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WO2015132966A1 - 冷凍サイクル装置 - Google Patents

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裕樹 宇賀神
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  • the heat radiator 33 in which a relatively high density refrigerant circulates has lower heat transfer performance than the heat radiator 34 in which a relatively low density refrigerant circulates.
  • the heat transfer performance can be improved by reducing the capacity of the refrigerant flow path and increasing the flow rate of the refrigerant.
  • coolant amount of a refrigerating-cycle apparatus can be reduced by making the capacity
  • Compressor 25 compresses the refrigerant to a pressure equal to or higher than the critical pressure to bring it into a supercritical state.

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Abstract

　冷凍サイクル装置は、冷媒を循環させる冷媒回路１１、１２を備え、冷媒回路１１、１２には、圧縮機２１、２２と、外部流体に放熱する放熱器３１、３２と、膨張装置４１、４２と、蒸発器５１、５２と、が設けられており、放熱器３１、３２は、外部流体の流れに対して直列に配置されており、放熱器３１、３２の放熱時の圧力は互いに異なっており、放熱器３１、３２の冷媒流路の容量は互いに異なっているものである。

Description

冷凍サイクル装置
　本発明は、冷凍サイクル装置に関するものである。
　特許文献１には、上流側冷凍サイクルと下流側冷凍サイクルとを備えた熱源機が記載されている。この熱源機において、上流側冷凍サイクルの水熱交換器は熱負荷媒体の流路の上流側に接続されており、下流側冷凍サイクルの水熱交換器はその下流側に接続されている。
特開２００８－２６７７２２号公報
　特許文献１の熱源機では、２つの放熱器（水熱交換器）のそれぞれが別々の冷凍サイクルに設けられているため、条件によっては高効率の運転が可能となる。しかしながら、特許文献１には、例えば、臨界温度が空気温度に近い冷媒を用いた場合に凝縮運転と超臨界運転とが混在し得ることや、放熱器の容量についての記載はない。したがって、圧縮機効率が悪化してしまう場合があるという問題点や、冷媒量の削減が困難となるという問題点があった。
　本発明は、上述のような問題点を解決するためになされたものであり、運転効率を向上させることができるとともに、冷媒量を削減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。
　本発明に係る冷凍サイクル装置は、冷媒を循環させる少なくとも１つの冷媒回路を備え、前記冷媒回路には、少なくとも１つの圧縮機と、外部流体に放熱する複数の放熱器と、少なくとも１つの膨張装置と、少なくとも１つの蒸発器と、が設けられており、前記複数の放熱器は、外部流体の流れに対して直列に配置されており、前記複数の放熱器の放熱時の圧力は互いに異なっており、前記複数の放熱器の冷媒流路の容量は互いに異なっているものである。
　本発明によれば、複数の放熱器の冷媒流路の容量を放熱時の圧力に応じて適切に設定することにより、冷凍サイクル装置の運転効率を向上させることができるとともに、冷媒量を削減することができる。
本発明の実施の形態１に係る冷凍サイクル装置の概略構成を示す冷媒回路図である。 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１１、１２における冷媒の状態を示すｐ－ｈ線図である。 本発明の実施の形態２に係る冷凍サイクル装置の概略構成を示す冷媒回路図である。 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１３、１４における冷媒の状態を示すｐ－ｈ線図である。 本発明の実施の形態４に係る冷凍サイクル装置の概略構成を示す冷媒回路図である。 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１５における冷媒の状態を示すｐ－ｈ線図である。 本発明の実施の形態５に係る冷凍サイクル装置の概略構成を示す冷媒回路図である。 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１６における冷媒の状態を示すｐ－ｈ線図である。
実施の形態１．
　本発明の実施の形態１に係る冷凍サイクル装置について説明する。本実施の形態に係る冷凍サイクル装置は、例えば、冷凍空調装置や給湯装置において水又はブラインを加熱して温水を生成する熱源機として用いられるものである。図１は、本実施の形態に係る冷凍サイクル装置の概略構成を示す冷媒回路図である。
　図１に示すように、本実施の形態の冷凍サイクル装置は、冷媒回路１１と、冷媒回路１１とは別に設けられた冷媒回路１２と、を有している。冷媒回路１１、１２は、互いに独立して冷媒を循環させるものである。本例では、冷媒回路１１と冷媒回路１２とには同一組成の冷媒が用いられているが、互いに異なる冷媒が用いられていてもよい。冷媒としては、ＨＦＣ系冷媒、ＨＦＯ系冷媒、ＣＯ２冷媒等を用いることができる。
　冷媒回路１１には、圧縮機２１、放熱器３１、膨張装置４１及び蒸発器５１がこの順に設けられている。圧縮機２１、放熱器３１、膨張装置４１及び蒸発器５１は、冷媒配管によって接続されている。
　冷媒回路１２には、圧縮機２２、放熱器３２、膨張装置４２及び蒸発器５２がこの順に設けられている。圧縮機２２、放熱器３２、膨張装置４２及び蒸発器５２は、冷媒配管によって接続されている。
　圧縮機２１、２２は、低温低圧の冷媒を吸入して圧縮し、高温高圧の冷媒にして吐出する流体機械である。本例では、冷媒回路１２の圧縮機２２は、通常運転時において冷媒を臨界圧力以上の圧力に圧縮して超臨界状態にするものであり（以下、超臨界状態の冷媒を「超臨界冷媒」という場合がある）、冷媒回路１１の圧縮機２１は、通常運転時において冷媒を臨界圧力以下の圧力に圧縮して高圧のガス状態にするものである。圧縮機２１で圧縮された冷媒の圧力は、圧縮機２２で圧縮された冷媒の圧力よりも低くなっている。
　放熱器３１、３２は、圧縮機２１で圧縮された高温高圧の冷媒と水（外部流体の一例）との熱交換を行う水熱交換器である。放熱器３１、３２としては、例えば、複数枚の伝熱プレートが積層されたプレート式熱交換器が用いられる。本例では、通常運転時において、冷媒回路１２の放熱器３２は、冷媒を超臨界状態に維持したまま水に放熱するものであり、冷媒回路１１の放熱器３１は、ガス冷媒を凝縮させて水に放熱するものである。後述するように、放熱器３２の放熱時の冷媒圧力は、放熱器３１の放熱時の冷媒圧力よりも高くなっている。また、放熱器３２の放熱時の冷媒温度は、放熱器３１の放熱時の冷媒温度よりも高くなっている。
　本実施の形態において、放熱器３２における冷媒流路の容量（容積）は、放熱器３１における冷媒流路の容量よりも小さくなっている。放熱器３１、３２がプレート式熱交換器である場合、例えば、放熱器３２の伝熱プレートの枚数が放熱器３１の伝熱プレートの枚数よりも少なくなっていてもよいし、放熱器３２の各伝熱プレートの高さが放熱器３１の各伝熱プレートの高さよりも低くなっていてもよい。図１において、放熱器３１と放熱器３２との間における上下方向の寸法の大小関係は、冷媒流路の容量の大小関係を表している（ただし、冷媒流路の容量の比までを表すものではない）。また、放熱器３２における冷媒と水との伝熱面積は、放熱器３１における冷媒と水との伝熱面積よりも小さくなっている。さらに、放熱器３２における冷媒の流路は、放熱器３１における冷媒の流路よりも狭くなっている。例えば、放熱器３１、３２が伝熱管を用いた熱交換器である場合、放熱器３２における伝熱管の管径は、放熱器３１における伝熱管の管径よりも小さくなっている。
　また、放熱器３１、３２は、水配管６０を介して直列に接続されている。すなわち、放熱器３１、３２は、水の流れに対して直列に配置されている（図１では、水の流れ方向を実線矢印で示している）。放熱器３１は、水の流れにおいて放熱器３２よりも上流側に配置されている。放熱器３２の冷媒温度は放熱器３１の冷媒温度よりも高いため、上記のように配置することで、放熱器３１、３２のそれぞれにおける冷媒と水との間の温度勾配を均一化することができ、熱交換効率を高めることができる。
　膨張装置４１は、高圧の液冷媒を減圧膨張させて低圧の気液二相冷媒とするものであり、膨張装置４２は、高圧の超臨界冷媒を減圧膨張させて低圧の気液二相冷媒とするものである。膨張装置４１、４２としては、膨張弁又はキャピラリチューブ等が用いられる。
　蒸発器５１、５２は、膨張装置４１、４２でそれぞれ減圧された気液二相冷媒を例えば室外空気との熱交換により蒸発させる熱交換器である。
　図２は、冷凍サイクル装置の冷媒回路１１、１２における冷媒の状態を示すｐ－ｈ線図である。図２を用いて、まず冷媒回路１１の冷媒の状態について説明する。低温低圧のガス冷媒（図２の点１ａ）は、圧縮機２１に吸入されて圧縮され（圧縮行程）、高温高圧のガス冷媒（点２ａ）となる。高温高圧のガス冷媒は、放熱器３１において水に放熱し、自身は冷却されて凝縮する（凝縮行程）。これにより、高圧の液冷媒（点３ａ）となる。凝縮行程では、１００ｋｇ／ｍ３程度の密度を有するガス冷媒が、二相状態を経て、１０００ｋｇ／ｍ３程度の密度を有する液冷媒に相変化する。高圧の液冷媒は、膨張装置４１で減圧されて膨張し（膨張行程）、低圧の二相冷媒（点４ａ）となる。低圧の二相冷媒は、蒸発器５１において空気との熱交換により加熱されて蒸発し（蒸発行程）、低温低圧のガス冷媒（点１ａ）となる。
　次に、冷媒回路１２の冷媒状態について説明する。低温低圧のガス冷媒（点１ｂ）は、圧縮機２２に吸入されて圧縮され（圧縮行程）、高温高圧の超臨界冷媒（点２ｂ）となる。高温高圧の超臨界冷媒は、放熱器３２において水に放熱し（放熱行程）、自身は冷却されて相対的に低温の超臨界冷媒（点３ｂ）となる。放熱行程では、超臨界冷媒の温度が６０℃程度から４０℃程度に低下し、超臨界冷媒の密度が７００ｋｇ／ｍ３程度から１０００ｋｇ／ｍ３程度に増加する。これに伴い、放熱行程では超臨界冷媒の圧力が低下する。低温の超臨界冷媒は、膨張装置４２で減圧されて膨張し（膨張行程）、低圧の二相冷媒（点４ｂ）となる。低圧の二相冷媒は、蒸発器５２において空気との熱交換により加熱されて蒸発し（蒸発行程）、低温低圧のガス冷媒（点１ｂ）となる。
　ここで、冷媒回路１１及び冷媒回路１２の冷媒の状態を比較する。冷媒回路１２における圧縮行程後の冷媒（点２ｂ）の圧力及び温度は、冷媒回路１１における圧縮行程後の冷媒（点２ａ）の圧力及び温度と比較していずれも高くなっている。冷媒回路１２の放熱器３２内における冷媒（点２ｂ～点３ｂ）の圧力（放熱時の圧力）及び温度は、冷媒回路１１の放熱器３１内における冷媒（点２ａ～点３ａ）の圧力及び温度と比較していずれも高くなっている。
　また、冷媒回路１１の放熱器３１内では、冷媒の密度が１００ｋｇ／ｍ３程度から１０００ｋｇ／ｍ３程度に変化するのに対し、冷媒回路１２の放熱器３２内では、冷媒の密度が７００ｋｇ／ｍ３程度から１０００ｋｇ／ｍ３程度に変化する。凝縮行程後の液冷媒の密度と放熱行程後の超臨界冷媒の密度とは同程度であるが、凝縮行程前のガス冷媒の密度と放熱行程前の超臨界冷媒の密度とは大きく異なる。このため、冷媒回路１２の放熱器３２の冷媒流路内の冷媒の密度は、冷媒回路１１の放熱器３１の冷媒流路内の冷媒の密度よりも大きくなる。ここで、放熱器の冷媒流路内の冷媒の密度とは、当該放熱器の冷媒流路内の全ての冷媒の平均密度である。
　相対的に密度の大きい冷媒が流通する放熱器３２は、相対的に密度の小さい冷媒が流通する放熱器３１よりも伝熱性能が低くなる。伝熱性能の低い放熱器３２では、冷媒流路の容量を小さくして冷媒の流速を高めることにより、伝熱性能を向上させることができる。また、放熱器３２の冷媒流路の容量を小さくすることにより、冷凍サイクル装置の冷媒量を削減することができる。
　一方で、超臨界状態の冷媒が流通する放熱器３２は、凝縮した液冷媒が流通する放熱器３１よりも圧力損失が小さくなる。このため、放熱器３２内の冷媒流路は、より細径化することが可能となる。放熱器３２内の冷媒流路を細径化することにより、放熱器３２内の冷媒の流速を高めることができ、放熱器３２の伝熱性能を向上させることができる。また、放熱器３２内の冷媒流路を細径化することにより、放熱器３２内の冷媒流路の容量を小さくでき、冷凍サイクル装置の冷媒量を削減することができる。
　上述のように、本実施の形態では、水配管６０内の水に放熱する放熱器が、冷媒を凝縮させて水に放熱する放熱器３１と、冷媒を超臨界状態に維持したまま水に放熱する放熱器３２と、に分けられている。このため、放熱器３２の冷媒流路の容量を削減することにより、冷媒量を削減できる。また、１つの冷媒回路によって超臨界状態で運転する場合に比べ、水の流れにおいて上流側に配置される冷媒回路１１の高圧側圧力を低減できるため、高効率な運転が可能である。
　以上説明したように、本実施の形態に係る冷凍サイクル装置は、冷媒を循環させる少なくとも１つの冷媒回路（本例では、２つの冷媒回路１１、１２）を備え、冷媒回路には、少なくとも１つの圧縮機（本例では、圧縮機２１、２２）と、外部流体（本例では、水）に放熱する複数の放熱器（本例では、放熱器３１、３２）と、少なくとも１つの膨張装置（本例では、膨張装置４１、４２）と、少なくとも１つの蒸発器（本例では、蒸発器５１、５２）と、が設けられており、複数の放熱器は、外部流体の流れに対して直列に配置されており、複数の放熱器の放熱時の圧力は互いに異なっており、複数の放熱器の冷媒流路の容量は互いに異なっているものである。
　また、本実施の形態に係る冷凍サイクル装置は、放熱器３２の冷媒流路内の冷媒の密度は、放熱器３１の冷媒流路内の冷媒の密度よりも大きいものであり、放熱器３２の冷媒流路の容量は、放熱器３１の冷媒流路の容量よりも小さいものである。すなわち、本実施の形態に係る冷凍サイクル装置では、冷媒流路内の冷媒の密度が大きい放熱器ほど容量が小さくなっている。
　また、本実施の形態に係る冷凍サイクル装置は、放熱器３１は、冷媒を凝縮させて外部流体に放熱するものであり、放熱器３２は、冷媒を超臨界状態に維持したまま外部流体に放熱するものである。
実施の形態２．
　本発明の実施の形態２に係る冷凍サイクル装置について説明する。図３は、本実施の形態に係る冷凍サイクル装置の概略構成を示す冷媒回路図である。図３に示すように、本実施の形態の冷凍サイクル装置は、冷媒回路１３と、冷媒回路１３とは別に設けられた冷媒回路１４と、を有している。冷媒回路１３には、圧縮機２３、放熱器３３、膨張装置４３及び蒸発器５３がこの順に設けられている。冷媒回路１４には、圧縮機２４、放熱器３４、膨張装置４４及び蒸発器５４がこの順に設けられている。
　本例の圧縮機２３、２４はいずれも、冷媒を臨界圧力以下の圧力に圧縮して高圧のガス状態にするものである。圧縮機２３で圧縮された冷媒の圧力は、圧縮機２４で圧縮された冷媒の圧力よりも低くなっている。
　放熱器３３、３４はいずれも、ガス冷媒を凝縮させて水に放熱するものである。放熱器３４の放熱時の冷媒圧力（凝縮圧力）は、放熱器３３の放熱時の冷媒圧力（凝縮圧力）よりも高くなっている。また、放熱器３４の放熱時の冷媒温度（凝縮温度）は、放熱器３３の放熱時の冷媒温度（凝縮温度）よりも高くなっている。
　本実施の形態において、放熱器３３における冷媒流路の容量は、放熱器３４における冷媒流路の容量よりも小さくなっている。
　また、放熱器３３、３４は、水の流れに対して直列に配置されている。放熱器３３は、水の流れにおいて放熱器３４よりも上流側に配置されている。放熱器３４の冷媒温度は放熱器３３の冷媒温度よりも高いため、上記のように配置することで熱交換効率を高めることができる。
　膨張装置４３、４４及び蒸発器５３、５４については実施の形態１と同様であるので説明を省略する。
　図４は、冷凍サイクル装置の冷媒回路１３、１４における冷媒の状態を示すｐ－ｈ線図である。図４を用いて、まず冷媒回路１３の冷媒の状態について説明する。低温低圧のガス冷媒（図４の点１ｃ）は、圧縮機２３に吸入されて圧縮され（圧縮行程）、高温高圧のガス冷媒（点２ｃ）となる。高温高圧のガス冷媒は、放熱器３３において水に放熱し、自身は冷却されて凝縮する（凝縮行程）。これにより、高圧の液冷媒（点３ｃ）となる。高圧の液冷媒は、膨張装置４３で減圧されて膨張し（膨張行程）、低圧の二相冷媒（点４ｃ）となる。低圧の二相冷媒は、蒸発器５３において空気との熱交換により加熱されて蒸発し（蒸発行程）、低温低圧のガス冷媒（点１ｃ）となる。
　次に、冷媒回路１４の冷媒状態について説明する。低温低圧のガス冷媒（点１ｄ）は、圧縮機２４に吸入されて圧縮され（圧縮行程）、高温高圧のガス冷媒（点２ｄ）となる。高温高圧のガス冷媒は、放熱器３４において水に放熱し、自身は冷却されて凝縮する（凝縮行程）。これにより、高圧の液冷媒（点３ｄ）となる。高圧の液冷媒は、膨張装置４４で減圧されて膨張し（膨張行程）、低圧の二相冷媒（点４ｄ）となる。低圧の二相冷媒は、蒸発器５４において空気との熱交換により加熱されて蒸発し（蒸発行程）、低温低圧のガス冷媒（点１ｄ）となる。
　冷媒回路１４における圧縮行程後の冷媒（点２ｄ）の圧力及び温度は、冷媒回路１３における圧縮行程後の冷媒（点２ｃ）の圧力及び温度と比較していずれも高くなっている。冷媒回路１４の放熱器３４内における冷媒（点２ｄ～点３ｄ）の圧力及び温度は、冷媒回路１３の放熱器３３内における冷媒（点２ｃ～点３ｃ）の圧力及び温度と比較していずれも高くなっている。
　また、放熱器３３ではより上流側（低温側）の水との熱交換が行われるため、冷媒が液化しやすい。これにより、放熱器３３の冷媒流路内の冷媒は、放熱器３４の冷媒流路内の冷媒よりも液の割合が大きくなる。このため、冷媒回路１３の放熱器３３の冷媒流路内の冷媒の密度は、冷媒回路１４の放熱器３４の冷媒流路内の冷媒の密度よりも大きくなる。
　相対的に密度の大きい冷媒が流通する放熱器３３は、相対的に密度の小さい冷媒が流通する放熱器３４よりも伝熱性能が低くなる。伝熱性能の低い放熱器３３では、冷媒流路の容量を小さくして冷媒の流速を高めることにより、伝熱性能を向上させることができる。また、放熱器３３の冷媒流路の容量を小さくすることにより、冷凍サイクル装置の冷媒量を削減することができる。
　以上説明したように、本実施の形態に係る冷凍サイクル装置は、冷媒を循環させる少なくとも１つの冷媒回路（本例では、２つの冷媒回路１３、１４）を備え、冷媒回路には、少なくとも１つの圧縮機（本例では、圧縮機２３、２４）と、外部流体（本例では、水）に放熱する複数の放熱器（本例では、放熱器３３、３４）と、少なくとも１つの膨張装置（本例では、膨張装置４３、４４）と、少なくとも１つの蒸発器（本例では、蒸発器５３、５４）と、が設けられており、複数の放熱器は、外部流体の流れに対して直列に配置されており、複数の放熱器の放熱時の圧力は互いに異なっており、複数の放熱器の冷媒流路の容量は互いに異なっているものである。
　また、本実施の形態に係る冷凍サイクル装置は、放熱器３３の冷媒流路内の冷媒の密度は、放熱器３４の冷媒流路内の冷媒の密度よりも大きいものであり、放熱器３３の冷媒流路の容量は、放熱器３４の冷媒流路の容量よりも小さいものである。すなわち、本実施の形態に係る冷凍サイクル装置では、実施の形態１と同様に、冷媒流路内の冷媒の密度が大きい放熱器ほど容量が小さくなっている。
　また、本実施の形態に係る冷凍サイクル装置は、放熱器３３、３４は、いずれも冷媒を凝縮させて外部流体に放熱するものであり、放熱器３３の放熱時の圧力は、放熱器３４の放熱時の圧力よりも低いものである。
　本実施の形態では、放熱器３３、３４がいずれもガス冷媒を凝縮させて水に放熱するものであるが、放熱器３３、３４がいずれも冷媒を超臨界状態に維持したまま水に放熱するものであってもよい。この場合、放熱器３３ではより上流側（低温側）の水との熱交換が行われるため、冷媒温度が放熱器３４の冷媒よりも低くなる。これにより、放熱器３３の冷媒流路内の冷媒の密度は、放熱器３４の冷媒流路内の冷媒の密度よりも大きくなる。
　相対的に密度の大きい冷媒が流通する放熱器３３は、相対的に密度の小さい冷媒が流通する放熱器３４よりも伝熱性能が低くなる。伝熱性能の低い放熱器３３では、冷媒流路の容量を小さくして冷媒の流速を高めることにより、伝熱性能を向上させることができる。また、放熱器３３の冷媒流路の容量を小さくすることにより、冷凍サイクル装置の冷媒量を削減することができる。すなわち、放熱器３３、３４がいずれも冷媒を超臨界状態に維持したまま水に放熱するものであっても、放熱器３３の冷媒流路の容量を放熱器３４よりも小さくすることにより、上記と同様の効果が得られる。
実施の形態３．
　本発明の実施の形態３に係る冷凍サイクル装置について説明する。本実施の形態に係る冷凍サイクル装置は、実施の形態１、２又は後述する実施の形態４、５と同様の冷媒回路構成を有するとともに、冷媒として、地球温暖化係数（ＧＷＰ）が低く、かつ高圧の冷媒が用いられる。混合冷媒を用いる場合、低ＧＷＰの高圧冷媒と混合される冷媒には、例えば、Ｒ３２、Ｒ１２３４ｙｆ等を用いることができる。混合冷媒中の低ＧＷＰの高圧冷媒の混合比は、例えば、５０ｗｔ％以上である。
　ＧＷＰが低く、かつ低圧であるＲ１２３４ｙｆは、冷媒としての熱物性がＨＦＣ冷媒であるＲ１３４ａに極めて近い。このため、現在Ｒ１３４ａ冷媒を単体で使用している自動車用空調装置（カーエアコン）では、冷媒をＲ１２３４ｙｆに置き換えても性能面での問題は顕在化しない。しかし、Ｒ１３４ａよりも沸点が低いＨＦＣ混合冷媒Ｒ４１０ＡやＲ４０７Ｃを使用している家庭用や業務用の空調機器又は給湯機器では、Ｒ１２３４ｙｆの動作圧力が低いので、同等の能力を維持しようとすると、冷媒循環量を増大させる必要が生じる。冷媒循環量を増大させると、同一の回路（冷凍サイクル）では回路を流れる冷媒の流速が速くなるので、冷凍サイクルでの冷媒の圧力損失が大きくなり、冷凍サイクルの運転効率が悪化する場合がある。そこで、ＧＷＰがＲ１２３４ｙｆと同等（０）であり、動作圧力がＲ１２３４ｙｆよりも高い冷媒を用いることで、Ｒ４１０ＡやＲ４０７Ｃの代替であっても、冷凍サイクルの運転効率は悪化しない。
　本実施の形態は、実施の形態１又は２と同様に２つの冷媒回路で放熱器を分けているため、１つの冷媒回路で運転する場合に比べ、高圧側の圧力を下げやすい。また、過度に吐出温度を上げた際でも吐出温度の上昇を抑制するため、圧縮機の高効率な運転が可能となる。
実施の形態４．
　本発明の実施の形態４に係る冷凍サイクル装置について説明する。本実施の形態に係る冷凍サイクル装置は、例えば、室内空気を加熱して空調空気（温風）を生成する空調装置として用いられるものである。図５は、本実施の形態に係る冷凍サイクル装置の概略構成を示す冷媒回路図である。
　図５に示すように、本実施の形態の冷凍サイクル装置は、冷媒を循環させる１つの冷媒回路１５を有している。冷媒としては、実施の形態３と同様に低ＧＷＰの高圧冷媒や、その混合冷媒を用いてもよいし、それ以外のＨＦＣ系冷媒、ＨＦＯ系冷媒、ＣＯ２冷媒等を用いてもよい。
　冷媒回路１５には、圧縮機２５、放熱器３５、膨張装置３７、放熱器３６、膨張装置４５及び蒸発器５５がこの順に設けられている。圧縮機２５、放熱器３５、膨張装置３７、放熱器３６、膨張装置４５及び蒸発器５５は、冷媒配管によって接続されている。冷媒回路１５には、２つの放熱器３５、３６が冷媒の流れにおいて直列に接続されている。
　圧縮機２５は、冷媒を臨界圧力以上の圧力に圧縮して超臨界状態にするものである。
　放熱器３５は、圧縮機２５で圧縮された高温高圧の超臨界冷媒と、室内ファン３８により送風される室内空気（外部流体の一例）と、の熱交換を行う空気熱交換器である。放熱器３５は、冷媒を超臨界状態に維持したまま室内空気に放熱するものである。放熱器３５としては、例えば、互いに積層された複数の伝熱フィンと、各伝熱フィンを貫通する複数の伝熱管と、を備えたクロスフィン型の熱交換器が用いられる。クロスフィン型の熱交換器では、伝熱管の内部が冷媒流路となる。
　膨張装置３７は、放熱器３５から流出した超臨界冷媒を減圧膨張させて気液二相冷媒とするものである。膨張装置３７としては、膨張弁又はキャピラリチューブ等が用いられる。
　放熱器３６は、膨張装置３７で減圧された気液二相冷媒と、室内ファン３８により送風される室内空気と、の熱交換を行う空気熱交換器である。放熱器３６は、気液二相冷媒を凝縮させて室内空気に放熱するものである。放熱器３６としては、例えば、クロスフィン型の熱交換器が用いられる。放熱器３６の放熱時の冷媒圧力は、放熱器３５の放熱時の冷媒圧力よりも低くなっている。また、放熱器３６の放熱時の冷媒温度は、放熱器３５の放熱時の冷媒温度よりも低くなっている。
　膨張装置４５は、放熱器３６から流出した高圧の液冷媒を減圧膨張させて低圧の気液二相冷媒とするものである。膨張装置４５としては、膨張弁又はキャピラリチューブ等が用いられる。
　蒸発器５５は、膨張装置４５で減圧された気液二相冷媒を、室外ファン５６により送風される室外空気との熱交換により蒸発させる熱交換器である。
　本実施の形態において、放熱器３５における冷媒流路の容量は、放熱器３６における冷媒流路の容量よりも小さくなっている。放熱器３５、３６がクロスフィン型熱交換器である場合、例えば、放熱器３５の伝熱管の空気流れ方向における列数は、放熱器３６のそれよりも少なくなっている。図５において、放熱器３５と放熱器３６との間における左右方向の寸法の大小関係は、冷媒流路の容量の大小関係を表している（ただし、冷媒流路の容量の比までを表すものではない）。また、放熱器３５における冷媒と水との伝熱面積は、放熱器３６における冷媒と水との伝熱面積よりも小さくなっている。さらに、放熱器３５における冷媒の流路は、放熱器３１における冷媒の流路よりも狭くなっている。例えば、放熱器３５における伝熱管の管径は、放熱器３６における伝熱管の管径よりも小さくなっている。
　また、放熱器３５、３６は、室内ファン３８により送風される室内空気の流れに対して直列に配置されている（図５では、室内空気の流れ方向を白抜き太矢印で示している）。放熱器３６は、室内空気の流れにおいて放熱器３５よりも上流側に配置されている。放熱器３５の冷媒温度は放熱器３６の冷媒温度よりも高いため、上記のように配置することで熱交換効率を高めることができる。
　図６は、冷凍サイクル装置の冷媒回路１５における冷媒の状態を示すｐ－ｈ線図である。低温低圧のガス冷媒（図６の点１ｅ）は、圧縮機２５に吸入されて圧縮され、高温高圧の超臨界冷媒（点２ｅ）となる。この超臨界冷媒は、放熱器３５において室内空気に放熱し、自身は冷却されて相対的に低温の超臨界冷媒（点３ｅ）となる。この超臨界冷媒は、膨張装置３７で減圧されて膨張し、高圧の二相冷媒（点４ｅ）となる。この二相冷媒は、放熱器３６において室内空気に放熱し、自身は冷却されて凝縮する。これにより、高圧の液冷媒（点５ｅ）となる。この液冷媒は、膨張装置４５で減圧されて膨張し、低圧の二相冷媒（点６ｅ）となる。この二相冷媒は、蒸発器５５において室外空気との熱交換により加熱されて蒸発し、低温低圧のガス冷媒（点１ｅ）となる。
　ここで、放熱器３５及び放熱器３６の冷媒の状態を比較する。放熱器３５では、冷媒が超臨界状態に維持される（点２ｅ～点３ｅ）。一方、放熱器３６では、二相冷媒が凝縮して液冷媒となる（点４ｅ～点５ｅ）。放熱器３６内の冷媒はガスを含むため密度が比較的小さくなるのに対し、放熱器３５内の冷媒は超臨界状態であるため密度が比較的大きくなる。このため、放熱器３５の冷媒流路内の冷媒の密度は、放熱器３６の冷媒流路内の冷媒の密度よりも大きくなる。
　相対的に密度の大きい冷媒が流通する放熱器３５は、相対的に密度の小さい冷媒が流通する放熱器３６よりも伝熱性能が低くなる。伝熱性能の低い放熱器３５では、冷媒流路の容量を小さくして冷媒の流速を高めることにより、伝熱性能を向上させることができる。また、放熱器３５の冷媒流路の容量を小さくすることにより、冷凍サイクル装置の冷媒量を削減することができる。
　一方で、超臨界状態の冷媒が流通する放熱器３５は、凝縮した液冷媒が流通する放熱器３６よりも圧力損失が小さくなる。このため、放熱器３５の伝熱管は、より細径化することが可能となる。放熱器３５の伝熱管を細径化することにより、放熱器３５内の冷媒の流速を高めることができ、放熱器３５の伝熱性能を向上させることができる。また、放熱器３５の伝熱管を細径化することにより、放熱器３５内の冷媒流路の容量を小さくでき、冷凍サイクル装置の冷媒量を削減することができる。
　また、本実施の形態では、１つの冷媒回路の放熱器を複数に分割しているため、１つの冷媒回路において放熱時の圧力を複数持つことができる。これにより、冷凍サイクルにおける高圧側の圧力と低圧側の圧力とをより近づけることができるため、放熱時の圧力を１つのみ持つ冷媒回路と比較して、高効率での運転が可能になる。この効果は、放熱器の分割数が増えるほど大きくなる。
　以上説明したように、本実施の形態に係る冷凍サイクル装置は、冷媒を循環させる少なくとも１つの冷媒回路（本例では、１つの冷媒回路１５）を備え、冷媒回路には、少なくとも１つの圧縮機（本例では、圧縮機２５）と、外部流体（本例では、室内空気）に放熱する複数の放熱器（本例では、放熱器３５、３６）と、少なくとも１つの膨張装置（本例では、膨張装置３７、４５）と、少なくとも１つの蒸発器（本例では、蒸発器５５）と、が設けられており、複数の放熱器は、外部流体の流れに対して直列に配置されており、複数の放熱器の放熱時の圧力は互いに異なっており、複数の放熱器の冷媒流路の容量は互いに異なっているものである。
　また、本実施の形態に係る冷凍サイクル装置は、放熱器３５の冷媒流路内の冷媒の密度は、放熱器３６の冷媒流路内の冷媒の密度よりも大きいものであり、放熱器３５の冷媒流路の容量は、放熱器３６の冷媒流路の容量よりも小さいものである。すなわち、本実施の形態に係る冷凍サイクル装置では、実施の形態１及び２と同様に、冷媒流路内の冷媒の密度が大きい放熱器ほど容量が小さくなっている。
　ここで、本実施の形態の放熱器３５、３６は、室内ファン３８により送風される室内空気の流れに対して直列に配置されているが、放熱器３５、３６は、共通の室内ファンにより送風される室内空気の流れに対して並列に配置されていてもよいし、別々の室内ファンにより送風される互いに実質的に独立した室内空気の流れ上にそれぞれ配置されていてもよい。
実施の形態５．
　本発明の実施の形態５に係る冷凍サイクル装置について説明する。図７は、本実施の形態に係る冷凍サイクル装置の概略構成を示す冷媒回路図である。図７に示すように、本実施の形態に係る冷凍サイクル装置は、２つの放熱器３５、３６が冷媒回路１６において並列に接続されている点で実施の形態４と異なっている。冷媒回路１６において、放熱器３６の入口側には膨張装置６１が設けられており、放熱器３５の出口側には膨張装置６２が設けられている。放熱器３５には、圧縮機２５で圧縮された冷媒がそのまま流入する。一方、放熱器３６には、圧縮機２５で圧縮された冷媒が膨張装置６１で減圧された後に流入する。このため、放熱器３６の放熱時の冷媒圧力は、放熱器３５の放熱時の冷媒圧力よりも低くなっている。また、放熱器３６の放熱時の冷媒温度は、放熱器３５の放熱時の冷媒温度よりも低くなっている。
　本実施の形態では、実施の形態４と同様に、放熱器３５における冷媒流路の容量が、放熱器３６における冷媒流路の容量よりも小さくなっている。また、放熱器３５、３６は、室内空気の流れに対して直列に配置されている。放熱器３６は、室内空気の流れにおいて放熱器３５よりも上流側に配置されている。放熱器３５の冷媒温度は放熱器３６の冷媒温度よりも高いため、上記のように配置することで熱交換効率を高めることができる。
　図８は、冷凍サイクル装置の冷媒回路１６における冷媒の状態を示すｐ－ｈ線図である。低温低圧のガス冷媒（図８の点１ｆ）は、圧縮機２５に吸入されて圧縮され、高温高圧の超臨界冷媒（点２ｆ）となる。この超臨界冷媒の一部は放熱器３５に流入し、他部は膨張装置６１に流入する。放熱器３５に流入した超臨界冷媒は室内空気に放熱し、自身は冷却されて相対的に低温の超臨界冷媒（点３ｆ）となる。この超臨界冷媒は、膨張装置６２で減圧されて膨張し、高圧の液冷媒（点４ｆ）となる。一方、膨張装置６１に流入した超臨界冷媒は減圧されて膨張し、高圧のガス冷媒（点５ｆ）となる。このガス冷媒は、放熱器３６において室内空気に放熱し、自身は冷却されて凝縮する。これにより、高圧の液冷媒（点４ｆ）となる。この液冷媒は、膨張装置６２で減圧された液冷媒と合流し、さらに、膨張装置４５で減圧されて膨張する。これにより、低圧の二相冷媒（点６ｆ）となる。この二相冷媒は、蒸発器５５において室外空気との熱交換により加熱されて蒸発し、低温低圧のガス冷媒（点１ｆ）となる。
　ここで、放熱器３５及び放熱器３６の冷媒の状態を比較する。放熱器３５では、冷媒が超臨界状態に維持される（点２ｆ～点３ｆ）。一方、放熱器３６では、ガス冷媒が凝縮して液冷媒となる（点５ｆ～点４ｆ）。放熱器３６内の冷媒はガスを含むため密度が比較的小さくなるのに対し、放熱器３５内の冷媒は超臨界状態であるため密度が比較的大きくなる。このため、放熱器３５の冷媒流路内の冷媒の密度は、放熱器３６の冷媒流路内の冷媒の密度よりも大きくなる。
　相対的に密度の大きい冷媒が流通する放熱器３５は、相対的に密度の小さい冷媒が流通する放熱器３６よりも伝熱性能が低くなる。伝熱性能の低い放熱器３５では、冷媒流路の容量を小さくして冷媒の流速を高めることにより、伝熱性能を向上させることができる。また、放熱器３５の冷媒流路の容量を小さくすることにより、冷凍サイクル装置の冷媒量を削減することができる。
　一方で、超臨界状態の冷媒が流通する放熱器３５は、凝縮した液冷媒が流通する放熱器３６よりも圧力損失が小さくなる。このため、放熱器３５の伝熱管は、より細径化することが可能となる。放熱器３５の伝熱管を細径化することにより、放熱器３５内の冷媒の流速を高めることができ、放熱器３５の伝熱性能を向上させることができる。また、放熱器３５の伝熱管を細径化することにより、放熱器３５内の冷媒流路の容量を小さくでき、冷凍サイクル装置の冷媒量を削減することができる。
　また、本実施の形態では、１つの冷媒回路の放熱器を複数に分割しているため、１つの冷媒回路において放熱時の圧力を複数持つことができる。これにより、冷凍サイクルにおける高圧側の圧力と低圧側の圧力とをより近づけることができるため、放熱時の圧力を１つのみ持つ冷媒回路と比較して、高効率での運転が可能になる。この効果は、放熱器の分割数が増えるほど大きくなる。
　以上説明したように、本実施の形態に係る冷凍サイクル装置は、冷媒を循環させる少なくとも１つの冷媒回路（本例では、１つの冷媒回路１６）を備え、冷媒回路には、少なくとも１つの圧縮機（本例では、圧縮機２５）と、外部流体（本例では、室内空気）に放熱する複数の放熱器（本例では、放熱器３５、３６）と、少なくとも１つの膨張装置（本例では、膨張装置４５、６１、６２）と、少なくとも１つの蒸発器（本例では、蒸発器５５）と、が設けられており、複数の放熱器は、外部流体の流れに対して直列に配置されており、複数の放熱器の放熱時の圧力は互いに異なっており、複数の放熱器の冷媒流路の容量は互いに異なっているものである。
　また、本実施の形態に係る冷凍サイクル装置は、放熱器３５の冷媒流路内の冷媒の密度は、放熱器３６の冷媒流路内の冷媒の密度よりも大きいものであり、放熱器３５の冷媒流路の容量は、放熱器３６の冷媒流路の容量よりも小さいものである。すなわち、本実施の形態に係る冷凍サイクル装置では、実施の形態１、２及び４と同様に、冷媒流路内の冷媒の密度が大きい放熱器ほど容量が小さくなっている。
　ここで、本実施の形態の放熱器３５、３６は、室内ファン３８により送風される室内空気の流れに対して直列に配置されているが、放熱器３５、３６は、共通の室内ファンにより送風される室内空気の流れに対して並列に配置されていてもよいし、別々の室内ファンにより送風される互いに実質的に独立した室内空気の流れ上にそれぞれ配置されていてもよい。
その他の実施の形態．
　本発明は、上記実施の形態に限らず種々の変形が可能である。
　例えば、上記実施の形態では、２つの放熱器を備えた冷凍サイクル装置を例に挙げたが、本発明は、３つ以上の放熱器を備えた冷凍サイクル装置にも適用できる。例えば、３つの放熱器を備えた冷凍サイクル装置において、３つの放熱器のそれぞれで冷媒流路内の冷媒の密度が異なる場合には、冷媒の密度が大きい放熱器ほど冷媒流路の容量が小さくなるようにすればよい。３つ以上の放熱器は、１つの冷媒回路に並列又は直列に設けられていてもよいし、それぞれ別の冷媒回路に設けられていてもよい。
　また、上記実施の形態では、暖房専用の空調装置や温水生成運転専用の熱源機を例に挙げたが、冷媒回路に四方弁等の流路切替装置を設け、暖房運転及び冷房運転（温水生成運転及び冷水生成運転）を切り換えられるようにしてもよい。
　また、上記の各実施の形態や変形例は、互いに組み合わせて実施することが可能である。
　１１、１２、１３、１４、１５、１６　冷媒回路、２１、２２、２３、２４、２５　圧縮機、３１、３２、３３、３４、３５、３６　放熱器、３７、４１、４２、４３、４４、４５、６１、６２　膨張装置、３８　室内ファン、５１、５２、５３、５４、５５　蒸発器、５６　室外ファン、６０　水配管。

Claims (7)

  1. 　冷媒を循環させる少なくとも１つの冷媒回路を備え、
    　前記冷媒回路には、少なくとも１つの圧縮機と、外部流体に放熱する複数の放熱器と、少なくとも１つの膨張装置と、少なくとも１つの蒸発器と、が設けられており、
    　前記複数の放熱器は、外部流体の流れに対して直列に配置されており、
    　前記複数の放熱器の放熱時の圧力は互いに異なっており、
    　前記複数の放熱器の冷媒流路の容量は互いに異なっている冷凍サイクル装置。
  2. 　前記複数の放熱器は、第１の放熱器及び第２の放熱器を含んでおり、
    　前記第２の放熱器の冷媒流路内の冷媒の密度は、前記第１の放熱器の冷媒流路内の冷媒の密度よりも大きいものであり、
    　前記第２の放熱器の冷媒流路の容量は、前記第１の放熱器の冷媒流路の容量よりも小さいものである請求項１に記載の冷凍サイクル装置。
  3. 　前記第１の放熱器は、冷媒を凝縮させて外部流体に放熱するものであり、
    　前記第２の放熱器は、冷媒を超臨界状態に維持したまま外部流体に放熱するものである請求項２に記載の冷凍サイクル装置。
  4. 　前記第１の放熱器及び前記第２の放熱器は、いずれも冷媒を凝縮させて外部流体に放熱するものであり、
    　前記第２の放熱器の放熱時の圧力は、前記第１の放熱器の放熱時の圧力よりも低いものである請求項２に記載の冷凍サイクル装置。
  5. 　前記第１の放熱器及び前記第２の放熱器は、いずれも冷媒を超臨界状態に維持したまま外部流体に放熱するものであり、
    　前記第２の放熱器の放熱時の圧力は、前記第１の放熱器の放熱時の圧力よりも低いものである請求項２に記載の冷凍サイクル装置。
  6. 　前記冷媒回路は、第１の冷媒回路と、前記第１の冷媒回路とは別に設けられた第２の冷媒回路とを含んでおり、
    　前記第１の放熱器は前記第１の冷媒回路に設けられており、
    　前記第２の放熱器は前記第２の冷媒回路に設けられている請求項２～請求項５のいずれか一項に記載の冷凍サイクル装置。
  7. 　前記第１の放熱器及び前記第２の放熱器は１つの冷媒回路に設けられている請求項２～請求項５のいずれか一項に記載の冷凍サイクル装置。
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