專利名稱：制冷裝置的制作方法
技術領域：
本實用新型涉及制冷裝置，特別涉及使用單一的R32制冷劑或包含R32的混合制冷劑的制冷裝置。
迄今為止，作為目前適用于空調器等制冷裝置的制冷劑，R22被廣泛使用。但是，由于R22對臭氧的破壞系數(shù)較大，根據(jù)蒙特利爾協(xié)議到2020年將全面停止使用。因此，作為取代R22的制冷劑，人們對R407C、R410A或R134a等各種制冷劑進行了開發(fā)。
但是，如


圖10所示，盡管上述各種替代制冷劑雖然對臭氧的破壞系數(shù)較小，但它們的地球變暖系數(shù)(GWP)與R22相等。因此，從防止地球變暖方面考慮，上述代替制冷劑并不能說是令人十分滿意的制冷劑。
此外，如果使用上述替代制冷劑，由于制冷裝置的COP將低于從前，故與因制冷劑釋放而直接導致地球變暖不同，隨著耗電量的增大火力發(fā)電所等的負荷也有所增加，間接助長了地球的變暖。因此，希望能夠開發(fā)出真正抑制地球變暖的替代制冷劑。
為此，人們正在進行單一的R32制冷劑或R32含量較高的混合制冷劑的開發(fā)以作為GWP較小的替代制冷劑。
但是，如果僅是簡單地將單一的R32制冷劑或R32混合制冷劑填充到使用了R22的制冷裝置中，并不能夠充分發(fā)揮R32的特性，也不能夠獲得足夠的防止地球變暖的效果。因此，為防止地球變暖，希望開發(fā)出可有效利用R32的特性的制冷裝置。
本實用新型是鑒于以上問題完成的。其目的是提供能夠有效利用R32的特性、可真正防止地球變暖的制冷裝置。
為了達到上述目的，本實用新型在將裝置性能維持在以往水平的基礎上，為減少制冷劑回路中的制冷劑填充量而縮小了熱交換器的傳熱管的管徑。
具體來講，本實用新型1是具備包括壓縮機(11)、室外熱交換器(13)、減壓裝置(14)和室內熱交換器(15)在內的制冷劑回路(10)，以R32為制冷劑形成蒸汽壓縮式制冷循環(huán)的制冷裝置。上述室內熱交換器(15)的傳熱管由內徑小于5.9mm的傳熱管形成。
本實用新型2是具備包括壓縮機(11)、室外熱交換器(13)、減壓裝置(14)和室內熱交換器(15)在內的制冷劑回路(10)，以R32為制冷劑形成蒸汽壓縮式制冷循環(huán)的制冷裝置。上述室內熱交換器(15)的傳熱管由內徑小于4.7mm～5.9mm傳熱管形成。
本實用新型3是從制冷劑填充量要少于以往的觀點考慮，上述室內熱交換器(15)的傳熱管最好由內徑在5.3mm以下的傳熱管形成的制冷裝置。
本實用新型4是具備包括壓縮機(11)、室外熱交換器(13)、減壓裝置(14)和室內熱交換器(15)在內的制冷劑回路(10)，以R32為制冷劑形成蒸汽壓縮式制冷循環(huán)的制冷裝置。上述室內熱交換器(13)的傳熱管由內徑小于6.7mm傳熱管形成。
本實用新型5是具備包括壓縮機(11)、室外熱交換器(13)、減壓裝置(14)和室內熱交換器(15)在內的制冷劑回路(10)，以R32為制冷劑形成蒸汽壓縮式制冷循環(huán)的制冷裝置。上述室內熱交換器(13)的傳熱管由內徑小于5.4mm～6.7mm傳熱管形成。
本實用新型6是從制冷劑填充量要少于以往的觀點考慮，上述室外熱交換器(13)的傳熱管最好由內徑在6.1mm以下的傳熱管形成的制冷裝置。
本實用新型7是具備包括壓縮機(11)、室外熱交換器(13)、減壓裝置(14)和室內熱交換器(15)在內的制冷劑回路(10)，以R32的含量在75重量％以上、100重量％以下的R32和R125的混合制冷劑為制冷劑形成蒸汽壓縮式制冷循環(huán)的制冷裝置。上述室內熱交換器(15)的傳熱管由內徑小于6.2mm的傳熱管形成。
本實用新型8是具備包括壓縮機(11)、室外熱交換器(13)、減壓裝置(14)和室內熱交換器(15)在內的制冷劑回路(10)，以R32的含量在75重量％以上、100重量％以下的R32和R125的混合制冷劑為制冷劑形成蒸汽壓縮式制冷循環(huán)的制冷裝置。上述室內熱交換器(15)的傳熱管由內徑小于4.7mm～6.2mm的傳熱管形成。
本實用新型9是從制冷劑填充量要少于以往的觀點考慮，上述室內熱交換器(15)的傳熱管最好由內徑在5.5mm以下的傳熱管形成的制冷裝置。
本實用新型10是具備包括壓縮機(11)、室外熱交換器(13)、減壓裝置(14)和室內熱交換器(15)在內的制冷劑回路(10)，以R32的含量在75重量％以上、100重量％以下的R32和R125的混合制冷劑為制冷劑形成蒸汽壓縮式制冷循環(huán)的制冷裝置。上述室內熱交換器(15)的傳熱管由內徑小于7.1mm的傳熱管形成。
本實用新型11是具備包括壓縮機(11)、室外熱交換器(13)、減壓裝置(14)和室內熱交換器(15)在內的制冷劑回路(10)，以R32的含量在75重量％以上、100重量％以下的R32和R125的混合制冷劑為制冷劑形成蒸汽壓縮式制冷循環(huán)的制冷裝置。上述室內熱交換器(15)的傳熱管由內徑小于5.4mm～7.1mm的傳熱管形成。
本實用新型12是從制冷劑填充量要少于以往的觀點考慮，上述室外熱交換器(13)的傳熱管最好由內徑在6.3mm以下的傳熱管形成的制冷裝置。
上述各實用新型中，室外熱交換器(13)或室內熱交換器(15)的傳熱管都比以前的細。
此外，作為制冷劑特性的單一的R32制冷劑或R32含量在75重量％以上、100重量％以下的R32/R125混合制冷劑的壓力損失小于R22。其結果是，即使傳熱管內徑變小，制冷劑的壓力損失也能夠維持在與以往相等的水平。
另一方面，通過減小傳熱管的內徑，能夠減少制冷劑回路(10)中的制冷劑填充量。所以，能夠在保持與以往使用了R22的制冷裝置同等性能的前提下，減少制冷劑的填充量。因此，不僅R32的的地球變暖系數(shù)較小，而且通過減少制冷劑回路(10)中的制冷劑填充量，顯著地防止了地球的變暖。
本實用新型與使用了R22的傳統(tǒng)裝置相比，通過縮小室外熱交換器(13)或室內熱交換器(15)的傳熱管管徑，能夠在維持與以往同等性能的前提下減少制冷劑回路(10)中的制冷劑填充量。所以，能夠比以往更為有效地利用單一的R32制冷劑或R32的混合制冷劑。通過減小制冷劑本身的地球變暖系數(shù)和減少制冷劑填充量，能夠大幅度提高防止地球變暖的效果。因此，能夠提供適用于保護地球環(huán)境的裝置。
此外，通過減小傳熱管的管徑，還可達到使熱交換器小型化的目的。
圖1為空調器的制冷劑回路圖。
圖2為莫里爾熱力學計算圖。
圖3為表示傳熱管內徑比的計算結果的表格。
圖4為帶槽管的剖面圖。
圖5為莫里爾熱力學計算圖。
圖6為表示液側配管內徑比的計算結果的表格。
圖7表示相對于制冷額定功率的R22用氣側配管和液側配管的管徑。
圖8表示相對于制冷額定功率的氣側配管和液側配管的直徑比。
圖9表示R22用銅管和R32用銅管的關系。
圖10為表示地球變暖系數(shù)的表格。
以下，根據(jù)附圖對本實用新型的實施狀態(tài)進行說明。
空調器的構成如
圖1所示，本實施狀態(tài)的制冷裝置是室內單元(17)和室外單元(16)相連的空調器(1)?？照{器(1)的制冷劑回路(10)可以單一的R32制冷劑(以下稱為R32單一制冷劑)為制冷劑，也可以R32含量大于75重量％、但小于100重量％的R32和R125的混合制冷劑(R32含量較高的混合制冷劑，以下，稱為R32/R125混合制冷劑)為制冷劑。
上述制冷劑回路(10)是形成了蒸汽壓縮式制冷循環(huán)的制冷劑回路，它由壓縮機(11)、四路切換閥(12)、室外熱交換器(13)、作為膨脹裝置的膨脹閥(14)及室內熱交換器(15)通過作為制冷劑配管的氣側配管(31)和液側配管(32)依次相連而成。
具體來講，壓縮機(11)的排出側和四路切換閥(12)的接口1(12a)通過氣側配管1(21)相連。四路切換閥(12)的接口2(12b)和室外熱交換器(13)通過氣側配管2(22)相連。室外熱交換器(13)和膨脹閥(14)通過液側配管1(25)相連。膨脹閥(14)和室內熱交換器(15)通過液側配管2(26)相連。室內熱交換器(15)和四路切換閥(12)的接口3(12c)通過氣側配管3(23)相連。四路切換閥(12)的接口4(12d)和壓縮機(11)的吸入側通過氣側配管4(24)相連。
壓縮機(11)、氣側配管1(21)、四路切換閥(12)、氣側配管2(22)、室外熱交換器(13)、液側配管1(25)、膨脹閥(14)和氣側配管4(24)和圖中未示的室外送風機一起被納入室外單元(16)中。另一方面，室內熱交換器(15)和圖中未示的室內送風機一起被納入室內單元(17)中。液側配管2(26)和氣側配管3(23)的一部分構成了連接室外單元(16)和室內單元(17)的所謂連接配管。
熱交換器的構成由于R32單一制冷劑或R32/R125混合制冷劑的單位體積制冷效果優(yōu)于R22，所以，為發(fā)揮規(guī)定能力而需要的制冷劑循環(huán)量比使用R22時的要少。因此，在熱交換器的傳熱管內徑一定的情況下下，R32單一制冷劑或R32/R125混合制冷劑的制冷劑循環(huán)量較少，這樣管內的壓力損失就比使用R22時的要少。
一般，如果減小熱交換器的傳熱管內徑，則由于傳熱面積減小且制冷劑壓力損失增加，整個裝置的性能會降低。但是，在使用了R32單一制冷劑或R32/R125混合制冷劑的情況下，由于傳熱管內的制冷劑側的熱傳導率比使用R22時的要大，所以，即使管內壓力損失增大至與R22相當，整個裝置的性能也能夠與R22持平或更好。
但是，制冷劑回路(10)中制冷劑存量最多的部分是室外熱交換器(13)。因此，通過減小室外熱交換器(13)的傳熱管管徑，可有效減少制冷劑的填充量。通過減小傳熱管的管徑，還可使室外熱交換器(13)和室內熱交換器(15)的體積變小，這樣就可促進室外單元(16)和室內單元(17)的小型化。
因此，本空調器中的室外熱交換器(13)和室內熱交換器(15)的傳熱管管徑都有所減小，其標準是使管內壓力損失與R22持平。具體來講，本空調器(1)考慮了相當于傳熱管內的壓力損失部分的制冷劑飽和溫度的變化量，對室外熱交換器(13)和室內熱交換器(15)的傳熱管內徑尺寸進行設定以使該溫度變化量與使用R22時的持平。
傳熱管構成的基本原理以下，對構成室外熱交換器(13)和室內熱交換器(15)的傳熱管的基本原理進行具體說明。
如圖2所示，對室外熱交換器(13)和室內熱交換器(15)的各傳熱管進行設定，以使相當于蒸發(fā)制冷劑的壓力損失的飽和溫度變化量ΔTe達到與傳統(tǒng)裝置的R22的飽和溫度變化量相同的水平。即，設ΔTe=Const.……(1)式中，ΔP配管壓力損失(kPa),L配管長度(m),G制冷劑循環(huán)量(kg/s),A流路截面積(m2),λ損耗系數(shù)，d配管內徑(m),ρs壓縮機吸入的制冷劑密度(kg/m3)。則上述飽和溫度變化量ΔTe由下式表示。ΔTe={ΔTΔP}×ΔPe---(3)]]>采用以下的圓管磨擦損耗公式可算出壓力損失ΔP。ΔP=λ·Ld·G22·ρs·A2---(3)]]>制冷設備的制冷能力Q=G×ΔhΔP∝G2ρs·d5∝(Δh2·ρs·d5)-1---(4)]]>Δh制冷效果(kJ/kg)利用上述(2)式和(4)式表示壓力損失ΔP。ΔTe∝{ΔTΔP}×(Δh2·ρs·d5)-1---(5)]]>因此，由上述(1)式和(5)式以及R22和R32的物理性能值，可按照以下方法求出R32用傳熱管和R22用傳熱管的內徑比，即傳熱管的管徑比。 圖3表示將各物理性能值代入上述(6)式的計算結果。進行上述計算時，蒸發(fā)溫度Te設定為2℃，冷凝溫度Tc設定為49℃，則蒸發(fā)器出口的過熱度SH=5度，冷凝器出口的過冷度SC=5度。
從上述計算結果可看出，R32單一制冷劑的傳熱管管徑是R22用傳熱管的0.76倍左右。R32/R125混合制冷劑用傳熱管的管徑是R22用傳熱管的0.76～0.8倍左右。另外作為參考，對其他替代制冷劑也進行了同樣計算，其結果是，R32用傳熱管的管徑最小(參考圖3)。
基于上述原理，與R22用傳熱管相比，本空調器(1)中使用了具有以下內徑的傳熱管。
即，使用R32單一制冷劑時，室內熱交換器(15)的傳熱管由內徑為4.7mm～5.9mm的傳熱管形成，室外熱交換器(13)的傳熱管由內徑為5.4mm～6.7mm的傳熱管形成。
另一方面，在使用R32/R125混合制冷劑時，室內熱交換器(15)的傳熱管由內徑為4.7mm～6.2mm的傳熱管形成，室外熱交換器(13)的傳熱管由內徑為5.4mm～7.1mm的傳熱管形成。
如果各傳熱管的內徑小于上述數(shù)值范圍，則雖然制冷劑填充量有所減少，但制冷劑的壓力損失增大。另一方面，如果各傳熱管的內徑大于上述數(shù)值范圍，則雖然制冷劑壓力損失減小，且裝置的效率有所提高，但仍難以充分利用R32的降低制冷劑填充量的效果。
因此，本實施狀態(tài)中，將室外熱交換器(13)和室內熱交換器(15)的傳熱管內徑設定在上述數(shù)值范圍內。
當然，根據(jù)裝置的使用條件等，為使R32的特性能夠更加顯著地發(fā)揮，可對上述數(shù)值范圍進行進一步限定。
例如，使用R32單一制冷劑時，室內熱交換器(15)的傳熱管由內徑為4.9mm～5.7mm的傳熱管形成，室外熱交換器(13)的傳熱管由內徑為5.6mm～6.5mm的傳熱管形成。
再進一步，使用R32單一制冷劑時，室內熱交換器(15)的傳熱管由內徑為5.1mm～5.5mm的傳熱管形成，室外熱交換器(13)的傳熱管由內徑為5.8mm～6.3mm的傳熱管形成。
使用R32/R125混合制冷劑時，室內熱交換器(15)的傳熱管由內徑為4.9mm～6.0mm的傳熱管形成，室外熱交換器(13)的傳熱管由內徑為5.6mm～6.9mm的傳熱管形成。
再進一步，使用R32/R125混合制冷劑時，室內熱交換器(15)的傳熱管由內徑為5.2mm～5.7mm的傳熱管形成，室外熱交換器(13)的傳熱管由內徑為5.9mm～6.6mm的傳熱管形成。
這里所謂的傳熱管內徑是指為內面平滑管時擴管后的管內徑。另外，如圖4所示，為內面帶槽管時的傳熱管內徑是指用擴管后的外徑減去底部厚度的2倍的值，即內徑di=do-2t。
作為傳熱管可使用銅管和鋁管等各種傳熱管。由于本實施狀態(tài)中的室外熱交換器(13)和室內熱交換器(15)作為一種與空氣進行熱交換的空氣熱交換器，是由銅管和鋁翼形成的板翼式熱交換器，所以，其中的傳熱管由銅管構成。
制冷劑配管的構成本空調器(1)中，為了達到減少制冷劑填充量的目的，不僅縮小了熱交換器(13和15)的傳熱管管徑，還縮小了制冷劑回路(10)的制冷劑配管的管徑。
如上所述，R22用制冷劑配管中直接使用R32單一制冷劑或R32/R125混合制冷劑時，制冷劑的壓力損失有所減少。因此，只要減小制冷劑回路(10)的液側配管(32)的內徑，即使管內壓力損失增加到與使用R22時相同的水平，裝置性能也仍可與以往的相同。所以，本空調器(1)中，通過將液側配管(32)的管徑縮小到管內壓力損失與R22持平的程度，就能維持裝置性能，并減少制冷劑回路(10)內的制冷劑填充量。
對應于上述情況，如果減小氣側配管(31)的管徑，特別是形成壓縮機(11)的吸入配管的氣側配管4(24)的管徑，則制冷劑填充量的減少沒有那么多，而且由于吸入壓力損失增大，這就大幅度地降低了裝置效率。這種裝置效率的降低間接導致地球變暖程度的增大。
因此，本空調器(1)中，氣側配管(31)與以往的R22用氣側配管相同，只有液側配管(32)的管徑比以往的R22用液側配管小。
制冷劑配管的構成的基本原理以下，對構成液側配管(32)的基本原理進行說明。
對液側配管(32)進行設計，以使液側配管(32)的壓力損失占從冷凝器出口到蒸發(fā)器入口的制冷劑壓力降低量的比例與R22的情況相同。即，使用圖5所示符號成立下式。(Pco-Pvi)+(Pvo-Pbi)(Pco-Pei)=Const---(7)]]>式中，ΔP配管壓力損失(kPa),L配管長度(m),G制冷劑循環(huán)量(kg/s),A流路截面積(m2),λ損耗系數(shù)，d配管內徑(m),ρs壓縮機吸入的制冷劑密度(kg/m3)。則用以下的圓管磨擦損耗公式可算出上述式(7)的分子的各項。ΔP=λ·Ld·G22·ρs·A2---(8)]]>這里，制冷設備的制冷能力Q=G×Δh，由式(8)可導出下式。ΔP∝G2ρs·d5∝(Δh2·ρs·d5)-1---(9)]]>Δh制冷效果(kJ/kg)然后，可導出下式。
(Pco-Pvi)+(Pvo-Pbi)∝(Δh2·ρs·d5)-1…(10)由上述式(7)和式(10)可導出下式。(Pco-Pvi)+(Pvo-Pbi)(Pco-Pei)∝(Δh2·ρs·d5)-1(HP-LP)---(11)]]>因此，由上述(7)式和式(11)以及R22和R32的物理性能值，可按照以下方法求出R32用傳熱管和R22用傳熱管的內徑比。 圖6表示將各物理性能值代入上述式(12)的計算結果。進行上述計算時，蒸發(fā)溫度Te設定為2℃，冷凝溫度Tc設定為49℃，則過熱度SH=5度，過冷度SC=5度。
從上述計算結果可看出，R32單一制冷劑的液側配管(32)的管徑可縮小到R22的液側配管的0.76倍左右。R32/R125混合制冷劑中的R32含量只要在75重量％以上，則液側配管的管徑也可縮小到R22的0.76～0.8倍左右。另外作為參考，對其他替代制冷劑也進行了同樣計算，其結果是，R32的液側配管的管徑最小(參考圖6)。
圖7表示以往使用了R22的裝置中的氣側配管和液側配管的管徑(外徑)與制冷額定功率一一對應的情況。
本空調器(1)中，根據(jù)制冷額定功率，所用的氣側配管(31)的管徑與上述R22用氣側配管相同，而所用的液側配管(32)的管徑比上述R22用液側配管細。
圖8表示氣側配管內徑dg和液側配管內徑d1之比，即內徑比(=氣側配管內徑dg/液側配管內徑d1)。本空調器(1)中，根據(jù)制冷額定功率，使用了具有以下內徑比的氣側配管(31)和液側配管(32)。
即，制冷額定功率大于5KW、但小于9KW以下時，使用上述內徑比為2.1～3.5的氣側配管(31)和液側配管(32)。制冷額定功率小于KW或大于9KW時，使用上述內徑比為2.6～3.5的氣側配管(31)和液側配管(32)。
制冷額定功率在5KW以下時，使用內徑為3.2mm～4.2mm的配管作為液側配管(32)。制冷額定功率大于5KW但小于22.4KW時，使用內徑為5.4mm～7.0mm的配管作為液側配管(32)。制冷額定功率大于22.4KW時，使用內徑為7.5mm～9.8mm的配管作為液側配管(32)。
如果上述內徑比或液側配管(32)的內徑小于上述數(shù)值范圍，則雖然制冷劑填充量進一步減少，但裝置性能降低。如果上述內徑比或液側配管(32)的內徑大于上述數(shù)值范圍，則雖然制冷劑壓力損失減少，且裝置性能有所提高，但制冷劑填充量的減少不明顯。
因此，本實施狀態(tài)中，為了在保持裝置性能的同時還能夠充分減少制冷劑的填充量，將氣側配管(31)和液側配管(32)設定在上述數(shù)值范圍內。
此外，根據(jù)裝置的使用條件等，為更有效地利用R32的特性，還可對上述數(shù)值范圍內進行進一步限定。
例如，制冷額定功率大于5KW、但小于9KW時，上述內徑比可以在2.4～3.2的范圍內。制冷額定功率小于5KW或大于9KW時，上述內徑比可以在2.8～3.3的范圍內。
進一步來講，制冷額定功率大于5KW、但小于9KW時，上述內徑比可以在2.6～3.0的范圍內。制冷額定功率小于5KW或大于9KW時，上述內徑比可以在2.9～3.1的范圍內。
此外，制冷額定功率小于5KW時，液側配管(32)的內徑可以在3.5mm～3.9mm的范圍內。制冷額定功率大于5KW、但小于22.4KW時，液側配管(32)的內徑可以在5.7mm～6.7mm的范圍內。制冷額定功率大于22.4KW時，液側配管(32)的內徑可以在7.8mm～9.5mm的范圍內。
進一步來講，制冷額定功率小于5KW時，液側配管(32)的內徑可以在3.6mm～3.8mm的范圍內。制冷額定功率大于5KW、但小于22.4KW時，液側配管(32)的內徑可以在6.0mm～6.4mm的范圍內。制冷額定功率大于22.4KW時，液側配管(32)的內徑可以在8.1mm～9.1mm的范圍內。
但是，以往的制冷劑配管從成本較低且處理容易的角度考慮，大多使用銅管。由于銅管有多種標準品，所以，利用標準品，可達到制冷劑配管(31和32)的低成本要求。因此，為了降低裝置成本，可以通過組合標準品來達到上述內徑比的要求，最好液側配管(32)和氣側配管(31)都由標準品構成。
圖9是R22用銅管(JISB607)的規(guī)格和日本制冷空調工業(yè)會提出的(日冷工案)R32用高壓配管的規(guī)格的比較圖。
由以上計算結果算出的最佳內徑比是，使用R32單一制冷劑時為0.76，使用R32含量為75重量％的R32/R125混合制冷劑時為0.80。從上述圖9可看出，只要在最佳內徑比的±10％的范圍內，則可通過組合標準品容易地獲得最佳內徑比。
例如，使用φ9.5mm的標準化配管為R22用配管時，如果使用R32，則可用φ8.0mm的標準化配管代替上述配管。因此，通過組合標準品就能夠容易地完成本實施狀態(tài)。
空調器(1)的運作以下，根據(jù)制冷劑回路(10)中的制冷劑循環(huán)運作情況對空調器(1)的運作進行說明。
空調器在進行制冷時，四路切換閥(12)被設定在
圖1所示的實線側。即，四路切換閥(12)處于接口1(12a)和接口2(12b)連通，接口3(12c)和接口4(12d)流通的狀態(tài)。
這種狀態(tài)下，從壓縮機(11)排出的氣體制冷劑通入氣側配管1(21)、四路切換閥(12)和氣側配管2(22)，在室外熱交換器(13)被冷凝。從室外熱交換器(13)流出的液狀制冷劑流入液側配管1(25)，通過膨脹閥減壓轉變?yōu)闅庖憾嘀评鋭?。從膨脹閥(14)流出的二相制冷劑又通過液側配管2(26)，在室內熱交換器(15)與室內空氣進行熱交換而蒸發(fā)，室內空氣被冷卻。從室內熱交換器(15)流出的氣體制冷劑通過氣側配管3(23)、四路切換閥(12)和氣側配管4(24)被吸收入壓縮機(11)。
另一方面，空調器在進行制熱時，四路切換閥(12)被設定在
圖1所示的虛線側。即，四路切換閥(12)處于接口1(12a)和接口4(12d)連通，接口2(12b)和接口3(12c)連通的狀態(tài)。
這種狀態(tài)下，從壓縮機(11)排出的氣體制冷劑通入氣側配管1(21)、四路切換閥(12)和氣側配管3(23)流入室內熱交換器(15)。流入室內熱交換器(15)的制冷劑與室內空氣進行熱交換而冷凝，室內空氣被加熱。從室內熱交換器(15)流出的液狀制冷劑通過液側配管2(26)在膨脹閥減壓轉變?yōu)闅庖憾嘀评鋭?。從膨脹閥(14)流出的二相制冷劑又通過液側配管1(25)在室外熱交換器(13)蒸發(fā)。從室外熱交換器(13)流出的氣體制冷劑通過氣側配管2(22)、四路切換閥(12)和氣側配管4(24)被吸收入壓縮機(11)。
本實施狀態(tài)中，在使用R32單一制冷劑或R32/R125混合制冷劑作為制冷劑的同時，還使室外熱交換器(13)及室內熱交換器(15)的傳熱管比以往更細。所以，可在保持裝置性能的前提下減少制冷劑填充量，并可能抑制地球變暖。
由于傳熱管變得更細，所以，可達到室外熱交換器(13)和室內熱交換器(15)的低成本和小型化，還可使室內單元(17)和室外單元(16)小型化。
此外，用管徑較細的配管形成液側配管(32)，可在將運轉功率保持在原來水平的同時，進一步減少制冷劑回路(10)中的制冷劑填充量。
因此，能夠充分發(fā)揮地球變暖系數(shù)較小，且管內壓力損失較少等R32的特性，并能夠在較大程度上抑制地球變暖。
上述實施狀態(tài)是可選擇地進行制冷和制熱的所謂熱泵式空調器，但本實用新型的適用對象不僅限于熱泵式空調器，例如也可用于單冷機。此外，根據(jù)對應于制冷額定功率的制熱額定功率，設定液側配管(32)和氣側配管(31)的內徑或它們的內徑比，本實用新型還可有用單暖機。
無庸置言，氣側配管(31)和液側配管(32)不一定都要由銅管形成，也可以由SUS管、氧化鋁管、鐵管等其他配管形成。
室內熱交換器(15)及室外熱交換器(13)不僅限于空氣熱交換器，也可以是雙重管式熱交換器等液-液熱交換器。
通過縮小室外熱交換器(13)及室內熱交換器(15)的傳熱管和氣側配管(31)及液側配管(32)的管徑，可減小制冷劑回路(10)的內容積(制冷劑通過部分的內容積)。所以，與以往相比，可減少混入制冷劑回路(10)內的空氣、水分、雜質等，這樣制冷機油與水分等的接觸機會就會變少。因此，利用本實施狀態(tài)，引起制冷機油劣化的可能性比以往小。使用醚油和酯油等合成油作為制冷機油時，本實施狀態(tài)的優(yōu)越性就會更顯著地發(fā)揮。
此外，本實用新型的制冷裝置并不僅限于狹義的制冷裝置，除了上述空調器之外，還包括冷藏裝置和除濕機等多種制冷裝置。
本實施狀態(tài)中的制冷額定功率是指蒸發(fā)器的功率，并不限于空調器在制冷時的功率。此外，制冷額定功率還可以是連接配管長為5m、室內單元和室外單元的高低差為0m時，以規(guī)定的JIS條件(室內干球溫度為27℃、室內濕球溫度為19℃、室外干球溫度為35℃)為基準所具有的功率。
綜上所述，本實用新型的制冷裝置對使用臭氧破壞系數(shù)較小的制冷劑的場合有用，適用于可真正防止地球變暖的制冷裝置。
權利要求1．一種制冷裝置，所述裝置具備包括壓縮機(11)、室外熱交換器(13)、減壓裝置(14)和室內熱交換器(15)在內的制冷劑回路(10)，以R32為制冷劑形成蒸汽壓縮式制冷循環(huán)，其特征在于，上述室內熱交換器(15)的傳熱管由內徑小于5.9mm的傳熱管形成。
2．一種制冷裝置，所述裝置具備包括壓縮機(11)、室外熱交換器(13)、減壓裝置(14)和室內熱交換器(15)在內的制冷劑回路(10)，以R32為制冷劑形成蒸汽壓縮式制冷循環(huán)，其特征在于，上述室內熱交換器(15)的傳熱管由內徑小于4.7mm～5.9mm的傳熱管形成。
3．如權利要求1或2所述的制冷裝置，其特征還在于，室內熱交換器(15)的傳熱管由內徑小于5.3mm的傳熱管形成。
4．一種制冷裝置，所述裝置具備包括壓縮機(11)、室外熱交換器(13)、減壓裝置(14)和室內熱交換器(15)在內的制冷劑回路(10)，以R32為制冷劑形成蒸汽壓縮式制冷循環(huán)，其特征在于，上述室內熱交換器(13)的傳熱管由內徑小于6.7mm的傳熱管形成。
5．一種制冷裝置，所述裝置具備包括壓縮機(11)、室外熱交換器(13)、減壓裝置(14)和室內熱交換器(15)在內的制冷劑回路(10)，以R32為制冷劑形成蒸汽壓縮式制冷循環(huán)，其特征在于，上述室內熱交換器(13)的傳熱管由內徑小于5.4mm～6.7mm的傳熱管形成。
6．如權利要求4或5所述的制冷裝置，其特征還在于，室外熱交換器(13)的傳熱管由內徑小于6.1mm的傳熱管形成。
7．一種制冷裝置，所述裝置具備包括壓縮機(11)、室外熱交換器(13)、減壓裝置(14)和室內熱交換器(15)在內的制冷劑回路(10)，以R32含量在75重量％以上、100重量％以下的R32和R125的混合制冷劑為制冷劑形成蒸汽壓縮式制冷循環(huán)，其特征在于，上述室內熱交換器(15)的傳熱管由內徑小于6.2mm的傳熱管形成。
8．一種制冷裝置，所述裝置具備包括壓縮機(11)、室外熱交換器(13)、減壓裝置(14)和室內熱交換器(15)在內的制冷劑回路(10)，以R32含量在75重量％以上、100重量％以下的R32和R125的混合制冷劑為制冷劑形成蒸汽壓縮式制冷循環(huán)，其特征在于，上述室內熱交換器(15)的傳熱管由內徑小于4.7mm～6.2mm的傳熱管形成。
9．如權利要求7或8所述的制冷裝置，其特征還在于，室內熱交換器(15)的傳熱管由內徑小于5.5mm的傳熱管形成。
10．一種制冷裝置，所述裝置具備包括壓縮機(11)、室外熱交換器(13)、減壓裝置(14)和室內熱交換器(15)在內的制冷劑回路(10)，以R32含量在75重量％以上、100重量％以下的R32和R125的混合制冷劑為制冷劑形成蒸汽壓縮式制冷循環(huán)，其特征在于，上述室內熱交換器(15)的傳熱管由內徑小于7.1mm的傳熱管形成。
11．一種制冷裝置，所述裝置具備包括壓縮機(11)、室外熱交換器(13)、減壓裝置(14)和室內熱交換器(15)在內的制冷劑回路(10)，以R32含量在75重量％以上、100重量％以下的R32和R125的混合制冷劑為制冷劑形成蒸汽壓縮式制冷循環(huán)，其特征在于，上述室內熱交換器(15)的傳熱管由內徑小于5.4mm～7.1mm的傳熱管形成。
12．如權利要求10或11所述的制冷裝置，其特征還在于，室外熱交換器(13)的傳熱管由內徑小于6.3mm的傳熱管形成。
專利摘要由壓縮機、四路切換閥(12)、室外熱交換器(13)、膨脹閥(14)及室內熱交換器(15)通過氣側配管(31)和液側配管(32)依次連接構成制冷劑回路(10)。在制冷劑回路(10)中填充了R32單一制冷劑。室內熱交換器(15)的傳熱管由內徑為4.7mm～5.9mm的傳熱管形成。室外熱交換器(13)的傳熱管由內徑為5.4mm～6.7mm的傳熱管形成。
文檔編號F25B41/00GK2460895SQ00204010
公開日2001年11月21日 申請日期2000年3月2日 優(yōu)先權日1999年3月2日
發(fā)明者北宏一, 矢嶋龍三郎 申請人:大金工業(yè)株式會社