CN114502887A

CN114502887A - 冷冻装置

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Publication number: CN114502887A
Application number: CN202080068471.XA
Authority: CN
Inventors: 岩田育弘; 熊仓英二; 山田拓郎; 加治隆平; 广川智己
Original assignee: Daikin Industries Ltd
Current assignee: Daikin Industries Ltd
Priority date: 2019-09-30
Filing date: 2020-09-29
Publication date: 2022-05-13
Anticipated expiration: 2040-09-29
Also published as: CN114502887B; EP4040083B1; ES2971908T3; US20220214089A1; JP2021055958A; EP4040083A1; EP4040083A4; WO2021065914A1

Abstract

将室外机热交换器与室内热交换器的容积比设定成适合HFO类制冷剂的容积比，从而抑制制冷剂的过剩、不足。制冷剂是HFO制冷剂或包括HFO制冷剂的混合制冷剂，在室内热交换器(41)以及室外热交换器(23)均是交叉翅片型热交换器或层叠型热交换器且室外热交换器(23)是一列结构的情况下，室外热交换器(23)相对于室内热交换器(41)的容积比S[％]满足下述关系式：100≤S≤1.0112E‑03×ρ^2‑1.5836E+00×ρ+8.2472E+02，其中，ρ[kg/m^3]是冷凝温度为45℃时饱和液气的平均密度。

Description

冷冻装置

技术领域

本公开涉及一种使用了HFO制冷剂或包括HFO制冷剂的混合制冷剂的冷冻装置。

背景技术

在通过一台室外机使一台室内机运转的空调机中，例如，如专利文献1(日本特开2012-077983号公报)的背景技术记载的那样，一般而言，设定成室外热交换器的容积比室内热交换器的容积大。室外热交换器与室内热交换器的容积差越大，在制冷运转以及制热运转中制冷剂越是不足或制冷剂越是过多，COP会降低。在上述空调机中，由于室外热交换器的容积比室内热交换器的容积大，因此，若在制冷运转中将系统内的制冷剂量调节为最优，则制热运转中制冷剂会变得略微过剩。另一方面，若在制热运转中将系统内的制冷剂量调节为最优，则在制冷运转中制冷剂会变得不足。

发明内容

发明所要解决的技术问题

另一方面，作为在空调机中采用的制冷剂，从原本主流的R410A逐渐向全球变暖系数较小的R32转变，不过，未来，全球变暖系数更小的HFO类制冷剂被认为是更有希望的。

然而，在HFO类制冷剂的情况下，由于冷凝器内的制冷剂密度、特别是气体密度与R32相比较大，因此，制冷剂的过剩、不足变得显著。因此，存在下述技术问题：如何将室外机热交换器与室内热交换器的容积比设定成适合HFO类制冷剂的容积比，从而抑制制冷剂的过剩、不足。

解决技术问题所采用的技术方案

在第一观点的冷冻装置中，在冷却运转时，制冷剂按照压缩机、室外热交换器、膨胀机构以及室内热交换器这一顺序流动，在加热运转时，制冷剂按照压缩机、室内热交换器、膨胀机构以及室外热交换器这一顺序流动，制冷剂是HFO制冷剂或包括HFO制冷剂的混合制冷剂。室内热交换器以及室外热交换器均是交叉翅片型热交换器或层叠型热交换器。此外，在室外热交换器是一列结构的情况下，室外热交换器相对于室内热交换器的容积比S[％]满足下述关系式：

100≤S≤1.0112E-03×ρ^2-1.5836E+00×ρ+8.2472E+02，

其中，ρ[kg/m^3]是冷凝温度为45℃时饱和液气的平均密度。

在该冷冻装置中，由于室外热交换器相对于室内热交换器的容积比S被设定为满足上述关系式的值，因此，冷却运转、加热运转中的制冷剂量的过剩、不足得到抑制。

在第二观点的冷冻装置中，在冷却运转时，制冷剂按照压缩机、室外热交换器、膨胀机构以及室内热交换器这一顺序流动，在加热运转时，制冷剂按照压缩机、室内热交换器、膨胀机构以及室外热交换器这一顺序流动，制冷剂是HFO制冷剂或包括HFO制冷剂的混合制冷剂。室内热交换器以及室外热交换器均是交叉翅片型热交换器或层叠型热交换器。此外，在室外热交换器是两列结构的情况下，室外热交换器相对于室内热交换器的容积比S[％]满足下述关系式：

130≤S≤1.3483E-03×ρ^2-2.1115E+00×ρ+1.0996E+03，

其中，ρ[kg/m^3]是冷凝温度为45℃时饱和液气的平均密度。

在第三观点的冷冻装置中，在冷却运转时，制冷剂按照压缩机、室外热交换器、膨胀机构以及室内热交换器这一顺序流动，在加热运转时，制冷剂按照压缩机、室内热交换器、膨胀机构以及室外热交换器这一顺序流动，制冷剂是HFO制冷剂或包括HFO制冷剂的混合制冷剂。室内热交换器是交叉翅片型热交换器，室外热交换器是层叠型热交换器。此外，在室外热交换器是一列结构的情况下，室外热交换器相对于室内热交换器的容积比S[％]满足下述关系式：

100×α≤S≤(1.0112E-03×ρ^2-1.5836E+00×ρ+8.2427E+02)×α，

其中，α是交叉翅片型热交换器以及层叠型热交换器具有相同的热交换性能的情况下的、层叠型热交换器相对于交叉翅片型热交换器的容积比，

ρ[kg/m^3]是冷凝温度为45℃时饱和液气的平均密度。

在第四观点的冷冻装置中，在冷却运转时，制冷剂按照压缩机、室外热交换器、膨胀机构以及室内热交换器这一顺序流动，在加热运转时，制冷剂按照压缩机、室内热交换器、膨胀机构以及室外热交换器这一顺序流动，制冷剂是HFO制冷剂或包括HFO制冷剂的混合制冷剂。室内热交换器是交叉翅片型热交换器，室外热交换器是层叠型热交换器。此外，在室外热交换器是两列结构的情况下，室外热交换器相对于室内热交换器的容积比S[％]满足下述关系式：

130×α≤S≤(1.3483E-03×ρ^2-2.1115E+00×ρ+1.0996E+03)×α，

ρ[kg/m^3]是冷凝温度为45℃时饱和液气的平均密度。

在第五观点的冷冻装置中，在冷却运转时，制冷剂按照压缩机、室外热交换器、膨胀机构以及室内热交换器这一顺序流动，在加热运转时，制冷剂按照压缩机、室内热交换器、膨胀机构以及室外热交换器这一顺序流动，制冷剂是HFO制冷剂或包括HFO制冷剂的混合制冷剂，室内热交换器是层叠型热交换器，室外热交换器是交叉翅片型热交换器。此外，在室外热交换器是一列结构的情况下，室外热交换器相对于室内热交换器的容积比S[％]满足下述关系式：

100/α≤S≤(1.0112E-03×ρ^2-1.5836E+00×ρ+8.2472E+02)/α，

ρ[kg/m^3]是冷凝温度为45℃时饱和液气的平均密度。

在第六观点的冷冻装置中，在冷却运转时，制冷剂按照压缩机、室外热交换器、膨胀机构以及室内热交换器这一顺序流动，在加热运转时，制冷剂按照压缩机、室内热交换器、膨胀机构以及室外热交换器这一顺序流动，制冷剂是HFO制冷剂或包括HFO制冷剂的混合制冷剂。室内热交换器是层叠型热交换器，室外热交换器是交叉翅片型热交换器。此外，在室外热交换器是两列结构的情况下，室外热交换器相对于室内热交换器的容积比S[％]满足下述关系式：

130/α≤S≤(1.3483E-03×ρ^2-2.1115E+00×ρ+1.0996E+03)/α，

ρ[kg/m^3]是冷凝温度为45℃时饱和液气的平均密度。

在第二观点、第四观点以及第六观点中任一观点的冷冻装置的基础上，在第七观点的冷冻装置中，在室外热交换器与膨胀机构之间设置有高压储罐。室外热交换器的容积包括高压储罐的容积。

在第一观点至第七观点中任一观点的冷冻装置的基础上，在第八观点的冷冻装置中，476.1＜ρ。

在第一观点至第八观点中任一观点的冷冻装置的基础上，在第九观点的冷冻装置中，HFO制冷剂是R1132(E)、R1123、R1234yf以及R1234ze中的任意一者。

附图说明

图1是作为本公开一实施方式的冷冻装置的空调装置的概略结构图。

图2是交叉翅片型热交换器的概略主视图。

图3是层叠型热交换器的外观立体图。

图4是容积比的上限值设定的对象模型的一览表。

图5A是表示室外热交换器1是一列热交换器时的、HFO类制冷剂的液气平均密度与室外热交换器相对于室内热交换器的容积比S的上限值的关系的表。

图5B是表示室外热交换器是一列热交换器时的、HFO类制冷剂的液气平均密度与室外热交换器相对于室内热交换器的容积比S的上限值的关系的图表。

图6A是表示室外热交换器是两列热交换器时的、HFO类制冷剂的液气平均密度与室外热交换器相对于室内热交换器的容积比的上限值的关系的表。

图6B是表示室外热交换器是两列热交换器时的、HFO类制冷剂的液气平均密度与室外热交换器相对于室内热交换器的容积比的上限值的关系的图表。

图7是作为本公开的变形例的冷冻装置的空调装置的概略结构图。

具体实施方式

＜第一实施方式＞

(1)空调装置1的结构

图1是本公开一实施方式的空调装置1的概略结构图。图1中，空调装置1是通过蒸气压缩式的冷冻循环进行制冷运转以及制热运转的冷冻装置。

空调装置1的制冷剂回路10是通过室外单元2与室内单元4经由液体制冷剂连通管5及气体制冷剂连通管6连接而构成的。

封入制冷剂回路10的制冷剂是HFO制冷剂或包括HFO制冷剂的混合制冷剂。HFO制冷剂是R1132(E)、R1123、R1234yf以及R1234ze中的任意一者。

(1-1)室内单元4

室内单元4设置于室内，构成了制冷剂回路10的一部分。室内单元4包括室内热交换器41、室内风扇42以及室内侧控制部44。

(1-1-1)室内热交换器41

室内热交换器41在制冷运转时作为制冷剂的蒸发器起作用，对室内空气进行冷却。此外，室内热交换器41在制热运转时作为制冷剂的放热器起作用，对室内空气进行加热。制冷运转时的室内热交换器41的制冷剂的入口侧与液体制冷剂连通管5连接，制冷剂的出口侧与气体制冷剂连通管6连接。

作为室内热交换器41，采用交叉翅片型热交换器或层叠型热交换器。关于交叉翅片型热交换器以及层叠型热交换器，在“(3)室内热交换器41以及室外热交换器23的选定”中进行说明。

(1-1-2)室内风扇42

室内风扇42将室内空气吸入室内单元4内，使其在室内热交换器41中与制冷剂进行热交换，然后，将该空气供给至室内。作为室内风扇42，采用离心风扇、多叶片风扇等。室内风扇42通过室内风扇马达43驱动。

(1-1-3)室内侧控制部44

室内侧控制部44对构成室内单元4的各部分的动作进行控制。室内侧控制部44具有用于进行室内单元4的控制的微型计算机以及存储器。

室内侧控制部44与遥控器(未图示)之间进行控制信号等的发送、接收。此外，室内侧控制部44与室外单元2的室外侧控制部38之间进行经由传输线8a的控制信号等的发送、接收。

(1-2)室外单元2

室外单元2设置于室外，构成了制冷剂回路10的一部分。室外单元2包括压缩机21、四通换向阀22、室外热交换器23、膨胀阀26、液体侧截止阀27以及气体侧截止阀28。

(1-2-1)压缩机21

压缩机21是对冷冻循环的低压制冷剂进行压缩的设备。在压缩机21中，通过压缩机用马达21a驱动旋转式、涡旋式等容积式的压缩要素(未图示)进行旋转。

压缩机21的吸入侧与吸入管31连接，排出侧与排出管32连接。吸入管31是将压缩机21的吸入侧与四通换向阀22连接的制冷剂管。排出管32是将压缩机21的排出侧与四通换向阀22连接的制冷剂管。

在吸入管31连接有储瓶29。储瓶29将流入的制冷剂分离成液体制冷剂和气体制冷剂，仅使气体制冷剂流向压缩机21的吸入侧。

(1-2-2)四通换向阀22

四通换向阀22对制冷剂回路10中的制冷剂的流动方向进行切换。在制冷运转时，四通换向阀22使室外热交换器作为制冷剂的放热器起作用，并且，使室内热交换器41作为制冷剂的蒸发器起作用。

在制冷运转时，四通换向阀22将压缩机21的排出管32与室外热交换器23的第一气体制冷剂管33连接(参照图1的四通换向阀22的实线)，并且，将压缩机21的吸入管31与第二气体制冷剂管34连接(参照图1的四通换向阀22的实线)。

此外，在制热运转时，四通换向阀22进行向制热循环状态的切换，在制热循环状态下，使室外热交换器23作为制冷剂的蒸发器起作用，并且，使室内热交换器41作为制冷剂的放热器起作用。

在制热运转时，四通换向阀22将压缩机21的排出管22与第二气体制冷剂管34连接(参照图1的四通换向阀22的虚线)，并且，将压缩机21的吸入管31与室外热交换器23的第一气体制冷剂管33连接(参照图1的四通换向阀22的虚线)。

此处，第一气体制冷剂管33是将四通换向阀22与室外热交换器23的制冷运转时的制冷剂入口连接的制冷剂管。此外，第二气体制冷剂管34是将四通换向阀22与气体侧截止阀28连接的制冷剂管。

(1-2-3)室外热交换器23

室外热交换器23在制冷运转时作为制冷剂的放热器起作用。此外，室外热交换器23在制热运转时作为制冷剂的蒸发器起作用。在室外热交换器23的制冷运转时的制冷剂出口连接有液体制冷剂管35的一端。液体制冷剂管35的另一端与膨胀阀26连接。

作为室外热交换器23，采用交叉翅片型热交换器或层叠型热交换器。关于交叉翅片型热交换器以及层叠型热交换器，在“(3)室内热交换器41以及室外热交换器23的选定”中进行说明。

(1-2-4)膨胀阀26

膨胀阀26是电动膨胀阀。在制冷运转时，膨胀阀26将从室外热交换器23送来的高压的制冷剂减压至低压。此外，在制热运转时，膨胀阀26将从室内热交换器41送来的高压的制冷剂减压至低压。

(1-2-5)液体侧截止阀27以及气体侧截止阀28

液体侧截止阀27与液体制冷剂连通管5连接。气体侧截止阀28与气体制冷剂连通管6连接。液体侧截止阀27位于制冷运转时的制冷剂循环方向的膨胀阀26的下游。气体侧截止阀28位于制冷运转时的制冷剂循环方向的四通换向阀22的上游。

(1-2-6)室外风扇36

室外单元2包括室外风扇36。室外风扇36将室外空气吸入室外单元2内，使其在室外热交换器23中与制冷剂进行热交换，然后，将该空气向外部排出。作为室外风扇36，采用螺旋桨风扇等。室外风扇36通过室外风扇用马达37驱动。

(1-2-7)室外侧控制部38

室外侧控制部38对构成室外单元2的各部分的动作进行控制。室外侧控制部38具有用于进行室外单元2的控制的微型计算机以及存储器。

室外侧控制部38与室内单元4的室内侧控制部44之间进行经由传输线8a的控制信号等的发送、接收。

(1-3)制冷剂连通管5、6

制冷剂连通管5、6是当将空调装置1设置于建筑物等设置场所时在现场进行施工的制冷剂管。对于制冷剂连通管5、6，根据设置场所、室外单元2和室内单元4的组合等设置条件来采用适当的长度以及直径的管。

(2)空调装置1的基本动作

接着，使用图1对空调装置1的基本动作进行说明。作为基本动作，空调装置1能够进行制冷运转和制热运转。

(2-1)制冷运转

在制冷运转时，四通换向阀22被切换至制冷循环状态(图1的实线所示的状态)。在制冷剂回路10中，冷冻循环的低压的气体制冷剂被吸入压缩机21，在压缩后被排出。

从压缩机21排出后的高压的气体制冷剂通过四通换向阀22被送至室外热交换器23。

被送至室外热交换器23的高压的气体制冷剂在作为放热器起作用的室外热交换器23中与由室外风扇36供给而来的室外空气进行热交换而放热，从而成为高压的液体制冷剂。高压的液体制冷剂被送至膨胀阀26。

被送至膨胀阀26的高压的液体制冷剂通过膨胀阀26减压至冷冻循环中的低压，成为低压的气液两相状态的制冷剂。在膨胀阀26中减压后的低压的气液两相状态的制冷剂通过液体侧截止阀27及液体制冷剂连通管5被送至室内热交换器41。

被送至室内热交换器41后的低压的气液两相状态的制冷剂在室内热交换器41中与由室内风扇42供给而来的室内空气进行热交换而蒸发。由此，室内空气被冷却，然后，通过上述冷却后的空气被供给至室内，进行室内的制冷。

在室内热交换器41中蒸发后的低压的气体制冷剂通过气体制冷剂连通管6、气体侧截止阀28以及四通换向阀22而被再次吸入压缩机21。

(2-2)制热运转

在制热运转时，四通换向阀22被切换至制热循环状态(图1的虚线所示的状态)。在制冷剂回路10中，冷冻循环的低压的气体制冷剂被吸入压缩机21，在压缩后被排出。

从压缩机21排出后的高压的气体制冷剂通过四通换向阀22、气体侧截止阀28以及气体制冷剂连通管6被送至室内热交换器41。

被送至室内热交换器41的高压的气体制冷剂在室内热交换器41中与由室内风扇42供给而来的室内空气进行热交换而放热，从而成为高压的液体制冷剂。由此，室内空气被加热，然后，通过上述加热后的空气被供给至室内，进行室内的制热。

在室内热交换器41中放热后的高压的液体制冷剂通过液体制冷剂连通管5以及液体侧截止阀27被送至膨胀阀26。

被送至膨胀阀26的高压的液体制冷剂通过膨胀阀26减压至冷冻循环中的低压，成为低压的气液两相状态的制冷剂。在膨胀阀26中减压后的低压的气液两相状态的制冷剂被送至室外热交换器23。

被送至室外热交换器23的低压的气液两相状态的制冷剂在室外热交换器23中与由室外风扇36供给而来的室外空气进行热交换而蒸发，从而成为低压的气体制冷剂。

在室外热交换器23中蒸发后的低压的制冷剂通过四通换向阀22被再次吸入压缩机21。

(3)热交换器的选定

此处，关于室内热交换器41以及室外热交换器23所采用的交叉翅片型热交换器或层叠型热交换器，对其概况进行说明。

(3-1)交叉翅片型热交换器的概略

图2是交叉翅片型热交换器51的主视图。图2中，交叉翅片型热交换器51具有传热翅片512和传热管511。

传热翅片512是薄的铝制平板。在传热翅片512形成多个通孔。传热管511具有插入传热翅片512的通孔的直管511a、将相邻的直管511a的端部彼此连结的U字管511b、511c。

直管511a在插入传热翅片512的通孔后通过扩管加工与传热翅片512紧贴。直管511a与第一U字管511b一体形成。第二U字管511c在直管511a插入传热翅片512的通孔并进行扩管加工后，通过焊接、钎焊等方式与直管511a的端部连结。

(3-2)层叠型热交换器的概况

图3是层叠型热交换器53的外观立体图。图3中，层叠型热交换器53包括多个扁平管531和多个传热翅片532。

(3-2-1)扁平管531

扁平管531是多孔管。扁平管531通过铝或铝合金成形，具有构成传热面的平面部531a和供制冷剂流动的多个内部流路531b。

扁平管531以在使平面部531a朝向上下的状态下隔开间隔堆叠的方式排列有多层。

(3-2-2)传热翅片532

传热翅片532是铝制或铝合金制的翅片。传热翅片532配置于被上下相邻的扁平管531夹住的通风空间，与扁平管531的平面部531a接触。

传热翅片532形成有供扁平管531插入的切口532c。扁平管531被插入传热翅片532的切口532c后，传热翅片532与扁平管531的平面部531a通过钎焊等接合。

(3-2-3)集管533a、533b

集管533a、533b连结于在上下方向上排列多层的扁平管531的两端。集管533a、533b具有对扁平管531进行支承的功能、将制冷剂引导至扁平管531的内部流路的功能、使从内部流路流出的制冷剂集合的功能。

在层叠型热交换器53作为制冷剂的蒸发器起作用的情况下，制冷剂流入第一集管533a。流入第一集管533a的制冷剂向各层扁平管531的各内部流路531b基本平均地分配，向第二集管533b流动。在各层扁平管531的各内部流路中流动的制冷剂通过传热翅片532从在通风空间中流动的空气流吸热。流经各层扁平管531的各内部流路的制冷剂在第二集管533b中集合，从第二集管533b流出。

在层叠型热交换器53作为制冷剂的放热器起作用的情况下，制冷剂流入第二集管533b。流入第二集管533b的制冷剂向各层扁平管531的各内部流路531b基本平均地分配，向第一集管533a流动。在各层扁平管531的各内部流路中流动的制冷剂通过传热翅片532向在通风空间中流动的空气流放热。流经各层扁平管531的各内部流路的制冷剂在第一集管533a中集合，从第一集管533a流出。

(4)室外热交换器相对于室内热交换器的容积比S

(4-1)HFO类制冷剂的影响

在本实施方式的空调装置1中，通过一台室外单元2使一台室内单元4运转。

在这样的空调装置中，一般而言，室外热交换器的容积比室内热交换器的容积大。

这是因为，环境温度与蒸发温度或冷凝温度的温度差在室外热交换器这一方设定得较小。特别地，在进行制热运转时的室外热交换器中，为了尽量不结霜，蒸发温度与环境温度之差非常小。

由于上述情况，会产生室内热交换器与室外热交换器的容积差。例如，即使在与室外热交换器相比容积较小的室内热交换器构成冷凝器的制热运转中以制冷剂量不会不足的方式确定制冷剂量，在制冷运转中制冷剂也会不足，往往在冷凝器出口不再发生过冷。

因此，一般而言，考虑制冷剂量的过剩、不足带来的影响来确定合适的制冷剂量。

然而，在封入HFO类制冷剂以替代HFC类制冷剂的空调装置(以下称为HFC机)的制冷剂的情况下，若以在制冷运转中达到与HFC机相同的过冷度的方式调整制冷剂量，那么，在制热运转中，制冷剂量会进一步过剩。此外，在制热运转中，若以达到与HFC机相同的过冷度的方式调整制冷剂量，那么，在制冷运转中，特别地，在低负载条件下，制冷剂量会进一步不足。

这是因为，就压力高于HFC制冷剂时的液气平均密度、尤其是气体密度而言，HFO类制冷剂是大于HFC制冷剂的。此外，在相同的过冷度的情况下，热交换器中的保有制冷剂量较多。

如上所述，在空调装置中使用HFO类制冷剂的情况下，由于“室内热交换器与室外热交换器的容积比的差异”以及“高压下的液气平均密度的差异”，与现有设备相比，制冷剂量容易处于过剩、不足的状态。

(4-2)对象模型

此处，在空调装置中使用HFO类制冷剂的情况下，为了避免错误地设计室外热交换器23相对于室内热交换器41的容积比S，对容积比S的上限值进行设定。

图4是容积比S的上限值设定的对象模型的一览表。图4中，首先大致分成室外热交换器23是一列热交换器的类型和室外热交换器23是两列热交换器的类型这两个种类。

(4-2-1)类型A1、B1、C1

接着，以室外热交换器23是一列热交换器为前提，针对室内热交换器41以及室外热交换器23，将热交换器的类型组合分为类型A1、类型B1以及类型C1这三种类型。

在类型A1中，室内热交换器41和室外热交换器23均为交叉翅片型或层叠型。在类型B1中，室内热交换器41是交叉翅片型而室外热交换器23是层叠型。在类型C1中，室内热交换器41是层叠型而室外热交换器23是交叉翅片型。

(4-2-2)类型A2、B2、C2

接着，以室外热交换器23是两列热交换器为前提，针对室内热交换器41以及室外热交换器23，将热交换器的类型组合分为类型A2、类型B2以及类型C2这三种类型。

在类型A2中，室内热交换器41和室外热交换器23均为交叉翅片型或层叠型。在类型B2中，室内热交换器41是交叉翅片型而室外热交换器23是层叠型。在类型C2中，室内热交换器41是层叠型而室外热交换器23是交叉翅片型。

(4-3)类型A1、B1、C1的容积比S上限值

为了在使用HFO类制冷剂的制冷剂回路中确定室外热交换器23相对于室内热交换器41的容积比S，对构成比较基准的使用现有制冷剂即HFC-32(以下称为R32)的制冷剂回路中的室外热交换器相对于室内热交换器的容积比进行说明。

(4-3-1)类型A1

作为前提，室内热交换器41和室外热交换器23均是交叉翅片型或层叠型，并且，室外热交换器23是一列热交换器，室内热交换器41是两列热交换器，运转模式设为制热运转。

此处，制热运转中室内热交换器41的热交换能力Qc、室外热交换器23的热交换能力Qe大致通过下述式子表达。

Qc＝K×Ac×△Tc

Qe＝K×Ae×△Te

K：传热系数(前表面面积基准)

Ac：室内热交换器41的前表面面积

Ae：室外热交换器23的前表面面积

△Tc：冷凝温度与制热标准室内温度之差

△Te：制热标准室外温度与蒸发温度之差。

此处，若冷凝温度为大约43℃且制热标准室内温度为20℃，则△Tc＝23。此外，若制热标准室外温度为6℃且蒸发温度为大约0℃，则△Te＝6。

因此，

Qc＝K×Ac×23…[1]

Qe＝K×Ae×6····[2]。

当将制热运转时的能效比(COP)设为5时，

Qc/Qe≈5/4…[3]。

根据式子[1]、[2]以及[3]可知：

Ac/Ae≈1/3。

这是容积比S的上限值。

因此，使用R32的制冷剂回路中的室外热交换器相对于室内热交换器的容积比S的上限值为300％。

与R32相比，HFO类制冷剂在冷凝区域的液气平均密度ρ较大。此处，将液气平均密度ρ定义为温度为45℃时的饱和液体密度和饱和气体密度的平均值。

若将R32的液气平均密度设为ρR32且将HFO类制冷剂的液气平均密度设为ρHFO，那么，所需的室外热交换器23的容积相对于使用R32的室外热交换器的容积为[ρR32/ρHFO]倍。

因此，能够根据多个种类的HFO类制冷剂的液气平均密度算出与各HFO类制冷剂对应的容积比S的上限值。

图5A是表示当室外热交换器23是一列热交换器时的、HFO类制冷剂的液气平均密度ρ与室外热交换器23相对于室内热交换器41的容积比S的上限值的关系的表。图5A中，作为与HFC类制冷剂的R32的液气平均密度对比的HFO类制冷剂，选择混合制冷剂A、混合制冷剂B、R1123、R1234yf以及R1234ze，求出并记载各制冷剂的液气平均密度、ρR32/ρHFO以及容积比S上限值。

混合制冷剂A和混合制冷剂B均是R1132(E)、R1123以及R1234yf的混合制冷剂，不过三个成分的组成图存在差异。不过，在本申请中不详细描述。

(4-3-2)类型B1

作为前提，室内热交换器41是交叉翅片型而室外热交换器23是层叠型，并且，室外热交换器23是一列热交换器，室内热交换器41是两列热交换器，运转模式设为制热运转。

如类型A1中说明的那样，在使用R32的制冷剂回路中，在室内热交换器以及室外热交换器均是交叉翅片型的情况下，室外热交换器相对于室内热交换器的容积比S的上限值是300％。

一般而言，层叠型热交换器相对于交叉翅片型热交换器的容积比是α(其中，α＜1；较理想的是α＝0.6)。因此，在使用R32的制冷剂回路中，在室内热交换器是交叉翅片型而室外热交换器是层叠型的情况下，室外热交换器相对于室内热交换器的容积比S的上限值是300×α％。

因此，若相对于300×α％乘以[ρR32/ρHFO]倍，则能够算出与HFO类制冷剂对应的容积比S的上限值。

图5A中，关于混合制冷剂A、混合制冷剂B、R1123、R1234yf以及R1234ze，按照制冷剂求出并记载有类型B1中的容积比S上限值。其中，基于α＝0.6算出。

(4-3-3)类型C1

作为前提，室内热交换器41是层叠型而室外热交换器23是交叉翅片型，并且，室外热交换器23是一列热交换器，室内热交换器41是两列热交换器，运转模式设为制热运转。

一般而言，层叠型热交换器相对于交叉翅片型热交换器的容积比是α(其中，α＜1；较理想的是α＝0.6)。因此，在使用R32的制冷剂回路中，在室内热交换器是层叠型而室外热交换器是交叉翅片型的情况下，室外热交换器相对于室内热交换器的容积比S的上限值是300/α％。

因此，若相对于300/α％乘以[ρR32/ρHFO]倍，则能够算出与HFO类制冷剂对应的容积比S的上限值。

图5A中，关于混合制冷剂A、混合制冷剂B、R1123、R1234yf以及R1234ze，按照制冷剂求出并记载有类型C1中的容积比S上限值。其中，基于α＝0.6算出。

图5B是表示当室外热交换器23是一列热交换器时的、HFO类制冷剂的液气平均密度ρ与室外热交换器23相对于室内热交换器41的容积比S的上限值的关系的图表。图5B中，图表的横轴表示液气平均密度[kg/m³]。图表的纵轴表示室外热交换器23相对于室内热交换器41的容积比S的上限值。

曲线SA1是通过对类型A1中的R32、混合制冷剂A、混合制冷剂B、R1123、R1234yf以及R1234z的容积比S上限值进行绘制而得到的曲线。曲线SA1通过“1.0112E-03×ρ^2-1.5836E+00×ρ+8.2472E+02”表达，与容积比S的关系如下：

100≤S≤1.0112E-03×ρ^2-1.5836E+00×ρ+8.2472E+02。

同样地，曲线SB1是通过对类型B1中的R32、混合制冷剂A、混合制冷剂B、R1123、R1234yf以及R1234z的容积比S上限值进行绘制而得到的曲线。

曲线SB1通过“(1.0112E-03×ρ^2-1.5836E+00×ρ+8.2427E+02)×α”表达，与容积比S的关系如下：

100×α≤S≤(1.0112E-03×ρ^2-1.5836E+00×ρ+8.2427E+02)×α。

同样地，曲线SC1是通过对类型C1中的R32、混合制冷剂A、混合制冷剂B、R1123、R1234yf以及R1234z的容积比S上限值进行绘制而得到的曲线。

曲线SC1通过“(1.0112E-03×ρ^2-1.5836E+00×ρ+8.2472E+02)/α”表达，与容积比S的关系如下：

100/α≤S≤(1.0112E-03×ρ^2-1.5836E+00×ρ+8.2472E+02)/α。

(4-4)类型A2、B2、C2的容积比S上限值

(4-4-1)类型A2

作为前提，室内热交换器41和室外热交换器23均是交叉翅片型或层叠型，并且，室外热交换器23是两列热交换器，室内热交换器41是三列热交换器，运转模式设为制热运转。

在上述情况下，与类型A1相比，室外热交换器的前表面面积Ae为2倍，室内热交换器的前表面面积Ac为1.5倍。由于在类型A1中为“Ac/Ae≈1/3”，因此，在类型A2中为Ac/Ae≈(1/3)×(1.5/2)＝1/4。

因此，使用R32的制冷剂回路中的室外热交换器相对于室内热交换器的容积比S的上限值为400％。

若将R32的液气平均密度设为ρR32且将HFO类制冷剂的液气平均密度设为ρHFO，那么，所需的室外热交换器的容积相对于使用R32的室外热交换器的容积为[ρR32/ρHFO]倍。

图6A是表示当室外热交换器23是两列热交换器时的、HFO类制冷剂的液气平均密度ρ与室外热交换器23相对于室内热交换器41的容积比S的上限值的关系的表。图6A中，作为与HFC类制冷剂的R32的液气平均密度对比的HFO类制冷剂，选择混合制冷剂A、混合制冷剂B、R1123、R1234yf以及R1234ze，求出并记载各制冷剂的液气平均密度、ρR32/ρHFO以及容积比S上限值。

(4-4-2)类型B2

作为前提，室内热交换器41是交叉翅片型而室外热交换器23是层叠型，并且，室外热交换器23是两列热交换器，室内热交换器41是三列热交换器，运转模式设为制热运转。

如类型A2中说明的那样，在使用R32的制冷剂回路中，在室内热交换器以及室外热交换器均是交叉翅片型的情况下，室外热交换器相对于室内热交换器的容积比S的上限值是400％。

一般而言，层叠型热交换器相对于交叉翅片型热交换器的容积比是α(其中，α＜1；较理想的是α＝0.6)。因此，在使用R32的制冷剂回路中，在室内热交换器是交叉翅片型而室外热交换器是层叠型的情况下，室外热交换器相对于室内热交换器的容积比S的上限值是400×α％。

因此，若相对于400×α％乘以[ρR32/ρHFO]倍，则能够算出与HFO类制冷剂对应的容积比S的上限值。

图6A中，关于混合制冷剂A、混合制冷剂B、R1123、R1234yf以及R1234ze，按照制冷剂求出并记载有类型B1中的容积比S上限值。其中，基于α＝0.6算出。

(4-4-3)类型C2

作为前提，室内热交换器41是层叠型而室外热交换器23是交叉翅片型，并且，室外热交换器23是两列热交换器，室内热交换器41是三列热交换器，运转模式设为制热运转。

一般而言，层叠型热交换器相对于交叉翅片型热交换器的容积比是α(其中，α＜1；较理想的是α＝0.6)。因此，在使用R32的制冷剂回路中，在室内热交换器是层叠型而室外热交换器是交叉翅片型的情况下，室外热交换器相对于室内热交换器的容积比S的上限值是400/α％。

因此，若相对于400/α％乘以[ρR32/ρHFO]倍，则能够算出与HFO类制冷剂对应的容积比S的上限值。

图6A中，关于混合制冷剂A、混合制冷剂B、R1123、R1234yf以及R1234ze，按照制冷剂求出并记载有类型C1中的容积比S上限值。其中，基于α＝0.6算出。

图6B是表示当室外热交换器23是两列热交换器时的、HFO类制冷剂的液气平均密度ρ与室外热交换器23相对于室内热交换器41的容积比S的上限值的关系的图表。图6B中，图表的横轴表示液气平均密度ρ[kg/m³]。图表的纵轴表示室外热交换器23相对于室内热交换器41的容积比S的上限值。

曲线SA2是通过对类型A2中的R32、混合制冷剂A、混合制冷剂B、R1123、R1234yf以及R1234z的容积比S上限值进行绘制而得到的曲线。曲线SA2通过“1.3483E-03×ρ^2-2.1115E+00×ρ+1.0996E+03”表达，与容积比S的关系如下：

130≤S≤1.3483E-03×ρ^2-2.1115E+00×ρ+1.0996E+03。

同样地，曲线SB2是通过对类型B2中的R32、混合制冷剂A、混合制冷剂B、R1123、R1234yf以及R1234z的容积比S上限值进行绘制而得到的曲线。

曲线SB1通过“(1.3483E-03×ρ^2-2.1115E+00×ρ+1.0996E+03)×α”表达，与容积比S的关系如下：

130×α≤S≤(1.3483E-03×ρ^2-2.1115E+00×ρ+1.0996E+03)×α。

同样地，曲线SC2是通过对类型C2中的R32、混合制冷剂A、混合制冷剂B、R1123、R1234yf以及R1234z的容积比S上限值进行绘制而得到的曲线。

曲线SC1通过“(1.3483E-03×ρ^2-2.1115E+00×ρ+1.0996E+03)/α”表达，与容积比S的关系如下：

130/α≤S≤(1.3483E-03×ρ^2-2.1115E+00×ρ+1.0996E+03)/α。

(5)特征

(5-1)

在使用HFO制冷剂或包括HFO制冷剂的混合制冷剂的冷冻装置中，在室外热交换器23是一列热交换器、室内热交换器41是两列热交换器、运转模式是制热运转的情况下，当将室内热交换器41和室外热交换器23均是交叉翅片型或层叠型的模型设为类型A1、将室内热交换器41是交叉翅片型而室外热交换器23是层叠型的模型设为B1且将室内热交换器41是层叠型而室外热交换器23是交叉翅片型的模型设为类型C1时，

类型A1中的液气平均密度ρ与容积比S的关系如下：

100≤S≤1.0112E-03×ρ^2-1.5836E+00×ρ+8.2472E+02。

类型B1中的液气平均密度ρ与容积比S的关系如下：

100×α≤S≤(1.0112E-03×ρ^2-1.5836E+00×ρ+8.2427E+02)×α。

类型C1中的液气平均密度ρ与容积比S的关系如下：

100/α≤S≤(1.0112E-03×ρ^2-1.5836E+00×ρ+8.2472E+02)/α。

其中，α是交叉翅片型热交换器以及层叠型热交换器具有相同的热交换性能的情况下的、层叠型热交换器相对于交叉翅片型热交换器的容积比，ρ[kg/m^3]是冷凝温度为45℃时饱和液气的平均密度。

(5-2)

在使用HFO制冷剂或包括HFO制冷剂的混合制冷剂的冷冻装置中，在室外热交换器23是两列热交换器、室内热交换器41是三列热交换器、运转模式是制热运转的情况下，当将室内热交换器41和室外热交换器23均是交叉翅片型或层叠型的模型设为类型A2、将室内热交换器41是交叉翅片型而室外热交换器23是层叠型的模型设为B2且将室内热交换器41是层叠型而室外热交换器23是交叉翅片型的模型设为类型C2时，

类型A2中的液气平均密度ρ与容积比S的关系如下：

130≤S≤1.3483E-03×ρ^2-2.1115E+00×ρ+1.0996E+03。

类型B2中的液气平均密度ρ与容积比S的关系如下：

130×α≤S≤(1.3483E-03×ρ^2-2.1115E+00×ρ+1.0996E+03)×α。

类型C2中的液气平均密度ρ与容积比S的关系如下：

130/α≤S≤(1.3483E-03×ρ^2-2.1115E+00×ρ+1.0996E+03)/α。

(5-3)

476.1＜ρ。

(5-4)

HFO制冷剂是R1132(E)、R1123、R1234yf以及R1234ze中的任意一者。

(6)变形例

图7是作为本公开的变形例的冷冻装置的空调装置的概略结构图。图7中，与图1记载的实施方式的区别点在于，包括连接在制冷剂回路10的室外热交换器23与膨胀阀26之间的储罐24、将储罐24与吸入管31相连的旁通管30、连接在旁通管30的中途的流量调整阀25。除了上述区别点以外，由于与图1记载的实施方式相同，因此，省略说明。

储罐24是能够积存多余制冷剂的容器。一般而言，在空调装置的制冷剂回路中，由于制冷运转时的最优制冷剂量与制热运转时的最优制冷剂量不同，因此，制冷运转时作为冷凝器起作用的室外热交换器的合适容积与制热运转时作为冷凝器起作用的室内热交换器的合适容积是不同的。

通常而言，室外热交换器的容积大于室内热交换器的容积，制热运转时无法彻底收纳在室内热交换器中的制冷剂会被暂时贮存于储瓶29等。未被彻底收纳在储瓶29中的多余液体制冷剂被收纳于储罐24。

在制热运转时，即将进入储罐24前的制冷剂包括经过膨胀阀26时产生的气体成分，不过，在进入储罐24后，被分离成液体制冷剂和气体制冷剂，液体制冷剂贮存于下部侧，气体制冷剂贮存于上部侧。

在储罐24中分离后的气体制冷剂通过旁通管30流向吸入管31。此外，在储罐24中分离后的液体制冷剂流向室外热交换器23。另外，在旁通管30的中途连接有流量调整阀25。在本变形例中，流量调节阀25是电动膨胀阀。

另一方面，在室内热交换器41是交叉翅片型而室外热交换器23是层叠型的情况下，室外而交换器23的容积小于室内热交换器的容积，会产生制冷运转时无法彻底收纳在室外热交换器23中的制冷剂(剩余制冷剂)，其量会超过能够贮存于储瓶29等的量。

在上述情况下，储罐24对制冷运转时未彻底收纳在室外热交换器23中的多余液体制冷剂进行收纳。

在本变形例中，由于在室外热交换器23与膨胀阀26之间设置有储罐24，因此，室外热交换器23的容积设为包括储罐24的容积在内的容积。

(7)用语的定义

热交换器的容积是指从热交换器自身的制冷剂入口到制冷剂出口能够充满制冷剂的内容积。

如上述变形例那样，在具有积存制冷剂的储罐24的情况下，室外热交换器23的容积是指从室外热交换器23自身的制冷剂入口到储罐24自身的制冷剂出口能够充满制冷剂的内容积。

以上，对本公开的实施方式进行了说明，但应当理解的是，能够在不脱离权利要求书记载的本公开的主旨和范围的情况下进行形态和细节的多种变更。

工业上的可利用性

本公开能够广泛应用于能够进行冷却运转以及加热运转的冷冻装置(例如，低温装置)。

符号说明

1 空调装置(冷冻装置)

21 压缩机

23 室外热交换器

24 储罐(高压储罐)

26 膨胀阀(膨胀机构)

41 室内热交换器

现有技术文献

专利文献

专利文献1：日本特开2012-077983号公报。

Claims

1.一种冷冻装置，在冷却运转时，在所述冷冻装置中，制冷剂按照压缩机(21)、室外热交换器(23)、膨胀机构(26)以及室内热交换器(41)这一顺序流动，在加热运转时，在所述冷冻装置中，所述制冷剂按照所述压缩机、所述室内热交换器、所述膨胀机构以及所述室外热交换器这一顺序流动，其特征在于，

所述制冷剂是HFO制冷剂或包括HFO制冷剂的混合制冷剂，

在所述室内热交换器以及所述室外热交换器均是交叉翅片型热交换器或层叠型热交换器且所述室外热交换器是一列结构的情况下，

所述室外热交换器相对于所述室内热交换器的容积比S[％]满足下述关系式：

100≤S≤1.0112E-03×ρ^2-1.5836E+00×ρ+8.2472E+02，

其中，ρ[kg/m^3]是冷凝温度为45℃时饱和液气的平均密度。

2.一种冷冻装置，在冷却运转时，在所述冷冻装置中，制冷剂按照压缩机(21)、室外热交换器(23)、膨胀机构(26)以及室内热交换器(41)这一顺序流动，在加热运转时，在所述冷冻装置中，所述制冷剂按照所述压缩机、所述室内热交换器、所述膨胀机构以及所述室外热交换器这一顺序流动，其特征在于，

所述制冷剂是HFO制冷剂或包括HFO制冷剂的混合制冷剂，

在所述室内热交换器以及所述室外热交换器均是交叉翅片型热交换器或层叠型热交换器且所述室外热交换器是两列结构的情况下，

130≤S≤1.3483E-03×ρ^2-2.1115E+00×ρ+1.0996E+03，

其中，ρ[kg/m^3]是冷凝温度为45℃时饱和液气的平均密度。

3.一种冷冻装置，在冷却运转时，在所述冷冻装置中，制冷剂按照压缩机(21)、室外热交换器(23)、膨胀机构(26)以及室内热交换器(41)这一顺序流动，在加热运转时，在所述冷冻装置中，所述制冷剂按照所述压缩机、所述室内热交换器、所述膨胀机构以及所述室外热交换器这一顺序流动，其特征在于，

所述制冷剂是HFO制冷剂或包括HFO制冷剂的混合制冷剂，

在所述室内热交换器是交叉翅片型热交换器而所述室外热交换器是层叠型热交换器且所述室外热交换器是一列结构的情况下，

100×α≤S≤(1.0112E-03×ρ^2-1.5836E+00×ρ+8.2427E+02)×α，

ρ[kg/m^3]是冷凝温度为45℃时饱和液气的平均密度。

4.一种冷冻装置，在冷却运转时，在所述冷冻装置中，制冷剂按照压缩机(21)、室外热交换器(23)、膨胀机构(26)以及室内热交换器(41)这一顺序流动，在加热运转时，在所述冷冻装置中，所述制冷剂按照所述压缩机、所述室内热交换器、所述膨胀机构以及所述室外热交换器这一顺序流动，其特征在于，

所述制冷剂是HFO制冷剂或包括HFO制冷剂的混合制冷剂，

在所述室内热交换器是交叉翅片型热交换器而所述室外热交换器是层叠型热交换器且所述室外热交换器是两列结构的情况下，

130×α≤S≤(1.3483E-03×ρ^2-2.1115E+00×ρ+1.0996E+03)×α，

ρ[kg/m^3]是冷凝温度为45℃时饱和液气的平均密度。

5.一种冷冻装置，在冷却运转时，在所述冷冻装置中，制冷剂按照压缩机(21)、室外热交换器(23)、膨胀机构(26)以及室内热交换器(41)这一顺序流动，在加热运转时，在所述冷冻装置中，所述制冷剂按照所述压缩机、所述室内热交换器、所述膨胀机构以及所述室外热交换器这一顺序流动，其特征在于，

所述制冷剂是HFO制冷剂或包括HFO制冷剂的混合制冷剂，

在所述室内热交换器是层叠型热交换器而所述室外热交换器是交叉翅片型热交换器且所述室外热交换器是一列结构的情况下，

100/α≤S≤(1.0112E-03×ρ^2-1.5836E+00×ρ+8.2472E+02)/α，

ρ[kg/m^3]是冷凝温度为45℃时饱和液气的平均密度。

6.一种冷冻装置，在冷却运转时，在所述冷冻装置中，制冷剂按照压缩机(21)、室外热交换器(23)、膨胀机构(26)以及室内热交换器(41)这一顺序流动，在加热运转时，在所述冷冻装置中，所述制冷剂按照所述压缩机、所述室内热交换器、所述膨胀机构以及所述室外热交换器这一顺序流动，其特征在于，

所述制冷剂是HFO制冷剂或包括HFO制冷剂的混合制冷剂，

在所述室内热交换器是层叠型热交换器而所述室外热交换器是交叉翅片型热交换器且所述室外热交换器是两列结构的情况下，

130/α≤S≤(1.3483E-03×ρ^2-2.1115E+00×ρ+1.0996E+03)/α，

ρ[kg/m^3]是冷凝温度为45℃时饱和液气的平均密度。

7.如权利要求2、4以及6中任一项所述的冷冻装置，其特征在于，

在所述室外热交换器与所述膨胀机构之间设置有高压储罐(24)，

所述室外热交换器的容积包括所述高压储罐的容积。

8.如权利要求1至7中任一项所述的冷冻装置，其特征在于，

476.1＜ρ。

9.如权利要求1至8中任一项所述的冷冻装置，其特征在于，

HFO制冷剂是R1132(E)、R1123、R1234yf以及R1234ze中的任意一者。