(57)【要約】【課題】従来冷媒をＨＦＯ系冷媒等の飽和蒸気密度が低い冷媒に置き換える場合において、従来冷媒を用いた冷凍サイクル装置で用いられていた既設の配管を利用しつつ、冷凍能力の低下を抑えることのできる冷凍サイクル装置を提供する。【解決手段】圧縮機１と熱源側熱交換器４と第一減圧手段５とが順次接続された１次側冷媒回路と、利用側熱交換器１０を備えた２次側冷媒回路と、前記１次側冷媒回路と２次側冷媒回路を接続するガス側既設配管２１、液側既設配管２２とを有する冷凍サイクル装置において、ガス側既設配管２１を冷媒が流れる際に発生する冷媒の圧力損失を抑制する。【選択図】図１
2009300041.tif 000002
【特許請求の範囲】
【請求項１】
圧縮機と熱源側熱交換器と第一減圧手段とが順次接続された１次側冷媒回路と、
前記１次側冷媒回路に接続配管にて接続され前記圧縮機から吐出される冷媒が循環する利用側熱交換器を設けた２次側冷媒回路と、
前記冷媒をハイドロフルオロカーボン系冷媒から同一温度における密度の低い冷媒に置き換える場合に、前記接続配管を既設のままとするとともに、前記冷媒が前記接続配管を流れる際に発生する配管内の圧力損失を抑制する前記１次側冷媒回路に設けられた圧力抑制手段とを備えた
ことを特徴とする冷凍サイクル装置。
【請求項２】
前記熱源側熱交換器と前記第一減圧手段の間から分岐した分岐管と、
前記分岐管によって導かれる冷媒を減圧する第二減圧手段と、
前記第二減圧手段により減圧された冷媒と前記熱源側熱交換器を通過し前記分岐管から分岐する前若しくは分岐後の冷媒との間で熱交換する冷媒−冷媒熱交換器と、
前記冷媒−冷媒熱交換器により熱交換された冷媒を前記圧縮機の吸入側へ導く圧縮機導入管と
を設けることによって圧力損失を抑制する
ことを特徴とする請求項１記載の冷凍サイクル装置。
【請求項３】
前記圧力抑制手段は、前記２次側冷媒回路に流れる冷媒を過冷却状態にするとともに前記利用側熱交換器の出口側若しくは入口側に流れる冷媒を過熱ガスとするものである
ことを特徴とする請求項１記載の冷凍サイクル装置。
【請求項４】
前記熱源側熱交換器と前記第一減圧手段の間から分岐した分岐管と、
前記分岐管に導かれる冷媒を減圧する第二減圧手段と、
前記第二減圧手段により減圧された冷媒と前記熱源側熱交換器を通過し前記分岐管から分岐する前若しくは分岐後の冷媒との間で熱交換する冷媒−冷媒熱交換器と、
前記冷媒−冷媒熱交換器により熱交換された冷媒を前記圧縮機の吸入側へ導く圧縮機導入管と、
前記冷媒−冷媒熱交換器と前記減圧手段との間に接続された受液器と
を設けることによって圧力損失を抑制する
ことを特徴とする請求項１記載の冷凍サイクル装置。
【請求項５】
前記熱源側熱交換器と前記第一減圧手段の間から分岐した分岐管と、
前記分岐管に導かれる冷媒を前記圧縮機に注入するインジェクション管と
を設けることによって圧力損失を抑制する
ことを特徴とする請求項１記載の冷凍サイクル装置。
【請求項６】
前記圧縮機の吐出口に油分離器を設けることによって圧力損失を抑制する
ことを特徴とする請求項１〜請求項５のいずれかに記載の冷凍サイクル装置。
【請求項７】
前記圧縮機の潤滑用に使用する冷凍機油として、
ハイドロフルオロカーボン系冷媒を用いる冷凍サイクル装置で使用する冷凍機油よりも油粘度が低い冷凍機油を使用する
ことを特徴とする請求項１〜請求項６のいずれかに記載の冷凍サイクル装置。
【請求項８】
前記密度の低い冷媒は、テトラフルオロプロペン系冷媒である
ことを特徴とする請求項１〜請求項７のいずれかに記載の冷凍サイクル装置。
【請求項９】
前記請求項１〜請求項８のいずれかに記載の冷凍サイクル装置において、
前記１次−２次接続配管の内壁面を洗浄することによって圧力損失を抑制する
ことを特徴とする冷凍サイクル装置の圧力損失抑制方法。
【請求項１０】
前記請求項１〜請求項８のいずれかに記載の冷凍サイクル装置において、
前記１次−２次接続配管の内径を貫通する内面洗浄装置を用いて、前記１次−２次接続配管の内壁面の付着物を取ることによって圧力損失を抑制する
ことを特徴とする冷凍サイクル装置の圧力損失抑制方法。
【請求項１１】
前記請求項１〜請求項８のいずれかに記載の冷凍サイクル装置において、
前記１次−２次接続配管の内径を貫通する内面洗浄装置を用いて、前記１次−２次接続配管の内壁表面を洗浄するとともに前記内壁表面を削り取ることによって圧力損失を抑制する
ことを特徴とする冷凍サイクル装置の圧力損失抑制方法。
【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し、より詳しくは、ハイドロフルオロカーボン（以後、ＨＦＣと称す）系冷媒を、この冷媒よりも気体密度の低い冷媒である、テトラフルオロプロペン（２，３，３，３−Ｔｅｔｒａｆｌｕｏｒｏｐｒｏｐｅｎｅ−１ｅｎｅ。以下、ＨＦＯと称す。）系冷媒等に置き換える場合において、既存の配管設備を流用しつつ圧力損失を抑制する技術に関する。
【背景技術】
【０００２】
従来より、空気調和機等の冷凍サイクル装置においては、ＨＦＣ系冷媒を用いた圧縮式ヒートポンプが用いられている。ＨＦＣ系冷媒としては、ＨＦＣ−２２、ＨＦＣ−４０７Ｃ、ＨＦＣ−４１０Ａ等が多く用いられている。これらの冷凍サイクル装置においては、主に、圧縮機、熱源側熱交換器、アキュムレータ、及び減圧手段を有する室外ユニットと、利用側熱交換器を有する室内ユニットを、冷媒配管によって接続した冷媒回路が構成されている。
【０００３】
ところが、前記ＨＦＣ−２２、ＨＦＣ−４０７Ｃ、ＨＦＣ−４１０Ａ等のＨＦＣ系冷媒は、地球温暖化係数（ＧＷＰ）が大きいため、地球環境に配慮して地球温暖化係数の小さな冷媒であるＨＦＯ系冷媒の採用が提案されている（例えば、特許文献１参照）。
【０００４】
【特許文献１】特開２００６−５１２４２６号公報
【０００５】
このＨＦＯ系冷媒の地球温暖化係数（ＧＷＰ）は４であり、例えばＲ４１０ＡのＧＷＰ１９７５と比較すると、約１／５００程度と小さく、地球温暖化の観点からは優れた冷媒であるといえる。
【発明の開示】
【発明が解決しようとする課題】
【０００６】
しかし、ＨＦＯ系冷媒は、従来から冷凍サイクル装置で用いられていたＨＦＣ系冷媒（以下、「従来冷媒」と称することがある）と比較して、気体状態における冷媒の飽和蒸気密度が低い。そのため、従来冷媒と同等の冷凍能力を得るためには、冷凍サイクル内の気体冷媒の流動速度を速める必要がある。しかし冷媒の流動速度を速めると、配管内における圧力損失が増大し、冷凍能力が低下しやすくなることが想定される。特に、接続配管長が長い冷凍サイクル装置においては、２次側冷媒回路から１次側冷媒回路へ冷媒が戻る際に発生する圧力損失により、１次側冷媒回路内の圧縮機に吸入される冷媒の圧力が著しく低下してしまう。そのため、圧縮機に吸入する冷媒の冷媒密度が低下して循環する冷媒量も減少し、冷凍能力のさらなる能力低下が発生する可能性があった。
【０００７】
一方で、通常、ＨＦＣ系冷媒に限らず飽和蒸気密度の小さい冷媒を使用する冷凍サイクル装置においては、配管の内径を太くすることによって冷媒流量を増やし、所定の冷凍能力を得ようとする場合が多い。しかし、例えば空気調和機など、室内機と室外機を接続する延長配管が建物の壁面や天井面に埋め込まれている場合、これら既設の配管を取り替えることは容易ではない。そのため、内径の太い配管に交換することによって冷凍能力を向上させるのは困難である。したがって、従来冷媒をＨＦＯ系冷媒に置き換える場合には、既存の配管を流用しつつ、冷凍能力の低下を抑制する必要がある。
【０００８】
本発明はかかる課題を解決するためになされたもので、従来冷媒をＨＦＯ系冷媒等の飽和蒸気密度が低い冷媒に置き換える場合において、従来冷媒を用いた冷凍サイクル装置で用いられていた既設の配管を流用しつつ、冷凍能力の低下を抑えることのできる冷凍サイクル装置及び冷凍サイクル装置の圧力損失抑制方法を提供するものである。
【課題を解決するための手段】
【０００９】
本発明に係る冷凍サイクル装置は、
圧縮機と熱源側熱交換器と第一減圧手段とが順次接続された１次側冷媒回路と、
前記１次側冷媒回路に接続配管にて接続され前記圧縮機から吐出される冷媒が循環する利用側熱交換器を設けた２次側冷媒回路と、
前記冷媒をハイドロフルオロカーボン系冷媒から同一温度における密度の低い冷媒に置き換える場合に、前記接続配管を既設のままとするとともに、前記冷媒が前記接続配管を流れる際に発生する配管内の圧力損失を抑制する前記１次側冷媒回路に設けられた圧力抑制手段とを備えた
ことを特徴とするものである。
【発明の効果】
【００１０】
本発明は、１次側冷媒回路と２次側冷媒回路とを接続する配管を冷媒が流れる際に発生する冷媒の圧力損失を抑制することができる。このため、冷媒の圧力損失に起因する冷凍能力の低下を抑えることができる。
【発明を実施するための最良の形態】
【００１１】
実施の形態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冷媒回路構成を示したものである。なお、本実施の形態１では、冷凍サイクル装置が空気調和機であって、冷房運転を行っている場合の例について説明する。また、図１及びこれ以降で説明する冷媒回路構成を説明する図において、破線矢印は冷媒の流れを示す。
【００１２】
図１に示すように、本実施の形態１に係る冷凍サイクル装置は、１次側冷媒回路２００及び２次側冷媒回路２０１により構成されている。１次側冷媒回路２００は空気調和機の室外機を、２次側冷媒回路２０１は室内機をそれぞれ表す。
【００１３】
１次側冷媒回路２００は、圧縮機１、四方弁２、熱源側熱交換器４、冷媒−冷媒熱交換器３１、膨張弁５、液側閉止弁６が順に接続されて構成されている。冷媒−冷媒熱交換器３１の出口側には、分岐部３２を経由して分岐管３４によって膨張弁８が接続されており、膨張弁８の出口側配管は冷媒−冷媒熱交換器３１に接続されている。冷媒−冷媒熱交換器３１は、圧縮機導入管３５によってアキュムレータ７に接続されている。アキュムレータ７の入口管は、分岐部３３を介して四方弁２及び冷媒−冷媒熱交換器３１に接続されている。また、アキュムレータ７の出口管は圧縮機１の吸入部に接続されている。四方弁２と２次側冷媒回路２０１との間には、ガス側閉止弁３が設けられている。
２次側冷媒回路２０１は、利用側熱交換器１０を有する。
【００１４】
そして、１次側冷媒回路２００と２次側冷媒回路２０１は、ガス側既設配管２１と液側既設配管２２によって接続されている。
【００１５】
次に、図１に示す冷凍サイクル装置の動作を説明する。圧縮機１から吐出された冷媒は、四方弁２、熱源側熱交換器４、及び冷媒−冷媒熱交換器３１を通過した後、分岐部３２で２つに分流する。分流した冷媒は分岐管３４を経由して膨張弁８へと移動し、膨張弁８で低圧、低温化された後、冷媒−冷媒熱交換器３１へと進む。以下、冷媒−冷媒熱交換器３１を出た冷媒が再度冷媒−冷媒熱交換器３１へ戻る流れをバイパス流と称し、熱源側熱交換器４から膨張弁５へと進む流れをメイン流と称する。そして、冷媒−冷媒熱交換器３１において、熱源側熱交換器４を通過した高温冷媒と、バイパス流の低温冷媒とが熱交換する。したがって、熱源側熱交換器４を通過した冷媒は、冷媒−冷媒熱交換器３１で過冷却されることとなる。
【００１６】
冷媒−冷媒熱交換器３１で過冷却された冷媒は、膨張弁５により減圧され、液側閉止弁６、液側既設配管２２を通過した後、利用側熱交換器１０へと進む。そしてこの冷媒は利用側熱交換器１０で熱交換を行い、ガス側既設配管２１を通過した後、ガス側閉止弁３、四方弁２、アキュムレータ７を介して、圧縮機１の吸入部へと戻される。
【００１７】
図２は、本実施の形態１に係る冷凍サイクルを、Ｐ−Ｈ線図上に表したものである。図２において、点１００は熱源側熱交換器４の入口、点１０１は熱源側熱交換器４の出口、点１０２は冷媒−冷媒熱交換器３１の分岐部３２側の出口、点１０３はバイパス流の膨張弁８の出口、点１０４はバイパス流の冷媒−冷媒熱交換器３１の出口、点１０５は利用側熱交換器１０の出口、点１０６は圧縮機１の吸入部の冷媒の状態を表している。
【００１８】
図２において、熱源側熱交換器４を出た冷媒は、冷媒−冷媒熱交換器３１で熱交換を行う。すなわち冷媒−冷媒熱交換器３１において、メイン流は点１０１−点１０２間で放熱を行い、バイパス流は点１０３−点１０４間で吸熱を行う。この際、バイパス流の冷媒は、熱交換によりメイン流の熱を吸収した上で圧縮機１の吸入側の冷媒と合流するため、熱の無駄が少ない。
【００１９】
一方で、冷媒−冷媒熱交換器３１の出口でバイパス流が分流するため、利用側熱交換器１０に流入する冷媒の流量は減少する。しかし、メイン流の冷媒は過冷却状態となっているため（点１０２）、流量は減少しても利用側熱交換器１０での熱交換量はほとんど変化しない。特に、ガス側既設配管２１が長く敷設されているような冷凍サイクル装置においては、前記ガス側既設配管２１の冷媒流量が低下すると、これに伴って圧力損失も減少するので、従来の冷凍サイクルと比べて冷凍能力の向上が期待できる。
【００２０】
このように本実施の形態１によれば、冷媒−冷媒熱交換器３１でメイン流の冷媒を過冷却してから利用側熱交換器１０で熱交換するようにしたので、従来の冷凍サイクル装置と比較して冷凍効果を増大させることができる。また、冷媒−冷媒熱交換器３１で吸熱したバイパス流の冷媒を圧縮機１へ流入させるようにしたので、熱の無駄を減少させることができる。さらには、バイパス流として冷媒の一部を圧縮機１へ流入させることにより利用側熱交換器１０を通過する冷媒の循環流量が減少するので、ガス側既設配管２１を冷媒が通過する際の配管内での圧力損失を低減させることができる。したがって、上記一連の効果により、冷凍能力の低下を抑制することができる。特に、飽和蒸気密度が小さく配管内での圧力損失が大きいＨＦＯ系冷媒においては、本実施の形態１を適用することで、冷凍能力の低下の抑制に大きな貢献をもたらすことができる。このため、飽和蒸気密度の小さい冷媒に置き換える場合においても、既存の配管設備を流用しつつ、冷凍能力の低下を抑えることのできる冷凍サイクル装置を得ることができる。
【００２１】
なお、上記説明及び図２においては、冷媒−冷媒熱交換器３１での熱交換は、膨張弁８を通過したバイパス流の冷媒と、分岐部３２で分岐する前のメイン流の冷媒との間で行う場合の例について説明した。しかし、冷媒−冷媒熱交換器３１で熱交換するメイン流の冷媒が流れる配管の接続形態はこれに限られるものではない。例えば、分岐部３２で分岐した後のメイン流の冷媒が、冷媒−冷媒熱交換器３１で熱交換するような構成としてもよい。このことは、以後の実施の形態においても同様である。
【００２２】
また、本実施の形態１に係る冷凍サイクル装置は、利用側熱交換器１０の再利用にも適している。業務用エアコン等の大型の空気調和機においては、通常、利用側熱交換器１０は複数のパスに分割されており、パスの出口温度はパスごとに異なることとなる。このため、使用する冷媒を変更しようとした場合、複数のパスの出口温度が異なるので、露点温度以下の空気と露点温度以上の空気とが混在することになり、結露等の現象を発生させる場合がある。
【００２３】
本実施の形態１に係る冷凍サイクル装置では、膨張弁５及び膨張弁８によって冷媒状態をコントロールしている。したがって、膨張弁５を緩めるとともに膨張弁８を絞り気味にコントロールして、利用側熱交換器１０の出口側冷媒を湿り気味にし、バイパス流として冷媒−冷媒熱交換器３１を通過した冷媒を過熱ガス気味にすることができる。このようにすることで、アキュムレータ７や圧縮機１の吸入部の状態をあまり変化させることなく、利用側熱交換器１０の出口冷媒の状態をコントロールすることができる。
【００２４】
図３は、上述のような当コントロール状態をＰ−Ｈ線図上に表したものである。図３において、点１１０〜点１１６は、それぞれ図２の点１００〜１０６に対応するものである。
【００２５】
図３の状態を図２の状態と比べると、利用側熱交換器１０の出口を示す点１１５のエンタルピーは下がり、バイパス流の冷媒−冷媒熱交換器３１の出口を示す点１１４が過熱ガスとなっている。しかし、圧縮機１の吸入部を示す点１１６を見ると、これに対応する図２の点１０６とほとんど変化はなく、ほぼ同量の余剰冷媒量をアキュムレータに貯めることが可能である。
【００２６】
したがって、本実施の形態１の冷媒回路構成とすれば、上述のような複数パスに分割された利用側熱交換器１０においても、利用側熱交換器１０の出口冷媒の状態を最適にコントロールすることができ、利用側熱交換器１０の再利用を適切に行うことができる。
【００２７】
実施の形態２．
図４は、本発明の実施の形態２に係る冷凍サイクル装置の冷媒回路構成を示したものである。前述の実施の形態１と同じ構成要素には同じ符号を付している。本実施の形態２は、受液器９を設けた点、及びアキュムレータ７と冷媒−冷媒熱交換器３１を設けていない点が、前述の実施の形態１と異なる。
【００２８】
図４に示すように、本実施の形態２に係る冷凍サイクル装置は、１次側冷媒回路２００と、２次側冷媒回路２０１とにより構成されている。
１次側冷媒回路２００は、圧縮機１、四方弁２、熱源側熱交換器４、膨張弁８、受液器９、膨張弁５、液側閉止弁６が順に接続されて構成されている。膨張弁８は、冷媒の圧力を低下させて受液器９の圧力容器を保護するために設けられたものである。また、四方弁２と２次側冷媒回路２０１との間には、ガス側閉止弁３が設けられている。
２次側冷媒回路２０１は、利用側熱交換器１０を有する。
そして、１次側冷媒回路２００と２次側冷媒回路２０１は、ガス側既設配管２１と液側既設配管２２によって接続されている。
【００２９】
次に、図４に示す冷凍サイクル装置の動作を説明する。圧縮機１から吐出された冷媒は、四方弁２及び熱源側熱交換器４を通過し、膨張弁８にて低温、低圧化される。そしてこの冷媒は、受液器９を経由して、膨張弁５により減圧され、液側閉止弁６、液側既設配管２２を通過した後、利用側熱交換器１０へと進む。続けてこの冷媒は利用側熱交換器１０で熱交換を行い、ガス側既設配管２１を通過した後、ガス側閉止弁３、四方弁２を介して、圧縮機１の吸入部へと戻される。
【００３０】
ここで、本実施の形態２に係る冷凍サイクル装置の利点について説明するため、比較対象として一般的な冷凍サイクル装置について説明する。図１０は、一般的な冷凍サイクル装置の冷媒回路構成であり、図４と同一の構成要素については同一の符号を付している。図１０によると、圧縮機１の吸入側にアキュムレータ７を設けており、このアキュムレータ７に冷媒液を貯める構成となっている。この場合、利用側熱交換器１０出口の冷媒は、アキュムレータ７入口の冷媒とほぼ同じ状態となる。したがって、仮に利用側熱交換器１０の出口冷媒が過熱ガスとなると、アキュムレータ７の入口の冷媒も過熱ガスとなる。こうなると、アキュムレータ７内は蒸気冷媒のみで充填され、液冷媒を貯めることができなくなる。このような事態を避けるため、従来の一般的な冷凍サイクル装置では、余剰冷媒が発生する場合には利用側熱交換器１０の出口冷媒が気液二相冷媒となるようコントロールし、アキュムレータ７が蒸気冷媒のみで満たされることのないようにしている。
【００３１】
本実施の形態２に係る冷凍サイクル装置によれば、圧縮機１の吸入側にアキュムレータ７を備えず、熱源側熱交換器４と利用側熱交換器１０との間に受液器９を設ける構成とし、受液器９で余剰冷媒を貯める構成としている。したがって、利用側熱交換器１０の出口冷媒を必ずしも気液二相冷媒となるようにコントロールする必要はない。すなわち、主に膨張弁５をコントロールして受液器９に貯められる液冷媒の量を調整することにより、利用側熱交換器１０の出口冷媒を容易に過熱ガスとすることができる。したがって、アキュムレータを設けなくとも、圧縮機１に液冷媒が流れ込むのを防ぐことができる。
【００３２】
次に、本実施の形態２に係る冷凍サイクル装置での圧力損失について述べる。配管内の冷媒循環量が同じ場合においては、冷媒の状態が気液混合流の場合と過熱ガスの場合とを比較すると、過熱ガスの場合の方が圧力損失は低い。
単相ガスの圧力損失に対する倍増係数をφｇ2とすると、φｇは、Ｌｏｃｋｈａｒｔ−Ｍａｒｔｉｎｅｌｌｉの計算方法で使用されるパラメータＸｔｔにより、以下の（１）式で示され、Ｘｔｔは（２）式で示される。
φｇ＝１＋２Ｘｔｔ0.5＋Ｘｔｔ・・・（１）
Ｘｔｔ＝Ｆ（ｆｌ／ｆｇ）×Ｇ（ρｇ／ρｌ）×Ｈ（（１−ｘ）／ｘ）・・・（２）
ここで、ｆは摩擦係数、ρは密度、ｘは乾き度、添え字のｇはガス、ｌは液、Ｆ、Ｇ、Ｈは指数関数である。
一般に、乾き度ｘが０．７程度のときに圧力損失は最大となる。例えば図１０に示したようなアキュムレータ７を備えた冷媒回路では、乾き度ｘ＝０．９〜１．０となり、この場合は、数％〜２０％程度の圧力損失の増大が見込まれる。
【００３３】
本実施の形態２においては、熱源側熱交換器４と利用側熱交換器１０との間に受液器９を設けたので、前述のように膨張弁５の開度を制御することにより利用側熱交換器１０の出口冷媒を過熱ガスとすることができる。したがって、圧縮機１の吸入側にアキュムレータ７を備える一般的な冷凍サイクル装置と比較して、ガス側既設配管２１における圧力損失を低減させることが可能となる。特に、配管における圧力損失の大きいＨＦＯ系冷媒を使用した場合においては、利用側熱交換器１０の出口冷媒を過熱ガス化して圧力損失を低減することで、冷凍能力の向上に大きく貢献することができる。このため、飽和蒸気密度の小さい冷媒に置き換える場合においても、既存の配管設備を流用しつつ、冷凍能力の低下を抑えることのできる冷凍サイクル装置を得ることができる。
【００３４】
実施の形態３．
図５は、本発明の実施の形態３に係る冷凍サイクル装置の冷媒回路構成を示したものである。前述の実施の形態１と同じ構成要素には同じ符号を付している。本実施の形態３は、前述の実施の形態１と共通する構成を備えているが、メイン流において分岐部３２と膨張弁５との間に膨張弁４５と受液器９を設けた点、及びアキュムレータ７を設けていない点が相違する。本実施の形態３では、これらの相違点を中心に説明する。
【００３５】
図５において、メイン流における分岐部３２と膨張弁５との間には、膨張弁４５と受液器９が接続されている。膨張弁４５は、冷媒の圧力を低下させて受液器９の圧力容器を保護するために設けられたものである。
【００３６】
次に、図５に示す冷凍サイクル装置の動作を説明する。圧縮機１から吐出された冷媒は、四方弁２、熱源側熱交換器４、及び冷媒−冷媒熱交換器３１を通過した後、分岐部３２で２つに分流する。分流したバイパス流は、分岐管３４を経由して膨張弁８へと移動し、膨張弁８で低圧、低温化された後、冷媒−冷媒熱交換器３１へと進む。そして、冷媒−冷媒熱交換器３１において、熱源側熱交換器４を通過した高温冷媒と、バイパス流の低温冷媒とが熱交換する。
【００３７】
メイン流の冷媒は、分岐部３２を経由して膨張弁４５にて低圧、低温化され、受液器９に進む。そして、受液器９を出て膨張弁５により減圧され、液側閉止弁６、液側既設配管２２を通過した後、利用側熱交換器１０へと進む。そしてこの冷媒は利用側熱交換器１０で熱交換を行い、ガス側既設配管２１を通過した後、ガス側閉止弁３、四方弁２を介して、圧縮機１の吸入部へと戻される。
【００３８】
このように本実施の形態３によれば、冷媒−冷媒熱交換器３１でメイン流の冷媒を過冷却してから利用側熱交換器１０で熱交換するようにしたので、前述の実施の形態１と同様に、配管内の圧力損失による冷凍能力の低下を抑制することができる。
また、熱源側熱交換器４と利用側熱交換器１０との間に受液器９を設けたので、膨張弁５の開度を制御することで利用側熱交換器１０の出口冷媒を過熱ガスとすることができ、ガス側既設配管２１における圧力損失を低減させることができる。したがって、圧力損失による冷凍能力の低下を抑制することができる。このため、飽和蒸気密度の小さい冷媒に置き換える場合においても、既存の配管設備を流用しつつ、冷凍能力の低下を抑えることのできる冷凍サイクル装置を得ることができる。
【００３９】
実施の形態４．
図６は、本発明の実施の形態４に係る冷凍サイクル装置の冷媒回路構成を示したものである。前述の実施の形態３と同じ構成要素には同じ符号を付している。本実施の形態４は、前述の実施の形態３と共通する構成を備えているが、バイパス流の冷媒−冷媒熱交換器３１の出口側に、冷媒を圧縮機１に注入するインジェクション管３６を設けた点が相違する。本実施の形態４では、この相違点を中心に説明する。
【００４０】
図６において、バイパス流の冷媒−冷媒熱交換器３１の出口側には、インジェクション管３６が接続されている。インジェクション管３６は、冷媒−冷媒熱交換器３１を通過した冷媒を、圧縮機１の圧縮工程の途中に注入するために設けられた配管である。
【００４１】
次に、図６に示す冷凍サイクル装置の動作を説明する。圧縮機１から吐出された冷媒は、四方弁２、熱源側熱交換器４、及び冷媒−冷媒熱交換器３１を通過した後、分岐部３２で２つに分流する。分流したバイパス流は、分岐管３４を経由して膨張弁８へと移動し、膨張弁８で低圧、低温化された後、冷媒−冷媒熱交換器３１へと進む。そして、冷媒−冷媒熱交換器３１において、熱源側熱交換器４を通過した高温冷媒と、バイパス流の低温冷媒とが熱交換する。さらに、冷媒−冷媒熱交換器３１で熱交換したバイパス流の冷媒は、インジェクション管３６により導かれて圧縮機１の圧縮工程の途中に注入される。
【００４２】
メイン流の冷媒は、分岐部３２を経由して膨張弁４５にて低圧、低温化され、受液器９に進む。そして、受液器９を出て膨張弁５により減圧され、液側閉止弁６、液側既設配管２２を通過した後、利用側熱交換器１０へと進む。そしてこの冷媒は利用側熱交換器１０で熱交換を行い、ガス側既設配管２１を通過した後、ガス側閉止弁３、四方弁２を介して、圧縮機１の吸入部へと戻される。
【００４３】
このように本実施の形態４によれば、冷媒−冷媒熱交換器３１でメイン流の冷媒を過冷却してから利用側熱交換器１０で熱交換するようにしたので、前述の実施の形態１と同様に、配管内圧力の損失による冷凍能力の低下を抑制することができる。
【００４４】
また、冷媒−冷媒熱交換器３１で熱交換したバイパス流の冷媒を、インジェクション管３６により圧縮機１の圧縮工程の途中に注入するため、圧縮機１における圧縮工程の初期工程部分を省略して圧縮することができる。したがって、圧縮機１の吸入部分に冷媒を導入する場合と比べて少ない動力で圧縮機１を動作させることができる。なおこの際、圧縮機１の吐出温度に応じて、バイパス流の冷媒流量をコントロールすることが望ましい。
【００４５】
また、熱源側熱交換器４と利用側熱交換器１０との間に受液器９を設けたので、膨張弁５の開度を制御することで利用側熱交換器１０の出口冷媒を過熱ガスとすることができ、前述の実施の形態３と同様に、圧力損失による冷凍能力の低下を抑制することができる。このため、飽和蒸気密度の小さい冷媒に置き換える場合においても、既存の配管設備を流用しつつ、冷凍能力の低下を抑えることのできる冷凍サイクル装置を得ることができる。
【００４６】
実施の形態５．
図７は、本発明の実施の形態５に係る空気調和機の冷媒回路構成を示したものである。前述の実施の形態１と同じ構成要素には同じ符号を付している。本実施の形態５は、油分離器４６、キャピラリ４７を設けた点に特徴を有するので、これらの点を中心に説明する。
【００４７】
図７において、１次側冷媒回路２００は、圧縮機１、油分離器４６、四方弁２、熱源側熱交換器４、膨張弁５、液側閉止弁６が順に接続されて構成されている。また、この冷凍サイクル装置には、圧縮機１の摺動部を潤滑させるための油として、油粘度が約３２ｃｓｔの冷凍機油が封入されている。油分離器４６は、冷凍機油を分離・貯留するための装置である。また、圧縮機１の吸入側には、アキュムレータ７が接続されている。アキュムレータ７の入口管と油分離器４６の油側配管とを接続する位置には、キャピラリ４７が接続されている。
【００４８】
次に、図７に示す冷凍サイクル装置の動作を説明する。圧縮機１から吐出された冷媒は、油分離器４６により冷媒と冷凍機油とに分離される。そして冷媒は、四方弁２、熱源側熱交換器４、膨張弁５、及び液側閉止弁６を経由して利用側熱交換器１０へと流入する。一方、油分離器４６により分離された冷凍機油は、キャピラリ４７により減圧された後アキュムレータ７へ流入し、さらに圧縮機１の吸入部へと戻される。
【００４９】
通常、油分離器を用いない冷媒回路においては、圧縮機から０．２〜数％程度の冷凍機油が冷媒とともに持ち出されて循環する。この冷凍機油の循環に伴い、主に冷媒がガス状態となっているときに配管での圧力損失が増大する。本実施の形態５に係る冷媒回路では、油分離器４６を設けたので、ガス側既設配管２１を循環する冷凍機油の循環率を低減させることができる。そのため、冷媒の圧力損失を抑えることができ、特に冷凍機油が循環することによる性能低下の影響が大きい冷房運転時には、圧力損失抑制に対する大きな効果を得ることができる。なお、油分離器４６の油分離効率は、９０％以上であることが望ましい。このようにすることで、例えば油循環率が２％の冷媒回路において、油分離効率が９０％の油分離器４６を使用すると、油循環率は約０．２％程度まで低下させることができる。したがって、通常の空気調和機で使用する冷媒循環量で計算すると２０〜５０％程度の圧力損失を抑制することができる。このため、飽和蒸気密度の小さい冷媒に置き換える場合においても、既存の配管設備を流用しつつ、冷凍能力の低下を抑えることのできる冷凍サイクル装置を得ることができる。
【００５０】
また、冷凍機油の油粘度は、配管内における圧力損失に影響する。通常の空気調和機においては、粘度が３２〜６８ｃｓｔ程度の冷凍機油を使用している。本実施の形態５に係る冷凍サイクル装置においては、粘度が約３２ｃｓｔという低粘度の冷凍機油を使用しているので、通常の空気調和機と比べて圧力損失への影響を低減させることができる。なお、本発明においては、粘度が約３２ｃｓｔの冷凍機油を、「油粘度が低い冷凍機油」と称している。
【００５１】
なお、本実施の形態５で述べた油分離器４６及びキャピラリ４７は、前述の実施の形態１〜４の冷凍サイクル装置に適用することもできる。なお、実施の形態２〜４のようにアキュムレータを有しない回路構成の場合には、キャピラリ４７の出口側を四方弁２の出口側配管に合流させて圧縮機１の吸入部に接続する。
【００５２】
実施の形態６．
本実施の形態６では、既存の配管設備を使用しつつ、冷媒を変更する場合において、配管内の圧力損失を抑制するために配管内を洗浄する例について説明する。本実施の形態６では、室内機と室外機を備えた空気調和機を例に説明する。
【００５３】
図８は、本実施の形態６に係る、冷媒を変更する際の作業フローである。以下、各ステップについて説明する。
【００５４】
冷媒を変更する場合、まず、室外機が運転可能か否か確認する（Ｓ６１）。室外機が運転可能であればステップＳ６２へ進み、運転不能であればステップＳ６３へ進む。
室外機が運転可能な場合において、新冷媒がＨＦＯ系冷媒か否か確認する（Ｓ６２）。新冷媒がＨＦＯ系冷媒であれば、ステップＳ６３に進み、そうでない場合にはステップＳ６８に進む。
【００５５】
室外機が運転不能な場合、または新冷媒がＨＦＯ系冷媒の場合には、冷媒回収機を用いて、封入されている冷媒を回収する（Ｓ６３）。冷媒を回収した後は、旧冷媒を使用するときに用いていた室外機及び室内機を取り外す。室外機と室内機を取り外すと、既存の配管設備が建物などに残されていることとなる。そして、これらの配管設備の室内機側接続部を、バイパス管を用いて接続する。（Ｓ６４）。
そして、後述の内面洗浄装置５０を用いて配管内の洗浄を行う（Ｓ６５）。
配管洗浄後は、洗浄に用いた洗浄冷媒を、冷媒回収機を用いて回収する（Ｓ６６）。
洗浄冷媒を回収した後は、配管洗浄機とバイパス管を配管から取り外し、新冷媒の室外機及び室内機を取り付ける（Ｓ６７）。
そして、真空引きを行って既設配管中の空気及び水分を除去し（Ｓ７１）、室外機のボールバルブを開けて冷媒を充填する（Ｓ７２）。
【００５６】
次に、新冷媒がＨＦＯ系冷媒でない場合（Ｓ６２）の、冷媒入れ替えの作業を説明する。
新冷媒がＨＦＯ系冷媒でない場合、室外機の強制冷房運転を行う（Ｓ６８）。これにより、流用する既存の配管設備に残留している冷凍機油を所定レベル以下に管理することができる。
そして、室外機のポンプダウン運転を行って冷媒を回収する（Ｓ６９）。
冷媒回収後、旧冷媒の室外機と室内機を取り外し、新冷媒の室外機と室内機に交換する（Ｓ７０）。その後は、前述のステップＳ７１へと進む。
【００５７】
従来、既存の配管設備を使用しつつ冷媒を変更する場合においては、図８のステップＳ６１において室外機運転が可能か否か判定し、室外機運転が可能な場合にはステップＳ６８〜ステップＳ７０の作業（以下、「室外機の冷媒回収運転」と称す）を行い、室外機運転が不能な場合にはステップＳ６３〜ステップＳ６７の作業（以下、「配管洗浄」と称す）を行っていた。すなわち、配管洗浄（ステップＳ６３〜Ｓ６７）を行うのは、室外機運転が不能な場合のみに限られていた。
【００５８】
ところが、室外機の冷媒回収運転を行うだけでは、配管の表面に付着した冷凍機油等を十分に回収することが難しい場合がある。配管表面に冷凍機油等が付着していると、これら不純物等の影響で、新しい配管を使用したときと比べて圧力損失が数％大きくなる傾向にある。従来のＨＦＣ系冷媒を使用する場合には、多少圧力損失が大きくなっても、実用上は大きな問題とならなかった。しかし、ＨＦＯ系冷媒を使用する場合には、従来の冷媒と比較すると圧力損失が大きくなるため、配管表面の不純物等による圧力損失の影響を無視することは難しい。
【００５９】
ＨＦＣ系冷媒の例としてＲ４１０Ａを、ＨＦＯ系冷媒の例としてＨＦＯ−１２３４を用いて、より具体的に説明する。
温度２５℃でのＲ４１０Ａの飽和蒸気密度は６６ｋｇ／ｍ3であるのに対し、ＨＦＯ−１２３４は３２ｋｇ／ｍ3である。すなわち、ＨＦＯ−１２３４の飽和蒸気密度はＲ４１０Ａの約４８％である。冷媒配管内をある質量流量の蒸気冷媒が流れている場合、冷媒流速は蒸気密度に反比例する。したがって、ＨＦＯ−１２３４の蒸気流速はＲ４１０Ａの２．０８倍（＝１／０．４８）となる。さらに配管摩擦損失は、冷媒流量の１．７５乗に比例するので、ＨＦＯ−１２３４の蒸気配管の冷媒圧力損失は、Ｒ４１０Ａの３．６倍（＝２．０８1.75）となる。
【００６０】
また、通常、ガス側接続配管における圧力損失は主に配管長によって変わってくる。Ｒ４１０Ａ冷媒の場合、冷房運転において０．０１〜０．１ＭＰａ程度の圧力損失がある。仮に圧力損失が０．１ＭＰａであるとして、配管内表面に異物が付着した場合の圧力損失が１０％増えたとすると、０．１ＭＰａであった圧力損失は０．１１ＭＰａとなる。この際の冷凍能力の変化は、吸入冷媒の比重の変化とほぼ比例する。したがって、通常空調に使用するように冷媒の吸入温度が０〜１０℃程度の場合においては、冷凍能力の変化は約１％程度である。
【００６１】
ところが、ＨＦＯ−１２３４を使用した場合には、前述の通り冷媒圧力損失はＲ４１０の約３．６倍となる。したがって、Ｒ４１０Ａ冷媒で０．１ＭＰａだった圧力損失は、ＨＦＯ−１２３４冷媒では０．３６ＭＰａの圧力損失となる。この際の配管内表面の異物の影響で圧力損失が１０％増えたとすると、圧力損失は０．３９６ＭＰａとなる。同様に、冷凍能力の変化は約４％となり、その影響度は大きい。配管表面の付着物が多ければ多いほど、この影響度が広がるため、ＨＦＯ系冷媒を使用する際には配管内の付着物による圧力損失を抗力しておく必要がある。したがって、ＨＦＯ系冷媒を作動冷媒として使用する際は、室外機が運転可能であっても、配管の洗浄を行うことが望ましい。
【００６２】
本実施の形態６では、図８に示すように、室外機運転が不能な場合のみならず、新冷媒としてＨＦＯ系冷媒を用いる場合にも配管洗浄を行う（ステップＳ６３〜Ｓ６７）ようにしている。このため、ＨＦＯ系冷媒を用いることによる圧力損失の影響を最小限にとどめることができる。
【００６３】
図９は、本実施の形態６に係る内面洗浄装置５０の要部模式図である。図９は、内面洗浄装置５０が、既設の配管５３の内部を洗浄している図を示している。内面洗浄装置５０の先端には、端面が鋭角的な回転物５１が回転可能に設けられている。回転物５１は、洗浄冷媒や窒素ガス等の流体の推進力により回転する。回転物５１の直径は、配管内径よりも０．０５〜０．１ｍｍ程度短いことが望ましい。また、回転物５１の手前には、折り曲げ可能な可変固定部５２が設けられている。可変固定部５２は折り曲げ自在であるので、折れ曲がった配管内も移動できるようになっている。
【００６４】
このように構成した内面洗浄装置５０において、配管内を洗浄する場合には、配管５３内に内面洗浄装置５０を挿入する。そして、回転物５１が流体の推進力によって回転しながら進み、配管内に凹凸的に付着している付着物があればこれらを削除していく。このように、配管内面の物理的な付着物を確実に排除することにより、配管内における内面荒れに起因する圧力損失を抑制することができる。
【００６５】
なお、本実施の形態６では、図８のステップＳ６５において配管洗浄を行う際に内面洗浄装置５０を用いる場合の例について説明したが、洗浄装置はこれに限定するものではない。配管内を洗浄することのできる他の洗浄装置を用いることもできる。
【００６６】
また、本実施の形態６は、前述の実施の形態１〜５で説明した冷凍サイクル装置に適用することができ、併用することで、圧力損失を抑制する効果をより向上させることができる。
【００６７】
また、上記説明では、冷凍サイクル装置が空気調和機であり冷房運転を行っている場合の例について説明したが、当然に暖房運転に適用しても同様の効果を得ることができる。また、冷凍サイクル装置のみならず、ヒートポンプ給湯機など、その他の冷凍サイクル装置に適用することもできる。
【図面の簡単な説明】
【００６８】
【図１】本発明の実施の形態１に係る冷凍サイクル装置の冷媒回路図である。
【図２】本発明の実施の形態１に係る冷凍サイクル装置のＰ−Ｈ線図である。
【図３】本発明の実施の形態１に係る冷凍サイクル装置のＰ−Ｈ線図である。
【図４】本発明の実施の形態２に係る冷凍サイクル装置の冷媒回路図である。
【図５】本発明の実施の形態３に係る冷凍サイクル装置の冷媒回路図である。
【図６】本発明の実施の形態４に係る冷凍サイクル装置の冷媒回路図である。
【図７】本発明の実施の形態５に係る冷凍サイクル装置の冷媒回路図である。
【図８】本発明の実施の形態６に係る冷媒変更時の作業フローである。
【図９】本発明の実施の形態６に係る内面洗浄装置の要部模式図である。
【図１０】一般的な冷凍サイクル装置の冷媒回路図である。
【符号の説明】
【００６９】
１  圧縮機、２  四方弁、３  ガス側閉止弁、４  熱源側熱交換器、５  膨張弁、６  液側閉止弁、７  アキュムレータ、８  膨張弁、９  受液器、１０  利用側熱交換器、２１  ガス側既設配管、２２  液側既設配管、３１  冷媒−冷媒熱交換器、３２  分岐部、３３  分岐部、３４  分岐管、３５  圧縮機導入管、３６  インジェクション管、４５  膨張弁、４６  オイルセパレータ、４７  キャピラリ、５０  内面洗浄装置、５１  回転物、５２  可変固定部、５３  配管。
【図１】
2009300041.tif 000003
【図２】
2009300041.tif 000004
【図３】
2009300041.tif 000005
【図４】
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【図５】
2009300041.tif 000007
【図６】
2009300041.tif 000008
【図７】
2009300041.tif 000009
【図８】
2009300041.tif 000010
【図９】
2009300041.tif 000011
【図１０】
2009300041.tif 000012