CN101082461A - 冷藏/冷冻设备及其控制方法 - Google Patents

Abstract

本发明提供一种冷藏/冷冻设备及其控制方法，在冷凝压力最佳控制单元(23)中，参照被液体温度传感器(24)检测出的制冷剂液体温度以及被蒸发温度传感器(25)检测出的制冷剂蒸发温度，来运算适当的压力降低值。将运算结果与膨胀阀(19)前部的压力传感器(28)的实测值进行比较，控制空冷冷凝器(8)的风机(9)的转速，使得对空冷冷凝器(8)的制冷剂的冷凝温度或冷凝压力进行递增控制或者递减控制。冷凝压力最佳控制单元(23)对转换器(12)进行控制，使得压力传感器(28)的实测值接近前述运算结果，即，接近制冷剂的最佳压力降低值。由此，能不低于制冷剂达到蒸发温度所需要的压力降低量、积极降低冷凝温度地运转，改善COP，削减能耗。

Description

冷藏/冷冻设备及其控制方法

技术领域

本发明涉及冷藏/冷冻设备及其控制方法，更具体地说涉及对制冷剂的蒸发器(制冷机组)侧的运转状况进行监视的同时，对冷凝器(condenser)的压力进行最佳化控制的冷藏/冷冻设备及其控制方法的改良。

背景技术

在一般的冷冻设备的制冷剂气体的冷凝器中，安装有冷凝压力调整阀及风机控制器等，以便将冷凝温度的下限值控制为30℃左右，而与蒸发器中制冷剂的蒸发温度及外部气体温度无关。与此相对，本申请的发明人已证实了下述事实：即，如下述非专利文献1所示，可以在不常年限制冷凝压力的情况下运行冷冻设备，实现高效率化，从而获得较大的节电效果。

根据该背景技术，不将冷凝温度限制到30℃左右，而使之随外部气体温度而变，并以冷凝压力降低时的冷冻能力及制冷剂液体温度为基准来选定分流器，由此，即使是极小的压力差也能进行运转。具体而言，分别选定喷嘴直径、管路直径及管路的长度，使得在蒸发器中可实现制冷剂的均匀分流的最低条件下，使分流器的喷嘴及管路的压力降低量不小于70kPa。这样，可以保证从蒸发器向多个管路均等地分配制冷剂液体。而且还证明了下述事实：通过采用这种特别的设计和运转方法，能以制冷剂的蒸发压力与冷凝压力之差为300kPa左右这样的极小压差进行运转。

【非专利文献1】“冷冻空调设备”，June，1998，Vol.25，No.6，“冷凝压力无限制节能式冷冻/冷藏设备”，p17-p25。

发明内容

然而，前述的背景技术未考虑在冻结装置实际运转中由产品负载引起的温度上升。此外，还未考虑下述事情况：即，在冷冻库中，伴随着实际运转中的除霜(defrost)结束后的室温上升，蒸发温度也在上升，因而，伴随着冷冻能力的増大及液体温度的上升，制冷剂干燥度χ的状态会发生变化。因此，如果在各种条件下运转的冷冻设备中原封不动地采用前述背景技术，仅仅任由外部气体降低冷凝压力，则有可能因下列问题而诱发运转不良。

以下说明例如采用“R-22”作为制冷剂，并在低级与高级排出量之比为2∶1的两级压缩冷冻循环中运用的冷藏库的情况(装置例1)。其中，状态压力由绝对压力abs来表示。在冷凝器周围的外部气体温度为-10℃、制冷剂冷凝温度tk等于-7℃(换算成相当压力后为“395kPa(abs)”，以下同样)、冷藏库的室温为-35℃、制冷剂蒸发温度to等于-41℃(100kPa)时，在液体温度tl等于-25℃状态下，通过选择喷嘴及管路，使蒸发器前部的分流器中的压力降低量为79kPa。

因此，制冷剂的冷凝压力395kPa(abs)减去液管的压力损失26kPa、膨胀阀的压力降低量190kPa以及分流器的压力降低量79kPa，等于蒸发压力100kPa。在冷冻能力Фo等于15kW的状态下，冷凝压力可获得压力降低量所需要的适当压力值。

假设在该运转状态下将产品移入冷库内，库内室温因该热负载而上升到-23℃，则压力为与制冷剂蒸发温度to等于-30℃相当的压力(164kPa(abs))，冷冻能力Фo等于23KW，而且制冷剂液体温度t1等于-12℃，干燥度χ及冷冻能力Фo增大。然而，另一方面，分流器的压力降低量为150kPa，几乎提高一倍，且液管的压力损失为48kPa，膨胀阀的压力降低量为265kPa。

此时，全部压力损失与压力降低量的合计如下所示。即，制冷剂液管的压力损失48kPa加上膨胀阀的压力降低量265kPa和分流器的压力降低量150kPa等于463kPa，如果在该合计值上加上作为压力降低的终点值的蒸发压力164kPa(abs)，则为627kPa(abs)，其为必要的冷凝压力值，换算成相当温度后，+6.6℃成为冷凝压力的限制值。

另一方面，由于外部气体温度如上所述为-10℃，因而，如果在使冷凝压力随外部气体温度而变的状态下运转，则冷凝温度便会下降至-7℃左右(相当压力为395kPa)。因此，不能获得制冷剂达到蒸发压力所需要的压力降低量，即使膨胀阀完全开启，蒸发器制冷剂侧的盘管内制冷剂的过热度也会増大。而且，将看到下述的异常运转状态：蒸发器的冷冻能力减小，且室温与制冷剂蒸发温度之差TD会上升到18℃。该状态下，如果制冷剂蒸发温度为-41℃，且冷冻能力为15kW，而且冷冻能力大于冷藏库的热负载，则经过一定时间，也能达到某个设定温度即-35℃。然而，在冻结装置等场合下，由于热负载较大，因而，如果热负载超过冷冻能力，则会导致温度上升等，从而造成冷却不良。因此，需要获得相对于室温达到适当的蒸发压力的压力降低量，前述的627kPa(abs)(转换成相当温度为+6.6℃)，为正常运转所需的冷凝压力值。

另一方面，如果冷冻装置回路的高压侧，即冷凝压力低于以蒸发压力为终点的前述压力损失及压力降低所需的合计压力，则在利用压力差来循环的冷冻循环中，便不可能进行本条件下的运转，而且会在低蒸发温度下达到平衡，从而不能获得需要的冷冻能力，因而造成冷却不良。

此外，在除霜结束后处于高温的蒸发器中，即使起动时MOP(Maximum Operating Pressure)起作用，蒸发温度也会变为-20℃左右，尽管冷冻能力的増加及液体温度的高温化是暂时的，但所需的压力降低量会达到760kPa的程度。未配备控制制冷剂流量的机构且由固定喷嘴及管路构成的制冷剂分流器的压力降低量，因质量流量及干燥度χ而呈现较大的变化。

在将冷凝温度与蒸发温度之差为300kPa之时作为可分流的最低条件而设计的冷冻设备中，制冷剂的质量流量増加或者液体温度升高，从而如上所述，达到蒸发温度所需要的压力降低量增大。另一方面，当随外部气体温度而变时，总是处于低于需要的压力降低量的运转状态。因此，需要维持超过达到蒸发温度的压力降低量的冷凝压力值，如果低于该值，则将在极低的蒸发温度下达到平衡，从而会降低冷冻装置的冷冻能力。这将造成冷冻能力相对于负载极端不足、冷却不良甚至不能运转。

接下来，作为另一例，对两级压缩冷冻循环的冻结装置(装置例2)作以说明：其采用制冷剂“R-404A(露点方式)”，且低级与高级的排出量之比为2.5∶1。冻结装置冷凝器的周围外部气体温度为-15℃，冷凝温度为tk＝-10℃(440kPa)abs，制冷剂蒸发温度为to等于-72℃(25kPa)abs，冻结装置的室温为-69℃，液体温度t1等于-48℃，在这一条件下，蒸发器前部分流器的必要压力降低量为66kPa，膨胀阀的压力降低量为260kPa，液管内的压力损失为30kPa，而冷冻能力Фo等于14kW。在该运转状态下开启冻结装置的门，并进行已冻结产品与未冻结产品的交替，其结果是冻结装置温度会上升至-40℃，因而冷冻能力增大，蒸发器的制冷剂蒸发温度与室温之差TD达到5℃，蒸发温度为-45℃，且冷冻能力Фo等于40kW。

此时达到蒸发温度的适当压力降低量为：液管的压力损失67kPa加膨胀阀的压力降低220kPa和分流器的压力降低250kPa等于537kPa，如果再加上作为压力降低量的终点的蒸发压力109kPa(abs)，则为646kPa(abs)，其为必要的压力值，换算成相当温度为+2℃，为冷凝压力的限制值。此时，如前述背景技术所示，如果任由外部气体降低冷凝压力，则将低于达到蒸发温度所需要的压力降低量，从而会造成蒸发压力降低。因此，相对于热负载只能获得极小的冷冻能力，造成冷却不良。因此，需要将冷凝压力保持在必要的压力降低量或其上。即使外部气体温度为-15℃，也需要将冷凝压力限制在可在制冷剂蒸发温度to等于-45℃状态下运转的冷凝压力646kPa(abs)(换算成相当温度约为+2℃)。

本发明就是鉴于前述各点而做出的，本发明的第一目的在于：不低于制冷剂达到蒸发温度所需要的压力降低量地积极降低冷凝温度，增大比焓差，增加冷冻能力Фo，减小冷冻机的压缩比，由此来减小机械应力，进而降低冷冻机电机的输入值来运转。第二目的在于：增大冷冻能力Фo，从而缩短运转时间，减小功耗。第三目的在于：在非常低的压力差下提高分流精度，总是再现或实现蒸发器的设计值TD，由此，不增大产品与制冷剂蒸发温度之差，抑制升华现象，防止库内产品干燥，并以极其良好的状态来冻结/保管产品。

为了达到前述目的，本发明的特征在于：边监视蒸发器侧的运转状态，边以稍高于制冷剂自身达到规定温度所需的压力降低量与供液管路的压力损失的合计压力控制冷凝压力来运转。换句话说，以达到冷冻设备蒸发温度的压力降低量作为基准，对冷凝压力进行最佳化控制运转。通过以下的详细说明及附图，可清楚本发明的前述及其它目的、特征和优点。

根据本发明，可以不低于制冷剂达到蒸发温度所需要的压力降低量地进行运转。因此，能不低于必要的压力降低量、积极降低冷凝温度地进行运转，可以通过缩短运转时间等来降低功耗，进而，可以防止库内产品干燥，以极其良好的状态冻结或保管产品。

附图说明

图1是本发明实施例1的冷冻设备的系统图。

图2是表示根据制冷剂蒸发温度与制冷剂液体温度所获得的压力降低量的关系的曲线图。

图3是表示根据制冷剂蒸发温度与制冷剂液体温度获得的压力降低量的关系的曲线图。

具体实施方式

以下，基于实施例来详细说明实施本发明的最佳方式。

【实施例】

(1)装置的基本结构

图1是本发明实施例1的系统图。该图是按蒸发温度且根据液体温度来进行控制场合下的冷冻设备的系统图。该图中，制冷机组13包括：风机14、翅片盘管(图中未示)、分流器15及盘管的集合管抽吸头18。其中，分流器15通过喷嘴16及管路17与前述翅片盘管(fin coil)的各管路相连接。另一方面，成为控制中心的冷凝压力最佳控制单元23连接有：液体温度传感器24、蒸发温度传感器25、制冷剂温度传感器26、制冷机组空气吸入侧温度传感器27、压力传感器28及转换器12。其中，液体温度传感器24用于检测膨胀阀19前部的制冷剂温度。蒸发温度传感器25用于检测制冷机组13的分流器15的出口处的制冷剂温度。制冷剂温度传感器26用于检测分流器15的入口处的制冷剂温度。压力传感器28用于检测膨胀阀19前部的制冷剂压力。另外，膨胀阀19与膨胀阀过热度控制器20相连接。该膨胀阀过热度控制器20分别连接有：对制冷剂吸入管的制冷剂气体温度进行检测的温度传感器21以及检测饱和压力的膨胀阀用压力传感器22，根据压力相当温度及温度传感器21的实测值来检测过热度，由前述膨胀阀过热度控制器20来控制膨胀阀的制冷剂流量。

另一方面，空冷冷凝器8设有由电机10所驱动的风机9，转换器12的输出被施加到电机10。该转换器12经由电磁开閉器11被施加电源电压。空冷冷凝器8的液化制冷剂出口侧经由阀门与制冷剂受液器2相连接，制冷剂受液器2的制冷剂出口侧经由干燥器4与中间冷却器3相连接。再有，该中间冷却器3的一个制冷剂出口侧，在过冷却后与前述膨胀阀19相连接，另一侧与两级压缩式冷冻机1的高级抽吸器相连接。中间冷却器3连接有中间冷却器用膨胀阀5、电磁阀6及观察窗7。

(2)分流器的选定

在进行本实施例所示的以制冷剂达到蒸发温度的压力降低量为基准的冷凝压力最佳化控制运转时，需要选定用于发挥所要求的能力的制冷机组13的分流器15。而且，为了选定分流器15必须估算膨胀阀19的入口处的制冷剂液体温度。在采用图1所示的两级压缩式冷冻机1的场合下，膨胀阀19的入口侧的制冷剂液体温度本应由冷冻机生产商来明示，然而在大多数场合下，生产商产品目录及资料中并没有记录。此外，由于冷冻机生产商所明示的冷凝温度范围只是从45℃到25℃，因此如果要使冷凝温度降低到-15℃来进行高效的运转，就必须根据蒸发温度及冷凝温度来推算膨胀阀19的入口处的液体温度。

该膨胀阀19入口处的制冷剂液体温度，例如由下列式1来计算。

$\mathrm{tm}=\frac{-120}{\mathrm{to}}+0.275\mathrm{tk}+8.5\frac{V_L}{V_H}+\frac{(\frac{V_L}{V_H}+8)}{10}\·(\mathrm{to}+30)\×(1.03-0.0025\mathrm{tk})$

$-0.15\·(0.5-\frac{1}{\frac{V_L}{V_H}})\·(\mathrm{tk}-10)-31.75\·\·\·\·\·\·\·\·\left(1\right)$

式中，

tm＝中间温度(℃)

to＝蒸发温度(℃)

tk＝冷凝温度(℃)

VL＝低级侧压缩机的排出量(m³/h)

VH＝高级侧压缩机的排出量(m³/h)

前述冷凝温度tk，是用冷却介质来进行冷凝的制冷剂的温度。

再有，式1是采用“R-22”来作为制冷剂时的应用式。对其它制冷剂而言，可以根据公开的良好的热物理参数，通过变更比热容比系数来对应。在单级压缩机的场合下，可以根据制冷剂的冷凝温度来考虑一定比率的过冷却量进行设计。通过根据该式1算出制冷剂的液体温度，可以选定分流器15。

接下来说明具体的选定例子。如下表1所示，其是在例如前述装置例1的场合下，即，在制冷剂为“R-22”，且低级与高级的排出量之比为2∶1的两级压缩冷冻循环冷藏库的场合下的例子。

【表1】

	冬季	夏季
			外部气体温度	-10℃	+25℃
冷凝温度tk	-7℃	+30℃
			蒸发温度to	-41℃	-40.2℃
制冷剂液体温度t1	-25℃	-10℃
			管路数	20条
管路内径mm	3.25mm
			管路长度mm	800mm
喷嘴直径mm	4.16mm
			冷冻能力kWФo	15kW	12kW
喷嘴的压力降低量	56kPa	108kPa
			管路的压力降低量	23kPa	31kPa
压力降低量的合计	79kPa	139kPa

例如，在冬季时，选定条件为：外部气体温度为-10℃，制冷剂冷凝温度为-7℃，制冷剂蒸发温度为-41℃，制冷剂液体温度为-25℃，管路数为20条，管路内径为3.25mm，管路长度为800mm，冷冻能力为15kW，喷嘴直径为4.16mm，在此选定条件下，喷嘴16的压力降低量是56kPa，管路17的压力降低量是23kPa，所以，压力降低量的合计为79kPa。根据该示例，在冷凝温度tk等于-7℃时，喷嘴16与管路17的压力降低量的合计是79kPa，处于可分流范围内。另外，当制冷剂液体温度为-25℃时，冷凝温度为-7℃，此时，达到蒸发温度的压力降低量是：对从制冷剂受液器2的出口至膨胀阀19前部的液管的压力损失、膨胀阀19的压力降低量、以及分流器喷嘴16与管路17的压力降低量进行相加而得到的值，即为390kPa(abs)。另一方面，在冷凝温度较高的夏季，如表1的右侧所示，尽管分流器15产生139kPa的压力降低量，但由于冷凝温度为+30℃，即相当压力为1192kPa(abs)，因而，即使进行以制冷剂液体温度降低时的最低值为基准的选定，也完全不妨碍夏季的运转。

在以上这样的装置例1中，当冷藏库内温度因移入产品等而上升，制冷剂蒸发温度也随之上升时，则成为如下表2所示的状态。

【表2】

	冬季	夏季
			外部气体温度	-10℃	+25℃
冷凝温度tk	-6℃	+30℃
			蒸发温度to	-30℃	-28.9℃
制冷剂液体温度t1	-12℃	+3℃
			管路数	20条
管路内径mm	3.25mm
			管路长度mm	800mm
喷嘴直径mm	4.16mm
			冷冻能力kWФo	23kW	19kW
喷嘴的压力降低量	108kPa	190kPa
			管路的压力降低量	42kPa	57kPa
压力降低量的合计	150kPa	247kPa

该表2中，例如，在冬季时，分流器15的喷嘴16及管路17，将产生合计为150kPa的压力降低量。再有，该例中因制冷剂的蒸发温度增高而使冷冻能力增大，其结果是达到蒸发温度所需的压力降低量是：对喷嘴16及管路17的压力降低量、膨胀阀19的压力降低量和液管的压力损失量进行相加而得到的值，即为约600kPa。

前述装置例1中，当因冷藏库制冷机组13着霜而造成冷冻能力下降时，则成为如下表3所示的状态。

【表3】

外部气体温度	-10℃
		冷凝温度	+10℃
蒸发温度	-45℃
		制冷剂液体温度	-20℃
管路数	20条
		管路内径mm	3.25mm
管路长度mm	800mm
		喷嘴直径mm	4.16mm
冷冻能力kW	12kW
		喷嘴的压力降低量	64kPa
管路的压力降低量	25kPa
		压力降低量的合计	89kPa

对喷嘴16与管路17的压力降低量的合计而言，通过使冷凝温度上升到+10℃而获得89kPa压力降低量地进行运转，可以维持正常运转，此外，通过监视运转状态可以自动检测除霜定时。图2表示这种蒸发温度与制冷剂液体温度的对应关系。图2中，横轴表示制冷剂液体温度t1(膨胀阀19的入口侧的温度)，纵轴表示压力值。再有，图中的实线表示制冷剂蒸发温度to等于-41℃场合下的压力降低值，虚线表示制冷剂蒸发温度to等于-30℃场合下的压力降低值。线GA1及虚线GB1均表示制冷剂的蒸发温度，该线是压力降低的终点。线GA2及虚线GB2是分流器15的压力降低的始点，线GA3及虚线GB3是制冷剂液管的压力损失的终点，线GA4及虚线GB4是冷凝压力限制值，即，对膨胀阀19的压力降低量与供液管路、干燥器4的压力损失量进行加法运算，再与分流器15的压力降低量进行合计而得到的值。图中，“Pipe pd”表示制冷剂液管的压力损失，“EXP.VΔp”表示膨胀阀的压力降低量。

该图2的实线所示的制冷剂蒸发温度-41℃、制冷剂液体温度-25℃与线GA4的交点处的纵向压力读数为395kPa(abs)(冷凝温度tk-7℃)，如果使冷凝温度低于该值，则不能获得所需的压力降低量，因而可以将该点作为冷凝压力的限制值。另外，例如，虚线GB1所示的蒸发温度to＝-30℃、液体温度-12℃与虚线GB4的交点处的纵向压力读数为627kPa(abs)，换算成相当温度为+6.6℃，它是冷凝压力的限制值。这样，根据制冷剂的蒸发温度及液体温度这两个变量使必要的压力降低量的映射形成算式，并使基于冷冻机容量控制的冷冻能力増减的任意常量形成算式，由此，可以将多項式确定的映射或递归式装入运算器内，通过冷凝压力最佳控制单元23对冷冻装置的制冷剂的冷凝温度进行最佳控制。表4是由冷凝压力最佳控制单元23运算的双变量多項式的计算结果的示例。基于该运算结果，并参照实测值来调节冷凝器能力，使得与其接近。

【表4】

冷凝压力最佳控制装置的程序

两级压缩式冷冻机VL/VH 2∶1

蒸发温度to：-20℃～-45℃

制冷剂液体温度tl：+1℃～-20℃成为目标的膨胀阀前部的液体压力＝1125.08+(9.07965·X)  +(-0.101693·XX)+(40.8041·Y)+(1.60973·XY)+(0.0177658·XXY)+(-0.0547654·YY)+(-0.00318583·XYY)+(-0.000044704·XXYY)

X＝蒸发温度，Y＝膨胀阀前部的制冷剂液体温度

图3是在制冷剂为“R-404a”(露点方式)，且低级与高级排出量之比为2.5∶1的两级压缩冷冻循环中，当制冷剂蒸发温度为-72℃、冷凝温度为-10℃时，在液体温度为-48℃时可分流的最低值的基准曲线图。实线GC1～GC4及虚线GD1～GD4，分别对应于图2的实线GA1～GA4及虚线GB1～GB4。

再有，对冷凝压力的控制方法而言，也可以根据制冷剂蒸发温度及分流器15的压力降低实测值来计算，求出必要的压力降低量。此时的测定压力降低的方法也可采用压力传感器等，但是在分流器15的前面的制冷剂温度传感器26及分流器15的管路17的出口处，准确地计量制冷剂液体温度，并换算成温度相当压力更为准确且廉价。除了该分流器15的压力降低之外，也可以使规定的压力降低量及压力损失量的合计数值形成算式，并积极地使制冷剂压力下降到成为其限制值的冷凝压力为止来进行运转，但由于计量受膨胀阀的开度变化影响而控制精度不足，所以最好监视基于蒸发温度及液体温度的膨胀阀的压力降低量。在大型制冷机组中，尽管是低温用，但大多采用管路盘管为5/8英寸且一条管路长度大于等于30m的极长制冷机组。这种制冷机组会造成较大的压力损失，在盘管入口压力与出口压力之间产生较大的压差，而且与盘管入口温度相比，出口侧温度为低蒸发压力相当温度，因而冷冻机吸入压力降低，冷冻能力减小。因此，如果以盘管入口温度作为蒸发温度，则由于实际的制冷剂蒸发温度较低，因而成为高于限制值的冷凝压力，使控制精度不足，采用这种制冷机组的场合下，最好在冷却器出口的吸入管上安装压力传感器，并将吸入压力相当温度作为蒸发温度。

此外，在冷凝压力低、不能获得适当的压力降低量的状态下，制冷剂蒸发温度会降低，从而使室温与制冷剂蒸发温度之差、即TD偏离设计值。因此，也可以控制冷凝压力，使得接近不同蒸发温度的设计TD值，处于适当的范围内，由此进行运转。此外，在例如库内温度接近设计温度时，虽然处于膨胀阀19的开度接近完全开启的状态，但是过热度仍递增性增大时，也可以进行使冷凝压力提高的控制来进行运转。

(3)制冷剂的流动

下面，对制冷剂的流动及基本动作进行说明，利用空冷冷凝器8，使从压缩机排出的过热气体向外部气体放热，冷凝液化了的制冷剂被存储在制冷剂受液器2内。从制冷剂受液器2输送出的制冷剂被输送给中间冷却器3，用于冷却其自身，冷却后的制冷剂与冷冻机的低级排出气体相混合，并被吸入高级侧压缩机内。冷却后的制冷剂在过冷却的状态下，经由膨胀阀19及分流器15降压，直至蒸发压力为止。达到蒸发温度的二相流制冷剂在制冷机组13的盘管内部流动，同时负载侧空气连续通过盘管外侧。由于制冷剂温度低于空气温度，因而会产生热传递，使空气冷却。冷却后的空气被风机14送出，从而冷冻库内被冷却。在盘管内气化了的制冷剂，从抽吸头18流入吸入管内，并被吸入两级压缩式冷冻机1的低级侧，被再次压缩。

(4)控制动作

本实施例中，在冷凝压力最佳控制单元23中，参照被液体温度传感器24检测出的制冷剂的液体温度、被蒸发温度传感器25检测出的制冷剂的蒸发温度，即、与分流器15的管路17连接的蒸发器盘管入口处的制冷剂的温度，运算适当的压力降低值。可以通过例如下列方法来比较简单地进行该运算：将成为设计基准的制冷剂蒸发温度及液体温度这两个变量置换成双变量多項式，并用二次式结合最低的压力降低量及蒸发温度增高时的最小压力降低量。将运算结果与膨胀阀19前部的压力传感器28的实测值进行比较。冷凝压力最佳控制单元23根据比较结果来向转换器12输出控制信号，使得对空冷冷凝器8的制冷剂冷凝温度或冷凝压力进行递增控制或者递减控制。由此，对空冷冷凝器8的电机10进行控制，从而控制风机9的转速，调节针对空冷冷凝器8的制冷剂的冷凝能力。冷凝压力最佳控制单元23对转换器12进行控制，使得压力传感器28的实测值接近前述运算结果，即，接近制冷剂的最佳压力降低值。

在蒸发温度小于设计蒸发温度的运转中，作为安全机构由冷凝压力最佳控制单元23来进行下列控制。首先，由制冷剂温度传感器26来检测分流器15的入口侧的制冷剂温度，并由蒸发温度传感器25来测定分流器15的出口侧的制冷剂饱和温度。在冷凝压力最佳控制单元23中，将这些检测温度分别转换为相当压力，由此检测分流器15的制冷剂压力降低值。接下来，将该检测出的压力降低量与成为基准的压力降低值进行比较，如果小于基准值，则由转换器12来控制空冷冷凝器8的风机9的旋转。由此，进行控制，使得分流器15的制冷剂的压力降低量接近基准值，即接近最佳值。

如上所述，以被安装于膨胀阀19的前部的压力传感器28检测出的制冷剂压力作为基准，来控制空冷冷凝器8中的冷凝压力。因此，即便压力损失由于干燥器4的性能降低或闭塞而增大，由于是以膨胀阀19的前部的制冷剂液体压力作为基准的冷凝压力控制，因而空冷冷凝器8也可以增大制冷剂侧冷凝压力的压力损失量地进行运转。此外，在冷凝器被设置于制冷机组的下部的场合下，通过以膨胀阀19前部的制冷剂液体压力为基准，由空冷冷凝器8将制冷剂侧冷凝压力的与液柱高度相应的压力增大由液柱高度产生的压力量地进行运转。相反，在冷凝器被设置于制冷机组的上部的场合下，由于由液柱高度产生的压力通过膨胀阀前部的制冷剂液体进行加压，因而，可以由冷凝压力最佳控制单元加进与高度相应的校正值来进行运转，使得成为加入了与液柱高度相应的压力的冷凝压力。

(5)本实施例的效果

如上所述，根据本实施例，可以如下这样运转：不低于制冷剂达到蒸发温度所需要的压力降低量地积极降低冷凝温度。例如，在日本北海道的札幌市内，在运转前述装置例1条件下的冷藏库的场合下，同与外部气体温度无关地将制冷剂的冷凝温度限制到+25℃左右的一般冷冻设备进行比较，在使用了本实施例时，由于制冷剂液体温度降低，因而年平均冷冻能力的比焓之差增加20％左右。因此，可缩短运转时间，且可提高冷冻机体积效率ηυ，而且轴动力因压缩比降低而减小，由此功耗下降约30％左右。因此，根据本实施例，通过积极地降低制冷剂的冷凝压力，可以获得每年40％以上的显著节电效果。

此外，本实施例中，以达到冷冻设备的蒸发温度的压力降低量为基准的冷凝压力最佳化运转方法，相对于前述装置例2的运转方法具有极高的分流精度，由此，室温与制冷剂蒸发温度之差TD可达到1.5℃至3℃，可以在非沸腾热传热的对流热传热区域内进行运转，因而不仅可以抑制因着霜而导致的能力降低，而且还可减小针对产品的驱使力(升华现象)，防止产品干燥，从而可以以极好的状态，对产品进行冻结或保管。

此外，本实施例的冷冻设备具有下述优点：由于总是用压力传感器28监视膨胀阀19前部的制冷剂液体压力，因而可以用空冷冷凝器8的制冷剂冷凝温度来进行监视，尽早消除异常原因。

本发明并不限于前述的实施例，在不脱离本发明要旨的范围内，可以进行各种变化。例如，还包括：

(1)前述实施例是将本发明应用于具有两级压缩式冷冻机的冷冻库的例子，但是，对于其它的冷藏/冷冻设备，一般也可以同样适用。

(2)在前述实施例的冷冻设备中，使用了喷嘴型制冷剂分流器，但是，如果考虑到设备的规模，则即使采用文丘里型制冷剂分流器，也可以同样适用。

(3)在前述实施例的冷冻设备中，采用了翅片盘管式空气冷却式的冷凝装置，但是，即使对于其它的水冷式或蒸发式冷凝装置，也可以通过风机的旋转控制或水量调节来适用。此外，也可以使制冷剂液体滞留在前述实施例的冷凝器中来增减冷却冷凝面，由此，用冷凝压力最佳化单元对控制冷凝压力的流量调整阀40进行控制。

(4)在满液式冷冻装置中，可以只用制冷剂液管及膨胀阀的压力降低量来对冷凝压力进行最佳控制。

(5)即使是冷水机(chiller)等蒸发温度接近0℃的冷冻设备，也可以将蒸发温度与冷凝压力之差控制到250kPa左右，因而具有较大的节电效果。

(6)除了前述实施例之外，在制冷剂的设计液体温度与实际液体温度产生差异的场合下，也可以如下这样进行控制：检测出分流器的合计压力降低量，并针对该差异校正制冷剂液体温度的设计值，使得不低于最低可分流范围。

(7)对采用制冷剂蒸发温度大于等于-30℃的单级压缩机的温度较高的冷冻设备而言，如果根据冷凝温度考虑一定比率的过冷却量，则可以更简单地对冷凝压力进行最佳控制。

(工业可利用性)

根据本发明，通过积极地降低制冷剂的冷凝压力，可以获得较大的节电效果，而且可以使室温与制冷剂蒸发温度之差极小，并可以抑制由于着霜而导致的能力降低，可以防止产品干燥，从而以极好的状态来冻结或保管产品，因而可适用于所有的冷藏/冷冻设备及冷冻装置。

Claims (15)

1.一种冷藏/冷冻设备，具备制冷剂的冷凝装置及蒸发装置，该蒸发装置包括制冷剂分流器，该冷藏/冷冻设备的特征在于，还具有：

压力降低计算装置，计算在前述蒸发装置中制冷剂达到蒸发温度所需要的前述制冷剂分流器的最低限度的压力降低量；以及

控制装置，根据该压力降低计算装置的计算结果，控制前述冷凝装置，以便得到为了获得该计算结果而需要的制冷剂冷凝压力的最低限度值。

2.根据权利要求1所述的冷藏/冷冻设备，其特征在于：

前述控制装置对前述冷凝装置进行控制，以便得到稍高于前述需要的制冷剂冷凝压力的冷凝压力。

3.根据权利要求1或2所述的冷藏/冷冻设备，其特征在于：

前述控制装置在制冷剂的冷凝温度低于通常的限制值的期间进行控制，直到前述蒸发装置的制冷剂的蒸发压力与前述冷凝装置的冷凝压力之差达到250kPa的程度。

4.根据权利要求1或2所述的冷藏/冷冻设备，其特征在于：

前述控制装置以前述计算出的压力降低量为目标进行控制，积极地降低前述冷凝装置的制冷剂冷凝压力。

5.根据权利要求1或2所述的冷藏/冷冻设备，其特征在于：

前述控制装置直接测定前述制冷剂分流器的压力降低量，当该测定值低于可分流范围时进行控制，使得前述冷凝装置的冷凝压力接近最佳值。

6.一种冷藏/冷冻设备的控制方法，该冷藏/冷冻设备具备制冷剂的冷凝装置及蒸发装置，该蒸发装置包括制冷剂分流器，该控制方法的特征在于，包括：

计算步骤，计算在前述蒸发装置中制冷剂达到蒸发温度所需要的前述制冷剂分流器的最低限度的压力降低量；以及

控制步骤，根据该计算步骤的计算结果，控制前述冷凝装置，以便得到为了获得该计算结果而需要的制冷剂冷凝压力的最低限度值。

7.根据权利要求6所述的冷藏/冷冻设备的控制方法，其特征在于：

在前述控制步骤中，对前述冷凝装置进行控制，以便得到稍高于前述需要的制冷剂冷凝压力的冷凝压力。

8.根据权利要求6或7所述的冷藏/冷冻设备的控制方法，其特征在于：

在前述控制步骤中，在制冷剂的冷凝温度低于通常的限制值的期间进行控制，使得前述蒸发装置的制冷剂的蒸发压力与前述冷凝装置的冷凝压力之差达到250kPa的程度。

9.根据权利要求6或7所述的冷藏/冷冻设备的控制方法，其特征在于：

在前述控制步骤中，以前述计算出的压力降低量为目标进行控制，积极地降低前述冷凝装置的制冷剂冷凝压力。

10.根据权利要求6或7所述的冷藏/冷冻设备的控制方法，其特征在于：

在前述控制步骤中，直接测定前述制冷剂分流器的压力降低量，当该测定值低于可分流范围时进行控制，使得前述冷凝装置的冷凝压力接近最佳值。

11.根据权利要求6或7所述的冷藏/冷冻设备的控制方法，其特征在于：

在前述控制步骤中，当冷冻能力因冷冻机的容量控制而增减时，通过切换基于控制变量的任意常量，将前述冷凝装置的冷凝压力控制到最佳值，使得在前述制冷剂分流器中获得适当的压力降低值。

12.根据权利要求6或7所述的冷藏/冷冻设备的控制方法，其特征在于：

在前述控制步骤中，检测前述蒸发装置内部的制冷剂的蒸发温度与库内室温之差的变化，调节前述冷凝装置的制冷剂的冷凝压力。

13.根据权利要求12所述的冷藏/冷冻设备的控制方法，其特征在于：

在前述控制步骤中控制前述蒸发装置内部的制冷剂的蒸发温度与库内室温之差TD，使得在TD处于1.5～3℃的状态下运转。

14.根据权利要求6或7所述的冷藏/冷冻设备的控制方法，其特征在于：

在前述控制步骤中，当尽管在前述蒸发装置的制冷剂入口侧设有膨胀阀且该膨胀阀的开度处于接近完全开启的状态，但制冷剂的过热度仍递增性增加时，进行提高制冷剂的冷凝压力的控制。

15.根据权利要求14所述的冷藏/冷冻设备的控制方法，其特征在于：

在前述控制步骤中，分别检测前述膨胀阀的前部的制冷剂设计时的液体温度和实际液体温度，在二者产生差异的场合下，如下这样进行控制：检测分流器的合计压力降低量，并针对该差异校正制冷剂的液体温度设计值，使得不低于最低可分流范围。

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