(57)【要約】【課題】冷却器を流出する冷媒の過熱度が小さくなるようにすることで、冷却器における冷却能力を最大限に発揮できる負荷側装置等を得る。【解決手段】１又は複数の所定の位置における冷媒の温度に基づいて開度を調整し、装置内に流入する冷媒を減圧する温度式膨張弁１０と、温度式膨張弁１０を通過した冷媒を複数の流路に分岐させ、冷却対象の空気と複数の流路を通過する冷媒とを熱交換させた後に合流させる、冷却器１１と、装置内に流入する冷媒との熱交換により、冷却器１１から流出した冷媒とを過熱蒸気にする第二熱交換器１２とを備え、所定の位置には、冷却器１１側から流入した第二熱交換器１２の冷媒流出口を含む。【選択図】図１
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【特許請求の範囲】
【請求項１】
１又は複数の所定の位置における冷媒の温度に基づいて開度を調整し、装置内に流入する冷媒を減圧する流量制御手段と、
該流量制御手段を通過した冷媒を複数の流路に分岐させ、熱交換対象の空気と前記複数の流路を通過する冷媒とを熱交換させた後に合流させる、冷却器となる第一熱交換器と、
前記装置内に流入する冷媒との熱交換により、前記第一熱交換器から流出した冷媒を過熱蒸気にする第二熱交換器と
を備え、
前記所定の位置には、前記第一熱交換器側から前記第二熱交換器に流入した冷媒の流出口を含むことを特徴とする負荷側装置。
【請求項２】
前記第二熱交換器を二重管式熱交換器で構成することを特徴とする請求項１に記載の負荷側装置。
【請求項３】
前記第一熱交換器における熱交換を促すための冷却ファンによる空気が通過する位置に前記第二熱交換器を配置することを特徴とする請求項１又は２に記載の負荷側装置。
【請求項４】
前記冷媒と前記空気との熱交換を促すためのフィンを共通にして、前記第一熱交換器と前記第二熱交換器とを一体形成することを特徴とする請求項１〜３のいずれかに記載の負荷側装置。
【請求項５】
前記流量制御手段は、前記流出口における冷媒の過熱度が１Ｋ以上５Ｋ以下の範囲で設定した過熱度となるように、前記開度を調整することを特徴とする請求項１〜４のいずれかに記載の負荷側装置。
【請求項６】
前記流量制御手段は機械式膨張弁であり、前記流出口には感温筒を取り付けていることを特徴とする請求項１〜５のいずれかに記載の負荷側装置。
【請求項７】
請求項１〜６のいずれかに記載の負荷側装置と、
圧縮機及び凝縮器を有する熱源側ユニットとを配管接続して冷媒回路を構成することを特徴とする冷凍・冷蔵システム。
【発明の詳細な説明】
【技術分野】
【０００１】
この発明は冷凍・冷蔵システムにおいて、対象を冷却するための冷却機器となる負荷側装置（室内機、負荷側ユニット）等に関するものである。特に蒸発器となる冷却器における冷媒の過熱度の制御に関するものである。
【背景技術】
【０００２】
例えば、冷凍サイクルを利用した冷凍サイクル装置では、基本的に、圧縮機、凝縮器（熱交換器）、絞り装置（膨張弁）及び蒸発器（熱交換器）となる冷却器が配管接続され、冷媒を循環させる冷媒回路を構成している。そして、冷媒が、蒸発、凝縮時に、熱交換対象となる空気から吸熱、放熱することを利用し、管内の圧力を変化させながら冷却動作などを行っている。
【０００３】
例えば冷凍庫内に配置されるユニットクーラ、ショーケース等の負荷側装置と熱源側ユニット（冷凍機）とを配管接続して構成する冷凍・冷蔵用のシステム（以下、冷凍・冷蔵システムという）では、例えば熱源側ユニットは圧縮機、凝縮器を有し、負荷側装置は絞り装置、冷却器を有して冷媒回路を構成している。
【０００４】
このような冷凍・冷蔵システムにおける負荷側装置において、冷媒の流量を制御するために用いられる絞り装置（冷媒流量制御手段）として、例えば機械式の温度式膨張弁が挙げられる。温度式膨張弁は温度を検知するための感温筒を有している。従来の負荷側装置では、例えば、冷却器の冷媒流出口に感温筒を取り付け（以下、検温部分という）、感温筒の検知温度に基づいて温度式膨張弁は開度を調整、制御し、冷媒の圧力、流量、冷却器における状態制御を実施している（例えば特許文献１参照）。
【０００５】
また、例えば、冷却器は、冷媒の圧力損失を低減させてエネルギー効率を高めるため、内部で複数の流路に分かれて熱交換を行う。このため、冷却器の冷媒流入口側では、分配器により冷媒を分岐させて冷却器本体に流入させる。そして、冷却器の冷媒流出口側では、複数の流路を通過した冷媒を合流させる。このとき、合流後の冷媒の温度を感温筒で検知させて温度式膨張弁の開度調整を実施している。
【先行技術文献】
【特許文献】
【０００６】
【特許文献１】特開２００３−２６９８０９号公報
【発明の概要】
【発明が解決しようとする課題】
【０００７】
ここで、上述のように冷却器本体が複数の流路を有している場合、ファン等により冷却器本体に送られる冷却対象空気（利用側負荷）等の分布が異なる。したがって、各流路における冷媒の熱交換量にもバラツキが生じることになる。このため、冷却器から流出する冷媒の過熱度を小さく設定していると、流路によっては、冷媒が蒸発しきれずに気液二相冷媒の状態で合流し、そのまま流出することがある。
【０００８】
冷媒の状態が安定していない気液二相冷媒が検温部分を通過すると、感温筒による検知温度も安定しないため、膨張弁の開度制御も安定しなくなる。このため、従来は、検温部分となる冷却器の冷媒流出口において完全にガス化した冷媒が通過するように過熱度を大きく設定し（例えば８〜１０Ｋ）、安定した膨張弁の制御を行うようにしていた。
【０００９】
しかし、過熱度が大きくなるように設定すると、冷却器内における過熱ガス（過熱蒸気）領域の割合が大きくなり、熱交換効率が悪化する。さらに冷却器の冷媒流出口における冷媒の過熱度を大きくしようとすると、膨張弁の開度を小さくしなければならず、その分、冷却器本体における冷媒の圧力が低くなり、冷媒の蒸発温度が低くなる。このため、冷却対象の空気等の温度と冷媒の蒸発温度との差が大きくなり、着霜しやすくなっていた。
【００１０】
ここで、上述の特許文献１は、精密な恒温環境を必要とする蒸発装置を冷却器としており、温度安定性を高くする目的で冷却器出口の冷媒状態が過熱ガスではなく気液二相状態となるようにしている。このため、蒸発装置における流路を１つとして、エネルギー効率より温度の維持をはかるようにしている。そして、冷却器出口側に設置された過熱部で過熱してガス化している。また、冷却器における過熱度を小さくして膨張弁を調整する目的ではない。
【００１１】
さらに、通常の冷凍・冷蔵システムのように、基本的には負荷側装置と熱源側ユニットとが分離して冷媒回路を構成しているセパレート式のシステムにおいては、特許文献１の装置のように圧縮機と凝縮器との間を通過する冷媒との間で熱交換させることは難しい。また、できたとしても設置時に過熱部を連結するための工事を必要とする。
【００１２】
この発明は、上記のような課題を解決するためになされたもので、冷却器を流出する冷媒の過熱度が小さくなるようにすることで、冷却器における冷却能力を最大限に発揮できる負荷側装置等を得るものである。また、空気の温度と冷媒の蒸発温度との差を小さくすることにより、着霜を抑制することができる負荷側装置等を得るものである。
【課題を解決するための手段】
【００１３】
この発明に係る負荷側装置は、１又は複数の所定の位置における冷媒の温度に基づいて開度を調整し、装置内に流入する冷媒を減圧する流量制御手段と、流量制御手段を通過した冷媒を複数の流路に分岐させ、熱交換対象の空気と複数の流路を通過する冷媒とを熱交換させた後に合流させる、冷却器となる第一熱交換器と、装置内に流入する冷媒との熱交換により、第一熱交換器から流出した冷媒を過熱蒸気にする第二熱交換器とを備え、所定の位置には、第一熱交換器側から第二熱交換器に流入した冷媒の流出口を含むものである。
【発明の効果】
【００１４】
この発明の負荷側装置によれば、第二熱交換器を設け、装置に流入する高圧高温冷媒との熱交換により、複数の流路を有する第一熱交換器側から流入した第二熱交換器の冷媒流出口において過熱ガス状態になった冷媒の温度に基づいて流量制御手段が開度調整を行うようにしたので、第一熱交換器の冷媒流出口における冷媒状態に関係なく、第二熱交換器を流出する冷媒の過熱度を小さくしても安定的な制御が可能となる。これにより、第一熱交換器において、熱交換に係る能力を最大限に発揮することができ、効率よく熱交換を行うことができるため、省エネルギー化、小型化等をはかることができる。また、第一熱交換器における冷媒の蒸発温度を高くすることができ、熱交換する空気の温度と蒸発温度との差が小さくなることから、着霜量を抑制し、システムにおけるデフロスト運転の回数を減らすことができる。また、第二熱交換器における熱交換により、高圧高温の冷媒は過冷却されるため、流量制御手段を通過する冷媒の状態を安定させることができる。また、第一熱交換器における複数の流路への分配がうまく行われなくても、第二熱交換器において冷媒を過熱ガス状態にすることができるため、安定性を保つことができる。
【図面の簡単な説明】
【００１５】
【図１】実施の形態１における冷凍・冷蔵システムの構成を表す図である。
【図２】実施の形態１に係る冷却器１１の構成を表す図である。
【図３】第二熱交換器１２の構造例を示す図である。
【図４】室内機１における第二熱交換器１２の配置例を表す図である。
【図５】実施の形態２における冷凍・冷蔵システムの構成を表す図である。
【発明を実施するための形態】
【００１６】
実施の形態１．
図１はこの発明の実施の形態１における負荷側装置を有する冷凍・冷蔵システムの構成を表す図である。図１において、冷凍・冷蔵システムの負荷側装置（負荷側ユニット、ユニットクーラ）となる室内機１と、冷凍機（熱源機）となる熱源側ユニット２とを液状の冷媒（液冷媒）が流れる液管３と気状の冷媒（ガス冷媒）が流れるガス管４とで配管接続し、冷媒回路を構成する。ここで、冷媒回路における圧力の高低については、基準となる圧力との関係ではなく、圧縮機等の圧縮、膨張弁等による減圧により生じる相対的な圧力の高低を表すものとする。また、温度に関しても同様である。
【００１７】
本実施の形態の室内機１は、液電磁弁９、温度式膨張弁１０、冷却器１１、第二熱交換器１２及び温度式膨張弁１０の感温筒１３で構成されている。液電磁弁９は、室内機１の冷媒流入側にあって、開閉により、室内機１に冷媒を流入出させ又は停止させる。温度式膨張弁１０は、弁の開度を制御して室内機１に流入した冷媒（例えば液状で高圧の高温冷媒。以下、高圧高温液冷媒という）を減圧し、冷却器１１に流入する冷媒量の調整を行う。ここで、温度式膨張弁１０は感温筒１３を有している。そして、感温筒１３の取付位置における冷媒（配管）の温度に基づいて、弁の開度を制御する。
【００１８】
第一熱交換器（蒸発器）となる冷却器１１は、流入した冷媒を蒸発気化させる。このとき、冷却対象の空気等と熱交換することで、空気を冷却させる。また、第二熱交換器１２は、高圧高温液冷媒と冷却器１１を通過した冷媒（高圧高温液冷媒に対して低圧の冷媒。以下、低圧冷媒という）との間で熱交換を行う冷媒間熱交換器である。本実施の形態においては、冷却器１１を通過した低圧冷媒を完全に過熱ガス（過熱蒸気。過熱度を有するガス冷媒）にし、高圧高温液冷媒をさらに冷却するために熱交換を行う。冷却器１１、第二熱交換器１２の構成等については、後述する。
【００１９】
一方、熱源側ユニット２は圧縮機５、凝縮器６、レシーバ７及びアキュムレータ８で構成されている。圧縮機５は、吸入した冷媒を圧縮して吐出する。圧縮機５にインバータ装置等を備えている場合、運転周波数を任意に変化させることにより、圧縮機５の容量（単位時間あたりの冷媒を送り出す量）を細かく変化させることができる。凝縮器６は、圧縮機５が圧縮した冷媒と空気（室外の空気）との熱交換を行い、冷媒を凝縮して液化させる。レシーバ７は余剰冷媒を溜めておくタンクである。アキュムレータ８は、液状の冷媒（液冷媒）の通過を防止し、圧縮機５に液冷媒が流入しないようにするためのタンクである。
【００２０】
次に冷凍・冷蔵システムの通常冷却運転時における動作について冷媒の流れに基づいて説明する。ここで、冷媒を循環させるため、室内機１の液電磁弁９は開放している。圧縮機５で圧縮された高温高圧のガス冷媒は、凝縮器６を通過する。このとき、冷媒は外気に対して放熱して凝縮する。凝縮した高圧の液冷媒は、熱源側ユニット２から流出し、液管３を通って室内機１側へ流入する。このとき、不要な液冷媒はレシーバ７に貯留される。
【００２１】
室内機１に流入した冷媒は、液電磁弁９を通過し、第二熱交換器１２で冷却器１１から流出した冷媒と熱交換し、さらに温度式膨張弁１０により減圧されて低圧の気液二相冷媒となる。低圧の気液二相冷媒は冷却器１１を通過する。このとき、冷却対象の空気（利用側の冷却負荷）から吸熱して低圧冷媒となって冷却器１１から流出する。冷却器１１から流出した冷媒は、第二熱交換器１２を通過して室内機１から流出する。このとき、室内機１に流入した冷媒との熱交換により過熱ガスとなる。
【００２２】
室内機１から流出した冷媒は、ガス管４を通過して熱源側ユニット２に流入する。そして、アキュムレータ８を通って再び圧縮機５に吸入される。この動作により、利用側負荷から吸熱し、外気に放熱する冷凍サイクルを形成する。
【００２３】
図２は実施の形態１に係る冷却器１１の構成を表す図である。図２に示すとおり、本実施の形態の冷却器１１は、分配器１１ａ、冷却器本体１１ｂ及びヘッダー配管１１ｃで構成される。分配器１１ａは、冷却器１１に流入した冷媒を冷却器本体１１ｂが有する複数の流路に分配する。図２では４つの流路に分配している。冷却器本体１１ｂは、各流路を通過する冷媒と冷却対象（空気）との間で熱交換する。冷却器本体１１ｂは、冷媒が内部を通過する伝熱管と伝熱管を通過する冷媒と空気との熱交換を効率よく行うための例えばアルミニウム製のフィンとで構成する。ヘッダー配管１１ｃは、冷却器本体１１ｂを通過した各流路の冷媒を合流させて冷却器１１から流出させる。
【００２４】
以上のように構成した冷却器１１においては、分配器１１ａでの各流路への分配性能のばらつき、冷却器ファン（図示しない）により冷却器１１に送られる空気における風速分布のばらつき等の影響を受ける。このため、冷却器本体１１ｂ出口側から流出した各流路における冷媒の過熱度が一定とならないことが多い。したがって、感温筒１３が所定の温度を検知していても、冷却器１１から流出した冷媒が気液二相冷媒となっている可能性がある。
【００２５】
そこで、本実施の形態では、高圧高温液冷媒と低圧冷媒とを熱交換する第二熱交換器１２を室内機１に配置する。そして、低圧冷媒が気液二相または過熱度が非常に小さい過熱ガス状態であっても、第二熱交換器１２において高圧高温液冷媒と熱交換することにより、液冷媒が含まれずにガス化した過熱ガスの冷媒となるようにする。また、高圧高温液冷媒は第二熱交換器１２における熱交換により過冷却度が増加して、液電磁弁９へ流入する。さらに、過熱ガスの冷媒について、その温度を温度式膨張弁１０の感温筒１３で検知させるようにする。ここで、温度式膨張弁１０は、第二熱交換器１２を流出する冷媒の過熱度が約１Ｋ〜約５Ｋの間で設定した過熱度となるような開度調整を行うようにする（従来は約８〜１０Ｋ）。
【００２６】
図３は第二熱交換器１２の構造例を示す図である。第二熱交換器１２は、図３に示すとおり二重管構造とし、冷却器１１とは異なり、冷媒の分配、合流を行わずに熱交換に係る流路を１つにしている。このため、冷媒状態と冷媒の温度とが対応し、冷媒が過熱度を有するような温度を検知していれば、過熱ガスの冷媒となっていることになる。このため、感温筒１３における温度検知が安定する。
【００２７】
内管１２ａは、室内機１に流入した高圧高温液冷媒が管内を通過する。また、外管１２ｂは、内管１２ａの外側を覆い、管内において内管１２ａとの間にできた空間を、冷却器１１を流出した低圧冷媒が通過する。内管１２ａ内を高圧高温液冷媒が通過し、外管１２ｂ内を低圧冷媒が通過することで、低圧冷媒は、高圧高温液冷媒だけでなく、外部からも吸熱することができる。ここで、例えば高圧高温液冷媒が流れる方向と低圧冷媒が流れる方向とが対向する（対向流となる）ようにして、熱交換の効率をよくして小型化をはかるようにしてもよい。
【００２８】
図４は室内機１における第二熱交換器１２の配置例を表す図である。図４における冷却器ファン１５は、冷媒との熱交換を促すために、冷却対象となる空気を冷却器１１に送り込む空気の流れを形成する。
【００２９】
図４に示すように、例えば、第二熱交換器１２を、冷却器１１下部とドレンパン１４との間に設置するようにする。この位置に第二熱交換器１２を設置することにより、冷却器ファン１５が冷却器１１に送り込む空気が第二熱交換器１２も通過することができる。前述したように、本実施の形態の第二熱交換器１２は、低圧冷媒が外部からも吸熱することができるように構成しているため、冷却器ファン１５による空気が通過することで熱交換が促進され、第二熱交換器１２をさらに小型化することが可能となる。
【００３０】
従来、感温筒１３が冷却器１１の流出口の温度を検知して温度式膨張弁１０の開度制御をした場合、各流路から流出する冷媒状態のバラツキにより、過熱ガス状態にならずに冷却器１１の冷媒流出口を通過することで、開度制御が不安定になる可能性があった。このため、冷却器１１の流出口における冷媒の過熱度を低く設定することができなかった。
【００３１】
実施の形態１の負荷側装置である室内機１に第二熱交換器１２を設け、高圧高温液冷媒との熱交換により過熱ガス状態になった冷媒について、感温筒１３が温度を検知するようにしたことで、感温筒１３が検知する温度の安定性が良くなり、第二熱交換器１２を流出する冷媒の過熱度を小さくしても安定的な制御が可能となる。そして、例えば分配器１１ａにおける複数の流路への分配がうまく行われなくても、第二熱交換器１２において冷媒を過熱ガス状態にすることができるため、安定性を保つことができる。
【００３２】
また、感温筒１３が第二熱交換器１２を流出する冷媒の温度を検知するようにしたことで、冷却器１１の流出口における冷媒における過熱度をさらに小さくすることができ、冷却器１１における流路の大部分を気液二相冷媒の状態で占めることができるため、最大限のエネルギ効率で冷却器１１を利用することが可能となる。このため、省エネルギー化をはかることができる。また、冷却器１１の小型化をはかることも可能となり、コストダウンをはかることもできる。最終的に室内機１から流出する冷媒の過熱度を従来よりも低く抑えることができるため、温度式膨張弁１０の開度を従来よりも大きくすることができる。このため、冷却器１１における冷媒の蒸発温度を高くすることができ、熱交換する空気の温度と蒸発温度との差が小さくなることから、冷却器１１への着霜量を抑制し、デフロスト運転の回数を減らすことができる等、システム全体としても効率のよい運転を行うことが可能となる。
【００３３】
また、室内機１に流入した高圧高温液冷媒の低圧冷媒との熱交換を行うようにしたので、熱源側ユニット２との工事等を必要としない。そして、第二熱交換器１２で低圧冷媒と熱交換した高圧高温液冷媒においては過冷却度が増加するため、完全な液冷媒にすることができ、温度式膨張弁１０の冷媒流入口における冷媒状態を安定させることができる。このため、例えばガス状の冷媒が温度式膨張弁１０を通過することによる冷媒回路における圧力の変動等を抑えることができ、安定した制御を行なうことも可能となる。
【００３４】
実施の形態２．
図５は本発明の実施の形態２における冷凍・冷蔵システムの構成を表す図である。上述した実施の形態１では、減圧、冷媒流量制御に、感温筒１３を有する温度式膨張弁１０を用いたが、本実施の形態では、電子膨張弁１６を用いた場合について説明する。
【００３５】
図５において、図１と同じ符号を付している手段、機器等については、実施の形態１において説明した動作と同様の動作を行う。室内機１が有する電子膨張弁１６は、制御器１９からの指示に基づいて、弁の開度を制御して高圧高温液冷媒を減圧し、冷却器１１に流入する冷媒量の調整を行う。また、制御器１９は、冷却器１１の冷媒流入口に取り付けられた温度サーミスタ１７と第二熱交換器１２の出口に取り付けられた温度サーミスタ１８との温度差を過熱度として算出処理し、所定の過熱度となるように電子膨張弁１６に絞りの開度を調整させる制御を行う。また、冷却器ファン１５の回転数の制御等も行う。
【００３６】
実施の形態２においても、実施の形態１と同じように、冷却器１１から流出して第二熱交換器１２を通過した冷媒の温度を検知するための温度サーミスタ１８を有している。そして、制御器１９は、温度サーミスタ１７と温度サーミスタ１８との検知に係る温度差に基づいて電子膨張弁１６の開度制御を行い、第二熱交換器１２を通過した冷媒が所定の過熱度となるようにする。
【００３７】
以上のように実施の形態２によれば、冷却器１１から流出して第二熱交換器１２を通過した冷媒の温度を検知するための温度サーミスタ１８を有し、冷媒回路における冷媒流量制御に電子膨張弁１６を用いた場合についても、実施の形態１の負荷側装置を有する冷凍・冷蔵システムと同様に、第二熱交換器１２を流出する冷媒の過熱度を小さくすることができる。そして、省エネルギー化、冷却器１１の小型化をはかることができる。また、冷却器１１への着霜量を抑制し、デフロスト運転の回数を減らすことができる等、システム全体としても効率のよい運転を行うことが可能となる。
【００３８】
実施の形態３．
上述の実施の形態１では、図４に示すように、冷却器１１と第二熱交換器１２とを別体で構成しているが、これに限定するものではない。例えば、複数の伝熱管がそれぞれアルミファンに設けられた貫通穴を通して冷却器１１を形成しているが、伝熱管を通す貫通穴の一部に第二熱交換器１２を構成する二重管を通すようにしてもよい。
【符号の説明】
【００３９】
１  室内機、２  熱源側ユニット、３  液管、４  ガス管、５  圧縮機、６  凝縮器、７  レシーバ、８  アキュムレータ、９  液電磁弁、１０  温度式膨張弁、１１  冷却器、１１ａ  分配器、１１ｂ  冷却器本体、１１ｃ  ヘッダー配管、１２  第二熱交換器、１２ａ  内管、１２ｂ  外管、１３  感温筒、１４  ドレンパン、１５  冷却器ファン、１６  電子膨張弁、１７，１８  温度サーミスタ、１９  制御器。
【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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