KR0142506B1 - 비공비혼합 냉매를 채용한 공기 조화기 - Google Patents

Abstract

염소를 포함하지 않는 2종류 이하의 혼합물로 구성된 작동매체를 사용하는 염펌프형의 공기조화기로서, 2종류 이하의 냉매 혼합물로 구성된 비공비혼합물 냉매가 HCFC22 대신 사용되어도 외부 공기의 온도가 낮은 경우 가열능력이 저하하지 않는 열펌프형의 공기조화기를 제공하기 위해, 내부 열교환기, 외부 열교환기, 압축기, 4방식 밸브 및 팽창기구를 갖는 냉동사이클을 포함하는 구성으로 한다.

이러한 공기조화기를 사용하는 것에 의해, 외부 열교환기 입구부의 냉매온도가 상승하여 서리의 생성을 억제하고, 외부 공기의 온도가 낮은 경우 가열능력이 현저하게 개선할 수 있다.

Description

비공비혼합 냉매를 채용한 공기조화기

도1은 히트펌프형 공기조화기의 냉동사이클을 도시한 개략도.

도2은 냉동사이클의 TS선도.

도3은 본 발명의 히트펌프형 공기조화기에 사용되는 실외열교환기의 측면도.

도4는 본 발명의 히트펌프형 공기조화기에 사용되는 실내열교환기의 측면도.

도5는 비공비혼합 냉매와 단일냉매의 응측열전달율 비교를 위한 실험결과를 도시한 그래프.

도6은 비공비혼합 냉매와 단일냉매의 증발열전달율 비교를 위한 실험결과를 도시한 그래프.

도7a 및 도7b는 난방운전시 실외열교환기의 전열관의 총갯수 대 제1냉매유로의 전열관의 갯수의 비율과 열교환량 사이의 관계 및 상기 비율과 관내 최소냉매온도 사이의 관계를 결정하기 위한 실험결과를 도시한 그래프.

도8은 난방운전시 실외열교환기의 전열관의 총갯수 대 제1냉매유로의 전열관의 갯수의 비율과 열교환량 사이의 관게를 -2.5℃로 유지된 최소냉매온도에 의해 결정하기 위한 실험결과를 도시한 그래프.

도9a 및 도9b는 냉방운전시 실내열교환기의 전열관의 총갯수 대 제1냉매유로의전열관의 갯수의 비율과 열교환량 사이의 관계 및 상기 비율과 관내 최소냉매온도 사이의 관계를 결정하기 위한 실험결과를 도시한 그래프.

도10a 및 도10b는 난방운전시 실내열교환기의 전열관의 총갯수 대 제1냉매유로의 전열관의 갯수의 비율과 실내열교환기내의 열교환량사이의 관계 및 냉방운전시 실외열교환기의 전열관의 총갯수 대 제1냉매유로의 전열관의 갯수의 비율과 실외열교환기의 열교환량 사이의 관계를 도시한 그래프.

도11은 본 발명의 히트펌프형 공기조화기에 사용되는 실외열교환기의 변형예를 도시한 측면도.

본 발명은 일반적으로 지구환경에 대한 영향이 적고 염소를 함유하지 않는 냉매를 작동매체로서 사용하는 공기조화기에 관한 것으로서, 특히 염소를 함유하지 않는 2종류이상의 냉매의 혼합물로 구성된 작동매체를 사용하는 히트펌프형 공기조화기에 관한 것이다.

히트펌프형 공기조화기에서는 냉방운전시에는 실내열교환기를 증발기로서 사용하고 실외열교환기를 응축기로서 사용하며, 난방운전시에는 실내열교환기를 응축기로서 사용하고 실외열교환기를 증발기로서 사용하고 있다.

이러한 실내 및 실외 열교환기로서는 예를들면 일본국 특허공고공보 평성4-45753호에 개시되어 있는 바와 같이, 여러개의 핀(fin)을 소정 간격을 두고 병렬배치로 마련하고, 이들 전열관이 전체적으로 지그재그방식으로 배열되도록 여러개의 전열관이 이들 핀을 통해서 수직으로 연장하는 크로스핀 튜브형 열교환기가 사용되었다. 이러한 전열관으로서는 일본국 특허공개공보 평성4-260792호에 개시되어 있는 바와 같이, 그의 내면에 홈가공이 실시되어 있는 홈관이 널리 사용되고 있다.

종래의 냉매 HCFC22(하이드로 클로로 플루오르 카본22의 약칭)를 대신하는 염소를 함유하지 않는 2종류 이상의 냉매의 혼합물로 구성된 비공비혼합 냉매를 종래의 공기조화기에 사용하면, 평균증발온도가 동일하게 얻어지는 운전조건하에서는 증발기내에서 최초에 비등점이 낮은 냉각매체(냉매)성분이 증발한다. 그 때문에, 냉매증발온도는 증발기의 입구에서 가장 낮아진다. 이로 인해, 난방운전시 실외열교환기의 입구부에 국부적인 서리부착(frost depisition)이 발생하기 쉬워져 난방능력이 저하한다는 문제가 있었다.

본 발명의 목적은 HCFC22의 대체냉매로서 2종류이상의 냉매의 혼합물로 구성된 비공비혼합 냉매를 사용하더라도 외부공기의 온도가 낮은 경우에 난방능력이 저하하지 않는 히트펌프형 공기조화기를 제공하는 것이다.

본 발명에 따른 공기조화기는 실내열교환기, 실외열교환기, 압축기, 4방밸브 및 팽창기구로 이루어지는 냉동사이클을 포함하고, 2종류이상의 냉매로 구성된 비공비혼합 냉매를 작동매체로서 사용하는 히트펌프형 공기조화기로서, 상기 실내 및 실외열교환기내의 각각의 냉매통로를 액상냉매의 비율이 많은 영역에 위치하는 제1냉매유로군과 액상냉매의 비율이 적은 영역에 위치하는 제2냉매유로군으로 분할하고, 상기 실내 및 실외열교환기의 각각의 제1냉매유로군의 적어도 일부를 바람이 불어오는 쪽에 배치하고, 상기 실내 및 실외열교환기의 각각의 제1냉매유로군의 전열관의 단면적을 대응하는 상기 제2냉매유로군의 유로단면적보다 작게 설정하고, 상기 실외열교환기의 전열관의 총갯수 대 상기 실외열교환기의 제1냉매유로군의 전열관의 갯수비율을 실내열교환기의 전열관의 총갯수 대 실내열교환기의 제1냉매유로군의 전열관의 갯수 비율보다 높게 설정하고 있다.

예를 들어, 실내 및 실외열교환기의 각각의 제1냉매유로군의 전열관의 유로단면적은 대응하는 제2냉매유로군의 전열관의 유로단면적의 대략 1/2이다.

바람직하게는, 실외열교환기의 전열관의 총갯수 대 실외열교환기의 제1냉매유로군의 전열관의 갯수의 비율은 20∼50%이다. 바람직하게는, 실내열교환기의 전열관의 총갯수 대 실내열교환기의 제1냉매유로군의 전열관의 갯수의 비율은 10∼30%이다.

실외열교환기의 제2냉매유로군은 유로의 도중에 있어서 바람이 불어오는 쪽과 바람이 불어가는 쪽중의 어느 한쪽에서 다른 한쪽으로 위치변경되는 2개의 냉매회로를 갖는다.

실내 및 실외열교환기의 각각의 제1냉매유로군의 적어도 일부의 각 전열관내에는 난류촉진부재를 마련해도 좋다.

난방운전시 증발기로서 작용하는 실외열교환기에 있어서는 증발압력이 바람이 불어오는 쪽에 배치된 제1냉매유로군에서 발생되는 압력손실에 의해서 열교환기의 입구부에서 증가하므로 관내의 온도가 높아지고, 공기와 냉매 사이의 온도차에 의한 서리부착량을 저레벨로 유지할 수가 있다. 또한, 응축기로서 작용하는 실내열교환기에 있어서는 바람이 불어오는 쪽에 배치된 제1냉매유로군에서 고질량속도화가 달성되어 저건조도영역 및 서브냉각범위에서의 관내 열전달율이 대폭 개선되고, 이것에 의해 히트펌프형 공기조화기(비공비혼합 냉매를 사용)의 외부공기 온도가 낮은 경우의 난방성능을 대폭으로 향상시킬 수가 있다.

이하, 본 발명의 공기조화기의 1실시예를 도1∼도11을 참조해서 설명한다.

도1에 도시되어 있는 바와 같이, 본 발명의 공기조화기의 냉동사이클은 냉매압축기(1), 4방밸브(2), 실외열교환기(3), 감압기(4) 및 실내열교환기(5)를 포함하며, 이들 구성품을 냉매배관에 의해 접속해서 이들 구성품의 내부를 통해 냉매가 순환할 수 있도록 구성되어 있다. 냉매압축기(1)은 챔버에 수납된 예를들면 가변속모터(1a)(DC무브러시 모터 등)에 의해 구동된다.

난방운전시에는 냉매가스가 점선의 화살표(19)로 나타낸 바와 같이 흐른다. 특히 압축기(1)에서 토출되는 고온고압의 냉매가스는 4방밸브(2)를 거쳐서 응축기로서 작용하는 실내열교환기(5)로 공급되고, 실내팬(7)에서 송풍된 공기에 의해서 냉각되어 고압저온의 냉매로 변환된다. 이 냉매는 감압기(4)에 의해서 단열팽창되어 저압저온의 냉매로 변환된다. 또, 이 냉매는 증발기로서 작용하는 실외열교환기(3)으로 유입해서 실외팬(6)에서 송풍된 공기와 열교환하여 증발되고, 그 후 4방밸브(2)를 거쳐서 압축기(1)로 되돌아가며, 이 압축기에 의해서 다시 압축되어 상기한 바와 같이 순환한다. 이러한 방식으로 가열된 공기를 실내로 방출해서 실내의 난방을 실행한다.

한편, 냉방운전시에는 냉매가스가 실선의 화살표(18)로 나타낸 바와 같이 흐른다. 특히, 압축기(1)에서 토출되는 고온고압의 냉매가스는 4방밸브(2)를 거쳐서 응축기로서 작용하는 실외열교환기(3)으로 공급되고, 실외팬(6)에서 송풍된 공기에 의해서 냉각되어 고압저온의 냉매로 변환된다. 이 냉매는 감압기(4)에 의해 단열팽창되어 저압저온의 냉매로 변환된다. 또, 이 냉매는 증발기로서 작용하는 실내열교환기(5)로 유입해서 실내팬(7)에서 송풍된 공기와 열교환하여 증발되고, 그 후 4방밸브(2)를 거쳐서 압축기(1)로 되돌아가며, 이 압축기에 의해서 다시 압축되어 상기한 바와 같이 순환한다. 이러한 방식으로 냉각된 공기를 실내로 방출해서 실내의 냉방을 실행한다. 이와 같이, 히트펌프형 공기조화기의 경우, 운전모드가 난방운전인지 냉방운전인지에 따라서 실내 및 실외열교환기의 각각의 내부를 흐르는 냉매의 흐름방향이 역전됨과 동시에, 실내 및 실외열교환기가 각각 교대로 증발기 또는 응축기로서 작용하게 된다.

이하, 실외열교환기의 구성에 대해서 도3을 사용해서 설명한다.

여러개의 병렬 전열핀(8)은 소정 간격을 두고 배치되어 있고, 각각의 전열핀(8)에는 전열관 삽입용 원형구멍열이 형성되어 긴쪽방향(longitudinal derection)으로 배열되어 있으며, 중앙의 분리슬릿(80)은 원형구멍열 사이에 삽입되어 있다. 전열관은 전열핀(8)에 원형구멍을 거쳐서 직각으로 삽입되어 접합되어 있다. 냉매는 전열관의 내부를 통해 흐른다. (10)은 전열관을 접속하는 밴드이고, (11)은 T자형 냉매분류기이다. 제1냉매유로군(3a)는 T자형 냉매분류기(11)을 거쳐 제2냉매유로군(3b)에 접속되어 있다. 화살표(20)은 열교환기⑶을 통해 흐르는 공기의 흐름방향이다.

T자형 냉매분류기(11)은 주관(11a) 및 분기관(11b)로 구성되고, 주관(11a)로 유입된 냉매는 분기관(11b)에 의해 2개이 회로로 분류된다. 주관(11a)에 접속된 제1냉매유로군(3a)의 일부는 바람이 불어오는 쪽에 배치되어 있다. 제1냉매유로군(3a)를 구성하는 전열관의 단면적은 제2냉매유로군(3b)를 구성하는 전열관의 1/2로 되어 있다. 도면에서는 비록 제1냉매유로군(3a)와 제2냉매유로군(3b)의 단면적이 동일하게 도시되어 있지만, 이것은 단지 설명을 용이하게 하기 위해서이고 실제로 두 군의 단면적은 다르다. 이와 같은 배열에 의해 제1냉매유로군(3a)에서의 유체저항은 제2냉매유로군(3b)에서의 유체저항보다 크고, 실외열교환기에서의 제1냉매유로군(3a)의 전열관의 점유율을 조정하는 것에 의해서 냉매의 유체저항을 증가시켜 열교환기 입구부의 증발온도를 높일수가 있다. 그 결과, 서리부착 현상을 억제할 수가 있다. 압력손실의 증가에 의해서 증발온도가 상승하고 증발온도의 상승에 의해 열교환량이 감소하기 때문에, 서리부착을 억제하는 효과면에서 바람이 불어오는 쪽에 배치된 제1냉매유로군(3a)를 구성하는 전열관의 점유율은 40%정도로 설정하는 것이 바람직하다.

제2냉매유로군(3b)를 구성하는 2개의 냉매회로는 유로의 도중에 X자 모양으로 마련된 벤드관(bend tubes)(12a) 및 (12b)에 의해서 바람이 불어오는 쪽에서 바람이 불어가는 쪽으로 또는 그와는 반대로 위치변경된다. 이러한 구성에 의해, 상기 2개의 냉매회로의 열부하는 서로 균형이 맞게 된다.

본 실시예에서 제1냉매유로군(3a)를 단지 실외열교환기(3)의 일부 즉 하반부에만 마련하고 있지만, 이 제1냉매유로는 도11에 도시한 바와 같이 실외열교환기의 여러부분에 분리해서 마련할 수 있으며 이 경우에도 마찬가지 작용효과를 얻을 수 있다.

이하, 실내열교환기(5)의 구조에 대해서도 도4를 참조해서 설명한다. 도4에 있어서 도3과 동일한 부품에는 동일한 부호를 붙이고, 그 설명은 생략한다. 냉매를 분류시키는 T자형 냉매분류기(11)은 일반적으로 열교환기의 중간부에 마련되어 있고, 바람이 불어오는 쪽에 위치하는 제1냉매유로군(5a)는 상기 T자형 냉매분류기(11)를 거쳐서 2개로 분리된 (상부 및 하부)냉매회로로 구성된 제2냉매유로군(5b)에 접속되어 있다. 화살표(21)은 열교환기(5)를 통과하는 공기의 흐름방향이다.

통상의 실내열교환기용 전열관은 실외열교환기용 전열관보다 직경이 좁고 작으므로, 실내열교환기에서의 제1냉매유로군(5a)(단면적이 작은)의 전열관이 점유율이 증가하면, 실외열교환기의 전열관에 비해 압력손실은 큰 비율로 증가하고 또 이러한 실내열교환기의 전열관 등에는 서리부착이 발생하지 않는다. 이 때문에, 실내열교환기가 증발기로도 작용하는 것을 고려하면, 후술하는 바와 같이 실내열교환기의 제1냉매유로군(5a)의 점유율을 실외열교환기보다 적은 비율로 되도록 결정한다.

즉, 이 실시예에 있어서는 유입공기와 냉매의 온도차가 바람이 불어가는 쪽보다 수배 큰 바람이 불어오는 쪽에 제1냉매유로군을 배치하고 있으므로, 압력손실의 증가에 의해 증발온도가 상승하더라도 열교환에 필요한 공기와 관내 냉매의 온도차를 어느 정도 확보할 수가 있다. 그러나, 압력손실이 너무 큰 경우에는 증발온도가 상승하고 온도차가 감소하므로, 질량속도의 증가에 의한 열전달율의 개선효과는 없어져 버린다. 따라서, 실내열교환기 내에서의 바람이 불어오는 쪽에 위치하는 제1냉매유로군의 전열관의 점유비율로서는 실외열교환기보다 낮게 되도록 설정, 특히 20%정도로 설정하는 것이 바람직하다.

실내열교환기(5) 및 실외열교환기(3)에 있어서 적어도 제1냉매유로군의 적어도 일부 또는 전부가 바람이 불어오는 쪽에만 배치되어 있으면 좋고, 이 전제조건이 만족되어 있으면 제1 및 제2냉매유로군의 유로수 및 유로구조를 적절하게 변경할 수 있으며, 이 경우에도 본 실시예에서와 마찬가지 효과를 얻을 수 있다.

냉동사이클을 통해 순환하는 냉매의 온도는 도2에 도시한 바와 같이 변화한다. 도2에 있어서 냉방능력 및 난방능력은 동일레벨이고, 종축에는 냉매의 온도T를, 횡축에는 냉매의 엔트로피S를 도시하고 있다. 도2중 Tc는 응축기내의 냉매응축온도, Te는 증발기내의 냉매증발온도, A 및 B는 각각 응축기의 입구 및 출구, C 및 D는 각각 증발기의 입구 및 출구를 각각 나타낸다. SHc 및 SC는 응축기 입구에서의 냉매의 과열도(슈퍼히팅) 및 냉매의 과냉각도(슈퍼쿨링)를 각각 나타낸다. SHe는 증발기 출구에서의 냉매의 과열도를 나타낸다. 도2중의 점선 및 1점쇄선은 종래의 열교환기를 사용한 공기조화기의 상태변화를 나타낸다. 점선은 단일냉매HCFC22를 사용한 경우의 온도변화를 나타내고, 1점쇄선 비공비혼합 냉매를 사용한 경우의 온도변화를 나타낸다. 실선은 본 실시예의 비공비혼합 냉매를 사용한 공기조화기의 상태변화를 나타낸다.

도2에서 알 수 있는 바와 같이 종래의 공기조화기에서는 비공비혼합 냉매를 사용한 경우에는 증발기 출구에서 증발기 입구를 향해 증발온도 Te가 직선적으로 저하하고 입구부에서 가장 낮아지는데 반해, 본 실시예의 공기조화기에서는 입구부에서의 증발온도의 저하가 억제되고 있다는 것을 알 수 있다.

이하, 상기한 바와 같이 열교환기를 구성하는 이유에 대해서 설명한다. 비공비혼합 냉매의 전열특성에 대해 실험한 결과, 이하 기술하는 바와 같이 종래의 단일냉매와는 다른 열전달특성을 나타낸다는 것을 발견하였다.

이 결과를 냉매의 질량속도를 변경하는 것에 의해 얻어진 비공비혼합 냉매의 응축열 전달율을 사용해서 도5에 도시한다. 여기에서, HFC32 및 HFC134a는 30:70의 질량비로 혼합되어 있고, 이 혼합물이 비공비혼합 냉매로서 사용된다. 비교를 위해 사용되는 단일냉매는 일반적으로 사용되는 HFC32 및 HFC134a이다. 실험결과에 있어서 평활관인 경우에는 단일냉매 HFC134a의 응축열 전달율은 전체적으로 질량속도G의 감소에 따라서 저하하고, 질량속도가 200㎏/㎡s이하로 되면 거의 일정하게 되는데 비해, 비공비혼합 냉매의 응축열전달율은 직선적으로 저하하는 경향이 있다.

관내면에 나선형 홈가공이 실시되어 있는 홈관인 경우, 단일냉매 HFC32 및 HFC134a의 응축열 전달율은 질량속도와 관계없이 일정하지만, 비공비혼합냉매의 응축열전달율은 질량속도의 감소에 따라 대폭으로 저하한다.

이와 같은 비공비혼합 냉매 특유의 열전달특성은 증발열 전달율에 대해서도 마찬가지로 관찰된다. 도6에는 냉매의 질량속도를 변경하는 것에 의해서 얻어진 비공비혼합 냉매의 증발열 전달율을 도시한다. 이 실험에서는 HFC32, HFC125 및 HFC134a가 20:10:70의 질량비로 혼합되어 있고, 이 혼합물을 비공비혼합 냉매로서 사용한다. 비교를 위해서 사용하는 단일냉매는 일반적으로 사용되는 HCFC22이다.

도6의 실험결과에서 명확하게 되는 바와 같이, 도6에 도시한 실험의 범위내에서는 질량속도G에 대해 단일냉매 HCFC22와 비공비혼합 냉매 사이의 증발열 전달율의 경향에는 현저한 차가 보인다. 즉, HCFC22인 경우에는 질량속도에 대한 구배가 응축열전달율과 동일하게 완만한데 비해, 3종류의 냉매의 혼합물로 구성된 비공비혼합 냉매인 경우에는 상기 구배가 직선적으로 저하하는 경향이 있다. 이와 같이, 질량속도에 대한 가파른 구배는 높은 질량속도 영역에 있어서는 종래의 냉매 HCFC22와 동등한 열전달율이 얻어진다는 것을 나타낸다.

상기한 바와 같이, 비공비혼합 냉매의 열전달특성으로부터 이하의 사실이 판명되었다. 즉, 비공비혼합 냉매의 경우, 종래 단일냉매에서와 같이 압력손실을 저감하는 것에 의해 열교환효율의 향상을 도모하는 경우에는 질량속도를 저하시키면 열전달율이 대폭으로 저하한다. 따라서, 종래 구조의 열교환기에 공비 혼합 냉매를 사용하는 경우에는 열교환효율이 대폭으로 저하한다. 한편, 본 실시예의 공기조화기용 열교환기에 있어서는 압력손실이 증가하는 것에 의해 열교환효율이 악영향을 받지 않는 범위에서 질량속도가 고레벨로 설정될 수 있도록 유로(통로)구조를 설계한다. 따라서, 비공비혼합 냉매를 사용하는 것에 의해서 열교환효율을 대폭으로 향상시킬 수가 있다.

본 발명의 공기조화기에 있어서는 열교환기의 적정한 유로구조를 결정하기 위한 실험은 비공비혼합 냉매를 사용해서 실행하고, 이하 이 결과를 도7∼도10을 참조해서 설명한다.

도7 및 도8은 난방운전시의 실외열교환기의 성능을 도시한 것으로서, 도7에는 실외열교환기내의 제1냉매유로군의 점유비율을 변경했을 때 얻어지는 열교환량과 관내 최소냉매온도의 변화를 도시한다. 이들 결과로부터 명확한 바와 같이, 실외열교환기내의 제1냉매유로군의 전열관의 점유비율을 높이면 열교환량은 거의 일정하게 유지되는 채로 관내 최소냉매온도가 상승하고, 제1냉매유로군의 점유비율이 50%를 초과하는 경우에는 열교환량이 급격하게 저하한다. 도8에는 이들 결과를 기초로 관내의 최소냉매온도를 일정하게 유지한 경우에 얻어지는 열교환량을 도시한다.

도8에 도시된 열교환량은 서리부착이 발생하지 않도록 최소냉매온도를 -2.5℃로 설정한 경우에 얻어진다. 도8에서 명확한 바와 같이, 관내의 최소냉매온도를 일정하게 유지한 경우에 얻어지는 열교환량은 실외 열교환기내의 제1냉매유로군의 전열관의 점유비율이 20∼40%인 경우 현저하게 증가하고, 이 점유비율이 40%를 초과하면 열교환량은 점진적으로 저하한다. 도7 및 도8에 도시된 결과로부터 실외열교환기로서는 제1냉매유로의 전열관의 점유비율을 20∼50%로 설정하는 것이 바람직하다는 것이 판명되었다.

도9에는 실내열교환기내의 제1냉매유로군의 전열관의 점유비율을 변경한 경우의 열교환량과 냉매측 압력손실의 실험결과를 도시한다. 실내열교환기용 전열관은 실외열교환기용 전열관에 비해 직경이 작으므로, 제1냉매유로의 전열관의 점유비율의 증가에 따라서 압력손실이 급격하게 증가하고, 또 제1냉매유로의 전열관의 점유비율이 30%를 초과하면 열교환량의 저하정도가 현저하게 된다는 것이 판명되었다. 이들 결과 및 난방운전시의 실내열교환기의 성능(후술한다)을 고려해서 실내열교환기로서는 제1냉매유로의 전열관의 점유비율을 10∼30%로 설정하는 것이 바람직하다는 것이 판명되었다.

도10에는 응축기로서 작용하는 실내 및 실외열교환기의 각각에 대해서 제1냉매유로의 전열관의 점유비율을 변경한 경우에 얻어지는 열교환량을 도시한다. 실내 및 실외열교환기 어느것에 있어서도 제1냉매유로의 전열관의 점유비율의 증가에 따라서 열교환량이 향상되고 있지만, 그 향상정도는 도중부터 완만하게 되어 있고 실내열교환기에서는 전열관의 점유비율이 약10%를 초과할 때 또 실외열교환기에서는 전열관의 점유비율이 약20%를 초과할 때 향상정도가 완만하게 된다는 것이 판명되었다. 그 이유는 전열관의 점유비율이 상기 값을 초과하면, 응축기 출구부의 액상냉매는 모두 바람이 불어오는 쪽에 배치된 고질량속도의 유로부에 유지되게 되기 때문이다.

이상 기술한 내용으로부터 이하의 사실이 판명되었다.

즉, 본 발명에 있어서의 비공비혼합 냉매를 사용한 공기조화기용 열교환기의 유로구조는 열교환기측이 적어도 제1냉매유로 및 제2냉매유로(저질량속도유로)를 포함하고, 제1냉매유로군의 일부 또는 전부가 바람이 불어오는 쪽에 배치되며, 실외열교환기의 제1냉매유로의 전열관의 점유비율이 실내열교환기에 비해 크게 되도록(바람직하게는 실내열교환기에서는 이 비율이 10∼30%로, 실외열교환기에서는 20∼50%로 설정) 설정되는 것을 특징으로 하는 것이다.

이하, 상기 구조를 갖는 본 실시예의 공기조화기의 작동에 대해서 도1∼도4를 참조해서 설명한다.

먼저, 난방운전시의 동작에 대해서 설명한다. 압축기(1)에서 토출된 고온고압의 가스냉매(19)는 입구파이프(14)를 거쳐서 실내열교환기(5)의 제2냉매유로군(5b)내로 유입된다. 제2냉매유로군(저질량속도 냉매유로)내로 유입된 비공비혼합 냉매는 실내공기와 열교환하는 것에 의해서, 비등점이 높은 냉매성분부터 비등점이 낮은 냉매성분으로 순차 응축이 진행하여 액상냉매성분의 비율을 증가시키고, 그 후 냉매는 T자형 냉매분류기(11)에 도달한다. 냉매흐름은 T자형 냉매분류기(11)에 의해서 합류되고, 그 후 제1냉매유로군(5a)내로 유입된 냉매는 더욱더 냉각되어 전량 응축되고, 과냉각된 냉매로 되어 출구파이프(13)에서 유출된다. 따라서, 제1냉매유로군(5a)내에서는 질량속도의 증가에 의해 열전달율이 개선되지만, 기상냉매의 비율이 적기 때문에 관내의 냉매유속은 낮은 상태로 유지되므로 압력손실의 증가를 억제할 수가 있다.

실내열교환기(5)에서 유출된 액상냉매는 감압기(4)를 통과하여 팽창되어 저온저압의 분무형상 2상(기상-액상)으로 변환되고, 실외열교환기(3)의 하부에 마련된 냉매입구파이프(16)을 거쳐서 제1냉매유로군(3a)내로 유입된다. 제1냉매유로군(3a)내의 2상(기상-액상)냉매는 공기에 의해서 가열되고, 최초에는 비등점이 낮은 냉매성분이 증발하고, 더욱더 가열되면 비등점이 높은 냉매성분이 증발하게 되어 기상냉매의 비율을 증가시키면서 T자형 냉매분류기(11)에 냉매가 도달한다. 그 후, 냉매는 T자형 냉매분류기(11)을 거쳐 제2냉매유로군(3b)를 구성하는 2개의 냉매회로내로 분류 또는 분기되고, 더욱더 가열되어 전략 기상냉매로 변환된다. 따라서, 실내열교환기(5)의 경우와 마찬가지로 제1냉매유로군(3a)내에서는 질량속도의 증가에 의해 열전달율이 개선되지만, 기상냉매의 비율이 적기 때문에 관내의 냉매유속은 낮은 상태로 유지되므로 극단적인 압력손실의 증가를 억제할 수가 있다.

증발기로서 작용하는 실외열교환기(3)에는 제1냉매유로군(3a)가 마련되어 있으므로, 냉매통로내의 압력손실이 종래구조에 비해서 크다. 이 때문에, 증발기의 입구에서의 압력이 증가하고 증발온도도 높아지므로, 냉매의 흐름방향에 따른 증발온도의 상승은 발생하지 않는다. 이 결과, 도2에 실선으로 나타낸 바와 같이 실외열교환기의 입구부(C)에서의 냉매증발온도Te가 종래 구조에 비해 ΔT만큼 상승하므로, 서리부착을 억제할 수가 있다.

냉방운전시에는 4방밸브(2)가 전환되는 것에 의해서 냉매의 흐름방향이 도1에 도시한 난방운전시의 방향과는 반대로 되어, 실내열교환기(5)는 증발기로서 작용하고 실외열교환기(3)은 응축기로서 작용한다. 냉방운전시인 경우, 압축기(1)에서 토출된 고온고압의 가스냉매는 입구파이프(17)을 통해 실외열교환기(3)으로 유입한다. 실외열교환기(3)으로 유입된 비공비혼합 냉매는 우선 비등점이 높은 냉매성분의 응축이 시작되고, 응축의 진행에 따라 비등점이 낮은 냉매성분의 응축비율이 많아지며, 결국 이 냉매는 혼합비에 따라 결정되는 액상온도까지 냉각되어 전략 응축된다.

실외열교환기(응축기)내에서 액상냉매의 비율이 증가하면, 관내 유속은 작아지고 열전달율도 저하한다. 그러나, 본 실시예의 실외열교환기(3)은 단면적이 작은 제1냉매유로군이 바람이 불어오는 쪽에 배치되어 있으므로, 질량속도의 상승에 의해서 열전달율의 저하를 방지할 수가 있다.

응축되어 액화된 냉매는 감압기(4)를 통과하여 팽창되고, 저온저압의 분무상태의 2상(기상-액상)냉매로 변환되어 증발기(5)로서 작용하는 실내열교환기(5)로 유입된다. 실내열교환기(5) 중앙부에 마련된 냉매입구파이프(13)을 통해 제1냉매유로군(5a)로 유입된 2상(기상-액상)냉매는 공기에 의해 가열되고, 비등점이 낮은 냉매성분이 증발하여 기상냉매의 비율을 증가시키며, 이 냉매는 기상냉매성분의 비율을 증가시키면서 T자형 냉매분류기(11)에 도달한다. 그 후, 냉매는 T자형 냉매분류기(11)을 거쳐 제2냉매유로군(5b)를 구성하는 2개의 냉매회로내로 분류되고, 더욱더 가열되어 전량 기상냉매로 변환된다.

제1냉매유로군(5a)내에서는 질량속도의 증가에 의해 열교환율이 개선되기는 하지만, 기상냉매의 비율이 적기 때문에 관내의 냉매유속은 낮은 상태로 유지되어 압력손실의 증가를 억제할 수 있으므로 상기 성능이 유지된다.

상기한 바와 같이, 냉방운전시에는 응축기로서 작용하는 실외열교환기(3)의 성능이 제1냉매유로군(3a)를 마련하는 것에 의해 달성되는 효과에 의해서 대폭으로 향상되므로, 냉방능력이 개선된다. 또한, 증발기 입구 온도가 상승하므로, 도2에 실선으로 나타낸 바와 같이 증발기의 입구와 출구(C와 D) 사이에서 증발온도는 거의 일정하게 된다. 따라서, 냉방운전시 토출되는 공기 온도의 분포도 일정하게 되어 실내유닛의 토출그릴 등으로의 이슬맺힘(응축) 및 물방울 튀김(splash)현상과 같은 문제점은 발생하지 않는다.

본 발명에 의하면, 제1냉매유로군내에서는 기상냉매의 비율이 적기 때문에 관내 냉매의 유속이 저레벨로 유지되므로, 관내에 비틀림테이프(twisted tape)(도시하지 않음) 등의 난류촉진부재(亂流促進部材)를 삽입하는 것에 의해서 상기 성능을 더욱더 향상시킬 수가 있다.

이상 설명한 바와 같이, 본 발명의 공기조화기에 있어서는 각 열교환기이 냉매통로가 기상냉매의 비율이 적은 영역에 위치하는 제1냉매유로군과 기상냉매의 비율이 많은 영역에 위치하는 제2냉매유로군(저질량속도 유로)를 포함하고, 제1냉매유로군의 일부 또는 전부가 바람이 불어오는 쪽에 배치되며, 전열관의 총갯수 대 제1냉매유로의 전열관의 갯수의 비율이 실내열교환기보다 실외열교환기에서 크게 설정되어 있다. 따라서, 제1냉매유로군내에서는 질량속도의 증가에 의해 열전달율이 개선되지만, 기상냉매의 비율이 적기 때문에 관내 냉매의 유속은 낮은 상태로 유지되어 극단적인 압력손실의 증가가 억제되므로 공기조화기의 성능이 현저하게 향상된다.

또한, 실외열교환기에는 제1냉매유로군이 마련되어 있으므로, 냉매통로내의 압력손실이 종래구조에 비해 크고 증발기 입구의 압력은 상승하여 증발온도도 높아진다. 그러므로, 냉매의 흐름방향에 따른 증발온도의 상승이 없어진다. 이 결과, 실외열교환기 입구부에서의 냉매온도가 상승하여 서리부착이 억제되므로, 외부공기온도가 낮은 경우의 난방능력이 현저하게 개선된다는 효과가 있다.

Claims (7)

1. 실내열교환기, 실외열교환기, 압축기, 4방밸브 및 팽창기구로 이루어지는 냉동사이클을 포함하고, 2종류이상의 냉매로 구성된 비공비혼합 냉매를 작동매체로서 사용하는 히트펌프형 공기조화기로서, 상기 실내 및 실외열교환기내의 각각의 냉매통로는 액상냉매의 비율이 많은 영역에 위치하는 제1냉매유로군과 액상냉매의 비율이 적은 영역에 위치하는 제2냉매유로군으로 분할되고, 상기 실내 및 실외열교환기의 각각의 상기 제1냉매유로군의 적어도 일부는 바람이 불어오는 쪽에 배치되고, 상기 실내 및 실외열교환기의 각각의 상기 제1냉매유로군의 전열관의 단면적은 대응하는 상기 제2냉매유로군의 유로단면적보다 작고, 상기 실외열교환기의 전열관의 총갯수 대 상기 실외열교환기의 제1냉매유로군의 전열관의 갯수의 비율은 상기 실내열교환기의 전열관의 총갯수 대 상기 실내열교환기의 상기 제1냉매유로군의 전열관의 갯수의 비율보다 높은 히트펌프형 공기조화기.
2. 제1항에 있어서, 상기 실내 및 실외열교환기의 각각의 상기 제1냉매유로군의 전열관의 유로단면적은 대응하는 상기 제2냉매유로군의 전열관의 유로단면적의 1/2인 공기조화기.
3. 제2항에 있어서, 상기 실외열교환기의 전열관의 총갯수 대 상기 실외열교환기의 상기 제1냉매유로군의 전열관의 갯수의 비율은 20∼50%인 공기조화기.
4. 제2항에 있어서, 상기 실내열교환기의 전열관의 총갯수 대 상기 실내열교환기의 상기 제1냉매유로군의 전열관의 갯수의 비율은 10∼30%인 공기조화기.
5. 제3항에 있어서, 상기 실내열교환기의 전열관의 총갯수 대 상기 실내열교환기의 상기 제1냉매유로군의 전열관의 갯수의 비율은 10∼30%인 공기조화기.
6. 제1항에 있어서, 상기 실외열교환기의 상기 제2냉매유로군은 유로의 도중에 있어서 바람이 불어오는 쪽과 바람이 불어가는 쪽중의 어느 한쪽에서 다른 한쪽으로 위치변경되는 2개의 냉매회로를 갖는 공기조화기.
7. 제1항에 있어서, 상기 실내 및 실외열교환기의 각각의 상기 제1냉매유로군의 적어도 일부의 각 전열관내에는 난류촉진부재가 마련되어 있는 공기조화기.