JPH04125165U - 冷却装置 - Google Patents

Abstract

(57)【要約】 【目的】 大型の装置でないにも関わらず、熱負荷の急
激な減少に対処して液圧縮を回避することができる冷却
装置を提供すること。 【構成】 この冷却装置は熱交換器４、圧縮機１、凝縮
器２、膨張弁３及び容量調整弁５を備えており、熱交換
器４と圧縮機１との間には熱交換器４とは別の熱交換器
６が組み込まれている。熱負荷が急激に減少した場合に
は熱交換器４内の冷媒圧力も急激に減少し、減圧弁であ
る容量調整弁５が直ちに大きく開く。そのため、圧縮機
１から送り出される圧縮冷媒ガスは別の熱交換器６側へ
多量に送り込まれる。熱交換器４から流出する液冷媒は
熱交換器６を介して容量調整弁５から流出する高温の圧
縮冷媒ガスとの間の熱交換によってガス化される。

Description

【考案の詳細な説明】

【０００１】

【産業上の利用分野】

本考案は、熱負荷体と冷媒との間の熱交換を行うための熱交換器、圧縮機から 送り出される圧縮冷媒ガスを液冷媒に凝縮する凝縮器、凝縮器の下流側に介在さ れた液冷媒流量調整器、圧縮機から送り出される圧縮冷媒ガスを熱交換器側へ迂 回させる容量調整弁からなる冷却装置に関するものである。

【０００２】

【従来の技術】

この種の冷却装置は冷却に用いられるが、水、空気等の熱負荷は０〜１００％ まで変動する。熱負荷が０％のような場合には熱交換器へ送り込まれた液冷媒が 蒸発されずに圧縮機内に流入し、液圧縮という圧縮機に故障を引き起こす原因の 発生可能性が常にある。従来の冷却装置では熱負荷減少時には膨張弁が閉塞傾向 に制御され、この閉塞方向への制御によって熱交換器内の冷媒圧力が低下する。 熱交換器内の冷媒圧力が規定以下になると減圧弁である容量調整弁が大きく開き 、圧縮機から送り出された圧縮冷媒ガスが熱交換器側へ多量に迂回供給される。 膨張弁の開閉制御は熱交換器の冷媒出口側の温度情報に基づいて行われる。熱交 換器の冷媒出口側の温度は熱負荷を反映し、熱負荷が大きくなれば出口側温度は 上昇し、熱負荷が小さくなれば出口側温度は低下する。通常、この温度はガス圧 に変換され、このガス圧によって膨張弁の開閉制御が行われる。熱負荷が急激に 低下したり、或いは無くなったりした場合には膨張弁は閉じる。このような流量 制御により熱交換器へ導入される液冷媒量が調整される。

【０００３】

【考案が解決しようとする課題】

ところが、熱負荷変動が膨張弁の開閉制御に波及するまでに若干時間を要する ため、熱負荷の減少が急激であると、膨張弁の開閉制御がなされるまでの間に液 冷媒が熱交換器へ流入してしまう。膨張弁の代わりにキャピラリチューブを用い た場合には液冷媒の流入量は更に増えてしまう。液冷媒が熱交換器へ送り込まれ ても熱負荷が無いために液冷媒が蒸発することはなく、液冷媒が圧縮機側へ送り 出されてしまう。

【０００４】 液冷媒が圧縮機内へ入り込まないようにするため、熱交換器から排出される液 冷媒を一旦保持するためのアキュムレータを圧縮機の上流側に設けたり、更には アキュムレータ内の液冷媒を加熱ヒータによってガス化する対策も提案されてい る。しかしながら、液冷媒をアキュムレータにより保持しようとしても冷却性能 、冷却能力の設計の観点からして液冷媒保持量には制約があり、圧縮機への液冷 媒流入を回避させることはできない。加熱ヒータを用いた液冷媒のガス化に必要 な熱量を確保するためにはヒータ用の別電源を設ける必要があり、コスト高にな るという問題がある。

【０００５】 圧縮機内への液冷媒の流入を防止するための別の方法として、熱交換器から送 り出される冷媒を気液分離器によって液冷媒と冷媒ガスとに分離し、冷媒ガスの みを圧縮機内に導入すると共に液冷媒を再び熱交換器に戻す方式もあるが、この 方式では配管等の構造が複雑になり、かつ全体の大型化が避けられないという問 題がある。

【０００６】 本考案は上記の問題点に鑑みて成されたものであり、その目的は、大型の装置 でないにも関わらず、熱負荷の急激な減少に対処して液圧縮を回避することがで きる冷却装置を提供することである。

【０００７】

【課題を解決するための手段】

上記目的を達成するために、本考案は水、空気といった熱負荷と冷媒との間の 熱交換を行うための熱交換器、冷媒ガスを圧縮するための圧縮機、圧縮機から送 り出される圧縮冷媒ガスを液冷媒に凝縮する凝縮器、凝縮器の下流側に介在され た液冷媒流量調整器、圧縮機から送り出される圧縮冷媒ガスを熱交換器側へ迂回 させる容量調整弁を備えた冷却装置において、前記熱交換器から流出する冷媒と 容量調整弁から流出する冷媒との間の熱交換を行う別の熱交換器を組み込んでい る。

【０００８】

【作用】

熱負荷が急激に減少した場合には熱交換器内の冷媒圧力も急激に減少し、容量 調整弁が直ちに大きく開く。そのため、圧縮機から送り出される圧縮冷媒ガスは 別の熱交換器側へ多量に送り込まれる。熱交換器から流出する液冷媒は別の熱交 換器を介して容量調整弁から流出する高温の圧縮冷媒ガスとの間の熱交換によっ てガス化される。

【０００９】

【実施例】

以下に本考案を具体化した実施例について、図１及び図２を参照しながら説明 する。 図１に示すように１は冷媒ガスの圧縮を行うための圧縮機であり、圧縮機１の 上流側には液冷媒を一旦保持するためのアキュムレータ１ａが組付けられている 。圧縮機１の下流側には凝縮器２が接続されており、圧縮機１から凝縮器２へ送 り込まれた圧縮冷媒ガスがファン２ａの送風作用により冷却して液冷媒になる。 凝縮器２の下流側には液冷媒流量調整器としての膨張弁３が接続されている。膨 張弁３は凝縮器２から送り出される液冷媒の流量制限を行う。膨張弁３の下流側 には熱交換器４が接続されており、膨張弁３から送り出される液冷媒と熱負荷回 路Ｒ0 側の空気、水等の熱負荷体と間の熱交換が熱交換器４を介して行われる。 これらの圧縮機１、アキュムレータ１ａ、凝縮器２、膨張弁３及び熱交換器４に よって冷媒回路の主流路Ｒ1 が形成されている。

【００１０】 主流路Ｒ1 上の凝縮器２及び膨張弁３に対して並列関係となるように迂回路Ｒ 2 が主流路Ｒ1 に接続されている。減圧弁型の容量調整弁５が設けられており、 迂回路Ｒ2 上には迂回路Ｒ2 の連通遮断が容量調整弁５によって行われる。容量 調整弁５の下流側には熱交換器６が接続されている。熱交換器６は容量調整弁５ の下流側の迂回路Ｒ2 と熱交換器４の下流側の主流路Ｒ1 との間の熱交換を行う 。

【００１１】 熱交換器４の冷媒出口側には温度検知器７が設置されている。温度検知器７は 熱交換器４における冷媒出口温度をガス圧として変換検出し、検出ガス圧は膨張 弁３の開閉制御を行うための制御圧として膨張弁３に導入されている。膨張弁３ は常時わずかに開放状態になっている。 熱負荷が減少すると液冷媒が熱負荷体から与えられる熱量は少なくなり、熱交 換器４の冷媒出口側の温度は低下する。この温度低下の情報は温度検知器７によ り検出ガス圧の低下として膨張弁３に波及し、膨張弁３が閉塞傾向に制御される 。圧縮機１は連続作動しており、熱交換器４内の冷媒は圧縮機１側へ常時吸引さ れている。従って、膨張弁３の閉塞方向への制御によって熱交換器４内の冷媒圧 力が低下する。熱交換器４内の冷媒圧力が規定以下になると容量調整弁５が開い て迂回路Ｒ2 が連通されるため、圧縮機１から送り出された圧縮冷媒ガスが容量 調整弁５を介して熱交換器６側へ多量に迂回供給される。熱交換器４から流出す る液冷媒は熱交換器６を介して容量調整弁５から流出する高温の圧縮冷媒ガスと の間の熱交換によりガス化される。

【００１２】 この熱交換作用を図２の絶対圧力（ｐ）−エンタルピ（ｈ）線図に基づき説明 する。曲線ＳC 1 は飽和液線、ＳC 2 は飽和蒸気線であり、ＳC 0 は絶対圧力Ｐ に対する臨界点である。閉鎖曲線Ａ−Ｂ−Ｃ−Ｄ、Ａ0 −Ｂ0 −Ｃ−Ｄ及びＡ’ −Ｂ’−Ｃ−Ｄはそれぞれ異なる冷凍サイクルを示している。 閉鎖曲線Ａ0 −Ｂ0 −Ｃ−Ｄは、熱交換器４の出口において液冷媒がちょうど 蒸発を完了し、乾燥飽和蒸気の状態で圧縮器１に送り込まれる乾燥飽和圧縮サイ クルを示す。熱負荷の変動がない通常状態では同一圧力下における乾燥飽和蒸気 と過熱蒸気との温度差である過熱度を一定に維持するために、一般には閉鎖曲線 Ａ−Ｂ−Ｃ−Ｄで表される過熱圧縮サイクルに設定されている。

【００１３】 Ａ−Ｂ間の圧縮工程では絶対圧力はＰ0 からＰk に上昇し、エンタルピはｈa からｈb に増加する。Ｂ−Ｃ間の凝縮工程では絶対圧力はＰk に保たれ、エンタ ルピはｈb からｈc に減少する。Ｃ−Ｄ間の膨張工程では絶対圧力はＰk からＰ 0 に下降し、エンタルピはｈc に保たれる。Ｄ−Ａ間の蒸発工程では絶対圧力は Ｐ0 に保たれ、エンタルピはｈc からｈa に増加する。

【００１４】 熱交換器４に送り込まれた液冷媒は前記蒸発工程によりガス化され、このとき 熱負荷から吸収する熱量ｑ1 はＤ−Ａ間のエンタルピの差ｈa −ｈc で表される 。また、圧縮機１による冷媒ガスの圧縮仕事に要する熱当量、即ち圧縮工程によ り圧縮冷媒ガスが得る熱量ｑ2 はＡ−Ｂ間のエンタルピの差ｈb −ｈa で表され る。

【００１５】 熱負荷が減少した場合には液冷媒が熱負荷から吸収する熱量ｑ1 が減少するた め、本来ならばＤ−Ａ’間で蒸発工程が行われ、冷却サイクルは閉鎖曲線Ａ’− Ｂ’−Ｃ−Ｄで示される湿り圧縮サイクルに移行する。しかし、圧縮冷媒ガスが 得た熱量ｑ2 の一部は別の熱交換器６を介して液冷媒に移行するため、Ａ’にお ける液冷媒のエンタルピの値ｈa'はｈa に近づく。これにより冷凍サイクルは閉 鎖曲線Ａ−Ｂ−Ｃ−Ｄの過熱圧縮サイクルに復帰して、通常どうり冷媒ガスのみ が圧縮機１内へ導入される。

【００１６】 一般にこのような冷却サイクルでは、液冷媒が熱負荷から吸収する熱量ｑ1 と 圧縮工程により圧縮冷媒ガスが得る熱量ｑ2 との比は約３：１となっている。従 って、熱負荷が０％になることで液冷媒が熱交換器４から送り出されたとしても 、そのうちの約１／３という比較的大量の液冷媒が熱交換器６を介した熱交換に より蒸発する。

【００１７】 熱負荷が急激に減少してから膨張弁３が閉じるまでに多少時間がかかり、この 間に熱交換器４へ流入する液冷媒がそのまま圧縮機１内へ流出してしまう。この 流出量がアキュムレータ１ａの容量を越え、かつ液状のままアキュムレータ１ａ へ流入すれば圧縮機１にも液冷媒が入り込んでしまう。しかしながら、圧縮工程 により圧縮冷媒ガスが得る熱量を液冷媒の蒸発熱として利用することにより、通 常の大きさのアキュムレータ１ａであっても急激な熱負荷減少に充分に対応でき 、圧縮機１への液冷媒の流入を確実に回避することができる。また、液冷媒をガ ス化する目的でアキュムレータ１ａに加熱ヒータを設ける必要がなくなり、よっ て、ヒータ用別電源の設置に伴うコスト高といったような問題が生じることもな い。

【００１８】 本考案は前記実施例のみに勿論限定されることはなく、例えば、膨張弁３に代 えてキャピラリチューブを使用した場合にも充分な液圧縮防止効果が得られる。 また、図３に示す別の実施例のように主流路Ｒ1 と熱負荷回路Ｒ0 との間、及び 主流路Ｒ1 と迂回路Ｒ2 との間の熱交換を共に行う熱交換器８を用いることもで きる。この方式によれば前記実施例のような熱交換器４とは別の熱交換器６を組 付ける必要がないため、冷却装置全体をより小型化することができるという利点 を有する。

【００１９】

【考案の効果】

本考案の冷却装置によれば、大型の装置でないにも関わらず、熱負荷の急激な 減少に対処して液圧縮を回避することができるという優れた効果を奏する。

【図面の簡単な説明】

【図１】 本考案の冷却装置を具体化した一実施例を示
す簡略図である。

【図２】 冷凍サイクルを表した絶対圧力−エンタルピ
線図である。

【図３】 本考案の別の実施例を示す簡略図である。

【符号の説明】

１ 圧縮機、２ 凝縮器、３ 液冷媒流量調整器として
の膨張弁、４ 熱交換器、５ 容量調整弁、６ （別
の）熱交換器。

Claims (1)

【実用新案登録請求の範囲】
1. 【請求項１】水、空気といった熱負荷と冷媒との間の熱
   交換を行うための熱交換器（４）、冷媒ガスを圧縮する
   ための圧縮機（１）、圧縮機（１）から送り出される圧
   縮冷媒ガスを液冷媒に凝縮する凝縮器（２）、凝縮器
   （２）の下流側に介在された液冷媒流量調整器（３）、
   及び圧縮機（１）から送り出される圧縮冷媒ガスを熱交
   換器（４）側へ迂回させる容量調整弁（５）を備えた冷
   却装置において、前記熱交換器（４）から流出する冷媒
   と容量調整弁（５）から流出する冷媒との間の熱交換を
   行う別の熱交換器（６）を組み込んだことを特徴とする
   冷却装置。