(57)【要約】【課題】デシカントによる吸脱着を利用して空調の顕熱負荷と潜熱負荷を分離して処理する装置の運転効率を向上する。【解決手段】圧縮機４、加熱熱交換器５、気液分離器６、凝縮器として作用する室外熱交換器７、膨張弁８、蒸発器として作用する室内熱交換器７を含む冷凍サイクルを構成する冷媒回路と、室内と室外の間で換気を行うための吸気風路２１、排気風路２２と、吸気風路にて室外からの吸気より水分を吸着し、排気風路にて室内からの排気へ水分を脱着するデシカントロータ１６と、吸気風路にデシカントロータより下流側に配置された冷却熱交換器１２とを備え、前記加熱熱交換器は、排気風路にデシカントロータより上流側に配置され、前記冷媒回路は、気液分離器より分岐され、圧縮機の吸入側に接続されるバイパス回路１０を備えるとともに、バイパス回路に、第２膨張弁１１および冷却熱交換器１２を備える。【選択図】図１
2010107152.tif 000002
【特許請求の範囲】
【請求項１】
圧縮機、加熱熱交換器、冷媒分配機、凝縮器として作用する室外熱交換器、減圧装置、蒸発器として作用する室内熱交換器を含む冷凍サイクルを構成する冷媒回路と、
室内と室外の間で換気を行うための吸気風路、排気風路と、
吸気風路にて室外からの吸気より水分を吸着し、排気風路にて室内からの排気へ水分を脱着するデシカントロータと、
吸気風路にデシカントロータより下流側に配置された冷却熱交換器とを備え、
前記加熱熱交換器は、前記排気風路に前記デシカントロータより上流側に配置され、
前記冷媒回路は、前記冷媒分配器より分岐され、前記圧縮機の吸入側に接続されるバイパス回路を備えるとともに、前記バイパス回路に、第２減圧装置および前記冷却熱交換器を備えることを特徴とする冷凍空調装置。
【請求項２】
前記冷媒分配器は、冷媒を気液二相状態に分離する気液分離器であることを特徴とする請求項１記載の冷凍空調装置。
【請求項３】
前記バイパス回路の圧縮機吸入側にて、前記冷却熱交換器からの吸入冷媒と前記室内熱交換器からの吸入冷媒とを合流させてから前記圧縮機に吸入させることを特徴とする請求項１または２記載の冷凍空調装置。
【請求項４】
冷凍空調装置の計測、制御を実施する制御装置を備え、制御装置にて圧縮機の吐出温度、または加熱熱交換器入口の冷媒温度、または加熱熱交換器で加熱される室内からの排気の空気温度に基づいて、第２減圧装置の開度を制御し、バイパス回路を流れる冷媒流量を制御することを特徴とする請求項１〜３のいずれかに記載の冷凍空調装置。
【請求項５】
制御装置にて加熱熱交換器出口の冷媒状態が気液二相状態となるように、圧縮機容量、室外熱交換器の熱交換容量、第２減圧装置の開度のうちの少なくとも一つを制御することを特徴とする請求項１〜３のいずれかに記載の冷凍空調装置。
【発明の詳細な説明】
【技術分野】
【０００１】
本発明は、冷凍空調装置に関するものであり、特にデシカントによる空気中の水分の吸脱着を利用して空調の顕熱負荷と潜熱負荷を分離して処理する装置に関するものである。
【背景技術】
【０００２】
従来のデシカントを用いた冷凍空調装置として、特許文献１の例がある。
【０００３】
【特許文献１】特開２００１−２６３７３２号公報
【０００４】
特許文献１では、圧縮機の吐出側と凝縮器との間に加熱熱交換器を設け、排気風路のデシカントロータ上流側に加熱熱交換器を配置し、圧縮機吐出の冷媒顕熱にて排気を昇温し、脱着温度を高くすることでデシカントロータにおける水分の脱着を十分に行えるようにしている。
【発明の開示】
【発明が解決しようとする課題】
【０００５】
しかしながら、従来の装置では、加熱熱交換器の下流側に配置される凝縮器で凝縮される冷媒を減圧し、デシカントで吸着された吸気の冷却源に用いているため、以下のような問題があった。
一般的には吐出顕熱での冷媒エンタルピー差よりも凝縮時の潜熱に相当する冷媒エンタルピー差が大きく、凝縮時の熱交換量は吐出顕熱で得られる熱交換量の３倍程に大きくなる。冷凍サイクルの熱バランスより、高圧側での熱交換量は概ね低圧側での熱交換量と等しくなるので、従来の装置は加熱熱交換器での熱交換量よりも大きい凝縮器での熱交換量と同程度の熱量が吸気の冷却として用いられている。加熱熱交換器では２０〜３０℃程度の排気の昇温がなされる一方で、吸排気の風量は通常一致することから、加熱熱交換器と同程度の熱交換量であっても吸気の冷却時は、２０〜３０℃程度の温度低下が生じることになるが、従来の装置ではそれよりも大きい凝縮器での熱交換量に相当する分だけ温度差が大きく冷却されることになり、吸気の温度低下が極端に大きくなる。吸気の温度低下に応じて装置の冷凍サイクルの低圧（蒸発温度）を下げる運転を行わなければならず、装置の運転効率が低下するという課題があった。
またこの課題を回避するために、凝縮器での熱交換量を減少させることもできるが、この場合は凝縮器で冷媒ガスの凝縮が不十分となるため、圧縮機で搬送する冷媒流量と冷媒潜熱の積として通常の冷凍サイクルで得られる冷却能力が得られないことになり、この場合も装置の運転効率が低下するという課題があった。
【０００６】
本発明は、上述のような課題を解決するためになされたものであり、冷媒の吐出顕熱を用いてデシカントの脱着を行う場合においても、高効率の運転を実現することを目的とする。
【課題を解決するための手段】
【０００７】
本発明に係る冷凍空調装置は、
圧縮機、加熱熱交換器、冷媒分配機、凝縮器として作用する室外熱交換器、減圧装置、蒸発器として作用する室内熱交換器を含む冷凍サイクルを構成する冷媒回路と、
室内と室外の間で換気を行うための吸気風路、排気風路と、
吸気風路にて室外からの吸気より水分を吸着し、排気風路にて室内からの排気へ水分を脱着するデシカントロータと、
吸気風路にデシカントロータより下流側に配置された冷却熱交換器とを備え、
前記加熱熱交換器は、前記排気風路に前記デシカントロータより上流側に配置され、
前記冷媒回路は、前記冷媒分配器より分岐され、前記圧縮機の吸入側に接続されるバイパス回路を備えるとともに、前記バイパス回路に、第２減圧装置および前記冷却熱交換器を備えるものである。
【発明の効果】
【０００８】
本発明の冷凍空調装置は、上記のように構成することにより、凝縮器出口の冷媒を室内熱交換器に搬送し、室内空気の冷却に用いるとともに、デシカントロータにより空調負荷の潜熱を処理し、室内熱交換器による冷却では空調負荷の顕熱を処理する運転を行うことで、冷凍サイクルの蒸発温度を高くでき、高効率の運転を実現できる。また、デシカントロータの脱着熱を冷媒の吐出顕熱から供給するため、冷凍サイクルの凝縮温度も低く運転でき、高効率の運転を実現できる。
【発明を実施するための最良の形態】
【０００９】
実施の形態１．
本発明の実施の形態１に係る冷凍空調装置の構成を図１に基づいて説明する。図１は、実施の形態１に係る冷凍空調装置の冷媒回路と換気時の風路構成を示したものであり、本実施の形態の冷凍空調装置は、図１に示すように、室外ユニット１と、室内ユニット２と、換気ユニット３とを備える。
室外ユニット１内には、圧縮機４、室外熱交換器７、および冷凍空調装置の計測、制御を実施する計測制御装置１７が搭載される。
圧縮機４はインバータにより回転数が制御され容量制御されるタイプである。室外熱交換器７はファンなどで送風される外気と冷媒との間で熱交換を行う。
【００１０】
室内ユニット２内には、室内熱交換器９と室内減圧装置である室内膨張弁８が搭載される。室内熱交換器９はファンなどで送風される室内側空気と冷媒との間で熱交換を行う。室内膨張弁８は、開度が可変である電子膨張弁である。
【００１１】
換気ユニット３は、図１の一点鎖線で囲まれた室内領域Ａと室外との換気を行うものである。図１の点線の上半分で囲まれた風路が吸気風路２１であり、室外空気（ＯＡ）を室内に吸気（ＳＡ）する。図１の点線の下半分で囲まれた風路が排気風路２２であり、室内空気（ＲＡ）を室外に排気（ＥＡ）する。換気ユニット３の排気風路２２内には加熱熱交換器５が設けられ、吸気風路２１内には冷却熱交換器１２が設けられ、また加熱熱交換器５と冷却熱交換器１２との間には、冷媒分配器である気液分離器６と、換気ユニット３に設けられる第２減圧装置である第２膨張弁１１とが設けられている。さらに、両風路２１、２２にまたがってデシカントロータ１６が回転可能もしくは反転可能に設けられている。吸気、排気の送風はそれぞれの風路に設けられたファンで行われる。デシカントロータ１６は回転もしくは反転しながら、吸気風路２１と排気風路２２を交互に通過するように配置される。デシカントロータ１６は、ハニカム部材や多孔性部材等の表面にゼオライトやシリカゲルなどの吸着剤が添着されたものであり、吸排気の空気との間で水分の移動を行うものである。加熱熱交換器５は排気風路２２に設けられ、デシカントロータ１６の上流側に配置され、デシカントロータ１６流入前の排気と熱交換を行い、冷却熱交換器１２は吸気風路２１に設けられ、デシカントロータ１６の下流側に配置され、デシカントロータ１６を通過した後の吸気と熱交換を行う。気液分離器６は重力により冷媒を気液二相に分離し、分離された冷媒ガスは気液分離器６の上部（図１の上部）から流出し、冷媒液は気液分離器６の下部（図１の下部）から流出する。第２膨張弁１１は、開度が可変である電子膨張弁である。
【００１２】
また、換気ユニット３内の気液分離器６の下部から流出し、第２膨張弁１１、冷却熱交換器１２を経て、圧縮機４吸入側に至るバイパス回路１０が設けられる。
【００１３】
室外ユニット１、室内ユニット２、換気ユニット３には温度センサ１４が設けられ、温度センサ１４ａは圧縮機４の吐出側、温度センサ１４ｂは圧縮機４の吸入側、温度センサ１４ｄは室内熱交換器９の下流側に配置され、それぞれ配置場所の冷媒温度を計測する。また、温度センサ１４ｃが室外ユニット１周囲の外気温度を計測し、温度センサ１４ｅが室内ユニット２周囲の室内温度を計測し、温度センサ１４ｆが換気ユニットの排気風路２２のデシカントロータ１６に流入する空気温度を計測する。
【００１４】
室外ユニット１には圧力センサ１５が設けられ、圧力センサ１５ａは圧縮機４の吐出側、圧力センサ１５ｂは圧縮機４の吸入側に配置され、それぞれ配置場所の冷媒圧力を計測する。また、室内ユニット２には湿度センサ１３が設けられ、室内湿度を計測する。
【００１５】
室外ユニット１内の計測制御装置１７は、各ユニットの湿度センサ１３、温度センサ１４、圧力センサ１５の計測情報や、装置使用者から指示される運転内容に基づいて、圧縮機４の運転方法、室外熱交換器７、室内熱交換器９、換気ユニット３のファン送風量、室内膨張弁８、第２膨張弁１１の開度などを制御する。
【００１６】
次に、この冷凍空調装置の運転動作について説明する。本装置では、冷房運転を行い、冷房負荷として発生する顕熱負荷については室内ユニット２で冷却を行い、潜熱負荷については、換気ユニット３で吸気の除湿を行うことで対応する。
まず、冷媒回路の動作について図１および図２に示すｐ−ｈ線図をもとに説明する。圧縮機４から吐出された高温高圧のガス冷媒（図２の点１の状態）は室外ユニット１を流出して、換気ユニット３に流入し、加熱熱交換器５で排気風路２２の空気に放熱しながら冷却し一部凝縮液化され（図２の点２の状態）、気液分離器６に流入する。気液分離器６で冷媒は、飽和ガス冷媒（図２の点２ａの状態）と飽和液冷媒（図２の点２ｂの状態）とに分離され、ガス冷媒はその後、換気ユニット３を流出し、室外ユニット１に流入し、凝縮器となる室外熱交換器７にて室外ユニット１周囲の空気に放熱しながら凝縮液化し、高圧低温の液冷媒となる（図２の点３の状態）。
【００１７】
その後、冷媒は室外ユニット１を流出し、室内ユニット２に流入し、室内膨張弁８にて減圧され低圧の二相冷媒となり（図２の点４の状態）、そして蒸発器となる室内熱交換器９に流入し、そこで室内空気から吸熱し、蒸発ガス化（図２の点５の状態）しながら室内ユニット２内の空気に冷熱を供給する。室内熱交換器９を出た低圧ガス冷媒は室内ユニット２を出て、バイパス回路１０を流れてきた冷媒と合流し、若干昇温（図２の点６の状態）された後で圧縮機４に吸入される。
【００１８】
気液分離器６で分離された液冷媒（図２の点２ｂの状態）はバイパス回路１０を流れ、図２の点線で示される状態変化をたどる。即ち、冷媒は第２膨張弁１１に流入し、低圧まで減圧され低圧の二相冷媒となり（図２の点７の状態）、その後冷却熱交換器１２に流入し、吸気風路２１の空気から吸熱し蒸発ガス化しながら（図２の点８の状態）、吸気風路２１の空気に冷熱を供給する。その後、冷媒はバイパス回路１０を流れて、圧縮機４の吸入側で室内ユニット２を出た冷媒（図２の点５の状態）と合流する。
【００１９】
次に、換気ユニット３における吸排気の動作について説明する。室外から室内への吸気（ＯＡ）は、まず、デシカントロータ１６を通過し、その際水分を吸着し、除湿されるとともに吸着熱により温度が上昇し、高温低湿の空気となる。その後冷却熱交換器１２にて冷却され、低温低湿の空気となり、室内に供給される（ＳＡ）。室内から室外への排気（ＲＡ）は、低温低湿の状態から加熱熱交換器５によって加熱され、高温低湿の状態となる。その後デシカントロータ１６に流入し、デシカントロータ１６の吸着水分を再生、脱着する。その際、脱着熱を奪われ若干温度が低下し、高温高湿の状態となった後で排気される（ＥＡ）。
【００２０】
次に、この冷凍空調装置の運転制御動作について図３のフローチャートに基づいて説明する。圧縮機４の容量、室内膨張弁８の開度、第２膨張弁１１の開度、室外熱交換器７のファン送風量、室内熱交換器９のファン送風量、換気ユニット３の換気風量が初期値に設定される（ステップＳ１）。各ファン送風量は初期値設定のまま維持される。室外熱交換器７のファン送風量は、温度センサ１４ｃで検知される外気温度に基づいて設定され、外気温度が低い場合には低風量で運転されるが、外気温度が所定温度よりも高い場合は、基本的に装置の定格風量で運転される。室内熱交換器９のファン送風量、換気ユニット３の換気風量は、装置使用者が設定する風量で運転される。その後、所定の時間が経過すると（ステップＳ２）、それ以降運転状態に応じた各アクチュエータは以下のように制御される。
【００２１】
まず、圧縮機４の容量は、基本的に室内ユニット２の温度センサ１４ｅで計測される空気温度（室内温度）が、冷凍空調装置使用者が設定する温度になるように制御される。即ち、室内ユニット２の空気温度と設定温度とを比較する（ステップＳ３）。そして、空気温度が設定温度と等しいか或いは近接している場合には、圧縮機４の容量はそのまま維持されて次のステップに進む。また、空気温度が設定温度より上昇している場合は、圧縮機４の容量は増加され、空気温度が設定温度より低い場合には圧縮機４の容量は減少されるというように圧縮機４の容量を変更する（ステップＳ４）。
【００２２】
各膨張弁の制御は以下のように行われる。まず、室内膨張弁８は、温度センサ１４ｄで検知される室内熱交換器９の出口温度と圧力センサ１５ｂで検知される冷凍サイクルの低圧を換算して得られる蒸発温度との差温で求められる室内熱交換器９出口の冷媒過熱度（ＳＨ）が予め設定された目標値、例えば２℃になるように制御される（ステップＳ５）。即ち、室内熱交換器９出口ＳＨと目標値とを比較する（ステップＳ６）。そして、室内熱交換器９出口のＳＨが目標値と等しいか或いは近接している場合には、室内膨張弁８の開度はそのまま維持されて次のステップに進む。また、室内熱交換器９出口のＳＨが目標値より大きい場合には、室内膨張弁８の開度は大きく、ＳＨが目標値より小さい場合には、室内膨張弁８の開度は小さく制御されるというように室内膨張弁８の開度を変更する（ステップＳ７）。
【００２３】
次に、第２膨張弁１１は、湿度センサ１３で得られる室内湿度が、冷凍空調装置使用者が設定する湿度になるように制御され、湿度状況に応じて設定されるデシカントロータ１６に流入する排気温度が目標値となるように制御を行い、デシカントロータ１６における除湿量を制御する。即ち、室内ユニット２の空気湿度と設定湿度とを比較する（ステップＳ８）。そして、空気湿度が設定湿度と等しいか或いは近接している場合には、排気温度の目標値はそのまま維持されて次のステップに進む。また、空気湿度が設定湿度より上昇している場合は、換気ユニット３での除湿量がより多くなるように、デシカントロータ１６に流入する排気温度の目標値をより高くする（ステップＳ９）。逆に、空気湿度が設定湿度より低下している場合は、換気ユニット３での除湿動作を抑制するように、デシカントロータ１６に流入する排気温度の目標値を低く変更する（ステップＳ９）。
【００２４】
次に、第２膨張弁１１の開度と、デシカントロータ１６に流入する排気温度の相関について説明する。排気温度は、加熱熱交換器５での冷媒温度、即ち圧縮機４の吐出温度（図２の点１の状態）が高いほど上昇する。圧縮機４の吐出温度は、圧縮機４の吸入温度（図２の点６の状態）が高いほど高くなり、圧縮機４の吸入温度は室内熱交換器９を出た冷媒と、バイパス回路１０を流れる冷媒の合流後の冷媒状態で決定される。
バイパス回路１０を流れる冷媒のエネルギー、即ち流量×エンタルピーがより大きいほど、合流後の冷媒エンタルピーは高くなり吸入温度も上昇する。バイパス回路１０を流れる冷媒のエネルギーは、冷却熱交換器１２の熱交換量によって決定されるので、熱交換量が多くなるように冷却熱交換器１２の冷媒流量を多くする。即ち、第２膨張弁１１の開度を大きくすると、圧縮機４の吸入温度、吐出温度が上昇し、排気温度が高くなる。そこで制御動作としては以下の動作を実施する。まず、温度センサ１４ｆで検知される排気温度と目標値とを比較する（ステップＳ１０）。そして、排気温度が目標値と等しいか或いは近接している場合には、第２膨張弁１１の開度はそのまま維持されて次のステップに進む。また、排気温度が目標値より高い場合には、第２膨張弁１１の開度は小さく、排気温度が目標値より低い場合には、第２膨張弁１１の開度は大きく制御されるというように第２膨張弁１１の開度を変更する（ステップＳ１１）。
【００２５】
以上のような構成、制御動作とすることで、本実施の形態では以下のような効果を実現できる。まず、冷房の空調を行う場合に発生する潜熱負荷、顕熱負荷のうち、潜熱負荷については換気ユニット３にて処理される。従って室内ユニット２では、顕熱負荷のみに対応する運転がなされる。空気を冷却する熱交換において、潜熱、顕熱を同時に処理する場合、空気の露点温度以下で冷却する必要があり、冷凍サイクルの動作蒸発温度も同様に低下させる運転が求められるが、本実施の形態では顕熱のみに対応すればよいので、蒸発温度については、露点温度よりも高いが室内空気温度よりも適度に低い温度で運転することができる。従って蒸発温度は、潜熱、顕熱を同時に処理する場合に比べて高く設定できるため、より高効率の運転を実現できる。
【００２６】
また、デシカントロータ１６での脱着に必要な高温を生成する際に、加熱熱交換器５において、圧縮機４吐出の冷媒顕熱にて排気を昇温し、脱着温度を高くすることで、冷凍サイクルの高圧側凝縮温度を脱着に必要な温度（６０℃〜８０℃）にまで上昇する必要が無くなり、外気温度に見合った凝縮温度（４５℃〜５０℃）程度で運転可能となる。そのため凝縮温度を、一般の空調機と同様に低くでき、高効率の運転を実現できる。
【００２７】
また、圧縮機４の吸入の冷媒温度を、冷却熱交換器１２における吸気の冷却の際に加熱することで、高くすることができる。そのため圧縮機４の吐出温度がより上昇し、凝縮温度が低い条件であっても脱着用の高温空気を生成することができる。一般の空調機で同様に吸入温度を高めて吐出温度を高めようとする場合、蒸発器出口のＳＨを大きくする必要があり、そのためには冷凍サイクルの動作蒸発温度をより低くする必要があり、効率が低下する運転となる。本実施の形態の場合、低圧側の冷媒の加熱源として、室内空気と吸気の２つがあるが、冷房運転であるため室内空気よりも外気温度が高く、吸気の方が高温となる。吸気はデシカントロータ１６での吸着熱によりさらに高温となる。従って、本実施の形態のように構成することで、冷凍サイクルの動作蒸発温度を室内空気が冷却できるように適切に運転すると同時に、より高温の吸気と冷媒を熱交換させ加熱することで、一般の空調機のような動作蒸発温度の低下がなくても圧縮機４の吸入温度を高めることができ、より効率的に脱着用空気の高温生成が可能となる。
【００２８】
また、吸気を冷却することで、冷媒の低圧顕熱側も負荷に対する冷却に用いることができる。そのため、冷凍サイクルにおいて、負荷の冷却に活用される冷媒エンタルピー差をより大きくできる（図２の点４−５間を点４−６間に拡大）。圧縮機４の吸入冷媒の加熱に他の空調負荷に関連しない高温熱源を用いることもできるが、この場合は冷媒顕熱部分のエンタルピー差は冷却作用として機能しないので、エンタルピー差の拡大の無いまま単に高温の媒体を圧縮することになり、圧縮動力のみ増加し、運転効率が低下する。
本実施の形態では、圧縮機４の吸入温度を高めると同時に冷却に作用する冷媒エンタルピー差も拡大しているので、運転効率の低下が小さく、圧縮機４の吸入温度、吐出温度を高めることができ、より高効率の運転を実現できる。
【００２９】
また、換気ユニット３においては、加熱熱交換器５と冷却熱交換器１２が搭載されているので、それぞれの熱交換のために室外ユニット１から冷媒搬送すると、各熱交換器の出入口を接続する必要があるので、通常は４本の冷媒配管を室外ユニット１と換気ユニット３の間に接続する必要がある。そこで、本実施の形態では加熱熱交換器５を流出した冷媒を分岐し、一部の冷媒を冷却熱交換器１２に流す構成としている。これにより、室外ユニット１と換気ユニット３の間に接続される冷媒配管を３本にでき、構成が簡素化されより低コスト、省工事な装置とすることができる。
【００３０】
また、本実施の形態では気液分離器６にて、全冷媒流量のうちの一部をバイパス回路１０に流す構成としている。そのため、室内ユニット２から室外ユニット１に流入される低圧のガス冷媒（図２の点５の状態）を加熱する場合に比べると、低圧のガス冷媒（図２の点５の状態）を加熱するための熱交換器などの冷媒流路が不要となり、その間の冷媒の圧力損失の発生を防止できる。従って、圧縮機４の吸入側のガス冷媒の顕熱部分を加熱する場合において、冷媒圧力損失を小さくでき、より高効率の運転を実現できる。
【００３１】
また、本実施の形態ではバイパス回路１０に分配される冷媒を、気液分離器６で分離される液冷媒としている。加熱熱交換器５を流出する冷媒のなかで、高圧のガス冷媒（図２の点２ａの状態）については、凝縮液化することで、冷媒エンタルピーを低くし冷却に用いることのできる冷媒エンタルピー差を拡大することで、冷却能力をより多く発揮させることができるが、このガス冷媒をバイパス回路１０に流すと、そのまま第２膨張弁１１で減圧され低圧のガス冷媒となるので、その後の冷却に用いることのできる冷媒エンタルピー差が小さく、冷凍サイクルの冷却能力が低下する運転となる。本実施の形態では、既に冷却のための冷媒エンタルピー差が確保されている液冷媒のみをバイパス回路１０に流すので、前述のような冷却能力の低下が発生しない運転となり、より高効率の運転を実現できる。
【００３２】
なお、本作用を実現させるには、気液分離器６に流入する冷媒状態が気液二相状態となっていることが重要となる。そのため加熱熱交換器５出口の冷媒温度を検出し、その温度と冷凍サイクルの高圧から得られる凝縮温度から気液二相状態でないと判別される場合には、冷凍サイクルの高圧を変更するなどして、気液二相状態を生成することが望ましい。例えば、加熱熱交換器５の出口状態が過熱ガス状態である場合には、冷凍サイクルの高圧を下げる、圧縮機４で搬送される冷媒流量を低下する、圧縮機４の吐出温度を低下させるなどの作用により、加熱熱交換器５出口状態の冷媒エンタルピーを低下させ、気液二相状態とできるので、室外熱交換器７のファン送風量を増加させる、圧縮機４の運転容量を低下させる、第２膨張弁１１の開度を小さくするなどの制御動作を実施させる。
【００３３】
また、本実施の形態ではバイパス回路１０を流れる冷媒流量を制御することで、排気温度の高低を制御し、デシカントロータ１６での除湿量を制御する。前述したように、圧縮機４の吸入温度を高めるための熱交換を吸気と行うことで、冷却作用を行わせながら実施しているので、吸入温度を高く運転することによる効率低下は抑制されるが、それでも吸入温度が高いほど、若干運転効率の低下が生じる。本実施の形態では室内の調湿状況に応じて、適宜脱着に用いられる排気の温度を調整し、圧縮機４の吸入温度を変更するので、除湿量が少なくてもよい条件では圧縮機４の吸入温度を低下させた運転となる。従って、常に一定の脱着温度、即ち圧縮機４の吸入温度が一定で運転される場合に比べて、低負荷条件では吸入温度を低下させる運転を行うことができ、より高効率の運転を行うことができる。
【００３４】
なお、本実施の形態では室内ユニット２が１台の場合を示したが、室内ユニット２が複数台であっても同様の効果を得ることができる。
【００３５】
また、室内膨張弁８は室外熱交換器７と室内熱交換器９の間の冷媒配管にあれば同様の機能を実現できるので、配置は室内ユニット２内に限定されるものではなく、例えば室外ユニット１内に配置してもよい。
【００３６】
また、冷却熱交換器１２は、吸気風路２１のデシカントロータ１６の下流側に配置しているが、デシカントロータ１６の上流側に配置してもよく、同様の効果を得ることができる。また、冷却熱交換器１２を複数用意し、デシカントロータ１６の上流側、下流側のそれぞれに配置しても良い。
【００３７】
また、加熱熱交換器５、冷却熱交換器１２は、冷媒と吸排気が対向流となる構造をとることが望ましい。例えば熱交換器をプレートフィンチューブ熱交換器の多列の構成とし、冷媒は風路下流側の列から風路上流側の列に流れるようにすることで、対向流の構成とすることができる。この場合、加熱熱交換器５ではより高温である熱交換器流入の冷媒が、熱交換器内の最下流の空気と熱交換することになるので、加熱熱交換器５での出口空気温度の昇温が効率的になされ、より高温でデシカントロータ１６の脱着がなされ、除湿量を向上することができる。
また冷却熱交換器１２では、熱交換器出口の冷媒が最も高温である熱交換器流入空気と熱交換することになるので、冷却熱交換器１２での出口冷媒温度の昇温が効率的になされ、圧縮機４の吸入温度、吐出温度を高めることができる。そのため、より高温でデシカントロータ１６の脱着がなされ、除湿量を向上することができる。
【００３８】
実施の形態２．
図４は本発明の実施の形態２に係る冷凍空調装置の冷媒回路と換気時の風路構成を示す構成図である。
本実施の形態では、圧縮機４を流出した高圧ガス冷媒を分岐し、一部は室外熱交換器７に分配し、一部はバイパス回路１０を流れて加熱熱交換器５に流れる構成とする。この構成では、図１の構成に比べると、圧縮機４の吐出ガス冷媒の一部が室外熱交換器７で冷却されることになり、圧縮機４で生成される高温の冷媒顕熱を十分に生かすことができず、脱着のための高温生成機能が低下するものの、室外ユニット１と換気ユニット３を接続する配管数を２本とすることができ、構成が簡素化され、より低コスト、省工事な装置とすることができる。
【００３９】
実施の形態３．
図５は本発明の実施の形態３に係る冷凍空調装置の冷媒回路と換気時の風路構成を示す構成図である。
本実施の形態では、室外ユニット１内にアキュムレータ１８を設け、室内ユニット２から戻る冷媒がアキュムレータ１８を通過した後で、換気ユニット３から流入する冷媒と合流する冷媒回路構成とする。この回路構成では、室内膨張弁８の制御は室内熱交換器９出口のＳＨを制御するのではなく、室外熱交換器７出口の冷媒過冷却度（ＳＣ）が所定値となるように制御され、ＳＣを検出するために、室外熱交換器７出口に温度センサ１４ｇが設けられる。
【００４０】
このように構成することで、室内熱交換器９出口の冷媒状態を常にＳＨ＝０の飽和ガス状態とすることができ、室内熱交換器９で賄われる顕熱の冷却は冷媒の二相部の熱で賄われ、圧縮機４の吸入温度を高めるための加熱は、冷却熱交換器１２における吸気の冷却時の冷媒加熱により実施される。そのため、より温度の低い室内の顕熱分の冷却は冷凍サイクルで最も温度の低い二相部の熱で賄い、圧縮機４の吸入温度を蒸発温度から高めるための熱は、より高温の吸気から得ることができるので、冷媒の温度レベルに応じた温度である負荷側空気と熱交換でき、冷媒と空気の温度差が拡大することによる不可逆損失を減少させる運転となり、より高効率の運転が実施される。また、室内熱交換器９ではＳＨを得る運転を実施することによる熱交換器伝熱性能の低下が無く、より冷凍サイクルの蒸発温度を高く運転でき、高効率の運転となる。
【図面の簡単な説明】
【００４１】
【図１】本発明の実施の形態１に係る冷凍空調装置の構成図である。
【図２】実施の形態１に係る冷凍空調装置の動作を示すｐ−ｈ線図である。
【図３】実施の形態１に係る冷凍空調装置の運転制御フローチャートを表す図である。
【図４】実施の形態２に係る冷凍空調装置の構成図である。
【図５】実施の形態３に係る冷凍空調装置の構成図である。
【符号の説明】
【００４２】
１  室外ユニット、２  室内ユニット、３  換気ユニット、４  圧縮機、５  加熱熱交換器、６  気液分離器、７  室外熱交換器、８  室内膨張弁、９  室内熱交換器、１０  バイパス回路、１１  第２膨張弁（第２減圧装置）、１２  冷却熱交換器、１３  湿度センサ、１４ａ、ｂ、ｃ、ｄ、ｅ、ｆ  温度センサ、１５ａ、ｂ  圧力センサ、１６  デシカントロータ、１７  計測制御装置、１８  アキュムレータ、２１  吸気風路、２２  排気風路。
【図１】
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【図２】
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【図３】
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【図４】
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【図５】
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