CN106796060A - 热泵装置 - Google Patents

Abstract

本发明的热泵装置，包括利用制冷剂配管将压缩机(1)、冷凝器(3或5)、膨胀单元(4)、蒸发器(5或3)连接成环状而成的制冷剂回路，冷凝器(3或5)或蒸发器(5或3)是制冷剂与液体进行热交换的板式热交换器，被封入到制冷剂回路的所述制冷剂以R32为主成分，由此，改善在冷凝器(3或5)的内部的制冷剂的不均匀流动，并且降低压力损失，所以节能性能提高。

Description

热泵装置

技术领域

本发明涉及热泵装置。

背景技术

现有技术中，在具有翅片管式热交换器的热泵装置中，作为制冷剂使用R32，通过减小室内热交换器与室外热交换器的容积比，实现热泵装置的小型化(例如，参照专利文献1)。

图7是专利文献1记载的现有的热泵装置的概略结构图。如图7所示，该热泵装置包括：将压缩机101、室外热交换器102、膨胀阀103、室内热交换器104、四通阀105连接成环状的制冷剂回路。

该热泵装置使用R32作为制冷剂。另外，该热泵装置设想应用于空气调节机。因此，室外热交换器102、室内热交换器104均是使制冷剂与空气进行热交换的翅片管式热交换器。而且，室外热交换器102的内容积Vout与室内热交换器104的内容积Vin之比m(＝Vout/Vin)为0.7≤m≤1.5的范围。由此，与现有的制冷剂、特别是使用了R410A的情况相比，实现热泵装置的节能化和室外热交换器的小型化。

另外，为了减小翅片管式热交换器的内容积，需要减小构成热交换器的传热管的管径。该情况下，抑制在传热管内流动的制冷剂的压力损失同时确保传热性能成为课题。

明确了制冷剂蒸发时的在传热管内的压力损失与制冷剂的流量的关系(参照非专利文献1、非专利文献2)。

图8(a)是表示非专利文献1记载的制冷剂蒸发时的制冷剂的流量与压力损失的关系的曲线图。图8(b)是表示非专利文献2记载的制冷剂蒸发时的制冷剂的流量与压力损失的关系的曲线图。根据这些曲线图可知，压力损失与制冷剂的流量的大致2次方成比例。

现有技术文献

专利文献

专利文献1：日本特开2001-248922号公报

非专利文献

非专利文献1:法福守、外2名、“蒸発性能を向上した内面溝付管の開発(提高蒸发性能的带内表面槽的管的开发)”、日立电线株式会社、No.26(2007-1)、p.59

非专利文献2:森康敏、外3名、“代替冷媒用高性能内面溝付管HFタイプの開発(代替制冷剂用高性能带内表面槽管HF型的开发)”、古河电工时报、古河电气工业株式会社、平成12年7月、第106号、p.8

发明内容

发明要解决的课题

然而，在上述现有技术中，以将热泵装置应用于空气调节机的情况为前提，使用R32作为制冷剂，对应用于使制冷剂与液体进行热交换的设备的情况没作考虑。

因此，将现有的结构直接应用于使制冷剂与液体进行热交换的热泵装置，存在节能性能不会充分提高的课题。

本发明是解决上述现有的课题的发明，其目的在于，提高使制冷剂与液体进行热交换的热泵装置的节能性能。

用于解决课题的方法

为了解决上述现有的课题，本发明提供一种热泵装置，其特征在于，包括利用制冷剂配管将压缩机、冷凝器、膨胀单元、蒸发器连接成环状而成的制冷剂回路，冷凝器或蒸发器是制冷剂与液体进行热交换的板式热交换器，被封入到制冷剂回路的制冷剂，以R32为主成分。

在使用R32，发挥与使用现有的R410A的情况相同的能力的条件下，在使用R32的情况下，与使用R410A的情况相比，冷凝过程的焓差h增加。因此，在使用R32的情况下，为了获得规定的能力而需要的制冷剂循环量减少。因此，在热交换器的制冷剂流速降低。因此，从接近于板式热交换器的制冷剂入口部的流路到远离板式热交换器的制冷剂入口部的流路产生的制冷剂的不均匀流动得以改善。其结果是热泵装置的节能性能提高。

发明的效果

根据本发明，能够提供节能性能提高的热泵装置。

附图说明

图1是表示本发明的实施方式1的热泵装置的概略结构图。

图2是R410A和R32的莫里尔(p-h)图。

图3在本发明的实施方式1的热泵装置的板式热交换器中，(a)是表示制冷剂入口部和制冷剂出口部形成于不同的面的情况的制冷剂入口集管部的流速分布的曲线图，(b)是表示制冷剂入口部和制冷剂出口部形成于相同的面的情况的制冷剂入口集管部的流速分布的曲线图。

图4是表示在热泵装置中使用了R410A的情况的压缩机的压缩比与热交换器的容积比R的关系的曲线图。

图5是表示在热泵装置中使用了R32的情况的压缩机的压缩比与热交换器的容积比R的关系的曲线图。

图6是表示低压壳型压缩机和高压壳型压缩机的压缩过程的差异的莫里尔图。

图7是现有的热泵装置的概略结构图。

图8(a)、(b)是表示制冷剂蒸发时的制冷剂的流量与压力损失的关系的曲线图。

具体实施方式

第1发明是下述热泵装置，其包括利用制冷剂配管将压缩机、冷凝器、膨胀单元、蒸发器连接成环状而成的制冷剂回路，上述冷凝器或上述蒸发器是制冷剂与液体进行热交换的板式热交换器，被封入到上述制冷剂回路的上述制冷剂，以R32为主成分。

在发挥相同的能力的条件下，比较作为制冷剂使用R410A的情况和使用R32的情况，则在使用R32的情况下，冷凝过程的焓差h增加。因此，在使用R32的情况下，为了获得规定的能力而需要的制冷剂循环量减少。因此，在热交换器的制冷剂流速降低。因此，从接近于板式热交换器的制冷剂入口部的流路到远离板式热交换器的制冷剂入口部的流路产生的制冷剂的不均匀流动得以改善。其结果是通过板式热交换器的整体高效地进行热交换，热泵装置的节能性能提高。

另外，在使用R32的情况下，冷凝过程的焓差h增加，所以以相等的压力从相同的过冷却度的状态使制冷剂减压时，在蒸发器的入口的干燥度x降低。因此，在将板式热交换器作为蒸发器使用的情况下，在板式热交换器的内部流动的制冷剂中液体制冷剂所占的比率增加。因此，在板式热交换器的内部流动的制冷剂的流速降低。因此，从接近于板式热交换器的制冷剂入口部的流路到远离板式热交换器的制冷剂入口部的流路产生的制冷剂的不均匀流动得以改善。其结果是通过板式热交换器的整体高效地进行热交换，热泵装置的节能性能提高。

第2发明特别是在第1发明中，上述冷凝器是上述板式热交换器，上述蒸发器是上述制冷剂与气体进行热交换的翅片管式热交换器，上述蒸发器的内容积(Vf)与上述冷凝器的内容积(Vp)之比R(＝Vf/Vp)为0.5≤R≤4.0。

由此，除了热泵装置的节能性能提高外，还能够实现作为翅片管式热交换器的蒸发器的小型化。另外，压缩机的可靠性提高。另外，通过实现蒸发器的小型化使热交换器的内容积减少，能够实现热泵装置需要的制冷剂量的削减。

第3发明特别是在第1或第2发明中，上述压缩机是高压壳型压缩机。

在壳内为低压的低压壳型压缩机中，制冷剂被处于壳内的电动机加热后，开始压缩。另一方面，在高压壳型的压缩机中，吸入到压缩机的制冷剂直接被吸入到压缩机内的压缩室。因此，制冷剂在被电动机加热前，开始压缩。因此，即使在使用排出温度易上升的R32的情况下，也能够抑制排出温度的过度上升，压缩机的可靠性提高。

以下，对本发明的实施方式，参照附图并进行说明。另外，本发明并不限定于这些实施方式。

(实施方式1)

图1是表示本实施方式的热泵装置的概略结构图。图2是R410A和R32的莫里尔(p-h)图。图3是表示板式热交换器的制冷剂入口集管部的流速分布的曲线图，(a)是制冷剂入口部和制冷剂出口部形成于不同的面的情况的曲线图，(b)是制冷剂入口部和制冷剂出口部形成于相同的面的情况的曲线图。

另外，图4是表示在热泵装置中使用了R410A的情况的压缩机的压缩比与热交换器的容积比R的关系的曲线图。图5是表示在热泵装置使用了R32的情况的压缩机的压缩比与热交换器的容积比R的关系的曲线图。图6是表示低压壳型压缩机和高压壳型压缩机的压缩过程的差异的莫里尔(p-h)图。

如图1所示，本实施方式的热泵装置100包括：利用制冷剂配管按顺序连接压缩制冷剂的压缩机1、切换制冷剂流动的方向的四通阀2、第1热交换器3、使高压的制冷剂减压膨胀的膨胀单元4、第2热交换器5而得的制冷剂回路100a。

压缩机1具有作为外壳的壳。压缩机1在壳的内部设置有压缩机构和电动机。压缩机构具有压缩室。通过电动机旋转，压缩室的容积缩小，制冷剂被压缩。压缩机1是壳的内部为高压的高压壳型压缩机。

第1热交换器3是制冷剂与液体(例如，水)进行热交换的板式热交换器。第2热交换器是制冷剂与气体(例如，空气)进行热交换的翅片管式热交换器。

另外，热泵装置100包括：利用液体配管连接第1热交换器3、循环泵(未图示)、地暖板等供暖终端(未图示)等而得的液体回路100b。

膨胀单元4能够采用能够调整制冷剂流的流路截面积的膨胀阀或流路截面积为一定的毛细管。

热泵装置100通过利用四通阀2切换制冷剂的流动方向，能够切换将第1热交换器3作为冷凝器、将第2热交换器5作为蒸发器使用的情况和将第1热交换器3作为蒸发器、将第2热交换器5作为冷凝器使用的情况。冷凝器中，由压缩机1压缩后的高压的制冷剂散热。蒸发器中，由膨胀单元4减压膨胀后的气液二相状态的制冷剂蒸发。

作为被封入到制冷剂回路的制冷剂，使用以R32(二氟甲烷)为主成分的制冷剂。制冷剂中优选R32含70％以上。另外，更优选制冷剂的全部是R32。其中，在制冷剂的全部为R32的情况下，也可以含有若干杂质。

翅片管式热交换器使在该热交换器的内部流动的制冷剂与在外部流动的气体(空气)进行热交换。翅片管式热交换器包括：多个传热管和多个平板状的翅片。多个传热管贯通于多片翅片。而且，构成为在传热管的内部流动的制冷剂与在翅片间流动的空气进行热交换。在翅片管式热交换器的附近设置有用于向翅片间送空气的风扇(未图示)。

板式热交换器使在该热交换器的内部的制冷剂流路流动的制冷剂与在该热交换器的内部的液体流路流动的液体(水)进行热交换。板式热交换器包括具有层叠的多个凹凸的平板(板式)。平板和相邻的平板之间形成有制冷剂流路或液体流路。在板式热交换器中通过层叠多个平板，交替形成制冷剂流路和液体流路。而且，构成为在制冷剂流路流动的制冷剂与在液体流路流动的液体(水)进行热交换。

板式热交换器在与层叠方向垂直的方向的一端设置有制冷剂入口集管部，在另一端设置有制冷剂出口集管部。制冷剂入口集管部在一端设置有与外部的制冷剂配管连接的制冷剂入口部。制冷剂入口集管部从制冷剂入口部在层叠方向贯通多个平板，与制冷剂流路连通。另外，制冷剂出口集管部在一端设置有与外部的制冷剂配管连接的制冷剂出口部。制冷剂出口集管部从制冷剂出口部在层叠方向贯通多个平板，与制冷剂流路连通。

制冷剂入口部和制冷剂出口部也可以设置于板式热交换器的不同的面(参照图3(a)中的概略结构)。或者，也可以设置在相同的面(参照图3(b)中的概略结构)。

另外，板式热交换器包括：液体入口集管部和液体出口集管部。

在本实施方式的热泵装置100中，作为板式热交换器的第1热交换器3的制冷剂流路与制冷剂回路100a连接，第1热交换器3的液体流路与液体回路100b连接。而且，热泵装置100将第1热交换器3作为冷凝器使用，能够应用于加热液体的热水生成装置。

更具体地说，能够应用于使被加热后的液体(热水)在地暖板等供暖终端循环，进行室内的供暖的热水供暖装置。此外，本实施方式的热泵装置100通过四通阀2切换液体流动的方向时，能够利用第1热交换器3冷却液体，所以也能够适用于冷热水生成装置。

对于在标准的运转条件下运转热泵装置100的情况的制冷循环的动作状态，使用莫里尔(p-h)图进行说明。如图2所示，作为制冷剂使用R32的情况的焓差h2与使用了R410A的情况的焓差h1相比，约增加到1.5倍。因此，为了发挥相同的加热能力而需要的制冷剂循环量，R32比R410A少。具体而言，如果用R32，则为R410A的约66％的制冷剂循环量即可。

另外，如图2所示，使用R32作为制冷剂时，与使用R410A的情况相比，以相同的冷凝压力从相同的过冷却度的状态使制冷剂减压的情况的在蒸发器的入口的干燥度x降低。例如，在图2所示的运转条件下，在蒸发器的入口的制冷剂的干燥度x在使用了R410A的情况下为0.24，与之相对地，在使用了R32的情况下降低为0.19。

在此，对于板式热交换器的制冷剂入口集管部的制冷剂的流速分布进行说明。流速分布在板式热交换器在不同的面具有制冷剂入口部和制冷剂出口部的情况(图3(a))与在相同的面具有制冷剂入口部和制冷剂出口部的情况(图3(b))下不同。具体而言，如图3(a)所示，在不同的面具有制冷剂入口部和制冷剂出口部的情况下，以具有制冷剂入口部的面一侧的流速慢、具有制冷剂出口部的面一侧(深侧)的流速快的方式不均匀流动。如图3(b)所示，在相同的面上具有制冷剂入口部和制冷剂出口部的情况下，具有制冷剂入口部和制冷剂出口部的面一侧的流速快，相反侧(进深侧)的流速慢。

使用了R32的情况与使用了R410A的情况相比，制冷剂循环量减少，制冷剂流速降低。因此，如图3(a)、(b)所示，不论是在不同的面具有制冷剂入口部和制冷剂出口部的情况，还是在相同的面具有制冷剂入口部和制冷剂出口部的情况下，制冷剂流速的不平衡都减少，制冷剂的分流改善。

另外，如上所述，因为蒸发器的入口的制冷剂的干燥度x降低，所以液体制冷剂在蒸发器流动的制冷剂中所占的比率增加，制冷剂的流速降低。由此，特别是将板式热交换器作为蒸发器使用的情况下，板式热交换器的内部的制冷剂的不均匀流动得到改善，制冷剂的分流改善。因此，在板式热交换器的各制冷剂流路高效地进行热交换，所以热交换效率提高。其结果，热泵装置100的节能性能提高。

接着，对翅片管式热交换器的内容积Vf与板式热交换器的内容积Vp的容积比R(＝Vf/Vr)适当进行说明。

作为翅片管式热交换器的内容积Vf，因与膨胀单元4或四通阀2连接，所以不包含与热交换器的入口或出口连接的制冷剂配管的内容积，而包含构成热交换器的传热管的内容积、和将传热管彼此连接的制冷剂配管的内容积。此外，在将传热管彼此连接的制冷剂配管中包含在多个传热管分配制冷剂、或集合来自多个传热管的制冷剂的分支管或集管等。

作为板式热交换器的内容积Vr，因与膨胀单元4或四通阀2连接，所以不包含与热交换器的入口或出口连接的制冷剂配管的内容积，而包含制冷剂流路的内容积、制冷剂入口集管部的内容积、和制冷剂出口集管部的内容积。

通常，压缩机1为了确保可靠性而需要令压缩比在1.5～10之间进行使用。因此，在将热泵装置100应用于热水生成装置的情况下，需要在热水生成装置的实际的使用范围，以压缩机1的压缩比纳入1.5～10之间的方式设定热交换器的内容积。此外，在本实施方式中，作为实际的使用范围，采用额定能力为7～16kW，外部空气温度为-15～12℃，液体(水)的温度为35～55℃的范围。

图4、图5是横轴为容积比R，纵轴为压缩比，在各自的容积比R中在实际的使用范围内绘制所需的压缩比的最大值和最小值的图。

在使用了R410A的情况下，如图4所示，容积比R增大时，具有压缩比的最大值和最小值减少的趋势。这由以下的理由引起。作为蒸发器使用的翅片管式热交换器的内容积相对增大时，蒸发器的热交换量增大，热泵装置100的低压侧的压力增大。其结果，在作为冷凝器使用的板式热交换器中得到规定的加热能力，所以所需的压缩比减少。

这样，与增减容积比R(Vf/Vp)相应地，压缩比的最大值和最小值也具有增减的趋势。因此，在将R410A作为制冷剂使用、将板式热交换器作为冷凝器使用、将翅片管式热交换器作为蒸发器使用的情况下，如果为了确保压缩机的可靠性而要将压缩比设定为1.5～10，则如图4所示，需要将容积比R设定为0.5≤R≤5。

如图5所示，在使用了R32的情况下，容积比R增大时，压缩比的最大值和最小值也具有减少的趋势。在使用了R32的情况下，也与R410A的情况同样，从维持热泵装置100、特别是维持压缩机1的可靠性的观点来看，需要使压缩机1在压缩比为1.5～10的范围动作。因此，如图5所示，需要容积比R为0.5≤R≤4。

这表示在具有相同的冷凝器(板式热交换器)的热泵装置100中使用了R32的情况下，与使用R410A的情况相比，能够使蒸发器(翅片管式热交换器)小型。

另外，在包括相同的冷凝器(板式热交换器)、具有相同的长度L的传热管的蒸发器(翅片管式热交换器)的热泵装置100中，比较使用R410A的情况和使用R32的情况，则在使用了R32的情况下，能够减小蒸发器的传热管的截面积S。此外，传热管的截面积S是翅片管式热交换器的内容积Vf除以翅片管式热交换器的传热管的长度L而得的值(Vf/L)。

更具体地说，翅片管式热交换器的传热管的截面积S，在使用了R32的情况下，与使用了R410A的情况比较，为0.8倍～1.0倍。在此，0.8能够通过使用了R32的情况的最大的容积比的4除以使用了R410A的情况的最大的容积比的5来计算。另外，1.0能够通过使用了R32的情况的最小的容积比的0.5除以使用了R410A的情况的最小的容积比的0.5来计算。

翅片管式热交换器的传热管内的制冷剂流速，在使用了R32的情况下，与使用了R410A的情况比较，为1.0倍～1.25倍。在此，1.0是截面积S的最大值的1.0的倒数。另外，1.25是截面积S的最小值的0.8的倒数。

进而，在使用了R32的情况，与使用R410A的情况比较，焓差h增加到约1.5倍，所以即使使制冷剂流量减少到约66％，也能够确保相同的能力。如作为现有技术的图8(a)、(b)所示，已知有制冷剂蒸发时的压力损失dPc与制冷剂的流量的平方成比例。如上所述，R32的制冷剂流速与R410A比较，为1.0倍～1.25倍，所以R32的压力损失与R410A比较，为0.44倍～0.68倍。在此，0.44能够通过将作为使用了R32的情况的制冷剂流量的比率的0.66乘以作为使用了R32的情况的流速的最小的比率的1.0的值进行平方来计算。另外，0.68能够通过将作为使用R32的情况的制冷剂流量的比率的0.66乘以作为使用了R32的情况的流速的最大的比率的1.25的值进行平方来计算。

如上所述，用于发挥相同的加热能力的在冷凝器中流动的制冷剂流量，使用了R32的情况比使用了R410A的情况少。因此，能够降低压缩机1运转转速，压缩机1的动力降低。另外，在使用了R32的情况下，与使用了R410A的情况比较，因压力损失减少，所以在蒸发器的出口的制冷剂的压力、即吸入到压缩机1的制冷剂的压力上升。因此，吸入到压缩机1的制冷剂的比容减少，吸入到压缩机1的制冷剂量增大。其结果，即使在降低了压缩机1的动力的情况下，也能够确保足够的制冷剂循环量。由此，能够提高冷凝能力、蒸发能力。

这样，使用R32、将板式热交换器作为冷凝器使用、将翅片管式热交换器作为蒸发器使用时，与使用R410A的情况相比，因蒸发器小型化和蒸发器的内容积减少而能够削减需要制冷剂量，并且热泵装置的节能性能提高。

另外，作为压缩机1，优选使用高压壳型压缩机。在壳的内部为低压的低压壳型压缩机中，吸入到压缩机的制冷剂一流入到壳的内部，就在被高温的电动机加热了的状态下被吸入到压缩机内的压缩室。由此，如图6所示，在压缩过程中，与吸入到压缩机时相比，以制冷剂的温度上升的状态开始压缩。因此，压缩结束后的制冷剂的温度(排出温度)可能会过大。

与之相对地，在壳的内部成为高压的高压壳型压缩机中，吸入到压缩机的制冷剂直接被吸入到压缩室。因此，在制冷剂的温度过度上升前开始压缩。因此，能够抑制排出温度的过度上升。由此，即使在使用与R410A相比排出温度易上升的R32的情况下，也能够抑制排出温度的过度的上升，压缩机的可靠性提高。

此外，在本实施方式中，以热泵装置分别具有各一个冷凝器和蒸发器进行了说明，但也可以具有多个冷凝器或蒸发器。该情况下，优选作为冷凝器使用的热交换器全部是板式热交换器，作为蒸发器使用的热交换器全部是翅片管式热交换器。另外，该情况下，翅片管式热交换器的内容积Vf是全部的翅片管式热交换器的内容积之和。板式热交换器的内容积Vr是全部的板式热交换器的内容积之和。

产业上的可利用性

根据本发明，能够提供节能性优异的热泵装置，所以能够适用于热水生成装置、热水供暖装置等用途。

附图标记说明

1 压缩机

2 四通阀

3 第1热交换器

4 膨胀单元

5 第2热交换器。

权利要求书(按照条约第19条的修改)

1.(补正后)一种热泵装置，其特征在于：

包括利用制冷剂配管将压缩机、冷凝器、膨胀单元、蒸发器连接成环状而成的制冷剂回路，

所述冷凝器或所述蒸发器是制冷剂与液体进行热交换的板式热交换器，

所述压缩机是高压壳型压缩机，

被封入到所述制冷剂回路的所述制冷剂，以R32为主成分。

2.(补正后)如权利要求1所述的热泵装置，其特征在于：

所述冷凝器是所述板式热交换器，

所述蒸发器是所述制冷剂与气体进行热交换的翅片管式热交换器，

所述压缩机是高压壳型压缩机，

所述蒸发器的内容积与所述冷凝器的内容积之比R为0.5≤R≤4.0。

3.(删除)

Claims (3)

1.一种热泵装置，其特征在于：

包括利用制冷剂配管将压缩机、冷凝器、膨胀单元、蒸发器连接成环状而成的制冷剂回路，

所述冷凝器或所述蒸发器是制冷剂与液体进行热交换的板式热交换器，

被封入到所述制冷剂回路的所述制冷剂，以R32为主成分。

2.如权利要求1所述的热泵装置，其特征在于：

所述冷凝器是所述板式热交换器，

所述蒸发器是所述制冷剂与气体进行热交换的翅片管式热交换器，

所述蒸发器的内容积与所述冷凝器的内容积之比R为0.5≤R≤4.0。

3.如权利要求1或2所述的热泵装置，其特征在于：

所述压缩机是高压壳型压缩机。