WO2001048428A1

WO2001048428A1 - Refrigerating device

Info

Publication number: WO2001048428A1
Application number: PCT/JP2000/008953
Authority: WO
Inventors: Shigeharu Taira
Original assignee: Daikin Industries, Ltd.
Priority date: 1999-12-28
Filing date: 2000-12-18
Publication date: 2001-07-05
Also published as: JP2001248922A; CN1183365C; KR20020091070A; US6637236B2; EP1243877A4; EP1243877B1; CN1415062A; ES2629557T3; AU1893601A; US20020189280A1; EP1243877A1; AU769114B2; KR100445810B1

Description

明

技術分野

この発明は冷凍装置に関し、より詳しくは、 R22 (化学式 CHC 1 F₂) に代わる代替冷媒として R 32 (化学式 CH₂F₂) または R 32を少なくとも 70 重量パーセント含む混合冷媒を用いた冷凍装置に関する。

糸背景技術書

冷媒を使用して冷凍サイクルを実行する冷凍装置や空気調和機の地球環境に関する課題としては、（1) オゾン層の保護、 (2) 省エネルギー、（3) 地球温暖化対応（C0₂等排出抑制）（4) 資源の再利用（リサイクル）がある。この地球環境課題の內、特にオゾン層保護の観点から、 R22 (HFC 22) は、ォゾン破壊係数 ODP (Ozone Depletion Potential) が高く、好適な冷媒とは言えない。そこで、オゾン破壊係数の高い R 22に代わる代替冷媒として、 R41 0 A (重量比で H FC32 : HFC 1 25 = 50 : 50の組成を持つ）、 R 40 7 C (重量比で H FC 32 ： HFC 1 25 ： HFC 134 a = 23 ： 25 ： 52 の組成を持つ）、 R 32 (HFC 32) などが候補として挙げられている。そして、 R41 OAや R407 Cを用いて冷凍サイクルを実行する冷凍装置の中には、 R 22と同等の成績係数 CO P (Coefficient of Performance) が得られるものが既に製品化されている。

しかしながら、 R410A R407 Cを用いた場合は、省エネルギの観点から、 R 22を用いた場合に比して、凝縮器として働く熱交換器のサイズを大きくしなければならない。特に、 R41 OAを用いたものでは、凝縮器での過冷却度 (サブクール（d e g) ) を大きくする必要があることから、その傾向が強い。このため、従来は凝縮器として働く熱交換器の内容積 Vo u tと蒸発器として働く熱交換器の内容積 V i nとの比 m ( = V o u t/V i n) を m> l. 5以上に設定していた。この結果、コスト面や製品サイズ面で不利になるという問題があつた。特に空気調和機のように、冷媒を冷凍サイクルとは逆向きに循環させてヒートポンプサイクルをも実行する場合は、冷房時と暖房時との間で冷媒回路に対する最適な冷媒充填量が大きく異なる状態になるため、冷媒回路に大きなサイズの受液器（レシーバ）や気液分離器（アキュムレータ）を設けなければならない。このため、コスト面や製品サイズ面でさらに不^ Wになる。

そこで、 R 4 10 Aや R 407 Cの代わりに、 R 32 (HFC 32) を使用することが考えられる。 R32は、地球温暖化係数 GWPが R 22または R410 Aまたは R 407 Cの約 1/3であり、地球温暖化防止に対して極めて有効である。ところが、 COPについては、 R 407 Cや R41 OAの COPが R 22のそれと略同等であるのに対して、 R 32の COPは R 22よりも大きな値が得られなかった。すなわち、 R 32を用いて冷凍サイクルを実行する冷凍装置では、 R 32の特性からは理論上は高い COPが期待されるにもかかわらず、これまで R 22の COPを実際に大きく超えるものは得られていなかった。また、 R22 を用いた場合に比して圧力が高くなる、吐出温度が高くなるなどの現象がある。それに加えて、 R 32は微燃性を有するため安全性のコンセンサスが得られにくいという問題がある。このため産業界では、代替冷媒としての R 32を実際の製品に採用することはなかった。発明の開示

そこで、この発明の目的は、冷媒として地球温暖ィ匕係数 GWPの小さい R 32 を用いて、従来以上の成績係数 COPを得ながら、従来より熱交換器のサイズを小さくできる地球温暖化対応省エネルギー型の冷凍装置を提供することにある。この発明は、冷凍装置の COPが冷媒量（冷媒回路に対する全充填量）に応じて変化する傾向は、 R 32と R41 OA等の他の冷媒との間で、冷媒の種類によつて大きく相違しているという、本発明者による発見に基づいて創出された。すなわち、図 5Aに示すように、例えば R41 OAを用いた場合は、図示の範囲では冷媒量が多くなるにつれて COPが徐々に高くなり、飽和するかのような傾向がある。これに対して、 R 32を用いた場合は、冷媒量の変化に対して COPがピークを示し、冷媒量がそのピークを与える範囲から離れると COPが急激に低下する傾向がある。従来、 R 32を用いた場合に R41 OAを用いた場合に比して高い COPが得られなかった理由は、冷媒量が比較的多い範囲（図 5 Aの例では 1 200 g〜l 300 g) で使用していたからである。ここで注目すべきは、 R 32を用いて冷媒量を変化させた場合の C〇Pのピーク値が、 R41 OAを最適な冷媒量（図 5 Aの例では 1 300 g ) で使用した場合の C O Pよりも遥かに高いという事実である。これにより、 R 32を用いながら、 R 22を用いた場合の従来の COPと同等又はそれ以上の COPが得られる範囲で、凝縮器として働く熱交換器のサイズを従来に比して小さくできる可能性がある。

そこで、本発明の冷凍装置は、冷媒回路に冷媒として R 32を循環させて冷凍サイクルを実行する冷凍装置であって、上記冷媒回路に圧縮機と、凝縮器として働く第 1熱交換器と、膨張手段と、蒸発器として働く第 2熱交換器とを備え、上記第 1熱交換器の内容積（Vo u t) と第 2熱交換器の内容積（V i n) との比 m = V o u t ZV i n 1

0. 7≤m≤ 1. 5

の範囲内に設定されていることを特徴とする。

本発明の冷凍装置では、冷媒として R 32を用い、しかも凝縮器として働く第 1熱交換器の内容積（Vo u t) と蒸発器として働く第 2熱交換器の内容積（V i n) との比 m ( = V o u t/V i n) が 0. 7≤m≤ 1. 5の範囲内に設定されているので、凝縮器として働く第 1熱交換器の内容積、したがって第 1熱交換器のサイズが、従来に比して、特に R 41 OAを用いた場合に比して、小さくなる。したがって、コスト面や製品サイズ面で有利になる。しかも、後述するように、 R 22を用いた場合の従来レベルの COPと同等又はそれ以上の COPが得られる。また、空気調和機のように、冷媒を冷凍サイクルとは逆向きに循環させてヒートポンプサイクルをも実行する場合であっても、 R 32を用いた場合、後述するように、冷房時と暖房時との間で冷媒回路に対する最適な冷媒充填量が、従来（R22や R41 OAを用いた場合）に比して接近する。したがって、冷媒回路に大きなサイズの受液器（レシーバ）や気液分離器（アキュムレータ）を設ける必要がなくなり、コスト面や製品サイズ面で有利になる。

また、本発明の一実施形態においては、上記冷媒として、 R 32を少なくとも 70重量パーセント含む混合冷媒を用いることを特徴とする。

この発明の原理は、 R 32単一冷媒のみならず、 R 32を少なくとも 70重量パーセント含む混合冷媒にも拡張して適用され、上記と同様の作用効果が得られる。図面の簡単な説明

図 1は、この発明にしたがって R 32を用いて 0. 7≤m≤ l. 5の範囲内にした場合と、 R 22または R41 OAを用いて 1. 5<m≤ 2. 6に設定した場合との間で、室外熱交換器の内容積 V o u tと室内熱交換器の内容積 V i nとの比 m (=Vo u t/V i n) と理論 C O Pとの関係を比較して示す図である。図 2は、この発明にしたがって R 32を用いて 0. 7≤m≤ l. 5の範囲内にした場合と、 R 22または R41 OAを用いて 1. 5く m^2. 6に設定した場合との間で、冷凍能力と室内熱交換器容積割合との関係を比較して示す図である。図 3A, 3 Bは、それぞれ、この発明にしたがって R 32を用いて 0. 7≤m ≤ 1. 5の範囲内にした場合と、 R 22または R 410 Aを用いて 1. 5く m≤

2. 6に設定した場合との間で、各種データを比較して示す図である。

図 4は、冷房運転時に室外熱交換器における過冷却度（サブクール）を変化させたときの、 R 32を用いた場合の COPと R 22または R 41 OAを用いた場合の COPとを、同一冷房能力で比較して示す図である。

図 5A， 5 Bは、冷房能力が 5. 0 kwであって、冷媒として R 32を用いた場合の COPと、 R410Aを用いた場合の COPとを、冷媒量（冷媒回路に対する全充填量）を変化させて測定した結果を示す図である。なお、図 5 Aは冷房運転時、図 5 Bは暖房運転時の結果である。

図 6は、この発明を説明するための空気調和機の概略構成を示す図である。図 7A， 7 Bは、冷房能力が 2. 8 k wであって、 R 32冷媒および R 410

A冷媒の冷媒量（冷媒回路に対する全充填量）に対する COPを R41 0Aピーク基準で示す図である。なお、図 7 Aは冷房運転時、図 7 Bは暖房運転時の結果である。

図 8A, 8Bは、冷房能力が 2. 5 kwであって、 R 32冷媒の冷媒量（冷媒回路に対する全充填量）に対する C O Pを R 4 1 O Aピーク基準で示す図である。なお、図 8 Aは冷房運転時、図 8 Bは暖房運転時の結果である。

図 9は、 R 3 2と R 1 2 5の混合冷媒における R 3 2の含有量とエネルギー効率を示す図である。発明を実施するための最良の形態

以下、この発明の冷凍装置を図示の実施の形態により詳細に説明する。

図 6はこの発明を説明するための空気調和機の概略構成を示している。この空気調和機は、室外ュニット 2 0と室内ユニット 1とを冷媒配管 4 1 ， 4 2で接続して冷媒回路を構成し、その冷媒回路に冷媒として R 3 2を循環させるようにしたものである。室内ュニット 1には第 2熱交換器としての室内熱交換器 2が収容されている。一方、室外ユニット 2 0には、冷媒（R 3 2 ) を圧縮して吐出する圧縮機 2 3と、冷媒流路を切り換えるための四路切換弁 2 5と、第 1熱交換器としての室外熱交換器 2 2と、電動膨張弁 2 6と、還流した冷媒の気液分離を行うアキュムレータ 2 4と、冷房時と暖房時との間の冷媒量調整用のレシーバ 2 9と、この空気調和機の動作を制御するマイクロコンピュータ 6 0が収容されている。冷凍サイクルを実行する冷房運転時には、四路切換弁 2 5の切り換え設定によつて、図 6中に実線で示すように、圧縮機 2 3によって吐出された冷媒を配管 3 1、四路切換弁 2 5、配管 3 3を通して、凝縮器として働く室外熱交換器 2 2へ送る。この室外熱交換器 2 2で凝縮された冷媒を、配管 3 6、流路を絞って冷媒を膨張させる電動膨張弁 2 6、絞り弁 2 7、配管 4 2を通して、蒸発器として働く室内熱交換器 2へ送る。さらに、この室内熱交換器 2で気化された冷媒を配管 4 1、ニードル弁 2 8、配管 3 4、四路切換弁 2 5、配管 3 2、レシーバ 2 9、配管 3 7、アキュムレータ 2 4、配管 3 5を通して圧縮機 2 3に戻す。一方、ヒートポンプサイクルを実行する暖房運転時には、四路切換弁 2 5を切り換えて、図 6中に破線で示すように、圧縮機 2 3によって吐出された冷媒を配管 3 1、四路切換弁 2 5、配管 3 4、ニードル弁 2 8、配管 4 1を通して、凝縮器として働く室内熱交換器 2へ送る。この室内熱交換器 2で凝縮された冷媒を配管 4 2、絞り弁 2 7、全開状態の電動膨張弁 2 6、配管 3 6、蒸発器として働く室外熱交換器 22へ送る。さらに、この室外熱交換器 22で気化された冷媒を配管 33、四路切換弁 25、配管 32、レシ一バ 29、配管 37、アキュムレータ 24、配管 35を通して圧縮機 23に戻す。

なお、室内ュニット 1には、室内雰囲気温度 T r o omを検出する温度センサ 51と、室内熱交換器温度 T i nを検出する温度センサ 52が設けられている。また、室外ユニット 20には、室外雰囲気温度 T a tmを検出する温度センサ 5 3と、室外熱交換器温度 T o u tを検出する温度センサ 54と、圧縮機吐出温度 T d i sを検出する温度センサ 55と、圧縮機吸込温度 T s u cを検出する温度センサ 56が設けられている。マイク口コンピュータ 60はこれらの温度センサの出力やユーザの設定に基づいて、冷媒回路の動作を制御するようになっている。この空気調和機において、この発明にしたがって、冷媒として R 32を用い、かつ室外熱交換器 22の内容積 Vo u tと室内熱交換器 2の内容積 V i nとの比 m ( = Vo u t/V i n) を 0. 7≤m≤ l. 5の範囲内に設定する。なお、熱交換器の内容積を変化させるためには、熱交換器の放熱フィンを貫通している伝熱管（その内部を冷媒が通る）の内径を変化させれば良い。このようにした場合、室外熱交換器 22の内容積、したがって室外熱交換器 22のサイズを、従来に比して、特に R 4 1 OAを用いた場合に比して、小さくできる。したがって、コスト面ゃ製品サイズ面で有利になる。

しかも、図 1に示すように、 R 32を用いて◦· 7 m≤ l. 5の範囲内にした場合、 R 22または R4 1 OAを用いて 1. 5<m≤2. 6に設定した場合と同等又はそれ以上の COPが得られる。詳しくは、図 3Λ, 3 Bに示すように、 R 32を用いた場合の COPと R 22または R 410 Aを用いた場合の C O Pとを、冷房能力 2. 5 kW、 2. 8 kW、 5. 0 k Wでそれぞれ比較すると、 mの値が大きくなるにつれて COPが大きくなる傾向は両者とも同じであるが、前者において m=0. 9 1 2、 0. 954、 1. 335のときの理論 C O P力後者において m= l. 676、 1. 763、 2. 269のときの理論 C O Pと同じになる。ただし、図 3A， 3 Bでは、 R 32を用いた場合の冷媒回路に対する冷媒充填量は、 R 4 10 Aを用いた場合の冷媒回路に対する冷媒充填量の 70 w t % に設定されている。ここで、理論 COPを用いて比較している理由は、圧縮機効率を同等にして評価するためである（この明細書では、特に断らない限り、単に COPというときは実機での COPを意味している。）。なお、冷凍能力（k W) の測定法は日本工業規格（J I S) C 96 12の規定に従うものとする。このように R 32を用いた場合に mを 0. 7≤m≤ l. 5の範囲内に小さく設定しても、 R 22または R 41 OAを用いて 1. 5く mに設定した場合と同等又はそれ以上の COPが得られる理由は、 1¾ 32が1^ 22、 1^410 または1¾4 07 Cに比して熱容量が大きく低圧力損失な特性を持つからであると考えられる。したがって、図 4に示すように、 R 32を用いた場合は、 R410 A等を用いた場合に比して、過冷却度を小さく設定しても COPがあまり低下しないのである。図 2は、図 3A， 3 Bのデータに基づいて、 R 32を用いた場合と R 22または R 41 OAを用いた場合とを、冷房能力 2. 5 kW、 2. 8 k W、 5. 0 k W でそれぞれ比較したときの室内熱交換器容積割合を示している。ここで、室内熱交換器容積割合とは、

室内熱交換器の内容積 Z (室内熱交換器の内容積 +室外熱交換器の内容積）で定義される。図 2から分かるように、 R 32を用いて 0. 7≤m l . 5の範囲内にした場合は、室内熱交換器容積割合は 39%〜54%となるのに対して、 R 22または R 4 10 Aを用いて 1. 5<m^ 2. 6に設定した場合は、室内熱交換器容積割合は 30 %〜 38 %となる。

図 5 A， 5 Bは、それぞれ、冷媒として R 410Aと R 32とを用い、冷房能力が 5. 0 kWの場合における冷房時と暖房時の冷媒量（g) と COPの関係を示す。

R 32を用いた場合、図 5A, 5 Bから分かるように、冷房時と暖房時との間で冷媒回路に対する最適な冷媒充填量が、従来（R 22や R 41 0Aを用いた場合）に比して接近する。詳しくは、 R 32を用いた場合の COPのピークを与える最適な冷媒量は、冷房運転のとき 960 g、暖房運転のとき 840 gと求められる。一方、 R410Aを用いた場合の最適な冷媒量は、冷房運転のとき 1 30 0 g、暖房運転のとき 1 1 00 gと求められる。この結果から分かるように、 R 32を用いた場合は、 R4 10Aを用いた場合に比して、冷房時における冷媒回路に対する最適な冷媒充填量と暖房時における冷媒回路に対する最適な冷媒充填量との比率が 1に近くなる。したがって、冷媒回路においてレシーバ 29を省略したり、アキュムレータ 24を小型化したりすることができ、コスト面や製品サィズ面で有利になる。

図 7A， 7Bは、それぞれ、冷媒として R41 OAと R 32とを用レ、、冷房能力が 2. 8 kwの場合における冷房時と暖房時の冷媒量（g) とシステム COP (%) の関係を示す。図 7A, 7 Bに示すように、冷房能力 2. 8 kwの場合も 5. O kWの場合と同様、 R 32は COPが大きく、また、冷房時と暖房時との問で冷媒回路に対する最適な冷媒充填量が、 R41 OAを用いた場合に比して接近する。詳しくは、 R 32を用いた場合の COPのピークを与える最適な冷媒量は、冷房運転のとき 1 100 g、暖房運転のとき 1000 gと求められる。一方、

R4 1 OAを用いた場合の最適な冷媒量は、冷房運転のとき 1 340 g、暖房運転のとき 1 180 gと求められる。この結果から分かるように、 R 32を用いた場合は、 R41 OAを用いた場合に比して、冷房時における冷媒回路に対する最適な冷媒充填量と暖房時における冷媒回路に対する最適な冷媒充填量との比率が 1に近くなる。

さらに、図 8A， 8Bは、それぞれ、冷媒として R410Aと R 32とを用レ、、冷房能力が 2. 5 kwの場合における冷房時と暖房時の冷媒量（g) とシステム COP (%) の関係を示す。冷房能力 2. 5 kwの場合も、 2. 8 kwや 5. 0 k Wの場合と同様に、冷房時と暖房時との間で冷媒回路に対する最適な冷媒充填量が、 R41 OAを用いた場合に比して接近すること（図示せず）が確認された。したがって、冷房能力 2. 5 kwあるレ、は 2. 8 kwの場合も、 5. O kWの場合と同様、冷媒回路においてレシーバ 29を省略したり、アキュムレータ 24 を小型化したりすることができ、コスト面ゃ製品サイズ面で有利になる。

なお、この実施形態では空気調和機について述べたが、当然ながらこれに限られるものではない。この発明は、冷媒として R 32を用いて冷凍サイクルを実行する冷凍装置に広く適用することができる。

また当然ながら、この発明の原理は、 R 32単一冷媒のみならず、 R 32を少なくとも 70重量パーセント含む混合冷媒にも拡張して適用され、同様の作用効果を奏する。 R 32以外の冷媒としては、フッ素系冷媒でもよいし、自然冷媒であってもよい。自然冷媒には、プロパン，ブタン， co₂，アンモニア等が含まれる。このような混合冷媒としては、例えば R 32を 70〜90w t. %含み、残りの成分が co₂であるようなものが挙げられる。また、古いタイプの冷凍装置に代替冷媒として R 32を充填する、いわゆるレトロフィットゃ R 22機のサ一ビス時などには、混合冷媒として、 R32を 70〜90wし％含み、残りの成分が R 22であるようなものも用いることができる。

また、混合冷媒として R 32と R 1 25の混合物が考えられる。 R 32と R 1 25の混合冷媒では、 R 32が 70重量パーセントまでの領域は液体の組成と発生蒸気の組成とが同じの共沸域となり、それ以上では非共沸域となる。そして、 R 32の含有量が増大するにしたがって R 32の特性が明確に現れ、非共沸域では R 32の特性がより顕著に現れる。

図 9は、 R 1 25との混合冷媒における R 32の含有量とエネルギー効率の関係を示す。 R 32の含有量が 70重量パーセント以上ではエネルギー効率の上昇が著しく、 R 32が約 80重量パーセントを越えると、 R 22のエネルギー効率を凌駕する。すなわち、 R 32の含有量が 70重量パーセント以上で、高い CO

Pを得ることができる。

このように、 R 32単一例媒および R 32を少なくとも 70重量パーセン卜含む混合冷媒は、図 1および図 5A， 5 Bに示すように、従来の R 22等の冷媒に比べて COPが略同等もしくはそれ以上である。また、 R 32の地球温暖化係数 GWPは、上述したように従来の R 22等のそれと比較すると約 1Z3と極めて低い。このために、 R 32の場合、 COPの逆数と GWPを含む数式で表される総等価温暖化影響 TEW Iは、 R 22や R 410 Aの TEW Iよりも低くなって (低下率 10〜20%) 、優れた地球温暖化特性を示す。

このように、 R 32例媒および R 32を少なくとも 70重量パ一セント含む混合冷媒は、オゾン層の破壊を起こさないばかり力 \ 地球温暖化係数 GWPや総等価温暖化影響 T EW Iが小さく成績係数 C O Pが大きいことから、地球温暖化対応の省エネルギー型の冷媒である。

以上より明らかなように、本発明の冷凍装置は、冷媒として R 32を用いて、地球温暖化対応の省エネルギー型とし、しかも凝縮器として働く第 1熱交換器の内容積（Vo u t) と蒸発器として働く第 2熱交換器の内容積（V i n) との比 m ( = Vo u t/V i n) が 0. 7≤m≤ l. 5の範囲内に設定されているので、従来レベルの C O Pと同等又はそれ以上の COPを得ながら、第 1熱交換器のサィズを従来に比して小さくできる。

また、本発明の冷凍装置は、上記冷媒として、 R 32を少なくとも 70重量パ一セント含む混合冷媒を用いるので、上記と同様の作用効果を得ることができる。

Claims

請求の範囲

1. 冷媒回路に冷媒として R 32を循環させて冷凍サイクルを実行する冷凍装置であって、

上記冷媒回路に圧縮機 (23) と、凝縮器として働く第 1熱交換器 (22) と、膨張手段（26) と、蒸発器として働く第 2熱交換器（2) とを備え、

上記第 1熱交換器 (22) の内容積（V o u t) と第 2熱交換器 (2) の内容積（V i n) との比 mが、

0. 7≤m≤ 1. 5

の範囲内に設定されていることを特徴とする冷凍装置。

2. 請求項 1に記載の冷凍装置において、

上記冷媒として、 R 3 2を少なくとも 70重量パーセント含む混合冷媒を用いることを特徴とする冷凍装置。