JP2004116930A - Gas heat pump type air conditioner - Google Patents
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- Compression-Type Refrigeration Machines With Reversible Cycles (AREA)
Abstract
Description
【0001】
【発明の属する技術分野】
本発明は、冷媒を液状態で搬送するポンプを利用したガスヒートポンプ式空気調和装置に関する。
【0002】
【従来の技術】
冷凍装置では、フロンなどの冷媒を用いて冷凍サイクルを形成する際、図5及び図6に示すように、冷媒の循環に、通常、圧縮機100が用いられる。この冷凍サイクルでは、冷媒は減圧装置102により減圧され、蒸発器103にて低温の空気から熱を得、圧縮機100にて断熱圧縮されて高温高圧となった後、凝縮器101により凝縮されて室内を暖房する。凝縮器101を出た冷媒は受液器104に一時貯溜される。
【0003】
この場合、冷媒との熱交換により熱を汲み取られる側の流体(空気)と、熱を吐き出す側の流体(空気)には温度差があるのが常である。圧縮機は、ガス冷媒を断熱圧縮することにより、熱移動を担う冷媒の温度を高める役目を果たすと同時に、熱を汲み取る低温側熱交換器(蒸発器)から、熱を吐き出す高温側熱交換器(凝縮器)へ冷媒を搬送する駆動ポンプの役目も果たす。
【0004】
ところが、被加熱流体(冷媒)の温度と同じか、それよりも高い温度レベルの別の流体(例えばエンジン冷却水)が存在した場合、上述と同様なサイクルを成立させようとすると、前述の圧縮機は、本来の圧縮の機能を果たさなくなり、流体搬送のポンプとしての機能だけになる。
【0005】
このような場合、流体搬送の手段として、圧縮機ではなくポンプを使ってもサイクルを成立させることができる(特許文献1)。図7と図8は、圧縮機100の代わりにポンプ105を使用した冷凍装置と、その冷凍サイクルの圧力(P)―エンタルピ(h)線図をそれぞれ示す。
【0006】
通常、ポンプは、流体に運動エネルギーを与える補機である。一般に水などで使われるものは渦巻ポンプと呼ばれるもので、羽根車を回転させることにより流体を吐出する。水を送り出す場合には、吸込み管に抵抗があるもの(弁など)を設けない限り安定した流量を得ることができる。しかし、液面が低かったり水温が高かったりすると、羽根車の中の液体が蒸発して、振動や音を発生するキャビテーションという現象が発生することがある。この現象は、水よりも冷媒の方が発生する頻度が高い。
【0007】
【特許文献1】
特開平3−105174号公報
【0008】
【発明が解決しようとする課題】
キャビテーションは、一般に、ポンプに吸い込まれる流体の圧力が、その温度での飽和蒸気圧よりも下回ったときに発生する。図9(A)に示すように、通常、水では、ポンプの吸込み液面に大気庄101.3kPaがかかった開放系である。この大気圧に、吸込み液面からポンプ吸込み口までの高低差が位置ヘッドとして加わり(吸い上げの場合はマイナス)、吸込み液面からポンプ吸込み口までの配管の摩擦損失が差し引かれて、ポンプ吸込み口の流体の圧力(正味押込み圧力)が算出される。水の場合、100℃での飽和蒸気圧は101.3kPaであるが、20℃では2.34kPaであるので、水がキャビテーションを発生するまでには、99kPaの余裕度がある。言いかえると、水は沸点が100℃であるので、常温20℃では80℃の過冷却液となっているに等しく、この過冷却度が水を蒸発させにくくしている。
【0009】
ところが、フロンなど沸点が常温(例えば、20℃)よりも低い冷媒は、常温で気化してしまうので、この冷媒を液の状態で循環させるためには、密閉系(配管が大気と遮断されている系)にしなければならない。この系では、図9(B)に示すように、ポンプの吸込み液面にかかる圧力はその温度での冷媒の飽和蒸気圧であり、この飽和蒸気圧に、吸込み液面からポンプ吸込み口までの高低差が位置ヘッドとして加わり、吸込み液面からポンプ吸込み口までの配管の摩擦損失が差し引かれて、正味押込み圧力が算出される。ところが、この正味押込み圧力は、吸い込まれる液冷媒の飽和蒸気圧との差が非常に小さいため、キャビテーションが発生する可能性が極めて高く、ポンプを安定して駆動させることができない恐れがある。
【0010】
本発明の目的は、上述の事情を考慮してなされたものであり、冷媒を循環させる冷媒ポンプを安定して駆動できるガスヒートポンプ式空気調和装置を提供することにある。また、本発明の他の目的は、冷媒を循環させる冷媒ポンプの駆動により、圧縮機を駆動するガスエンジンの動力を低減できるガスヒートポンプ式空気調和装置を提供することにある。
【0011】
【課題を解決するための手段】
請求項1に記載の発明は、圧縮機、凝縮器、減圧装置及び蒸発器が順次接続されて冷凍サイクルが構成され、上記圧縮機がガスエンジンにより駆動されるガスヒートポンプ式空気調和装置において、上記凝縮器の出口側から上記減圧装置、上記蒸発器及び上記圧縮機を迂回して当該凝縮器の入口側へ至る管路に、液冷媒を過冷却状態とする過冷却器と、液冷媒を循環させる冷媒ポンプと、上記ガスエンジンの排熱を回収して液冷媒に付与し蒸発させる排熱回収熱交換器とが、上記凝縮器の出口側から入口側へ向かって順次配設されたことを特徴とするものである
請求項2に記載の発明は、請求項1に記載の発明において、上記過冷却器はプレートフィン式熱交換器であり、外気により液冷媒を過冷却させるよう構成されたことを特徴とするものである
請求項3に記載の発明は、請求項1に記載の発明において、上記過冷却器は、内室と外室を有する二重管構造にて構成され、液冷媒の一部が他の減圧装置を経て上記内室または外室の一方に流入し、その蒸発潜熱により、上記内室または外室の他方に流入した液冷媒を過冷却させるよう構成されたことを特徴とするものである。
【0012】
【発明の実施の形態】
以下、本発明の実施の形態を、図面に基づき説明する。
【0013】
図1は、本発明に係るガスヒートポンプ式空気調和装置の一実施の形態を示す回路図である。
【0014】
この図1に示すように、冷凍装置としてのガスヒートポンプ式空気調和装置10は、室外機11及び複数(例えば3台)の室内機12A、12B、12Cを有してなり、室外機11の室外冷媒配管14と室内機12A、12B、12Cの各室内冷媒配管15A、15B、15Cとが連結されて、冷凍サイクルが構成されている。
【0015】
室外機11は室外に設置され、室外冷媒配管14には圧縮機16が配設されるとともに、この圧縮機16の吸込側にアキュムレータ17が、吐出側に、オイルセパレータ26を介して四方弁18がそれぞれ配設され、この四方弁18側に室外熱交換器19、減圧装置としての室外膨張弁24、受液器25が順次配設されて構成される。室外熱交換器19には、この室外熱交換器19へ向かって送風する室外ファン20が隣接して配置されている。また、圧縮機16は、タイミングベルト27を介してガスエンジン30に連結され、このガスエンジン30により駆動される。
【0016】
一方、室内機12A、12B、12Cはそれぞれ室内に設置され、それぞれ、室内冷媒配管15A、15B、15Cに室内熱交換器21A、21B、21Cが配設されるとともに、室内冷媒配管15A、15B、15Cのそれぞれにおいて室内熱交換器21A、21B、21Cの近傍に、減圧装置としての室内膨張弁22A、22B、22Cが配設されて構成される。上記室内熱交換器21A、21B、21Cには、これらの室内熱交換器21A、21B、21Cへ送風する室内ファン23A、23B、23Cが隣接して配置されている。
【0017】
四方弁18が切り換えられることにより、ガスヒートポンプ式空気調和装置10が冷房運転又は暖房運転に設定される。つまり、四方弁18が冷房側に切り換えられたときには、冷媒が破線矢印αの如く流れ、室外熱交換器19が凝縮器に、室内熱交換器21A、21B、21Cが蒸発器になって冷房運転状態となり、各室内熱交換器21A、21B、21Cが室内を冷房する。また、四方弁18が暖房側に切り換えられたときには、冷媒が実線矢印βの如く流れ、室内熱交換器21A、21B、21Cが凝縮器に、室外熱交換器19が蒸発器になって暖房運転状態となり、各室内熱交換器21A、21B、21Cが室内を暖房する。
【0018】
冷房運転時には、室内膨張弁22A、22B、22Cのそれぞれの弁開度が空調負荷に応じて調整され、室外膨張弁24が全開操作される。また、暖房運転時には、室外膨張弁24及び室内膨張弁22A、22B、22Cのそれぞれの弁開度が空調負荷に応じて調整される。
【0019】
他方、上記ガスエンジン30は、エンジン冷却系31を流れるエンジン冷却水により冷却される。このエンジン冷却系31は、第1冷却系配管35にガスエンジン30、冷却水三方弁32、排熱回収熱交換器33及び冷却水ポンプ34が配設され、放熱器37が配設された第2冷却系配管36の一端が冷却水三方弁32に接続され、その他端が第1冷却系配管35における冷却水ポンプ34の吸込側に接続されて構成される。
【0020】
ガスヒートポンプ式空気調和装置10の冷房運転時には冷却水三方弁32が放熱器37側に開放され、冷却水ポンプ34の稼動により、エンジン冷却水が放熱器37へ導かれて放熱され、ガスエンジン30が冷却される。また、ガスヒートポンプ式空気調和装置10の暖房運転時には冷却水三方弁32が排熱回収熱交換器33側に開放され、冷却水ポンプ34の稼動により、エンジン冷却水が排熱回収熱交換器33へ導かれ、後述の如く液冷媒との熱交換により放熱されて、ガスエンジン30が冷却される。
【0021】
更に、上記ガスヒートポンプ式空気調和装置10の室外機11には、室内熱交換器21A、21B、21Cの暖房運転時における出口側の受液器25から当該室内熱交換器21A、21B、21Cの暖房運転時における入口側へ至る室外冷媒配管14に排熱回収系40が配設されている。この排熱回収系40は、室外膨張弁24、室外熱交換器19及び圧縮機16を迂回して設けられる。
【0022】
つまり、排熱回収系40は、排熱回収系配管41の一端が受液器25に接続され、他端が室外冷媒配管14における四方弁18と室内熱交換器21A、21B、21Cとの間に接続される。この排熱回収系配管41に、過冷却器しての過冷却熱交換器42、冷媒ポンプ43、流量調整弁44及びエンジン冷却系31の前記排熱回収熱交換器33が、受液器25の側から順次配設されて構成される。
【0023】
上記冷媒ポンプ43は定容量型のポンプであり、受液器25に貯溜された液冷媒を、排熱回収系配管41と室内熱交換器21A、21B、21Cを含む室外冷媒配管14との間で循環させる。また、排熱回収熱交換器33は、高温(約70〜85℃)のエンジン冷却水と、排熱回収系配管41内を流れる液冷媒とを熱交換して、この液冷媒を蒸発させ過熱ガス冷媒とする。この過熱ガス冷媒は、暖房運転時に圧縮機16から室内熱交換器21A、21B、21Cへ向かう高温高圧のガス冷媒に合流される。
【0024】
更に、上記流量調整弁44は、ガスヒートポンプ式空気調和装置10の冷房運転時に閉鎖されると共に、暖房運転時には冷媒ポンプ43から排熱回収熱交換器33へ向かう液冷媒の流量を調整する。また、冷媒ポンプ43と流量調整弁44との間の排熱回収系配管41には、バイパス弁45を備えたバイパス配管46の一端が接続され、このバイパス配管46の他端が受液器25に接続される。このバイパス弁45も、冷媒ポンプ43から排熱回収熱交換器33へ流れる液冷媒の流量を調整する。
【0025】
上記過冷却熱交換器42は、図2に示すようにプレートフィン式熱交換器であり、液冷媒が流れるパス配管47がヘッダ48により合流されて、圧力損失が低減されている。過冷却熱交換器42のパス配管47を流れる液冷媒の温度は約40〜45℃であるが、この過冷却熱交換器42へ送風ファン49が送風する空気の温度(外気温度)が約8℃程度であるため、この過冷却熱交換器42により液冷媒は過冷却状態まで冷却される。この過冷却熱交換器42により過冷却状態とされる液冷媒の過冷却度は、約5℃である。
【0026】
冷媒ポンプ43に吸い込まれる冷媒を過冷却熱交換器42により過冷却状態とする理由は、冷媒ポンプ43においてキャビテーションの発生を防止して、この冷媒ポンプ43を安定して駆動させるためである。つまり、冷媒ポンプ43を安定して駆動させる条件は、この冷媒ポンプ43を含む排熱回収系40の正味吸込みヘッド(NPSH)が、当該排熱回収系40がキャビテーションを発生しない最小の正味吸込みヘッド(NPSH)よりも3割程度高い値となることである。
【0027】
ここで、正味吸込みヘッド(NPSH)は、次式(1)によって規定される。
【0028】
NPSH=吸込み液面と接する気相の圧力+位置ヘッドによる圧力−液体の飽和蒸気圧−配管の摩擦損失…式(1)
冷媒ポンプ43に吸い込まれる液冷媒を過冷却熱交換器42によって過冷却状態にすることで、上記式(1)の「液体(冷媒)の飽和蒸気圧」が低下する。これにより、正味吸込みヘッド(NPSH)が増大して、冷媒ポンプ43を含む排熱回収系40にキャビテーションの発生を防止でき、冷媒ポンプ43を安定して駆動させることが可能となる。
【0029】
排熱回収熱交換器33へエンジン冷却水が流れて、この排熱回収熱交換器33が冷媒を加熱して蒸発させ過熱ガス冷媒とするのは、ガスヒートポンプ式空気調和装置10の暖房運転時である。この暖房運転時、圧縮機16から吐出された冷媒(図3の点B)は、オイルセパレータ26、四方弁18を経た後、排熱回収熱交換器33により加熱された過熱ガス冷媒(図3の点I)と合流し(図3の点C)、室内熱交換器21A、21B、21Cにて凝縮されて(図3の点D)、室内を暖房する。
【0030】
室内熱交換器21A、21B、21Cにて凝縮された液冷媒は受液器25に至り(図3の点E)、その一部が排熱回収系40へ流れる。この一部の液冷媒は、排熱回収系40の過冷却熱交換器42にて過冷却状態となり(図3の点F)、冷媒ポンプ43に吸い込まれて昇圧され(図3の点G)、流量調整弁44にて流量調整されて(図3の点H)、排熱回収熱交換器33へ流入する。この排熱回収熱交換器33にて冷媒は、前述の如く過熱ガス冷媒となって(図3の点I)、室内熱交換器21A、21B、21Cへ向かって流れる冷媒と合流する。
【0031】
受液器25に至った冷媒の大部分は、室外膨張弁24にて減圧され(図3の点J)、室外熱交換器19にて低温の外気から熱を得て蒸発し(図3の点K)、四方弁18を通り(図3の点A)、アキュムレータ17を経て圧縮機16へ戻される。
【0032】
上述のように構成されたことから、上記実施の形態によれば、次の効果▲1▼及び▲2▼を奏する。
【0033】
▲1▼冷媒ポンプ43に吸い込まれる液冷媒が過冷却熱交換器42により過冷却状態とされることから、排熱回収系40における冷媒の飽和蒸気圧を低下させることができ、冷媒ポンプ43の正味吸込みヘッド(NPSH)を高く設定できる。この結果、冷媒ポンプ43にキャビテーションの発生を防止できるので、冷媒を循環させる当該冷媒ポンプ43を安定して駆動できる。このように、冷媒ポンプ43を安定して駆動させることができるので、この冷媒ポンプ43の能力を最大限に発揮させることができ、このため、圧縮機16を駆動するためのガスエンジン30の動力を低減でき、暖房運転時におけるエネルギー効率を向上させることができる。
【0034】
▲2▼上述の如く、ガスエンジン30の動力が低減されるので、このガスエンジン30が消費するガス消費量を低減できる。この結果、ガスエンジン30から大気中へ排出されるNOxなどの排ガス量が削減されて、環境汚染の度合いが緩和される。
【0035】
以上、本発明を上記実施の形態に基づいて説明したが、本発明はこれに限定されるものではない。
【0036】
例えば、過冷却器は、図4に示すように二重管構造の二重管熱交換器50であってもよい。この二重管熱交換器50は内室51と外室52とを有し、受液器25からの大部分の液冷媒が内室51内を流れる。受液器25からの一部の液冷媒は、減圧装置としてのキャピラリチューブ53により減圧されて気液2相となり、外室52内を流れる。この外室52内の冷媒は、蒸発のための潜熱を内室51内の液冷媒から奪って、この内室51内の冷媒を過冷却状態まで冷却する。この二重管熱交換器50及びキャピラリチューブ53によれば、冷媒を冷却するために空気(外気)などの他の流体を必要としない。
【0037】
また、冷媒ポンプ43に吸い込まれる冷媒を過冷却熱交換器42または二重管熱交換器50により過冷却させることによって、冷媒ポンプ43を安定して運転させることができるので、本発明を氷蓄熱式空気調和装置や、余剰エネルギー利用のための熱搬送に適用することができる。
【0038】
【発明の効果】
請求項1乃至3に記載の発明に係るガスヒートポンプ式空気調和装置によれば、冷媒を循環させる冷媒ポンプを安定して駆動できる。また、本発明のガスヒートポンプ式空気調和装置によれば、冷媒を循環させる冷媒ポンプの駆動により、圧縮機を駆動するガスエンジンの動力を低減できる。
【図面の簡単な説明】
【図1】本発明に係るガスヒートポンプ式空気調和装置の一実施の形態を示す回路図である。
【図2】図1の過冷却器としての過冷却熱交換器を示す斜視図である。
【図3】図1の冷凍サイクルにおける圧力(P)‐エンタルピ(h)線図を示すグラフである。
【図4】過冷却器としての他の形態を示す斜視図である。
【図5】従来の冷凍装置(空気調和装置)を示す回路図である。
【図6】図5の冷凍サイクルにおける圧力(P)‐エンタルピ(h)線図を示すグラフである。
【図7】従来の他の冷凍装置(空気調和装置)を示す回路図である。
【図8】図7の冷凍サイクルにおける圧力(P)‐エンタルピ(h)線図を示すグラフである。
【図9】ポンプ位置とNPSHとの関係を示し、(A)が水の場合を、(B)が冷媒の場合をそれぞれ示す図である。
【符号の説明】
10 ガスヒートポンプ式空気調和装置
16 圧縮機
19 室外熱交換器
21A、21B、21C 室内熱交換器
24 室外膨張弁(減圧装置)
25 受液器
30 ガスエンジン
33 排熱回収熱交換器
40 排熱回収系
41 排熱回収系配管
42 過冷却熱交換器(過冷却器)
43 冷媒ポンプ[0001]
TECHNICAL FIELD OF THE INVENTION
The present invention relates to a gas heat pump type air conditioner using a pump that conveys a refrigerant in a liquid state.
[0002]
[Prior art]
In a refrigeration apparatus, when a refrigeration cycle is formed using a refrigerant such as Freon, a
[0003]
In this case, there is usually a temperature difference between the fluid (air) on the side where heat is drawn by heat exchange with the refrigerant and the fluid (air) on the side that discharges heat. The compressor serves to increase the temperature of the refrigerant responsible for heat transfer by adiabatically compressing the gas refrigerant, and at the same time, discharges heat from the low-temperature heat exchanger (evaporator) that draws heat from the high-temperature heat exchanger. (Condenser) Also serves as a drive pump for transporting the refrigerant to the (condenser).
[0004]
However, when another fluid (for example, engine cooling water) having a temperature equal to or higher than the temperature of the fluid to be heated (refrigerant) is present, if the same cycle as described above is to be established, the above-described compression is performed. The machine no longer performs its original compression function, but only functions as a fluid transport pump.
[0005]
In such a case, a cycle can be established even by using a pump instead of a compressor as a means for transporting the fluid (Patent Document 1). 7 and 8 show a refrigerating apparatus using a
[0006]
Typically, a pump is an accessory that imparts kinetic energy to the fluid. What is generally used with water or the like is a so-called volute pump, which discharges a fluid by rotating an impeller. When sending out water, a stable flow rate can be obtained unless a suction pipe having a resistance (such as a valve) is provided. However, when the liquid level is low or the water temperature is high, the liquid in the impeller evaporates, and a phenomenon called cavitation, which generates vibration and sound, may occur. This phenomenon occurs more frequently in the refrigerant than in the water.
[0007]
[Patent Document 1]
JP-A-3-105174
[Problems to be solved by the invention]
Cavitation generally occurs when the pressure of the fluid drawn into the pump falls below the saturated vapor pressure at that temperature. As shown in FIG. 9 (A), normally, in the case of water, the system is an open system in which an air pressure of 101.3 kPa is applied to a suction liquid level of a pump. To this atmospheric pressure, a height difference from the suction liquid level to the pump suction port is added as a position head (minus in the case of suction), the friction loss of the pipe from the suction liquid level to the pump suction port is subtracted, and the pump suction port is reduced. Of the fluid (net pushing pressure) is calculated. In the case of water, the saturated vapor pressure at 100 ° C. is 101.3 kPa, but it is 2.34 kPa at 20 ° C. Therefore, there is a margin of 99 kPa before the water generates cavitation. In other words, since water has a boiling point of 100 ° C., it is equivalent to a supercooled liquid of 80 ° C. at normal temperature of 20 ° C., and this degree of supercooling makes it difficult to evaporate water.
[0009]
However, refrigerants having a boiling point lower than room temperature (for example, 20 ° C.) such as chlorofluorocarbons are vaporized at room temperature. Therefore, in order to circulate the refrigerant in a liquid state, a closed system (pipe is cut off from the atmosphere) System). In this system, as shown in FIG. 9 (B), the pressure applied to the suction liquid level of the pump is the saturated vapor pressure of the refrigerant at that temperature, and this saturated vapor pressure is applied to the pressure from the suction liquid level to the pump suction port. The height difference is added as a position head, and the friction loss of the pipe from the suction liquid level to the pump suction port is subtracted to calculate the net pushing pressure. However, since the difference between the net pushing pressure and the saturated vapor pressure of the sucked liquid refrigerant is very small, cavitation is very likely to occur, and the pump may not be driven stably.
[0010]
SUMMARY OF THE INVENTION An object of the present invention is to provide a gas heat pump type air conditioner capable of stably driving a refrigerant pump for circulating a refrigerant. Another object of the present invention is to provide a gas heat pump type air conditioner that can reduce the power of a gas engine that drives a compressor by driving a refrigerant pump that circulates refrigerant.
[0011]
[Means for Solving the Problems]
The invention according to claim 1 is a gas heat pump type air conditioner in which a compressor, a condenser, a decompression device, and an evaporator are sequentially connected to form a refrigeration cycle, and the compressor is driven by a gas engine. A subcooler that makes the liquid refrigerant in a supercooled state, and circulates the liquid refrigerant to a pipe line that bypasses the decompression device, the evaporator, and the compressor from the outlet side of the condenser to the inlet side of the condenser. And a heat pump for recovering the heat exhausted from the gas engine, applying the liquid heat to the liquid refrigerant, and evaporating the liquid heat. The heat exchanger is arranged in order from the outlet side to the inlet side of the condenser. According to a second aspect of the present invention, in the first aspect of the invention, the subcooler is a plate-fin heat exchanger, and is configured to supercool the liquid refrigerant by outside air. Also characterized by According to a third aspect of the present invention, in the first aspect of the present invention, the subcooler has a double-pipe structure having an inner chamber and an outer chamber, and a part of the liquid refrigerant is other than the other. The refrigerant flows into one of the inner chamber and the outer chamber via a pressure reducing device, and is configured to supercool the liquid refrigerant flowing into the other of the inner chamber or the outer chamber by the latent heat of evaporation. .
[0012]
BEST MODE FOR CARRYING OUT THE INVENTION
Hereinafter, embodiments of the present invention will be described with reference to the drawings.
[0013]
FIG. 1 is a circuit diagram showing an embodiment of a gas heat pump type air conditioner according to the present invention.
[0014]
As shown in FIG. 1, a gas heat pump
[0015]
The outdoor unit 11 is installed outdoors, and a
[0016]
On the other hand, the
[0017]
By switching the four-
[0018]
During the cooling operation, the respective opening degrees of the
[0019]
On the other hand, the
[0020]
During the cooling operation of the gas heat pump
[0021]
Further, the outdoor unit 11 of the gas heat pump
[0022]
That is, in the exhaust
[0023]
The
[0024]
Further, the
[0025]
The supercooling
[0026]
The reason that the refrigerant sucked into the
[0027]
Here, the net suction head (NPSH) is defined by the following equation (1).
[0028]
NPSH = pressure of gas phase in contact with suction liquid level + pressure by position head−saturated vapor pressure of liquid−friction loss of pipe… Equation (1)
By setting the liquid refrigerant sucked into the
[0029]
The engine cooling water flows to the exhaust heat
[0030]
The liquid refrigerant condensed in the
[0031]
Most of the refrigerant that has reached the
[0032]
According to the above-described embodiment, the following effects (1) and (2) can be obtained.
[0033]
(1) Since the liquid refrigerant sucked into the
[0034]
(2) As described above, since the power of the
[0035]
As described above, the present invention has been described based on the above embodiment, but the present invention is not limited to this.
[0036]
For example, the subcooler may be a double
[0037]
Further, by supercooling the refrigerant sucked into the
[0038]
【The invention's effect】
According to the gas heat pump type air conditioner according to the first to third aspects of the present invention, the refrigerant pump for circulating the refrigerant can be driven stably. Further, according to the gas heat pump type air conditioner of the present invention, the power of the gas engine that drives the compressor can be reduced by driving the refrigerant pump that circulates the refrigerant.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a circuit diagram showing one embodiment of a gas heat pump type air conditioner according to the present invention.
FIG. 2 is a perspective view showing a subcooling heat exchanger as the subcooler in FIG.
FIG. 3 is a graph showing a pressure (P) -enthalpy (h) diagram in the refrigeration cycle of FIG. 1;
FIG. 4 is a perspective view showing another embodiment of the supercooler.
FIG. 5 is a circuit diagram showing a conventional refrigeration apparatus (air conditioner).
FIG. 6 is a graph showing a pressure (P) -enthalpy (h) diagram in the refrigeration cycle of FIG. 5;
FIG. 7 is a circuit diagram showing another conventional refrigeration apparatus (air conditioner).
FIG. 8 is a graph showing a pressure (P) -enthalpy (h) diagram in the refrigeration cycle of FIG. 7;
FIG. 9 is a diagram showing a relationship between a pump position and NPSH, where (A) shows a case of water and (B) shows a case of a refrigerant.
[Explanation of symbols]
25
43 Refrigerant pump
Claims (3)
上記凝縮器の出口側から上記減圧装置、上記蒸発器及び上記圧縮機を迂回して当該凝縮器の入口側へ至る管路に、液冷媒を過冷却状態とする過冷却器と、液冷媒を循環させる冷媒ポンプと、上記ガスエンジンの排熱を回収して液冷媒に付与し蒸発させる排熱回収熱交換器とが、上記凝縮器の出口側から入口側へ向かって順次配設されたことを特徴とするガスヒートポンプ式空気調和装置。In a gas heat pump type air conditioner in which a compressor, a condenser, a decompression device, and an evaporator are sequentially connected to form a refrigeration cycle, and the compressor is driven by a gas engine.
A subcooler that makes the liquid refrigerant in a supercooled state, and a pipe that extends from the outlet side of the condenser to the decompression device, the evaporator, and the inlet side of the condenser bypassing the compressor. A circulating refrigerant pump and an exhaust heat recovery heat exchanger that collects the exhaust heat of the gas engine, applies the liquid heat to the liquid refrigerant, and evaporates the liquid refrigerant are sequentially arranged from the outlet side to the inlet side of the condenser. A gas heat pump type air conditioner characterized by the following.
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