WO2007034939A1 - 凝縮用熱変換装置及びそれを用いた冷凍システム - Google Patents

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Takao Hara
Takashi Suzuki
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Hara Tech Corporation
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    • F25B2500/00—Problems to be solved
    • F25B2500/01—Geometry problems, e.g. for reducing size

Definitions

  • the present invention relates to a heat conversion apparatus for condensation and a refrigeration system using the same, and more particularly to a heat conversion apparatus for condensing refrigerant used in the refrigeration system and a refrigeration sysram using the same.
  • a refrigeration system used for a device for cooling an object to be cooled such as a refrigerator, a freezer, a cooling device, or the like, is composed of substantially the same components based on the same principle regardless of the size and use of the system.
  • FIG. 4 is a block diagram for explaining the operation of a general refrigeration system.
  • a refrigeration system is generally configured by connecting a compressor 1, a condenser 13, a receiver tank 14, an expansion valve 15, and an evaporator 11 with a refrigerant pipe 22. It circulates in the system in the direction of arrow 21 and carries heat. This refrigerant circulation is called the refrigeration cycle.
  • a capillary tube may be used instead of the expansion valve 15. In this case, for example, an extremely thin tube having an inner diameter of about 0.8 mm.
  • the refrigerant gas is compressed by the compressor 1 to be converted into a high-temperature high-pressure refrigerant gas and sent to the condenser 13.
  • the high-temperature and high-pressure refrigerant gas releases heat and is cooled to become a medium-temperature refrigerant liquid, which is temporarily stored in the S receiver tank 14.
  • the medium-temperature refrigerant liquid enters the evaporator 11 where the refrigerant gas is sucked by the compressor 1 and is depressurized, and evaporates to lower the temperature due to the evaporation heat. It becomes.
  • the low-temperature refrigerant liquid takes heat from the surroundings and cools the surroundings (cooled object). At the same time, it becomes a low-temperature refrigerant gas, enters the compressor 1, is compressed again, and circulates as a high-temperature / high-pressure refrigerant gas. .
  • the refrigerant circulates by radiating the heat obtained by cooling the surrounding object to be cooled by the evaporator 11 through the condenser 13.
  • the medium is almost liquid in the vicinity of the inlet of the evaporator 11, but as it passes through the evaporator 11, it vaporizes and increases in gas, and completely gasifies in the vicinity of the outlet of the evaporator 11.
  • the refrigerant is completely gasified.
  • the gas is completely gasified before the outlet of the evaporator 11, and the temperature rises further.
  • the refrigerant is a high-temperature / high-pressure gas in the vicinity of the inlet of the condenser 13 as illustrated in the phase change explanatory diagram of the refrigerant shown above the condenser 13 in FIG.
  • the liquid gradually cools and becomes liquid near the outlet of the condenser 13.
  • Various improvements have been made to each component in order to increase the efficiency of the refrigeration cycle. Especially, it is important to efficiently cool the refrigerant in the condenser.
  • FIG. 5 is a schematic configuration diagram of a refrigeration cycle that is currently generally used in home refrigerators and the like.
  • Refrigerant Fluorine, alternative chlorofluorocarbon, etc.
  • the condenser 13 is forcibly cooled with a cooling fan 13-1 as necessary.
  • the condenser 13 heats the pipe through which the refrigerant flows and the surrounding air in contact with each other to cool and liquefy the refrigerant.Therefore, a large pipe surface area is preferable for the entire refrigeration system. The occupied volume increases.
  • Patent Document 2 discloses a system in which a refrigerant discharged from a compressor is cooled by a cooling fan through a spiral tube, and further reduced in pressure by another thin tube to be liquidized.
  • Patent Document 1 Japanese Patent Laid-Open No. 10-259958
  • Patent Document 2 Japanese Patent Laid-Open No. 2002-122365
  • Patent Document 1 requires two layers of heat exchange to divide the refrigerant discharged from the compressor into two systems and perform heat exchange, and thus the structure becomes complicated. There's a problem.
  • the system described in Patent Document 2 has a problem in that it is necessary to newly add a decompression means to the conventional refrigeration system in order to decompress the capillary tube.
  • the present invention has been made in order to solve the above-described problems of the conventional refrigeration system.
  • the purpose of the present invention is to provide a heat conversion device for condensation (in the present invention, a condenser, receiver tank, and expansion valve of a conventional refrigeration system). (The part that includes this function is called a heat converter for condensation) • Aiming to preserve the global environment by promoting lighter weight, reducing the size and cost of refrigeration systems, and reducing energy consumption.
  • the object is to provide a heat conversion device for condensing that can carry one blade, and a refrigeration system using the same.
  • the present invention is a heat conversion apparatus for condensing that uses a high-temperature / high-pressure refrigerant gas discharged from a compressor of a refrigeration system as a low-temperature refrigerant liquid, wherein the high-temperature / high-pressure refrigerant gas is cooled by isobaric change.
  • a reduced pressure cooling unit that cools the passed refrigerant by depressurization and enthalpy reduction by the acceleration phenomenon of the refrigerant.
  • the flow path may be narrowed in the order of the isobaric cooling section, the reduced pressure liquefying section, and the reduced pressure cooling section. Moreover, you may provide an expansion
  • the flow rate of the reduced pressure liquefaction unit may be more than twice the flow rate of the isobaric cooling unit.
  • the isobaric cooling unit may be a mini heat exchanger that liquefies 5 to 50% by weight of the high-temperature / high-pressure refrigerant gas discharged from the compressor.
  • the reduced-pressure liquid tank section is a spiral pipe that substantially liquefies the remaining gas refrigerant partially liquefied by the isobaric cooling section in a form in which a thin tube is spirally wound. It may be there.
  • the reduced-pressure cooling unit is a spiral tubule in which a plurality of spiral tubes each having a thin tube spirally wound are arranged in parallel, and the refrigerant liquefied by the reduced-pressure liquefaction unit is cooled to form a low-temperature refrigerant liquid. It's good.
  • the spiral tubule may be connected to the reduced pressure liquefaction section via a branch pipe, and connected to the evaporator via a collecting pipe.
  • the condensing heat conversion device according to any one of claims 1 to 9 and the low-temperature refrigerant liquid are sucked from the condensing heat conversion device, and heat exchange with the object to be cooled is performed to cool the object to be cooled.
  • a cooling fan is attached to the isobaric cooling unit, and the fan may operate when the temperature of the refrigerant gas discharged from the compressor is equal to or higher than a predetermined temperature.
  • the channel cross-sectional area of the vacuum liquefaction unit may be set to 40 to 50%, and the channel cross-sectional area of the vacuum cooling unit may be set to 20 to 30%! / ,.
  • the heat for condensing is based on the completion of the new condensing heat converter. This makes it possible to dramatically reduce the exchange area.
  • this heat converter for condensation the structure of the refrigeration system can be made compact, and excessive energy consumption can be achieved for industrial use. This is a great invention that reduces and increases the volume and contributes to society, and can play a part in the conservation of the earth's current state.
  • FIG. 1 is a configuration diagram showing an embodiment of the present invention.
  • FIG. 2 is a Ph diagram of a refrigeration system according to an embodiment of the present invention.
  • FIG. 3] a to e are plan views of main components constituting the heat conversion apparatus for condensation.
  • FIG. 4 is a configuration diagram of a general refrigeration system.
  • FIG. 5 is a configuration diagram of a conventional refrigeration system.
  • FIG. 1 is a configuration diagram of a refrigeration system of a refrigeration system using a condensing heat conversion device 30 according to the present embodiment. It is.
  • the terms “heat exchange device” and “heat conversion device” are used separately.
  • the refrigeration system includes a compressor 1, a mini heat exchanger (isobaric cooling unit) 3, a spiral tube (vacuum liquefaction unit) 6, a spiral tube (vacuum cooling unit) 8, and an evaporator 11 as element devices.
  • a compressor 1 a mini heat exchanger (isobaric cooling unit) 3, a spiral tube (vacuum liquefaction unit) 6, a spiral tube (vacuum cooling unit) 8, and an evaporator 11 as element devices.
  • the refrigeration function is realized by circulating.
  • the mini heat exchanger 3 or the mini fan 3-1 “ “Two” means “small” and is used to clarify the characteristics of the present invention that can reduce the condenser power compared to the conventional one.
  • the parts corresponding to the condenser 13, receiver tank 14, and expansion valve 15 of the conventional refrigeration system shown in FIG. 4 are the heat exchanger 30 for condensation in this embodiment, the mini heat exchanger 3, and the refrigerant piping 4. , Large and short pipes 5, helical pipes 6, branch pipes 7, helical thin pipes 8, and collecting pipes 9.
  • Compressor Evaporator 11 is basically the same in structure and function as those used in the current refrigeration system, so detailed description thereof is omitted here, and condensing is a feature of the present embodiment.
  • the heat conversion device 30 will be described in detail.
  • FIG. 2 is a Ph diagram of the refrigeration site of the refrigeration system using the heat converter 30 for condensation according to the present embodiment.
  • the broken line indicates the conventional cycle, and the solid line indicates the cycle of the present embodiment.
  • adiabatic compression by the compressor point a to point b
  • condensation due to heat release from the isobaric change by the condenser point b to point c
  • isenthalpy change point by the expansion valve throttling phenomenon
  • the cycle is completed by c to point d), vaporization by endotherm of isothermal expansion and isothermal expansion (point d to point a).
  • a high-temperature (40 ° C or higher) 'high-pressure (0.6 MPa or higher) gaseous refrigerant is discharged from the compressor 1 (point h to point i).
  • Part of the refrigerant (5 to 50% by weight) is liquefied (point i to point j) by the mini heat exchanger 3 that is configured.
  • the mini heat exchanger 3 shows a normal air-cooled type in which a heat dissipation fan is provided on the pipe through which the refrigerant passes.
  • the mini heat exchanger 3 is not limited to this type, and may be a water-cooled type or the like.
  • the high-temperature gas discharged from the compressor is capable of liquidizing almost all of the high-pressure gas. Since a part of the liquid is liquid, it can be made very small.
  • the mini heat exchange device of the present embodiment can be about 1Z10 of a conventional condenser.
  • the mini heat exchange device 3 is provided with a mini fan 3-1, which can be operated when a predetermined operating state is reached, as will be described later, to increase the heat exchange capacity.
  • the refrigerant partially liquefied by the mini heat exchange device 3 enters the spiral pipe 6 through the refrigerant pipe 4 and the large and short pipes 5.
  • it When viewed in terms of the cross-sectional area of the refrigerant flow path, with respect to the mini heat exchange device 3, it temporarily increases in the large and short tubes 5, and in the spiral tube 6, it becomes smaller than the cross-sectional area of the mini heat exchange device 3.
  • FIG. 3 is a plan view showing the shapes of the large and short pipes 5, the helical pipe 6, the branch pipe 7, the helical thin pipe 8, and the collecting pipe 9.
  • the large and short pipes 5 have a cylindrical shape with a central thick portion L1 of 10 to 50 mm and an inner diameter D1 of 8 to 20 mm. Since both ends thereof are connected to the refrigerant pipe 4 and the helical pipe 6, the shapes of the refrigerant pipe 4 and the helical pipe 6 are respectively inserted into the cylinders with dimensions that can be connected.
  • the inner diameter D1 of the central thick part is preferably set larger than the inner diameters of the refrigerant pipe 4 and the helical pipe 6.
  • the helical tube 6 has a form in which a thin tube is spirally wound.
  • the inner diameter and the number of windings are determined from various specifications such as the refrigeration capacity of the refrigeration system, but allow an inner diameter of 2 to 150 mm, desirably an inner diameter of 2 to 50 mm, and most desirably an inner diameter of 3 to 8 m. m.
  • a refrigerator of about 2000 calZh using Freon refrigerant R134a the inner diameter of the capillary tube is 5 mm, the number of turns is 23, the spiral diameter is 30 mm, and the length of the capillary is 2.3 m.
  • the inner diameters of the refrigerant pipes 2 and 4 are 7.7 mm, and the inner diameters of the refrigerant pipe 10 and the suction pipe 12 are 10.7 mm.
  • the helical tube 6 constitutes an energy conversion device that converts enthalpy into velocity energy.
  • the flow rate of the refrigerant in the spiral tube 6 is preferably set to be twice or more the flow rate in the mini heat exchange device 3 in the design of the refrigeration system.
  • the decompression liquefaction unit is a spiral tube 6 spirally wound, but as shown in Fig. 2, the gas refrigerant is almost liquidized with decompression and enthalpy reduction.
  • it is not limited to a spiral tube, and may be a meandering tube, a straight tube, or the like.
  • appropriate throttling means be interposed at the inlets of the meandering pipe or straight pipe, or at a plurality of locations in the middle of the pipe.
  • the gas refrigerant is almost liquidized by means other than heat dissipation, that is, by conversion of entraumy into velocity energy in the reduced pressure liquid section.
  • the spiral tubule 8 is in a form in which a tubule is spirally wound in the same manner as the spiral tube 6.
  • the inner diameter of the spiral tube 8 is set to be smaller than the inner diameter of the spiral tube 6.
  • the inner diameter of the spiral tube 8 is preferably 1.2 to 3 mm.
  • three or more forces connecting two spirally wound pieces in parallel may be connected in parallel, or even one.
  • two spiral tubules with different winding directions connected in series, or a configuration in which they are further connected in parallel may be used. It is preferable that the cross-sectional area of the portion of the spiral capillary 8 through which the refrigerant passes (the sum of the cross-sections of the plurality of pipes connected in parallel) is smaller than the cross-sectional area of the threaded pipe 6. By reducing the cross-sectional area, as will be described later, the refrigerant spins and accelerates in the spiral tubule 8, and the pressure decreases, so that the cooling effect is enhanced.
  • the inner diameter of the thin tube is 2.5 mm
  • the number of windings is 19 turns
  • the diameter of the helix is 15 mm
  • the length of the thin tube is 0.72 m. Configured.
  • the branch pipe 7 branches the refrigerant coming out of one spiral pipe 6 into two spiral pipes 8.
  • the length L2 of the main part (thick part) of the branch pipe 7 is 10 to 50 mm, and the inner diameter D2 is approximately 20 to 20 mm.
  • the both ends connected to the spiral tube 6 and the spiral capillary 8 are formed in a cylindrical shape having a dimension that allows the spiral tube 6 and the spiral capillary 8 to be inserted.
  • the connection side of the spiral capillary 8 of the branch pipe 7 has two connection holes. Is equal to the number of tubules constituting the spiral tubule 8.
  • the inner diameter D2 is preferably set larger than the inner diameter of either the spiral tube 6 or the spiral capillary 8.
  • the refrigerant When the substantially liquid refrigerant enters the spiral tubule 8, the refrigerant is sucked by the suction action of the compressor 1 or the like. Accelerated (referred to as the acceleration phenomenon of refrigerant), the liquefied refrigerant is cooled with decompression and enthalpy reduction. At the outlet of the spiral tubule 8, the pressure is reduced and cooled to become a low-temperature liquid, and the pressure is reduced to a low-pressure (less than 0.4 MPa) liquid (point k to point 1 in FIG. 2).
  • the refrigerant in the spiral tube 8 changes in a state along the saturated liquid line L.
  • the main cause of the temperature decrease in the spiral tube 8 is also the temperature decrease in the spiral tube 6.
  • the entraumi of the refrigerant which is thermal energy, is converted into velocity energy, the enthalpy is reduced, and the phenomenon of a decrease in static temperature has occurred.
  • the spiral tube 8 also constitutes an energy conversion device that converts the enthalpy of the refrigerant into velocity energy.
  • the flow rate of the refrigerant in the helical tube 8 is preferably at least twice the flow rate in the mini heat exchanger 3 and higher than the flow rate in the helical tube 6.
  • the spiral tubule 8 is used, but the configuration is not limited to a spiral shape and may be a meandering tube or a straight tube as long as the liquid refrigerant can be cooled with reduced pressure and enthalpy reduction. In this case, it is desirable that appropriate throttle means be provided at the inlet of the meandering pipe or straight pipe, or at a plurality of locations in the middle of the pipe. In either case, in this configuration, the liquid refrigerant is cooled by means other than heat dissipation, that is, by conversion of enthalpy into velocity energy.
  • the refrigerant that has become a low-temperature liquid by the helical thin tube 8 passes through the collecting pipe 9 and the refrigerant pipe 10 and is sent to the evaporator 11.
  • the refrigerant evaporates due to the endothermic heat of isobaric and isothermal expansion (point 1 to point h in FIG. 2), thereby completing the cycle in FIG.
  • the condensing heat conversion device 30 is composed of an isobaric cooling unit (mini heat exchange device 3), a pressure reducing liquefaction unit (spiral tube 6), and a vacuum cooling unit (spiral tubule 8).
  • the pressure reducing liquid portion may be formed by connecting a plurality of helical tubes in series.
  • points j to k in FIG. 2 have a plurality of bending points. It becomes a cycle line.
  • the vacuum cooling section may also be configured by connecting a plurality of helical tubes in series. In this case, the points k to 1 in FIG. become.
  • the collecting pipe 9 accumulates the refrigerant from the two helical capillaries 8 in one refrigerant pipe 10.
  • the length (L3) of the main part (thick part) of the collecting pipe 9 is 10 to 50 mm, and the inner diameter D3 force S8 to 20 mm is almost cylindrical.
  • Both ends connected to the helical thin tube 8 and the refrigerant pipe 10 are formed in a cylindrical shape having a dimension that can be connected by inserting the helical thin tube 8 and the refrigerant pipe 10 respectively.
  • the connection side of the spiral capillary 8 of the collecting tube 9 has two connection holes. Is equal to the number of tubules constituting the spiral tubule 8.
  • the inner diameter D3 is preferably set larger than the inner diameter of either the spiral capillary 8 or the refrigerant pipe 10.
  • the material of the large and short pipes 5, the helical pipe 6, the branch pipe 7, the helical thin pipe 8 and the collecting pipe 9 is a metal having a high thermal conductivity, such as copper.
  • non-fluorocarbon refrigerants such as isobutane (CH (CH)
  • the collecting pipe 9, the branch pipe 7, and the large and short pipes 5 each have an inner diameter larger than that of the refrigerant pipe.
  • the refrigerant is sucked by the compressor 1 and receives an action similar to a pulsation phenomenon every time it passes through these pipes.
  • Each tube draws the upstream refrigerant downstream, which accelerates the refrigerant.
  • the branch pipe 7 draws the refrigerant in the helical tube 6 downstream, and the collecting pipe 9 draws the refrigerant in the helical thin tube 8 downstream, receives the drawing action, and sprinkles the refrigerant. Rotation is given.
  • the helical thin tube 8 can accelerate the refrigerant liquid flowing through the inside of the helical thin tube 8 from the branch tube 7, and can perform a pressure reducing function.
  • the refrigerant becomes a low-temperature and low-pressure refrigerant liquid from the outlet of the spiral thin tube 8, takes heat away from the evaporator 11, becomes a low-pressure gas-liquid mixed refrigerant (or may be completely vaporized), and passes through the suction pipe 12 to low-pressure gas-liquid. It can return to the compressor as a refrigerant and take the heat of the stator of the compressor.
  • the refrigerant is circulated at high speed using a thin tube, so that the amount of refrigerant is less than that of the conventional apparatus of the same scale, and therefore the receiver tank 14 shown in Fig. 5 is not necessary.
  • chlorofluorocarbons which are generally used as refrigerants, do not destroy the ozone layer, they are substances that cause global warming, and the ability to reduce their use is effective in protecting the global environment. Moreover, the power of the compressor can be reduced, which is preferable from the viewpoint of energy saving.
  • the expansion valve 15 is also unnecessary.
  • the helical tube 6 and the helical tube 8 are depressurized to efficiently convert the high-temperature / high-pressure refrigerant gas into the low-temperature refrigerant liquid. It is important for design whether to use it.
  • the large and short pipes 5, the helical pipe 6, the branch pipe 7, the helical thin pipe 8, the collecting pipe 9, and the refrigerant pipes 2, 4, 10, and 12 which are important component members in the present invention are used.
  • Each condition of the metal material, tube length and diameter, pitch and winding direction is set by measuring the temperature, pressure, etc. of the refrigerant in each part of the refrigerant cycle through repeated tests under the assumed operating conditions. .
  • the dimensions of each part in FIG. 1 are as follows.
  • Refrigerant pipes 2 and 4 have an inner diameter of 7.7 mm (cross-sectional area of 46.5 mm 2 ), large and short pipes 5 have a thick portion of 30 mm in length and an inner diameter of 10.7 mm (cross-sectional area of 89.9 mm 2 ), spiral pipe 6 is an inner diameter of 5 mm (cross-sectional area is 19.6 mm 2 ), a 2.3 m long thin tube wound in a spiral of 30 mm diameter, and the length of the thick part of branch tube 7 is 30 mm, the inner diameter is 13. 8 mm (cross-sectional area 149. 5 mm 2) is the inner diameter of the two capillary constituting the spiral narrow tube 8 is the cross-sectional area of the 2.
  • the cross-sectional areas are gradually reduced in the order of the reduced pressure liquefaction section (helical tube 6) and the reduced pressure cooling section (spiral capillary 8).
  • the cross-sectional area of the reduced pressure liquefying section (spiral tube 6) is preferably set to 40 to 50%
  • the cross-sectional area of the reduced pressure cooling section (spiral tube 8) is preferably set to 20 to 30%.
  • the material of the large and short pipes 5, the helical pipe 6, the branch pipe 7, the helical thin pipe 8 and the collecting pipe 9 are copper.
  • the temperatures and pressures (L) to (P) of the conventional refrigeration cycle shown in FIG. 4 are as follows.
  • Freon R134a was used as the refrigerant.
  • the helical tube 6 and the helical thin tube 8 are decompressed by the suction of the compressor 1. Therefore, when the refrigeration system is overloaded, the compressor 1 is overloaded. If the temperature sensor provided in the compressor 1 or the temperature sensor that measures the temperature of the refrigerant gas discharged from the compressor 1 exceeds a predetermined temperature, the controller (not shown) indicates that the load is overloaded. As a result, the mini fan 3-1 is activated and the refrigerant liquefaction capacity of the mini heat exchanger 3 is enhanced.
  • the heat conversion apparatus for condensation according to the present invention or the refrigeration system using the same can be applied to any cooling apparatus. It can be applied to household and commercial refrigerators, cold air units that do not require outdoor units, spot coolers with low exhaust heat, cold tables that do not require coolers, instantaneous cooling devices, and chlorofluorocarbon liquid regenerators.

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Abstract

　凝縮用熱変換装置の小型・軽量化を図り、これを用いた冷凍システムの小型化とコスト低減化並びに省エネルギー化を推進し、地球環境の保全に一翼を担わせることが出来る凝縮用熱変換装置及びこれを用いた冷凍システムを提供する。 　冷凍システムの圧縮機１から吐出する高温・高圧冷媒ガスを低温冷媒液とする凝縮用熱変換装置３０であって、高温・高圧冷媒ガスを等圧変化により冷却する等圧冷却部３と、等圧冷却部で一部液化した残りのガス冷媒を冷媒の加速現象によって減圧、及びエンタルピ減少を伴って液化する減圧液化部６と、減圧液化部を経た冷媒を冷媒の加速現象によって減圧、及びエンタルピ減少を伴って冷却する減圧冷却部８と、を含んで構成される。                                                                     

Description

明 細 書
凝縮用熱変換装置及びそれを用いた冷凍システム
技術分野
[0001] 本発明は、凝縮用熱変換装置及びそれを用いた冷凍システムに関し、詳細には冷 凍システムに用いられる冷媒の凝縮用熱変換装置及びそれを用いた冷凍シスラムに 関する。
背景技術
[0002] 冷蔵庫、冷凍庫、冷房装置等、被冷却物を冷却する装置に用いられる冷凍システ ムは、システムの大小、用途に拘らず同じ原理に基き、ほぼ同じ構成要素から構成さ れている。
図 4は一般的な冷凍システムの動作を説明するための構成図である。
図 4に示すように、一般に冷凍システムは、圧縮機 1、凝縮器 13、レシーバタンク 14 、膨張弁 15、蒸発器 11を冷媒配管 22で接続して構成され、システム内に充填され た冷媒がシステム内を矢印 21の方向に循環して熱を運ぶ。この冷媒の循環を冷凍 サイクルという。従来、膨張弁 15の代わりに、キヤビラリチューブを使用することもある 力 この場合、例えば内径が 0. 8mm程度のきわめて細い管である。
[0003] 圧縮機 1で冷媒ガスは圧縮され高温'高圧冷媒ガスとなり凝縮器 13に送られる。凝 縮器 13では高温，高圧冷媒ガスが熱を放出して冷却され、中温 '冷媒液となり、これ 力 Sレシーバタンク 14に一端貯留される。
膨張弁 15を開くと、中温'冷媒液は圧縮機 1によって冷媒ガスを吸引され減圧され ている蒸発器 11に入り、蒸発して蒸発熱により温度が下がり中温 ·冷媒液は低温，冷 媒液となる。そして、低温'冷媒液は周囲から熱を奪って周囲 (被冷却物）を冷却する と同時に、低温冷媒ガスとなり、圧縮機 1に入り、再び圧縮されて高温 ·高圧冷媒ガス となって循環する。
[0004] 上記の通り冷凍サイクルでは、冷媒が蒸発器 11で周囲の被冷却物を冷やして得た 熱を凝縮器 13で放熱して循環する。
蒸発器 11では、図 4の蒸発器 11の下方に示した冷媒の相変化説明図のように、冷 媒は蒸発器 11の入口付近では殆ど液体であるが、蒸発器 11内を進むに従 、気化し てガスが増え、蒸発器 11の出口付近では完全にガス化する。蒸発器では冷媒が丁 度完全にガス化するのが効率が良いとされている力 一般には、蒸発器 11の出口よ り前で完全にガス化し、更に、温度が上がって出ていく。
[0005] 一方、凝縮器 13では、図 4の凝縮器 13の上方に示した冷媒の相変化説明図のよう に、冷媒は凝縮器 13の入口付近では高温'高圧ガスであるが、凝縮器 13内を進む に従い冷却されて次第に液ィ匕して、凝縮器 13の出口付近では、ほぼ液ィ匕する。 冷凍サイクルの効率を高めるために、各構成要素に様々な改良が加えられている 力 特に、凝縮器に於いて冷媒を効率よく液ィ匕することが重要である。
[0006] 図 5は、現在、一般に家庭用冷蔵庫等に使用されている冷凍サイクルの概略の構 成図である。冷凍サイクル中に封入された冷媒 (フロン、代替フロン等）は矢印 21の 方向に循環する。まず、圧縮機 1で高温高圧の冷媒ガスとなり、大型の凝縮器 13で 空気冷却されて凝縮液化（大よそ 90%液 · 10%ガス状態のまま)し、レシーバタンク（ 液ィ匕タンク） 14を経て膨張弁 15で減圧膨張され低温低圧の冷媒液となり、蒸発器 11 に送られて熱交換する (庫内は氷温)事により、蒸発気化して低温冷媒ガスとなり圧 縮機 1に戻るようにしたものである。業務用冷蔵庫等、特殊なものは必要に応じて凝 縮器 13は冷却用のファン 13— 1を供え強制冷却される。
凝縮器 13は冷媒の流れるパイプと周辺の空気が接触して熱交換を行い、冷媒を冷 却、液ィ匕するものであるから、パイプの表面積は広いことが好ましぐ冷凍システム全 体に占める体積が大きくなる。
[0007] このような従来の冷凍システムに於!、ては、熱交換器として作用する蒸発器 11に対 して、熱源側交 として作用する凝縮器 13が大型構造と成らざるを得ない事から、 装置のコンパクトィ匕を図る為に凝縮器 13を小型化しようと色々な検討が成されて!/、る 。例えば、特許文献 1には圧縮機から吐出した高温 ·高圧冷媒ガスの一部を螺旋状 の管を通して冷却ファンで冷却し、この冷媒で圧縮機から吐出した残りの高温 '高圧 冷媒ガスを効率よく冷却する冷凍システムが開示されている。また、特許文献 2には 圧縮機から吐出した冷媒を螺旋状の管を通して冷却ファンで冷却し、更に別の細管 で減圧して液ィ匕させるシステムが開示されて!ヽる。 特許文献 1：特開平 10— 259958号公報
特許文献 2 :特開 2002— 122365号公報
発明の開示
発明が解決しょうとする課題
[0008] しかし、特許文献 1に記載の冷凍システムは、圧縮機から吐出した冷媒を 2系統に 分け、熱交換を行うための 2層の熱交 を必要としているため、その構造が複雑に なる問題がある。また、特許文献 2に記載のシステムでは、細管を減圧するために従 来の冷凍システムには無 ヽ減圧手段を新たに追加しなければならな 、と 、う問題点 がある。
本発明は、上記従来の冷凍システムが抱える問題点を解消するためになされたも のであり、その目的は凝縮用熱変換装置 (本発明では従来の冷凍システムの凝縮器 、レシーバタンク、及び膨張弁の機能を含む部分を凝縮用熱変換装置という）の小型 •軽量ィ匕を図り、これを用いた冷凍システムの小型化とコスト低減ィ匕並びに省エネル ギ化を推進し、地球環境の保全に一翼を担わせることが出来る凝縮用熱変換装置及 びこれを用いた冷凍システムを提供する事にある。
課題を解決するための手段
[0009] 本発明は、冷凍システムの圧縮機から吐出する高温'高圧冷媒ガスを低温冷媒液 とする凝縮用熱変換装置であって、前記高温 ·高圧冷媒ガスを等圧変化により冷却 する等圧冷却部と、前記等圧冷却部で一部液化した残りのガス冷媒を冷媒の加速現 象によって減圧、及びェンタルピ減少を伴って液ィ匕する減圧液ィ匕部と、前記減圧液 化部を経た冷媒を冷媒の加速現象によって減圧、及びェンタルピ減少を伴って冷却 する減圧冷却部と、を含んで構成されることを特徴とする。
ここで、好ましくは、前記等圧冷却部、減圧液化部、減圧冷却部の順に流路を細く してもよい。また、前記等圧冷却部と減圧液ィ匕部との間に膨張部を設けてもよい。前 記減圧液化部の流速が、前記等圧冷却部の流速の 2倍以上であってもよ 、。
さらに、前記減圧液ィ匕部と減圧冷却部との間に膨張部を設けてもよい。前記等圧冷 却部は、前記圧縮機から吐出される高温 ·高圧冷媒ガスの 5乃至 50重量％を液化さ せるミニ熱交換装置であってもよ 、。 [0010] また、好ましくは、前記減圧液ィ匕部は、細管を螺旋状に卷 、た形態で、前記等圧冷 却部で一部液化した残りのガス冷媒をほぼ液化する螺旋状管であってもよ ヽ。前記 減圧冷却部は、細管を螺旋状に巻いた螺旋状の管を複数本並列にした形態で、前 記減圧液化部で液化した冷媒を冷却して低温冷媒液とする螺旋状細管であってもよ い。前記螺旋状細管は、分岐管を介して減圧液化部に接続され、集合管を介して蒸 発器に接続されてもよい。
[0011] 請求項 1乃至 9のいずれかに記載の凝縮用熱変換装置と、前記凝縮用熱変換装 置から低温冷媒液を吸引し、被冷却物と熱交換して被冷却物を冷却する蒸発器と、 前記蒸発器とサクシヨン管を介して接続され、前記蒸発器で一部または全部気化し た冷媒を圧縮する圧縮機と、前記圧縮機と前記凝縮用熱変換装置、及び、前記凝縮 用熱変換装置と前記蒸発器を接続する冷媒配管と、を含んで構成されてもょ ヽ。
[0012] 前記等圧冷却部には冷却用のファンが付設され、前記圧縮機から吐出される冷媒 ガスの温度が所定の温度以上の場合に、前記ファンが稼働してもよい。前記等圧冷 却部の流路断面積を基準として、減圧液化部の流路断面積を 40〜50%、減圧冷却 部の流路断面積を 20〜30%に設定してもよ!/、。
発明の効果
[0013] 本発明は、以上説明した形態で実施され、以下に記載するような効果を表する。
即ち、本発明によれば、凝縮用熱交換面積が大きい事が冷凍システムの大型化を もたらす主たる原因であった点に着目して、新規な凝縮用熱変換装置の完成に基き 、凝縮用熱交換面積の飛躍的な縮小を図ることを可能としたものであって、この凝縮 用熱変換装置を用いることにより冷凍システムの構造をコンパクトィ匕し得て、産業用 に関しては過剰なエネルギ消費を低減し、容積量が増し社会に寄与するところ、正に 多大な発明であり、地球現境の保全に一翼を担わせることが出来る。
図面の簡単な説明
[0014] [図 1]本発明の一実施の形態を示す構成図である。
[図 2]本発明の一実施の形態による冷凍システムの P—h線図である。
[図 3]a〜eは凝縮用熱変換装置を構成する主要構成要素の平面図である。
[図 4]一般的な冷凍システムの構成図である。 [図 5]従来の冷凍システムの構成図である。
符号の説明
[0015] 1 圧縮機
2、 4、 10 冷媒配管
3 ミニ熱交換装置 (等圧冷却部）
3- 1 ミニファン
5 大短管 (膨張部）
6 螺旋状管 (減圧液化部）
7 分岐管 (膨張部）
8 螺旋状細管 (減圧冷却部）
9 集合管 (膨張部）
11 蒸発器
11 - 1 ファン
12 サクシヨン管 (冷媒配管）
13 凝縮器
13- 1 ファン
14 レシーバタンク
発明を実施するための最良の形態
[0016] 以下、本発明の実施形態の好ましい例について添付図面を参照しながら説明する 図 1は、本実施の形態に係る凝縮用熱変換装置 30を用いた冷凍システムの冷凍サ イタルの構成図である。ここで、「熱交換装置」と「熱変換装置」の用語は、区別して使 用する。
冷凍システムは圧縮機 1とミニ熱交換装置 (等圧冷却部) 3と螺旋状管 (減圧液化部 ) 6と螺旋状細管 (減圧冷却部) 8と蒸発器 11とを要素機器として備え、それらの機器 を冷媒配管 2、 4、 10、サクシヨン管 12、大短管 (膨張部) 5、分岐管 (膨張部) 7、集合 管 (膨張部） 9によって接続し、冷媒を矢印 21の方向に循環させる事によって冷凍機 能が具現されている。なお、ミニ熱交換装置 3、或いは後述するミニファン 3— 1の「ミ 二」は「小型」の意味であり、従来に比べて凝縮器力 、さくできる本発明の特徴を明 確にするために用いている。
図 4に示した従来の冷凍システムの凝縮器 13、レシーバタンク 14、膨張弁 15に相 当する部分が、本実施の形態では凝縮用熱変換装置 30としてミニ熱交換装置 3、冷 媒配管 4、大短管 5、螺旋状管 6、分岐管 7、螺旋状細管 8、及び集合管 9で構成され る。
[0017] 圧縮機 蒸発器 11は、現行の冷凍システムに使用される物と構造'機能が基本的 に変わらないので、ここでは詳細な説明を省略し、本実施の形態の特徴である凝縮 用熱変換装置 30について詳細に説明する。
[0018] 図 2は、本実施の形態に係る凝縮用熱変換装置 30を用いた冷凍システムの冷凍サ イタルの P—h線図である。破線は、従来のサイクルを示し、実線は、本実施の形態の サイクルを示している。従来のサイクルでは、圧縮機による断熱圧縮 (点 a〜点 b)、凝 縮器による等圧変化の放熱による凝縮 (点 b〜点 c)、膨張弁の絞り現象による等ェン タルピ変化 (点 c〜点 d)、蒸発器による等圧、等温膨張の吸熱による蒸発 (点 d〜点 a )によりサイクルが完了している。
[0019] 本実施の形態では、圧縮機 1から高温 (40°C以上） '高圧 (0. 6MPa以上)ガス状 の冷媒が吐出され (点 h〜点 i)、凝縮用熱変換装置 30を構成するミニ熱交換装置 3 で冷媒の一部（5〜50重量％)が液化する（点 i〜点 j)。
図 1ではミニ熱交換装置 3は冷媒の通るパイプに放熱ファンを設けた通常の空冷タ イブを示したが、ミニ熱交換装置 3はこのタイプに限らず、水冷タイプその他でもよい ことは言うまでもな 、。従来の冷凍システムの凝縮器では圧縮機から吐出される高温 •高圧ガスをほぼ全部液ィ匕する力 それに比べて本発明の凝縮用熱変換装置 30のミ 二熱交換装置 3は高温 ·高圧ガスの一部を液ィ匕するので、非常に小型にすることが 可能である。同じタイプの熱交換装置 (凝縮器)を有する同じ冷却能力の冷凍システ ムで比較して、本実施の形態のミニ熱交換装置は従来の凝縮器の 1Z10程度にす ることが可能である。
なお、ミニ熱交換装置 3にはミニファン 3—1が備えられており、後述するように、所 定の運転状態になった場合に稼働して、熱交換能力を高めることができる。 [0020] ミニ熱交換装置 3で一部液化された冷媒は、冷媒配管 4、大短管 5を経て螺旋状管 6に入る。冷媒流路の断面積で見ると、ミニ熱交換装置 3を基準にして、一旦、大短 管 5で大きくなり、螺旋状管 6では、ミニ熱交換装置 3の断面積よりも小さくなる。
[0021] 図 3は大短管 5、螺旋状管 6、分岐管 7、螺旋状細管 8、及び、集合管 9の形状を示 す平面図である。
大短管 5の寸法は図 3 (a)に示すように中央の太い部分の長さ L1が 10〜50mm、 内径 D1が 8〜20mmの円筒状である。その両端は冷媒配管 4と螺旋状管 6に接続さ れるので、その形状はそれぞれ冷媒配管 4と螺旋状管 6を挿入して、接続できる寸法 の円筒状になって 、る。中央の太 、部分の内径 D1は冷媒配管 4と螺旋状管 6の 、 ずれの内径よりも大きく設定されるのが好ましい。
螺旋状管 6は図 3 (b)に示すように細管を螺旋伏に巻いた形態である。その内径や 巻き数は、冷凍システムの冷凍能力等、様々な仕様から決定されるが、内径で 2〜1 50mmまで許容し、望ましくは内径 2〜50mm、実質的に最も望ましくは内径 3〜8m mである。例えば、フロン冷媒 R134aを用いた 2000calZh程度の冷凍機の揚合、 細管の内径 5mm、巻き数は 23巻き、螺旋の径 30mmで、細管の長さは 2. 3mであ る。なお、冷媒配管 2、 4の内径は 7. 7mm,冷媒配管 10およびサクシヨン管 12の内 径は 10. 7mmである。
[0022] 一部液ィ匕した冷媒が螺旋状管 6に入ると、圧縮機 1の吸引作用等により、冷媒が加 速されて (冷媒の加速現象という）、減圧、及びェンタルピ減少を伴って、液化量を増 してほぼ液ィ匕し、螺旋状管 6の出口では中圧 (0. 4〜0. 6MPa)液冷媒となる（図 2の 点 j〜点 k)。螺旋状管 6内での温度低下の主因は、螺旋状管 6内において熱ェネル ギである冷媒のェンタルビが速度エネルギへ変換し、冷媒のェンタルビが減少し、静 温度低下の現象の生起に至ったものと判断される。すなわち螺旋状管 6はェンタル ピを速度エネルギに変換するエネルギ変換デバイスを構成する。
上記螺旋状管 6内の冷媒の流速は、本冷凍システムの設計において、ミニ熱交換 装置 3内の流速の 2倍以上の設定が望ましい。
[0023] 本構成では、上記減圧液化部を、螺旋状に卷 ヽた螺旋状管 6としたが、図 2に示す ように、減圧、及びェンタルピ減少を伴って、ガス冷媒をほぼ液ィ匕できる構成であれ ば、螺旋状管に限定されず、蛇行管や直管等でもよい。この場合には、蛇行管や直 管の入口、或いは管の途中の複数箇所等に適宜の絞り手段を介装することが望まし い。いずれも減圧液ィ匕部では、放熱以外の手段によって、すなわちェンタルビの速 度エネルギへの変換により、ガス冷媒がほぼ液ィ匕される。
[0024] 螺旋状管 6で中圧液冷媒となった冷媒は、分岐管 7を経て螺旋状細管 8に入る。螺 旋状細管 8は、図 3 (d)に示すように、螺旋状管 6と同様に細管を螺旋状に巻いた形 態である。螺旋状細管 8の内径は螺旋状管 6の内径よりも細く設定される。例えば、 螺旋状管 6の内径が、 3〜8mmに設定された場合、螺旋状細管 8の内径は、 1. 2〜 3mmが望ましい。本実施の形態では、螺旋状に巻いたものを 2本並列に接続してい る力 3本以上を並列に接続してもよいし、 1本でも可能である。また、巻き方向が異 なる螺旋状細管の 2本の直列に接続したもの、あるいは、それを更に並列に接続した 形態でもよい。螺旋状細管 8の冷媒の通る部分の断面積 (複数本が並列に接続され ている揚合は、複数本の断面積の合計)が螺施状管 6の断面積より小さいことが好ま しい。断面積を小さくすることによって、後述のように、冷媒は螺旋状細管 8中をスピ ン回転し加速され、圧力が下がるため、冷却効果が高くなる。
例えば、 2000calZh程度の冷凍機の場合、細管の内径 2. 5mm、巻き数は 19卷 き、螺旋の径は 15mmで、細管の長さは 0. 72mのものを 2本で並列に接続して構成 される。
[0025] 図 3 (c)に示すように、分岐管 7は 1本の螺旋状管 6から出る冷媒を 2本の螺旋状細 管 8に分岐させる。分岐管 7の主要部（太い部分)の長さ L2は 10〜50mm、内径 D2 は 10〜20mmのほぼ円筒状である。螺旋状管 6、螺旋状細管 8に接続される両端は それぞれ螺旋状管 6、螺旋状細管 8を挿入して、接続できる寸法の円筒状になって いる。本実施の形態では、螺旋状細管 8は 2本の細管力 形成されているので、分岐 管 7の螺旋状細管 8接続側は 2本の接続孔を有して 、るが、接続孔の数は螺旋状細 管 8を構成する細管の本数と一致させる。
例えば、内径 D2は螺旋状管 6と螺旋状細管 8のいずれの内径よりも大きく設定され るのが好ましい。
[0026] ほぼ液ィ匕した冷媒が螺旋状細管 8に入ると、圧縮機 1の吸引作用等により、冷媒が 加速されて (冷媒の加速現象という）、減圧、及びェンタルピ減少を伴って、液化冷媒 が冷却される。螺旋状細管 8出口では、減圧され、冷却されて低温の液体となり、圧 力も下がり低圧（0. 4MPa以下)液となる（図 2の点 k〜点 1)。
螺旋状細管 8内の冷媒は、図 2に示すように、飽和液線 Lに沿った状態で変化する この螺旋状細管 8内での温度低下の主因も、螺旋状管 6内での温度低下と同様に 、熱エネルギである冷媒のェンタルビが速度エネルギへ変換し、ェンタルビが減少し 、静温度低下の現象の生起に至ったものと判断される。
すなわち、螺旋状細管 8も、螺旋状管 6同様に、冷媒のェンタルピを速度エネルギ に変換するエネルギ変換デバイスを構成している。
上記螺旋状細管 8内の冷媒の流速は、本冷凍システムの設計において、ミニ熱交 換装置 3内の流速の 2倍以上で、螺旋状管 6内の流速以上であることが望ましい。
[0027] 本構成では、螺旋状細管 8としたが、減圧、及びェンタルピ減少を伴って、液冷媒 を冷却できる構成であれば、螺旋状に限定されず、蛇行管や直管等でもよい。この 場合、蛇行管や直管の入口、或いは管の途中の複数箇所等に適宜の絞り手段を介 装することが望ましい。いずれも本構成では、放熱以外の手段によって、すなわちェ ンタルビの速度エネルギへの変換により、液冷媒が冷却される。
[0028] 螺旋状細管 8により低温液体となった冷媒は集合管 9、冷媒配管 10を通り蒸発器 1 1に送られる。蒸発器 11では、等圧、等温膨張の吸熱により、冷媒が蒸発し（図 2の 点 1〜点 h)、これにより図 2のサイクルが完了する。
[0029] 本サイクル中の凝縮用熱変換装置 30では、等圧冷却部 (ミニ熱交換装置 3)で、冷 媒の一部（5〜50重量％)を液ィ匕し (点 i〜点 j)、減圧液化部 (螺旋状管 6)で、冷媒が 加速されて、減圧、及び冷媒ェンタルピ減少を伴って、一部液化した残りのガス冷媒 がほぼ液ィ匕し (点 j〜点 k)、減圧冷却部 (螺旋状細管 8)で、冷媒が加速されて、減圧 、及び冷媒ェンタルピ減少を伴って、ほぼ液ィ匕した冷媒が過冷却（点 k〜点 1)するた め、冷凍サイクルの COPが向上する。また、凝縮用熱変換装置 30で冷媒を減圧する ため、従来のように、細管（一般的には、内径 0. 8mm程度のキヤビラリチューブ)や、 膨張弁等の減圧機構が不要になり、冷凍サイクルを簡素化できる。さら〖こ、減圧液化 部 (螺旋状管 6)、及び減圧冷却部 (螺旋状細管 8)では、熱エネルギである冷媒ェン タルピを速度エネルギへ変換し、冷媒ェンタルピを減少し、静温度低下の現象の生 起に至らせるため、放熱による場合に比べ、熱交換装置の小型化が図られる。 本実施の形態では、凝縮用熱変換装置 30を、等圧冷却部 (ミニ熱交換装置 3)、減 圧液化部 (螺旋状管 6)、及び減圧冷却部 (螺旋状細管 8)で構成したが、減圧液ィ匕 部 (螺旋状管 6)は、複数の螺旋状の管を直列接続して構成してもよぐこの場合、図 2の点 j〜点 kでは、複数屈曲点を持つサイクル線となる。減圧冷却部（螺旋状細管 8 )も、複数の螺旋状の管を直列接続して構成してもよぐこの場合、図 2の点 k〜点 1で は、複数屈曲点を持つサイクル線となる。
[0030] 図 3 (c)に示すように、集合管 9は 2本の螺旋状細管 8から出る冷媒を 1本の冷媒配 管 10に集積する。集合管 9の主要部（太い部分)の長さ L3は 10〜50mm、内径 D3 力 S8〜20mmのほぼ円筒形である。螺旋状細管 8、冷媒配管 10に接続される両端は それぞれ螺旋状細管 8、冷媒配管 10を挿入して、接続できる寸法の円筒状になって いる。本実施の形態では、螺旋状細管 8は 2本の細管力 形成されているので、集合 管 9の螺旋状細管 8接続側は 2本の接続孔を有して 、るが、接続孔の数は螺旋状細 管 8を構成する細管の本数と一致させる。
例えば、内径 D3は螺旋状細管 8と冷媒配管 10のいずれの内径よりも大きく設定さ れるのが好ましい。
大短管 5、螺旋状管 6、分岐管 7、螺旋状細管 8、及び、集合管 9の材質は高熱伝 導率の金属、例えば銅である。
冷媒は先にフロン 134a (CH FCF )を用いる例を示したが、用いる冷媒に制限は
2 3
なぐ引火に対する安全対策を行えばイソブタン (CH (CH ) )等のノンフロン冷媒を
3 3
用いることちでさる。
[0031] 上記集合管 9、分岐管 7、及び大短管 5は、それぞれ冷媒配管よりも内径が大きく形 成される。冷媒は、圧縮機 1により吸引され、これら管を通過するたびに、脈動現象に 似た作用を受ける。各管は、上流の冷媒を下流に引き込み、これにより、冷媒が加速 されると云える。分岐管 7により、螺旋状管 6の冷媒が下流に引き込まれ、集合管 9に より、螺旋状細管 8の冷媒が下流に引き込まれ、引き込み作用を受けて、冷媒にスピ ン回転が与えられる。
[0032] 螺旋状細管 8は、本実施形態では分岐管 7からの螺旋状細管 8の内部を流れる冷 媒液を加速させ、減圧機能を行わせることが出来る。冷媒は螺旋状細管 8の出口から は、低温低圧冷媒液となり、蒸発器 11で熱を奪い、低圧気液混合冷媒 (或いは完全 に気化してもよい）となり、サクシヨン管 12を経て低圧気液冷媒として圧縮機に戻り、 圧縮機のステータの熱を奪うことが出来る。
[0033] 本冷凍サイクルは細管を用いて冷媒を高速で循環させるため、冷媒量が同一規模 の従来技術による装置より少なくてよいので、図 5に示したレシーバタンク 14が不要 である。
一般に冷媒として用いられている代替フロンは、オゾン層の破壊はないものの、地 球温暖化の原因となる物質であり、その使用量を低減できることは地球環境の保全 に有効である。また、圧縮機の動力も低減でき省エネの観点からも好ましい。
また、螺旋状管 6、螺旋状細管 8が圧力を制限するので、膨張弁 15も不要となる。
[0034] これまでに説明したように、本実施の形態の冷凍サイクルでは、螺旋状管 6、及び、 螺旋状細管 8をどのように減圧して、高温'高圧冷媒ガスを効率よく低温冷媒液にす るかが設計上重要である。
従って、本発明において重要な構成要素部材である大短管 5、螺旋状管 6、分岐 管 7、螺旋状細管 8、集合管 9、及び、冷媒配管 2、 4、 10、 12は、用いられる金属の 材質、管の長さ及び径、ピッチ及び巻き方向の各条件は、想定される運転条件で数 々の試験を重ね、冷媒サイクルの各部の冷媒の温度、圧力等を測定して設定する。
[0035] 具体的な冷凍サイクルの各部の冷媒の温度、圧力の例を以下に示す。図 1の (A) から (K)の各温度、圧力は以下の通りである。冷媒はフロン R134aを用いた。
(A)中温'高圧冷媒ガス、 0. 7MPa、 40°C、（B)高圧気液冷媒（90%ガス · 10% 液）、 0. 7MPa、 38°C、 (C) (D)高圧気液冷媒、 0. 7MPa、 38°C、（E)中圧冷媒液 、 0. 5MPa、 22°C、（F)中圧冷媒液、 0. 5MPa、 21°C、（G)低圧冷媒液、 0. 3MP a、 8°C、（H)低圧冷媒液、 0. 07MPa、 一 25°C、（I)低圧冷媒液、 0. 07MPa、 一 2 5°C、（J)低圧気液冷媒、 0. 07MPa、 一 25°C、（K)低圧気液冷媒、 0. 07MPa、 一 15°Cとなる。 この場合、図 1の各部の寸法は以下の通りである。
冷媒配管 2、 4の内径は 7. 7mm (断面積は 46. 5mm2)、大短管 5の太い部分は長 さ 30mm、内径 10. 7mm (断面積は 89. 9mm2)、螺旋状管 6は内径 5mm (断面積 は 19. 6mm2)、長さ 2. 3mの細管を 30mm径の螺旋状に 23巻きしたものであり、分 岐管 7の太い部分の長さは 30mm、内径は 13. 8mm (断面積は 149. 5mm2)であり 、螺旋状細管 8を構成する 2本の細管の内径は 2. 5mm(l本の細管の断面積は 4. 9mm2で、 2本合計では 9. 8mm2)、長さ 71cmの細管を 15mm径の螺旋状に 19卷 きしたものであり、集合管 9の太い部分の長さは 30mm、内径は 13. 8mm (断面積は 149. 5mm2)、冷媒配管 10、及び、サクシヨン管 12の内径は 10. 7mm (断面積は 8 9. 9mm2)である。
等圧冷却部 (冷媒配管 2、 4)の断面積を基準とした場合、減圧液化部 (螺旋状管 6 )、減圧冷却部 (螺旋状細管 8)の順に各断面積は徐々に小さくして、減圧液化部 (螺 旋状管 6)の断面積は 40〜50%、減圧冷却部（螺旋状細管 8)の断面積は 20〜30 %に設定することが望ま 、。
大短管 5、螺旋状管 6、分岐管 7、螺旋状細管 8、及び、集合管 9の材質は銅である
[0036] 参考のために、図 4に示した従来の冷凍サイクルの (L)〜（P)の各温度、圧力は以 下の通りである。冷媒はフロン R134aを用いた。
(L)高圧冷媒ガス、 0. 95MPa、 90°C、（M)高圧冷媒液ガス (液体 90% ·気体 10 %) 0. 95MPa、 48°C、（N)高圧冷媒液ガス、 0. 95MPa、 45°C、（O)低圧冷媒液 ガス、 0. lMPa、 一 10。C、（P)低圧冷媒ガス、 0. lMPa、 15。Cとなる。
[0037] また、本実施の形態の冷凍サイクルでは、螺旋状管 6、及び、螺旋状細管 8は圧縮 機 1の吸引により減圧される。従って、冷凍システムに過負荷がかかると、圧縮機 1に 過負荷がかかる。圧縮機 1に備えられた温度センサ、あるいは圧縮機 1から吐出され た冷媒ガスの温度を計る温度センサが所定の温度を超えた場合には、過負荷である と制御部（図示せず)で判断し、ミニファン 3—1が稼働し、ミニ熱交換装置 3の冷媒液 化能力を増強する。
産業上の利用可能性 本発明に係る凝縮用熱変換装置、或いはそれを用いた冷凍システムはあらゆる冷 却装置に適用可能である。家庭用、業務用冷凍冷蔵庫、室外機不要の冷風装置、 排熱量の少ないスポットクーラー、冷却器不要のコールドテーブル、瞬時冷却装置、 フロンガス液ィ匕再生装置等に適用できる。

Claims

請求の範囲
[1] 冷凍システムの圧縮機から吐出する高温'高圧冷媒ガスを低温冷媒液とする凝縮 用熱変換装置であって、
前記高温 ·高圧冷媒ガスを等圧変化により冷却する等圧冷却部と、
前記等圧冷却部で一部液化した残りのガス冷媒を冷媒の加速現象によって減圧、 及びェンタルピ減少を伴って液ィ匕する減圧液ィ匕部と、
前記減圧液化部を経た冷媒を冷媒の加速現象によって減圧、及びェンタルピ減少 を伴って冷却する減圧冷却部と、を含んで構成されることを特徴とする凝縮用熱変換 装置。
[2] 前記等圧冷却部、減圧液化部、減圧冷却部の順に流路を細くしたことを特徴とする 請求項 1に記載の凝縮用熱変換装置。
[3] 前記減圧液化部、及び減圧冷却部の流速が、前記等圧冷却部の流速の 2倍以上 に設定されていることを特徴とする請求項 1又は 2に記載の凝縮用熱変換装置。
[4] 前記等圧冷却部と減圧液ィ匕部との間に膨張部を設けたことを特徴とする請求項 1 乃至 3の 、ずれかに記載の凝縮用熱変換装置。
[5] 前記減圧液化部と減圧冷却部との間に膨張部を設けたことを特徴とする請求項 1 乃至 4の 、ずれかに記載の凝縮用熱変換装置。
[6] 前記等圧冷却部は、前記圧縮機から吐出される高温 ·高圧冷媒ガスの 5乃至 50重 量％を液化させるミニ熱交換装置であることを特徴とする請求項 1乃至 5のいずれか に記載の凝縮用熱変換装置。
[7] 前記減圧液化部は、細管を螺旋状に卷 、た形態で、前記等圧冷却部で一部液ィ匕 した残りのガス冷媒をほぼ液化する螺旋状管であることを特徴とする請求項 1乃至 6 の!、ずれかに記載の凝縮用熱変換装置。
[8] 前記減圧冷却部は、細管を螺旋状に巻いた螺旋状の管を複数本並列にした形態 で、前記減圧液化部で液化した冷媒を冷却して低温冷媒液とする螺旋状細管である ことを特徴とする請求項 1乃至 7のいずれかに記載の凝縮用熱変換装置。
[9] 前記螺旋状細管は、分岐管を介して減圧液化部に接続され、集合管を介して蒸発 器に接続されることを特徴とする請求項 8に記載の凝縮用熱変換装置。
[10] 請求項 1乃至 9のいずれかに記載の凝縮用熱変換装置と、
前記凝縮用熱変換装置力 低温冷媒液を吸引し、被冷却物と熱交換して被冷却 物を冷却する蒸発器と、
前記蒸発器とサクシヨン管を介して接続され、前記蒸発器で一部または全部気化し た冷媒を圧縮する圧縮機と、
前記圧縮機と前記凝縮用熱変換装置、及び、前記凝縮用熱変換装置と前記蒸発 器を接続する冷媒配管と、
を含んで構成されることを特徴とする冷凍システム。
[11] 前記等圧冷却部には冷却用のファンが付設され、前記圧縮機から吐出される冷媒 ガスの温度が所定の温度以上の場合に、前記ファンが稼働することを特徴とする請 求項 10に記載の冷凍システム。
[12] 前記等圧冷却部の流路断面積を基準に、減圧液化部の流路断面積を 40〜50%
、減圧冷却部の流路断面積を 20〜30%に設定したことを特徴とする請求項 10又は
11に記載の冷凍システム。
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Cited By (6)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
WO2010082483A1 (ja) * 2009-01-13 2010-07-22 Hara Takao 速度‐熱変換器及びそれを用いた暖房システム、冷暖房システム
JP2011017513A (ja) * 2009-07-10 2011-01-27 Etl:Kk 冷凍システム
WO2011099052A1 (ja) * 2010-02-09 2011-08-18 株式会社Ｅ・Ｔ・Ｌ 冷凍システム
JP2016003774A (ja) * 2014-06-13 2016-01-12 リンナイ株式会社 熱交換器およびヒートポンプ加熱装置
CN112856588A (zh) * 2021-01-22 2021-05-28 青岛海尔空调器有限总公司 空调室内机和空调器
US11371757B2 (en) 2018-03-13 2022-06-28 E.T.L Corporation Heating and cooling system

Families Citing this family (4)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
CN106705504A (zh) * 2017-01-04 2017-05-24 合肥华凌股份有限公司 冷凝器及制冷设备
JP6406485B1 (ja) * 2018-02-09 2018-10-17 株式会社Ｅ・Ｔ・Ｌ 冷暖房システム
JP6357598B1 (ja) * 2018-02-13 2018-07-11 合同会社原隆雄研究所 冷暖房システム
JPWO2021117254A1 (ja) * 2019-12-09 2021-12-09 株式会社Ｅ・Ｔ・Ｌ スポットクーラー装置

Citations (3)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JP2002031435A (ja) * 2000-07-19 2002-01-31 Fujitsu General Ltd 空気調和機
JP2002122365A (ja) * 2000-10-15 2002-04-26 Shoko Iwasaki 冷凍システム
JP2003279197A (ja) * 2002-03-19 2003-10-02 Central Engineering Kk 冷凍冷蔵庫システム・凝縮用熱変換装置

Family Cites Families (11)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JPH02201227A (ja) * 1989-01-31 1990-08-09 Nec Corp 赤外線検知装置
JP3540075B2 (ja) * 1995-12-11 2004-07-07 松下電器産業株式会社 空気調和機
JPH09329372A (ja) * 1996-06-11 1997-12-22 Calsonic Corp 冷却機能付配管継手
JP2835325B2 (ja) 1997-01-20 1998-12-14 隆雄 原 冷凍システム並びに凝縮用熱交換装置
US6053418A (en) * 1998-01-14 2000-04-25 Yankee Scientific, Inc. Small-scale cogeneration system for producing heat and electrical power
JP2000088297A (ja) * 1998-09-17 2000-03-31 Hitachi Ltd 氷蓄熱式空気調和装置及び氷蓄熱槽
US6094925A (en) * 1999-01-29 2000-08-01 Delaware Capital Formation, Inc. Crossover warm liquid defrost refrigeration system
US6878216B2 (en) * 2001-09-03 2005-04-12 Tokyo Electron Limited Substrate processing method and substrate processing system
JP2003279168A (ja) * 2002-03-19 2003-10-02 Central Engineering Kk 冷凍冷却システム・湿度瞬時氷結装置
US7143593B2 (en) * 2003-03-24 2006-12-05 Sanyo Electric Co., Ltd. Refrigerant cycle apparatus
JP4513349B2 (ja) * 2004-02-10 2010-07-28 パナソニック株式会社 自動販売機

Patent Citations (3)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JP2002031435A (ja) * 2000-07-19 2002-01-31 Fujitsu General Ltd 空気調和機
JP2002122365A (ja) * 2000-10-15 2002-04-26 Shoko Iwasaki 冷凍システム
JP2003279197A (ja) * 2002-03-19 2003-10-02 Central Engineering Kk 冷凍冷蔵庫システム・凝縮用熱変換装置

Cited By (8)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
WO2010082483A1 (ja) * 2009-01-13 2010-07-22 Hara Takao 速度‐熱変換器及びそれを用いた暖房システム、冷暖房システム
JP2010281558A (ja) * 2009-01-13 2010-12-16 Takao Hara 速度‐熱変換器及びそれを用いた暖房システム、冷暖房システム
JP2011017513A (ja) * 2009-07-10 2011-01-27 Etl:Kk 冷凍システム
WO2011099052A1 (ja) * 2010-02-09 2011-08-18 株式会社Ｅ・Ｔ・Ｌ 冷凍システム
JP5537573B2 (ja) * 2010-02-09 2014-07-02 株式会社Ｅ・Ｔ・Ｌ 冷凍システム
JP2016003774A (ja) * 2014-06-13 2016-01-12 リンナイ株式会社 熱交換器およびヒートポンプ加熱装置
US11371757B2 (en) 2018-03-13 2022-06-28 E.T.L Corporation Heating and cooling system
CN112856588A (zh) * 2021-01-22 2021-05-28 青岛海尔空调器有限总公司 空调室内机和空调器

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