(57)【要約】【課題】省エネルギー性に優れた冷凍サイクル装置を提供すること。【解決手段】圧縮機１、凝縮器（３、５）、膨張手段４、蒸発器（３、５）が冷媒配管で環状に接続され、冷媒が循環する冷媒回路を備え、凝縮器（３、５）または記蒸発器（３、５）のいずれか一方は、冷媒と液体とが熱交換するプレート式熱交換器であり、冷媒としてＲ３２冷媒を主成分とする冷媒を用いることにより、凝縮器（３、５）の内部での冷媒の偏流が改善されるとともに、圧力損失が低減されるため、省エネルギー性が向上する。【選択図】図１
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【特許請求の範囲】
【請求項１】
圧縮機、凝縮器、膨張手段、蒸発器が冷媒配管で環状に接続され、冷媒が循環する冷媒回路を備え、
前記凝縮器または前記蒸発器のいずれか一方は、冷媒と液体とが熱交換するプレート式熱交換器であり、
前記冷媒としてＲ３２冷媒を主成分とする冷媒を用いることを特徴とする冷凍サイクル装置。
【請求項２】
前記凝縮器としてプレート式熱交換器を用い、
前記蒸発器としてフィンチューブ式熱交換器を用い、
前記凝縮器と前記蒸発器とは、前記蒸発器の内容積（Ｖｆ）と前記凝縮器の内容積（Ｖｐ）との容積比Ｒ（Ｖｆ／Ｖｐ）が０．５≦Ｒ≦４．０の範囲となるように構成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】
前記圧縮機は、シェル内部が高圧となる高圧シェル型圧縮機であ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。
【発明の詳細な説明】
【技術分野】
【０００１】
本発明は、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として、フィンチューブ式熱交換器にＲ３２を適用し、室内熱交換器と室外熱交換器の容積比を小さくすることにより小型化を図るものがある（例えば、特許文献１参照）。
【０００３】
図７は特許文献１に記載された従来の冷凍サイクル装置の概略構成図である。図７に示すように、この冷凍サイクル装置は、圧縮機１０１、室外熱交換器の凝縮器１０２、膨張弁１０３、室内熱交換器の蒸発器１０４、四方弁１０５を環状に接続して冷媒回路を構成している。
【０００４】
また、この冷凍サイクル装置において、冷媒としてＲ３２を用い、かつ、この冷凍サイクル装置を空気調和機に適用することを想定して、室外熱交換器の内容積Ｖｏｕｔと室内熱交換器の内容積Ｖｉｎとの比ｍ（＝Ｖｏｕｔ／Ｖｉｎ）を０．７≦ｍ≦１．５の範囲に設定している。これにより、従来、特にＲ４１０Ａを用いた場合と比較して、冷凍サイクル装置の省エネルギー化、及び、室外熱交換器のサイズの小型化を図っている。
【０００５】
また、熱交換器の内容積を小さくするためには、熱交換器を構成している伝熱管の管径を小さくする必要がある。この場合、伝熱管内を流れる冷媒による圧力損失を抑えながら伝熱性能を確保することが課題となる。
【０００６】
ここで、冷凍サイクル装置において、冷媒が蒸発する際の伝熱管内における圧力損失と冷媒流量との関係を明らかにしたものがある（非特許文献１、非特許文献２参照）。
図８（ａ）は、非特許文献１に記載されている、冷媒の蒸発時における冷媒流量と圧力損失との関係を示すグラフ、図８（ｂ）は、非特許文献２に記載されている、冷媒の蒸発時における冷媒流量と圧力損失との関係を示すグラフである。これらのグラフから、圧力損失は冷媒流量の略２乗に比例する特性を有していることがわかる。
【先行技術文献】
【特許文献】
【０００７】
【特許文献１】特開２００１−２４８９２２号公報
【非特許文献】
【０００８】
【非特許文献１】法福守、外２名、“蒸発性能を向上した内面溝付管の開発”、日立電線株式会社、Ｎｏ．２６（２００７−１）、ｐ．５９
【非特許文献２】森康敏、外３名、“代替冷媒用高性能内面溝付管ＨＦタイプの開発”、古河電工時報、古河電気工業株式会社、平成１２年７月、第１０６号、ｐ．８
【発明の概要】
【発明が解決しようとする課題】
【０００９】
しかしながら、前記従来技術においては、冷凍サイクル装置を空気調和機に適用することを前提に冷媒としてＲ３２冷媒を用いており、冷媒と液体を熱交換する場合については記載されていない。
【００１０】
したがって、従来のそのままの構成を、冷媒と液体とを熱交換させる冷凍サイクル装置
に適用しても、十分に省エネルギー性を向上させることができないという課題があった。
【００１１】
本発明は前記従来の課題を解決するためのもので、冷媒と液体とを熱交換させる冷凍サイクル装置の省エネルギー性を向上させることを目的とする。
【課題を解決するための手段】
【００１２】
前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、凝縮器、膨張手段、蒸発器が冷媒配管で環状に接続され、冷媒が循環する冷媒回路を備え、前記凝縮器または前記蒸発器のいずれか一方は、冷媒と液体とが熱交換するプレート式熱交換器であり、前記冷媒としてＲ３２冷媒を主成分とする冷媒を用いることを特徴とするものである。
【００１３】
従来用いられているＲ４１０Ａ冷媒、または、Ｒ３２冷媒を使用して、同一の能力を発揮させる場合、Ｒ３２冷媒を使用する場合の方が、凝縮過程におけるエンタルピー差ｈは増加する。よって、所定の能力を得るためＲ３２に必要な冷媒循環量が減少する。したがって、冷媒流速が低下し、プレート式熱交換器において、冷媒入口に近い流路から遠い流路にかけての冷媒の偏流が改善される。その結果、冷凍サイクル装置の省エネルギー性を向上させることができる。
【発明の効果】
【００１４】
本発明によれば、省エネルギー性が向上した冷凍サイクル装置を提供することができる。
【図面の簡単な説明】
【００１５】
【図１】本発明の実施の形態１における冷凍サイクル装置を示す概略構成図
【図２】Ｒ４１０ＡとＲ３２のモリエル（ｐ−ｈ）線図
【図３】（ａ）本発明の実施の形態１における冷凍サイクル装置のプレート式熱交換器において、冷媒入口と冷媒出口とが異なる面に形成された場合の冷媒入口ヘッダー部の流速分布を示すグラフ、（ｂ）本発明の実施の形態１における冷凍サイクル装置のプレート式熱交換器において、冷媒入口と冷媒出口とが同一面に形成された場合の冷媒入口ヘッダー部の流速分布を示すグラフ
【図４】同冷凍サイクル装置にＲ４１０Ａ冷媒を用いた場合の圧縮機の圧縮比と熱交換器の容積比Ｒとの関係を示すグラフ
【図５】同冷凍サイクル装置にＲ３２冷媒を用いた場合の圧縮機の圧縮比と熱交換器の容積比Ｒとの関係を示すグラフ
【図６】低圧シェル型圧縮機と高圧シェル型圧縮機の圧縮過程の差異を示すモリエル線図
【図７】従来の冷凍サイクル装置の概略構成図
【図８】（ａ）冷媒の蒸発時における冷媒流量と圧力損失との関係を示すグラフ（ｂ）冷媒の蒸発時における冷媒流量と圧力損失との他の関係を示すグラフ
【発明を実施するための形態】
【００１６】
第１の発明は、圧縮機、凝縮器、膨張手段、蒸発器が冷媒配管で環状に接続され、冷媒が循環する冷媒回路を備え、前記凝縮器または前記蒸発器のいずれか一方は、冷媒と液体とが熱交換するプレート式熱交換器であり、前記冷媒としてＲ３２冷媒を主成分とする冷媒を用いることを特徴とする冷凍サイクル装置である。
【００１７】
これにより、同一の加熱能力を発揮させる条件で、Ｒ４１０Ａ冷媒を使用する場合とＲ３２冷媒を使用する場合とを比較すると、Ｒ３２冷媒を使用する場合の方が、凝縮過程におけるエンタルピー差ｈは増加する。よって、所定の能力を得るために必要な冷媒循環量
が減少する。したがって、熱交換器における冷媒流速が低下し、プレート式熱交換器において、冷媒入口に近い流路から遠い流路にかけての冷媒の偏流が改善される。その結果、プレート式熱交換器の全体で効率よく熱交換が行われ、冷凍サイクル装置の省エネルギー性を向上させることができる。
【００１８】
また、Ｒ３２冷媒の方が、凝縮過程におけるエンタルピー差ｈが増加するので、等圧かつ同一の過冷却度を有する状態から冷媒を減圧すると、蒸発器の入口における乾き度ｘが低下する。よって、プレート式熱交換器を蒸発器として用いた場合には、プレート式熱交換器を流動する冷媒に占める液冷媒の比率が増加する。したがって、プレート式熱交換器を流れる冷媒の流速が低下し、冷媒入口に近い流路から遠い流路にかけての冷媒の偏流が改善される。その結果、プレート式熱交換器の全体で効率よく熱交換が行われ、冷凍サイクル装置の省エネルギー性を向上させることができる。
【００１９】
第２の発明は、特に第１の発明において、前記凝縮器としてプレート式熱交換器を用い、前記蒸発器としてフィンチューブ式熱交換器を用い、前記凝縮器と前記蒸発器とは、前記蒸発器の内容積（Ｖｆ）と前記凝縮器の内容積（Ｖｐ）との容積比Ｒ（Ｖｆ／Ｖｐ）が０．５≦Ｒ≦４．０の範囲となるように構成されることを特徴とするものである。
【００２０】
これにより、冷凍サイクル装置の省エネルギー性を向上させることに加え、フィンチューブ式熱交換器である蒸発器の小型化を図ることができる。また、圧縮機の信頼性を向上させることができる。また、蒸発器の小型化を実現して熱交換器の内容積を低減させることで、必要な冷媒量の削減を図ることができる。また、Ｒ３２冷媒を用いた冷凍サイクル装置において、圧縮機の信頼性を向上させることができる。
【００２１】
第３の発明は、特に、第１または第２の発明において、前記圧縮機は、シェル内部が高圧となる高圧シェル型圧縮機であることを特徴とするものである。
【００２２】
これにより、吸入冷媒が直接圧縮機室に吸入される。ここで、シェル内部が低圧となる低圧シェル型圧縮機では、圧縮機のシェル内にあるモータにより冷媒が加熱された後、圧縮が開始される。一方、高圧シェル型の圧縮機では、冷媒がシェル内部にあるモータにより加熱されるよりも前に圧縮が開始される。よって、吐出温度が上昇しやすいＲ３２を用いた場合でも、吐出温度の過度な上昇を抑制することができ、圧縮機の信頼性を向上することができる。
【００２３】
以下、本発明の実施形態について、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。
【００２４】
（実施の形態１）
図１は、本実施の形態における冷凍サイクル装置を示す概略構成図、図２は、Ｒ４１０ＡとＲ３２のモリエル（ｐ−ｈ）線図、図３（ａ）は、プレート式熱交換器において、冷媒入口と冷媒出口とが異なる面に形成された場合における冷媒入口ヘッダー部の流速分布を示すグラフ、図３（ｂ）は、プレート式熱交換器において、冷媒入口と冷媒出口とが同一面に形成された場合における冷媒入口ヘッダー部の流速分布を示すグラフである。
【００２５】
また、図４は、冷凍サイクル装置にＲ４１０Ａを用いた場合の圧縮機の圧縮比と熱交換器の容積比Ｒとの関係を示すグラフ、図５は、冷凍サイクル装置にＲ３２を用いた場合の圧縮機の圧縮比と熱交換器の容積比Ｒとの関係を示すグラフ、図６は、低圧シェル型圧縮機と高圧シェル型圧縮機との圧縮過程の違いを示すモリエル（ｐ−ｈ）線図である。
【００２６】
図１に示すように、本実施の形態の冷凍サイクル装置１００は、冷媒を圧縮する圧縮機
１、冷媒の流れる方向を切り替える四方弁２、圧縮機１によって圧縮された高圧の冷媒が流入し、冷媒が放熱を行うプレート式熱交換器（凝縮器）３、高圧の冷媒を減圧して膨張させる膨張弁（膨張手段）４、膨張弁４により減圧されて膨張した気液二相状態の冷媒を蒸発させるフィンチューブ式熱交換器（蒸発器）５を、冷媒配管で順に接続した冷媒回路を備えている。なお、四方弁２により冷媒の流れる方向が切り替わると、プレート式熱交換器３は蒸発器となり、フィンチューブ熱交換器５は凝縮器となる。
【００２７】
冷媒回路を流れる冷媒としてはＲ３２を主成分とする冷媒が用いられる。冷媒には、Ｒ３２が７０％以上含まれていることが好ましい。また、冷媒のすべてがＲ３２であることがより好ましい。フィンチューブ熱交換器５は、冷媒と空気とが熱交換するように構成される。フィンチューブ熱交換器５の近傍には、空気を送風するためのファン（図示せず）が設けられる。プレート式熱交換器３は、冷媒と液体（水）とが熱交換するように構成される。すなわち、本実施の形態の冷凍サイクル装置１００は、プレート式熱交換器（凝縮器）３において液体を加熱する温水生成装置として適用することができる。より具体的には、加熱された液体（温水）を、床暖房パネル等の暖房端末に循環させて室内の暖房を行う温水暖房装置に適用することを想定する。なお、四方弁２によって液体の流れる方向を切り替えると、プレート式熱交換器３において液体を冷却する冷温水生成装置として適用することができる。
【００２８】
図２に示すように、冷媒としてＲ３２を用いると、Ｒ４１０Ａを用いた場合と比較して、エンタルピー差ｈ（ｈ１、ｈ２）がｈ１からｈ２へ約１．５倍増加する。よって、同一の加熱能力を発揮させるために必要な冷媒循環量は、Ｒ４１０ＡよりもＲ３２の方が少ない。具体的には、Ｒ３２を使用する場合には、Ｒ４１０Ａの約６６％の循環量があればよい。また、図２に示すように、冷媒としてＲ３２を用いると、Ｒ４１０Ａを冷媒として用いた場合と比較して、同一凝縮圧力で同一の過冷却度の状態から冷媒を減圧した場合の、蒸発器の入口における乾き度ｘが低下する。例えば、図２に示す運転条件では、蒸発器の入口における冷媒の乾き度ｘは、０．２４から０．１９に低下する。
【００２９】
ここで、プレート式熱交換器３の内部の冷媒流速の分布は、冷媒入口と冷媒出口とが反対側の面に形成されている場合（図３（ａ））と、冷媒入口及び冷媒出口が同一側の面に形成されている場合（図３（ｂ））とで異なる。具体的には、図３（ａ）のように、冷媒入口側の流速が遅く、冷媒出口（奥行）側の流速が早くなるように偏流する場合や、図３（ｂ）のように、冷媒入口側及び冷媒出口側の流速が早く、冷媒入口及び冷媒出口とは反対側（奥行側）の流速が遅い場合である。
【００３０】
しかしながら、Ｒ３２冷媒を用いた場合は、Ｒ４１０Ａを用いた場合と比較して、冷媒循環量を減少させることができるので、冷媒流速が低下する。よって、図３（ａ）（ｂ）に示すように、冷媒流速の偏りが減少し、冷媒の分流が改善する。また、前述のように蒸発器の入口の冷媒の乾き度ｘが低下するので、蒸発器を流動する冷媒に占める液冷媒の比率が増加して冷媒の流速が低下する。これにより、プレート式熱交換器３を蒸発器として用いた場合でも、プレート式熱交換器３の内部での冷媒の偏流が改善され、冷媒の分流が改善する。したがって、プレート式熱交換器３の各流路で、効率よく熱交換が行われるので、熱交換効率が向上する。その結果、冷凍サイクル装置１００の省エネルギー性が向上する。
【００３１】
次に、適切な、フィンチューブ熱交換器５の容積Ｖｆとプレート式熱交換器３の容積Ｖｐとの容積比Ｒ（Ｖｆ／Ｖｒ）について説明する。一般的に、圧縮機１は、信頼性確保のために、圧縮比を１．５〜１０の間で使用する必要がある。よって、冷凍サイクル装置１００を温水生成装置に適用する場合、温水生成装置の実使用範囲において、圧縮機１の圧縮比が１．５〜１０の間に収まるように、熱交換器の容量を設定する必要がある。なお、
ここでの実使用範囲とは、定格能力：７〜１６ｋＷ、外気温度：−１５〜１２℃、液体（水）の温度：３５〜５５℃の範囲をいう。
【００３２】
図４に示すように、容積比Ｒ（Ｖｆ／Ｖｐ）が増大すると、実使用範囲で必要となる圧縮比の最大値及び最小値は減少する傾向がある。これは、蒸発器（フィンチューブ式熱交換器５）の容積が相対的に増大すると、蒸発器の熱交換量が増大して、冷凍サイクル装置１００における低圧側の圧力が増大する。その結果、凝縮器（プレート式熱交換器）３にて所定の加熱能力を得るために必要な圧縮比が減少するためである。
【００３３】
このように、容積比Ｒ（Ｖｆ／Ｖｐ）を増減に応じて、圧縮比の最大値及び最小値も増減する傾向がある。よって、冷媒としてＲ４１０Ａを用い、プレート式熱交換器３を凝縮器として用い、フィンチューブ式熱交換器５を蒸発器５として用いる場合に、圧縮機の信頼性を確保するためには、図４に示すように、容積比Ｒ（Ｖｆ／Ｖｐ）を０．５≦Ｒ≦５とする必要がある。
【００３４】
Ｒ４１０Ａの場合と同様に、冷媒としてＲ３２を用いる場合にも、冷凍サイクル装置１００（圧縮機１）の信頼性を維持する観点から、圧縮機１を、圧縮比が１.５〜１０の範囲で動作させる。このとき、図５に示すように、容積比Ｒと圧縮比との関係から、容積比Ｒは０．５≦Ｒ≦４とする必要がある。
【００３５】
これは、同一の凝縮器（プレート式熱交換器３）を用いた冷凍サイクル装置１００にＲ４１０ＡまたはＲ３２を用いる場合、Ｒ３２を用いる場合の方が蒸発器（フィンチューブ式熱交換器５）を小型にできることを示す。
【００３６】
また、同一の凝縮器（プレート式熱交換器３）、及び、同一の伝熱管長さＬを有する蒸発器（フィンチューブ式熱交換器）５とを備えた冷凍サイクル装置１００に、Ｒ４１０ＡまたはＲ３２を用いる場合を想定すると、Ｒ３２を用いた場合の方が、蒸発器５の伝熱管の断面積Ｓ（Ｖｆ／Ｌ）を小さくすることができる。より具体的には、Ｒ３２を用いた場合には、フィンチューブ熱交換器５を構成する伝熱管の断面積Ｓ（＝容積Ｖｆ／Ｌ）は、Ｒ４１０Ａの場合の断面積に対して、０．８倍（＝４／５）〜１倍（＝０．５／０．５）倍となる。その結果、冷媒流速は、１倍（＝１／１）〜１．２５倍（＝１／０．８）になる。
【００３７】
さらに、冷凍サイクル装置１００にＲ３２を用いると、Ｒ４１０Ａを用いた場合と比較して、エンタルピー差ｈが拡大（Ｒ４１０Ａの約１．５倍）するので、冷媒流量を減少（約６６％）させても、同一の能力を確保することができる。ここで、図８（ａ）（ｂ）から、冷媒の蒸発時における圧力損失ｄＰｃは、冷媒流量の２乗に比例する。上述のように、Ｒ３２を用いた場合の冷媒流速は、Ｒ４１０Ａに対して１倍〜１．２５倍となるから、Ｒ３２の圧力損失はＲ４１０Ａに対して、０．４４倍（＝（１×０．６６）＾２）〜０．６８倍（＝（１．２５×０．６６）＾２）となる。
【００３８】
以上のように、同一の加熱能力を発揮させるために凝縮器に流通させる冷媒量は、Ｒ３２を用いた場合の方がＲ４１０Ａを用いた場合よりも少ない。したがって、圧縮機１の運転周波数を低下させることができ、圧縮機１の動力を低下させることができる。さらに、Ｒ３２を用いるとＲ４１０Ａを用いた場合と比較して圧力損失が低減するので、蒸発器の出口での冷媒圧力、すなわち、圧縮機１の吸入圧力が上昇する。したがって、圧縮機１に吸入される冷媒の比体積が減少して、圧縮機１に吸入される冷媒量が増大する。その結果、圧縮機１の動力を低下させた場合でも、十分な冷媒循環量を確保することができる。したがって、凝縮能力、蒸発能力を向上させることができる。
【００３９】
このように、冷媒としてＲ３２を用い、プレート式熱交換器３を凝縮器として用い、フィンチューブ熱交換器５を蒸発器として用いると、Ｒ４１０Ａを用いた場合と比較して、蒸発器の小型化、及び、蒸発器の内容積を低減させることによる必要冷媒量の削減を図りつつ、省エネルギー性を向上させることができる。
【００４０】
なお、圧縮機１としては、高圧シェル型の圧縮機１を用いることが好ましい。シェルの内部が低圧となる低圧シェル型圧縮機では、圧縮機に吸入される冷媒が、一旦、シェル内部に流入し、高温のモータにより加熱された状態で圧縮室へ吸入される。よって、図６に示すように、圧縮過程において、冷媒の温度が圧縮機に吸入されたときよりも上昇した状態で圧縮が開始される。その結果、圧縮が完了した後の冷媒の温度（吐出温度）が過大となる恐れがある。
【００４１】
これに対し、圧縮機シェル内が高圧となる高圧シェル型圧縮機においては、吸入冷媒は直接圧縮室に吸入される。したがって、冷媒の温度が過度に上昇する前に圧縮が開始されるため、圧縮完了後の吐出冷媒温度の過度な上昇を抑制することができる。これにより、Ｒ４１０Ａと比較して吐出温度が上昇しやすいＲ３２を用いた場合でも、吐出温度の過度な上昇を抑制することができ、圧縮機の信頼性を向上することができる。
【産業上の利用可能性】
【００４２】
本発明によれば、省エネルギー性に優れた冷凍サイクル装置を提供することができるので、温水生成装置、温水暖房装置等の用途に適用することができる。
【符号の説明】
【００４３】
１  圧縮機
２  四方弁
３  プレート式熱交換器
４  膨張弁（膨張手段）
５  フィンチューブ熱交換器
【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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【図６】
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【図７】
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【図８】
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