JPH10176867A - 空気調和装置 - Google Patents

Abstract

(57)【要約】 【課題】 臨界温度が９０℃以下の冷媒を用いる場合
も、熱交換器の大型化や冷媒封入量の増加を伴うことな
く、優れた運転効率を発揮させる。 【解決手段】 空気調和装置は、圧縮機１、四方弁２、
室外熱交換器３、膨脹弁４、及び室内熱交換器５を冷媒
配管によって順次連結してなる冷凍サイクルを備えてい
る。室外熱交換器３及び室内熱交換器５のうち、当該熱
交換器３及び５が凝縮器となる場合の冷媒流れ方向（各
々破線及び実線の矢印）の下流側に位置する第２室外熱
交換器７及び補助室内熱交換器９の伝熱管７０及び９０
の径は各々、上流側の第１室外熱交換器６及び主室内熱
交換器８の伝熱管６０及び８０の径より小さい。このた
め、凝縮器の出口側である第２室外熱交換器７及び補助
室内熱交換器９の伝熱管７０及び９０において、流速の
増加によって液冷媒の伝熱が促進される。従って、凝縮
器の出口側における冷媒の過冷却度を大きして、冷凍能
力を高めることができる。

Description

【発明の詳細な説明】

【０００１】

【発明の属する技術分野】本発明は、臨界温度の低い代
替冷媒を用いた空気調和装置における、運転効率向上の
ための熱交換器の改良に関する。

【０００２】

【従来の技術】従来の空気調和装置の一般的な冷凍サイ
クルの例が、図１２に示されている。図１２において、
冷凍サイクルは、圧縮機１、四方弁２、室外熱交換器
３′、膨張弁４、及び室内熱交換器５′を、冷媒配管で
順次連結した構造になっている。そして、図１２におい
て、実線の矢印は暖房運転時の冷媒の流れ方向を示し、
破線の矢印は冷房（又は除湿）運転時の冷媒の流れ方向
を示している。すなわち、この空気調和装置は、上記四
方弁２の切り換えで冷媒の流れ方向を変えることによ
り、暖房運転と冷房（又は除湿）運転とを切り換えるこ
とができるようになっている。

【０００３】そして、冷房（又は除湿）運転時において
は、室外熱交換器３′が凝縮器となり、室内熱交換器
５′が蒸発器となる。一方、暖房運転時においては、こ
れと反対に、室外熱交換器３′が蒸発器となり、室内熱
交換器５′が凝縮器となる。また、これらの熱交換器
３′，５′は、それぞれ伝熱管及び多数のフィン（図示
せず）を有し、伝熱管内の冷媒が、空気等の流体と伝熱
管及びフィンを介して熱交換を行うことにより、凝縮又
は蒸発の相変化を行うようになっている。

【０００４】

【発明が解決しようとする課題】ここで、図１３には、
Ｒ２２冷媒と後述するＲ４１０Ａ冷媒のＰ−ｈ（圧力−
エンタルピー）線図であって、両者の２相平衡温度（縦
軸方向）と５０℃の飽和蒸気点（横軸方向）とが一致す
るように合成したものが示されている。Ｒ２２を例にと
って冷媒の一般的な性質について説明すれば、図１３に
示すように、凝縮温度がＲ２２の臨界温度Ｔkx（約９６
℃）に近づくに従って、飽和蒸気線（Ｔkxの右側）と飽
和液線（Ｔkxの左側）とが接近して、伝熱効率のよい２
相流領域（飽和蒸気線と飽和液線との間）が減少すると
ともに、後述する冷凍効果Ｑが減少して、運転効率が低
下する。また、凝縮温度が臨界温度Ｔkxを超えるような
場合は、単相状態の伝熱となって冷媒側の熱伝達率が著
しく低下する。

【０００５】すなわち、凝縮温度が臨界温度Ｔkxに近い
か、又は臨界温度Ｔkxを超えるような条件では、凝縮器
における凝縮熱交換量の減少によって、空気調和装置等
の冷凍機器の運転効率が悪化してしまう。

【０００６】ここで、従来のＲ２２等のＨＣＦＣ冷媒の
代替冷媒として、より臨界温度の低い、Ｒ３２（ジフル
オロメタン）とＲ１２５（ペンタフルオロエタン）との
混合冷媒を用いる場合について説明する。まず、Ｒ３２
の臨界温度は約７９℃であり、Ｒ１２５の臨界温度は約
６６℃である。そして、Ｒ３２とＲ１２５とを５０wt％
ずつ混合したＲ４１０Ａの臨界温度Ｔkyは約７０〜７７
℃であるとされている（図１３では約７３℃としてい
る）。

【０００７】このＲ４１０Ａを空気調和装置の冷媒とし
て用いる場合、一般に凝縮温度は、３５℃から最高周囲
温度条件で６５℃まで、標準負荷条件では４０〜５５℃
で設計される。そして、後者の凝縮温度４０〜５５℃を
基準とすれば、凝縮温度と臨界温度との差は、Ｒ２２の
場合で９６℃−（４０〜５５℃）＝４１〜５６℃である
のに対して、Ｒ４１０Ａの場合では７３℃−（４０〜５
５℃）＝１８〜３３℃と、Ｒ２２の場合の約半分（４４
〜５９％）の大きさになっている。

【０００８】従って、冷媒にＲ４１０Ａを用いる場合
は、Ｒ２２を用いる場合に比べて、凝縮温度が臨界温度
に近くなり、熱伝達率が低下し冷凍効果が減少する傾向
が強くなる。そして、このような傾向は、凝縮温度の高
くなる条件（空気温度の高い状態）では、より顕著なも
のとなる。

【０００９】ここで、図１４には、図１３と同様のＰ−
ｈ線図上における、従来の空気調和装置の冷凍サイクル
の例が示されている。図１４に示す冷凍サイクルのう
ち、Ａ→Ｃx,Ｃy は凝縮、Ｃx,Ｃy →Ｄx,Ｄy は膨張、
Ｄx,Ｄy →Ｆは蒸発、Ｆ→Ａは圧縮の各工程にそれぞれ
対応している。また、ΔＴx とΔＴy は、それぞれ凝縮
器出口におけるＲ２２とＲ４１０Ａの過冷却度（＝飽和
液温度−凝縮器出口温度）を表している。

【００１０】そして、図１４から分かるように、Ｒ４１
０Ａでは、高温域（図１４の上方の領域）の潜熱がＲ２
２に比べて小さくなる。このため、両者の過冷却度ΔＴ
x,ΔＴy が同じ大きさであるとすると、Ｒ４１０Ａの場
合の冷凍効果（冷媒のエンタルピー変化量）Ｑy が、Ｒ
２２の場合の冷凍効果Ｑx より小さくなり、空気調和装
置の冷凍能力Φ(kJ/h)（＝冷凍効果(kJ/kg) ×冷媒循環
量(kg/h)）が低下する。

【００１１】従って、このようなＲ４１０Ａを用いる場
合の冷凍能力の低下を補うためには、凝縮器出口におけ
る過冷却度ΔＴy を大きくとれるようにすればよいこと
が分かる。そのためには、熱交換器自体を大型化した
り、冷媒封入量を増加させたりする手段が考えられる。

【００１２】しかし、これらの手段では、大型化による
コストの増大や、冷媒封入量の増加に伴う圧縮機の信頼
性低下等の問題がある。また、冷媒の液相部分が増加す
るが、この液の単相部分では流速が低い上に、２相変化
を伴う伝熱に比べて熱伝達率が低くなる。このため、全
体としての改善効果は、それ程期待できない。

【００１３】以上、従来の空気調和装置においてＲ４１
０Ａ冷媒を用いる場合の問題点について説明したが、こ
のことは、Ｒ３２、又はＲ３２を含むその他の混合冷媒
や、二酸化炭素、又は二酸化炭素を含む混合冷媒といっ
た、臨界温度が約９０℃以下の代替冷媒を用いる場合に
共通する問題点となる。

【００１４】本発明は、このような点を考慮してなされ
たものであり、熱交換器の大型化や冷媒封入量の増加を
伴うことなく、冷凍能力を高め、臨界温度が９０℃以下
の冷媒を用いる場合においても、優れた運転効率を発揮
できる空気調和装置を提供することを主目的とする。

【００１５】

【課題を解決するための手段】第１の手段は、少なくと
も、圧縮機、室外熱交換器、膨張機構、及び室内熱交換
器を、冷媒配管で順次連結してなる冷凍サイクルを備
え、前記室外熱交換器と前記室内熱交換器とに、それぞ
れ冷媒の流れる伝熱管を有する空気調和装置において、
冷媒として臨界温度が９０℃以下の冷媒を使用し、前記
室外熱交換器と前記室内熱交換器のいずれか一方、又は
両方の伝熱管のうち、当該熱交換器が凝縮器となる場合
の冷媒流れ方向の下流側の一部の伝熱管の断面積を、そ
の他の伝熱管の断面積より小さくしたことを特徴とする
空気調和装置である。

【００１６】この第１の手段によれば、当該熱交換器が
凝縮器となる場合の冷媒流れ方向の下流側の一部の伝熱
管において、断面積の減少に伴って液相部分の冷媒の流
速が増加し、乱流効果によって冷媒の伝熱が促進され
る。このことにより、凝縮器の出口側において、液相部
分の冷媒の冷却が促進されるため、冷媒の過冷却度を大
きくとることができる。

【００１７】第２の手段は、第１の手段において、前記
室外熱交換器と前記室内熱交換器のいずれか一方、又は
両方は、当該熱交換器が凝縮器となる場合の冷媒流れ方
向の上流側の第１の熱交換器と、この第１の熱交換器と
は熱的に分離された、下流側の第２の熱交換器とを有
し、前記第２の熱交換器の伝熱管の断面積を、前記第１
の熱交換器の伝熱管の断面積より小さくしたものであ
る。

【００１８】この第２の手段によれば、第１の手段にお
いて、当該熱交換器が凝縮器となる場合の冷媒流れ方向
の下流側の第２の熱交換器の伝熱管において、第１の手
段の場合と同様、断面積の減少に伴って液相部分の冷媒
の流速が増加し、乱流効果によって冷媒の伝熱が促進さ
れる。

【００１９】また、第２の熱交換器が、当該熱交換器が
凝縮器となる場合の冷媒流れ方向の上流側の第１の熱交
換器とは熱的に分離されているので、第１の熱交換器か
らの伝熱を防いで、第２の熱交換器を低温に保つことが
できる。このことにより、凝縮器の出口側における液相
部分の冷媒の冷却が、さらに促進される。

【００２０】第３の手段は、第２の手段において、前記
第２の熱交換器は、前記第１の熱交換器に対して風上側
に位置するものである。

【００２１】この第３の手段によれば、第２の手段にお
いて、第２の熱交換器を、第１の熱交換器に対してより
低温の空気で冷却することができるので、凝縮器の出口
側における液相部分の冷媒の冷却が、より一層促進され
る。

【００２２】第４の手段は、第３の手段において、空気
調和装置の運転を制御する制御手段を更に備え、少なく
とも前記室内熱交換器は、前記第１の熱交換器と前記第
２の熱交換器とを有し、前記膨張機構は、電子膨張弁を
有し、前記制御手段は、前記室内熱交換器が蒸発器とな
る空気調和装置の除湿運転時において、前記室内熱交換
器の冷媒流れ方向の上流側となる第２の熱交換器内で冷
媒の蒸発が終了するよう、前記圧縮機の運転周波数と前
記電子膨張弁の弁開度とを制御するものである。

【００２３】この第４の手段によれば、第３の手段にお
いて、室内熱交換器が蒸発器となる空気調和装置の除湿
運転時に、室内熱交換器の冷媒流れ方向の上流側となる
第２の熱交換器の伝熱管において、伝熱が促進される。

【００２４】このことにより、第２の熱交換器内で冷媒
の蒸発が終了しやすくなり、第１の熱交換器における冷
媒の過熱を効果的に促進することができる。このため、
室内熱交換器において、風上側の第２の熱交換器によっ
て除湿された空気が、風下側の第１の熱交換器によって
冷却されないようにし、空調空気の温度低下を効果的に
抑制することができる。

【００２５】第５の手段は、第１乃至第４の手段のいず
れかにおいて、臨界温度が９０℃以下の冷媒として、Ｒ
３２、若しくはＲ３２を含む混合冷媒、又は、二酸化炭
素、若しくは二酸化炭素を含む混合冷媒を用いたもので
ある。

【００２６】

【発明の実施の形態】次に、図面を参照して本発明の実
施の形態について説明する。図１乃至図１１は本発明に
よる空気調和装置の実施の形態を示す図である。なお、
図１に示す本発明の実施の形態において、図１２に示す
従来例と同一の構成部分には同一符号を付して説明す
る。また、図５に示す本発明の実施の形態のＰ−ｈ線図
上の冷凍サイクルにおいて、図１４に示す従来例のＰ−
ｈ線図上の冷凍サイクルに対応する部分には同一符号を
付し、重複する説明は省略する。

【００２７】［第１の実施形態］まず、図１乃至図５に
より本発明の第１の実施形態について説明する。図１に
おいて、空気調和装置は、圧縮機１、四方弁２、室外熱
交換器３、電子膨脹弁４、及び室内熱交換器５を冷媒配
管によって順次連結してなる冷凍サイクルを備えてい
る。このうち、室外熱交換器３は、第１室外熱交換器
（第１の熱交換器）６と第２室外熱交換器（第２の熱交
換器）７とから成り、室内熱交換器５は、主室内熱交換
器（第１の熱交換器）８と補助室内熱交換器（第２の熱
交換器）９とから成っている。

【００２８】なお、上記冷媒には、ＨＦＣ冷媒のＲ３２
（ジフルオロメタン）とＲ１２５（ペンタフルオロエタ
ン）とを５０wt％ずつ混合したＲ４１０Ａ（臨界温度約
７３℃）が用いられている。

【００２９】また、図１において、実線の矢印は暖房運
転時の冷媒の流れ方向を示し、破線の矢印は冷房（又は
除湿）運転時の冷媒の流れ方向を示している。すなわ
ち、この空気調和装置は、上記四方弁２の切り換えで冷
媒の流れ方向を変えることにより、暖房運転と冷房（又
は除湿）運転とを切り換えることができるようになって
いる。

【００３０】そして、冷房（又は除湿）運転時において
は、室外熱交換器３が凝縮器となり、室内熱交換器５が
蒸発器となる。一方、暖房運転時においては、これと反
対に、室外熱交換器３が蒸発器となり、室内熱交換器５
が凝縮器となる。従って、室外熱交換器３が凝縮器とな
る冷房（又は除湿）運転時においては、冷媒の流れ方向
（破線の矢印）に対して第１室外熱交換器６が上流側、
第２室外熱交換器７が下流側となる。また、室内熱交換
器５が凝縮器となる暖房運転時においては、冷媒の流れ
方向（実線の矢印）に対して主室内熱交換器８が上流
側、補助室内熱交換器９が下流側となる。

【００３１】また、空気調和装置は、制御部（制御手
段）５０を備え、この制御部５０は、四方弁２と電子膨
張弁４に接続されるとともに、インバータ回路５２を介
して圧縮機１に接続されている。そして、制御部５０
は、四方弁２の切り換えと電子膨張弁４の弁開度の制御
を行うとともに、インバータ回路５２を介して圧縮機１
の運転周波数を制御するようになっている。

【００３２】次に、図２には空気調和装置の室内機の横
断面が示されている。図２において、室内機は、上記室
内熱交換器５を構成する主室内熱交換器８及び補助室内
熱交換器９の他に、横流型の室内ファン１５と、これら
の各室内熱交換器８, ９及び室内ファン１５を覆う前面
パネル１０とを有している。

【００３３】また、主室内熱交換器８は、室内ファン１
５の前方に位置し円弧状断面を有する前方熱交換器８ａ
と、室内ファン１５の後上方に位置する上方熱交換器８
ｂとから成り、室内ファン１５を囲むように逆Ｖ字状に
なっている。また、補助室内熱交換器９は上方熱交換器
８ｂに対して、その上方側（風上側）に重なり合うよう
に配置されている。

【００３４】また、前面パネル１０には、前方熱交換器
８ａに対応する前面吸込グリル１２と、補助室内熱交換
器９及び上方熱交換器８ｂに対応する上面吸込グリル１
３とが設けられている。また、前面パネル１０の前下方
部分には空調空気の吹出口１１が設けられ、この吹出口
１１にルーバ１４が設けられている。

【００３５】そして、室内ファン１５の回転により、室
内空気が前面吸込グリル１２及び上面吸込グリル１３か
ら吸い込まれるようになっている。このうち、前面吸込
グリル１２から吸い込まれた室内空気は、前方熱交換器
８ａを通り、上面吸込グリル１３から吸い込まれた室内
空気は、補助室内熱交換器９を通ってから上方熱交換器
８ｂを通り、ともに空調空気として吹出口１１から吹き
出されるようになっている。

【００３６】ここで、図１及び図２に示すように、主室
内熱交換器８及び補助室内熱交換器９は、それぞれ冷媒
の流れる伝熱管８０及び９０を有している。そして、補
助室内熱交換器９の伝熱管９０の径（断面積）は、主室
内熱交換器８の伝熱管８０の径（断面積）より小さくな
っている。

【００３７】また、図２に示すように、主室内熱交換器
８は、前方熱交換器８ａ及び上方熱交換器８ｂを構成す
るフィン８２ａ及びフィン８２ｂであって、互いに間隔
をおいて積層した多数の板状フィン８２ａ, ８２ｂを有
している。一方、補助室内熱交換器９は、主室内熱交換
器８のフィン８２ａ, ８２ｂとは分離した、同様の多数
の板状フィン９２を有している。すなわち、補助室内熱
交換器９は、主室内熱交換器８とは熱的に分離されてい
る。

【００３８】次に、図３及び図４には、空気調和装置の
室外機が示されている。図３及び図４において、室外機
は、上記室外熱交換器３を構成する第１室外熱交換器６
及び第２室外熱交換器７の他に、室外ファン２５と、こ
れらの各室外熱交換器６, ７及び室外ファン２５を覆う
室外機キャビネット２０とを有している。また、室外機
は、図３に示すように上記圧縮機１を収納するととも
に、図１に示す上記四方弁２、電子膨張弁４、制御部５
０、及びインバータ回路５２を内蔵している。

【００３９】ここで、上記第１室外熱交換器６は、室外
機キャビネット２０の裏面板２１に対応する正面部６ａ
と、この正面部６ａの左端（圧縮機１の配置位置とは反
対側の一端）から室外機キャビネット２０の左側板２３
に対応して延びる左側面部６ｂとを有している。また、
第２室外熱交換器７は、室外機キャビネット２０の裏面
板２１に対応する平板形状をなすとともに、第１室外熱
交換器６の正面部６ａに対向して、その外側（風上側）
に平行に重なり合うように配置されている。また、上記
室外ファン２５は、室外機キャビネット２０の表面板２
２に対応して配置されている。

【００４０】また、室外機キャビネット２０の裏面板２
１及び左側板２３には、それぞれ外気吸入口が形成さ
れ、室外機キャビネット２０の表面板２２には、室外フ
ァン２５に対応する吹出口２２ａ（図４参照）が形成さ
れている。

【００４１】そして、室外ファン２５の回転により、室
外機キャビネット２０の裏面板２１及び左側板２３の外
気吸入口から、室外空気が吸い込まれるようになってい
る。このうち、裏面板２１側の吸入口から吸い込まれた
室外空気は、第２室外熱交換器７を通ってから第１室外
熱交換器６の正面部６ａを通り、左側板２３側の吸入口
から吸い込まれた室外空気は、第１室外熱交換器６の左
側面部６ｂを通り、ともに表面板２２の吹出口２２ａか
ら吹き出されるようになっている。

【００４２】ここで、図１及び図４に示すように、第１
室外熱交換器６及び第２室外熱交換器７は、それぞれ冷
媒の流れる伝熱管６０, ７０を有している。そして、第
２室外熱交換器７の伝熱管７０の径（断面積）は、第１
室外熱交換器６の伝熱管６０の径（断面積）より小さく
なっている。

【００４３】また、図４に示すように、第１室外熱交換
器６は、互いに間隔をおいて積層した多数の板状フィン
６２を有している。一方、第２室外熱交換器７は、第１
室外熱交換器６のフィン６２とは分離した、同様の多数
の板状フィン７２を有している。すなわち、第１室外熱
交換器６と第２室外熱交換器７とは熱的に分離されてい
る。

【００４４】次に、このような構成よりなる本実施形態
の作用効果について説明する。本実施形態によれば、室
外熱交換器３が凝縮器となる冷房運転時には、冷媒流れ
方向の下流側の第２室外熱交換器７の伝熱管７０におい
て、上流側の第１室外熱交換器６の伝熱管６０に対する
断面積の減少に伴って、冷媒の流速が増加し、乱流効果
によって液相部分の冷媒の伝熱が促進される。このこと
により、凝縮器（室外熱交換器）３の出口側における液
相部分の冷媒の冷却が促進される。

【００４５】この場合、室外熱交換器３の第２室外熱交
換器７が、室外熱交換器３が凝縮器となる場合の冷媒流
れ方向の上流側の第１室外熱交換器６とは熱的に分離さ
れているので、第２室外熱交換器７からの伝熱を防い
で、第２室外熱交換器７を低温に保つことができる。ま
た、第２室外熱交換器７が第１室外熱交換器６の正面部
６ａに対して風上側に位置しているので、第２室外熱交
換器７を第１室外熱交換器６に対してより低温の空気で
冷却することができる。

【００４６】以上のことにより、冷房運転時における凝
縮器（室外熱交換器）３の出口側において、液相部分の
冷媒の冷却が効果的に促進されるため、冷媒の過冷却度
を従来より大きくとることができる。

【００４７】一方、室内熱交換器５が凝縮器となる暖房
運転時には、冷媒流れ方向の下流側の補助室内熱交換器
９の伝熱管９０において、上流側の主室内熱交換器８の
伝熱管８０に対する断面積の減少に伴って、冷媒の流速
が増加し、乱流効果によって液相部分の冷媒の伝熱が促
進される。

【００４８】この場合、室内熱交換器３の補助室内熱交
換器９が、室内熱交換器５が凝縮器となる場合の冷媒流
れ方向の上流側の主室内熱交換器８とは熱的に分離され
ているので、主室内熱交換器８からの伝熱を防いで、補
助室内熱交換器９を低温に保つことができる。また、補
助室内熱交換器９が主室内熱交換器８の上方熱交換器８
ｂに対して風上側に位置しているので、補助室内熱交換
器９を主室内熱交換器８の上方熱交換器８ｂに対してよ
り低温の空気で冷却することができる。

【００４９】以上のことにより、暖房運転時における凝
縮器（室内熱交換器）５の出口側において、液相部分の
冷媒の冷却が効果的に促進されるため、冷媒の過冷却度
を従来より大きくとることができる。

【００５０】そして、図５に示すように、冷媒にＲ４１
０Ａを用いる場合において、凝縮器の出口側における冷
媒の過冷却度ΔＴy ′を従来の過冷却度ΔＴy より大き
くとることにより、冷凍効果Ｑy ′を従来の冷凍効果Ｑ
y より大きくし、空気調和装置の冷凍能力Φ(kJ/h)（冷
凍効果(kJ/kg) ×冷媒循環量(kg/h)）を高めることがで
きる。このため、冷媒に臨界温度の低いＲ４１０Ａを用
いる場合であっても、熱交換器３, ５の大型化や冷媒封
入量の増加を伴うことなく、冷房運転時と暖房運転時の
両方において、優れた運転効率を発揮することができ
る。

【００５１】次に、室内熱交換器５が蒸発器となる除湿
運転時における、空気調和装置の動作について説明す
る。図１において、制御手段５０は、空気調和装置の除
湿運転時に、室内熱交換器５の冷媒流れ方向（破線の矢
印）の上流側となる補助室内熱交換器９内で冷媒の蒸発
が完了するような制御を行う。すなわち、制御手段５０
は、圧縮機１の運転周波数を段階的に所定の最低運転周
波数（例えば９Hz）まで低下させて冷媒の吐出量を絞る
と同時に、補助室内熱交換器９内で冷媒の蒸発が完了
し、主室内熱交換器８では冷媒が過熱域となるように、
電子膨張弁４を制御する。

【００５２】具体的には、主室内熱交換器８の温度Ｔc
と補助室内熱交換器９の温度Ｔj との差ΔＴcj＝Ｔc −
Ｔj が、圧縮機１の運転周波数に比例する所定値ΔＴcj
1 となり、かつ温度Ｔj が吸込空気の露点温度以下とな
るよう、電子膨張弁４の弁開度が制御される。また、同
時に制御手段５０は、吹出口１１から吹き出される風が
短絡的に前面吸込グリル１２に吸い込まれるように、ル
ーバ１４を水平方向よりも上方に回動させ、室内ファン
１５の回転を低速に保持する。

【００５３】次に、このように制御される除湿運転時に
おける作用効果について説明する。室内熱交換器５にお
いて、補助室内熱交換器９の伝熱管９０は、主室内熱交
換器８の伝熱管８０に比べて、断面積が小さいために冷
媒の流速が増加する。このことにより、空気調和装置の
除湿運転時に、室内熱交換器５の冷媒流れ方向の上流側
となる補助室内熱交換器９の伝熱管９０において、乱流
効果によって液相部分の伝熱が促進される。従って、補
助室内熱交換器９内で冷媒の蒸発が完了しやすくなり、
上述したような主室内熱交換器８における冷媒の過熱を
効果的に促進することができる。

【００５４】このため、室内熱交換器５において、風上
側の補助室内熱交換器９によって除湿された空気が、風
下側の主室内熱交換器８の上方熱交換器８ｂによって冷
却されないようにし、空調空気の温度低下を効果的に抑
制することができる。すなわち、室温をほとんど低下さ
せない快適な除湿運転を、極めて効果的に行うことがで
きる。

【００５５】［第２の実施形態］次に、図６により、本
発明の第２の実施形態について説明する。本実施形態
は、上記第１の実施形態の主室内熱交換器８及び補助室
内熱交換器９に代えて、主室内熱交換器８Ａ及び補助室
内熱交換器９Ａを用いたものであり、その他の構成は図
１乃至図４に示す上記第１の実施形態と同様である。

【００５６】図６に示すように、本実施形態の主室内熱
交換器８Ａは、その上方熱交換器８ｂ′が補助室内熱交
換器９Ａと一体に形成されている。すなわち、上方熱交
換器８ｂ′と補助室内熱交換器９Ａとは、多数の板状フ
ィン８４を共有している。ただし、上方熱交換器８ｂ′
と補助室内熱交換器９Ａとの間は、各板状フィン８４に
形成された複数の熱分離スリットＳ１によって、熱的に
分離されている。

【００５７】本実施形態によれば、上記第１の実施形態
と同様の作用効果が得られるとともに、主室内熱交換器
８Ａの上方熱交換器８ｂ′が補助室内熱交換器９Ａと一
体に形成されているので、室内熱交換器５（図１参照）
全体の製造コストを低減することができる。

【００５８】［第３の実施形態］次に、図７により本発
明の第３の実施形態について説明する。本実施形態は、
上記第１の実施形態の主室内熱交換器８及び補助室内熱
交換器９に代えて、主室内熱交換器８Ｂ及び補助室内熱
交換器９Ｂを用いたものであり、その他の構成は図１乃
至図４に示す上記第１の実施形態と同様である。

【００５９】図７に示すように、本実施形態の主室内熱
交換器８Ｂは、その上方熱交換器８ｂ″が補助室内熱交
換器９Ｂと一体に形成されている。すなわち、上方熱交
換器８ｂ″と補助室内熱交換器９Ｂとは、多数の板状フ
ィン８２ｂを共有しているが、両者８ｂ″, ９Ｂの間
は、各板状フィン８２ｂに形成された複数の熱分離スリ
ットＳ２によって、熱的に分離されている。

【００６０】この場合、本実施形態の上方熱交換器８
ｂ″は、上記第１の実施形態の上方熱交換器８ｂが厚さ
方向（空気通過方向）に２段に並べられた伝熱管８０を
有しているのに対して、その半分の１段に並べられた伝
熱管８０を有している。そして、一体となった上方熱交
換器８ｂ″と補助室内熱交換器９Ａの全体の形状・寸法
は、上記第１の実施形態の上方熱交換器８ｂとほぼ同じ
形状・寸法となっている。

【００６１】すなわち、本実施形態は、見方を変えれ
ば、上記第１の実施形態の上方熱交換器８ｂの風上側の
伝熱管８０を、より径の細い伝熱管９０に変え、フィン
８２ｂの伝熱管９０に対応する部分と伝熱管８０に対応
する部分との間に熱分離スリットＳ２を設けることによ
り、上記第１の実施形態の上方熱交換器８ｂの一部を補
助室内熱交換器９Ｂとしたものと考えることもできる。

【００６２】次に、このような構成よりなる本実施形態
の作用効果について説明する。本実施形態によれば、主
室内熱交換器８Ｂの容量が上記第１の実施形態の主室内
熱交換器８の容量より若干少なくはなるが、上記第１の
実施形態と同様の作用効果が得られるとともに、室内熱
交換器５（図１参照）全体のコスト低減とコンパクト化
を図ることができる。

【００６３】［第４の実施形態］次に、図８により本発
明の第４の実施形態について説明する。図８に示す本実
形態は、上記第１の実施形態の主室内熱交換器８及び補
助室内熱交換器９に代えて、主室内熱交換器８Ｃ及び補
助室内熱交換器９Ｃを用いたものであり、その他の構成
は図１乃至図４に示す上記第１の実施形態と同様であ
る。

【００６４】図８に示すように、本実施形態の主室内熱
交換器８Ｃは、その前方熱交換器８ａ′が補助室内熱交
換器９Ｃと一体に形成されている。すなわち、前方熱交
換器８ａ′と補助室内熱交換器９Ｃとは、多数の板状フ
ィン８２ａを共有しているが、両者８ａ′, ９Ｃの間
は、各板状フィン８２ａに形成された複数の熱分離スリ
ットＳ３によって、熱的に分離されている。

【００６５】この場合、本実施形態の前方熱交換器８
ａ′は、上記第１の実施形態の前方熱交換器８ａの厚さ
方向（空気通過方向）に２段に並べられた伝熱管８０の
うち、風上側の段の一部の伝熱管８０に代えて、より径
の細い伝熱管９０を設けた形になっている。そして、一
体となった前方熱交換器８ａ′と補助室内熱交換器９Ｃ
の全体の形状・寸法は、上記第１の実施形態の前方熱交
換器８ａとほぼ同じ形状・寸法となっている。

【００６６】すなわち、本実施形態は、見方を変えれ
ば、上記第１の実施形態の前方熱交換器８ａの風上側の
一部の伝熱管８０を、より径の細い伝熱管９０に変え、
フィン８２ａの伝熱管９０に対応する部分と伝熱管８０
に対応する部分との間に熱分離スリットＳ３を設けるこ
とにより、上記第１の実施形態の前方熱交換器８ａの一
部を補助室内熱交換器９Ｃとしたものと考えることもで
きる。

【００６７】次に、このような構成よりなる本実施形態
の作用効果について説明する。本実施形態によれば、主
室内熱交換器８Ｃの容量が上記第１の実施形態の主室内
熱交換器８の容量より若干少なくはなるが、上記第１の
実施形態と同様の作用効果が得られるとともに、室内熱
交換器５（図１参照）全体のコスト低減とコンパクト化
を図ることができる。

【００６８】［第５〜第７の実施形態］次に、図９乃至
図１１により、本発明の第５乃至第７の実施形態につい
て説明する。図９乃至図１１に示す第５乃至第７の実施
形態は、図３に示す上記第１の実施形態の室外機の第１
室外熱交換器６又は第２室外熱交換器７に代えて、第１
室外熱交換器６Ａ若しくは６Ｂ、又は第２室外熱交換器
７Ａ若しくは７Ｂを設けたものである。そして、その他
の構成は図１乃至図４に示す上記第１の実施形態、又は
図６乃至図８に示す上記第２乃至第４の実施形態と同様
である。

【００６９】まず、図９に示す第５の実施形態の室外機
は、図３に示す上記第１の実施形態の室外機の第１室外
熱交換器６に代えて、第１室外熱交換器６Ａを設けたも
のである。この第１室外熱交換器６Ａは、室外機キャビ
ネット２０の裏面板２１に対応するとともに第２室外熱
交換器７に対して風下側に位置する正面部６ａと、この
正面部６ａの左右両端から、それぞれ室外機キャビネッ
ト２０の左右両側板２３, ２４に対応すると共に延びる
左右の側面部６ｂ, ６ｃとを有している。また、第１室
外熱交換器６Ａの右側面部６ｃに対応すると共に、室外
機キャビネット２０の右側板２４にも、外気吸入口が形
成されている。

【００７０】次に、図１０に示す第６の実施形態の室外
機は、図３に示す上記第１の実施形態の室外機の第１室
外熱交換器６に代えて、第１室外熱交換器６Ｂを設ける
とともに、同じく第２室外熱交換器７に代えて、第２室
外熱交換器７Ａを設けたものである。このうち、第１室
外熱交換器６Ｂは、上記第１の実施形態の第２室外熱交
換器７と同様、室外機キャビネット２０の裏面板２１に
対応する平板形状をなしている。

【００７１】また、第２室外熱交換器７Ａは、室外機キ
ャビネット２０の裏面板２１に対応するとともに第１室
外熱交換器６Ｂに対して風上側に位置する正面部７ａ
と、この正面部７ａの左端から室外機キャビネット２０
の左側板２３に対応して延びる左側面部７ｂとを有して
いる。

【００７２】次に、図１１に示す第７の実施形態の室外
機は、図１０に示す上記第６の実施形態の室外機の第２
室外熱交換器７Ａに代えて、第２室外熱交換器７Ｂを設
けたものである。この第２室外熱交換器７Ｂは、室外機
キャビネット２０の裏面板２１に対応するとともに第１
室外熱交換器６Ｂに対して風上側に位置する正面部７ａ
と、この正面部７ａの左右両端から、それぞれ室外機キ
ャビネット２０の左右両側板２３, ２４に対応して延び
る左右の側面部７ｂ, ７ｃとを有している。また、第２
室外熱交換器７Ｂの右側面部７ｃに対応して、上記第５
の実施形態と同様、室外機キャビネット２０の右側板２
４にも、外気吸入口が形成されている。

【００７３】なお、以上の第５乃至第７の実施形態にお
いて、図４に示す上記第１の実施形態の場合と同様、第
１室外熱交換器６Ａ, ６Ｂは伝熱管６０を有し、第２室
外熱交換器７, ７Ａ, ７Ｂは、第１室外熱交換器６Ａ,
６Ｂの伝熱管６０より径（断面積）の小さい伝熱管７０
を有している。

【００７４】次に、このような構成よりなる上記第５乃
至第７の実施形態の作用効果について説明する。第５乃
至第７のいずれかの実施形態によれば、上記第１の実施
形態と同様の作用効果が得られるとともに、上記第１の
実施形態の室外機に対して、室外熱交換器３（図１参
照）全体の容量や、第１室外熱交換器６, ６Ａ, ６Ｂと
第２室外熱交換器７, ７Ａ, ７Ｂとの容量バランス等を
変えて、これらを調節することができる。

【００７５】なお、以上の実施形態において、冷媒とし
てＲ４１０Ａを用いる場合について説明したが、本発明
はこれに限られるものではなく、冷媒としてＲ３２（ジ
フルオロメタン）、若しくはＲ３２を含む混合冷媒、又
は、二酸化炭素、若しくは二酸化炭素を含む混合冷媒等
の臨界温度が９０℃以下の冷媒を用いても、同様の作用
効果を得ることができる。

【００７６】

【発明の効果】本発明によれば、凝縮器における液相部
分の冷媒の冷却が促進されるため、冷媒の過冷却度を大
きくとることにより、冷凍効果を従来より大きくし、空
気調和装置の冷凍能力を高めることができる。このた
め、臨界温度が９０℃以下の冷媒を用いる場合において
も、熱交換器の大型化や冷媒封入量の増加を伴うことな
く、優れた運転効率を発揮することができる。

【図面の簡単な説明】

【図１】本発明による空気調和装置の第１の実施形態に
おける、冷凍サイクル及び回路構成の要部を示すブロッ
ク図。

【図２】図１に示す空気調和装置の室内機の横断面図。

【図３】図１に示す空気調和装置の室外機の水平断面
図。

【図４】図３のIV−IV線断面図。

【図５】図１に示す空気調和装置の作用を示す図であっ
て、Ｒ４１０Ａ冷媒のＰ−ｈ線図における冷凍サイクル
を示す図。

【図６】本発明による空気調和装置の第２の実施形態に
おける、室内機の横断面図。

【図７】本発明による空気調和装置の第３の実施形態に
おける、室内機の横断面図。

【図８】本発明による空気調和装置の第４の実施形態に
おける、室内機の横断面図。

【図９】本発明による空気調和装置の第５の実施形態に
おける、室外機の水平断面図。

【図１０】本発明による空気調和装置の第６の実施形態
における、室外機の水平断面図。

【図１１】本発明による空気調和装置の第７の実施形態
における、室外機の水平断面図。

【図１２】従来の空気調和装置における、冷凍サイクル
の構成を示すブロック図。

【図１３】Ｒ２２冷媒とＲ４１０Ａ冷媒のＰ−ｈ線図で
あって、両者の二相平衡温度（縦軸方向）と５０℃の飽
和蒸気点（横軸方向）とが一致するように合成した図。

【図１４】図１３と同様のＲ２２冷媒及びＲ４１０Ａ冷
媒のＰ−ｈ線図上における、従来の空気調和装置の冷凍
サイクルの例を示す図。

【符号の説明】

１ 圧縮機 ３ 室外熱交換器 ４ 電子膨張弁（膨張機構） ５ 室内熱交換器 ６, ６Ａ, ６Ｂ 第１室外熱交換器（第１の熱交換器） ７, ７Ａ, ７Ｂ 第２室外熱交換器（第２の熱交換器） ８, ８Ａ, ８Ｂ, ８Ｃ 主室内熱交換器（第１の熱交換
器） ８ａ, ８ａ′ 前方熱交換器 ８ｂ, ８ｂ′, ８ｂ″ 上方熱交換器 ９, ９Ａ, ９Ｂ, ９Ｃ 補助室内熱交換器（第２の熱交
換器） ５０ 制御部（制御手段） ６０, ７０, ８０, ９０ 伝熱管

Claims (5)

【特許請求の範囲】
1. 【請求項１】少なくとも、圧縮機、室外熱交換器、膨張
   機構、及び室内熱交換器を、冷媒配管で順次連結してな
   る冷凍サイクルを備え、前記室外熱交換器と前記室内熱
   交換器とに、それぞれ冷媒の流れる伝熱管を有する空気
   調和装置において、 冷媒として臨界温度が９０℃以下の冷媒を使用し、 前記室外熱交換器と前記室内熱交換器のいずれか一方、
   又は両方の伝熱管のうち、当該熱交換器が凝縮器となる
   場合の冷媒流れ方向の下流側の一部の伝熱管の断面積
   を、その他の伝熱管の断面積より小さくしたことを特徴
   とする空気調和装置。
2. 【請求項２】前記室外熱交換器と前記室内熱交換器のい
   ずれか一方、又は両方は、当該熱交換器が凝縮器となる
   場合の冷媒流れ方向の上流側の第１の熱交換器と、この
   第１の熱交換器とは熱的に分離された、下流側の第２の
   熱交換器とを有し、前記第２の熱交換器の伝熱管の断面
   積を、前記第１の熱交換器の伝熱管の断面積より小さく
   したことを特徴とする請求項１記載の空気調和装置。
3. 【請求項３】前記第２の熱交換器は、前記第１の熱交換
   器に対して風上側に位置することを特徴とする請求項２
   記載の空気調和装置。
4. 【請求項４】空気調和装置の運転を制御する制御手段を
   更に備え、少なくとも前記室内熱交換器は、前記第１の
   熱交換器と前記第２の熱交換器とを有し、前記膨張機構
   は、電子膨張弁を有し、前記制御手段は、前記室内熱交
   換器が蒸発器となる空気調和装置の除湿運転時におい
   て、前記室内熱交換器の冷媒流れ方向の上流側となる第
   ２の熱交換器内で冷媒の蒸発が終了するよう、前記圧縮
   機の運転周波数と前記電子膨張弁の弁開度とを制御する
   ことを特徴とする請求項３記載の空気調和装置。
5. 【請求項５】前記冷媒として、Ｒ３２、若しくはＲ３２
   を含む混合冷媒、又は、二酸化炭素、若しくは二酸化炭
   素を含む混合冷媒を用いたことを特徴とする請求項１乃
   ４のいずれかに記載の空気調和装置。