮要素」及び「後段側の圧縮要素」という直列に接続された2つの圧縮要素を含むことだけを意味しているのではなく、複数の圧縮要素が直列に接続されており、各圧縮要素間の関係が、上述の「前段側の圧縮要素」と「後段側の圧縮要素」との関係を有することを意味している。中間冷却器は、空気を熱源としており、前段側の圧縮要素から吐出された冷媒を後段側の圧縮要素に吸入させるための中間冷媒管に設けられ、前段側の圧縮要素から吐出されて後段側の圧縮要素に吸入される冷媒の冷却器として機能する。そして、中間冷却器は、熱源側熱交換器と一体化された熱交換器を構成しており、この熱交換器のうち熱源としての空気の流れ方向の風上側の部分である風上部に配置されている。熱源側熱交換器は、高温の冷媒が流れる高温側伝熱流路と、低温の冷媒が流れる低温側伝熱流路とを有しており、低温側伝熱流路は、高温側伝熱流路よりも熱源としての空気の流れ方向の風上側に配置されている。中間冷却器は、風上部の上部である上側風上部のみに配置されている。
この冷凍装置では、超臨界域で作動する冷媒(ここでは、二酸化炭素)を使用しているため、中間冷却器内には臨界圧力よりも低い圧力の冷媒が流れ、熱源側熱交換器内には臨界圧力を超える圧力の冷媒が流れる冷凍サイクルが行われることがあり、この場合には、臨界圧力よりも低い圧力における冷媒の物性と臨界圧力を超える圧力における冷媒の物性(特に、熱伝導率や定圧比熱)との差異に起因して、中間冷却器の冷媒側の熱伝達率が熱源側熱交換器の冷媒側の熱伝達率に比べて低くなる傾向となる。このため、中間冷却器の総括熱伝達率が低くなり、しかも、熱源側熱交換器と一体化することとの兼ね合いで中間冷却器の伝熱面積を大きくする程度にも限界があるため、中間冷却器の伝熱性能の低下が生じることになる。また、中間冷却器に流入する冷媒の温度は、熱源側熱交換器に流入する冷媒の温度よりも低いため、中間冷却器を流れる冷媒と熱源としての空気との間の温度差が熱源側熱交換器を流れる冷媒と熱源としての空気との間の温度差よりも確保しにくく、中間冷却器の伝熱性能の低下が生じやすい。
そこで、この冷凍装置では、中間冷却器を熱源側熱交換器と一体化し、両者が一体化した熱交換器のうち熱源としての空気の流れ方向の風上側の部分である風上部に中間冷却器を配置するようにしている。
これにより、この冷凍装置では、中間冷却器を流れる冷媒と熱源としての空気との温度差を大きくすることができるため、その結果、中間冷却器の伝熱性能の低下を抑えることができる。
また、この冷凍装置では、低温側伝熱流路を高温側伝熱流路よりも風上側に配置しているため、高温の冷媒が高温の空気と熱交換し、かつ、低温の冷媒が低温の空気と熱交換するようになり、各伝熱流路における冷媒と空気との温度差が均一化されて、熱源側熱交換器の伝熱性能を向上させることができる。
ここで、例えば、この冷凍装置を、側方から空気を吸い込んで上方に向かって空気を吹き出すように構成された熱源ユニットと利用ユニットとが接続された構成とした場合において、熱源となる空気の流速が小さい熱源ユニットの下部に熱源側熱交換器と一体化された中間冷却器を配置すると、中間冷却器を熱源ユニットの下部に配置することによる中間冷却器の空気側の熱伝達率の低下の影響と、中間冷却器の冷媒側の熱伝達率が熱源側熱交換器の冷媒側の熱伝達率に比べて低くなる影響とが重なり合って、中間冷却器の総括熱伝達率が低くなり、しかも、熱源側熱交換器と一体化することとの兼ね合いで中間冷却器の伝熱面積を大きくする程度にも限界があるため、中間冷却器の伝熱性能の低下が生じることになる。
そこで、この冷凍装置では、風上部の上部である上側風上部のみに中間冷却器を配置するようにしている。
これにより、この冷凍装置では、熱源となる空気の流速が大きい熱源ユニットの上部のみに中間冷却器が配置されることになるため、中間冷却器の空気側の熱伝達率が高くなり、その結果、中間冷却器の総括熱伝達率の低下が抑えられて、中間冷却器の伝熱性能の低下をさらに抑えることができる。
第2の発明にかかる冷凍装置は、第1の発明にかかる冷凍装置において、熱源側熱交換器は、上下方向に多段に配置された複数の伝熱流路を有しており、高温側伝熱流路は、複数の伝熱流路のうち中間冷却器よりも熱源としての空気の流れ方向の風下側の部分である風下部に配置されており、低温側伝熱流路は、中間冷却器の下側、かつ、熱源としての空気の流れ方向の風上側の部分である下側風上部に配置されており、低温側伝熱流路の流路数は、高温側伝熱流路の流路数よりも少なくなっており、熱源側熱交換器は、高温側伝熱流路から低温側伝熱流路へ送られる冷媒が低温側伝熱流路の流路数になるように合流した後に、低温側伝熱流路に流入するように構成されている。
この冷凍装置では、中間冷却器が上側風上部に配置されているため、熱源側熱交換器を空気との熱交換に有利な風上部に配置するスペースが中間冷却器の下側の下側風上部に限定されることになるが、この下側風上部を高温の冷媒に比べて流路抵抗が小さい低温の冷媒が流れる低温側伝熱流路とし、かつ、高温側伝熱流路から送られる冷媒を合流させて低温側伝熱流路に流入させるようにしているため、低温側伝熱流路を流れる冷媒の流速を高めて低温側伝熱流路における熱伝達率を向上させて、熱源側熱交換器の伝熱性能をさらに向上させることができる。
第3の発明にかかる冷凍装置は、第1又は第2の発明にかかる冷凍装置において、熱源側熱交換器及び中間冷却器は、フィンアンドチューブ型の熱交換器であり、中間冷却器は、伝熱フィンを共有することによって熱源側熱交換器と一体化されている。
第4の発明にかかる冷凍装置は、第1〜第3の発明のいずれかにかかる冷凍装置において、超臨界域で作動する冷媒は、二酸化炭素である。
以上の説明に述べたように、本発明によれば、以下の効果が得られる。
第1、第3及び第4の発明では、中間冷却器の伝熱性能の低下を抑えることができる。また、熱源側熱交換器の伝熱性能を向上させることができる。しかも、中間冷却器の伝熱性能の低下をさらに抑えることができる。
第2の発明では、熱源側熱交換器の伝熱性能をさらに向上させることができる。
以下、図面に基づいて、本発明にかかる冷凍装置の実施形態について説明する。
(1)空気調和装置の構成
図1は、本発明にかかる冷凍装置の一実施形態としての空気調和装置1の概略構成図である。空気調和装置1は、冷房運転が可能となるように構成された冷媒回路10を有し、超臨界域で作動する冷媒(ここでは、二酸化炭素)を使用して二段圧縮式冷凍サイクルを行う装置である。
空気調和装置1の冷媒回路10は、主として、圧縮機構2と、熱源側熱交換器4と、膨張機構5と、利用側熱交換器6と、中間冷却器7とを有している。
圧縮機構2は、本実施形態において、2つの圧縮要素で冷媒を二段圧縮する圧縮機21から構成されている。圧縮機21は、ケーシング21a内に、圧縮機駆動モータ21bと、駆動軸21cと、圧縮要素2c、2dとが収容された密閉式構造となっている。圧縮機駆動モータ21bは、駆動軸21cに連結されている。そして、この駆動軸21cは、2つの圧縮要素2c、2dに連結されている。すなわち、圧縮機21は、2つの圧縮要素2c、2dが単一の駆動軸21cに連結されており、2つの圧縮要素2c、2dがともに圧縮機駆動モータ21bによって回転駆動される、いわゆる一軸二段圧縮構造となっている。圧縮要素2c、2dは、本実施形態において、ロータリ式やスクロール式等の容積式の圧縮要素である。そして、圧縮機21は、吸入管2aから冷媒を吸入し、この吸入された冷媒を圧縮要素2cによって圧縮した後に中間冷媒管8に吐出し、中間冷媒管8に吐出された冷媒を圧縮要素2dに吸入させて冷媒をさらに圧縮した後に吐出管2bに吐出するように構成されている。ここで、中間冷媒管8は、圧縮要素2cの前段側に接続された圧縮要素2cから吐出された冷媒を、圧縮要素2cの後段側に接続された圧縮要素2dに吸入させるための冷媒管である。また、吐出管2bは、圧縮機構2から吐出された冷媒を熱源側熱交換器4に送るための冷媒管であり、吐出管2bには、油分離機構41と逆止機構42とが設けられている。油分離機構41は、圧縮機構2から吐出される冷媒に同伴する冷凍機油を冷媒から分離して圧縮機構2の吸入側へ戻す機構であり、主として、圧縮機構2から吐出される冷媒に同伴する冷凍機油を冷媒から分離する油分離器41aと、油分離器41aに接続されており冷媒から分離された冷凍機油を圧縮機構2の吸入管2aに戻す油戻し管41bとを有している。油戻し管41bには、油戻し管41bを流れる冷凍機油を減圧する減圧機構41cが設けられている。減圧機構41cは、本実施形態において、キャピラリチューブが使用されている。逆止機構42は、圧縮機構2の吐出側から切換機構3への冷媒の流れを許容し、かつ、切換機構3から圧縮機構2の吐出側への冷媒の流れを遮断するための機構であり、本実施形態において、逆止弁が使用されている。
このように、圧縮機構2は、本実施形態において、2つの圧縮要素2c、2dを有しており、これらの圧縮要素2c、2dのうちの前段側の圧縮要素から吐出された冷媒を後段側の圧縮要素で順次圧縮するように構成されている。尚、圧縮機構2としては、本実施形態のような1台の一軸二段圧縮構造の圧縮機に限定されるものではなく、三段圧縮式等のような二段圧縮式よりも多段の圧縮機であってもよいし、また、単一の圧縮要素が組み込まれた圧縮機及び/又は複数の圧縮要素が組み込まれた圧縮機を複数台直列に接続することで多段の圧縮機構を構成してもよいし、さらに、多段圧縮式の圧縮機を2系統以上並列に接続した並列多段圧縮式の圧縮機構であってもよい。
熱源側熱交換器4は、冷媒の放熱器として機能する熱交換器である。熱源側熱交換器4は、その一端が圧縮機構2に接続されており、その他端が膨張機構5に接続されている。熱源側熱交換器4は、空気を熱源(すなわち、冷却源)とする熱交換器であり、本実施形態において、フィンアンドチューブ型の熱交換器が使用されている。そして、熱源としての空気は、熱源側ファン40によって熱源側熱交換器4に供給されるようになっている。尚、熱源側ファン40は、ファン駆動モータ40aによって駆動される。
膨張機構5は、冷媒を減圧する機構であり、本実施形態において、電動膨張弁が使用されている。膨張機構5は、その一端が熱源側熱交換器4に接続され、その他端が利用側熱交換器6に接続されている。また、本実施形態において、膨張機構5は、熱源側熱交換器4において放熱した冷凍サイクルにおける高圧の冷媒を利用側熱交換器6に送る前に減圧する。
利用側熱交換器6は、冷媒の蒸発器として機能する熱交換器である。利用側熱交換器6は、その一端が膨張機構5に接続されており、その他端が圧縮機構2に接続されている。尚、ここでは図示しないが、利用側熱交換器6には、利用側熱交換器6を流れる冷媒と熱交換を行う加熱源としての水や空気が供給されるようになっている。
中間冷却器7は、中間冷媒管8に設けられており、前段側の圧縮要素2cから吐出されて圧縮要素2dに吸入される冷媒の冷却器として機能する熱交換器である。中間冷却器7は、空気を熱源(すなわち、冷却源)とする熱交換器であり、本実施形態において、フィンアンドチューブ型の熱交換器が使用されている。そして、中間冷却器7は、熱源側熱交換器4と一体化されている。
次に、中間冷却器7が熱源側熱交換器4に一体化された構成について、両者の配置等も含めて、図2〜図4を用いて詳細に説明する。ここで、図2は、熱源ユニット1aの外観斜視図(ファングリルを取り除いた状態)であり、図3は、中間冷却器7と熱源側熱交換器4との境界部分を示す図であり、図4は、熱交換器パネル70の伝熱流路を示す模式図である。尚、以下の説明における「左」及び「右」とは、前板75側から熱源ユニット1aを見た場合を基準とする。
まず、本実施形態において、空気調和装置1は、主として熱源側ファン40、熱源側熱交換器4及び中間冷却器7が設けられた熱源ユニット1aと、主として利用側熱交換器6が設けられた利用ユニット(図示せず)とが接続されることによって構成されている。そして、この熱源ユニット1aは、側方から空気を吸い込んで上方に向かって空気を吹き出す、いわゆる、上吹きタイプのものであり、主として、ケーシング71と、ケーシング71の内部に配置される熱源側熱交換器4及び中間冷却器7等の冷媒回路構成部品や熱源側ファン40等の機器とを有している。
ケーシング71は、本実施形態において、略直方体形状の箱体であり、主として、ケーシング71の天面を構成する天板72と、ケーシング71の外周面を構成する左板73、右板74、前板75及び後板76と、底板77とから構成されている。天板72は、主として、ケーシング71の天面を構成する部材であり、本実施形態において、略中央に吹出開口71aが形成された平面視が略長方形状の板状部材である。天板72には、吹出開口71aを上方から覆うようにファングリル78が設けられている。左板73は、主として、ケーシング71の左面を構成する部材であり、本実施形態において、天板72の左縁から下方に延びる側面視が略長方形状の板状部材である。左板73には、上部を除くほぼ全体に吸入開口73aが形成されている。右板74は、主として、ケーシング71の右面を構成する部材であり、本実施形態において、天板72の右縁から下方に延びる側面視が略長方形状の板状部材である。右板74には、上部を除くほぼ全体に吸入開口74aが形成されている。前板75は、主として、ケーシング71の前面を構成する部材であり、本実施形態において、天板72の前縁から下方向に順に配置された正面視が略長方形状の板状部材から構成されている。後板76は、主として、ケーシング71の後面を構成する部材であり、本実施形態において、天板72の後縁から下方向に順に配置された正面視が略長方形状の板状部材から構成されている。後板76には、上部を除くほぼ全体に吸入開口76aが形成されている。底板77は、主として、ケーシング71の底面を構成する部材であり、本実施形態において、平面視が略長方形状の板状部材である。
そして、中間冷却器7は、熱源側熱交換器4と一体化された熱交換器パネル70を構成しており、この熱交換器パネル70のうち熱源としての空気の流れ方向の風上側の部分である風上部に配置されている。しかも、本実施形態において、中間冷却器7は、熱交換器パネル70の風上部の上部である上側風上部に配置されている。この熱交換器パネル70は、底板77上に配置されている。より具体的には、中間冷却器7は、伝熱フィンを共有することによって熱源側熱交換器4と一体化されている(図3及び図4参照)。また、熱源側熱交換器4及び中間冷却器7が一体化された熱交換器パネル70は、本実施形態において、平面視が略U字形状であり、吸入開口73a、74a、76aに対向するように配置されている。また、熱源側ファン40は、天板72の吹出開口71aに対向し、かつ、熱交換器パネル70の上側に配置されている。本実施形態において、熱源側ファン40は、軸流ファンであり、ファン駆動モータ40aによって回転駆動することによって、吸入開口73a、74a、76aから熱源としての空気をケーシング71内に吸い込んで、熱源側熱交換器4及び中間冷却器7を通過させた後に、吹出開口71aから上方に向けて吹き出すことができるようになっている(図4中の空気の流れを示す矢印を参照)。すなわち、熱源側ファン40は、熱源側熱交換器4及び中間冷却器7の両方に熱源としての空気を供給するようになっている。
ここで、本実施形態における熱交換器パネル70として、熱源としての空気の流れ方向に対して複数列(ここでは、3列)で、かつ、上下方向に複数段(ここでは、14段)の伝熱管が配列された構成を採用する場合には、図4に示されるように、中間冷却器7の風下側に配置された2列7段(計14本)の伝熱管を有する第1高温側伝熱流路70aと、第1高温側伝熱流路70aの下側に配置された2列7段(計14本)の伝熱管を有する第2高温側伝熱流路70bと、中間冷却器7の下側に配置された1列4段(計4本)の伝熱管を有する第1低温側伝熱流路70cと、第1低温側伝熱流路70cの下側に配置された1列4段(計4本)の伝熱管を有する第2低温側伝熱流路70dと、第1低温側伝熱流路70cの上側に配置された1列6段(計6本)の伝熱管を有する中間冷却伝熱流路70eとを有する構成にすることができる。
尚、熱源ユニット1aの外観形状や熱源側熱交換器4及び中間冷却器7が一体化された熱交換器パネル70の形状は、上述のものに限定されるものではなく、例えば、ケーシング内に吸い込んだ空気を側方に向かって空気を吹き出す、いわゆる、横吹きタイプの熱源ユニットや、平面視が略L字形状の熱交換器パネルであってもよい。
また、中間冷媒管8には、前段側の圧縮要素2cの吐出側から後段側の圧縮要素2dの吸入側への冷媒の流れを許容し、かつ、後段側の圧縮要素2dの吐出側から前段側の圧縮要素2cへの冷媒の流れを遮断するための逆止機構15が設けられている。逆止機構15は、本実施形態において、逆止弁である。尚、逆止機構15は、本実施形態において、中間冷媒管8の中間冷却器7の出口側に設けられている。
(2)空気調和装置の動作
次に、本実施形態の空気調和装置1の動作について、図1、図5及び図6を用いて説明する。ここで、図5は、冷凍サイクルが図示された圧力−エンタルピ線図であり、図6は、冷凍サイクルが図示された温度−エントロピ線図である。また、以下の説明において、「高圧」とは、冷凍サイクルにおける高圧(すなわち、図5、図6の点D、D’、Eにおける圧力)を意味し、「低圧」とは、冷凍サイクルにおける低圧(すなわち、図5、図6の点A、Fにおける圧力)を意味し、「中間圧」とは、冷凍サイクルにおける中間圧(すなわち、図5、図6の点B、Cにおける圧力)を意味している。
低圧の冷媒(図1、図5、図6の点A参照)は、吸入管2aから圧縮機構2に吸入され、まず、圧縮要素2cによって中間圧まで圧縮された後に、中間冷媒管8に吐出される(図1、図5、図6の点B参照)。この前段側の圧縮要素2cから吐出された中間圧の冷媒は、中間冷却器7において、冷却源としての空気と熱交換を行うことで冷却される(図1、図5、図6の点C参照)。この中間冷却器7において冷却された冷媒は、次に、逆止機構15を通過した後に圧縮要素2cの後段側に接続された圧縮要素2dに吸入されてさらに圧縮されて、圧縮機構2から吐出管2bに吐出される(図1、図5、図6の点D参照)。ここで、圧縮機構2から吐出された高圧の冷媒は、圧縮要素2c、2dによる二段圧縮動作によって、臨界圧力(すなわち、図5に示される臨界点CPにおける臨界圧力Pcp)を超える圧力まで圧縮されている。そして、この圧縮機構2から吐出された高圧の冷媒は、油分離機構41を構成する油分離器41aに流入し、同伴する冷凍機油が分離される。また、油分離器41aにおいて高圧の冷媒から分離された冷凍機油は、油分離機構41を構成する油戻し管41bに流入し、油戻し管41bに設けられた減圧機構41cで減圧された後に圧縮機構2の吸入管2aに戻されて、再び、圧縮機構2に吸入される。次に、油分離機構41において冷凍機油が分離された後の高圧の冷媒は、逆止機構42を通じて、冷媒の放熱器として機能する熱源側熱交換器4に送られる。そして、熱源側熱交換器4に送られた高圧の冷媒は、熱源側熱交換器4において、冷却源としての空気と熱交換を行って冷却される(図1、図5、図6の点E参照)。そして、熱源側熱交換器4において冷却された高圧の冷媒は、膨張機構5によって減圧されて低圧の気液二相状態の冷媒となり、冷媒の蒸発器として機能する利用側熱交換器6に送られる(図1、図5、図6の点F参照)。そして、利用側熱交換器6に送られた低圧の気液二相状態の冷媒は、加熱源としての水又は空気と熱交換を行って加熱されて、蒸発することになる(図1、図5、図6の点A参照)。そして、この利用側熱交換器6において加熱された低圧の冷媒は、再び、圧縮機構2に吸入される。
また、上述の動作において、中間冷却器7及び熱源側熱交換器4(すなわち、伝熱流路70a〜70eを有する熱交換器パネル70)では、前段側の圧縮要素2cから吐出された中間圧の冷媒は、中間冷却伝熱流路70eに流入して、熱源としての空気と熱交換を行って冷却された後に、後段側の圧縮要素2dに送られる。次に、後段側の圧縮要素2dから吐出された高圧、かつ、高温の冷媒は、2つに分岐されて、第1及び第2高温側伝熱流路70a、70bに流入して、中間冷却伝熱流路70eや低温側伝熱流路70c、70dを通過した後の空気と熱交換を行って冷却される。そして、第1高温側伝熱流路70aにおいて冷却された冷媒は、第1低温側伝熱流路70cに流入してさらに冷却され、第2高温側伝熱流路70bにおいて冷却された冷媒は、第2低温側伝熱流路70dに流入して、熱源としての空気と熱交換を行ってさらに冷却され、再び合流した後に、膨張機構5等に送られる。
このように、空気調和装置1では、圧縮要素2cから吐出された冷媒を圧縮要素2dに吸入させるための中間冷媒管8に中間冷却器7を設けているため、中間冷却器7を設けなかった場合(この場合には、図5、図6において、点A→点B→点D’→点E→点Fの順で冷凍サイクルが行われる)に比べて、圧縮要素2cの後段側の圧縮要素2dに吸入される冷媒の温度が低下し(図6の点B、C参照)、圧縮要素2dから吐出される冷媒の温度も低下することになる(図6の点D、D’参照)。このため、この空気調和装置1では、高圧の冷媒の放熱器として機能する熱源側熱交換器4において、中間冷却器7を設けなかった場合に比べて、冷却源としての水や空気と冷媒との温度差を小さくすることが可能になり、図6の点B、D’、D、Cを結ぶことによって囲まれる面積に相当する分の放熱ロスを小さくできることから、運転効率を向上させることができる。
また、本実施形態の空気調和装置1では、超臨界域で作動する冷媒(ここでは、二酸化炭素)を使用しているため、中間冷却器7内には臨界圧力Pcp(二酸化炭素では、約7.3MPa)よりも低い中間圧の冷媒が流れ、冷媒の放熱器として機能する熱源側熱交換器4内には臨界圧力Pcpを超える高圧の冷媒が流れる運転が行われるため(図5参照)、この場合には、図7に示されるように、臨界圧力Pcpよりも低い圧力における冷媒の物性と臨界圧力Pcpを超える圧力における冷媒の物性(特に、熱伝導率や定圧比熱)との差異に起因して、中間冷却器7の冷媒側の熱伝達率が冷媒の冷却器として機能する熱源側熱交換器4の冷媒側の熱伝達率に比べて低くなる傾向となる。ここで、図7は、6.5MPaの二酸化炭素を所定の流路断面積を有する伝熱流路内に所定の質量流速で流す場合における熱伝達率の値(中間冷却器7の冷媒側の熱伝達率に対応)と、6.5MPaの二酸化炭素と同一の伝熱流路及び質量流速の条件における10MPaの二酸化炭素の熱伝達率の値(熱源側熱交換器4の冷媒側の熱伝達率に対応)とを示しているが、これを見ると、冷媒の冷却器として機能する熱源側熱交換器4や中間冷却器7内を流れる冷媒の温度範囲(35〜70℃程度)において、6.5MPaの二酸化炭素の熱伝達率の値が10MPaの二酸化炭素の熱伝達率の値よりも低いことがわかる。
このため、中間冷却器7の総括熱伝達率が低くなり、しかも、熱源側熱交換器4と一体化することとの兼ね合いで中間冷却器7の伝熱面積を大きくする程度にも限界があるため、中間冷却器7の伝熱性能の低下が生じることになる。また、中間冷却器7に流入する中間圧の冷媒の温度は、熱源側熱交換器4に流入する高圧の冷媒の温度よりも低いため、中間冷却器7を流れる冷媒と熱源としての空気との間の温度差が熱源側熱交換器4を流れる冷媒と熱源としての空気との間の温度差よりも確保しにくく、中間冷却器7の伝熱性能の低下が生じやすいのであるが、本実施形態では、中間冷却器7を熱源側熱交換器4と一体化し、両者が一体化した熱交換器パネル70のうち熱源としての空気の流れ方向の風上側の部分である風上部に中間冷却器7を配置するようにしているため(図2及び図4参照)、中間冷却器7を流れる冷媒と熱源としての空気との温度差を大きくすることができ、その結果、中間冷却器7の伝熱性能の低下を抑えることができる。
また、本実施形態の熱交換器パネル70では、中間冷却器7を構成する中間冷却伝熱流路70eが風上部(ここでは、上側風上部)に配置されているだけでなく、熱源側熱交換器4が、後段側の圧縮要素から吐出された高圧、かつ、高温の冷媒が流れる高温側伝熱流路70a、70bと、高温側伝熱流路70a、70bにおいて冷却された後の高圧、かつ、低温の冷媒が流れる低温側伝熱流路70c、70dとを有しており、低温側伝熱流路70c、70dが、高温側伝熱流路70a、70bよりも熱源としての空気の流れ方向の風上側に配置されているため(ここでは、高温側伝熱流路70a、70bが、熱交換器パネル70のうち空気の流れ方向の風下側の部分である風下部に配置されており、低温側伝熱流路70c、70dが、熱交換器パネル70のうち中間冷却伝熱流路70eの下側で、かつ、空気の流れ方向の風上側の部分である下側風上部に配置されている)、高温の冷媒が高温の空気と熱交換し、かつ、低温の冷媒が低温の空気と熱交換するようになり、各伝熱流路70a〜70dにおける冷媒と空気との温度差が均一化されて、熱源側熱交換器4の伝熱性能を向上させることができる。
さらに、本実施形態の空気調和装置1の熱源ユニット1a(すなわち、側方から空気を吸い込んで上方に向かって空気を吹き出すように構成された熱源ユニット)において、仮に、熱源となる空気の流速が小さい熱源ユニット1aの下部に熱源側熱交換器4と一体化された中間冷却器7が配置すると、中間冷却器7を熱源ユニット1aの下部に配置することによる中間冷却器7の空気側の熱伝達率の低下の影響と、中間冷却器7の冷媒側の熱伝達率が熱源側熱交換器4の冷媒側の熱伝達率に比べて低くなる影響とが重なり合って、中間冷却器7の総括熱伝達率が低くなり、しかも、熱源側熱交換器4と一体化することとの兼ね合いで中間冷却器7の伝熱面積を大きくする程度にも限界があるため、この要因によっても、中間冷却器7の伝熱性能の低下が生じることになるが、本実施形態では、中間冷却器7を熱交換器パネル70の風上部の上部である上側風上部に配置するようにしているため、熱源となる空気の流速が大きい熱源ユニット1aの上部に中間冷却器7が配置されることになり、中間冷却器7の空気側の熱伝達率が高くなり、その結果、中間冷却器7の総括熱伝達率の低下が抑えられて、中間冷却器7の伝熱性能の低下をさらに抑えることができる。
(3)変形例
上述の実施形態においては、中間冷却器7(より具体的には、中間冷却伝熱流路70e)が熱交換器パネル70の上側風上部に配置されているため、熱源側熱交換器4(より具体的には、伝熱流路70a〜70d)を空気との熱交換に有利な熱交換器パネル70の風上部に配置するスペースが中間冷却器7の下側の下側風上部に限定されており、熱源側熱交換器4の伝熱性能の低下が生じやすい傾向にある。
そこで、本変形例では、図8に示されるように、上述の実施形態とは異なり、低温側伝熱流路の流路数を2つから1つに減らすことで高温側伝熱流路70a、70bの流路数(ここでは、2つ)よりも少なくし(すなわち、1列8段(計8本)の伝熱管を有する低温側伝熱流路70fのみとし)、高温側伝熱流路70a、70bから低温側伝熱流路70fへ送られる冷媒が低温側伝熱流路70fの流路数(ここでは、1つ)になるように合流した後に、低温側伝熱流路70fに流入するように構成された熱源側熱交換器4を採用している。
これにより、本変形例では、熱交換器パネル70の下側風上部を高温の冷媒に比べて流路抵抗が小さい低温の冷媒が流れる低温側伝熱流路70fとし、かつ、高温側伝熱流路70a、70bから送られる冷媒を合流させて低温側伝熱流路70fに流入させるようにしているため、低温側伝熱流路70fを流れる冷媒の流速を高めて低温側伝熱流路70fにおける熱伝達率を向上させて、熱源側熱交換器4の伝熱性能をさらに向上させることができる。
ここで、本変形例における熱交換器パネル70として、さらに、上下方向の段数を増加させた構成(ここでは、56段)を採用する場合には、例えば、図9に示されるような中間冷却器7の風下側に配置された2列4段(計8本)の伝熱管を有する4つの第1〜第4高温側伝熱流路170a〜170dと、第4高温側伝熱流路170dの下側に配置された2列6段(計12本)の伝熱管を有する4つの第5〜第8高温側伝熱流路170e〜170hと、第8高温側伝熱流路170hの下側に配置された2列8段(計16本)の伝熱管を有する2つの第9及び第10高温側伝熱流路170i、170jと、中間冷却器7の下側に配置された1列6段(計6本)の伝熱管を有する2つの第1及び第2低温側伝熱流路170k、170lと、第2低温側伝熱流路170lの下側に配置された1列8段(計8本)の伝熱管を有する3つの第3〜第5低温側伝熱流路170m〜170oと、第1低温側伝熱流路170kの上側に配置された1列4段(計4本)の伝熱管を有する5つの第1〜第5中間冷却伝熱流路170p〜170tとを有する構成にすることができる。
このような伝熱流路170a〜170tを有する熱交換器パネル70では、まず、前段側の圧縮要素2cから吐出された中間圧の冷媒は、5つに分岐されて、第1〜第5中間冷却伝熱流路170p〜170tに流入して、熱源としての空気と熱交換を行って冷却され、再び合流した後に、後段側の圧縮要素2dに送られる。次に、後段側の圧縮要素2dから吐出された高圧、かつ、高温の冷媒は、10つに分岐されて、第1〜第10高温側伝熱流路170a〜170jに流入して、中間冷却伝熱流路170p〜170tや低温側伝熱流路170k〜170oを通過した後の空気と熱交換を行って冷却される。そして、第1及び第2高温側伝熱流路170a、170bにおいて冷却された冷媒は、合流して第1低温側伝熱流路170kに送られ、第3及び第4高温側伝熱流路170c、170dにおいて冷却された冷媒は、合流して第2低温側伝熱流路170lに送られ、第5及び第6高温側伝熱流路170e、170fにおいて冷却された冷媒は、合流して第3低温側伝熱流路170mに送られ、第7及び第8高温側伝熱流路170g、170hにおいて冷却された冷媒は、合流して第4低温側伝熱流路170nに送られ、第9及び第10高温側伝熱流路170i、170jにおいて冷却された冷媒は、合流して第5低温側伝熱流路170oに送られる(すなわち、流路数が10つから5つに減少する)。そして、第1〜第5低温側伝熱流路170k〜170oに送られた冷媒は、熱源としての空気と熱交換を行ってさらに冷却され、合流した後に、膨張機構5等に送られる。
このように、図9に示される熱交換器パネル70では、図8に示される構成における特徴に加えて、各高温側伝熱流路170a〜170jを構成する伝熱管の段数(すなわち、伝熱管の本数)が下方に向かうにつれて大きくなっており、また、各低温側伝熱流路170k〜170oを構成する伝熱管の段数(すなわち、伝熱管の本数)も下方に向かうにつれて大きくなっており、空気の流速が大きく空気側の熱伝達率が高い熱交換器パネル70の上部に配置された伝熱流路については、伝熱面積を小さくなるようにし、空気の流速が小さく空気側の熱伝達率が低い熱交換器パネル70の下部に配置された伝熱流路については、伝熱面積が大きくなるようにしている。
このため、図9に示される構成では、上述の作用効果に加えて、熱源側熱交換器4の上部と下部との間で伝熱性能のばらつきを生じにくくすることができる。
(4)他の実施形態
以上、本発明の実施形態及びその変形例について図面に基づいて説明したが、具体的な構成は、これらの実施形態及びその変形例に限られるものではなく、発明の要旨を逸脱しない範囲で変更可能である。
例えば、上述の実施形態及びその変形例では、1つの利用側熱交換器を有する冷房専用の冷媒回路に本発明を適用しているが、例えば、複数の利用側熱交換器を有する冷媒回路や冷房運転と暖房運転とを切り換え可能な冷媒回路のような他の冷媒回路に本発明を適用する等のように、超臨界域で作動する冷媒を冷媒として使用して多段圧縮式冷凍サイクルを行うものであれば、本発明を適用可能である。
また、超臨界域で作動する冷媒としては、二酸化炭素に限定されず、エチレン、エタンや酸化窒素等を使用してもよい。