JPWO2017149642A1 - 冷凍サイクル装置 - Google Patents

Abstract

圧力損失の増大に起因する性能の低下を抑制し、冷凍サイクル装置全体の運転性能の低下を防止する冷凍サイクル装置を得る。本発明の冷凍サイクル装置１００は、蒸発器４を有し内部で冷媒が循環する冷凍サイクルを備え、蒸発器４の熱交換量をＱ（Ｗ）、蒸発器４の冷媒流路径をｄ（ｍ）、蒸発器４の管内側伝熱面積をＡｉ（ｍ２）、冷媒の平均熱伝導率をｋ（Ｗ／ｍＫ）、冷媒の平均密度をρ（ｋｇ／ｍ３）、冷媒の平均粘度をμ（Ｐａ・ｓ）、冷媒のプラントル数をＰｒ、蒸発器４を流れる冷媒の平均流速をｕ（ｍ／ｓ）、冷媒の種類によって定められ蒸発器を流れる冷媒の平均流速ｕより蒸発器４の入口と出口の冷媒飽和温度差を導出する関数をＴｓａｔ（ｕ）とし、[数１]の式で表される関数Ｔｓａｔ＿ｕ（ｕ）の最小値をＴｓａｔ＿ｕ＿ｍｉｎとして、冷媒は関数Ｔｓａｔ＿ｕ（ｕ）がＴｓａｔ＿ｕ＿ｍｉｎ＋０．３（℃）未満となる平均流速ｕで、蒸発器４を流れる。

Description

本発明は、空調、給湯等の用途に利用される冷凍サイクル装置に関する。

従来、特許文献１のように、蒸発器と、コンプレッサ（本発明の圧縮機に相当する）と、凝縮器と、キャピラリチューブ（本発明の減圧装置に相当する）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装置が知られていた。

また、冷凍サイクル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。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り、冷凍サイクル装置の冷媒に非共沸混合冷媒を用いると蒸発器の出口側の方が蒸発器の入口側よりも温度が高くなる。また、蒸発器に送り込まれる冷媒は温度が低いほど蒸発器の冷却性能は向上するが、蒸発器に送り込まれる冷媒の温度が０℃を下回ってしまうと蒸発器に着霜する問題が生じてしまうため、冷凍サイクル装置に非共沸混合冷媒を使用すると蒸発器に流れる冷媒の温度が高めであり冷却性能が不十分な場合があった。

これに対して、特許文献１では、蒸発過程の管路内の圧力損失を大きくして、蒸発器内の冷媒の温度が一定になるよう蒸発過程の管路内の圧力を徐々に低下させる蒸発器冷凍サイクル装置が記載されている。このような冷凍サイクル装置では、蒸発過程における温度の上昇が抑制され、冷却性能の向上と着霜の防止を両立できる。

特開平９−１３３４３３号公報

しかしながら、蒸発過程の管路内の圧力損失、つまり蒸発器の圧力損失を大きくすると、蒸発器内の冷媒の圧力が小さくなり、蒸発器の熱交換性能が低くなってしまう。このため、蒸発器の圧力損失によっては、蒸発過程における温度の上昇の抑制に起因する性能の向上よりも、圧力損失の増大に起因する性能の低下の方が大きくなってしまい、冷凍サイクル装置全体の運転性能が低下してしまう問題がある。特に、蒸発温度の低い低温機器、寒冷地での給湯・暖房運転、動作圧力の低い冷媒を用いた場合では、蒸発器の冷媒の圧力低下による冷凍サイクル装置の性能低下への影響度は大きく、この問題が顕著に表れてしまう。

本発明は上記の課題を鑑みてなされたものであり、冷凍サイクル装置全体の運転性能の低下を防止した冷凍サイクル装置を提供することを目的とする。

本発明の冷凍サイクル装置は、圧縮機と、凝縮器と、減圧装置と、蒸発器を有し、内部で冷媒が循環する冷凍サイクルを備え、蒸発器の熱交換量をＱ（Ｗ）、蒸発器の冷媒流路径をｄ（ｍ）、蒸発器の管内側伝熱面積をＡ_ｉ（ｍ^２）、冷媒の平均熱伝導率をｋ（Ｗ／ｍＫ）、冷媒の平均密度をρ（ｋｇ／ｍ^３）、冷媒の平均粘度をμ（Ｐａ・ｓ）、冷媒のプラントル数をＰｒ、蒸発器を流れる冷媒の平均流速をｕ（ｍ／ｓ）、冷媒の種類によって定められ蒸発器を流れる冷媒の平均流速ｕより蒸発器の入口と出口の冷媒飽和温度差を導出する関数をＴ_ｓａｔ（ｕ）とし、

の式で表される関数Ｔ_{ｓａｔ＿ｕ}（ｕ）の最小値をＴ_{ｓａｔ＿ｕ＿ｍｉｎ}として、冷媒は関数Ｔ_{ｓａｔ＿ｕ}（ｕ）がＴ_{ｓａｔ＿ｕ＿ｍｉｎ}＋０．３（℃）未満となる平均流速ｕで、蒸発器を流れることを特徴としている。

本発明の冷凍サイクルでは、冷媒は関数Ｔ_{ｓａｔ＿ｕ}（ｕ）がＴ_{ｓａｔ＿ｕ＿ｍｉｎ}＋０．３（℃）未満となる平均流速ｕ（ｍ／ｓ）で蒸発器を流れるため、圧力損失の増大に起因する性能の低下を抑制でき、冷凍サイクル装置全体の運転性能の低下を防止することができる。

実施の形態１に係る冷凍サイクル装置全体の構成を表す概略図である。 実施の形態１に係る冷凍サイクル装置の蒸発器の構成を表す概略図である。 実施の形態１に係る冷凍サイクル装置の蒸発器の図２に示すＡ−Ａ断面の断面図である。 実施の形態２に係る冷凍サイクル装置の蒸発器の入口と出口の冷媒飽和温度差ΔＴ_ｓａｔと、蒸発器を流れる冷媒の平均流速ｕのグラフである。 実施の形態２に係る冷凍サイクル装置の伝熱性能により冷却対象と冷媒に生じる温度差と、蒸発器を流れる冷媒の平均流速ｕのグラフである。 実施の形態２に係る冷凍サイクル装置の蒸発器４の出口の冷媒飽和温度Ｔ_{ｓａｔ＿ｏｕｔ}と、蒸発器を流れる冷媒の平均流速ｕのグラフである。

実施の形態１．
図１は、実施の形態１に係る冷凍サイクル装置全体の構成を表す概略図である。図２は、実施の形態１に係る冷凍サイクル装置の蒸発器の構成を表す概略図である。図３は、実施の形態１に係る冷凍サイクル装置の蒸発器の図２に示すＡ−Ａ断面の断面図である。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の冷凍サイクル装置１００は、図１に示すように圧縮機１と、凝縮器２と、膨張弁３と、蒸発器４とが冷媒配管５でそれぞれ接続され、圧縮機１、凝縮器２、膨張弁３、蒸発器４、圧縮機１の順に内部で冷媒が循環する冷凍サイクルが構成されている。冷媒配管５のうち、圧縮機１と凝縮器２を接続しているものを冷媒配管５ａ、凝縮器２と膨張弁３を接続しているものを冷媒配管５ｂ、膨張弁３と蒸発器４を接続しているものを冷媒配管５ｃ、蒸発器４と圧縮機１を接続しているものを冷媒配管５ｄとそれぞれ称する。なお、実施の形態１に係る冷凍サイクル装置１００を循環する冷媒は、特に限定されないが、冷凍サイクル装置１００の用途等に応じて任意の一つの冷媒に決定される。

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。

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り、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、冷媒が冷凍サイクル装置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。

膨張弁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。膨張弁３としては、例えば電子式膨張弁や感温式膨張弁等の冷媒流量制御手段や、毛細管（キャピラリチューブ）などで構成される。また、膨張弁３は本発明の減圧装置に相当する。

蒸発器４は、膨張弁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。冷却対象を冷却する際に、冷媒は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の熱交換を促すため、冷媒が冷凍サイクル装置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。

蒸発器４の具体的な構成について、図２及び図３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。

伝熱管４１は、冷媒が流れる流路を構成する管であり、アルミニウムや銅などの熱伝導率の高い金属が用いられている。複数の伝熱管４１は、それぞれ並列に並んでおり、冷媒分配器４３及びヘッダ４４に接続している。実施の形態１の伝熱管４１の流路４１ａは、図３に示すように断面が円形である。

フィン４２は、アルミニウムや銅などの熱伝導率の高い金属の薄板である。複数のフィン４２は、伝熱管４１の軸方向（図２の矢印Ｘ方向）に対して垂直に、所定の間隔を空けて配置されている。また、伝熱管４１とフィン４２はろう付けなどの方法によって接合されており、伝熱管４１からフィン４２へ熱が伝達するようになっている。

冷媒分配器４３は、一つの流入口と、複数の流出口を備えており、流入口より流入した冷媒を複数の流出口に分配して流出させる器具である。冷媒分配器４３の流入口には冷媒配管５ｃを介して膨張弁３と繋がっており、冷媒分配器４３の複数の流出口はそれぞれ伝熱管４１に繋がっている。

ヘッダ４４は、複数の流入口と、一つの流出口を備えており、流入口より流入した冷媒を合流させて一つの流出口より流出させる器具である。ヘッダ４４の流入口はそれぞれ伝熱管４１に繋がっており、ヘッダ４４の流出口は冷媒配管５ｄを介して圧縮機１と繋がっている。

次に、蒸発器４内の冷媒の流れについて説明を行う。まず、膨張弁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、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（図２の矢印Ｘ方向）に沿って流れる。伝熱管４１とフィン４２の表面は冷却対象である屋内の空気が蒸発器送風機７によって送風されており、伝熱管４１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って、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。

次に本発明を説明する際に用いる蒸発器４の冷媒流路長さＬ（ｍ）、冷媒流路径ｄ（ｍ）、管外側伝熱面積Ａ_ｏ（ｍ^２）及び管内側伝熱面積Ａ_ｉ（ｍ^２）を定義する。なお、実施の形態１の説明において、各記号の後ろに記載されている括弧書きの内容はその記号の単位を示している。冷媒流路長さＬは、図２で示すように、伝熱管４１と最も上流側に位置するフィン４２ａとの接合箇所４１ｂから、伝熱管４１と最も下流側に位置するフィン４２ｂの接合箇所４１ｃまでの長さである。冷媒流路径ｄは、図３で示すように、伝熱管４１の内径である。管外側伝熱面積Ａ_ｏは、接合箇所４１ｂから接合箇所４１ｃまでの複数の伝熱管４１の外側の表面積と複数のフィン４２の表面積の総和である。管内側伝熱面積Ａ_ｉは、接合箇所４１ｂから接合箇所４１ｃまでの複数の伝熱管４１の内面積の総和である。また、冷媒流路長さＬ、冷媒流路径ｄ、管外側伝熱面積Ａ_ｏ及び管内側伝熱面積Ａ_ｉは、冷凍サイクル装置１００を構成した際に定まる数値であるため、定数とする。

次に冷凍サイクル装置１００の運転性能について説明を行う。冷凍サイクル装置１００の消費エネルギの大部分は、圧縮機１の圧縮動力が占めるため、運転性能を向上するためには圧縮機１の圧縮動力を低減すると効果的である。圧縮機１の圧縮動力を低減する方法として、圧縮比の低減があり、圧縮機１の吸入圧力を上げるか、又は吐出圧力を下げれば圧縮比が低減される。本発明では、圧縮機１の吸入圧力を上げることに着目した。

圧縮機１の吸入圧力を上げることは、換言すると蒸発器４の出口圧力を上げることである。また、冷媒の圧力は冷媒飽和温度で示すことができ、以降の説明では冷媒圧力を冷媒飽和温度で示す。冷凍サイクル装置１００を循環する冷媒に非共沸混合冷媒のように同圧力下において相変化で温度が変化する冷媒を用いると、蒸発過程においてエンタルピに対して冷媒飽和温度が変化するため、冷媒飽和温度差は等エンタルピでの圧力差における冷媒飽和温度差とする。

以上の説明より、蒸発器４の出口の冷媒飽和温度を上げることによって、蒸発器４の出口圧力が上がり、圧縮機１の吸入圧力が上がり、圧縮機１の圧縮比が低減し、圧縮機１の圧縮動力が低減され、最終的に冷凍サイクル装置１００の運転性能が向上することが分かる。つまり、蒸発器４の出口の冷媒飽和温度を最大化することによって、冷凍サイクル装置１００の運転性能が最大となることが分かる。

次に、蒸発器４の出口の冷媒飽和温度について説明する。蒸発器４の出口の冷媒飽和温度Ｔ_{ｓａｔ＿ｏｕｔ}は、数式２のように蒸発器４の入口の冷媒飽和温度Ｔ_{ｓａｔ＿ｉｎ}より蒸発器４の入口との出口の冷媒飽和温度差ΔＴ_ｓａｔの減算より求められる。

ここで蒸発器４の入口の冷媒飽和温度Ｔ_{ｓａｔ＿ｉｎ}について説明する。まず、蒸発器４の熱交換量Ｑ（Ｗ）は蒸発器４の入口の冷媒飽和温度Ｔ_{ｓａｔ＿ｉｎ}を使って数式３のように表すことができる。ここで数式３を蒸発器４の入口の冷媒飽和温度Ｔ_{ｓａｔ＿ｉｎ}を導出する式に変形すると数式４のようになり、蒸発器４の入口の冷媒飽和温度Ｔ_{ｓａｔ＿ｉｎ}は、以下の数式４に基づいて導出できる。ここで数式３及び数式４で使用している記号を定義する。Ｔ_ａｉｒは、蒸発器４が冷却する冷却対象の温度（℃）であり、実施の形態１の場合は屋内の空気の温度が該当する。α_ｏは、蒸発器４が冷却する冷却対象の熱伝達率（Ｗ／ｍ^２Ｋ）であり、実施の形態１の場合は屋内の空気の熱伝達率が該当する。α_ｉは、冷媒の熱伝達率（Ｗ／ｍ^２Ｋ）である。ここで、冷却対象の温度Ｔ_ａｉｒと、蒸発器４の熱交換量Ｑと、冷却対象の熱伝達率α_ｏは、冷却対象の状態及び蒸発器４の構成が決まれば定まる値であるため、本発明では定数として扱う。なお、数式３と数式４のＡ_ｏ及びＡ_ｉに関しては、それぞれ上述で定義した管外側伝熱面積Ａ_ｏ（ｍ^２）及び管内側伝熱面積Ａ_ｉ（ｍ^２）であるため、ここでの定義を割愛する。

冷媒の熱伝達率α_ｉは、以下の数式５に基づいて導出できる。ここで数式５で使用している記号を定義する。ｋは、冷媒の平均熱伝導率（Ｗ／ｍＫ）であり、飽和ガス状態の冷媒の熱伝導率と飽和液状態の冷媒の熱伝導率との平均値を取ることで求められる。Ｒｅは、冷媒のレイノルズ数であり、無次元数である。Ｐｒは、冷媒のプラントル数であり、無次元数である。冷媒の熱伝導率ｋと、冷媒のプラントル数Ｐｒは冷媒の種類が決まれば定まる値であるため、本発明では定数として扱う。なお、数式５のｄに関しては、上述で定義した冷媒流路径ｄ（ｍ）であるため、ここでの定義を割愛する。

レイノルズ数Ｒｅは、以下の数式６に基づいて導出できる。ここで数式６で使用している記号を定義する。ρは、冷媒の平均密度（ｋｇ／ｍ^３）であり、飽和ガス状態の冷媒の密度と飽和液状態の冷媒の密度との平均値を取ることで求められる。ｕは、蒸発器４を流れる冷媒の平均流速（ｍ／ｓ）である。また、以降、単に平均流速ｕと称する場合は、蒸発器４を流れる冷媒の平均流速ｕ（ｍ／ｓ）のことを指すとする。μは、冷媒の平均粘度（Ｐａ・ｓ）であり、飽和ガス状態の冷媒の粘度と飽和液状態の冷媒の粘度との平均値を取ることで求められる。冷媒の平均密度ρと、冷媒の平均粘度μは冷媒の種類が決まれば定まる値であるため、本発明では定数として扱う。また、平均流速ｕは、圧縮機１の回転数又は膨張弁３の開度などを調整することで容易に変更できる値であるため、本発明では変数として扱う。なお、数式６のｄに関しては、上述で定義した冷媒流路径ｄ（ｍ）であるため、ここでの定義を割愛する。

数式４に数式５を代入して整理すると、以下の数式７が求められ、更に数式７に数式６を代入し整理すると、数式８が求められる。ここで数式７の平均流速ｕ以外の記号は全て定数として扱っており、数式８の第１項と第２項も定数として扱われ、数式８の第３項は平均流速ｕの０．８乗に反比例する。このため、平均流速ｕの値が小さいほど数式８の第３項の値は大きくなり、蒸発器４の入口の冷媒飽和温度Ｔ_{ｓａｔ＿ｉｎ}は小さくなることがわかる。

次に、蒸発器４の入口と出口の冷媒飽和温度差ΔＴ_ｓａｔについて説明する。蒸発器４の入口と出口の冷媒飽和温度差ΔＴ_ｓａｔは、冷媒の種類と蒸発器４の圧力損失ΔＰ（Ｐａ）で決まる。特に、蒸発器４の圧力損失ΔＰと蒸発器４の入口と出口の冷媒飽和温度差ΔＴ_ｓａｔの関係として、蒸発器４の圧力損失が大きくなるほど蒸発器４の入口と出口の冷媒飽和温度差ΔＴ_ｓａｔが大きくなる。なお、詳細な蒸発器４の圧力損失ΔＰと蒸発器４の入口と出口の冷媒飽和温度差ΔＴ_ｓａｔの関係式については冷媒の種類によって変化するが、冷媒の種類が定まれば詳細な蒸発器４の圧力損失ΔＰと蒸発器４の入口と出口の冷媒飽和温度差ΔＴ_ｓａｔの関係式も一意に定まり、数式９のように蒸発器４の入口と出口の冷媒飽和温度差ΔＴ_ｓａｔは蒸発器４の圧力損失ΔＰの関数Ｔ_ｓａｔ（ΔＰ）として表すことができる。また、どのような冷媒を用いても、蒸発器４の圧力損失ΔＰが大きくなるほど蒸発器４の入口と出口の冷媒飽和温度差ΔＴ_ｓａｔが大きくなる関係は変わらない。

蒸発器４の圧力損失ΔＰは、以下の数式１０に基づいて導出できる。ここで数式１０で使用している記号を定義する。Φは、二相流れ圧力損失の平均補正係数であり、無次元数である。また、二相流れ圧力損失の平均補正係数Φは、一般的にＬｏｃｋｈａｒｔ−Ｍａｒｔｉｎｅｌｌｉの計算法により導出することができる。λは、冷媒の摩擦損失係数であり、無次元数である。また、二相流れ圧力損失の平均補正係数Φは、使用する冷媒の種類が決まれば定まる値であるため、定数として扱う。なお、数式１０のＬ、ｄ、ρ、ｕに関しては、上述で定義した冷媒流路長さＬ（ｍ）と、冷媒流路径ｄ（ｍ）と、冷媒の平均密度ρ（ｋｇ／ｍ^３）と、平均流速ｕ（ｍ／ｓ）であるため、ここでの定義を割愛する。

冷媒の摩擦損失係数λは、以下の数式１１に基づいて導出できる。数式１１のＲｅは、レイノルズ数であり、数式１１のレイノルズ数Ｒｅに数式６を代入すると数式１２が求められる。

数式１０の冷媒の摩擦損失係数λに数式１２を代入すると、以下の数式１３が求められる。ここで数式１３の平均流速ｕ以外の記号は全て定数として扱っており、数式１３より冷媒の摩擦損失係数λは平均流速ｕの１．７５乗に比例し、平均流速ｕが速いほど、冷媒の摩擦損失係数λは大きくなることがわかる。

上述したように冷媒の種類が定まれば詳細な蒸発器４の圧力損失ΔＰと蒸発器４の入口と出口の冷媒飽和温度差ΔＴ_ｓａｔの関係式も一意に定まり、数式１３は平均流速ｕ以外の記号は全て定数であるため、冷媒の種類が定まれば数式１４のように蒸発器４の入口と出口の冷媒飽和温度差ΔＴ_ｓａｔは平均流速ｕの関数Ｔ_ｓａｔ（ｕ）として表すことができる。また、蒸発器４の圧力損失が大きくなるほど蒸発器４の入口と出口の冷媒飽和温度差ΔＴ_ｓａｔが大きくなる関係があり、数式１３に示したように平均流速ｕが速いほど冷媒の摩擦損失係数λは大きくなる関係がある。この２つの関係より、平均流速ｕの値が大きくなるほど、蒸発器４の入口と出口の冷媒飽和温度差ΔＴ_ｓａｔの値、つまり関数Ｔ_ｓａｔ（ｕ）の値は大きくなる。

そして、数式２の蒸発器４の入口の冷媒飽和温度Ｔ_{ｓａｔ＿ｉｎ}に数式８を代入し、蒸発器４の入口と出口の冷媒飽和温度差ΔＴ_ｓａｔに数式１４を代入すると、数式１５が求められる。数式１５において、平均流速ｕ以外の記号は全て定数として扱われているため、数式１５の第１項と第２項は定数である。また、数式１５の第３項と第４項はそれぞれ平均流速ｕの値によって取る値が異なり、数式１６に示すように平均流速ｕに起因する蒸発器４での温度低下量を導出する平均流速ｕの関数Ｔ_{ｓａｔ＿ｕ}（ｕ）として表すことができ、数式１５に数式１６を代入すると数式１７が求められる。この数式１７より、蒸発器４の出口の冷媒飽和温度Ｔ_{ｓａｔ＿ｏｕｔ}を最大化するためには、数式１６に示す関数Ｔ_{ｓａｔ＿ｕ}（ｕ）を最小化すれば良いことがわかる。また、数式１６より蒸発器４の出口の冷媒飽和温度が最大値Ｔ_{ｓａｔ＿ｏｕｔ＿ｍａｘ}となる平均流速ｕは、関数Ｔ_{ｓａｔ＿ｕ}（ｕ）が最小値Ｔ_{ｓａｔ＿ｕ＿ｍｉｎ}となる平均流速ｕであることが分かる。このため、実施の形態１の冷凍サイクル装置１００では、冷媒は、関数Ｔ_{ｓａｔ＿ｕ}（ｕ）が最小値Ｔ_{ｓａｔ＿ｕ＿ｍｉｎ}となるような平均流速ｕで、蒸発器４を流れている。

ここで、数式１６に示す関数Ｔ_{ｓａｔ＿ｕ}（ｕ）の最小化が可能か否かを説明する。数式１６の第１項は、平均流速ｕの０．８乗に反比例し、平均流速ｕが小さいほど大きくなることがわかる。また、数式１６の第２項は、上述の通り蒸発器４の入口と出口の冷媒飽和温度差ΔＴ_ｓａｔと平均流速ｕの関係を示す関数Ｔ_ｓａｔ（ｕ）の値は平均流速ｕが大きくなり、平均流速ｕが大きいほど大きくなることがわかる。このため、数式１６の関数Ｔ_{ｓａｔ＿ｕ}（ｕ）は、平均流速ｕが小さいほど大きくなる項と、平均流速ｕが大きいほど大きくなる項との加算であるため、関数Ｔ_{ｓａｔ＿ｕ}（ｕ）には最小値Ｔ_{ｓａｔ＿ｕ＿ｍｉｎ}が存在し、関数Ｔ_{ｓａｔ＿ｕ}（ｕ）の最小化が可能であることが分かる。また、平均流速ｕが０の場合は数式１６の第１項が無限大に発散するため、関数Ｔ_{ｓａｔ＿ｕ}（ｕ）の最小値Ｔ_{ｓａｔ＿ｕ＿ｍｉｎ}は平均流速ｕが０よりも大きな値である場合に存在することが分かる。

以上より、実施の形態１の冷凍サイクル装置１００では、冷媒は、関数Ｔ_{ｓａｔ＿ｕ}（ｕ）が最小値Ｔ_{ｓａｔ＿ｕ＿ｍｉｎ}となるような平均流速ｕで、蒸発器４を流れるため、蒸発器の出口の冷媒飽和温度を最大化でき、結果的に冷凍サイクル装置の運転性能が最大となり、冷凍サイクル装置全体の運転性能の低下を防止することができる。さらに、蒸発温度の低い低温機器、寒冷地での給湯・暖房運転、動作圧力の低い冷媒などにおいては、圧縮機の吸入圧力の運転性能に対する影響が大きいため、特に有効となる。

なお、冷凍サイクル装置１００全体の運転性能の低下を防止するためには、必ず平均流速ｕが、関数Ｔ_{ｓａｔ＿ｕ}（ｕ）が最小値Ｔ_{ｓａｔ＿ｕ＿ｍｉｎ}となるようにする必要は無く、冷凍サイクル装置１００の運転性能が極端に低下しない程度に平均流速ｕに範囲を持たせても構わない。例えば、一般的に用いられる冷媒において、蒸発器４の出口の冷媒飽和温度Ｔ_{ｓａｔ＿ｏｕｔ}が０．３℃以上低下すると、運転性能が１％低下し、無視できない影響となることが知られている。このため、冷凍サイクル装置は、冷媒が、数式１６に示す関数Ｔ_{ｓａｔ＿ｕ}（ｕ）がＴ_{ｓａｔ＿ｕ＿ｍｉｎ}＋０．３（℃）未満となるような平均流速ｕで蒸発器を流れていれば、冷凍サイクル装置１００全体の運転性能の低下を防止する効果を発揮する。

また、平均流速ｕが制御可能であれば、平均流速ｕを取得し、取得した平均流速ｕに基づき平均流速ｕを制御する制御装置を備えていても良い。

蒸発器４を流れる冷媒の平均流速ｕ（ｍ／ｓ）は、以下の数式１８で表される。ここで数式１８で使用しているＧｒは冷媒の質量流量（ｋｇ／ｓ）である。冷媒の質量流量は圧縮機１の回転数及び膨張弁３の開度等で制御を行うことができる。なお、数式１８のρ，Ａｉは、上述で定義した冷媒の平均密度ρ（ｋｇ／ｍ^３）と、蒸発器の管内側伝熱面積をＡ_ｉ（ｍ^２）であるため、ここでの定義を割愛する。

数式１８より蒸発器４を流れる冷媒の平均流速ｕを制御するには冷媒の質量流量Ｇｒを制御すればよいことが分かる。つまり、平均流速ｕを制御する手段として、圧縮機１の回転数を制御する、膨張弁３の開度を制御する、などの手段が挙げられる。圧縮機１では、回転数を上げることで平均流速ｕを大きくすることができ、回転数を下げることで平均流速ｕを小さくすることができる。また、膨張弁３では、開度を下げることで平均流速ｕを大きくすることができ、開度を上げることで平均流速ｕを小さくすることができる。

また、蒸発器４を流れる冷媒の平均流速ｕを取得する方法としては、流速センサを用いて蒸発器４を流れる冷媒の平均流速ｕを直接測定する方法が挙げられる。さらに、数式１８より冷媒の質量流量Ｇｒと冷媒の平均流速ｕは比例の関係にあるため、流量計を用いて測定した蒸発器４に流れる質量流量Ｇｒ、又は圧縮機の回転数の設定値と膨張弁の開度の設定値との２つの設定値に基づいて冷媒の平均流速ｕを取得することができる。

制御装置は、例えば蒸発器４の伝熱管４１に取り付けられた流速センサの測定値と、予め設定した数式１６に示す関数Ｔ_{ｓａｔ＿ｕ}（ｕ）が最小値Ｔ_{ｓａｔ＿ｕ＿ｍｉｎ}となる平均流速ｕの設定値を比較し、測定値を設定値に近づける様に平均流速ｕを制御すればよい。また、冷媒の状態として、蒸発器４の出口の冷媒飽和温度Ｔ_{ｓａｔ＿ｏｕｔ}を使用する場合において、制御装置は、冷凍サイクル装置１００の運転開始時に圧縮機の回転数又は蒸発器の開度を予め定められた範囲で変化させて、二分法などの方法で蒸発器４の出口の冷媒飽和温度Ｔ_{ｓａｔ＿ｏｕｔ}が最小値Ｔ_{ｓａｔ＿ｕ＿ｍｉｎ}となる圧縮機の回転数又は蒸発器の開度で運転するよう制御すればよい。

また、実施の形態１の冷凍サイクル装置１００の構造は一例であり、本発明の冷凍サイクル装置の構造は実施の形態１の構造に限らない。例えば、実施の形態１の伝熱管４１の流路の断面は円形であるが、これに限らず、伝熱管の断面は楕円形、扁平形又は矩形でも構わない。伝熱管の流路の断面が楕円形、扁平形又は矩形の場合の冷媒流路径ｄ（ｍ）は、等価直径を用いればよい。

実施の形態２．
実施の形態２に係る冷凍サイクル装置１００は、実施の形態１に係る冷凍サイクル装置１００と比べて、冷凍サイクル装置１００内を循環する冷媒の組成を限定している点が異なる。なお、それ以外の冷凍サイクル装置１００自体の構成は実施の形態１と同様であるため、説明を割愛する。

実施の形態２の冷凍サイクル装置１００を循環する冷媒は、Ｒ３２と、Ｒ１２３４ｙｆと、Ｒ１２５の混合冷媒であり、Ｒ３２の割合Ｘ_Ｒ３２が６７（ｗｔ％）、Ｒ１２３４ｙｆの割合Ｘ_{Ｒ１２３４ｙｆ}が２６（ｗｔ％）、Ｒ１２５の割合Ｘ_Ｒ１２５が７（ｗｔ％）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。

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。また、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の物性としては不燃性のため、Ｒ３２とＲ１２３４ｙｆの燃焼性を低減し、安全性を高めることができる。よって、上述の混合冷媒により、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。

また、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り、冷凍サイクル装置１００の冷媒に非共沸混合冷媒を用いると蒸発器４の出口側の方が蒸発器４の入口側よりも温度が高くなる。特に、Ｒ３２の混合冷媒は低温の利用でも冷凍能力が向上するため、冷凍サイクル装置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く、このように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。着霜が発生する機器に蒸発過程において温度勾配を有する冷媒を用いると、冷媒の温度が低い蒸発器４の入口側では空気の冷却が促進されて着霜量が多く、冷媒の温度が高い蒸発器４の出口側では空気の冷却が進まず着霜量は少なくなり、蒸発器４の着霜に偏りが生じる。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４の入口側のフィン４２の間の空間が霜によって目詰まりが発生して熱交換不能に陥ってしまう。

非共沸混合冷媒は、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に流れる冷媒の温度を均一とすることができ、蒸発器４の着霜の偏りは蒸発器４に流れる冷媒の温度を均一にすることで抑制することができる。蒸発器４内部の圧力を徐々に下げると蒸発器４の入口と出口に圧力差が生じるため、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の入口と出口の冷媒飽和温度差が、非共沸混合冷媒の組成に応じて一意に決まる。このため、蒸発器４の入口と出口の冷媒飽和温度差ΔＴ_ｓａｔ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の入口と出口の冷媒飽和温度差と略同じにすることで、蒸発器４の着霜の偏りを抑制することができる。

しかし、冷媒の種類によっては、蒸発器４の入口と出口の冷媒飽和温度差ΔＴ_ｓａｔ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の入口と出口の冷媒飽和温度差と略同じにすると、平均流速（ｍ／ｓ）における数式１６に示す関数Ｔ_{ｓａｔ＿ｕ}（ｕ）がＴ_{ｓａｔ＿ｕ＿ｍｉｎ}＋０．３（℃）未満とならない場合や、数式１６に示す関数Ｔ_{ｓａｔ＿ｕ}（ｕ）がＴ_{ｓａｔ＿ｕ＿ｍｉｎ}＋０．３（℃）未満になったとしても蒸発器４の冷媒流路長さＬ（ｍ）又は冷媒流路径ｄ（ｍ）などの数値が非現実的な値となり実際の冷凍サイクル装置としては成り立たない場合がありえる。

ここで、実施の形態２の冷凍サイクル装置１００において、蒸発器４の入口と出口の冷媒飽和温度差ΔＴ_ｓａｔ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の入口と出口の冷媒飽和温度差と略同じにした場合について説明する。なお、以下の説明では上述の混合冷媒の冷媒物性の値や関数Ｔ_ｓａｔ（ｕ）の算出結果のグラフを示すが、これらの値はＮＩＳＴ（Ｎａｔｉｏｎａｌ Ｉｎｓｔｉｔｕｔｅ ｏｆ Ｓｔａｎｄａｒｄｓ ａｎｄ Ｔｅｃｈｎｏｌｏｇｙ）が作成するソフト「Ｒｅｆｐｒｏｐ」のＶｅｒ．９．１と当ソフトに標準搭載されている混合則を用いてシミュレーションを行ったものである。

次に数式２から数式１７で説明した記号のうち、冷媒に依存する記号について上述の混合冷媒を用いた場合の具体的な数値を説明する。まず、冷媒の平均密度ρ（ｋｇ／ｍ^３）は、飽和ガス状態の冷媒の密度が約１７．６（ｋｇ／ｍ^３）、飽和液状態の冷媒の密度が約１１２６．８（ｋｇ／ｍ^３）であるため、両者の平均値より５７２．２（ｋｇ／ｍ^３）である。また、冷媒の平均粘度μ（Ｐａ・ｓ）は、飽和ガス状態の冷媒の粘度が約１．１×１０^−５（Ｐａ・ｓ）、飽和液状態の冷媒の粘度が約１．７２×１０^−４（Ｐａ・ｓ）であるため、両者の平均値より約９．２×１０^−５（Ｐａ・ｓ）である。また、冷媒の平均熱伝導率ｋ（Ｗ／ｍＫ）は、飽和ガス状態の冷媒の熱伝導率が約０．０１１（Ｗ／ｍＫ）、飽和液状態の冷媒の熱伝導率が約０．１２６（Ｗ／ｍＫ）であるため、両者の平均値より約０．０６９（Ｗ／ｍＫ）である。プラントル数Ｐｒは、約１．７６６である。二相流れ圧力損失の平均補正係数Φは、約３である。

次に数式２から数式１７で説明した記号のうち、冷凍サイクル装置１００の構造に依存する記号について、具体的な数値を説明する。蒸発器４の冷媒流路長さＬ（ｍ）は９（ｍ）、冷媒流路径ｄ（ｍ）は９．５２×１０^−３（ｍ）、管外側伝熱面積Ａ_ｏ（ｍ^２）は２９．４（ｍ^２）、管内側伝熱面積Ａ_ｉ（ｍ^２）は４．８（ｍ^２）、熱交換量Ｑ（Ｗ）は２００００（Ｗ）である。なお、これらの数値は冷凍サイクル装置１００を構成するに当たって、現実的な値であり、実際の冷凍サイクル装置として成り立つ。

また、数式２から数式１７で説明した記号のうち、冷却対象に依存する記号について、具体的な数値を説明する。Ｔ_ａｉｒは、蒸発器４が冷却する冷却対象の温度Ｔ_ａｉｒ（℃）は０．７（℃）、冷却対象の熱伝達率α_ｏ（Ｗ／ｍ^２Ｋ）は１００（Ｗ／ｍ^２Ｋ）である。

また、上述の混合冷媒は、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の入口と出口の冷媒飽和温度差が約１．３℃となる。このため、蒸発器４の入口と出口の冷媒飽和温度差ΔＴ_ｓａｔを約１．３℃とすれば、蒸発過程における温度の上昇が抑制され、蒸発器４を流れる冷媒の温度を均一になる。

図４は、実施の形態２に係る冷凍サイクル装置の蒸発器の入口と出口の冷媒飽和温度差ΔＴ_ｓａｔと、蒸発器を流れる冷媒の平均流速ｕのグラフである。図４のグラフは換言すると関数Ｔ_ｓａｔ（ｕ）のグラフであり、上述の通り、平均流速ｕの値が大きくなるほど、蒸発器４の入口と出口の冷媒飽和温度差ΔＴ_ｓａｔの値は大きくなる関係であることが分かる。また、図４のグラフより蒸発器４の入口と出口の冷媒飽和温度差ΔＴ_ｓａｔの値が１．３℃となる平均流速ｕの値は約１．２（ｍ／ｓ）である。このため、実施の形態２における冷凍サイクル装置１００では、平均流速ｕの値を約１．２（ｍ／ｓ）とすれば、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の入口と出口の冷媒飽和温度差と蒸発器４の入口と出口の冷媒飽和温度差ΔＴ_ｓａｔが等しくなり、蒸発器４を流れる冷媒の温度を均一にすることができる。

また、関数Ｔ_ｓａｔ（ｕ）は数式９から１４に示すように蒸発器４の入口と出口の冷媒飽和温度差ΔＴ_ｓａｔは蒸発器４の圧力損失ΔＰの関係より導出している。この圧力損失ΔＰは、冷媒と配管との摩擦による圧力損失であり、蒸発器４の入口から出口にかけて連続的に増加する。このため、蒸発器４内の圧力の変化は蒸発器４の入口から出口にかけて勾配を持って連続的に下げることができる。よって、蒸発器４の着霜の偏りを抑制するには、蒸発器４は、実施の形態１と同じく図３に示すようなプレートフィンチューブ熱交換器であり、圧縮機１の回転数、膨張弁３の開度、冷媒流路の分岐数に応じて平均流速ｕを変化させて圧力損失を変化させる方法が最適である。

図５は、実施の形態２に係る冷凍サイクル装置の伝熱性能により冷却対象と冷媒に生じる温度差と、蒸発器を流れる冷媒の平均流速ｕのグラフである。図５より平均流速ｕの値が小さいほど伝熱性能により冷却対象と冷媒に生じる温度差の値が大きくなっていることが分かる。以下にこの理由を説明する。まず、冷凍サイクル装置の伝熱性能により冷却対象と冷媒に生じる温度差は換言すると、冷却対象の温度Ｔ_ａｉｒと蒸発器４の入口の冷媒飽和温度Ｔ_{ｓａｔ＿ｉｎ}の差Ｔ_ａｉｒ−Ｔ_{ｓａｔ＿ｉｎ}で表される。また、数式８を変形することで、数式１９が導出できる。数式１９よりＴ_ａｉｒ−Ｔ_{ｓａｔ＿ｉｎ}は平均流速ｕの０．８乗に反比例し、平均流速ｕの値が小さいほどＴ_ａｉｒ−Ｔ_{ｓａｔ＿ｉｎ}は大きくなることがわかる。

図６は、実施の形態２に係る冷凍サイクル装置の蒸発器４の出口の冷媒飽和温度Ｔ_{ｓａｔ＿ｏｕｔ}と、蒸発器を流れる冷媒の平均流速ｕのグラフである。図６のグラフは換言すると、数式１５のグラフであり、蒸発器４の出口の冷媒飽和温度Ｔ_{ｓａｔ＿ｏｕｔ}に最大値Ｔ_{ｓａｔ＿ｏｕｔ＿ｍａｘ}が存在することが分かる。また、数式１５と数式１７の関係より、蒸発器４の出口の冷媒飽和温度Ｔ_{ｓａｔ＿ｏｕｔ}が最大値Ｔ_{ｓａｔ＿ｏｕｔ＿ｍａｘ}となる平均流速ｕは、関数Ｔ_{ｓａｔ＿ｕ}（ｕ）が最小値Ｔ_{ｓａｔ＿ｕ＿ｍｉｎ}となる平均流速ｕでもある。

図６のグラフより蒸発器４の出口の冷媒飽和温度Ｔ_{ｓａｔ＿ｏｕｔ}の最大値Ｔ_{ｓａｔ＿ｏｕｔ＿ｍａｘ}は約−１０．０℃である。また、蒸発器４の出口の冷媒飽和温度Ｔ_{ｓａｔ＿ｏｕｔ}の最大値Ｔ_{ｓａｔ＿ｏｕｔ＿ｍａｘ}となる平均流速ｕは、約１．２（ｍ／ｓ）であり、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の入口と出口の冷媒飽和温度差と蒸発器４の入口と出口の冷媒飽和温度差ΔＴ_ｓａｔが等しくなる平均流速ｕとが略等しくなる。このため、実施の形態２に係る冷凍サイクル装置１００は、蒸発器４を流れる冷媒の温度を均一にして着霜の偏りを防止すると同時に、確実に冷凍サイクル装置全体の運転性能の最大化することができる。

以上より、実施の形態２のように、冷凍サイクル装置を循環する冷媒に、組成がＲ３２が６７ｗｔ％、Ｒ１２３４ｙｆが２６ｗｔ％、Ｒ１２５が７ｗｔ％である混合冷媒を用いた場合では、実際の冷凍サイクル装置として成り立つ範囲で、蒸発器４を流れる冷媒の温度を均一にして着霜の偏りを抑制すると同時に、確実に冷凍サイクル装置全体の運転性能の最大化を行うことができる。

なお、冷凍サイクル装置１００全体の運転性能の低下を防止し、蒸発器４の着霜の偏りを抑制するためには、必ず平均流速ｕを蒸発器４の出口の冷媒飽和温度Ｔ_{ｓａｔ＿ｏｕｔ}が最大値Ｔ_{ｓａｔ＿ｏｕｔ＿ｍａｘ}となり、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の入口と出口の冷媒飽和温度差と蒸発器４の入口と出口の冷媒飽和温度差ΔＴ_ｓａｔが等しくなる必要は無い。実施の形態１と同様の理由で、冷媒が、数式１６に示す関数Ｔ_{ｓａｔ＿ｕ}（ｕ）がＴ_{ｓａｔ＿ｕ＿ｍｉｎ}＋０．３（℃）未満となるような平均流速ｕで蒸発器を流れていれば、冷凍サイクル装置１００全体の運転性能の低下を防止する効果を発揮し、また蒸発器４の着霜の偏りも抑制できる。実施の形態２の条件では、関数Ｔ_{ｓａｔ＿ｕ}（ｕ）がＴ_{ｓａｔ＿ｕ＿ｍｉｎ}＋０．３（℃）未満となる平均流速ｕ、つまり蒸発器４の出口の冷媒飽和温度Ｔ_{ｓａｔ＿ｏｕｔ}が−１０．３℃より大きくなる平均流速ｕは、図６より平均流速ｕが０．８５（ｍ／ｓ）＜ｕ＜１．６（ｍ／ｓ）の条件を満たせばよい。また、平均流速ｕが０．８５（ｍ／ｓ）＜ｕ＜１．６（ｍ／ｓ）の条件を満たす場合の蒸発器４の入口と出口の冷媒飽和温度差ΔＴ_ｓａｔは、図４より０．７（℃）＜ΔＴ_ｓａｔ＜２．１（℃）の条件を満たしており、この条件を満たす冷媒飽和温度差ΔＴ_ｓａｔは少なくとも平均流速ｕが１．６（ｍ／ｓ）以上に比べて、蒸発器４の入口と出口の冷媒飽和温度差ΔＴ_ｓａｔと蒸発器４に流れる冷媒の温度を均一にした際の蒸発器４の入口と出口の冷媒飽和温度差の差が小さくなり、蒸発器４の着霜の偏りが抑制できることがわかる。

また、実施の形態２の冷凍サイクル装置１００では、蒸発器４の出口の冷媒飽和温度Ｔ_{ｓａｔ＿ｏｕｔ}が最大値Ｔ_{ｓａｔ＿ｏｕｔ＿ｍａｘ}となる平均流速ｕと、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の入口と出口の冷媒飽和温度差と蒸発器４の入口と出口の冷媒飽和温度差ΔＴ_ｓａｔが等しくなる平均流速ｕと、が略等しくなるようになっているが、これに限らない。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の入口と出口の冷媒飽和温度差と蒸発器の入口と出口の冷媒飽和温度差ΔＴ_ｓａｔが等しくなる平均流速ｕにおける数式１６に示す関数Ｔ_{ｓａｔ＿ｕ}（ｕ）がＴ_{ｓａｔ＿ｕ＿ｍｉｎ}＋０．３（℃）未満となっていれば、冷凍サイクル装置全体の運転性能の低下を防止する効果を発揮し、また蒸発器の着霜の偏りも抑制できる。

また、実施の形態２では、Ｒ３２と、Ｒ１２３４ｙｆと、Ｒ１２５の混合冷媒であり、Ｒ３２の割合Ｘ_Ｒ３２が６７（ｗｔ％）、Ｒ１２３４ｙｆの割合Ｘ_{Ｒ１２３４ｙｆ}が２６（ｗｔ％）、Ｒ１２５の割合Ｘ_Ｒ１２５が７（ｗｔ％）である冷媒を使用しているがこれには限らず、非共沸混合冷媒であり、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の入口と出口の冷媒飽和温度差と蒸発器の入口と出口の冷媒飽和温度差ΔＴ_ｓａｔが等しくなる平均流速ｕにおける数式１６に示す関数Ｔ_{ｓａｔ＿ｕ}（ｕ）がＴ_{ｓａｔ＿ｕ＿ｍｉｎ}＋０．３（℃）未満となっていれば、冷凍サイクル装置全体の運転性能の低下を防止する効果を発揮し、また蒸発器の着霜の偏りも抑制する効果を発揮する。

特に、実施の形態２の混合冷媒のそれぞれの組成が±３ｗｔ％未満の範囲で異なる冷媒、つまりＲ３２の割合Ｘ_Ｒ３２（ｗｔ％）が６４＜Ｘ_Ｒ３２＜７０である条件と、Ｒ１２３４ｙｆの割合Ｘ_{Ｒ１２３４ｙｆ}（ｗｔ％）が２３＜Ｘ_{Ｒ１２３４ｙｆ}＜２９である条件と、Ｒ１２５の割合Ｘ_Ｒ１２５（ｗｔ％）が４＜Ｘ_Ｒ１２５＜１０である条件と、Ｘ_Ｒ３２とＸ_{Ｒ１２３４ｙｆ}とＸ_Ｒ１２５の総和が１００である条件と、を全て満たす冷媒は、Ｒ３２の割合Ｘ_Ｒ３２が６７（ｗｔ％）、Ｒ１２３４ｙｆの割合Ｘ_{Ｒ１２３４ｙｆ}が２６（ｗｔ％）、Ｒ１２５の割合Ｘ_Ｒ１２５が７（ｗｔ％）である混合冷媒と比較して、各種物性、蒸発器４の入口と出口の冷媒飽和温度差ΔＴ_ｓａｔ及び関数Ｔ_ｓａｔ（ｕ）は大きく変わらないため、蒸発器４の入口と出口の冷媒飽和温度差ΔＴ_ｓａｔは、図４より０．７（℃）＜ΔＴ_ｓａｔ＜２．１（℃）の条件を満たしていれば冷凍サイクル装置全体の運転性能の低下を防止する効果を発揮し、また蒸発器の着霜の偏りも抑制する効果を発揮する。

１ 圧縮機、２ 凝縮器、３ 膨張弁、４ 蒸発器、５ 冷媒配管、５ａ〜５ｄ 冷媒配管、６ 凝縮器送風機、７ 蒸発器送風機、４１ 伝熱管、４１ａ 流路、４１ｂ 接合箇所、４１ｃ 接合箇所、４２ フィン、４２ａ フィン、４２ｂ フィン、４３ 冷媒分配器、４４ ヘッダ、１００ 冷凍サイクル装置

Claims (8)

1. 圧縮機と、凝縮器と、減圧装置と、蒸発器を有し、内部で冷媒が循環する冷凍サイクルを備え、
   前記蒸発器の熱交換量をＱ（Ｗ）、前記蒸発器の冷媒流路径をｄ（ｍ）、前記蒸発器の管内側伝熱面積をＡ_ｉ（ｍ^２）、前記冷媒の平均熱伝導率をｋ（Ｗ／ｍＫ）、前記冷媒の平均密度をρ（ｋｇ／ｍ^３）、前記冷媒の平均粘度をμ（Ｐａ・ｓ）、前記冷媒のプラントル数をＰｒ、前記蒸発器を流れる前記冷媒の平均流速をｕ（ｍ／ｓ）、前記冷媒の種類によって定められ前記蒸発器の入口と出口の冷媒飽和温度差を示す前記平均流速ｕの関数をＴ_ｓａｔ（ｕ）とし、
   

   

   の式で表される関数Ｔ_{ｓａｔ＿ｕ}（ｕ）の最小値をＴ_{ｓａｔ＿ｕ＿ｍｉｎ}として、
   前記冷媒は、前記関数Ｔ_{ｓａｔ＿ｕ}（ｕ）がＴ_{ｓａｔ＿ｕ＿ｍｉｎ}＋０．３（℃）未満となるような前記平均流速ｕで、前記蒸発器を流れる冷凍サイクル装置。
2. 前記冷媒は、前記蒸発器を流れる前記冷媒の平均流速ｕが、前記関数Ｔ_{ｓａｔ＿ｕ}（ｕ）がＴ_{ｓａｔ＿ｕ＿ｍｉｎ}（℃）となるように前記冷凍サイクルを循環している請求項１に記載の冷凍サイクル装置。
3. 前記冷媒は、同圧力下において相変化で温度が変化する冷媒であり、
   前記蒸発器の入口と出口の冷媒飽和温度差が蒸発器に流れる冷媒の温度を均一にした際の蒸発器４の入口と出口の冷媒飽和温度差と等しくなる前記平均流速ｕにおける前記関数Ｔ_{ｓａｔ＿ｕ}（ｕ）がＴ_{ｓａｔ＿ｕ＿ｍｉｎ}＋０．３（℃）未満となる請求項１に記載の冷凍サイクル装置。
4. 前記蒸発器の圧力損失は、前記蒸発器の入口から出口にかけて連続的に増加する請求項３に記載の冷凍サイクル装置。
5. 前記蒸発器の入口と出口の冷媒飽和温度差が蒸発器４に流れる冷媒の温度を均一にした際の蒸発器４の入口と出口の冷媒飽和温度差と等しくなる前記平均流速ｕにおける前記関数Ｔ_{ｓａｔ＿ｕ}（ｕ）がＴ_{ｓａｔ＿ｕ＿ｍｉｎ}（℃）となる請求項３又は４に記載の冷凍サイクル装置。
6. 前記冷媒は、Ｒ３２と、Ｒ１２３４ｙｆと、Ｒ１２５の混合冷媒であり、前記Ｒ３２の割合Ｘ_Ｒ３２（ｗｔ％）が６４＜Ｘ_Ｒ３２＜７０である条件と、前記Ｒ１２３４ｙｆの割合Ｘ_{Ｒ１２３４ｙｆ}（ｗｔ％）が２３＜Ｘ_{Ｒ１２３４ｙｆ}＜２９である条件と、前記Ｒ１２５の割合Ｘ_Ｒ１２５（ｗｔ％）が４＜Ｘ_Ｒ１２５＜１０である条件と、前記Ｒ３２の割合Ｘ_Ｒ３２と前記前記Ｒ１２３４ｙｆの割合Ｘ_{Ｒ１２３４ｙｆ}と前記Ｒ１２５の割合Ｘ_Ｒ１２５の総和が１００である条件と、を全て満たす冷媒である請求項３から５のいずれかに記載の冷凍サイクル装置。
7. 圧縮機と、凝縮器と、減圧装置と、蒸発器を有し、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と、Ｒ１２３４ｙｆと、Ｒ１２５の混合冷媒であり、前記Ｒ３２の割合Ｘ_Ｒ３２（ｗｔ％）が６４＜Ｘ_Ｒ３２＜７０である条件と、前記Ｒ１２３４ｙｆの割合Ｘ_{Ｒ１２３４ｙｆ}（ｗｔ％）が２３＜Ｘ_{Ｒ１２３４ｙｆ}＜２９である条件と、前記Ｒ１２５の割合Ｘ_Ｒ１２５（ｗｔ％）が４＜Ｘ_Ｒ１２５＜１０である条件と、前記Ｒ３２の割合Ｘ_Ｒ３２と前記前記Ｒ１２３４ｙｆの割合Ｘ_{Ｒ１２３４ｙｆ}と前記Ｒ１２５の割合Ｘ_Ｒ１２５の総和が１００である条件と、を全て満たす冷媒であり、
   前記蒸発器の入口と出口の冷媒飽和温度差ΔＴ_ｓａｔ（℃）は、０．７＜ΔＴ_ｓａｔ＜２．１の条件を満たす冷凍サイクル装置。
8. 前記冷媒は、前記Ｒ３２の割合Ｘ_Ｒ３２が６７（ｗｔ％）、前記前記Ｒ１２３４ｙｆの割合Ｘ_{Ｒ１２３４ｙｆ}が２６（ｗｔ％）、前記Ｒ１２５の割合Ｘ_Ｒ１２５が７（ｗｔ％）であり、
   蒸発器の入口と出口の冷媒飽和温度差ΔＴ_ｓａｔ（℃）は、１．３℃である請求項７に記載の冷凍サイクル装置。

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