JP2003106688A - Refrigerating cycle - Google Patents
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- F25B2339/04—Details of condensers
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Abstract
Description
【０００１】[0001]
【発明の属する技術分野】この発明は、サブクールを確
保して成績係数の向上を図るようにした冷凍サイクルに
関する。BACKGROUND OF THE INVENTION 1. Field of the Invention The present invention relates to a refrigerating cycle in which a subcool is secured to improve a coefficient of performance.
【０００２】[0002]
【従来の技術】従来、冷凍サイクルの膨張装置の入口側
のサブクールをとる方法として、図４に示されるよう
に、冷却器２で冷却された冷媒をさらに冷却するサブ冷
却器４を設けるようにしたものや、図５に示されるよう
に、冷却器２と膨張装置６との間の高圧冷媒とエバポレ
ータ７とコンプレッサ１との間の低圧冷媒とを熱交換さ
せる内部熱交換器５を設けるようにした冷凍サイクルが
提案されている。2. Description of the Related Art Conventionally, as a method of taking a subcool on the inlet side of an expansion device of a refrigeration cycle, a subcooler 4 for further cooling a refrigerant cooled by a cooler 2 is provided as shown in FIG. And an internal heat exchanger 5 for exchanging heat between the high-pressure refrigerant between the cooler 2 and the expansion device 6 and the low-pressure refrigerant between the evaporator 7 and the compressor 1 as shown in FIG. A refrigeration cycle based on the above has been proposed.
【０００３】前者の冷凍サイクルは、冷媒を昇圧する圧
縮機１と、昇圧した冷媒を冷却する冷却器２と、冷媒を
気液分離するリキッドタンク３と、冷媒をさらに冷却す
るサブ冷却器４と、冷却された液冷媒を減圧する膨張装
置６と、膨張装置６で減圧された冷媒を蒸発する蒸発器
７とをこの順で配管接続して構成されているもので、冷
却器２で凝縮液化された冷媒をサブ冷却器４によってさ
らに冷やしてサブクール（過冷却度）を得るようにした
ものである。The former refrigeration cycle includes a compressor 1 for boosting the refrigerant, a cooler 2 for cooling the boosted refrigerant, a liquid tank 3 for separating the refrigerant into gas and liquid, and a sub-cooler 4 for further cooling the refrigerant. An expansion device 6 for decompressing the cooled liquid refrigerant and an evaporator 7 for evaporating the refrigerant decompressed by the expansion device 6 are connected in this order by piping, and are condensed and liquefied by the cooler 2. The cooled refrigerant is further cooled by the sub-cooler 4 to obtain a sub-cool (supercooling degree).
【０００４】また、後者の冷凍サイクルは、冷媒を昇圧
する圧縮機１と、昇圧した冷媒を冷却する冷却器２と、
冷媒を気液分離するリキッドタンク３と、液冷媒を減圧
する膨張装置６と、膨張装置６で減圧された冷媒を蒸発
する蒸発器７と、冷却器２と膨張装置６との間の高圧液
冷媒とエバポレータ７とコンプレッサ１との間の低圧冷
媒とを熱交換させる内部熱交換器５とを配管接続して構
成されているもので、冷却器２で凝縮液化された冷媒を
内部熱交換器５によってさらに冷やしてサブクール（過
冷却度）を得るようにしたものである。In the latter refrigeration cycle, a compressor 1 for boosting the refrigerant, a cooler 2 for cooling the boosted refrigerant,
A liquid tank 3 for separating the refrigerant into gas and liquid, an expansion device 6 for decompressing the liquid refrigerant, an evaporator 7 for evaporating the refrigerant decompressed by the expansion device 6, and a high-pressure liquid between the cooler 2 and the expansion device 6. The internal heat exchanger 5 for exchanging heat between the refrigerant, the evaporator 7, and the low-pressure refrigerant between the compressor 1 is connected by piping, and the refrigerant condensed and liquefied in the cooler 2 is transferred to the internal heat exchanger. It is further cooled by 5 to obtain a subcool (supercooling degree).
【０００５】[0005]
【発明が解決しようとする課題】しかしながら、前者の
サイクル構成が車両に搭載される場合にあっては、冷却
器２を外気に当てて冷媒を空冷することから、最終的な
冷媒の温度が空気温度に依存することとなり、高圧圧力
が低く、なお且つ、空気温度が高いような条件下におい
ては、サブ冷却器４を設けても殆ど熱交換されなくな
り、十分にサブクールを得ることができなくなる不都合
がある。However, in the case where the former cycle configuration is mounted on a vehicle, since the cooler 2 is exposed to the outside air to cool the refrigerant, the final refrigerant temperature is air. Since it depends on the temperature, even under the condition that the high pressure is low and the air temperature is high, even if the sub-cooler 4 is provided, heat is hardly exchanged, and a sufficient sub-cool cannot be obtained. There is.
【０００６】また、後者のサイクル構成においては、熱
負荷が高くなって、冷却器２だけでは冷媒が十分に液化
されなくなると、冷媒中のガス分の影響で冷媒の流速が
速くなるので、内部熱交換器５での熱交換が不十分とな
り、同様に、サブクールが十分に得られなくなるという
不都合がある。Further, in the latter cycle configuration, if the heat load becomes high and the refrigerant is not sufficiently liquefied by the cooler 2 alone, the flow rate of the refrigerant becomes high due to the effect of the gas component in the refrigerant, There is an inconvenience that the heat exchange in the heat exchanger 5 becomes insufficient, and similarly, the subcool cannot be sufficiently obtained.
【０００７】そこで、この発明においては、上述した不
都合を解消し、どのような条件下においても安定してサ
ブクールを得ることができる冷凍サイクルを提供するこ
とを課題としている。Therefore, an object of the present invention is to provide a refrigerating cycle which eliminates the above-mentioned inconvenience and can stably obtain a subcool under any condition.
【０００８】[0008]
【課題を解決するための手段】上記課題を達成するため
に、本発明に係る冷凍サイクルは、冷媒を昇圧する圧縮
機と、昇圧した冷媒を冷却する冷却器と、この冷却器に
より冷却した冷媒をさらに冷却するサブ冷却器と、前記
サブ冷却器で冷却された冷媒を減圧する膨張装置と、こ
の膨張装置で減圧された冷媒を蒸発する蒸発器と、前記
冷却器と前記膨張装置との間の高圧冷媒と、前記エバポ
レータと前記コンプレッサとの間の低圧冷媒とを熱交換
させる内部熱交換器とを有して構成されていることを特
徴としている（請求項１）。In order to achieve the above object, a refrigeration cycle according to the present invention comprises a compressor for boosting the refrigerant, a cooler for cooling the boosted refrigerant, and a refrigerant cooled by the cooler. Between the sub-cooler for further cooling, the expansion device for depressurizing the refrigerant cooled by the sub-cooler, the evaporator for evaporating the refrigerant depressurized by the expansion device, and the cooler and the expansion device. Of the high pressure refrigerant and the low pressure refrigerant between the evaporator and the compressor, and an internal heat exchanger for exchanging heat between the evaporator and the compressor (claim 1).
【０００９】したがって、冷凍サイクルにサブ冷却器と
内部熱交換器とを設けたので、サブ冷却器によって冷媒
が空気によって冷却される場合において、高圧圧力が低
くなり、なお且つ、空気温度が高いような条件下におい
て、サブ冷却器での熱交換が不十分である場合において
も、内部熱交換器によって高圧冷媒が低圧冷媒と熱交換
されることとなるので、十分にサブクールを得ることが
できるようになる。Therefore, since the sub-cooler and the internal heat exchanger are provided in the refrigeration cycle, when the refrigerant is cooled by air by the sub-cooler, the high pressure is low and the air temperature is high. Under such conditions, even if the heat exchange in the sub-cooler is insufficient, the high-pressure refrigerant will be heat-exchanged with the low-pressure refrigerant by the internal heat exchanger, so that a sufficient sub-cool can be obtained. become.
【００１０】また、熱負荷が高くなり、冷媒が冷却器だ
けで十分に液化されないような場合においても、サブ冷
却器でさらに冷却することで、冷媒中のガス分の低減を
図ることが可能となり、冷媒の流速の増加を抑えて、内
部熱交換器による熱交換を十分に行ない、サブクールを
十分に得ることができるようになる。Further, even when the heat load becomes high and the refrigerant is not sufficiently liquefied only by the cooler, it is possible to further reduce the gas content in the refrigerant by further cooling by the sub-cooler. It becomes possible to suppress the increase in the flow velocity of the refrigerant, sufficiently perform the heat exchange by the internal heat exchanger, and obtain a sufficient subcool.
【００１１】ここで、冷却器出口で冷媒の凝縮が完了す
るよう制御するために、前記冷却器と前記サブ冷却器と
の間にリキッドタンクを設け、サブ冷却器によって確実
にサブクールを得るようにしてもよい（請求項２）。ま
た、冷却器とサブ冷却器とは、一体的に形成するように
するとよい（請求項３）。Here, in order to control the completion of the condensation of the refrigerant at the outlet of the cooler, a liquid tank is provided between the cooler and the sub-cooler so that the sub-cooler can surely obtain a subcool. (Claim 2). The cooler and the sub-cooler may be integrally formed (claim 3).
【００１２】[0012]
【発明の実施の形態】以下、この発明の実施の態様を図
面に基づいて説明する。図１において、冷凍サイクルＲ
1 は、冷媒を圧縮する圧縮機１と、冷媒を冷却する冷却
器２と、冷却器２から流出した冷媒を気液分離するリキ
ッドタンク３と、リキッドタンク３で分離された液冷媒
をさらに冷却するサブ冷却器４と、高圧ラインの冷媒と
低圧ラインの冷媒とを熱交換する内部熱交換器５と、冷
媒を減圧する膨張装置６と、冷媒を蒸発気化する蒸発器
７とを有して構成されている。BEST MODE FOR CARRYING OUT THE INVENTION Embodiments of the present invention will be described below with reference to the drawings. In FIG. 1, the refrigeration cycle R
1 is a compressor 1 for compressing a refrigerant, a cooler 2 for cooling the refrigerant, a liquid tank 3 for separating a refrigerant flowing out from the cooler 2 into a gas and a liquid, and a liquid refrigerant separated by the liquid tank 3 for further cooling And a sub-cooler 4, an internal heat exchanger 5 for exchanging heat between the high-pressure line refrigerant and the low-pressure line refrigerant, an expansion device 6 for decompressing the refrigerant, and an evaporator 7 for evaporating and evaporating the refrigerant. It is configured.
【００１３】この例において、冷却器２とサブ冷却器４
とは、１つの室外熱交換器１０として一体化されている
もので、圧縮機１の吐出側を冷却器２の流入口に接続
し、冷却器２の流出口をリキッドタンク３を介してサブ
冷却器４の流入口に接続するようにしている。そして、
サブ冷却器４の流出口を内部熱交換器５の高圧通路５ａ
に接続し、この高圧通路５ａの流出側を膨張装置６の高
圧側に接続するようにしている。また、膨張装置６の低
圧側を、蒸発器７の流入口に接続し、この蒸発器７の流
出口を、膨張装置６の感温部を介して内部熱交換器５の
低圧通路５ｂに接続し、低圧通路５ｂの流出側を圧縮機
１の吸入側に接続するようにしている。よって、圧縮機
１から膨張装置６の高圧側に至る冷媒経路によって高圧
ライン８が構成され、また、膨張装置６の流出側から圧
縮機１の吸入側に至る冷媒経路によって低圧ライン９が
構成されている。In this example, the cooler 2 and the sub-cooler 4
Is integrated as one outdoor heat exchanger 10, the discharge side of the compressor 1 is connected to the inlet of the cooler 2, and the outlet of the cooler 2 is connected via the liquid tank 3 to the sub It is connected to the inlet of the cooler 4. And
The outlet of the sub-cooler 4 is connected to the high-pressure passage 5a of the internal heat exchanger 5.
The outlet side of the high pressure passage 5a is connected to the high pressure side of the expansion device 6. The low-pressure side of the expansion device 6 is connected to the inlet of the evaporator 7, and the outlet of the evaporator 7 is connected to the low-pressure passage 5b of the internal heat exchanger 5 via the temperature sensing part of the expansion device 6. However, the outflow side of the low pressure passage 5b is connected to the suction side of the compressor 1. Therefore, the high-pressure line 8 is formed by the refrigerant path from the compressor 1 to the high-pressure side of the expansion device 6, and the low-pressure line 9 is formed by the refrigerant path from the outflow side of the expansion device 6 to the suction side of the compressor 1. ing.
【００１４】この冷凍サイクルＲ1 においては、例え
ば、冷媒としてＲ１３４ａが用いられており、したがっ
て、圧縮機１によって圧縮された冷媒は、冷却器２によ
ってここを通過する空気に対して放熱することで冷却さ
れて凝縮し、リキッドタンク３を介してサブ冷却器４へ
導かれ、このサブ冷却器４によってここを通過する空気
と熱交換してさらに冷却（放熱）されることとなる。そ
の後、冷媒は、内部熱交換器５へ導かれて低圧ライン９
の低温冷媒と熱交換し、ここで更に冷却されて膨張装置
６に送られる。そして、この膨張装置６において減圧さ
れて低温低圧の湿り蒸気となり、蒸発器７においてここ
を通過する空気と熱交換してガス状となり、しかる後に
内部熱交換器５において高圧ライン８の高温冷媒と熱交
換して吸熱し、圧縮機１へ戻される。In this refrigeration cycle R1, for example, R134a is used as the refrigerant, and therefore the refrigerant compressed by the compressor 1 is cooled by radiating heat to the air passing through it by the cooler 2. The condensed and condensed gas is guided to the sub-cooler 4 via the liquid tank 3, and the sub-cooler 4 exchanges heat with the air passing through the sub-cooler 4 to further cool (radiate) heat. After that, the refrigerant is guided to the internal heat exchanger 5 and the low pressure line 9
Of the low-temperature refrigerant, and is further cooled here and sent to the expansion device 6. Then, it is decompressed in the expansion device 6 to become a low-temperature low-pressure wet vapor, which is heat-exchanged with the air passing therethrough in the evaporator 7 to become a gaseous state, and thereafter, in the internal heat exchanger 5 with a high-temperature refrigerant in the high-pressure line 8. The heat is exchanged, the heat is absorbed, and the heat is returned to the compressor 1.
【００１５】以上の冷凍サイクルＲ1 の動作を従来の冷
凍サイクル（Ｒ2 〜Ｒ4 ）と比較しながら図２のモリエ
ル線図を用いて説明すると、サブ冷却器４や内部熱交換
器５を持たない従来の図３で示す冷凍サイクルＲ2 にお
いては、冷媒は図２のＡ1 →Ｂ1 →Ｃ1 →Ｄ1 →Ａ1 の
状態変化を繰り返す。即ち、冷媒は、圧縮機１において
適切な圧力まで圧縮され、圧縮機１から吐出する冷媒は
状態Ｂ1 となる。冷媒は、冷却器２によって冷却され、
リキッドタンク３の存在により飽和液線上になるまで凝
縮されて状態Ｃ1 となる。その後、膨張装置６での圧力
低下によって状態Ｄ1 となり、蒸発器７において熱を吸
収し、状態Ａ１となって圧縮機１の吸入口に至る。した
がって、この冷凍サイクルＲ2 の成績係数（ＣＯＰ）
は、ａ’／ａとなる。The operation of the refrigeration cycle R1 described above will be described with reference to the Mollier diagram of FIG. 2 while comparing the operation of the conventional refrigeration cycle (R2 to R4) with the conventional subcooler 4 and the internal heat exchanger 5. In the refrigeration cycle R2 shown in FIG. 3, the refrigerant repeats the state change of A1 → B1 → C1 → D1 → A1 in FIG. That is, the refrigerant is compressed to an appropriate pressure in the compressor 1, and the refrigerant discharged from the compressor 1 is in the state B1. The refrigerant is cooled by the cooler 2,
Due to the presence of the liquid tank 3, the liquid is condensed until it is on the saturated liquid line to be in the state C1. After that, the state becomes D1 due to the pressure drop in the expansion device 6, the heat is absorbed in the evaporator 7, and the state becomes A1 and reaches the suction port of the compressor 1. Therefore, the coefficient of performance (COP) of this refrigeration cycle R2
Becomes a '/ a.
【００１６】これに対して、サブ冷却器４のみを追加し
た図４で示す冷凍サイクルＲ3 においては、冷媒が図２
のＡ1 →Ｂ2 →Ｃ2 →Ｃ3 →Ｄ2 →Ａ1 の状態変化を繰
り返す。即ち、室外熱交換器１０の表面面積が従来の冷
却器の表面面積と同じであるとすれば、図４で示す室外
熱交換器１０においては、サブ冷却器４を設けた分、冷
却器２自体の表面面積は小さくなる。このため、高圧圧
力は、冷却器２の容積で決定されるので（サブ冷却器４
の容積には依存しないので）、冷却器２の容積が少なく
なったことにより、圧縮機出口側の冷媒圧力は高くな
り、圧縮機１から吐出する冷媒は状態Ｂ2 となる。そし
て、この冷媒は、冷却器２によって冷却され、リキッド
タンク３の存在により飽和液線上になるまで凝縮されて
状態Ｃ2 となり、サブ冷却器４において、さらに冷却さ
れて状態Ｃ3 となる。その後、膨張装置６での圧力低下
によって状態Ｄ2 となり、蒸発器７において熱を吸収
し、状態Ａ１となって圧縮機１の吸入口に至る。On the other hand, in the refrigeration cycle R3 shown in FIG. 4 in which only the sub-cooler 4 is added, the refrigerant is
The state change of A1 → B2 → C2 → C3 → D2 → A1 is repeated. That is, assuming that the surface area of the outdoor heat exchanger 10 is the same as the surface area of the conventional cooler, the outdoor heat exchanger 10 shown in FIG. The surface area of itself becomes smaller. Therefore, the high pressure is determined by the volume of the cooler 2 (sub-cooler 4
Since the volume of the cooler 2 is reduced, the refrigerant pressure on the compressor outlet side is increased and the refrigerant discharged from the compressor 1 is in the state B2. Then, this refrigerant is cooled by the cooler 2, condensed due to the presence of the liquid tank 3 until it reaches the saturated liquid line, and becomes the state C2, and further cooled by the sub-cooler 4 to the state C3. After that, the state becomes D2 due to the pressure drop in the expansion device 6, the heat is absorbed in the evaporator 7, and the state becomes A1 to reach the suction port of the compressor 1.
【００１７】したがって、この冷凍サイクルＲ3 におい
ては、高圧圧力が上昇した分、圧縮機１の仕事量が多く
なり、また、冷却器２から流出した液冷媒がサブ冷却器
４によって更に冷却される分、冷凍効果も大きくなり、
成績係数（ＣＯＰ）は、ｂ’／ｂとなる。ここで、Ｒ１
３４ａにおいては、圧縮機１の仕事の熱当量の増加（ｂ
−ａ）よりも、冷凍効果の増加（ｂ’−ａ’）が大きく
なるので（ｂ’−ａ’＞ｂ−ａ）、冷凍サイクルＲ3 の
成績係数は冷凍サイクルＲ2 の成績係数よりも大きくな
る（ｂ’／ｂ＞ａ’／ａ）。Therefore, in this refrigeration cycle R3, the work amount of the compressor 1 increases due to the increase in the high pressure, and the liquid refrigerant flowing out from the cooler 2 is further cooled by the sub-cooler 4. , The freezing effect also becomes large,
The coefficient of performance (COP) is b '/ b. Where R1
At 34a, the heat equivalent of the work of the compressor 1 increases (b
Since the increase in the refrigerating effect (b'-a ') is larger than that in -a) (b'-a'> ba), the coefficient of performance of the refrigeration cycle R3 is larger than that of the refrigeration cycle R2. (B '/ b>a' / a).
【００１８】また、内部熱交換器５のみを追加した図５
で示す冷凍サイクルＲ4 においては、冷媒が図２のＡ2
→Ｂ3 →Ｃ1 →Ｃ4 →Ｄ3 →Ａ1 →Ａ2 の状態変化を繰
り返す。即ち、冷却器２の大きさは冷凍サイクルＲ2 と
異ならないので、高圧圧力は冷凍サイクルＲ2 と同じで
あるが、内部熱交換器５により冷媒の吸熱量が多くなる
ので、圧縮機１の吸入側の冷媒は状態Ａ2 となり、圧縮
機１から吐出した冷媒は状態Ｂ3 となる。そして、冷媒
は、冷却器２によって冷却され、リキッドタンク３の存
在により飽和液線上になるまで凝縮されて状態Ｃ1 とな
り、内部熱交換器５によって、さらに冷却されて状態Ｃ
4 となる。その後、膨張装置６での圧力低下によって状
態Ｄ3 となり、蒸発器７において熱を吸収して状態Ａ１
となる。そして、さらに内部熱交換器５によって熱を吸
収するので状態Ａ2 となり、圧縮機１の吸入口に至る。Further, FIG. 5 in which only the internal heat exchanger 5 is added
In the refrigeration cycle R4 shown by, the refrigerant is A2 in FIG.
→ B3 → C1 → C4 → D3 → A1 → A2 State change is repeated. That is, since the size of the cooler 2 does not differ from that of the refrigeration cycle R2, the high pressure is the same as that of the refrigeration cycle R2, but the internal heat exchanger 5 increases the amount of heat absorbed by the refrigerant, so the suction side of the compressor 1 The refrigerant is in the state A2, and the refrigerant discharged from the compressor 1 is in the state B3. Then, the refrigerant is cooled by the cooler 2, condensed due to the presence of the liquid tank 3 until it reaches the saturated liquid line, and becomes the state C1, and further cooled by the internal heat exchanger 5 and becomes the state C.
It becomes 4. Then, due to the pressure drop in the expansion device 6, the state becomes the state D3, and the evaporator 7 absorbs the heat and becomes the state A1.
Becomes Then, since the internal heat exchanger 5 further absorbs heat, the state becomes A2 and reaches the suction port of the compressor 1.
【００１９】したがって、圧縮機１の仕事量に変化はな
く（ａ≒ｃ）、また、冷房に寄与する能力は蒸発器７で
熱交換された部分だけであることから（内熱交換器５で
吸熱した部分は冷房に寄与しないことから）、冷凍効果
はｃ’となる。このため、この冷凍サイクルＲ4 の成績
係数（ＣＯＰ）はｃ’／ｃとなり、ｃ’−ａ’の分だけ
冷凍効果が増大して成績係数が大きくなる（ｃ’／ｃ＞
ａ’／ａ）。Therefore, there is no change in the work of the compressor 1 (a≈c), and the ability to contribute to cooling is only in the portion where the heat is exchanged in the evaporator 7 (in the internal heat exchanger 5). Since the heat-absorbed portion does not contribute to cooling), the refrigerating effect is c '. Therefore, the coefficient of performance (COP) of the refrigeration cycle R4 becomes c '/ c, and the coefficient of performance increases as c'-a' increases (c '/ c>).
a '/ a).
【００２０】以上の従来の冷凍サイクル（Ｒ2 〜Ｒ4 ）
に対して、本構成の図１で示す冷凍サイクルＲ1 におい
ては、冷媒が図２のＡ2 →Ｂ4 →Ｃ2 →Ｃ3 →Ｃ5 →Ｄ
4 →Ａ1 →Ａ2 の状態変化を繰り返す。即ち、室外熱交
換器１０の表面面積が従来の冷却器の表面面積と同じで
あるとすれば、図１で示す室外熱交換器１０において
は、サブ冷却器４を設けた分、冷却器２自体の表面面積
は小さくなる。このため、高圧圧力は、冷却器２の容積
で決定されるので（サブ冷却器４の容積には依存しない
ので）、冷却器２の容積が少なくなったことにより、圧
縮機出口側の冷媒圧力は高くなる。また、内部熱交換器
５により冷媒の吸熱量が多くなるので、圧縮機１の吸入
側の冷媒は状態Ａ2 となり、圧縮機１から吐出する冷媒
は状態Ｂ4となる。そして、冷媒は、冷却器２によって
冷却され、リキッドタンク３の存在により飽和液線上に
なるまで凝縮されて状態Ｃ2 となり、サブ冷却器４でさ
らに冷却されて状態Ｃ3 となり、また、内部熱交換器５
でさらに冷却されて状態Ｃ5となる。その後、膨張装置
６での圧力低下によって状態Ｄ4 となり、蒸発器７にお
いて熱を吸収して状態Ａ１となる。そして、さらに内部
熱交換器５において熱を吸収して状態Ａ2 となり、圧縮
機１の吸入口に至る。The above conventional refrigeration cycle (R2 to R4)
On the other hand, in the refrigeration cycle R1 shown in FIG. 1 of this configuration, the refrigerant is A2 → B4 → C2 → C3 → C5 → D in FIG.
4 → A1 → A2 state change is repeated. That is, assuming that the surface area of the outdoor heat exchanger 10 is the same as the surface area of the conventional cooler, the outdoor heat exchanger 10 shown in FIG. The surface area of itself becomes smaller. Therefore, the high-pressure pressure is determined by the volume of the cooler 2 (since it does not depend on the volume of the sub-cooler 4), the volume of the cooler 2 is reduced, so that the refrigerant pressure on the compressor outlet side is reduced. Will be higher. Further, since the internal heat exchanger 5 increases the amount of heat absorbed by the refrigerant, the refrigerant on the suction side of the compressor 1 is in state A2 and the refrigerant discharged from the compressor 1 is in state B4. Then, the refrigerant is cooled by the cooler 2, condensed due to the presence of the liquid tank 3 until it reaches the saturated liquid line, and becomes the state C2, and further cooled by the sub-cooler 4 to the state C3, and the internal heat exchanger is also used. 5
Then, it is further cooled to the state C5. Then, the pressure in the expansion device 6 is reduced to the state D4, and the evaporator 7 absorbs heat to enter the state A1. Then, the heat is further absorbed in the internal heat exchanger 5 to become the state A2, and reaches the suction port of the compressor 1.
【００２１】したがって、高圧圧力が上昇した分、冷凍
サイクルＲ4 と比べて圧縮機１の仕事の熱当量ｄは多く
なり、冷凍サイクルＲ3 の場合と同程度（ｂ≒ｄ）にな
る。また、サブ冷却器４によって冷却器２から流出した
冷媒が更に冷却されると共に、内部熱交換器５によって
も冷媒が更に冷却されるので、冷凍効果ｄ’は大きくな
り、成績係数（ＣＯＰ）は、ｄ’／ｄとなる。ここで、
Ｒ１３４ａにおいては、圧縮機１の仕事の熱当量の増加
（ｄ−ｃ）よりも、冷凍効果の増加（ｄ’−ｃ’）が大
きくなるので（ｄ’−ｃ’＞ｄ−ｃ）、本冷凍サイクル
Ｒ1 の成績係数は冷凍サイクルＲ4 の成績係数よりも大
きくなる（ｄ’／ｄ＞ｃ’／ｃ）。Therefore, as the high pressure increases, the heat equivalent d of the work of the compressor 1 becomes larger than that of the refrigeration cycle R4, and becomes about the same as that of the refrigeration cycle R3 (b≈d). Further, since the refrigerant flowing out from the cooler 2 is further cooled by the sub-cooler 4 and the refrigerant is further cooled by the internal heat exchanger 5, the refrigerating effect d ′ is increased and the coefficient of performance (COP) is increased. , D ′ / d. here,
In R134a, the increase in the refrigerating effect (d'-c ') is larger than the increase in the heat equivalent of work of the compressor 1 (d-c) (d'-c'> d-c). The coefficient of performance of the refrigeration cycle R1 is larger than that of the refrigeration cycle R4 (d '/ d>c' / c).
【００２２】結局、本件冷凍サイクルＲ1 は、冷凍サイ
クルＲ3 に対しては、ｄ’−ｂ’の分だけ冷凍効果が増
大して成績係数が大きくなり、また、冷凍サイクルＲ4
に対しても前述した如く増大することから、十分にサブ
クールを確保することが可能となる。即ち、本冷凍サイ
クルＲ1 においては、サブ冷却器４と内部熱交換器５と
が設けられているので、仮に、高圧圧力が低く、なお且
つ、空気温度が高いような条件下において、サブ冷却器
４で冷媒が殆ど熱交換されずにＣ3 −Ｃ2 に相当するサ
ブクールが得られない場合においても、内部熱交換器５
によって高圧冷媒が低圧冷媒と積極的に熱交換されるの
で、Ｃ5 −Ｃ3 に相当するサブクールを確保することが
できるようになる。As a result, the refrigerating cycle R1 of the present invention has a larger coefficient of performance than the refrigerating cycle R3 by the amount d'-b ', and the refrigeration cycle R4.
However, since it increases as described above, it is possible to sufficiently secure the subcool. That is, since the sub-cooler 4 and the internal heat exchanger 5 are provided in the present refrigeration cycle R1, the sub-cooler is temporarily operated under the condition that the high pressure is low and the air temperature is high. Even when the refrigerant is hardly heat-exchanged in 4 and a subcool equivalent to C3 -C2 is not obtained, the internal heat exchanger 5
Since the high-pressure refrigerant is positively heat-exchanged with the low-pressure refrigerant, a subcool equivalent to C5 -C3 can be secured.
【００２３】また、熱負荷が高くなり、冷媒が冷却器２
だけでは十分に液化されずにガス冷媒が混在し、このガ
ス冷媒の影響で冷媒の流速が早くなるような場合におい
ても、サブ冷却器４で冷媒をさらに冷却し、冷媒中のガ
ス分の低減を図ることが可能となるので、冷媒の流速の
増加を抑えて内部熱交換器５での熱交換を十分に行うこ
とが可能となり、サブクールを確保することができるよ
うになる。Further, the heat load becomes high and the refrigerant is cooled by the cooler 2.
Even if the gas refrigerant is not sufficiently liquefied by itself and the gas refrigerant is mixed, and the flow velocity of the refrigerant is increased due to the influence of the gas refrigerant, the refrigerant is further cooled by the sub-cooler 4 to reduce the gas content in the refrigerant. Therefore, it is possible to suppress an increase in the flow rate of the refrigerant and sufficiently perform heat exchange in the internal heat exchanger 5, and it is possible to secure a subcool.
【００２４】よって、冷凍サイクルＲ1 の構成によれ
ば、サブ冷却器４と内部熱交換器５のいずれか一方しか
設けられていないことによって生じる不都合を他方によ
って補うことができるようになり、サブクールを安定し
て得ることで、運転条件に拘わらず、成績係数の増大を
図ることが可能となる。Therefore, according to the structure of the refrigeration cycle R1, it is possible to compensate for the inconvenience caused by the provision of only one of the sub-cooler 4 and the internal heat exchanger 5, and the sub-cooling By obtaining it stably, it is possible to increase the coefficient of performance regardless of the driving conditions.
【００２５】尚、上述の構成においては、冷却器２とサ
ブ冷却器４とを室外熱交換器１０として一体化した構成
例を示したが、独立の熱交換器によって構成するように
してもよい。In the above structure, the cooling device 2 and the sub-cooling device 4 are integrated as the outdoor heat exchanger 10; however, they may be configured by independent heat exchangers. .
【００２６】[0026]
【発明の効果】以上述べたように、この発明によれば、
冷媒を昇圧する圧縮機、昇圧した冷媒を冷却する冷却
器、冷媒を減圧する膨張装置、および膨張装置で減圧さ
れた冷媒を蒸発する蒸発器を備える通常の冷凍サイクル
に対し、冷却器により冷却した冷媒をさらに冷却するサ
ブ冷却器と、冷却器と膨張装置との間の高圧冷媒とエバ
ポレータとコンプレッサとの間の低圧冷媒とを熱交換さ
せる内部熱交換器とを設けるようにしたので、サブ冷却
器のみでは十分に冷媒が熱交換されない場合において
も、内部熱交換器によって冷媒の冷却を促進し、サブク
ールを得ることができるようになる。また、内部熱交換
器のみでは十分に冷媒が熱交換されない場合において
も、サブ冷却器によって冷媒の液化を促進して流速の増
大を抑えることができるようになり、内部熱交換器での
熱交換を促進してサブクールを得ることができるように
なる。As described above, according to the present invention,
A compressor that boosts the refrigerant, a cooler that cools the boosted refrigerant, an expander that depressurizes the refrigerant, and an evaporator that evaporates the refrigerant depressurized by the expander are cooled by a cooler with respect to a normal refrigeration cycle. Since the sub-cooler for further cooling the refrigerant and the internal heat exchanger for exchanging heat between the high-pressure refrigerant between the cooler and the expansion device and the low-pressure refrigerant between the evaporator and the compressor are provided, the sub-cooling Even in the case where the refrigerant is not sufficiently heat-exchanged only with the container, the internal heat exchanger can accelerate the cooling of the refrigerant and obtain the subcool. Further, even when the heat exchange of the refrigerant is not sufficiently performed only by the internal heat exchanger, the sub-cooler can accelerate the liquefaction of the refrigerant and suppress the increase of the flow velocity. You will be able to promote and get subcool.
【００２７】即ち、サブ冷却器と内部熱交換器のいずれ
か一方しか設けられない場合による不都合を他方で補う
ことができるようになり、もって、どのような条件下に
おいても、安定してサブクールを得ることができるよう
になり、成績係数の増大を図ることが可能となる。That is, it becomes possible to compensate for the inconvenience caused when only one of the sub-cooler and the internal heat exchanger is provided, so that the sub-cool can be stably generated under any conditions. As a result, it is possible to increase the coefficient of performance.
【図１】図１は、本発明にかかる冷凍サイクルＳ1 の構
成例を示す図である。FIG. 1 is a diagram showing a configuration example of a refrigeration cycle S1 according to the present invention.
【図２】図２は、本発明に係る冷凍サイクルＳ1 を従来
の冷凍サイクルＳ2 〜Ｓ4 と共にモリエル線図上に記載
した図である。FIG. 2 is a diagram showing the refrigeration cycle S1 according to the present invention on the Mollier diagram together with the conventional refrigeration cycles S2 to S4.
【図３】図３は、サブ冷却器も内部熱交換器も持たない
従来の冷凍サイクルＳ2 の構成を示す図である。FIG. 3 is a diagram showing a configuration of a conventional refrigeration cycle S2 having neither a sub-cooler nor an internal heat exchanger.
【図４】図４は、サブ冷却器のみを備えた従来の冷凍サ
イクルＳ3 の構成を示す図である。FIG. 4 is a diagram showing a configuration of a conventional refrigeration cycle S3 including only a sub-cooler.
【図５】図５は、内部熱交換器のみを備えた従来の冷凍
サイクルＳ4 の構成を示す図である。FIG. 5 is a diagram showing a configuration of a conventional refrigeration cycle S4 including only an internal heat exchanger.
Ｓ1 〜Ｓ4 冷凍サイクル １ 圧縮機 ２ 冷却器 ３ リキッドタンク ４ サブ冷却器 ５ 内部熱交換器 ６ 膨張装置 ７ 蒸発器 S1 to S4 refrigeration cycle 1 compressor 2 cooler 3 liquid tanks 4 sub cooler 5 Internal heat exchanger 6 Inflator 7 evaporator
───────────────────────────────────────────────────── フロントページの続き (72)発明者 井上 誠二 埼玉県大里郡江南町大字千代字東原39番地 株式会社ゼクセルヴァレオクライメート コントロール内 ─────────────────────────────────────────────────── ─── Continued front page (72) Inventor Seiji Inoue 39, Higashihara, Chiyo-ji, Konan-cho, Osato-gun, Saitama Prefecture Zexel Valeo Climate Co., Ltd. In control
Claims (3)
却器と、 前記サブ冷却器で冷却された冷媒を減圧する膨張装置
と、 この膨張装置で減圧された冷媒を蒸発する蒸発器と、 前記冷却器と前記膨張装置との間の高圧冷媒と、前記エ
バポレータと前記コンプレッサとの間の低圧冷媒とを熱
交換させる内部熱交換器とを有して構成されていること
を特徴とする冷凍サイクル。1. A compressor for increasing the pressure of a refrigerant, a cooler for cooling the refrigerant, a sub-cooler for further cooling the refrigerant cooled by the cooler, and an expansion for decompressing the refrigerant cooled by the sub-cooler. A device, an evaporator for evaporating the refrigerant decompressed by the expansion device, a high-pressure refrigerant between the cooler and the expansion device, and a low-pressure refrigerant between the evaporator and the compressor A refrigerating cycle comprising a heat exchanger.
キッドタンクを設けたことを特徴とする請求項１記載の
冷凍サイクル。2. The refrigeration cycle according to claim 1, wherein a liquid tank is provided between the cooler and the sub-cooler.
的に形成されていることを特徴とする請求項１又は２記
載の冷凍サイクル。3. The refrigeration cycle according to claim 1, wherein the cooler and the sub-cooler are integrally formed.
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| JP (1) | JP2003106688A (en) |
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- 2001-09-28 JP JP2001298918A patent/JP2003106688A/en active Pending
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