(57)【要約】  ドレン水が滞留し易い熱交換器下部の凍結を抑制し、冷媒回路内の冷媒量を削減できる冷凍サイクル装置を得ることを目的とする。この発明に係る冷凍サイクル装置は、圧縮機と、第１膨張装置と、暖房運転時に蒸発器として機能する第１熱交換器と、が冷媒配管により接続された冷媒回路１を備える。第１熱交換器は、第１熱交換部と、冷媒回路において第１熱交換部に直列に接続される第２熱交換部と、を備える。第１膨張装置は、冷媒回路において第２熱交換部と並列に接続され、第２熱交換部は、第１熱交換部の下方に位置する。
2020194677.tif 000002
【特許請求の範囲】
【請求項１】
圧縮機と、第１膨張装置と、暖房運転時に蒸発器として機能する第１熱交換器と、が冷媒配管により接続された冷媒回路を備え、
前記第１熱交換器は、
第１熱交換部と、
前記冷媒回路において前記第１熱交換部に直列に接続される第２熱交換部と、を備え、
前記第１膨張装置は、
前記冷媒回路において前記第２熱交換部と並列に接続され、
前記第２熱交換部は、
前記第１熱交換部の下方に位置する、冷凍サイクル装置。
【請求項２】
前記第１熱交換部と前記第２熱交換部との間に第２膨張装置を備える、請求項１に記載の冷凍サイクル装置。
【請求項３】
前記第２膨張装置は、
前記冷媒回路において前記第１膨張装置と並列に接続され、前記第２熱交換部と直列に接続される、請求項２に記載の冷凍サイクル装置。
【請求項４】
前記第２膨張装置は、
前記冷媒回路において前記第１膨張装置及び前記第２熱交換部に直列に接続される、請求項２に記載の冷凍サイクル装置。
【請求項５】
前記第１熱交換部の冷媒流路数は、
前記第２熱交換部の冷媒流路数よりも多い、請求項１〜４の何れか１項に記載の冷凍サイクル装置。
【請求項６】
前記第１熱交換器は、
それぞれ上下方向に並列に並べられた複数の伝熱管を備え、
前記複数の伝熱管のそれぞれは、
扁平管である、請求項１〜５の何れか１項に記載の冷凍サイクル装置。
【請求項７】
前記冷媒回路は、
暖房運転時に少なくとも一部が凝縮器として機能する第２熱交換器を備え、
前記第２熱交換器と前記第１膨張装置との間で前記冷媒配管が分岐する分岐部を備える、請求項１〜６の何れか１項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し、特に蒸発器として機能する熱交換器と膨張装置との接続に関する。
【背景技術】
【０００２】
冷凍サイクル装置の一種である空気調和装置は、暖房運転において、圧縮機で吐出された高温高圧のガス冷媒を、凝縮器として機能する室内熱交換器で室内空気と熱交換して冷却し、低温高圧の液冷媒に相変化させる。その後、低温高圧の液冷媒は、膨張装置にて低温低圧の二相冷媒に相変化される。二相冷媒は、蒸発器として機能する室外熱交換器で空気と熱交換することで加熱され、低温低圧のガス冷媒に相変化し、圧縮機に吸入される。そして、低温低圧のガス冷媒は、圧縮機で圧縮され、再び高温高圧のガス冷媒として吐出される。【０００３】
ここで、空気調和装置を暖房運転させる際に、室外熱交換器が設置されている外気の温度が氷点下に近づくと、熱交換性能を維持するために、室外熱交換器の表面温度が氷点下よりも下がる。このとき、室外熱交換器には霜が付着することがある。室外熱交換器に付着する霜が増えると、除霜が必要となる。例えば、室外熱交換器の除霜は、ホットガスを室外熱交換器に流入させる等の方法により除霜運転が行われる。一般的に、除霜により生じたドレン水は、ドレンパン上に滴下し、排水される。しかし、ドレンパンの排水が滞る、又は表面張力の影響により、熱交換器の下端部に水が溜まる場合がある。熱交換器に水が滞留した状態においては、暖房運転中に、滞留したドレン水が凍結し、室外熱交換器を損傷させるおそれがある。そこで、ドレンパンにヒーターを設置して室外熱交換器の凍結を防止する方法が知られている。【０００４】
例えば、特許文献１に開示されている空気調和機は、熱交換器の上側部分よりも圧力（温度）の高い冷媒が熱交換器の下側部分を流動させることにより、ドレンパン及び熱交換器下部の着霜及び凍結を抑制している。
【先行技術文献】
【特許文献】
【０００５】
【特許文献１】実公平５−４４６５３号公報
【発明の概要】
【発明が解決しようとする課題】
【０００６】
しかし、特許文献１に開示されている空気調和装置において、例えば熱交換器の更なる伝熱性能向上のため、又は熱交換器を構成する伝熱管内を流通する冷媒量削減のため、伝熱管の断面積を小さくする場合がある。例えば、円管で構成された伝熱管においては外径を小さくする、又は管の断面を扁平形状とし管内の流路を細径多穴化するなどが考えられる。特許文献に係る空気調和装置において、熱交換器を構成する伝熱管の流路の断面積を小さくした場合、冷媒流路の分岐数が少ない熱交換器の下側部分での流路抵抗が大きくなるという課題があった。【０００７】
本発明は、上記のような課題を解決するためのものであり、伝熱管を細径化した場合であっても、ドレン水が滞留し易い熱交換器下部の凍結を抑制できる冷凍サイクル装置を得ることを目的とする。
【課題を解決するための手段】
【０００８】
本発明に係る冷凍サイクル装置は、圧縮機と、第１膨張装置と、暖房運転時に蒸発器として機能する第１熱交換器と、が冷媒配管により接続された冷媒回路を備え、前記第１熱交換器は、前記第１熱交換部と、前記冷媒回路において前記第１熱交換部に直列に接続される第２熱交換部と、を備え、前記第１膨張装置は、前記冷媒回路において前記第２熱交換部と並列に接続され、前記第２熱交換部は、前記第１熱交換部の下方に位置する。
【発明の効果】
【０００９】
本発明によれば、上記構成により、熱交換器の伝熱管の冷媒流路の断面積が小さくすることにより冷媒回路を流通する冷媒量を削減しつつ、ドレンパン及び熱交換器下部の凍結を抑制することができる。
【図面の簡単な説明】
【００１０】
【図１】実施の形態１に係る冷凍サイクル装置１００の冷媒回路１の回路図である。
【図２】実施の形態１に係る冷凍サイクル装置１００の第１熱交換器１０の斜視図である。
【図３】図２の第１熱交換器１０の断面構造の説明図である。
【図４】実施の形態１に係る第１熱交換器１０を正面から見た構造の説明図である。
【図５】実施の形態１の第１熱交換器１０に用いられる伝熱管２０の一例である扁平管の断面図を示す。
【図６】実施の形態１の冷凍サイクル装置１００の比較例である冷凍サイクル装置１１００の冷媒回路１０１の回路図である。
【図７】比較例に係る冷凍サイクル装置１１００の第１熱交換器１１０の斜視図である。
【図８】比較例の冷凍サイクル装置１１００の暖房運転時の特性を示す図である。
【図９】実施の形態１に係る冷凍サイクル装置１００の暖房運転時の特性を示す図である。
【図１０】図９のＡ部の拡大図である。
【図１１】実施の形態２に係る冷凍サイクル装置２００の冷媒回路２０１の回路図である。
【図１２】実施の形態２に係る冷凍サイクル装置２００の第１熱交換器２１０の斜視図である。
【図１３】実施の形態２に係る冷凍サイクル装置２００の暖房運転時の特性を示す図である。
【図１４】実施の形態２に係る冷凍サイクル装置２００の暖房運転時の特性を示す図である。
【図１５】実施の形態３に係る冷凍サイクル装置３００の冷媒回路３０１の回路図である。
【図１６】実施の形態３に係る冷凍サイクル装置３００の第１熱交換器３１０の斜視図である。
【図１７】実施の形態３に係る冷凍サイクル装置３００の暖房運転時の特性を示す図である。
【図１８】実施の形態３に係る冷凍サイクル装置３００の暖房運転時の特性を示す図である。
【図１９】実施の形態４に係る冷凍サイクル装置４００の冷媒回路４０１の回路図である。
【図２０】実施の形態４に係る冷凍サイクル装置４００の第１熱交換器４１０の斜視図である。
【図２１】実施の形態４に係る冷凍サイクル装置４００の暖房運転時の特性を示す図である。
【発明を実施するための形態】
【００１１】
以下に、冷凍サイクル装置の実施の形態について説明する。なお、図面の形態は一例であり、本発明を限定するものではない。また、各図において同一の符号を付したものは、同一のまたはこれに相当するものであり、これは明細書の全文において共通している。さらに、以下の図面では各構成部材の大きさの関係が実際のものとは異なる場合がある。
【００１２】
実施の形態１．
図１は、実施の形態１に係る冷凍サイクル装置１００の冷媒回路１の回路図である。図１に示された冷凍サイクル装置１００は、例えば空気調和装置である。図１に示される様に、冷凍サイクル装置１００は、圧縮機２、四方弁７、第１熱交換器１０、第１膨張装置５、及び第２熱交換器３を冷媒配管により接続し、冷媒回路１を構成したものである。例えば冷凍サイクル装置１００が空気調和装置である場合には、冷媒配管内には冷媒が流通し、四方弁７により冷媒の流れを切り換えることにより、暖房運転と冷房運転又は除霜運転とを切り換えることができる。実施の形態１においては、冷凍サイクル装置１００として空気調和装置を例示しているが、冷凍サイクル装置１００は、例えば、冷蔵庫、冷凍庫、自動販売機、空気調和装置、冷凍装置、給湯器などの冷凍用途又は空調用途に用いられるものである。
【００１３】
圧縮機２、第２熱交換器３、第１膨張装置５、第１熱交換器１０、及び四方弁７は、冷媒が循環可能な冷媒回路１を構成している。冷凍サイクル装置１００では、冷媒回路１中を冷媒が相変化しながら循環する冷凍サイクルが行われる。圧縮機２は、冷媒を圧縮させる。圧縮機２は、例えば、ロータリ圧縮機、スクロール圧縮機、スクリュー圧縮機、又は往復圧縮機等である。
【００１４】
第１熱交換器１０は、冷凍サイクル装置１００が暖房運転する時には蒸発器として機能し、冷凍サイクル装置１００が冷房運転する時には凝縮器として機能する。第１熱交換器１０は、第１熱交換部１１と第２熱交換部１２より構成されている。第２熱交換部１２は、第１熱交換部１１の下方に位置している。
【００１５】
第２熱交換器３は、冷凍サイクル装置１００が暖房運転する時には凝縮器として機能し、冷凍サイクル装置１００が冷房運転する時には蒸発器として機能する。ただし、第２熱交換器３は、暖房運転時において管内の圧力損失により冷媒温度が下がり一部が蒸発器として作用する場合もある。第１熱交換器１０及び第２熱交換器３は、例えば、フィンアンドチューブ型熱交換器、マイクロチャネル熱交換器、フィンレス熱交換器、シェルアンドチューブ式熱交換器、ヒートパイプ式熱交換器、二重管式熱交換器、又はプレート熱交換器等である。
【００１６】
第１膨張装置５は、冷媒を膨張させて減圧させる。第１膨張装置５は、例えば冷媒の流量を調整可能な電動膨張弁等である。なお、第１膨張装置５としては、電動膨張弁だけでなく、受圧部にダイアフラムを採用した機械式膨張弁、又はキャピラリーチューブ等であってもよい。
【００１７】
四方弁７は、冷凍サイクル装置１００において冷媒の流路を切り替え、冷媒回路１の冷媒の循環方向を変えるものである。四方弁７は、暖房運転時において、圧縮機２の吐出口と第２熱交換器３とを接続し、圧縮機２の吸入口と第１熱交換器１０とを接続するように切り替えられる。また、四方弁７は、冷房運転及び除湿運転時において、圧縮機２の吐出口と第１熱交換器１０とを接続し、圧縮機２の吸入口と第２熱交換器３とを接続するように切り替えられる。
【００１８】
第１熱交換器１０の近傍には送風機６が配置されている。また、第２熱交換器３は、近傍に送風機４が配置されている。ここで、第１熱交換器１０は室外機に搭載されている室外熱交換器であり、送風機６が、第１熱交換器１０に外気を送り込み、外気と冷媒との間で熱交換を行う。また、第２熱交換器３は室内機に搭載されている室内熱交換器であり、送風機４が、室内の空気を室内機の筐体内に導入し、室内熱交換器に室内の空気を送り込み、室内の空気と冷媒との間で熱交換を行い、室内の空気の温度を調和する。
【００１９】
実施の形態１に係る冷凍サイクル装置１００の冷媒回路１の構成について、冷房および暖房の運転状態の冷媒の流れを基に説明する。冷房運転では、圧縮機２から吐出された冷媒は、四方弁７を経て、第１熱交換器１０の第１熱交換部１１に流入する。第１熱交換部１１から流出した冷媒は、２つの冷媒流路に分岐し、一方は第１膨張装置５を通過し、他方は第２熱交換部１２を通過する。その後、第１膨張装置５を通過した冷媒と第２熱交換部１２を通過した冷媒は合流し、第２熱交換器３、四方弁７の順に通過し、圧縮機２に吸入される。
【００２０】
一方、暖房運転では、圧縮機２から吐出された冷媒は、四方弁７を経て、第２熱交換器３に流入する。第２熱交換器３から流出した冷媒は、２つの冷媒流路に分岐し、一方は第１膨張装置５を通過し、他方は第１熱交換器１０の第２熱交換部１２を通過する。その後、第１膨張装置５を通過した冷媒と第２熱交換部１２を通過した冷媒とは合流し、第１熱交換部１１、四方弁７の順に通過し、圧縮機２に吸入される。
【００２１】
なお、冷凍サイクル装置１００の冷媒回路１は、第２熱交換器３と、第１熱交換器１０及び第１膨張装置５との間で冷媒配管が分岐する分岐部９０を備える。即ち、第２熱交換器３と分岐部９０との間に他の膨張装置を備えていない。
【００２２】
（第１熱交換器１０の構造）
図２は、実施の形態１に係る冷凍サイクル装置１００の第１熱交換器１０の斜視図である。図２は、第１熱交換器１０に接続される冷媒配管については一部模式的に表示している。図２に示されるように、第１熱交換器１０は、第１熱交換部１１と第２熱交換部１２とを備える。第２熱交換部１２は、第１熱交換部１１の下方に位置する。
【００２３】
第１熱交換部１１及び第２熱交換部１２は、それぞれ第１熱交換器１０に流れ込む空気の流れ方向に直列に並べられた２つの熱交換部を備える。第１熱交換部１１は、風上側に位置する熱交換部として第１風上側熱交換部１１ａを備え、風下側に位置する熱交換部として第１風下側熱交換部１１ｂを備える。第１風上側熱交換部１１ａと第１風下側熱交換部１１ｂとは、端部においてヘッダ１４で接続されている。第１熱交換器１０が蒸発器として機能するときに、第１風下側熱交換部１１ｂを流出した冷媒は第１風上側熱交換部１１ａに流入するように構成されている。
【００２４】
また、第２熱交換部１２は、風上側に位置する熱交換部として第２風上側熱交換部１２ａを備え、風下側に位置する熱交換部として第２風下側熱交換部１２ｂを備える。第２風上側熱交換部１２ａと第２風下側熱交換部１２ｂとは、端部においてヘッダ１４で接続されている。第１熱交換器１０が蒸発器として機能するときに、第２風上側熱交換部１２ａを流出した冷媒は第２風下側熱交換部１２ｂに流入するように構成されている。
【００２５】
第１熱交換器１０を構成する第１熱交換部１１及び第２熱交換部１２は、それぞれ伝熱管２０を備える。伝熱管２０は、図２に示されるｚ方向に並列されている。実施の形態１において、ｚ軸は重力方向に沿っている。ただし、第１熱交換器１０は、ｚ方向を重力方向に合わせて設置されるものに限定されず、例えばｚ方向を傾斜させて設置されても良い。つまり、複数の伝熱管２０は、上下方向に並列されていれば良い。
【００２６】
ヘッダ１４は、第１風上側熱交換部１１ａと第１風下側熱交換部１１ｂとを接続する上部ヘッダ１４ａと、第２風上側熱交換部１２ａと第２風下側熱交換部１２ｂとを接続する下部ヘッダ１４ｂと、を備える。ヘッダ１４は、上部ヘッダ１４ａと下部ヘッダ１４ｂとが一体に形成されているが、内部が複数の空間に仕切られており、少なくとも第１熱交換部１１の冷媒と第２熱交換部１２冷媒とが混合しないように形成されている。
【００２７】
なお、第１風上側熱交換部１１ａと第１風下側熱交換部１１ｂとは、ヘッダ１４により接続される構成でなくとも良い。例えば、第１風上側熱交換部１１ａが有する伝熱管２０と第１風下側熱交換部１１ｂが有する伝熱管２０とは、端部同士をＵ字管により接続されていても良い。また、第２風上側熱交換部１２ａと第２風下側熱交換部１２ｂも同様に、ヘッダ１４により接続される構成でなくとも良く、伝熱管２０の端部同士をＵ字管により接続されていても良い。
【００２８】
図２において第１熱交換部１１は、複数の伝熱管２０を備えている。第１風上側熱交換部１１ａと第１風下側熱交換部１１ｂとは、それぞれ同数の複数の伝熱管２０を備えており、ヘッダ１４で接続されている。複数の伝熱管２０は、ｚ方向に並列されている。また、第１風上側熱交換部１１ａの複数の伝熱管２０は、ｙ方向の端部において風上側集合管１３ａに接続されている。第１風下側熱交換部１１ｂの複数の伝熱管２０も、ｙ方向の端部において風下側集合管１３ｂに接続されている。集合管１３ａ、１３ｂは、冷媒回路１を構成する冷媒配管に接続され、第１熱交換部１１への冷媒の流入部又は流出部となる。なお、集合管１３ａ、１３ｂは、複数に分割されていても良い。例えば、第１風下側熱交換部１１ｂの複数の伝熱管２０のうち、上部の３本の伝熱管２０、中部の３本の伝熱管２０、及び下部の３本の伝熱管２０がそれぞれ別の集合管に接続されていても良い。
【００２９】
図２において第２熱交換部１２を構成する第２風上側熱交換部１２ａ及び第２風下側熱交換部１２ｂは、それぞれ１本の伝熱管２０を有する。ただし、第２風上側熱交換部１２ａ及び第２風下側熱交換部１２ｂは、複数の伝熱管２０を有していても良い。
【００３０】
実施の形態１において、第１熱交換部１１は、ｚ方向に９本の伝熱管２０が並べられており、第２熱交換部１２はｚ方向に１本の伝熱管２０を有する。つまり、第１熱交換部１１が有する並列に並べられた伝熱管２０の本数は、第２熱交換部１２が有する並列に並べられた伝熱管２０よりも多い。なお、伝熱管２０の本数はこれだけに限定されるものではない。第１熱交換部１１及び第２熱交換部１２のそれぞれの冷媒流路数は、適宜設定することができる。ただし、上部に位置する第１熱交換部１１の冷媒流路数は、第２熱交換部１２の冷媒流路数よりも多い。
【００３１】
ここで、冷凍サイクル装置１００が暖房運転されているときの第１熱交換器１０の動作について説明する。冷凍サイクル装置１００において少なくとも一部が凝縮器として機能する第２熱交換器３で凝縮された高圧の液冷媒は、冷媒配管の分岐部９０にて２つに分岐し、第１膨張装置５に接続された回路と第２風上側熱交換部１２ａに接続されたバイパス回路９５とに並列分岐して流れる。第１膨張装置５に流入した冷媒は、膨張、すなわち減圧し、低温の気液二相冷媒となる。第１膨張装置５から流出した冷媒は、第２風下側熱交換部１２ｂを通過した冷媒と合流する。一般的に、第１膨張装置５のような機器を冷媒が通過する際に、第１膨張装置５の流路形状、冷媒回路１内の冷媒の循環量、及び冷媒の流動様相に応じて、所定の流動抵抗が発生する。冷媒の流動様相とは、冷媒の物性であり、冷媒が気相、液相、又は気液二相などの状態により変化する。また、第１膨張装置５の流動抵抗は、第１膨張装置５を通過する冷媒の流れに、圧力損失を生じさせる。つまり、第１膨張装置５を通過した冷媒は、圧力が低下する。
【００３２】
一方、第２風上側熱交換部１２ａに流入した冷媒は、伝熱管２０内を流動し、第２風上側熱交換部１２ａから第２風下側熱交換部１２ｂに移動するためのヘッダ１４に流入する。ヘッダ１４は、内部の空間が分割されており、ｚ方向に並列されている複数の伝熱管２０の位置に対応して分割されている。ヘッダ１４の内部空間が分割されており、ヘッダ１４の下部には下部ヘッダ１４ｂが形成されている。下部ヘッダ１４ｂは、第２風上側熱交換部１２ａの伝熱管２０と第２風下側熱交換部１２ｂの伝熱管２０とを接続している。下部ヘッダ１４ｂを通過した冷媒は、第２風下側熱交換部１２ｂに流入し、伝熱管２０内を流動した後、第１膨張装置５を通過した冷媒と合流する。
【００３３】
ここで、上述した第１膨張装置５と同様に、伝熱管２０を冷媒が流動する際にも、伝熱管２０は所定の流動抵抗を有する。流動抵抗は、伝熱管２０内の流路形状、冷媒回路１内の冷媒の循環量、及び冷媒の流動様相に応じて発生し、冷媒の流れに圧力損失を生じさせる。第２熱交換部１２を通過した冷媒と第１膨張装置５を通過した冷媒とは、合流し、第１熱交換部１１へ流入する。第１熱交換部１１は、複数の伝熱管２０を有する。例えば、風下側集合管１３ｂにて冷媒が複数の伝熱管２０に分配され、それぞれの伝熱管２０に、並列に冷媒が流入する。複数の伝熱管２０に並列に流入された冷媒は、第１風下側熱交換部１１ｂを通過し、上部ヘッダ１４ａを経て、第１風上側熱交換部１１ａへと流入する。第１風上側熱交換部１１ａの複数の伝熱管２０を通過した冷媒は、風上側集合管１３ａにて合流する。つまり、第１熱交換部１１で複数の冷媒流路に分岐していた冷媒が風上側集合管１３ａで合流し、第１熱交換器１０から流出する。第１熱交換器１０から流出した冷媒は、四方弁７を経て、圧縮機２に吸入される。
【００３４】
ここで、第１膨張装置５と第２熱交換部１２とのそれぞれに分岐した冷媒の循環量比率は、第１膨張装置５で生ずる圧力損失と第２熱交換部１２で生ずる圧力損失とが等しくなるような比率になる。すなわち、第１膨張装置５及び第２熱交換部１２のそれぞれの流路形状、冷媒の減圧及び熱収支に伴う流動様相の変化に依存して、冷媒の循環量比率は変動する。一例として、冷媒の流動様相が液体又はガスの単相状態である場合、圧力損失ΔＰは次の式で表される。
【００３５】
【数１】
2020194677.tif 000003
【００３６】
ここで、ΔＰ：圧力損失［Ｐａ］、λ：摩擦損失係数、Ｌ：流路長さ［ｍ］、ｄ：流路の等価直径［ｍ］、Ｇ：質量速度［ｋｇ／（ｍ２・ｓ）］、ρ：作動流体密度［ｋｇ／ｍ３］、Ｒｅ：レイノルズ数［−］、である。また、摩擦損失係数λは、レイノルズ数Ｒｅの取る値の範囲に応じて、
λ＝６４／Ｒｅ（Ｒｅ＜２３００）
又は、
λ＝０．３１６４・Ｒｅ−０．２５（２３００＜Ｒｅ）
で表される。
【００３７】
なお、流路の等価直径ｄは、冷媒流路の断面形状が円形の場合、冷媒流路の直径である。冷媒流路が円形以外の場合は、冷媒流路の断面積と、冷媒流路の断面形状の縁の長さとに基づき、等価直径ｄは、ｄ＝４Ａ／ｌで表される。このとき、Ａ：流路断面積［Ｐａ］、ｌ：流路縁の長さ［ｍ］である。等価直径ｄは、円形でない断面形状の冷媒流路と等価な断面形状が円形の冷媒流路の直径である。
【００３８】
上記の圧力損失ΔＰを表した式からわかるように、狭い冷媒流路や、長い冷媒流路は圧力損失が大きくなる。
【００３９】
また、冷媒の流動様相が気液二相状態の場合、液体とガスとが混ざり合う複雑な状態となり、圧力損失が増大する。一方で第１膨張装置５のような、局所的に狭い流動部を通過することで一気に減圧するような形態の場合は、基本的には第１膨張装置５の形状特有の容量係数Ｃｖ値が付与される形で、圧力損失ΔＰが表される。例えば第１膨張装置５の入口が気液二相状態の場合、下記のように示される。
【００４０】
【数２】
2020194677.tif 000004
【００４１】
ここで、ΔＰ：圧力損失［Ｐａ］、ρ：作動流体密度［ｋｇ／ｍ３］、ρｗａｔｅｒ：水の密度［ｋｇ／ｍ３］（固定値）、Ｑ：体積流量［ｍ３／ｍｉｎ］、Ｃｖ：容量係数［−］、である。圧力損失ΔＰは、厳密にはその他の影響も考慮されるが、概ね上記の式により、第１膨張装置５が設置された冷媒流路と第２熱交換部１２が設置されたバイパス回路９５とで構成された並列の冷媒流路のそれぞれの冷媒の循環量比率は決定される。
【００４２】
図３は、実施の形態１に係る第１熱交換器１０の第１熱交換部１１及び第２熱交換部１２の断面構造を示す説明図である。図２において示されている点Ａ１、点Ａ２、点Ａ３、及び点Ａ４を通る断面における第１熱交換器１０の断面構造の一部を示している。点Ａ１、点Ａ２、点Ａ３、及び点Ａ４を通る断面は、ｘ−ｚ平面に平行な断面である。また、図３は、図２中に示された矢印Ｙ１方向から見た状態を示している。つまり、図３は、伝熱管２０の管軸に垂直な断面を示している。図３に示されるように、第１熱交換器１０は、長手方向をｚ方向に延設させたフィン３０が有する複数の切り欠き部３１のそれぞれに伝熱管２０を挿入して形成されている。伝熱管２０は、断面形状が扁平形状になっており、断面形状の長軸をｘ方向に向け、短軸をｚ方向に向けている。第１熱交換器１０には、ｘ方向に向かって空気が流入し、フィン３０及び伝熱管２０の間を通過し、空気と伝熱管２０内を流れる冷媒との熱交換が行われる。
【００４３】
図４は、実施の形態１に係る第１熱交換器１０を正面から見た構造の説明図である。図４に示されるように、暖房運転時に第１熱交換器１０に流入する気流は、図面の手前から奥に向かう方向に流動する。第１熱交換器１０は、複数の伝熱管２０を、ｙ方向に管軸を向け、ｚ方向に並列に並べて構成されている。複数の伝熱管２０は、例えば、扁平管で構成されている。複数の扁平管は、管軸に垂直な断面において、長軸と短軸とを有する扁平形状に構成されている。複数の扁平管は、その長軸をｘ方向に向けている。
【００４４】
図５は、実施の形態１の第１熱交換器１０に用いられる伝熱管２０の一例である扁平管の断面図を示す。扁平管は、熱伝導性を持つ金属材料で構成されている。扁平管を構成する材料としては、例えばアルミニウム、アルミニウム合金、銅、又は銅合金が用いられている。扁平管は、加熱した材料をダイスの穴から押し出して図５に示される内部流路２１を成形する押し出し加工によって製造される。なお、扁平管は、ダイスの穴から材料を引き抜いて図５に示される断面を成形する引き抜き加工によって製造されてもよい。伝熱管２０の製造方法は、伝熱管２０の断面形状に応じ適宜選択することができる。なお、伝熱管２０は、扁平管に限られず、たとえば、断面形状が円形または楕円形等の伝熱管であってもよい。
【００４５】
（比較例の冷凍サイクル装置１１００）
図６は、実施の形態１の冷凍サイクル装置１００の比較例である冷凍サイクル装置１１００の冷媒回路１０１の回路図である。図７は、比較例に係る冷凍サイクル装置１１００の第１熱交換器１１０の斜視図である。図７は、第１熱交換器１１０に接続される冷媒配管については一部模式的に表示している。実施の形態１に係る冷凍サイクル装置１００と比較例の冷凍サイクル装置１１００とは、暖房運転時の冷媒流れ方向において第２熱交換器３の下流側の冷媒回路構成が異なる。
【００４６】
図１に示される様に、実施の形態１に係る冷凍サイクル装置１００は、第２熱交換器３の下流において冷媒配管が分岐し、第１膨張装置５と第２熱交換部１２とが並列に配置され、冷媒がそれぞれを通過したに合流してから第１熱交換部１１に流入する。
【００４７】
一方、図６に示される様に、比較例に係る冷凍サイクル装置１１００は、第２熱交換器３の下流側に第１膨張装置５と第２熱交換部１１２とが直列に接続され、冷媒が、第１膨張装置５と第２熱交換部１１２とを順番に通過した後に第１熱交換部１１１に流入する。なお、図７に示される様に、比較例の第１熱交換部１１１の冷媒流路数と第２熱交換部１１２の冷媒流路数とは、実施の形態１に係る第１熱交換器１０と同様に設定されている。
【００４８】
図８は、比較例の冷凍サイクル装置１１００の暖房運転時の特性を示す図である。図８は、冷凍サイクル装置１１００を暖房運転したときの冷媒の圧力とエンタルピーとの推移を示すＰ−ｈ線図である。比較例の冷凍サイクル装置１１００において、圧縮機２から吐出された高圧のガス冷媒（Ｐ０１）は、四方弁７を通過後、室内熱交換器である第２熱交換器３に流入する。なお、括弧内に示す「Ｐ」に添字を付して表された記号は、図８のＰ−ｈ線図上に示される記号である。冷媒は、括弧内に示す記号で示される点のエンタルピー及び圧力になっている。
【００４９】
第２熱交換器３に流入した冷媒は、第２熱交換器３で室内空気と熱交換し冷却（凝縮）される。このとき、冷媒の温度は、室内空気の温度よりも高い。冷媒は、第２熱交換器３で室内空気により冷却され、第２熱交換器３の出口においては高圧の液相冷媒になる。
【００５０】
第２熱交換器３を通過した高圧の液冷媒（Ｐ１１）は、第１膨張装置５で減圧される。第１膨張装置５を通過した気液二相状態の冷媒（Ｐ２１）は、第２熱交換部１１２に流入し、伝熱管２０内の流路により減圧される。なお、図８に示された図においては、第１膨張装置５を通過した冷媒（Ｐ２１）は、気液二相状態になっているが、第１膨張装置５での減圧により中圧の液単相冷媒となる場合もある。
【００５１】
第１膨張装置５を通過した気液二相状態の冷媒（Ｐ２１）は、第２熱交換部１１２の伝熱管２０に流入する。第２熱交換部１１２は、図７に示される様に、１本の伝熱管２０により冷媒流路が形成されている。そのため、第２熱交換部１１２を通過する気液二相状態の冷媒は、上記式（１）より圧力損失ΔＰが生じる。つまり、第２熱交換部１１２を通過する気液二相状態の冷媒は、減圧される。
【００５２】
冷媒が減圧され、液単相状態から気液二相状態へ相変化する場合、圧力に応じて、冷媒の温度が決定される。冷媒の温度は、所定圧力における飽和温度となる。つまり、気液二相冷媒は、減圧により温度も同様に低下する。このとき、伝熱管２０外の作動流体の温度に応じて、熱交換が行われる。冷媒温度が管外作動流体温度よりも高い場合、冷媒は冷却（凝縮）され、管外作動流体は加熱される。一方、冷媒温度が管外作動流体温度よりも低い場合、冷媒は加熱（蒸発）され、管外作動流体は冷却される。なお、実施の形態１において管外作動流体は、外気である。
【００５３】
第１膨張装置５及び第２熱交換部１１２を通過した低圧の二相冷媒（Ｐ３１）は、冷媒温度が管外作動流体温度よりも低いため、第１熱交換部１１１に流入して、加熱（蒸発）する。第１熱交換部１１１に流入した冷媒は、第１熱交換部１１１にて蒸発し低圧のガス冷媒（Ｐ４１）は、四方弁７を通過し、圧縮機２に吸入される。
【００５４】
（比較例の冷凍サイクル装置１１００の課題）
比較例の冷凍サイクル装置１１００の第１熱交換器１１０において、伝熱管２０の管内流動抵抗が大きい場合、第２熱交換部１１２での圧力損失ΔＰが大きくなり、Ｐ２１における冷媒の圧力が低くなる。伝熱管２０の流動抵抗が大きい場合とは、伝熱管２０の内部に形成された冷媒流路が細い、冷媒流路が長い、又はその両方である場合を言う。例えば、図５に示される、内部流路２１が細いと伝熱管２０における圧力損失ΔＰが大きくなる。上記の式１に示される様に、流路の等価直径ｄが小さくなり、流路長さＬが長くなると、圧力損失ΔＰは大きくなる。
【００５５】
このとき、図８に示される様に、第１膨張装置５の開度が不足し、かつ第２熱交換部１１２での圧力損失が大きいと、第１熱交換部１１１に流入する冷媒（Ｐ３１）の圧力が、理想的な状態に比べ、低くなってしまうことがある。つまり、図８に示される様に、蒸発器として機能する第１熱交換器１１０の第１熱交換部１１１に流入する冷媒の圧力が、適正の蒸発器圧力Ｐ０よりも低くなる場合がある。このような状態は、第２熱交換部１１２の冷媒流路数が少なく、伝熱管２０の内部の冷媒流路が細く、かつ冷媒流路が長い場合に発生しやすい。
【００５６】
以上のように、比較例の冷凍サイクル装置１１００の第１熱交換器１１０の場合、圧縮機２の吸入部（Ｐ４１）と吐出部（Ｐ０１）との圧力差が大きくなり、圧縮機２の仕事量が増大し、消費電力も増大するという課題があった。これにより、冷凍サイクル装置１１００は、効率が低くなり、省エネルギー性を損なう。または、第１熱交換部１１１内を流動する冷媒の温度が、圧力の低下に伴い低くなり、室外熱交換器として用いられる第１熱交換器１１０が低外気温下で運転される場合、着霜量が増加し、熱交換性能が悪化する場合がある。
【００５７】
一方、第１熱交換器１１０の下側部分と上側部分とで異なる伝熱管２０を使用し、下側部分に流路の断面積の大きい伝熱管２０を使用した場合は、第１熱交換器１１０の製造性が悪化するという課題が生じていた。
【００５８】
図８において、仮に、第１熱交換器１１０の圧力を適正な値Ｐ０で運転しようとする場合、第１膨張装置５の開度をさらに大きくする必要がある。第２熱交換部１１２での圧力損失ΔＰは、第２熱交換部１１２の伝熱管２０の形状に依存するため、第２熱交換部１１２だけで図８における点Ｐ２１〜点Ｐ３１の間の冷媒の圧力差を減少するように調整するのは困難である。従って、図８の点Ｐ３１での冷媒の圧力をさらに高くするには、第１膨張装置５の開度を大きくし、第１膨張装置５に流れる冷媒を多くする必要がある。即ち、第１膨張装置５の開度を大きくし、図８の点Ｐ１１〜点Ｐ２１の間の減圧量を小さくする必要がある。しかし、第１膨張装置５として用いられる、電動膨張弁、機械式膨張弁、又はキャピラリーチューブ等は、開度の調整幅が有限であり、冷凍サイクル装置１１００の冷凍能力の制御を考慮すると、第１膨張装置５に適正な開度の調整範囲を設定するのは困難であるという課題があった。つまり、第１熱交換器１１０の下側部分の流路抵抗が増加すると、第１膨張装置５が最大開度でも必要な冷媒流量を調整できない場合があり、冷凍サイクル装置１１００の制御性が悪化するという課題があった。
【００５９】
（実施の形態１に係る冷凍サイクル装置１００の作用）
図９は、実施の形態１に係る冷凍サイクル装置１００の暖房運転時の特性を示す図である。図１０は、図９のＡ部の拡大図である。図９は、冷凍サイクル装置１００を暖房運転したときの冷媒の圧力とエンタルピーとの推移を示すＰ−ｈ線図である。冷凍サイクル装置１００において、圧縮機２から吐出された高圧のガス冷媒（Ｐ０１）は、四方弁７を通過し、室内熱交換器である第２熱交換器３に流入する。冷媒は、室内空気と熱交換し冷却（凝縮）する。このとき、冷媒の温度は、室内空気よりも高い。冷媒は、第２熱交換器３で室内空気により冷却され、第２熱交換器３の出口においては高圧の液相冷媒になる。
【００６０】
第２熱交換器３を通過した高圧の液冷媒（Ｐ１１）は、２つに分岐され、第２熱交換部１２と、第１膨張装置５とに分配され、膨張、即ち減圧される。第２熱交換部１２に流入した冷媒は、比較例において第２熱交換部１１２に流入した冷媒と同様に、伝熱管２０内の冷媒流路により減圧される。なお、伝熱管２０内において冷媒が減圧され、液単相状態から気液二相状態へ相変化する場合、圧力に応じて、冷媒の温度が決定される。すなわち、冷媒の減圧に伴い、温度も低下する。このとき、伝熱管２０外の作動流体、即ち外気の温度に応じて、伝熱管２０内を流れる冷媒と外気との間で熱交換が行われる。冷媒温度が管外の作動流体温度よりも高い場合、冷媒は冷却（凝縮）され、管外の作動流体は加熱される。一方で、冷媒温度が管外の作動流体温度よりも低い場合、冷媒は加熱（蒸発）され、管外の作動流体は冷却される。結果として、第２熱交換部１２を流れる冷媒は、低圧の気液二相冷媒（Ｐ２２）となる。
【００６１】
第１膨張装置５に流入した冷媒は、膨張（減圧）され、低圧の気液二相冷媒（Ｐ２１）となる。このとき、第１膨張装置５は、冷媒の熱交換が行われない断熱膨張であるため、気液二相冷媒（Ｐ２１）のエンタルピーの値は、膨張前の状態（Ｐ１１）と同様である。
【００６２】
ここで、第２熱交換部１２と、第１膨張装置５とにそれぞれ分配される冷媒循環量の比率は、第２熱交換部１２の伝熱管２０内の流動抵抗の大きさと、第１膨張装置５の膨張絞りによる流動抵抗の大きさとの差により、一様に決まる。
【００６３】
伝熱管２０の圧力損失ΔＰは、上記の式（１）により求められる。式（１）のうち摩擦損失係数λ、流路長さＬ、流路の等価直径ｄは、伝熱管２０の形状、及び第２熱交換部１２が有する伝熱管２０の本数により決定するものである。一方、式（１）のうち、質量速度Ｇは、第２熱交換部１２に流れ込む冷媒の量で決まり、作動流体密度ρは、冷媒が単相であるか気液二相であるかにより変動するものである。一方、第１膨張装置５は、式２により圧力損失ΔＰが決まる。開度が小さい場合（Ｃｖが小さい場合）は、流量が小さくなり、圧力損失ΔＰが大きい。また、開度が大きい場合（Ｃｖが大きい場合）は、流量が大きくなり、圧力損失ΔＰが小さい。
【００６４】
よって、冷媒回路１において、第２熱交換部１２と第１膨張装置５とが並列に接続されている区間での冷媒の減圧、即ちＰ１１からＰ３１までの区間における冷媒の減圧は、第１膨張装置５の開度により制御することができる。
【００６５】
第２熱交換部１２を通過した低圧の気液二相状態の冷媒（Ｐ２２）及び第１膨張装置５を通過した低圧の気液二相状態の冷媒（Ｐ２１）は、合流し、冷媒循環量の比率とそれぞれのエンタルピーに応じた低圧の二相状態の冷媒（Ｐ３１）となり、第１熱交換部１１に流入して、加熱（蒸発）される。第１熱交換部１１にて蒸発した低圧のガス冷媒（Ｐ４１）は、四方弁７を通過し、圧縮機２に吸入される。
【００６６】
（実施の形態１の効果）
実施の形態１に係る冷凍サイクル装置１００は、第２熱交換部１２の伝熱管２０の管内流動抵抗が大きい場合であっても、第１膨張装置５が設置されている冷媒流路に対し並列にバイパス回路９５を構成している。そのため、第２熱交換部１２又は第１膨張装置５をそれぞれ単独で直列に設置する場合と比較して、冷媒回路１が並列になっている部分の冷媒流路の流動抵抗は低減する。よって、第１膨張装置５の開度を大きくする必要がなくなり、第１膨張装置５の開度が不足することがない。かつ、第１熱交換器１０の最下段を含む第２熱交換部１２に、高圧でかつ室内空気の温度よりも高い液冷媒を流入させることができる。そのため、第１熱交換器１０の下部に滞留したドレン水が氷結するのを抑制することができる。
【００６７】
実施の形態１に係る冷凍サイクル装置１００は、圧縮機２と、第１熱交換器１０と、第１膨張装置５とが冷媒配管により接続される冷媒回路１を備える。第１熱交換器１０は、第１熱交換部１１と、冷媒回路１において第１熱交換部１１に直列に接続される第２熱交換部１２と、を備える。第１膨張装置５は、冷媒回路１において第２熱交換部１２と並列に接続され、第２熱交換部１２は、第１熱交換部１１の下方に位置するものである。
第１熱交換器１０が蒸発器として機能する場合において、第２熱交換器３から流出した冷媒は、まず第１膨張装置５と第２熱交換部１２とに分配される。そのため、第２熱交換部１２は、従来の冷媒回路１０１の第１膨張装置５の上流側と下流側との圧力差に準ずる飽和温度の範囲で冷媒が流動する。すなわち、実施の形態１に係る第２熱交換部１２は、比較例の冷媒回路１０１の蒸発器として用いられる第１熱交換器１１０の入口よりも冷媒の温度が高いため、蒸発器として用いられる第１熱交換器１０の最下部の滞留水が氷結するのを抑制できる。
【００６８】
また、第２熱交換部１２は、第１膨張装置５に対しバイパス回路９５となっている。第２熱交換部１２を第１膨張装置５に対し並列に追加することにより、比較例のような第１膨張装置５と第２熱交換部１２とを直列に接続する冷媒回路１０１に比べ、第１膨張装置５の最大開度を小さくすることができる。よって、第２熱交換部１２を通過する冷媒の圧力損失ΔＰが大きい場合に、第１膨張装置５は、開度不足になりにくく、蒸発器における冷媒の圧力を制御できる範囲が広がる。
【００６９】
特に、第１熱交換器１０の伝熱管２０に扁平管を採用した場合、冷媒流路が細く、冷媒を流通させた場合に圧力損失が大きくなってしまうことがある。伝熱管２０は、第１熱交換器１０及び冷媒回路１の冷媒量を削減するために、冷媒流路を細く形成することが望ましく、例えば扁平管の短軸方向厚さが１ｍｍ以下、更には０．８ｍｍ以下の扁平管を採用することが望ましい。このとき、蒸発器として機能する第１熱交換器１０の冷媒圧力を高くしたい場合、即ち蒸発器の熱交換能力が低い状態で運転したい場合に、比較例の冷媒回路１０１においては、第１熱交換器１０の下部にある第２熱交換部１１２での圧力損失ΔＰが高い。そのため、第１膨張装置５の開度を大きくしないと第１熱交換部１１１での圧力が適正な蒸発器圧力Ｐ０よりも低くなってしまうという課題があった。一方、実施の形態１に係る冷凍サイクル装置１００の冷媒回路１においては、圧力損失の大きい第２熱交換部１２と第１膨張装置５とが並列に配置されているため、第１膨張装置５の開度範囲を広げることなく、適正に蒸発器での圧力を制御できる。
【００７０】
また、第１熱交換器１０の第１熱交換部１１と第２熱交換部１２は、一体で構成されるため、第１熱交換器１０の製造の際に組立性が向上するという利点もある。
【００７１】
実施の形態１に係る冷凍サイクル装置１００において、第１熱交換部１１の冷媒流路数は、第２熱交換部１２の冷媒流路数よりも多い。第１熱交換器１０は、第１熱交換部１１及び第２熱交換部１２の２要素で構成し、第１熱交換部１１と第２熱交換部１２とを直列に接続しているため、第１熱交換器１０の圧力損失ΔＰを大きくすることができる。特に蒸発器として使用される場合、第１熱交換部１１に対し冷媒流れ上流側の第２熱交換部１２の冷媒パス分岐数を、第１熱交換部１１の冷媒パス分岐数よりも小さくすることで、第２熱交換部１２での圧力損失ΔＰを大きくできる。そのため、第１熱交換器１０の最下部での滞留水の氷結を抑えつつ、第２熱交換部１２の下流側に追加の膨張装置を設けることなく第１熱交換部１１に流入する冷媒の圧力を低下させることができる。
【００７２】
実施の形態１に係る冷凍サイクル装置１００において、第１熱交換部１１が備える伝熱管２０は、第２熱交換部１２が備える伝熱管２０と平行に配置されている。これにより第１熱交換器１０は、上方に配置された伝熱管２０から流下する水滴が滞留し易い下方に配置された伝熱管２０に温度が高い冷媒が流通する。よって、伝熱管２０の上面に溜まる滞留水が氷結するのを抑えることができる。
【００７３】
実施の形態１に係る冷凍サイクル装置１００において、伝熱管２０は、扁平管である。第１熱交換器１０の下部に位置する第２熱交換部１２が有する伝熱管２０が扁平管であることにより、第２熱交換部１２を通過する冷媒の圧力が低下しやすい。従って、第１膨張装置５を通過しないバイパス回路９５に配置された第２熱交換部１２により冷媒の圧力を低下させつつ、第１熱交換器１０の下部に温度の高い冷媒が流通するため、第１熱交換器１０の下部の氷結を抑えることができる。また、伝熱管２０が扁平管であることにより、熱交換能力を維持又は向上させつつ第１熱交換器１０の冷媒容量を小さくすることができ、冷媒回路１を流れる冷媒の量を削減できる。
【００７４】
実施の形態２．
実施の形態２に係る冷凍サイクル装置１００は、実施の形態１に係る冷凍サイクル装置１００の冷媒回路１に対し、膨張装置を更に追加したものである。実施の形態２に係る冷凍サイクル装置２００においては、実施の形態１に対する変更点を中心に説明する。実施の形態２に係る冷凍サイクル装置２００の各部については、各図面において同一の機能を有するものは実施の形態１の説明で使用した図面と同一の符号を付して表示するものとする。
【００７５】
図１１は、実施の形態２に係る冷凍サイクル装置２００の冷媒回路２０１の回路図である。図１２は、実施の形態２に係る冷凍サイクル装置２００の第１熱交換器２１０の斜視図である。実施の形態２に係る冷凍サイクル装置２００の冷媒回路２０１は、実施の形態１に係る冷凍サイクル装置１００の第１熱交換器１０の第２熱交換部１２と第１熱交換部１１との間に第２膨張装置５１を追加したものである。第２膨張装置５１は、分岐部９０で分岐した第１膨張装置５が配置されている流路と第２熱交換部１２が配置されている流路とが合流する合流部９１よりも第２熱交換部１２側に配置されている。換言すると、第２熱交換部１２と第２膨張装置５１とが直列に接続されたバイパス回路２９５は、第１膨張装置５と並列に接続されている。
【００７６】
図１３は、実施の形態２に係る冷凍サイクル装置２００の暖房運転時の特性を示す図である。図１３は、冷凍サイクル装置２００の低温かつ低圧領域の周辺の圧力とエンタルピーとの推移を示すＰ−ｈ線図である。実施の形態１の冷凍サイクル装置１００は、第２熱交換部１２の仕様によっては、第２熱交換部１２での圧力損失ΔＰが小さく、第２熱交換部１２を出た直後の冷媒の圧力が高い場合がある。つまり、図１３における点Ｐ２３のように、第２熱交換部１２を出た冷媒は、室外空気よりも温度が高い場合がある。よって、第２熱交換部１２を出た冷媒を更に第２膨張装置５１で減圧し、冷媒を室外空気温度相当の圧力よりも下げる。このように構成することにより、冷凍サイクル装置２００は、蒸発器として用いられる第１熱交換器２１０の圧力を適正に設定、又は制御することができる。また、このとき、第２熱交換部１２を流出した冷媒の温度は室外空気温度よりも高いため、室外空気温度が水の凝固点近傍であるような低外気温環境であっても、第２熱交換部１２には温度の高い冷媒が流れるため、着霜及び凍結を抑制することができる。
【００７７】
図１４は、実施の形態２に係る冷凍サイクル装置２００の暖房運転時の特性を示す図である。図１４は、冷凍サイクル装置２００の低温かつ低圧領域の周辺の圧力とエンタルピーとの推移を示すＰ−ｈ線図である。図１４は、図１３の場合と比較して第２熱交換部１２での圧力損失ΔＰが大きい場合の図である。このとき、第２熱交換部１２を流出した冷媒は、室外空気よりも温度が低い。そのため、第２熱交換部１２を流出する直前の部分は、室外空気よりも温度が低いため、第２熱交換部１２の伝熱管２０の出口周辺に着霜が生じたり、滞留水が氷結してしまう場合が考えられる。しかし、実施の形態２に係る冷凍サイクル装置２００は、第２膨張装置５１を備えているため、室外空気温度に応じて、点Ｐ２３での温度を水の凝固点よりも下回らないように第２膨張装置５１の開度を設定、又は制御することができる。これにより、第２熱交換部１２の出口周辺の一部のみが着霜及び氷結するのを抑制することができる。
【００７８】
なお、第１膨張装置５及び第２膨張装置５１は、開度を変更できるものだけに限定されず、開度が固定されているものであっても良い。また、第１膨張装置５及び第２膨張装置５１のうち少なくとも一方を開度を変更できるものにしても良い。
【００７９】
実施の形態２に係る冷凍サイクル装置２００によれば、第２膨張装置５１は、冷媒回路２０１において第１膨張装置５と並列に接続され、第２熱交換部１２と直列に接続される。
【００８０】
第２熱交換部１２を通過した冷媒は、第２膨張装置５１で減圧されるため、第２膨張装置５１の上流側、すなわち第２熱交換部１２の出口側においても冷媒圧力及び冷媒温度が上昇する。よって、第２熱交換部１２の全域において冷媒温度が高く維持できる。そのため、第１熱交換器２１０は、実施の形態１に係る第１熱交換器１０よりも第１熱交換器２１０の下部の滞留水の氷結を抑制し易い。
【００８１】
また、例えば、冷凍サイクル装置２００が低負荷能力運転をする場合等の冷媒循環量を小さくする必要がある運転状態においては、第１膨張装置５の開度を閉めて運転する必要がある。しかし、第２熱交換部１２の流路抵抗が小さい場合には、第２熱交換部１２へ流れる冷媒量が増加する。又は、第１膨張装置５の開度設定の分解能が不足し、第１熱交換部１１に流入する冷媒の圧力が適正に設定出来ずに、冷凍サイクル装置２００が目標の低負荷能力に設定、又は制御できなくなる場合が考えられる。なお、第２熱交換部１２の流路抵抗が小さい場合とは、例えば第２熱交換部１２の伝熱管２０での圧力損失ΔＰが小さい場合である。
【００８２】
実施の形態２に係る冷凍サイクル装置２００においては、第２熱交換部１２と第２膨張装置５１とが直列に接続されたバイパス回路２９５を備えることにより、第２熱交換部１２側のバイパス回路２９５にも流路抵抗を付加することが可能となっている。つまり、第１膨張装置５だけでなく、バイパス回路２９５に設置された第２膨張装置５１を用いて第１熱交換部１１に流入する冷媒の圧力を制御することができる。そのため、冷凍サイクル装置２００は、実施の形態１に係る冷凍サイクル装置１００よりも、低負荷能力状態で運転する際に蒸発器として機能する第１熱交換器１０の圧力の制御性能を向上させることができる。
【００８３】
実施の形態３．
実施の形態３に係る冷凍サイクル装置３００は、実施の形態１に係る冷凍サイクル装置１００の冷媒回路１に対し、膨張装置を更に追加したものである。実施の形態３に係る冷凍サイクル装置３００においては、実施の形態１に対する変更点を中心に説明する。実施の形態３に係る冷凍サイクル装置３００の各部については、各図面において同一の機能を有するものは実施の形態１の説明で使用した図面と同一の符号を付して表示するものとする。
【００８４】
図１５は、実施の形態３に係る冷凍サイクル装置３００の冷媒回路３０１の回路図である。図１６は、実施の形態３に係る冷凍サイクル装置３００の第１熱交換器３１０の斜視図である。実施の形態３に係る冷凍サイクル装置３００の冷媒回路３０１は、実施の形態１に係る冷凍サイクル装置１００の第１熱交換器１０の第２熱交換部１２と第１熱交換部１１との間に第２膨張装置５２を追加したものである。第２膨張装置５２は、分岐部９０で分岐した第１膨張装置５が配置されている流路と第２熱交換部１２が配置されている流路とが合流する合流部９１よりも第１熱交換部１１側に配置されている。換言すると、第２膨張装置５２は、第１膨張装置５と第２熱交換部１２とに直列に接続されている。
【００８５】
図１７は、実施の形態３に係る冷凍サイクル装置３００の暖房運転時の特性を示す図である。図１７は、冷凍サイクル装置３００の低温かつ低圧領域の周辺の圧力とエンタルピーとの推移を示すＰ−ｈ線図である。実施の形態１の冷凍サイクル装置１００は、第２熱交換部１２の仕様によっては、第２熱交換部１２での圧力損失ΔＰが小さく、第２熱交換部１２を出た直後の冷媒の圧力が高い場合がある。つまり、図１７における点Ｐ２２のように、第２熱交換部１２を出た冷媒は、室外空気よりも温度が高い場合がある。
【００８６】
また、第１膨張装置５の容量、又は開度の分解能により、第１膨張装置５を流出した冷媒の圧力、つまり点Ｐ２１での冷媒の圧力を十分に下げることが出来ない場合も考えられる。よって、第２熱交換部１２及び第１膨張装置５を出て合流した冷媒を更に第２膨張装置５２で減圧し、冷媒を室外空気温度相当の圧力よりも下げる。このように構成することにより、実施の形態３に係る冷凍サイクル装置３００は、蒸発器として用いられる第１熱交換器３１０の圧力を適正に設定、又は制御することができる。
【００８７】
図１７に示される冷凍サイクル装置３００の暖房運転時の特性においては、第２熱交換部１２の出口側の冷媒圧力及び冷媒温度を高く保つことができるため、第２熱交換部１２全域において高い冷媒温度を維持できる。そのため、実施の形態２に係る第１熱交換器２１０と同様に第１熱交換器１０の最下部の滞留水の氷結を抑制しやすいという利点がある。
【００８８】
図１８は、実施の形態３に係る冷凍サイクル装置３００の暖房運転時の特性を示す図である。図１８は、冷凍サイクル装置２００の低温かつ低圧領域の周辺の圧力とエンタルピーとの推移を示すＰ−ｈ線図である。図１８は、図１７の場合と比較して第２熱交換部１２での圧力損失ΔＰが大きい場合の図である。このとき、第２熱交換部１２を流出した冷媒は、室外空気よりも温度が低い。そのため、第２熱交換部１２を流出する直前の部分は、室外空気よりも温度が低いため、第２熱交換部１２の伝熱管２０の出口周辺に着霜が生じたり、滞留水が氷結してしまう場合が考えられる。しかし、実施の形態３に係る冷凍サイクル装置３００は、第２膨張装置５２を備えているため、室外空気温度に応じて、点Ｐ３２での温度を水の凝固点よりも下回らないように第２膨張装置５２の開度を設定、又は制御することができる。これにより、第２熱交換部１２の出口周辺の一部のみが着霜及び氷結するのを抑制することができる。
【００８９】
なお、実施の形態３においても、第１膨張装置５及び第２膨張装置５２は、開度を変更できるものだけに限定されず、開度が固定されているものであっても良い。また、第１膨張装置５及び第２膨張装置５２のうち少なくとも一方を開度を変更できるものにしても良い。
【００９０】
実施の形態４．
実施の形態４に係る冷凍サイクル装置４００は、実施の形態１に係る冷凍サイクル装置１００の第１熱交換器１０の構造を変更したものである。実施の形態４に係る冷凍サイクル装置４００においては、実施の形態１に対する変更点を中心に説明する。実施の形態４に係る冷凍サイクル装置４００の各部については、各図面において同一の機能を有するものは実施の形態１の説明で使用した図面と同一の符号を付して表示するものとする。
【００９１】
図１９は、実施の形態４に係る冷凍サイクル装置４００の冷媒回路４０１の回路図である。図２０は、実施の形態４に係る冷凍サイクル装置４００の第１熱交換器４１０の斜視図である。実施の形態４に係る冷凍サイクル装置４００の冷媒回路４０１は、実施の形態１に係る冷凍サイクル装置１００の第１熱交換器１０の第１熱交換部１１を分割したものである。実施の形態１に係る第１熱交換部１１は、複数の伝熱管２０が全て並列しており、冷媒が全ての複数の伝熱管２０に同時に流入している。一方、実施の形態４に係る第１熱交換部１１は、第１熱交換部１１の下部１６に位置する複数の伝熱管２０と第１熱交換部１１の上部１５に位置する複数の伝熱管２０とを直列に接続するものである。
【００９２】
図２１は、実施の形態４に係る冷凍サイクル装置４００の暖房運転時の特性を示す図である。図２１は、冷凍サイクル装置４００の低温かつ低圧領域の周辺の圧力とエンタルピーとの推移を示すＰ−ｈ線図である。実施の形態１の冷凍サイクル装置１００は、第２熱交換部１２の仕様によっては、第２熱交換部１２での圧力損失ΔＰが小さく、第２熱交換部１２を出た直後の冷媒の圧力が高い場合がある。つまり、図２１における点Ｐ２２のように、第２熱交換部１２を出た冷媒は、室外空気よりも温度が高い場合がある。
【００９３】
また、第１膨張装置５の容量、又は開度の分解能により、点Ｐ２１での冷媒の圧力が十分に下げることが出来ない場合も考えられる。よって、第２熱交換部１２及び第１膨張装置５を出て合流した冷媒を更に第１熱交換部１１の下部１６で減圧し、冷媒を室外空気温度相当の圧力よりも下げる必要がある。このように構成することにより、冷凍サイクル装置４００は、蒸発器として用いられる第１熱交換器４１０の圧力を適正に設定、又は制御することができる。
【００９４】
このように構成することにより、蒸発器として用いられる第１熱交換器４１０の周囲の外気温が水の凝固点の近傍、又は凝固点以下であるような場合に、第２熱交換部１２だけでなく第１熱交換部１１の下部１６にも温度の高い冷媒を供給することができる。
【００９５】
以上に本発明を実施の形態に基づいて説明したが、本発明は上述した実施の形態の構成のみに限定されるものではない。例えば、実施の形態１〜３に係る第１熱交換器１０、２１０、３１０は、第１熱交換部１１と第２熱交換部１２との２つの部分に分ける構造で説明したが、それぞれの熱交換部は適宜分割しても良い。例えば、第１熱交換部１１と第２熱交換部１２とをそれぞれ同数に分割し、その分割したそれぞれを直列に接続しても良い。さらに、本発明は各実施の形態を組み合わせて構成されていても良い。要するに、いわゆる当業者が必要に応じてなす種々なる変更、応用、利用の範囲をも本発明の要旨（技術的範囲）に含むことを念のため申し添える。
【符号の説明】
【００９６】
１  冷媒回路、２  圧縮機、３  第２熱交換器、４  送風機、５  第１膨張装置、６  送風機、７  四方弁、１０  第１熱交換器、１１  第１熱交換部、１１ａ  第１風上側熱交換部、１１ｂ  第１風下側熱交換部、１２  第２熱交換部、１２ａ  第２風上側熱交換部、１２ｂ  第２風下側熱交換部、１３ａ  （風上側）集合管、１３ｂ  （風下側）集合管、１４  ヘッダ、１４ａ  上部ヘッダ、１４ｂ  下部ヘッダ、１５  上部、１６  下部、２０  伝熱管、２１  内部流路、３０  フィン、３１  切り欠き部、５１  第２膨張装置、５２  第２膨張装置、８０  冷媒配管、９０  分岐部、９１  合流部、９５  バイパス回路、１００  冷凍サイクル装置、１０１  冷媒回路、１１０  第１熱交換器、１１１  第１熱交換部、１１２  第２熱交換部、２００  冷凍サイクル装置、２０１  冷媒回路、２１０  第１熱交換器、２９５  バイパス回路、３００  冷凍サイクル装置、３０１  冷媒回路、３１０  第１熱交換器、４００  冷凍サイクル装置、４０１  冷媒回路、４１０  第１熱交換器、１１００  冷凍サイクル装置、Ｇ  質量速度、Ｐ０  蒸発器圧力、Ｒｅ  レイノルズ数、Ｙ１  矢印、ｄ  等価直径、ΔＰ  圧力損失、λ  摩擦損失係数、ρ  作動流体密度。
【図１】
2020194677.tif 000005
【図２】
2020194677.tif 000006
【図３】
2020194677.tif 000007
【図４】
2020194677.tif 000008
【図５】
2020194677.tif 000009
【図６】
2020194677.tif 000010
【図７】
2020194677.tif 000011
【図８】
2020194677.tif 000012
【図９】
2020194677.tif 000013
【図１０】
2020194677.tif 000014
【図１１】
2020194677.tif 000015
【図１２】
2020194677.tif 000016
【図１３】
2020194677.tif 000017
【図１４】
2020194677.tif 000018
【図１５】
2020194677.tif 000019
【図１６】
2020194677.tif 000020
【図１７】
2020194677.tif 000021
【図１８】
2020194677.tif 000022
【図１９】
2020194677.tif 000023
【図２０】
2020194677.tif 000024
【図２１】
2020194677.tif 000025
【手続補正書】
【提出日】令和3年4月15日(2021.4.15)
【手続補正１】
【補正対象書類名】明細書
【補正対象項目名】０００８
【補正方法】変更
【補正の内容】
【０００８】
本発明に係る冷凍サイクル装置は、圧縮機と、第１膨張装置と、暖房運転時に蒸発器として機能する第１熱交換器と、が冷媒配管により接続された冷媒回路を備え、前記第１熱交換器は、第１熱交換部と、前記冷媒回路において前記第１熱交換部に直列に接続される第２熱交換部と、前記第１熱交換部と前記第２熱交換部との間に接続される第２膨張装置と、を備え、前記第１膨張装置は、前記冷媒回路において前記第２熱交換部と並列に接続され、前記第２熱交換部は、前記第１熱交換部の下方に位置し、前記第２膨張装置は、前記冷媒回路において前記第１膨張装置と並列に接続され、前記第２熱交換部と直列に接続される。
【手続補正２】
【補正対象書類名】特許請求の範囲
【補正対象項目名】全文
【補正方法】変更
【補正の内容】
【特許請求の範囲】
【請求項１】
圧縮機と、第１膨張装置と、暖房運転時に蒸発器として機能する第１熱交換器と、が冷媒配管により接続された冷媒回路を備え、
前記第１熱交換器は、
第１熱交換部と、
前記冷媒回路において前記第１熱交換部に直列に接続される第２熱交換部と、
前記第１熱交換部と前記第２熱交換部との間に接続される第２膨張装置と、を備え、
前記第１膨張装置は、
前記冷媒回路において前記第２熱交換部と並列に接続され、
前記第２熱交換部は、
前記第１熱交換部の下方に位置し、
前記第２膨張装置は、
前記冷媒回路において前記第１膨張装置と並列に接続され、前記第２熱交換部と直列に接続される、冷凍サイクル装置。
【請求項２】
前記第１熱交換部の冷媒流路数は、
前記第２熱交換部の冷媒流路数よりも多い、請求項１に記載の冷凍サイクル装置。
【請求項３】
前記第１熱交換器は、
それぞれ上下方向に並列に並べられた複数の伝熱管を備え、
前記複数の伝熱管のそれぞれは、
扁平管である、請求項１又は２に記載の冷凍サイクル装置。
【請求項４】
前記冷媒回路は、
暖房運転時に少なくとも一部が凝縮器として機能する第２熱交換器を備え、
前記第２熱交換器と前記第１膨張装置との間で前記冷媒配管が分岐する分岐部を備える、請求項１〜３の何れか１項に記載の冷凍サイクル装置。
【国際調査報告】
2020194677.tif 000026
2020194677.tif 000027
2020194677.tif 000028
2020194677.tif 000029