KR20070106185A

KR20070106185A - 냉장·냉동설비 및 그 제어방법

Info

Publication number: KR20070106185A
Application number: KR1020060038765A
Authority: KR
Inventors: 쥰야 나까야마
Original assignee: 나까야마 엔지니어링 카부시키가이샤; 사쿠라 쵸우온 코우교우 카부시키가이샤
Priority date: 2006-04-28
Filing date: 2006-04-28
Publication date: 2007-11-01
Also published as: KR100775067B1

Abstract

본 발명은 냉매의 증발온도에 이르기 위해 필요한 압력강하를 밑도는 일 없이 적극적으로 응축온도를 저하시켜 운전함으로써, 비엔탈피 차의 증가로 인해 냉동장치 운전시간을 단축하고, 냉동기의 전동기 또는 구동장치로의 입력을 작게 함으로써 COP를 개선하고, 에너지 소비량의 절감을 도모하기 위한 것이다..

본 발명은, 응축압력 최적제어 유닛(23)에서, 액온도센서(24)에 의해 검지된 냉매의 액온도와, 증발온도센서(25)에 의해 검지된 냉매의 증발온도가 참조되어 적정한 압력강하값이 연산된다. 연산결과는 팽창밸브(19) 앞쪽의 압력센서(28)의 실측치와 비교되어, 공냉 콘덴서(8)에서의 냉매의 응축온도 내지 응축압력을 점차적으로 증가 또는 저감되게 제어하도록, 공냉 콘덴서(8)의 팬(9)의 회전수가 제어된다. 응축압력 최적제어 유닛(23)은 상기 연산결과에 압력센서(28)의 실측값이 근접하도록, 즉 냉매의 최적의 압력강하값에 근접하도록 인버터(12)를 제어한다.

Description

냉장·냉동설비 및 그 제어방법{REFRIGERATING/FREEZING EQUIPMENT AND CONTROLLING METHOD THEREOF}

도 1은 본 발명에 따른 실시예 1의 냉동설비의 계통도.

도 2는 냉매증발온도와 냉매액온도로부터 얻은 압력강하량의 관계를 예시하는 그래프.

도 3은 냉매증발온도와 냉매액온도로부터 얻은 압력강하량의 관계를 예시하는 그래프.

〈도면의 주요부분에 대한 부호의 설명〉

1 : 2단 압축식 냉동기 2 : 냉매수액기

3 : 중간냉각기 4 : 드라이어

5 : 중간냉각용 팽창밸브 6 : 전자밸브

7 : 싸이트 글래스(sight glass) 8 : 공냉 콘덴서

9 : 팬 10 : 모터

11 : 전자개폐기 12 : 인버터

13 : 유닛 쿨러 14 : 팬

15 : 냉매분류기 16 : 노즐

17 : 튜브 18 : 흡입 헤더(suction head)

19 : 팽창밸브 20 : 팽창밸브 과열도 컨트롤러

21 : 팽창밸브용 온도센서 22 : 팽창밸브용 압력센서

23 : 응축압력 최적제어 유닛 24 : 액온도센서

25 : 증발온도센서 26 : 냉매온도센서

27 : 유닛쿨러 공기흡입측 온도센서 28 : 압력센서

비특허문헌 1 : '냉동공조설비', June, 1998, Vol.25, No.6, "응축압력 무제한식 에너지절약 냉동/냉장설비" p17-p25

본 발명은 냉장·냉동설비 및 그 제어방법에 관한 것으로, 더 구체적으로는 냉매의 증발기(유닛 쿨러)측의 운전 상황을 감시하면서, 응축기(콘덴서)에서의 압력을 최적으로 제어하도록 한 냉매/냉동설비 및 그 제어방법의 개량에 관한 것이다.

일반적인 냉동설비의 냉매가스 응축기에는 응축압력 조정밸브나 팬 컨트롤러 등이 설치되어 있으며, 증발기에서의 냉매의 증발온도나 외기온도와 관계없이, 하한치로 30℃ 전후의 응축온도가 되도록 제어되고 있다. 이에 비해, 본원 발명자는 상기 비특허문헌 1에 나타낸 바와 같이, 연중 내내 응축압력을 제한하지 않고 냉동설비를 운전함으로써, 고효율화를 도모할 수 있으며 커다란 절전효과를 얻을 수 있 음을 실증하고 있다.

이러한 종래기술에 따르면, 응축온도를 30℃ 전후로 제한하지 않고 외기온도에 맡기며, 응축압력이 저하되었을 때의 냉동능력과 냉매액온도를 기준으로 한 분류기의 선정에 의해 매우 작은 압력차로도 운전이 가능해진다. 구체적으로는 증발기에서의 냉매의 균일한 분류가 가능해지는 최저 조건에서, 분류기의 노즐과 튜브의 압력강하가 70kPa를 밑돌지 않도록, 노즐 직경, 튜브 직경, 튜브의 길이가 각각 선정된다. 이로 인해, 증발기의 다회로(多回路)에 균등하게 냉매가 액분배되는 것이 보증되게 된다. 그리고, 이와 같은 특별한 설계/운전수법을 사용함으로써, 냉매의 증발압력과 응축압력과의 차가 300kPa 정도라는 매우 작은 압력차로 운전가능함이 실증되고 있다.

그러나, 상기 종래기술은 실제 냉동장치 운전시 제품의 부하로 인한 온도상승을 고려하고 있지 않다. 또한, 냉동창고에서는 실제 운전시 디프로스트(defrost, 제상(除霜))종료 후의 실온 상승에 수반하여 증발온도도 상승함으로 인한 냉동능력의 증대나 액체 온도의 상승에 따른 냉매 건조도(x)의 상태를 고려하고 있지 않다. 이 때문에, 다양한 조건 하에서 운전되는 냉동설비에 상기 종래기술을 그대로 적용하여, 단지 단순히 응축압력을 외기에 맡겨 저하시키면, 이하와 같은 문제에 의해 운전불량을 유발할 우려가 있다.

예를 들면, 냉매로서 ‘R-22’를 사용하며 저단과 고단의 토출량(displacement)의 비가 2: 1인 2단 압축냉동 싸이클로 운용하는 냉장고의 경우에 대해 설명한다(장치예 1). 또한, 상태압력은 절대압력(abs)으로 나타낸다. 응축기가 설치되는 외기의 온도가 -10℃, 냉매응축온도(tk)가 -7℃(상당압력으로 환산하면 [395kPa(abs)]가 된다. 이하 동일), 냉장고의 실온이 -35℃, 냉매증발온도 (to)가 -41℃(100kPa)일 때, 액온도(t1)가 -25℃인 경우에는 증발기 앞쪽에 위치하는 분류기에서의 압력강하는 노즐과 튜브의 선정에 의해 79kPa가 된다.

따라서,

냉매의 응축압력 395kPa(abs) - 액배관의 압력손실 26kPa - 팽창밸브의 압력강하 190kPa - 분류기의 압력강하 79ka = 증발압력 100kPa

가 되어, 냉동능력(φo)이 15kW일 때 응축압력은 압력강하량에 필요한 적정한 압력값을 얻고 있다.

이와 같은 운전상태에서 냉동창고 내에 제품이 반입되어, 그 열 부하로 인해 고 내의 실온이 -23℃로 상승했다고 가정하면, 냉매증발온도(to)가 -30℃에 상당하는 압력(164kPa(abs)), 냉동능력(φo)이 23KW가 되며 냉매액온도(t1)가 -12℃가 되어, 건조도(x)와 냉동능력(φo)이 커진다. 그러나, 한편으로는 분류기의 압력강하는 150kPa로 거의 배에 가까운 값이 되며, 액 배관의 압력손실이 48kPa, 팽창밸브의 압력강하가 265kPa가 되었다.

이 때의 전체압력손실과 압력강하의 합계는 다음과 같게 된다. 즉, 냉매액배관의 압력손실 48kPa + 팽창밸브의 압력강하 265kPa + 분류기의 압력강하 150kPa = 463kPa가 되고, 여기에 압력강하의 종점인 증발압력 164kPa(abs)를 더하면, 627kPa(abs)가 필요로 되는 응축압력값이며, 상당온도로 환산하여 +6.6℃가 응축압 력의 제한값이 된다.

한편, 외기온도는 상술한 바와 같이 -10℃이기 때문에, 응축압력을 외기온도에 맡긴 채로 운전하면, 응축온도는 -7℃(상당압력 395kPa) 부근까지 저하된다. 따라서, 냉매가 증발압력에 이르기 위해 필요한 압력강하가 얻어지지 않고, 팽창밸브가 전체개방상태가 되더라도 증발기 냉매측 코일내의 냉매는 과열도가 증대되게 된다. 그리고, 겉보기에, 증발기의 냉동능력은 작아지며, 실온과 냉매증발온도의 차(TD)가 18℃에나 달하는 이상한 운전상태가 된다. 이 상태에서는 냉매증발온도는 -41℃, 냉동능력은 15kW이며, 냉동능력이 냉장창고의 열 부하보다 크면, 시간은 걸리더라도 결국은 설정온도인 -35℃에 도달하게 된다. 그러나, 동결장치 등의 경우는 열 부하 등이 크기 때문에, 냉동능력을 열 부하가 웃돌면, 온도 상승 등을 초래하여 냉각 불량이 된다. 따라서, 실온에 대해, 적정한 증발압력에 이르는 압력강하량을 얻을 필요가 있으며, 상술한 627kPa(abs)(상당온도로 환산하여 +6.6℃)가 정상운전에 필요한 응축압력의 값이 된다.

다른 한편, 냉동장치회로의 고압측, 즉 응축압력이 증발압력을 종점으로 하여 상기 압력손실과 압력강하에 필요한 총 압력을 밑돌면, 압력차를 이용하여 순환하는 냉동 싸이클로는 본 조건에서의 운전은 불가능하며, 낮은 증발온도에서 균형을 이루게 되어, 필요한 냉동능력을 얻지 못하고 냉각불량이 된다.

또한, 디프로스트 종료 후 고온이 된 증발기에서, 기동시에는 MOP(Maximum Operating Pressure)가 작동하여도 증발온도는 -20℃정도가 되며, 냉동능력의 증가, 액온도의 고온도화로, 일시적이지만 필요로 되는 압력강하량은 760kPa정도가 된다. 냉매 유량을 제어하는 기구를 갖지 않는 고정된 노즐과 튜브로 구성되는 냉매분류기는 질량유량과 건조도(x)에 따라 그 압력강하량이 크게 변화되는 것이다.

응축온도와 증발온도의 차로, 300kPa일 때를 분류가능한 최저조건으로 하여 설계된 냉동설비에서는 냉매의 질량유량이 증가하거나 또는 액온도가 상승하거나 함으로 인해, 상기와 같이 증발온도에 이르는 데에 필요로 되는 압력강하량은 커지는 것이다. 한편, 외기온도에 맡겼을 경우, 필요로 되는 압력강하량을 밑도는 운전상태가 항상 일어난다. 이 때문에, 증발온도에 이르는 압력강하량을 웃도는 응축압력값을 유지할 필요가 있으며, 이를 밑돌면 매우 낮은 증발온도에서 균형을 이루게 되어, 냉동장치의 냉동능력이 저하된다. 이는 부하에 비해 냉동능력이 극단적으로 부족하여 냉각불량, 나아가 운전불능의 원인이 된다.

이에, 다른 예로서, 냉매 'R-404A(노점방식)'를 사용하며, 저단과 고단의 토출량의 비가 2.5 : 1인 2단 압축냉동 싸이클의 동결장치의 경우에 대해 설명한다(장치예 2). 동결장치의 응축기가 설치되는 외기의 온도가 -15℃, 응축온도(tk)가 -10℃(440kPa)abs, 냉매증발온도(to)가 -72℃(25kPa)abs, 동결장치의 실온이 -69℃, 액온도(t1)가 -48℃인 경우에는 증발기 앞쪽에 위치하는 분류기에서 필요한 압력강하는 66kPa가 되며, 팽창밸브의 압력강하가 260kPa, 액 배관에서의 압력손실이 30kPa이며, 냉동능력(φo)이 14kW이다. 이 운전상태에서부터 동결장치의 문을 개방하고, 동결 종료된 제품과 미동결품의 교체를 수행하였더니, 동결장치의 온도가 -40℃까지 상승하여 냉동능력이 커지고, 그 결과 증발기의 냉매증발온도와 실온의 차(TD)는 5℃가 되며 증발온도는 -45℃가 되어 냉동능력(φo)은 40kW가 된다.

이 때의 증발온도에 이르는 적정한 압력강하량은 액 배관의 압력손실 67kPa + 팽창밸브의 압력강하 220kPa + 분류기의 압력강하 250kPa = 537kPa이며, 압력강하량의 종점인 증발압력 109kPa(abs)을 더하면, 646kPa(abs)가 필요로 되는 압력값이며, 상당온도로 +2℃가 응축압력의 제한값이다. 이때, 상기 종래기술과 같이, 외기에 맡겨 응축압력을 저하시키면, 증발온도에 이를 때까지 필요로 되는 압력강하량을 밑돌게 되어 증발압력을 낮추게 된다. 이 때문에, 열 부하에 대해 극단적으로 작은 냉동능력밖에 얻을 수 없어 냉각불량이 되게 된다. 따라서, 응축압력을 필요로 되는 압력강하량 이상으로 유지할 필요가 있다. 외기 온도가 -15℃이더라도, 냉매증발온도(to) -45℃에서 운전가능하게 되는 응축압력을 646kPa(abs)(상당온도로 환산하여 약 +2℃)로 제한할 필요가 있다.

본 발명은 이상과 같은 점에 착안하여 이루어진 것으로, 제 1 목적은 냉매의 증발온도에 이르기 위해 필요한 압력강하량을 밑돌지 않고, 적극적으로 응축온도를 저하시켜 비(比)엔탈피의 값을 크게 하고, 냉동능력(φo)을 증가시켜, 냉동기의 압축비를 작게 함으로써 기계적 응력을 작게 하며, 또한 냉동기 모터로의 입력값을 낮춰 운전하는 것이다. 제 2 목적은 냉동능력(φo)이 커진 결과, 운전시간의 단축에 의해 소비전력의 삭감을 도모하는 것이다. 제 3 목적은 매우 낮은 압력차에서 분류정밀도를 높여 증발기의 설계(TD)를 항상 재현 또는 실현함으로써, 제품과 냉매증발온도의 차를 크게 하지 않고 승화현상을 억제하며 고 내의 제품 건조를 방지하여 매우 양호한 상태로 제품을 동결/보관하는 것이다.

상기 목적을 달성하기 위해, 본 발명은 증발기측의 운전상태를 감시하면서, 냉매 자체가 소정 온도가 되기 위해 필요한 압력강하량과, 냉매액 공급 배관에서의 압력손실의 합계보다 약간 높은 압력으로 응축압력을 조절하여 운전하는, 달리 말하면, 냉동설비의 증발온도에 이르는 압력강하량을 기준으로 하여 응축압력을 최적화 제어 운전하는 것을 특징으로 한다. 본 발명의 상기 및 다른 목적, 특징, 이점은 하기의 상세한 설명 및 첨부도면에 의해 더 명료해질 것이다.

이하, 본 발명을 실시하기 위한 최선의 형태를 실시예에 기초하여 상세하게 설명한다.

(실시예 1)

(1) 장치의 기본 구성

도 1에는 본 발명의 실시예 1의 계통도가 도시되어 있다. 이는 증발온도별로 액온도로서 제어할 경우의 냉동설비의 계통도이다. 도 1에 있어서, 유닛 쿨러(13)는 팬(14), 핀 코일(미도시), 분류기(15), 코일의 집합관 흡입 헤더(18)를 포함하고 있으며, 분류기(15)는 노즐(16), 튜브(17)에 의해 상기 핀 코일의 각 회로에 접속되어 있다. 한편, 제어의 중심이 되는 응축압력 최적제어 유닛(23)에는 액온도센서(24), 증발온도센서(25), 냉매온도센서(26), 유닛쿨러 공기흡입측 온도센서(27), 압력센서(28), 인버터(12)가 접속되어 있다. 이들 중, 액온도센서(24)는 팽창밸브(19) 앞쪽에서 냉매온도를 검지하기 위한 것이다. 증발온도센서(25)는 유닛 쿨러(13)의 분류기(15)의 출구에서 냉매온도를 검지하기 위한 것이다. 냉매온도센서(26)는 분류기(15)의 입구에서 냉매온도를 검지하기 위한 것이다. 압력센 서(28)는 팽창밸브(19) 앞쪽에서 냉매의 압력을 검지하기 위한 것이다. 또한 팽창밸브(19)에는 팽창밸브 과열도 컨트롤러(20)가 접속되어 있다. 이 팽창밸브 과열도 컨트롤러(20)에는 냉매흡입관의 냉매가스온도를 검지하는 온도센서(21)와, 포화압력을 검지하는 팽창밸브용 압력센서(22)가 각각 접속되어 있어, 압력상당온도와 온도센서(21)의 실측치로부터 과열도를 검출하여 팽창밸브의 냉매유량을 상기 팽창밸브 과열도 컨트롤러(20)에 의해 제어하고 있다.

다른 한편, 공냉 콘덴서(8)는 모터(10)에 의해 구동되는 팬(9)이 마련되어 있으며, 모터(10)에는 인버터(12)의 출력이 인가되고 있다. 이 인버터(12)에는 전자개폐기(11)를 통해 전원전압이 인가되고 있다. 공냉 콘덴서(8)의 액화 냉매 출구측은 냉매수액기(2)에 밸브를 통해 접속되어 있으며, 냉매수액기(2)의 냉매 출구측은 드라이어(4)를 통해 중간냉각기(3)에 접속되어 있다. 또한, 이 중간냉각기(3)의 한쪽 냉매출구측은 과냉각 후, 상술한 팽창밸브(19)에 접속되어 있으며, 다른 쪽은 2단 압축식 냉동기(1)의 고단 흡입측에 접속되어 있다. 또한, 중간냉각기(3)에는 중간냉각기용 팽창밸브(5), 전자밸브(6), 싸이트 글래스(7, sight glass)가 접속되어 있다.

(2) 분류기의 선정

그런데, 본 실시예와 같은 냉매의 증발 온도에 이르는 압력 강하를 기준으로 하는 응축압력의 최적화 제어운전을 수행할 때에는 소요 능력을 발휘하기 위한 유닛 쿨러(13)의 분류기(15)를 선정할 필요가 있다. 그리고, 분류기(15)를 선정하기 위해서는 팽창밸브(19) 입구의 냉매액 온도를 추정해야만 한다. 도 1과 같이 2단 압축식 냉동기(1)를 사용할 경우, 팽창밸브(19) 입구측의 냉매액온도는 본래 냉동기 메이커가 공표해야만 하는 것인데, 메이커 카탈로그나 자료에 표시되어 있지 않은 경우가 대부분이다. 또한, 냉동기 메이커가 표시하고 있는 응축온도는 45℃부터 25℃까지밖에 없으므로, 응축온도를 -15℃ 정도까지 저하시켜 효율적으로 운전하는 것을 목적으로 할 때, 증발온도와 응축온도로부터 팽창밸브(19) 입구의 액온도를 추정해야만 한다.

이 팽창밸브(19) 입구의 냉매액 온도는 예를 들면 하기의 수학식 1에 의해 계산된다.

여기에서, tm는 중간온도(℃), to는 증발온도(℃), tk는 응축온도(℃), V_L는 저단측 압축기의 토출량(m³/h), V_H는 고단측 압축기의 토출량(m³/h)을 각각 나타내며, 상기 응축온도(tk)란 냉각 매체에 의해 응축되는 냉매의 온도를 의미한다.

또한, 수학식 1은 냉매로서 ‘R-22’를 사용한 경우의 실용식이다. 다른 냉매에 대해서는 좋은 열물성치가 개시되는 즉시, 비열비의 계수를 변경함으로써 대 응하는 것이 가능하다. 또한, 1단 압축기의 경우는 냉매의 응축온도로부터 일정 비율의 과냉각분을 고려하여 설계하면 된다. 이 수학식 1로부터 냉매의 액온도를 산출함으로써, 분류기(15)의 선정이 가능해진다.

그 구체적인 선정예에 대해 설명하면 다음과 같다. 예를 들면, 상술한 장치예 1의 경우, 즉 냉매가 ‘R-22’이고 저단과 고단의 토출량의 비가 2 : 1인 2단 압축냉동싸이클의 냉장고인 경우에 대해 일 예를 나타내면, 하기 표 1과 같이 된다.

	겨울철	여름철
외기온도	-10℃	+25℃
응축온도(tk)	-7℃	+30℃
증발온도(to)	-41℃	-40.2℃
냉매액온도(t1)	-25℃	-10℃
튜브 회로수	20개
튜브 내경(mm)	3.25mm
튜브 길이(mm)	800mm
노즐 직경(mm)	4.16mm
냉동능력(kW)φo	15kW	12kW
노즐의 압력강하	56kPa	108kPa
튜브의 압력강하	23kPa	31kPa
압력강하의 합계	79kPa	139kPa

예를 들면, 겨울철인 경우, 외기온도 -10℃, 냉매응축온도 -7℃, 냉매증발온도 -41℃, 냉매액온도 -25℃, 튜브 회로수 20개, 튜브 내경 3.25mm, 튜브 길이 800m, 냉동능력 15kW, 노즐 직경 4.16mm이라는 선정조건에서, 노즐(16)의 압력강하는 56kPa, 튜브(17)의 압력강하는 23kPa, 압력강하의 합계는 79kPa가 된다. 이 예에 따르면, 노즐(16)과 튜브(17)의 압력강하의 합계는 응축온도(tk)가 -7℃일 때에 79kPa이며, 분류가능범위이다. 또한, 냉매액온도가 -25℃가 되는 응축온도는 -7℃이며, 증발온도에 도달하기 위한 압력강하는 냉매수액기(2) 출구로부터 팽창밸브(19) 앞쪽의 액 배관의 압력손실과, 팽창밸브(19)에서의 압력강하, 또한 분류기 노즐(16)과 튜브(17)의 압력강하를 가산하여 390kPa(abs)이다. 한편, 응축온도가 높은 여름철은 표 1의 우측에 나타낸 바와 같이, 분류기(15)에서 139kPa의 압력강하가 발생하는데, 응축온도가 +30℃, 상당압력은 1192kPa(abs)이므로, 냉매액온도가 낮아지는 시기의 최저값을 기준으로 하여 선정하더라도, 여름철 운전시에 전혀 지장이 없음을 알 수 있다.

이어, 이상과 같은 장치예 1에서, 제품의 반입 등으로 인해 냉장고 내의 온도가 상승함에 따라 냉매증발온도도 상승했을 때, 예를 들면 하기 표 2와 같이 된다.

	겨울철	여름철
외기온도	-10℃	+25℃
응축온도(tk)	-6℃	+30℃
증발온도(to)	-30℃	-28.9
냉매액온도(tl)	-12℃	+3℃
튜브 회로수	20개
튜브 내경(mm)	3.25mm
튜브 길이(mm)	800mm
노즐 직경(mm)	4.16mm
냉동능력(kW)φo	23kW	19kW
노즐의 압력강하	108kPa	190kPa
튜브의 압력강하	42kPa	58kPa
압력강하의 합계	150kPa	247kPa

이 표 2에 있어서, 예를 들면 겨울철의 경우, 분류기(15)의 노즐(16)과 튜브(17)에서는 총 150kPa의 압력강하가 발생된다. 또한, 이 예에서는 냉매의 증발온도가 높아짐으로 인해 냉동능력이 커졌다. 그 결과, 증발온도에 이르기 위해 필요한 압력강하량은 노즐(16)과 튜브(17)의 압력강하와 팽창밸브(19)에서의 압력강하와 액 배관에서의 압력손실을 가산하여 약 600kPa가 된다.

또한, 상기한 장치예 1의 냉장고의 유닛 쿨러(13)가 착상(着想, frost)으로 인해 능력이 저하되었을 때는 하기 표 3과 같이 된다.

외기온도	-10℃
응축온도	+10℃
증발온도	-45℃
냉매액온도	-20℃
튜브 회로수	20개
튜브 내경(mm)	3.25mm
튜브 길이(mm)	800mm
노즐 직경(mm)	4.16mm
냉동능력(kW)	12kW
노즐의 압력강하	64kPa
튜브의 압력강하	25kPa
압력강하의 합계	89kPa

노즐(16)과 튜브(17)의 압력 강하의 합계는 응축온도를 +10℃까지 올려 89kPa의 압력강하가 얻어지도록 운전함으로써 정상 운전을 유지하고, 또한 운전상태를 감시함으로써 디프로스트 타이밍을 자동적으로 검출할 수 있다. 이와 같은 증발온도와 냉매액온도에 대응하는 관계를 나타내면, 도 2와 같이 된다. 도 2 중, 횡축은 냉매액온도(t1)(팽창밸브(19)의 입구측 온도), 종축은 압력 값이다. 또한, 도면 중의 실선은 냉매증발온도(to)가 -41℃인 경우의 압력강하값, 점선은 냉매증발온도(to)가 -30℃인 경우의 압력강하값을 각각 나타낸다. 선 GA1, 점선 GB1은 모두 냉매의 증발온도를 나타내며, 이 선이 압력강하의 종점이다. 선 GA2, 점선 GB2는 분류기(15)에서의 압력강하의 시작점이며, 선 GA3, 점선 GB3은 냉매액배관에서의 압력손실의 종점이며, 선 GA4, 점선 GB4는 응축압력 제한값, 즉 팽창밸브(19)의 압력강하량과 급액 배관이나 드라이어(4)의 압력손실량을 가산하여 분류기(15)의 압력강하량을 합계한 값이다. 도면 중, ‘Pipe pd’는 냉매액관의 압력손실을 나타내며, ‘EXP. VΔp’는 팽창밸브의 압력강하량을 나타낸다.

이 도 2의 실선으로 나타낸 냉매증발온도가 -41℃이고 냉매액온도가 -25℃인 선 GA4와의 교점을 세로선의 압력으로 읽으면 395kPa(abs)(응축온도(tk) -7℃)이며, 응축온도를 이 이하로 하면 필요로 되는 압력강하를 얻을 수 없게 되므로, 이 점을 응축압력의 제한값으로 할 수 있다. 또한, 예를 들면 점선 GB1 증발온도 (to)가 -30℃이고 액온도가 -12℃인 점선 GB4의 교점을 세로선의 압력으로 읽으면 627kPa(abs)이며, 상당온도로 +6.6℃가 응축압력의 제한값이다. 이와 같이 냉매의 증발온도와 액온도의 2개의 변수로부터 필요로 되는 압력강하량의 사상(寫像)을 수식화하고, 또 냉동기 용량제어에 의한 냉동능력의 증감의 임의 상수를 수식화함으로써, 다항식이 정하는 사상 또는 회귀식을 연산기에 프로그래밍하여, 응축압력 최적제어 유닛(23)에 의해 냉동장치에서의 냉매의 응축온도를 최적으로 제어할 수 있다.

표 4는 응축압력 최적제어 유닛(23)에 의해 연산되는 2변수 다항식에 의한 계산 결과의 예이다. 이 연산결과에 기초하여 실측값이 참조되며, 이에 접근하도록 응축기 능력이 조절된다.

< 표 4 >

응축압력 최적제어장치의 프로그램

2단 압축식 냉동기 VL/VH 2:1

증발온도(to) : -20℃∼45℃

냉매액온도(t1) : +1℃∼-20℃

목표가 되는 팽창밸브 앞측의 액압력＝1125.08+ (9.07965·Ｘ) +

（-0.101693·ＸＸ）+（40.8041·Ｙ）+（1.60973·ＸＹ）+

（0.0177658·ＸＸＹ）+（-0.0547654·ＹＹ）+

（-0.00318583·ＸＹＹ）+（-0.000044704·ＸＸＹＹ）

X = 증발온도,

Y = 팽창밸브 앞측의 냉매액온도

to/tl℃	-20	-19	-18	-17	-16	-15	-14	-13	-12	-11	-10	-9	-8	-7	-6	-5	-4	-3	-2	-1	0	1
-45	423.0	427.4	431.8	436.2	440.6	445.0	449.4	453.8	458.2	462.6	467.0	471.3	475.7
-44	440.8	445.2	449.7	454.1	458.5	462.9	467.3	471.7	476.1	480.5	484.9	489.3	493.7	498.0
-43	457.8	462.2	466.7	471.1	475.6	480.0	484.5	488.9	493.3	497.8	502.2	506.7	511.1	515.6	520.0
-42	473.7	478.3	482.8	487.3	491.8	496.4	500.9	505.4	510.0	514.5	519.0	523.6	528.1	532.6	537.1	541.7
-41	488.8	493.4	498.0	502.7	507.3	512.0	516.6	521.3	525.9	530.6	535.2	539.9	544.6	549.2	553.9	558.5	563.2
-40		507.6	512.4	517.2	522.0	526.8	531.6	536.5	541.3	546.1	550.9	555.7	560.5	565.4	570.2	575.0	579.8	584.7
-39				530.9	535.9	540.9	545.9	550.9	556.0	561.0	566.0	571.0	576.0	581.0	586.1	591.1	596.1	601.2	606.2
-38						554.3	559.5	564.8	570.0	575.2	580.5	585.8	591.0	596.3	601.5	606.8	612.1	617.4	622.6	627.9
-37								577.9	583.4	588.9	594.5	600.0	605.5	611.1	616.6	622.1	627.7	633.2	638.8	644.4	649.9
-36									596.2	602.0	607.8	613.7	619.5	625.4	631.2	637.1	642.9	648.8	654.7	660.5	666.4	672.3
-35										614.5	620.6	626.8	633.0	639.2	645.4	651.6	657.8	664.1	670.3	676.5	682.7	688.9
-34											632.9	639.5	646.1	652.6	659.2	665.8	672.4	679.0	685.6	692.2	698.8	705.4
-33												651.6	658.6	665.6	672.6	679.6	686.6	693.6	700.7	707.7	714.7	721.7
-32													670.6	678.1	685.5	693.0	700.5	708.0	715.4	722.9	730.4	737.9
-31														690.1	698.1	706.0	714.0	722.0	729.9	737.9	745.9	753.9
-30															710.2	718.7	727.2	735.7	744.2	752.7	761.2	769.7
-29																730.9	740.0	749.1	758.1	767.2	776.2	785.3
-28																	752.5	762.1	771.8	781.5	791.1	800.8
-27																		774.9	785.2	795.5	805.8	816.1
-26																			798.3	809.3	820.3	831.2
-25																				822.9	834.5	846.2
-24																					848.6	861.0
-23																						875.6

도 3은 냉매가 ‘R-404a’(노점방식)이고 저단과 고단의 토출량의 비가 2.5 : 1인 2단 압축냉동 싸이클로, 냉매증발온도가 -72℃이고 응축온도 -10℃일 때 액온도 -48℃에서 분류가능한 최저치의 기준그래프이다. 실선 GC1∼GC4, 점선 GD1∼GD4는 각각 도 2의 실선 GA1∼GA4, 점선 GB1∼GB4에 대응하고 있다.

또한, 응축압력의 제어방법에서는 냉매증발온도와 분류기(15)에서의 압력강하의 실측값으로부터 산출하여 필요로 되는 압력강하를 구하는 것도 가능하긴 하다. 이 때의 압력강하를 측정하는 방법에서는 압력 센서 등을 사용하는 것도 가능하지만, 분류기(15) 직전의 냉매온도센서(26)와 분류기(15)의 튜브(17) 출구에서 냉매액온도를 정확하게 계측하여 온도상당압력으로 환산하는 편이 훨씬 정확하고 저렴하다. 이 분류기(15)의 압력강하뿐만 아니라, 소정의 압력강하, 및 압력손실분을 합산한 수치를 수식화하고, 그 제한값이 되는 응축압력까지 적극적으로 냉매압력을 저하시켜 운전할 수 있는데, 팽창밸브의 열린 정도의 변화에 영향을 받는 계측이 되어 제어 정밀도를 훼손시키게 되기 때문에, 증발온도와 액온도를 기본으로 하는 팽창밸브의 압력강하량의 감시용으로 하는 편이 좋다. 또한, 대형 유닛 쿨러에서는 저온용임에도 불구하고, 5/8인치 튜브 코일에서 1회로 길이가 30m이상인 상당히 긴 유닛 쿨러가 다수 운용되고 있다. 이와 같은 유닛 쿨러는 커다란 압력 손실을 받아 코일 입구 압력과 출구 압력에서 커다란 차를 발생시켜, 코일 입구온도보다 출구측에서 낮은 증발압력 상당온도가 되므로, 냉동기 흡입압력이 저하되어 냉동능력이 작아진다. 따라서, 코일 입구 온도를 증발 온도로 했을 때, 실제의 냉매증발온도는 낮으므로, 제한값보다 높은 응축압력이 되어 제어 정밀도를 훼손시키게 되는 이와 같은 유닛 쿨러를 사용할 경우에는 쿨러 출구의 흡입관에 압력 센서를 설치하여 흡입압력 상당온도를 증발온도로 하는 편이 좋다.

또한, 응축압력이 저하되어 적정한 압력강하를 얻을 수 없는 상태에서는 실온과 냉매증발온도의 차인 TD가 설계치로부터 냉매증발온도가 저하되어 괴리된다. 이 때문에, 증발온도별 설계 TD값과 근접시켜 적정한 범위가 되도록 응축압력을 제어하여 운전하도록 할 수 있다. 뿐만 아니라, 예를 들면 고 내의 온도가 설계온도 부근에서, 팽창밸브(19)의 열린 정도가 완전 개방에 가까운 상태임에도 불구하고, 과열도가 점차적으로 커질 때, 응축압력을 높이는 제어를 하여 운전하도록 할 수도 있다.

(3) 냉매의 흐름

이어, 냉매의 움직임과 기본적인 동작을 설명하면, 공냉 콘덴서(8)에 의해 압축기로부터 토출된 과열 가스가 외기로 방열하고, 응축액화된 냉매는 냉매수액기(2)에 고이게 된다. 냉매수액기(2)로부터 보내온 냉매는 그 자체를 냉각하기 위해 중간냉각기(3)에 보내지며, 냉각된 냉매는 냉동기의 저단 토출 가스와 섞여 고단측 압축기에 흡인된다. 냉각된 냉매는 과냉각 상태에서 팽창밸브(19)와 분류기(15)를 거쳐 증발압력까지 압력 강하되게 된다. 증발온도에 도달한 이상류(二相流)냉매가 유닛 쿨러(13)의 코일 내부를 흐름과 동시에, 부하측의 공기가 코일의 외측을 연속적으로 통과한다. 냉매의 온도가 공기온도보다 낮기 때문에, 열의 이동이 발생하여 공기가 차가워진다. 냉각된 공기는 팬(14)으로부터 송출되어, 냉동창고 안이 냉각된다. 코일 내에서 기화된 냉매는 흡입 헤더(18)로부터 흡입관 내를 통과해 2단 압축식 냉동기(1)의 저단측에 흡입되어 다시 압축되는 것이다.

(4) 제어동작

그런데, 본 실시예에서는 응축압력 최적제어 유닛(23)에서, 액온도센서(24)에 의해 검지된 냉매의 액온도와, 증발온도센서(25)에 의해 검지된 냉매의 증발온도, 즉 분류기(15)의 튜브(17)와 접속한 증발기 코일 입구의 냉매의 온도가 참조되어 적정한 압력강하값이 연산된다. 이 연산은 예를 들면 설계기준이 되는 냉매증발온도 및 액온도의 2개의 변수를 2변수 다항식으로 치환하여, 최저 압력강하량과 증발온도가 높아졌을 때의 최소 압력강하량을 2차식으로 결합함으로써 비교적 평이하게 수행할 수 있다. 연산 결과는 팽창밸브(19) 앞쪽의 압력센서(28)의 실측값과 비교된다. 응축압력 최적제어 유닛(23)은 비교결과에 대응하여, 공냉 콘덴서(8)에서의 냉매의 응축온도 내지 응축압력을 점차적으로 증가 또는 저감되게 제어하도록 인버터(12)에 제어신호를 출력한다. 이로써, 공냉 콘덴서(8)의 모터(10)가 제어되어 팬(9)의 회전수가 제어되며, 공냉 콘덴서(8)의 냉매에 대한 응축능력이 조절된다. 응축압력 최적제어 유닛(23)은 상기 연산결과에 압력센서(28)의 실측값이 근접하도록, 즉 냉매의 최적의 압력강하값에 근접하도록 인버터(12)를 제어한다.

또한, 증발온도가 설계증발온도 이하가 되는 운전에서는, 안전기구로서, 이하와 같은 제어가 응축압력 최적제어 유닛(23)에 의해 이루어진다. 먼저, 냉매온도센서(26)에 의해 분류기(15)의 입구측 냉매온도가 검지되며, 증발온도센서(25)에 의해 분류기(15)의 출구측 냉매포화온도가 측정된다. 응축압력 최적제어 유닛(23)에서는 그들의 검지온도를 각각 상당하는 압력으로 변환함으로써, 분류기(15)에서의 냉매의 압력강하값을 검출한다. 그리고, 이 검출한 압력강하를, 기준이 되는 압력강하값과 비교하여, 기준치를 밑돌 때는 인버터(12)에 의해 공냉 콘덴서(8)의 팬(9)의 회전을 제어한다. 이로 인해, 분류기(15)에서의 냉매의 압력강하가 기준치, 즉 최적의 값에 근접하도록 제어되게 된다.

또한, 상술한 바와 같이, 팽창밸브(19)의 앞쪽에 설치한 압력센서(28)에 의해 검출되는 냉매압력을 기준으로 하여, 공냉 콘덴서(8)에서의 응축압력을 제어하는 구성으로 되어 있다. 이 때문에, 만약 드라이어(4)의 성능저하나 폐색에 의해 압력 손실이 커졌다고 하더라도, 팽창밸브(19) 앞쪽의 냉매액 압력을 기준으로 한 응축압력제어이기 때문에, 공냉 콘덴서(8)는 냉매측 응축압력의 압력손실분을 높여 운전된다. 또한, 응축기가 유닛 쿨러보다 하부에 설치된 경우, 팽창밸브(19) 앞쪽의 냉매액 압력을 기준으로 함으로 인해, 액주(液柱)의 높이에 의해 발생되는 압력분은 공냉 콘덴서(8)에 의해 냉매측 응축압력의 액주의 높이만큼의 압력을 높여 운전된다. 그와는 반대로, 응축기가 유닛 쿨러보다 상부에 설치된 경우, 액주의 높이에 의해 발생되는 압력이 팽창밸브 앞쪽의 냉매액으로 가압되므로, 액주의 높이만큼의 압력을 더한 응축압력이 되도록 응축압력 최적제어 유닛에 의해 높이만큼의 보정치를 더해 운전하면 된다.

(5) 본 실시예의 효과

이상과 같이, 본 실시예에 따르면, 냉매가 증발온도에 도달하기 위해 필요한 압력강하를 밑돌지 않고, 적극적으로 응축온도를 저하시켜 운전이 이루어진다. 예를 들면, 일본 홋카이도의 삿뽀로 시내에서 상기 장치예 1에 나타낸 조건의 냉장고를 운용할 경우, 외기 온도와 관계없이 냉매의 응축온도를 +25℃ 정도로 제한하는 일반냉동설비에 비해, 본 실시예를 적용했을 때에는 연평균 냉동능력이 냉매액 온도의 저하로 인해 비엔탈피의 차가 20%정도 증가한다. 이 때문에, 운전시간의 단축이나 냉동기 체적효율(ηυ)의 실적 향상이 도모됨과 아울러, 압축비의 저하에 의한 축 동력의 저감으로 인해 소비전력이 약 30%정도까지 삭감된다. 이와 같이, 본 실시예에 따르면, 냉매의 응축압력을 적극적으로 저하시킴으로써, 연간 40%이상의 커다란 절전효과를 얻을 수 있다.

또한, 본 실시예에 따른 냉동설비의 증발온도에 도달하는 압력강하를 기준으로 하는 응축압력의 최적화 운전수법은 상기 장치예 2의 운전수법에 대해, 매우 높은 분류(分流)정밀도를 가짐으로써 실온과 냉매증발온도의 차(TD)도 3℃∼1.5℃로 비등열 전열이 아닌 대류 열전열 영역에서의 운전이 가능하기 때문에, 착상에 의한 능력저하를 억제할 뿐만 아니라, 제품에 대한 드라이빙 포스(driving force, 승화현상)를 작게 하여 제품의 건조를 방지할 수 있으며, 극히 양호한 상태에서 제품을 동결/보관할 수 있다.

그뿐만 아니라, 본 실시예의 냉동설비에서는 팽창밸브(19) 앞쪽의 냉매액 압력은 압력센서(28)에 의해 항상 감시되고 있고 공냉 콘덴서(8)의 냉매응축온도에 의해서도 감시되고 있으므로, 이상이 되는 원인을 재빨리 제거할 수 있다는 이점도 있다.

또한, 본 발명은 상술한 실시예에 한정되는 것은 아니며, 본 발명의 요지를 벗어나지 않는 범위 내에서 여러 가지 변경을 가할 수 있다. 예를 들면, 이하의 것도 포함된다.

(1) 상기 실시예는 본 발명을 2단 압축식 냉동기를 구비한 냉동창고에 적용한 것인데, 다른 냉장·냉동 설비 일반에 대해 마찬가지로 적용가능하다.

(2) 상기 실시예의 냉동설비에서는 냉매분류기에 노즐형을 사용한 실시예로 하였는데, 설비의 규모를 고려하여 냉매분류기를 벤츄리(venturi) 타입으로 했을 때에도 마찬가지로 적용가능하다.

(3) 상기 실시예의 냉동설비에서는 응축수단에 핀 코일식의 공기냉각식을 적용한 것인데, 다른 수냉식/증발식에서도 팬의 회전제어 또는 수량조절에 의해 적용가능하다. 또한, 상기 실시예의 응축기에 냉매액을 체류시켜 공냉 응축면을 증감시킴으로써 응축압력을 제어하는 유량조절밸브(40)를 응축압력 최적화유닛으로 제어할 수도 있다.

(4) 만액(滿液)식 냉동장치에서는 냉매액 배관 및 팽창밸브의 압력강하량만으로 응축압력을 최적으로 제어할 수 있다.

(5) 냉수기(chiller) 등 증발온도 0℃부근에서 운용하는 냉동설비이더라도, 증발온도와 응축압력의 차를 250kPa정도로 제어가능하므로, 커다란 절전효과를 얻을 수 있다.

(6) 상기 실시예에 추가로, 설계시 냉매의 액온도와 실제 액온도에 차이가 날 경우에, 디스트리뷰터(distributor)의 합계 압력강하량을 검출하여 최저분류가능범위를 밑도는 일이 없도록, 그 차이에 대해 냉매액 온도의 설계값을 보정하여 제어할 수도 있다.

(7) 냉매증발온도 -30℃이상에서 1단 압축기를 사용한 비교적 온도가 높은 냉동설비에서는 응축온도로부터 일정비율의 과냉각분을 고려하면, 보다 평이하게 응축압력을 최적으로 제어할 수 있다.

본 발명에 따르면, 냉매가 증발온도에 이르기 위해 필요한 압력강하를 밑도는 일이 없도록 운전이 이루어진다. 이 때문에, 필요한 압력강하를 밑돌지 않고, 적극적으로 응축온도를 저하시켜 운전할 수 있으며, 운전시간의 단축 등에 의해 소비전력이 절감되고, 나아가 고 내의 제품 건조를 방지하여 매우 양호한 상태로 제품을 동결 또는 보관할 수 있다.

또한, 본 발명에 따르면, 냉매의 응축압력을 적극적으로 저하시킴으로써 커다른 절전효과를 얻을 수 있음과 아울러, 실온과 냉매증발온도의 차도 매우 작게 할 수 있으며, 착상에 의한 능력저하가 억제되고, 제품의 건조를 방지하여 극히 양호한 상태로 제품을 동결/보관할 수 있기 때문에, 모든 냉장·냉동설비, 냉동장치에 바람직하다.

Claims

냉매의 응축수단과 증발수단을 구비하고 있으며, 상기 증발수단이 냉매분류기를 포함하는 냉장·냉동설비로서 :

상기 증발수단에서 냉매가 증발온도에 이르기 위해 최저한도로 필요로 되는 상기 냉매분류기의 압력강하를 산출하는 압력강하산출수단과 ;

상기 압력강하산출수단에 의한 산출결과에 기초하여, 그 산출결과를 얻기 위해 필요한 냉매의 응축압력이 최저한도로 얻어지도록, 상기 응축수단을 제어하는 제어수단 ;

을 구비하는 것을 특징으로 하는 냉장·냉동설비.
제 1 항에 있어서,

상기 제어수단이, 상기 필요한 냉매의 응축압력보다도 약간 높은 응축압력이 얻어지도록 상기 응축수단을 제어하는 것을 특징으로 하는 냉장·냉동설비.
제 1 항 또는 제 2 항에 있어서,

상기 제어수단이, 통상의 규제값보다 냉매의 응축온도가 저하되는 기간에서는, 상기 증발수단에서의 냉매의 증발압력과 상기 응축수단에 의한 응축압력과의 차가 250kPa정도가 될 때까지 제어를 하는 것을 특징으로 하는 냉장·냉동설비.
제 1 항 또는 제 2 항에 있어서,

상기 제어수단이, 상기 산출한 압력강하를 목표로 하여, 상기 응축수단에 의한 냉매의 응축압력을 적극적으로 저하시키는 제어를 하는 것을 특징으로 하는 냉장·냉동설비.
제 1 항 또는 제 2 항에 있어서,

상기 제어수단이, 상기 냉매분류기의 압력강하를 직접 측정하고, 이 측정값이 분류가능범위를 밑돌 때에는 상기 응축수단의 응축압력이 최적값에 근접하도록 제어하는 것을 특징으로 하는 냉장·냉동설비.
냉매의 응축수단과 증발수단을 구비하고 있으며, 상기 증발수단이 냉매분류기를 포함하는 냉장·냉동설비의 제어방법으로서 :

상기 증발수단에서 냉매가 증발온도에 이르기 위해 최저한도로 필요로 되는 상기 냉매분류기의 압력강하를 산출하는 연산 단계와 ;

상기 연산 단계에 의한 산출결과에 기초하여, 그 산출결과를 얻기 위해 필요한 냉매의 응축압력이 최저한도로 얻어지도록, 상기 응축수단을 제어하는 제어 단계 ;

를 포함하는 것을 특징으로 하는 냉장·냉동설비의 제어방법.
제 6 항에 있어서,

상기 제어 단계는, 상기 필요한 냉매의 응축압력보다도 약간 높은 응축압력이 얻어지도록 상기 응축수단을 제어하는 것을 특징으로 하는 냉장·냉동설비의 제어방법.
제 6 항 또는 제 7 항에 있어서,

상기 제어 단계는, 통상의 규제값보다 냉매의 응축온도가 저하되는 기간에서는, 상기 증발수단에서의 냉매의 증발압력과 상기 응축수단에 의한 응축압력과의 차가 250kPa 정도가 되도록 제어를 하는 것을 특징으로 하는 냉장·냉동설비의 제어방법.
제 6 항 또는 제 7 항에 있어서,

상기 제어 단계는, 상기 산출한 압력강하를 목표로 하여, 상기 응축수단에 의한 냉매의 응축압력을 적극적으로 저하시키는 제어를 하는 것을 특징으로 하는 냉장·냉동설비의 제어방법.
제 6 항 또는 제 7 항에 있어서,

상기 제어 단계는, 상기 냉매분류기의 압력강하를 직접 측정하고,이 측정값이 분류가능범위를 밑돌 때에는 상기 응축수단의 응축압력이 최적값에 근접하도록 제어하는 것을 특징으로 하는 냉장·냉동설비의 제어방법.
제 6 항 또는 제 7 항에 있어서,

상기 제어 단계는, 냉동기의 용량 제어에 의해 냉동능력이 증감되었을 때, 제어변수에 준한 임의 상수를 전환함으로써, 상기 냉매분류기에서 적정한 압력강하값을 얻도록, 상기 응축수단의 응축압력을 최적값으로 제어하는 것을 특징으로 하는 냉장·냉동설비의 제어방법.
제 6 항 또는 제 7 항에 있어서,

상기 제어 단계는, 상기 증발수단 내부에서의 냉매의 증발온도와 고 내의 실온과의 차의 변화를 검출하여, 상기 응축수단에서의 냉매의 응축압력을 조절하는 것을 특징으로 하는 냉장·냉동설비의 제어방법.
제 12 항에 있어서,

상기 제어 단계는, 상기 증발수단 내부에서의 냉매의 증발온도와 고 내의 실온과의 차(TD)가 1.5℃∼3℃가 되도록 제어하는 것을 특징으로 하는 냉장·냉동설비의 제어방법.
제 6 항 또는 제 7 항에 있어서,

상기 제어 단계는, 상기 증발수단의 냉매 입구측에 팽창밸브가 마련되어 있으며, 상기 팽창밸브의 열린 정도가 완전개방에 가까운 상태임에도 불구하고 냉매의 과열도가 점차적으로 증가할 경우에, 냉매의 응축압력을 높이는 제어를 하는 것 을 특징으로 하는 냉장·냉동설비의 제어방법.
제 14 항에 있어서,

상기 제어 단계는, 상기 팽창밸브 앞쪽의 설계시의 냉매의 액온도와 실제의 액온도를 각각 검지하고, 양자의 차이가 발생할 경우에, 디스트리뷰터(distributor)의 합계 압력강하량을 검출하여 최저분류가능범위를 밑도는 일이 없도록 그 차이에 대해, 냉매의 액온도의 설계값을 보정하여 제어하는 것을 특징으로 하는 냉장·냉동설비의 제어방법.