CN108700340B - 制冷循环装置 - Google Patents

Abstract

得到一种抑制由压力损失的增大导致的性能的下降并防止制冷循环装置整体的运转性能的下降的制冷循环装置。本发明的制冷循环装置(100)具备制冷循环，该制冷循环具有蒸发器(4)且供制冷剂在内部循环，将蒸发器(4)的热交换量设为Q(W)，将蒸发器(4)的制冷剂流路直径设为d(m)，将蒸发器(4)的管内侧传热面积设为A_i(m²)，将制冷剂的平均热传导率设为k(W/mK)，将制冷剂的平均密度设为ρ(kg/m³)，将制冷剂的平均粘度设为μ(Pa·s)，将制冷剂的普朗特数设为Pr，将在蒸发器(4)中流动的制冷剂的平均流速设为u(m/s)，将根据制冷剂的种类确定并根据在蒸发器中流动的制冷剂的平均流速u导出蒸发器(4)的入口与出口的制冷剂饱和温度差的函数设为T_sat(u)，将由(1)的式子表示的函数T_{sat_u}(u)的最小值设为T_{sat_u_min}，制冷剂以函数T_{sat_u}(u)小于T_{sat_u_min}+0.3(℃)的平均流速u在蒸发器(4)中流动。

Description

制冷循环装置

技术领域

本发明涉及用于空调、供热水等用途的制冷循环装置。

背景技术

以往，如专利文献1那样，已知有利用供制冷剂循环的管路将蒸发器、压缩机(相当于本发明的压缩机)、冷凝器、毛细管(相当于本发明的减压装置)分别连接而使制冷剂循环的制冷循环装置。

另外，在制冷循环装置中使用的制冷剂有时使用将多种制冷剂混合而成的非共沸混合制冷剂。非共沸混合制冷剂在同一压力下因相变而温度变化，在蒸发过程中，下游侧的温度比上游侧高，当制冷循环装置的制冷剂使用非共沸混合制冷剂时，蒸发器的出口侧的温度比蒸发器的入口侧高。另外，向蒸发器送入的制冷剂温度越低，则蒸发器的冷却性能越提高，但是当向蒸发器送入的制冷剂的温度低于0℃时，会产生蒸发器结霜的问题，因此，当制冷循环装置使用非共沸混合制冷剂时，向蒸发器流动的制冷剂的温度高，冷却性能有时不充分。

相对于此，在专利文献1中，记载有如下蒸发器制冷循环装置：增大蒸发过程的管路内的压力损失，使蒸发过程的管路内的压力逐渐下降以使蒸发器内的制冷剂的温度成为恒定。在这样的制冷循环装置中，能够抑制蒸发过程中的温度的上升，并兼顾冷却性能的提高和结霜的防止。

在先技术文献

专利文献

专利文献1：日本特开平9-133433号公报

发明内容

发明要解决的课题

然而，当增大蒸发过程的管路内的压力损失、即蒸发器的压力损失时，蒸发器内的制冷剂的压力减小，蒸发器的热交换性能降低。因此，由于蒸发器的压力损失，与由抑制蒸发过程中的温度的上升而产生的性能的提高相比，由压力损失的增大而导致的性能的下降更大，存在制冷循环装置整体的运转性能下降的问题。特别是在使用蒸发温度低的低温设备、寒冷地带的供热水/制热运转、动作压力低的制冷剂的情况下，蒸发器的制冷剂的压力下降对制冷循环装置的性能下降的影响度大，该问题表现得显著。

本发明鉴于上述课题而作出，其目的在于提供一种防止制冷循环装置整体的运转性能的下降的制冷循环装置。

用于解决课题的方案

本发明的制冷循环装置的特征在于，具备制冷循环，该制冷循环具有压缩机、冷凝器、减压装置、蒸发器，且供制冷剂在内部循环，将蒸发器的热交换量设为Q(W)，将蒸发器的制冷剂流路直径设为d(m)，将蒸发器的管内侧传热面积设为A_i(m²)，将制冷剂的平均热传导率设为k(W/mK)，将制冷剂的平均密度设为ρ(kg/m³)，将制冷剂的平均粘度设为μ(Pa·s)，将制冷剂的普朗特数(Prandtl number)设为Pr，将在蒸发器中流动的制冷剂的平均流速设为u(m/s)，将根据制冷剂的种类确定并根据在蒸发器中流动的制冷剂的平均流速u导出蒸发器的入口与出口的制冷剂饱和温度差的函数设为T_sat(u)，将由

[数学式1]

这式子表示的函数T_{sat_u}(u)的最小值设为T_{sat_u_min}，制冷剂以函数T_{sat_u}(u)小于T_{sat_u_min}+0.3(℃)的平均流速u在蒸发器中流动。

发明效果

在本发明的制冷循环中，由于制冷剂以函数T_{sat_u}(u)小于T_{sat_u_min}+0.3(℃)的平均流速u(m/s)在蒸发器中流动，所以能够抑制由压力损失的增大导致的性能的下降，能够防止制冷循环装置整体的运转性能的下降。

附图说明

图1是示出实施方式1的制冷循环装置整体的结构的概略图。

图2是示出实施方式1的制冷循环装置的蒸发器的结构的概略图。

图3是实施方式1的制冷循环装置的蒸发器的图2所示的A-A截面的剖视图。

图4是实施方式2的制冷循环装置的蒸发器的入口与出口的制冷剂饱和温度差ΔT_sat和在蒸发器中流动的制冷剂的平均流速u的坐标图。

图5是由于实施方式2的制冷循环装置的传热性能而在冷却对象与制冷剂产生的温度差和在蒸发器中流动的制冷剂的平均流速u的坐标图。

图6是实施方式2的制冷循环装置的蒸发器4的出口的制冷剂饱和温度T_{sat_out}和在蒸发器中流动的制冷剂的平均流速u的坐标图。

具体实施方式

实施方式1.

图1是示出实施方式1的制冷循环装置整体的结构的概略图。图2是示出实施方式1的制冷循环装置的蒸发器的结构的概略图。图3是实施方式1的制冷循环装置的蒸发器的图2所示的A-A截面的剖视图。此外，在各图中，对相同的部分或相当的部分标注相同的附图标记。如图1所示，实施方式1的制冷循环装置100用制冷剂配管5将压缩机1、冷凝器2、膨胀阀3、蒸发器4分别连接，从而构成供制冷剂按照压缩机1、冷凝器2、膨胀阀3、蒸发器4、压缩机1的顺序在内部循环的制冷循环。在制冷剂配管5中，将连接压缩机1与冷凝器2的配管称为制冷剂配管5a，将连接冷凝器2与膨胀阀3的配管称为制冷剂配管5b，将连接膨胀阀3与蒸发器4的配管称为制冷剂配管5c，将连接蒸发器4与压缩机1的配管称为制冷剂配管5d。此外，在实施方式1的制冷循环装置100中循环的制冷剂没有特别限定，根据制冷循环装置100的用途等决定为任意一种制冷剂。

压缩机1吸入制冷剂，进行压缩而使其成为高温高压的气体状态并排出。压缩机1例如可以构成为由逆变电路等控制转速，并能够利用转速的控制调整制冷剂的排出量。

在冷凝器2中，由压缩机1压缩而成为高温高压的气体状态的制冷剂流入，在制冷剂与热源之间进行热交换，将制冷剂冷却为低温高压的液体状态。作为热源，可列举空气、水、盐水等，在实施方式1中，冷凝器2的热源为屋外的空气即外部空气，冷凝器2在外部空气与制冷剂之间进行热交换。而且，在实施方式1中，为了促进冷凝器2的热交换，具有在制冷剂在制冷循环装置100内循环时向冷凝器2输送外部空气的冷凝器送风机6。冷凝器送风机6可以构成为能够调节风量。

在膨胀阀3中，由冷凝器2冷却得到的低温高压的液体状态的制冷剂流入，使制冷剂减压膨胀为低温低压的液体状态。作为膨胀阀3，例如由电子式膨胀阀、感温式膨胀阀等制冷剂流量控制机构、毛细管(capillary tube)等构成。另外，膨胀阀3相当于本发明的减压装置。

在蒸发器4中，由膨胀阀3减压膨胀得到的低温低压的液体状态的制冷剂流入，在制冷剂与冷却对象之间进行热交换，使制冷剂吸收冷却对象的热，对冷却对象进行冷却。在对冷却对象进行冷却时，制冷剂蒸发而成为高温低压的气体状态。在实施方式1中，将屋内的空气作为冷却对象，蒸发器4在屋内的空气与制冷剂之间进行热交换。而且，在实施方式1中，为了促进蒸发器4的热交换，具有在制冷剂在制冷循环装置100内循环时向蒸发器4输送屋内的空气的蒸发器送风机7。蒸发器送风机7可以构成为能够调节风量。

基于图2及图3说明蒸发器4的具体结构。蒸发器4为由多根传热管41、多块翅片42、制冷剂分配器43及集管44构成的板翅管热交换器。此外，在图2中，将传热管41的根数设为5根，将翅片42的块数设为28块，但是上述的根数及块数为一例，本发明不限于该根数及块数。

传热管41为构成供制冷剂流动的流路的管，使用铝或铜等热传导率高的金属。多个传热管41分别并列地排列，与制冷剂分配器43及集管44连接。如图3所示，实施方式1的传热管41的流路41a的截面为圆形。

翅片42为铝或铜等热传导率高的金属的薄板。多个翅片42与传热管41的轴向(图2的箭头X方向)垂直并隔开规定的间隔地配置。另外，传热管41与翅片42通过钎焊等方法接合，构成为从传热管41向翅片42传递热。

制冷剂分配器43是如下器具：具备一个流入口和多个流出口，并使从流入口流入的制冷剂向多个流出口分配而使其流出。膨胀阀3经由制冷剂配管5c与制冷剂分配器43的流入口连接，制冷剂分配器43的多个流出口分别与传热管41连接。

集管44是如下器具：具备多个流入口和一个流出口，并使从流入口流入的制冷剂合流而使其从一个流出口流出。集管44的流入口分别与传热管41连接，集管44的流出口经由制冷剂配管5d与压缩机1连接。

接着，对蒸发器4内的制冷剂的流动进行说明。首先，由膨胀阀3减压膨胀得到的低温低压的液体状态的制冷剂从制冷剂分配器43的流入口流入。从制冷剂分配器43的流入口流入的制冷剂被分配而从制冷剂分配器43各自的流出口向传热管41流动。流入传热管41的制冷剂沿着传热管41的轴向(图2的箭头X方向)流动。传热管41和翅片42的表面由蒸发器送风机7输送作为冷却对象的屋内的空气，在传热管41中流动的制冷剂和与传热管41及翅片42相接的屋内的空气进行热交换，吸收屋内的空气的热。在传热管41中与屋内的空气进行热交换后的制冷剂从集管44的流入口流入，在集管44中合流而从集管44的流出口向压缩机1流动。

接着，对在说明本发明时使用的蒸发器4的制冷剂流路长度L(m)、制冷剂流路直径d(m)、管外侧传热面积A_o(m²)及管内侧传热面积A_i(m²)进行定义。此外，在实施方式1的说明中，在各记号后面记载的带括弧的内容表示该记号的单位。如图2所示，制冷剂流路长度L是从传热管41与位于最上游侧的翅片42a的接合部位41b至传热管41与位于最下游侧的翅片42b的接合部位41c的长度。如图3所示，制冷剂流路直径d是传热管41的内径。管外侧传热面积A_o是从接合部位41b至接合部位41c的多个传热管41的外侧的表面积与多个翅片42的表面积的总和。管内侧传热面积A_i是从接合部位41b至接合部位41c的多个传热管41的内表面积的总和。另外，制冷剂流路长度L、制冷剂流路直径d、管外侧传热面积A_o及管内侧传热面积A_i为构成制冷循环装置100时确定的数值，因此为常数。

接着，对制冷循环装置100的运转性能进行说明。由于压缩机1的压缩动力占据制冷循环装置100的消耗能量的大部分，所以为了提高运转性能，降低压缩机1的压缩动力是有效的。作为降低压缩机1的压缩动力的方法，可降低压缩比，若提高压缩机1的吸入压力或降低排出压力，则可降低压缩比。在本发明中，着眼于提高压缩机1的吸入压力的情形。

提高压缩机1的吸入压力的情形换言之为提高蒸发器4的出口压力的情况。另外，制冷剂的压力能够由制冷剂饱和温度表示，在之后的说明中，由制冷剂饱和温度表示制冷剂压力。当在制冷循环装置100中循环的制冷剂使用如非共沸混合制冷剂那样在同一压力下因相变而温度变化的制冷剂时，由于在蒸发过程中制冷剂饱和温度相对于焓而变化，所以制冷剂饱和温度差成为等焓的压力差下的制冷剂饱和温度差。

从以上的说明可知，通过提高蒸发器4的出口的制冷剂饱和温度，从而蒸发器4的出口压力上升，压缩机1的吸入压力上升，压缩机1的压缩比降低，压缩机1的压缩动力降低，最终制冷循环装置100的运转性能提高。即，可知，通过使蒸发器4的出口的制冷剂饱和温度最大化，从而使制冷循环装置100的运转性能成为最大。

接着，说明蒸发器4的出口的制冷剂饱和温度。蒸发器4的出口的制冷剂饱和温度T_{sat_out}如数学式2那样通过从蒸发器4的入口的制冷剂饱和温度T_{sat_in}减去蒸发器4的入口与出口的制冷剂饱和温度差ΔT_sat而求出。

[数学式2]

T_{sat_out}＝T_{sat_in}-ΔT_sat.

在此，对蒸发器4的入口的制冷剂饱和温度T_{sat_in}进行说明。首先，蒸发器4的热交换量Q(W)能够使用蒸发器4的入口的制冷剂饱和温度T_{sat_in}如数学式3那样表示。在此，当将数学式3变形为导出蒸发器4的入口的制冷剂饱和温度T_{sat_in}的式子时，成为数学式4，蒸发器4的入口的制冷剂饱和温度T_{sat_in}能够基于以下的数学式4导出。在此，对在数学式3及数学式4中使用的记号进行定义。T_air是蒸发器4冷却的冷却对象的温度(℃)，在实施方式1的情况下相当于屋内的空气的温度。α_o是蒸发器4冷却的冷却对象的热传导率(W/m²K)，在实施方式1的情况下相当于屋内的空气的热传导率。α_i是制冷剂的热传导率(W/m²K)。在此，若冷却对象的状态及蒸发器4的结构被决定，则冷却对象的温度T_air、蒸发器4的热交换量Q、冷却对象的热传导率α_o为确定的值，因此在本发明中作为常数进行处理。此外，由于数学式3和数学式4的A_o及A_i分别为上述定义的管外侧传热面积A_o(m²)及管内侧传热面积A_i(m²)，所以省略此处的定义。

[数学式3]

[数学式4]

制冷剂的热传导率α_i能够基于以下的数学式5导出。在此，对在数学式5中使用的记号进行定义。k是制冷剂的平均热传导率(W/mK)，通过取得饱和气体状态的制冷剂的热传导率与饱和液体状态的制冷剂的热传导率的平均值而求出。Re是制冷剂的雷诺数(Reynolds number)，是无量纲数。Pr是制冷剂的普朗特数，是无量纲数。若制冷剂的种类被决定，则制冷剂的热传导率k和制冷剂的普朗特数Pr为确定的值，因此，在本发明中作为常数进行处理。此外，由于数学式5的d是上述定义的制冷剂流路直径d(m)，所以省略此处的定义。

[数学式5]

雷诺数Re能够基于以下的数学式6导出。在此，对在数学式6中使用的记号进行定义。ρ是制冷剂的平均密度(kg/m³)，通过取得饱和气体状态的制冷剂的密度与饱和液体状态的制冷剂的密度的平均值而求出。u是在蒸发器4中流动的制冷剂的平均流速(m/s)。另外，之后在仅称为平均流速u的情况下，是指在蒸发器4中流动的制冷剂的平均流速u(m/s)。μ是制冷剂的平均粘度(Pa·s)，通过取得饱和气体状态的制冷剂的粘度与饱和液体状态的制冷剂的粘度的平均值而求出。若制冷剂的种类被决定，则制冷剂的平均密度ρ和制冷剂的平均粘度μ为确定的值，因此在本发明中作为常数进行处理。另外，由于平均流速u是能够通过调整压缩机1的转速或膨胀阀3的开度等而容易变更的值，所以在本发明中作为变量进行处理。此外，由于数学式6的d是上述定义的制冷剂流路直径d(m)，所以省略此处的定义。

[数学式6]

当将数学式5代入数学式4并整理时，求出以下的数学式7，进而，当将数学式6代入数学式7并整理时，求出数学式8。在此，数学式7的平均流速u以外的记号全部作为常数进行处理，数学式8的第一项和第二项也作为常数进行处理，数学式8的第三项与平均流速u的0.8次方成反比。因此，可知：平均流速u的值越小，则数学式8的第三项的值越大，蒸发器4的入口的制冷剂饱和温度T_{sat_in}越小。

[数学式7]

[数学式8]

接着，说明蒸发器4的入口与出口的制冷剂饱和温度差ΔT_sat。蒸发器4的入口与出口的制冷剂饱和温度差ΔT_sat由制冷剂的种类和蒸发器4的压力损失ΔP(Pa)决定。特别是作为蒸发器4的压力损失ΔP和蒸发器4的入口与出口的制冷剂饱和温度差ΔT_sat的关系，蒸发器4的压力损失越大，则蒸发器4的入口与出口的制冷剂饱和温度差ΔT_sat越大。此外，虽然详细的蒸发器4的压力损失ΔP和蒸发器4的入口与出口的制冷剂饱和温度差ΔT_sat的关系式根据制冷剂的种类而变化，但是若制冷剂的种类被确定，则详细的蒸发器4的压力损失ΔP和蒸发器4的入口与出口的制冷剂饱和温度差ΔT_sat的关系式也唯一确定，如数学式9那样蒸发器4的入口与出口的制冷剂饱和温度差ΔT_sat能够表示为蒸发器4的压力损失ΔP的函数T_sat(ΔP)。另外，不论使用何种制冷剂，蒸发器4的压力损失ΔP越大则蒸发器4的入口与出口的制冷剂饱和温度差ΔT_sat越大的关系均不改变。

[数学式9]

ΔT_sat＝T_sat(ΔP)

蒸发器4的压力损失ΔP能够基于以下的数学式10导出。在此，对在数学式10中使用的记号进行定义。Φ是二相流压力损失的平均补正系数，是无量纲数。另外，二相流压力损失的平均补正系数Φ通常能够通过Lockhart-Martinelli的计算方法导出。λ是制冷剂的摩擦损失系数，是无量纲数。而且，若使用的制冷剂的种类被决定，则二相流压力损失的平均补正系数Φ为确定的值，因此作为常数进行处理。此外，由于数学式10的L、d、ρ、u是上述定义的制冷剂流路长度L(m)、制冷剂流路直径d(m)、制冷剂的平均密度ρ(kg/m³)、平均流速u(m/s)，因此省略此处的定义。

[数学式10]

制冷剂的摩擦损失系数λ能够基于以下的数学式11导出。数学式11的Re是雷诺数，当将数学式6代入数学式11的雷诺数Re时，求出数学式12。

[数学式11]

[数学式12]

当将数学式12代入数学式10的制冷剂的摩擦损失系数λ时，求出以下的数学式13。在此，数学式13的平均流速u以外的记号全部作为常数进行处理，根据数学式13可知，制冷剂的摩擦损失系数λ与平均流速u的1.75次方成比例，平均流速u越快，则制冷剂的摩擦损失系数λ越大。

[数学式13]

如上所述，若制冷剂的种类被确定，则详细的蒸发器4的压力损失ΔP和蒸发器4的入口与出口的制冷剂饱和温度差ΔT_sat的关系式也唯一确定，在数学式13中，平均流速u以外的记号全部为常数，因此若制冷剂的种类被确定，则如数学式14那样蒸发器4的入口与出口的制冷剂饱和温度差ΔT_sat能够表示为平均流速u的函数T_sat(u)。另外，具有蒸发器4的压力损失越大则蒸发器4的入口与出口的制冷剂饱和温度差ΔT_sat越大的关系，如数学式13所示那样具有平均流速u越快则制冷剂的摩擦损失系数λ越大的关系。根据这两个关系，平均流速u的值越大，则蒸发器4的入口与出口的制冷剂饱和温度差ΔT_sat的值、即函数T_sat(u)的值越大。

[数学式14]

ΔT_sat＝T_sat(u)

并且，当将数学式8代入数学式2的蒸发器4的入口的制冷剂饱和温度T_{sat_in}并将数学式14代入蒸发器4的入口与出口的制冷剂饱和温度差ΔT_sat时，求出数学式15。在数学式15中，由于平均流速u以外的记号全部作为常数进行处理，所以数学式15的第一项和第二项为常数。另外，数学式15的第三项和第四项各自根据平均流速u的值取得的值不同，如数学式16所示能够表示为导出由平均流速u导致的蒸发器4中的温度下降量的平均流速u的函数T_{sat_u}(u)，当将数学式16代入数学式15时，求出数学式17。根据该数学式17可知，为了使蒸发器4的出口的制冷剂饱和温度T_{sat_out}最大化，使数学式16所示的函数T_{sat_u}(u)最小化即可。另外，根据数学式16可知，蒸发器4的出口的制冷剂饱和温度成为最大值T_{sat_out_max}的平均流速u是函数T_{sat_u}(u)成为最小值T_{sat_u_min}的平均流速u。因此，在实施方式1的制冷循环装置100中，制冷剂以函数T_{sat_u}(u)成为最小值T_{sat_u_min}那样的平均流速u在蒸发器4中流动。

[数学式15]

[数学式16]

[数学式17]

在此，说明数学式16所示的函数T_{sat_u}(u)是否能够最小化。数学式16的第一项与平均流速u的0.8次方成反比例，可知，平均流速u越小则数学式16的第一项越大。另外，如上所述，表示蒸发器4的入口与出口的制冷剂饱和温度差ΔT_sat和平均流速u的关系的函数T_sat(u)的值随着平均流速u增大而增大，可知，平均流速u越大则数学式16的第二项越大。因此，数学式16的函数T_{sat_u}(u)是平均流速u越小则越大的项与平均流速u越大则越大的项的相加，因此，可知，函数T_{sat_u}(u)存在最小值T_{sat_u_min}，能够实现函数T_{sat_u}(u)的最小化。另外，在平均流速u为0的情况下，由于数学式16的第一项无限大地发散，所以可知，函数T_{sat_u}(u)的最小值T_{sat_u_min}存在于平均流速u为比0大的值的情况。

如上所述，在实施方式1的制冷循环装置100中，由于制冷剂以函数T_{sat_u}(u)成为最小值T_{sat_u_min}那样的平均流速u在蒸发器4中流动，所以能够使蒸发器的出口的制冷剂饱和温度最大化，结果，制冷循环装置的运转性能成为最大，能够防止制冷循环装置整体的运转性能的下降。而且，在蒸发温度低的低温设备、寒冷地带的供热水/制热运转、动作压力低的制冷剂等中，由于压缩机的吸入压力对运转性能的影响大，所以特别有效。

此外，为了防止制冷循环装置100整体的运转性能的下降，平均流速u并不一定必须使函数T_{sat_u}(u)成为最小值T_{sat_u_min}，也可以使平均流速u具有避免制冷循环装置100的运转性能极端下降这种程度的范围。例如，在通常使用的制冷剂中，已知当蒸发器4的出口的制冷剂饱和温度T_{sat_out}下降0.3℃以上时，运转性能下降1％，成为无法忽视的影响。因此，制冷循环装置只要使制冷剂以数学式16所示的函数T_{sat_u}(u)小于T_{sat_u_min}+0.3(℃)那样的平均流速u在蒸发器中流动，就可发挥防止制冷循环装置100整体的运转性能的下降的效果。

另外，若能够控制平均流速u，则也可以具备控制装置，该控制装置取得平均流速u并基于取得的平均流速u控制平均流速u。

在蒸发器4中流动的制冷剂的平均流速u(m/s)由以下的数学式18表示。在此，在数学式18中使用的Gr是制冷剂的质量流量(kg/s)。制冷剂的质量流量能够利用压缩机1的转速及膨胀阀3的开度等进行控制。此外，由于数学式18的ρ、Ai是上述定义的制冷剂的平均密度ρ(kg/m³)、蒸发器的管内侧传热面积A_i(m²)，所以省略此处的定义。

[数学式18]

根据数学式18可知，为了控制在蒸发器4中流动的制冷剂的平均流速u，控制制冷剂的质量流量Gr即可。即，作为控制平均流速u的手段，可列举控制压缩机1的转速、控制膨胀阀3的开度等手段。在压缩机1中，能够通过提高转速来增大平均流速u，能够通过降低转速来减小平均流速u。另外，在膨胀阀3中，能够通过减小开度来增大平均流速u，能够通过增大开度来减小平均流速u。

另外，作为取得在蒸发器4中流动的制冷剂的平均流速u的方法，可列举使用流速传感器直接测定在蒸发器4中流动的制冷剂的平均流速u的方法。而且，根据数学式18，由于制冷剂的质量流量Gr与制冷剂的平均流速u处于正比例的关系，所以能够基于使用流量计测定到的向蒸发器4流动的质量流量Gr、或者压缩机的转速的设定值和膨胀阀的开度的设定值这两个设定值，取得制冷剂的平均流速u。

控制装置例如将安装在蒸发器4的传热管41上的流速传感器的测定值与预先设定的数学式16所示的函数T_{sat_u}(u)成为最小值T_{sat_u_min}的平均流速u的设定值进行比较，并控制平均流速u以使测定值接近设定值即可。另外，在使用蒸发器4的出口的制冷剂饱和温度T_{sat_out}作为制冷剂的状态的情况下，控制装置在制冷循环装置100的运转开始时使压缩机的转速或蒸发器的开度在预先确定的范围变化，并用二分法等方法进行控制以便用蒸发器4的出口的制冷剂饱和温度T_{sat_out}成为最小值T_{sat_u_min}的压缩机的转速或蒸发器的开度进行运转即可。

另外，实施方式1的制冷循环装置100的构造为一例，本发明的制冷循环装置的构造并不限于实施方式1的构造。例如，实施方式1的传热管41的流路的截面为圆形，但并不限于此，传热管的截面也可以为椭圆形、扁平形或矩形。传热管的流路的截面为椭圆形、扁平形或矩形的情况下的制冷剂流路直径d(m)使用等效直径即可。

实施方式2.

实施方式2的制冷循环装置100与实施方式1的制冷循环装置100相比，不同点在于对在制冷循环装置100内循环的制冷剂的组成进行限定。此外，除此以外的制冷循环装置100自身的结构与实施方式1相同，因此省略说明。

在实施方式2的制冷循环装置100中循环的制冷剂是R32、R1234yf、R125的混合制冷剂，R32的比例X_R32为67(wt％)，R1234yf的比例X_R1234yf为26(wt％)，R125的比例X_R125为7(wt％)。通过使用这样的制冷剂，从而能够得到以下所示的效果。

首先，在各单一制冷剂中具备作为优点或缺点的物性，但通过将多种制冷剂混合，从而能够降低缺点并使优点增长。作为R32的物性，由于动作压力高，所以能够降低由压力损失导致的性能下降影响，在超市的陈列柜等低温利用中也能够提高制冷能力。另外，作为R1234yf的物性，由于全球变暖系数为0，所以能够降低环境影响。作为R125的物性，由于为不燃性，所以能够降低R32和R1234yf的燃烧性，提高安全性。因此，上述混合制冷剂对地球环境的影响少，并能够同时提高安全性和性能。

另外，混合制冷剂为非共沸混合制冷剂，非共沸混合制冷剂在同一压力下因相变而温度变化，在蒸发过程中，下游侧的温度比上游侧高，当制冷循环装置100的制冷剂使用非共沸混合制冷剂时，蒸发器4的出口侧的温度也比蒸发器4的入口侧高。特别地，由于R32的混合制冷剂在低温利用中也可提高制冷能力，所以制冷循环装置100大多用于陈列柜等饱和温度低于冰点下的低温设备，在像这样在饱和温度低于冰点下的低温设备中使用的情况下，会在蒸发器4产生结霜。当在产生结霜的设备中使用在蒸发过程中具有温度梯度的制冷剂时，在制冷剂的温度低的蒸发器4的入口侧，空气的冷却被促进而结霜量多，在制冷剂的温度高的蒸发器4的出口侧，空气的冷却未被进行而结霜量减少，从而蒸发器4的结霜产生偏倚。在结霜产生偏倚的情况下，与结霜均等的情况相比，即使整体的结霜量相同，蒸发器4的入口侧的翅片42之间的空间也会提前因霜而发生孔眼堵塞，从而陷入无法热交换的境地。

非共沸混合制冷剂通过使蒸发器4内部的压力以某一规定的斜度连续地下降，从而能够使向蒸发器4流动的制冷剂的温度均匀，通过使向蒸发器4流动的制冷剂的温度均匀，从而能够抑制蒸发器4的结霜的偏倚。当逐渐降低蒸发器4内部的压力时，在蒸发器4的入口与出口产生压力差，因此使向蒸发器4流动的制冷剂的温度均匀时的蒸发器4的入口与出口的制冷剂饱和温度差根据非共沸混合制冷剂的组成而唯一决定。因此，通过使蒸发器4的入口与出口的制冷剂饱和温度差ΔT_sat和使向蒸发器4流动的制冷剂的温度均匀时的蒸发器4的入口与出口的制冷剂饱和温度差大致相同，从而能够抑制蒸发器4的结霜的偏倚。

但是，根据制冷剂的种类的不同，当使蒸发器4的入口与出口的制冷剂饱和温度差ΔT_sat和使向蒸发器4流动的制冷剂的温度均匀时的蒸发器4的入口与出口的制冷剂饱和温度差大致相同时，可能存在平均流速(m/s)下的数学式16所示的函数T_{sat_u}(u)不会小于T_{sat_u_min}+0.3(℃)的情况，或者如下情况：即使数学式16所示的函数T_{sat_u}(u)小于T_{sat_u_min}+0.3(℃)，蒸发器4的制冷剂流路长度L(m)或制冷剂流路直径d(m)等数值也成为不现实的值，从而无法作为实际的制冷循环装置成立。

在此，在实施方式2的制冷循环装置100中，说明使蒸发器4的入口与出口的制冷剂饱和温度差ΔT_sat和使向蒸发器4流动的制冷剂的温度均匀时的蒸发器4的入口与出口的制冷剂饱和温度差大致相同的情况。此外，在以下的说明中示出上述混合制冷剂的制冷剂物性的值或函数T_sat(u)的算出结果的坐标图，但是这些值是使用NIST(National Instituteof Standards and Technology)制作的软件“Refprop”的Ver.9.1和标准搭载于该软件的混合准则进行模拟得到的值。

接着，关于在数学式2至数学式17中说明的记号中的依赖于制冷剂的记号，说明使用上述混合制冷剂的情况下的具体数值。首先，由于饱和气体状态的制冷剂的密度约为17.6(kg/m³)，饱和液体状态的制冷剂的密度约为1126.8(kg/m³)，所以根据两者的平均值，制冷剂的平均密度ρ(kg/m³)为572.2(kg/m³)。另外，由于饱和气体状态的制冷剂的粘度约为1.1×10^-5(Pa·s)，饱和液体状态的制冷剂的粘度约为1.72×10^-4(Pa·s)，所以根据两者的平均值，制冷剂的平均粘度μ(Pa·s)约为9.2×10^-5(Pa·s)。另外，由于饱和气体状态的制冷剂的热传导率约为0.011(W/mK)，饱和液体状态的制冷剂的热传导率约为0.126(W/mK)，所以根据两者的平均值，制冷剂的平均热传导率k(W/mK)约为0.069(W/mK)。普朗特数Pr约为1.766。二相流压力损失的平均补正系数Φ约为3。

接着，关于在数学式2至数学式17中说明的记号中的依赖于制冷循环装置100的构造的记号，说明具体数值。蒸发器4的制冷剂流路长度L(m)为9(m)，制冷剂流路直径d(m)为9.52×10^-3(m)，管外侧传热面积A_o(m²)为29.4(m²)，管内侧传热面积A_i(m²)为4.8(m²)，热交换量Q(W)为20000(W)。此外，这些数值在构成制冷循环装置100时为现实的值，作为实际的制冷循环装置而成立。

另外，关于在数学式2至数学式17中说明的记号中的依赖于冷却对象的记号，说明具体数值。T_air是蒸发器4冷却的冷却对象的温度，T_air(℃)为0.7(℃)，冷却对象的热传导率α_o(W/m²K)为100(W/m²K)。

另外，对于上述混合制冷剂，使向蒸发器4流动的制冷剂的温度均匀时的蒸发器4的入口与出口的制冷剂饱和温度差约为1.3℃。因此，若使蒸发器4的入口与出口的制冷剂饱和温度差ΔT_sat约为1.3℃，则可抑制蒸发过程中的温度的上升，使在蒸发器4中流动的制冷剂的温度均匀。

图4是实施方式2的制冷循环装置的蒸发器的入口与出口的制冷剂饱和温度差ΔT_sat和在蒸发器中流动的制冷剂的平均流速u的坐标图。图4的坐标图换言之是函数T_sat(u)的坐标图，如上所述可知，为平均流速u的值越大则蒸发器4的入口与出口的制冷剂饱和温度差ΔT_sat的值越大的关系。另外，根据图4的坐标图，蒸发器4的入口与出口的制冷剂饱和温度差ΔT_sat的值成为1.3℃的平均流速u的值约为1.2(m/s)。因此，在实施方式2的制冷循环装置100中，若使平均流速u的值约为1.2(m/s)，则使向蒸发器4流动的制冷剂的温度均匀时的蒸发器4的入口与出口的制冷剂饱和温度差和蒸发器4的入口与出口的制冷剂饱和温度差ΔT_sat相等，能够使在蒸发器4中流动的制冷剂的温度均匀。

另外，如数学式9至14所示，函数T_sat(u)根据蒸发器4的入口与出口的制冷剂饱和温度差ΔT_sat和蒸发器4的压力损失ΔP的关系导出。该压力损失ΔP是由制冷剂与配管的摩擦产生的压力损失，从蒸发器4的入口至出口连续地增加。因此，蒸发器4内的压力的变化能够从蒸发器4的入口至出口具有斜度地连续下降。因此，为了抑制蒸发器4的结霜的偏倚，与实施方式1同样地，蒸发器4是图3所示的板翅管热交换器，根据压缩机1的转速、膨胀阀3的开度、制冷剂流路的分支数使平均流速u变化来使压力损失变化的方法最佳。

图5是由于实施方式2的制冷循环装置的传热性能而在冷却对象与制冷剂产生的温度差和在蒸发器中流动的制冷剂的平均流速u的坐标图。从图5可知，平均流速u的值越小，则由于传热性能而在冷却对象与制冷剂产生的温度差的值越大。以下说明其理由。首先，由于制冷循环装置的传热性能而在冷却对象与制冷剂产生的温度差换言之由冷却对象的温度T_air与蒸发器4的入口的制冷剂饱和温度T_{sat_in}之差T_air-T_{sat_in}表示。另外，通过对数学式8进行变形，能够导出数学式19。根据数学式19可知，T_air-T_{sat_in}与平均流速u的0.8次方成反比例，平均流速u的值越小，则T_air-T_{sat_in}越大。

[数学式19]

图6是实施方式2的制冷循环装置的蒸发器4的出口的制冷剂饱和温度T_{sat_out}和在蒸发器中流动的制冷剂的平均流速u的坐标图。图6的坐标图换言之是数学式15的坐标图，可知，蒸发器4的出口的制冷剂饱和温度T_{sat_out}存在最大值T_{sat_out_max}。另外，根据数学式15与数学式17的关系，蒸发器4的出口的制冷剂饱和温度T_{sat_out}成为最大值T_{sat_out_max}的平均流速u也是函数T_{sat_u}(u)成为最小值T_{sat_u_min}的平均流速u。

根据图6的坐标图，蒸发器4的出口的制冷剂饱和温度T_{sat_out}的最大值T_{sat_out_max}约为-10.0℃。另外，蒸发器4的出口的制冷剂饱和温度T_{sat_out}成为最大值T_{sat_out_max}的平均流速u约为1.2(m/s)，大致等于使向蒸发器4流动的制冷剂的温度均匀时的蒸发器4的入口与出口的制冷剂饱和温度差和蒸发器4的入口与出口的制冷剂饱和温度差ΔT_sat相等的平均流速u。因此，实施方式2的制冷循环装置100能够使在蒸发器4中流动的制冷剂的温度均匀而防止结霜的偏倚，同时可靠地使制冷循环装置整体的运转性能最大化。

如上所述，当如实施方式2那样在制冷循环装置中循环的制冷剂使用组成为67wt％的R32、26wt％的R1234yf、7wt％的R125的混合制冷剂的情况下，能够在作为实际的制冷循环装置而成立的范围，使在蒸发器4中流动的制冷剂的温度均匀而防止结霜的偏倚，同时可靠地进行制冷循环装置整体的运转性能的最大化。

此外，为了防止制冷循环装置100整体的运转性能的下降并抑制蒸发器4的结霜的偏倚，平均流速u并不一定必须使蒸发器4的出口的制冷剂饱和温度T_{sat_out}成为最大值T_{sat_out_max}，并使向蒸发器4流动的制冷剂的温度均匀时的蒸发器4的入口与出口的制冷剂饱和温度差和蒸发器4的入口与出口的制冷剂饱和温度差ΔT_sat相等。出于与实施方式1同样的理由，只要制冷剂以数学式16所示的函数T_{sat_u}(u)小于T_{sat_u_min}+0.3(℃)那样的平均流速u在蒸发器中流动，就能够发挥防止制冷循环装置100整体的运转性能的下降的效果，另外也能够抑制蒸发器4的结霜的偏倚。在实施方式2的条件下，根据图6，对于函数T_{sat_u}(u)小于T_{sat_u_min}+0.3(℃)的平均流速u、即蒸发器4的出口的制冷剂饱和温度T_{sat_out}大于-10.3℃的平均流速u，平均流速u满足0.85(m/s)<u<1.6(m/s)的条件即可。另外可知，根据图4，平均流速u满足0.85(m/s)<u<1.6(m/s)的条件的情况下的蒸发器4的入口与出口的制冷剂饱和温度差ΔT_sat满足0.7(℃)<ΔT_sat<2.1(℃)的条件，与满足该条件的制冷剂饱和温度差ΔT_sat至少平均流速u为1.6(m/s)以上相比，蒸发器4的入口与出口的制冷剂饱和温度差ΔT_sat和使向蒸发器4流动的制冷剂的温度均匀时的蒸发器4的入口与出口的制冷剂饱和温度差之差减小，能够抑制蒸发器4的结霜的偏倚。

另外，在实施方式2的制冷循环装置100中，构成为蒸发器4的出口的制冷剂饱和温度T_{sat_out}成为最大值T_{sat_out_max}的平均流速u大致等于使向蒸发器4流动的制冷剂的温度均匀时的蒸发器4的入口与出口的制冷剂饱和温度差和蒸发器4的入口与出口的制冷剂饱和温度差ΔT_sat相等的平均流速u，但是不限于此。只要使向蒸发器4流动的制冷剂的温度均匀时的蒸发器4的入口与出口的制冷剂饱和温度差和蒸发器的入口与出口的制冷剂饱和温度差ΔT_sat相等的平均流速u下的数学式16所示的函数T_{sat_u}(u)小于T_{sat_u_min}+0.3(℃)，就能够发挥防止制冷循环装置整体的运转性能的下降的效果，另外也能够抑制蒸发器的结霜的偏倚。

另外，在实施方式2中，使用R32、R1234yf、R125的混合制冷剂，且在该制冷剂中，R32的比例X_R32为67(wt％)，R1234yf的比例X_R1234yf为26(wt％)，R125的比例X_R125为7(wt％)，但是不限于此，只要是非共沸混合制冷剂，并使向蒸发器4流动的制冷剂的温度均匀时的蒸发器4的入口与出口的制冷剂饱和温度差和蒸发器的入口与出口的制冷剂饱和温度差ΔT_sat相等的平均流速u下的数学式16所示的函数T_{sat_u}(u)小于T_{sat_u_min}+0.3(℃)，就发挥防止制冷循环装置整体的运转性能的下降的效果，另外也发挥抑制蒸发器的结霜的偏倚的效果。

特别地，实施方式2的混合制冷剂各自的组成在小于±3wt％的范围不同的制冷剂、即R32的比例X_R32(wt％)为64<X_R32<70的条件、R1234yf的比例X_R1234yf(wt％)为23<X_R1234yf<29的条件、R125的比例X_R125(wt％)为4<X_R125<10的条件、X_R32、X_R1234yf及X_R125的总和为100的条件全部满足的制冷剂与R32的比例X_R32为67(wt％)、R1234yf的比例X_R1234yf为26(wt％)、R125的比例X_R125为7(wt％)的混合制冷剂相比，各种物性、蒸发器4的入口与出口的制冷剂饱和温度差ΔT_sat及函数T_sat(u)不会较大地改变，因此，根据图4，只要蒸发器4的入口与出口的制冷剂饱和温度差ΔT_sat满足0.7(℃)<ΔT_sat<2.1(℃)的条件，就发挥防止制冷循环装置整体的运转性能的下降的效果，另外也发挥抑制蒸发器的结霜的偏倚的效果。

附图标记的说明

1压缩机，2冷凝器，3膨胀阀，4蒸发器，5制冷剂配管，5a～5d制冷剂配管，6冷凝器送风机，7蒸发器送风机，41传热管，41a流路，41b接合部位，41c接合部位，42翅片，42a翅片，42b翅片，43制冷剂分配器，44集管，100制冷循环装置。

Claims (8)

1.一种制冷循环装置，其中，所述制冷循环装置具备制冷循环及控制装置，该制冷循环具有压缩机、冷凝器、减压装置及蒸发器，且供制冷剂在内部循环，

在所述蒸发器安装有流速传感器，

将所述蒸发器的热交换量设为Q(W)，将所述蒸发器的制冷剂流路直径设为d(m)，将所述蒸发器的管内侧传热面积设为A_i(m²)，将所述制冷剂的平均热传导率设为k(W/mK)，将所述制冷剂的平均密度设为ρ(kg/m³)，将所述制冷剂的平均粘度设为μ(Pa·s)，将所述制冷剂的普朗特数设为Pr，将在所述蒸发器中流动的所述制冷剂的平均流速设为u(m/s)，将根据所述制冷剂的种类确定并表示所述蒸发器的入口与出口的制冷剂饱和温度差的所述平均流速u的函数设为T_sat(u)，将由

[数学式1]

这式子表示的函数T_{sat_u}(u)的最小值设为T_{sat_u_min}，

所述控制装置控制所述压缩机的转速，使得所述制冷剂以所述流速传感器的测定值接近所述函数T_{sat_u}(u)小于T_{sat_u_min}+0.3(℃)的所述平均流速u的方式在所述蒸发器中流动。

2.根据权利要求1所述的制冷循环装置，其中，

所述制冷剂以在所述蒸发器中流动的所述制冷剂的平均流速u使所述函数T_{sat_u}(u)成为T_{sat_u_min}(℃)的方式在所述制冷循环中循环。

3.根据权利要求1所述的制冷循环装置，其中，

所述制冷剂是在同一压力下因相变而温度变化的制冷剂，

使所述蒸发器的入口与出口的制冷剂饱和温度差和使向蒸发器流动的制冷剂的温度均匀时的蒸发器(4)的入口与出口的制冷剂饱和温度差相等的所述平均流速u下的所述函数T_{sat_u}(u)小于T_{sat_u_min}+0.3(℃)。

4.根据权利要求3所述的制冷循环装置，其中，

所述蒸发器的压力损失从所述蒸发器的入口至出口连续地增加。

5.根据权利要求3或4所述的制冷循环装置，其中，

使所述蒸发器的入口与出口的制冷剂饱和温度差和使向蒸发器(4)流动的制冷剂的温度均匀时的蒸发器(4)的入口与出口的制冷剂饱和温度差相等的所述平均流速u下的所述函数T_{sat_u}(u)成为T_{sat_u_min}(℃)。

6.根据权利要求3或4所述的制冷循环装置，其中，

所述制冷剂是R32、R1234yf及R125的混合制冷剂，且是所述R32的比例X_R32(wt％)为64<X_R32<70的条件、所述R1234yf的比例X_R1234yf(wt％)为23<X_R1234yf<29的条件、所述R125的比例X_R125(wt％)为4<X_R125<10的条件、所述R32的比例X_R32、所述R1234yf的比例X_R1234yf及所述R125的比例X_R125的总和为100的条件全部满足的制冷剂。

7.根据权利要求6所述的制冷循环装置，其中，

所述蒸发器的入口与出口的制冷剂饱和温度差ΔT _sat(℃)满足0.7<ΔT_sat<2.1的条件。

8.根据权利要求7所述的制冷循环装置，其中，

在所述制冷剂中，所述R32的比例X_R32为67(wt％)，所述R1234yf的比例X_R1234yf为26(wt％)，所述R125的比例X_R125为7(wt％)，

蒸发器的入口与出口的制冷剂饱和温度差ΔT_sat(℃)为1.3℃。

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