JP6482655B2 - 冷凍サイクル装置 - Google Patents

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Description

本発明は、低ＧＷＰ冷媒を使用する冷凍サイクル装置に関するものである。
従来、Ｒ３２のような特定の飽和フッ化炭化水素冷媒は、現行の冷媒よりもＧＷＰ（地球温暖化係数）が低く、冷媒の圧力損失も低いため、冷凍サイクル装置への適用が進んでいる。しかし、Ｒ３２は従来のＲ４１０Ａ等に比べて圧縮機の吐出温度が高くなる特性があることが分かり、吐出温度を抑える技術が開発されている。
この技術として例えば、Ｒ３２を７０ｗｔ％含有した冷媒を使用し、圧縮機、四方弁、室外熱交換器、膨張弁、バルブ、室内熱交換器、気液分離器、アキュームレータの順に接続された冷凍サイクルを備えた冷凍サイクル装置がある（例えば特許文献１参照）。この冷凍サイクル装置では、圧縮機に吸入されるＲ３２冷媒の乾き度が０．６５以上かつ０．８５以下になるように圧縮機又は膨張弁を制御することで、圧縮機から吐出される冷媒の吐出温度を低下させるようにしている。
特許第３９５６５８９号公報
上記文献１記載の冷凍サイクル装置は、乾き度０．６５以上かつ０．８５以下の気液二相状態の冷媒を圧縮機に吸入させており、圧縮機内に液冷媒が流入する液バック状態で運転されるという問題がある。
このように液バック状態で運転されると、圧縮機内に流入した液冷媒が圧縮機内で冷凍機油と混ざり、冷凍機油の粘度が下がる。冷凍機油の粘度が下がると、圧縮機摺動部の摩耗、発熱による劣化、故障が生じやすくなるという問題がある。
このため、液バックを防止しようとして圧縮機吸入側の冷媒状態を完全にガス状態にした場合、Ｒ３２冷媒を７０％以上含有する冷媒では、Ｒ４１０Ａと比べて吐出温度が約１０〜２０℃高くなる。このため、モータ部品の耐熱温度である１２０℃を超えてしまうおそれがある。また、吐出温度の高温化により、冷凍機油、圧縮機材料、塗装、基板の劣化が進み、長期信頼性が低下するという問題がある。
近年では、Ｒ３２以外の低ＧＷＰ冷媒として、エチレン系フッ化炭化水素冷媒が用いることが提案されている。しかし、Ｒ３２冷媒を用いた冷凍サイクル装置において単に冷媒をエチレン系フッ化炭化水素冷媒に入れ替えただけでは、液バック及び吐出温度の上昇の問題を解決することは難しい。
本発明は以上のような課題を解決するためになされたもので、エチレン系フッ化炭化水素冷媒を用いて、液バックを防止しつつ吐出温度の上昇を抑えることができ、低ＧＷＰを実現可能な冷凍サイクル装置を提供することを目的としている。
本発明に係る冷凍サイクル装置は、圧縮機、凝縮器、減圧装置及び蒸発器を備えた冷媒回路と、凝縮器に送風する第１ファンと、蒸発器に送風する第２ファンと、外気温度を検知する外気温度検知手段と、圧縮機の冷媒吸入時の吸入過熱度が外気温度検知手段で検知された外気温度と冷媒吸入時の冷媒圧力における冷媒の飽和ガス温度との差以下となるように、圧縮機の周波数、減圧装置の開度、第１ファンの回転数及び第２ファンの回転数の少なくとも一つを制御する制御部とを備え、冷媒回路は、エチレン系フッ化炭化水素冷媒を３０ｗｔ％以上７０ｗｔ％以下、含有する混合冷媒が循環するように構成されているものである。
本発明によれば、エチレン系フッ化炭化水素冷媒を用いて、液バックを防止しつつ吐出温度の上昇を抑えることができ、低ＧＷＰを実現可能な冷凍サイクル装置を得ることができる。
本発明の実施の形態１に係る空気調和装置の冷媒回路を示す図である。 本発明の実施の形態１に係る空気調和装置の室外熱交換器の概略斜視図である。 本発明の実施の形態１に係る空気調和装置のＰ−Ｈ線図である。 図１の空気調和装置におけるＲ１１２３冷媒の混合比率と吐出温度との関係を示す図である。 図１の空気調和装置におけるＲ１１２３冷媒の混合比率と吐出ＳＨとの関係を示す図である。 図１の空気調和装置において圧縮機吸入時の乾き度を１とし、暖房高圧縮条件で混合比を変えて運転した場合の吐出温度を示す図である。 図１の空気調和装置において圧縮機吸入時の乾き度を１とし、暖房低圧縮条件で混合比を変えて運転した場合の吐出温度を示す図である。 図１の空気調和装置において圧縮機吸入時の乾き度を１とし、暖房標準条件で混合比を変えて運転した場合の吐出温度を示す図である。 図１の空気調和装置において圧縮機吸入時の乾き度を１とし、暖房過負荷条件で混合比を変えて運転した場合の吐出温度を示す図である。 図１の空気調和装置において圧縮機吸入時の乾き度を１とし、暖房高圧縮条件で混合比を変えて運転した場合の吐出ＳＨを示す図である。 図１の空気調和装置において圧縮機吸入時の乾き度を１とし、暖房低圧縮条件で混合比を変えて運転した場合の吐出ＳＨを示す図である。 図１の空気調和装置において圧縮機吸入時の乾き度を１とし、暖房標準条件で混合比を変えて運転した場合の吐出ＳＨを示す図である。 図１の空気調和装置において圧縮機吸入時の乾き度を１とし、暖房過負荷条件で混合比を変えて運転した場合の吐出ＳＨを示す図である。 図１の空気調和装置において圧縮機吸入時の乾き度を１とし、冷房高圧縮条件で混合比を変えて運転した場合の吐出温度を示す図である。 図１の空気調和装置において圧縮機吸入時の乾き度を１とし、冷房低圧縮条件で混合比を変えて運転した場合の吐出温度を示す図である。 図１の空気調和装置において圧縮機吸入時の乾き度を１とし、冷房標準条件で混合比を変えて運転した場合の吐出温度を示す図である。 図１の空気調和装置において圧縮機吸入時の乾き度を１とし、冷房過負荷条件で混合比を変えて運転した場合の吐出温度を示す図である。 図１の空気調和装置において圧縮機吸入時の乾き度を１とし、冷房高圧縮条件で混合比を変えて運転した場合の吐出ＳＨを示す図である。 図１の空気調和装置において圧縮機吸入時の乾き度を１とし、冷房低圧縮条件で混合比を変えて運転した場合の吐出ＳＨを示す図である。 図１の空気調和装置において圧縮機吸入時の乾き度を１とし、冷房標準条件で混合比を変えて運転した場合の吐出ＳＨを示す図である。 図１の空気調和装置において圧縮機吸入時の乾き度を１とし、冷房過負荷条件で混合比を変えて運転した場合の吐出ＳＨを示す図である。 本発明の本実施の形態１に係る空気調和装置の動作を示すフローチャートである。 本発明の実施の形態２に係る空気調和装置の冷媒回路を示す図である。
以下、本発明の実施の形態を図面に基づいて説明する。なお、以下に説明する実施の形態によって本発明が限定されるものではない。また、各図において同一の符号を付したものは、同一又はこれに相当するものであり、以下に記載する実施の形態の全文において共通している。そして、明細書全文に表わされている構成要素の形態は、あくまでも例示であって、明細書に記載された形態に限定するものではない。また、温度、圧力等の高低については、特に絶対的な値との関係で高低等が定まっているものではなく、システム、装置等における状態、動作等において相対的に定まるものとする。
以下、冷凍サイクル装置の一例である空気調和装置の構成を説明する。
実施の形態１．
図１は、本発明の実施の形態１に係る空気調和装置の冷媒回路を示す図である。
空気調和装置は、室外機１０と、室内機２０とを有している。室外機１０は、圧縮機１１と、四方弁１２と、室外熱交換器１３と、室外熱交換器１３に送風する室外ファン１４とを備えている。室外機１０は更に、温度検知手段１５と温度検知手段１６とを備えている。
室内機２０は、膨張弁２１と、室内熱交換器２２と、室内熱交換器２２に送風する室内ファン２３と、温度検知手段２４とを備えている。なお、ここでは減圧装置として膨張弁２１を用いているが、キャピラリーチューブなどの他の減圧装置を用いても良い。
そして、圧縮機１１と、四方弁１２と、室内熱交換器２２と、膨張弁２１と、室外熱交換器１３とが冷媒配管で接続され、冷媒が循環する冷媒回路が構成されている。この冷媒回路を備えた空気調和装置は、四方弁１２の切り替えにより室内を冷暖房するものである。暖房運転時は、室内熱交換器２２が凝縮器、室外熱交換器１３が蒸発器として機能し、室内熱交換器２２が蒸発器、室外熱交換器１３が凝縮器として機能する。なお、図１に示した空気調和装置は、冷暖房運転が可能な最小構成要素であり、圧力計、気液分岐器、レシーバー、アキュームレータ等の機器を更に接続して空気調和装置を形成してもよい。
図２は、本発明の実施の形態１に係る空気調和装置の室外熱交換器の概略斜視図である。
室外熱交換器１３は、銅又はアルミを主成分とした円管又は扁平多穴管で構成された伝熱管１３ａを有する熱交換器で構成される。室内熱交換器２２も室外熱交換器１３と同様に銅又はアルミを主成分とした円管又は扁平多穴管で構成された伝熱管を有する熱交換器で構成される。
次に、空気調和装置に設けられた温度検知手段（温度センサ）について説明する。
温度検知手段１５は、圧縮機１１の吸入側と四方弁１２との間の配管外周部に取り付けられ、圧縮機１１の吸入温度を検知する。温度検知手段１６は、図２に示すように室外熱交換器１３内の全配管長の中間位置付近に取り付けられ、暖房運転時に蒸発温度、冷房運転時に凝縮温度を検知する。温度検知手段２４は、室内熱交換器２２内の全配管長の中間位置付近の配管外周部に取り付けられ、暖房運転時に凝縮温度、冷房運転時に蒸発温度を検知する。なお、温度検知手段１６及び温度検知手段２４の取り付け位置は上記の位置に限られたものではなく、温度検知手段１６は暖房運転時に蒸発温度、冷房運転時に凝縮温度を検知でき、また、温度検知手段２４は、暖房運転時に凝縮温度、冷房運転時に蒸発温度を検知できる位置に設けられていればよい。また、前記取り付け区間に複数の温度検知手段を設けてもよい。
また、温度検知手段１５の取り付け位置は、圧縮機１１の吸入温度を正確に検知する観点から、圧縮機１１の吸入部直前に取り付けた方が好ましい。温度検知手段１６は、室外熱交換器１３の全配管長の中間位置よりも暖房運転で入口側に取り付けた方が好ましい。これは、入口側に取り付けることで蒸発器入口側温度(二相状態の蒸発温度)を確実に検知でき、吸入ＳＨを正確に算出できるからである。温度検知手段２４は、室内熱交換器２２の全配管長の中間位置よりも暖房運転で出口側に取り付けた方が好ましい。これは、出口側に取り付けることで冷房運転時に蒸発器入口側温度を確実に検知でき、吸入ＳＨを正確に算出できるからである。
なお、ここでは、四方弁１２を設けて冷暖切り替え可能な構成としているが、四方弁１２を設けない構成としてもよい。この場合、温度検知手段１５は蒸発器出口と圧縮機１１の吸入部との間の配管に取り付けられて吸入温度を検知し、温度検知手段１６は、膨張弁２１の出口と蒸発器の出口との間の配管に取り付けられて蒸発温度を検知すればよい。この温度検知手段（第１温度検知手段）１５と温度検知手段（第２温度検知手段）１６とで本発明の吸入過熱度検知手段が構成される。
この空気調和装置には更に、空気調和装置全体を制御する制御部１００が設けられている。制御部１００はマイクロコンピュータ等で構成され、ＣＰＵ、ＲＡＭ及びＲＯＭ等を備えている。ＲＯＭには制御プログラム及び後述の図１０のフローチャートに対応したプログラムが記憶されている。
制御部１００は、温度検知手段１５、温度検知手段１６及び温度検知手段２４の検知信号を受けることができるようにこれらの温度検知手段に接続されている。また、制御部１００は、圧縮機１１と、四方弁１２と、膨張弁２１と、室内ファン２３とに接続されている。制御部１００は、各温度検知手段の検知信号等に基づいて、圧縮機１１の周波数、膨張弁２１の開度、室外ファン１４の回転数及び室内ファン２３の回転数のうち少なくとも一つを制御する。
また、制御部１００は、室内温度検知手段（図示せず）で検知された室内温度が目標設定温度となるように、例えば温度センサで構成された外気温度検知手段１７で検知された外気温度も考慮して、圧縮機１１の周波数、膨張弁２１の開度、室外ファン１４及び室内ファン２３の回転数のうち少なくとも一つを制御する。
なお、図１には制御部１００を一つ設けた構成を図示しているが、制御部１００の機能を分けて室外機１０と室内機２０とでそれぞれ制御部を持つ構成とし、互いに連携処理を行う構成にしてもよい。
ここで、本実施の形態１の制御の概要について説明する。
本実施の形態１では、圧縮機１１の材料劣化及び油劣化等を避けることを目的に圧縮機１１の吐出温度が上限温度以下となるように運転する。この上限温度は、ここでは、電安法により定められた電気品の耐熱基準温度である１２０℃とする。なお、長期信頼性確保のため更に低い９０℃に設定すると更によい。
冷媒状態は乾き度が１．０以上で過熱ガス状態となる。このため、圧縮機１１への液バックを避けるため、圧縮機１１の吸入冷媒の乾き度を最低でも１．０以上となるように運転する。具体的には、圧縮機１１の冷媒吸入時の冷媒状態が乾き度１．０以上となるように、吸入過熱度（以下、吸入ＳＨという）の目標値を０以上に設定し、吸入ＳＨが０以上となるように運転する。但し、吸入ＳＨが大きいと、圧縮機１１の吐出温度が上昇するため、運転中の吐出温度が上限温度である１２０℃を超えない範囲で、吸入ＳＨが０以上となるように運転する。
ここで、暖房時の吸入ＳＨは、温度検知手段１５の検知温度と温度検知手段１６の検知温度との差で求められる。また、冷房時の吸入ＳＨは、温度検知手段１５の検知温度と温度検知手段２４の検知温度との差で求められる。
吐出温度の上限温度は上述したように１２０℃であるが、下限温度は以下のようにして決まる。吐出温度を下げると、吐出過熱度（吐出温度から吐出時の圧力の飽和ガス温度を減算して算出される。）（以下、吐出ＳＨという。）が低下する。冷凍機油は圧縮機１１の吐出温度とほぼ同じ温度で圧縮機１１から吐出されるが、冷凍機油は一般的に低温になるほど冷凍機油の冷媒溶解量が増大することで粘度が低下し、圧縮機摺動部の摩耗、発熱が生じやすくなる。このため、このような不都合を招かないことを条件として吐出温度の下限温度を決めることになる。具体的には、吐出ＳＨを１０℃以上確保するものとし、この吐出ＳＨを用いて算出した吐出温度を下限温度とする。ここで、吐出ＳＨを用いて算出した吐出温度とは、暖房時は、温度検知手段２４の検知温度に吐出ＳＨを加算した温度、冷房時は、温度検知手段１６の検知温度に吐出ＳＨを加算した温度となる。
このような運転をエチレン系フッ化炭化水素冷媒を用いて可能とするため、本実施の形態１では、エチレン系フッ化炭化水素冷媒を３０ｗｔ％以上５０ｗｔ％以下含有する混合冷媒を用いる。この混合比率とする理由については改めて詳述する。
図３は、本発明の実施の形態１に係る空気調和装置のＰ−Ｈ線図を示す概略構成図である。図３のＡ〜Ｄは、図１のＡ〜Ｄの各位置における冷媒状態を示している。
図３から明らかなように、空気調和装置おいて最も冷媒の温度が高くなるのは圧縮機１１の吐出側（Ｂ点）である。また、温度検知手段１５で検知される吸入温度（Ａ点の温度）が飽和ガス温度（点ａの温度）以下となると、液バック状態となる。
次に、図３を参照して空気調和装置の冷凍サイクルの動作について説明する。
（暖房運転）
暖房運転では、四方弁１２が図１の実線で示される状態に切り換えられる。空気調和装置において、暖房運転時は、圧縮機１１で圧縮された冷媒は高温高圧のガス冷媒となり、四方弁１２を通り室内熱交換器２２に送り込まれる。室内熱交換器２２に流入した冷媒は、室内ファン２３で搬送される室内空気と熱交換し、放熱することにより液化する。液化した冷媒は膨張弁２１で減圧されて気液二相状態となり、室外熱交換器１３に流入する。室外熱交換器１３に流入した冷媒は、室外ファン１４で搬送される室外空気と熱交換し、吸熱することによりガス化し、圧縮機１１へ戻される。以上のように冷媒が冷媒回路を循環することにより暖房運転を行う。
（冷房運転）
冷房運転では、四方弁１２が図１の点線で示される状態に切り換えられる。空気調和装置において、冷房運転時は、圧縮機１１で圧縮された冷媒は高温高圧のガス冷媒となり、四方弁１２を通り室外熱交換器１３に送り込まれる。室外熱交換器１３に流入した冷媒は、室外ファン１４で搬送される室外空気と熱交換し、放熱することにより液化する。液化した冷媒は膨張弁２１で減圧されて気液二相状態となり、室内熱交換器２２に流入する。室内熱交換器２２に流入した冷媒は、室内ファン２３で搬送される室内空気と熱交換し、吸熱することによりガス化し、圧縮機１１へ戻される。以上のように冷媒が冷媒回路を循環することにより冷房運転を行う。
次に、冷媒について説明する。エチレン系フッ化炭化水素冷媒は標準沸点が低いことからＲ１１２３が好ましく、Ｒ１１２３に混合させる冷媒には、Ｒ１１２３と沸点が近いＲ３２冷媒を用いることが好ましい。また、冷媒を構成する残りの冷媒には、上記Ｒ３２冷媒の他、一般的に空調機器に用いられる冷媒（例えばＲ４１０Ａ、Ｒ４０７Ｃ等）を用いてもよい。なお、例えば、Ｒ１１２３の混合比率を３０ｗｔ％とした場合、残りの７０ｗｔ％の冷媒を、例えばＲ３２冷媒を５０ｗｔ％、Ｒ４１０Ａを２０ｗｔ％等、複数の冷媒の混合冷媒としてもよい。
エチレン系フッ化炭化水素冷媒の中でも、特にＲ１１２３を用いることは、以下の点から好ましい。
（１）Ｒ３２に近い沸点（−５７℃）でＲ３２同等程度の高圧冷媒であること。
（２）Ｒ１１２３とＲ３２との混合の場合沸点が近いため、混合しても擬似共沸冷媒とできること。
（３）ＧＷＰが０であること。（混合によりＧＷＰが低減可能）
→ＨＦＯ１２３４ｙｆとの混合でもＧＷＰは低下するが、Ｒ３２とＨＦＯ１２３４ｙｆとの混合では非共沸冷媒となること。
（４）Ｒ１１２３との混合により、Ｒ３２単体よりも吐出温度を低減可能であること。
（５）Ｒ１１２３には毒性及び発がん性がないこと。
ここで、エチレン系フッ化炭化水素冷媒の混合濃度を３０ｗｔ％以上５０ｗｔ％以下とした理由の概要について次の図４及び図５を参照して説明する。
図４は、図１の空気調和装置におけるＲ１１２３冷媒の混合比率と吐出温度との関係を示す図である。なお、図４は、高圧縮比での暖房運転時のグラフを示している。図５は、図１の空気調和装置におけるＲ１１２３冷媒の混合比率と吐出ＳＨとの関係を示す図である。図４及び図５では、Ｒ１１２３冷媒と混合される冷媒をＲ３２冷媒としている。また、図４及び図５のグラフは、圧縮機１１の冷媒吸入時の乾き度１．０の場合のグラフである。
図４記載のように、圧縮機１１の冷媒吸入時の乾き度１．０において圧縮機吐出温度がモータ部品の耐熱温度である１２０℃以下とするために、混合比率はＲ１１２３を３０ｗｔ％以上、Ｒ３２を７０ｗｔ％以下で混合させることが望ましい。なお、ここでは乾き度が１．０の時のグラフを示しているが、乾き度が大きくなるにつれ、図４のグラフが上方に移動し、乾き度が低くなるにつれ、図４のグラフが下方に移動することになる。
また、図５記載のように、乾き度１．０において吐出ＳＨを１０℃以上とするために、混合比率はＲ１１２３を５０ｗｔ％以下、Ｒ３２を５０ｗｔ％以上で混合させることが望ましい。なお、ここでは乾き度が１．０の時のグラフを示しているが、乾き度が大きくなるにつれ、図５のグラフが上方に移動し、乾き度が低くなるにつれ、図５のグラフが下方に移動することになる。
以上より、エチレン系フッ化炭化水素冷媒の混合比率は、圧縮機１１の吸入冷媒の乾き度が最低でも１．０において圧縮機１１の吐出温度が１２０℃以下、吐出ＳＨが１０℃以上となる混合比率である。
ここで、エチレン系フッ化炭化水素冷媒の混合濃度を３０ｗｔ％以上５０ｗｔ％以下とした理由について、更に詳細なデータに基づいて説明する。
図６Ａは、図１の空気調和装置において圧縮機吸入時の乾き度を１とし、暖房高圧縮条件で混合比を変えて運転した場合の吐出温度を示す図である。図６Ｂは、図１の空気調和装置において圧縮機吸入時の乾き度を１とし、暖房低圧縮条件で混合比を変えて運転した場合の吐出温度を示す図である。図６Ｃは、図１の空気調和装置において圧縮機吸入時の乾き度を１とし、暖房標準条件で混合比を変えて運転した場合の吐出温度を示す図である。図６Ｄは、図１の空気調和装置において圧縮機吸入時の乾き度を１とし、暖房過負荷条件で混合比を変えて運転した場合の吐出温度を示す図である。
図６Ａ〜図６Ｄのそれぞれにおいて、横軸はＲ１１２３とＲ３２との混合比［ｗｔ％／ｗｔ％］、縦軸は吐出温度［℃］を示している。また、図６Ａ〜図６Ｄでは、吸入ＳＨが０の時の吐出温度を黒塗り部分で示し、吸入ＳＨが最大時の吐出温度を斜線ハッチング部分で示している。吸入ＳＨの最大値は外気温度に応じて変わるものであり、ここでは、図６Ａの暖房高圧縮条件で１２℃、図６Ｂの暖房低圧縮条件で６℃、図６Ｃの暖房標準条件で１５℃となっている。
図６Ａ〜図６Ｄから明らかなように、何れの運転条件においても、吐出温度を１２０℃以下にできるのは、Ｒ１１２３の混合比率が３０ｗｔ％以上である。つまり、吐出温度を１２０℃以下にできるＲ１１２３の最低混合比率が３０ｗｔ％であり、これ以上であれば、吐出温度を１２０℃以下にできる。これに対し、混合比率０／１００、つまり冷媒を従来のＲ３２の単体冷媒とした場合には、図６Ａに示すように吸入ＳＨが０であっても吐出温度が１２０℃を超えている。
図７Ａは、図１の空気調和装置において圧縮機吸入時の乾き度を１とし、暖房高圧縮条件で混合比を変えて運転した場合の吐出ＳＨを示す図である。図７Ｂは、図１の空気調和装置において圧縮機吸入時の乾き度を１とし、暖房低圧縮条件で混合比を変えて運転した場合の吐出ＳＨを示す図である。図７Ｃは、図１の空気調和装置において圧縮機吸入時の乾き度を１とし、暖房標準条件で混合比を変えて運転した場合の吐出ＳＨを示す図である。図７Ｄは、図１の空気調和装置において圧縮機吸入時の乾き度を１とし、暖房過負荷条件で混合比を変えて運転した場合の吐出ＳＨを示す図である。
図７Ａ〜図７Ｄのそれぞれにおいて、横軸はＲ１１２３とＲ３２との混合比率［ｗｔ％／ｗｔ％］、縦軸は吐出ＳＨ［℃］を示している。また、図７Ａ〜図７Ｄでは、吸入ＳＨが０の時の吐出ＳＨを黒塗り部分で示し、吸入ＳＨが最大時の吐出ＳＨを斜線ハッチング部分で示している。
図７Ａ〜図７Ｄから明らかなように、何れの運転条件においてもＲ１１２３の混合比率を７０ｗｔ％以下において、吐出ＳＨが１０℃以上となる。つまり、何れの運転条件においても、吐出ＳＨを１０℃以上にできるＲ１１２３の最大混合比率は、７０ｗｔ％であることがわかる。７０ｗｔ％よりも大きい場合、吸入ＳＨが０（乾き度１．０）のときに吐出ＳＨを１０℃以上確保できない。
図８Ａは、図１の空気調和装置において圧縮機吸入時の乾き度を１とし、冷房高圧縮条件で混合比を変えて運転した場合の吐出温度を示す図である。図８Ｂは、図１の空気調和装置において圧縮機吸入時の乾き度を１とし、冷房低圧縮条件で混合比を変えて運転した場合の吐出温度を示す図である。図８Ｃは、図１の空気調和装置において圧縮機吸入時の乾き度を１とし、冷房標準条件で混合比を変えて運転した場合の吐出温度を示す図である。図８Ｄは、図１の空気調和装置において圧縮機吸入時の乾き度を１とし、冷房過負荷条件で混合比を変えて運転した場合の吐出温度を示す図である。
図８Ａ〜図８Ｄのそれぞれにおいて、横軸はＲ１１２３とＲ３２との混合比［ｗｔ％／ｗｔ％］、縦軸は吐出温度［℃］を示している。また、図８Ａ〜図８Ｄでは、吸入ＳＨが０の時の吐出温度を黒塗り部分で示し、吸入ＳＨが最大時の吐出温度を斜線ハッチング部分で示している。吸入ＳＨの最大値は外気温度に応じて変わるものであり、ここでは、図８Ａの冷房高圧縮条件で２４℃、図８Ｂの冷房低圧縮条件で４℃、図８Ｃの冷房標準条件で３２℃、図８Ｄの冷房過負荷条件で１８℃となっている。
図８Ａ〜図８Ｄから明らかなように、冷房運転では総じて暖房運転に比べて吐出温度が低い傾向を示し、何れの冷房運転条件でも吐出温度が１２０℃以下となる。なお、Ｒ１１２３の混合比率が０ｗｔ％、つまり従来のＲ３２単一冷媒でも、冷房運転では吐出温度が１２０℃以下となる。ここで、Ｒ１１２３の混合比率が３０ｗｔ％未満だと、上述したように暖房条件において乾き度１．０以上で吐出温度が１２０℃を超えてしまうため、Ｒ１１２３の最低混合比率は３０ｗｔ％とする必要がある。
図９Ａは、図１の空気調和装置において圧縮機吸入時の乾き度を１とし、冷房高圧縮条件で混合比を変えて運転した場合の吐出ＳＨを示す図である。図９Ｂは、図１の空気調和装置において圧縮機吸入時の乾き度を１とし、冷房低圧縮条件で混合比を変えて運転した場合の吐出ＳＨを示す図である。図９Ｃは、図１の空気調和装置において圧縮機吸入時の乾き度を１とし、冷房標準条件で混合比を変えて運転した場合の吐出ＳＨを示す図である。図９Ｄは、図１の空気調和装置において圧縮機吸入時の乾き度を１とし、冷房過負荷条件で混合比を変えて運転した場合の吐出ＳＨを示す図である。
図９Ａ〜図９Ｄのそれぞれにおいて、横軸はＲ１１２３とＲ３２との混合比［ｗｔ％／ｗｔ％］、縦軸は吐出ＳＨ［℃］を示している。また、図９Ａ〜図９Ｄでは、吸入ＳＨが０の時の吐出ＳＨを黒塗り部分で示し、吸入ＳＨが最大時の吐出ＳＨを斜線ハッチング部分で示している。
図９Ａ〜図９Ｄから明らかなように、冷房運転では総じて暖房運転に比べて吐出ＳＨが低い傾向を示し、各冷房運転条件のうち図９Ｂに示す冷房低圧縮比条件が最も吐出ＳＨが低くなる。しかし、吐出ＳＨが低くなる冷房低圧縮比条件でも、Ｒ１１２３の混合比率を５０％以下とすることで、吸入ＳＨが０でも吐出ＳＨが１０℃以上となる。このようにＲ１１２３の混合比率を５０％以下とすれば、暖房運転のみならず冷房運転においても、吐出ＳＨを１０℃以上とできる。なお、図９Ｂに示すように吸入ＳＨを最大（外気同等）とした場合、Ｒ１１２３の混合比率は７０％以下において、吐出ＳＨが１０℃以上となる。
図６〜図９より、圧縮機吸入時の冷媒の乾き度を１．０以上、吐出温度の上限温度を１２０℃に設定した冷暖房条件を成立させるためには、Ｒ１１２３を３０ｗｔ％以上５０ｗｔ％以下で含有する混合冷媒とする必要がある。
また、図９Ｂで説明したように、吸入ＳＨを最大（外気同等）とすれば、言い換えれば吸入ＳＨを外気温度以下とすれば、Ｒ１１２３の混合冷媒の比率を３０ｗｔ％以上７０ｗｔ％以下で吐出ＳＨを１０℃以上にできる。
次に、上記構成の実施の形態１に係る空気調和装置の動作を説明する。
空気調和装置の制御部１００は、温度検知手段１５、温度検知手段１６及び温度検知手段２４のそれぞれで検知された温度に基づいて圧縮機１１の周波数、膨張弁２１の開度、室外ファン１４及び室内ファン２３の回転数を制御している。
また、制御部１００は、圧縮機１１から吐出された冷媒の吐出温度が１２０℃以下となるように圧縮機１１の周波数、膨張弁２１の開度、室外ファン１４の回転数及び室内ファン２３の回転数の少なくとも一つを制御する。
また、制御部１００は、吐出温度と、図１に記載していない室内温度検知手段及び外気温度検知手段で検知された各温度とに基づいて、室内温度が目標設定温度となるように圧縮機１１の周波数、膨張弁２１の開度、室外ファン１４及び室内ファン２３の回転数の少なくとも一つを制御する制御も行っている。
図１０は、本発明の本実施の形態１に係る空気調和装置の動作を示すフローチャートである。以下、図１０を参照しながら空気調和装置の動作を説明する。なお、以下では、熱交換器を室外熱交換器１３及び室内熱交換器２２として区別せず、その機能を示す蒸発器又は凝縮器として記載する。
まず、制御部１００は、外部から制御部１００に入力される情報に基づいて冷凍サイクルが冷房運転か暖房運転かを判断する（Ｓ１）。
制御部１００は、暖房運転と判断した場合、四方弁１２を暖房回路となるよう切り替え（Ｓ２）、冷房運転と判断した場合、四方弁１２を冷房回路となるように切り替える（Ｓ３）。そして、制御部１００は、温度検知手段１５、温度検知手段１６及び温度検知手段２４のそれぞれで検知された温度を取得する（Ｓ４）。そして、制御部１００は、取得した各温度を基に、予め設定された冷媒の温度と圧力の関係式から各部の圧力（吸入圧力、低圧圧力、高圧圧力）を算出する（Ｓ５）。
次に、制御部１００は、吸入ＳＨが０℃以上かを判断する（Ｓ６）。吸入ＳＨの算出方法は上述の通りである。
制御部１００は、吸入ＳＨが０℃未満であればＳ７へ進み、０℃以上であればＳ８へ進む。
吸入ＳＨが０℃未満の場合、蒸発器（暖房時では室外熱交換器１３、冷房時では室内熱交換器２２）において冷媒が蒸発しきれずに圧縮機１１で吸入され、液バックが発生している状態である。このため、制御部１００は、圧縮機１１の周波数、膨張弁２１の開度、室外ファン１４の回転数及び室内ファン２３の回転数のうち少なくとも一つを変更させる（Ｓ７）。具体的には、制御部１００は、吸入ＳＨを上げるため、圧縮機１１の周波数を増加、膨張弁２１の開度を絞る、蒸発器のファン（暖房時は室外ファン１４、冷房時は室内ファン２３）の回転数を上げるといった制御を行う。
そして、制御部１００は、Ｓ６に戻り、吸入ＳＨが０以上かどうかを再度判断する。吸入ＳＨが０未満であれば、未だ液バック状態が解消されていないため、制御部１００は、再度Ｓ７の処理を行う。一方、制御部１００は、吸入ＳＨが０以上であると判断した場合、液バック状態が解消されたと判断して、次のＳ８の処理を行う。
Ｓ８では、制御部１００は、圧縮機吸入前の冷媒の温度と圧力とから吸入エントロピを算出する。吸入エントロピは、暖房時及び冷房時共に、温度検知手段１５で検知された吸入温度と、この吸入温度に基づき算出した吸入圧力とに基づいて算出される。
Ｓ６の吸入エントロピ算出後、制御部１００は、吐出温度を算出する（Ｓ９）。吐出温度の算出は、以下のようにして行われる。まず、制御部１００は、圧縮機１１内での冷媒の変化が等エントロピ変化と仮定して理想時の吐出温度を算出し、その吐出温度を圧縮機効率で補正して補正後の吐出温度を得る。
具体的には、暖房時は、温度検知手段２４で検知された温度を飽和換算して求めた高圧圧力と、温度検知手段１５で検知された吸入温度から換算された吸入圧力と、吸入温度とから理想時の吐出温度を算出する。冷房時は、温度検知手段１６で検知された温度を飽和換算して求めた高圧圧力と、温度検知手段１５で検知された吸入温度から換算された吸入圧力と、吸入温度とから理想時の吐出温度を算出する。そして、ここでは圧縮機効率を０．７と仮定して理想時の吐出温度を補正し、補正後の吐出温度を求める。なお、別途温度検知手段を設けて吐出温度を検知してもよい。
次に、制御部１００は、Ｓ９で求めた吐出温度が予め設定された範囲（以下、閾値範囲という）内であるかを判断する（Ｓ１０）。この閾値範囲の上限温度はモータ部品の耐熱温度である１２０℃であり、下限温度は、吐出ＳＨが１０℃以上となる温度である。すなわち、暖房時の下限温度は、温度検知手段１６で検知された検知温度に吐出ＳＨを加算した温度となり、冷房時は温度検知手段２４で検知された検知温度に吐出ＳＨを加算した温度となる。
制御部１００は、Ｓ７で求めた吐出温度が閾値範囲外であると判断した場合、吐出温度が閾値範囲内となるように圧縮機１１の周波数、膨張弁２１の開度、室外ファン１４の回転数及び室内ファン２３の回転数のうち少なくとも一つを変更する（Ｓ１１）。一方、吐出温度が閾値範囲内であれば、制御部１００は、そのままの運転を継続する。
次に、上記構成の実施の形態１に係る空気調和装置の効果について、説明する。
実施の形態１に係る空気調和装置は、エチレン系フッ化炭化水素冷媒（例えばＲ１１２３）を３０ｗｔ％以上５０ｗｔ％以下含有する混合冷媒を用いることで、冷媒吸入時の乾き度を１．０以上としても、圧縮機１１の周波数、膨張弁２１の開度、室外ファン１４の回転数及び室内ファン２３の回転数のうち少なくとも一つを制御することで、吐出温度を予め設定された閾値範囲内とすることができる。よって、低ＧＷＰの冷媒を用いながらも、液バックの防止、吐出温度の過剰加熱防止による圧縮機材料等の信頼性向上、吐出ＳＨ不足回避による圧縮機摺動部の摩耗及び発熱の防止、を図ることができる。
また、実施の形態１に係る空気調和装置は、エチレン系フッ化炭化水素冷媒（例えばＲ１１２３）を３０ｗｔ％以上７０ｗｔ％以下含有する混合冷媒を用いることで、冷媒吸入時の吸入ＳＨを最大（外気同等）としても、圧縮機１１の周波数、膨張弁２１の開度、室外ファン１４の回転数及び室内ファン２３の回転数のうち少なくとも一つを制御することで、吐出温度を予め設定された閾値範囲内とすることができる。よって、低ＧＷＰの冷媒を用いながらも、液バックの防止、吐出温度の過剰加熱防止による圧縮機材料等の信頼性向上、吐出ＳＨ不足回避による圧縮機摺動部の摩耗及び発熱の防止、を図ることができる。
このように、実施の形態１に係る空気調和装置は、冷媒吸入時の乾き度を１．０以上とするため、液バックを防止することができる。
また、実施の形態１に係る空気調和装置では、液バックを防止して圧縮機１１内に確実にガス状態の冷媒を流入させることで、冷凍機油の粘度低下、圧縮機摺動部の摩耗、発熱による劣化及び故障を防止することができる。
また、実施の形態１に係る空気調和装置では、圧縮機１１内に確実にガス状態の冷媒を流入させることで、圧縮機１１内での冷媒状態が、圧縮機１１内に二相状態で流入する場合に比べて変化しにくい状態となるため、制御安定性を向上させることができる。
また、実施の形態１に係る空気調和装置では、エチレン系フッ化炭化水素冷媒を３０ｗｔ％以上５０ｗｔ％以下含有する混合冷媒を用いることで、冷媒吸入時の乾き度を１．０以上としても、Ｒ３２単一冷媒を同じ飽和温度にて動作させた場合と比較して吐出温度を低減することができる。
また、実施の形態１に係る空気調和装置では、吐出温度の閾値範囲の上限温度を１２０℃とすることで、冷凍機油、圧縮機材料、塗装及び基板の劣化を防止することができ、信頼性を向上させることができる。
また、実施の形態１に係る空気調和装置では、吐出温度の閾値範囲の下限温度を、冷凍機油の粘度確保を考慮して決定した１０℃以上の吐出ＳＨを確保することが可能な吐出温度としたので、圧縮機摺動部の摩耗、発熱を防止することができる。
また、実施の形態１に係る空気調和装置は、エチレン系フッ化炭化水素冷媒（例えばＲ１１２３冷媒）を含有する冷媒を用いることで、ＧＷＰを低減可能な冷凍サイクルを形成することができる。
また、実施の形態１に係る空気調和装置は、Ｒ１１２３とＲ３２との混合冷媒とすることで擬似共沸混合冷媒となるため、相変化に伴う温度変化をなくすことができる。
また、実施の形態１に係る空気調和装置では、低ＧＷＰの冷媒を使用するため、空気調和装置内の冷媒が漏洩した際に冷媒を回収することなく追加充填することができる。
また、上記実施の形態１に係る空気調和装置では、室外熱交換器１３及び室内熱交換器２２を、円管を有する熱交換器で構成する場合、円管の管内断面積を５．３ｍｍ２以上とすることで、管内の圧力損失を低減することができる。そして、管内の圧力損失を低減することで高圧圧力が低下するため、吐出温度を低減することができる。また、円管の管内断面積を６５．３ｍｍ２以下とすることで、熱交換器のサイズが過大となることを防止するとともに封入冷媒量の増大を防止することができる。
また、上記実施の形態１に係る空気調和装置では、室外熱交換器１３及び室内熱交換器２２を扁平多穴管を有する熱交換器で構成する場合、扁平多穴管の管内断面積を０．８ｍｍ２以上とすることで、管内の圧力損失を低減することができる。そして、管内の圧力損失を低減することで高圧圧力が低下するため、吐出温度を低減することができる。また、扁平多穴管の管内断面積を４．８ｍｍ２以下とすることで、熱交換器のサイズが過大となることを防止するとともに封入冷媒量の増大を防止することができる。
なお、上記の管内断面積は、空調用の熱交換器としての使用を想定した際に考えられる断面積である。
また、熱交換器のサイズが過大となることを防止することで、空気調和装置形成の際のコストを低減することができる。
また、封入冷媒量の増大を防止することで、空気調和装置形成の際のコストを低減することができる。
実施の形態２．
実施の形態２は、冷媒の状態を検知するための検知手段が実施の形態１と異なるものであり、それ以外の冷凍サイクルの構成は実施の形態１と同様である。以下、実施の形態２が実施の形態１と異なる部分を中心に説明する。
図１１は、本発明の実施の形態２に係る空気調和装置の冷媒回路を示す図である。
実施の形態２の空気調和装置は、図１に示した実施の形態１の空気調和装置に更に、温度検知手段３０、温度検知手段３１及び温度検知手段３２を備えた構成である。温度検知手段３０は、圧縮機１１の吐出側と四方弁１２との間、特に圧縮機１１の出口近傍の配管外周部に設けられ、圧縮機１１の吐出温度を検知する。温度検知手段３１は、圧縮機１１の吐出側と四方弁１２との間、特に圧縮機１１の出口近傍に設けられ、圧縮機１１の吐出圧力を検知する。温度検知手段３２は、圧縮機１１の吸入側と四方弁１２との間、特に圧縮機１１の入口近傍に取り付けられ、圧縮機１１の吸入圧力を検知する。
また、制御部１００は、温度検知手段３０、温度検知手段３１及び温度検知手段３２の検知信号を受けることができるようにこれらの検知手段に接続されている。そして、制御部１００は、温度検知手段１５、温度検知手段１６、温度検知手段２４、温度検知手段３０、温度検知手段３１及び温度検知手段３２の検知結果から得られる演算結果に基づいて、圧縮機１１の周波数と、膨張弁２１の開度と、室外ファン１４の回転数及び室内ファン２３の回転数のうち少なくとも一つを制御する。
本実施の形態２に係る空気調和装置は、温度検知手段３１及び温度検知手段３２を備えたことで、上記実施の形態１のように高圧圧力及び低圧圧力を検知温度より推定することなく直接計測可能となる。また、吐出温度を温度検知手段３０により直接計測可能となる。その結果、図１０のフローチャートにおいてＳ５、Ｓ８、Ｓ９の工程が省略される。
次に、上記構成の実施の形態２に係る空気調和装置の効果について、説明する。
実施の形態２に係る空気調和装置は、実施の形態１と同様の効果が得られるとともに、温度検知手段３０を設けたことで、圧縮機１１の吐出温度を精度よく検知可能である。このため、吐出温度が上限温度である１２０℃付近において、より確実に吐出温度が上限温度を超えない制御を実現できる。
また、温度検知手段３１及び温度検知手段３２を設けることで高低圧を精度よく検知可能である。このため、図１０のＳ９の吐出温度を精度よく算出することができる。そして、算出した吐出温度と、温度検知手段３０にて検知した吐出温度との両方が、予め設定された吐出温度の上限温度以下となるようにアクチュエータを制御するようにすれば、より確実に吐出温度が上限温度を超えない制御を実現できる。
また、上記実施の形態１、２では、冷凍サイクル装置が空気調和装置であるものとして説明したが、冷蔵冷凍倉庫等を冷却する冷却装置又は給湯装置などとしてもよい。
１０ 室外機、１１ 圧縮機、１２ 四方弁、１３ 室外熱交換器、１３ａ 伝熱管、１４ 室外ファン、１５ 温度検知手段、１６ 温度検知手段、１７ 温度センサ、２０ 室内機、２１ 膨張弁、２２ 室内熱交換器、２３ 室内ファン、２４ 温度検知手段、３０ 温度検知手段、３１ 圧力検知手段、３２ 圧力検知手段、１００ 制御部。

Claims (7)

  1. 圧縮機、凝縮器、減圧装置及び蒸発器を備えた冷媒回路と、
    前記凝縮器に送風する第１ファンと、
    前記蒸発器に送風する第２ファンと、
    外気温度を検知する外気温度検知手段と、
    前記圧縮機の冷媒吸入時の吸入過熱度が前記外気温度検知手段で検知された外気温度と冷媒吸入時の冷媒圧力における冷媒の飽和ガス温度との差以下となるように、前記圧縮機の周波数、前記減圧装置の開度、前記第１ファンの回転数及び前記第２ファンの回転数の少なくとも一つを制御する制御部とを備え、
    前記冷媒回路は、エチレン系フッ化炭化水素冷媒を３０ｗｔ％以上７０ｗｔ％以下、含有する混合冷媒が循環するように構成されている冷凍サイクル装置。
  2. 前記制御部は、前記圧縮機の吐出温度を予め設定された範囲内にする制御を行う請求項１記載の冷凍サイクル装置。
  3. 前記予め設定された範囲の上限温度は１２０℃、下限温度は前記圧縮機の吐出過熱度が１０℃となる吐出温度である請求項２記載の冷凍サイクル装置。
  4. 前記吸入過熱度を検知する吸入過熱度検知手段を備え、
    前記吸入過熱度検知手段は、
    前記蒸発器出口と前記圧縮機の吸入部との間の配管に取り付けられ、吸入温度を検知する第１温度検知手段と、前記減圧装置の出口と前記蒸発器の出口との間の配管に取り付けられ、蒸発温度を検知する第２温度検知手段とを備え、これらの検知温度の温度差から吸入過熱度を検知する請求項１〜請求項３の何れか一項に記載の冷凍サイクル装置。
  5. 前記第２温度検知手段は前記蒸発器を構成する配管の全長の中間位置よりも冷媒入口側に設けられている請求項４記載の冷凍サイクル装置。
  6. 前記冷媒回路における冷媒の流れを切り替えて冷房運転と暖房運転とを可能とする四方弁を備えた請求項１〜請求項５の何れか一項に記載の冷凍サイクル装置。
  7. 前記混合冷媒は、前記エチレン系フッ化炭化水素冷媒とＲ３２冷媒とを混合した冷媒である請求項１〜請求項６の何れか一項に記載の冷凍サイクル装置。
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