特許 7065681 空気調和装置

(19)【発行国】日本国特許庁(JP)

(12)【公報種別】特許公報(B2)

(11)【特許番号】

(24)【登録日】2022-04-28

(45)【発行日】2022-05-12

(54)【発明の名称】空気調和装置

(51)【国際特許分類】

   F25B 1/00 20060101AFI20220502BHJP

   F28F 1/02 20060101ALI20220502BHJP

【ＦＩ】

F25B1/00 331C

F25B1/00 321B

F28F1/02 B

【請求項の数】 6

(21)【出願番号】P 2018085217

(22)【出願日】2018-04-26

(65)【公開番号】P2019190760

(43)【公開日】2019-10-31

【審査請求日】2021-01-22

(73)【特許権者】

【識別番号】316011466

【氏名又は名称】日立ジョンソンコントロールズ空調株式会社

(74)【代理人】

【識別番号】110000279

【氏名又は名称】特許業務法人ウィルフォート国際特許事務所

(72)【発明者】

【氏名】渡部 道治

(72)【発明者】

【氏名】豊田 浩之

(72)【発明者】

【氏名】台坂 恒

【審査官】森山 拓哉

(56)【参考文献】

【文献】特開平０５－０３３９６８（ＪＰ，Ａ）

【文献】特開２０１４－０３１９３０（ＪＰ，Ａ）

【文献】特開２００３－０７４９９１（ＪＰ，Ａ）

【文献】特開２０１５－１２４９９２（ＪＰ，Ａ）

(58)【調査した分野】(Int.Cl.，ＤＢ名)

Ｆ２５Ｂ １／００

Ｆ２８Ｆ １／０２

(57)【特許請求の範囲】

【請求項1】

圧縮機、凝縮器、膨張弁、蒸発器、および四方弁を、冷媒を流すための配管で接続して冷凍サイクルを構成し、
前記凝縮器の出口と前記蒸発器の入口との間の第１流路と、前記蒸発器の出口と前記四方弁の入口との間の第２流路と、前記第１流路における前記膨張弁と前記蒸発器の入口との間の流路から分岐し、前記第２流路に接続される第３流路と、を有し、
前記膨張弁は、前記第１流路に配置され、
前記第２流路を流れる冷媒を、前記第１流路のうち前記凝縮器の出口と前記膨張弁の入口との間を流れる冷媒により加熱する加熱部と、
前記第１流路のうち前記凝縮器の出口と前記膨張弁の入口との間を流れる冷媒と、前記第３流路を流れる冷媒との間で熱交換を行う第１熱交換部と、
前記第３流路における前記第１熱交換部よりも前記第２流路側において、前記第３流路を流れる冷媒と、前記圧縮機との間で熱交換を行う第２熱交換部と、を備え、
前記第１熱交換部および前記第３流路は、前記第２流路を流れる冷媒を加熱する前記加熱部として機能し、
前記第２熱交換部は、前記第２流路を流れる冷媒を加熱する前記加熱部として機能し、
前記蒸発器の出口における冷媒を気液二相状態とし、前記加熱部により前記四方弁の入口を気相状態として、冷凍サイクルを形成する、空気調和装置。

【請求項2】

圧縮機、凝縮器、膨張弁、蒸発器、および四方弁を、冷媒を流すための配管で接続して冷凍サイクルを構成し、
前記凝縮器の出口と前記蒸発器の入口との間の第１流路と、前記蒸発器の出口と前記四方弁の入口との間の第２流路と、を有し、
前記膨張弁は、前記第１流路に配置され、
前記第２流路を流れる冷媒を、前記第１流路のうち前記凝縮器の出口と前記膨張弁の入口との間を流れる冷媒により加熱する加熱部と、
前記第２流路を流れる冷媒と、前記第１流路のうち前記凝縮器の出口と前記膨張弁の入口との間を流れる冷媒との間で熱交換を行う第３熱交換部と、
前記第２流路における前記第３熱交換部よりも前記四方弁側において、前記第２流路を流れる冷媒と、前記圧縮機との間で熱交換を行う第４熱交換部と、を備え、
前記第３熱交換部は、前記第２流路を流れる冷媒を加熱する前記加熱部として機能し、
前記第４熱交換部は、前記第２流路を流れる冷媒を加熱する前記加熱部として機能し、
前記蒸発器の出口における冷媒を気液二相状態とし、前記加熱部により前記四方弁の入口を気相状態として、冷凍サイクルを形成する、空気調和装置。

【請求項3】

圧縮機、凝縮器、膨張弁、蒸発器、および四方弁を、冷媒を流すための配管で接続して冷凍サイクルを構成し、
前記凝縮器の出口と前記蒸発器の入口との間の第１流路と、前記蒸発器の出口と前記四方弁の入口との間の第２流路と、を有し、
前記膨張弁は、前記第１流路に配置され、
前記第２流路を流れる冷媒を、前記第１流路のうち前記凝縮器の出口と前記膨張弁の入口との間を流れる冷媒により加熱する加熱部と、
前記第２流路を流れる冷媒と、前記第１流路のうち前記凝縮器の出口と前記膨張弁の入口との間を流れる冷媒との間で熱交換を行う第３熱交換部と、
前記第２流路における前記蒸発器の出口と前記第３熱交換部の入口との間の流路から分岐し、前記第２流路における前記第３熱交換部の出口と前記四方弁の入口との間の流路に合流するバイパス流路と、を備え、
前記第３熱交換部は、前記第２流路を流れる冷媒を加熱する前記加熱部として機能し、
前記蒸発器の出口における冷媒を気液二相状態とし、前記加熱部により前記四方弁の入口を気相状態として、冷凍サイクルを形成する、空気調和装置。

【請求項4】

前記蒸発器の冷媒流路の分岐数が複数である、請求項１から請求項３のいずれか一項に記載の空気調和装置。

【請求項5】

前記蒸発器における冷媒流路が、略扁平型の断面に複数の孔を備えた形状である、請求項４に記載の空気調和装置。

【請求項6】

前記凝縮器は室内機に設けた室内熱交換器であり、前記蒸発器は室外機に設けた室外熱交換器である、請求項１から請求項５のいずれか一項に記載の空気調和装置。

【発明の詳細な説明】

【技術分野】

【0001】

本発明は空気調和装置に関する。

【背景技術】

【0002】

空気調和装置は、建屋内を加熱する暖房運転の際に建屋外から熱を吸収し、建屋内を冷却する冷房運転の際に建屋外へ熱を放出する装置である。このため、空気調和装置には、空気と冷媒を熱交換させる熱交換器、空気の流れを生み出す送風装置、冷媒を高温高圧に圧縮する圧縮装置、および冷媒を減圧する膨張装置が備わっている。

【0003】

空気調和装置の動作安定性を高める方法として、蒸発器の出口の冷媒を気化させて圧縮機へ流入させる方法がある。しかしこの場合、蒸発器の出口近傍にて伝熱面が気相域となるため、冷却能力が低くなるという課題があった。

【0004】

上記の課題に対し、特許文献１では、蒸発器出口の冷媒を凝縮器出口の冷媒で加熱することで、圧縮機へ流入する冷媒を気化しつつ、蒸発器出口の冷媒乾き度を低減して冷却能力を高めている。また、特許文献２では、凝縮器を流出した冷媒を２つの経路ＡとＢに分岐し、経路Ａを減圧させたのちに、経路Ｂと熱交換させることで蒸発させ、蒸発器から気液二相状態で流出した経路Ｂの冷媒と合流させることで、蒸発器での冷却能力を高めつつ圧縮機の吸込冷媒を気化している。

【先行技術文献】

【特許文献】

【0005】

【文献】特開平９－６０９８９号公報

【文献】特開２００２－１５６１６１号公報

【発明の概要】

【発明が解決しようとする課題】

【0006】

前述の通り、空気調和装置は冷房と暖房の２つのモードで運転する。このため、冷凍サイクルの２つの熱交換器の役割を、一方を凝縮器、もう一方を蒸発器に切り替えるための四方弁が備わっている。四方弁では、圧縮機から流入する高温高圧の冷媒と、蒸発器から流入する低温低圧の冷媒が隣り合って流通するために熱交換が生しる。これにより、高温の冷媒が低温の冷媒によって冷却されることによってサイクル性能に損失が生じる。

【0007】

四方弁のある冷凍サイクルに対して、従来技術を適用することを考えると、冷房と暖房の両方で容易に効果が得られるため、四方弁出口から圧縮機吸込口の間に冷媒を加熱する領域を設けることとなる。しかし、この場合、四方弁を流通する低温冷媒は気液二相流となるため、蒸発を伴う熱伝達となり、熱伝達率が高くなる。すなわち、四方弁に気液二相流を流通させることで熱損失が大きくなる。よって、冷凍サイクルのＣＯＰを高めるには、蒸発器の出口を気液二相としつつも、四方弁に流入する低圧冷媒を気相単相状態とする必要がある。

【0008】

そこで本発明は、蒸発器から流出した気液二相の冷媒を、四方弁へ到達する前に気相単相へ加熱することで、四方弁の熱損失を低減し、ＣＯＰを向上することができる空気調和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】

【0009】

上記課題を達成するために、本発明の一態様による空気調和装置は、圧縮機、凝縮器、膨張弁、蒸発器、および四方弁を、冷媒を流すための配管で接続して冷凍サイクルを構成し、前記凝縮器の出口と前記蒸発器の入口との間の第１流路と、前記蒸発器の出口と前記四方弁の入口との間の第２流路と、を有し、前記膨張弁は、前記第１流路に配置され、前記第２流路を流れる冷媒を、前記第１流路のうち前記凝縮器の出口と前記膨張弁の入口との間を流れる冷媒により加熱する加熱部を備える。

【発明の効果】

【0010】

本発明によれば、蒸発器から流出した気液二相の冷媒を、四方弁へ到達する前に気相単相へ加熱することで四方弁の熱損失を低減し、ＣＯＰを向上することができる空気調和装置を提供することができる。

【図面の簡単な説明】

【0011】

【図1】第１の実施形態に係る空気調和装置の冷凍サイクルの構成図である。

【図2】従来技術の空気調和装置の冷凍サイクルの構成図である。

【図3】蒸発器内部の冷媒乾き度と熱伝達率の関係の模式図である。

【図4】従来技術の冷凍サイクルにおける四方弁内部の流れの模式図である。

【図5】第２の実施形態に係る空気調和装置の冷凍サイクルの構成図である。

【図6】第２の実施形態に係る室外機の断面の模式図である。

【図7】第３の実施形態に係る空気調和装置の冷凍サイクルの構成図である。

【発明を実施するための形態】

【0012】

以下、本発明の実施形態を図面に従って説明する。
＜第１の実施形態＞
本発明の第１の実施形態に係る空気調和装置２００について図１から図４を用いて説明する。

【0013】

図１は、第１の実施形態に係る空気調和装置２００の冷凍サイクルの構成図を示す。
図１に示した空気調和装置２００は、家庭用ルームエアコンである。空気調和装置２００は、建屋内を温調するための室内機１１０と、建屋外の空気と受放熱をおこなう室外機１００と、室内機１１０と室外機１００をつなぐ液相側接続配管１１３および気相側接続配管１１４とを備える。室内機１１０の内部には、室内熱交換器１１１と貫流ファン１１２が設けられている。室外機１００の内部には、圧縮機１０１と、四方弁１０２と、室外熱交換器１０３と、プロペラファン１０５と、主膨張弁１０４と、副膨張弁３と、第１熱交換部４とが設けられている。

【0014】

本システムは、圧縮機１０１、四方弁１０２、気相側接続配管１１４、室内熱交換器１１１、液相側接続配管１１３、第１熱交換部４、主膨張弁１０４を経た後、室外熱交換器１０３を経由する主流路１と、主膨張弁１０４と室外熱交換器１０３の間から分岐して、副膨張弁３、第１熱交換部４を経由して四方弁１０２と室外熱交換器１０３の間に合流する副流路２で構成される。流路全体は開放部のない閉ループとなっており、流路の内部にＲ３２冷媒が封入されている。なお、冷媒はＲ４１０ａなど他のものでも構わない。

【0015】

四方弁１０２の弁体２６は、運転設定に応じて図１の左右方向に移動可能である。具体的には、図１では、吐出配管２０と室内機側配管２２が、吸込配管２１と室外機側配管２３が連通した状態であるが、弁体２６の位置を切り替えることで、吐出配管２０と室外機側配管２３が、吸込配管２１と室内機側配管２２が連通した状態に切り替えることができる。

【0016】

主膨張弁１０４と副膨張弁３はそれぞれ電磁膨張弁であり、図示外の制御装置によって流路の開度を全閉から全開まで調整できる。なお、副膨張弁３は最低限の機能として、流路の開閉ができればよいため、電磁式のバルブなどでも代用可能である。

【0017】

室内熱交換器１１１と室外熱交換器１０３は、空気と冷媒が熱交換する形式のものである。具体的には、空気伝熱面となるフィンに対して、冷媒が流通する伝熱管が貫通する構造となるフィンチューブ型熱交換器となっている。

【0018】

第１熱交換部４は、室内熱交換器１１１と主膨張弁１０４の間の流路と、副膨張弁３から流路合流点５の間の流路を部分的に接触させた構造である。よって、第１熱交換部４は、過冷却熱交換器として機能する。

【0019】

室内熱交換器１１１の出口と室外熱交換器１０３の入口との間の流路は第１流路Ａである。主流路１は、第１流路Ａの一部を構成する。室外熱交換器１０３の出口と四方弁１０２の入口との間の流路は第２流路Ｂである。第１流路Ａにおける主膨張弁１０４と室外熱交換器１０３の入口との間の流路から分岐し、第２流路Ｂに接続される流路は第３流路Ｃであり、副流路２は第３流路Ｃに相当する。

【0020】

第１の実施形態に係る空気調和装置２００について、冷凍サイクルの動作を説明する。
図１に示した空気調和装置２００では、暖房運転時の接続関係を示している。圧縮機１０１で高温高圧の気相状態に圧縮された冷媒は、四方弁１０２を経由した後、室内熱交換器１１１へ流入する。室内熱交換器１１１では貫流ファン１１２によって生み出された空気流へ冷媒が熱を放出し、建屋内の空気が加温される。この時、冷媒は冷却されることで気液二相状態を経て液単相状態に変化する。室内熱交換器１１１で放熱し終えた冷媒は室外機１００へと戻り、第１熱交換部４で冷却された後、主膨張弁１０４を通過することで外気温度以下の気液二相状態に減圧する。

【0021】

減圧後の冷媒は主流路１と副流路２に分岐する。主流路１の冷媒は、室外熱交換器１０３へ流入し、プロペラファン１０５によって生み出された空気流から熱を受け取ることで蒸発する。副流路２の冷媒は、第１熱交換部４で加熱された後、流路合流点５で主流路１の冷媒と合流する。なお、主流路１と副流路２の冷媒流量比は副膨張弁３の開度によって調整する。主流路１と副流路２の冷媒流量比は、例えば、主流路１：９５％、副流路２：５％である。合流した冷媒は四方弁１０２を経由した後、圧縮機１０１の吸込側へと戻る。この閉ループにより建屋内空気の加温が継続的に行われる。

【0022】

冷房運転の場合には、図１において弁体２６を右側にシフトし、副膨張弁３を全閉とする。これにより、冷媒は暖房運転と逆回りで流動し、室外熱交換器１０３で熱を放出、室内熱交換器１１１で熱を受け取るため、建屋内の空気が冷却される。なお、冷房運転の場合には副膨張弁３を全閉とするため、副流路２の冷媒は流動しない。

【0023】

第１の実施形態に係る空気調和装置２００の効果を説明するために、従来技術との相違点について説明する。
図２に従来技術の空気調和装置２１０の冷凍サイクルの構成図を示す。従来の冷凍サイクルは図１の空気調和装置２００に対して第１熱交換部４、副膨張弁３、副流路２を有していない。また、副流路２がないため流路合流点５も存在しない。よって、暖房運転の場合、主膨張弁１０４を流出した冷媒は室外熱交換器１０３で外気から熱を得た後、四方弁１０２、圧縮機１０１の順に流動する。

【0024】

図３は、室外熱交換器１０３を蒸発器として使用した時の冷媒の乾き度と熱伝達率の関係の模式図である。
蒸発過程では、気液二相の冷媒は入口から出口にかけて乾き度が増加し、下流へ行くほど気相域が占める割合が増える。この時、冷媒の熱伝達率は、乾き度の閾値ｘ以上で急激に低下する。これは、閾値ｘを境に冷媒の流動様式が、伝熱管壁面に液相、伝熱管中心に気相の分布となる環状流から、気相の流れの中に液相が分布する流れへと変化することで、伝熱管壁面での冷媒の蒸発が起こりにくくなるためである。なお、閾値ｘは伝熱管内面の溝形状などに依存するため、定まった値は無いが、一般的には乾き度０．９～１．０である。

【0025】

冷媒の熱伝達率が低下すると、一定の交換熱量を得るために必要な空気と冷媒の温度差が拡大するが、流入空気温度は一定であるため、蒸発温度が低下、すなわち蒸発圧力が低下する。したがって、室外熱交換器１０３の出口の乾き度が増加するほど、熱伝達率が低い伝熱面の占める割合が増えることで、蒸発圧力が低下する。蒸発圧力が低下すると、吐出圧力との圧力差が増えることで理論圧縮動力が増加し、圧縮機入力電力の増加によってＣＯＰが低下する。

【0026】

上記の理由から、従来技術ではＣＯＰを最大化するために室外熱交換器１０３の出口乾き度を１未満として使用するが、この場合には四方弁１０２の熱損失に課題が生じる。

【0027】

図４は、従来技術における四方弁１０２の内部の流動状態を模式的に示した図である。
図４では、吐出配管２０から室内機側配管２２へ圧縮機１０１から吐出された高温の冷媒が流通し、室外機側配管２３から吸込配管２１へ室外熱交換器１０３を流通した気液二相の冷媒が流通する状態を示したものである。

【0028】

室外熱交換器１０３を流出した冷媒は気液二相であるため、気相冷媒２５の内部に液相冷媒２４が分布した状態となっている。ここで、四方弁１０２の内部において低温冷媒は弁体２６内で流れが１８０度曲げられるが、密度の大きい液相冷媒２４は慣性力が高いため、弁体２６の壁面に付着して液膜を形成する。弁体２６の壁面に液膜が形成された場合、弁体２６を介して高温の冷媒と熱交換する際に、液膜が蒸発するために熱伝達率が高くなる。これにより、低温側の冷媒が気液二相の場合は気相単相の場合に比べて熱交換量が多くなる。

【0029】

四方弁１０２において高温冷媒と低温冷媒の熱交換量が増加した場合、暖房運転の際に室内熱交換器１１１の入口の冷媒温度が低下する。これにより室内熱交換器１１１の入口の冷媒の比エンタルピが低下するため、室内熱交換器１１１の出入口の比エンタルピ差が減少し、暖房能力の低下によってＣＯＰが低下する。

【0030】

以上の理由により、従来技術では、室外熱交換器１０３の出口を気液二相状態にして蒸発圧力を維持する一方で、四方弁１０２での熱交換量が高いために暖房能力に損失が生じて、ＣＯＰが目減りする。

【0031】

これに対して、第１の実施形態に係る空気調和装置２００では、副流路２に分岐した冷媒を第１熱交換部４によって気相域に加熱した後、室外熱交換器１０３を流出した主流路１の冷媒と合流させる。これにより、副膨張弁３を用いて副流路２の流量を調整することで、第１熱交換部４を流出した副流路２の冷媒の乾き度１以上とし、当該乾き度１以上の冷媒により、室外熱交換器１０３を流出する気液二相の冷媒を加熱することが可能となる。このように、本実施形態において、第１熱交換部４および副流路２（第３流路Ｃ）は、第２流路Ｂを流れる冷媒を加熱する加熱部４０として機能する。

【0032】

したがって、第１熱交換部４の副流路２側の出口の冷媒乾き度を１以上とすることで、室外熱交換器１０３の出口の冷媒乾き度を１未満としつつ、四方弁１０２に流入する冷媒を気相単相にできる。よって、四方弁１０２における低温冷媒の熱伝達率を低減して熱損失を抑制し、ＣＯＰを向上することができる。

【0033】

以上の構成により、第１の実施形態に係る空気調和装置２００は、従来の空気調和装置に比べてＣＯＰを向上できる。なお、本実施形態は、暖房運転の場合に効果を得ることを目的とした構成となっているが、冷房運転で効果を得ることを目的とした構成とすることも可能である。

【0034】

＜第２の実施形態＞
本発明の第２の実施形態に係る空気調和装置２２０について図５、図６を用いて説明する。

【0035】

図５は、第２の実施形態に係る空気調和装置２２０の冷凍サイクルの構成図を示す。
第２の実施形態に係る空気調和装置２２０は、第１の実施形態に係る空気調和装置２００に対して、第１熱交換部４と流路合流点５の間の副流路２（第２流路Ｂ）が圧縮機１０１と接する第２熱交換部６を経由している点と、室外熱交換器１０３の前後に液相側分配器３０と気相側分配器３１を設けている点が異なる。

【0036】

第２熱交換部６は、圧縮機１０１の表面に副流路２が接する形状であり、温度が高い圧縮機１０１の表面によって副流路２の冷媒を加熱するものである。ただし、目的の作用が得られれば、圧縮機１０１の周囲に熱交換器を配置するなど、様々な構成があり得る。本実施形態では、第１熱交換部４、副流路２（第３流路Ｃ）、および第２熱交換部６は、第２流路Ｂを流れる冷媒を加熱する加熱部４１として機能する。

【0037】

暖房運転の場合には、主流路１の冷媒は液相側分配器３０にて複数の流路へ分岐して室外熱交換器１０３で蒸発した後、気相側分配器３１で合流する。一方、冷房運転の場合には、四方弁１０２を流出した冷媒は、気相側分配器３１で複数の流路へ分岐して、室外熱交換器１０３で凝縮した後、液相側分配器３０で合流する。

【0038】

図６は、室外機１００の断面の模式図を示す。

【0039】

室外熱交換器１０３は、空気側の伝熱面となるフィン３２と、扁平形状の断面に複数の孔を備えた扁平型伝熱管３３を備える。室外熱交換器１０３の上下は、室外機１００の筐体壁面３４で閉じられ、室外機１００の内部に設けたファンモータ３５を駆動することでプロペラファン１０５を回転させて、図面の右から左へ向かう気流を発生させる。冷媒は、扁平型伝熱管３３の内部を図面の手前と奥行方向に流動する。これによって空気と冷媒が熱交換する。なお、各扁平型伝熱管３３は図５に示した液相側分配器３０と気相側分配器３１と接続しているが、詳細な経路については省略した。

【0040】

図６に示した扁平型伝熱管３３を用いた熱交換器は、流路の断面積が小さいために、使用に際しては冷媒流路を分岐させて複数の冷媒パスで熱交換させる必要がある。ここで、冷媒流路を複数の冷媒パスに分岐させた場合、各流路の圧力損失の違いや、流路出入口のヘッド差、流入風速の分布などによって、冷媒パスごとに冷媒の流量や交換熱量に差異が生じることがある。これが原因で、冷媒流路を多冷媒パス化した蒸発器では、条件によっては、流路出口側において冷媒の乾き度が１未満の冷媒パスと、１以上の冷媒パスが生じる。乾き度が１以上の冷媒パスでは冷媒の熱伝達率が低くなるが、合流後は全ての冷媒パスを総合した乾き度となる。このため、合流後の蒸発器出口は気液二相状態となるが、部分的に乾き面が発生して熱伝達率が低下するということが起こりうる。すなわち、蒸発器出口の乾き度分布が不均一な場合には、同じ出口乾き度でも蒸発圧力が低下することがある。

【0041】

次に、第１の実施形態の空気調和装置２００に対して、第２の実施形態の室外熱交換器１０３を適用した場合を考える。第１の実施形態では、室外熱交換器１０３の出口側と四方弁１０２の間は副流路２の冷媒で加熱されるため、四方弁１０２の入口を気相単相としつつ、室外熱交換器１０３の出口の乾き度を低減できる。そのため、室外熱交換器１０３の出口において、各冷媒パスの乾き度に多少の差異が生じた場合でも、副流路２による加熱量を最大限まで高めることで、蒸発圧力の低下を抑制することができる。

【0042】

ただし、冷媒分配の不均一度が高い場合、第１の実施形態の副流路２の構成では、加熱量が不十分となり、室外熱交換器１０３の出口にて冷媒の熱伝達率が低下する冷媒パスが生じることがあり得る。

【0043】

これに対して、第２の実施形態の空気調和装置２２０では、第１熱交換部４で加熱された副流路２の冷媒は、第２熱交換部６を経由することで、圧縮機１０１から熱を受け取ってさらに高い温度まで加熱される。そのため、流路合流点５における第２流路Ｂの冷媒に対する加熱量を高めることができ、結果、室外熱交換器１０３の出口における各冷媒パスの乾き度のばらつきに対する許容度を高めることができる。

【0044】

以上の構成により、第２の実施形態に係る空気調和装置２２０は、冷媒分配が不均一となる場合でもＣＯＰが向上するシステムを提供することができる。

【0045】

＜第３の実施形態＞
本発明の第３の実施形態に係る空気調和装置２３０について図７を用いて説明する。

【0046】

図７は、第３の実施形態に係る空気調和装置２３０の冷凍サイクルの構成図を示す。
第３の実施形態に係る空気調和装置２３０は、第２の実施形態に係る空気調和装置２２０から、副膨張弁３と副流路２を除き、第１熱交換部４の代わりに第３熱交換部１０を設置した冷凍サイクルである。気相側分配器３１の出口は、第１逆止弁１１、第３熱交換部１０、第４熱交換部１６を経由した後、四方弁１０２に接続される。当該気相側分配器３１の出口から、第１逆止弁１１、第３熱交換部１０、第４熱交換部１６を経由し、四方弁１０２の入口に至る流路が第２流路Ｂに相当する。また、室外熱交換器１０３と第１逆止弁１１の間と、第４熱交換部１６と四方弁１０２の間は、第２逆止弁１２を介してバイパス流路１３で接続される。第３熱交換部１０は、内部熱交換器であり、加熱部として機能する。また、第４熱交換部１６の構成および機能は、第２熱交換部６と同じであり、加熱部として機能する。

【0047】

暖房運転の場合には、冷媒は気相側分配器３１を流出した後、第１逆止弁１１を経由して、第３熱交換部１０へ流入し、室内熱交換器１１１と主膨張弁１０４の間の冷媒によって加熱される。さらに第３熱交換部１０を流出した冷媒は、第４熱交換部１６にて圧縮機１０１から熱を得て加熱される。これにより、第２の実施形態と同様に、室外熱交換器１０３の出口側における各冷媒パスの乾き度のばらつきが大きい場合でも、室外熱交換器１０３の出口側の各冷媒パスの冷媒を気液二相状態としつつ、四方弁１０２に流入する冷媒を気相単相にすることができる。なお、暖房運転の場合には第２逆止弁１２の作用により、バイパス流路１３の冷媒は流動しない。

【0048】

冷房運転の場合には、冷媒は四方弁１０２を流出したのち、バイパス流路１３を経て気相側分配器３１へと流入する。この時、第４熱交換部１６および第３熱交換部１０へ向かう流れは、第１逆止弁１１の作用によって遮られる。これにより、圧縮機１０１から吐出した高温の冷媒による圧縮機１０１自身の加熱や、第３熱交換部１０にて室内機１１０に流入する冷媒を加熱することによる冷却能力の低下を防ぐことができる。

【0049】

上記の構成により、暖房運転では室外熱交換器１０３の出口を気液二相流としつつ、四方弁１０２の熱損失を低減でき、冷房運転では損失の増加を抑制することができる。なお、上記構成は一例であり、第４熱交換部１６が無い場合でも効果が得られる。また、本実施形態では暖房運転時と冷房運転時の冷媒経路を切り替える方法として２つの逆止弁を用いたが、バイパス流路１３の出入口に三方弁を設置するなど、流路を直接切り替えるものでも同等の効果を得ることができる。

【0050】

なお、本実施形態は、上述した実施例に限定されない。当業者であれば、本実施形態の範囲内で、種々の追加や変更等を行うことができる。

【符号の説明】

【0051】

１：主流路、 ２：副流路、 ４：第１熱交換部、 ６：第２熱交換部、 １０：第３熱交換器、 １３：バイパス流路、 １６：第４熱交換部、 ３０：液相側分配器、 ３１：気相側分配器、 ３３：扁平型伝熱管、 ４０、４１：加熱部、 １００：室外機、 １０１：圧縮機、 １０２：四方弁、 １０３：室外熱交換器、 １０４：主膨張弁、 １１０：室内機、 １１１：室内熱交換器、 ２００、２２０、２３０：空気調和装置、 Ａ：第１流路、 Ｂ：第２流路、 Ｃ：第３流路

【図1】

【図2】

【図3】

【図4】

【図5】

【図6】

【図7】