JP2013134024A - 冷凍サイクル装置 - Google Patents

Abstract

【課題】蒸発器として機能する熱交換器の性能を向上させることができる冷凍サイクル装置を提供する。
【解決手段】冷凍サイクル装置は、少なくとも蒸発器として機能する熱交換器１４を含む主回路を備える。熱交換器１４は、膨張手段側の第１開口４ａから圧縮機側の第２開口４ｂまで延びる冷媒経路４を有する。冷媒経路４の途中には、主回路から分岐した分岐路３がつながっている。冷媒経路４は、第１開口４ａを形成する第１経路４１、第１経路４１から分裂した複数の第２経路４２、および分岐路３の下流端が接続された合流経路４４、を含む。第１経路４１を構成する配管の内径Ｄおよび長さＬは、液相側と気相側の２つの不等式が成り立つように設定される。
【選択図】図２

Description

本発明は、冷媒を蒸発させる蒸発器として機能する熱交換器を備える冷凍サイクル装置に関する。

従来から、空気調和装置では、蒸発器および凝縮器として機能する熱交換器が用いられている。例えば、特許文献１には、図６に示すような凝縮器として機能する熱交換器１００が開示されている。

熱交換器１００は、入口１２１および出口１２２を有する冷媒経路１２０と、冷媒経路１２０に直交して多数取り付けられ拡大伝熱面として作用するフィン１１０とを含む。冷媒経路１２０における出口１２２近傍部分は相対的に細い配管で構成されており（細管部）、その他の部分は相対的に太い配管で構成されている（標準部）。

図示しない圧縮機から吐出された高温高圧のガス冷媒は、入口１２１から冷媒経路１２０に流入し、熱交換器１００に供給される矢印Ｗで示す風と熱交換して漸次放熱しながら冷媒経路１２０の標準部を流れて凝縮し、高温高圧の液冷媒となる。高温高圧の液冷媒は、冷媒経路１２０におけるフィン１１０の風上側の部分に取り付けられた細管部を流れる。これにより、液冷媒はさらに冷却される。冷媒経路１２０の出口１２２から流出した液冷媒は、図示しない減圧器、蒸発器として機能する熱交換器を経て低温低圧のガス冷媒となり、低温低圧のガス冷媒は圧縮機へ再び吸入される。

図６に示すように冷媒経路１２０の出口１２１近傍部分が細管で構成されていれば、液冷媒と空気の間の熱伝達率が向上して液冷媒の冷却度が上がり、空気調和装置の性能が向上する。しかも、従来から液冷媒の冷却度を上げることにより生じていた冷媒封入量の増加という問題を改善することができ、性能が高く、信頼度の高い空気調和装置を得ることができる。また、液冷媒側の熱交換部分の熱伝達率が高いので熱交換器全体の大きさを従来と同程度に保つことができる。

特公昭６２−１３５７４号公報

しかしながら、図６に示す熱交換器１００は、蒸発器として用いることを想定したものではない。むしろ、熱交換器１００を蒸発器として用いた場合には、冷媒の流入側に位置する細管部によって熱交換器１００の性能が低下する。

本発明は、このような事情に鑑み、蒸発器として機能する熱交換器の性能を向上させることができる冷凍サイクル装置を提供することを目的とする。

前記課題を解決するために、本発明の冷凍サイクル装置は、膨張手段側の第１開口から圧縮機側の第２開口まで延びる冷媒経路を有する、少なくとも蒸発器として機能する熱交換器を含む主回路と、前記熱交換器が蒸発器として機能するときの前記膨張手段の上流側または下流側で前記主回路から分岐して、前記冷媒経路の途中につながる分岐路と、を備え、前記冷媒経路は、前記第１開口を形成する第１経路、前記第１経路から分裂した複数の第２経路、および前記分岐路の下流端が接続された合流経路、を含み、前記第１開口から前記冷媒経路に流入する冷媒の質量流速をＧ［ｋｇ/(ｍ²・ｓ)］、前記第１経路の長さをＬ［ｍ］、前記第１経路を構成する配管の内径をＤ［ｍ］、前記第１開口から冷媒経路に流入する冷媒の液相の密度および粘度をそれぞれρ_l［ｋｇ/ｍ³］およびμ_l［μＰa・ｓ］、前記第１開口から冷媒経路に流入する冷媒の気相の密度および粘度をそれぞれρ_g［ｋｇ/ｍ³］およびμ_g［μＰa・ｓ］としたとき、１．６０×１０³≦((μ_l/(Ｇ・Ｄ))^0.25・(２・Ｇ²/(Ｄ・ρ_l)))・Ｌ≦４．６４×１０⁴、且つ、１．５５×１０⁴≦((μ_g/(Ｇ・Ｄ))^0.25・(２・Ｇ²/(Ｄ・ρ_g)))・Ｌ≦４．１７×１０⁵が成り立つ、ことを特徴とする。

上記の構成によれば、主回路を循環する冷媒の一部が分岐路を通じて熱交換器の中間にインジェクションされるため、第１開口から冷媒経路に流入する冷媒の流量が減少する。その上で、第１経路を構成する配管の内径Ｄおよび長さＬを適切に設定することにより、分岐路が設けられていない場合に比べて蒸発器として機能する熱交換器の性能を向上させることができる。

本発明の一実施形態に係る冷凍サイクル装置の構成図 側方から見たときの室内熱交換器の構成図 気液二相状態のＲ４１０Ａが配管内を流れる際の圧力損失を表す式 冷媒経路における冷媒乾き度と冷媒状態の関係を示す図 第１経路を構成する配管の直径Ｄと第１経路の長さＬを変化させたときの蒸発器性能を示すグラフ 従来の熱交換器の斜視図

以下、本発明の実施形態について、図面を参照しながら詳細に説明する。ただし、本発明は以下の実施形態によって限定されるものではない。

図１に、本発明の一実施形態に係る冷凍サイクル装置１を示す。この冷凍サイクル装置１は、空気調和装置である。ただし、本発明の冷凍サイクル装置は必ずしも空気調和装置である必要はなく、冷凍機、暖房機、給湯機等であってもよい。

具体的に、冷凍サイクル装置１は、冷媒を循環させる主回路２と、主回路２の一部と並列な分岐路３を備えている。冷媒としては、クロロフルオロカーボン（ＣＦＣ）、ハイドロクロロフルオロカーボン（ＨＣＦＣ）またはハイドロフルオロカーボン（ＨＦＣ）を用いることができる。中でも、Ｒ４１０Ａが冷凍サイクル装置１に好適である。ただし、Ｒ４０７Ｃ、Ｒ１３４ａ、Ｒ３２、イソブタン、プロパン、二酸化炭素などの冷媒を使用することも可能である。

主回路２は、圧縮機１１、四方弁１５、室内熱交換器１４、膨張弁１３および室外熱交換器１２を含む。四方弁１５は、流路２１，２６により圧縮機１１の吸入口および吐出口に接続されているとともに、流路２２，２５により室外熱交換器１２および室内熱交換器１４に接続されている。また、室外熱交換器１２および室内熱交換器１４は、流路２３，２４により膨張弁１３に接続されている。

四方弁１５は、暖房運転と冷房運転とで冷媒の流れ方向を切り替える。暖房運転時には圧縮機１１から吐出された冷媒が室内熱交換器１４に導かれ、冷房運転時には圧縮機１１から吐出された冷媒が室外熱交換器１２に導かれる。すなわち、暖房運転時には、室内熱交換器１４が凝縮器として機能し、室外熱交換器１２が蒸発器として機能する。一方、冷房運転時には、室外熱交換器１２が凝縮器として機能し、室内熱交換器１４が蒸発器として機能する。本実施形態では、室内熱交換器１４が、分岐路３を通じて冷媒が注入されるように構成されている。

膨張弁１３は、本発明の膨張手段の一例である。本発明の膨張手段としては、膨張弁１３以外にも、膨張する冷媒から動力を回収する膨張機を採用することができる。

室内熱交換器１４は、図２に示すように、膨張手段１３側の第１開口４ａから圧縮機１１側の第２開口４ｂまで延びる冷媒経路４を有している。すなわち、冷房運転時には、第１開口４ａが冷媒の入口となり、第２開口４ｂが冷媒の出口となる。

分岐路３は、膨張弁１３と室内熱交換器１４の間の流路２４から分岐して、冷媒経路４の途中につながっている。分岐路３には、冷房運転時のみに当該分岐路３に冷媒が流れるように逆止弁３１が設けられている。すなわち、冷房運転時には主回路２を循環する冷媒の一部が分岐路３を通じて室内熱交換器１４の中間にインジェクションされ、暖房運転時には室内熱交換器１４の中間からの冷媒の流出が防止される。

分岐路３に流量制御弁を設置すればあらゆる条件でインジェクション流量（分岐路３を流れる冷媒流量）を最適に制御できるため、性能重視であれば流量制御弁を設置することが望ましい。一方、コスト重視で考えると、流量制御弁を設置せず、分岐路３をキャピラリーチューブなどで構成するほうが望ましい。ただし、キャピラリーチューブを用いる場合は、自由に制御できないため、予め最適制御したい条件で最適化を行った仕様のものを設置することになり、その他の条件ではインジェクション流量は成り行きになる。

次に、図２を参照して、室内熱交換器１４の構成を詳細に説明する。なお、以下では、説明の便宜のために、冷房運転時の冷媒の流れ方向に基づいて、第１開口４ａ側を上流側、第２開口４ｂ側を下流側という。

冷媒経路４は、第１開口４ａを形成する第１経路４１と、第１経路群４Ａと、中間経路４４と、第２経路群４Ｂとを含む。第１経路群４Ａと第２経路群４Ｂは、中間経路４４によって連結されている。中間経路４４には冷媒を減圧させる除湿弁６が設けられており、分岐路３の下流端は除湿弁６の上流側で中間経路４４に接続されている。すなわち、中間経路４４は、本発明の合流経路に相当する。

第１経路群４Ａは、第１経路４１から分裂した複数（図例では２つ）の第２経路４２と、各第２経路４２からさらに分裂した複数（図例では４つ）の第３経路４３を含む。第３経路４３は、中間経路４４の上流端に収束している。なお、第３経路４３が省略される代わりに第２経路４２の数が増やされ、第２経路４２が中間経路４４の上流端に収束していてもよい。

第２経路群４Ｂは中間経路４４から分裂した複数（図例では３つ）の末端経路４５を含み、末端経路４５は第２開口４ｂに収束している。

第１経路４１、第２経路４２、第３経路４３および末端経路４５は、それぞれ、図示しない所定の間隔で配列されたファンを貫通する複数のヘアピン管５１，５２，５３，５５で主に構成される。各経路において、ヘアピン管の端部同士はベンド管で連結される。全てのヘアピン管５１，５２，５３，５５は、内周面に複数の螺旋状の溝が形成された溝付管であることが好ましい。

室内熱交換器１４はシロッコファン７を有しており、第３経路４３を構成するヘアピン管５３および末端経路４５を構成するヘアピン管５５は、シロッコファン７を取り囲むように配置されている。第２経路４２を構成するヘアピン管５２は、シロッコファン７により生み出される風方向において、第３経路４３を構成するヘアピン管５３の風上側に配置されており、第１経路４１を構成するヘアピン管５１は、第２経路４２を構成するヘアピン管５２のさらに風上側に配置されている。

第１経路４１を構成する配管は、第２経路４２を構成する配管と同じ太さであってもよいし、それよりも太くてもよい。ただし、第１経路４１を構成する配管は、第２経路４２を構成する配管よりも細いことが好ましい。また、第１経路４１を構成する配管は、第１開口４ａにつながる流路２４を構成する配管よりも細いことが好ましい。

次に、分岐路３を通じたインジェクションにより蒸発器性能が向上するメカニズムについて説明する。

図３は、管内強制対流沸騰の伝熱様式である。強制対流沸騰の伝熱様式はこの図で示されるように乾き度Ｘによって３つの領域に区分できる。第１の領域は、サブクールおよび気相の割合が少ない低乾き度域で、熱伝達が主として伝熱表面における核沸騰に支配される。第２の領域は、壁面上に薄い液膜を有し、管中心部を蒸気が流れる環状流である高乾き度域で、加熱熱流束が高くないときには、伝熱面に沿って流れる液膜の対流熱伝達と液膜表面からの蒸発が支配的になる領域である。第３の領域は、壁面が乾いたドライアウト後の噴霧流領域で、気相中には多量の液滴を含んでいる。第３の噴霧流領域は、この図で示すように熱伝達率が極めて悪い。従って、実用上は第１および第２の領域が用いられる。

この冷媒乾き度と熱伝達率の関係から、室内熱交換器１４に供給される冷媒の一部を室内熱交換器１４の中間にインジェクションすることで、冷媒経路４における分岐路３が冷媒経路４につながる合流位置Ｍよりも上流側を流れる主流冷媒の流量が減り、より蒸発しやすい状態となる。その結果、合流位置Ｍでの主流冷媒の乾き度は増加し、冷媒熱伝達率は増加する。ただし、ドライアウト後は熱伝達率が急激に低下するため、インジェクション流量を増やしすぎると冷媒熱伝達率は低下してしまう。そのため、最適なインジェクション流量に制御することが重要である。また、インジェクションすることで合流位置Ｍでの主流冷媒の圧力損失も低減できるため、空気と冷媒の温度差を大きくすることができ、蒸発性能を向上することができる。これを実現するには、第１経路４１を構成する配管の内径Ｄおよび長さＬを適切に設定することが重要となる。なお、配管が溝付管である場合は、配管の内径Ｄとは溝付管の内部空間の断面積の４倍をぬれ縁長さ（管を断面で見た場合の流体が接している壁面の長さ）で割った値、いわゆる水力直径（等価直径とも呼ばれる）をいう。

さらに、第１経路４１を構成する配管が第２経路４２を構成する配管よりも細い場合には、凝縮性能と蒸発性能の両方を向上させることができる。特許文献１に開示された、図６に示す凝縮器として機能する熱交換器１００では、冷媒経路１２０の出口１２２近傍部分を細管で構成することにより、液冷媒と空気の間の熱伝達率が向上して液冷媒の冷却度が上がり、空気調和装置の性能が向上する。しかしながら、熱交換器１００が蒸発器として機能するときは、冷媒の流入側に位置する細管によって冷媒の圧力損失が増加し、冷媒の蒸発温度が低下する。そのため、圧縮機動力増加を招き、冷凍サイクル装置全体での性能が低下するという課題があった。しかし、蒸発器入口に細管を用いた場合でも、分岐路３を組み合わせることで従来の課題であった蒸発器入口での冷媒圧力損失を低下させることができ、また冷媒側の熱伝達率の向上も期待できる。

図５に、第１経路４１を構成する配管の直径Ｄと第１経路４１の長さＬを変化させたときの蒸発器性能を試算した結果を示す。蒸発器性能のみに着目した理由は次の通りである。

凝縮器出口に細管を用いた場合、凝縮器出口は液冷媒単相であるため、冷媒圧力は低下するが、冷媒温度はほとんど変化しない。そのため、冷媒圧力損失増加による凝縮性能低下はほとんど無く、管を細径化するに従って凝縮性能は向上する。故に、凝縮性能には着目する必要は無い。一方で、蒸発器入口の管を細径化すると、蒸発器での冷媒圧力損失が増加し蒸発性能が低下する。蒸発器へのインジェクションによって従来以上の性能向上を図ることが本発明の趣旨であり、これが蒸発器性能のみに着目した理由である。

計算条件は、空気の乾球温度：２７［℃］、湿球温度：［１９℃］、室内熱交換器１４に供給される風の速度：［１．５ｍ/ｓ］、冷媒：Ｒ４１０Ａ、全体の冷媒循環量：８４［ｋｇ/ｈ］である。第１開口４ａでの冷媒の温度を１７．５［℃］（冷房定格条件）、乾き度Ｘを０．１２とし、そのときの第１開口４ａでの液相の物性値と気相の物性値を汎用ソフトのＲｅｆｐｒｏｐ７（ＮＩＳＴ）にてそれぞれ算出した。その結果、液相の密度ρ_l＝１０６３［ｋｇ/ｍ³］、液相の粘度μ_l＝１２３［μＰa・ｓ］、気相の密度ρ_g＝６４［ｋｇ/ｍ³］、気相の粘度μ_g＝１４［μＰa・ｓ］となった。

計算では、第１経路４１を構成する配管の外径Ｄ’が７ｍｍ、５ｍｍ、４ｍｍと異なる３つのモデル１〜３を作成した。また、モデル１〜３では、外径Ｄ’に応じた最適な冷媒経路４の構成、インジェクション流量を設定した。また、モデル１〜３では、第１経路４１中のヘアピン管の数を、それぞれ、４本、５本、６本とした。

具体的に、第１経路４１を構成する配管の肉厚ｔ［ｍ］、内径Ｄ［ｍ］および長さＬ［ｍ］、ならびに第１開口４ａから冷媒経路４に流入する冷媒の質量流速Ｇ［ｋｇ/(ｍ²・ｓ)］は、表１に示すとおりとした。

図５に示すように、第１経路４１を構成する配管の内径Ｄおよび長さＬを最適に設計すれば、蒸発器性能が最も高くなる。その最適状態から内径Ｄを小さくするとともに長さＬを大きくすると、蒸発器性能は次第に減少し、状況Ａとなったときには分岐路３が設けられていない現行品と同程度になる。一方、最適状態から内径Ｄを大きくするとともに長さＬを小さくすると、蒸発器性能は次第に減少し、状況Ｂとなったときには分岐路３が設けられていない現行品と同程度になる。

状況Ａでは、Ｆ(l)＝１．６０×１０³、Ｆ(g)＝１．５５×１０⁴である。状況Ｂでは、Ｆ(l)＝４．６４×１０⁴、Ｆ(g)＝４．１７×１０⁵である。Ｆ(l)およびＦ(g)は次式により定義される。

Ｆ(l)＝((μ_l/(Ｇ・Ｄ))^0.25・(２・Ｇ²/(Ｄ・ρ_l)))・Ｌ
Ｆ(g)＝((μ_g/(Ｇ・Ｄ))^0.25・(２・Ｇ²/(Ｄ・ρ_g)))・Ｌ

上記の式は、図４に示す気液二相状態のＲ４１０Ａが配管内を流れる際の圧力損失を表す式の項を取り出したもので、それぞれ液相と気相の冷媒圧力損失に関係する物理的な量になっている。なお、図４に示す式は、以下の論文から引用した。

タイトル：Carbon Dioxide and R410a Flow Boiling Heat Transfer,
Pressure Drop, and Flow Pattern in Horizontal Tubes
at Low Temperatures
著 者：C. Y. Park and P. S. Hrnjak
公 開 日：January 2007
所 属：Air Conditioning and Refrigeration Center
University of Illinois
Department of Mechanical Science & Engineering

すなわち、内径Ｄおよび長さＬを、１．６０×１０³≦Ｆ(l)≦４．６４×１０⁴、且つ、１．５５×１０⁴≦Ｆ(g)≦４．１７×１０⁵が成り立つように設計すれば、蒸発器性能を従来よりも向上させることができる。これにより、例えば、凝縮器の出口に細管を用いた場合においても蒸発器の性能を向上させることができる。

例えば、冷媒としてＣＦＣ、ＨＣＦＣまたはＨＦＣを用いた場合は、７３８≦Ｌ/Ｄ≦２０７５が成り立つように内径Ｄおよび長さＬを選定することができる。なお、上記式の下限値および上限値は、それぞれ、モデル１のＬ，Ｄ、モデル３のＬ，Ｄを用いて算出した。また、第１経路４１を構成する配管の外径Ｄ’は、例えば４ｍｍ以上７ｍｍ以下である。

冷媒をＲ４１０ＡからＲ１３４ａに変更すると、第１開口４ａでの物性値は、液相の密度ρ_l＝１５１０［ｋｇ/ｍ³］、液相の粘度μ_l＝１９７［μＰa・ｓ］、気相の密度ρ_g＝３２［ｋｇ/ｍ³］、気相の粘度μ_g＝１２［μＰa・ｓ］となった。冷媒をＲ４１０ＡからＲ３２に変更すると、第１開口４ａでの物性値は、液相の密度ρ_l＝９６４［ｋｇ/ｍ³］、液相の粘度μ_l＝１１５［μＰa・ｓ］、気相の密度ρ_g＝４６［ｋｇ/ｍ³］、気相の粘度μ_g＝１３［μＰa・ｓ］となった。Ｒ１３４ａおよびＲ３２を用いたときのモデル１〜３における質量流速Ｇは、表２に示すとおりである。

なお、前記実施形態では、蒸発器性能を向上させる対象の熱交換器が、運転条件によって凝縮器として機能したり蒸発器として機能したりする空気調和装置の室内熱交換器であったが、本発明の熱交換器はこれに限られるものではない。例えば、本発明の熱交換器は、蒸発器としてのみ機能するエコキュート（ヒートポンプ式給湯器）の熱交換器であってもよい。この場合でも、前記実施形態と同様に、蒸発器性能を従来よりも向上させる効果が得られる。

＜変形例＞
本発明の合流経路は、必ずしも中間経路４４である必要はない。例えば、分岐路３の下流端が分岐して第３経路４３に接続されており、第３経路４３が本発明の合流経路の役割を果たしてもよい。

分岐路３は、膨張弁１３と室外熱交換器１２の間の流路２３から分岐していてもよい。この場合、膨張弁１３で減圧される前の液相の冷媒が室内蒸発器１４にインジェクションされる。このようにしても、第１開口４ａから冷媒経路４に流入する冷媒流量の減少により、合流位置Ｍよりも上流側で冷媒乾き度を上昇させることができる。

１ 冷凍サイクル装置
１１ 圧縮機
１２ 室外熱交換器
１３ 膨張弁（膨張手段）
１４ 室内熱交換器
２ 主回路
３ 分岐路
４ 冷媒経路
４Ａ 第１経路群
４Ｂ 第２経路群
４１ 第１経路
４２ 第２経路
４３ 第３経路
４４ 中間経路（合流経路）
４５ 末端経路
６ 除湿弁

Claims (6)

1. 膨張手段側の第１開口から圧縮機側の第２開口まで延びる冷媒経路を有する、少なくとも蒸発器として機能する熱交換器を含む主回路と、
   前記熱交換器が蒸発器として機能するときの前記膨張手段の上流側または下流側で前記主回路から分岐して、前記冷媒経路の途中につながる分岐路と、を備え、
   前記冷媒経路は、前記第１開口を形成する第１経路、前記第１経路から分裂した複数の第２経路、および前記分岐路の下流端が接続された合流経路、を含み、
   前記第１開口から前記冷媒経路に流入する冷媒の質量流速をＧ［ｋｇ/(ｍ²・ｓ)］、前記第１経路の長さをＬ［ｍ］、前記第１経路を構成する配管の内径をＤ［ｍ］、前記第１開口から冷媒経路に流入する冷媒の液相の密度および粘度をそれぞれρ_l［ｋｇ/ｍ³］およびμ_l［μＰa・ｓ］、前記第１開口から冷媒経路に流入する冷媒の気相の密度および粘度をそれぞれρ_g［ｋｇ/ｍ³］およびμ_g［μＰa・ｓ］としたとき、
   １．６０×１０³≦((μ_l/(Ｇ・Ｄ))^0.25・(２・Ｇ²/(Ｄ・ρ_l)))・Ｌ≦４．６４×１０⁴、且つ、１．５５×１０⁴≦((μ_g/(Ｇ・Ｄ))^0.25・(２・Ｇ²/(Ｄ・ρ_g)))・Ｌ≦４．１７×１０⁵が成り立つ、請求項１に記載の冷凍サイクル装置。
2. 冷媒は、クロロフルオロカーボン、ハイドロクロロフルオロカーボンまたはハイドロフルオロカーボンであり、
   ７３８≦Ｌ/Ｄ≦２０７５が成り立つ、請求項１に記載の冷凍サイクル装置。
3. 前記第１経路を構成する配管の外径は４ｍｍ以上７ｍｍ以下である、請求項２に記載の冷凍サイクル装置。
4. 冷媒はＲ４１０Ａである、請求項２または３に記載の冷凍サイクル装置。
5. 前記熱交換器は、乾球温度：２７℃、湿球温度：１９℃の環境下で作動する空気調和装置の室内熱交換器である、請求項１〜４の何れか一項に記載の冷凍サイクル装置。
6. 前記冷媒経路は、前記複数の第２経路を含む第１経路群と、前記出口に収束する複数の末端経路を含む第２経路群と、を含み、
   前記合流経路は、前記第１経路群と前記第２経路群とを連結する、除湿弁が設けられた中間経路であり、
   前記分岐路の下流端は、前記熱交換器が蒸発器として機能するときの前記除湿弁の上流側で前記中間経路に接続されている、請求項５に記載の冷凍サイクル装置。