WO2019176122A1 - 冷暖房システム - Google Patents

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WO2019176122A1
WO2019176122A1 PCT/JP2018/010671 JP2018010671W WO2019176122A1 WO 2019176122 A1 WO2019176122 A1 WO 2019176122A1 JP 2018010671 W JP2018010671 W JP 2018010671W WO 2019176122 A1 WO2019176122 A1 WO 2019176122A1
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refrigerant
cooling
heating
coil
conversion unit
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PCT/JP2018/010671
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杉山　直樹
光人 久重
文治 栗田
智子 岡本
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株式会社Ｅ・Ｔ・Ｌ
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    • F25B41/37—Capillary tubes
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
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    • F25B41/39—Dispositions with two or more expansion means arranged in series, i.e. multi-stage expansion, on a refrigerant line leading to the same evaporator

Definitions

  • the present invention relates to an air conditioning system that uses a coiled thin tube and a coiled thick tube to improve energy efficiency.
  • a heat source side unit equipped with a compressor, a four-way valve, and a heat source side heat exchanger, and a utilization side unit equipped with a utilization side heat exchanger can be connected in a loop with inter-unit piping to enable cooling and heating.
  • Air conditioning systems are known.
  • this type there is a proposal to improve energy efficiency by connecting two coils in series to the inter-unit piping (see, for example, Patent Document 1).
  • an object of the present invention is to solve the above-described problems of the prior art and to provide a highly efficient air conditioning system.
  • the present invention is a cooling and heating system including a compressor, a heat source side unit including a heat source side heat exchanger, and a usage side unit including a usage side heat exchanger, and is discharged from the compressor during cooling, Before reaching the decompression device, the refrigerant liquefied by the heat source side heat exchanger is rotated in a spiral shape, and is cooled by the cooling phenomenon, and is cooled by the cooling phenomenon. The refrigerant liquefied by the use side heat exchanger passes through the pressure reducing device and before reaching the heat source side heat exchanger.
  • a heating heat conversion unit, and the heating coil thin tube of the heating heat conversion unit has a channel formed thicker than the cooling coil thin tube of the cooling heat conversion unit.
  • the cooling heat conversion unit may include a cooling coil large tube that supercools the refrigerant before reaching the cooling coil capillary by rotating the refrigerant in a spiral manner by the acceleration phenomenon of the refrigerant.
  • the heating heat conversion section may include a heating coil thick tube that partially evaporates the refrigerant that has passed through the heating coil thin tube by rotating the refrigerant in a spiral shape by an acceleration phenomenon of the refrigerant.
  • the refrigerant discharged from the compressor is liquefied by the heat source side heat exchanger and flows into the cooling heat conversion section.
  • the cooling heat conversion unit is configured, for example, by connecting two coils in series, and has a spiral refrigerant flow path, in which the refrigerant is subjected to spin rotation, The flow rate is increased to cause supercooling.
  • the refrigerant that has passed through the cooling heat conversion section is almost completely liquefied as compared with the refrigerant that flows through the liquid pipe in a conventional cycle that does not include the cooling heat conversion section.
  • the almost completely liquefied refrigerant is decompressed by the decompression device and flows into the use side heat exchanger.
  • the energy efficiency is remarkably improved as compared with the prior art by the amount that the refrigerant is supercooled and almost completely liquefied and decompressed. For example, energy savings of 16% were achieved compared to the conventional model.
  • the refrigerant discharged from the compressor is liquefied by the use side heat exchanger, depressurized by the decompression device, and flows into the heating heat conversion section.
  • the heating heat conversion unit is configured, for example, by connecting two coils in series, and has a spiral refrigerant flow path, in which the refrigerant is subjected to spin rotation, Flow with increasing flow rate.
  • the refrigerant is partially vaporized. Since the heating coil tubule has a larger flow path than the cooling coil tubule, the temperature drop inside the heating coil tubule is suppressed, and the heat source side heat exchanger flows into the heat source side heat exchanger with a relatively high temperature. To do. Therefore, the refrigerant temperature at the outlet of the heat source side heat exchanger is relatively high and is sucked into the compressor in this state, so that energy efficiency is improved.
  • the flow rate of the cooling heat conversion unit is set to be twice or more the flow rate of the heat source side heat exchanger, and the flow rate of the heating heat conversion unit is 2 of the flow rate of the utilization side heat exchanger. It may be set more than double.
  • the cooling heat conversion unit and the heating heat conversion unit may be configured by winding a pipe having an inner diameter set according to a discharge capacity of the compressor in a coil shape.
  • the present invention may include a heat conversion unit that integrally accommodates the cooling heat conversion section and the heating heat conversion section.
  • the air conditioning system of the present invention can perform an efficient operation both during cooling and during heating.
  • FIG. 1 is a circuit configuration diagram showing an embodiment of the present invention.
  • FIG. 2 is a circuit configuration diagram showing another embodiment of the present invention.
  • FIG. 3 is a circuit configuration diagram showing another embodiment of the present invention.
  • FIG. 1 shows an air conditioning system.
  • the air conditioning system 10 includes a heat source side unit 20 and a use side unit 30, and the units 20 and 30 are connected by an inter-unit pipe 40 that circulates a refrigerant.
  • the heat source side unit 20 includes a compressor 21, a four-way valve 24, and a heat source side heat exchanger 22, and these devices 21, 22, 24 and pipes connecting the devices 21, 22, 24 are included in the unit 20.
  • the use side unit 30 includes a use side heat exchanger 31, and the device 31 and piping are arranged in the unit 30.
  • the heat source side unit 20 is disposed outdoors, and the use side unit 30 is disposed on the upper wall (or ceiling) of the building.
  • These units 20 and 30 are connected by an inter-unit pipe 40, and the inter-unit pipe 40 includes a liquid pipe 41 and a gas pipe 42.
  • the inter-unit pipe 40 includes a liquid pipe 41 and a gas pipe 42.
  • a cooling heat conversion unit 50 and a heating heat conversion unit 60 are connected in parallel to a pipe line located between the heat source side heat exchanger 22 and the decompression device 32.
  • the refrigerant flows during the cooling operation.
  • the cooling heat conversion unit 50 cools the refrigerant discharged from the compressor 21 and liquefied by the heat source side heat exchanger 22 during cooling by the acceleration phenomenon of the refrigerant before reaching the decompression device 32. 51, and a cooling coil capillary 52 that supercools the refrigerant that has passed through the cooling coil thick pipe 51 by the acceleration phenomenon of the refrigerant. 53 is an on-off valve.
  • the cooling heat conversion unit 50 has a function of supercooling the refrigerant by applying spin rotation to the refrigerant and increasing the flow rate of the refrigerant.
  • the heating heat conversion unit 60 passes the refrigerant discharged from the compressor 21 and liquefied by the use-side heat exchanger 31 during heating before passing through the decompression device 32 and before reaching the heat source-side heat exchanger 22. And a heating coil tubule 61 that partially evaporates due to the acceleration phenomenon, and a heating coil tubule 62 that partially evaporates the refrigerant that has passed through the heating coil tubule 61 due to the acceleration phenomenon of the refrigerant. 63 is an on-off valve.
  • the heating heat conversion unit 60 has a function of partially evaporating the refrigerant by applying spin rotation to the refrigerant and increasing the flow rate of the refrigerant.
  • the cooling coil thick tube 51 and the heating coil thick tube 62 are formed by winding a thick tube in a coil shape, and the flow passage areas are equal and the lengths are also set equal.
  • the inner diameter and the number of windings are determined based on various specifications such as the discharge capacity of the compressor 21 and the refrigerating capacity of the air conditioning system.
  • the inner diameter is allowed to be 2 to 150 mm, and preferably the inner diameter is 2 to 50 mm.
  • the cooling coil thick tube 51 and the heating coil thick tube 62 are provided separately, but these thick tubes may be shared to form a single coil thick tube. In this case, the refrigerant flows through one coil thick tube both during cooling and during heating. In the case of a single coil large tube, the configuration of the refrigerant circuit can be simplified.
  • the cooling coil tubule 52 and the heating coil tubule 61 are formed by winding the tubule in a coil shape, and the lengths are set equal.
  • the inner diameter and the number of windings are determined from various specifications such as the discharge capacity of the compressor 21 and the refrigerating capacity of the air conditioning system.
  • the inner diameters of the coiled tubes 52 and 61 are larger than the inner diameters of the coiled thick tubes 51 and 62. It is set thinly. For example, when the throttle diameter of the decompression device 32 is about 1 mm, the inner diameter of the cooling coil capillary 52 is desirably 8 to 12 mm, and the inner diameter of the heating coil capillary 61 is desirably 15 to 33 mm.
  • the inner diameter of the heating coil capillary 61 is set larger than the inner diameter of the cooling coil capillary 52.
  • the inner diameter and the number of windings are determined from various specifications such as the discharge capacity of the compressor 21 and the refrigerating capacity of the cooling and heating system. For example, when the inner diameter of the cooling coil capillary 52 is set to 8 to 12 mm.
  • the inner diameter of the heating coil tubule 61 is 15 to 33 mm.
  • the cooling coil capillary 52 and the heating coil capillary 61 are each one, but the coil capillaries 52 and 61 may be formed by connecting two coiled tubes in parallel. good. Moreover, the form which connected 3 or more in parallel may be sufficient.
  • the coil capillaries 52 and 61 may have a configuration in which two coils wound in different winding directions are connected in series, or may be connected in parallel.
  • the cross-sectional area of the portion through which the refrigerant passes through the coiled thin tubes 52 and 61 (the sum of the cross-sectional areas of a plurality of pipes connected in parallel is smaller than the cross-sectional area of the coiled thick tubes 51 and 62).
  • a high-temperature (40 ° C. or higher) and high-pressure (0.6 MPa or higher) gaseous refrigerant is discharged from the compressor 21, and the refrigerant reaches the heat source side heat exchanger 22 where it is liquefied.
  • the refrigerant liquefied in the heat source side heat exchanger 22 has the on / off valve 63 of the heating heat conversion section 60 closed and the on / off valve 53 of the cooling heat conversion section 50 opened, so that the cooling coil large pipe 51 to go into.
  • the cooling coil thick tube 51 is smaller than the cross-sectional area of the heat source side heat exchanger 22 with respect to the heat source side heat exchanger 22.
  • the refrigerant When the refrigerant enters the cooling coil thick tube 51 of the cooling heat conversion unit 50, the refrigerant is accelerated by the suction action of the compressor 21 (referred to as an acceleration phenomenon of the refrigerant), and accompanied by decompression and enthalpy reduction. The amount of liquefaction is increased to almost liquefy.
  • the medium pressure liquid refrigerant On the exit side of the cooling coil thick tube 51, the medium pressure liquid refrigerant is obtained.
  • the main cause of the temperature decrease in the cooling coil thick tube 51 is that the enthalpy of the refrigerant, which is thermal energy, is converted into velocity energy in the cooling coil thick tube 51, and the enthalpy of the refrigerant decreases, resulting in a phenomenon of a decrease in static temperature. It was the birth.
  • the flow rate in the cooling coil thick pipe 51 is desirably set to be twice or more the flow rate in the heat source side heat exchanger 22 in the design of the present cooling and heating system.
  • the refrigerant that has become the medium-pressure liquid refrigerant in the cooling coil large pipe 51 enters the cooling coil capillary 52.
  • the refrigerant is accelerated by the suction action of the compressor 21 (referred to as an acceleration phenomenon of the refrigerant), and the liquefied refrigerant is supercooled with reduced pressure and enthalpy reduction. Is done.
  • the pressure is reduced and cooled to become a low-temperature liquid, and the pressure is lowered to a low-pressure liquid.
  • the main cause of the temperature decrease in the cooling coil thin tube 52 is that, similarly to the temperature decrease in the cooling coil thick tube 51, the enthalpy of the refrigerant, which is thermal energy, is converted into velocity energy, the enthalpy is reduced, and the static temperature This has led to the phenomenon of decline.
  • the flow rate in the cooling coil thin tube 52 is preferably at least twice the flow rate in the heat source side heat exchanger 22 and higher than the flow rate in the cooling coil thick tube 51 in the design of the present cooling and heating system.
  • the refrigerant which is supercooled by the cooling coil capillary 52 and becomes a low-temperature liquid, reaches the decompression device 32, where the refrigerant is decompressed and sent to the use-side heat exchanger 31.
  • the refrigerant evaporates due to the endothermic heat of isobaric and isothermal expansion, thereby completing the cooling cycle.
  • the refrigerant undergoes spin rotation and flows at an increased flow velocity, thereby being supercooled.
  • the refrigerant is spin-rotated and accelerated and is supercooled in the process of flowing through the cooling heat conversion unit 50 of this configuration. That is, it has been found that the refrigerant that has passed through the cooling heat conversion section 50 is almost completely liquefied as compared with the refrigerant that flows through the liquid pipe 41 in a conventional cycle that does not include the cooling heat conversion section 50.
  • the substantially completely liquefied refrigerant is decompressed by the decompression device 32 and flows into the use side heat exchanger 31.
  • the energy efficiency is remarkably improved as compared with the prior art by the amount that the refrigerant is supercooled and almost completely liquefied and decompressed. For example, energy savings of 16% can be achieved compared to the conventional technology.
  • the spiral flow path of the cooling heat conversion unit 50 be gradually formed with a small diameter from the upstream toward the downstream.
  • gradually reducing the diameter is difficult in terms of production technology. Therefore, in the present embodiment, two series coils 51 and 52 are employed in order to make the form easy to manufacture in terms of production technology.
  • the downstream coil 52 is more than the upstream coil 51. It consists of a small diameter coil.
  • the downstream coil 52 functions as a throttle, and there is a drawback that the refrigerant is decompressed.
  • the inner diameter of the downstream coil 52 is preferably 50% or more of the inner diameter of the upstream coil 51.
  • the four-way valve 24 is switched to the solid heating position, the on-off valve 63 is opened, and the on-off valve 53 is closed.
  • the compressor 21 is driven, the refrigerant flows in the order of the four-way valve 24, the use side heat exchanger 31, the decompression device 32, and the heating heat conversion unit 60 in which the two coils are connected in series, as indicated by solid arrows. After passing through the heat source side heat exchanger 22, the process returns to the compressor 21.
  • the refrigerant is liquefied in the use-side heat exchanger 31.
  • the refrigerant liquefied by the use side heat exchanger 31 enters the heating coil tubule 61 through the decompression device 32.
  • the heating coil capillary 61 is smaller than the cross-sectional area of the use-side heat exchanger 31 with respect to the use-side heat exchanger 31.
  • the refrigerant When entering the heating coil tubule 61, the refrigerant is accelerated (referred to as an acceleration phenomenon of the refrigerant) by the suction action of the compressor 21, etc., and partially vaporized with reduced pressure and enthalpy reduction.
  • the inner diameter of the heating coil capillary 61 is set larger than the inner diameter of the cooling coil capillary 52, the inner diameter of the heating coil capillary 61 is equal to the inner diameter of the cooling coil capillary 52.
  • the refrigerant On the exit side of the heating coil capillary 61, the refrigerant is partially vaporized at a medium pressure.
  • the main cause of the temperature drop in the heating coil tubule 61 is that the enthalpy of the refrigerant, which is thermal energy, is converted into velocity energy in the heating coil tubule 61, and the enthalpy of the refrigerant is reduced, causing the phenomenon of a decrease in static temperature It has come.
  • the flow rate in the heating coil tubule 61 is desirably set to at least twice the flow rate in the use-side heat exchanger 31 in the design of the present cooling and heating system.
  • the refrigerant is accelerated by the suction action of the compressor 21 or the like (referred to as an acceleration phenomenon of the refrigerant), and a part of the refrigerant is vaporized with reduced pressure and enthalpy reduction.
  • the pressure decreases and becomes a low-pressure gas refrigerant.
  • the main cause of the temperature decrease in the heating coil tubule 62 is that the enthalpy of the refrigerant, which is thermal energy, is converted into velocity energy, the enthalpy is reduced, and the static temperature This has led to the phenomenon of decline.
  • the gas refrigerant whose temperature has been lowered by the heating coil thick tube 62 is sent to the heat source side heat exchanger 22.
  • the refrigerant evaporates due to the absorption of the isobaric and isothermal expansion, thereby completing the heating cycle.
  • the inside diameter of the heating coil capillary 61 is formed to be larger than the inside diameter of the reference cooling coil capillary 52.
  • the inner diameter of the cooling coil capillary 52 is determined on the basis of the degree of supercooling during the cooling operation.
  • the inside diameter of the heating coil capillary 61 is formed to be thicker than the above-defined inside diameter of the cooling coil capillary 52.
  • the inner diameter of the heating coil thin tube 61 and the inner diameter of the cooling coil thin tube 52 are set to be equal, so that efficient operation can be performed during cooling.
  • the temperature of the refrigerant is too low when the pressure is reduced in the heating coil capillary 61 during heating. This is because the cooling / heating system is designed in consideration of the degree of supercooling during cooling.
  • the refrigerant receives spin rotation and flows at an increased flow rate. At this time, the refrigerant partially vaporizes in the coils 61 and 62.
  • the heating coil tubule 61 is formed with a thicker flow path than the cooling coil tubule 52, the temperature drop inside the heating coil tubule 61 is suppressed, and the heat source is kept at a relatively high temperature. It flows into the side heat exchanger 22. Accordingly, the refrigerant temperature at the outlet of the heat source side heat exchanger 22 is relatively high and is sucked into the compressor 21 in this state, so that energy efficiency during heating operation is improved.
  • FIG. 2 shows another embodiment.
  • the air conditioning system 10 is divided into a heat source side unit 20, a use side unit 30, and a heat conversion unit 70.
  • a cooling heat conversion unit 50 and a heating heat conversion unit 60 are integrally stored.
  • the heat source side unit 20 and the use side unit 30 are connected by the inter-unit pipe 40 described above, and the heat source side unit 20 and the heat conversion unit 70 are connected by the connecting pipes 71 and 72.
  • the main air conditioning system 10 can be easily constructed by retrofitting work.
  • the piping between the heat source side heat exchanger 22 and the pressure reducing device 32 in the conventional air conditioning system is cut, a new heat conversion unit 70 is prepared, and the heat source side unit is connected by connecting pipes 71 and 72. 20 and the heat conversion unit 70 may be connected. This retrofit can be done very easily.
  • the cooling heat conversion unit 50 and the heating heat conversion unit 60 are integrally stored in the heat conversion unit 70, but the present invention is not limited thereto, and the cooling heat conversion unit 50, The heating heat conversion unit 60 may be disposed outside the heat source unit 20 in a state of being exposed outside without being housed in the heat conversion unit 70.
  • the cooling heat conversion unit 50 is configured by the two coils 51 and 52, and the heating heat conversion unit 60 is configured by the two coils 61 and 62, but is not limited thereto. Is not to be done.
  • FIG. 3 shows another embodiment. In FIG. 3, the same components as those in FIG. 1 are denoted by the same reference numerals, and description thereof is omitted.
  • the cooling heat conversion unit 50 is configured by a single cooling coil tube 52.
  • the heating heat conversion section 60 is composed of one heating coil capillary 61.
  • the inner diameter of the heating coil tubule 61 is formed larger than the inner diameter of the cooling coil tubule 52.
  • the inner diameter of the coil capillary 52 is desirably 8 to 12 mm. When the inner diameter of the cooling coil capillary 52 is set to 8 to 12 mm, the inner diameter of the heating coil capillary 61 is 15 to 33 mm.
  • the refrigerant when the refrigerant enters the cooling coil capillary 52 during cooling, the refrigerant is accelerated by the suction action of the compressor 21 or the like (referred to as an acceleration phenomenon of the refrigerant), accompanied by decompression and enthalpy reduction.
  • the liquefied refrigerant is supercooled.
  • the pressure On the outlet side of the cooling coil capillary 52, the pressure is reduced and cooled to become a low-temperature liquid, and the pressure is lowered to a low-pressure liquid. Therefore, the energy efficiency of the cooling operation is improved.
  • the refrigerant when the refrigerant enters the heating coil tubule 61 during heating, the refrigerant is accelerated by the suction action of the compressor 21 or the like (referred to as a refrigerant acceleration phenomenon), and partially vaporized with reduced pressure and reduced enthalpy. .
  • the inner diameter of the heating coil capillary 61 is set larger than the inner diameter of the cooling coil capillary 52, the inner diameter of the heating coil capillary 61 is equal to the inner diameter of the cooling coil capillary 52.
  • the temperature of the gas refrigerant returned to the compressor 21 becomes relatively high, the efficiency of the heating cycle is improved.
  • the present invention can be applied to any air conditioning system such as an air conditioner, a cooling device, and a household refrigerator.

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Abstract

冷房時に、圧縮機（２１）から吐出され、熱源側熱交換器（２２）で液化した冷媒を、減圧装置（３２）に至る前に、冷媒を螺旋状に回転させて、冷媒の加速現象によって過冷却する冷房用熱変換部（５０）と、暖房時に、圧縮機（２１）から吐出され、利用側熱交換器（３１）で液化した冷媒を、減圧装置（３２）を経た後、熱源側熱交換器（２２）に至る前に、冷媒を螺旋状に回転させて、冷媒の加速現象によって一部気化する暖房用熱変換部（６０）と、を備え、暖房用熱変換部の暖房用コイル細管（６１）は、冷房用熱変換部の冷房用コイル細管（５２）よりも流路を太く形成されている。

Description

冷暖房システム
　本発明は、コイル細管およびコイル太管を用いて、エネルギ効率を改善した冷暖房システムに関する。
　従来、圧縮機、四方弁、熱源側熱交換器を備えた熱源側ユニットと、利用側熱交換器を備えた利用側ユニットとを、ユニット間配管によりループ状に接続して、冷暖房を可能とした冷暖房システムが知られている。
　この種のものでは、ユニット間配管に二本のコイルを直列に接続し、エネルギ効率を改善する提案がある（例えば、特許文献１参照。）
特開２０１３−１２２３６３号公報
　しかし、上述した従来の技術は、冷房時のエネルギ効率の改善ができるだけで、暖房時のエネルギ効率の改善が不十分であった。
　そこで、本発明の目的は、上述した従来の技術が有する課題を解消し、さらに高効率の冷暖房システムを提供することにある。
　本発明は、圧縮機、熱源側熱交換器を備えた熱源側ユニットと、利用側熱交換器を備えた利用側ユニットとを備えた冷暖房システムにおいて、冷房時に、前記圧縮機から吐出され、前記熱源側熱交換器で液化した冷媒を、減圧装置に至る前に、冷媒を螺旋状に回転させて、冷媒の加速現象によって過冷却する冷房用熱変換部と、暖房時に、前記圧縮機から吐出され、前記利用側熱交換器で液化した冷媒を、前記減圧装置を経た後、前記熱源側熱交換器に至る前に、冷媒を螺旋状に回転させて、冷媒の加速現象によって一部気化する暖房用熱変換部と、を備え、前記暖房用熱変換部の暖房用コイル細管は、前記冷房用熱変換部の冷房用コイル細管よりも流路を太く形成されていることを特徴とする。
　本発明は、前記冷房用熱変換部は、冷房用コイル細管に至る前の冷媒を、冷媒を螺旋状に回転させて、冷媒の加速現象によって過冷却する冷房用コイル太管を備えてもよい。
　本発明は、前記暖房用熱変換部は、暖房用コイル細管を経た冷媒を、冷媒を螺旋状に回転させて、冷媒の加速現象によって一部気化する暖房用コイル太管を備えてもよい。
　本発明では、冷房時に、圧縮機で吐出された冷媒は、熱源側熱交換器で液化し、冷房用熱変換部に流入する。冷房用熱変換部は、例えば、二つのコイルを直列に接続して構成され、螺旋状の冷媒流路を有しており、当該二つの流路内で、冷媒は、スピン回転を受けて、流速を増加して流れ、これにより過冷却される。
　種々の実証試験を行った結果、本構成の冷房用熱変換部を流れる過程においては、冷媒が、スピン回転及び増速され、過冷却されることを突き止めた。
　すなわち、冷房用熱変換部を経た冷媒は、冷房用熱変換部を含まない従来のサイクルで液管を流れる冷媒に比べて、ほぼ完全に液化することが判明した。ほぼ完全に液化した冷媒は、減圧装置で減圧され、利用側熱交換器に流入する。本発明では、冷媒が過冷却され、ほぼ完全に液化して減圧される分だけ、従来に比べ、エネルギ効率が格段に向上する。従来比で、たとえば１６％の省エネ化が達成できた。
　本発明では、暖房時に、圧縮機から吐出された冷媒は、利用側熱交換器で液化し、減圧装置で減圧され、暖房用熱変換部に流入する。
　暖房用熱変換部は、例えば、二つのコイルを直列に接続して構成され、螺旋状の冷媒流路を有しており、当該二つの流路内で、冷媒は、スピン回転を受けて、流速を増加して流れる。この際、冷媒は一部気化する。暖房用コイル細管は、冷房用コイル細管よりも流路を太く形成されているため、暖房用コイル細管の内部での温度低下は抑制され、比較的高い温度のまま、熱源側熱交換器に流入する。したがって、熱源側熱交換器の出口の冷媒温度は、比較的高くなっており、この状態で圧縮機に吸い込まれるため、エネルギ効率が改善される。
　本発明は、前記冷房用熱変換部の流速が、前記熱源側熱交換器の流速の２倍以上に設定され、前記暖房用熱変換部の流速が、前記利用側熱交換器の流速の２倍以上に設定されていてもよい。
　本発明は、前記冷房用熱変換部および前記暖房用熱変換部が、前記圧縮機の吐出容量に応じて設定された内径を有する管路をコイル状に巻いて構成されていてもよい。
　本発明は、前記冷房用熱変換部と、前記暖房用熱変換部とを、一体に収納した熱変換ユニットを備えていてもよい。
　本発明の冷暖房システムは、冷房時においても、暖房時においても、効率の良い運転を行なうことができる。
図１は、本発明の一実施形態を示す回路構成図である。 図２は、本発明の別実施形態を示す回路構成図である。 図３は、本発明の別実施形態を示す回路構成図である。
　以下、本発明の一実施形態を添付の図面を参照して説明する。
　図１において、１０は、冷暖房システムを示す。この冷暖房システム１０は、熱源側ユニット２０と、利用側ユニット３０とを備え、各ユニット２０，３０間が、冷媒を循環するユニット間配管４０で接続されている。
　熱源側ユニット２０は圧縮機２１、四方弁２４、熱源側熱交換器２２を含み、これら各機器２１、２２、２４と、各機器２１、２２、２４を接続する配管とが、ユニット２０内に配置されている。利用側ユニット３０は利用側熱交換器３１を含み、機器３１と，配管とが、ユニット３０内に配置されている。
　本実施形態では、屋外に熱源側ユニット２０が配置され、利用側ユニット３０が建屋の壁上部（又は天井）に配置される。これら各ユニット２０，３０は、ユニット間配管４０で接続され、ユニット間配管４０は、液管４１とガス管４２とを備えている。液管４１には、熱源側熱交換器２２と減圧装置３２の間に位置する管路に、冷房用熱変換部５０と、暖房用熱変換部６０とが並列に接続されている。
　冷房用熱変換部５０は、冷房運転時に冷媒が流れる。冷房用熱変換部５０は、冷房時に、圧縮機２１から吐出され、熱源側熱交換器２２で液化した冷媒を、減圧装置３２に至る前に、冷媒の加速現象によって冷却する冷房用コイル太管５１、および、冷房用コイル太管５１を経た冷媒を、冷媒の加速現象によって過冷却する冷房用コイル細管５２を備える。５３は開閉弁である。
　この冷房用熱変換部５０は、冷媒にスピン回転を付与し、冷媒の流速を増加することで、冷媒を過冷却する機能を備える。
　したがって、冷媒にスピン回転を付与し、冷媒の流速を増加できる構成であれば、螺旋状の冷媒流路を有すればよく、例えば、螺旋状の冷媒流路を内部に備えたブロック状構造体としてもよい。
　暖房用熱変換部６０は、暖房運転時に冷媒が流れる。暖房用熱変換部６０は、暖房時において、圧縮機２１から吐出され、利用側熱交換器３１で液化した冷媒を、減圧装置３２を経た後、熱源側熱交換器２２に至る前に、冷媒の加速現象によって一部気化する暖房用コイル細管６１、および、暖房用コイル細管６１を経た冷媒を、冷媒の加速現象によって一部気化する暖房用コイル太管６２を備えている。６３は開閉弁である。
　この暖房用熱変換部６０は、冷媒にスピン回転を付与し、冷媒の流速を増加することで、冷媒を一部気化する機能を備えている。
　したがって、冷媒にスピン回転を付与し、冷媒の流速を増加できる構成であれば、螺旋状の冷媒流路を有すればよく、たとえば、螺旋状の冷媒流路を内部に備えたブロック状構造体としてもよい。
　冷房用コイル太管５１と、暖房用コイル太管６２とは、太管をコイル状に巻いた形態であり、流路面積は等しく、長さも等しく設定される。その内径や巻き数は、圧縮機２１の吐出容量や、冷暖房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２~１５０ｍｍまで許容し、望ましくは内径２~５０ｍｍである。
　本実施形態では、冷房用コイル太管５１と、暖房用コイル太管６２とを、別々に設けたが、これら太管は共通化して１本のコイル太管としても良い。この場合、冷房時、暖房時、共に冷媒が、１本のコイル太管を流れる。１本のコイル太管とした場合には、冷媒回路の構成を簡素化できる。
　冷房用コイル細管５２と、暖房用コイル細管６１とは、細管をコイル状に巻いた形態であり、長さが等しく設定される。
　その内径や巻き数は、圧縮機２１の吐出容量や、冷暖房システムの冷凍能力等、様々な仕様から決定されるが、コイル細管５２、６１の内径は、コイル太管５１、６２の内径よりも細く設定される。例えば、減圧装置３２の絞り径が１ｍｍ程度とした場合、冷房用コイル細管５２の内径は、８~１２ｍｍが望ましく、暖房用コイル細管６１の内径は、１５~３３ｍｍが望ましい。
　本実施形態では、暖房用コイル細管６１の内径は、冷房用コイル細管５２の内径よりも大きく設定されている。
　その内径や巻き数は、圧縮機２１の吐出容量や、冷暖房システムの冷凍能力等、様々な仕様から決定されるが、例えば、冷房用コイル細管５２の内径が、８~１２ｍｍに設定された場合、暖房用コイル細管６１の内径は、１５~３３ｍｍである。
　本実施形態では、冷房用コイル細管５２と、暖房用コイル細管６１とが、それぞれ１本ずつであるが、コイル細管５２、６１は、コイル状に巻いたものを２本並列に接続した形態でも良い。また、３本以上を並列に接続した形態でも良い。
　コイル細管５２、６１は、巻き方向を異ならせてコイル状に巻いたものを、２本直列に接続した形態でも良く、それを更に並列に接続した形態でも良い。コイル細管５２、６１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）は、コイル太管５１、６２の断面積よりも小さい。
　つぎに、本実施形態の作用を説明する。
＜冷房時＞
　冷房時には、四方弁２４を破線で示す冷房位置に切換えると共に、開閉弁６３を閉じ、開閉弁５３を開く。圧縮機２１を駆動すると、冷媒は、破線の矢印で示すように、四方弁２４、熱源側熱交換器２２、二つのコイルを直列に繋いだ冷房用熱変換部５０の順に流れ、利用側熱交換器３１を経た後に、圧縮機２１に戻る。
　冷房時には、圧縮機２１から高温（４０℃以上）・高圧（０．６ＭＰａ以上）のガス状の冷媒が吐出され、冷媒は、熱源側熱交換器２２に至り、ここで液化される。熱源側熱交換器２２で液化された冷媒は、暖房用熱変換部６０の開閉弁６３が閉じられ、冷房用熱変換部５０の開閉弁５３が開かれているため、冷房用コイル太管５１に入る。冷媒流路の断面積で見ると、熱源側熱交換器２２を基準にして、冷房用コイル太管５１では、熱源側熱交換器２２の断面積よりも小さくなる。
　冷媒が、冷房用熱変換部５０の冷房用コイル太管５１に入ると、圧縮機２１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、及びエンタルピ減少を伴って、液化量を増してほぼ液化する。
　冷房用コイル太管５１の出側では中圧の液冷媒となる。冷房用コイル太管５１内での温度低下の主因は、冷房用コイル太管５１内において熱エネルギである冷媒のエンタルピが速度エネルギへ変換し、冷媒のエンタルピが減少し、静温度低下の現象の生起に至ったものである。
　冷房用コイル太管５１内の流速は、本冷暖房システムの設計において、熱源側熱交換器２２内の流速の２倍以上の設定が望ましい。
　冷房用コイル太管５１で中圧の液冷媒となった冷媒は、冷房用コイル細管５２に入る。ほぼ液化した冷媒が冷房用コイル細管５２に入ると、圧縮機２１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、及びエンタルピ減少を伴って、液化冷媒が過冷却される。冷房用コイル細管５２の出側では、減圧され、冷却されて低温の液体となり、圧力も下がり低圧液となる。
　冷房用コイル細管５２内での温度低下の主因も、冷房用コイル太管５１内での温度低下と同様に、熱エネルギである冷媒のエンタルピが速度エネルギへ変換し、エンタルピが減少し、静温度低下の現象の生起に至ったものである。冷房用コイル細管５２内の流速は、本冷暖房システムの設計において、熱源側熱交換器２２内の流速の２倍以上で、冷房用コイル太管５１内の流速以上であることが望ましい。
　冷房用コイル細管５２により過冷却され、低温液体となった冷媒は、減圧装置３２に至り、ここで減圧されて、利用側熱交換器３１に送られる。利用側熱交換器３１では、等圧、等温膨張の吸熱により、冷媒が蒸発し、これにより冷房サイクルが完了する。
　本実施形態では、冷房時に、二つのコイル５１、５２内で、冷媒は、スピン回転を受けて、流速を増加して流れ、これにより過冷却される。
　種々の実証試験を行った結果、本構成の冷房用熱変換部５０を流れる過程においては、冷媒が、スピン回転及び増速され、過冷却されることを突き止めた。すなわち、冷房用熱変換部５０を経た冷媒は、冷房用熱変換部５０を含まない従来のサイクルで液管４１を流れる冷媒に比べて、ほぼ完全に液化することが判明した。ほぼ完全に液化した冷媒は、減圧装置３２で減圧され、利用側熱交換器３１に流入する。
　本実施形態では、冷房用熱変換部５０において、冷媒が過冷却され、ほぼ完全に液化して減圧される分だけ、従来に比べ、エネルギ効率が格段に向上する。従来比で、例えば１６％の省エネ化が達成できた。
　冷房用熱変換部５０の螺旋状の流路は、上流から下流に向けて徐々に細径に形成することが望ましい。しかし、徐々に細径とすることは、生産技術上で困難である。従って、本実施形態では、生産技術上、製造容易な形態とするために、二本の直列したコイル５１，５２が採用されており、この場合、下流のコイル５２が、上流のコイル５１よりも細径のコイルで構成されている。
　この構造では、下流のコイル５２が絞りの機能を果たし、冷媒を減圧する欠点が生じる。例えば、下流のコイル５２が上流のコイル５１の５０％以下の内径となると、絞り過ぎによる欠点が大きくなる。下流のコイル５２の内径は、上流のコイル５１の内径の５０％以上とすることが望ましい。
　＜暖房時＞
　暖房時には、四方弁２４を実線の暖房位置に切換えると共に、開閉弁６３を開き、開閉弁５３を閉じる。圧縮機２１を駆動すると、冷媒は、実線の矢印で示すように、四方弁２４、利用側熱交換器３１、減圧装置３２、二つのコイルを直列に繋いだ暖房用熱変換部６０の順に流れ、熱源側熱交換器２２を経た後に、圧縮機２１に戻る。
　暖房時には、圧縮機２１から高温（４０℃以上）・高圧（０．６ＭＰａ以上）のガス状の冷媒が吐出されると、利用側熱交換器３１では、冷媒が液化される。
　利用側熱交換器３１で液化された冷媒は、減圧装置３２を経て、暖房用コイル細管６１に入る。冷媒流路の断面積で見ると、利用側熱交換器３１を基準にして、暖房用コイル細管６１では、利用側熱交換器３１の断面積よりも小さくなる。
　暖房用コイル細管６１に入ると、圧縮機２１の吸引作用等により、冷媒が加速され（冷媒の加速現象という）、減圧、及びエンタルピ減少を伴って一部気化する。
　この際に、暖房用コイル細管６１の内径は、冷房用コイル細管５２の内径よりも大きく設定されているため、暖房用コイル細管６１の内径と、冷房用コイル細管５２の内径とを等しくした場合と比較し、温度をあまり下げることなく一部気化する。
　暖房用コイル細管６１の出側では、中圧の一部気化した冷媒となる。暖房用コイル細管６１内での温度低下の主因は、暖房用コイル細管６１内において熱エネルギである冷媒のエンタルピが速度エネルギへ変換し、冷媒のエンタルピが減少し、静温度低下の現象の生起に至ったものである。
　暖房用コイル細管６１内の流速は、本冷暖房システムの設計において、利用側熱交換器３１内の流速の２倍以上の設定が望ましい。
　暖房用コイル細管６１で一部気化した冷媒は、暖房用コイル太管６２に入る。暖房用コイル太管６２に入ると、圧縮機２１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、及びエンタルピ減少を伴って冷媒が一部気化する。暖房用コイル太管６２の出側では、圧力が下がり低圧のガス冷媒となる。
　暖房用コイル太管６２内での温度低下の主因も、暖房用コイル細管６１内での温度低下と同様に、熱エネルギである冷媒のエンタルピが速度エネルギへ変換し、エンタルピが減少し、静温度低下の現象の生起に至ったものである。
　暖房用コイル太管６２により低温となったガス冷媒は、熱源側熱交換器２２に送られる。この熱源側熱交換器２２では、等圧、等温膨張の吸熱により、冷媒が蒸発し、これにより暖房サイクルが完了する。
　本実施形態では、暖房用コイル細管６１の内径は、基準となる冷房用コイル細管５２の内径よりも太く形成される。
　各熱変換部５０、６０を、並列に設ける場合には、まず、冷房運転時の過冷却をどの程度にするかを基準にして、冷房用コイル細管５２の内径が定められる。ついで、暖房用コイル細管６１の内径が、上記定めた冷房用コイル細管５２の内径を基準として、これよりも太く形成される。
　従来の冷暖房システム（例えば、特許文献１参照。）では、暖房用コイル細管６１の内径と、冷房用コイル細管５２の内径と、が等しく設定されるため、冷房時には効率良い運転を行なうことができても、暖房時において、暖房用コイル細管６１内で、減圧する際、冷媒の温度が下がりすぎる課題がある。冷暖房システムの設計が、冷房時の過冷却の度合いを考慮して設計されるためである。
　本実施形態では、暖房時に、二つのコイル６１、６２内で、冷媒はスピン回転を受けて、流速を増加して流れる。この際、コイル６１、６２内で冷媒は一部気化する。
　ここで、暖房用コイル細管６１は、冷房用コイル細管５２よりも流路を太く形成されているため、暖房用コイル細管６１の内部での温度低下は抑制され、比較的高い温度のまま、熱源側熱交換器２２に流入する。したがって、熱源側熱交換器２２の出口の冷媒温度は、比較的高くなっており、この状態で圧縮機２１に吸い込まれるため、暖房運転時のエネルギ効率が改善される。
　図２は、別の実施形態を示す。図２では、図１と同一構成の部分には同一符号を付して示し、説明を省略する。
　本実施形態では、冷暖房システム１０は、熱源側ユニット２０と、利用側ユニット３０と、熱変換ユニット７０とに分割される。この熱変換ユニット７０には、冷房用熱変換部５０と、暖房用熱変換部６０とが、一体に収納されている。
　そして、熱源側ユニット２０と、利用側ユニット３０とは、上述したユニット間配管４０により接続され、熱源側ユニット２０と、熱変換ユニット７０とは、連結配管７１、７２により接続されている。
　本実施形態では、例えば、熱源側ユニット２０と、利用側ユニット３０とからなる、従来の冷暖房システムが既設されている場合に、後付け工事により、簡単に、本冷暖房システム１０を構築することができる。
　後付け工事としては、従来の冷暖房システムにおける、熱源側熱交換器２２と減圧装置３２との間の配管を切断し、新たに熱変換ユニット７０を準備し、連結配管７１、７２により、熱源側ユニット２０と、熱変換ユニット７０とを接続すればよい。この後付け工事は、極めて簡単に行うことができる。
　本実施形態では、熱変換ユニット７０に、冷房用熱変換部５０と、暖房用熱変換部６０とが、一体に収納されているが、これに限定されず、冷房用熱変換部５０と、暖房用熱変換部６０とは、熱変換ユニット７０に収納せず、外部に露出させた状態で、熱源側ユニット２０の外部に配置してもよい。
　図１の実施形態では、冷房用熱変換部５０が、２本のコイル５１、５２により構成され、暖房用熱変換部６０が、２本のコイル６１、６２により構成されたが、これに限定されるものではない。
　図３は、別の実施形態を示す。図３では、図１と同一構成の部分には同一符号を付して示し、説明を省略する。
　この実施形態では、冷房用熱変換部５０が、１本の冷房用コイル細管５２により構成されている。また、暖房用熱変換部６０が、１本の暖房用コイル細管６１より構成されている。そして、暖房用コイル細管６１の内径が、冷房用コイル細管５２の内径よりも太く形成されている。例えば、コイル細管５２の内径は、８~１２ｍｍが望ましく、冷房用コイル細管５２の内径が、８~１２ｍｍに設定された場合、暖房用コイル細管６１の内径は、１５~３３ｍｍである。
　本実施形態では、冷房時に、冷媒が、冷房用コイル細管５２に入ると、圧縮機２１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、及びエンタルピ減少を伴って、液化冷媒が過冷却される。冷房用コイル細管５２の出側では、減圧され、冷却されて低温の液体となり、圧力も下がり低圧液となる。したがって、冷房運転のエネルギ効率が向上する。
　また、暖房時に、冷媒が、暖房用コイル細管６１に入ると、圧縮機２１の吸引作用等により、冷媒が加速され（冷媒の加速現象という）、減圧、及びエンタルピ減少を伴って一部気化する。この際に、暖房用コイル細管６１の内径は、冷房用コイル細管５２の内径よりも大きく設定されているため、暖房用コイル細管６１の内径と、冷房用コイル細管５２の内径とを等しくした場合と比較し、温度をあまり下げることなく一部気化する。
　したがって、圧縮機２１への戻りのガス冷媒の温度が、比較的に高くなるため、暖房サイクルの効率を向上する。
　本実施形態では、冷房時の効率を確保し、暖房時にも効率が確保され、冷・暖房時何れにおいても、効率の良い運転を行なうことができる。
　なお、図示は省略したが、この別の実施形態であっても、図２に示すように、後付け工事が可能に構築できることは云うまでもない。
　以上、一実施形態に基づいて、本発明を説明したが、本発明は、これに限定されるものではなく、種々の変更実施が可能である。本発明は、例えば空調装置、冷却装置、家庭用冷蔵庫など、あらゆる冷暖房システムに適用が可能である。
　１０　冷暖房システム
　２０　熱源側ユニット
　３０　利用側ユニット
　４０　ユニット間配管
　２１　圧縮機
　２４　四方弁
　２２　熱源側熱交換器
　３１　利用側熱交換器
　４１　液管
　５０　冷房用熱変換部
　６０　暖房用熱変換部
　５１　冷房用コイル太管
　５２　冷房用コイル細管
　６１　暖房用コイル細管
　６２　暖房用コイル太管

Claims (6)

  1. 　圧縮機、熱源側熱交換器を備えた熱源側ユニットと、利用側熱交換器を備えた利用側ユニットとを備えた冷暖房システムにおいて、
    　冷房時に、前記圧縮機から吐出され、前記熱源側熱交換器で液化した冷媒を、減圧装置に至る前に、冷媒を螺旋状に回転させて、冷媒の加速現象によって過冷却する冷房用熱変換部と、
    　暖房時に、前記圧縮機から吐出され、前記利用側熱交換器で液化した冷媒を、前記減圧装置を経た後、前記熱源側熱交換器に至る前に、冷媒を螺旋状に回転させて、冷媒の加速現象によって一部気化する暖房用熱変換部と、を備え、
    　前記暖房用熱変換部の暖房用コイル細管は、前記冷房用熱変換部の冷房用コイル細管よりも流路を太く形成されていることを特徴とする冷暖房システム。
  2. 　前記冷房用熱変換部は、前記冷房用コイル細管に至る前の冷媒を、冷媒を螺旋状に回転させて、冷媒の加速現象によって過冷却する冷房用コイル太管を備えることを特徴とする請求項１に記載の冷暖房システム。
  3. 　前記暖房用熱変換部は、前記暖房用コイル細管を経た冷媒を、冷媒を螺旋状に回転させて、冷媒の加速現象によって一部気化する暖房用コイル太管を備えることを特徴とする請求項１又は２に記載の冷暖房システム。
  4. 　前記冷房用熱変換部の流速が、前記熱源側熱交換器の流速の２倍以上に設定され、前記暖房用熱変換部の流速が、前記利用側熱交換器の流速の２倍以上に設定されていることを特徴とする請求項１乃至３の何れか一項に記載の冷暖房システム。
  5. 　前記冷房用熱変換部および前記暖房用熱変換部が、前記圧縮機の吐出容量に応じて設定された内径を有する管路をコイル状に巻いて構成されていることを特徴とする請求項１乃至４のいずれか一項に記載の冷暖房システム。
  6. 　前記冷房用熱変換部と、前記暖房用熱変換部とを、一体に収納した熱変換ユニットを備えることを特徴とする請求項１乃至５の何れか一項に記載の冷暖房システム。
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