JP2001343173A - Co2冷媒用冷凍サイクル装置 - Google Patents
Co2冷媒用冷凍サイクル装置Info
- Publication number
- JP2001343173A JP2001343173A JP2000163806A JP2000163806A JP2001343173A JP 2001343173 A JP2001343173 A JP 2001343173A JP 2000163806 A JP2000163806 A JP 2000163806A JP 2000163806 A JP2000163806 A JP 2000163806A JP 2001343173 A JP2001343173 A JP 2001343173A
- Authority
- JP
- Japan
- Prior art keywords
- refrigerant
- oil
- evaporator
- compressor
- refrigeration cycle
- Prior art date
- Legal status (The legal status is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the status listed.)
- Pending
Links
Classifications
-
- F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
- F25—REFRIGERATION OR COOLING; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS; MANUFACTURE OR STORAGE OF ICE; LIQUEFACTION SOLIDIFICATION OF GASES
- F25B—REFRIGERATION MACHINES, PLANTS OR SYSTEMS; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS
- F25B40/00—Subcoolers, desuperheaters or superheaters
-
- F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
- F25—REFRIGERATION OR COOLING; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS; MANUFACTURE OR STORAGE OF ICE; LIQUEFACTION SOLIDIFICATION OF GASES
- F25B—REFRIGERATION MACHINES, PLANTS OR SYSTEMS; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS
- F25B9/00—Compression machines, plants or systems, in which the refrigerant is air or other gas of low boiling point
- F25B9/002—Compression machines, plants or systems, in which the refrigerant is air or other gas of low boiling point characterised by the refrigerant
- F25B9/008—Compression machines, plants or systems, in which the refrigerant is air or other gas of low boiling point characterised by the refrigerant the refrigerant being carbon dioxide
-
- F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
- F28—HEAT EXCHANGE IN GENERAL
- F28D—HEAT-EXCHANGE APPARATUS, NOT PROVIDED FOR IN ANOTHER SUBCLASS, IN WHICH THE HEAT-EXCHANGE MEDIA DO NOT COME INTO DIRECT CONTACT
- F28D7/00—Heat-exchange apparatus having stationary tubular conduit assemblies for both heat-exchange media, the media being in contact with different sides of a conduit wall
- F28D7/0008—Heat-exchange apparatus having stationary tubular conduit assemblies for both heat-exchange media, the media being in contact with different sides of a conduit wall the conduits for one medium being in heat conductive contact with the conduits for the other medium
- F28D7/0025—Heat-exchange apparatus having stationary tubular conduit assemblies for both heat-exchange media, the media being in contact with different sides of a conduit wall the conduits for one medium being in heat conductive contact with the conduits for the other medium the conduits for one medium or the conduits for both media being flat tubes or arrays of tubes
-
- F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
- F25—REFRIGERATION OR COOLING; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS; MANUFACTURE OR STORAGE OF ICE; LIQUEFACTION SOLIDIFICATION OF GASES
- F25B—REFRIGERATION MACHINES, PLANTS OR SYSTEMS; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS
- F25B2309/00—Gas cycle refrigeration machines
- F25B2309/06—Compression machines, plants or systems characterised by the refrigerant being carbon dioxide
- F25B2309/061—Compression machines, plants or systems characterised by the refrigerant being carbon dioxide with cycle highest pressure above the supercritical pressure
-
- F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
- F25—REFRIGERATION OR COOLING; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS; MANUFACTURE OR STORAGE OF ICE; LIQUEFACTION SOLIDIFICATION OF GASES
- F25B—REFRIGERATION MACHINES, PLANTS OR SYSTEMS; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS
- F25B2400/00—General features or devices for refrigeration machines, plants or systems, combined heating and refrigeration systems or heat-pump systems, i.e. not limited to a particular subgroup of F25B
- F25B2400/07—Details of compressors or related parts
- F25B2400/073—Linear compressors
-
- F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
- F25—REFRIGERATION OR COOLING; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS; MANUFACTURE OR STORAGE OF ICE; LIQUEFACTION SOLIDIFICATION OF GASES
- F25B—REFRIGERATION MACHINES, PLANTS OR SYSTEMS; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS
- F25B2400/00—General features or devices for refrigeration machines, plants or systems, combined heating and refrigeration systems or heat-pump systems, i.e. not limited to a particular subgroup of F25B
- F25B2400/13—Economisers
-
- F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
- F28—HEAT EXCHANGE IN GENERAL
- F28D—HEAT-EXCHANGE APPARATUS, NOT PROVIDED FOR IN ANOTHER SUBCLASS, IN WHICH THE HEAT-EXCHANGE MEDIA DO NOT COME INTO DIRECT CONTACT
- F28D21/00—Heat-exchange apparatus not covered by any of the groups F28D1/00 - F28D20/00
- F28D2021/0019—Other heat exchangers for particular applications; Heat exchange systems not otherwise provided for
- F28D2021/0068—Other heat exchangers for particular applications; Heat exchange systems not otherwise provided for for refrigerant cycles
- F28D2021/0073—Gas coolers
Landscapes
- Engineering & Computer Science (AREA)
- Physics & Mathematics (AREA)
- Mechanical Engineering (AREA)
- Thermal Sciences (AREA)
- General Engineering & Computer Science (AREA)
- Chemical & Material Sciences (AREA)
- Chemical Kinetics & Catalysis (AREA)
- Air-Conditioning For Vehicles (AREA)
Abstract
を蒸発器の冷媒流路として用いるCO2冷媒用冷凍サイ
クル装置において、熱交換率/圧力損失比のすぐれた冷
凍サイクル装置を提供する。 【解決手段】 油分離器またはオイルレス型やオイルプ
ア型のリニア圧縮機を用い、蒸発器入口におけるオイル
循環率が2%以下とし、冷媒流路が扁平チューブに形成
された複数の貫通穴からなる蒸発器や補助熱交換器の蒸
発側冷媒流路をもつCO2冷媒用の冷凍サイクル装置。
Description
炭素冷媒(CO2冷媒)を用いた冷凍サイクル装置に関
するものである。
蔵庫、冷蔵または冷凍倉庫、ショーケース等には、圧縮
機、放熱器、減圧器、蒸発器等を接続してなる冷凍サイ
クル装置が使われているが、この冷凍サイクル装置内に
封入される冷媒としては、フッ素原子を含有する炭化水
素類が用いられてきた。
る炭化水素(HCFC、ハイドロクロロフルオロカーボ
ン)類は性能がよく、かつ不燃性、人体に対して無毒で
あることから、冷凍サイクル装置に広く用いられてき
た。
ロカーボン)類は塩素原子を有しているがゆえに、大気
に放出されて成層圏に達してしまった場合にオゾン層を
破壊してしまうことが明らかになり、これらに代わって
塩素原子を含まないHFC(ハイドロフルオロカーボ
ン)が使用されつつあるが、オゾン層を破壊する性質は
有しないものの大気中での寿命が長いために温室効果が
大きく、近年問題になっている地球温暖化を防止する上
では必ずしも満足な冷媒とはいえない。
HFC類の代わりに、オゾン破壊係数がゼロでありかつ
地球温暖化係数もハロゲン原子を含有する炭化水素類に
比べれば格段に小さい二酸化炭素を冷媒として用いる冷
凍サイクル装置の可能性が検討されつつある。例えば、
特公平7−18602号公報には、二酸化炭素を使用し
た冷凍サイクル装置が提案されている。
℃、臨界圧力は7372kPaであり、これを用いた冷
凍サイクル装置では、図8を用い説明する遷臨界サイク
ルとなりうる。
冷媒として用いる冷凍サイクルのモリエル線図である。
図中のA−B−C−D−Aで示されるように、圧縮機で
気相状態のCO2冷媒を圧縮する圧縮行程(A−B)、
この高温高圧の超臨界状態のCO2冷媒を放熱器(ガス
クーラ)にて冷却する冷却行程(B−C)、そして、減
圧器により減圧する減圧行程(C−D)、気液二相状態
となったCO2冷媒を蒸発させる蒸発器の蒸発行程(D
−A)により、蒸発潜熱で空気等の外部流体から熱を奪
って外部流体を冷却する。
界点CCにより高圧側に位置していて、飽和液線及び飽
和蒸気線に交差することはない。すなわち、蒸発行程
(D−A)における飽和蒸気領域(気液二相領域)から
加熱蒸気領域(気相領域)への移行は、HCFC類やH
FC類の場合と同様に行われるが、臨界点CCを越える
領域(超臨界領域)においては、HCFC類やHFC類
の場合のような凝縮行程が存在せず、CO2冷媒が液化
することなく冷却される冷却行程となる。
を用いた冷凍サイクル装置の作動圧力は、低圧側圧力は
3.5MPa程度、高圧側圧力は10MPa程度となる
ため、HCFC類やHFC類を用いた場合に比較して、
作動圧力が高くなり、高圧側圧力と低圧側圧力は、HC
FC類やHFC類を用いた冷凍サイクル装置の約5〜1
0倍となる。
冷媒用冷凍サイクル装置の放熱器や蒸発器に用いられる
熱交換器の冷媒流路は、高圧冷媒の圧力に耐えるため
に、図9の概略構成図に示すように、小口径の複数の貫
通孔21aから構成される扁平チューブ21が用いられ
る。
圧縮機から、CO2冷媒とともにオイルが吐出される
と、特に小口径の複数の貫通孔の冷媒流路で構成される
蒸発器において、オイルがCO2冷媒の蒸発阻害の要因
となり、CO2冷媒の蒸発熱伝達率が極端に低下し、圧
力損失が増大するという課題が見出された。
るために、小口径の複数の貫通孔からなる扁平チューブ
を蒸発器の冷媒流路として用いるCO2冷媒用冷凍サイ
クル装置において、オイルフリーの冷凍サイクル装置を
提供することを目的とする。
めに、第1の本発明(請求項1に対応)は、放熱器と、
前記放熱器に冷媒を流入させる圧縮機と、前記放熱器の
冷媒出口側と前記圧縮機との間に設けられ、扁平チュー
ブに形成された複数の貫通孔を冷媒流路として有する蒸
発器とを少なくとも備え、前記蒸発器入口におけるオイ
ル循環率が、2%以下であることを特徴とするCO2冷
媒用の冷凍サイクル装置である。
は、前記貫通孔の水力相当直径が0.2mmから6.0
mmであることを特徴とする上記本発明である。
は、前記圧縮機と前記放熱器との間に設けられた第1の
油分離器と、前記第1の油分離器と、前記圧縮機との間
に設けられた、前記油分離器で分離されるオイルを前記
圧縮機に帰還させる第1のオイル帰還手段とをさらに備
え、前記第1の油分離器で分離されるオイルが前記第1
のオイル帰還手段を介して前記圧縮機に帰還されること
により、前記蒸発器入口におけるオイル循環率が低減さ
れることを特徴とする上記本発明である。
は、前記放熱器の冷媒出口側に設けられた第2の油分離
器と、前記第2の油分離器と、前記圧縮機との間に設け
られた、前記油分離器で分離されるオイルを前記圧縮機
に帰還させる第2のオイル帰還手段とをさらに備え、前
記第2の油分離器で分離されるオイルが前記第2のオイ
ル帰還手段を介して前記圧縮機に帰還されることによ
り、前記蒸発器入口におけるオイル循環率が低減される
ことを特徴とする上記本発明である。
は、前記圧縮機は、オイルレス型またはオイルプア型の
リニア圧縮機であり、前記リニア圧縮機を用いることに
より前記蒸発器の入口におけるオイル循環率が低減され
ることを特徴とする上記本発明である。
は、前記放熱器と前記蒸発器との間に設けられた第1の
減圧器と、前記放熱器の冷媒出口側から前記第1の減圧
器の入口側までの間に形成された放熱側冷媒流路と、前
記蒸発器の冷媒出口側から前記圧縮機の吸入部までの間
に形成された蒸発側冷媒流路との間で熱交換を行う第1
の補助熱交換器とをさらに備え、前記第1の補助熱交換
器内の蒸発側冷媒流路は、扁平チューブに形成された複
数の貫通孔を有することを特徴とする上記本発明であ
る。
は、前記第1の補助熱交換器内の蒸発側冷媒流路の貫通
孔の水力相当直径は、前記蒸発器出口の貫通孔の水力相
当直径以上であることを特徴とする上記本発明である。
は、前記第2のオイル帰還手段を介して、前記第2の油
分離器と、前記圧縮機との間に設けられた第3の減圧器
と、前記第2のオイル帰還手段を介さずに、前記第2の
油分離器と、前記蒸発器との間に設けられた第4の減圧
器と、前記第3の減圧器の出口側から、前記第2のオイ
ル帰還手段を経て、前記圧縮機の少なくとも吸入部まで
の区間に形成された蒸発側冷媒流路と、前記放熱器の冷
媒出口側から、前記第4の減圧器の入口側までの区間に
形成された放熱側冷媒流路との間で熱交換を行う第2の
補助熱交換器とをさらに備え、前記第2の補助熱交換器
内の蒸発側冷媒通路は、扁平チューブに形成された複数
の貫通孔を有することを特徴とする上記本発明である。
は、前記第2の補助熱交換器内の蒸発側冷媒流路の貫通
孔の水力相当直径は、前記蒸発器入口の貫通孔の水力相
当直径以下であることを特徴とする上記本発明である。
応)は、前記第1または第2の補助熱交換器内におい
て、前記放熱側冷媒流路も、扁平チューブに形成された
複数の貫通孔を備えることを特徴とする上記本発明であ
る。
応)は、前記蒸発器は、前記扁平チューブの肉厚方向に
交互に積層された複数のフィンをさらに備えることを特
徴とする上記本発明である。
て、図1から図6を用いて説明する。
0.86mmの形状が三角形である小口径で25本の貫
通孔からなる扁平チューブにおけるCO2冷媒の蒸発熱
伝達率と圧力損失の特性図である。
量で割ったオイル循環率である。また、左側の縦軸はオ
イル循環率が0%のときの熱伝達率を100とした熱伝
達率の百分率であり、右側の縦軸はオイル循環率が0%
のときの圧力損失を100とした圧力損失の百分率であ
る。図1には、CO2冷媒との溶解性が異なる2種類の
オイルについての特性を示しており、オイルの種類によ
り低下の程度に違いがあるが、熱伝達率はオイル循環量
が増加するにしたがって低下する。また、圧力損失はオ
イル循環量が増加するにしたがって増加する。さらに、
不溶解性オイルでもこれらのオイルと同様の特性となる
と想像される。
には、オイルの種類に関わらず、熱伝達率は極端に低下
する。
低下と圧力損失の増大を防止するためには、オイル循環
率は2%以下が望ましいものである。
とともに圧力損失を減らすためには、CO2冷媒と一緒
に吐出されるオイルを極めて少量にするか、オイルを全
く使用しないことが有効であることがわかる。すなわ
ち、冷媒流路が扁平チューブに引き抜き加工により形成
された複数の貫通孔からなる蒸発器を備える場合には、
蒸発器入口におけるオイル循環率が2%以下となるよう
にすることによって、できるだけ圧力損失の増加を招く
ことなしに、蒸発熱伝達率の低下を極力低減したCO2
冷媒用の冷凍サイクル装置を実現することができる。
ータを含む様々な実験データから、オイルとCO2冷媒
が循環する場合の扁平チューブの蒸発熱伝達率と圧力損
失は、次に述べる相関式による計算値と良好に一致し
た。
蒸発熱伝達率の相関式として一般的に知られたLiu−
Wintertonの相関式を、核沸騰熱伝達率に及ぼ
すオイル混合の影響を考慮したパラメータKfで修正
し、強制対流熱伝達率については、液の物性値を冷媒と
オイルとの混合物の値に変える修正を行った。
lは液相のみが流れるとみなした場合の強制対流熱伝達
率、hpoolはプール沸騰熱伝達率、E、Sはそれぞ
れ強制対流、核沸騰の度合を表すパラメータである。
失の相関式として一般的に知られたLockhart−
Martinelliの相関式に、液の物性値を冷媒と
オイルとの混合物の値に変える修正を行った。
した場合の摩擦損失である。
めたCO2冷媒の蒸発熱伝達率と圧力損失の特性図であ
る。
循環量で割ったオイル循環率である。また、縦軸はオイ
ル循環率が0%のときの熱伝達率を100とした熱伝達
率の比(上記(式1)、(式2)により算出)を、オイ
ル循環率が0%のときの圧力損失を100とした圧力損
失(上記(式3)により算出)の比で除した値の百分率
である。すなわち、オイル循環率が0%の場合に100
となり、オイル循環量の増加により熱伝達率の低下が大
きく、かつ/または、圧力損失の上昇が大きいほど、1
00より小さな値となる。
特性を示しており、従来の冷凍サイクル装置で用いられ
る様なオイル、例えば、蒸発器内での動粘度が1000
から5000cSt程度となるオイル(不溶解性オイル
も含む)では、オイル循環率が2%より大きい場合に、
熱伝達率は極端に低下することを示している。
孔についての特性を示しており、水力相当直径が0.2
mmから6.0mmの場合には、特に、オイル循環率が
2%より大きい場合に、熱伝達率は極端に低下すること
を示している。なお、貫通孔の数や形状に関する影響を
除いた水力相当直径を用いた整理を用いていることか
ら、上述の傾向が、蒸発器における貫通孔の数や貫通孔
の形状によらず成立することは、容易に想像できる。
オイルの種類や貫通孔の形状、個数であっても、貫通孔
の水力相当直径が0.2mmから6.0mmの場合に
は、CO2冷媒の蒸発熱伝達率の低下と圧力損失の増大
を防止するためには、オイル循環率は2%以下が望まし
いものである。
おける冷凍サイクル装置の概略構成を、図4に示す。図
4において、41は圧縮機、42は放熱器、43は減圧
器、44は蒸発器であり、これらを配管接続することに
より、図中矢印の方向に冷媒が循環する冷凍サイクルを
構成し、冷媒として放熱側となる経路(圧縮機1の吐出
部〜放熱器42〜減圧器43入口部までの流路)で超臨
界状態となり得る冷媒である二酸化炭素冷媒(CO2冷
媒)が封入されている。また、圧縮機41と放熱器42
との間には、油分離器45を備え、油分離器45で分離
されるオイルは、油分離器45の出口を分岐して、副減
圧器47を介して、圧縮機41に配管接続された補助経
路48により、圧縮機41に帰還される構成となってい
る。さらに、放熱器42の出口から減圧器43の入口ま
での冷媒流路である放熱側冷媒流路と、蒸発器44の出
口から圧縮機41の吸入部までの冷媒流路である蒸発側
冷媒流路と、で熱交換を行う補助熱交換器46を備えて
いる。なお、油分離器45は、本発明の第1の油分離器
に相当し、補助経路48は、本発明の第1のオイル帰還
手段に相当するものであり、補助熱交換器46は、本発
明の第1の補助熱交換器に相当するものである。
による冷凍サイクル装置の動作について説明する。圧縮
機41で圧縮(本実施の形態では、圧力は、例えば約1
0MPaに圧縮する)されたCO2冷媒は高温高圧状態
となり、油分離器45で圧縮機41から冷媒とともに吐
き出されたオイルを分離した後、放熱器42へ導入され
る。また、オイルを分離された後の冷媒は、補助経路4
8を介して圧縮機41へ帰還する。
であるので、場合によって気液二相状態とはならずに、
空気や水などの媒体に放熱して、補助熱交換器46の放
熱器42の出口から減圧器43の入口までの放熱側冷媒
流路においてさらに冷却される。減圧器43では減圧
(本実施の形態では、圧力は例えば、約3.5MPaに
減圧する)されて、低圧の気液二相状態となり蒸発器4
4へ導入される。蒸発器44では、空気などから吸熱し
て、補助熱交換器46の蒸発器44の出口から圧縮機1
の吸入部までの蒸発側冷媒流路においてガス状態とな
り、再び圧縮機41に吸入される。このようなサイクル
を繰り返すことにより、放熱器42で放熱による加熱作
用、蒸発器44で吸熱による冷却作用を行う。
2を出て減圧器43に向かう比較的高温の冷媒と、蒸発
器44を出て圧縮機41に向かう比較的低温の冷媒とで
熱交換が行われる。このため、放熱器42を出たCO2
冷媒がさらに冷却されて減圧器43で減圧されるため、
蒸発器44の入口エンタルピが減少して、蒸発器44の
入口と出口でのエンタルピ差が大きくなり、吸熱能力
(冷却能力)が増大する。
4を構成する熱交換器51の概略構成図である。図5
中、52はCO2冷媒と空気との間で熱交換を行うコア
部であり、このコア部52は、CO2冷媒が流通する複
数のアルミニウム製の扁平チューブ21、および複数の
コルゲート状に成形されたアルミニウム製のフィン22
が、扁平チューブ21の肉厚方向に交互に積層された構
成となっている。
両端側には、複数の扁平チューブ21(貫通孔21a)
と連通する内部空間が形成された一対のヘッダタンク5
3が、扁平チューブ21の長手方向と直交するように延
びて配設されている。ヘッダタンク53は、押し出し、
または、引き抜き加工、あるいは、ダイカスト法にて成
型されており、十分な耐圧強度を有する。図5中、54
はヘッダタンク53の内部空間を複数個の空間に仕切る
セパレータである。また、55は圧縮機41の吸入部に
接続される接続パイプであり、56は減圧器3の出口側
に接続される接続パイプである。因みに、図5の実線矢
印および破線矢印は、CO2冷媒の流れを示すものであ
り、下部の接続パイプ56から流入するCO2冷媒は、
セパレータ54を境にしてヘッダタンク53を逐次経由
しながら、熱交換器51の扁平チューブ21の内部で蒸
発し、上部の接続パイプ55から圧縮機41に流出す
る。
に、扁平チューブ21の長手方向に貫通し、冷媒流路と
なる小口径の複数の貫通孔21aが形成されており、こ
れらの貫通孔21aは、扁平チューブ21と一体成形さ
れている。熱交換器51において、比較的高圧状態のC
O2冷媒が流れる冷媒流路を形成している扁平チューブ
21は、押し出し、または、引き抜き加工により成形さ
れており、冷媒が流通する貫通孔の口径を小さくできる
ために、十分な耐圧強度を有する。貫通孔21aの断面
形状は、応力集中を緩和しつつ断面積の拡大を図るべ
く、丸形状または角が丸められた矩形状となっている。
ここで、熱交換器51の流出側の扁平チューブ21の貫
通孔の水力相当直径は、流入側の扁平チューブ21の貫
通孔の水力相当直径以上となることが、CO2冷媒の蒸
発時の圧力損失の観点からは望ましい。
放熱器42の出口から減圧器43の入口までの放熱側冷
媒流路と、蒸発器44の出口から圧縮機1の吸入部まで
の蒸発側冷媒流路の両方が、扁平チューブに引き抜き加
工により形成された小口径の複数の貫通孔を備え、CO
2冷媒の流れ方向は互いに対向している。
口から圧縮機41の吸入部までの蒸発側冷媒流路の貫通
孔の水力相当直径は、蒸発器44の出口の貫通孔の水力
相当直径以上としている。具体的には、例えば、蒸発器
44の出口パス数と、補助熱交換器46の蒸発側冷媒流
路のパス数が同一の場合には、補助熱交換器46の蒸発
側冷媒流路の貫通孔の管径を、蒸発器44の出口の貫通
孔の管径以上とするものである。これにより、蒸発の乾
き度が大きくなるにつれて単位長さ当たりの圧力損失が
増大する悪影響を防止することができる。
び吸入側の補助熱交換器の蒸発側冷媒流路の小口径の複
数の貫通孔からなる扁平チューブに流入することが防止
されできるだけ圧力損失の増加をまねくことなしに、蒸
発熱伝達率の低下を極力低減したCO2冷媒用の冷凍サ
イクル装置を実現することができる。
おける冷凍サイクル装置の概略構成を、図7に示す。図
7においては、図4と同じ構成要素については同一の符
号を付し、説明を省略する。図7において、73は減圧
器であり、77は放熱器42の冷媒出口側に設けた油分
離器である。さらに、油分離器77から分岐され、副減
圧器78を介した蒸発側冷媒流路と、減圧器43に至る
放熱側冷媒流路とで熱交換を行う補助熱交換器79を備
えている。また、油分離器77で分離したオイルは、油
分離器77の出口から分岐され、副減圧器78,蒸発側
冷媒流路(補助熱交換器79)を介して圧縮機41に配
管接続された補助経路80により圧縮機41に帰還され
る構成となっている。なお、副減圧器78は本発明の第
3の減圧器に相当し、減圧器73は本発明の第4の減圧
器に相当し、油分離器77は本発明の第2の油分離器に
相当し、補助熱交換器79は本発明の第2の補助熱交換
器に相当し、補助経路80は本発明の第2のオイル帰還
手段に相当するものである。
る。圧縮機41で圧縮(本実施の形態では、圧力は例え
ば、約10MPaに圧縮する)された二酸化炭素冷媒
(CO 2冷媒)は高温高圧状態となり、放熱器42で
は、CO2冷媒は超臨界状態であるので、場合によって
気液二相状態とはならずに、空気や水などの媒体に放熱
する。さらに、放熱器42の出口に設けた油分離器77
で、副減圧器78を介した蒸発側冷媒流路と、減圧器7
3に至る放熱側冷媒流路とに分岐され、副減圧器78を
介した蒸発側冷媒はオイルとともに補助経路80を通じ
て圧縮機41に帰還される。補助熱交換器79の放熱側
冷媒流路を経たCO2冷媒は、減圧器73で減圧(本実
施の形態では、圧力は、例えば、約3.5MPaに減圧
される)されて気液二相状態となり、蒸発器44へ導入
される。蒸発器44では、空気などから吸熱してガス状
態となり、再び圧縮機41に吸入される。このようなサ
イクルを繰り返すことにより、放熱器42で放熱による
加熱作用、蒸発器4で吸熱による冷却作用を行う。
77を出て減圧器73に向かう比較的高温の冷媒と、油
分離器77を出て副減圧器78を介した比較的低温の冷
媒とで熱交換が行われる。このため、減圧器73に向か
うCO2冷媒がさらに冷却されて減圧器73で減圧され
るため、蒸発器44の入口エンタルピが減少して、蒸発
器44の入口と出口でのエンタルピ差が大きくなり、吸
熱能力(冷却能力)が増大する。
換器46と同様に、副減圧器78を介した蒸発側冷媒流
路と、減圧器73に至る放熱側冷媒流路の両方が、扁平
チューブに引き抜き加工により形成された小口径の複数
の貫通孔を備え、CO2冷媒の流れ方向は互いに対向し
ている。
介した蒸発側冷媒流路の貫通孔の水力相当直径は、蒸発
器44の入口の貫通孔の水力相当直径以下としている。
具体的には、例えば、蒸発器44の入口の貫通孔の管径
が、補助熱交換器79の蒸発側冷媒流路の貫通孔の管径
と同一の場合には、補助熱交換器79の蒸発側冷媒流路
のパス数を、蒸発器44の入口のパス数以下とするもの
である。これは、油分離器77で分岐される、副減圧器
78を介した蒸発側冷媒流路を流れるCO2冷媒の流量
が、減圧器73に至る放熱側冷媒流路を流れるCO2冷
媒に比較して少ないためであり、圧縮機41にオイルが
一緒に帰還される場合にも、補助熱交換器79の副減圧
器78を介した蒸発側冷媒流路の圧力損失は、冷凍サイ
クル装置全体の効率に大きな影響を与えないためであ
る。
口径の複数の貫通孔からなる扁平チューブに流入するこ
とが防止され、できるだけ圧力損失の増加をまねくこと
なしに、蒸発熱伝達率の低下を極力低減したCO2冷媒
用の冷凍サイクル装置を実現することができる。
は、CO2冷媒用冷凍サイクル装置の圧縮機41とし
て、オイルを用いないオイルレス型、又はオイルの使用
が少量のオイルプア型のリニア圧縮機を用いたものであ
る。リニア圧縮機は、シェル内のシリンダに摺動自在に
支持されるピストンをリニアモータで往復動させてCO
2冷媒を圧縮して吐出する圧縮機である。特に1段圧縮
のリニア圧縮機は、実施の形態3における冷凍サイクル
装置に用いられるものであり、オイルレス型やオイルプ
ア型のリニア圧縮機を用いる場合には、圧縮機から冷媒
とともに吐出されるオイルが無いか、きわめて少量とな
るために、実施の形態3の冷凍サイクル装置において、
油分離器45や補助減圧器47や補助経路48を省略す
ることも可能である。
接触状態での摺動動作を必要とするが、回転式モータを
用いた従来の圧縮機で必要となる軸受が不要となるた
め、その他の部材は、必ずしも接触状態での摺動動作を
必要としない。従って、ピストン又はシリンダに表面処
理を施すことで、耐久性が向上し、低摩擦係数化の効果
があり、オイルを用いないで動作させることができる。
また、CO2冷媒用冷凍サイクル装置内を循環する冷媒
ガスを、ピストンとシリンダの間に高圧で流入させるガ
スベアリングを採用することにより、オイルを用いない
で動作させることができる。また、ピストン又はシリン
ダに多孔性表面層を形成することで、多孔性表面層でオ
イルを保持するため、極めて少ないオイルで動作させる
こともできる。
トンとの摺動面において、オイルを用いないか極めて少
量のオイルを用いるだけで摺動可能な構成とすることが
できるので、オイルは蒸発器の小口径の複数の貫通孔か
らなる扁平チューブに流入することが防止され、できる
だけ圧力損失の増加をまねくことなしに、蒸発熱伝達率
の低下を極力低減したCO2冷媒用の冷凍サイクル装置
を実現することができる。
量とすることができれば、使用するCO2冷媒のオイル
との反応や特性を考慮する必要がなくなるばかりでな
く、オイル中へのCO2冷媒の溶解もないため、使用す
るCO2冷媒量を低減することができる。
は、CO2冷媒用冷凍サイクル装置の圧縮機1として、
オイルを用いないオイルレス型、又はオイルの使用が少
量のオイルプア型のリニア圧縮機を用いたものであり、
2段圧縮の構成となっているものである。特に2段圧縮
のリニア圧縮機は、実施の形態4における冷凍サイクル
装置に用いられるものであり、オイルレス型やオイルプ
ア型のリニア圧縮機を用いる場合には、圧縮機から冷媒
とともに吐出されるオイルが無いか、きわめて少量とな
るために、実施の形態4の冷凍サイクル装置において、
油分離器77を省略することも可能である。
略するが、圧縮機のシェル内を中間圧力し、実施の形態
4における冷凍サイクル装置の副減圧器78を介した蒸
発側冷媒流路を流れるCO2冷媒を、圧縮機の中間圧力
部にオイルと一緒に帰還させるようにしている。したが
って、オイルレス型又はオイルの使用が少量のオイルプ
ア型の2段圧縮のリニア圧縮機を用いる場合には、補助
熱交換器79の副減圧器78を介した蒸発側冷媒流路の
圧力損失も小さくなり、蒸発熱伝達率が向上して、小さ
な補助熱交換器を用いることができる。
オイルを用いないか極めて少量のオイルを用いるだけで
摺動可能な構成とする2段圧縮のリニア圧縮機は、実施
の形態5における1段圧縮のリニア圧縮機と同様である
が、オイルは蒸発器の小口径の複数の貫通孔からなる扁
平チューブに流入することが防止され、できるだけ圧力
損失の増加をまねくことなしに、蒸発熱伝達率の低下を
極力低減したCO2冷媒用の冷凍サイクル装置を実現す
ることができる。
発明によれば、油分離器またはオイルレス型やオイルプ
ア型のリニア圧縮機を用いたことにより、蒸発器入口に
おけるオイル循環率が2%以下となり、冷媒流路が扁平
チューブに形成された複数の貫通孔からなる蒸発器や補
助熱交換器の蒸発側冷媒流路において、できるだけ圧力
損失の増加をまねくことなしに、蒸発熱伝達率の低下を
極力低減したCO2冷媒用の冷凍サイクル装置を実現す
ることができる。
おけるCO2冷媒の蒸発熱伝達率と圧力損失の特性図
おけるCO2冷媒の蒸発熱伝達率/圧力損失の特性図
おけるCO2冷媒の蒸発熱伝達率/圧力損失の特性図
置の概略構成図
成図
概略構成図
置の概略構成図
リエル線図
ブの概略構成図
Claims (11)
- 【請求項1】 放熱器と、 前記放熱器に冷媒を流入させる圧縮機と、 前記放熱器の冷媒出口側と前記圧縮機との間に設けら
れ、扁平チューブに形成された複数の貫通孔を冷媒流路
として有する蒸発器とを少なくとも備え、 前記蒸発器入口におけるオイル循環率が、2%以下であ
ることを特徴とするCO2冷媒用の冷凍サイクル装置。 - 【請求項2】 前記貫通孔の水力相当直径が0.2mm
から6.0mmであることを特徴とする請求項1に記載
のCO2冷媒用の冷凍サイクル装置。 - 【請求項3】 前記圧縮機と前記放熱器との間に設けら
れた第1の油分離器と、 前記第1の油分離器と、前記圧縮機との間に設けられ
た、前記油分離器で分離されるオイルを前記圧縮機に帰
還させる第1のオイル帰還手段とをさらに備え、 前記第1の油分離器で分離されるオイルが前記第1のオ
イル帰還手段を介して前記圧縮機に帰還されることによ
り、前記蒸発器入口におけるオイル循環率が低減される
ことを特徴とする請求項1または2に記載のCO2冷媒
用の冷凍サイクル装置。 - 【請求項4】 前記放熱器の冷媒出口側に設けられた第
2の油分離器と、 前記第2の油分離器と、前記圧縮機との間に設けられ
た、前記油分離器で分離されるオイルを前記圧縮機に帰
還させる第2のオイル帰還手段とをさらに備え、 前記第2の油分離器で分離されるオイルが前記第2のオ
イル帰還手段を介して前記圧縮機に帰還されることによ
り、前記蒸発器入口におけるオイル循環率が低減される
ことを特徴とする請求項1または2に記載のCO2冷媒
用の冷凍サイクル装置。 - 【請求項5】 前記圧縮機は、オイルレス型またはオイ
ルプア型のリニア圧縮機であり、 前記リニア圧縮機を用いることにより前記蒸発器の入口
におけるオイル循環率が低減されることを特徴とする請
求項1から4のいずれかに記載のCO2冷媒用の冷凍サ
イクル装置。 - 【請求項6】 前記放熱器と前記蒸発器との間に設けら
れた第1の減圧器と、 前記放熱器の冷媒出口側から前記第1の減圧器の入口側
までの間に形成された放熱側冷媒流路と、前記蒸発器の
冷媒出口側から前記圧縮機の吸入部までの間に形成され
た蒸発側冷媒流路との間で熱交換を行う第1の補助熱交
換器とをさらに備え、 前記第1の補助熱交換器内の蒸発側冷媒流路は、扁平チ
ューブに形成された複数の貫通孔を有することを特徴と
する請求項3から5のいずれかに記載のCO2冷媒用の
冷凍サイクル装置。 - 【請求項7】 前記第1の補助熱交換器内の蒸発側冷媒
流路の貫通孔の水力相当直径は、前記蒸発器出口の貫通
孔の水力相当直径以上であることを特徴とする請求項6
に記載のCO2冷媒用の冷凍サイクル装置。 - 【請求項8】 前記第2のオイル帰還手段を介して、前
記第2の油分離器と、前記圧縮機との間に設けられた第
3の減圧器と、 前記第2のオイル帰還手段を介さずに、前記第2の油分
離器と、前記蒸発器との間に設けられた第4の減圧器
と、 前記第3の減圧器の出口側から、前記第2のオイル帰還
手段を経て、前記圧縮機の少なくとも吸入部までの区間
に形成された蒸発側冷媒流路と、前記放熱器の冷媒出口
側から、前記第4の減圧器の入口側までの区間に形成さ
れた放熱側冷媒流路との間で熱交換を行う第2の補助熱
交換器とをさらに備え、 前記第2の補助熱交換器内の蒸発側冷媒通路は、扁平チ
ューブに形成された複数の貫通孔を有することを特徴と
する請求項4に記載のCO2冷媒用の冷凍サイクル装
置。 - 【請求項9】 前記第2の補助熱交換器内の蒸発側冷媒
流路の貫通孔の水力相当直径は、前記蒸発器入口の貫通
孔の水力相当直径以下であることを特徴とする請求項8
に記載のCO2冷媒用の冷凍サイクル装置。 - 【請求項10】 前記第1または第2の補助熱交換器内
において、前記放熱側冷媒流路も、扁平チューブに形成
された複数の貫通孔を備えることを特徴とする請求項6
または8に記載のCO2冷媒用の冷凍サイクル装置。 - 【請求項11】 前記蒸発器は、前記扁平チューブの肉
厚方向に交互に積層された複数のフィンを、さらに備え
ることを特徴とする請求項1から5に記載のCO2冷媒
用の冷凍サイクル装置。
Priority Applications (1)
Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
---|---|---|---|
JP2000163806A JP2001343173A (ja) | 2000-05-31 | 2000-05-31 | Co2冷媒用冷凍サイクル装置 |
Applications Claiming Priority (1)
Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
---|---|---|---|
JP2000163806A JP2001343173A (ja) | 2000-05-31 | 2000-05-31 | Co2冷媒用冷凍サイクル装置 |
Publications (2)
Publication Number | Publication Date |
---|---|
JP2001343173A true JP2001343173A (ja) | 2001-12-14 |
JP2001343173A5 JP2001343173A5 (ja) | 2005-12-08 |
Family
ID=18667511
Family Applications (1)
Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
---|---|---|---|
JP2000163806A Pending JP2001343173A (ja) | 2000-05-31 | 2000-05-31 | Co2冷媒用冷凍サイクル装置 |
Country Status (1)
Country | Link |
---|---|
JP (1) | JP2001343173A (ja) |
Cited By (9)
Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
---|---|---|---|---|
WO2002025189A1 (fr) * | 2000-09-25 | 2002-03-28 | Zexel Valeo Climate Control Corporation | Echangeur thermique et son procede de realisation |
JP2004135755A (ja) * | 2002-10-16 | 2004-05-13 | Matsushita Electric Ind Co Ltd | 洗濯乾燥機 |
EP1411163A3 (en) * | 2002-10-16 | 2005-11-30 | Matsushita Electric Industrial Co., Ltd. | Washing and drying machine |
EP1795834A2 (en) * | 2005-12-06 | 2007-06-13 | Sanden Corporation | Vapor compression refrigerating system |
JP2007163042A (ja) * | 2005-12-14 | 2007-06-28 | Showa Denko Kk | 熱交換器 |
JP2009300041A (ja) * | 2008-06-16 | 2009-12-24 | Mitsubishi Electric Corp | 冷凍サイクル装置及び冷凍サイクル装置の圧力損失抑制方法 |
US7694528B2 (en) | 2002-06-11 | 2010-04-13 | Denso Corporation | Heat exchanging apparatus |
EP1632733A3 (en) * | 2004-09-07 | 2010-04-21 | Panasonic Corporation | Refrigeration cycle apparatus and control method |
US7861541B2 (en) | 2004-07-13 | 2011-01-04 | Tiax Llc | System and method of refrigeration |
-
2000
- 2000-05-31 JP JP2000163806A patent/JP2001343173A/ja active Pending
Cited By (11)
Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
---|---|---|---|---|
WO2002025189A1 (fr) * | 2000-09-25 | 2002-03-28 | Zexel Valeo Climate Control Corporation | Echangeur thermique et son procede de realisation |
US7694528B2 (en) | 2002-06-11 | 2010-04-13 | Denso Corporation | Heat exchanging apparatus |
JP2004135755A (ja) * | 2002-10-16 | 2004-05-13 | Matsushita Electric Ind Co Ltd | 洗濯乾燥機 |
EP1411163A3 (en) * | 2002-10-16 | 2005-11-30 | Matsushita Electric Industrial Co., Ltd. | Washing and drying machine |
US7263861B2 (en) | 2002-10-16 | 2007-09-04 | Matsushita Electric Industrial Co., Ltd. | Washing and drying machine |
US7861541B2 (en) | 2004-07-13 | 2011-01-04 | Tiax Llc | System and method of refrigeration |
EP1632733A3 (en) * | 2004-09-07 | 2010-04-21 | Panasonic Corporation | Refrigeration cycle apparatus and control method |
EP1795834A2 (en) * | 2005-12-06 | 2007-06-13 | Sanden Corporation | Vapor compression refrigerating system |
EP1795834A3 (en) * | 2005-12-06 | 2008-10-08 | Sanden Corp | Vapor compression refrigeration system |
JP2007163042A (ja) * | 2005-12-14 | 2007-06-28 | Showa Denko Kk | 熱交換器 |
JP2009300041A (ja) * | 2008-06-16 | 2009-12-24 | Mitsubishi Electric Corp | 冷凍サイクル装置及び冷凍サイクル装置の圧力損失抑制方法 |
Similar Documents
Publication | Publication Date | Title |
---|---|---|
KR100520583B1 (ko) | 냉동사이클장치 | |
JP7292367B2 (ja) | 低gwpカスケード冷却システム | |
US6871511B2 (en) | Refrigeration-cycle equipment | |
JPWO2002095302A1 (ja) | 冷凍サイクル装置 | |
JP2011512509A (ja) | 冷媒蒸気圧縮システム | |
KR101797176B1 (ko) | 대체냉매적용 공조시스템의 내부 열교환기 이중관 구조 | |
JP6042026B2 (ja) | 冷凍サイクル装置 | |
JP2007278666A (ja) | 二元冷凍装置 | |
CN108458512A (zh) | 一种二氧化碳空气源热泵系统 | |
JP2000055488A (ja) | 冷凍装置 | |
JP2001343173A (ja) | Co2冷媒用冷凍サイクル装置 | |
JP2005249315A (ja) | エジェクタサイクル | |
JPH0882451A (ja) | 冷却装置 | |
JP2001133075A (ja) | 冷凍回路の熱交換器 | |
EP1312875A1 (en) | Stirling cooling device, cooling chamber, and refrigerator | |
US20050016184A1 (en) | Stirling cooling device, cooling chamber, and refrigerator | |
JP2001050681A (ja) | 熱交換器およびその熱交換器を用いた冷凍サイクル装置 | |
JP3333500B2 (ja) | 熱交換装置の凝縮機構造 | |
JP2003021473A (ja) | 非共沸冷媒を用いた冷凍循環システム用熱交換器 | |
JP2003302117A (ja) | スターリング機関用放熱システムおよびそれを備えた冷却庫 | |
JP2007327355A (ja) | 蒸気圧縮式冷凍回路及び当該回路を用いた車両用空調システム | |
JP2007333283A (ja) | 蒸気圧縮式冷凍回路及び当該回路を用いた車両用空調システム | |
Sarkar | Transcritical carbon dioxide heat pumps for simultaneous cooling and heating | |
CN208091001U (zh) | 一种二氧化碳空气源热泵系统 | |
JP4867569B2 (ja) | 熱交換器および冷凍空調装置 |
Legal Events
Date | Code | Title | Description |
---|---|---|---|
A621 | Written request for application examination |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A621 Effective date: 20040924 |
|
A521 | Written amendment |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A523 Effective date: 20051024 |
|
A871 | Explanation of circumstances concerning accelerated examination |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A871 Effective date: 20051024 |
|
A975 | Report on accelerated examination |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A971005 Effective date: 20051107 |
|
A977 | Report on retrieval |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A971007 Effective date: 20051128 |
|
A131 | Notification of reasons for refusal |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A131 Effective date: 20051206 |
|
A521 | Written amendment |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A523 Effective date: 20060202 |
|
A521 | Written amendment |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A821 Effective date: 20060202 |
|
A02 | Decision of refusal |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A02 Effective date: 20060328 |