(57)【要約】【課題】外気温度および入水温度の変化に伴う冷媒量調整を目的とする低圧受液器を備えていても、吸入過熱度を十分に高くして、運転時のエネルギー消費効率の高い冷凍サイクル装置を提供すること。【解決手段】低圧受液器６と圧縮機１との間に過熱器１１を備えて低圧受液器６を出た冷媒を過熱することにより、内部熱交換器５における熱交換量だけでは達成することができなかった吸入過熱度を達成して吸入過熱度を最適にすることができ、外気温度および入水温度の変化に伴って冷媒量の最適化を行う低圧受液器６を備えながらも、冷凍サイクル装置のエネルギー消費効率を高くすることができる。【選択図】図１
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【特許請求の範囲】
【請求項１】
少なくとも圧縮機と、ガスクーラと、内部熱交換器と、膨張手段と、蒸発器と、低圧受液器と、過熱器とを備え、前記過熱器は前記低圧受液器と前記圧縮機との間に配置され、高圧側で冷媒が超臨界状態となって動作する冷凍サイクル装置。
【請求項２】
前記過熱器は、前記低圧受液器と前記内部熱交換器との間に配置されることを特徴とする請求項１に記載の冷凍サイクル装置。
【請求項３】
前記過熱器は、空気を熱源とする熱交換器であって、前記蒸発器と前記過熱器とは、一体の熱交換器として構成されることを特徴とする請求項１または２に記載の冷凍サイクル装置。
【請求項４】
前記過熱器は、前記蒸発器よりも風上側に配置されることを特徴とする請求項１〜３のいずれか１つ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、高圧側において超臨界となり得る物質を冷媒として用いる冷凍サイクル装置に関するものである。
【背景技術】
【０００２】
従来、この種の冷凍サイクル装置には、内部に冷媒を液として貯留する低圧受液器を備えたものがある（例えば、特許文献１参照）。
【０００３】
図９はヒートポンプ給湯機に搭載の冷凍サイクル装置であり、１は圧縮機、２は放熱器、３は膨張弁、４は蒸発器、５は内部熱交換器、６は低圧受液器であり、これらはこの順で環状に構成され、冷媒回路７を形成している。図１０は低圧受液器６の断面図であり、出口管２４が内部の高さＬまで差し込まれて構成される。図１１は内部熱交換器５の断面図であり、２１は内部熱交換器５の高圧側流路、２２は低圧側流路である。１４は入水配管、１５は出湯配管である。
【０００４】
圧縮機１から吐出された高圧の冷媒は放熱器２へ供給され、放熱器２において水と熱交換を行って放熱した後に、内部熱交換器５の高圧側流路２１を経て膨張弁３に供給される。膨張弁３にて減圧された低圧の冷媒は、蒸発器４に供給されて吸熱した後に、低圧受液器６および内部熱交換器５の低圧側流路２２を経て圧縮機１へ吸入される。
【０００５】
低圧受液器６は、内部に冷媒を液状態で貯留する機能を有し、外気温度および入水温度が変化して冷媒が過多となる運転条件において、図１０に示すように冷媒を貯留して冷媒回路中の冷媒量を調節する役割を果たす。また、内部熱交換器５は、通常、高圧側流路２１を流通する冷媒から低圧側流路２２を流通する冷媒へと熱エネルギーを移動させて、主に入水温度が高くなって冷媒が過多となる運転条件において、冷媒量を調節する役割を果たす。
【先行技術文献】
【特許文献】
【０００６】
【特許文献１】特許第２９３１６６８号公報
【発明の概要】
【発明が解決しようとする課題】
【０００７】
しかしながら、特許文献１に記載の冷凍サイクル装置は、外気温度および入水温度が変化した場合に冷媒量の調節を行ってエネルギー消費効率を高くする機能を有するものの、低圧受液器６に冷媒を貯留するとき、出口の冷媒温度は飽和温度（例えば、約６〜７℃）となるため、内部熱交換器５における高圧側冷媒（例えば、約１７〜２０℃）との熱交換だけでは過熱度を十分に高くすることができず、吸入過熱度が低くなって、各々の外気温度および入水温度において冷凍サイクル装置のエネルギー消費効率を略最大にすることができないという課題を有していた。
【０００８】
図３に示す吸入過熱度とＣＯＰの相関図からわかるように、吸入過熱度は略８ＫでＣＯＰ最大となるのに対して、略５Ｋ程度であり、更に過熱度を高くすることでＣＯＰが工場する。
【０００９】
本発明は、前記従来の課題を解決するもので、蒸発器と圧縮機との間に低圧受液器を備える冷凍サイクル装置においても、吸入過熱度を十分に高くし、高いエネルギー消費効率
で運転す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。
【課題を解決するための手段】
【００１０】
上記目的を達成するために、本発明の冷凍サイクル装置は、少なくとも圧縮機と、ガスクーラと、内部熱交換器と、膨張手段と、蒸発器と、低圧受液器と、過熱器とを備え、前記過熱器は前記低圧受液器と前記圧縮機との間に配置され、高圧側で冷媒を超臨界状態にして動作する。
【００１１】
これによって、蒸発器と圧縮機との間に低圧受液器を備える冷凍サイクルにおいても、過熱器で冷媒を過熱して、各々の外気温度および入水温度においてＣＯＰが最大となるように吸入過熱度を適切にすることができる。なお、吸入過熱度とは、圧縮機１に吸入される冷媒温度と圧縮機１に吸入される冷媒の飽和温度との差である。
【発明の効果】
【００１２】
本発明の冷凍サイクル装置は、低圧受液器と圧縮機との間に過熱器を備え、高圧側で冷媒を超臨界状態にとして動作させることによって、低圧受液器を備えていても、過熱器で低圧冷媒を過熱して吸入過熱度を適切に高くし、冷凍サイクル装置を高いエネルギー効率で動作させることができる。
【図面の簡単な説明】
【００１３】
【図１】本発明の実施の形態１における冷凍サイクル装置の概略構成図
【図２】本発明の実施の形態１における蒸発器と過熱器の構成図
【図３】本発明の実施の形態１における冷凍サイクル装置の吸入過熱度とＣＯＰの相関図
【図４】本発明の実施の形態１における代表外気温度での冷凍サイクル装置の動作点を示すモリエル線図
【図５】本発明の実施の形態１における冷凍サイクル装置の吸入過熱度の外気温度特性図
【図６】本発明の実施の形態１における代表入水温度での冷凍サイクル装置の動作点を示すモリエル線図
【図７】本発明の実施の形態１における冷凍サイクル装置の吸入過熱度の入水温度特性図
【図８】本発明の実施の形態２における蒸発器と過熱器の構成図
【図９】従来の冷凍サイクル装置の概略構成図
【図１０】従来の冷凍サイクル装置に搭載の低圧受液器の断面図
【図１１】従来の冷凍サイクル装置に搭載の内部熱交換器の断面図
【発明を実施するための形態】
【００１４】
第１の発明は、少なくとも圧縮機と、ガスクーラと、内部熱交換器と、膨張手段と、蒸発器と、低圧受液器と、過熱器とを備えた冷凍サイクル装置であって、前記過熱器は前記低圧受液器と前記圧縮機との間に配置され、高圧側で冷媒が超臨界状態となって動作することにより、低圧受液器に冷媒を貯留し、低圧受液器を出た飽和ガス冷媒は内部熱交換器に加えて過熱器でも過熱された後に圧縮機に吸入されるため、各々の外気温度および入水温度において吸入過熱度を最適にして、冷凍サイクル装置を高いエネルギー消費効率で運転することができる。
【００１５】
第２の発明は、特に、第１の発明において、前記過熱器が、前記低圧受液器と前記内部熱交換器との間に配置されることにより、低圧受液器から出た冷媒が、まず、過熱器において比較的低温の空気と熱交換を行った後に内部熱交換器において比較的高温のガスクーラ出口冷媒と熱交換を行うため、高い熱交換効率で熱交換器を利用することができ、比較
的小型の過熱器と内部熱交換器でも、吸入過熱度を最適にして、冷凍サイクル装置を高いエネルギー消費効率で運転することができる。
【００１６】
第３の発明は、特に、第１または第２の発明において、前記過熱器が、空気を熱源とする熱交換器であって、前記蒸発器と前記過熱器とは、一体の熱交換器として構成されることにより、送風機を蒸発器と過熱器とで共通とし、送風機に係るエネルギー消費量を削減することができ、冷凍サイクル装置を高いエネルギー消費効率で運転することができる。
【００１７】
第４の発明は、特に、第１〜３のいずれか１つの発明において、前記過熱器は、前記蒸発器よりも風上側に配置されることにより、送風機により導入された空気が、まず、過熱器において比較的高温の冷媒と熱交換を行った後に蒸発器において比較的低温の冷媒と熱交換を行うため、高い熱交換効率で熱交換器を利用することができ、比較的小型の過熱器と蒸発器でも、吸入過熱度を最適にして、冷凍サイクル装置を高いエネルギー消費効率で運転することができる。
【００１８】
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。
【００１９】
（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構成図である。図１は、例えば、ヒートポンプ給湯機に搭載される冷凍サイクル装置であり、圧縮機１、本発明のガスクーラとしての放熱器２、本発明の膨張手段としての膨張弁３、蒸発器４、低圧受液器６、過熱器１１、内部熱交換器５を備え、それらを環状に接続し、冷媒回路７を構成している。放熱器２は、冷媒と熱交換する水を貯湯タンク（図示せず）の下方より循環ポンプ（図示せず）を介して供給させる入水配管１４と、その水を貯湯タンクの上方に戻す出湯配管１５を備えている。過熱器１１は、蒸発器４と同様に空気を熱源とし、図２に示すように蒸発器４と一体となって構成されたフィン＆チューブ式の熱交換器である。
【００２０】
以上のように、構成された冷凍サイクル装置について、以下にその動作および作用を説明する。
【００２１】
圧縮機１を運転すると、高圧まで圧縮されて吐出された冷媒は、放熱器２に送られ、循環ポンプの動力によって入水配管１４を通ってきた低温水と熱交換して放熱する。これにより、加熱された低温水は、高温水となり、出湯配管１５を通り、貯湯タンクに送られ、高温の温水として貯湯される。
【００２２】
放熱器２から流出する冷媒は、内部熱交換器５の高圧側流路２１を経て膨張弁３に供給されて減圧膨張され、蒸発器４に送られて、送風ファンにより導入された空気と熱交換して、蒸発してガス化する。ガス化した冷媒は、低圧受液器６内に図１０に示すように冷媒を貯留しているとき、低圧受液器６の出口管２４から飽和ガス状態で過熱器１１に送られ、蒸発器４に空気を供給する送風ファンと同一の送風ファンで送られた空気と熱交換して、過熱（過熱度略３Ｋ）される。その後、内部熱交換器５の低圧側流路２２を経てさらに過熱（過熱度略８Ｋ）され、圧縮機１に吸入される。
【００２３】
このとき、通常、過熱器１１に導入される空気の温度（例えば、１６℃）は、内部熱交換器５の高圧側流路２１内の平均冷媒温度（例えば、１９℃）よりも低く、低圧受液器６を出た冷媒は、過熱器１１、内部熱交換器５の順で過熱すると、熱交換器の効率を高く使うことができ、過熱器１１を小型にすることができる。
【００２４】
また、蒸発器４と過熱器１１とを一体にして構成することにより、両熱交換器に空気を
導入する送風ファンを共通とすることができ、送風ファンの台数を削減することで、省スペース化できるだけでなく、送風ファンに係る動力を抑えることができる。
【００２５】
二酸化炭素を高圧側で超臨界状態にして使用する冷凍サイクル装置においては、図３に示すように、少なくとも外気温度７〜２５℃の範囲においては、過熱度が略８ＫにおいてＣＯＰが最大となる。ところが、外気温度が高い場合に比べて外気温度が低い場合は、次に、図４に示すＰ−ｈ線図（モリエル線図）からわかるように、低圧側の冷媒密度が小さくなるため、冷媒回路７中で余剰となった冷媒を低圧受液器６に貯留して、吸入過熱度を略８Ｋに維持し、ＣＯＰを最大にするように動作させる。図５に吸入過熱度の外気温度特性図を示す。
【００２６】
一定となる吸入過熱度は、過熱器１１を備えない場合よりも高くなり、外気温度が一定温度範囲においては、各外気温度条件でＣＯＰを最大にすることができる。この過熱度は内部熱交換器５だけでは温度差不足で到達できず、過熱器１１の作用によるものである。
【００２７】
次に、入水温度の影響について述べる。図６に示すＰ−ｈ線図（モリエル線図）からわかるように、入水温度が高くなると、蒸発器４入口冷媒の乾き度が大きくなるため、蒸発器４内の平均冷媒密度が小さくなり、冷媒回路７中で余剰となった冷媒を低圧受液器６に貯留して、吸入過熱度を略８Ｋに維持し、ＣＯＰを最大にするように動作させる。図７に吸入過熱度の入水温度特性図を示す。外気温度特性図と同様に、一定となる吸入過熱度は、過熱器１１の作用によって、過熱器１１を備えない場合よりも高くなり、入水温度が一定となる温度範囲においては、各入水温度条件でＣＯＰを最大にすることができる。
【００２８】
このように、過熱器１１を低圧受液器６と内部熱交換器５との間に備えることによって、内部熱交換器５だけでは交換することができなかった熱量を低圧冷媒が得て、外気温度および入水温度が一定温度範囲にある場合は、低圧受液器６を蒸発器４と圧縮機１との間に備えていても、吸入過熱度を略８Ｋにすることができ、冷凍サイクル装置のエネルギー消費効率を略最大にすることができる。
【００２９】
以上のように、本実施の形態においては、低圧受液器と圧縮機との間に過熱器を備え、高圧側で冷媒を超臨界状態にとして動作させることによって、低圧受液器を備えていても、過熱器で低圧冷媒を過熱することによって吸入過熱度を十分に高くし、冷凍サイクル装置を高いエネルギー効率で動作させることができる。
【００３０】
なお、ここでは、実施の形態として、過熱器が空気を熱源とする熱交換器である冷凍サイクルを示したが、過熱器は、水などその他を熱源とするものであってもよい。
【００３１】
特に、蒸発器の熱源として、水や水蒸気を用いる場合は、本実施の形態と同様に、過熱器と蒸発器を一体の熱交換器として構成し、過熱器の熱源として、水や水蒸気を用いる冷凍サイクルとしてもよい。
【００３２】
（実施の形態２）
図８は、本発明の第２の実施の形態における蒸発器４と過熱器１１の構成図である。送風ファンによって送られる空気の流れ方向に対して、風上側に過熱器１１、風下側に蒸発器４となるように配置される。
【００３３】
その他、冷凍サイクル装置全体の構成図は、（実施の形態１）と同様で、図１に示す通りであるので、説明は省略する。
【００３４】
以上のように、構成された冷凍サイクル装置について、以下にその動作および作用を説
明する。
【００３５】
冷媒回路７中の冷媒の基本的な動作については、（実施の形態１）と同様であるので、説明は省略する。
【００３６】
蒸発器４および過熱器１１における冷媒と空気の熱交換器としての動作について詳しく述べる。蒸発器４においては、通常、冷媒は液／ガス混合状態にあり、その温度は冷媒の動作圧力によって決まる飽和温度となる（例えば、約６〜７℃）。これに対して、過熱器１１における平均温度は飽和温度よりも高く（例えば、約８〜１０℃）、蒸発器４中の冷媒温度よりも高い。このため、図８に示すように、熱源としての空気は、過熱器１１において熱交換を行った後に蒸発器４において熱交換を行うと、熱交換器を効率がよく利用することができ、過熱器１１を小型化することができる。
【産業上の利用可能性】
【００３７】
以上のように、本発明にかかる冷凍サイクル装置は、蒸発器と圧縮機との間に低圧受液器を備えていても、高いエネルギー消費効率で運転することが可能となるため、ヒートポンプ給湯機および空気調和機など高圧側において冷媒を超臨界状態で動作させる冷凍サイクル装置の省エネルギー化の用途に適用できる。
【符号の説明】
【００３８】
１  圧縮機
２  放熱器
３  膨張弁
４  蒸発器
５  内部熱交換器
６  低圧受液器
７  冷媒回路
１１  過熱器
１４  入水配管
１５  出湯配管
２１  高圧側流路
２２  低圧側流路
２３  入口管
２４  出口管
【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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【図６】
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【図７】
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【図８】
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【図９】
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【図１０】
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【図１１】
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