CN105659039A - 换热器和使用该换热器的制冷循环装置 - Google Patents

换热器和使用该换热器的制冷循环装置 Download PDF

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Abstract

本发明的目的是得到削减滞留在传热管内的制冷剂的量并且降低整个换热器的传热管的压力损失的换热器。该换热器将设置在热交换流体的上游侧的第一换热器(101)和设置在热交换流体的下游侧的第二换热器(102)以供热介质流通的流路串联连接，其特征在于，在作为蒸发器发挥作用的情况下，热介质以与热交换流体形成平行流的方式从第一换热器(101)向第二换热器(102)流动，在作为冷凝器发挥作用的情况下，热介质以与热交换流体形成对流的方式从第二换热器(102)向第一换热器(101)流动，第一换热器(101)具有的第一传热管的流路容积的总和小于第二换热器(102)具有的第二传热管的流路容积的总和。

Description

换热器和使用该换热器的制冷循环装置
技术领域
本发明涉及具有多列使制冷剂相对于热交换流体(例如空气)的流通方向流通的传热管的换热器。
背景技术
制冷循环装置使用HFC制冷剂，但HFC制冷剂存在全球变暖系数值高的问题。因此，在制冷剂从制冷循环装置泄漏的情况下，会对全球变暖造成强烈的影响，因此，需要减少制冷循环装置内的制冷剂封装量的技术。
在制冷循环装置运转期间，被封装的制冷剂大部分滞留于换热器，因此通过减少换热器的传热管的容积来减少制冷剂的量尤为重要。
在现有的换热器中，存在对扁平管和圆管进行组合而形成多列传热管，从而提高热交换效率的结构(参考专利文献1)。
在先技术文献
专利文献
专利文献1：日本特开2010-54060号公报(参考图1和图9等)
发明内容
发明所要解决的课题
现有的换热器在上风侧使用容积大的圆管的传热管，在下风侧使用容积小的扁平管，因此，在作为冷凝器使用的情况下空气与制冷剂的流动形成对流，在作为蒸发器使用的情况下空气与制冷剂的流动形成平行流，这样就存在密度大的制冷剂滞留在容积大的圆管侧且制冷剂的量增加的问题。
另外，在以削减制冷剂的量和高性能化为目的而使用扁平多孔管或小直径圆管作为传热管的情况下，存在传热管内的压力损失增大且制冷循环的运转效率降低的问题。
本发明是为了解决上述问题而完成的，其目的是得到一种换热器和使用该换热器的制冷循环装置，通过对作为冷凝器和蒸发器使用的在列方向上排列的各传热管的流路容积、水力当量直径等进行调整，削减滞留在传热管内的制冷剂的量并且降低整个换热器的传热管的压力损失。
用于解决课题的方案
本发明是一种换热器，通过供热介质流通的流路将设置在热交换流体的上游侧的第一换热器和设置在所述热交换流体的下游侧的第二换热器串联连接，其特征在于，在作为蒸发器发挥功能的情况下，所述热介质以与所述热交换流体形成平行流的方式从所述第一换热器向所述第二换热器流动，在作为冷凝器发挥功能的情况下，所述热介质以与所述热交换流体形成对流的方式从所述第二换热器向所述第一换热器流动，所述第一换热器具有的第一传热管的流路容积的总和小于所述第二换热器具有的第二传热管的流路容积的总和。
发明效果
根据本发明的换热器，能够削减滞留在换热器的传热管内的制冷剂的量，并且能够降低整个换热器的传热管的压力损失。
附图说明
图1是表示将实施方式1的换热器安装于热源机并进行采暖运转的制冷剂回路的图。
图2是实施方式1的换热器的结构图。
图3是表示作为蒸发器使用实施方式1的热源侧换热器时滞留在传热管内的累计制冷剂的量的图。
图4是表示作为蒸发器使用实施方式1的热源侧换热器时在传热管内产生的压力损失的图。
图5是表示将实施方式1的换热器安装于热源机并进行制冷运转的制冷剂回路的图。
图6是表示作为冷凝器使用实施方式1的热源侧换热器时滞留在传热管内的累计制冷剂的量的图。
图7是表示作为冷凝器使用实施方式1的热源侧换热器时在传热管内产生的压力损失的图。
图8是将实施方式2的换热器应用于室外机的概述图。
具体实施方式
以下，根据附图对本发明的实施方式进行说明。
此外，以下所说明的结构等只是一个例子，本发明的换热器不限定于这样的结构等。
另外，对于详细的结构，适当地简化或省略了图示。
另外，对于重复或相似的说明，适当地进行了简化或省略。
实施方式1
图1是表示将实施方式1的换热器安装于热源机并进行采暖运转的制冷剂回路的图。
图2是实施方式1的换热器的结构图。
制冷循环装置通过制冷剂管道连接对气体制冷剂进行压缩的压缩机201、对从压缩机201排出的制冷剂的流路进行切换的四通阀202、使室内空气与制冷剂进行热交换的使用侧换热器203、对制冷剂进行减压的膨胀阀204、以及使室外空气与制冷剂进行热交换的热源侧换热器101、102。
另外，使用侧送风机205与使用侧换热器203相邻设置，向使用侧换热器203吹送作为热交换流体的室内空气。热源侧送风机206也与热源侧换热器101、102相邻设置，向热源侧换热器101、102输送作为热交换流体的室外空气。
热源侧换热器101、102是翅片管式换热器，与平行设置的多个传热管103、104大致垂直地可传热地安装有板状的翅片105、106。并且，在热源侧送风机206的送风方向上被分成设置在上风侧的第一热源侧换热器101和设置在下风侧的第二热源侧换热器102。第一热源侧换热器101和第二热源侧换热器102的各传热管被连接成使制冷剂串联地流通。
接下来，对第一热源侧换热器101和第二热源侧换热器102的结构进行具体说明。
在实施方式1的热源侧换热器101、102中，将第一热源侧换热器101的各传热管103的流路容积的总和设定成小于第二热源侧换热器102的各传热管104的流路容积的总和的数值。
另外，将在与各传热管103的轴向垂直的方向上截断第一热源侧换热器101的传热管103的流路截面积的总和设定成小于在与各传热管104的轴向垂直的方向上截断第二热源侧换热器102的传热管104的流路截面积的总和的数值。
而且，第一热源侧换热器101的各传热管103的水力当量直径(等价直径)的总和形成为小于第二热源侧换热器102的各传热管104的水力当量直径(等价直径)的总和的数值。
这里的水力当量直径(等价直径)(d)是特征长度，表示在将一条传热管的流路换成圆管时其与多大直径的圆管等效。水力当量直径(等价直径)(d)用以下公式表示。
d＝4A/L(这里，A表示流路截面积，L表示湿周长度(流路截面上的壁面的长度))。
如图2所示，在各传热管103、104的形状中，第一热源侧换热器101的传热管103采用扁平多孔管，第二热源侧换热器102的传热管104采用圆管。
通过这样在第一热源侧换热器101的传热管103采用扁平多孔管，能够提高第一热源侧换热器101的热交换效率，使其作为主换热器发挥功能。
此外，如果形成上述那样的传热管的流路容积和水力当量直径的关系，则也可以将第一热源侧换热器101设为圆管，并将第二热源侧换热器102设为扁平多孔管。另外，对各热源侧换热器101、102上的传热管103、104的条数和路径数没有特别限制。
对于第一热源侧换热器101和第二热源侧换热器102的各传热管103、104的截面配置而言，可以采用与作为热交换流体的空气的流动方向平行配置的网格状的配置或提高传热效率的锯齿状的配置等。
另外，对于作为各传热管103、104的设置间隔的间距，例如可以使第一热源侧换热器101的传热管103的间距窄且使第二热源侧换热器102的传热管104的间距宽，使传热管103的条数是传热管104的两倍，从而将第一热源侧换热器101设计成大容量的主换热器。
另外，也可以使由传热管103的内部表面积规定的管内传热面积的总和大于传热管104的管内传热面积的总和。
对于第一热源侧换热器101和第二热源侧换热器102的各翅片105、106而言，可以例如使第一热源侧换热器101的翅片105的间距窄且使第二热源侧换热器102的翅片106的间距宽，使翅片105的片数是翅片106的两倍，从而将第一热源侧换热器101设计成大容量的主换热器。另外，还可以使各翅片105、106的表面积的总和不同，使第一热源侧换热器101的翅片105的表面积大于第二热源侧换热器102的翅片106的表面积，或者为其同等以上。
此外，通过对上述的传热管103、104和翅片105、106的结构进行适当组合，能够使第一热源侧换热器101作为传热管的流路容积小但热交换容量大的主换热器发挥功能，并使第二热源侧换热器102作为辅助主换热器的副换热器发挥功能。
接下来，对于具有实施方式1的换热器的制冷循环装置以采暖模式运转的情况下的动作进行说明。
从压缩机201输出的高温高压的气体制冷剂通过四通阀202并流入使用侧换热器203。
流入使用侧换热器203的制冷剂通过与室内空气的热交换而被冷却并冷凝，随后流入膨胀阀204并被减压。
经过减压的低温制冷剂依次流过第一热源侧换热器101、第二热源侧换热102，由室外空气加热并成为气体制冷剂，经过四通阀202被吸入压缩机201。
在处于该采暖模式时，热源侧换热器101、102作为蒸发器使用，制冷剂从第一热源侧换热器101与热源侧送风机206吹送的空气的流动方向平行地向着第二热源侧换热器102流动。
接下来，对于热源侧换热器101、102内的制冷剂状态进行说明。
图3是表示作为蒸发器使用实施方式1的热源侧换热器时滞留在传热管内的累计制冷剂的量的图。
图4是表示作为蒸发器使用实施方式1的热源侧换热器时在传热管内产生的压力损失的图。
流入第一热源侧换热器101的制冷剂由室外空气加热，因此干燥度沿流动方向增大。另外，对于第二热源侧换热器102也是一样，制冷剂的干燥度沿流动方向增大。因此，制冷剂的密度沿流动方向逐渐减小。
在此，如上所述，热源侧换热器101、102将第一热源侧换热器101的各传热管103的流路容积的总和设定成小于第二热源侧换热器102的各传热管104的流路容积的总和的数值。
因此，在作为蒸发器使用实施方式1的热源侧换热器101、102时，来自换热器入口的传热管103、104内的累计制冷剂的量如图3的曲线[3]所示。
虽然流入第一热源侧换热器101的制冷剂的干燥度小且制冷剂的密度大，但各传热管103的流路容积的总和与第二热源侧换热器102相比相对较小，因此，能够减少滞留在各传热管103内的制冷剂的量。
另外，即使制冷剂流入第二热源侧换热器102且各传热管104的流路容积的总和与第一热源侧换热器101相比相对较大，但制冷剂的干燥度增大且制冷剂的密度减小，因此能够减少滞留在传热管104内的制冷剂的量的累计增加率。
因此，能够从整体上抑制滞留在热源侧换热器101、102内的制冷剂的量。
此外，图3的曲线[1]是在第一热源侧换热器101的传热管103采用第二热源侧换热器102的传热管104的结构并将第一热源侧换热器101的传热管103的流路容积的总和设定成与第二热源侧换热器102的传热管104同等大的数值时的累计制冷剂的量。
另外，图3的曲线[2]是在对第一热源侧换热器101的传热管103与第二热源侧换热器102的传热管104的结构进行置换并将第二热源侧换热器102的各传热管104的流路容积的总和设定成小于第一热源侧换热器101的各传热管103的流路容积的总和的数值时的累计制冷剂的量。
图3的曲线[4]是在第二热源侧换热器102的传热管104采用第一热源侧换热器101的传热管103的结构并将第二热源侧换热器102的传热管104的流路容积的总和设定成与第一热源侧换热器101的传热管103同等小的数值时的累计制冷剂的量。
另外，制冷剂流通时的传热管内的压力损失随着干燥度的增大而增大，但使干燥度增大的第二热源侧换热器102的各传热管104的水力当量直径(等价直径)的总和大于第一热源侧换热器101的各传热管103的水力当量直径(等价直径)的总和，因此能够如图4的曲线[3]所示地对于影响大的第二热源侧换热器102的各传热管104的压力损失的增大进行抑制。
因此，能够从整体上抑制热源侧换热器101、102的各传热管103、104的制冷剂的压力损失。
此外，作为比较而记载的图4的曲线[1]是在第一热源侧换热器101的传热管103采用第二热源侧换热器102的传热管104的结构并将第一热源侧换热器101的传热管103的水力当量直径的总和设定成与第二热源侧换热器102的传热管104同等大的数值时的压力损失。
另外，图3的曲线[2]是在对第一热源侧换热器101的传热管103与第二热源侧换热器102的传热管104的结构进行置换并将第二热源侧换热器102的各传热管104的流路容积的总和设定成小于第一热源侧换热器101的各传热管103的水力当量直径的总和的数值时的压力损失。
图3的曲线[4]是在第二热源侧换热器102的传热管104采用第一热源侧换热器101的传热管103的结构并将第二热源侧换热器102的传热管104的水力当量直径的总和设定成与第一热源侧换热器101的传热管103同等小的数值时的压力损失。
另外，在要进一步降低第一热源侧换热器101和第二热源侧换热器102的压力损失时，可以在第一热源侧换热器101的上游侧设置分配器并使其向多个传热管103分支，使制冷剂流动并使传热管多路径化，从而降低在传热管内流动的制冷剂的速度。
接下来，对于具有实施方式1的换热器的制冷循环装置以制冷模式运转的情况下的动作进行说明。
图5是表示将实施方式1的换热器安装于热源机并进行制冷运转的制冷剂回路的图。
从压缩机201输出的高温高压的气体制冷剂通过四通阀202，并流入热源侧换热器101、102。
流入热源侧换热器101、102的制冷剂通过与室外空气的热交换而被冷却、冷凝，随后流入膨胀阀204并被减压。
经过减压的低温的制冷剂流入使用侧换热器203，由室内空气加热并成为气体制冷剂，经过四通阀202被吸入压缩机201。
在处于该制冷模式时，热源侧换热器101、102作为冷凝器使用，制冷剂从第二热源侧换热器102与热源侧送风机206吹送的空气的流动方向相对地向着第一热源侧换热器101流动。
接下来，对热源侧换热器101、102内的制冷剂状态进行说明。
图6是表示作为冷凝器使用实施方式1的热源侧换热器时滞留在传热管内的累计制冷剂的量的图。
图7是表示作为冷凝器使用实施方式1的热源侧换热器时在传热管内产生的压力损失的图。
流入第二热源侧换热器102的制冷剂由室外空气冷却，因此干燥度沿流动方向降低。另外，对于第一热源侧换热器101也是一样，制冷剂的干燥度沿流动方向降低。因此，制冷剂的密度沿流动方向逐渐增大。
在此，如上所述，热源侧换热器101、102将第一热源侧换热器101的各传热管103的流路容积的总和设定成小于第二热源侧换热器102的各传热管104的流路容积的总和的数值。
因此，在作为冷凝器使用实施方式1的热源侧换热器101、102时，来自换热器入口的传热管103、104内的累计制冷剂的量如图6的曲线[3]所示。
对于流入第二热源侧换热器102的制冷剂，由于制冷剂的干燥度大且制冷剂的密度小，因此，即使各传热管104的流路容积的总和与第一热源侧换热器101相比相对较大，也能够减少滞留在传热管104内的制冷剂的量。
之后，虽然流入第一热源侧换热器101的制冷剂的干燥度变小且制冷剂的密度增大，但由于各传热管103的流路容积的总和与第二热源侧换热器102相比相对较小，因此，能够减少滞留在各传热管103内的制冷剂的量。
因此，能够从总体上抑制滞留在热源侧换热器101、102内的制冷剂量。
此外，图6中的曲线[1]、[2]、[4]是与在图3的说明中所记载的热源侧换热器101、102的各传热管103、104一样的结构，作为比较而示出。
另外，制冷剂流通时的传热管内的压力损失随着干燥度的增大而增大，但使干燥度增大的第二热源侧换热器102的各传热管104的水力当量直径(等价直径)的总和大于第一热源侧换热器101的各传热管103的水力当量直径(等价直径)的总和，因此能够如图7的曲线[3]所示地对于影响大的第二热源侧换热器102的各传热管104的压力损失增大进行抑制。
因此，能够从整体上抑制热源侧换热器101、102的各传热管103、104的制冷剂的压力损失。
此外，图7中的曲线[1]、[2]、[4]是与在图4的说明中所记载的热源侧换热器101、102的各传热管103、104一样的结构，作为比较而示出。
另外，在要进一步降低第一热源侧换热器101和第二热源侧换热器102的压力损失时，可以在第二热源侧换热器102的上游侧设置分配器并使其向多个传热管104分支，使制冷剂流动并使传热管多路径化，从而降低在传热管内流动的制冷剂的速度。
此外，通过使形成第一热源侧换热器101、第二热源侧换热器102和使用侧换热器203的传热管103、104以及翅片105、106的材质都使用铝材质或铝合金材质，能够抑制在异种金属之间产生的腐蚀，并且能够实现轻量化。
另外，在实施方式1的例子中，热源侧换热器101、102应用第一热源侧换热器101和第二热源侧换热器102的两列换热器的结构，可以在使用侧换热器203采用该两列换热器的结构。
由于采用了上述的传热管的结构，因此，实施方式1的热源侧换热器101、102能够减少滞留在传热管内的制冷剂的量，并且能够降低整个换热器的传热管的压力损失。
实施方式2
接下来，利用图8对实施方式2的换热器进行说明。
实施方式2的换热器的结构基本具有实施方式1的第一热源侧换热器101和第二热源侧换热器102的传热管103、104的结构，因此仅对不同点进行说明。
图8是将实施方式2的换热器应用于室外机的概述图。
在实施方式2中示出了在热交换流体的流通方向设置了三列换热器的情况，设置两列第一热源侧换热器101并形成L型，设置一列第二热源侧换热器102并形成平面形状。另外，使第二热源侧换热器102的宽度尺寸小于第一热源侧换热器101的直线部分的宽度尺寸。此外，也可以使第二热源侧换热器102的高度尺寸小于第一热源侧换热器101的高度尺寸。
根据该结构，将第二热源侧换热器102形成平面形状，因此能够削减弯曲传热管所需要的加工费。
另外，与实施方式1一样，热源侧换热器101、102采用上述那样的传热管的结构，因此，能够减少滞留在传热管内的制冷剂的量，并且，能够降低作为整个换热器的传热管的压力损失。
以上对于实施方式1和实施方式2进行了说明，但本发明并不限于各实施方式的说明。例如也可以对各实施方式的全部或一部分进行组合。
附图标记说明
101第一热源侧换热器，102第二热源侧换热器，103传热管，104传热管，105翅片，106翅片，201压缩机，202四通阀，203使用侧换热器，204膨胀阀，205使用侧送风机，206热源侧送风机。

Claims (11)

1.一种换热器，通过供热介质流通的流路将设置在热交换流体的上游侧的第一换热器和设置在所述热交换流体的下游侧的第二换热器串联连接，其特征在于，
在作为蒸发器发挥功能的情况下，所述热介质以与所述热交换流体形成平行流的方式从所述第一换热器向所述第二换热器流动，
在作为冷凝器发挥功能的情况下，所述热介质以与所述热交换流体形成对流的方式从所述第二换热器向所述第一换热器流动，
所述第一换热器具有的第一传热管的流路容积的总和小于所述第二换热器具有的第二传热管的流路容积的总和。
2.根据权利要求1所述的换热器，其特征在于，所述第一换热器具有的第一传热管的截面积的总和小于所述第二换热器具有的第二传热管的截面积的总和。
3.根据权利要求1所述的换热器，其特征在于，所述第一换热器具有的第一传热管的水力当量直径的总和小于所述第二换热器具有的第二传热管的水力当量直径的总和。
4.根据权利要求1至3中任一项所述的换热器，其特征在于，所述第一传热管是扁平多孔管，所述第二传热管是圆管。
5.根据权利要求1至4中任一项所述的换热器，其特征在于，所述第一换热器具有的翅片的表面积是比所述第二换热器具有的翅片的表面积大的面积。
6.根据权利要求1至5中任一项所述的换热器，其特征在于，所述第一传热管的设置间隔形成为比所述第二传热管的设置间隔短的长度。
7.根据权利要求1至6中任一项所述的换热器，其特征在于，所述第一传热管的管内传热面积的总和形成为比所述第二传热管的管内传热面积的总和大的面积。
8.根据权利要求1至7中任一项所述的换热器，其特征在于，所述第一传热管和所述第二传热管的截面配置形成为锯齿形，从而防止相对于所述热交换流体的流通方向重叠。
9.根据权利要求1至8中任一项所述的换热器，其特征在于，将所述第一换热器设为L形截面形状，将所述第二换热器设为平面形状，将所述第一换热器和所述第二换热器相对于所述热交换流体的流动方向重叠设置。
10.根据权利要求1至9中任一项所述的换热器，其特征在于，所述第一换热器具有的翅片的材质和所述第二换热器具有的翅片的材质、以及所述第一传热管的材质和所述第二传热管的材质都由铝制成。
11.一种制冷循环装置，其特征在于，使用侧换热器和热源侧换热器中的至少一方使用如权利要求1至10中任一项所述的换热器。
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