专利名称：采用非共沸混合致冷剂的空调器的制作方法
技术领域：
本发明一般涉及使用对大地环境影响较小的不含氯的致冷剂作工作介质的空调器，特别涉及使用由不少于两种不含氯的致冷剂混合物组成的工作介质的热泵式空调器。
在热泵式空调器中，在冷却过程中，用内换热器作蒸发器，用外换热器作冷凝器，而在加热过程中，用内换热器作冷凝器，用外换热器作蒸发器。
关于内、外换热器，已使用的有，例如在已审查的日本特许公开No4-45753中公开的十字形片管式换热器，其中按预定间隔设置若干并排联结的散热片，及多个垂直伸展直至这些散热片的传热管，这些传热管交错排列成为一整体。关于传热管，已广泛使用如未审查的日本特许公开No4-260792中公开的在内表面形成了凹槽的传热管。
当替换常规致冷剂HCFC22(氢氯氟碳22的简写)时，在常规空调器中使用一种由不少于两种无氯的致冷剂混合物组成的非共沸致冷剂，在获得相同的平均蒸发温度的工作条件下，低沸点致冷介质成分首先在蒸发器内蒸发。因而，致冷剂蒸发温度在蒸发器的进口变得最低。这就引来一个问题，在加热过程中，在外换热器的进口部易于局部积霜，以致降低加热能力。
本发明之目的在于提供一种热泵式空调器，即使使用由两种以上的致冷剂混合物组成的非共沸致冷剂取代HCFC22，当外界空气温度低时，加热能力也不降低。
根据本发明，提供一种热泵式空调器，它包括内换热器、外换热器、压缩机、四通阀及膨胀机构一套致冷循环系统，其中由不少于两种致冷剂组成的非共沸致冷剂被用作工作介质;
其中各内、外换热器中的致冷通路被分成位于液相致冷剂比例大的区域的第一组致冷管道及位于液相致冷剂比例小的区域的第二组致冷管道;
各内、外换热器的至少部分第一组致冷管道位于向风的一侧;
各内、外换热器的第一组致冷管道的传热管其流动管道截面面积小于相应的第二组致冷管道截面面积;以及外换热器的第一组致冷管道的传热管数目对外换热器的传热管总数之比大于内换热器的第一组致冷管道的传热管数目对内换热器的传热管总数之比。
例如，各内、外换热的第一组致冷管道的传热管的流动管道的截面面积是相应的第二组致冷管道传热管截面面积的1/2左右。
外换热器第一组致冷管道的传热管数目与外换热器传热管总数之比最好为20～50%。内换热器第一组致冷管道的传热管数目与内换热器传热管总数之比最好是10～30%。
外换热器第二组致冷管道具有两路致冷回路，它们在半路上从向风侧或背风侧变为背风侧或向风侧。
在各内、外换热器至少部分第一组致冷管道的各传热管内可设置涡流加速件。
在加热过程中，在作为蒸发器的外换热器中，该换热器的进口部的蒸发压力随位于向风侧第一致冷管道所产生的压力下降而增高，因而该管内的温度变高，由于空气和致冷剂间的温差所致的积霜量可保持在低水平。再有，在作为冷凝器的内换热器中，在位于向风侧的第一致冷管道处达到了大的质量流速(单位时间内流经单位面积的质量)因而大大改善了低干燥区和次冷区管内的热传导率，所以，大大改善了热泵式空调器(使用非共沸混合致冷剂)在外界空气温度低时的加热能力。
下面结合附图仅以举例方式说明本发明的实施例。在图中
图1是热泵式空调器致冷循环示意图;
图2是致冷循环的TS图;
图3是用于本发明热泵式空调器的外换热器的侧视图;
图4是用于本发明热泵式空调器的内换热器的侧视图;
图5是表示单一致冷剂的冷凝热传导率与非共沸混合致冷剂的冷凝热传导率相比较测试结果的曲线图;
图6是表示单一致冷剂的蒸发热传导率与非共沸混合致冷剂的蒸发热传导率相比较测试结果的曲线图;
图7a和7b是表示确定在加热过程中第一致冷管道传热管数目与外换热器传热管总数之比同换热量间的关系以及该比值同管内最低致冷剂温度间的关系测试结果的曲线图;
图8是表示确定在加热过程中第一致冷管道传热管道数目与外换热器传热管总数之比同换热量间的关系，当最低致冷剂温度保持在-2.5℃时测试结果的曲线图;
图9a和9b是表示确定在致冷过程中第一致冷管道传热管数目与内换热器传热管总数之比同换热量间的关系以及该比值与致冷剂压力损失(压降)间的关系测试结果的曲线圈;
图10a和10b是表示确定致冷过程中第一致冷管道传热管数目与内换热器传热管总数之比同换热量间的关系以及在致冷过程中第一致冷管道传热管数目与外换热器传热管总数间的关系测试结果的曲线圈;以及图11是用于本发明的热泵式空调器的改型外换热器的侧视图。
现在参照图1～图11描述本发明空调器的优选实施例。
如图1所示，本发明的空调器的致冷循环系统包括一台致冷剂压缩机1、一个四通阀2、一个外换热器3、减压阀4以及一个内换热器5，通过致冷管将这些部件连成一体，因而致冷剂可在这些部件内流通。该致冷剂压缩机1，例如，可用安在机壳内的可调电动机1a(例如直流无刷电动机)驱动。
在加热过程中，致冷气体沿虚线箭头19所指方向流动。具体地说，从压缩机1压出的高温高压致冷气体，经四通阀2送进作为冷凝器的内换热器5，靠内部电扇7吹来的空气冷却变为高压低温致冷剂。该致冷剂在减压4绝热膨胀，转变为低压低温致冷剂。该致冷剂再流到作为蒸发器的外换热器3，与从外电扇6吹来的空气进行热交换，被蒸发，然后经四通阀2返回到压缩机1，由该压缩机再压缩，然后进行如上所述的循环。以此方式加热的空气在室内辐射，使室内变热。
反之，在冷却过程中，致冷气体沿实线箭头18所指方向流动。具体地说，从压缩机1压出的高温高压致冷气体经四通阀2送进作为冷凝器的外换热器3，由从外电扇6吹来的空气冷却，转变为高压低温冷却介质。该致冷剂经减压阀4被绝热膨胀转变为低温低压致冷剂。该致冷剂再流入作为蒸发器的内换热器5，与从内电扇7吹来的空气进行热交换，被蒸发，然后经四通阀2返回压缩机1，由该压缩机再次压缩，然后做如上所述的循环。以此方式冷却的空气在室内辐射，使室内变冷。
在热泵式空调器中，根据工作模式是加热过程还是冷却过程来转换致冷剂在各内、外换热器内部的流动方向，内、外换热器交替地分别作为蒸发器和冷凝器。
现在参照图3描述外换热器的结构。按预定间隔排列若干交错的传热片8，在每个传热片8内形成容纳传热管的一排沿其轴方向布置的圆孔，在两排圆孔之间设置中央分开的狭缝80。传热管插入圆孔内，并垂直地焊接在传热片8上。致冷剂在传热管内流动。标号10代表连接传热管的弯头，标号11代表T形分流管。第一组致冷管道通过T形分流管与第二组致冷管道连接。箭头20指示空气流经换热器3的方向。
T形分流管11包括干管11a和支管11b，流入干管11a的致冷剂被支管11b分成两路。与干管11a连接的一部分第一组致冷管道3a位于向风侧。构成致冷管道3a的传热管的截面面积是构成第二组致冷管道3b的传热管截面面积的一半(1/2)。在图中，虽然显出第一组致冷管道3a与第二组致冷管道具有相同的截面面积，那仅仅是为了图示清楚，实际上，两组管道的截面面积是不同的。对这种布局而言，第一组致冷管道3a的流动阻力大于第二组致冷管道3b的流阻，靠调节内换热器第一组致冷管道3a传热管所占比例来增加致冷剂的流动阻力，可增高该换热器进口部的蒸发温度。这样便可抑制积霜现象。考虑到通过靠增加压力损失来增高蒸发温度，并靠增高蒸发温度而降低换热量来抑制积霜现象的效果，最好将构成第一致冷管道3a的设置在向风侧的传热管的占有率设定在40%左右。
构成第二组致冷管3b的两路致冷回路被呈X形式设置在半路上的弯管12a和12b将位置从向风侧调换到背风侧，反之亦然。对这种布局，两路致冷回路的热负荷是相互平衡的。
在说明的实施例中，虽然只在一处，即在外换热器3的下半部，设置了第一组致冷管道3a，第一致冷管道也可被分开，设置在外换热器的多处，如图11所示，在此情况下，也可获得类似的效果。
现在参照图4描述内换热器5的结构。在图4中，与图3相同的标号各自代表相同的部件、并略掉解释。一个分配致冷剂的T形分流管一般设置在换热器5的中部、位于向风侧的第一组致冷管道5a通过T形分流管11连到由两路独立的(上、下)致冷回路构成的第二组致冷管5b。箭头21指示空气流向换热器5的方向。
普通的内换热器的传热管的直径比外换热器的传热管直径窄小，若增加内换热管第一组致冷管道5a(截面面积较小)的传热管的占有比，与外换热器传热管相比较，压力损力大增，在这种内换热器的传热管上不会积霜。所以，考虑到如后文所述的内换热器也起蒸发器的作用，确定内换热器第一组致冷管道的占有率应小于外换热器的第一组致冷管道的占有率。
亦即，在本实施例中，第一组致冷管道放在向风侧，此处的气流和致冷剂的温差比背风侧的温差大数倍，因而即使靠增大压力损失来增加蒸发温度，也可在一定程度上确保热交换所必需的空气与管内致冷剂间的温差。然而，当压力损失变得过分时，蒸发温度引起温差减小，以致抵消了借助加快质量流速来改善热传导率效果。所以，在内换热器中的设在向风侧的第一组致冷管道传热管的占有率设定为比外换热器中的低，具体地说设定为20%左右。
在内换热器5和外换热器3中，只需至少部分和全部第一组致冷管道设在向风侧，就本实施例而论，尚且令人满意，对第一组和第二组致冷管道的通路数目以及通路和结构均可适当改变，在这种情况下，可获得与本实施例类似的效果。
致冷剂在致冷循环系统内循环的温度按图2所示变化。在图2中，假定冷却能力与加热能力处于同一水平，纵轴代表致冷剂的温度T，横轴代表致冷剂的熵S。在图2中，Tc代表冷凝器内致冷剂冷凝温度，Te代表蒸发器内致冷剂蒸发温度，A、B分别代表冷凝器进口和出口，C、D分别代表蒸发器的进口和出口。SHc和SC分别代表在冷凝器进口(和出口)致冷剂过热度和过冷度。SHe代表蒸发器出口致冷剂的过热程度。在图2中，虚线和点划线指示在使用常规换热器的空调器的条件下的变化。虚线指示使用单一致冷剂HCFC22的情况下的温度变化，点划线指示使用非共沸混合致冷剂情况下的温度变化。实线指出在使用非共沸混合致冷剂本实施例空调器条件下的变化。
由图2可见，在使用非共沸混合致冷剂的常规空调器中，从蒸发器出口到进口蒸发温度是线性下降的，而最低点在进口部，然而在本实施例的空调器中，进口部蒸发温度的降低却受到抑制。
现在将解释换热器为什么按上述构成之原因。已进行对非共沸混合致冷剂传热特性的测试，结果发现，它的传热特性与常规单一致冷剂存在下列差异。
通过改变致冷剂质量流速所得到的非共沸混合致冷剂冷凝热传导率之结果表示在图5。这里将HFC32和HFC134a按30∶70的质量比混合。此混合物被用作非共沸混合致冷剂。为了比较，所用的单质致冷剂是通用的HFC32和HFC134a。参照测试结果，在普通管的情况下，单质致冷剂HFC134a的冷凝热传导率一般随质量流速G的降低而降低，当质量流速为200kg/m2s以下时，趋于恒定，然而非共沸致冷剂的冷凝热传导率趋于线性下降。
在管内表面形成有螺旋凹槽的纹槽管的情况下，不管单质致冷剂HFC32和HFC134a的质量流速如何，其冷凝热传导率一般为常数，然而，非共沸混合致冷剂的冷凝热传导率却随质量流速的降低而大大下降。
所观测到的非共沸混合致冷剂所固有的这种传热特性与蒸发热传导率相同。图6表示改变致冷剂质量流速所得到的非共沸致冷剂的蒸发热传导率。在此次测试中，HFC32、HFC125及HFC134a是按20∶10∶70的质量比混合的，用此种混合物作非共沸混合致冷剂。为了比较，所用的单质致冷剂是通用的HFC22。
从图6测试结果可知，在图6所示测试范围内，可以看出，单质致冷剂HFC22与非共沸混合致冷剂的蒸发热传导率对质量流速G的变化趋势上有明显的区别。具体说来，在HCFC22的情况下，质量流速梯度同冷凝热传导率一样平缓，然而在由三种致冷剂混合物组成的非共沸混合致冷剂情况下，其梯度趋于线性下降。质量流速的这种陡梯度表明，在很大的质量流速范围内可获得等价于常规致冷剂HCF22的热传导率。
如上所述，从非共沸混合致冷剂的传热特性发现下列事实。即，在非共沸致冷剂的情况下，当试图像常规单质致冷剂那样，靠降低压力损失来增大热交换系数时，热传导率将随质量流速的下降而大大减小。所以，当将共沸混合致冷剂用于常规结构换热器中时，热交换系数大大减小。从另一方面来说，在本实施例空调器的热交换中，这样设计管道(通路)结构，以使在热交换系数不受增大压力损失的负面影响的范围内，将质量流速设定在高水平。所以，通过使用非共沸混合致冷剂可大大增加热交换系数。
在本发明的空调器中，用非共沸混合致冷剂进行确定换热器的恰当的管道结构的测试，现在参照图7～图10描述测试结果。
图7和图8表示在加热过程中，外换热器的效能，图7表示当改变外换热器第一组致冷管道的占有比时所得的热交换量的变化及管内的最低致冷温度。从这些结果可知，当外换热器第一组致冷管道传热管的占有比增加时，管内的最低温度上升，热交换量基本恒定，当第一组致冷管道的占有比超过50%时，热交换量突然下降。从这些结果来看，图8表示当管内最低致冷温度保持恒定时所得到的热交换量。
这里所示的热交换量是将最低致冷温度设定在-2.5℃时所得到的，因而未出现积霜。从图8可知，当保持管内最低致冷温度恒定时所得到的热交换量，当外换热器第一组致冷管道传热管的占有比为20～40%时显著增加，当该占有比超过40%时，热交换量逐渐降低。由图7和图8所示结果可发现，在外换热器中，第一组致冷管道传热管的占有比优选设定在20～50%。
图9表示当改变内换热器第一组致冷管道传热管的占有比时，确定致冷剂的热交换量及压力损失的测试结果、内换热器传热管的直径小于外换热器传热管的直径，因而发现，当第一组致冷管道传热管的占有比超过30%时，压力损失随第一组致冷管道传热管的占有比的增大而增加，热交换量的下降程度变得明显。从这些结果以及在加热过程中内换器的效能(后文介绍)已发现，内换热器第一致冷管道传热管的占有比应优选设定在10～30%。
图10表示当以内或外换热器作为冷凝器，改变第一组致冷管道传热管的占有比时所得到的热交换量。在内或外换热器中，虽然热交换量随第一致冷管道传热管的占有比的增加而得以改善，但改善过程在中途变得平缓，还发现，当传热管的占有比超过大约10%时，内换热器的改善程度变得平缓，当传热管占有比超过大约20%时，外换热器的改善程度变得平缓。其原因是传热管的占有比超过上述值时，冷凝器出口部的液相致冷剂总是保持在位于向风侧的大质量流速管道部位。
从上可发现下列各点。
即，使用非共沸混合致冷剂的本发明空调器换热器的管道结构之特征在于，换热器包括至少第一致冷管道和第二致冷管道(小质量流速管道)，部分或全部第一组致冷管道设置在向风侧，并确定外换热器第一致冷管道传热管的占有比应大于内换热器传热管的占有比(最好将内换热器的占有比设定在10～30%，而将外换热器的占有比设定在20～50%)。
现在参照图1～图4描述具有上述结构的本实施例空调器的动作。
首先涉及加热过程中的动作。从压缩机1压出的高温高压气体致冷剂19经进口管14流入内换热器5的第二组致冷管道5b。流入第二组致冷管道(小质量流速管道)的非共沸混合致冷剂与室内空气进行热交换，从高沸点致冷剂到低沸点致冷剂依次进行冷凝，因而增加了液相致冷剂成分的比例，然后致冷剂流到T形致冷分流管11。经T形致冷剂分流器11使致冷剂流汇合一起，然后流入第一组致冷管道5a的致冷剂进一步冷却、全部冷凝，并从出口管13作为过冷致冷剂排出。所以在第一组致冷管道5a内，靠质量流速的增加来改善热传导率，但由于管内致冷剂的流速因气相致冷剂比例低而保持低速，可抑制压力损失的增大。
由内换热器5放出的液态致冷剂通过减压阀4膨胀，转变为雾状的低温低压的二相(气-液相)致冷剂，经设置在外换热器下部的致冷进口管16流入第一组致冷管道3a。二相(气-液相)致冷剂在第一组致冷管道3a内被空气加热，低沸点的致冷剂成分首先蒸发，进一步被加热，高沸点致冷剂成分蒸发，因此使气相致冷剂的比例增加，致冷剂再流到致冷分流管11。然后，致冷剂被T形致冷剂分流管11分开或分支流入由第二组致冷管道3b构成的两路致冷回路，进一步加热全部转换成气相致冷剂。因而与内换热器5的情况相同，在第一组致冷管道3a，靠质量流速的增加而改善热传导率，但是由于管内致冷剂流速因气相致冷剂比例低而保持低速，可抑制压力损失的极度增大。
由于外换热器3作为蒸发器，设有第一组致冷管道3a，与常规结构相比，致冷通路内的压力损失较大。所以，蒸发器进口的压力增加，蒸发温度也变高，以致抵消了蒸发温度沿致冷剂流动方向的增加。结果，如图2实线所表明，在外换热器进口部(c)的致冷剂蒸发温度比常规结构高△T，因而可抑制积霜。
在冷却过程中，反转四通阀2的方向，使致冷剂的流向与图1所示的加热过程相反，以内换热器5起蒸发器作用，外换热器起冷凝器作用。在冷却过程情况下，从压缩机1压出的高温高压气态致冷剂经进口管17流入外换热器3。已流入外换热器3的非共沸混合致冷剂中的高沸点致冷剂首先开始冷凝，随着冷凝的进行，低沸点致冷剂冷凝比例增加，最后致冷剂被冷却到由混合比确定的液相温度，全部冷凝。
当外换热器(冷凝器)内液态致冷剂的比例增大时，管内流速变低，热传导率也降低;然而，在本实施例的外换热器3内，截面面积小的第一组致冷管道被设置在向风侧，所以可以通过质量流速的提高来防止热传导率的下降。
该冷凝的、液化的致冷剂通过减压阀4后膨胀，转变为雾态低温低压的二相(气-液相)致冷剂，再流入作为蒸发器的内换热器5。该二相致冷剂，经过设在内换热器5中部的致冷进口管13流入第一组致冷管道5a，被空气加热，使低沸点致冷剂成分蒸发，增加气相致冷剂比例，该致冷剂流到T形分流管11，同时增加气相致冷剂成分的比例。然后，该致冷剂被T形分流管11分成两路由第二组致冷管5b构成的致冷回路，再进一步被加热全部转变为气相致冷剂。
所以，在第一组致冷管道中，靠质量流速的增加来改善热传导率，但由于管内致冷剂的流速因气相致冷剂的比例低而保持低速，可以抑制压力损失的增加，并维持效能。
如上所述，在冷却过程中作为冷凝器的外换热器3的效能靠第一组致冷管道3a的构造所达到的效果而大大增强，因而改善了冷却能力。此外，因蒸发器进口温度上升，使在蒸发器进口与出口(C和D)之间的蒸发温度基本是恒定的。因而使冷却过程中放出的空气温度分布均匀，不会遇到在内单元送风栅网上出现冷凝和水滴飞溅等问题。
本发明中，因第一组致冷管道内气相致冷剂比例小，可将管内致冷剂流速保持在低水平，因而通过在管内设置涡流加速件，如绞合带进一步增强效能。
如上所述，在本发明的空调器中，各换热器的致冷通路包括在气相致冷剂比例小的区域设置的第一组致冷管道及在气相致冷剂比例大的区域设置的第二组致冷管道(低质量流速管道)，以及部分或全部第一组致冷管道设置在向风侧，而且第一致冷管道传热管的数目与传热管总数之比在外换热器的比在内换热器的大。所以，在第一组致冷管道中，借助增大质量流速来改善热传导率，但是因气相致冷剂的比率小而使管内致冷剂流速保持低速，抑制压力损失的剧增，因而显著地增强了空调器的效能。
再有，外换热器设有第一组致冷管道，因而致冷管道内压力损失大于常规结构内的压力损失，使蒸发器进口的压力增加，蒸发温度变高。所以，抵消了蒸发温度沿致冷剂的流向的上升。结果，外换热器进口的致冷剂温度导致抑制积霜，因此，当外界空气温度低时，可获得显著改善加热能力的优点。
权利要求
1.一种热泵式空调器，包括一套含有一个内换热器、一个外换热器、一台压缩机、一个四通阀以及一个膨胀机构的致冷循环系统，其中使用由不少于两种致冷剂组成的非共沸混合致冷剂作为工作介质；其中的各个所说的内、外换热器中的致冷通路被分成设置在液相致冷剂比例大的区域的第一组致冷管道及设置在液相致冷剂比例小的区域的第二组致冷管道；至少各所说的内、外换热器的一部分第一组致冷管道被设置在向风侧；各所说的风、外换热器第一组致冷管道传热管的流动管道的截面面积小于相应的第二组致冷管道传热管的流动管道的截面面积；以及所说的外换热器第一组致冷管道传热管的数目与的说的外换热器传热管总数之比大于所说的内换热器第一组致冷管道的数目与所说的内换热器传热管总数之比。
2.一种根据权利要求1的空调器，其中各所说的内、外换热器第一组致冷管道的传热管的流动管道截面面积大约是相应的第二组致冷管道传热管流动管道截面面积的1/2。
3.一种根据权利要求2的空调器，其中所说的外换热器第一组致冷管道传热管的数目与所说的外换热器传热管总数之比是20～50%。
4.一种根据权利要求2的空调器，其中所说的内换热器第一组致冷管道传热管的数目与所说的内换热器传热管总数之比是10～30%。
5.一种根据权利要求3的空调器，其中所说的内换热器第一组致冷管道传热管的数目与所说的内换热器传热管总数之比是10～30%。
6.一种根据权利要求1的空调器，其中所说的外换热器第二组致冷管道具有在半路从向风侧或背风侧改变为背风侧或向风侧的两路致冷回路。
7.一种根据权利要求1的空调器，其中在所说的内、外换热器的至少部分第一组致冷管道的各传热管内设置一种涡流加速部件。
全文摘要
一种热泵式空调器，包括含有内、外换热器、压缩机、四通阀及膨胀机构的致冷循环系统，使用非共沸混合致冷剂作工作介质。各内、外换热器的致冷通路按液相致冷剂比例分成第一组和第二组致冷管道。至少一部分第一组致冷管道设置在向风侧，其传热管的流动管道小于相应第二组致冷管道的截面面积。外换热器第一组传热管数目与外换热器传热管总数之比大于内换热器第一组传热管数目与内换热器传热管总数之比。
文档编号F24F1/00GK1103711SQ9411731
公开日1995年6月14日 申请日期1994年10月18日 优先权日1993年10月18日
发明者工藤光夫, 福岛敏彦, 伊藤正昭, 内田麻理, 松弘章, 小暮博志, 高久昭二 申请人:株式会社日立制作所