JP6765538B2 - Refrigeration equipment and operation method of refrigeration equipment - Google Patents
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Description
本発明は、冷凍装置に関し、特に非共沸混合冷媒を適用する冷凍装置及び冷凍装置の運転方法に関するものである。 The present invention relates to a refrigerating apparatus, and more particularly to a refrigerating apparatus to which a non-azeotropic mixed refrigerant is applied and a method of operating the refrigerating apparatus.
従来、蒸発器と圧縮機と凝縮器と減圧装置とが冷媒が循環する管路によってそれぞれ接続され、冷媒を循環させる冷凍サイクルを有する冷凍装置が知られている。 Conventionally, there is known a freezing device having a refrigerating cycle in which an evaporator, a compressor, a condenser, and a depressurizing device are connected by a pipeline through which a refrigerant circulates.
また、空気調和機や冷凍機等の冷凍装置では、蒸発器として作用する熱交換器について、熱交換空気の流れる方向と冷媒の流れる方向とを互いに逆にして対向させ、熱交換空気と冷媒とを対向流化し、熱交換損失を低減して性能向上を図ったものが知られている(例えば、特許文献1参照)。 Further, in a refrigerating device such as an air conditioner or a refrigerator, the heat exchanger acting as an evaporator is opposed to the heat exchange air and the refrigerant by reversing the flow direction of the heat exchange air and the flow direction of the refrigerant. Is known to have a counterflow to reduce heat exchange loss and improve performance (see, for example, Patent Document 1).
一方で、冷凍装置に使用される冷媒には複数種類の冷媒を混合した非共沸混合冷媒が用いられることがある(例えば、特許文献2参照)。非共沸混合冷媒を用いた冷凍装置の蒸発器についても対向流化を図ることができる。特に、非共沸混合冷媒は同圧力下において相変化で冷媒温度が変化する。すなわち、非共沸混合冷媒は、蒸発過程において温度勾配を有するため、例えば蒸発器であれば、蒸発過程において上流側が下流側より温度が低くなる。よって、冷媒と空気又は水等の熱源媒体との温度差をより小さくでき、成績係数(COP)が向上する。 On the other hand, as the refrigerant used in the refrigerating apparatus, a non-azeotropic mixed refrigerant in which a plurality of types of refrigerants are mixed may be used (see, for example, Patent Document 2). Countercurrent exchange can also be achieved for the evaporator of a refrigerating device that uses a non-azeotropic mixed refrigerant. In particular, in the non-azeotropic mixed refrigerant, the refrigerant temperature changes due to a phase change under the same pressure. That is, since the non-azeotropic mixed refrigerant has a temperature gradient in the evaporation process, for example, in the case of an evaporator, the temperature on the upstream side is lower than that on the downstream side in the evaporation process. Therefore, the temperature difference between the refrigerant and the heat source medium such as air or water can be made smaller, and the coefficient of performance (COP) is improved.
しかしながら、飽和温度が氷点下未満の低温機器では、蒸発器に着霜が発生する。着霜が発生する低温機器の蒸発過程において、非共沸混合冷媒を用いると、蒸発器の着霜に偏りが生じる。つまり、上述のような同圧力下において相変化で冷媒温度が変化するような温度勾配を有する非共沸混合冷媒の温度が低い蒸発器の入口側では空気の冷却が促進されて着霜量が多くなり、冷媒の温度が高い蒸発器の出口側では空気の冷却が進まず着霜量は少なくなる。このように、蒸発器に着霜に偏りが生じた場合は、着霜が均等な場合に比べて全体の着霜量が同じとしても、早期に蒸発器の入口側のフィンの間の空間が霜によって目詰まりし、熱交換率が低下する。従って、冷媒と熱源媒体との対向流化による熱交換率の向上よりも偏着霜による熱交換率の悪化の影響が大きくなり、蒸発器における蒸発圧力が低下し、冷凍装置のCOP及び冷凍装置の冷凍能力が低下するという課題があった。 However, in low temperature equipment where the saturation temperature is below freezing, frost will occur on the evaporator. If a non-azeotropic mixed refrigerant is used in the evaporation process of a low-temperature device in which frost formation occurs, the frost formation of the evaporator is biased. That is, on the inlet side of the evaporator having a low temperature of the non-co-boiling mixed refrigerant having a temperature gradient such that the refrigerant temperature changes due to the phase change under the same pressure as described above, cooling of the air is promoted and the amount of frost formation increases. On the outlet side of the evaporator where the temperature of the refrigerant is high, the cooling of the air does not proceed and the amount of frost formation decreases. In this way, when the frost formation is biased in the evaporator, even if the total amount of frost formation is the same as in the case where the frost formation is uniform, the space between the fins on the inlet side of the evaporator is set earlier. Frost clogs and reduces the heat exchange rate. Therefore, the effect of deterioration of the heat exchange rate due to uneven frost becomes greater than the improvement of the heat exchange rate due to countercurrent exchange between the refrigerant and the heat source medium, the evaporation pressure in the evaporator decreases, and the COP of the refrigerating device and the refrigerating device There was a problem that the refrigerating capacity of the water was reduced.
本発明は、温度勾配を有する非共沸混合冷媒を使用した冷凍装置において、偏着霜を防止することで、冷凍装置のCOP、及び冷凍装置の冷凍能力の低下を防ぐ冷凍装置及び冷凍装置の運転方法を提供することを目的とするものである。 According to the present invention, in a freezing device using a non-co-boiling mixed refrigerant having a temperature gradient, the COP of the freezing device and the freezing device and the freezing device that prevent a decrease in the freezing capacity of the freezing device by preventing uneven frost formation. The purpose is to provide a driving method.
本発明に係る冷凍装置は、圧縮機と、凝縮器と、減圧装置と、蒸発器とを冷媒配管により接続し、内部で冷媒が循環する冷凍サイクルを備え、前記冷媒は、R32の割合X R32 (wt%)が、33wt%<X R32 <39wt%である条件と、R125の割合X R125 (wt%)が、27wt%<X R125 <33wt%である条件と、R134aの割合X R134a (wt%)が、11wt%<X R134a <17wt%である条件と、R1234yfの割合X R1234yf (wt%)が、11wt%<X R1234yf <17wt%である条件と、二酸化炭素の割合X CO2 (wt%)が、3wt%<X CO2 <9wt%である条件と、X R32 、X R125 、X R134a 、X R1234yf 、及びX CO2 の総和X total が、100wt%である条件と、を全て満たす混合冷媒、又はR410Aであり、前記蒸発器は、非共沸混合冷媒の気液二相領域の等温線の温度勾配に合わせ、蒸発過程における管路内圧力を前記冷媒の流れる方向に沿って低下させ、前記冷凍サイクルが前記混合冷媒及びR410Aの両方に対応するために、前記蒸発器を通過する前記冷媒のパス数を変更自在に構成され、前記冷媒が前記混合冷媒である場合には、前記冷媒がR410Aである場合よりも前記冷媒のパス数を減少させることを特徴とする。 The refrigerating apparatus according to the present invention includes a refrigerating cycle in which a compressor, a condenser, a depressurizing device, and an evaporator are connected by a refrigerant pipe and a refrigerant circulates inside, and the refrigerant is a ratio of R32 X R32. The condition that (wt%) is 33 wt% <X R32 <39 wt% , the ratio of R125 X R125 (wt%) is 27 wt% <X R125 <33 wt%, and the ratio of R134a X R134a (wt %). %) Is 11 wt% <X R134a <17 wt% and the ratio of R1234yf X R1234yf (wt%) is 11 wt% <X R1234yf <17 wt% and the ratio of carbon dioxide X CO2 (wt%) ) Is 3 wt% <X CO2 <9 wt% , and the condition that X R32 , X R125 , X R134a , X R1234yf , and X CO2 total X total is 100 wt% is satisfied. or a R410A, the evaporator may fit in the temperature gradient of the isotherm of the gas-liquid two phase region of the non-azeotropic mixed refrigerant reduces along the direction of flow of the conduit pressure in the evaporation process of the refrigerant, the In order for the refrigeration cycle to correspond to both the mixed refrigerant and R410A, the number of passes of the refrigerant passing through the evaporator is freely changed, and when the refrigerant is the mixed refrigerant, the refrigerant is R410A. It is characterized in that the number of passes of the refrigerant is reduced as compared with the case of .
本発明によれば、上記の構成により、温度勾配を有する非共沸混合冷媒を使用した冷凍装置において、蒸発器内の冷媒温度をほぼ均一にすることができ、蒸発器の着霜の偏りを抑制し、冷凍装置のCOP及び冷凍能力の低下を抑制した冷凍装置を得ることを目的とするものである。 According to the present invention, according to the above configuration, in a freezing device using a non-co-boiling mixed refrigerant having a temperature gradient, the refrigerant temperature in the evaporator can be made substantially uniform, and the frost formation bias of the evaporator can be prevented. The purpose is to obtain a freezing device that suppresses the COP of the freezing device and suppresses the decrease in the freezing capacity.
実施の形態1.
図1は、本発明の実施の形態1に係る冷凍装置100の全体の構成を表す概略図である。なお、各図において同じ部分又は相当する部分には同じ符号を付している。実施の形態1の冷凍装置100は、図1に示すように圧縮機1と、凝縮器2と、減圧装置3と、蒸発器4とが冷媒配管5で順次接続されている。冷凍装置100は、圧縮機1、凝縮器2、減圧装置3、蒸発器4、圧縮機1の順に冷媒が循環する冷凍サイクルが構成されている。制御部60は、冷凍装置100を構成する各装置を制御するものである。
FIG. 1 is a schematic view showing the overall configuration of the refrigerating
(圧縮機1)
圧縮機1は、冷媒を吸入し、圧縮して高温高圧のガス状態にして吐出する。圧縮機1は、例えばインバータ回路等によって回転数を制御され、回転数の制御によって冷媒の吐出量が調整できるもので構成するとよい。(Compressor 1)
The
(凝縮器2)
凝縮器2は、圧縮機1で圧縮されて高温高圧のガス状態になった冷媒が流入し、冷媒と熱源との間で熱交換を行って、冷媒を低温高圧の液状態に冷却させる。熱源としては、空気、水、ブライン等が挙げられ、実施の形態1では凝縮器2の熱源は屋外の空気である外気である。凝縮器2は、外気と冷媒との間で熱交換を行う。さらに、実施の形態1では凝縮器2の熱交換を促すために、冷媒が冷凍装置100内を循環している際に凝縮器2へ外気を送風する凝縮器送風機6を有している。凝縮器送風機6は風量を調節できるもので構成するとよい。(Condenser 2)
In the condenser 2, the refrigerant compressed by the
(減圧装置3)
減圧装置3は、凝縮器2で冷却された低温高圧の液状態の冷媒が流入し、冷媒を低温低圧の液状態に減圧膨張させる。減圧装置3は、例えば電子式膨張弁、感温式膨張弁等の冷媒流量制御手段、又は毛細管(キャピラリチューブ)などで構成される。(Decompression device 3)
In the depressurizing device 3, the low-temperature and high-pressure liquid state refrigerant cooled by the condenser 2 flows in, and the refrigerant is decompressed and expanded to the low-temperature and low-pressure liquid state. The pressure reducing device 3 is composed of, for example, an electronic expansion valve, a refrigerant flow rate control means such as a temperature sensitive expansion valve, a capillary tube, or the like.
(蒸発器4)
蒸発器4は、減圧装置3で減圧膨張された低温低圧の液状態の冷媒が流入し、冷媒と冷却対象との間で熱交換を行い、冷却対象の熱を冷媒に吸熱させて、冷却対象を冷却する。冷媒は、冷却対象を冷却する際に、蒸発し高温低圧のガス状態になる。実施の形態1では、冷却対象としては屋内の空気である。つまり、蒸発器4は、屋内の空気と冷媒との間で熱交換を行う。さらに、実施の形態1では蒸発器4での屋内の空気と冷媒との熱交換を促すため、冷媒が冷凍装置100内を循環している際に蒸発器4へ屋内の空気を送風する蒸発器送風機7を有している。蒸発器送風機7は風量を調節できるもので構成するとよい。(Evaporator 4)
In the evaporator 4, a low-temperature low-pressure liquid refrigerant expanded under reduced pressure by the depressurizing device 3 flows in, exchanges heat between the refrigerant and the cooling target, absorbs the heat of the cooling target into the refrigerant, and cools the target. To cool. When the cooling object is cooled, the refrigerant evaporates and becomes a high-temperature and low-pressure gas state. In the first embodiment, the cooling target is indoor air. That is, the evaporator 4 exchanges heat between the indoor air and the refrigerant. Further, in the first embodiment, in order to promote heat exchange between the indoor air and the refrigerant in the evaporator 4, the evaporator that blows the indoor air to the evaporator 4 when the refrigerant is circulating in the refrigerating
蒸発器4の具体的な構成について、図2に基づき説明する。蒸発器4は、複数本の伝熱管41と、複数枚のフィン42と、冷媒分配器43と、ヘッダ44により構成されたプレートフィンチューブ熱交換器である。なお、図2では伝熱管41の本数を5本、フィン42の枚数を28枚としているが、これらの本数及び枚数は一例であり、本発明はこの本数及び枚数に限らない。
The specific configuration of the evaporator 4 will be described with reference to FIG. The evaporator 4 is a plate fin tube heat exchanger composed of a plurality of
図2は、本発明の実施の形態1に係る冷凍装置100の蒸発器4の構成を表す概略図である。図2は、蒸発器4を模式的に表してある。ここで図2を用いて蒸発器4内の冷媒の流れについて説明を行う。まず、減圧装置3で減圧膨張された低温低圧の液状態の冷媒は、冷媒分配器43の流入口より流入する。冷媒分配器43の流入口より流入した冷媒は、冷媒分配器43の流出口において複数に分配され、冷媒分配器43のそれぞれの流出口より伝熱管41へと流れる。伝熱管41に流入した冷媒は、伝熱管41の軸方向に沿って流れる。伝熱管41及びフィン42の表面は、蒸発器4に備えられた送風機7によって送風された冷却対象である屋内の空気と接する。蒸発器4のフィン42に向かって送風された屋内の空気は、蒸発器4の内部を流れる冷媒の流れと対向方向に流れる。伝熱管41の内部を流れる冷媒は、伝熱管41及びフィン42と接する屋内の空気と熱交換を行い、屋内の空気の熱を吸熱する。伝熱管41にて屋内の空気と熱交換を行った冷媒は、ヘッダ44の流入口より流入し、ヘッダ44で合流してヘッダ44の流出口より圧縮機1へと流れる。
FIG. 2 is a schematic view showing the configuration of the evaporator 4 of the
図3は、本発明の実施の形態1に係る冷凍装置100に用いられる非共沸混合冷媒のモリエル線図を示している。非共沸混合冷媒は、沸点が互いに異なる2種以上の冷媒を混合してなるもので、気液二相の状態では一定圧力下でも乾き度に応じて冷媒の圧力飽和温度が変化する。つまり、図3の点線Aで示された圧力一定の線に沿って蒸発器4内の冷媒を蒸発させると、蒸発器4の入口の温度が低くなり、出口の温度が高くなる。そこで、図3の点線Bで示されるように、蒸発器4内部の圧力をある所定の勾配で連続的に下げることによって蒸発器4に流れる非共沸混合冷媒の温度を均一にすることができる。そして、蒸発器4の入口温度と出口温度を均一に保つことによって、蒸発器4に発生する着霜の偏りを抑制することができる。
FIG. 3 shows a Moriel diagram of a non-azeotropic mixed refrigerant used in the
蒸発器4内部の圧力を徐々に下げると、蒸発器4の入口と出口との間に圧力差が生じる。蒸発器4の内部を流れる冷媒の圧力と飽和温度との関係は、冷媒の組成に応じて一意に決まる。よって、蒸発器4の入口及び出口において温度を均一にした際の蒸発器4の入口と出口の圧力差は、冷媒の組成に応じて一意に決まる。このため、実際の冷凍装置100において蒸発器4の入口と出口との間の冷媒の圧力差を、蒸発器4に流れる冷媒の温度を均一にした際の蒸発器4の入口及び出口における冷媒の圧力差と同じにすることで、蒸発器4の着霜の偏りを抑制することができる。
When the pressure inside the evaporator 4 is gradually lowered, a pressure difference is generated between the inlet and the outlet of the evaporator 4. The relationship between the pressure of the refrigerant flowing inside the evaporator 4 and the saturation temperature is uniquely determined according to the composition of the refrigerant. Therefore, the pressure difference between the inlet and the outlet of the evaporator 4 when the temperature is made uniform at the inlet and the outlet of the evaporator 4 is uniquely determined according to the composition of the refrigerant. Therefore, in the
蒸発器4内部の冷媒の圧力をある所定の勾配で連続的に下げる手段については、冷媒が通過する伝熱管41の内径を段階的に変更するという手段がある。蒸発器4を構成する伝熱管41は、通常内径が均一の管であるが、例えば蒸発器4の入口から出口に向かって伝熱管41の断面積を漸次減少させることにより、内部を流れる冷媒の圧力を減少させることができる。または、例えば蒸発器4の入口から出口に向かって伝熱管41の断面積を段階的に減少させてもよい。
As a means for continuously lowering the pressure of the refrigerant inside the evaporator 4 with a predetermined gradient, there is a means for stepwise changing the inner diameter of the
または、伝熱管41の管路内に抵抗を設け、管路抵抗により内部を流れる冷媒の圧力を減少させることもできる。例えば、伝熱管41の内壁面に凹凸を設けることにより管路抵抗を増加させ、伝熱管41の内部を流れる冷媒の圧力損失を増加させることもできる。
Alternatively, a resistor may be provided in the conduit of the
さらに、伝熱管41を長くし管路抵抗による圧力損失を大きくし、蒸発器4の入口と出口との圧力差を大きくするなどの手段をとることもできる。以上の手段は、適用する非共沸混合冷媒の温度勾配によって適宜選定すればよい。
Further, it is possible to take measures such as lengthening the
また、蒸発器4の入口に流量調整弁を設ける、あるいは圧縮機1の運転回転数を制御するなど、蒸発器4内を通過する冷媒の流速を制御することにより、運転状態や適用する非共沸混合冷媒の種類に依らず、蒸発器4内部の圧力をある所定の勾配で連続的に下げることも可能である。
Further, by controlling the flow velocity of the refrigerant passing through the evaporator 4 by providing a flow rate adjusting valve at the inlet of the evaporator 4 or controlling the operating rotation speed of the
以上より、蒸発過程において温度勾配を有する冷媒を使用する場合において、蒸発器4内の配管圧損が冷媒の温度勾配とほぼ同一になるように構成することにより、蒸発器4内の冷媒温度をほぼ均一にすることができる。これにより、蒸発器4の冷媒が流入する入口側に偏って着霜することによる冷凍装置100の性能低下の防止が可能となる。
From the above, when a refrigerant having a temperature gradient is used in the evaporation process, the temperature of the refrigerant in the evaporator 4 is made substantially the same by configuring the piping pressure loss in the evaporator 4 to be substantially the same as the temperature gradient of the refrigerant. Can be uniform. This makes it possible to prevent the performance of the refrigerating
(冷凍装置100の制御)
図4は、本発明の実施の形態1に掛かる冷凍装置100の制御フロー図である。冷凍装置100は、例えばユニットクーラやショーケース等の複数の用途に用いられるものである。図1に示される破線部は、冷却器50であり、冷却器50がユニットクーラやショーケースに相当する。図1に示される破線部以外の部分は、いわゆる熱源機である。特に、冷却器50が制御部60により直接制御できない場合は、制御部60は、熱源機の各部の圧力、温度、及び運転条件を取得して、冷凍装置100の運転の制御を行う。(Control of refrigeration apparatus 100)
FIG. 4 is a control flow chart of the refrigerating
(ステップi)
ステップiにおいては、冷凍装置100の内部を循環する冷媒循環量Grを算出する。まず、圧縮機1の吸入側の配管に設けられている圧力センサ20により圧縮機1の吸入圧力Psを検出する。また、圧縮機1の吸入側の配管に設けられている温度センサ30により圧縮機1の吸入温度Thを検出する。なお、冷媒循環量Grは以下の式により算出される。
Gr=F×Vst×ηv×ρs×3600×10−6
ここで、F[Hz]:圧縮機1の運転周波数、Vst[cc]:圧縮機1の押しのけ量、ηv:圧縮機1の体積効率、ρs[kg/m3]:圧縮機1の吸入ガス密度、である。Fは、冷凍装置100の運転データから圧縮機の運転周波数として取得できる。Vst及びηvは、圧縮機1に固有の値であり、予め制御部60に記憶させておいても良い。ρsは、冷媒種毎に固有の値をとり、吸入圧力Psと吸入温度Thとから求めることができる。ステップiを冷媒循環量算出ステップと呼ぶ。(Step i)
In step i, the refrigerant circulation amount Gr that circulates inside the refrigerating
Gr = F x Vst x ηv x ρs x 3600 x 10-6
Here, F [Hz]: the operating frequency of the
(ステップii)
ステップiiにおいては、ステップiで求めた冷媒循環量Grから蒸発器4の入出口間の圧力損失ΔPを算出する。ΔPは以下の式により算出される。
ΔP=α×f×(l/d)×(ρu2/2g)
ここで、l[m]:配管長、d[m]:配管径、ρ[kg/m3]:液密度、u[m/s]:冷媒流速、f:摩擦損失係数、α:補正係数、である。なお、α、f、l、d、gは固定値である。式より冷媒流速uと冷媒密度ρとが大きくなると、圧力損失ΔPが大きくなることがわかる。冷媒流速uは、冷媒循環量Grから求められる。圧力損失ΔPは、冷媒密度ρと冷媒循環量Grとの関係から得られるΔPの値を予め制御部60に記憶させていても良い。圧力損失ΔP、冷媒密度ρ、及び冷媒循環量Grの関係を予めルックアップテーブルとして制御装置に記憶させても良い。ステップiiを蒸発器4の圧力損失検出ステップと呼ぶ。(Step ii)
In step ii, the pressure loss ΔP between the inlet and outlet of the evaporator 4 is calculated from the refrigerant circulation amount Gr obtained in step i. ΔP is calculated by the following formula.
ΔP = α × f × (l / d) × (ρu 2 / 2g)
Here, l [m]: pipe length, d [m]: pipe diameter, ρ [kg / m 3 ]: liquid density, u [m / s]: refrigerant flow velocity, f: friction loss coefficient, α: correction coefficient ,. Note that α, f, l, d, and g are fixed values. From the equation, it can be seen that the pressure loss ΔP increases as the refrigerant flow velocity u and the refrigerant density ρ increase. The refrigerant flow velocity u is obtained from the refrigerant circulation amount Gr. For the pressure loss ΔP, the value of ΔP obtained from the relationship between the refrigerant density ρ and the refrigerant circulation amount Gr may be stored in the
(ステップiii)
蒸発器4の入口圧力Peinを算出する。入口圧力Peinは、Pein=Ps+ΔPより算出される。また、ステップi〜ステップiiiを合わせて、前記蒸発器の入口部及び前記蒸発器の出口部の管路内圧力を検出する検出ステップと呼ぶ。(Step iii)
The inlet pressure Pein of the evaporator 4 is calculated. The inlet pressure Pein is calculated from Pein = Ps + ΔP. In addition, steps i to iii are collectively referred to as a detection step for detecting the pressure in the pipeline at the inlet portion of the evaporator and the outlet portion of the evaporator.
(ステップiv)
蒸発器4の入口の飽和温度TeinをPeinから換算する。また、蒸発器4の出口の飽和温度Teoutを吸入圧力Psから換算する。換算は、冷媒種に固有の飽和圧力換算表から求められる。ステップivを、蒸発器4の入口と蒸発器4の出口との温度勾配を求める、温度勾配検出ステップと呼ぶ。(Step iv)
The saturation temperature TEIN at the inlet of the evaporator 4 is converted from Pein. Further, the saturation temperature Teout at the outlet of the evaporator 4 is converted from the suction pressure Ps. The conversion is obtained from the saturation pressure conversion table specific to the refrigerant type. The step iv is called a temperature gradient detection step of obtaining a temperature gradient between the inlet of the evaporator 4 and the outlet of the evaporator 4.
(ステップv)
蒸発器入口の飽和温度と蒸発器出口の飽和温度との差ΔTe=Teout―Teinが0になるように圧縮機運転周波数Fを制御し、冷媒循環量Grを変更する。例えばΔTe>0の場合は圧縮機運転周波数Fを増加させ、ΔTe≦0の場合、圧縮機運転周波数Fを減少させる。ΔTeが0に近づくことにより、圧力損失が温度勾配と平行になる。ステップvを、圧縮機1の運転周波数Fを変更し、冷凍サイクルを流れる冷媒の流速uを変更する、流速変更ステップと呼ぶ。また、ステップiv及びステップvを合わせて、圧力調整ステップと呼ぶ。なお、ステップvにおいて、圧縮機1の運転周波数Fを変更する代わりに蒸発器4の入口側に設置された流量調整弁の開度を変更して冷凍サイクルを流れる冷媒の流速uを変更しても良い。流量調整弁は、減圧装置3であっても良い。この制御は、制御部60が冷却器50を制御できる場合に行われる。(Step v)
The compressor operating frequency F is controlled so that the difference ΔTe = Teout-Tein between the saturation temperature at the inlet of the evaporator and the saturation temperature at the outlet of the evaporator becomes 0, and the refrigerant circulation amount Gr is changed. For example, when ΔTe> 0, the compressor operating frequency F is increased, and when ΔTe ≦ 0, the compressor operating frequency F is decreased. As ΔTe approaches 0, the pressure loss becomes parallel to the temperature gradient. The step v is called a flow velocity changing step in which the operating frequency F of the
(1)実施の形態1に係る冷凍装置100によれば、圧縮機1と、凝縮器2と、減圧装置3と、蒸発器4とを冷媒配管5により接続し、内部で冷媒が循環する冷凍サイクルを備える。冷媒は、複数種類を混合した非共沸混合冷媒であり、蒸発器4は、非共沸混合冷媒の気液二相領域の等温線の温度勾配に合わせ、蒸発過程における管路内圧力を冷媒の流れる方向に沿って低下させることを特徴とする。
このように構成されることにより、冷凍装置100は、蒸発器4の入口側と出口側とにおいて、冷媒の温度差を抑制することができる。そのため、蒸発器4の入口側と出口側とにおいて着霜量が平均化するため、偏着霜による蒸発器4の熱交換性能の低下を防止することができる。(1) According to the
With this configuration, the refrigerating
(2)実施の形態1に係る冷凍装置100によれば、蒸発器4の伝熱管41は、断面積が冷媒の流れる方向に沿って減少している。
(3)実施の形態1に係る冷凍装置100によれば、蒸発器4の伝熱管41は、管路内に冷媒の流れの抵抗となる抵抗手段を備える。
(4)実施の形態1に係る冷凍装置100によれば、蒸発器4を通過する冷媒の流速を制御することにより蒸発過程における管路内圧力を低下させる。
このように構成されることにより、冷凍装置100は、蒸発器4に非共沸混合冷媒を所定の流速で流すことにより、蒸発器4の入口と出口との温度差を抑えることができる。また、上記(2)〜(4)の手段を適宜組み合わせて冷凍装置100に用いられる冷媒に応じて、蒸発器4内を流れる冷媒に与える圧力損失を適宜制御することができる。(2) According to the
(3) According to the
(4) According to the
With this configuration, the refrigerating
(5)実施の形態1に係る冷凍装置100の運転方法によれば、冷媒は、複数種類を混合した非共沸混合冷媒である、冷凍装置において、蒸発器4の入口部及び蒸発器4の出口部の管路内圧力を検出する検出ステップと、入口部と出口部との管路内圧力の差を、冷媒の温度勾配に合わせる圧力調整ステップと、を備える。
このように運転されることにより、冷凍装置100は、上記(1)に記載の効果を得ることができる。(5) According to the operation method of the refrigerating
By operating in this way, the refrigerating
(6)実施の形態1に係る冷凍装置100の運転方法によれば、蒸発器4を流れる冷媒の流速を変更することにより入口部と出口部との管路内圧力の差を変更する流速変更ステップを有する。
(7)実施の形態1に係る冷凍装置100の運転方法によれば、流速変更ステップは、圧縮機1の回転数を変更することにより蒸発器4を流れる冷媒の流速を変更する。
(8)実施の形態1に係る冷凍装置100の運転方法によれば、流速変更ステップは、蒸発器の入口部に設置された流量調整弁の開度を変更して伝熱管41を流れる冷媒の流速を変更する。
このように構成されることにより、冷凍装置100は、冷凍サイクルを構成する圧縮機1や流量調整弁を用いて蒸発器24を流れる冷媒の流速を変更することができる。そのため、冷凍装置100に用いられる非共沸混合冷媒の物性に応じて、蒸発器4を流動する冷媒に与える圧力損失を適宜変更することができる。これにより、冷凍装置100は、上記(1)に記載の効果を得ることができる。(6) According to the operation method of the refrigerating
(7) According to the operation method of the refrigerating
(8) According to the operation method of the refrigerating
With this configuration, the refrigerating
実施の形態2.
実施の形態2に係る冷凍装置100は、実施の形態1に係る冷凍装置100と比べて、冷凍装置100内を循環する冷媒の組成を限定している点が異なる。実施の形態2においては、実施の形態1からの変更点を中心に説明する。Embodiment 2.
The refrigerating
実施の形態2の冷凍装置100を循環する非共沸混合冷媒は、R32と、R125と、R134aと、R1234yfと、二酸化炭素の混合冷媒であり、R32の割合XR32が36wt%、R125の割合XR125が30wt%、R134aの割合XR134aが14wt%、R1234yfの割合XR1234yfが14wt%、二酸化炭素の割合Xco2が6wt%である。このような冷媒を使用することで以下に示すような効果を得ることができる。The non-co-boiling mixed refrigerant that circulates in the
まず、各単一冷媒では長所または短所となる物性が備わっているが、複数冷媒を混合することで、短所を低減して長所を増長させることができる。R32の物性としては動作圧力が高いため、圧力損失による性能低下影響を低減でき、スーパーマーケットのショーケースなど低温の利用でも冷凍能力を向上することができる。R1234yfの物性としては、地球温暖化係数が0のため、環境影響を低減できる。R125、R134aの物性としては不燃性のため、R32とR1234yfの特性である燃焼性を低減し、安全性を高めることができる。二酸化炭素の物性としては、地球温暖化係数が0であり、かつ不燃性の自然冷媒であるため、環境影響の低減、安全性の向上の両方に寄与できる。よって、上述の非共沸混合冷媒により、地球環境に影響が少なく、かつ安全性と性能を同時に向上することができる。 First, each single refrigerant has physical properties that have advantages or disadvantages, but by mixing a plurality of refrigerants, the disadvantages can be reduced and the advantages can be increased. As the physical properties of R32, since the operating pressure is high, the influence of performance deterioration due to pressure loss can be reduced, and the refrigerating capacity can be improved even when used at a low temperature such as in a supermarket showcase. As for the physical properties of R1234yf, since the global warming potential is 0, the environmental impact can be reduced. Since the physical properties of R125 and R134a are nonflammable, the flammability characteristic of R32 and R1234yf can be reduced and the safety can be enhanced. As for the physical properties of carbon dioxide, since it is a nonflammable natural refrigerant having a global warming potential of 0, it can contribute to both reduction of environmental impact and improvement of safety. Therefore, the above-mentioned non-azeotropic mixed refrigerant has less influence on the global environment and can improve safety and performance at the same time.
また、前記混合冷媒は非共沸混合冷媒であり、非共沸混合冷媒は同圧力下において相変化で温度が変化し、蒸発過程において下流側が上流側より温度が高くなる。そのため、冷凍装置100の冷媒に非共沸混合冷媒を用いると蒸発器4の出口側よりも蒸発器4の入口側の温度が低くなる。特に、R32を含む混合冷媒は低温の利用でも冷凍能力が向上するため、冷凍装置100がショーケースなどの飽和温度が氷点下未満の低温機器に用いられることが多い。そのため、R32を含む混合冷媒が飽和温度が氷点下未満の低温機器で用いられる場合には蒸発器4に着霜が発生する。
Further, the mixed refrigerant is a non-azeotropic mixed refrigerant, and the temperature of the non-azeotropic mixed refrigerant changes due to a phase change under the same pressure, and the temperature of the downstream side becomes higher than that of the upstream side in the evaporation process. Therefore, when a non-azeotropic mixed refrigerant is used as the refrigerant of the refrigerating
図5は、本発明の実施の形態2に係る冷凍装置200に用いられる非共沸混合冷媒のモリエル線図を示している。実施の形態2における非共沸混合冷媒の場合、上記に示した組成になっており、図5に示されるように、低温域において一定の圧力下で非共沸混合冷媒を相変化させると、蒸発器4の入口と出口との非共沸混合冷媒の温度勾配は−5℃になる。つまり、低温域において、特に蒸発器4の内部を流れる冷媒に圧力損失を生じさせずに熱交換させると、蒸発器4の入口と出口との間の温度差はおよそ5℃である。例えば、蒸発器4の入口側の温度が−12℃、蒸発器4の出口側の温度が−7℃となり、蒸発器4の入口側の温度が大きく低下する。そのため、より冷媒の温度が低い蒸発器4の入口側においては、伝熱管41及びフィン42に触れた空気の冷却が促進され、空気に含まれた水分が凝固し、着霜し易く着霜量が蒸発器4の出口側よりも多くなる。よって、偏着霜により冷凍装置200の冷凍性能に及ぼす影響も大きくなる。
FIG. 5 shows a Moriel diagram of a non-azeotropic mixed refrigerant used in the
従って、実施の形態2においても、非共沸混合冷媒の物性から蒸発器4の入口と出口の冷媒飽和温度差を算出する。そして、冷凍装置200において蒸発器4の入口と出口との間の冷媒の圧力差を、蒸発器4に流れる冷媒の温度を均一にした際の蒸発器4の入口及び出口における冷媒の圧力差と同じにするように、蒸発器4を流れる冷媒に配管圧損を付与すればよい。
Therefore, also in the second embodiment, the refrigerant saturation temperature difference between the inlet and the outlet of the evaporator 4 is calculated from the physical properties of the non-azeotropic mixed refrigerant. Then, in the
以上より、実施の形態2のように、冷凍装置200を循環する冷媒に、組成がR32が36wt%、R125が30wt%、R134aが14wt%、R1234yfが14wt%、二酸化炭素が6wt%である非共沸混合冷媒を用いた場合においても、蒸発器4内の配管圧損が冷媒の温度勾配とほぼ同一になるように構成することで、蒸発器4内の冷媒温度をほぼ均一にし、蒸発器4における偏着霜による熱交換性能低下の防止が可能となる。それと共に、実施の形態2に係る非共沸混合冷媒を利用することにより、冷凍装置200は、地球環境に影響が少なく、かつ安全性と冷凍性能を同時に向上させることができる。
From the above, as in the second embodiment, the refrigerant circulating in the
なお、実施の形態2の非共沸混合冷媒を構成する各冷媒の組成は、±3wt%未満の範囲で各冷媒の組成割合が異なる冷媒であっても良い。つまり、R32の割合XR32(wt%)が33<XR32<39である条件と、R125の割合XR125(wt%)が27<XR125<33である条件と、R134aの割合XR134a(wt%)が11<XR134a<17である条件と、R1234yfの割合XR1234yf(wt%)11<XR1234yf<17である条件と、二酸化炭素の割合XCO2(wt%)が3<XR125<9である条件と、XR32とXR125とXR134aとXR1234yfとXco2との総和が100(wt%)である条件と、を全て満たす冷媒であればよい。The composition of each refrigerant constituting the non-azeotropic mixed refrigerant of the second embodiment may be a refrigerant having a different composition ratio of each refrigerant in the range of less than ± 3 wt%. That is, the condition that the ratio X R32 (wt%) of R32 is 33 <X R32 <39, the condition that the ratio X R125 (wt%) of R125 is 27 <X R125 <33, and the ratio X R134a of R134a ( The condition that (wt%) is 11 <X R134a <17 and the ratio of R1234yf X R1234yf (wt%) 11 <X R1234yf <17 and the ratio of carbon dioxide X CO2 (wt%) is 3 <X R125. A refrigerant that satisfies all of the conditions <9 and the condition that the total sum of X R32 , X R125 , X R134a , X R1234yf, and X co2 is 100 (wt%) may be used.
なお、実施の形態2の冷凍装置200を循環する冷媒は、R448A、R449A、R407Fのいずれかであっても良い。R448A、R449A、R407Fは非共沸混合冷媒であり、いずれを用いた場合においても、蒸発器4内の冷媒に付与する配管圧損が冷媒の温度勾配とほぼ同一になるように構成することで、蒸発器4内の冷媒温度をほぼ均一にし、蒸発器4の偏着霜による熱交換性能低下の防止が可能となる。
The refrigerant that circulates in the
なお、実施の形態2に係る非共沸混合冷媒の物性は、R410Aの物性と近似しており、R410Aを実施の形態2に係る冷凍装置200内に投入しても問題なく運転することができる。ただし、R410Aは疑似共沸混合冷媒であり、温度勾配をほとんどもたない冷媒である。すなわち、図5において、蒸発器4内に示される疑似共沸混合冷媒の等温線のように、冷媒の等温線はほぼ水平になっている。そのため、実施の形態2に係る非共沸混合冷媒に合せて設計された蒸発器4を備えた冷凍装置200にR410Aを用いると、蒸発器4内を冷媒が流動した際の圧力損失により出口側の圧力が低下し、冷凍装置200の冷凍能力の低下が大きくなることが考えられる。
The physical properties of the non-azeotropic mixed refrigerant according to the second embodiment are similar to the physical properties of the R410A, and even if the R410A is put into the refrigerating
そのため、冷凍装置200にR410Aを用いる場合、R410Aを用いた場合の性能低下が小さくなるようにするため、蒸発器4は、伝熱管41の配管圧損が少なくなるように構成する必要がある。例えば、実施の形態2に係る非共沸混合冷媒を用いる場合は、低温域における蒸発器4の入口と出口との冷媒飽和温度差がおよそ5℃であるので、蒸発器4は5℃に相当する圧力損失を冷媒に付与するように構成されている。しかし、R410Aを用いる場合は、蒸発器4における圧力損失が非共沸混合冷媒の温度勾配にして5℃未満相当の圧力損失となるようにする。
Therefore, when R410A is used for the refrigerating
例えば、実施の形態2に係る蒸発器4の伝熱管41を通常の流速で管内を流れる冷媒に対しては圧力損失が少なくなるよう様に構成しておき、冷凍装置200は、R410Aを用いたときは通常の流速で冷媒が流れるように運転する。すると、蒸発器4内を流れる冷媒は、圧力損失が非共沸混合冷媒の温度勾配にして5℃未満になるように流れるため、図5に示される点線Cのようにほぼ等圧のまま蒸発器4から流出する。一方、実施の形態2に係る非共沸混合冷媒を用いたときは、通常より早い流速で冷媒を流し、早い流速の場合に管内の冷媒の圧力損失が大きくなる様に伝熱管41を構成すればよい。冷媒の流速を上げた場合は、蒸発器4内の冷媒の圧力損失が大きくなり、図5に示される実線Dのように、蒸発器4の入口よりも出口の圧力が低くなり、蒸発器4の入口と出口との冷媒の温度差が生じず、偏着霜も生じない。以上のような手段により、冷凍装置200は、非共沸混合冷媒及び疑似共沸混合冷媒の両方を冷凍能力を低下させることなく利用することができる。
For example, the
図6は、本発明の実施の形態2に係る冷凍装置200の蒸発器24の構成を表す概略図である。例えば、実施の形態2に係る蒸発器24の伝熱管41を管内を流れる冷媒に対して所定の圧力損失を与えるように構成しておく。そして、冷凍装置200は、R410Aを用いたときは、蒸発器24を流れる冷媒の流路の数、すなわちパス数が図2に示されるように5本になるように構成されている。一方、冷凍装置200は、実施の形態2に係る非共沸混合冷媒を用いたときは、蒸発器24を流れる冷媒の流路を切り替え、冷媒が図6に示されるように1本のパス数で蒸発器24を通過するように構成されている。図6に示される蒸発器24は、各伝熱管41が蒸発器24の端部でU字管45により接続され、冷媒が蒸発器24の両端で折り返して流れることにより流路が長くなっている。冷媒の流路が長いため、蒸発器24を通過する冷媒は伝熱管41の管路損失により圧力が低下する。以上のように構成されることにより、冷凍装置200にR410Aのような疑似共沸混合冷媒を用いる場合には、流路を短くすることにより冷媒の圧力損失が小さくなる。そして、冷凍装置200に非共沸混合冷媒を用いる場合には、流路を長くすることにより冷媒の圧力損失を大きくすることができる。以上の手段により、冷凍装置200は、疑似共沸混合冷媒及び非共沸混合冷媒の両方を冷凍能力を低下させることなく利用することができる。
FIG. 6 is a schematic view showing the configuration of the
(9)実施の形態2に係る冷凍装置200によれば、冷媒は、R32と、R125と、R134aと、R1234yfと、二酸化炭素との混合冷媒であり、R32の割合XR32(wt%)が、33wt%<XR32<39wt%である条件と、R125の割合XR125(wt%)が、27wt%<XR125<33wt%である条件と、R134aの割合XR134a(wt%)が、11wt%<XR134a<17wt%である条件と、R1234yfの割合XR1234yf(wt%)が、11wt%<XR1234yf<17wt%である条件と、二酸化炭素の割合XCO2(wt%)が、3wt%<XCO2<9wt%である条件と、XR32、XR125、XR134a、XR1234yf、及びXCO2の総和Xtotalが、100wt%である条件と、を全て満たす。
このように構成されることにより、冷凍装置200は、地球環境に影響が少なく、かつ安全性と冷凍性能を同時に向上させることができる。(9) According to the
With such a configuration, the refrigerating
(10)実施の形態2に係る冷凍装置200によれば、冷媒は、R448A、R449A、又はR407Fである。
(11)実施の形態2に係る冷凍装置200によれば、冷凍サイクルは、R32と、R125と、R134aと、R1234yfと、二酸化炭素との混合冷媒、R448A、R449A、及びR407Fのうち少なくとも1種類の前記冷媒と、R410Aとを共用できる。このように構成されることにより、冷凍装置200は、例えば低温機器、その他の様々な用途に用いることができる。(10) According to the
(11) According to the
(12)実施の形態2に係る冷凍装置200の運転方法によれば、冷媒が通過する蒸発器24の伝熱管41の管路長を変更することにより入口部と出口部との管路内圧力の差を変更する管路長変更ステップを有する。
このように構成されることにより、冷凍装置200は、用いられる冷媒に応じて、蒸発器24を通過する冷媒に圧力損失を与えることができる。従って、冷凍装置200に複数種類の冷媒を用いることができるため、冷凍装置200は、様々な用途に用いることができる。(12) According to the operation method of the refrigerating
With such a configuration, the refrigerating
(13)実施の形態2に係る冷凍装置200の運転方法によれば、管路長変更ステップは、蒸発器24を通過する冷媒のパス数を変更し入口部と出口部との管路内圧力の差を変更する。
このように構成されることにより、冷凍装置200は、通常の伝熱管41により構成された蒸発器24においても、蒸発器24内を流れる冷媒に与える圧力損失を変更することができる。また、上記(6)〜(8)に記載した手段を併用することにより、蒸発器24内を流れる冷媒に与える圧力損失の幅が広がり、蒸発器24の入口と出口との冷媒の圧力差を適正に調整することも可能になる。(13) According to the operation method of the refrigerating
With this configuration, the refrigerating
1 圧縮機、2 凝縮器、3 減圧装置、4 蒸発器、5 冷媒配管、6 凝縮器送風機、7 蒸発器送風機、20 圧力センサ、24 蒸発器、30 温度センサ、41 伝熱管、42 フィン、43 冷媒分配器、44 ヘッダ、45 U字管、50 冷却器、60 制御部、100 冷凍装置、200 冷凍装置、A 点線、B 点線、C 点線、D 実線。 1 Compressor, 2 Condenser, 3 Decompressor, 4 Evaporator, 5 Refrigerant piping, 6 Condenser blower, 7 Evaporator blower, 20 Pressure sensor, 24 Evaporator, 30 Temperature sensor, 41 Heat transfer tube, 42 fins, 43 Refrigerant distributor, 44 header, 45 U-shaped tube, 50 cooler, 60 control unit, 100 refrigerating device, 200 refrigerating device, A dotted line, B dotted line, C dotted line, D solid line.
Claims (9)
前記冷媒は、
R32の割合X R32 (wt%)が、
33wt%<X R32 <39wt%である条件と、
R125の割合X R125 (wt%)が、
27wt%<X R125 <33wt%である条件と、
R134aの割合X R134a (wt%)が、
11wt%<X R134a <17wt%である条件と、
R1234yfの割合X R1234yf (wt%)が、
11wt%<X R1234yf <17wt%である条件と、
二酸化炭素の割合X CO2 (wt%)が、
3wt%<X CO2 <9wt%である条件と、
X R32 、X R125 、X R134a 、X R1234yf 、及びX CO2 の総和X total が、
100wt%である条件と、を全て満たす混合冷媒、又はR410Aであり、
前記蒸発器は、
非共沸混合冷媒の気液二相領域の等温線の温度勾配に合わせ、蒸発過程における管路内圧力を前記冷媒の流れる方向に沿って低下させ、
前記冷凍サイクルが前記混合冷媒及びR410Aの両方に対応するために、前記蒸発器を通過する前記冷媒のパス数を変更自在に構成され、
前記冷媒が前記混合冷媒である場合には、前記冷媒がR410Aである場合よりも前記冷媒のパス数を減少させることを特徴とする、冷凍装置。 A compressor, a condenser, a decompression device, and an evaporator are connected by a refrigerant pipe, and a refrigerating cycle in which the refrigerant circulates is provided.
The refrigerant is
R32 ratio X R32 (wt%)
The condition that 33 wt% <X R32 <39 wt% and
The ratio of R125 X R125 (wt%) is
The condition that 27 wt% <X R125 <33 wt% and
The ratio of R134a X R134a (wt%) is
The condition that 11 wt% <X R134a <17 wt% and
Ratio of R1234yf X R1234yf (wt%)
The condition that 11 wt% <X R1234yf <17 wt% and
The ratio of carbon dioxide X CO2 (wt%) is
The condition that 3 wt% <X CO2 <9 wt% and
The sum of X R32 , X R125 , X R134a , X R1234yf , and X CO2 is X total .
It is a mixed refrigerant or R410A that satisfies all the conditions of 100 wt%.
The evaporator is
According to the temperature gradient of the isotherm of the gas-liquid two-phase region of the non- co-boiling mixed refrigerant, the pressure in the pipeline during the evaporation process is lowered along the flow direction of the refrigerant .
In order for the refrigeration cycle to correspond to both the mixed refrigerant and R410A, the number of passes of the refrigerant passing through the evaporator is freely changed.
If the refrigerant is in the mixed refrigerant is characterized Rukoto reduce the number of paths of the refrigerant than when the refrigerant is R410A, refrigeration system.
断面積が前記冷媒の流れる方向に沿って増加している、請求項1に記載の冷凍装置。 The heat transfer tube of the evaporator is
The refrigerating apparatus according to claim 1, wherein the cross-sectional area increases along the direction in which the refrigerant flows.
管路内に前記冷媒の流れの抵抗となる抵抗手段を備える、請求項1に記載の冷凍装置。 The heat transfer tube of the evaporator is
The refrigerating apparatus according to claim 1, further comprising a resistance means that acts as a resistance to the flow of the refrigerant in the pipeline.
R448A、R449A、又はR407Fである、請求項1〜4の何れか1項に記載の冷凍装置。 The refrigerant is
R448A, R449A, or R407F, refrigeration system according to what Re of claims 1 to 4.
前記冷媒は、
R32の割合X R32 (wt%)が、
33wt%<X R32 <39wt%である条件と、
R125の割合X R125 (wt%)が、
27wt%<X R125 <33wt%である条件と、
R134aの割合X R134a (wt%)が、
11wt%<X R134a <17wt%である条件と、
R1234yfの割合X R1234yf (wt%)が、
11wt%<X R1234yf <17wt%である条件と、
二酸化炭素の割合X CO2 (wt%)が、
3wt%<X CO2 <9wt%である条件と、
X R32 、X R125 、X R134a 、X R1234yf 、及びX CO2 の総和X total が、
100wt%である条件と、を全て満たす混合冷媒、又はR410Aである、冷凍装置において、
前記蒸発器の入口部及び前記蒸発器の出口部の管路内圧力を検出する検出ステップと、
前記入口部と前記出口部との前記管路内圧力の差を、前記冷媒の気液二相領域の等温線の温度勾配に合わせる圧力調整ステップと、
前記蒸発器を通過する前記冷媒のパス数を変更し前記入口部と前記出口部との前記管路内圧力の差を変更する管路長変更ステップと、を備え、
前記管路長変更ステップは、
前記冷媒が前記混合冷媒である場合には、前記冷媒がR410Aである場合よりも前記冷媒のパス数を減少させる、冷凍装置の運転方法。 A compressor, a condenser, a decompression device, and an evaporator are connected by a refrigerant pipe, and a refrigerating cycle in which the refrigerant circulates is provided.
The refrigerant is
R32 ratio X R32 (wt%)
The condition that 33 wt% <X R32 <39 wt% and
The ratio of R125 X R125 (wt%) is
The condition that 27 wt% <X R125 <33 wt% and
The ratio of R134a X R134a (wt%) is
The condition that 11 wt% <X R134a <17 wt% and
Ratio of R1234yf X R1234yf (wt%)
The condition that 11 wt% <X R1234yf <17 wt% and
The ratio of carbon dioxide X CO2 (wt%) is
The condition that 3 wt% <X CO2 <9 wt% and
The sum of X R32 , X R125 , X R134a , X R1234yf , and X CO2 is X total .
In a refrigerating apparatus, which is a mixed refrigerant or R410A that satisfies all the conditions of 100 wt% .
A detection step for detecting the pressure in the pipeline at the inlet of the evaporator and the outlet of the evaporator, and
A pressure adjustment step in which the difference in pressure in the pipeline between the inlet and the outlet is adjusted to the temperature gradient of the isotherm of the gas-liquid two-phase region of the refrigerant.
A line length changing step for changing the number of passes of the refrigerant passing through the evaporator and changing the difference in pressure in the line between the inlet and the outlet is provided .
The pipeline length changing step is
A method of operating a refrigerating apparatus , wherein when the refrigerant is the mixed refrigerant, the number of passes of the refrigerant is reduced as compared with the case where the refrigerant is R410A .
前記蒸発器を流れる前記冷媒の流速を変更することにより前記入口部と前記出口部との前記管路内圧力の差を変更する流速変更ステップを有する、請求項6に記載の冷凍装置の運転方法。 The pressure adjustment step
The operation method of the refrigerating apparatus according to claim 6 , further comprising a flow velocity changing step of changing the difference in pressure in the pipeline between the inlet portion and the outlet portion by changing the flow velocity of the refrigerant flowing through the evaporator. ..
前記圧縮機の運転周波数を変更することにより前記蒸発器を流れる前記冷媒の流速を変更する、請求項7に記載の冷凍装置の運転方法。 The flow velocity changing step
The method for operating a refrigerating apparatus according to claim 7 , wherein the flow velocity of the refrigerant flowing through the evaporator is changed by changing the operating frequency of the compressor.
前記蒸発器の前記入口部に設置された流量調整弁の開度を変更して前記蒸発器を流れる前記冷媒の流速を変更する、請求項7又は8に記載の冷凍装置の運転方法。 The flow velocity changing step
The method for operating a refrigerating apparatus according to claim 7 or 8 , wherein the opening degree of the flow rate adjusting valve installed at the inlet of the evaporator is changed to change the flow velocity of the refrigerant flowing through the evaporator.
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