KR0173818B1 - 열펌프시스템의 전열면적 변환형 열교환기 - Google Patents

열펌프시스템의 전열면적 변환형 열교환기 Download PDF

Info

Publication number
KR0173818B1
KR0173818B1 KR1019950019884A KR19950019884A KR0173818B1 KR 0173818 B1 KR0173818 B1 KR 0173818B1 KR 1019950019884 A KR1019950019884 A KR 1019950019884A KR 19950019884 A KR19950019884 A KR 19950019884A KR 0173818 B1 KR0173818 B1 KR 0173818B1
Authority
KR
South Korea
Prior art keywords
heat
heat exchanger
refrigerant
unit
temperature
Prior art date
Application number
KR1019950019884A
Other languages
English (en)
Other versions
KR970007274A (ko
Inventor
송현갑
Original Assignee
송현갑
Priority date (The priority date 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 date listed.)
Filing date
Publication date
Application filed by 송현갑 filed Critical 송현갑
Priority to KR1019950019884A priority Critical patent/KR0173818B1/ko
Publication of KR970007274A publication Critical patent/KR970007274A/ko
Application granted granted Critical
Publication of KR0173818B1 publication Critical patent/KR0173818B1/ko

Links

Classifications

    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F25—REFRIGERATION OR COOLING; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS; MANUFACTURE OR STORAGE OF ICE; LIQUEFACTION SOLIDIFICATION OF GASES
    • F25B—REFRIGERATION MACHINES, PLANTS OR SYSTEMS; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS
    • F25B40/00—Subcoolers, desuperheaters or superheaters
    • F25B40/06—Superheaters
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F25—REFRIGERATION OR COOLING; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS; MANUFACTURE OR STORAGE OF ICE; LIQUEFACTION SOLIDIFICATION OF GASES
    • F25B—REFRIGERATION MACHINES, PLANTS OR SYSTEMS; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS
    • F25B30/00—Heat pumps
    • F25B30/02—Heat pumps of the compression type
    • 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
    • F25B41/00—Fluid-circulation arrangements
    • F25B41/20—Disposition of valves, e.g. of on-off valves or flow control valves
    • F25B41/26—Disposition of valves, e.g. of on-off valves or flow control valves of fluid flow reversing valves
    • 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
    • F25B41/00—Fluid-circulation arrangements
    • F25B41/40—Fluid line arrangements
    • 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
    • F25B49/00—Arrangement or mounting of control or safety devices
    • F25B49/02—Arrangement or mounting of control or safety devices for compression type machines, plants or systems
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F28—HEAT EXCHANGE IN GENERAL
    • F28D—HEAT-EXCHANGE APPARATUS, NOT PROVIDED FOR IN ANOTHER SUBCLASS, IN WHICH THE HEAT-EXCHANGE MEDIA DO NOT COME INTO DIRECT CONTACT
    • F28D7/00—Heat-exchange apparatus having stationary tubular conduit assemblies for both heat-exchange media, the media being in contact with different sides of a conduit wall
    • F28D7/16—Heat-exchange apparatus having stationary tubular conduit assemblies for both heat-exchange media, the media being in contact with different sides of a conduit wall the conduits being arranged in parallel spaced relation
    • F28D7/1607—Heat-exchange apparatus having stationary tubular conduit assemblies for both heat-exchange media, the media being in contact with different sides of a conduit wall the conduits being arranged in parallel spaced relation with particular pattern of flow of the heat exchange media, e.g. change of flow direction
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F28—HEAT EXCHANGE IN GENERAL
    • F28D—HEAT-EXCHANGE APPARATUS, NOT PROVIDED FOR IN ANOTHER SUBCLASS, IN WHICH THE HEAT-EXCHANGE MEDIA DO NOT COME INTO DIRECT CONTACT
    • F28D21/00—Heat-exchange apparatus not covered by any of the groups F28D1/00 - F28D20/00
    • F28D2021/0019—Other heat exchangers for particular applications; Heat exchange systems not otherwise provided for
    • F28D2021/0068—Other heat exchangers for particular applications; Heat exchange systems not otherwise provided for for refrigerant cycles

Landscapes

  • Engineering & Computer Science (AREA)
  • Physics & Mathematics (AREA)
  • Mechanical Engineering (AREA)
  • Thermal Sciences (AREA)
  • General Engineering & Computer Science (AREA)
  • Fluid Mechanics (AREA)
  • Heat-Pump Type And Storage Water Heaters (AREA)
  • Heat-Exchange Devices With Radiators And Conduit Assemblies (AREA)

Abstract

본 발명은 열펌프시스템의 전열면적 자동변환 모세관형열교환기에 관한 것으로, 셀(2)과 이 셀(2)을 감싸면서 냉매가 흐르도록 다수개의 경로파이프(4)를 갖춘 튜브(3)로 이루어진 열교환기(1)가 압축기 유입냉매온도를 약 15℃로 유지시키도록 다단계로 구성되고 냉매를 특정압력(저압:2.5~3.0㎏/㎠; 고압:5.5~6.5㎏/㎠)으로 주입시켜, -5℃이하의 혹한에서도 상기 열교환기(1)가 작동됨과 더불어, 상기 열교환기(1)를 지나는 냉매를 예비팽창시키게 되어 증발기의 열흡수를 높이도록 된 것이다.

Description

열펌프시스템의 전열면적 변환형 열교환기
본 발명은 열펌프시스템의 보조 열교환기에 관한 것으로, 특히 열펌프의 성능계수가 향상되고, 또한 대기 온도가 설계온도 이하로 저하되는 겨울철의 혹한기에도 압축기로 리턴되는 냉매의 온도가 적정 온도로 일정하게 유지되도록 하여 열펌프 성능계수가 저하되는 것이 방지되도록 된 열펌프시스템의 전열면적 변환형 열교환기에 관한 것이다.
주지된 바와 같이, 열펌프시스템은 압축기, 제1열교환기(응축기), 팽창밸브, 제2열교환기(증발기 혹은 응축기), 건조기, 제3열교환기(증발기), 냉매라인의 흐름을 제어하는 다수의 솔레노이드밸브, 각 구성요소들의 작동을 제어하여 냉매의 흐름을 제어하는 제어수단 등으로 구성되어, 선택적으로 제1열교환기로부터 방열되는 고온 열에너지를 이용하거나, 제3열교환기로부터 방열되는 저온 열에너지를 이용하도록 되어 있는데, 제1열교환기의 고온 열에너지를 이용하는 경우에는 냉매의 흐름이 압축기→제1열교환기→팽창밸브→제2열교환기→건조기→압축기 순으로 순환되고, 제3열교환기에 의해 저온 열에너지를 흡열하는 경우에는 압축기→제2열교환기→팽창밸브→제3열교환기→건조기→압축기 순으로 순환되며, 각 구성요소들의 작동은 제어수단에 의해 제어된다.
상기 제1열교환기의 고온 열에너지를 이용하는 경우의 열펌프시스템의 열교환 상태를 냉매의 흐름에 따라 설명하면, 우선 압축기에 의해 압축된 냉매는 고온으로 상승되어 제1열교환기로 유동되고, 제1열교환기로 유입된 고온의 냉매는 제1열교환기내를 흐르면서 이와 인접한 가열 매체에 고온의 열을 전달한 후 소정 온도로 냉각된 상태로 팽창밸브로 유동되며, 팽창밸브에 의해 팽창된 냉매는 제2열교환기로 유입되어 제2교환기 내를 흐르면서 증발되어 대기 중의 저온 열에너지를 흡수하고, 제2열교환기를 통과하며 1차 가열된 저온 냉매는 이후 건조기를 통해 압축기로 리턴된다. 상기 제1열교환기로부터 방열되는 고온 열에너지는 직접적 혹은 간접적으로 이용되지만, 제1열교환기로부터 방열되는 고온 열에너지를 매개로 가열 매체(주로 물 혹은 공기)를 가열한 후, 가열된 가열 매체의 고온 열에너지를 간접적으로 이용하는 것이 일반적이다.
그러나, 상기 종래 열펌프시스템은 대기중의 저온 열원을 이용함에 있어서 열펌프 성능계수가 크게 저하되는 단점이 있는데, 이에 대하여 보다 상세히 설명하면, 제1열교환기로부터 배출되는 소정 온도의 냉매는 방열된 이후라고는 하지만 비교적 고온 상태이므로, 팽창밸브에 의한 냉매의 팽창율이 상대적으로 작게 되고, 따라서 제2열교환기로부터의 저온 열에너지의 흡수가 미흡하게 되므로, 제2열교환기로부터 건조기를 통해 압축기로 리턴되는 냉매를 압축하게 되면, 압축비의 감소로 인해 성능계수가 크게 저하되는 문제가 내재되었다. 또한, 압축기로 리턴되는 냉매의 온도가 대기 온도 상태에 따라 직접적으로 영향을 받게 되므로, 대기 온도 조건에 따라 성능계수가 심하게 변화되는 문제가 있었다.
이에 본 발명은 상기와 같은 문제를 해소하기 위하여 발명된 것으로, 열펌프의 성능계수가 향상되고, 또한 대기 온도가 설계온도 이하로 저하되는 겨울철의 혹한기에도 압축기로 리턴되는 냉매의 온도가 적정 온도로 일정하게 유지되도록 하여 열펌프 성능계수가 저하되는 것이 방지되도록 하는 열펌프시스템의 전열면적 변환형 열교환기를 제공함에 그 목적이 있다.
제1도는 본 발명에 따른 전열면적 변환형 열교환기의 일예를 나타낸 단면 상태도.
제2도는 본 발명에 따른 전열면적 변환형 열교환기의 단위 유닛을 확대 도시한 도면.
제3도는 제1도의 열교환기가 구비된 열펌프시스템과 종래 기술에 따른 열펌프 시스템의 열펌프 사이클을 대비한 도면으로서,
(a)는 온도-엔트로피(T-S) 선도.
(b)는 압력-엔탈피(P-h) 선도.
제4도는 제1도의 열교관기가 구비된 열펌프시스템과 종래 기술에 따른 열펌프 시스템의 열펌프 성능계수를 비교한 도면으로서,
(a)는 가열온도(ΔT)의 변화에 대한 성능계수의 변화값을 표기한 도표.
(b)는 가열온도(ΔT)의 변화에 대한 성능계수의 변화를 도식화한 그래프.
제5도는 대기 온도가 저온(-12℃)인 상태에서, 제1도에 도시된 열교환기의 열교환 상태 변화에 대한 열펌프시스템의 성능계수 변화를 도시한 도면으로서,
(a)는 가열온도(ΔT)의 변화에 대한 성능계수의 변화값을 표기한 도표 .
(b)는 가열온도(ΔT)의 변화에 대한 성능계수의 변화를 도식화한 그래프.
제6도는 제1도에 도시된 열교환기의 튜브에서의 입구 온도가 50.0℃, 튜브에서의 출구 온도가 49.5℃, 쉘에서의 출구 온도가 15℃인 상태에서, 압축기 마력 변화에 대한 튜브 면적 변화를 도시한 도면으로서,
(a)는 쉘에서의 입구 온도가 -10℃, -15℃, -20℃인 상태에서의 압축기 마력 변화에 대한 튜브면적의 설계값을 표기한 도표.
(b)는 쉘에서의 입구 온도가 -10℃, -15℃, -20℃인 상태에서의 압축기 마력 변화에 대한 튜브면적의 설계/실험값을 도식화한 그래프.
제7도는 본 발명에 따른 열교환기가 구비된 열펌프시스템의 전체 개략도로서, 잠열 축열 온돌시스템을 도시한 도면이다.
* 도면의 주요부분에 대한 부호의 설명
1 : 압축기 2 : 제1열교환기(응축기)
3 : 팽창밸브 4 : 제2열교환기(증발기 혹은 응축기)
5 : 건조기
6 : 전열면적 변환형 열교환기(AVACTHE ; Automatic variable area capill ary tube heat exchanger)
7 : 제3열교환기(증발기) 8a~8k : 솔레노이드밸브
9 : 물과 PCM(Phase Change Material) 저장탱크
9a : 급수라인 10a : 가열라인 순환펌프
10b : 난방라인 순환펌프 11 : 온수 방열라인
12 : 온수 배출라인 13 : 보조 가열수단
14 : 온돌 61 : 제1유닛
61a,62a,63a,63b,64a,64b : 연결부 61b : 입구부
62 : 제2유닛 62b : 출구부
63 : 제3유닛 64 : 제4유닛
65 : 쉘 65a : 제1열교환부
65a' : 입구부 65b : 제2열교환부
65b' : 출구부 65c : 제3열교환부
65d,65e : 연결라인 66 : 바이패스라인
66a,66b : 입구부 66c : 출구부
67a,67b,67c : 모세관 68a,68b : 삼방변 밸브
68c : 이방변 밸브
상기와 같은 목적을 달성하기 위한 본 발명은, 제1·2유닛, 이들 유닛을 상호 연결하는 다수의 모세관으로 구성된 튜브와, 각각의 유닛 사이에서 다수의 모세관을 감싸는 쉘로 이루어진 열펌프시스템의 보조 열교환기에 있어서, 상기 튜브는 연결부와 입구부를 갖춘 제1유닛, 연결부와 출구부를 갖춘 제2유닛, 양측에 각각 연결부를 갖춘 다수의 보강유닛, 각 유닛의 연결부를 순차적으로 대향되게 상호 연결하는 다수의 모세관으로 구성되고, 상기 쉘은 입구부가 형성되어 튜브의 제2유닛과 보강유닛을 연결하는 다수의 모세관을 감싸는 제1열교환부, 출구부가 형성되어 튜브의 제1유닛과 보강유닛을 연결하는 다수의 모세관을 감싸는 제2열교환부, 보강유닛을 상호 연결하는 다수의 모세관을 감싸는 보강열교환부, 이들 열교환부를 상호 연결하되 순차적으로 대향되는 위치에 배치되는 다수의 연결라인, 각 연결라인과 제2열교환부의 출구부에 연통되는 바이패스라인, 바이패스라인의 입구부측 연결라인과 튜브의 제2열교환부의 출구부에 설치되어 냉매의 흐름을 제어하는 밸브로 구성되어, 대기 온도 변화에 따라서 열교환 면적이 단계적으로 변환되도록 된 구조로 되어 있다.
이하 본 발명을 첨부된 예시도면을 참조로 상세히 설명한다.
제7도는 본 발명에 따른 열교환기가 구비된 열펌프시스템의 전체 개략도로서, 잠열 축열 온돌시스템을 도시한 도면인 바, 이에 따르면 열펌프시스템은, 냉매를 압축하여 냉매온도를 고온으로 상승시키는 압축기(1), 내부를 흐르면서 방열되는 고온 냉매의 고온 열에너지를 매개로 이와 인접한 가열 매체를 가열하는 제1열교환기(2), 제1열교환기(2)로부터 유입되는 냉매를 팽창시키는 팽창밸브(3), 대기와 열교환하는 제2열교환기(4), 리턴되는 냉매를 건조시키는 건조기(5), 내부를 흐르면서 방열되는 저온 냉매의 저온 열에너지를 매개로 이와 인접한 가열 매체를 가열하는 제3열교환기(7), 냉매라인의 흐름을 제어하는 다수의 솔레노이드밸브(8a,8b,8c,8d,8e,8f,8g,8h,8i,8j), 각 구성요소들의 전반적인 작동을 제어하여 냉매의 흐름을 제어하는 제어수단(도시안함)으로 이루어지되, 제1열교환기(2)와 팽창밸브(3)의 중간 위치에 본 발명에 따른 전열면적 변환형 열교환기(6)가 구비된 구조이다.
우선, 제1열교환기(2)의 고온 열에너지를 이용하는 경우에는 상기 제어수단에 의해 일부 밸브들(8c,8d,8i,8j,8k)이 OFF되고, 다른 일부 밸브들(8a,8b,8e,8f,8g,8h)이 ON된 상태에서 압축기(1)가 구동되므로, 본 발명에 따른 열교환기가 구비된 열펌프 시스템의 냉매 흐름은 압축기(1)→밸브(8a)→제1열교환기(2)→전열면적 변환형 열교 환기(6)→밸브(8f)→팽창밸브(3)→제2열교환기(4)→밸브(8g)→전열면적 변환형 열 교환기(6)→밸브(8h)→밸브(8b)→건조기(5)→압축기(1) 순으로 순환된다.
상기 본 발명에 따른 열교환기가 구비된 열펌프시스템의 열교환 상태를 냉매의 흐름에 따라 설명하면, 상기 압축기(1)에 의해 압축된 냉매는 고온으로 상승되어 제1열교환기(2)로 유동되고, 제1열교환기(2)로 유입된 고온의 냉매는 제1열교환기(2)내를 흐르면서 이와 인접한 가열 매체(물)에 고온의 열을 전달한 후 응축되어 소정 온도로 냉각된 상태로 전열면적 변환형 열교환기(6)로 유입되며, 전열면적 변환형 열교환기(6)로 유입된 제1열교환기(2)로부터의 소정 온도의 냉매는 제2열교환기(4)로부터 유입되는 저온 냉매에 의해 냉각된 후 팽창밸브(3)로 유동되고, 팽창밸브(3)에 의해 팽창된 냉매는 제2열교환기(4)로 유입되어 제2열교환기(4)내를 흐르면서 증발되어 대기중의 저온 열에너지를 흡수하며 소정 온도로 가열된다. 이후, 제2열교환기(4)의 증발된 저온 냉매는 전열면적 변환형 열교환기(6)로 유입되어 제1열교환기(2)로부터 유입되는 소정 온도의 냉매에 의해 재가열된 후 건조기(5)를 통해 압축기(1)로 리턴된다.
제1도는 본 발명에 따른 전열면적 변환형 열교환기의 일예를 도시한 도면으로서, 단면 상태도인 바, 이에 의하면 본 발명에 따른 전열면적 변환형 열교환기(6)는, 튜브와 쉘(65)로 이루어지는데, 상기 튜브는 연결부(61a)와 입구부(61b)를 갖춘 제1유닛(61), 연결부(62a)와 출구부(62b)를 갖춘 제2유닛(62), 양측에 각각 연결부(63a,63b ; 64a,64b)를 갖춘 제3·4유닛(63,64), 각 유닛(61,62,63,64)의 연결부(61a,62a,63a,63b,64a,64b)를 순차적으로 대향되게 상호 연결하는 다수의 모세관(67)으로 구성되고, 상기 쉘(65)은 입구부(65a')가 형성되어 튜브의 제2유닛(62)과 보강유닛(64)을 연결하는 다수의 모세관(67)을 감싸는 제1열교환부(65a), 출구부(65b')가 형성되어 튜브의 제1유닛(61)과 보강유닛(63)을 연결하는 다수의 모세관(67)을 감싸는 제2열교환부(65b), 제3·4유닛(63,64)을 상호 연결하는 다수의 모세관(67)을 감싸는 제3열교환부(65c), 이들 열교환부(65a,65b,65c)를 상호 연결하되 순차적으로 대향되는 위치에 배치되는 연결라인(65d,65e), 이들 연결라인(65d,65e)과 제2열교환부(65b)의 출구부(65b')에 연통되는 바이패스라인(66), 바이패스라인(66)의 입구부(66a,66b)측 연결라인(65d,65e)과 튜브의 제2열교환부(65b)의 출구부(65b')에 설치되어 냉매의 흐름을 제어하는 밸브(68a,68b,68c)로 구성된다. 여기서, 상기 밸브(68a,68b,68c)는 공지된 여러 형태의 밸브가 모두 사용가능하지만, 제1도에 도시된 바와 같이 바이패스라인(66)의 입구부(66a,66b)측 연결라인(65d,65e)에 설치되는 밸브(68a,68b)는 각각 삼방변 밸브로 하고, 튜브의 제2열교환부(65b)의 출구부(65b')에 설치되는 밸브(68c)는 2방변 밸브로 하는 것이 유리하다.
상기 제1도와 제7도를 참조로 하여, 전열면적 변환형 열교환기의 냉매 흐름을 상세히 설명하면, 우선, 제1열교환기(2)로부터 배출된 소정 온도의 냉매를 이후 제1유닛(61)의 입구부(61b)로 유입되어 제1유닛(61)→다수의 모세관(67a)→제3유닛(63)→다수의 모세관(67b)→제4유닛(64)→다수의 모세관(67c)→제2유닛(62)순으로 유동된 후 제2유닛(62)의 출구부(62b)로 배출되어 팽창밸브(3)로 공급되는 한편, 제2열교환기(4)로부터 배출된 저온의 냉매는 제1열교환부(65a)의 입구부(65a')를 통해 제1열교환부(65a)내로 유입된 후, 상기 제어수단에 의해 작동 제어되는 밸브(68a,68b,68c)에 의해 대기 온도 변화에 따라 바이패스라인(66)이나, 제3열교환부(65c)와 바이패스라인(66), 혹은 제3열교환부(65c)와 제2열교환부(65b)로 순차적으로 유동되어 제2열교환부(65b)의 출구부(65b')로 배출된다.
여기서, 열펌프시스템에 냉매를 특정 압력(고압 ; 5.5~6.5㎏/㎠, 저압 ; 2.5~ 3.0㎏/㎠)으로 주입시킨 상태에서, 압축기(1)로 리턴되는 냉매의 온도가 약 15℃로 유지되는 경우에 열펌프 성능계수가 이상적으로 되도록 설계된 경우를 일예로 하여 상기 전열면적 변환형 열교환기(6)의 냉매 흐름과 이에 의한 작용을 보다 상세히 설명한다.
우선, 제1도에서 제1유닛(61)의 입구부(61b')로 유입된 냉매는 제어없이 연속해서 제1유닛(61)→다수의 모세관(67a)→제3유닛(63)→다수의 모세관(67b)→제4유닛(64)→다수의 모세관(67c)→제2유닛(62)으로 유동된 후 제2유닛(62)의 출구부(62b)를 통해 배출되며, 전열면적 조절은 쉘(65)의 밸브(68a,68b,68c)를 제어하여 쉘(65) 내부를 흐르는 냉매의 흐름을 변환하여 이루어진다.
대기 온도가 0℃~-5℃인 경우, 제1열교환기(2)로부터 제1유닛(61b)의 입구부(61b')로 유입되는 고온 냉매와 제2열교환기(4)로부터 제1열교환부(65a)의 입구부(65a')로 유입되는 고온 냉매간에 열교환을 위하여 상기 제어수단에 의해 밸브(68a,68b,68c)가 제어되어 제1열교환부(65a)의 입구부(65a')로 유입된 냉매는 제1열교환부(65a)→연결라인(65d)→바이패스라인(66)의 입구부(66a)→바이패스라인(66)→바이패스라인(66)의 출구부(66c) 순으로 유동된 후 제2열교환부(65b)의 출구부(65b')를 통해 배출된다. 따라서, 튜브 내의 냉매가 쉘(65) 내의 냉매간의 전열은 1단에 의해서만, 즉 제1열교환부(65a)내에서 제4유닛(64)의 연결부(64b)와 제2유닛(62)의 연결부(62a)를 연결하는 다수의 모세관(67c)에 의해서만 이루어지므로, 제2열교환부(65b)의 출구부(65b')를 통해 배출되는 냉매는 적절하게 가열되어 약 15℃ 상태를 유지하며 건조기(5)를 거쳐서 압축기(1)로 리턴된다.
대기 온도가 -5℃~-10℃인 경우, 상기 대기 온도가 0℃~-5℃인 경우에 비해 제2열교환기(4)에서의 저온 열에너지 흡수가 감소되어 제1열교환부(65a)의 입구부(65a')로 유입되는 냉매의 온도가 상대적으로 저온 상태이므로, 제어수단에 의해 밸브(68a,68b,68c)가 제어되어 제1열교환부(65a)의 입구부(65a')로 유입된 냉매는 제1열교환부(65a)→연결라인(65d)→제3열교환부(65c)→바이패스라인(66)의 입구부(66b)→바이패스라인(66)→바이패스라인(66)의 출구부(66c) 순으로 유동된 후 제2열교환부(65b)의 출구부(65b')를 통해 배출된다. 따라서, 튜브 내의 냉매와 쉘(65)내의 냉매간의 전열은 1단과 2단에 의해서, 즉 제1열교환부(65a)내의 제4유닛(64)의 연결부(64b)와 제2유닛(62)의 연결부(62a), 제3열교환부(65c)내의 제3유닛(63)의 연결부(63b)와 제4유닛(64)의 연결부(64a)를 각각 연결하는 다수의 모세관(67c,67b)에 의해서 이루어지므로, 제2열교환부(65b)의 출구부(65b')를 통해 배출되는 냉매는 적절하게 가열되어 약 15℃ 상태를 유지하며 건조기(5)를 거쳐서 압축기(1)로 리턴된다.
또한, 대기 온도가 -10℃~-15℃인 경우, 상기 대기 온도가 -5℃~-10℃인 경우에 비해 제2열교환기(4)에서의 저온 열에너지 흡수가 더욱 감소되어 제1유닛(61b)의 입구부(61b')로 유입되는 냉매의 온도가 상대적으로 더욱 저온 상태이므로, 제1열교환부(65a)의 입구부(65a')로 유입된 냉매는 튜브 내를 연속해서 흐르는 비교적 높은 온도의 냉매와 더 많은 열교환을 해야 되며, 이를 위하여 제어수단에 의해 밸브(68a,68b,68c)가 제어되어 제1열교환부(65a)→연결라인(65d)→제3열교환부(65c)→연결라인(65e)→제2열교환부(65b)순으로 유동된 후 제2열교환부(65b)의 출구부(65b')를 통해 배출된다. 따라서, 튜브 내의 냉매와 쉘(65)내의 냉매간의 전열은 1단과 2단 및 3단 모두에 의해서, 즉 제1열교환부(65a)내의 제4유닛(64)의 연결부(64b)와 제2유닛(62)의 연결부(62a), 제3열교환부(65c)내의 제3유닛(63)의 연결부(63b)와 제4유닛(63)의 연결부(64a), 제2열교환부(65b)내의 제1유닛(61)의 연결부(61a)와 제3유닛(63)의 연결부(63a)를 각각 연결하는 다수의 모세관(67c,67b,67a)에 의해서 이루어지므로, 제2열교환부(65b)의 출구부(65b')를 통해 배출되는 냉매는 적절하게 가열되어 약 15℃ 상태를 유지하며 건조기(5)를 거쳐서 압축기(1)로 리턴된다.
상기 작동을 요약해보면, 본 발명에 따른 전열면적 변환형 열교환기(6)는 대기 온도의 변화에 따라 단계적으로 저·고온 냉매간의 전열면적을 증감시켜서 압축기(1)로 리턴되는 냉매의 온도가 이상적인 성능계수를 획득할 수 있는 적절한 온도로 일정하게 유지되도록 하는 것인 바, 이러한 상기 실시예는 비록 3단으로 구성되었지만, 이보다 단수가 증가될수록 대기 온도 변화에 대하여 더욱 정밀하게 대처할 수 있다.
상기 본 발명에 따른 전열면적 변환형 열교환기(6)의 전열면적, 즉 모세관(67a,67b,67c)의 나관 면적(Atube)은 다음 (1)식과 같이 표현/설계된다.
여기서, 全열전달계수(U)는 다음 (2)식과 같이 표현된다.
또한, 이와 관련된 식들은 아래와 같이 표현된다.
여기서, 상기 식들에 표기된 부호들은,
U : 전열전달계수(Kcal/㎡, Sec, K) Ati: 경로튜브의 내부 단면적(㎡)
At0: 경로튜브의 외부 단면적(㎡) Atube: 경로튜브의 표면적(㎡)
Asi: 쉘의 내부단면적(㎡) Deti: 경로파이프의 등적지름(mm)
Desi: 쉘의 등적지름(mm) D1: 경로튜브의 내부지름(mm)
D2: 경로튜브의 외부지름(mm) fti: 경로튜브의 유체 마찰계수
fsi: 쉘의 유체 마찰계수 N : 경로튜브수
Nuti: 경로튜브내 유체의 너셀수 Nusi: 쉘내 유체의 너셀수
Pr : 프랜틀수 RA: 유체 A의 폴링저항
RB: 유체 B의 폴리저항 Re : 레이놀즈수
Mo : 질량유속(kg/sec) Gosi: 쉘내의 냉매체적유속(㎡/sec)
Goti: 경로튜브내의 냉매 체적유속(㎡/sec)
Vti: 경로뉴브내의 냉각유체속도(m/sec)
Vsi: 쉘내의 냉각유체속도(m/sec)
αA: 유체 A의 대류열 전달계수(kcal/㎡·sec·K)
αB: 유체 B의 대류열 전달계수(kcal/㎡·sec·K)
ρ : 비중(kg/㎡) Cp : 비열(kcal/kg℃)
λt : 경로튜브의 열전도율(kcal/m·sec·℃)
μ : 점성계수(kg/m·sec) ν : 동점성계수(㎡/sec)
P : 압축기마력(ps)
h2: 응축기입구의 냉매엔탈피(kcal/kg)
h3: 응축기출구의 냉매엔탈피(kcal/kg)이다.
따라서, 상기 (3)식과 (9)식으로 표현된 이론식을 (2)식에 대입하고, (2)식을 (1)식에 대입하면, 대기 온도 상태에 대한 전열면적 변환형 열교환기(6)의 열교환 면적율 압축기(1)의 마력별로 결정할 수 있다.
한편, 제7도를 참조하여 제3열교환기(7)에 의해 저온 열에너지를 흡열하는 경우(냉방을 목적으로)의 냉매 흐름은, 상기 제어수단에 의해 일부 밸브들(8c,8d,8i,8j,8k)이 ON되고, 다른 일부 밸브들(8a,8b,8e,8f,8g,8h)이 OFF된 상태에서 압축기(1)가 구동되므로, 본 발명에 따른 열교환기가 구비된 열펌프시스템의 냉매 흐름은 압축기(1)→밸브(8c)→밸브(8i)→제2열교환기(4)→팽창밸브(3)→밸브(8j)→제3열교환기(7)→밸브(8k)→밸브(8d)→건조기(5)→압축기(1) 순으로 순환된다. 이와 같은 경우, 본 발명에 따른 열교환기가 구비된 열펌프시스템의 열교환 상태를 냉매의 흐름에 따라 설명하면, 상기 압축기(1)에 의해 압축된 냉매는 고온으로 상승되어 제2열교환기(4)로 유동되고, 제2열교환기(4)로 유입된 고온의 냉매는 제2열교환기(4) 내를 흐르면서 대기 중에 고온의 열을 방열한 후 소정 온도로 냉각되어 응축된 상태로 팽창밸브(3)로 유입되며, 팽창밸브(3)에 의해 팽창된 냉매는 제3열교환기(7)로 유입되고, 제3열교환기(7) 내를 흐르면서 소정 공간(실내나 기타 밀폐된 공간)으로부터 열에너지를 흡수하며 증발된 냉매는 이후 건조기(5)를 통해 압축기(1)로 리턴된다.
여기서, 제7도에 도시된 잠열 축열 온돌시스템의 전반적인 작동 상태를 설명하면, 우선 온돌(14)을 난방하는 경우에는, 제2열교환기(2)로 고온 열에너지가 방열되도록 열펌프시스템을 가동시키고, 가열라인 순환펌프(10a)를 구동시켜서 급수라인(9a)을 통해 물 저장탱크(9)에 저장된 물이 제2열교환기(2)를 통해 방열되는 고온 열에너지를 매개로 가열되도록 하면서, 난방라인 순화펌프(10b)를 구동시켜서 가열된 고온의 물이 온돌(14)에 설치된 방열라인(11)으로 공급된 후 물 저장탱크(9)로 리턴되도록 하여, 방열라인(11)으로부터 방열되는 고온 열에너지를 매개로 온돌(14)이 가열되도록 한다. 실내 혹은 밀폐된 소정 공간을 냉방하는 경우에는, 제3열교환기(7)로 외기의 열에너지가 흡열되도록 열펌프시스템을 가동시켜서 제3열교환기(7)에 의해 실내 혹은 밀폐된 소정 공간이 직접적으로 냉각되도록 한다.
제2도는 본 발명에 따른 전열면적 변환형 열교환기의 단위 유닛을 확대 도시한 도면인 바, 이에 따르면 단위 유닛형 보조 열교환기(60)는, 연결부(61a)와 입구(61b)를 갖춘 제1유닛(61), 연결부(62a)와 출구부(62b)를 갖춘 제2유닛(62), 제1·2유닛(61,62)의 각각의 연결부(61a,62a)를 상호 연결하는 다수의 모세관(67)으로 구성된 튜브와, 입구부(65a')와 출구부(65b')가 형성되어 제1·2유닛(61,62) 사이에서 다수의 모세관(67)을 감싸는 쉘(65)로 이루어지며, 상기 제1유닛(61)의 입구부(61b)는 제1열교환기(2 ; 제7도 참조)에 연결되고, 제2유닛(62)의 출구부(62b)는 팽창밸브(3 ; 제7도 참조)에 연결되며, 쉘(65)의 입구부(65a')는 제2열교환기(4 ; 제7도 참조)에 연결되고, 쉘(65)의 출구부(65b')는 건조기(5 ; 제7도 참조)에 연결된다. 여기서, 제1도에 도시된 전열면적 변환형 열교환기(6)는 제2도의 단일 보조 열교환기(60)를 단위 유닛으로 하여, 전열면적이 선택적으로 변화되도록 다수의 단일 보조 열교환기(60)를 순차적으로 연결한 후, 바이패스라인(66)과 밸브들(68a,68b,68c)을 설치한 구조임을 알 수 있다.
한편, 상기 단일 보조 열교환기(60)는 그 자체만으로 이용될 수도 있는데, 이러한 경우, 즉 단일 보조 열교환기(60)를 열펌프시스템에 설치한 경우의 냉매 순환 경로는 압축기(1 ; 제7도 참조)→제1열교환기(2)→제1유닛(61)의 입구부(61b)→제1열교환기(2)의 연결부(61a)→모세관(67)→제2유닛(62)의 연결부(62a)→제2유닛(62)의 출구부(62b)→팽창밸브(3)→제2열교환기(4)→쉘(65)의 입구부(65a')→쉘(65)의 출구부(65b')→건조기(5)→압축기(1)이므로, 제1열교환기(2)로부터 배출되어 제1유닛(61)의 입구부(61b)로 유입되는 냉매는 모세관(67)을 따라 흐르면서 쉘(65) 내부를 흐르는 저온 냉매를 가열시킨 후 냉각되어, 팽창밸브(3)에 의한 냉매 팽창시 팽창률이 향상된다. 이후, 제2열교환기(4)로 유입되는 팽창된 냉매는 제2열교환기(4)내를 흐르는 동안 증발되어 대기의 저온 열에너지를 흡수한 후 쉘(65)의 입구부(65a')로 유입되므로, 모세관(67)을 따라 흐르는 상대적으로 고온의 냉매를 냉각시키면서 고온 열에너지를 흡수하며 가열된다.
따라서, 상기 보조 열교환기(60)가 구비된 열펌프시스템은 팽창밸브(3)로 유입되는 냉매가 저온 상태이므로, 팽창밸브(3)에 의한 냉매 팽창률이 향상되어 제2열교환기(4)에 의한 대기의 저온 열에너지 흡수가 향상되고, 또한 압축기(1)로 리턴되는 냉매가 이상적인 성능계수를 획득할 수 있는 적정 온도로 유지되므로, 열펌프 성능계수가 향상된다.
그러나, 상기 단일 보조 열교환기(60)는 대기 온도의 변화에 대처할 수 없는 하나의 단위형태이므로, 대기 온도가 설계온도(일반적으로 약 -5℃) 이상에서는 작동이 원활하게 이루어지지만, 대기 온도가 이러한 설계온도 미만인 경우에는 압축기(1)로 리턴되는 냉매의 온도가 적정 온도보다 낮아지므로, 리턴 냉매를 압축할 때 압축기에 과부하가 발생되고, 이로 인하여 냉매의 압축이 제대로 수행되지 못하여 성능계수가 저하되며, 열펌프시스템의 작동이 원활하게 이루어지지 못하는 문제가 발생된다. 따라서, 상기 단일 보조 열교환기(60)보다는 제1도에 도시된 전열면적 변환형 열교환기(6)를 이용하는 것이 바람직하다고 할 수 있다.
제3도는 제1도의 열교환기가 구비된 열펌프시스템과 종래 기술에 따른 열펌프시스템의 열펌프 사이클을 대비한 도면으로서, (a)는 온도-엔트로피(T-S) 선도이고, (b)는 압력-엔탈피(P-h) 선도인바, 실선은 본 발명에 따른 열교환기가 구비된 열펌프시스템의 열펌프 사이클을 나타내고, 점선은 종래 기술에 따른 열펌프 시스템의 열펌프 사이클을 나타낸다.
우선, 제3도의 (b)에 의하면, 종래 기술에 따른 열펌프시스템의 열펌프 사이클은 ⓛ'→②'→③'→④'→①'인 바, ①'는 압축기(1)에 의해 압축되기 직전의 냉매상태, ②'는 압축기(1)에 의해 압축된 직후의 냉매상태, ③'는 제1열교환기(2)내를 흐르며 고온 열에너지를 방열한 직후의 냉매상태, ④'는 팽창밸브(3)에 의해 팽창된 직후의 냉매상태를 나타낸다. 한편, 본 발명에 따른 열교환기가 구비된 열펌프시스템의 열펌프 사이클은 ①→②→③→④→⑤→⑥→①인 바, ①은 압축기(1)에 의해 압축되기 직전의 냉매상태로서, 전열면적 변환형 열교환기(6)에 의해 부가적으로 가열된 직후의 냉매상태, ②는 압축기(1)에 의해 압축된 직후의 냉매상태, ③은 제1열교환기(2)내를 흐르며 고온 열에너지를 방열한 직후의 냉매상태, ④는 전열면적 변환형 열교환기(6)에 의해 부가적으로 냉각된 직후의 냉매상태, ⑤는 팽창밸브(3)에 의해 팽창된 직후의 냉매상태, ⑥은 제2열교환기(4)내를 흐르며 액체 상태에서 기체 상태로 변환되면서 대기의 저온 열에너지를 흡열하며 증발된 직후의 냉매상태로서, 전열면적 변환형 열교환기(6)에 의해 부가적으로 가열되기 직전의 냉매상태를 나타낸다. 종래 기술에 따른 열펌프시스템의 열펌프 사이클과 본 발명에 따른 열교환기가 구비된 열펌프시스템의 열펌프 사이클을 비교해보면, 본 발명에 따른 열교환기가 구비된 열펌프시스템은 전열면적 변환형 열교환기(6)에 의해 과냉(③~④)/과열(⑥~①)되어 종래 기술에 따른 열펌프시스템에 비해 엔탈피 차이가 확대됨을 알 수 있다. 일예로 종래 기술에 따른 열펌프시스템의 성능계수(COPave)는 (350-170)/(350-300) = 3.6인데 반하여, 본 발명에 따른 열교환기가 구비된 열펌프시스템의 성능계수(COPave)는 (375-150)/(375-320) = 4.1이다.
제3도의 (a)에 의하면, 종래 기술에 따른 열펌프시스템의 열흐름 사이클은 ①'→②'→③'→④'→⑤'→⑥'→①'이고, 본 발명에 따른 열교환기가 구비된 열펌프시스템의 열흐름 사이클은 ①→②→③→④→⑤→⑥→⑦→①으로 표현되지만, 이들 사이클을 상기 제3도의 (b)에 도시된 사이클 행정에 의한 열펌프시스템의 열흐름 상태의 또다른 표현이다. 제3도의 (a)를 참조하여 종래 기술에 따른 열펌프시스템의 열펌프 사이클과 본 발명에 따른 열교환기가 구비된 열펌프시스템의 열펌프 사이클을 비교해보면, 종래 기술에 따른 열펌프시스템은 압축기(1)에 의한 냉매 압축시 냉매 온도가 약 82℃로 상승되는데 반하여, 본 발명에 따른 열교환기가 구비된 열펌프시스템은 압축기(1)에 의한 냉매 압축시 종래와 동일한 조건하에서 냉매 온도가 약 112℃까지 상승되므로, 열펌프 성능계수가 크게 향상됨을 알 수 있다.
또한, 제4도는 제1도의 열교환기가 구비된 열펌프시스템과 종래 기술에 따른 열펌프시스템의 열펌프 성능계수를 비교한 도면으로서, (a)는 가열온도(ΔT)의 변화에 대한 성능계수의 변화값을 표기한 도표이고, (b)는 가열온도(ΔT)의 변화에 대한 성능계수의 변화를 도식화한 그래프인바, 이에 따르면, 종래 기술에 따른 열펌프 시스템의 성능계수에 비해 본 발명에 따른 전열면적 변환형 열교환기(6)를 구비한 열펌프시스템의 성능계수가 가열온도 변화에 따라, 즉 대기 온도 변화에 따라 0.5 내지 1.5배 정도 더 높게 나타남을 알 수 있으며, 또한 가열온도차가 적을 때에는 본 발명에 따른 전열면적 변환형 열교환기(6)를 구비한 열펌프시스템의 성능계수가 5.0 이상으로 나타나는데, 이점은 종래 열펌프시스템에서는 볼 수 없었던 높은 수치임에 주목할 필요가 있다.
제5도는 대기 온도가 저온(-12℃)인 상태에서, 제1도에 도시된 열교환기의 열교환 상태 변화에 대한 열펌프시스템의 성능계수 변화를 도시한 도면으로서, (a)는 가열온도(ΔT)의 변화에 대한 성능계수의 변화값을 표기한 도표이고, (b)는 가열온도(ΔT)의 변화에 대한 성능계수의 변화를 도식화한 그래프인바, 이에 따르면, 본 발명에 따른 전열면적 변환형 열교환기(6)를 구비한 열펌프시스템은 가열온도값이 크더라도, 즉 대기온도가 상당히 낮아지더라도 열펌프 성능계수가 크게 저하되지 않음을 알 수 있다.
제6도는 제1도에 도시된 열교환기의 튜브에서의 입구 온도가 50.0℃, 튜브에서의 출구 온도가 49.5℃, 쉘에서의 출구 온도가 15℃인 상태에서, 압축기 마력 변화에 대한 튜브 면적 변화를 도시한 도면으로서, (a)는 쉘에서의 입구 온도가 -10℃, -15℃, -20℃인 상태에서의 압축기 마력 변화에 대한 튜브면적의 설계값을 표기한 도표이고, (b)는 쉘에서의 입구 온도가 -10℃, -15℃, -20℃인 상태에서의 압축기 마력 변화에 대한 튜브면적의 설계/실험값을 도식화한 그래프인바, 이에 따르면, 압축기(1)의 압축마력 증가에 따라 전열면적 변환형 열교환기(6)의 필요 전열면적은 선형적으로 증가됨을 알 수 있으며, 압축기(1)의 압축마력이 10 수준인 경우에는 대기 온도가 -5℃에서 5℃씩 낮아짐에 따라 전열면적이 12~15% 증가되고, 압축기(1)의 압축마력이 30 수준인 경우에도 대기 온도가 -5℃에서 5℃씩 낮아짐에 따라 전열면적이 12~15% 증가됨을 알 수 있는데, 특히 이에 도시/표기된 전열면적의 크기는 압축기(1)의 압축마력이 2와 20인 상태에서 이론설계치와 실험치가 거의 유사하게 일치된다.
이상 상기와 같은 본 발명에 의하면, 제1·2유닛과 보강유닛 및 이들 각 유닛을 상호 연결하는 다수의 모세관으로 구성된 튜브와, 튜브를 구성하는 다수의 모세관들을 감싸는 다단의 쉘로 이루어져서, 제1열교환기에서 나오는 비교적 고온의 냉매와 제2열교환기에서 나오는 비교적 저온의 냉매간에 상호 열교환이 되도록 하되, 대기 온도에 따라 전열면적이 변화되어 압축기로 리턴되는 냉매의 온도가 적정한 온도로 일정하게 유지되도록 하여, 열펌프 성능계수가 보다 향상되면서, 대기 온도가 매우 낮은 겨울철의 혹한기에도 열펌프 성능계수가 설계값 이하로 저하되는 것이 억제되는 효과가 있다.
특히, 대기를 열원으로 하는 종래 열펌프시스템은 대기 온도가 -5℃ 이하인 경우 열펌프 성능이 1이하로 감소되면서 작동이 불가능하였지만, 본 발명에 따른 전열면적 변환형 열교환기를 설치하면 대기 온도가 소정 온도(약 -15℃) 이하에서도 높은 성능계수가 유지되면서 작동이 원활하게 이루어지는 효과가 있다.
본 발명에 따른 전열면적 변환형 열교환기는 상기에서 설명된 실시예에 한정되지 않고, 이하 청구범위를 벗어나지 않는 한도 내에서 다양하게 변형 실시될 수 있으며, 압축기로 리턴되는 냉매의 온도가 적정 온도로 유지되도록 함에 있어서 단수를 증가할수록 냉매의 온도제어가 정밀하게 됨은 물론이다.

Claims (2)

  1. 다수의 유닛 및 이들 유닛을 상호 연결하는 다수의 모세관으로 구성된 튜브와, 각각의 유닛 사이에서 다수의 모세관을 감싸는 쉘로 이루어지되, 상기 튜브는 연결부(61a)와 입구부(61b)를 갖춘 제1유닛(61), 연결부(62a)와 출구부(62b)를 갖춘 제2유닛(62), 양측에 각각 연결부(63a,63b ; 64a,64b)를 갖춘 다수의 보강유닛(63,64), 각 유닛(61,62,63,64)의 연결부(61a,62a,63a,63b,64a,64b)를 순차적으로 대향되게 상호 연결하는 다수의 모세관(67a,67b,67c)으로 구성되고, 상기 쉘(65)은 입구부(65a')가 형성되어 튜브의 제2유닛(62)과 보강유닛(64)을 연결하는 다수의 모세관(67c)을 감싸는 제1열교환부(65a), 출구부(65b')가 형성되어 튜브의 제1유닛(61)과 보강유닛(63)을 연결하는 다수의 모세관(67a)을 감싸는 제2열교환부(65b), 보강유닛(63,64)을 상호 연결하는 다수의 모세관(67b)을 감싸는 보강열교환부(65c), 이들 열교환부(65a,65b,65c)를 상호 연결하되 순차적으로 대향되는 위치에 배치되는 연결라인(65d,65e), 이들 연결라인(65d,65e)과 제2열교환부(65b)의 출구부(65b')에 연통되는 바이패스라인(66), 바이패스라인(66)의 입구부(66a,66b)측 연결라인(65d,65e)과 튜브의 제2열교환부(65b)의 출구부(65b')에 설치되어 냉매의 흐름을 제어하는 밸브(68a,68b,68c)로 구성되어, 대기 온도 변화에 따라 열교환 면적이 단계적으로 변환되도록 하는 열펌프시스템의 전열면적 변환형 열교환기.
  2. 제1항에 있어서, 상기 바이패스라인(66)의 입구부(66a,66b)측 연결라인(65d,65e)에 설치되는 밸브(5a,5b)는 각각 삼방변 밸브이고, 튜브의 제2열교환부(65b)의 출구부(65b')에 설치되는 밸브(5c)는 2방변 밸브인 것을 특징으로 하는 열펌프시스템의 전열면적 변환형 열교환기.
KR1019950019884A 1995-07-07 1995-07-07 열펌프시스템의 전열면적 변환형 열교환기 KR0173818B1 (ko)

Priority Applications (1)

Application Number Priority Date Filing Date Title
KR1019950019884A KR0173818B1 (ko) 1995-07-07 1995-07-07 열펌프시스템의 전열면적 변환형 열교환기

Applications Claiming Priority (1)

Application Number Priority Date Filing Date Title
KR1019950019884A KR0173818B1 (ko) 1995-07-07 1995-07-07 열펌프시스템의 전열면적 변환형 열교환기

Publications (2)

Publication Number Publication Date
KR970007274A KR970007274A (ko) 1997-02-21
KR0173818B1 true KR0173818B1 (ko) 1999-03-20

Family

ID=19420007

Family Applications (1)

Application Number Title Priority Date Filing Date
KR1019950019884A KR0173818B1 (ko) 1995-07-07 1995-07-07 열펌프시스템의 전열면적 변환형 열교환기

Country Status (1)

Country Link
KR (1) KR0173818B1 (ko)

Cited By (1)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
CN104215094A (zh) * 2014-09-18 2014-12-17 山东宏力热泵能源股份有限公司 一种壳管式换热器及一种换热器组和一种热泵机组

Families Citing this family (3)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
US6882239B2 (en) * 2001-05-08 2005-04-19 Formfactor, Inc. Electromagnetically coupled interconnect system
CN112747512A (zh) * 2019-10-31 2021-05-04 李同勇 防结霜空气能装置
JP2022104308A (ja) * 2020-12-28 2022-07-08 エルジー ディスプレイ カンパニー リミテッド 伝送システム、伝送ケーブル、伝送方法、および表示装置

Cited By (2)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
CN104215094A (zh) * 2014-09-18 2014-12-17 山东宏力热泵能源股份有限公司 一种壳管式换热器及一种换热器组和一种热泵机组
CN104215094B (zh) * 2014-09-18 2016-01-06 山东宏力热泵能源股份有限公司 一种壳管式换热器及一种换热器组和一种热泵机组

Also Published As

Publication number Publication date
KR970007274A (ko) 1997-02-21

Similar Documents

Publication Publication Date Title
CN100381766C (zh) 制冷循环能量效率的改进系统
JP2007198693A (ja) カスケード型ヒートポンプシステム
CN101900455A (zh) 制冷装置
CN102066853B (zh) 用于具有微通道冷凝器和再热循环的制冷系统的启动程序
JP2005077088A (ja) 凝縮機
CA3066275C (en) Two-pipe enhanced-vapor-injection outdoor unit and multi-split system
US6883344B2 (en) Air-conditioner with both cooling and warming functions
JP4845987B2 (ja) 冷暖房空調システム
CN115742663A (zh) 电池热管理系统
JP2005515395A5 (ko)
KR0173818B1 (ko) 열펌프시스템의 전열면적 변환형 열교환기
CN215638160U (zh) 一种空调换热系统、空调器
JP3888000B2 (ja) 空気調和機
JP2005127529A (ja) 熱交換器
CN216592327U (zh) 蛇形管微通道换热器、空调器
CN100541053C (zh) 制冷/制热系统及其控制方法
CN114992851A (zh) 空气源热泵热水器系统
CN114198946A (zh) 蛇形管微通道换热器、空调器
KR100562836B1 (ko) 히트펌프 사이클
KR100825709B1 (ko) 열교환기
WO2021178447A1 (en) System and method for manufacturing and operating a coaxial tube heat exchanger
KR100304583B1 (ko) 인젝션 사이클 부설 히트펌프
CN206875764U (zh) 冷凝器组件及空调系统
CN219798029U (zh) 换热装置及制冷系统
KR101172572B1 (ko) 분배기 및 이를 포함하는 공기 조화기

Legal Events

Date Code Title Description
A201 Request for examination
E902 Notification of reason for refusal
E701 Decision to grant or registration of patent right
GRNT Written decision to grant
FPAY Annual fee payment

Payment date: 20101025

Year of fee payment: 13

LAPS Lapse due to unpaid annual fee