JP6910436B2 - Outdoor unit and refrigeration cycle device - Google Patents
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Description
本発明は室外ユニットおよびそれを備えた冷凍サイクル装置に関し、特に、主熱交換部および補助熱交換部を備えた室外熱交換器を含む室外ユニットと、その室外ユニットを備えた冷凍サイクル装置とに関するものである。 The present invention relates to an outdoor unit and a refrigeration cycle device including the outdoor unit, and more particularly to an outdoor unit including an outdoor heat exchanger having a main heat exchange section and an auxiliary heat exchange section, and a refrigeration cycle device including the outdoor unit. It is a thing.
冷凍サイクル装置としての空気調和装置は、室内ユニットと室外ユニットとを含む冷媒回路を備えている。このような空気調和装置では、四方弁等を用いて冷媒回路の流路を切り換えることによって、冷房運転と暖房運転とを行うことが可能とされる。 An air conditioner as a refrigeration cycle device includes a refrigerant circuit including an indoor unit and an outdoor unit. In such an air conditioner, it is possible to perform a cooling operation and a heating operation by switching the flow path of the refrigerant circuit using a four-way valve or the like.
室内ユニットには、室内熱交換器が設けられている。室内熱交換器では、冷媒回路を流れる冷媒と、室内ファンによって送り込まれる室内の空気との間で熱交換が行われる。室外ユニットには、室外熱交換器が設けられている。室外熱交換器では、冷媒回路を流れる冷媒と、室外ファンによって送り込まれる外気との間で熱交換が行われる。 The indoor unit is provided with an indoor heat exchanger. In the indoor heat exchanger, heat is exchanged between the refrigerant flowing through the refrigerant circuit and the indoor air sent by the indoor fan. The outdoor unit is provided with an outdoor heat exchanger. In the outdoor heat exchanger, heat is exchanged between the refrigerant flowing through the refrigerant circuit and the outside air sent by the outdoor fan.
空気調和装置において使用されている室外熱交換器には、板状の複数のフィンを貫通するように伝熱管を配置させた室外熱交換器がある。このような室外熱交換器は、フィンアンドチューブ型熱交換器と呼ばれている。このフィンアンドチューブ型熱交換器では、熱交換を効率的に行うために、細径化された伝熱管を使用する場合がある。 The outdoor heat exchanger used in the air conditioner includes an outdoor heat exchanger in which heat transfer tubes are arranged so as to penetrate a plurality of plate-shaped fins. Such an outdoor heat exchanger is called a fin-and-tube heat exchanger. In this fin-and-tube heat exchanger, a heat transfer tube having a reduced diameter may be used in order to efficiently exchange heat.
また、この種の室外熱交換器には、凝縮用の主熱交換部と過冷却用の補助熱交換器とを備えたタイプがある。一般に、主熱交換部は、補助熱交換部の上に配置されている。空気調和装置を冷房運転させる場合には、室外熱交換器は凝縮器として機能する。室外熱交換器に送り込まれた冷媒は、主熱交換部を流れる間に、空気との間で熱交換が行われて凝縮し、液冷媒になる。主熱交換部を流れた後、液冷媒は補助熱交換部を流れることで、さらに冷却されることになる。 Further, there is a type of this type of outdoor heat exchanger provided with a main heat exchanger for condensation and an auxiliary heat exchanger for supercooling. Generally, the main heat exchange section is arranged above the auxiliary heat exchange section. When the air conditioner is operated for cooling, the outdoor heat exchanger functions as a condenser. The refrigerant sent to the outdoor heat exchanger exchanges heat with the air while flowing through the main heat exchange section and condenses into a liquid refrigerant. After flowing through the main heat exchange section, the liquid refrigerant flows through the auxiliary heat exchange section to be further cooled.
一方、空気調和装置を暖房運転させる場合は、室外熱交換器は蒸発器として機能する。室外熱交換器に送り込まれた冷媒は、補助熱交換部から主熱交換部を流れる間に、空気との間で熱交換が行われて蒸発し、ガス冷媒になる。なお、この種の室外熱交換器を備えた空気調和装置を開示した特許文献の一例として、特許文献1がある。
On the other hand, when the air conditioner is operated for heating, the outdoor heat exchanger functions as an evaporator. The refrigerant sent to the outdoor heat exchanger exchanges heat with the air while flowing from the auxiliary heat exchange section to the main heat exchange section and evaporates to become a gas refrigerant.
空気調和装置を暖房運転または冷房運転させる際には、室外熱交換器には、室外ファンによって送り込まれた外気が通過することになる。このとき、室外熱交換器と室外ファンとの配置関係等によっては、室外熱交換器を通過する外気の風速が大きい領域と、外気の風速が小さい領域とが生じる。このため、室外熱交換器では、冷媒と外気との熱交換にばらつきが生じ、熱交換が効率的に行われないことがある。 When the air conditioner is operated for heating or cooling, the outside air sent by the outdoor fan passes through the outdoor heat exchanger. At this time, depending on the arrangement relationship between the outdoor heat exchanger and the outdoor fan, a region where the wind speed of the outside air passing through the outdoor heat exchanger is high and a region where the wind speed of the outside air is low may occur. Therefore, in the outdoor heat exchanger, the heat exchange between the refrigerant and the outside air may vary, and the heat exchange may not be performed efficiently.
このように、室外ユニットでは、室外熱交換器を通過する外気の風速の分布に起因して熱交換器性能が低下することがある。このため、より熱交換器性能の高い室外ユニットが求められている。 As described above, in the outdoor unit, the heat exchanger performance may be deteriorated due to the distribution of the wind speed of the outside air passing through the outdoor heat exchanger. Therefore, there is a demand for an outdoor unit having higher heat exchanger performance.
本発明は、上記課題を鑑みてなされたものであり、一つの目的は熱交換器性能の向上が図られる室外ユニットを提供することであり、他の目的は、そのような室外ユニットを備えた冷凍サイクル装置を提供することである。 The present invention has been made in view of the above problems, one object is to provide an outdoor unit capable of improving heat exchanger performance, and another object is to provide such an outdoor unit. To provide a refrigeration cycle device.
本発明に係る室外ユニットは、熱交換器と、熱交換器へ流体を送り込む送風部とを備える。熱交換器は、第1熱交換部と、第2熱交換部とを含む。第1熱交換部は、複数の第1冷媒パスを有する第1熱交換領域と、複数の第2冷媒パスを有する第2熱交換領域とを含む。第2熱交換部は、複数の第1冷媒パスに接続された少なくとも1つの第3冷媒パスを有する第3熱交換領域と、複数の第2冷媒パスに接続された少なくとも1つの第4冷媒パスを有する第4熱交換領域とを含む。第1熱交換領域を通り抜ける流体の流速は、第2熱交換領域を通り抜ける流体の流速よりも大きい。第3熱交換領域の第3冷媒パスの長さは、第4熱交換領域の第4冷媒パスの長さよりも短い。第1熱交換領域と第3熱交換領域とは互いに隣り合うように配置されており、第2熱交換領域と第4熱交換領域とは第1熱交換領域および第3熱交換領域を挟むように配置されている。 The outdoor unit according to the present invention includes a heat exchanger and a blower for sending a fluid to the heat exchanger. The heat exchanger includes a first heat exchange unit and a second heat exchange unit. The first heat exchange unit includes a first heat exchange region having a plurality of first refrigerant paths and a second heat exchange region having a plurality of second refrigerant paths. The second heat exchange unit includes a third heat exchange region having at least one third refrigerant path connected to the plurality of first refrigerant paths, and at least one fourth refrigerant path connected to the plurality of second refrigerant paths. Includes a fourth heat exchange region with. The flow velocity of the fluid passing through the first heat exchange region is larger than the flow velocity of the fluid passing through the second heat exchange region. The length of the third refrigerant path in the third heat exchange region is shorter than the length of the fourth refrigerant path in the fourth heat exchange region. The first heat exchange region and the third heat exchange region are arranged so as to be adjacent to each other, and the second heat exchange region and the fourth heat exchange region sandwich the first heat exchange region and the third heat exchange region. Is located in.
本発明に係る冷凍サイクル装置は、上記の室外ユニットを備えた冷凍サイクル装置である。 The refrigeration cycle device according to the present invention is a refrigeration cycle device provided with the above-mentioned outdoor unit.
本発明に係る室外ユニットによれば、第1熱交換領域を通り抜ける流体の流速は、第2熱交換領域を通り抜ける流体の流速よりも大きいため、第1熱交換領域の熱交換量は第2熱交換領域の熱交換量よりも大きくなる。また第3冷媒パスの全長は第4冷媒パスの全長よりも短いため、熱交換器が凝縮器として動作する場合に、第3冷媒パスでの圧力損失が第4冷媒パスでの圧力損失に対して小さくなる。したがって、第3冷媒パスに第4冷媒パスに対して相対的に大きな冷媒循環量が流れる。第3冷媒パスは第1冷媒パスに接続され、第4冷媒パスは第2冷媒パスに接続されているため、第1冷媒パスに第2冷媒パスに対して相対的に大きな冷媒循環量が流れる。これにより、室外ユニットの熱交換器の熱交換器性能を向上させることができる。 According to the outdoor unit according to the present invention, the flow velocity of the fluid passing through the first heat exchange region is larger than the flow velocity of the fluid passing through the second heat exchange region, so that the amount of heat exchange in the first heat exchange region is the second heat. It is larger than the amount of heat exchange in the exchange area. Further, since the total length of the third refrigerant path is shorter than the total length of the fourth refrigerant path, when the heat exchanger operates as a condenser, the pressure loss in the third refrigerant path is relative to the pressure loss in the fourth refrigerant path. Becomes smaller. Therefore, a relatively large amount of refrigerant circulation flows through the third refrigerant path with respect to the fourth refrigerant path. Since the third refrigerant path is connected to the first refrigerant path and the fourth refrigerant path is connected to the second refrigerant path, a relatively large amount of refrigerant circulation flows through the first refrigerant path with respect to the second refrigerant path. .. Thereby, the heat exchanger performance of the heat exchanger of the outdoor unit can be improved.
本発明に係る冷凍サイクル装置によれば、上記の室外ユニットを備えていることで、冷凍サイクル装置の熱交換器性能を向上させることができる。 According to the refrigeration cycle apparatus according to the present invention, the heat exchanger performance of the refrigeration cycle apparatus can be improved by providing the above-mentioned outdoor unit.
実施の形態1.
はじめに、冷凍サイクル装置としての空気調和装置の全体の構成(冷媒回路)について説明する。図1に示すように、空気調和装置1は、圧縮機3、室内熱交換器5、室内ファン7、絞り装置9、室外熱交換器(熱交換器)11、室外ファン(送風部)21、四方弁23および制御部51を備えている。圧縮機3、室内熱交換器5、絞り装置9、室外熱交換器11および四方弁23が、冷媒配管によって繋がっている。
First, the overall configuration (refrigerant circuit) of the air conditioner as a refrigeration cycle device will be described. As shown in FIG. 1, the
室内熱交換器5および室内ファン7は、室内ユニット4内に配置されている。室外熱交換器11および室外ファン21は、室外ユニット10内に配置されている。空気調和装置1の一連の動作は、制御部51によって制御される。
The
次に、その室外熱交換器11について説明する。図2および図3に示すように、室外熱交換器11は、主熱交換部(第1熱交換部)101および補助熱交換部(第2熱交換部)201を備えている。補助熱交換部201の上に主熱交換部101が配置されている。補助熱交換部201は主熱交換部101の下方に配置されている。主熱交換部101では、第1列目に主熱交換部101aが配置され、第2列目に主熱交換部101bが配置されている。補助熱交換部201では、第1列目に補助熱交換部201aが配置され、第2列目に補助熱交換部201bが配置されている。
Next, the
主熱交換部101および補助熱交換部201では、板状の複数のフィン31を貫通するように、複数の伝熱管33が配置されている。
In the main
その伝熱管33として、たとえば、長径と短径を有する扁平断面形状の扁平管が使用されている。その扁平管の一例として、図4に、一つの冷媒通路34が形成された扁平管を示す。扁平管の他の例として、図5に、複数の冷媒通路34が形成された扁平管を示す。なお、伝熱管33としては、扁平管に限られず、たとえば、断面形状が円形または楕円形等の伝熱管であってもよい。
As the
主熱交換部101は、さらに第1主熱交換領域(第1熱交換領域)111、第2主熱交換領域(第2熱交換領域)121に区分される。ここで図6および図7に第1主熱交換領域111の詳細構成を、図8および図9に第2主熱交換領域121の詳細構成をそれぞれ示す。室外熱交換器11では、伝熱管33によって冷媒パスが形成される。主熱交換部101では、第1主熱交換領域111に位置する第1主冷媒パス(第1冷媒パス)113、第2主熱交換領域121に位置する第2主冷媒パス(第2冷媒パス)123が形成されている。第1主冷媒パス113では、第1主伝熱管119によって形成された一の冷媒パスを含む複数の冷媒パスが形成されている。第2主冷媒パス123では、第2主伝熱管129によって形成された一の冷媒パスを含む複数の冷媒パスが形成されている。
The main
本実施の形態1においては、例えば、第1主冷媒パス113、第2主冷媒パス123ともに、冷媒パスは8パス形成されており、それぞれの冷媒パスにおいて、4本の伝熱管で構成されている。故に第1主熱交換領域111、第2主熱交換領域121は、ともに32本の伝熱管で構成されている。
In the first embodiment, for example, eight refrigerant paths are formed in both the first main
補助熱交換部201は、さらに第1補助熱交換領域(第3熱交換領域)211、第2補助熱交換領域(第4熱交換領域)221に区分される。ここで図10および図11に補助熱交換部201の詳細構成をそれぞれ示す。補助熱交換部201では、伝熱管33によって冷媒パスが形成される。補助熱交換部201では、第1補助熱交換領域211に位置する第1補助冷媒パス(第3冷媒パス)213、第2補助熱交換領域221に位置する第2補助冷媒パス(第4冷媒パス)223が形成されている。第1補助冷媒パス213は第1補助伝熱管219によって形成された少なくとも1つの冷媒パスを有している。第2補助冷媒パス223は第2補助伝熱管229によって形成された少なくとも1つの冷媒パスを有している。また、第1補助冷媒パス213の全長は、第2補助冷媒パス223の全長よりも短い。つまり、第1補助伝熱管219は第2補助伝熱管229よりも伝熱管の全長が短い。本実施の形態1においては、各伝熱管の長さは同様とするため、伝熱管の全長が短いということは、伝熱管の本数が少ないということと同義である。本実施の形態1においては、第1補助冷媒パス213の伝熱管の数は第2補助冷媒パス223の伝熱管の数よりも少ない。具体的には、第1補助冷媒パス213は伝熱管4本で構成されている。第2補助冷媒パス223は伝熱管12本で構成されている。
The auxiliary
主熱交換部101の第1主冷媒パス113、第2主冷媒パス123の一端側と補助熱交換部201の第1補助冷媒パス213、第2補助冷媒パス223の一端側とが、第1分配器112、第2分配器122を介して接続配管35によって接続されている。より具体的には、第1主冷媒パス113は第1分配器112を介して第1補助冷媒パス213と接続されている。第2主冷媒パス123は第2分配器122を介して第2補助冷媒パス223と接続されている。
One end side of the first main
主熱交換部101の第1主冷媒パス113、第2主冷媒パス123の他端側は、ヘッダ27に接続されている。補助熱交換部201の第1補助冷媒パス213、第2補助冷媒パス223の他端側は、接続配管36によって分配器25に接続されている。室外熱交換器11は、上記のように構成される。
The other ends of the first main
次に、上述した室外熱交換器11を有する室外ユニット10(図1参照)を備えた空気調和装置の動作として、まず、冷房運転の場合について説明する。
Next, as an operation of the air conditioner including the outdoor unit 10 (see FIG. 1) having the
図12に示すように、圧縮機3を駆動させることによって、圧縮機3から高温高圧のガス状態の冷媒が吐出する。以下、点線矢印にしたがって冷媒が流れる。吐出した高温高圧のガス冷媒(単相)は、四方弁23を介して室外ユニット10の室外熱交換器11に流れ込む。室外熱交換器11では、流れ込んだ冷媒と、室外ファン21によって供給される流体としての外気(空気)との間で熱交換が行われる。高温高圧のガス冷媒は、凝縮して高圧の液冷媒(単相)になる。
As shown in FIG. 12, by driving the
室外熱交換器11から送り出された高圧の液冷媒は、絞り装置9によって、低圧のガス冷媒と液冷媒との二相状態の冷媒になる。二相状態の冷媒は、室内ユニット4の室内熱交換器5に流れ込む。室内熱交換器5では、流れ込んだ二相状態の冷媒と、室内ファン7によって供給される空気との間で熱交換が行われる。二相状態の冷媒は、液冷媒が蒸発して低圧のガス冷媒(単相)になる。この熱交換によって、室内が冷却されることになる。室内熱交換器5から送り出された低圧のガス冷媒は、四方弁23を介して圧縮機3に流れ込み、圧縮されて高温高圧のガス冷媒となって、再び圧縮機3から吐出する。以下、このサイクルが繰り返される。
The high-pressure liquid refrigerant sent out from the
次に、冷房運転時の室外熱交換器11における冷媒の流れについて詳しく説明する。冷房運転させる場合には、室外熱交換器11は凝縮器として動作する。図13および図14に示すように、室外熱交換器11では、圧縮機3から送られてきた冷媒は、主熱交換部101を流れ、次に、補助熱交換部201を流れる。その主熱交換部101および補助熱交換部201に対して、室外ファン21によって送り込まれた空気は、第1列目(風上側)の主熱交換部101aおよび補助熱交換部201aから、第2列目(風下列)の主熱交換部101bおよび補助熱交換部201bへ向かって流れる。
Next, the flow of the refrigerant in the
図15および図16に主熱交換部101における冷媒の流れについて詳しく説明する。圧縮機3から送られた高温高圧のガス冷媒は、まず、ヘッダ27に流れ込む。ヘッダ27に流れ込んだ冷媒は、ヘッダ27内でガス分配され、第1主冷媒パス113と第2主冷媒パス123を、矢印に示す向きに流れる。第1主熱交換領域111の第1主冷媒パス113を流れた冷媒は、第1分配器112に流れ込み、分配器内において合流する。第2主熱交換領域121の第2主冷媒パス123を流れた冷媒は、第2分配器122に流れ込み、分配器内において合流する。
The flow of the refrigerant in the main
次に、図17および図18に補助熱交換部201における冷媒の流れについて詳しく説明する。合流した冷媒は、第1分配器112、第2分配器122のそれぞれから、接続配管35を経て補助熱交換部201に流れ込む。補助熱交換部201に流れ込んだ冷媒は、第1補助冷媒パス213と第2補助冷媒パス223を、矢印に示す向きに流れる。第1分配器112から送られた冷媒が第1補助冷媒パス213を流れる。第2分配器122から送られた冷媒が第2補助冷媒パス223を流れる。
Next, the flow of the refrigerant in the auxiliary
第1補助冷媒パス213および第2補助冷媒パス223のそれぞれを流れた冷媒は、接続配管36を経て分配器25に流れ込む。分配器25内では、流れ込んだ冷媒が合流し、接続配管37を流れて室外熱交換器11の外へ送り出される。
The refrigerant that has flowed through each of the first auxiliary
室外熱交換器11が凝縮器として動作する場合、一般に、冷媒は、ガス冷媒(単相)として、過熱度を有した状態で室外熱交換器11に流れ込む。室外熱交換器11では、冷媒は、伝熱特性がよいとされる液冷媒とガス冷媒との二相状態のもとで、外気(空気)と熱交換される。熱交換された冷媒は、過冷却度を有する液冷媒(単相)となって室外熱交換器11から送り出される。
When the
上述したように、室外熱交換器11を凝縮器として機能させる場合、室外熱交換器11を流れる間に、液冷媒とガス冷媒との二相状態で流れ込んだ冷媒が凝縮して液冷媒になる。ここで、二相状態の冷媒の乾き度xと伝熱管内の凝縮熱伝達率αiの関係(関係A)と、二相状態の冷媒の乾き度xと凝縮器としての熱交換器性能AK値との関係(関係B)について説明する。図19に、関係Aのグラフ(点線のグラフ)と関係Bのグラフ(実線のグラフ)とをそれぞれ示す。なお乾き度とは、湿り蒸気(液冷媒+ガス冷媒)の質量に対するガス冷媒の質量の割合(比)をいう。
As described above, when the
また、伝熱管外の熱抵抗をRo、伝熱管内の熱抵抗をRi、伝熱管壁内での熱抵抗をRdとすると、AK値は、次の式によって表される。 Further, assuming that the thermal resistance outside the heat transfer tube is Ro, the thermal resistance inside the heat transfer tube is Ri, and the thermal resistance inside the heat transfer tube wall is Rd, the AK value is expressed by the following equation.
AK値=1/(Ro+Ri+Rd) AK value = 1 / (Ro + Ri + Rd)
熱抵抗の値が小さくなることでAK値は高くなり、熱交換器性能は向上する。たとえば、伝熱管外の熱抵抗Roを小さくするには、伝熱管外の伝熱面積を増加するか、伝熱管外の流体の流速を上げるか、または、伝熱管外の熱伝達率を向上させる機構を備えている必要がある。また、伝熱管内の熱抵抗Riを小さくするには、伝熱管内の凝縮熱伝達率αiを上げるか、または、伝熱管内の伝熱面積を大きくする必要がある。 As the value of thermal resistance decreases, the AK value increases and the heat exchanger performance improves. For example, to reduce the thermal resistance Ro outside the heat transfer tube, increase the heat transfer area outside the heat transfer tube, increase the flow velocity of the fluid outside the heat transfer tube, or improve the heat transfer coefficient outside the heat transfer tube. Must have a mechanism. Further, in order to reduce the thermal resistance Ri in the heat transfer tube, it is necessary to increase the condensed heat transfer coefficient αi in the heat transfer tube or increase the heat transfer area in the heat transfer tube.
一般に、二相状態の冷媒が流れ込んだ室外熱交換器11の伝熱管33内では、液冷媒とガス冷媒とが混在している。液冷媒は、伝熱管33の内壁面に付着した薄い液膜として存在する。このため、伝熱管33内の二相状態の冷媒が凝縮するときは、単相の冷媒(液冷媒またはガス冷媒)の場合と比べて、伝熱管内の凝縮熱伝達率が高く、熱交換器性能AK値も高い値を示す。
Generally, a liquid refrigerant and a gas refrigerant are mixed in the
但し液冷媒の凝縮量が増える、すなわち乾き度が低くなると、液膜が厚くなるため、伝熱促進の効果を得にくくなり、伝熱性能が徐々に低下し、液冷媒(単相)状態に遷移する。液冷媒(単相)では、二相状態の冷媒に比べて、伝熱管内の熱伝達率が小さい。また、伝熱管内では、冷媒の過冷却度が大きくなるため、冷媒の温度と伝熱管外の温度との温度差が小さくなる。このため、室外熱交換器としての性能が大きく低下することになる。 However, when the amount of condensation of the liquid refrigerant increases, that is, the degree of dryness decreases, the liquid film becomes thicker, which makes it difficult to obtain the effect of promoting heat transfer, and the heat transfer performance gradually deteriorates, resulting in a liquid refrigerant (single phase) state. Transition. The liquid refrigerant (single-phase) has a smaller heat transfer coefficient in the heat transfer tube than the two-phase refrigerant. Further, since the degree of supercooling of the refrigerant in the heat transfer tube is large, the temperature difference between the temperature of the refrigerant and the temperature outside the heat transfer tube is small. Therefore, the performance as an outdoor heat exchanger is greatly deteriorated.
特に伝熱管内径の小さい細径管熱交換器や扁平多穴管熱交換器においては、二相状態に対して液冷媒(単相)状態における伝熱管内の熱伝達率が小さくなるため、その影響が顕著となりやすく、液冷媒(単相)状態の領域の熱交換器性能が低下する。さらに熱交換器全体を占める液冷媒の割合も増加するため、空気調和装置1に内有される冷媒量が増加してしまう。
In particular, in small-diameter tube heat exchangers and flat multi-hole tube heat exchangers with a small inner diameter of the heat transfer tube, the heat transfer coefficient in the heat transfer tube in the liquid refrigerant (single phase) state is smaller than that in the two-phase state. The effect tends to be significant, and the heat exchanger performance in the liquid refrigerant (single phase) state deteriorates. Further, since the ratio of the liquid refrigerant occupying the entire heat exchanger also increases, the amount of the refrigerant contained in the
そのため、この室外熱交換器11の補助熱交換部201では、補助熱交換部201の冷媒パスの数が、主熱交換部101の冷媒パスの数よりも少なく配置される。つまり、第1補助冷媒パス213の数は第1主冷媒パス113の数はよりも少なく、第2補助冷媒パス223の数は第2主冷媒パス123の数よりも少ない。これにより、補助熱交換部201における伝熱管33内の冷媒の流速を上げることができ、伝熱管33内の熱伝達率を向上させることができる。
Therefore, in the auxiliary
ここで、図20に、ある伝熱管内径、伝熱管長さにおける、液冷媒(単相)に対する二相冷媒の摩擦圧力損失比と乾き度の関係を示す。二相冷媒は液冷媒(単相)に対して、およそ2〜15倍程度の圧力損失となり、およそ平均で11倍程度となり、乾き度0.35程度が大凡平均値となる。また、図21に、ある伝熱管内径、伝熱管長さにおける、冷媒循環量の比率と、摩擦圧力損失比の関係を示す。二相冷媒および液冷媒(単相)において、摩擦圧力損失は冷媒循環量(≒質量速度)の1.75乗に比例する。 Here, FIG. 20 shows the relationship between the frictional pressure loss ratio of the two-phase refrigerant and the dryness with respect to the liquid refrigerant (single phase) at a certain heat transfer tube inner diameter and heat transfer tube length. The two-phase refrigerant has a pressure loss of about 2 to 15 times that of the liquid refrigerant (single phase), about 11 times on average, and a dryness of about 0.35 is an approximate average value. Further, FIG. 21 shows the relationship between the ratio of the refrigerant circulation amount and the frictional pressure loss ratio in a certain heat transfer tube inner diameter and heat transfer tube length. In two-phase refrigerant and liquid refrigerant (single phase), the frictional pressure loss is proportional to the amount of refrigerant circulation (≈mass velocity) to the power of 1.75.
ここで、主熱交換部101において、二相冷媒を液冷媒(単相)状態まで相変化させられずに、補助熱交換部201における伝熱管33に、二相冷媒が流れる場合を想定する。補助熱交換部201における伝熱管33を流れる冷媒の流速が増加しており、かつ二相冷媒状態であるため、主熱交換部101を流れる場合に比べ、圧力損失が格段に増加すると想定される。
Here, it is assumed that the main
また、二相冷媒の温度は、飽和温度として冷媒の圧力に依存して決まるため、補助熱交換部内部で急激に温度が低下し、かつ乾き度も増加してしまうことで、冷媒の温度と伝熱管の外の温度との温度差が小さくなる影響が、熱交換器性能が向上する以上に支配的となり、室外熱交換器としての性能が低下することとなる。そのため、主熱交換部101の出口、換言すると補助熱交換部201の入口において冷媒として液冷媒(単相)と二相冷媒の境界状態で流れる場合が、伝熱管33内の圧力損失により、冷媒温度が変化することもないため、室外熱交換器11の性能に悪影響を及ぼさずに、伝熱管内の液冷媒の伝熱を促進させる効果を大いに発揮させ、室外熱交換器の性能を向上させることができる。
Further, since the temperature of the two-phase refrigerant is determined as the saturation temperature depending on the pressure of the refrigerant, the temperature drops sharply inside the auxiliary heat exchange section and the degree of dryness also increases, so that the temperature of the two-phase refrigerant becomes the temperature of the refrigerant. The effect of reducing the temperature difference from the temperature outside the heat transfer tube becomes more dominant than improving the heat exchanger performance, and the performance as an outdoor heat exchanger deteriorates. Therefore, when the refrigerant flows at the outlet of the main
次に、暖房運転の場合について説明する。図12に示すように、圧縮機3を駆動させることによって、圧縮機3から高温高圧のガス状態の冷媒が吐出する。以下、実線矢印にしたがって冷媒が流れる。吐出した高温高圧のガス冷媒(単相)は、四方弁23を介して室内熱交換器5に流れ込む。室内熱交換器5では、流れ込んだガス冷媒と、室内ファン7によって供給される空気との間で熱交換が行われて、高温高圧のガス冷媒は、凝縮して高圧の液冷媒(単相)になる。この熱交換によって、室内が暖房されることになる。室内熱交換器5から送り出された高圧の液冷媒は、絞り装置9によって、低圧のガス冷媒と液冷媒との二相状態の冷媒になる。
Next, the case of heating operation will be described. As shown in FIG. 12, by driving the
二相状態の冷媒は、室外熱交換器11に流れ込む。室外熱交換器11では、流れ込んだ二相状態の冷媒と、室外ファン21によって供給される流体としての外気(空気)との間で熱交換が行われて、二相状態の冷媒は、液冷媒が蒸発して低圧のガス冷媒(単相)になる。室外熱交換器11から送り出された低圧のガス冷媒は、四方弁23を介して圧縮機3に流れ込み、圧縮されて高温高圧のガス冷媒となって、再び圧縮機3から吐出する。以下、このサイクルが繰り返される。
The two-phase refrigerant flows into the
次に、暖房運転時の室外熱交換器11における冷媒の流れについて詳しく説明する。図22および図23に示すように、室外熱交換器11では、送られてきた冷媒は、補助熱交換部201を流れ、次に、主熱交換部101を流れる。その主熱交換部101および補助熱交換部201に対して、室外ファン21によって送り込まれた空気は、第1列目(風上側)の主熱交換部101aおよび補助熱交換部201aから、第2列目(風下列)の主熱交換部101bおよび補助熱交換部201bへ向かって流れる。
Next, the flow of the refrigerant in the
図24および図25に補助熱交換部201における冷媒の流れについて詳しく説明する。室内熱交換器5から絞り装置9を経て送られてきた二相状態の冷媒は、まず、分配器25に流れ込む。分配器25に流れ込んだ冷媒は、補助熱交換部201の第1補助冷媒パス213と第2補助冷媒パス223を、矢印に示す向きに流れる。第1補助冷媒パス213を流れた冷媒は、接続配管35を経て第1分配器112に流れ込む。第2補助冷媒パス223を流れた冷媒は、接続配管35を経て第2分配器122に流れ込む。
The flow of the refrigerant in the auxiliary
次に、図26および図27に主熱交換部101における冷媒の流れについて詳しく説明する。第1分配器112および第2分配器122のそれぞれに流れ込んだ冷媒は、それぞれの分配器の中で更に細かく分配され、第1主冷媒パス113と第2主冷媒パス123を、矢印に示す向きに流れる。第1分配器112に流れ込んだ冷媒は、更に細かく分配され第1主冷媒パス113を流れる。第2分配器122に流れ込んだ冷媒は、更に細かく分配され第2主冷媒パス123を流れる。第1主冷媒パス113と第2主冷媒パス123をそれぞれ流れた冷媒は、ヘッダ27に流れ込む。ヘッダ27に流れ込んだ冷媒は、室外熱交換器11の外へ送り出される。
Next, the flow of the refrigerant in the main
室外熱交換器11を流れた冷媒は、圧縮機3へ送られる。このとき、冷媒が液冷媒の状態で圧縮機3に流れ込むと、液圧縮を起こして圧縮機3の故障の原因となることがある。このため、室外熱交換器11が蒸発器として機能する暖房運転では、室外熱交換器11から送り出される冷媒は、ガス冷媒(単相)になっていることが望ましい。
The refrigerant that has flowed through the
このように、暖房運転時では、室外ファン21によって室外ユニット10内に送り込まれる外気と、室外熱交換器11に送り込まれる冷媒との間で熱交換が行われる。この熱交換が行われる際に、外気(空気)中の水分が凝縮し、室外熱交換器11の表面に水滴が成長する。成長した水滴は、フィン31と伝熱管33とによって構成された室外熱交換器11の排水路を通じて下方へ流れ、ドレン水として排出される。
As described above, during the heating operation, heat is exchanged between the outside air sent into the
また、暖房運転の場合、凝縮した空気中の水分が、霜として室外熱交換器11に付着することがある。このため、空気調和装置1では、室外熱交換器11の冷媒温度が一定の温度(たとえば、0℃(凝固点))以下となったときに、霜を除去するための除霜運転が行われる。
Further, in the case of heating operation, the condensed moisture in the air may adhere to the
除霜運転とは、蒸発器として機能する室外熱交換器11に霜が付着するのを防ぐために、圧縮機3から室外熱交換器11に、高温高圧のガス冷媒(ホットガス)を送り込む運転のことである。除霜運転は、暖房運転の継続時間が所定値(例えば、30分)に達した場合に行われるようにしてもよい。また、除霜運転は、冷媒温度が一定温度(たとえば、マイナス6℃)以下の場合に、暖房運転を行う前に実施するようにしてもよい。室外熱交換器11に付着した霜(および氷)は、室外熱交換器11に送り込まれた高温高圧の冷媒によって融解される。
The defrosting operation is an operation in which a high-temperature and high-pressure gas refrigerant (hot gas) is sent from the
この空気調和装置1では、圧縮機3から吐出する高温高圧のガス冷媒は、四方弁23を介して室外熱交換器11へ送り込むことができる。この他に、たとえば、圧縮機3と室外熱交換器11との間に、バイパス用の冷媒配管(図示せず)を設けてもよい。
In the
上述したように、室外熱交換器11を蒸発器として機能させる場合、室外熱交換器11を流れる間に、液冷媒とガス冷媒との二相状態で流れ込んだ冷媒が蒸発してガス冷媒になる。ここで、二相状態の冷媒の乾き度xと伝熱管内の蒸発熱伝達率αiの関係(関係A)と、二相状態の冷媒の乾き度xと蒸発器としての熱交換器性能AU値との関係(関係B)について説明する。図28に、関係Aのグラフ(点線のグラフ)と関係Bのグラフ(実線のグラフ)とをそれぞれ示す。
As described above, when the
また、伝熱管外の熱抵抗をRo、伝熱管内の熱抵抗をRi、伝熱管壁内での熱抵抗をRdとすると、AU値は、次の式によって表される。 Further, assuming that the thermal resistance outside the heat transfer tube is Ro, the thermal resistance inside the heat transfer tube is Ri, and the thermal resistance inside the heat transfer tube wall is Rd, the AU value is expressed by the following equation.
AU値=1/(Ro+Ri+Rd) AU value = 1 / (Ro + Ri + Rd)
熱抵抗の値が小さくなることでAU値は高くなり、熱交換器性能は向上する。たとえば、伝熱管外の熱抵抗Roを小さくするには、伝熱管外の伝熱面積を増加するか、伝熱管外の流体の流速を上げるか、または、伝熱管外の熱伝達率を向上させる機構を備えている必要がある。また、伝熱管内の熱抵抗Riを小さくするには、伝熱管内の蒸発熱伝達率αiを上げるか、または、伝熱管内の伝熱面積を大きくする必要がある。 As the value of thermal resistance decreases, the AU value increases and the heat exchanger performance improves. For example, to reduce the thermal resistance Ro outside the heat transfer tube, increase the heat transfer area outside the heat transfer tube, increase the flow velocity of the fluid outside the heat transfer tube, or improve the heat transfer coefficient outside the heat transfer tube. Must have a mechanism. Further, in order to reduce the thermal resistance Ri in the heat transfer tube, it is necessary to increase the heat transfer coefficient αi in the heat transfer tube or increase the heat transfer area in the heat transfer tube.
一般に、二相状態の冷媒が流れ込んだ室外熱交換器11の伝熱管33内では、液冷媒とガス冷媒とが混在している。液冷媒は、伝熱管33の内壁面に付着した薄い液膜として存在する。このため、伝熱管33内の二相状態の冷媒が蒸発するときは、単相の冷媒(液冷媒またはガス冷媒)の場合と比べて、伝熱管内の蒸発熱伝達率が高く、熱交換器性能AU値も高い値を示す。
Generally, a liquid refrigerant and a gas refrigerant are mixed in the
二相状態の冷媒では、液冷媒が蒸発するにしたがい、ガス冷媒の割合が増えて、単相のガス冷媒だけの状態に近づく。すなわち、冷媒の乾き度が高い状態になる。乾き度が高い状態になると、伝熱管33内の内壁面に形成されている液冷媒(液膜)が乾いてしまうドライアウトという現象が起きる。このため、図28に示すように、伝熱管33内の蒸発熱伝達率αiは急激に低下することになる。また、熱交換器性能AU値も、急激に低い値になる。
In the two-phase state refrigerant, as the liquid refrigerant evaporates, the proportion of the gas refrigerant increases, approaching the state of only the single-phase gas refrigerant. That is, the degree of dryness of the refrigerant is high. When the degree of dryness becomes high, a phenomenon called dryout occurs in which the liquid refrigerant (liquid film) formed on the inner wall surface of the
次に、室外熱交換器11を通り抜ける外気(空気)の風速(流速)分布について説明する。ここで、室外熱交換器11を収容した室外ユニット10(図1参照)が、たとえば、横吹き室外ユニットである場合を想定する。横吹き室外ユニットでは、図29に示すように、室外熱交換器11と対向するように室外ファン21が配置される。室外ファン21が回転することによって、室外ユニット(図示せず)の一の側面部分から外気が室外ユニット内に送り込まれる。送り込まれた外気は、室外熱交換器11を通り抜けた後、室外ユニットの他の側面部分から室外ユニットの外へ送り出される。
Next, the wind speed (flow velocity) distribution of the outside air (air) passing through the
ここで、室外熱交換器11を通り抜ける外気の風速には、室外ファン21との位置関係によって分布が生じる。室外ファン21から近い位置にある室外熱交換器11の部分ほど、その室外熱交換器11の部分を通り抜ける外気の風速は大きくなる。一方、室外ファン21から離れた位置にある室外熱交換器11の部分ほど、その室外熱交換器11の部分を通り抜ける外気の風速は小さくなる。
Here, the wind speed of the outside air passing through the
特に、図2に示すように、室外ファン21と対向している室外熱交換器11の部分を通り抜ける外気の風速は、室外ファン21と対向していない室外熱交換器11の部分を通り抜ける外気の風速よりも大きくなる。すなわち室外熱交換器11における、室外ファンの投影面(二点鎖線の領域)の内側に位置する部分を通り抜ける外気の風速は、投影面の外側に位置する部分を通り抜ける外気の風速よりも大きい。
In particular, as shown in FIG. 2, the wind speed of the outside air passing through the portion of the
本実施の形態では、室外ファン21から室外熱交換器11を見て、第1主熱交換領域111において室外ファン21と主熱交換部101とが重なる投影面積は、第2主熱交換領域121において室外ファン21と主熱交換部101とが重なる投影面積よりも大きい。これにより、第1主熱交換領域111を通り抜ける外気の風速を第2主熱交換領域121を通り抜ける外気の風速よりも大きくすることができる。
In the present embodiment, when the
このような風速分布が生じることによって、全体の熱交換量に対して室外熱交換器11の各部分が熱交換に寄与する割合が、室外熱交換器11の部分によって変わってくる。その熱交換に寄与する割合は、室外ファン21から近い位置にある室外熱交換器11の部分では相対的に高く、室外ファン21から離れた位置にある室外熱交換器11の部分では相対的に低くなる。
Due to the occurrence of such a wind velocity distribution, the ratio of each part of the
この室外ユニット10では、第1主熱交換領域111を通り抜ける流体の流速(風速)は、第2主熱交換領域121を通り抜ける流体の流速(風速)よりも大きくなる。したがって、第1主冷媒パス113を通り抜ける外気の風速(平均値)は、第2主冷媒パス123を通り抜ける外気の風速(平均値)よりも大きくなる。このため、第1主冷媒パス113が熱交換に寄与する割合は、第2主冷媒パス123が熱交換に寄与する割合よりも高くなる。このように、各冷媒パス(群)における熱交換量が、風速分布によって変わってくる。
In the
ここで、冷房運転時の室外熱交換器11内の冷媒パスを流れる冷媒と、その冷媒と外気との熱交換器性能とについて説明する。まず、図30に示すように、比較例として、第1主冷媒パス113および第2主冷媒パス123に、液冷媒とガス冷媒との二相状態の冷媒が均等に流れ込んだ場合について説明する。
Here, the refrigerant flowing through the refrigerant path in the
この場合には、第1主冷媒パス113および第2主冷媒パス123に均等に流れ込んだ冷媒(ガス冷媒)は、第1主冷媒パス113および第2主冷媒パス123を流れる間に外気との間で熱交換が行われて液冷媒になる。ここで、第1主冷媒パス113を流れる冷媒が最も熱交換器性能を発揮できる二相冷媒と液冷媒(単相)の境界状態で補助熱交換部201に流入する場合を想定する。第2主熱交換領域121は第1主熱交換領域111に対して風速が相対的に小さい。そのため、第2主冷媒パス123を流れる冷媒の熱交換量は、第1主冷媒パス113を流れる冷媒の熱交換量よりも小さい。このため、理想的な冷媒状態で冷媒を補助熱交換部201に流入させることができなくなるので、第2補助熱交換領域221での熱交換器性能が低下する。したがって、一つの室外熱交換器11として見た場合の熱交換器性能は低下する。また、第2主冷媒パス123を流れる冷媒が最も熱交換器性能を発揮できる二相冷媒と液冷媒(単相)の境界状態で補助熱交換部201に流入する場合を想定しても、第1主熱交換領域111での熱交換器性能が低下する。したがって、一つの室外熱交換器11として見た場合の熱交換器性能は低下する。さらに熱交換器全体を占める液冷媒の割合も増加するため、空気調和装置1に内有される冷媒量が増加してしまう。
In this case, the refrigerant (gas refrigerant) that has evenly flowed into the first main
比較例に対して、実施の形態1では、図31に示すように、風速分布に応じて冷媒分布が調整される。この場合、後述するように、風速の相対的に大きい第1主冷媒パス113へ、液冷媒をより多く含む冷媒が流れ込むように、主熱交換部101と補助熱交換部201とが配置されている。つまり、第1主熱交換領域111を通り抜ける流体の流速は、第2主熱交換領域121を通り抜ける流体の流速よりも大きい。そして、第1補助冷媒パス213の全長は、第2補助冷媒パス223の全長よりも短い。
In contrast to the comparative example, in the first embodiment, as shown in FIG. 31, the refrigerant distribution is adjusted according to the wind speed distribution. In this case, as will be described later, the main
冷房運転時に、主熱交換部101に流れ込んだ冷媒は、ヘッダ27において分配された後、第1主冷媒パス113、第2主冷媒パス123、第1分配器112、第2分配器122、第1補助冷媒パス213、第2補助冷媒パス223を流れ、分配器25において完全に合流することになる。そのため、補助熱交換部201の第1補助冷媒パス213および第2補助冷媒パス223において、冷媒の摩擦圧力損失に変動が生じる場合には、第1主冷媒パス113および第2主冷媒パス123ならびに第1補助冷媒パス213および第2補助冷媒パス223を流れる冷媒の流量比が変化する。
During the cooling operation, the refrigerant that has flowed into the main
ここで第1補助冷媒パス213は、図11に示すように、第2補助冷媒パス223に比べ、伝熱管本数が少なく配置されているため(第1補助冷媒パス4本、第2補助冷媒パス12本)、同循環量にて冷媒が流れると仮定すると、第1補助冷媒パス213の圧力損失は小さくなる。そのため、図7および図9に示すように、第1主冷媒パス113と第2主冷媒パス123は同様の構成のため、第1補助冷媒パス213と接続される第1主冷媒パス113は、第2補助冷媒パス223と接続される第2主冷媒パス123に対して、相対的に多くの冷媒が流れるため、風速分布に即した冷媒の流量比となり、一つの室外熱交換器11として見た場合の熱交換器性能は向上することになる。さらに熱交換器全体を占める液冷媒の割合も減少するため、空気調和装置1に内有される冷媒量を削減することが可能となる。
Here, as shown in FIG. 11, the first auxiliary
ここで、主熱交換部101と補助熱交換部201における摩擦圧力損失の比を比較するため、主熱交換部101の摩擦圧力損失の代表値を検討する。図20に示すように、二相状態における摩擦圧力損失は液冷媒に対しておよそ2〜15倍程度の圧力損失となり、およそ平均で11倍程度となり、乾き度0.35程度が大凡平均値となるため、以降は乾き度0.35における圧力損失を二相状態、すなわち主熱交換部101における摩擦圧力損失の代表値として比較する。なお、補助熱交換部201における摩擦圧力損失は液冷媒(単相)状態と仮定する。
Here, in order to compare the ratio of the frictional pressure loss between the main
補助熱交換部201は冷媒パスが集約されているため、冷媒循環量(∝質量速度)が増加する。図21に示すように、摩擦圧力損失は冷媒循環量(≒質量速度)の1.75乗に比例する。ここで、図32に、縦軸に、主熱交換部101における摩擦圧力損失の代表値に対する補助熱交換部201における摩擦圧力損失の比を、横軸に、主熱交換部101の冷媒パスを流れる冷媒の質量速度に対する、補助熱交換部201の冷媒パスを流れる冷媒の質量速度の比を示す。なお、各冷媒パスの伝熱管径および伝熱管本数(≒総伝熱管長さ)は同様であると仮定する。伝熱管の仕様が前記仕様においては、主熱交換部101の冷媒パスの4倍の質量速度となる場合に、補助熱交換部201の冷媒パスの摩擦圧力損失が主熱交換部101を上回るため、補助熱交換部201を流れる冷媒の摩擦圧力損失が、冷媒の循環量比に対して支配的となる。
Since the refrigerant paths are integrated in the auxiliary
本実施の形態1においては、主熱交換部101のパス数は補助熱交換部201のパス数の8倍のため、補助熱交換部201を流れる冷媒の平均質量速度は、主熱交換部101を流れる冷媒の平均質量速度の8倍となるため、主熱交換部101を流れる冷媒が二相状態で、補助熱交換部201を流れる冷媒が液冷媒(単相)状態において、補助熱交換部201を流れる冷媒の摩擦圧力損失が支配的であると言える。
In the first embodiment, the number of passes of the main
また、圧力損失は流路(総伝熱管)長さに比例して増大するが、補助熱交換部201における第1補助冷媒パス213と第2補助冷媒パス223の総伝熱管長さの関係が、第1補助冷媒パス213の総伝熱管長さ<第2補助冷媒パス223の総伝熱管長さとなっている。そのため前述より、補助熱交換部201の冷媒の摩擦圧力損失が、主熱交換部101を含めた場合でも十分支配的であると考えられるため、第1補助冷媒パス213と第2補助冷媒パス223における圧力損失が釣り合うように質量速度が変化する。その質量速度の関係は、第1補助冷媒パス213の質量速度>第2補助冷媒パス223の質量速度となる。
Further, the pressure loss increases in proportion to the length of the flow path (total heat transfer tube), but the relationship between the total heat transfer tube lengths of the first auxiliary
これにより、第1補助冷媒パス213および第1主冷媒パス113の冷媒循環量が、第2補助冷媒パス223および第2主冷媒パス123の冷媒循環量より大きくなり、風速が相対的に大きい第1主冷媒パス113に相対的に多くの冷媒循環量を流すことができる。そのため、第1主熱交換領域111および第2主熱交換領域121の出口側を理想的な冷媒状態(二相冷媒と液冷媒(単相)の境界状態)に近い状態にすることが可能となる。その結果、室外熱交換器11の性能を向上させることができる。
As a result, the refrigerant circulation amount of the first auxiliary
続いて、図33を参照して、本実施の形態の変形例について説明する。上記の本実施の形態では、第2補助冷媒パス223は補助熱交換部201の最下段に配置されている。これに対して、本実施の形態の変形例では、第1補助冷媒パス213は補助熱交換部201の最下段に配置されている。
Subsequently, a modified example of the present embodiment will be described with reference to FIG. 33. In the above embodiment, the second auxiliary
暖房運転時の室外熱交換器11は、凝縮した空気中の水分が、霜として室外熱交換器11に付着することがある。このため、空気調和装置1では、室外熱交換器11の冷媒温度が一定の温度(たとえば、0℃(凝固点))以下となったときに、霜を除去するための除霜運転が行われる。なお、除霜運転は、冷房運転と同様の動作をすることが多く、すなわち室外熱交換器11は凝縮器として機能する。
In the
ここで、除霜により融解した水分は、表面張力の影響で室外熱交換器の最下段に滞留し易い。そのため、着霜運転において、室外熱交換器の最下段の水分も凝固する可能性が有り、霜を融解するだけでなく、滞留した水分をも融解(昇温)する必要がある。 Here, the water melted by defrosting tends to stay at the bottom of the outdoor heat exchanger due to the influence of surface tension. Therefore, in the frost formation operation, the water at the bottom of the outdoor heat exchanger may also solidify, and it is necessary not only to melt the frost but also to melt (heat the temperature) the retained water.
そのため、室外熱交換器の最下段に位置する冷媒パスは、融解に必要な熱量が多く必要となる。ここで、第1補助冷媒パス213は、第2補助冷媒パス223より、相対的に多くの冷媒循環量が流れるため、第1補助冷媒パス213を含む、第1補助熱交換領域211を室外熱交換器11の最下段に配置することで、第2補助熱交換領域221を室外熱交換器11の最下段に配置する場合に比べ、室外熱交換器11の最下段に、多くの熱量を投入することが可能となり、除霜に必要な熱量を負荷に応じて投入することで、除霜に必要な時間を低減させることが可能となる。
Therefore, the refrigerant path located at the bottom of the outdoor heat exchanger requires a large amount of heat required for melting. Here, since the first auxiliary
実施の形態2.
実施の形態2に係る室外ユニットの室外熱交換器について説明する。図34および図35に室外熱交換器11の補助熱交換部201の詳細構成を示す。図34および図35に示すように実施の形態2に係る室外熱交換器11では、第1補助冷媒パス213および第2補助冷媒パス223を構成する伝熱管の配置関係が、実施の形態1に係る室外熱交換器11の配置関係と異なる。また、これ以外の構成については、図2および図3に示す室外熱交換器11の構成と同様なので、同一部材には同一符号を付し、必要である場合を除きその説明を繰り返さないこととする。
The outdoor heat exchanger of the outdoor unit according to the second embodiment will be described. 34 and 35 show the detailed configuration of the auxiliary
ここで、室外熱交換器11の補助熱交換部201における第1補助冷媒パス213および第2補助冷媒パス223について、第1補助冷媒パス213および第2補助冷媒パス223を流れる冷媒と、その冷媒と外気との熱交換器性能とについて説明する。まず、比較例として、図36および図37に示す構成の補助熱交換部201について説明する。
Here, regarding the first auxiliary
図36および図37に示す補助熱交換部201は、第1補助冷媒パス213および第2補助冷媒パス223を占める伝熱管の本数について、第1補助冷媒パス213の伝熱管33は4本で構成されており、全て風下側の第1補助伝熱管219で構成されている。第2補助冷媒パス223の第2補助伝熱管229は12本で構成されており、その中で風上側の第2補助伝熱管229が8本、風下側の第2補助伝熱管229が4本で構成されている。
The auxiliary
ここで、外気温度と風上、風下の関係について説明する。室外熱交換器11を通過する流体(空気)は、風上においては、外気温度と同様であるが、風下においては、風上の熱交換領域において冷媒と熱交換をするため、凝縮器として使用する場合は、温度が外気温度以上に上昇する。そのため、冷媒から見ると、風上側で熱交換する方が、温度差を大きく確保することが可能となるため、同じ熱交換面積においても、多くの熱交換量を確保することができる。
Here, the relationship between the outside air temperature and the upwind and leeward will be described. The fluid (air) passing through the
また、ここで、第1補助冷媒パス213と第2補助冷媒パス223の冷媒循環量について説明する。第1補助冷媒パス213の第1補助伝熱管219は、4本により構成されており、第2補助冷媒パス223の第2補助伝熱管229は、12本により構成されているため、摩擦圧力損失が釣り合うように、第1補助冷媒パス213の冷媒循環量は、第2補助冷媒パス223よりも多く流れることとなる。そのため、第1補助冷媒パス213は同じ熱交換量でも、冷媒の温度変化は相対的に小さい。一方で第2補助冷媒パス223は同じ熱交換量でも、冷媒の温度変化は相対的に大きい。
Further, here, the refrigerant circulation amount of the first auxiliary
さらに、第1補助冷媒パス213は、第2補助冷媒パス223に比べ伝熱管本数が少ないため、熱交換面積も小さい。そのため、さらに冷媒の温度変化は小さくなる。一方で第2補助冷媒パス223は、熱交換面積が第1補助冷媒パス213に比べ大きいため、さらに冷媒の温度変化が大きくなり、第1補助冷媒パス213および第2補助冷媒パス223の出口の冷媒温度状態に大きく差異が出る。
Further, since the number of heat transfer tubes in the first auxiliary
熱交換器としては、温度差が小さくなればなるほど、同じ熱交換量を確保するためにより多くの熱交換面積を必要とする。そのため、各冷媒パスの出口の冷媒温度状態にバラつきが出ると、温度差の小さい領域において熱交換することとなり、熱交換面積を多く必要とする。結果として補助熱交換部201としての熱交換器性能を低下させる要因となる。すなわち熱交換器性能を発揮させるためには、液冷媒(単相)領域において、各冷媒パスの出口の冷媒温度を均一とすることが必要である。
As a heat exchanger, the smaller the temperature difference, the more heat exchange area is required to secure the same amount of heat exchange. Therefore, if the refrigerant temperature state at the outlet of each refrigerant path varies, heat exchange will occur in a region where the temperature difference is small, and a large heat exchange area is required. As a result, the performance of the heat exchanger as the auxiliary
ここで、図36および図37に示す比較例2の冷媒循環量が大きく、熱交換量を多く必要とする第1補助冷媒パス213について、風下側の第1補助伝熱管219のみで構成されているため、熱交換量が小さく、冷媒の温度変化が小さい。一方で冷媒循環量が小さく、第1補助冷媒パス213に対して相対的に熱交換量を多く必要としない第2補助冷媒パス223について、風上側の第2補助伝熱管229が8本と、補助熱交換部201の全ての風上側の伝熱管33により構成されており、加えて、風下側の第2補助伝熱管229が4本で構成されているため、熱交換量が大きく、冷媒の温度変化が大きい。そのため前述したように各々の第1補助冷媒パス213および第2補助冷媒パス223の出口の冷媒温度状態に大きく差異が出るため、補助熱交換部201としての熱交換器性能が低下してしまう。
Here, the first auxiliary
それに対して、図34および図35に示す本実施の形態2の補助熱交換部201では、補助熱交換部201は、室外ファン21が送り込む流体の流れに沿って並んで配置された補助熱交換部(第1列部)201aおよび補助熱交換部(第2列部)201bを有する。補助熱交換部201aは補助熱交換部201bよりも流体の流れの上流に配置されている。第1補助冷媒パス213は全て補助熱交換部201aに配置されている。冷媒循環量が大きく、熱交換量を多く必要とする第1補助冷媒パス213は、風上側の第1補助伝熱管219のみで構成されている。このため、比較例2の第1補助冷媒パス213に対して、熱交換量が大きく、冷媒の温度変化が大きい。一方で冷媒循環量が小さく、第1補助冷媒パス213に対して相対的に熱交換量を多く必要としない第2補助冷媒パス223は、風上側の第2補助伝熱管229が4本で、加えて、風下側の第2補助伝熱管229が8本で構成されている。このため、比較例2の第2補助冷媒パス223に対して、熱交換量が小さく、冷媒の温度変化が小さい。そのため前述したように、比較例2の第1補助冷媒パス213および第2補助冷媒パス223の出口の冷媒温度状態に対して、その差異(ばらつき)を小さくすることが可能となる。つまり、液相状態の冷媒温度状態を均一化することが可能となる。ゆえに、補助熱交換部201としての熱交換器性能が向上する。その結果、室外熱交換器11の熱交換器性能を向上させることができる。
On the other hand, in the auxiliary
上述した各実施の形態において説明した空気調和装置1に用いる冷媒としては、冷媒R410A、冷媒R407C、冷媒R32、冷媒R507A、冷媒HFO1234yf等、どのような冷媒を用いても、凝縮器として運転させる際の熱交換器性能を向上させることが可能となる。
As the refrigerant used in the
また、空気調和装置1に用いる冷凍機油としては、適用される冷媒との相互溶解性を考慮して適合性を有する冷凍機油が使用される。たとえば、冷媒R410A等のフルオロカーボン系冷媒では、アルキルベンゼン油系、エステル油系またはエーテル油系の冷凍機油が使用される。これらの他に、鉱油系またはフッ素油系等の冷凍機油を用いてもよい。
Further, as the refrigerating machine oil used for the
なお、各実施の形態において説明した室外熱交換器を備えた空気調和装置については、必要に応じて種々組み合わせることが可能である。 The air conditioner provided with the outdoor heat exchanger described in each embodiment can be combined in various ways as needed.
今回開示された実施の形態は例示であってこれに制限されるものではない。本発明は上記で説明した範囲ではなく、請求の範囲によって示され、請求の範囲と均等の意味および範囲でのすべての変更が含まれることが意図される。 The embodiments disclosed this time are examples and are not limited thereto. The present invention is shown by the claims, not the scope described above, and is intended to include all modifications in the sense and scope equivalent to the claims.
本発明は、主熱交換部および補助熱交換部を備えた室外熱交換器を有する空気調和装置に有効に利用される。 INDUSTRIAL APPLICABILITY The present invention is effectively used in an air conditioner having an outdoor heat exchanger provided with a main heat exchange unit and an auxiliary heat exchange unit.
1 空気調和装置、3 圧縮機、4 室内ユニット、5 室内熱交換器、7 室内ファン、9 絞り装置、10 室外ユニット、11 室外熱交換器、21 室外ファン、23 四方弁、25 分配器、27 ヘッダ、31 フィン、33 伝熱管、34 冷媒通路、35、36、37 接続配管、51 制御部、101、101a、101b 主熱交換部、111 第1主熱交換領域、112 第1分配器、113 第1主冷媒パス、119 第1主伝熱管、121 第2主熱交換領域、122 第2分配器、123 第2主冷媒パス、129 第2主伝熱管、201、201a、201b 補助熱交換部、211 第1補助熱交換領域、213 第1補助冷媒パス、219 第1補助伝熱管、221 第2補助熱交換領域、223 第2補助冷媒パス、229 第2補助伝熱管。 1 air conditioner, 3 compressor, 4 indoor unit, 5 indoor heat exchanger, 7 indoor fan, 9 throttle device, 10 outdoor unit, 11 outdoor heat exchanger, 21 outdoor fan, 23 four-way valve, 25 distributor, 27 Header, 31 fins, 33 heat transfer tube, 34 refrigerant passage, 35, 36, 37 connection pipe, 51 control unit, 101, 101a, 101b main heat exchange unit, 111 first main heat exchange area, 112 first distributor, 113 1st main refrigerant path, 119 1st main heat transfer tube, 121 2nd main heat exchange area, 122 2nd distributor, 123 2nd main refrigerant path, 129 2nd main heat transfer tube, 201, 201a, 201b Auxiliary heat exchange section , 211 1st auxiliary heat exchange area, 213 1st auxiliary refrigerant path, 219 1st auxiliary heat transfer tube, 221 2nd auxiliary heat exchange area, 223 2nd auxiliary refrigerant path, 229 2nd auxiliary heat transfer tube.
Claims (7)
前記熱交換器へ流体を送り込む送風部とを備え、
前記熱交換器は、第1熱交換部と、第2熱交換部とを含み、
前記第1熱交換部は、複数の第1冷媒パスを有する第1熱交換領域と、複数の第2冷媒パスを有する第2熱交換領域とを含み、
前記第2熱交換部は、前記複数の第1冷媒パスに接続された少なくとも1つの第3冷媒パスを有する第3熱交換領域と、前記複数の第2冷媒パスに接続された少なくとも1つの第4冷媒パスを有する第4熱交換領域とを含み、
前記第1熱交換領域を通り抜ける前記流体の流速は、前記第2熱交換領域を通り抜ける前記流体の流速よりも大きく、
前記第3熱交換領域の前記第3冷媒パスの全長は、前記第4熱交換領域の前記第4冷媒パスの全長よりも短く、
前記第1熱交換領域と前記第3熱交換領域とは互いに隣り合うように配置されており、前記第2熱交換領域と前記第4熱交換領域とは前記第1熱交換領域および前記第3熱交換領域を挟むように配置されている、室外ユニット。 With a heat exchanger
It is equipped with a blower that sends fluid to the heat exchanger.
The heat exchanger includes a first heat exchange unit and a second heat exchange unit.
The first heat exchange unit includes a first heat exchange region having a plurality of first refrigerant paths and a second heat exchange region having a plurality of second refrigerant paths.
The second heat exchange unit includes a third heat exchange region having at least one third refrigerant path connected to the plurality of first refrigerant paths, and at least one first heat exchange region connected to the plurality of second refrigerant paths. Includes a fourth heat exchange region with 4 refrigerant paths
The flow velocity of the fluid passing through the first heat exchange region is larger than the flow velocity of the fluid passing through the second heat exchange region.
The total length of the third refrigerant path in the third heat exchange region is shorter than the total length of the fourth refrigerant path in the fourth heat exchange region.
The first heat exchange region and the third heat exchange region are arranged so as to be adjacent to each other, and the second heat exchange region and the fourth heat exchange region are the first heat exchange region and the third heat exchange region. An outdoor unit that is placed so as to sandwich the heat exchange area.
前記第3冷媒パスの前記伝熱管の数は、前記第4冷媒パスの前記伝熱管の数よりも少ない、請求項1に記載の室外ユニット。 The third refrigerant path and the fourth refrigerant path each include a heat transfer tube.
The outdoor unit according to claim 1, wherein the number of the heat transfer tubes in the third refrigerant path is smaller than the number of the heat transfer tubes in the fourth refrigerant path.
前記第1冷媒パスは前記第1分配器を介して前記第3冷媒パスに接続され、
前記第2冷媒パスは前記第2分配器を介して前記第4冷媒パスに接続された、請求項1〜3のいずれか1項に記載の室外ユニット。 The heat exchanger includes a first distributor and a second distributor.
The first refrigerant path is connected to the third refrigerant path via the first distributor.
The outdoor unit according to any one of claims 1 to 3, wherein the second refrigerant path is connected to the fourth refrigerant path via the second distributor.
前記第4冷媒パスの数は前記第2冷媒パスの数よりも少ない、請求項1〜4のいずれか1項に記載の室外ユニット。 The number of the third refrigerant paths is smaller than the number of the first refrigerant paths.
The outdoor unit according to any one of claims 1 to 4, wherein the number of the fourth refrigerant paths is smaller than the number of the second refrigerant paths.
前記第1列部は前記第2列部よりも前記流体の流れの上流に配置され、
前記第3冷媒パスは全て前記第1列部に配置された、請求項1〜5のいずれか1項に記載の室外ユニット。 The heat exchanger includes a first row portion and a second row portion arranged side by side along the flow of the fluid sent by the blower portion.
The first row portion is arranged upstream of the flow of the fluid from the second row portion.
The outdoor unit according to any one of claims 1 to 5, wherein all the third refrigerant paths are arranged in the first row portion.
前記熱交換器が凝縮器として動作するときに前記第1熱交換部から前記第2熱交換部に冷媒が流れる、冷凍サイクル装置。 The outdoor unit according to any one of claims 1 to 6 is provided.
A refrigeration cycle device in which a refrigerant flows from the first heat exchange unit to the second heat exchange unit when the heat exchanger operates as a condenser.
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