WO2014196045A1 - 冷凍サイクル装置 - Google Patents

冷凍サイクル装置 Download PDF

Info

Publication number
WO2014196045A1
WO2014196045A1 PCT/JP2013/065643 JP2013065643W WO2014196045A1 WO 2014196045 A1 WO2014196045 A1 WO 2014196045A1 JP 2013065643 W JP2013065643 W JP 2013065643W WO 2014196045 A1 WO2014196045 A1 WO 2014196045A1
Authority
WO
WIPO (PCT)
Prior art keywords
refrigerant
lower limit
compressor
refrigeration cycle
limit value
Prior art date
Application number
PCT/JP2013/065643
Other languages
English (en)
French (fr)
Inventor
加藤　央平
青木　正則
Original Assignee
三菱電機株式会社
Priority date (The priority date is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the date listed.)
Filing date
Publication date
Application filed by 三菱電機株式会社 filed Critical 三菱電機株式会社
Priority to EP13886330.3A priority Critical patent/EP3006859A4/en
Priority to US14/890,966 priority patent/US20160084556A1/en
Priority to JP2015521223A priority patent/JPWO2014196045A1/ja
Priority to PCT/JP2013/065643 priority patent/WO2014196045A1/ja
Priority to CN201380077051.8A priority patent/CN105247296A/zh
Priority to CN201410246753.0A priority patent/CN104236167B/zh
Publication of WO2014196045A1 publication Critical patent/WO2014196045A1/ja

Links

Images

Classifications

    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F25—REFRIGERATION OR COOLING; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS; MANUFACTURE OR STORAGE OF ICE; LIQUEFACTION SOLIDIFICATION OF GASES
    • F25B—REFRIGERATION MACHINES, PLANTS OR SYSTEMS; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS
    • F25B49/00—Arrangement or mounting of control or safety devices
    • F25B49/02—Arrangement or mounting of control or safety devices for compression type machines, plants or systems
    • F25B49/022—Compressor control arrangements
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F25—REFRIGERATION OR COOLING; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS; MANUFACTURE OR STORAGE OF ICE; LIQUEFACTION SOLIDIFICATION OF GASES
    • F25B—REFRIGERATION MACHINES, PLANTS OR SYSTEMS; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS
    • F25B13/00—Compression machines, plants or systems, with reversible cycle
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
    • F04B—POSITIVE-DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS
    • F04B53/00—Component parts, details or accessories not provided for in, or of interest apart from, groups F04B1/00 - F04B23/00 or F04B39/00 - F04B47/00
    • F04B53/18—Lubricating
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F25—REFRIGERATION OR COOLING; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS; MANUFACTURE OR STORAGE OF ICE; LIQUEFACTION SOLIDIFICATION OF GASES
    • F25B—REFRIGERATION MACHINES, PLANTS OR SYSTEMS; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS
    • F25B31/00—Compressor arrangements
    • F25B31/002—Lubrication
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F25—REFRIGERATION OR COOLING; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS; MANUFACTURE OR STORAGE OF ICE; LIQUEFACTION SOLIDIFICATION OF GASES
    • F25B—REFRIGERATION MACHINES, PLANTS OR SYSTEMS; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS
    • F25B49/00—Arrangement or mounting of control or safety devices
    • F25B49/02—Arrangement or mounting of control or safety devices for compression type machines, plants or systems
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F25—REFRIGERATION OR COOLING; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS; MANUFACTURE OR STORAGE OF ICE; LIQUEFACTION SOLIDIFICATION OF GASES
    • F25B—REFRIGERATION MACHINES, PLANTS OR SYSTEMS; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS
    • F25B49/00—Arrangement or mounting of control or safety devices
    • F25B49/02—Arrangement or mounting of control or safety devices for compression type machines, plants or systems
    • F25B49/025—Motor control arrangements
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F25—REFRIGERATION OR COOLING; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS; MANUFACTURE OR STORAGE OF ICE; LIQUEFACTION SOLIDIFICATION OF GASES
    • F25B—REFRIGERATION MACHINES, PLANTS OR SYSTEMS; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS
    • F25B2500/00—Problems to be solved
    • F25B2500/16—Lubrication
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F25—REFRIGERATION OR COOLING; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS; MANUFACTURE OR STORAGE OF ICE; LIQUEFACTION SOLIDIFICATION OF GASES
    • F25B—REFRIGERATION MACHINES, PLANTS OR SYSTEMS; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS
    • F25B2500/00—Problems to be solved
    • F25B2500/19—Calculation of parameters
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F25—REFRIGERATION OR COOLING; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS; MANUFACTURE OR STORAGE OF ICE; LIQUEFACTION SOLIDIFICATION OF GASES
    • F25B—REFRIGERATION MACHINES, PLANTS OR SYSTEMS; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS
    • F25B2500/00—Problems to be solved
    • F25B2500/31—Low ambient temperatures
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F25—REFRIGERATION OR COOLING; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS; MANUFACTURE OR STORAGE OF ICE; LIQUEFACTION SOLIDIFICATION OF GASES
    • F25B—REFRIGERATION MACHINES, PLANTS OR SYSTEMS; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS
    • F25B2600/00—Control issues
    • F25B2600/02—Compressor control
    • F25B2600/025—Compressor control by controlling speed
    • F25B2600/0253—Compressor control by controlling speed with variable speed
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F25—REFRIGERATION OR COOLING; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS; MANUFACTURE OR STORAGE OF ICE; LIQUEFACTION SOLIDIFICATION OF GASES
    • F25B—REFRIGERATION MACHINES, PLANTS OR SYSTEMS; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS
    • F25B2600/00—Control issues
    • F25B2600/25—Control of valves
    • F25B2600/2513—Expansion valves
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F25—REFRIGERATION OR COOLING; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS; MANUFACTURE OR STORAGE OF ICE; LIQUEFACTION SOLIDIFICATION OF GASES
    • F25B—REFRIGERATION MACHINES, PLANTS OR SYSTEMS; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS
    • F25B2700/00—Sensing or detecting of parameters; Sensors therefor
    • F25B2700/21—Temperatures
    • F25B2700/2115—Temperatures of a compressor or the drive means therefor
    • F25B2700/21152—Temperatures of a compressor or the drive means therefor at the discharge side of the compressor
    • Y—GENERAL TAGGING OF NEW TECHNOLOGICAL DEVELOPMENTS; GENERAL TAGGING OF CROSS-SECTIONAL TECHNOLOGIES SPANNING OVER SEVERAL SECTIONS OF THE IPC; TECHNICAL SUBJECTS COVERED BY FORMER USPC CROSS-REFERENCE ART COLLECTIONS [XRACs] AND DIGESTS
    • Y02—TECHNOLOGIES OR APPLICATIONS FOR MITIGATION OR ADAPTATION AGAINST CLIMATE CHANGE
    • Y02B—CLIMATE CHANGE MITIGATION TECHNOLOGIES RELATED TO BUILDINGS, e.g. HOUSING, HOUSE APPLIANCES OR RELATED END-USER APPLICATIONS
    • Y02B30/00—Energy efficient heating, ventilation or air conditioning [HVAC]
    • Y02B30/70—Efficient control or regulation technologies, e.g. for control of refrigerant flow, motor or heating

Definitions

  • the present invention relates to a refrigeration cycle apparatus that uses R32 refrigerant instead of R410A refrigerant.
  • the refrigerant flow velocity of the rising gas pipe through which the refrigerant flows upward from below the gas pipe is The compressor rotational speed is controlled or the expansion valve opening is controlled so as to be larger than the flow velocity (zero penetration speed) for raising the oil adhering to the inner wall.
  • R410A is currently used as a refrigerant.
  • the ozone depletion coefficient is zero, but the global warming coefficient is still at a high level of 2090. Therefore, the ozone layer depletion coefficient remains zero, and R32, which has a global warming coefficient of about 3 for 675 and R410A, has attracted attention.
  • R410A and R32 have similar physical properties in relation to the saturation temperature and saturation pressure, and so-called refrigerant replacement in which R32 is filled and used in a refrigeration cycle apparatus corresponding to R410A is possible.
  • the zero-penetration speed which is a gas refrigerant speed considering the conventional oil return performance
  • the oil return performance is improved particularly in the upward gas refrigerant flow path. There was a problem that it could not be secured.
  • the present invention has been made to solve the above-described problems.
  • the refrigerant is changed from R410A to R32 in the refrigeration cycle apparatus corresponding to R410A, the value of the lower limit volume flow rate of the compressor is changed.
  • the object is to ensure the oil return performance of the upward gas refrigerant flow path.
  • the refrigeration cycle apparatus is a refrigeration cycle apparatus including a variable capacity compressor and a pipe corresponding to R410A, and the compressor has a heating lower limit that is a lower limit value of a volumetric flow rate during heating operation.
  • a refrigerant volume flow value is set, and the number of revolutions of the compressor is controlled to be equal to or higher than the heating lower limit refrigerant volume flow value, and the heating lower limit refrigerant volume flow value is obtained when the R410A refrigerant is used.
  • the refrigeration cycle apparatus when the refrigerant is changed from R410A to R32 in the refrigeration cycle apparatus corresponding to R410A, the value of the lower limit volume flow rate during the heating operation is changed, so that the upward gas refrigerant flow It is possible to ensure the oil return performance of the road, and it is possible to prevent the compressor from malfunctioning due to poor lubrication.
  • FIG. 1 is a configuration diagram of a refrigeration cycle apparatus 100 corresponding to R410A.
  • an outdoor unit 61 and an indoor unit 62 are connected by a liquid pipe 5 and a gas pipe 7.
  • the outdoor unit 61 includes a compressor 1, an outdoor heat exchanger 2, an expansion valve 3 having a variable opening degree, an accumulator 9 that is a refrigerant container, and a four-way valve 8 connected by piping.
  • a discharge temperature sensor is provided at a compressor outlet temperature section. 41, and a control board 50 for controlling the compressor 1, the expansion valve 3, and the outdoor fan 31.
  • the indoor unit 62 includes an indoor heat exchanger 6, an indoor fan 32, and a control board (not shown) that controls the indoor fan.
  • the control board 50 calculates the discharge temperature detected by the discharge temperature sensor 41, the opening degree of the expansion valve 3, the rotational speed of the compressor 1, the opening degree of the expansion valve 3, and the rotational speed of the compressor 1. And a control unit for operating the opening degree of the expansion valve 3 and the rotational speed of the compressor 1.
  • FIG. 2 is a comparative view showing a difference in physical properties between R410A and R32 according to the embodiment of the present invention. Comparing the saturation pressure with respect to the refrigerant saturation temperature of R410A and R32, R32 has a small pressure increase width at the same saturation temperature with respect to R410A (approximately +0.1 MPa in the entire area), and when refrigerant conversion is performed from R410A to R32, There is a merit that the specification can be equivalent to that of the refrigeration cycle apparatus corresponding to R410A.
  • the zero-penetration speed that is the critical refrigerant flow rate of oil return will be described.
  • the refrigerant and oil exhibit a flow phase in a gas-liquid two-phase flow.
  • the flow state of the liquid (oil) changes depending on the gas flow rate.
  • the gas flow rate is large, the liquid also rises along with the gas flow, and when the gas flow rate decreases, the liquid descends along the tube wall.
  • the state in which the gas flow rate increases and the falling liquid film decreases is called zero penetration, and the flow rate at that time is called zero penetration rate (hereinafter referred to as zero penetration rate).
  • the zero-penetration speed is an actual refrigerant flow rate> zero-penetration speed
  • the refrigerating machine oil smoothly circulates in the refrigerant circuit without being retained in the upward gas refrigerant pipe, and is returned to the compressor 1.
  • the zero-penetration speed is expressed by the following mathematical formula (1).
  • C Correction coefficient for actual machine uG: Zero penetration speed [m / s] g: Gravity acceleration [m / s 2 ] Dh: inner diameter [m] ⁇ L: Liquid density [kg / m 3 ] ⁇ G: Gas density [kg / m 3 ]
  • C is a zero-penetration speed correction coefficient. Since the calculation formula of the zero penet rate originally uses an experiment in water and air systems, it is a coefficient adapted to the fluid (in this embodiment, refrigerant, oil system) and the actual pipe inner surface shape. Therefore, if the zero penetration speed obtained by the above formula is the actual refrigerant flow rate> zero penetration speed, the refrigerating machine oil smoothly circulates in the refrigerant circuit without being retained in the vertical gas pipe and is returned to the compressor.
  • the refrigerant flow rate Qcomp [kg / s] discharged from the compressor is as follows using the stroke volume Vst [cc], the rotational speed F [r / s], the volume efficiency ⁇ v, and the compressor suction density ⁇ s [kg / m 3 ]. It is expressed by the following formula (2).
  • the rotational speed F of the compressor 1 at the zero penetration speed uG can be obtained. Then, the obtained rotation speed becomes the “lower limit frequency F * ” of the compressor 1. If it is more than this lower limit frequency F * , oil repellency in upward gas piping can be ensured.
  • Equation (5) represents the volume flow rate [m 3 / s] of the compressor 1 at the lower limit frequency F * of the compressor 1, and the right side represents the volume flow rate [m 3 / s] in the pipe. Yes.
  • the lower limit frequency F * of the compressor 1 is proportional to the zero penetration speed uG and the pipe cross-sectional area Ai, inversely proportional to the stroke volume Vst and the volume efficiency ⁇ v, and proportional to the ratio of the pipe gas density ⁇ G and the compressor suction density ⁇ s.
  • FIG. 3 shows the relationship between the refrigerant saturation temperature of R410A and R32 and the lower limit frequency of the compressor corresponding to the zero penetration speed.
  • FIG. 3 shows the result of calculating the zero penetration speed with respect to the refrigerant saturation temperature and the lower limit frequency of the compressor 1 corresponding to the zero penetration speed using the above formulas (1) to (5). Moreover, the increase rate of the lower limit frequency of the compressor 1 of the R32 refrigerant
  • the compression corresponding to the zero penetration speed in the R32 region relative to the refrigerant saturation temperature is greater than the R410A.
  • the lower limit frequency of the machine 1 is high. This is because, as shown in FIG. 4, R32 has a smaller gas refrigerant density than R410A and requires a higher zero penetration speed, so that the compressor 1 is at the same refrigerant saturation temperature to ensure oil return performance. It is necessary to set a high lower limit frequency.
  • FIG. 5 shows the result of calculating the zero-penetration speed in the piping path in the refrigeration cycle when the low outside air temperature is assumed from these conditions and the evaporation temperature during the heating operation in winter is ⁇ 20 ° C.
  • FIG. 5 shows that the zero-penetration speed of the suction gas pipe of the compressor 1 having the largest pipe inner diameter in the pipe path is the maximum. That is, the zero penetration speed, that is, the oil return performance may be evaluated at the intake gas piping portion of the compressor 1 where the flow is upward in the gas piping during the heating operation and the piping inner diameter is the largest.
  • the lower limit frequency of the compressor 1 of the refrigeration cycle apparatus 100 corresponding to R410A can be set on the basis of the evaporation temperature of ⁇ 20 ° C. during heating operation with a high zero penetration speed.
  • the lower limit frequency of the compressor 1 when using R32 is evaluated.
  • the lower limit frequency of the compressor 1 of the refrigeration cycle apparatus corresponding to R410A is set on the basis of the evaporation temperature of ⁇ 20 ° C. during heating operation with a high zero penetration speed.
  • R32 is more than R410A. It can be seen that the lower limit frequency is increased by about 17%.
  • the lower limit frequency of the compressor 1 during cooling operation using R32 is the lower limit frequency when using R410A (evaporation temperature is ⁇ 20 ° C.) from FIG. It can be seen that it is higher than the lower limit frequency). Then, the lower limit frequency of the compressor 1 when using R32 in the refrigeration cycle apparatus corresponding to R410A may be corrected to increase only during the heating operation.
  • the increase correction of the lower limit frequency of the compressor 1 during the heating operation of the refrigeration cycle apparatus 100 using the R32 refrigerant may satisfy the zero penetration speed by setting it higher by about 17% or more than R410A from FIG. it can. Further, as described above, during the cooling operation of the refrigeration cycle apparatus 100 using R32, it is not necessary to correct the lower limit frequency of the compressor 1 with respect to the time of using R410A. And as prescribed
  • FIG. 6 shows the result of calculating the zero penetration speed with respect to the refrigerant saturation temperature and the lower limit volume flow rate of the compressor 1 corresponding to the zero penetration speed using the above formulas (1) to (5). Moreover, the increase rate of the minimum volume flow rate of the compressor 1 of R32 with respect to R410A for every refrigerant
  • the lower limit frequency of the compressor 1 corresponding to the zero penetration speed shown on the vertical axis in FIG. 3 is simply converted into the lower limit volume flow rate of the compressor 1. Since the volume flow rate of the compressor 1 is proportional to the rotation speed of the compressor 1 from the left side of the formula (5) as described above, the increase correction factor of the compressor lower limit frequency is the increase of the lower limit volume flow rate of the compressor 1.
  • the gas refrigerant density was changed from R410A to R32 by performing the setting to increase the lower limit frequency of the compressor 1, that is, the lower limit volume flow rate of the compressor 1, and controlling the capacity of the compressor 1 during the heating operation. Even at this time, it is possible to maintain the gas refrigerant speed in the compressor suction gas pipe above the zero penetration speed and increase the volume flow rate in the gas pipe to ensure the oil return performance of the refrigeration oil.
  • the lower limit frequency of the compressor 1 increases as the temperature of the outside air decreases, the capacity becomes excessive when the operation request frequency is lower than the lower limit frequency at the time of low load in heating operation, and the unit is intermittently operated with repeated thermo ON / OFF. Become. Therefore, normally, an operating frequency equal to or lower than the lower limit frequency is permitted for a predetermined time. During this time, assuming that the refrigeration oil does not return from within the cycle, after allowing the operation below the lower limit frequency for a predetermined time, the operation above the lower limit frequency is continued for a certain period of time, and the accumulated oil in the refrigeration cycle is returned. It is also possible to ensure oil return reliability at low load by control.
  • Embodiment 2 when R32 is used in the refrigeration cycle apparatus 100 corresponding to R410A, the lower limit rotational speed and the lower limit volume flow rate of the compressor 1 are defined using the same refrigeration oil.
  • a refrigerating machine oil having a mixing density of refrigerating machine oil and refrigerant and having a mixing density of R32 to R410A of 90% or more and 110% or less is used.
  • Other calculation conditions are the same as those in the first embodiment.
  • the lower limit rotational speed and the lower limit volume flow rate of the compressor 1 are defined assuming the density range of the refrigerating machine oil generally used for R32.
  • FIG. 7 shows, for each saturation temperature, the relationship between the mixing density ratio of the refrigerating machine oil and the refrigerant obtained from Equations (1) to (5) and the lower limit frequency increase rate of the compressor when using R32 with respect to R410A.
  • the horizontal axis of FIG. 7 shows the mixing density ratio of the refrigeration oil and the refrigerant, and the vertical axis shows the saturation temperature of the refrigerant.
  • the range in which the refrigerating machine oil in which the mixing density ratio of the R32 refrigerant to the R410A refrigerant is 90% to 110% is used is indicated by a bold line.
  • the refrigerant saturation temperature of ⁇ 20 ° C. as the evaporation temperature during heating operation is a condition for correcting the increase in the lower limit frequency of the compressor 1, when R32 is used from the plot of FIG.
  • the lower limit frequency of the compressor 1 is set high within a range of about 11% to 24%.
  • the lower limit of the volume flow volume in the compressor 1 also increases in proportion to the increase in the minimum rotation speed of the compressor 1 with respect to this zero penetration speed.
  • the density is changed from R410A to R32 refrigerating machine oil by setting the lower limit frequency of the compressor 1, that is, the lower limit volume flow rate of the compressor 1 to be increased during heating operation, and controlling the capacity of the compressor 1. Even when this is done, it is possible to maintain the gas refrigerant speed in the compressor suction gas pipe above the zero penetration speed and to increase the volume flow rate in the gas pipe to ensure the oil return performance of the refrigeration oil.
  • Embodiment 3 FIG.
  • the oil return performance is ensured by performing correction that increases the lower limit frequency of the compressor 1 during heating.
  • the density of the refrigerating machine oil is reduced. Oil change performance is secured by changing.
  • FIG. 8 shows an oil density ratio that satisfies the zero penetration speed with respect to the compressor lower limit frequency when R32 is used in the refrigeration cycle apparatus 100 corresponding to the R410A refrigerant.
  • the horizontal axis represents the refrigerant saturation temperature
  • the vertical axis represents the oil density ratio of the R32 refrigerating machine oil to the R410A refrigerating machine oil.
  • the refrigerant saturation temperature of ⁇ 20 ° C. as the evaporation temperature during heating operation has a high zero penetration rate and severe oil return performance. Therefore, the R32 refrigerating machine oil for the R410A refrigerating machine oil The oil density ratio is approximately 72% or less to ensure oil return performance.
  • the density of the refrigerating machine oil that satisfies the zero-penetration speed is set by adopting the R32 refrigerating machine oil having a low density, The oil return performance of machine oil can be secured.
  • Embodiment 4 In the first embodiment, when R32 is used in the refrigeration cycle apparatus 100 corresponding to the R410A refrigerant, the lower limit rotational speed of the compressor 1 is defined using the same refrigeration oil, but in the fourth embodiment, As for the refrigerating machine oil, ether oil is used in R410A, and the lower limit frequency and lower limit volume flow rate of the compressor 1 when using ester oil in R32 are defined. Other calculation conditions are the same as those in the first embodiment.
  • the ether oil used for R410A is 936.9 [kg / m 3 ] at 1 atm and 15 ° C.
  • the ester oil used for R32 is 947 [kg / m 3 ] at 1 atm and 15 ° C.
  • the refrigerating machine oil used for R32 is ester oil. When the viscosity and density are close, ester oil has a higher two-phase separation temperature than ether oil, so two-phase separation occurs in a refrigerant container such as an accumulator. This is because it is difficult to do. That is, since ester oil has higher oil return performance than ether oil, the reliability of the refrigeration cycle can be improved.
  • FIG. 9 shows the result of calculating the zero penetration speed with respect to the refrigerant saturation temperature and the lower limit volume flow rate of the compressor 1 corresponding to the zero penetration speed using the above formulas (1) to (5). Moreover, the increase rate of the minimum volume flow rate of the compressor 1 of R32 with respect to R410A for every refrigerant
  • R32 is more than R410A. It can be seen that the lower limit volume flow rate is about 18% higher.
  • the refrigerant gas density was changed from R410A to R32 by performing the setting to increase the lower limit frequency of the compressor 1, that is, the lower limit volume flow rate of the compressor 1, and controlling the capacity of the compressor 1 during the heating operation. Even at this time, it is possible to maintain the gas refrigerant speed in the compressor suction gas pipe above the zero penetration speed and increase the volume flow rate in the gas pipe to ensure the oil return performance of the refrigeration oil.

Landscapes

  • Engineering & Computer Science (AREA)
  • Mechanical Engineering (AREA)
  • General Engineering & Computer Science (AREA)
  • Physics & Mathematics (AREA)
  • Thermal Sciences (AREA)
  • Air Conditioning Control Device (AREA)
  • Compressor (AREA)
  • Devices That Are Associated With Refrigeration Equipment (AREA)

Abstract

　圧縮機１には、暖房運転時の体積流量の下限値である暖房時下限冷媒体積流量値が設定され、暖房時下限冷媒体積流量値以上となるように圧縮機１の回転数を制御するものであり、暖房時下限冷媒体積流量値は、Ｒ４１０Ａ冷媒を使用したときに設定される第１下限値と、Ｒ４１０Ａ冷媒に対応した冷凍サイクル装置１００にＲ３２冷媒を使用したときに設定される第１下限値よりも大きい値の第２下限値を有し、Ｒ４１０Ａ冷媒に対応した冷凍サイクル装置１００にＲ３２冷媒を使用する暖房運転時には第１下限値を第２下限値に増加させる補正を行い、圧縮機１の回転数を制御するものである。

Description

冷凍サイクル装置
　本発明は、Ｒ４１０Ａ冷媒に代えてＲ３２冷媒を封入して使用する冷凍サイクル装置に関するものである。
　従来の技術として、冷凍機油として冷媒と非相溶性もしくは弱相溶性である冷凍機油を用いた冷凍サイクル装置においては、ガス配管の下方から上方へ冷媒が流れる上昇ガス管の冷媒流速がガス配管の内壁に付着した油を上昇させる流速（ゼロペネ速度）より大きくなるように圧縮機回転数を制御、または、膨張弁開度を制御している。
　このように圧縮機回転数や膨張弁開度を制御することで、冷凍機油がガス配管内部に滞留することを防止できるため、圧縮機の必要油量を確保することが可能となり、圧縮機が潤滑不良となって故障することを防ぐことができる（例えば、特許文献１を参照）。
特開２００１－２７２１１７号公報
　現在一般的に使用されている冷媒としてＲ４１０Ａがある。この冷媒の特徴としてオゾン層破壊係数はゼロであるが、地球温暖化係数は２０９０と依然として高い水準にある。そこで、オゾン層破壊係数はゼロのままであり、地球温暖化係数は６７５とＲ４１０Ａに対して約１／３となるＲ３２が注目されている。また、Ｒ４１０ＡとＲ３２は、飽和温度と飽和圧力の関係において互いの物性が近似しており、Ｒ４１０Ａに対応した冷凍サイクル装置に、Ｒ３２を充填して使用するいわゆる冷媒リプレイスが可能である。
　しかしながら、冷媒をＲ４１０ＡからＲ３２に変更すると、従来の返油性能を考慮したガス冷媒速度であるゼロペネ速度も変わり、Ｒ４１０Ａに対応した冷凍サイクル装置では、特に上向きのガス冷媒流路において返油性能を確保できないという課題があった。
　本発明は、以上のような課題を解決するためになされたもので、Ｒ４１０Ａに対応した冷凍サイクル装置において冷媒をＲ４１０ＡからＲ３２に変更した場合に、圧縮機の下限体積流量の値を変更することで、上向きのガス冷媒流路の返油性能を確保することを目的としている。
　本発明に係る冷凍サイクル装置は、容量可変の圧縮機と、Ｒ４１０Ａに対応した配管を備える冷凍サイクル装置であって、前記圧縮機には、暖房運転時の体積流量の下限値である暖房時下限冷媒体積流量値が設定され、前記暖房時下限冷媒体積流量値以上となるように前記圧縮機の回転数を制御するものであり、前記暖房時下限冷媒体積流量値は、Ｒ４１０Ａ冷媒を使用したときに設定される第１下限値と、前記Ｒ４１０Ａ冷媒に対応した冷凍サイクル装置にＲ３２冷媒を使用したときに設定される第１下限値よりも大きい値の第２下限値を有し、
　前記Ｒ４１０Ａ冷媒に対応した冷凍サイクル装置に前記Ｒ３２冷媒を使用する暖房運転時には、前記第１下限値を前記第２下限値に増加させる補正を行い、前記圧縮機の回転数を制御するものである。
　本発明に係る冷凍サイクル装置によれば、Ｒ４１０Ａに対応した冷凍サイクル装置において冷媒をＲ４１０ＡからＲ３２に変更した場合に、暖房運転時の下限体積流量の値を変更することで、上向きのガス冷媒流路の返油性能を確保することが可能となり、圧縮機が潤滑不良となって故障することを防ぐことができる。
本発明に係るＲ４１０Ａに対応した冷凍サイクル装置１００の構成図である。 本発明に係るＲ４１０ＡとＲ３２の物性の差異を示した比較図である。 本発明の実施の形態１に係るＲ４１０ＡとＲ３２の飽和温度と、ゼロペネ速度に対応した圧縮機の下限周波数との関係を示す比較図である。 本発明に係るＲ４１０ＡとＲ３２のガス冷媒密度の比率を表した図である。 本発明の実施の形態に係るゼロペネ速度と配管口径の関係図である。 本発明の実施の形態１に係るＲ４１０ＡとＲ３２の飽和温度と、ゼロペネ速度に対応した圧縮機の下限体積流量との関係を示す比較図である。 本発明の実施の形態２に係る冷凍機油とＲ３２の混合密度比と、Ｒ４１０Ａに対するＲ３２の下限周波数の増加率との関係を示す比較図である。 本発明の実施の形態３に係るＲ３２を使用した場合のゼロペネ速度を満足する油密度比率を示す図である。 本発明の実施の形態４に係るＲ４１０ＡとＲ３２の飽和温度と、ゼロペネ速度に対応した圧縮機の下限体積流量との関係を示す比較図である。
　以下、本発明の実施の形態を図面に基づいて説明する。なお、以下に説明する実施の形態によって本発明が限定されるものではない。
実施の形態１．
　図１は、Ｒ４１０Ａに対応した冷凍サイクル装置１００の構成図である。図１に示すように、室外機６１と室内機６２とが、液管５とガス管７とで接続されている。室外機６１は、圧縮機１、室外熱交換器２、開度が可変の膨張弁３、冷媒容器であるアキュームレータ９、四方弁８が配管で接続され、圧縮機出口温度部には吐出温度センサ４１を備え、圧縮機１や膨張弁３、室外ファン３１を制御する制御基板５０を備える。室内機６２は、室内熱交換器６、室内ファン３２、室内ファンを制御する制御基板（図示しない）を備える。制御基板５０は、吐出温度センサ４１で検出した吐出温度、膨張弁３の開度、圧縮機１の回転数を記憶する記憶部と、膨張弁３の開度、圧縮機１の回転数を演算する演算部と、膨張弁３の開度、圧縮機１の回転数を操作する制御部を備える。
　図２は、本発明の実施の形態に係るＲ４１０ＡとＲ３２の物性の差異を示した比較図である。Ｒ４１０ＡとＲ３２の冷媒飽和温度に対する飽和圧力を比較すると、Ｒ３２はＲ４１０Ａに対して同一飽和温度の圧力上昇幅が小さく（全域で略＋０．１ＭPa）、Ｒ４１０ＡからＲ３２へ冷媒転換が行われる場合は、Ｒ４１０Ａに対応した冷凍サイクル装置と同等仕様とできるメリットがある。
　次に、返油の限界冷媒流速であるゼロペネ速度について説明する。
　ガス配管部においては、冷媒と油は気液二相流での流動様相を示し、特に上昇流においては気体流速により液体（油）の流動状態が変化する事となる。気体流速が大きい場合は液体も気体流中に同伴されて上昇し、気体流速が減少すると液体は管壁に沿って下降する現象が生ずる。気体流速が速まり下降液膜が減少した状態をゼロペネトレーションと呼び、その時の流速をゼロペネトレーション速度（以下ゼロペネ速度）という。
　ゼロペネ速度が、実際の冷媒流速＞ゼロペネ速度となれば冷凍機油が上向き方向のガス冷媒配管内で滞留することなくスムーズに冷媒回路内を循環し圧縮機１に返油される。
　一般的にゼロペネ速度とは、次の数式（１）で表せられる。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000001
 Ｃ：実機合わせの補正係数
ｕＧ：ゼロペネ速度［ｍ／ｓ］
ｇ：重力加速度［ｍ／ｓ２］
Ｄｈ：管内径［ｍ］
ρＬ：液密度［ｋｇ／ｍ３］
ρＧ：ガス密度［ｋｇ／ｍ３］
　ここで、Ｃはゼロペネ速度の補正係数である。ゼロペネ速度の算出式がもともと水、空気系での実験を用いていることから、流体（本実施の形態は冷媒、油系）や実機配管内面形状に合わせ込んだ係数である。
　従って、上式で求められるゼロペネ速度が、実際の冷媒流速＞ゼロペネ速度となれば冷凍機油が垂直ガス配管内で滞留することなくスムーズに冷媒回路内を循環し圧縮機に返油される。
　次に、ゼロペネ速度と圧縮機下限周波数の関係を説明する。
　はじめに、ゼロペネ速度以上となる圧縮機周波数の算出方法について説明する。
　圧縮機から吐出される冷媒流量Ｑｃｏｍｐ［ｋｇ／ｓ］はストロークボリュームＶｓｔ［ｃｃ］、回転数Ｆ［ｒ／ｓ］、体積効率ηｖ、圧縮機吸入密度ρｓ［ｋｇ／ｍ３］を用いて次の数式（２）で表される。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000002
 　また、冷媒回路内における配管断面積Ａｉ（＝π／４×ｄｉ２）［ｍ２］のガス配管内を通過するガス冷媒流速ｕｒ［ｍ／ｓ］は、配管のガス冷媒密度ρｒから、次の数式（３）で求めることができる。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000003
 　数式（２）、数式（３）より、ガス冷媒流速ｕｒと回転数Ｆの関係は次の数式（４）となる。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000004
 　数式（１）と数式（４）から、ゼロペネ速度ｕＧのときの圧縮機１の回転数Ｆを求めることができる。そして、求めた回転数が圧縮機１の“下限周波数Ｆ＊”となる。この下限周波数Ｆ＊以上であれば上向きのガス配管内の返油性を確保することができる。
　数式（４）を変形すると次の数式（５）となる。数式（５）の左辺は、圧縮機１の下限周波数Ｆ＊のときの圧縮機１の体積流量［ｍ３／ｓ］を表し、右辺は配管内の体積流量［ｍ３／ｓ］を表している。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000005
　圧縮機１の下限周波数Ｆ＊は、ゼロペネ速度ｕＧ、配管断面積Ａｉに比例し、ストロークボリュームＶｓｔと体積効率ηｖに反比例、配管ガス密度ρＧと圧縮機吸入密度ρｓの比に比例する。
　ここで、図３にＲ４１０ＡとＲ３２の冷媒飽和温度とゼロペネ速度に対応した圧縮機の下限周波数との関係を示す。
　図３は上記数式（１）～数式（５）を用いて冷媒飽和温度に対するゼロペネ速度と、ゼロペネ速度に対応した圧縮機１の下限周波数を演算した結果を示したものである。また、飽和温度毎のＲ４１０Ａ冷媒に対するＲ３２冷媒の圧縮機１の下限周波数の増加率を示している。
　なお、演算の条件は以下とした。
　使用実機：Ｒ４１０Ａ冷媒対応機
　比較冷媒：Ｒ４１０ＡとＲ３２
　圧縮機のストロークボリューム：３３ｃｃ
　圧縮機の体積効率：０．９
　対象配管：圧縮機の吸込側配管　φ１９．０５
　冷凍機油：Ｒ４１０ＡとＲ３２で共通
　圧力：飽和温度－４０℃～６３．６℃（Ｒ４１０Ａ：０．４０～４．１５ＭＰａ／Ｒ３２：０．４１～４．２５ＭＰａ）
　圧縮機吸入温度：飽和温度＋０．０Ｋ
　図３のＲ４１０ＡとＲ３２の冷媒飽和温度とゼロペネ速度に対応した圧縮機１の下限周波数の関係からわかるように、冷媒飽和温度に対してＲ３２の方がＲ４１０Ａよりも全域でゼロペネ速度に対応した圧縮機１の下限周波数が高くなっている。これは、図４に示すようにＲ３２の方がＲ４１０Ａよりガス冷媒密度が小さく、速いゼロペネ速度を必要とするためで、返油性能を確保するために同一冷媒飽和温度であれば、圧縮機１に高い下限周波数を設定する必要があることを示している。
　ここで、ゼロペネ速度が大きくなり、圧縮機１の下限周波数が高くなる運転条件を検討する。
　図３のＲ４１０ＡとＲ３２の冷媒飽和温度とゼロペネ速度に対応した圧縮機１の下限周波数との関係から、冷媒飽和温度が低いほど圧縮機１の下限回転数が増加することがわかる。これは、冷媒温度が低くなるほど冷媒ガス密度が小さくなり、ゼロペネ速度が高くなる（数式（１）を参照）ためで、低圧側の冷媒飽和温度、すなわち蒸発器の蒸発圧力が低いほど圧縮機１の下限回転数が増加する傾向にある。
　この圧縮機１の下限回転数が高くなる条件を年間の運転状態から想定すると、冷媒の蒸発温度として外気温度が低下する冬季の暖房運転時が考えられる。また、数式（４）からわかるように、冷凍サイクルの配管経路の中では、配管断面積Ａｉが大きい配管が下限回転数が高くなる条件となる。
　これらの条件から低外気温を想定し、冬季の暖房運転時の蒸発温度を－２０℃とした場合の冷凍サイクル内の配管経路でのゼロペネ速度を演算した結果を図５に示す。
　この図５から、配管経路内で配管内径が最も大きい圧縮機１の吸入ガス配管のゼロペネ速度が最大となっていることがわかる。
　つまり、暖房運転時のガス配管で流れが上昇向きであり、配管内径が一番大きい圧縮機１の吸入ガス配管部分でゼロペネ速度、すなわち返油性能を評価すればよいこととなる。
　このことを前提とすると、Ｒ４１０Ａに対応した冷凍サイクル装置１００の圧縮機１の下限周波数はゼロペネ速度が高い暖房運転時の蒸発温度－２０℃を基準として設定することができる。
　ここで、暖房運転時のＲ４１０Ａに対応した冷凍サイクル装置１００において、Ｒ３２を使用する際の圧縮機１の下限周波数を評価する。上記のようにＲ４１０Ａに対応した冷凍サイクル装置の圧縮機１の下限周波数はゼロペネ速度が高い暖房運転時の蒸発温度－２０℃を基準に設定される。
　図３のＲ４１０ＡとＲ３２の冷媒飽和温度と、ゼロペネ速度に対応した圧縮機１の下限周波数の関係から評価すると、暖房運転時で蒸発温度が－２０℃のときには、Ｒ３２の方がＲ４１０Ａに対して約１７％下限周波数が高くなることがわかる。
　また、冷房運転時の蒸発温度を０℃とすると、図３より、Ｒ３２を使用した冷房運転時の圧縮機１の下限周波数は、Ｒ４１０Ａを使用したときの下限周波数（蒸発温度が－２０℃のときを基準とした下限周波数）より高いことがわかる。
　すると、Ｒ４１０Ａに対応した冷凍サイクル装置においてＲ３２を使用する際の圧縮機１の下限周波数は、暖房運転時のみ増加させる補正を行えばよいこととなる。
　よって、Ｒ３２冷媒を使用した冷凍サイクル装置１００の暖房運転時における圧縮機１の下限周波数の増加補正は、図３よりＲ４１０Ａに対して約１７％以上高く設定することでゼロペネ速度を満足することができる。
　また、上記のようにＲ３２を使用した冷凍サイクル装置１００の冷房運転時は、圧縮機１の下限周波数をＲ４１０Ａの使用時に対して補正する必要はない。
　そして、数式（５）に規定されるように、このゼロペネ速度に対する圧縮機１の下限回転数の増加に比例してガス配管内における体積流量の下限値も増加する。
　図６は、上記の数式（１）～（５）を用いて冷媒飽和温度に対するゼロペネ速度と、ゼロペネ速度に対応した圧縮機１の下限体積流量を演算した結果を示したものである。また、冷媒飽和温度毎のＲ４１０Ａに対するＲ３２の圧縮機１の下限体積流量の増加率を示している。
　この図６は、図３の縦軸に示したゼロペネ速度に対応した圧縮機１の下限周波数を、単に圧縮機１の下限体積流量に変換したものである。
　上記のように数式（５）の左辺より、圧縮機１の体積流量は、圧縮機１の回転数に比例するから、圧縮機下限周波数の増加補正率は、圧縮機１の下限体積流量の増加補正率と一致する。よって、図６のＲ４１０ＡとＲ３２の冷媒飽和温度とゼロペネ速度に対応した圧縮機１の下限体積流量の関係から評価すると、暖房運転時で蒸発温度が－２０℃のときには、図３と同様に、Ｒ３２の方がＲ４１０Ａに対して約１７％下限体積流量が高くなっていることがわかる。
　このように暖房運転時に圧縮機１の下限周波数、すなわち圧縮機１の下限体積流量を増加する設定を行い、圧縮機１の容量制御をすることで、Ｒ４１０ＡからＲ３２にガス冷媒密度が変更されたときでも、ゼロペネ速度以上に圧縮機吸入ガス管内のガス冷媒速度を保ち、ガス配管内における体積流量を増加させて冷凍機油の返油性能を確保することができる。
　なお、低外気温度のときほど圧縮機１の下限周波数が増加するため、暖房運転の低負荷時で運転要求周波数が下限周波数を下回る場合能力過多となり、ユニットはサーモＯＮ／ＯＦＦを繰り返す断続運転となる。そこで、通常は下限周波数以下の運転周波数を所定時間許可する。この間は冷凍機油がサイクル内から戻ってこないと想定し、所定時間下限周波数以下での運転を許容後、下限周波数以上の運転をある時間継続して運転し、冷凍サイクル内の溜まった油を戻す制御で低負荷時の返油信頼性を確保することも可能である。
　実施の形態２．
　実施の形態１では、Ｒ４１０Ａに対応した冷凍サイクル装置１００においてＲ３２を使用する際に、同一の冷凍機油を使用して圧縮機１の下限回転数、及び、下限体積流量を規定したが、本実施の形態では、冷凍機油と冷媒の混合密度で、Ｒ４１０Ａに対してＲ３２の混合密度が９０％以上１１０％以下の冷凍機油を使用した場合とする。その他の演算条件は、実施の形態１と同様である。
　実施の形態２は、Ｒ３２に一般的に用いられる冷凍機油の密度の幅を想定し、圧縮機１の下限回転数、及び、下限体積流量を規定したものである。
　図７に数式（１）～（５）より求めた冷凍機油と冷媒の混合密度比と、Ｒ４１０Ａに対するＲ３２を使用したときの圧縮機の下限周波数増加率の関係を飽和温度毎に示す。
　図７の横軸に冷凍機油と冷媒の混合密度比を、縦軸に冷媒の飽和温度を示している。ここで、Ｒ４１０Ａ冷媒に対するＲ３２冷媒の混合密度比が９０％以上１１０％以下の冷凍機油を使用した範囲を太線で示している。
　実施の形態１と同様に暖房運転時の蒸発温度として－２０℃の冷媒飽和温度を、圧縮機１の下限周波数の増加補正の条件とすると、図７のプロットよりＲ３２を使用した際にはＲ４１０Ａに対して約１１％以上２４％以下の範囲で圧縮機１の下限周波数を高く設定する。
　また、実施の形態１に記載したように冷房運転時は、Ｒ４１０Ａ使用時に対して補正の必要はない。
　そして、数式（５）に規定されるように、このゼロペネ速度に対する圧縮機１の下限回転数の増加に比例して圧縮機１における体積流量の下限値も増加する。
　このように暖房運転時に圧縮機１の下限周波数、すなわち圧縮機１の下限体積流量を増加する設定を行い、圧縮機１の容量制御をすることで、Ｒ４１０ＡからＲ３２用の冷凍機油に密度が変更されたときでも、ゼロペネ速度以上に圧縮機吸入ガス管内のガス冷媒速度を保ち、ガス配管内における体積流量を増加させて冷凍機油の返油性能を確保することができる。
　実施の形態３．
　実施の形態１、実施の形態２では、暖房時に圧縮機１の下限周波数を増加させる補正を行うことで返油性能を確保したが、本実施の形態３では、冷凍機油の密度を小さなものに変更することで返油性能を確保する。
　図８にＲ４１０Ａ冷媒に対応した冷凍サイクル装置１００においてＲ３２を使用した際に、圧縮機下限周波数に対してゼロペネ速度を満足する油密度比率を示す。図８は、横軸に冷媒飽和温度、縦軸にＲ４１０Ａ用の冷凍機油に対するＲ３２用の冷凍機油の油密度比率を表している。
　実施の形態１、２と同様に暖房運転時の蒸発温度として－２０℃の冷媒飽和温度がゼロペネ速度が高く、返油性能が厳しい条件であるから、Ｒ４１０Ａ用の冷凍機油に対するＲ３２用の冷凍機油の油密度比率を概ね７２％以下として返油性能を確保する。
　このように、Ｒ４１０Ａに対応した冷凍サイクル装置１００にＲ３２を使用する際に、Ｒ３２用の冷凍機油として密度が小さいものを採用することで、ゼロペネ速度を満足する冷凍機油の密度を設定し、冷凍機油の返油性能を確保することができる。
　実施の形態４．
　実施の形態１では、Ｒ４１０Ａ冷媒に対応した冷凍サイクル装置１００においてＲ３２を使用する際に、同一の冷凍機油を使用して圧縮機１の下限回転数を規定したが、本実施の形態４では、冷凍機油をＲ４１０Ａにおいてはエーテル油を使用し、Ｒ３２においてはエステル油を使用した場合の圧縮機１の下限周波数、及び、下限体積流量を規定するものである。その他の演算条件は、実施の形態１と同様である。
　ここで、一例としてＲ４１０Ａに使用するエーテル油は、１気圧、摂氏１５℃で９３６．９［ｋｇ／ｍ３］。Ｒ３２に使用するエステル油は、１気圧、摂氏１５℃で９４７［ｋｇ／ｍ３］のものを使用する。
　なお、Ｒ３２に使用する冷凍機油をエステル油とするのは、粘度や密度が近い場合、エステル油はエーテル油に比べて二相分離温度が高いため、アキュームレータなどの冷媒容器で二相分離が発生しにくいためである。
　つまり、エステル油のほうがエーテル油に比べて返油性能が高いため、冷凍サイクルの信頼性を向上させることができる。
　図９は、上記の数式（１）～（５）を用いて冷媒飽和温度に対するゼロペネ速度と、ゼロペネ速度に対応した圧縮機１の下限体積流量を演算した結果を示したものである。また、冷媒飽和温度毎のＲ４１０Ａに対するＲ３２の圧縮機１の下限体積流量の増加率を示している。
　図９のＲ４１０ＡとＲ３２の冷媒飽和温度とゼロペネ速度に対応した圧縮機１の下限体積流量の関係から評価すると、暖房運転時で蒸発温度が－２０℃のときには、Ｒ３２の方がＲ４１０Ａに対して約１８％下限体積流量が高くなっていることがわかる。
　このように暖房運転時に圧縮機１の下限周波数、すなわち圧縮機１の下限体積流量を増加する設定を行い、圧縮機１の容量制御をすることで、Ｒ４１０ＡからＲ３２に冷媒ガス密度が変更されたときでも、ゼロペネ速度以上に圧縮機吸入ガス管内のガス冷媒速度を保ち、ガス配管内における体積流量を増加させて冷凍機油の返油性能を確保することができる。
　１　圧縮機、２　室外熱交換器、３　膨張弁、５　液管、６　室内熱交換器、７　ガス管、８　四方弁、９　アキュームレータ、３１　室外ファン、３２　室内ファン、４１吐出温度センサ、５０　制御基板、６１　室外機、６２　室内機、１００　冷凍サイクル装置。

Claims (7)

  1. 　容量可変の圧縮機と、Ｒ４１０Ａに対応した配管を備える冷凍サイクル装置であって、
    　前記圧縮機には、暖房運転時の体積流量の下限値である暖房時下限冷媒体積流量値が設定され、前記暖房時下限冷媒体積流量値以上となるように前記圧縮機の回転数を制御するものであり、
    　前記暖房時下限冷媒体積流量値は、Ｒ４１０Ａ冷媒を使用したときに設定される第１下限値と、前記Ｒ４１０Ａ冷媒に対応した冷凍サイクル装置にＲ３２冷媒を使用したときに設定される第１下限値よりも大きい値の第２下限値を有し、
    　前記Ｒ４１０Ａ冷媒に対応した冷凍サイクル装置に前記Ｒ３２冷媒を使用する暖房運転時には、前記第１下限値を前記第２下限値に増加させる補正を行い、前記圧縮機の回転数を制御することを特徴とする冷凍サイクル装置。
  2. 　前記暖房時下限冷媒体積流量値は、前記圧縮機の下限回転数を規定して設定することを特徴とする請求項１に記載の冷凍サイクル装置。
  3. 　前記暖房時下限冷媒体積流量値は、上向き方向のガス配管部において設定されることを特徴とする請求項１または２に記載の冷凍サイクル装置。
  4. 　前記Ｒ４１０Ａ冷媒と、前記Ｒ３２冷媒は、同一密度の冷凍機油を使用するものであって、前記第２下限値は、前記第１下限値に比べて、１７％以上増加することを特徴とする請求項１～３のいずれか１項に記載の冷凍サイクル装置。
  5. 　前記Ｒ４１０Ａ冷媒と、前記Ｒ３２冷媒は、冷凍機油と冷媒の混合密度で、前記Ｒ４１０Ａ冷媒に対して前記Ｒ３２冷媒の混合密度が９０％以上１１０％以下の冷凍機油を使用するものであって、前記第２下限値は、前記第１下限値に比べて、１１％以上２４％以下の範囲で増加することを特徴とする請求項１～３のいずれか１項に記載の冷凍サイクル装置。
  6. 　前記Ｒ４１０Ａ冷媒を使用した際の冷凍機油にエーテル油を使用し、前記Ｒ３２冷媒を使用した際の冷凍機油にエステル油を使用することを特徴とする請求項１～５のいずれか１項に記載の冷凍サイクル装置。
  7. 　容量可変の圧縮機と、凝縮器と、膨張弁と、蒸発器と、を備えたＲ４１０Ａ冷媒に対応した冷凍サイクル装置の運転方法であって、
    　前記圧縮機には、暖房運転時の体積流量の下限値である暖房時下限冷媒体積流量値が設定され、前記暖房時下限冷媒体積流量値以上となるように前記圧縮機の回転数を制御するものであり、
    　前記暖房時下限冷媒体積流量値は、Ｒ４１０Ａ冷媒を使用したときに設定される第１下限値と、前記Ｒ４１０Ａ冷媒に対応した冷凍サイクル装置にＲ３２冷媒を使用したときに設定される第１下限値よりも大きい値の第２下限値を有し、
    　前記Ｒ４１０Ａ冷媒に対応した冷凍サイクル装置に前記Ｒ３２冷媒を使用する暖房運転時には、前記第１下限値を前記第２下限値に増加させる補正を行い、前記圧縮機の回転数を制御することを特徴とする冷凍サイクル装置の運転方法。
PCT/JP2013/065643 2013-06-06 2013-06-06 冷凍サイクル装置 WO2014196045A1 (ja)

Priority Applications (6)

Application Number Priority Date Filing Date Title
EP13886330.3A EP3006859A4 (en) 2013-06-06 2013-06-06 Refrigeration cycle device
US14/890,966 US20160084556A1 (en) 2013-06-06 2013-06-06 Refrigeration cycle apparatus and method of operating the same
JP2015521223A JPWO2014196045A1 (ja) 2013-06-06 2013-06-06 冷凍サイクル装置、及び、冷凍サイクル装置の運転方法
PCT/JP2013/065643 WO2014196045A1 (ja) 2013-06-06 2013-06-06 冷凍サイクル装置
CN201380077051.8A CN105247296A (zh) 2013-06-06 2013-06-06 制冷循环装置
CN201410246753.0A CN104236167B (zh) 2013-06-06 2014-06-05 制冷循环装置

Applications Claiming Priority (1)

Application Number Priority Date Filing Date Title
PCT/JP2013/065643 WO2014196045A1 (ja) 2013-06-06 2013-06-06 冷凍サイクル装置

Publications (1)

Publication Number Publication Date
WO2014196045A1 true WO2014196045A1 (ja) 2014-12-11

Family

ID=52007721

Family Applications (1)

Application Number Title Priority Date Filing Date
PCT/JP2013/065643 WO2014196045A1 (ja) 2013-06-06 2013-06-06 冷凍サイクル装置

Country Status (5)

Country Link
US (1) US20160084556A1 (ja)
EP (1) EP3006859A4 (ja)
JP (1) JPWO2014196045A1 (ja)
CN (2) CN105247296A (ja)
WO (1) WO2014196045A1 (ja)

Cited By (4)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
WO2016125239A1 (ja) * 2015-02-02 2016-08-11 三菱電機株式会社 冷凍空調装置
JPWO2020066924A1 (ja) * 2018-09-28 2021-08-30 ダイキン工業株式会社 冷凍サイクル装置及びその制御方法
WO2022085112A1 (ja) * 2020-10-21 2022-04-28 三菱電機株式会社 冷熱源ユニットおよび冷凍サイクル装置
US11988426B2 (en) 2018-09-28 2024-05-21 Daikin Industries, Ltd. Refrigerant charging method

Families Citing this family (2)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JP6723137B2 (ja) * 2016-10-20 2020-07-15 サンデン・オートモーティブクライメイトシステム株式会社 車両用空気調和装置
JP2022184310A (ja) * 2021-06-01 2022-12-13 東芝キヤリア株式会社 熱媒体循環型加熱ヒートポンプ装置

Citations (6)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JP2000249410A (ja) * 1999-02-25 2000-09-14 Daikin Ind Ltd 冷凍装置の製造方法
JP2001272117A (ja) 2000-03-29 2001-10-05 Mitsubishi Electric Corp 冷凍空調サイクル装置
JP2003262418A (ja) * 2002-03-06 2003-09-19 Mitsubishi Electric Corp 冷凍空調装置
JP2004116885A (ja) * 2002-09-26 2004-04-15 Mitsubishi Electric Corp 冷凍空調サイクル装置の取り扱い方法、冷凍空調サイクル装置の冷媒回収機構
JP2011242048A (ja) * 2010-05-18 2011-12-01 Mitsubishi Electric Corp 冷凍サイクル装置
WO2013046822A1 (ja) * 2011-09-30 2013-04-04 日立アプライアンス株式会社 冷凍空調用圧縮機及び冷凍空調装置

Family Cites Families (4)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JP3598809B2 (ja) * 1997-08-25 2004-12-08 三菱電機株式会社 冷凍サイクル装置
US6189322B1 (en) * 1998-03-13 2001-02-20 Mitsubishi Denki Kabushiki Kaisha Refrigerant-circulating system, and refrigerant compressor and refrigeration cycle employing the refrigerant compressor
JP4836305B2 (ja) * 2000-02-16 2011-12-14 ダイキン工業株式会社 冷凍装置
CN101441015B (zh) * 2004-05-18 2011-06-01 松下电器产业株式会社 冷藏库

Patent Citations (6)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JP2000249410A (ja) * 1999-02-25 2000-09-14 Daikin Ind Ltd 冷凍装置の製造方法
JP2001272117A (ja) 2000-03-29 2001-10-05 Mitsubishi Electric Corp 冷凍空調サイクル装置
JP2003262418A (ja) * 2002-03-06 2003-09-19 Mitsubishi Electric Corp 冷凍空調装置
JP2004116885A (ja) * 2002-09-26 2004-04-15 Mitsubishi Electric Corp 冷凍空調サイクル装置の取り扱い方法、冷凍空調サイクル装置の冷媒回収機構
JP2011242048A (ja) * 2010-05-18 2011-12-01 Mitsubishi Electric Corp 冷凍サイクル装置
WO2013046822A1 (ja) * 2011-09-30 2013-04-04 日立アプライアンス株式会社 冷凍空調用圧縮機及び冷凍空調装置

Non-Patent Citations (1)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Title
See also references of EP3006859A4

Cited By (10)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
WO2016125239A1 (ja) * 2015-02-02 2016-08-11 三菱電機株式会社 冷凍空調装置
JPWO2016125239A1 (ja) * 2015-02-02 2017-06-29 三菱電機株式会社 冷凍空調装置
CN107110565A (zh) * 2015-02-02 2017-08-29 三菱电机株式会社 制冷空调装置
CN107110565B (zh) * 2015-02-02 2020-08-18 三菱电机株式会社 制冷空调装置
JPWO2020066924A1 (ja) * 2018-09-28 2021-08-30 ダイキン工業株式会社 冷凍サイクル装置及びその制御方法
JP7227506B2 (ja) 2018-09-28 2023-02-22 ダイキン工業株式会社 冷凍サイクル装置及びその制御方法
US11988426B2 (en) 2018-09-28 2024-05-21 Daikin Industries, Ltd. Refrigerant charging method
US11994323B2 (en) 2018-09-28 2024-05-28 Daikin Industries, Ltd. Refrigerant charging method, heat source unit, and renewed refrigeration cycle apparatus
WO2022085112A1 (ja) * 2020-10-21 2022-04-28 三菱電機株式会社 冷熱源ユニットおよび冷凍サイクル装置
JP7387022B2 (ja) 2020-10-21 2023-11-27 三菱電機株式会社 冷熱源ユニットおよび冷凍サイクル装置

Also Published As

Publication number Publication date
US20160084556A1 (en) 2016-03-24
CN104236167B (zh) 2017-04-12
JPWO2014196045A1 (ja) 2017-02-23
CN105247296A (zh) 2016-01-13
EP3006859A1 (en) 2016-04-13
EP3006859A4 (en) 2017-03-22
CN104236167A (zh) 2014-12-24

Similar Documents

Publication Publication Date Title
WO2014196045A1 (ja) 冷凍サイクル装置
US7775057B2 (en) Operational limit to avoid liquid refrigerant carryover
GB2530915B (en) Air-conditioning apparatus
US20190383538A1 (en) Air cooled chiller with heat recovery
EP2320169A1 (en) Air conditioner and method for determining the amount of refrigerant therein
CN111684218B (zh) 暖通空调系统、以及运行蒸气压缩系统的方法
JP5409743B2 (ja) 冷却装置
US20180058740A1 (en) Refrigeration cycle apparatus
JP6494659B2 (ja) 冷却機を作動させる方法
JP5887902B2 (ja) 冷凍サイクル装置
JP2009079842A (ja) 冷凍サイクル装置およびその制御方法
JP5979112B2 (ja) 冷凍装置
JP2013257121A (ja) 冷凍装置
CN105074353A (zh) 空调机以及空调机的运转方法
JP5220045B2 (ja) 冷却装置
JP2011047552A (ja) 冷凍サイクル装置及び空気調和装置
WO2014118953A1 (ja) 冷凍サイクル装置、及び、冷凍サイクル装置の制御方法
JP2011099591A (ja) 冷凍装置
WO2017221300A1 (ja) 空気調和装置
JP2011012958A (ja) 冷凍サイクル装置の制御方法
JP2010164270A (ja) 多室型空気調和機
CN112012929A (zh) 压缩机润滑油质量管理
JP6272365B2 (ja) 冷凍サイクル装置
WO2015121992A1 (ja) 冷凍サイクル装置
AU2013200092B2 (en) Air conditioning apparatus and air conditioning apparatus refrigerant quantity determination method

Legal Events

Date Code Title Description
121 Ep: the epo has been informed by wipo that ep was designated in this application

Ref document number: 13886330

Country of ref document: EP

Kind code of ref document: A1

WWE Wipo information: entry into national phase

Ref document number: 2013886330

Country of ref document: EP

WWE Wipo information: entry into national phase

Ref document number: 14890966

Country of ref document: US

ENP Entry into the national phase

Ref document number: 2015521223

Country of ref document: JP

Kind code of ref document: A

NENP Non-entry into the national phase

Ref country code: DE