JP2007093167A - 空気調和機用液ガス熱交換器 - Google Patents

空気調和機用液ガス熱交換器 Download PDF

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Abstract

【課題】 新たな熱交換器を追加することなく、吸入圧損の上昇を抑え得るようにする。
【解決手段】 空気調和機用冷凍サイクルに用いられる空気調和機用液ガス熱交換器において、熱源側熱交換器３と利用側熱交換器６との間の高圧液管７Ｂを、圧縮機１の吸入管７Ａの外周に巻回して構成して、吸入圧損の上昇を抑えることができるようにしている。
【選択図】 図１

Description

本願発明は、空気調和機用冷凍サイクルに用いられる空気調和機用液ガス熱交換器に関するものである。
圧縮機、熱源側熱交換器、減圧機構および利用側熱交換器を冷媒配管により順次接続してなる空気調和機用冷凍サイクルにおいて、熱源側熱交換器と前記利用側熱交換器との間の高圧液管と圧縮機の吸入管とからなる二重管式熱交換器により構成される空気調和機用液ガス熱交換器が提案されている（特許文献１参照）。
特開２００５−８３７４１号公報。
ところで、上記特許文献１に開示されているように、熱源側熱交換器と前記利用側熱交換器との間の高圧液管と圧縮機の吸入管とからなる二重管式熱交換器を配設した場合、熱交換器自体の圧損が全体の吸入圧損を上昇させることとなり、性能が低下するおそれがある。また、冷媒回路に別途熱交換器が追加されることとなり、室外機の機械室が圧迫され、室外機自体が大きくなってしまうという不具合も生ずる。
本願発明は、上記の点に鑑みてなされたもので、新たな熱交換器を追加することなく、吸入圧損の上昇を抑え得るようにすることを目的としている。
本願発明では、上記課題を解決するための第１の手段として、圧縮機１、熱源側熱交換器３、減圧機構４および利用側熱交換器６を冷媒配管７により順次接続してなる空気調和機用冷凍サイクルに用いられる空気調和機用液ガス熱交換器において、前記熱源側熱交換器３と前記利用側熱交換器６との間の高圧液管７Ｂを、前記圧縮機１の吸入管７Ａの外周に巻回して構成している。
上記のように構成したことにより、高圧液管７Ｂを圧縮機１の吸入管７Ａの外周に巻回することで、吸入圧損の上昇を抑えることができることとなる。従って、冷媒回路全体としてのＣＯＰ低下をなくすことが可能となる。しかも、既存の吸入管を利用しているため、別途熱交換器を設置する必要がなくなり、室外機のコンパクト設計が可能となる。さらに、液ガス熱交換器において蒸発器の過熱制御を行うことで、アキュムレータを取ることが可能となり、室外機のさらなるコンパクト化が可能となる。
本願発明では、さらに、上記課題を解決するための第２の手段として、上記第１の手段を備えた液ガス熱交換器において、前記高圧液管７Ｂの流路断面積×パス数をα1、前記吸入管７Ａの流路断面積×パス数をα2としたとき、０．０１１＜α1／α2＜０．２００となるように設定することもでき、そのように構成した場合、液ガスの流速をほぼ合わせることが可能となる結果、冷媒流速を上げ、凝縮熱伝達率を向上させることで、熱交換器の性能を向上させることができることとなり、熱交換器のコンパクト化に寄与する。しかも、液ガス熱交換器に冷媒が溜まり込むことがなくなるので、システムに充填する冷媒量の上昇を抑制することができ、環境に優しい空気調和機を提供できるとともに、空気調和機のコストダウンにも寄与する。なお、０．０１１は、−１０℃における冷媒（例えば、Ｒ４１０Ａ）の液ガス密度比であり、０．２００は７０℃における冷媒（例えば、Ｒ４１０Ａ）の液ガス密度比である。
本願発明の第１の手段によれば、圧縮機１、熱源側熱交換器３、減圧機構４および利用側熱交換器６を冷媒配管７により順次接続してなる空気調和機用冷凍サイクルに用いられる空気調和機用液ガス熱交換器において、前記熱源側熱交換器３と前記利用側熱交換器６との間の高圧液管７Ｂを、前記圧縮機１の吸入管７Ａの外周に巻回して構成して、吸入圧損の上昇を抑えることができるようにしたので、冷媒回路全体としてのＣＯＰ低下をなくすことが可能となるという効果がある。しかも、既存の吸入管を利用しているため、別途熱交換器を設置する必要がなくなり、室外機のコンパクト設計が可能となるという効果もある。さらに、液ガス熱交換器において蒸発器の過熱制御を行うことで、アキュムレータを取ることが可能となり、室外機のさらなるコンパクト化が可能となるという効果もある。
本願発明の第２の手段におけるように、上記第１の手段を備えた液ガス熱交換器において、前記高圧液管７Ｂの流路断面積×パス数をα1、前記吸入管７Ａの流路断面積×パス数をα2としたとき、０．０１１＜α1／α2＜０．２００となるように設定することもでき、そのように構成した場合、液ガスの流速をほぼ合わせることが可能となる結果、冷媒流速を上げ、凝縮熱伝達率を向上させることで、熱交換器の性能を向上させることができることとなり、熱交換器のコンパクト化に寄与する。しかも、液ガス熱交換器に冷媒が溜まり込むことがなくなるので、システムに充填する冷媒量の上昇を抑制することができ、環境に優しい空気調和機を提供できるとともに、空気調和機のコストダウンにも寄与する。
以下、添付の図面を参照して、本願発明の幾つかの好適な実施の形態について説明する。
第１の実施の形態
図１および図２には、本願発明の第１の実施の形態にかかる液ガス熱交換器およびそれを用いた空気調和機用冷凍サイクルが示されている。
本実施の形態にかかる空気調和機用冷凍サイクルは、図２に示すように、圧縮機１、四路切換弁２、冷房運転時には凝縮器として作用し、暖房運転時には蒸発器として作用する熱源側熱交換器３、暖房用減圧機構４Ａ、レシーバ５、冷房用減圧機構４Ｂおよび冷房運転時には蒸発器として作用し、暖房運転時には凝縮器として作用する利用側熱交換器６を冷媒配管７により順次接続して構成されている。この場合、圧縮機１、四路切換弁２、冷房運転時には凝縮器として作用し、暖房運転時には蒸発器として作用する熱源側熱交換器３、暖房用減圧機構４Ａ、レシーバ５および冷房用減圧機構４Ｂは室外機内に配設され、利用側熱交換器６は室内機内に配設され、前記暖房用減圧機構４Ａおよび冷房用減圧機構４Ｂは、それぞれ冷房運転時および暖房運転時において全開とされる電子膨張弁により構成されている。なお、暖房用減圧機構４Ａおよび冷房用減圧機構４Ｂに代えて、１個の減圧機構４を用いることもある。
上記構成の空気調和機用冷凍サイクルにおいて、冷媒は、冷房運転時には実線矢印のように循環し、暖房運転時には点線矢印のように循環することとなっている。
上記構成の空気調和機用冷凍サイクルにおいて、冷房運転時あるいは暖房運転時においてそれぞれ凝縮器として作用している熱源側熱交換器３あるいは利用側熱交換器６の出口冷媒の過冷却をとり、冷房運転時あるいは暖房運転時においてそれぞれ蒸発器として作用している利用側熱交換器６あるいは熱源側熱交換器３側のエンタルピ差を拡大して冷媒循環量を落とし、蒸発器として作用している熱交換器側の圧損低減による性能向上などを狙うために、圧縮機１の吸入管７Ａと、前記熱源側熱交換器３と前記利用側熱交換器４との間の高圧液管７Ｂとを熱交換させる液ガス熱交換器８が付設されることとなっている。
上記液ガス熱交換器８は、図１に示すように、前記圧縮機１の吸入管７Ａにおける直管部７Ａ1，７Ａ2外周に前記高圧液管７Ｂ（本実施の形態においては、暖房用減圧機構４Ａとレシーバ５との間に位置する高圧液管）を巻回して構成されている。
前記高圧液管７Ｂの流路断面積×パス数をα1、前記吸入管７Ａの流路断面積×パス数をα2としたとき、０．０１１＜α1／α2＜０．２００となるように設定されている。なお、０．０１１は、−１０℃における冷媒（例えば、Ｒ４１０Ａ）の液ガス密度比であり、０．２００は７０℃における冷媒（例えば、Ｒ４１０Ａ）の液ガス密度比である。
上記のように構成した液ガス熱交換器においては、次のような作用が得られる。
即ち、冷房運転時においては、圧縮機１から四路切換弁２を経て熱源側熱交換器３に供給されたガス冷媒は、熱源側熱交換器３において凝縮液化された後、全開状態の暖房用減圧機構４Ａおよび液ガス熱交換器８を構成する高圧液管７Ｂを経てレシーバ５に入る。該レシーバ５から出た液冷媒は、冷房用減圧機構４Ｂで減圧されて気液混合状態となり、利用側熱交換器６で蒸発気化し、四路切換弁２および液ガス熱交換器８を構成する吸入管７Ａを経て圧縮機１に還流することとなっている。この際、利用側熱交換器６に送風される空気を冷却して得られる冷風は、室内冷房用に供される。
一方、暖房運転時においては、圧縮機１から四路切換弁２を経て利用側熱交換器６に供給されたガス冷媒は、利用側熱交換器６において凝縮液化された後、全開状態の冷房用減圧機構４Ｂを経てレシーバ５に入る。該レシーバ５から出た液冷媒は、液ガス熱交換器８を構成する高圧液管７Ｂを通り、全開状態の暖房用減圧機構４Ａで減圧されて気液混合状態となり、熱源側熱交換器３で蒸発気化し、四路切換弁２および液ガス熱交換器８を構成する吸入管７Ａを経て圧縮機１に還流することとなっている。この際、利用側熱交換器６に送風される空気を加熱して得られる温風は、室内暖房用に供される。
上記構成の液ガス熱交換器８においては、前記高圧液管７Ｂを圧縮機１の吸入管７Ａの外周に巻回することで、冷房運転時あるいは暖房運転時においてそれぞれ凝縮器として作用している熱源側熱交換器３あるいは利用側熱交換器６の出口冷媒の過冷却をとり、冷房運転時あるいは暖房運転時においてそれぞれ蒸発器として作用している利用側熱交換器６あるいは熱源側熱交換器３側のエンタルピ差を拡大して冷媒循環量を落とし、蒸発器として作用している熱交換器側の圧損低減による性能向上などが得られる。
また、吸入圧損の上昇を抑えることができるところから、冷媒回路全体としてのＣＯＰ低下をなくすことが可能となる。しかも、既存の吸入管７Ａを利用しているため、別途熱交換器を設置する必要がなくなり、室外機のコンパクト設計が可能となる。さらに、液ガス熱交換器８において蒸発器の過熱制御を行うことで、アキュムレータを取ることが可能となり、室外機のさらなるコンパクト化が可能となる。
上記液ガス熱交換器８においては、高圧液管７Ｂの流路断面積×パス数をα1、前記吸入管７Ａの流路断面積×パス数をα2としたとき、０．０１１＜α1／α2＜０．２００となるように設定しているで、液ガスの流速をほぼ合わせることが可能となる結果、冷媒流速を上げ、凝縮熱伝達率を向上させることで、熱交換器の性能を向上させることができることとなり、熱交換器のコンパクト化に寄与する。しかも、液ガス熱交換器に冷媒が溜まり込むことがなくなるので、システムに充填する冷媒量の上昇を抑制することができ、環境に優しい空気調和機を提供できるとともに、空気調和機のコストダウンにも寄与する。
本実施の形態においては、液ガス熱交換器８において、吸入管７Ａの直管部７Ａ1，７Ａ2の外周にのみ高圧液管７Ｂを巻回するようにしているが、吸入管の曲管部等の外周に高圧液管を巻回するようにしてもよいことは勿論である。
第２の実施の形態
図３には、本願発明の第２の実施の形態にかかる空気調和機用冷凍システムが示されている。
この場合、液ガス熱交換器８を構成する高圧液管７Ｂは、レシーバ５と冷房用減圧機構４Ｂとの間の高圧液管とされている。その他の構成および作用効果は、第１の実施の形態におけると同様なので説明を省略する。
第３の実施の形態
図４には、本願発明の第３の実施の形態にかかる空気調和機用冷凍システムが示されている。
この場合、熱源側熱交換器３と利用側熱交換器６との間には、熱源側熱交換器３あるいは利用側熱交換器６から出た液冷媒をレシーバ５および減圧機構７に流すように作用する流路切換機構９が介設されている。該流路切換機構９は、４個の逆止弁１０，１１，１２，１３をブリッジ結合させて構成されている。そして、液ガス熱交換器８は、前記流路切換機構９とレシーバ５との間の高圧液管７Ｂを圧縮機１の吸入管７Ａに巻回して構成されている。このようにすると、液ガス熱交換器８を構成する高圧液管７Ｂ内を流れる高圧液冷媒と吸入管７Ａ内を流れるガス冷媒とが常に並行流となる。その他の構成および作用効果は、第１の実施の形態におけると同様なので説明を省略する。
本願発明は、上記各実施の形態に限定されるものではなく、発明の要旨を逸脱しない範囲において、適宜設計変更可能なことは勿論である。
本願発明の実施の形態にかかる液ガス熱交換器を示す正面図である。 本願発明の第１の実施の形態にかかる空気調和機用冷凍システムを示す冷媒回路図である。 本願発明の第２の実施の形態にかかる空気調和機用冷凍システムを示す冷媒回路図である。 本願発明の第３の実施の形態にかかる空気調和機用冷凍システムを示す冷媒回路図である。
符号の説明
１は圧縮機
３は熱源側熱交換器
４は減圧機構
４Ａは暖房用減圧機構
４Ｂは冷房用減圧機構
６は利用側熱交換器
７は冷媒配管
７Ａは吸入管
７Ｂは高圧液管
８は液ガス熱交換器

Claims (2)

  1. 圧縮機（１）、熱源側熱交換器（３）、減圧機構（４）および利用側熱交換器（６）を冷媒配管（７）により順次接続してなる空気調和機用冷凍サイクルに用いられる空気調和機用液ガス熱交換器であって、前記熱源側熱交換器（３）と前記利用側熱交換器（６）との間の高圧液管（７Ｂ）を、前記圧縮機（１）の吸入管（７Ａ）の外周に巻回して構成したことを特徴とする空気調和機用液ガス熱交換器。
  2. 前記高圧液管（７Ｂ）の流路断面積×パス数をα1、前記吸入管（７Ａ）の流路断面積×パス数をα2としたとき、０．０１１＜α1／α2＜０．２００となるように設定したことを特徴とする請求項２記載の空気調和機用液ガス熱交換器。
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