JP2006132804A - 冷凍サイクルおよび熱交換器 - Google Patents

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Abstract

【課題】炭酸ガスなどを冷媒とする車両用空調装置の冷凍サイクルにおいて、システムの効率化、断熱コストの削減、および成績係数の向上を図る。
【解決手段】冷媒を圧縮する圧縮機11と、この圧縮機11で圧縮された冷媒を冷却する放熱器12と、この放熱器12で冷却された冷媒を減圧する膨張弁13と、この膨張弁13で減圧された冷媒を蒸発させる蒸発器14と、放熱器12で冷却された冷媒と蒸発器14で発生した凝縮水との間で熱交換する凝縮水熱交換器15とを備え、蒸発器14を通過した冷媒を圧縮機11へ戻して循環させる冷凍サイクルであって、凝縮水熱交換器15を蒸発器14の凝縮水吐出領域25に配置したことを特徴とする。
【選択図】 図1

Description

本発明は、炭酸ガスなどを冷媒とする車両用空調装置の冷凍サイクル、およびこの冷凍サイクルに用いられる熱交換器に関する。
炭酸ガスなどを冷媒とする車両用空調装置の冷凍サイクルでは、成績係数を向上させるための一手段として、放熱器で冷却された冷媒と蒸発器を通過した冷媒との間で熱交換させる内部熱交換器が用いられている。
この内部熱交換器に関連する従来技術として、蒸発器に生じた凝縮水により内部熱交換器の高温側を冷却することによって熱交換効率を高め、成績係数をさらに向上させるようにした冷凍機が知られている(特許文献1参照)。
特開2004−28460号公報
上記のような冷凍機では、蒸発器に生じた凝縮水を内部熱交換器に掛けるのに輸送手段が必要となり、例えば特開2004−28460号公報では、ポンプもしくはブロワーの風を利用することが示されている。この場合、凝縮水の輸送に動力が必要となり、例えブロワーの風を利用する場合であってもシステムの損失となる。また、内部熱交換器がエンジンルーム内に配置されている場合、熱交換効率を良くするために低温冷媒側を断熱材により断熱する必要があり、断熱コストが余計にかかることになる。
本発明の目的は、システムの効率化、断熱コストの削減を図るとともに、さらに成績係数の向上、冷房性能の向上、およびシステムの信頼性向上を図ることができる冷凍サイクルを提供することにある。
また、本発明の他の目的は、システムの効率化、断熱コストの削減を図るとともに、よりコンパクトな熱交換器を提供することにある。
請求項1の発明は、少なくとも、冷媒を圧縮する圧縮機と、この圧縮機で圧縮された冷媒を冷却する放熱器と、この放熱器で冷却された冷媒を減圧する減圧手段と、この減圧手段で減圧された冷媒を蒸発させる蒸発器と、前記放熱器で冷却された冷媒と前記蒸発器で発生した凝縮水との間で熱交換する凝縮水熱交換器とを備え、前記蒸発器を通過した冷媒を前記圧縮機へ戻して循環させる冷凍サイクルであって、前記凝縮水熱交換器を前記蒸発器の凝縮水吐出領域に配置したことを特徴とする。
請求項2の発明は、請求項1において、前記放熱器で冷却された冷媒と前記蒸発器で蒸発した冷媒との間で熱交換する内部熱交換器と、前記放熱器で冷却された冷媒を前記凝縮水熱交換器への流路または前記内部熱交換器への流路のいずれかに切り替える切替手段とを備えたことを特徴とする。
請求項3の発明は、請求項2において、前記切替手段は、前記蒸発器の凝縮水吐出領域に凝縮水が溜まるまでは前記放熱器で冷却された冷媒の流路を前記内部熱交換器への流路に切り替え、前記蒸発器の凝縮水吐出領域に凝縮水が溜まった後は前記放熱器で冷却された冷媒の流路を前記凝縮水熱交換器への流路に切り替えることを特徴とする。
請求項4の発明は、少なくとも、冷媒を圧縮する圧縮機と、この圧縮機で圧縮された冷媒を冷却する放熱器と、この放熱器で冷却された冷媒を減圧する減圧手段と、この減圧手段で減圧された冷媒を蒸発させる蒸発器と、前記放熱器で冷却された冷媒と前記蒸発器で蒸発した冷媒との間で熱交換する内部熱交換器とを備え、前記内部熱交換器を通過した冷媒を前記圧縮機へ戻して循環させる冷凍サイクルであって、前記内部熱交換器を前記蒸発器の凝縮水吐出領域に配置したことを特徴とする。
請求項5の発明は、請求項4において、前記蒸発器で蒸発した冷媒を前記内部熱交換器の低圧側への流路またはバイパス流路のいずれかに切り替える切替手段を備えることを特徴とする。
請求項6の発明は、請求項5において、前記切替手段は、前記蒸発器の凝縮水吐出領域に凝縮水が溜まるまでは前記蒸発器で蒸発した冷媒の流路を前記内部熱交換器への流路に切り替え、前記蒸発器の凝縮水吐出領域に凝縮水が溜まった後は前記蒸発器で蒸発した冷媒の流路を前記バイパス流路へ切り替えることを特徴とする。
請求項7の発明は、少なくとも、冷媒を圧縮する圧縮機と、この圧縮機で圧縮された冷媒を冷却する放熱器と、この放熱器で冷却された冷媒を減圧する減圧手段と、この減圧手段で減圧された冷媒を蒸発させる蒸発器と、前記放熱器で冷却された冷媒と前記蒸発器で発生した凝縮水との間で熱交換する凝縮水熱交換器とを備え、前記蒸発器を通過した冷媒を前記圧縮機へ戻して循環させる冷凍サイクルに用いられる熱交換器であって、前記熱交換器は、前記凝縮水熱交換器を前記蒸発器と一体に構成したものであることを特徴とする。
請求項8の発明は、請求項7において、前記凝縮水熱交換器の熱交換部は、前記蒸発器の熱交換部を構成するチューブと同一構造の多穴構造チューブであることを特徴とする請求項7に記載の熱交換器。
請求項9の発明は、請求項7または8において、前記凝縮水熱交換器は、前記蒸発器の熱交換部を構成するチューブ間に設けられることを特徴とする。
請求項1の発明によれば、蒸発器で発生する凝縮水により凝縮水熱交換器を直接に冷却するようにしたので、凝縮水の輸送に動力や損失を伴うことがなく、凝縮水熱交換器を効率良く冷却することができ、このためシステムの効率化を図ることができる。また、凝縮水熱交換器を車室内のクーリングユニット内に設置することにより、断熱材による断熱が不要となり、断熱コストを削減することができる。また、スーパーヒートの低下により断熱効率を向上させることができるため、圧縮機の動力を減少させて成績係数を向上させることができる。また、スーパーヒートの低下に伴う冷媒流量の増加、並びに蒸発器での冷凍効果の増大により冷房性能を向上させることができる。さらに、スーパーヒートの低下に伴い圧縮機の出口温度が低下することにより、ゴム系部品の劣化が抑えられ、また各部品の耐久性も向上するため、冷凍システムの信頼性の向上を図ることができる。
請求項2の発明によれば、切り替え手段により冷媒の流路を凝縮水熱交換器または内部熱交換器のいずれかに切り替えることができるため、システムの稼働状況に応じて適切な熱交換器を選択することにより、成績係数の低下を防ぐことができる。
請求項3の発明によれば、蒸発器の凝縮水吐出領域に凝縮水が溜まるまでは冷媒の流路を内部熱交換器への流路に切り替え、また、蒸発器の凝縮水吐出領域に凝縮水が溜まった後は冷媒の流路を凝縮水熱交換器への流路に切り替えるように切り替え手段を制御することにより、凝縮水が発生していないときでも成績係数を維持し、また凝縮水が発生したときには成績係数を向上させることができる。
請求項4の発明によれば、蒸発器で発生する凝縮水により内部熱交換器を直接に冷却するようにしたので、凝縮水の輸送に動力や損失を伴うことがなく、内部熱交換器を効率良く冷却することができるため、システムの効率化を図ることができる。また、内部熱交換器を断熱材で断熱する必要がないため、断熱コストを削減することができる。さらには、スーパーヒートの低下により断熱効率を向上させることができるため、圧縮機の動力を減少させて成績係数を向上させることができる。また、スーパーヒートの低下に伴う冷媒流量の増加、並びに蒸発器での冷凍効果の増大により冷房性能を向上させることができる。さらに、スーパーヒートの低下に伴い圧縮機の出口温度が低下することにより、ゴム系部品の劣化が抑えられ、また各部品の耐久性も向上するため、冷凍システムの信頼性の向上を図ることができる。
請求項5の発明によれば、切り替え手段により冷媒の流路を内部熱交換器またはバイパス流路のいずれかに切り替えることができるため、システムの稼働状況に応じて適切な熱交換器を選択することにより、成績係数の低下を防ぐことができる。
請求項6の発明によれば、蒸発器の凝縮水吐出領域に凝縮水が溜まるまでは冷媒の流路を内部熱交換器への流路に切り替え、また、蒸発器の凝縮水吐出領域に凝縮水が溜まった後は冷媒の流路をバイパス流路に切り替えるように切り替え手段を制御することにより、凝縮水が発生していないときでも従来の成績係数や冷房性能を維持し、凝縮水が溜まった後は成績係数や冷房性能を向上させることができる。
請求項7の発明によれば、凝縮水熱交換器を蒸発器と一体に構成したため、凝縮水熱交換器を蒸発器の近傍に設置する構成と比べてコンパクト化を図ることができる。
請求項8の発明によれば、凝縮水熱交換器として、蒸発器の熱交換部を構成するチューブと同じ多穴構造のチューブを用いているため、熱交換器をよりコンパクトなものとすることができる。これによれば、車室内のスペースを有効利用することができるようになるため、レイアウト性を改善することができる。
請求項9の発明によれば、凝縮水熱交換器を蒸発器の熱交換器コアを構成するチューブ間に設けているため、凝縮水熱交換器の熱交換部の両面が凝縮水および空調風により冷却されることになり、熱交換器効率をさらに向上させることができる。
以下、本発明に係わる冷凍サイクルおよび冷凍サイクルの熱交換器の実施例について説明する。
図1は、実施例1に係わる冷凍サイクルの回路図であり、炭酸ガスを冷媒とする車両用空調装置の冷凍サイクルを示している。
本実施例の冷凍サイクルは、冷媒を圧縮する圧縮機11と、この圧縮機11で圧縮された冷媒を外気等により冷却する放熱器12と、この放熱器12で冷却された冷媒を減圧する膨張弁(減圧手段)13と、この膨張弁13で減圧された冷媒を蒸発させる蒸発器14と、放熱器12で冷却された冷媒と蒸発器14で発生した凝縮水との間で熱交換する凝縮水熱交換器15と、蒸発器14を通過した冷媒を気液分離して気相状態の冷媒のみを圧縮機11へ送るアキュームレータ16とを備え、蒸発器14を通過した冷媒を圧縮機11へ戻し、圧縮機11により運動エネルギー(圧力)を与えた冷媒を循環させるように構成したものである。
放熱器12は、エンジンルーム内に配置され、圧縮機11から吐出された高温高圧の冷媒の熱を外気に放熱させることにより、冷媒の温度を外気温近くまで冷却する。この放熱器12には、例えば電動ファン等が駆動されることにより外気が吹き付けられるようになっている。そして、この放熱器12内を通る高温高圧の冷媒と、吹き付けられる外気との間で熱交換を行わせることで、高温高圧の冷媒を中温まで冷却している。
膨張弁13は、凝縮水熱交換器15で冷却された中温高圧の冷媒を減圧(膨張)して、低温低圧の冷媒とする。
蒸発器14は、例えば空調ダクト内に配置され、空調風の熱を凝縮水熱交換器15から膨張弁13を経て送られてきた低温低圧の冷媒に吸熱させる熱交換器である。膨張弁13で低温低圧となった冷媒は、蒸発器14を通過する際に空調ダクト内を流れる空調風の熱を奪って気化(蒸発)する。そして、蒸発器14内の冷媒により吸熱された空調風は除湿されて冷房風となり車室内等に供給される。 また、本実施例の蒸発器14は、熱交換の際に熱交換器コア(熱交換部)から流れ出た凝縮水24を凝縮水吐出領域25に溜めて、凝縮水熱交換器15を冷却するように構成されている(凝縮水熱交換器15と蒸発器14との構成については後述する)。
凝縮水熱交換器15は、放熱器12で冷却された高圧の冷媒と蒸発器14で発生した凝縮水との間で熱交換を行わせ、放熱器12を通過した冷媒を冷却している。本実施例では、凝縮水熱交換器15を蒸発器の14の凝縮水吐出領域25に配置し、蒸発器14で発生した凝縮水が凝縮水熱交換器15のコア部(熱交換部)に掛かるようにして、蒸発器14で発生した凝縮水で凝縮水熱交換器15を冷却するように構成している。
上記各部は、図1に示すように、エンジンルームと車室内に分かれて設置されている。このうち、膨張弁13と凝縮水熱交換器15は、蒸発器14とともに車室内のクーリングユニット17内に設置されている。
上記のように構成された実施例1の冷凍サイクルでは、蒸発器14で発生する凝縮水により凝縮水熱交換器15を直接に冷却するため、凝縮水の輸送に動力や損失を伴うことがなく、凝縮水熱交換器15を効率良く冷却することができ、このためシステムの効率化を図ることができる。また、凝縮水熱交換器15は車室内のクーリングユニット17内に設置されているため、断熱材による断熱が不要となり、断熱コストを削減することができる(請求項1の効果)。
次に、本実施例の冷凍サイクルにおける、成績係数(COP)および冷房性能の向上について説明する。
まず、一般的な冷凍サイクルとその作用について説明する。図13は、内部熱交換器を用いた一般的な冷凍サイクルを示す回路図であり、図1と同等部分を同一符号で表している。
図13において、内部熱交換器18はエンジンルーム内に設置され(膨張弁13、アキュームレータ16も同じ)、放熱器12で冷却された高圧の冷媒と、蒸発器14で蒸発した低温低圧の冷媒との間で熱交換を行っている。このような冷凍サイクルの作用を図14のサイクル線図(P−H線図)により説明する。
まず、圧縮機11で冷媒を圧縮し(a−b)、この高温高圧の冷媒を放熱器12で冷却する(b−c)。続いて、放熱器12で冷却された冷媒を内部熱交換器18の高圧側に導いてこれを冷却する(c−d)。そして、膨張弁13で減圧した後(d−e)、気液二相状態となった冷媒を蒸発器14で蒸発させて(e−f)、空調風から熱を奪ってこれを冷却する。これにより、空調風が冷却されて冷房風として車室内等に供給される。
さらに、蒸発器14を通過した冷媒をアキュームレータ16で気液分離し、気相状態の冷媒のみを内部熱交換器18の低圧側を通過させて吸熱し(f−a)、再び圧縮機11へ吸入させる。
上記のような冷凍サイクルでは、(c−d)、(f−a)の区間が内部熱交換器18による熱交換部分となる。したがって、(e−f)は蒸発器14で吸熱される熱量となる
次に、本実施例の冷凍サイクルの作用を、図15のP−H線図により説明する。なお、図15に示す破線のラインは、図14の冷凍サイクルでの特性を示している。
本実施例の冷凍サイクルでは、放熱器12で冷却された冷媒を凝縮水熱交換器15で冷却し(c−d)、またアキュームレータ16で気液分離された冷媒を内部熱交換器18を通過することなしに圧縮機11へ戻すようにしているため、エンタルピの損失がなく、図15に示すように、スーパーヒート(以下、適宜にSHという)を下げることができる(a→a′)。
例えば、SH25℃から0℃に低下したとすると、圧縮機11の断熱効率は、図15に示すように、ライン1(断熱効率80%ライン)からライン2(断熱効率85%ライン)へ変化する。断熱効率は、圧縮機11の摺動熱等を冷媒が吸熱することで悪化する(等エントロピ線から外れていく)。このため、SHが低下すると後述するように冷媒流量が多くなり、オイルが圧縮機11に戻りやすくなるために摺動熱が少なくなり、断熱効率は向上する。このように断熱効率が向上すると、圧縮機11の動力(仕事量)は、図15に示すように、動力1(67670j/kg)から動力2(50331j/kg)となって、約20%減少することになる。そして、圧縮機11の動力が減少することによって、式(1)に示すように、成績係数を向上させることができる(請求項1の効果)。
成績係数(COP)=(冷凍効果+冷凍効果増加)/動力 …(1)
ここで、冷凍効果増加は、図15に示すように、凝縮水熱交換器15による冷凍効果の増分を表している。
また、SHが低下すると、図15に示すように、冷媒の比体積がライン3(0.0102m3/kg)からライン4(0.0128m3/kg)となって、約20%低下する。このように、SHが低下すると、同じ回転数であれば冷媒流量は増加することになる。そして、冷媒流量が増加すると、式(2)に示すように、冷房性能を向上させることができる。同様に、SHが低下すると、蒸発器14での冷凍効果を増大させることができるため、この点からも冷房性能を向上させることができる(請求項1の効果)。
冷房性能=冷凍効果×冷媒流量 …(2)
さらに、SHが低下することにより、圧縮機11の出口温度が低下するため、圧縮機11を構成している各種ゴム系部品の劣化が抑えられ、また各部品の耐久性も向上するため、冷凍システムの信頼性の向上を図ることができる(請求項1の効果)。
図2は、実施例2に係わる冷凍サイクルの回路図であり、図1と同等部分を同一符号で表している。
本実施例の冷凍サイクルでは、実施例1の構成に加えて、放熱器12で冷却された高圧の冷媒と、蒸発器14で蒸発した低温低圧の冷媒との間で熱交換を行う内部熱交換器18と、放熱器12で冷却された冷媒を凝縮水熱交換器15への流路または内部熱交換器18への流路のいずれかに切り替える切り替え弁(切り替え手段)19とを設けたものである。
内部熱交換器18の高圧側出口は、凝縮水熱交換器15と同じく膨張弁13を経て蒸発器14の入口とつながっている。また蒸発器14を通過した冷媒はアキュームレータ16を経て内部熱交換器18の低圧側入口に流入するように構成されている。また、切り替え弁19における流路の切替は、例えばマイクロコンピュータにより構成されたコントローラ20により制御されている。
上記のように構成された実施例2の冷凍サイクルでは、実施例1と同じく、凝縮水の輸送に動力や損失を伴うことがなく、凝縮水熱交換器15を効率良く冷却することができるため、システムの効率化を図ることができる。また、凝縮水熱交換器15を断熱材で断熱する必要がないため、断熱コストを削減することができる。
とくに、実施例2の冷凍サイクルでは、切り替え弁19により冷媒の流路を凝縮水熱交換器15または内部熱交換器18のいずれかに切り替えることができるため、システムの稼働状況に応じて適切な熱交換器を選択することにより、成績係数の低下を防ぐことができる(請求項2の効果)。
例えば、コントローラ20において、蒸発器14の凝縮水吐出領域25に凝縮水が溜まるまでは冷媒の流路を内部熱交換器18への流路に切り替え、また、蒸発器14の凝縮水吐出領域25に凝縮水が溜まった後は冷媒の流路を凝縮水熱交換器15への流路に切り替えるように切り替え弁19を制御することにより、凝縮水が発生していないときでも成績係数を維持し、また凝縮水が発生したときには成績係数を向上させることができる(請求項3の効果)。
このように、冷媒の流路を凝縮水熱交換器15への流路に切り替えた場合は、実施例1と同様の理由から、成績係数(COP)および冷房性能を向上させることができる。
また、SHの低下に伴い圧縮機11の出口温度が低下することにより、ゴム系部品の劣化が抑えられ、また各部品の耐久性も向上するため、冷凍システムの信頼性を向上させることができる。
ここで、凝縮水が凝縮水吐出領域25に溜まっているか否かは、凝縮水吐出領域25に設置した水位センサからの信号により判定することができる。
また、コントローラ20の計時機能(タイマ)により、サイクルを稼働してから一定時間は冷媒を内部熱交換器18へ流し、一定時間サイクルを稼働した後は冷媒を凝縮水熱交換器15へ流すようにしてもよい。
さらに、蒸発器14の近傍、あるいは室内の温度・湿度をセンサにより検出し、その検出値に応じて凝縮水熱交換器15から内部熱交換器18への切り替え時間を制御するようにしてもよい。
このように流路の切り替えを時間、あるいは車室内の空気状態に応じて制御することにより、簡単で且つ効率良く運転することが可能となる。
図3は、実施例3に係わる冷凍サイクルの回路図であり、図1と同等部分を同一符号で表している。
本実施例の冷凍サイクルは、内部熱交換器18を蒸発器14の凝縮水吐出領域25に配置し、蒸発器14で発生した凝縮水が内部熱交換器18のコア部に掛かるようにして、蒸発器14で発生した凝縮水で内部熱交換器18を冷却するように構成したものである。なお、図3では図を簡略化するためにアキュームレータ16をクーリングユニット17内に描いているが、実際にはエンジンルーム内に配置されている。
上記のように構成された実施例3の冷凍サイクルでは、実施例1と同じく、蒸発器14で発生した凝縮水の輸送に動力や損失を伴うことがなく、内部熱交換器18を効率良く冷却することができるため、システムの効率化を図ることができる。また、内部熱交換器18を断熱材で断熱する必要がないため、断熱コストを削減することができる(請求項4の効果)。
さらに、蒸発器14で発生した凝縮水で内部熱交換器18を冷却することにより、実施例1と同様の理由から、成績係数(COP)および冷房性能を向上させることができる(請求項4の効果)。
また、SHの低下に伴い圧縮機11の出口温度が低下することにより、ゴム系部品の劣化が抑えられ、また各部品の耐久性も向上するため、冷凍システムの信頼性を向上させることができる(請求項4の効果)。
図4は、実施例4に係わる冷凍サイクルの回路図であり、図3と同等部分を同一符号で表している。
本実施例の冷凍サイクルでは、実施例3の構成に、蒸発器14で蒸発した冷媒を内部熱交換器18の低圧側への流路またはバイパス流路21のいずれかに切り替える切り替え弁(切り替え手段)22を設けたものである。この切り替え弁22における流路の切替は、例えばマイクロコンピュータにより構成されたコントローラ20により制御されている。
上記のように構成された実施例4の冷凍サイクルでは、実施例3と同じく、蒸発器14で発生した凝縮水の輸送に動力や損失を伴うことがなく、内部熱交換器18を効率良く冷却することができるため、システムの効率化を図ることができる。また、内部熱交換器18を断熱材で断熱する必要がないため、断熱コストを削減することができる。
とくに、実施例4の冷凍サイクルでは、切り替え弁22により冷媒の流路を内部熱交換器18またはバイパス流路21のいずれかに切り替えることができるため、システムの稼働状況に応じて適切な熱交換器を選択することにより、成績係数の低下を防ぐことができる(請求項5の効果)。
例えば、コントローラ20において、蒸発器14の凝縮水吐出領域25に凝縮水が溜まるまでは冷媒の流路を内部熱交換器18への流路に切り替え、また、蒸発器14の凝縮水吐出領域25に凝縮水が溜まった後は冷媒の流路をバイパス流路21に切り替えるように切り替え弁22を制御することにより、凝縮水が発生していないときでも従来の成績係数や冷房性能を維持することができる。そして、凝縮水が溜まったときには、成績係数や冷房性能を向上させることができる(請求項6の効果)。
また、SHの低下に伴い圧縮機11の出口温度が低下することにより、ゴム系部品の劣化が抑えられ、また各部品の耐久性も向上するため、冷凍システムの信頼性を向上させることができる(請求項6の効果)。
ここで、凝縮水が凝縮水吐出領域25に溜まっているか否かは、凝縮水吐出領域25に設置した水位センサからの信号により判定することができる。
また、コントローラ20の計時機能(タイマ)により、サイクルを稼働してから一定時間は冷媒を内部熱交換器18へ流し、一定時間サイクルを稼働した後は冷媒をバイパス流路21へ流すようにしてもよい。
さらに、蒸発器14の近傍、あるいは室内の温度・湿度をセンサにより検出し、その検出値に応じて内部熱交換器18からバイパス流路21への切り替え時間を制御するようにしてもよい。
このように流路の切り替えを時間、あるいは車室内の空気状態に応じて制御することにより、簡単で且つ効率良く運転することが可能となる。
ここでは、実施例1、2で用いた凝縮水熱交換器15の配置および構造について説明する。
図5(a)〜(d)は、クーリングユニット17内における凝縮水熱交換器15の配置例を示す側面図である。
図5(a)は、凝縮水熱交換器15を凝縮水吐出領域25内に横向きに寝かせて配置した例を示している。クーリングユニット17には、飛水防止のためのスペース23が設けられており、凝縮水熱交換器15のサイズはこのスペース23に収まるように設計されている。図中の矢印は空調風の流れ方向を示し、蒸発器14で発生した凝縮水24が矢印方向に吐出して凝縮水熱交換器15のコア部(熱交換部)に掛かることにより、内部を流れる冷媒が冷却される。
この凝縮水24は、凝縮水吐出領域25に一定量が溜まるように構成されている。すなわち、凝縮水吐出領域25にはドレイン配管26が接続されており、蒸発器14から吐出した凝縮水24が凝縮水吐出領域25からオーバーフローしない構造となっている。このように、クーリングユニット17内に凝縮水熱交換器15を配置することにより、凝縮水を蓄えるタンク構造が不要となり、簡単な構造でコストも安く抑えながら、十分な冷却効果を得ることができる。
図5(b)は、凝縮水熱交換器15を凝縮水吐出領域25内に斜めに配置した例を示している。このような配置とした場合は、図の矢印方向に吐出する凝縮水24を効率良く凝縮水熱交換器15に掛けることができる。
図5(c)は、コア部を二分割してV字形状とした凝縮水熱交換器15Aを配置した例を示している。この場合は、凝縮水熱交換器15Aの高さを低くすることができるので、凝縮水24をコア部にムラなく掛けることができる。
図5(d)は、コア部を二分割して重ね合わせた凝縮水熱交換器15Bを縦置き配置した例を示している。この場合も、凝縮水熱交換器15Bの高さが低くなるので、凝縮水24をコア部にムラなく掛けることができる。なお、図示していないが、コア部を二分割して重ね合わせた凝縮水熱交換器15Bを横置き配置してもよく、その場合も同等の効果を得ることができる。
なお、実施例3、4のように、クーリングユニット17内に内部熱交換器18を配置する場合も図5(a)〜(d)に示した配置とすることにより、凝縮水24を用いて内部熱交換器18を冷却することができる。
次に、凝縮水熱交換器15の構造および形状について説明する。
図6は、凝縮水熱交換器15の構成を示す斜視図である。凝縮水熱交換器15は、内部に複数の冷媒流路が形成された多穴管構造のコア部(熱交換部)27と、入口ヘッダータンク28および出口ヘッダータンク29とから構成されている。入口ヘッダータンク28には冷媒入口となる入口パイプ31が接続され、また出口ヘッダータンク29には冷媒出口となる出口パイプ32が接続されている。図6において、放熱器12から送られてきた冷媒は入口パイプ31から取り込まれ(図中矢印IN)、入口ヘッダータンク28で分流されてコア部27の各冷媒流路に流入する。このコア部27を通過した冷媒は出口ヘッダータンク29で合流し、出口パイプ32から取り出されて膨張弁13に送られる(図中矢印OUT)。この間、コア部27では内部を通過する冷媒と蒸発器14で発生した凝縮水24との間で熱交換が行われ、冷媒の熱が凝縮水に吸熱されることで冷媒が冷却される。
次に、凝縮水熱交換器の他の形状例を図7(a)〜(c)とともに説明する。図7(a)は、コア部を二分割してV字形状とした凝縮水熱交換器15Aであり、図5(c)に適用される形状例を示している。
本例の凝縮水熱交換器15Aでは、多穴管構造のコア部がコア部37A、37Bに二分割されている。コア部37Aには入口ヘッダータンク38A、出口ヘッダータンク39Aがそれぞれ接続され、このうち入口ヘッダータンク38Aには入口パイプ31が接続されている。また、コア部37Bには入口ヘッダータンク38B、出口ヘッダータンク39Bがそれぞれ接続され、このうち出口ヘッダータンク39Bには出口パイプ32が接続されている。そして、出口ヘッダータンク39Aと、入口ヘッダータンク38Bとの間は中間パイプ33により連通している。図7(a)において、冷媒は入口パイプ31から取り込まれ(図中矢印IN)、入口ヘッダータンク38Aで分流されてコア部37Aの各冷媒流路に流入し、コア部37Aを通過して出口ヘッダータンク39Aで合流した後、中間パイプ33を通過して入口ヘッダータンク38Bに流入する。そして、冷媒は入口ヘッダータンク38Bで分流されてコア部37Bの各冷媒流路に流入し、さらに出口ヘッダータンク39Bで合流した後、出口パイプ32から取り出される(図中矢印OUT)。本例では、コア部の高さを半分とすることができるため、凝縮水をコア部にムラなく掛けることができるうえ、スペースの狭いクリーニングユニット内にも設置することができる。
図7(b)は、コア部を二分割して重ね合わせた凝縮水熱交換器15Bであり、図5(d)に適用される形状例を示している。
本例の凝縮水熱交換器15Bでは、二分割された多穴管構造のコア部47A、47Bを備えている。この二分割されたコア部47A、47Bのうち、コア部47Aには入口ヘッダータンク48A、出口ヘッダータンク49Aがそれぞれ接続され、このうち入口ヘッダータンク48Aに入口パイプ31が接続されている。また、コア部47Bには入口ヘッダータンク48B、出口ヘッダータンク49Bがそれぞれ接続され、このうち出口ヘッダータンク49Bには出口パイプ32が接続されている。そして、出口ヘッダータンク49Aと、入口ヘッダータンク48Bとの間は図示しない中間パイプ(または貫通孔)により連通している。本例についても、コア部の高さを半分とすることができるため、凝縮水をコア部にムラなく掛けることができるうえ、スペースの狭いクリーニングユニット内にも設置することができる。
また、出口ヘッダータンク49Aと入口ヘッダータンク48Bを、内部的に連通する一体型のタンクとして構成することにより、部品点数の削減を図ることができる。
図7(c)は、コア部を略U字形状となるように構成した凝縮水熱交換器15Cであり、例えば図5(d)の実施例に適用することができる。
本例の凝縮水熱交換器15Cでは、多穴管構造のコア部57が略U字形状にとなるように折り曲げ成形され、その両端部に入口ヘッダータンク58、出口ヘッダータンク59がそれぞれ接続されている。また、入口ヘッダータンク58Aに入口パイプ31が、出口ヘッダータンク59には出口パイプ32がそれぞれ接続されている。本例についても、コア部の高さを半分とすることができるため、凝縮水をコア部にムラなく掛けることができるうえ、スペースの狭いクリーニングユニット内にも設置することができる。
次に、コア部の形状例を図8(a)〜(d)とともに説明する。図8(a)は、図6のA−A断面図である。図8(a)に示すように、コア部27は内部に複数の冷媒流路27aが形成された多穴管構造となっている。図8(b)に示すコア部27Aは、幅方向の両側部にリブ27bを一体成形により設け、凝縮水を保持するようにしたものである。また、図8(c)に示すコア部27Bは、リブを設けることなしに、全体を湾曲させて凝縮水を保持するようにしたものである。さらに、図8(d)に示すコア部27Cは、コア部の表裏面にリブ27bを一体成形により複数設けて、凝縮水をより確実に保持できるようにしたものである。このような構成とした場合は、コア部表面の伝熱面積も大きくなるため、熱交換効率を向上させることができる。なお、図8(d)ではリブ27bを表裏面に設けた例を示したが、凝縮水が掛かる片面のみに設けた構成としてもよい。
次に、凝縮水熱交換器と蒸発器とを一体化した熱交換器の実施例について説明する。
図9は、実施例6に係わる冷凍サイクルの回路図であり、図1と同等部分を同一符号で表している。
本実施例の冷凍サイクルは、凝縮水熱交換器15Dおよび蒸発器14の機能を備えた熱交換器61を、放熱器12の下流側と圧縮機11の上流側に接続している。この熱交換器61は、後述するように、凝縮水熱交換器15Dと蒸発器14とを一体に構成したものである。
図10(a)は、本実施例に係わる熱交換器61の斜視図、図10(b)はチューブの断面形状を示す斜視図、図11は図10(a)のB−B断面図である。以下、先の実施例と同等部分に同一符号を付して説明する。
本実施例の熱交換器61は、蒸発器14と凝縮水熱交換器15Dとを備えて構成されている。
蒸発器14は、上ヘッダーパイプ62および下ヘッダーパイプ63と、熱交換器コア(熱交換部)64とを備えている。熱交換器コア64は、多穴構造を有する複数本のチューブ65と、冷却用のフィン66とを交互に配置した構造となっている。そして、上ヘッダーパイプ62は熱交換器コア64の上端部と接続され、各チューブ65の一方の端部と連通している。また、下ヘッダーパイプ63は熱交換器コア64の下端部と接続され、各チューブ65の他方の端部と連通している。
上ヘッダーパイプ62の内部には、図11に示すように、膨張弁13からの冷媒を取り込む入口パイプ67と、熱交換器コア64を通過した冷媒を排出するための出口パイプ68と、冷媒が流通する冷媒通路69と、放熱器12からの冷媒を取り込む入口側ヘッダーパイプ71とがそれぞれ形成されている。冷媒通路69には、冷媒を反対側のヘッダーパイプにターンさせるためのデバイドプレート72が所定箇所に挿入されている。
また、下ヘッダーパイプ63の内部には、コア部65Aを通過した冷媒を排出するための出口側ヘッダーパイプ73と、冷媒が流通する冷媒通路74がそれぞれ形成されている。冷媒通路74には、上ヘッダーパイプ62と同じデバイドプレート72が所定箇所に挿入されている。
凝縮水熱交換器15Dは、コア部(熱交換部)65Aと、前述した入口側ヘッダーパイプ71および出口側ヘッダーパイプ73とを備え、蒸発器14の熱交換器コア64と並設するように一体に構成されている。コア部65Aは、熱交換器コア64の最外側に位置するチューブを用いたもので、図10(b)に示すように、内部に形成された複数のチューブ穴75を冷媒流路としている。このコア部65Aは、蒸発器14の熱交換器コア64と一体に構成されているため、熱交換器コア64と同じようにコア部65Aにおいても凝縮水が発生し、この凝縮水がコア部65Aにも掛かることになる。したがって、凝縮水熱交換器15Dを流れる冷媒は、空調風および蒸発器14で発生する凝縮水との間で熱交換されて吸熱される。
上記のように構成された熱交換器61において、放熱器12で冷却された高圧の冷媒は、凝縮水熱交換器15Dの入口側ヘッダーパイプ71から取り込まれ、コア部65Aを通過して、出口側ヘッダーパイプ73へ流入する。この間、凝縮水熱交換器15Dでは、コア部65Aを通過した高温高圧の冷媒と空調風との間で熱交換が行われるとともに、蒸発器14の熱交換器コア64で発生する凝縮水との間でも熱交換が行われるため、冷媒は冷却されて出口側ヘッダーパイプ73へ流入する。
出口側ヘッダーパイプ73に流入した冷媒は、さらに膨張弁13(図9)に送られ、ここで減圧されて低温低圧の冷媒となり、再び熱交換器61に戻され、蒸発器14の入口パイプ67へ流入する。そして、この入口パイプ67から上ヘッダーパイプ62および下ヘッダーパイプ63の間をターンしながら熱交換器コア64内を通過する。この間、蒸発器14では、熱交換器コア64を通過した低温低圧の冷媒と空調風との間で熱交換が行われ、空調風の熱が冷媒に吸熱される。この吸熱により空調風は除湿されて冷房風となり、車室内等に供給される。そして、熱交換器コア64を通過した冷媒は、出口パイプ68を通ってアキュームレータ16へ送られる。
本実施例の熱交換器61によれば、並設された蒸発器14の熱交換器コア64で発生する凝縮水により凝縮水熱交換器15Dが直接に冷却されるため、凝縮水の輸送に動力や損失を伴うことがなく、また空調風によっても冷却されることになるため、凝縮水熱交換器15Dをより効率良く冷却することができる。このため、本実施例の熱交換器61を備えた冷凍サイクルにおいては、システムの効率化を図ることができる。また、熱交換器61は車室内のクーリングユニット内に設置されるため、凝縮水熱交換器15Dを断熱材により断熱する必要がなく、断熱コストを削減することができる。
また、本実施例では、凝縮水熱交換器15Dを蒸発器14と一体に構成したため、凝縮水熱交換器15を蒸発器14の近傍に設置する構成と比べてコンパクト化を図ることができる(請求項7の効果)。
とくに、本実施例では、凝縮水熱交換器15Dとして、熱交換器コア64のチューブ65と同じ多穴構造のチューブを用いているため、熱交換器61をよりコンパクトなものとすることができる。これによれば、車室内のスペースを有効利用することができるようになるため、レイアウト性を改善することができる(請求項8の効果)。
また、本実施例の熱交換器61によれば、蒸発器14と凝縮水熱交換器15Dとの間を配管で接続する必要がないため組み付けコストが削減でき、また冷媒漏れの原因となる接続箇所がないため、冷媒漏れに対する信頼性を向上させることができる(請求項7の効果)。
次に、凝縮水熱交換器と蒸発器とを一体化した熱交換器の他の実施例について説明する。
図12は、本実施例に係わる熱交換器81の斜視図である。以下、先の実施例と同等部分に同一符号を付して説明する。
本実施例の熱交換器81は、凝縮水熱交換器15Dを蒸発器14の熱交換器コア64を構成するチューブ65間に設けたものである。
本実施例の蒸発器14Aは、熱交換器コア(熱交換部)64の中央部に凝縮水熱交換器15Dが配置され、これに伴い上下のヘッダーパイプは左右に2分割されている。すなわち、入口側ヘッダーパイプ71を挟んで並設された上ヘッダーパイプ62Aおよび62Bは、熱交換器コア64の上端部とそれぞれ接続され、各チューブ65の一方の端部と連通している。そして、上ヘッダーパイプ62Aには、熱交換器コア64を通過した冷媒を排出するための出口パイプ82Aが形成され、上ヘッダーパイプ62Bには、熱交換器コア64を通過した冷媒を排出するための出口パイプ82Bがそれぞれ形成されている。また、出口側ヘッダーパイプ73を挟んで併設された下ヘッダーパイプ63Aおよび63Bは、熱交換器コア64の下端部とそれぞれ接続され、各チューブ65の他方の端部と連通している。これら上下ヘッダーパイプの内部構造は図11とほぼ同じであるため図示による説明を省略する。
この蒸発器14Aでは、膨張弁13から送られてきた冷媒が下ヘッダーパイプ63Aおよび63Bにそれぞれ並列に取り込まれ、熱交換器コア64を通過した後、上ヘッダーパイプ62Aおよび62Bから並列に排出され、その後に合流してアキュームレータ16へ送られるように構成されている。
凝縮水熱交換器15Dは、コア部(熱交換部)65Bと、入口側ヘッダーパイプ71および出口側ヘッダーパイプ73とを備えて構成され、熱交換器コア64の略中央部に設けられている。本実施例のコア部65Bは、熱交換器コア64の中央部に位置するチューブを用いたもので、実施例6と同じく内部に形成された複数のチューブ穴を冷媒流路としている。このコア部65Bは、蒸発器14の熱交換器コア64と一体に構成されているため、熱交換器コア64と同じようにコア部65Bにおいても凝縮水が発生し、この凝縮水がコア部65Bにも掛かることになる。したがって、凝縮水熱交換器15Dを流れる冷媒は、空調風および蒸発器14で発生する凝縮水との間で熱交換されて吸熱される。
上記のように構成された熱交換器81において、放熱器12で冷却された高圧の冷媒は、凝縮水熱交換器15Dの入口側ヘッダーパイプ71から取り込まれ、コア部65Bを通過して、出口側ヘッダーパイプ73へ流入する。この間、凝縮水熱交換器15Dでは、コア部65Bを通過した中温高圧の冷媒と空調風との間で熱交換が行われるとともに、蒸発器14の熱交換器コア64で発生する凝縮水との間でも熱交換が行われるため、冷媒は冷却されて出口側ヘッダーパイプ73へ流入する。
出口側ヘッダーパイプ73に流入した冷媒は、さらに膨張弁13(図9)に送られ、ここで減圧されて低温低圧の冷媒となり、再び熱交換器81に戻され、蒸発器14の下ヘッダーパイプ63Aおよび63Bへ流入する。そして、下ヘッダーパイプ63Aおよび63Bと、上ヘッダーパイプ62Aおよび上ヘッダーパイプ62Bとの間をそれぞれターンしながら熱交換器コア64内を通過する。この間、蒸発器14では熱交換器コア64を通過した低温低圧の冷媒と空調風との間で熱交換が行われ、空調風の熱が冷媒に吸熱される。この吸熱により空調風は除湿されて冷房風となり、車室内等に供給される。そして、熱交換器コア64を通過した冷媒は、出口パイプ82Aおよび82Bから排出され、その後に合流してアキュームレータ16へ送られる。
本実施例の熱交換器81によれば、並設された蒸発器14で発生する凝縮水により凝縮水熱交換器15Dが直接に冷却されるため、凝縮水の輸送に動力や損失を伴うことがなく、また空調風によっても冷却されることになるため、凝縮水熱交換器15Dをより効率良く冷却することができ、このためシステムの効率化を図ることができる。また、熱交換器81は車室内のクーリングユニット内に設置されるため、凝縮水熱交換器15Dを断熱材により断熱する必要がなく、断熱コストを削減することができる。さらに、凝縮水熱交換器15Dを蒸発器14と一体に構成したため、凝縮水熱交換器15を蒸発器14の近傍に設置する構成と比べてコンパクト化を図ることができる。
とくに、本実施例においては、凝縮水熱交換器15Dを蒸発器14の熱交換器コア64を構成するチューブ65間に設けているため、コア部65Bの両面が凝縮水および空調風により冷却されることになり、熱交換器効率をさらに向上させることができる(請求項9の効果)。
また、本実施例では、凝縮水熱交換器15Dとして、熱交換器コア64のチューブ65と同じ多穴構造のチューブを用いているため、熱交換器81をよりコンパクトなものとすることができる。これによれば、車室内のスペースを有効利用することができるようになるため、レイアウト性を改善することができる。
さらに、本実施例の熱交換器81によれば、蒸発器14と凝縮水熱交換器15Dとの間を配管で接続する必要がないため組み付けコストが削減でき、また冷媒漏れの原因となる接続箇所がないため、冷媒漏れに対する信頼性を向上させることができる。
実施例1に係わる冷凍サイクルの回路図。 実施例2に係わる冷凍サイクルの回路図。 実施例3に係わる冷凍サイクルの回路図。 実施例4に係わる冷凍サイクルの回路図。 (a)〜(d)はクーリングユニット内における凝縮水熱交換器の配置例を示す側面図。 凝縮水熱交換器の構成を示す斜視図。 (a)〜(c)は凝縮水熱交換器の他の形状例を示す斜視図。 (a)〜(d)はコア部の形状例を示す断面図。 実施例6に係わる冷凍サイクルの回路図。 (a)は実施例6に係わる熱交換器の斜視図。(b)はチューブの断面形状を示す斜視図。 図10(a)のB−B断面図。 実施例7に係わる熱交換器の斜視図。 内部熱交換器を用いた一般的な冷凍サイクルを示す回路図。 一般的な冷凍サイクルの作用を表したサイクル線図。 実施例の冷凍サイクルの作用を表したサイクル線図。
符号の説明
11…圧縮機
12…放熱器
13…膨張弁
14、14A…蒸発器
15、15A、15B、15C、15D…凝縮水熱交換器
16…アキュームレータ
17…クーリングユニット
18…内部熱交換器
19、22…切り替え弁
20…コントローラ
21…バイパス流路
23…スペース
24…凝縮水
25…凝縮水吐出領域
26…ドレイン配管
27、27A、27B、27C、37A、37B、47A、47B、57、65A、65B…コア部
27a…冷媒流路
27b…リブ
31、67…入口パイプ
32、68、82A、82B…出口パイプ
33…中間パイプ
28、38A、38B、48A、48B、58…入口ヘッダータンク
29、39A、39B、49A、49B、59…出口ヘッダータンク
61、81…熱交換器
62、62A、62B…上ヘッダーパイプ
63、63A、63B…下ヘッダーパイプ
64…熱交換器コア
65…チューブ
66…フィン
69、74…冷媒通路
71…入口側ヘッダーパイプ
72…デバイドプレート
73…出口側ヘッダーパイプ
75…チューブ穴

Claims (9)

  1. 少なくとも、冷媒を圧縮する圧縮機(11)と、この圧縮機(11)で圧縮された冷媒を冷却する放熱器(12)と、この放熱器(12)で冷却された冷媒を減圧する減圧手段(13)と、この減圧手段(13)で減圧された冷媒を蒸発させる蒸発器(14)と、前記放熱器(12)で冷却された冷媒と前記蒸発器(14)で発生した凝縮水との間で熱交換する凝縮水熱交換器(15)とを備え、前記蒸発器(14)を通過した冷媒を前記圧縮機(11)へ戻して循環させる冷凍サイクルであって、
    前記凝縮水熱交換器(15)を前記蒸発器(14)の凝縮水吐出領域(25)に配置したことを特徴とする冷凍サイクル。
  2. 前記放熱器(12)で冷却された冷媒と前記蒸発器(14)で蒸発した冷媒との間で熱交換する内部熱交換器(18)と、
    前記放熱器(12)で冷却された冷媒を前記凝縮水熱交換器(15)への流路または前記内部熱交換器(18)への流路のいずれかに切り替える切替手段(19)と、
    を備えたことを特徴とする請求項1に記載の冷凍サイクル。
  3. 前記切替手段(19)は、前記蒸発器(14)の凝縮水吐出領域(25)に凝縮水が溜まるまでは前記放熱器(12)で冷却された冷媒の流路を前記内部熱交換器(18)への流路に切り替え、前記蒸発器(14)の凝縮水吐出領域(25)に凝縮水が溜まった後は前記放熱器(12)で冷却された冷媒の流路を前記凝縮水熱交換器(15)への流路に切り替えることを特徴とする請求項2に記載の冷凍サイクル。
  4. 少なくとも、冷媒を圧縮する圧縮機(11)と、この圧縮機(11)で圧縮された冷媒を冷却する放熱器(12)と、この放熱器(12)で冷却された冷媒を減圧する減圧手段(13)と、この減圧手段(13)で減圧された冷媒を蒸発させる蒸発器(14)と、前記放熱器(12)で冷却された冷媒と前記蒸発器(14)で蒸発した冷媒との間で熱交換する内部熱交換器(18)とを備え、前記内部熱交換器(18)を通過した冷媒を前記圧縮機(11)へ戻して循環させる冷凍サイクルであって、
    前記内部熱交換器(18)を前記蒸発器(14)の凝縮水吐出領域(25)に配置したことを特徴とする冷凍サイクル。
  5. 前記蒸発器(14)で蒸発した冷媒を前記内部熱交換器(18)の低圧側への流路またはバイパス流路のいずれかに切り替える切替手段(22)を備えることを特徴とする請求項4に記載の冷凍サイクル。
  6. 前記切替手段(22)は、前記蒸発器(14)の凝縮水吐出領域(25)に凝縮水が溜まるまでは前記蒸発器(14)で蒸発した冷媒の流路を前記内部熱交換器(18)への流路に切り替え、前記蒸発器(14)の凝縮水吐出領域(25)に凝縮水が溜まった後は前記蒸発器(14)で蒸発した冷媒の流路を前記バイパス流路(21)へ切り替えることを特徴とする請求項5に記載の冷凍サイクル。
  7. 少なくとも、冷媒を圧縮する圧縮機(11)と、この圧縮機(11)で圧縮された冷媒を冷却する放熱器(12)と、この放熱器(12)で冷却された冷媒を減圧する減圧手段(13)と、この減圧手段(13)で減圧された冷媒を蒸発させる蒸発器(14)と、前記放熱器(12)で冷却された冷媒と前記蒸発器(14)で発生した凝縮水との間で熱交換する凝縮水熱交換器(15)とを備え、前記蒸発器(14)を通過した冷媒を前記圧縮機(11)へ戻して循環させる冷凍サイクルに用いられる熱交換器(61)であって、
    前記熱交換器(61)は、前記凝縮水熱交換器(15)を前記蒸発器(14)と一体に構成したものであることを特徴とする熱交換器。
  8. 前記凝縮水熱交換器(15)の熱交換部(65A)は、前記蒸発器(14)の熱交換部(64)を構成するチューブ(65)と同一構造の多穴構造チューブであることを特徴とする請求項7に記載の熱交換器。
  9. 前記凝縮水熱交換器(15D)は、前記蒸発器(14)の熱交換部(64)を構成するチューブ(65)間に設けられることを特徴とする請求項7または8に記載の熱交換器。
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CN112283988A (zh) * 2020-10-20 2021-01-29 广东申菱环境系统股份有限公司 一种蒸发冷却式冷水机组及其控制方法

Cited By (2)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JP2010260541A (ja) * 2009-05-08 2010-11-18 Honda Motor Co Ltd 車両空調システム用エバポレータ組立品、車両用空調システムおよび車両用hvacシステム
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