JPWO2018216187A1 - 冷凍サイクル装置 - Google Patents

Abstract

冷凍サイクル装置は、圧縮機、凝縮器、減圧装置および蒸発器が接続され、非共沸混合の冷媒が循環する冷媒回路と、冷媒の飽和液温度を前記凝縮器における冷却流体の温度以上にする温度制御手段と、を有するものである。

Description

本発明は、非共沸混合冷媒を用いた冷凍サイクル装置に関する。

従来、冷凍機および空調機などの冷凍サイクル装置に非共沸混合冷媒を用いる技術が開示されている（例えば、特許文献１参照）。特許文献１には、冷媒の凝縮過程において、冷媒が熱交換を行う対象となる冷却流体と冷媒との熱交換流体同士を対向流とすることで、熱交換効率を向上させることが開示されている。例えば、空冷の場合、冷却流体は周囲の空気である。

特開２０００−３２０９１７号公報

しかしながら、冷媒の凝縮過程において、温度勾配が生じる非共沸混合冷媒と冷却流体とが対向流であっても、低負荷運転を維持、または凝縮器での熱交換性能を向上し続ければ、冷却流体の温度より飽和液温度が低くなる。このとき、冷媒は凝縮過程の途中で冷却流体とほぼ同等の温度となるため、それ以上の熱交換はできず、飽和液になれないままに凝縮器から流出する。その結果、十分な加熱能力、または冷却能力を発揮できず、冷凍性能の低下を招く。熱交換性能を向上したにも関わらず性能が低下する場合がある。

本発明は、上記のような課題を解決するためになされたもので、非共沸混合冷媒を用いた冷凍サイクルにおいて、運転性能の低下を抑制できる冷凍サイクル装置を提供するものである。

本発明に係る冷凍サイクル装置は、圧縮機、凝縮器、減圧装置および蒸発器が接続され、非共沸混合の冷媒が循環する冷媒回路と、前記冷媒の飽和液温度を前記凝縮器における冷却流体の温度以上にする温度制御手段と、を有するものである。

本発明によれば、冷媒の飽和液温度を凝縮器における冷却流体の温度以上にする温度制御手段を有しているため、冷媒が非共沸混合冷媒であっても、冷却流体の温度以上に飽和液温度が維持され、凝縮が促進する。このため、運転性能の低下を抑制できる。

本発明の実施の形態１における冷凍サイクル装置の一構成例を示す図である。 比較例１として、単一冷媒または共沸混合冷媒に関する凝縮過程を示すＰ−ｈ線図である。 比較例２として、非共沸混合冷媒に関する凝縮過程を示すＰ−ｈ線図である。 本発明の実施の形態１における温度制御手段の構成を説明するための図である。 本発明の実施の形態１の凝縮器における凝縮過程を示すＰ−ｈ線図である。 本発明の実施の形態２における冷凍サイクル装置の一構成例を示す図である。 本発明の実施の形態３における冷凍サイクル装置の一構成例を示す図である。 本発明の実施の形態４における冷凍サイクル装置の一構成例を示す図である。 本発明の実施の形態４における冷凍サイクル装置の他の構成例を示す図である。 本発明の実施の形態５における冷凍サイクル装置の一構成例を示す図である。 本発明の実施の形態６における冷凍サイクル装置の一構成例を示す図である。 図１に示した凝縮器が扁平管熱交換器である場合を示す断面図である。

実施の形態１．
本実施の形態１の冷凍サイクル装置の構成を説明する。図１は、本発明の実施の形態１における冷凍サイクル装置の一構成例を示す図である。図１に示すように、冷凍サイクル装置１は、圧縮機２と、凝縮器３と、ファン６と、減圧装置４と、蒸発器５とを有する。圧縮機２、凝縮器３、減圧装置４および蒸発器５が順に冷媒配管で接続され、冷媒が循環する冷媒回路１０が構成される。

圧縮機２は、吸入する冷媒を圧縮し、冷媒を高温および高圧の状態にして吐出する。圧縮機２は、例えば、インバータ回路等により回転数を制御し、冷媒の吐出量を調整できるタイプの容量可変型圧縮機である。

凝縮器３は、冷媒を空気と熱交換させる空気熱交換器である。凝縮器３は、熱源とする屋外の空気（外気）、水、ブライン等との熱交換により、圧縮機２が吐出するガス冷媒を冷却する。本実施の形態１では、凝縮器３は熱源側熱交換器からなり、凝縮器３が冷媒を冷却する熱源（冷却流体）が外気であるものとする。ファン６は、凝縮器３に外気を供給し、凝縮器３に熱交換を促す役目を果たす。ファン６は風量を調整できるものである。

減圧装置４は、冷媒回路１０を流れる冷媒を減圧して膨張させる。減圧装置４は、膨張弁および絞り装置等である。減圧装置４は、例えば、電子式膨張弁等の流量制御手段、毛細管（キャピラリチューブ）、および感温式膨張弁等の冷媒流量調節手段からなる。

蒸発器５は、冷却対象と冷媒との熱交換により、設定温度に維持するため、冷媒回路１０を流れる冷媒を蒸発させて気体状の冷媒にする。蒸発器５は、冷媒を蒸発してガス化させる。蒸発器５において、冷却対象は、冷媒との熱交換により、直接または間接に冷却される。蒸発器５は利用側熱交換器からなり、冷却対象は、例えば、空調対象空間の空気である。

本実施の形態１の冷凍サイクル装置１では、冷媒回路１０を循環する冷媒が非共沸混合冷媒である。非共沸混合冷媒は、例えば、Ｒ４０７ＣおよびＲ４４８Ａである。非共沸混合冷媒は、Ｒ３２と、Ｒ１２５と、Ｒ１３４ａと、Ｒ１２３４ｙｆと、ＣＯ_２の混合冷媒であり、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％）が１１＜ＸＲ１２３４ｙｆ＜１７である条件と、ＣＯ_２の割合ＸＣＯ_２（ｗｔ％）が３＜ＸＲ１２５＜９である条件と、ＸＲ３２とＸＲ１２５とＸＲ１３４ａとＸＲ１２３４ｙｆとＸＣＯ_２の総和が１００である条件と、を全て満たす冷媒であってもよい。本実施の形態１では、冷媒がＲ４４８Ａであるものとする。

冷凍サイクル装置１の消費エネルギの大部分は、圧縮機２の圧縮動力が占めるため、圧縮機動力を低減すると、運転性能は向上する。圧縮機動力を低減する一つの方法として、圧縮比の低減が考えられる。圧縮比の低減には、圧縮機２の吸入圧力を上げるか、または吐出圧力を下げればよい。ここでは、運転性能の向上のために吐出圧力を下げること、すなわち圧縮機２の出口圧力を下げることに着目する。

一方、冷凍サイクル装置１の冷媒潜熱に相当する冷凍効果は、凝縮器３において冷媒を完全に凝縮液にすること、または蒸発器５において冷媒を完全に蒸発ガスにすることで、十分な効果を得ることができる。ここでは、運転性能の向上のために凝縮器３で完全に冷媒を凝縮させることに着目する。

上記の運転性能向上を実現するには、冷媒が単一冷媒または共沸混合冷媒である場合、凝縮器３の伝熱性能を向上させて、吐出圧力の低下と冷媒の凝縮促進を図ることが考えられる。本実施の形態１のように非共沸混合冷媒を用いる場合、凝縮圧力が一定でも温度勾配が生じるため、従来のように凝縮器３の伝熱性能を向上させようとすると、運転性能を著しく損なう場合がある。以下に、この性能低下について、比較例を用いて説明する。

比較例１として、冷媒が単一冷媒または共沸混合冷媒の場合を説明する。図２は、比較例１として、単一冷媒または共沸混合冷媒に関する凝縮過程を示すＰ−ｈ線図である。図２に示すように、冷媒が単一冷媒または共沸混合冷媒である場合、凝縮器の伝熱性能を向上させると、冷媒の凝縮温度と外気温度とが限りなく近づき、冷媒は凝縮が促進されて液化し、吐出圧力の低下も促進される。そのため、運転性能の向上を図ることができる。

次に、比較例２として、冷媒が非共沸混合冷媒の場合を説明する。図３は、比較例２として、非共沸混合冷媒に関する凝縮過程を示すＰ−ｈ線図である。冷媒が非共沸混合冷媒である場合、混合された複数種の冷媒の沸点が異なるため、沸点の低い冷媒が先に蒸発し、沸点の高い冷媒が後に蒸発する。その結果、図３に示すように、等温線は右下がりの温度勾配を持った線になる。冷媒が非共沸混合冷媒である場合、凝縮器の伝熱性能を向上させ、冷媒の凝縮温度と外気温度とを限りなく近づけると、冷媒圧力が低下しているため、飽和液温度が外気温度より低くなる場合がある。外気温度以下に冷媒を冷却することは不可能なため、凝縮過程の途中で冷媒は外気と熱交換できなくなる。その結果、冷媒を十分に液化できず、冷凍効果を著しく損なうことになる。具体的には、冷媒がＲ４０７Ｃなどの従来の非共沸混合冷媒である場合、飽和液温度が外気温度より１℃低下すると、冷凍効果は約２０％低下するのに対し、圧縮機動力は３％も低下しない。

そのため、非共沸混合冷媒を用いて冷凍サイクルを実行する場合、飽和液温度が外気温度より高くなるようにする必要がある。本実施の形態１では、冷媒がＲ４４８Ａである場合において、冷媒の飽和液温度を凝縮器における冷却流体の温度以上にする温度制御手段が冷凍サイクル装置１に設けられている。温度制御手段の一例を説明する。

本実施の形態１の温度制御手段２０は、凝縮器３において、冷媒の流れと冷却流体の流れとが対向流であり、冷媒の飽和液温度を凝縮器３に流入する外気の凝縮器３の入口側の温度以上とする構成である。図４は、本発明の実施の形態１における温度制御手段の構成を説明するための図である。図５は、本発明の実施の形態１の凝縮器における凝縮過程を示すＰ−ｈ線図である。

図４に示すように、凝縮器３の冷媒流路１３を流通する冷媒の流れとファン６が凝縮器３に供給する外気の流れとが対向流になっている。図５に示すように、本実施の形態１の凝縮器３における凝縮過程では、冷媒の凝縮温度と外気温度とが限りなく近づき、冷媒は凝縮促進されて液化し、吐出圧力低下も促進される。温度制御手段２０によって、冷凍効果を著しく損なうことを回避し、運転性能向上を実現できる。

さらに、図４の例では、冷媒の流れと空気の流れとが対向流となっており、かつ、冷媒が複数回向きを変えながら、空気の流れの上流に向かって流れるようになっている。そのため、冷媒の凝縮温度と外気温度とが限りなく近づき、冷媒が凝縮促進されて液化し、吐出圧力低下も促進される効果が更に顕著化される。

本実施の形態１では、凝縮器３において、冷媒の流れと外気の流れとが対向流となるため、飽和液温度は外気の吸込側の温度に対して上回っていればよく、外気の温度が高くなる吹出側は考慮しなくてよい。よって、必要以上に飽和液温度を上げる必要がなく、圧縮機２の吐出圧力を上昇させずに済む。冷媒が非共沸混合冷媒であっても、凝縮器３において、冷却流体の温度以上に飽和液温度を維持して凝縮が促進する。その結果、運転性能の低下を抑制し、冷凍効果向上による装置全体の運転性能を向上させることができる。

本実施の形態１の圧縮機２は、インバータ回路により駆動される。圧縮機２は、インバータ回路により回転数を制御できるため、低負荷運転を実行できる。低負荷運転時は、外気温度と凝縮温度との温度差が最も小さくなる。また、凝縮器３は、空冷の凝縮器であるため、外気の吸込側の温度と吹出側の温度との差である空気温度差Ｄ_ａｉｒが大きくなる。空冷の凝縮器は、例えば、水冷の凝縮器などと比較して、熱容量が小さいためである。なぜなら、気体の空気は、密度が小さく、比熱も小さいので、大口径のファンなどの手段を用いないと質量流量を稼ぐのは困難であり、熱容量が小さくなる。したがって、必然的に空気温度差Ｄ_ａｉｒが大きくなる。外気温度と凝縮温度の温度差は、必ず空気温度差Ｄ_ａｉｒ以上ないと凝縮することができない。

本実施の形態１の冷凍サイクル装置１は、インバータ回路を備えた圧縮機２および空冷の凝縮器３を有することで、飽和液温度と飽和ガス温度との温度差が大きい冷媒を使用しても、運転性能の低下を抑制できる効果が顕著となる。

例えば、小型の冷凍機等では、外気温度と凝縮温度との温度差が、低負荷時の運転のときに、２℃程度となる。非共沸混合冷媒の温度勾配が２℃以上となれば、飽和液温度が外気温度を下回る場合がある。そのため、温度勾配が２℃以上の冷媒に対して、上述した温度制御手段は有効性が高く、非共沸混合冷媒の冷凍サイクル装置には有効な手段となる。

実施の形態２．
本実施の形態２では、凝縮器３の下流側の冷媒配管に圧力測定手段が設けられたものである。本実施の形態２では、実施の形態１と同様に、冷媒がＲ４４８Ａの場合で説明する。また、本実施の形態２では、実施の形態１と同様な構成についての詳細な説明を省略する。

図６は、本発明の実施の形態２における冷凍サイクル装置の一構成例を示す図である。図６に示すように、冷凍サイクル装置１ａは、圧力測定手段１１をさらに有し、温度制御手段２０ａとして制御部７を有する。制御部７は、圧力測定手段１１および圧縮機２と信号線を介して接続される。制御部７は、例えば、マイクロコンピュータである。圧縮機２は、実施の形態１で説明したようにインバータ回路を有していてもよい。

圧力測定手段１１は、凝縮器３と減圧装置４との間の冷媒配管に設けられている。圧力測定手段１１は、凝縮器３と減圧装置４との間の冷媒の圧力を測定し、測定結果を制御部７に出力する。制御部７は、圧力測定手段１１の測定結果を用いて、冷媒の飽和液温度を算出する。そして、制御部７は、算出した飽和液温度が外気温度以上になるように圧縮機２の容量を制御して吐出圧力を調節する。

本実施の形態２によれば、制御部７は圧力測定手段１１の測定結果から飽和液温度を正確に精度良く測定できるため、圧縮機２の吐出圧力を不必要に上昇させずに済む。そのため、運転性能が向上する。

ここで、凝縮器３の上流側に圧力測定手段を設置する場合を考える。この場合、凝縮器３の圧力損失に起因する数値ズレを補正する必要がある。また、圧力測定手段の代わりに温度測定手段を設置する場合を考える。この場合、温度測定手段では過冷却の有無が分からず、制御部７は誤判断をしてしまう場合がある。よって、本実施の形態２のように、凝縮器３の下流側に圧力測定手段を設置することが最も望ましい。

実施の形態３．
本実施の形態３では、温度制御手段として、減圧装置４の開度を制御し、冷媒の飽和温度を外気温度以上の温度に維持するものである。本実施の形態３では、減圧装置４が膨張弁４ａである。本実施の形態３は、実施の形態１と同様に、冷媒がＲ４４８Ａの場合である。また、本実施の形態３では、実施の形態１および２と同様な構成についての詳細な説明を省略する。

図７は、本発明の実施の形態３における冷凍サイクル装置の一構成例を示す図である。図７に示すように、冷凍サイクル装置１ｂは、温度制御手段２０ｂを有する。温度制御手段２０ｂは、膨張弁４ａの開度を調節することで冷媒の飽和液温度を制御する制御部７を有する。制御部７は、凝縮器３における冷媒の飽和液温度が外気温度以上の状態を維持するように、膨張弁４ａの開度を調節する。

様々な運転状態に対応できるようにするために、膨張弁４ａは可変絞りであることが望ましい。膨張弁４ａを絞れば、低圧側の冷媒が高圧側に移動するため、高圧上昇させることができるが、同時に低圧側の冷媒の圧力が低下するため、冷媒封入量を適切にする必要がある。制御部７が膨張弁４ａの開度を制御して飽和液温度を外気温度より高くすれば、自動的に過冷却が取れる状態となる。一方、過冷却が取れていなくても、飽和液温度が外気温度を上回っている場合がある。この場合、制御部７は飽和液温度を制御目標とすれば、過冷却をより高精度に制御できる。

本実施の形態３では、膨張弁４ａによる高圧制御において、飽和液温度を制御することで、非共沸混合冷媒の一種であるＲ４４８Ａを用いた冷凍サイクル装置１ｂであっても、冷凍効果を著しく損なうことを回避し、運転性能向上を実現できる。

実施の形態４．
本実施の形態４では、温度制御手段として、凝縮器３と減圧装置４との間に受液器が設けられたものである。本実施の形態４は、実施の形態１と同様に、冷媒がＲ４４８Ａの場合である。また、本実施の形態４では、実施の形態１〜３と同様な構成についての詳細な説明を省略する。

図８は、本発明の実施の形態４における冷凍サイクル装置の一構成例を示す図である。図８に示すように、冷凍サイクル装置１ｃは、温度制御手段２０ｃを有する。温度制御手段２０ｃは受液器１２を有する。図８に示すように、受液器１２は、凝縮器３と減圧装置４との間に設けられている。受液器１２は、凝縮器３で凝縮された液冷媒を一時的に貯留する役目を果たす。

冷媒がＲ４４８Ａであっても、受液器１２に液冷媒が貯留される程度の冷媒封入量とすれば、自ずと飽和液温度が外気温度を上回り、凝縮器３の出口は飽和液状態に維持される。このとき、凝縮器３の出口が確実に飽和液状態となる。そのため、凝縮器３の出口に温度測定手段を設置してもよい。図９は、本発明の実施の形態４における冷凍サイクル装置の他の構成例を示す図である。

図９に示す冷凍サイクル装置１ｄは、温度測定手段１６をさらに有し、温度制御手段２０ｄとして、受液器１２および制御部７を有する。上述したように、本実施の形態４では、凝縮器３の出口が確実に飽和液状態となるため、温度測定手段１６は十分な精度で飽和液温度を測定できる。制御部７は、温度測定手段１６の測定結果を基に圧縮機２の吐出圧力を変更すべきか否かを判定の結果、吐出圧力を変更する場合、実施の形態２と同様に制御する。図９に示す冷凍サイクル装置１ｄでは、図６に示した冷凍サイクル装置１ａと比較すると、圧力測定手段の代わりに温度測定手段が用いられるため、低コスト化を図ることができる。

実施の形態５．
本実施の形態５では、温度制御手段として、凝縮器３の伝熱性能を調節することで飽和液温度を制御し、飽和液温度を外気温度以上の温度に維持するものである。本実施の形態５は、実施の形態１と同様に、冷媒がＲ４４８Ａの場合である。また、本実施の形態５では、実施の形態１〜４と同様な構成についての詳細な説明を省略する。

図１０は、本発明の実施の形態５における冷凍サイクル装置の一構成例を示す図である。図１０に示すように、冷凍サイクル装置１ｅは、ファン６をさらに有し、温度制御手段２０ｄとして制御部７を有する。ファン６は、凝縮器３に外気を供給する。制御部７は、ファン６と信号線を介して接続されている。制御部７は、ファン６の回転数を制御することで凝縮器３の熱交換性能を調節する。

ファン６は回転数が可変のファンである。そのため、制御部７がファン６の回転数を制御して風量を調節することで、凝縮器３の伝熱性能を制御できる。例えば、飽和液温度の目標値を「外気温度＋所定温度差」とすれば、制御部７は、過不足ない適切なファン回転数を維持することができる。また、非共沸混合冷媒の一種であるＲ４４８Ａを用いた冷凍サイクル装置１ｅであっても、冷凍効果を著しく損なうことを回避し、運転性能向上を実現できる。

実施の形態６．
本実施の形態６では、温度制御手段として、圧縮機２の容量の調節により飽和液温度を制御し、飽和液温度を外気温度より高く維持するものである。本実施の形態６は、実施の形態１と同様に、冷媒がＲ４４８Ａの場合である。また、本実施の形態６では、実施の形態１〜５と同様な構成についての詳細な説明を省略する。

図１１は、本発明の実施の形態６における冷凍サイクル装置の一構成例を示す図である。図１１に示すように、冷凍サイクル装置１ｆは、温度制御手段２０ｆを有する。温度制御手段２０ｆは、圧縮機２の容量を制御する制御部７を有する。制御部７は圧縮機２と信号線を介して接続される。

圧縮機２は回転数が可変な圧縮機である。圧縮機２は、例えば、実施の形態１で説明したように、インバータ回路を有している。この場合、制御部７は、インバータ回路の回転数を制御することで、圧縮機２の低負荷運転を実行してもよい。そのため、制御部７が圧縮機２の回転数を制御することで、容量を自在に制御できる。圧縮機２の回転数を増大すれば吐出圧力を上げられるが、凝縮器３の圧力損失も増加するため、飽和液温度の増加分は目減りする。凝縮器３の圧力損失を適切にする必要がある。本実施の形態６では、非共沸混合冷媒の一種であるＲ４４８Ａを用いた冷凍サイクル装置１ｆであっても、冷凍効果を著しく損なうことを回避し、運転性能向上を実現できる。

実施の形態１〜６で温度制御手段の具体例を説明したが、温度制御手段は、各実施の形態で説明した手段に限らず、２以上の実施の形態を組み合わせてもよい。

凝縮器３の圧力損失が大きいと飽和液温度も低下し、外気温度を下回る場合がある。よって、凝縮器３の圧力損失も適切にしておく必要がある。熱交換器の各冷媒流路が細ければ細いほど圧力損失が大きく、従来の非共沸混合冷媒のＲ４０７Ｃなどで用いられる一般的な小形冷凍機において直径９．５２ｍｍが用いられている。以下では、直径９．５２ｍｍをφ９．５２と表記する。φ９．５２未満となれば冷媒分配の課題も増え、従来以上に圧力損失が増加することが想定されるため、飽和液温度が外気温度を下回る確率が高まる。

図１２は、図１に示した凝縮器が扁平管熱交換器である場合を示す断面図である。図１２は冷媒の流れる方向に対して垂直に凝縮器３を切ったときの一断面を示している。図１２に示すように、凝縮器３は、扁平状の伝熱管である扁平管１４を有している。扁平管１４は、複数の冷媒流路が区画されるように形成された扁平多穴管を採用することができるが、一つの冷媒流路が形成されたものであってもよい。図１２の扁平多穴管の扁平管１４は、１０個の流路を有している。扁平管１４は複数のフィン１５を貫通している。扁平管１４が一定の間隔を空けて多段に設けられているが、図１２では、最上段と最下段の扁平管１４を示している。図１２では、ファン６から供給される外気の流れる方向を破線矢印で示している。

扁平管形状を含む形状の配管の等価直径がφ９．５２未満の流路となる凝縮器３に対して、上述した温度制御手段の有効性がとても高く、非共沸混合冷媒の冷凍サイクル装置で必須となる。冷媒が非共沸混合冷媒である場合において、凝縮器３に扁平管熱交換器を用いることで、熱交換効率を向上させることができる。

上述したように、凝縮器３の圧力損失が大きいと飽和液温度も低下し、外気温度を下回る場合がある。圧力損失は冷媒流量によって増減し、冷媒流量は同能力を発揮させる場合に、潜熱の小さい冷媒ほど多く必要となる。従来の非共沸混合冷媒のＲ４０７Ｃより潜熱が小さければ、従来以上に冷媒流量が多く圧力損失が増加することが想定され、飽和液温度も外気温度を下回る確率が高まる。そのため、Ｒ４０７Ｃより潜熱の小さい冷媒に対して、上述した温度制御手段の有効性がとても高く、非共沸混合冷媒の冷凍サイクル装置で必須となる。Ｒ４０７Ｃの飽和温度４０℃に対する潜熱は１６４ｋＪ／ｋｇであり、上述した温度制御手段は、Ｒ４０７Ｃよりも潜熱が小さいＲ４４８Ａに特に有効である。

実施の形態１でも説明したが、一般的な小形冷凍機において、外気温度と凝縮温度との温度差が最も小さい低負荷時の運転では２℃程度となる。このとき、非共沸混合冷媒の温度勾配が２℃以上となれば、飽和液温度が外気温度を下回る場合がある。そのため、温度勾配が２℃以上の冷媒に対して、上述の実施の形態１〜６で説明した温度制御手段は有効性が高く、非共沸混合冷媒の冷凍サイクル装置にとって有効な手段となる。

本実施の形態１〜６で説明した冷凍サイクル装置は、非共沸混合冷媒を用いた冷凍装置、空調装置、給湯装置などの冷凍サイクル装置において、特に効果が大きい。さらに、蒸発温度範囲の広い低温機器での寒冷地での低外気運転、低負荷時の運転性能に対する本発明の課題が顕著になるため、本実施の形態１〜６で説明した冷凍サイクル装置は、特に有効となる。

１、１ａ〜１ｆ 冷凍サイクル装置、２ 圧縮機、３ 凝縮器、４ 減圧装置、４ａ 膨張弁、５ 蒸発器、６ ファン、７ 制御部、１０ 冷媒回路、１１ 圧力測定手段、１２ 受液器、１３ 冷媒流路、１４ 扁平管、１５ フィン、１６ 温度測定手段、２０、２０ａ〜２０ｆ 温度制御手段。

本発明に係る冷凍サイクル装置は、圧縮機、凝縮器、減圧装置および蒸発器が接続され、非共沸混合の冷媒が循環する冷媒回路と、前記冷媒の飽和液温度を前記凝縮器における冷却流体の温度以上にする温度制御手段と、前記凝縮器と前記減圧装置との間に設けられ、前記冷媒の圧力を測定する圧力測定手段と、を有し、前記温度制御手段は、前記圧力測定手段の測定結果を用いて前記圧縮機の吐出圧力を制御する制御部を有するものである。

Claims (13)

1. 圧縮機、凝縮器、減圧装置および蒸発器が接続され、非共沸混合の冷媒が循環する冷媒回路と、
   前記冷媒の飽和液温度を前記凝縮器における冷却流体の温度以上にする温度制御手段と、
   を有する冷凍サイクル装置。
2. 前記凝縮器は、前記冷媒の流れと前記冷却流体の流れとが対向流であり、前記飽和液温度を前記凝縮器に流入する前記冷却流体の該凝縮器の入口側の温度以上とする、請求項１に記載の冷凍サイクル装置。
3. 前記凝縮器と前記減圧装置との間に設けられ、前記冷媒の圧力を測定する圧力測定手段をさらに有し、
   前記温度制御手段は、
   前記圧力測定手段の測定結果を用いて前記圧縮機の吐出圧力を制御する制御部を有する、請求項１または２に記載の冷凍サイクル装置。
4. 前記温度制御手段は、
   前記減圧装置の開度を調節することで前記飽和液温度を制御する制御部を有する、請求項１〜３のいずれか１項に記載の冷凍サイクル装置。
5. 前記温度制御手段は、
   前記凝縮器と前記減圧装置との間に設けられた受液器を有する、請求項１〜４のいずれか１項に記載の冷凍サイクル装置。
6. 前記凝縮器と前記受液器との間に設けられ、前記冷媒の温度を測定する温度測定手段をさらに有し、
   前記温度制御手段は、
   前記温度測定手段の測定結果を用いて前記圧縮機の冷媒の吐出圧力を制御する制御部を有する、請求項５に記載の冷凍サイクル装置。
7. 前記凝縮器に外気を供給するファンをさらに有し、
   前記温度制御手段は、
   前記ファンの回転数を制御することで前記凝縮器の熱交換性能を調節する制御部を有する、請求項１〜６のいずれか１項に記載の冷凍サイクル装置。
8. 前記温度制御手段は、
   前記圧縮機の容量を制御する制御部を有する、請求項１〜７のいずれか１項に記載の冷凍サイクル装置。
9. 前記凝縮器における冷媒流路の等価直径が９．５２ｍｍ未満である、請求項１〜８のいずれか１項に記載の冷凍サイクル装置。
10. 前記凝縮器は、前記冷媒流路が形成されており扁平状に形成された扁平管を有する、請求項９に記載の冷凍サイクル装置。
11. 前記冷媒は、該冷媒の潜熱が冷媒Ｒ４０７Ｃの潜熱よりも小さい冷媒である、請求項１〜１０のいずれか１項に記載の冷凍サイクル装置。
12. 前記圧縮機は、前記冷媒の吐出量を調整できる容量可変型圧縮機であり、
    前記凝縮器は、前記冷媒を空気と熱交換させる空気熱交換器である、
    請求項１〜請求項１１のいずれか１項に記載の冷凍サイクル装置。
13. 一定圧力下における前記飽和液温度と飽和ガス温度の温度差が２℃以上である、請求項１〜１２のいずれか１項に記載の冷凍サイクル装置。

Images