JP2009162403A

JP2009162403A - 空気調和機

Info

Publication number: JP2009162403A
Application number: JP2007340187A
Authority: JP
Inventors: Masaaki Sato; 全秋佐藤
Original assignee: Toshiba Carrier Corp
Current assignee: Toshiba Carrier Corp
Priority date: 2007-12-28
Filing date: 2007-12-28
Publication date: 2009-07-23

Abstract

【課題】１次側の冷凍サイクルと２次側の液流体サイクルの熱交換を行う冷媒−流体熱交換器における熱ロスを最小とすることが。
【解決手段】圧縮機２１、四方弁２２、室外側熱交換器２３、膨張装置２５、冷媒−流体熱交換器４０を順次接続してなり、冷媒として炭化水素系冷媒を用いる冷凍サイクル２０と、液ポンプ１１、冷媒−流体熱交換器４０、室内側熱交換器３２を順次接続してなる液流体サイクル３０とを、冷媒−流体熱交換器４０で熱交換させて室内の冷暖房を行なう空気調和機１０において、圧縮機２１の吸込側と、室外側熱交換器２３と膨張装置２５間との中間部分で熱交換を行なう内部熱交換器２４と、冷房運転時に冷凍サイクルの冷媒が、冷媒−流体熱交換器４０内ではスーパーヒート状態とならず内部熱交換器２４でスーパーヒート状態となるように制御を行う制御部５０とを備えている。
【選択図】図１

Description

本発明は、例えば家庭用エアコン等の空気調和機に関し、特に冷媒として可燃性冷媒を用いたものに関する。

冷凍サイクルで用いられてきたフロン系冷媒の代替冷媒として、Ｒ２９０（プロパン）やＲ６００ａ（イソブタン）等のＨＣ冷媒が冷蔵庫等に用いられている。しかしながら、ＨＣ冷媒は、可燃性冷媒であるため、冷媒量が多く、配管接続される空気調和機の室内側に流入させるためには制約が多い。このため、屋外側にＨＣ冷媒を用いた１次側の冷凍サイクル、屋内側に水やブライン等の顕熱流体により熱搬送を行う２次側の液流体サイクルを配置し、両者の間は冷媒−流体熱交換器で熱交換を行っているものが知られている（例えば、特許文献１参照）。
特開２００６−３６７９号公報

上述した空気調和機では、次のような問題があった。すなわち、上述した１次側の冷凍サイクルと２次側の液流体サイクル間で熱交換を行うための冷媒−流体熱交換器では、熱ロスが発生しやすく、冷凍効率が低下する虞があった。

そこで本発明は、１次側の冷凍サイクルと２次側の液流体サイクルの熱交換を行う冷媒−流体熱交換器における熱ロスを最小とすることができる空気調和機を提供することを目的としている。

前記課題を解決し目的を達成するために、本発明の空気調和機は次のように構成されている。

圧縮機、四方切換弁、室外側熱交換器、膨張装置、冷媒−流体熱交換器を順次接続してなり、冷媒として炭化水素系冷媒を用いる冷凍サイクルと、液ポンプ、冷媒−流体熱交換器、室内側熱交換器を順次接続してなる液流体サイクルとを、上記冷媒−流体熱交換器で熱交換させて室内の冷暖房を行なう空気調和機において、上記圧縮機の吸込側と、上記室外側熱交換器と上記膨張装置間との中間部分で熱交換を行なう内部熱交換器と、冷房運転時に冷凍サイクルの冷媒が、上記内部熱交換器でスーパーヒート状態となるように制御を行う制御部とを備えていることを特徴とする。

本発明によれば、１次側冷凍サイクルと２次側液流体サイクルの熱交換を行う冷媒−流体熱交換器における熱ロスを最小とすることが可能となる。

図１は本発明の一実施の形態に係る空気調和機１０の構造を示す説明図である。空気調和機１０は、冷凍サイクル２０と、液流体サイクル３０と、これらのサイクルで共用する冷媒−流体熱交換器４０と、各部を連携制御する制御部５０とを備えている。なお、図１中実線矢印Ｒは冷房時、破線矢印Ｄは暖房時の冷媒の流れ方向を示している。

冷凍サイクル２０は、圧縮機２１、四方弁２２、室外側熱交換器２３、内部熱交換器２４、膨張弁２５、冷媒−流体熱交換器４０、圧縮機２１が順次接続されている。なお、図１中２６は温度センサ（出力値：Ｔａ）、２７は温度センサ（出力値：Ｔｂ）、２８は温度センサ（出力値：Ｔｃ）を示している。冷媒としてＨＣ系の冷媒が用いられる。

液流体サイクル３０は、液ポンプ３１、冷媒−流体熱交換器４０、室内側熱交換器（ＦＣＵ）３２が順次接続されている。なお、図１中３３はリザーバタンクを示している。液流体には通常、水もしくはブライン（塩化カルシウム水溶液や塩化ナトリウム水溶液等）が用いられる。

このように構成された空気調和機１０は、次のように動作する。すなわち、冷房時においては、圧縮機２１及び液ポンプ３１を作動させて、図１中実線矢印Ｃに沿って冷媒及び液流体が通流する。冷凍サイクル２０では、圧縮機２１を出た高温高圧の冷媒蒸気は、四方弁２２を通って、室外側熱交換器２３に流入し、外気によって熱を奪われ、凝縮、液化する。室外側熱交換器２３を出た高圧液冷媒は、内部熱交換器２４を通過し、膨張弁２５に流入し減圧され、低圧の気液二相冷媒となって冷媒−流体熱交換器４０に流入する。そして冷媒−流体熱交換器４０内の冷媒流路を流れる間に、ブライン流路内を流れるブラインによって加熱され、低圧の液冷媒の大部分が蒸気となり、冷媒−流体熱交換器４０から流出する。この低圧の冷媒は、四方弁２２を通って、再び圧縮機２１に吸入される。

一方、液流体サイクル３０では、液ポンプ３１によって吐出されたブラインは、冷媒−流体熱交換器４０を介して室内側熱交換器３２に流入し、室内空気と熱交換して、室内を冷房する。室内空気によって加熱され、温度が上昇したブラインは、冷媒−流体熱交換器４０に流入する。そして冷媒−流体熱交換器４０内のブライン流路内を流れる間に、冷媒流路内を流れる冷媒によって冷却され、ブライン温度は低下する。冷媒−流体熱交換器４０を出たブラインは、再び液ポンプ３１へ流入する。このように、冷房運転時に冷媒−流体熱交換器４０を冷媒とブラインの同一方向に流れる平行流となるようにされている。

次に、制御部５０による制御について説明する。冷凍サイクル２０では、冷房運転時に冷媒−流体熱交換器４０が蒸発器として機能するが、この冷媒−流体熱交換器４０内で液冷媒を完全に蒸発させず、スーパーヒートを起こさせないように制御を行う。具体的には、冷媒−流体熱交換器４０入口の温度センサ２６の温度Ｔａと内部熱交換器２４出ロ側にある温度センサ２８の温度Ｔｃが、Ｔａ＞Ｔｂ、かつ、Ｔａ＜Ｔｃ（＋β）を満たすように膨張弁２５の開度または圧縮機２１の運転周波数を調節することで、冷媒−流体熱交換器４０内でスーパーヒートしないように制御する。

図２のように冷媒を冷媒−流体熱交換器４０内でスーパーヒートをさせずに出口から流出させるようにする。この結果、冷媒−流体熱交換器４０の出口部においても冷媒の温度がＴｒと水の温度Ｔｗとの間の温度差ΔＴが確保できる。

一方、スーパーヒートしないまま冷媒−流体熱交換器４０から流出した冷媒が液混じりの状態で圧縮機２１に戻ると、圧縮機２１の信頼性が損なわれるため、内部熱交換器２４により室外側熱交換器（凝縮器）２３の出口の冷媒と熱交換させ、冷媒をスーパーヒートさせる。

図３は比較のため、冷媒−流体熱交換器４０において冷媒がスーパーヒートする場合の制御について示したものである。すなわち、蒸発時に冷媒−流体熱交換器４０の入口側にある温度センサ２６の温度Ｔａと出口側にある温度センサ２７の温度Ｔｂとの差を取り、Ｔａ＜Ｔｂ（＋α）となるように制御することで、冷媒−流体熱交換器４０内で冷媒がスーパーヒートするように制御する。これにより、冷媒が冷媒−流体熱交換器４０の出ロ側でスーパーヒートを起こして温度Ｔｒが上昇し、水の温度Ｔｗとの温度差ΔＴ′が減少する。

したがって、図２に示した本発明のものにおいて、図３に示した従来のものと同等の熱交換量を得る場合には、蒸発温度（蒸発圧力）をＴｒ´に上昇させることができ、圧縮機２１の負荷を減少させ、ひいては冷凍サイクル効率（サイクルＣＯＰ）を上げることができる。

なお、上記α及びβは固定値または冷媒流量等を考慮した変数である。

次に、暖房時においては、冷凍サイクル２０では、圧縮機２１を出た高温高圧の冷媒蒸気は、四方弁２２を通って、冷媒−流体熱交換器４０に流入する。冷媒−流体熱交換器４０内の冷媒流路に流入した冷媒は、ブライン流路内を流れるブラインによって冷却され、凝縮、液化する。冷媒−流体熱交換器４０を出た高圧液冷媒は、膨張弁２５に流入し減圧され、低圧の気液二相冷媒となり、内部熱交換器２４を通り、蒸発器として動作する室外側熱交換器２３へ流入する。この低圧の気液二相冷媒は室外側熱交換器２３で外気から熱を奪って蒸発し、低圧蒸気冷媒となって室外側熱交換器２３を流出する。この低圧の蒸気冷媒は、四方弁２２を通って、再び圧縮機２１に吸入される。

また、液流体サイクル３０では、液ポンプ１１によって吐出されたブラインは、冷媒−流体熱交換器４０を介して室内側熱交換器３２に流入し、室内空気と熱交換して、室内を暖房する。室内空気に熱を奪われ、温度が低下したブラインは、冷媒−流体熱交換器４０に流入する。そして冷媒−流体熱交換器４０内のブライン流路内を流れる間に、冷媒流路内を流れる冷媒によって加熱され、ブライン温度は上昇する。冷媒−流体熱交換器４０を出たブラインは、再び室内側熱交換器３２へ流入する。このように、暖房運転時には、冷媒−流体熱交換器４０を冷媒とブラインの逆方向に流れる対向流となる。

上述したように本実施の形態に係る空気調和機１０においては、冷房運転時に冷媒−流体熱交換器４０の出口側で冷媒と水との温度差ΔＴを十分に確保することで、冷凍サイクル効率を向上させることができる。

図４は、冷凍サイクル２０の冷媒にプ口パンを用いた場合の圧縮機２１の吸込温度（サクション温度）とサイクルＣＯＰ、内部熱交換器２４の高圧側出口温度との関係を示したグラフである。内部熱交換器２４内での熱交換量を大きくすると高圧側内部熱交換器２４の出口温度が下がり、圧縮機２１の吸込温度が上昇する。そして、吸込温度の上昇に伴い、サイクルＣＯＰが上昇している。このようにプロパンを冷媒として用いると吐出温度等システムに差し支えない限り、内部熱交換器２４の熱交換量を大きくし、吸込温度を大きくすることでシステム効率を向上させることができる。

なお、本発明は前記実施の形態に限定されるものではない。例えば、温度センサ２５は冷媒−流体熱交換器４０内の任意の箇所、温度センサ２６は内部熱交換器２４入口側に設けるようにしてもよい。この他、本発明の要旨を逸脱しない範囲で種々変形実施可能であるのは勿論である。

本発明の一実施の形態に係る空気調和機の構造を示す説明図。同空気調和機に組み込まれ、制御を行った場合における冷媒−流体熱交換器内における冷媒と水との温度変化を示すグラフ。同空気調和機に組み込まれ、制御を行わない場合における冷媒−流体熱交換器内における冷媒と水との温度変化を示すグラフ。冷凍サイクルの冷媒にプ口パンを用いた場合の圧縮機の吸込温度（サクション温度）とサイクルＣＯＰ、内部熱交換器の高圧側出口温度との関係を示したグラフ。

Claims

圧縮機、四方切換弁、室外側熱交換器、膨張装置、冷媒−流体熱交換器を順次接続してなり、冷媒として炭化水素系冷媒を用いる冷凍サイクルと、
液ポンプ、冷媒−流体熱交換器、室内側熱交換器を順次接続してなる液流体サイクルとを、
上記冷媒−流体熱交換器で熱交換させて室内の冷暖房を行なう空気調和機において、
上記圧縮機の吸込側と、上記室外側熱交換器と上記膨張装置間との中間部分で熱交換を行なう内部熱交換器と、
冷房運転時に冷凍サイクルの冷媒が、上記内部熱交換器でスーパーヒート状態となるように制御を行う制御部とを備えていることを特徴とする空気調和機。
上記冷媒−流体熱交換器は、冷房運転時に上記冷媒と上記流体の流れが平行流となるように構成されていることを特徴とする請求項１に記載の空気調和機。
上記冷媒は、プロパンであることを特徴とする請求項１又は２に記載の空気調和機。