(57)【要約】  本発明に係る冷凍サイクル装置は、圧縮機、熱源側熱交換器、減圧装置、利用側熱交換器が環状に接続されて構成され、冷媒が循環する冷媒回路を備えている。冷媒はＲ３２である。利用側熱交換器は、冷媒と液体とが熱交換するプレート式熱交換器である。プレート式熱交換器は、Ｒ３２が流れる第１流路と、液体が流れる第２流路とを含む。第１流路の断面積は、冷媒としてＲ４１０Ａを使用した場合に対して、０．５以上の比率である。これにより、高い環境性をもつ冷凍サイクル装置を提供することできる。
2017138052.tif 000002
【特許請求の範囲】
【請求項１】
圧縮機、熱源側熱交換器、減圧装置、利用側熱交換器が環状に接続されて構成され、冷媒が循環する冷媒回路を備え、
前記冷媒はＲ３２であり、
前記利用側熱交換器は、前記冷媒と液体とが熱交換するプレート式熱交換器であり、
前記プレート式熱交換器は、前記Ｒ３２が流れる第１流路と、前記液体が流れる第２流路とを含み、
前記第１流路の断面積は、前記冷媒としてＲ４１０Ａを使用した場合に対して、０．５以上の比率である、冷凍サイクル装置。
【請求項２】
前記比率が１．１未満である、請求項１に記載の冷凍サイクル装置。
【請求項３】
前記第２流路の断面積は、前記第１流路の断面積より大きく、かつ、前記冷媒としてＲ４１０Ａを使用した場合の第２流路の断面積以下である、請求項１または２に記載の冷凍サイクル装置。
【請求項４】
前記液体は、水または不凍液である、請求項１に記載の冷凍サイクル装置。
【発明の詳細な説明】
【技術分野】
【０００１】
本発明は、地球温暖化係数（ＧＷＰ）が小さいＲ３２を冷媒として用いた冷凍サイクル装置に関するものである。
【背景技術】
【０００２】
近年の空気調和機などの冷凍サイクル装置では、Ｒ２２の代替冷媒としてオゾン破壊係数の小さい冷媒Ｒ４１０Ａを採用したものが主流となっている。しかし、冷媒Ｒ４１０Ａは地球温暖化係数（ＧＷＰ）が大きいため、今後はＧＷＰが比較的小さく地球温暖化を抑制することができる冷媒Ｒ３２への転換が考えられている（例えば、特許文献１参照）。【０００３】
しかしながら、従来の冷媒Ｒ４１０Ａの冷凍サイクル装置で使用しているプレート式熱交換器を、冷媒Ｒ３２の冷凍サイクル装置にそのまま適用した場合、冷媒Ｒ３２の特性が有効に利用されない。その結果、地球温暖化を効果的に低減しようとすると、Ｒ３２冷媒を用いた冷凍サイクルの性能が従来の冷媒Ｒ４１０Ａを使用した場合の冷凍サイクルの性能より低下するおそれがあるという課題を有していた。
【先行技術文献】
【特許文献】
【０００４】
【特許文献１】特開２００１−２４８９２２号公報
【発明の概要】
【０００５】
本発明は、上記従来の課題を解決するもので、Ｒ３２冷媒の特性を十分に活用したプレート熱交換器の構成とする。これにより、Ｒ３２冷媒を用いた冷凍サイクルの性能が、従来の冷媒を使用した場合の冷凍サイクルの性能より低下することを防止することができる。これにより、地球温暖化防止に貢献した冷凍サイクル装置を提供することができる。
【０００６】
上記従来の課題を解決するために本発明の冷凍サイクル装置は、圧縮機、熱源側熱交換器、減圧装置、利用側熱交換器が環状に接続されて構成され、冷媒が循環する冷媒回路を備えている。冷媒はＲ３２である。利用側熱交換器は、冷媒と液体とが熱交換するプレート式熱交換器である。プレート式熱交換器は、Ｒ３２が流れる第１流路と、液体が流れる第２流路とを含む。第１流路の断面積は、冷媒としてＲ４１０Ａを使用した場合に対して、０．５以上の比率である。
【０００７】
Ｒ３２冷媒は同一条件、同一能力時において、従来の冷媒であるＲ４１０Ａよりも冷媒循環量が少なく、圧力損失が小さくなる特性を有する。したがって、第１流路の断面積比（Ａ１ｎ／Ａ１ｏ）を０．５以上とすることで、圧力損失増加による性能低下の影響を考慮しても、従来と同等以上のＣＯＰ（成績係数）レベルを確保することができる。
【０００８】
本発明によれば、Ｒ３２冷媒の特性を十分に活用したプレート熱交換器の構成とすることで、Ｒ３２冷媒を用いた冷凍サイクルの性能が従来の冷媒を使用した場合の冷凍サイクルの性能より低下することを防止できる。これにより、地球温暖化防止に貢献した冷凍サイクル装置を提供できる。
【図面の簡単な説明】
【０００９】
【図１】図１は、本発明の実施の形態１に係る冷凍サイクル装置の概略構成図である。
【図２】図２は、同プレート熱交換器の構成を示す斜視図である。
【図３】図３は、同プレート熱交換器において、冷媒が流れる第１流路と水または不凍液が流れる第２流路を示す図である。
【図４】図４は、同冷却運転時における第１流路断面積比とプレート熱交換器内部の冷媒重量比との相関図である。
【図５】図５は、同加熱運転時における第１流路断面積比とプレート熱交換器内部の冷媒重量比との相関図である。
【図６】図６は、同冷却運転時における第１流路断面積比とＣＯＰ比との相関図である。
【図７】図７は、同加熱運転時における第１流路断面積比とＣＯＰ比との相関図である。
【発明を実施するための形態】
【００１０】
第１の発明は、圧縮機、熱源側熱交換器、減圧装置、利用側熱交換器が環状に接続されて構成され、冷媒が循環する冷媒回路を備えている。冷媒はＲ３２である。利用側熱交換器は、冷媒と液体とが熱交換するプレート式熱交換器である。プレート式熱交換器は、Ｒ３２が流れる第１流路と、液体が流れる第２流路とを含む。第１流路の断面積は、冷媒としてＲ４１０Ａを使用した場合に対して、０．５以上の比率である。
【００１１】
Ｒ３２冷媒は同一条件、同一能力時において、従来の冷媒であるＲ４１０Ａよりも冷媒循環量が少なく、圧力損失が小さくなる特性を有する。したがって、第１流路の断面積比（Ａ１ｎ／Ａ１ｏ）を０．５以上とすることで、圧力損失増加による性能低下の影響を考慮しても、従来と同等以上のＣＯＰ（成績係数）レベルを確保することができる。
【００１２】
このように、Ｒ３２冷媒の特性を十分に活用したプレート熱交換器の構成とすることで、冷凍サイクルの性能が従来の冷媒であるＲ４１０Ａを使用した場合の冷凍サイクル性能より低下することを防止できる。これにより、地球温暖化防止に貢献した冷凍サイクル装置を提供できる。
【００１３】
第２の発明は、第１の発明において、比率が１．１未満である。
【００１４】
冷媒Ｒ３２を使用した場合の第１流路の断面積をＡ１ｎ、冷媒Ｒ４１０Ａを使用した場合の第１流路の断面積をＡ１ｏとした場合の、第１流路の断面積比であるＡ１ｎ／Ａ１ｏを１．１未満とすることで、プレート熱交換器内のＲ３２冷媒の重量を、同一運転条件時において、従来の冷媒であるＲ４１０Ａ冷媒を使用した場合よりも少なくすることができる。
【００１５】
第３の発明は、第１の発明または第２の発明において、第２流路の断面積は、Ｒ３２が流れる第１流路の断面積より大きく、かつ、冷媒としてＲ４１０Ａを使用した場合の第２流路の断面積以下である。
【００１６】
これにより、液体が流れる第２流路の断面積がＲ３２冷媒が流れる第１流路断面積より常に大きくなるとともに、従来の冷媒であるＲ４１０Ａを使用した場合の第２流路の断面積以下とすることができる。
【００１７】
したがって、上記第１の発明または第２の発明の効果に加え、液体側流路の圧力損失が極端に増加することを防止できるため、液体の搬送装置の動力増加を抑制することができる。したがって、冷凍サイクルの省エネルギー性を向上できる。
【００１８】
また、従来から使用されている上下対称の波型プレートを積層した加工法でもプレート熱交換器を製作することができるので、コストの上昇を抑制することができる。
【００１９】
第４の発明は、第１の発明において、液体は、水または不凍液である。
【００２０】
これにより、Ｒ３２冷媒の特性を十分に活用したプレート式熱交換器の構成とすることで、冷凍サイクルの性能を従来の冷媒であるＲ４１０Ａを使用した場合の冷凍サイクル性能より低下させることなく、冷媒充填量を削減することができる。これにより、地球温暖化防止に貢献した冷凍サイクル装置を搭載した温水による暖房装置や冷水による冷房装置を提供できる。
【００２１】
以下、本発明の実施の形態について、図面を参照しながら説明する。なお、この実施の形態によって本発明が限定されるものではない。
【００２２】
（実施の形態１）
図１は、本発明の第１の実施の形態における冷凍サイクル装置の概略構成図を示す。図１において、冷凍サイクル装置１Ａは、冷媒を循環させる冷媒回路２と、制御装置（図示せず）とを備えている。冷媒は、低ＧＷＰであるＲ３２を用いている。
【００２３】
冷媒回路２は、圧縮機２１、利用側熱交換器２２、減圧弁（減圧装置）２３および熱源側熱交換器２４が配管により環状に接続されて構成されている。
【００２４】
本実施の形態では、熱源側熱交換器２４と圧縮機２１の間に、気液分離を行うアキュムレータ２５が設けられている。また、冷媒回路２には、冷却運転と加熱運転を切り換えるための四方弁２６が設けられている。
【００２５】
本実施の形態では、冷凍サイクル装置１Ａが、冷却または加熱運転により生成された冷温水を利用する冷暖房装置の冷却および加熱手段を構成している。利用側熱交換器２２が、冷媒と水との間で熱交換を行い水を冷却または加熱する熱交換器となっている。
【００２６】
具体的には、利用側熱交換器２２と、ポンプ３１とが備えられた水回路３に、例えばファンコンベクター等の冷暖房端末３２が配管により環状に接続されている。そして、利用側熱交換器２２で冷却または加熱された冷温水がポンプ３１により水回路３を循環し、冷暖房端末３２で空気から吸熱または空気に放熱されて冷暖房が行われる。
【００２７】
図１では、冷却運転時の冷媒の流れ方向を破線矢印で、加熱運転時の冷媒の流れ方向を実線矢印で示している。以下、冷却運転と加熱運転における冷媒の状態変化を説明する。
【００２８】
冷却運転の場合、圧縮機２１で圧縮されて高温高圧となった吐出ガス冷媒は、四方弁２６を経て、熱源側熱交換器２４へと流入し、ここで空気に放熱して凝縮液化する。
【００２９】
凝縮液化した冷媒は、減圧弁２３によって減圧されて膨張した後に、利用側熱交換器２２に流入する。
【００３０】
利用側熱交換器２２に流入した低圧の二相冷媒は、水回路３から利用側熱交換器２２に流入する水から吸熱し蒸発気化する。その後、利用側熱交換器２２から流出した低圧冷媒は、四方弁２６とアキュムレータ２５を経由し、再度、圧縮機２１に吸入される。
【００３１】
加熱運転の場合、圧縮機２１で圧縮されて高温高圧となった吐出ガス冷媒は、四方弁２６を経て利用側熱交換器２２へと流入し、ここで水回路３から利用側熱交換器２２に流入する水に放熱し凝縮液化する。
【００３２】
凝縮液化した冷媒は、減圧弁２３によって減圧されて膨張した後に、熱源側熱交換器２４に流入する。熱源側熱交換器２４に流入した低圧の二相冷媒は、ここで空気から吸熱し蒸発気化する。
【００３３】
その後、熱源側熱交換器２４から流出した低圧冷媒は、四方弁２６とアキュムレータ２５を経由し、再度、圧縮機２１に吸入される。
【００３４】
本実施の形態では、利用側熱交換器２２にプレート式熱交換器を使用している。図２は、本実施の形態に係るプレート式熱交換器の概略展開図を示している。図２に示すように、プレート式熱交換器は、複数枚の伝熱プレート８０,８１が積層されており最前面に端部フレーム７０が積層されている。端部フレーム７０の４隅には、冷媒流入口７１、冷媒流出口７２、水入口７３および水出口７４がそれぞれ形成されている。そして、伝熱プレート８０，８１相互間に２流体（水と冷媒）が交互に流通する複数の流路が形成されている。より具体的には、冷媒入口７１から流入した第１流体（冷媒）が冷媒出口７２から流出する冷媒流路Ｈ２が、伝熱プレート８０，８１間に形成されている。また、水入口７３から流入した第２流体（水）が水出口７４から流出する水流路Ｈ１が、伝熱プレート８０，８１間に形成されている。
【００３５】
図３は、本実施形態に係るプレート式熱交換器における熱媒体流路の断面図を部分的に示したものであり、図２に示すプレート熱交換器の３−３線断面図（紙面上側から下側に沿った断面を紙面手前側から見た図）である。
【００３６】
本実施の形態では、図３中の第１流路２２ａに冷媒が流通し、第２流路２２ｂに水が流れる。また、本実施の形態では、第１流路の断面積Ａ１ｎが、冷媒Ｒ４１０Ａを使用した場合の第１流路の断面積Ａ１ｏに対し、０．５以上の断面積比となるように構成されている。さらに、当該断面積比が１．１未満であれば好ましい。
【００３７】
ここで、図４は、横軸にＲ３２冷媒におけるプレート熱交換器の第１流路断面積比（Ｒ４１０Ａ冷媒使用時の第１流路断面積に対する断面積比率）を示し、縦軸に冷却運転時（プレート熱交換器を蒸発器として利用する場合）におけるプレート熱交換器内部の冷媒重量比率（冷媒Ｒ４１０Ａ使用時の冷媒重量に対する重量比率）を示す。図５は、横軸にＲ３２冷媒におけるプレート熱交換器の第１流路断面積比（Ｒ４１０Ａ冷媒使用時の第１流路断面積に対する断面積比率）を示し、縦軸に加熱運転時（プレート熱交換器を凝縮器として利用する場合）におけるプレート熱交換器内部の冷媒重量比率（冷媒Ｒ４１０Ａ使用時の冷媒重量に対する重量比率）を示す。
【００３８】
図４および図５に示すように、冷却運転時と加熱運転時におけるプレート熱交換器内部のＲ３２冷媒重量は、第１流路断面積比（Ａ１ｎ／Ａ１ｏ）が１．１から１．２の間でＲ４１０Ａ冷媒使用時と同じ重量となる。第１流路断面積比が１．１未満であればＲ４１０Ａ冷媒使用時よりも封入するＲ３２冷媒重量を低減することができる。
【００３９】
また、図６は、横軸にＲ３２冷媒におけるプレート熱交換器の第１流路断面積比（Ｒ４１０Ａ冷媒使用時の第１流路断面積に対する断面積比率）を示し、縦軸に冷却運転時におけるＣＯＰ比率（冷媒Ｒ４１０Ａ使用時のＣＯＰに対するＣＯＰ比率）を示す。図７は、横軸にＲ３２冷媒におけるプレート熱交換器の第１流路断面積比（Ｒ４１０Ａ冷媒使用時の第１流路断面積に対する断面積比率）を示し、縦軸に加熱運転時のＣＯＰ比率を示したものである。
【００４０】
図６に示すように、冷却運転時、すなわちプレート熱交換器を蒸発器として利用し、Ｒ３２冷媒使用時における第１流路断面積をＲ４１０Ａ冷媒使用時と同一にした場合は、Ｒ３２冷媒の特性上から、冷却運転時のＣＯＰはＲ４１０Ａ冷媒使用時のＣＯＰと比較して５％程度向上する。
【００４１】
しかし、第１流路断面積を減少させていくと冷媒流路における圧力損失の増加によりＣＯＰが低下していく特性があり、第１流路断面積比が０．５未満になるとＲ４１０Ａ冷媒使用時のＣＯＰより低下する。
【００４２】
一方、図７に示すように、加熱運転時、すなわちプレート熱交換器を凝縮器として利用し、第１流路断面積をＲ４１０Ａ冷媒使用時と同一にして冷媒Ｒ３２を使用した場合は、冷却運転時と同様に、Ｒ３２冷媒の特性上から加熱時のＣＯＰはＲ４１０Ａ冷媒使用時のＣＯＰと比較して３％程度向上する。
【００４３】
また、第１流路断面積を減少させても、冷却運転時と比べて冷媒流路の圧力損失増加によるＣＯＰの低下が小さく、第１流路断面積比が０．４の状態においてもＲ４１０Ａ冷媒使用時のＣＯＰよりも高いＣＯＰを維持する。
【００４４】
このように、本構成によれば、プレート熱交換器の第１流路断面積比Ａ１ｎ／Ａ１ｏが０．５以上の範囲であれば、Ｒ４１０Ａを使用した冷凍サイクル装置と同等以上のＣＯＰを確保することができる。
【００４５】
すなわち、装置の省エネ性能を維持した上で冷媒の封入量を大幅に低減することが可能となるから、地球温暖化防止に効果のある冷凍サイクル装置を得ることができる。
【００４６】
更に、第１流路断面積を小さくできることにより、プレート枚数の削減など、プレート熱交換器の材料使用量の削減を図ることができる。そして、装置の小型化による省スペース化を実現した冷凍サイクル装置を得ることができる。
【００４７】
さらに、本実施の形態では、Ｒ３２冷媒使用時のプレート熱交換器において、水が流通する第２流路の第２流路断面積Ａ２ｎが、第１流路断面積Ａ１ｎより大きく、冷媒Ｒ４１０Ａを使用した場合の第２流路断面積Ａ２ｏ以下となるように構成されている。
【００４８】
図３に示すように、本実施形態に係るプレート式熱交換器の流路を構成する伝熱プレート８０，８１は、伝熱面がヘリンボーンのような波形の形状をしており、波形の山部と谷部が対象な形状となっている。
【００４９】
これによって同じ伝熱プレートを積層して熱交換器を製作することができるので、コストを抑制することができる。
【００５０】
本構成では、第２流路断面積が第１流路断面積より大きくなるので、従来と同じ伝熱プレートを積層する加工が可能であるとともに、水側流路の圧力損失が極端に増加しないので、ポンプ動力の増加も抑制される。
【００５１】
また、冷媒Ｒ３２使用時の第２流路断面積が、従来の冷媒である冷媒Ｒ４１０Ａを使用した場合の第２流路断面積以下になるので、液体側流路断面積が必要以上に拡大されて熱交換器が大型化し、材料使用量が増加することが抑制される。
【００５２】
したがって、安価で省資源な冷凍サイクル装置を得ることができる。
【００５３】
なお、利用側熱交換器２２で、冷却または加熱される被加熱流体は、必ずしも水や不凍液である必要はなく、液体であればよい。
【産業上の利用可能性】
【００５４】
本発明は、冷凍サイクル装置によって液体が加熱され、その液体を暖房に利用、あるいは、冷凍サイクル装置によって液体が冷却され、その液体を冷房に利用する液体循環装置に特に有用である。
【符号の説明】
【００５５】
１Ａ  冷凍サイクル装置
２  冷媒回路
２１  圧縮機
２２  プレート熱交換器（利用側熱交換器）
２３  減圧弁（減圧装置）
２４  熱源側熱交換器
８０，８１  伝熱プレート
Ｈ１  水流路
Ｈ２  冷媒流路
【図１】
2017138052.tif 000003
【図２】
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【図３】
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【図４】
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【図５】
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【図６】
2017138052.tif 000008
【図７】
2017138052.tif 000009
【国際調査報告】
2017138052.tif 000010
2017138052.tif 000011