JP2016095039A - 冷凍サイクル装置 - Google Patents
冷凍サイクル装置 Download PDFInfo
- Publication number
- JP2016095039A JP2016095039A JP2014229387A JP2014229387A JP2016095039A JP 2016095039 A JP2016095039 A JP 2016095039A JP 2014229387 A JP2014229387 A JP 2014229387A JP 2014229387 A JP2014229387 A JP 2014229387A JP 2016095039 A JP2016095039 A JP 2016095039A
- Authority
- JP
- Japan
- Prior art keywords
- refrigerant
- heat exchanger
- refrigeration cycle
- compressor
- evaporator
- 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
Images
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
- F25B13/00—Compression machines, plants or systems, with reversible cycle
-
- 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
- F25B39/00—Evaporators; Condensers
- F25B39/02—Evaporators
- F25B39/022—Evaporators with plate-like or laminated elements
-
- 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
- F25B39/00—Evaporators; Condensers
- F25B39/04—Condensers
-
- 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
- F25B2313/00—Compression machines, plants or systems with reversible cycle not otherwise provided for
- F25B2313/003—Indoor unit with water as a heat sink or heat source
-
- 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
- F25B2339/00—Details of evaporators; Details of condensers
- F25B2339/04—Details of condensers
- F25B2339/043—Condensers made by assembling plate-like or laminated elements
Landscapes
- Engineering & Computer Science (AREA)
- Physics & Mathematics (AREA)
- Mechanical Engineering (AREA)
- Thermal Sciences (AREA)
- General Engineering & Computer Science (AREA)
- Heat-Pump Type And Storage Water Heaters (AREA)
- Compression-Type Refrigeration Machines With Reversible Cycles (AREA)
- Heat-Exchange Devices With Radiators And Conduit Assemblies (AREA)
Abstract
【課題】省エネルギー性に優れた冷凍サイクル装置を提供すること。【解決手段】圧縮機1、凝縮器(3、5)、膨張手段4、蒸発器(3、5)が冷媒配管で環状に接続され、冷媒が循環する冷媒回路を備え、凝縮器(3、5)または記蒸発器(3、5)のいずれか一方は、冷媒と液体とが熱交換するプレート式熱交換器であり、冷媒としてR32冷媒を主成分とする冷媒を用いることにより、凝縮器(3、5)の内部での冷媒の偏流が改善されるとともに、圧力損失が低減されるため、省エネルギー性が向上する。【選択図】図1
Description
本発明は、冷凍サイクル装置に関するものである。
従来、この種の冷凍サイクル装置として、フィンチューブ式熱交換器にR32を適用し、室内熱交換器と室外熱交換器の容積比を小さくすることにより小型化を図るものがある(例えば、特許文献1参照)。
図7は特許文献1に記載された従来の冷凍サイクル装置の概略構成図である。図7に示すように、この冷凍サイクル装置は、圧縮機101、室外熱交換器の凝縮器102、膨張弁103、室内熱交換器の蒸発器104、四方弁105を環状に接続して冷媒回路を構成している。
また、この冷凍サイクル装置において、冷媒としてR32を用い、かつ、この冷凍サイクル装置を空気調和機に適用することを想定して、室外熱交換器の内容積Voutと室内熱交換器の内容積Vinとの比m(=Vout/Vin)を0.7≦m≦1.5の範囲に設定している。これにより、従来、特にR410Aを用いた場合と比較して、冷凍サイクル装置の省エネルギー化、及び、室外熱交換器のサイズの小型化を図っている。
また、熱交換器の内容積を小さくするためには、熱交換器を構成している伝熱管の管径を小さくする必要がある。この場合、伝熱管内を流れる冷媒による圧力損失を抑えながら伝熱性能を確保することが課題となる。
ここで、冷凍サイクル装置において、冷媒が蒸発する際の伝熱管内における圧力損失と冷媒流量との関係を明らかにしたものがある(非特許文献1、非特許文献2参照)。
図8(a)は、非特許文献1に記載されている、冷媒の蒸発時における冷媒流量と圧力損失との関係を示すグラフ、図8(b)は、非特許文献2に記載されている、冷媒の蒸発時における冷媒流量と圧力損失との関係を示すグラフである。これらのグラフから、圧力損失は冷媒流量の略2乗に比例する特性を有していることがわかる。
図8(a)は、非特許文献1に記載されている、冷媒の蒸発時における冷媒流量と圧力損失との関係を示すグラフ、図8(b)は、非特許文献2に記載されている、冷媒の蒸発時における冷媒流量と圧力損失との関係を示すグラフである。これらのグラフから、圧力損失は冷媒流量の略2乗に比例する特性を有していることがわかる。
法福守、外2名、"蒸発性能を向上した内面溝付管の開発"、日立電線株式会社、No.26(2007−1)、p.59
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"、古河電工時報、古河電気工業株式会社、平成12年7月、第106号、p.8
しかしながら、前記従来技術においては、冷凍サイクル装置を空気調和機に適用することを前提に冷媒としてR32冷媒を用いており、冷媒と液体を熱交換する場合については記載されていない。
したがって、従来のそのままの構成を、冷媒と液体とを熱交換させる冷凍サイクル装置
に適用しても、十分に省エネルギー性を向上させることができないという課題があった。
に適用しても、十分に省エネルギー性を向上させることができないという課題があった。
本発明は前記従来の課題を解決するためのもので、冷媒と液体とを熱交換させる冷凍サイクル装置の省エネルギー性を向上させることを目的とする。
前記従来の課題を解決するために、本発明の冷凍サイクル装置は、圧縮機、凝縮器、膨張手段、蒸発器が冷媒配管で環状に接続され、冷媒が循環する冷媒回路を備え、前記凝縮器または前記蒸発器のいずれか一方は、冷媒と液体とが熱交換するプレート式熱交換器であり、前記冷媒としてR32冷媒を主成分とする冷媒を用いることを特徴とするものである。
従来用いられているR410A冷媒、または、R32冷媒を使用して、同一の能力を発揮させる場合、R32冷媒を使用する場合の方が、凝縮過程におけるエンタルピー差hは増加する。よって、所定の能力を得るためR32に必要な冷媒循環量が減少する。したがって、冷媒流速が低下し、プレート式熱交換器において、冷媒入口に近い流路から遠い流路にかけての冷媒の偏流が改善される。その結果、冷凍サイクル装置の省エネルギー性を向上させることができる。
本発明によれば、省エネルギー性が向上した冷凍サイクル装置を提供することができる。
第1の発明は、圧縮機、凝縮器、膨張手段、蒸発器が冷媒配管で環状に接続され、冷媒が循環する冷媒回路を備え、前記凝縮器または前記蒸発器のいずれか一方は、冷媒と液体とが熱交換するプレート式熱交換器であり、前記冷媒としてR32冷媒を主成分とする冷媒を用いることを特徴とする冷凍サイクル装置である。
これにより、同一の加熱能力を発揮させる条件で、R410A冷媒を使用する場合とR32冷媒を使用する場合とを比較すると、R32冷媒を使用する場合の方が、凝縮過程におけるエンタルピー差hは増加する。よって、所定の能力を得るために必要な冷媒循環量
が減少する。したがって、熱交換器における冷媒流速が低下し、プレート式熱交換器において、冷媒入口に近い流路から遠い流路にかけての冷媒の偏流が改善される。その結果、プレート式熱交換器の全体で効率よく熱交換が行われ、冷凍サイクル装置の省エネルギー性を向上させることができる。
が減少する。したがって、熱交換器における冷媒流速が低下し、プレート式熱交換器において、冷媒入口に近い流路から遠い流路にかけての冷媒の偏流が改善される。その結果、プレート式熱交換器の全体で効率よく熱交換が行われ、冷凍サイクル装置の省エネルギー性を向上させることができる。
また、R32冷媒の方が、凝縮過程におけるエンタルピー差hが増加するので、等圧かつ同一の過冷却度を有する状態から冷媒を減圧すると、蒸発器の入口における乾き度xが低下する。よって、プレート式熱交換器を蒸発器として用いた場合には、プレート式熱交換器を流動する冷媒に占める液冷媒の比率が増加する。したがって、プレート式熱交換器を流れる冷媒の流速が低下し、冷媒入口に近い流路から遠い流路にかけての冷媒の偏流が改善される。その結果、プレート式熱交換器の全体で効率よく熱交換が行われ、冷凍サイクル装置の省エネルギー性を向上させることができる。
第2の発明は、特に第1の発明において、前記凝縮器としてプレート式熱交換器を用い、前記蒸発器としてフィンチューブ式熱交換器を用い、前記凝縮器と前記蒸発器とは、前記蒸発器の内容積(Vf)と前記凝縮器の内容積(Vp)との容積比R(Vf/Vp)が0.5≦R≦4.0の範囲となるように構成されることを特徴とするものである。
これにより、冷凍サイクル装置の省エネルギー性を向上させることに加え、フィンチューブ式熱交換器である蒸発器の小型化を図ることができる。また、圧縮機の信頼性を向上させることができる。また、蒸発器の小型化を実現して熱交換器の内容積を低減させることで、必要な冷媒量の削減を図ることができる。また、R32冷媒を用いた冷凍サイクル装置において、圧縮機の信頼性を向上させることができる。
第3の発明は、特に、第1または第2の発明において、前記圧縮機は、シェル内部が高圧となる高圧シェル型圧縮機であることを特徴とするものである。
これにより、吸入冷媒が直接圧縮機室に吸入される。ここで、シェル内部が低圧となる低圧シェル型圧縮機では、圧縮機のシェル内にあるモータにより冷媒が加熱された後、圧縮が開始される。一方、高圧シェル型の圧縮機では、冷媒がシェル内部にあるモータにより加熱されるよりも前に圧縮が開始される。よって、吐出温度が上昇しやすいR32を用いた場合でも、吐出温度の過度な上昇を抑制することができ、圧縮機の信頼性を向上することができる。
以下、本発明の実施形態について、図面を参照しながら説明する。なお、この実施の形態によって本発明が限定されるものではない。
(実施の形態1)
図1は、本実施の形態における冷凍サイクル装置を示す概略構成図、図2は、R410AとR32のモリエル(p−h)線図、図3(a)は、プレート式熱交換器において、冷媒入口と冷媒出口とが異なる面に形成された場合における冷媒入口ヘッダー部の流速分布を示すグラフ、図3(b)は、プレート式熱交換器において、冷媒入口と冷媒出口とが同一面に形成された場合における冷媒入口ヘッダー部の流速分布を示すグラフである。
図1は、本実施の形態における冷凍サイクル装置を示す概略構成図、図2は、R410AとR32のモリエル(p−h)線図、図3(a)は、プレート式熱交換器において、冷媒入口と冷媒出口とが異なる面に形成された場合における冷媒入口ヘッダー部の流速分布を示すグラフ、図3(b)は、プレート式熱交換器において、冷媒入口と冷媒出口とが同一面に形成された場合における冷媒入口ヘッダー部の流速分布を示すグラフである。
また、図4は、冷凍サイクル装置にR410Aを用いた場合の圧縮機の圧縮比と熱交換器の容積比Rとの関係を示すグラフ、図5は、冷凍サイクル装置にR32を用いた場合の圧縮機の圧縮比と熱交換器の容積比Rとの関係を示すグラフ、図6は、低圧シェル型圧縮機と高圧シェル型圧縮機との圧縮過程の違いを示すモリエル(p−h)線図である。
図1に示すように、本実施の形態の冷凍サイクル装置100は、冷媒を圧縮する圧縮機
1、冷媒の流れる方向を切り替える四方弁2、圧縮機1によって圧縮された高圧の冷媒が流入し、冷媒が放熱を行うプレート式熱交換器(凝縮器)3、高圧の冷媒を減圧して膨張させる膨張弁(膨張手段)4、膨張弁4により減圧されて膨張した気液二相状態の冷媒を蒸発させるフィンチューブ式熱交換器(蒸発器)5を、冷媒配管で順に接続した冷媒回路を備えている。なお、四方弁2により冷媒の流れる方向が切り替わると、プレート式熱交換器3は蒸発器となり、フィンチューブ熱交換器5は凝縮器となる。
1、冷媒の流れる方向を切り替える四方弁2、圧縮機1によって圧縮された高圧の冷媒が流入し、冷媒が放熱を行うプレート式熱交換器(凝縮器)3、高圧の冷媒を減圧して膨張させる膨張弁(膨張手段)4、膨張弁4により減圧されて膨張した気液二相状態の冷媒を蒸発させるフィンチューブ式熱交換器(蒸発器)5を、冷媒配管で順に接続した冷媒回路を備えている。なお、四方弁2により冷媒の流れる方向が切り替わると、プレート式熱交換器3は蒸発器となり、フィンチューブ熱交換器5は凝縮器となる。
冷媒回路を流れる冷媒としてはR32を主成分とする冷媒が用いられる。冷媒には、R32が70%以上含まれていることが好ましい。また、冷媒のすべてがR32であることがより好ましい。フィンチューブ熱交換器5は、冷媒と空気とが熱交換するように構成される。フィンチューブ熱交換器5の近傍には、空気を送風するためのファン(図示せず)が設けられる。プレート式熱交換器3は、冷媒と液体(水)とが熱交換するように構成される。すなわち、本実施の形態の冷凍サイクル装置100は、プレート式熱交換器(凝縮器)3において液体を加熱する温水生成装置として適用することができる。より具体的には、加熱された液体(温水)を、床暖房パネル等の暖房端末に循環させて室内の暖房を行う温水暖房装置に適用することを想定する。なお、四方弁2によって液体の流れる方向を切り替えると、プレート式熱交換器3において液体を冷却する冷温水生成装置として適用することができる。
図2に示すように、冷媒としてR32を用いると、R410Aを用いた場合と比較して、エンタルピー差h(h1、h2)がh1からh2へ約1.5倍増加する。よって、同一の加熱能力を発揮させるために必要な冷媒循環量は、R410AよりもR32の方が少ない。具体的には、R32を使用する場合には、R410Aの約66%の循環量があればよい。また、図2に示すように、冷媒としてR32を用いると、R410Aを冷媒として用いた場合と比較して、同一凝縮圧力で同一の過冷却度の状態から冷媒を減圧した場合の、蒸発器の入口における乾き度xが低下する。例えば、図2に示す運転条件では、蒸発器の入口における冷媒の乾き度xは、0.24から0.19に低下する。
ここで、プレート式熱交換器3の内部の冷媒流速の分布は、冷媒入口と冷媒出口とが反対側の面に形成されている場合(図3(a))と、冷媒入口及び冷媒出口が同一側の面に形成されている場合(図3(b))とで異なる。具体的には、図3(a)のように、冷媒入口側の流速が遅く、冷媒出口(奥行)側の流速が早くなるように偏流する場合や、図3(b)のように、冷媒入口側及び冷媒出口側の流速が早く、冷媒入口及び冷媒出口とは反対側(奥行側)の流速が遅い場合である。
しかしながら、R32冷媒を用いた場合は、R410Aを用いた場合と比較して、冷媒循環量を減少させることができるので、冷媒流速が低下する。よって、図3(a)(b)に示すように、冷媒流速の偏りが減少し、冷媒の分流が改善する。また、前述のように蒸発器の入口の冷媒の乾き度xが低下するので、蒸発器を流動する冷媒に占める液冷媒の比率が増加して冷媒の流速が低下する。これにより、プレート式熱交換器3を蒸発器として用いた場合でも、プレート式熱交換器3の内部での冷媒の偏流が改善され、冷媒の分流が改善する。したがって、プレート式熱交換器3の各流路で、効率よく熱交換が行われるので、熱交換効率が向上する。その結果、冷凍サイクル装置100の省エネルギー性が向上する。
次に、適切な、フィンチューブ熱交換器5の容積Vfとプレート式熱交換器3の容積Vpとの容積比R(Vf/Vr)について説明する。一般的に、圧縮機1は、信頼性確保のために、圧縮比を1.5〜10の間で使用する必要がある。よって、冷凍サイクル装置100を温水生成装置に適用する場合、温水生成装置の実使用範囲において、圧縮機1の圧縮比が1.5〜10の間に収まるように、熱交換器の容量を設定する必要がある。なお、
ここでの実使用範囲とは、定格能力:7〜16kW、外気温度:−15〜12℃、液体(水)の温度:35〜55℃の範囲をいう。
ここでの実使用範囲とは、定格能力:7〜16kW、外気温度:−15〜12℃、液体(水)の温度:35〜55℃の範囲をいう。
図4に示すように、容積比R(Vf/Vp)が増大すると、実使用範囲で必要となる圧縮比の最大値及び最小値は減少する傾向がある。これは、蒸発器(フィンチューブ式熱交換器5)の容積が相対的に増大すると、蒸発器の熱交換量が増大して、冷凍サイクル装置100における低圧側の圧力が増大する。その結果、凝縮器(プレート式熱交換器)3にて所定の加熱能力を得るために必要な圧縮比が減少するためである。
このように、容積比R(Vf/Vp)を増減に応じて、圧縮比の最大値及び最小値も増減する傾向がある。よって、冷媒としてR410Aを用い、プレート式熱交換器3を凝縮器として用い、フィンチューブ式熱交換器5を蒸発器5として用いる場合に、圧縮機の信頼性を確保するためには、図4に示すように、容積比R(Vf/Vp)を0.5≦R≦5とする必要がある。
R410Aの場合と同様に、冷媒としてR32を用いる場合にも、冷凍サイクル装置100(圧縮機1)の信頼性を維持する観点から、圧縮機1を、圧縮比が1.5〜10の範囲で動作させる。このとき、図5に示すように、容積比Rと圧縮比との関係から、容積比Rは0.5≦R≦4とする必要がある。
これは、同一の凝縮器(プレート式熱交換器3)を用いた冷凍サイクル装置100にR410AまたはR32を用いる場合、R32を用いる場合の方が蒸発器(フィンチューブ式熱交換器5)を小型にできることを示す。
また、同一の凝縮器(プレート式熱交換器3)、及び、同一の伝熱管長さLを有する蒸発器(フィンチューブ式熱交換器)5とを備えた冷凍サイクル装置100に、R410AまたはR32を用いる場合を想定すると、R32を用いた場合の方が、蒸発器5の伝熱管の断面積S(Vf/L)を小さくすることができる。より具体的には、R32を用いた場合には、フィンチューブ熱交換器5を構成する伝熱管の断面積S(=容積Vf/L)は、R410Aの場合の断面積に対して、0.8倍(=4/5)〜1倍(=0.5/0.5)倍となる。その結果、冷媒流速は、1倍(=1/1)〜1.25倍(=1/0.8)になる。
さらに、冷凍サイクル装置100にR32を用いると、R410Aを用いた場合と比較して、エンタルピー差hが拡大(R410Aの約1.5倍)するので、冷媒流量を減少(約66%)させても、同一の能力を確保することができる。ここで、図8(a)(b)から、冷媒の蒸発時における圧力損失dPcは、冷媒流量の2乗に比例する。上述のように、R32を用いた場合の冷媒流速は、R410Aに対して1倍〜1.25倍となるから、R32の圧力損失はR410Aに対して、0.44倍(=(1×0.66)^2)〜0.68倍(=(1.25×0.66)^2)となる。
以上のように、同一の加熱能力を発揮させるために凝縮器に流通させる冷媒量は、R32を用いた場合の方がR410Aを用いた場合よりも少ない。したがって、圧縮機1の運転周波数を低下させることができ、圧縮機1の動力を低下させることができる。さらに、R32を用いるとR410Aを用いた場合と比較して圧力損失が低減するので、蒸発器の出口での冷媒圧力、すなわち、圧縮機1の吸入圧力が上昇する。したがって、圧縮機1に吸入される冷媒の比体積が減少して、圧縮機1に吸入される冷媒量が増大する。その結果、圧縮機1の動力を低下させた場合でも、十分な冷媒循環量を確保することができる。したがって、凝縮能力、蒸発能力を向上させることができる。
このように、冷媒としてR32を用い、プレート式熱交換器3を凝縮器として用い、フィンチューブ熱交換器5を蒸発器として用いると、R410Aを用いた場合と比較して、蒸発器の小型化、及び、蒸発器の内容積を低減させることによる必要冷媒量の削減を図りつつ、省エネルギー性を向上させることができる。
なお、圧縮機1としては、高圧シェル型の圧縮機1を用いることが好ましい。シェルの内部が低圧となる低圧シェル型圧縮機では、圧縮機に吸入される冷媒が、一旦、シェル内部に流入し、高温のモータにより加熱された状態で圧縮室へ吸入される。よって、図6に示すように、圧縮過程において、冷媒の温度が圧縮機に吸入されたときよりも上昇した状態で圧縮が開始される。その結果、圧縮が完了した後の冷媒の温度(吐出温度)が過大となる恐れがある。
これに対し、圧縮機シェル内が高圧となる高圧シェル型圧縮機においては、吸入冷媒は直接圧縮室に吸入される。したがって、冷媒の温度が過度に上昇する前に圧縮が開始されるため、圧縮完了後の吐出冷媒温度の過度な上昇を抑制することができる。これにより、R410Aと比較して吐出温度が上昇しやすいR32を用いた場合でも、吐出温度の過度な上昇を抑制することができ、圧縮機の信頼性を向上することができる。
本発明によれば、省エネルギー性に優れた冷凍サイクル装置を提供することができるので、温水生成装置、温水暖房装置等の用途に適用することができる。
1 圧縮機
2 四方弁
3 プレート式熱交換器
4 膨張弁(膨張手段)
5 フィンチューブ熱交換器
2 四方弁
3 プレート式熱交換器
4 膨張弁(膨張手段)
5 フィンチューブ熱交換器
Claims (3)
- 圧縮機、凝縮器、膨張手段、蒸発器が冷媒配管で環状に接続され、冷媒が循環する冷媒回路を備え、
前記凝縮器または前記蒸発器のいずれか一方は、冷媒と液体とが熱交換するプレート式熱交換器であり、
前記冷媒としてR32冷媒を主成分とする冷媒を用いることを特徴とする冷凍サイクル装置。 - 前記凝縮器としてプレート式熱交換器を用い、
前記蒸発器としてフィンチューブ式熱交換器を用い、
前記凝縮器と前記蒸発器とは、前記蒸発器の内容積(Vf)と前記凝縮器の内容積(Vp)との容積比R(Vf/Vp)が0.5≦R≦4.0の範囲となるように構成されることを特徴とする請求項1に記載の冷凍サイクル装置。 - 前記圧縮機は、シェル内部が高圧となる高圧シェル型圧縮機であることを特徴とする請求項1または2に記載の冷凍サイクル装置。
Priority Applications (4)
Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
---|---|---|---|
JP2014229387A JP2016095039A (ja) | 2014-11-12 | 2014-11-12 | 冷凍サイクル装置 |
EP15858912.7A EP3220075A4 (en) | 2014-11-12 | 2015-08-20 | Heat pump apparatus |
CN201580054540.0A CN106796060A (zh) | 2014-11-12 | 2015-08-20 | 热泵装置 |
PCT/JP2015/004163 WO2016075851A1 (ja) | 2014-11-12 | 2015-08-20 | ヒートポンプ装置 |
Applications Claiming Priority (1)
Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
---|---|---|---|
JP2014229387A JP2016095039A (ja) | 2014-11-12 | 2014-11-12 | 冷凍サイクル装置 |
Publications (1)
Publication Number | Publication Date |
---|---|
JP2016095039A true JP2016095039A (ja) | 2016-05-26 |
Family
ID=55953959
Family Applications (1)
Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
---|---|---|---|
JP2014229387A Pending JP2016095039A (ja) | 2014-11-12 | 2014-11-12 | 冷凍サイクル装置 |
Country Status (4)
Country | Link |
---|---|
EP (1) | EP3220075A4 (ja) |
JP (1) | JP2016095039A (ja) |
CN (1) | CN106796060A (ja) |
WO (1) | WO2016075851A1 (ja) |
Families Citing this family (2)
Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
---|---|---|---|---|
PL3617390T3 (pl) * | 2018-08-30 | 2022-07-11 | Electrolux Appliances Aktiebolag | Suszarka do prania zawierająca układ pompy ciepła |
PL3617392T3 (pl) * | 2018-08-30 | 2022-09-26 | Electrolux Appliances Aktiebolag | Suszarka do prania zawierająca system pompy ciepła |
Citations (4)
Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
---|---|---|---|---|
JP2001248922A (ja) * | 1999-12-28 | 2001-09-14 | Daikin Ind Ltd | 冷凍装置 |
JP2008082653A (ja) * | 2006-09-28 | 2008-04-10 | Mitsubishi Electric Corp | 給湯、冷温水空気調和装置 |
JP2010002111A (ja) * | 2008-06-19 | 2010-01-07 | Mitsubishi Electric Corp | 蒸気圧縮式ヒートポンプ装置 |
WO2013051059A1 (ja) * | 2011-10-04 | 2013-04-11 | 三菱電機株式会社 | 冷凍サイクル装置 |
Family Cites Families (3)
Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
---|---|---|---|---|
JP4614441B2 (ja) * | 2005-06-10 | 2011-01-19 | 日立アプライアンス株式会社 | スクロール圧縮機 |
JP2012117717A (ja) * | 2010-11-30 | 2012-06-21 | Nishiyama Corp | 追い焚き可能なヒートポンプ式蓄熱給湯機およびチラー |
CN102032700A (zh) * | 2010-12-29 | 2011-04-27 | 广东美的电器股份有限公司 | 制冷设备 |
-
2014
- 2014-11-12 JP JP2014229387A patent/JP2016095039A/ja active Pending
-
2015
- 2015-08-20 EP EP15858912.7A patent/EP3220075A4/en not_active Withdrawn
- 2015-08-20 WO PCT/JP2015/004163 patent/WO2016075851A1/ja active Application Filing
- 2015-08-20 CN CN201580054540.0A patent/CN106796060A/zh active Pending
Patent Citations (4)
Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
---|---|---|---|---|
JP2001248922A (ja) * | 1999-12-28 | 2001-09-14 | Daikin Ind Ltd | 冷凍装置 |
JP2008082653A (ja) * | 2006-09-28 | 2008-04-10 | Mitsubishi Electric Corp | 給湯、冷温水空気調和装置 |
JP2010002111A (ja) * | 2008-06-19 | 2010-01-07 | Mitsubishi Electric Corp | 蒸気圧縮式ヒートポンプ装置 |
WO2013051059A1 (ja) * | 2011-10-04 | 2013-04-11 | 三菱電機株式会社 | 冷凍サイクル装置 |
Also Published As
Publication number | Publication date |
---|---|
EP3220075A4 (en) | 2017-11-08 |
CN106796060A (zh) | 2017-05-31 |
EP3220075A1 (en) | 2017-09-20 |
WO2016075851A1 (ja) | 2016-05-19 |
Similar Documents
Publication | Publication Date | Title |
---|---|---|
EP3249318B1 (en) | Heat-pump drinking water system, control method thereof, and heat-pump drinking water device | |
JP2005083741A (ja) | 熱交換器及び冷媒切り替え手段を有する空調装置 | |
JP6042026B2 (ja) | 冷凍サイクル装置 | |
JP2011144989A (ja) | 熱交換器用の伝熱管、熱交換器、冷凍サイクル装置及び空気調和装置 | |
JP2007232282A (ja) | ヒートポンプ式給湯機 | |
EP2770277B1 (en) | Water heater | |
EP2770278B1 (en) | Water heater | |
JP2017161182A (ja) | ヒートポンプ装置 | |
JPWO2016071955A1 (ja) | 空気調和装置 | |
JP6051401B2 (ja) | ヒートポンプ式冷暖房給湯装置 | |
JP2007178090A (ja) | ヒートポンプ式給湯機 | |
JP2016095039A (ja) | 冷凍サイクル装置 | |
JP2014016067A (ja) | ヒートポンプ式冷暖房給湯装置 | |
JP2007071426A (ja) | ヒートポンプ式給湯機及びそれに用いられる熱交換器 | |
JP2013134024A (ja) | 冷凍サイクル装置 | |
JP2012237518A (ja) | 空気調和機 | |
KR20170000029U (ko) | 캐스케이드형 히트펌프 장치 | |
WO2016098263A1 (ja) | 熱交換器及びこれを用いたヒートポンプ式温水生成装置 | |
JP2019190760A (ja) | 空気調和装置 | |
JP2013185790A (ja) | 熱交換器及び冷凍サイクル装置 | |
JP2019027601A (ja) | 冷媒回路装置 | |
JP2010078256A (ja) | フィンチューブ型熱交換器、これを用いた冷凍サイクル装置及び空気調和機 | |
KR20170000028U (ko) | 실외기의 열교환효율을 높인 캐스케이드형 히트펌프 | |
JP2006258378A (ja) | 熱交換器 | |
JPH10111029A (ja) | 蒸気圧縮式冷凍装置 |
Legal Events
Date | Code | Title | Description |
---|---|---|---|
RD01 | Notification of change of attorney |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A7421 Effective date: 20160520 |
|
A621 | Written request for application examination |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A621 Effective date: 20170804 |
|
A131 | Notification of reasons for refusal |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A131 Effective date: 20180508 |
|
A02 | Decision of refusal |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A02 Effective date: 20181030 |