WO2017164333A1 - 冷凍サイクル装置 - Google Patents

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WO2017164333A1
WO2017164333A1 PCT/JP2017/011839 JP2017011839W WO2017164333A1 WO 2017164333 A1 WO2017164333 A1 WO 2017164333A1 JP 2017011839 W JP2017011839 W JP 2017011839W WO 2017164333 A1 WO2017164333 A1 WO 2017164333A1
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篤 塩谷
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三菱重工サーマルシステムズ株式会社
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Definitions

  • the present invention relates to a refrigeration cycle apparatus having a refrigerant circuit in which a non-azeotropic mixture refrigerant is sealed and which can be used as an air conditioner or a water heater capable of heating operation.
  • HFC (hydrofluorocarbon) refrigerants represented by R410A are used in equipment that uses refrigeration cycles, such as air conditioners and water heaters, but with the background of tightening regulations to prevent global warming, Development of refrigerants with low global-warming potential (GWP) is underway.
  • R32 has a good performance as a refrigerant
  • its GWP is higher than that of R1234yf and R1234ze (E).
  • further reduction of GWP is required.
  • R1234yf and R1234ze (E) have better GWP but inferior performance to R32 and R410A.
  • the temperature slip in the case of condensation, is the difference between the temperature at which condensation starts and the temperature at which condensation ends.
  • the condensation start temperature and the condensation end temperature differ depending on the refrigerant, and R134a having a high boiling point is liquefied first, and R32 having a low boiling point is liquefied thereafter, so that a temperature slip occurs.
  • the temperature slip is, for example, about 6 ° C. in the case of a two-type mixed refrigerant, and reaches, for example, about 13 ° C. in the case of a three-type mixed refrigerant. It is difficult to establish the operating range of the refrigeration cycle in consideration of such temperature slip.
  • Patent Document 1 since the concentration of R 32 enclosed in the refrigerant circuit is high (80 wt%), the temperature slip is small.
  • a gas-liquid separator is connected to the position of a predetermined volume ratio of the heat exchanger that functions as a condenser during cooling operation, and the R134a rich saturated vapor refrigerant separated from the R1234yf rich liquid refrigerant is added to the condenser The temperature slip is suppressed by returning to the evaporator through the pressure reducing means.
  • R1234yf and R1234ze (E) having a low GWP are largely different in boiling point from R32, if the mixing ratio of R1234yf and R1234ze (E) is increased, the temperature slip becomes large. If the temperature slip is large, frost forms on the outdoor heat exchanger functioning as an evaporator during operation of heating application such as heating. Since the temperature of the refrigerant flowing through the evaporator does not become higher than the outside air temperature, for example, if the outside air temperature is 7 ° C. and the temperature slip is 10 ° C., the evaporation start temperature becomes a temperature condition below the freezing point, and to the evaporator Frost formation inevitably occurs. Therefore, it is difficult to reduce GWP in the refrigeration cycle apparatus for heating applications.
  • the magnitude of the thermal slip varies with the concentration of R32 in each of condensation and evaporation, as shown in FIG.
  • the temperature slip is the largest when the R32 concentration is about 20 wt%, and the temperature slip becomes smaller as the concentration of R32 becomes higher.
  • the refrigerant is branched in the middle of the condenser and separated into gas and liquid, and then the gas phase is returned to the condenser.
  • the effect of suppressing the temperature slip by this is limited, and The higher concentration of R32 enclosed in the refrigerant circuit contributes to suppression of temperature slip.
  • the ratio of R134a or R1234yf remains at 10 to 20%, so the GWP can not be lowered sufficiently.
  • the present invention can prevent the occurrence of frost formation and suppress the temperature slip to an extent that can be applied to heating applications while increasing the mixing ratio of the refrigerant with a small GWP in the non-azeotropic mixture refrigerant It aims at providing a cycle device.
  • the present invention has a refrigerant circuit in which a non-azeotropic mixture refrigerant is enclosed, which includes a compressor, a first heat exchanger, a pressure reducing unit, and a second heat exchanger, and can heat a heat load.
  • a refrigeration cycle apparatus which reduces the pressure of a non-azeotropic refrigerant flowed out of a condenser that is one of the first heat exchanger and the second heat exchanger to a two-phase gas-liquid state.
  • a heat reduction device for separating a non-azeotropic mixed refrigerant reduced to a gas-liquid two-phase state into a gas phase and a liquid phase, and a gas phase refrigerant in the gas-liquid separator
  • a first path supplying the evaporator that is the other of the exchanger and the second heat exchanger, and a second path bypassing the refrigerant in the liquid phase in the gas-liquid separator without supplying the refrigerant to the evaporator
  • the interlink to condense the refrigerant flowing in the first path by exchanging heat with the refrigerant flowing in the second path
  • Ra characterized in that it comprises a second pressure reducing unit for reducing the pressure of the refrigerant flowing through the first path, and a third pressure reducing unit for reducing the pressure of the refrigerant flowing through the second passage, the.
  • a receiver for receiving a liquid phase from a gas-liquid separator, and a flow path between the gas-liquid separator and the receiver may be opened or closed, or the flow rate of refrigerant flowing in the flow path may be adjusted.
  • the second valve is provided with a possible valve.
  • the non-azeotropic mixture refrigerant includes R32 as the first refrigerant and at least one of R1234yf and R1234ze (E) as the second refrigerant, and is not enclosed in the refrigerant circuit. It is preferable that the concentration of the first refrigerant in the entire azeotropic refrigerant mixture is 30 to 70 wt% (30 wt% or more and 70 wt% or less).
  • the non-azeotropic mixture refrigerant contains CO 2 as the third refrigerant, and the concentration of the third refrigerant in the entire non-azeotropic mixture refrigerant enclosed in the refrigerant circuit is 5 wt% or less Is preferred.
  • the refrigeration cycle apparatus of the present invention is capable of heating and cooling a thermal load, and has a switching valve that switches the direction of refrigerant flow in the refrigerant circuit, a bridge circuit that switches the direction of refrigerant flow in the refrigerant circuit, a gas-liquid separator
  • the third pressure reduction unit includes a path for merging the liquid phase in the gas-liquid separator with the refrigerant flowing out of the evaporator. It is preferable that it is comprised.
  • the refrigerant circuit is obtained by separating the non-azeotropic mixture refrigerant from gas to liquid and bypassing the refrigerant containing a large amount of refrigerant having a high boiling point (for example, R1234yf) to the evaporator without supplying it to the evaporator.
  • the mixing ratio of the low boiling point refrigerant (for example, R32) in the mixed refrigerant flowing through the refrigerant circuit can be significantly increased with respect to the composition of the mixed refrigerant enclosed in. As a result, temperature slippage can be sufficiently suppressed as sufficient to avoid frost formation.
  • the present invention in the mixed refrigerant sealed in the refrigerant circuit, it is possible to reduce the GWP by increasing the mixing ratio of the low GWP refrigerant having a high boiling point.
  • FIG. 2 is a ph diagram of the refrigeration cycle according to the first embodiment. It is a figure which shows the structure of the air conditioner concerning the modification of 1st Embodiment. It is a figure which shows the structure of the air conditioner concerning 2nd Embodiment (heating operation). It is a figure which shows the structure of the air conditioner concerning 2nd Embodiment (cooling operation). It is a figure which shows the structure of the air conditioner concerning 2nd Embodiment (cooling operation: at the time of gas-liquid separation). It is a figure which shows the temperature slide of condensation (upper stage), and the temperature slide of evaporation (lower stage).
  • the air conditioner 1 of the first embodiment shown in FIG. 1 is a refrigeration cycle apparatus capable of heating room air (heat load), that is, heating, using outside air as a heat source.
  • room air heat load
  • outside air outside air
  • the air conditioner 1 is demonstrated, the structure described below is applicable similarly to refrigerating-cycle apparatuses, such as a water heater which heats the water as heat load.
  • the air conditioner 1 has a refrigerant circuit 2 including a compressor 3, a first heat exchanger 4, pressure reducing units 5 (51 to 53), and a second heat exchanger 6. Each element included in the refrigerant circuit 2 is connected by piping.
  • a non-azeotropic mixed refrigerant is enclosed.
  • the compressor 3, the pressure reducing unit 5, and the second heat exchanger 6 constitute an outdoor unit 7.
  • the second heat exchanger 6 exchanges heat between the ambient air blown by the fan 61 and the refrigerant.
  • the first heat exchanger 4 constitutes an indoor unit 8.
  • the first heat exchanger 4 exchanges heat between the indoor air and the refrigerant blown by the fan 41.
  • a non-azeotropic mixed refrigerant is enclosed.
  • the non-azeotropic mixed refrigerant circulates through the refrigerant circuit 2 in the direction shown by the arrow in FIG.
  • the air conditioner 1 of the present embodiment is not used for cooling but is used only for heating, so the four-way valve 19 (switching valve) that switches the flow direction of the refrigerant can be omitted.
  • the refrigerant circuit 2 is configured to include the four-way valve 19 in order to make the outdoor unit common, regardless of the need to switch the flow direction of the refrigerant. Since the air conditioner 1 is operated for heating, in the present embodiment, the first heat exchanger 4 is referred to as a condenser 4 and the second heat exchanger 6 is referred to as an evaporator 6.
  • the non-azeotropic mixture refrigerant is a mixture of refrigerants having different boiling points
  • the non-azeotropic mixture refrigerant of the present embodiment is R32 as the first refrigerant and R1234yf as the second refrigerant having a boiling point higher than R32.
  • CO 2 as a third refrigerant.
  • R32 is a HFC (hydrofluorocarbon) refrigerant
  • R1234yf is a HFO (Hydro Fluoro Olefin) refrigerant.
  • the mixing ratio, ie, the concentration, of R 32 in the entire non-azeotropic mixed refrigerant sealed in the refrigerant circuit 2 is 30 to 70 wt% in weight% concentration. That is, GWP equal to or less than a predetermined value is secured by sufficiently increasing the mixing ratio of the second refrigerant (R1234yf) having a small GWP while adopting R32 which is excellent in condensation pressure, volumetric capacity, and refrigeration effect.
  • the composition of the mixed refrigerant sealed in the refrigerant circuit 2 is preferably such that the mixing ratio of the second refrigerant is larger than the mixing ratio of the first refrigerant.
  • the mixing ratio of CO 2 in the whole of the non-azeotropic mixed refrigerant sealed in the refrigerant circuit 2, that is, the concentration is 5 wt% or less in terms of weight% concentration.
  • the compressor 3 can be miniaturized by adding CO 2 which is excellent in volumetric capacity.
  • R1234ze (E) can be used instead of R1234yf.
  • R1234yf in the following description may be read as “R1234ze (E)”.
  • both R1234yf and R1234ze (E) can be used as the second refrigerant.
  • the mixing ratio of R32 in the non-azeotropic mixed refrigerant (hereinafter, mixed refrigerant) flowing through the evaporator 6 is the ratio of R32 in the entire mixed refrigerant enclosed in the refrigerant circuit 2 Higher than the mixing ratio (for example, 40 wt%).
  • the mixing ratio of R 32 in the mixed refrigerant flowing through the evaporator 6 is approximately 50 wt% (weight concentration).
  • the air conditioner 1 includes the pressure reducing units 51 to 53, the gas-liquid separator 11, and the refrigerant of the gas phase in the gas-liquid separator 11.
  • the mixed refrigerant of gas-liquid two phases which has flowed out of the condenser 4 and is decompressed by the decompressing unit 51 (first decompressing unit) is gas-liquid separated by the gas-liquid separator 11, and the gas phase separated from the liquid phase is intercooler
  • the R32 rich refrigerant separated from the R1234yf rich liquid refrigerant is made to flow to the evaporator 6 by condensing it by heat exchange with the liquid phase 13 and supplying it to the evaporator 6.
  • the air conditioner 1 of the present embodiment reduces the mixing ratio of R32 in the whole mixed refrigerant enclosed in the refrigerant circuit 2 and increases the mixing ratio of R1234yf, while securing the GWP below the predetermined value
  • the circuit 10 including the gas-liquid separator 11 and the intercooler 13 the mixing ratio (apparent mixing ratio) of R32 in the mixed refrigerant flowing through the refrigerant circuit 2 during operation is sufficiently increased.
  • FIG. 7 shows the relationship between the temperature slip and the mixing ratio (concentration) of R32, the temperature slip becomes higher as the mixing ratio (concentration) of R32 increases in the region exceeding 20 wt% which is the peak of the temperature slip. small.
  • the temperature slip of evaporation is suppressed to about 7.0 ° C. to 7.5 ° C. by sufficiently increasing the apparent mixing ratio of R32. Thereby, the generation of frost on the evaporator 6 can be avoided.
  • the performance of the air conditioner 1 is also improved by the high mixing ratio during operation of R32, which is superior in condensation pressure, volumetric capacity, and refrigeration effect compared to R1234yf, and can also contribute to downsizing.
  • the mixed refrigerant used in the present embodiment also contains a small amount of CO 2, but since it basically does not affect the operation of the circuit 10 described below, the description of CO 2 is omitted.
  • CO 2 since the low boiling point as compared with R32 and R1234yf, throughout the action described below, is basically a gaseous state.
  • Mixed refrigerant used in the present embodiment, without the CO 2 may be composed of only R32 and R1234yf.
  • the circuit 10 includes pressure reducing units 51 to 53 constituting the pressure reducing unit 5, a gas-liquid separator 11, a liquid receiver 110, and an intercooler 13.
  • the decompression units 51 to 53, the gas-liquid separator 11, the liquid receiver 110, and the intercooler 13 constitute an outdoor unit 7.
  • the pressure reducing units 51 to 53 both squeeze and expand the mixed refrigerant.
  • the throttling amount of each of these pressure reducing units 51 to 53 is adjustable.
  • the pressure reducing unit 51 is located between the condenser 4 and the gas-liquid separator 11.
  • the pressure reducing section 51 reduces the pressure of the refrigerant flowing from the outlet (3) of the condenser 4 to an intermediate pressure p1 (see FIG. 2) in which the gas-liquid two-phase state is established (4).
  • the pressure (intermediate pressure p1) of the refrigerant supplied to the gas-liquid separator 11 is controlled according to the throttling amount of the decompression unit 51.
  • the degree of dryness in the gas-liquid separator 11 is determined according to the intermediate pressure p1.
  • the gas-liquid separator 11 separates the gas-liquid two-phase refrigerant that has passed through the pressure reducing section 51 into a gas phase and a liquid phase.
  • the mixed refrigerant which has been depressurized to the intermediate pressure p1 of the gas-liquid two-phase by the depressurization unit 51, flows into the gas-liquid separator 11 in a state where R1234yf having a high boiling point is liquefied more than R32.
  • the refrigerant that has flowed in is separated in the gas-liquid separator 11 according to the degree of dryness corresponding to the intermediate pressure p1.
  • the saturated liquid (5) accumulated in the gas-liquid separator 11 contains more R1234yf than R32.
  • the liquid phase in the gas-liquid separator 11 is supplied to the low temperature path 13 L of the intercooler 13 via the liquid receiver 110.
  • the liquid phase refrigerant is bypassed through the evaporator 6 through the second path 122 (bypass path).
  • the second path 122 is indicated by a broken line.
  • the receiver 110 receives and stores the liquid refrigerant from the gas-liquid separator 11.
  • the liquid refrigerant exceeding a predetermined liquid level in the liquid receiver 110 flows into the low temperature path 13 L of the intercooler 13.
  • the second path 122 is preferably provided with the receiver 110.
  • the state of gas-liquid separation in the gas-liquid separator 11 is determined by the dryness corresponding to the intermediate pressure p1.
  • the evaporator 6 is supplied with the R1234yf-rich liquid refrigerant bypassed without supplying it to the evaporator 6, and only the R32-rich refrigerant separated from the liquid phase is allowed to flow into the evaporator 6, whereby the evaporator 6 is produced.
  • the mixing ratio of R32 in the mixed refrigerant flowing through is higher than the actual mixing ratio (the mixing ratio of R32 in the entire mixed refrigerant enclosed in the refrigerant circuit 2).
  • the mixing ratio of R1234yf in the whole mixed refrigerant enclosed in the refrigerant circuit 2 is high, the liquid refrigerant mainly containing R1234yf is separated, and the evaporator 6 is bypassed to flow into the evaporator 6. Can significantly increase the mixing ratio of R32 and reduce temperature slip accordingly.
  • the apparent mixing ratio of R32 can be increased to sufficiently reduce the temperature slip.
  • a gas-liquid separator of a known appropriate type can be used.
  • a gravity separation system that separates the gas phase and the liquid phase according to the difference in specific gravity (density difference), giving a swirling flow to the refrigerant, the gas phase and the liquid phase
  • a method of centrifuging the surface and a surface tension type that holds the liquid in a bellows portion provided on the inner circumferential portion of the flow path. From the viewpoint of miniaturizing the outdoor unit 7, a centrifugal separation type and a surface tension type are preferable.
  • the gas phase (6) separated from the liquid phase by the gas-liquid separator 11 is supplied to the evaporator 6 through the high temperature path 13H of the intercooler 13.
  • the intercooler 13 includes a high temperature path 13H through which the gas phase flows and a low temperature path 13L through which the liquid phase flows.
  • the high temperature path 13H corresponds to a part of the first path 121 for supplying the vapor phase in the gas-liquid separator 11 to the evaporator 6.
  • the low temperature path 13 ⁇ / b> L corresponds to a part of the second path 122 which bypasses the liquid phase in the gas-liquid separator 11 without supplying the liquid phase to the evaporator 6.
  • the intercooler 13 exchanges heat between the gas phase flowing through the high temperature path 13H and the liquid phase flowing through the low temperature path 13L.
  • the gas phase of the high temperature path 13H is dissipated into the liquid phase of the low temperature path 13L and condensed. Only when the condensed refrigerant flows into the evaporator 6 and is gasified by heat exchange with the outside air, it is possible to establish a refrigeration cycle in which an energy change is obtained by the latent heat.
  • the gas phase flowing out of the gas-liquid separator 11 is preferably condensed to a saturated liquid by the intercooler 13 (7).
  • the pressure reducing section 52 (second pressure reducing section) is located between the high temperature path 13H of the intercooler 13 and the evaporator 6 downstream therefrom in the first path 121.
  • the refrigerant flowing out of the high temperature path 13 H is depressurized to the evaporation pressure p 2 which is the pressure at which evaporation starts, in accordance with the throttling amount of the decompression unit 52 (8), and flows into the evaporator 6.
  • the inflow is the R32 rich mixed refrigerant.
  • the mixed refrigerant flowing through the evaporator 6 evaporates by absorbing heat from the outside air (9).
  • the liquid phase having flowed out of the low temperature path 13L of the intercooler 13 is reduced in pressure by the pressure reducing portion 53 (third pressure reducing portion) located in the second path 122 (10) Only evaporate.
  • the second path 122 is connected to a path through which the low-pressure refrigerant flowing from the outlet of the evaporator 6 flows (11). Under the influence of the low-pressure refrigerant, the refrigerant flows downstream while evaporating on the downstream side of the pressure reducing unit 53.
  • FIG. 2 schematically shows a ph diagram of the air conditioner 1 as an example.
  • the operation of the refrigerant circuit 2 will be described with reference to FIG.
  • the high-temperature and high-pressure refrigerant discharged from the compressor 3 flows into the condenser 4 (2).
  • the refrigerant condensed by radiating heat to the indoor air by the condenser 4 (3) is decompressed to an intermediate pressure p1 by the decompression unit 51 to be in a gas-liquid two-phase state (4), and the gas-liquid separator 11 Gas and liquid are separated (5) and (6).
  • the R32 rich gas phase (6) separated from the liquid phase (5) by the gas-liquid separator 11 is condensed by heat exchange with the liquid phase (5) by the intercooler 13 (7).
  • the pressure is reduced to the evaporation pressure p 2 by the pressure reduction unit 52 (8), and then flows into the evaporator 6. Since the mixing ratio of R32 in the mixed refrigerant flowing through the evaporator 6 is high, the temperature slip between the evaporation start temperature and the evaporation end temperature is small.
  • the gas refrigerant evaporated by the evaporator 6 is supplied to the compressor 3 (9).
  • the liquid phase (5) is depressurized by the depressurization unit 53 (10), passes through the intercooler 13, and evaporates toward the end (11) of the second path 122 It flows to the side.
  • the refrigerant circuit 2 is separated by gas-liquid separation into R1234yf-rich liquid refrigerant and R32-rich gas refrigerant, and bypassing the R1234yf-rich refrigerant to the evaporator 6 without supplying it.
  • the mixture ratio of R 32 can be increased to flow into the evaporator 6 to the extent of reversing the composition of the mixed refrigerant enclosed in. As a result, temperature slippage is suppressed, so frost formation on the evaporator 6 can be avoided. Further, since the composition of the mixed refrigerant flowing from the evaporator 6 through the compressor 3 to the condenser 4 is also rich in R32, the temperature slip of condensation can also be suppressed. Thus, the operating range of the air conditioner 1 can be established over a wide operating range.
  • the mixing ratio of the low GWP R1234yf in the non-azeotropic mixed refrigerant sealed in the refrigerant circuit 2 is high, so that GWP less than 300 can be realized.
  • the gas-liquid separation state is controlled by controlling the intermediate pressure p1 according to the throttling amount of the pressure reducing section 51.
  • the intermediate pressure p1 is preferably controlled, for example, so that the dryness is in the range of 0.3 to 0.5.
  • the lower limit of dryness can be set to 0.1, for example. It is preferable to set the flow rates of the liquid phase (5) and the gas phase (6) branched by the gas-liquid separator 11 in consideration of the energy balance. For example, when the dryness of the gas-liquid separator 11 is 0.5, each of the second pressure reducing portion 51 and the third pressure reducing portion 52 so that the flow rates of the liquid phase and the gas phase become equal (1: 1). It is good to adjust the aperture of
  • the air conditioner 1 shown in FIG. 3 includes a liquid receiver 110 and a valve 14 for opening and closing the flow path 11A between the gas-liquid separator 11 and the liquid receiver 110 in the second path 122.
  • a valve 14 for opening and closing the flow path 11A between the gas-liquid separator 11 and the liquid receiver 110 in the second path 122.
  • the valve 14 is closed to stop liquid reception from the gas-liquid separator 11 to the liquid receiver 110.
  • the pressure reducing unit 53 is opened (the opening degree is fully open). If the operation is continued as it is, the liquid refrigerant in the receiver 110 evaporates toward the end (11) so that the low pressure of the path to which the end (11) of the second path 122 is connected is pulled. It flows downstream. At this time, mainly, R32 having a low boiling point is evaporated and released from the end (11) of the second path 122.
  • the discharged R32 rich refrigerant is drawn into the compressor 3 and circulated through the refrigerant circuit 2 to increase the mixing ratio during operation of R32.
  • R1234yf is concentrated along with the release of the R32 rich refrigerant.
  • the R32 rich refrigerant can be further extracted from the R1234yf rich liquid refrigerant separated from the R32 rich gas phase by the gas-liquid separator 11 and released to the refrigerant circuit 2 Therefore, the mixing ratio at the time of operation of R32 can be further increased.
  • the R32 release control described above can be repeated at a predetermined frequency.
  • the valve 14 is opened, the throttling amount of the pressure reducing unit 53 is set, and the normal operation mode similar to that described in the first embodiment can be shifted.
  • the liquid level in the receiver 110 is detected, and if it is stored above the predetermined starting liquid level, the R32 release operation mode is started, and the liquid level in the liquid receiver 110 becomes the predetermined ending liquid level.
  • the R32 release operation mode may be ended if the speed is lower than the above.
  • Similar control may be performed using a flow control valve capable of changing the flow rate of the refrigerant flowing through the flow path 11A between the gas-liquid separator 11 and the liquid receiver 110 instead of the valve 14. That is, instead of opening the valve 14, the flow rate of the flow path 11A may be increased by the flow rate adjusting valve, and instead of closing the valve 14, the flow rate of the flow path 11A may be decreased by the flow rate adjusting valve.
  • the air conditioner 9 according to the second embodiment can heat and cool room air (heat load) by using outside air as a heat source. That is, the air conditioner 9 is used for both cooling and heating applications.
  • 4 to 6 show the configuration of the same air conditioner 9.
  • the air conditioner 9 can perform the heating operation shown in FIG. 4 and the cooling operation shown in FIGS. 5 and 6 by switching the flow direction of the refrigerant with the four-way valve 19.
  • the first heat exchanger 4 functions as a condenser
  • the second heat exchanger 6 functions as an evaporator.
  • the first heat exchanger 4 functions as an evaporator
  • the second heat exchanger 6 functions as a condenser. 4 to 6
  • the path from the discharge port of the compressor 3 to the inlet of the evaporator is shown by a solid line
  • the path from the outlet of the evaporator to the suction port of the compressor 3 is shown by a two-dot chain line.
  • a bypass section 15A is introduced in which the liquid phase separated from the gas phase by the gas-liquid separator 11 is introduced instead of the decompression section 53 of the first embodiment for throttling expansion. (It shows with a broken line) and the on-off valve 151 which opens and closes the bypass area 15A.
  • the end of the bypass section 15A is connected to a path 15B which flows out of the evaporator 6 and goes to the compressor 3.
  • the bypass section 15A corresponds to a third pressure reducing unit that reduces the pressure of the refrigerant.
  • the bypass section 15A and the path 15B constitute a second path 122 for bypassing the liquid phase in the gas-liquid separator 11 without supplying the liquid phase to the evaporator 6.
  • the air conditioner 9 reduces the pressure of the refrigerant flowing out of the condenser (4, 6) to a gas-liquid two-phase state as necessary, not only during heating operation but also during cooling operation. The liquid is separated, and the R32 rich refrigerant is made to flow into the evaporator (6, 4).
  • the air conditioner 9 is provided with a bridge circuit 16 so that the process is established during the heating operation and the cooling operation.
  • the bridge circuit 16 is composed of four check valves 161 to 164 which determine the flow direction of the refrigerant in one direction.
  • Heating operation The heating operation will be described with reference to FIG.
  • the on-off valve 151 is opened, and the bypass section 15A is opened.
  • the on-off valve 171 of the merging path 17 provided in the liquid receiver 110 is closed in order to prevent gas-liquid separation in the cooling operation.
  • the merging path 17 connects the inside of the liquid receiver 110 and the first path 121 from which the gas phase in the gas-liquid separator 11 is taken out. 4 to 6, the closed valve is shown in black.
  • the refrigerant flowing out of the condenser 4 is depressurized to an intermediate pressure of the gas-liquid two phase by the pressure reducing section 51 and flows into the gas-liquid separator 11 through the check valve 161 of the bridge circuit 16.
  • the liquid phase in the gas-liquid separator 11 flows into the bypass section 15A through the liquid receiver 110, and is decompressed under the influence of the low pressure refrigerant flowing in the path 15B connected to the end of the bypass section 15A. Merge with the refrigerant flowing through the Then, it flows toward the compressor 3 while evaporating the path 15B.
  • the path 15B includes the low temperature path 13L of the intercooler 13.
  • the gas phase separated from the liquid phase in the gas-liquid separator 11 flows through the high temperature path 13H of the intercooler 13, and is condensed by heat exchange with the refrigerant flowing through the low temperature path 13L. Then, it passes through the check valve 163 of the bridge circuit 16, is reduced in pressure by the pressure reducing section 52, and then flows into the evaporator 6.
  • the pressure reducing unit 52 corresponds to a first pressure reducing unit that reduces the pressure of the refrigerant flowing out of the condenser 6 to a gas-liquid two-phase state, and the pressure reducing unit 51 is separated from the liquid phase This corresponds to a second pressure reducing unit that reduces the pressure of the refrigerant flowing through the first path 121 to the pressure at the inlet of the evaporator 4.
  • the apparent mixing ratio of R32 is only when there is a possibility that frost formation may occur due to the temperature slip because the temperature difference between the refrigerant flowing through the evaporator 4 and the heat load (room air) is small. Increase temperature to suppress temperature slippage.
  • processing for suppressing the temperature slip is performed (FIG. 6), and when the temperature of the indoor air is equal to or higher than the predetermined value No processing is performed (FIG. 5).
  • the temperature of the refrigerant flowing through the evaporator 4 can also be detected, and it can be determined based on the difference between the temperature and the detected temperature of the indoor air whether or not the process of suppressing the temperature slip is performed. In addition, appropriate determination criteria can be used.
  • the on-off valve 151 of the bypass section 15A is closed, and the on-off valve 171 of the merging path 17 prepared in the liquid receiver 110 is opened.
  • the liquid phase in the gas-liquid separator 11 flows into the merging path 17 through the receiver 110 and flows out of the merging path 17 into the first path 121. That is, the refrigerant flowing out of the gas-liquid separator 11 in the liquid phase merges with the refrigerant flowing out of the gas-liquid separator 11 in the gas phase. If a sufficient capacity is secured in the gas-liquid separator 11, the receiver 110 is not necessarily required.
  • the refrigerant flowing out from the outlet of the condenser 6 and reduced in pressure to an intermediate pressure by the first pressure reducing section (here, the pressure reducing section 52) passes through the check valve 164 of the bridge circuit 16 and flows into the gas-liquid separator 11. Do. In the gas-liquid separator 11, the refrigerant is once separated into a liquid phase and a gas phase, but these liquid phase and the gas phase are subsequently merged (see 20 in FIG. 5). That is, since it is not necessary to bypass the R1234yf rich liquid phase in the gas-liquid separator 11, it is supplied to the evaporator 4 together with the gas phase.
  • the combined refrigerant is heat-exchanged with the refrigerant in the low temperature path 13L while passing through the high temperature path 13H of the intercooler 13, passes through the check valve 162 of the bridge circuit 16, and further a second pressure reducing portion (here, pressure reducing portion 51).
  • the pressure is reduced by the pressure, and then flows into the evaporator 4.
  • the on-off valve 151 of the bypass section 15A is opened, and the on-off valve 171 of the merging path 17 prepared in the liquid receiver 110 is closed.
  • the decompressed refrigerant is separated into a gas phase and a liquid phase.
  • the on-off valve 151 is unnecessary.
  • the liquid phase flowing from the gas-liquid separator 11 into the bypass section 15A via the liquid receiver 110 is decompressed under the influence of the low-pressure refrigerant flowing through the path 15B, and flows toward the compressor 3 while evaporating the path 15B.
  • the R32 rich gas phase separated from the liquid phase in the gas-liquid separator 11 is condensed by heat exchange with the refrigerant flowing into the low temperature path 13L from the path 15B. Then, the pressure is reduced by the second pressure reduction unit (pressure reduction unit 51), and then passes through the check valve 162 of the bridge circuit 16 and flows into the evaporator 4.
  • the receiver 110 and the valve 14 are used also in the heating operation (FIG. 4) and the cooling operation (FIG. 6) of the second embodiment. Control to release the R32 rich refrigerant from the second path 122 to the refrigerant circuit 2 is possible.
  • the configurations described in the above embodiment can be selected or changed to other configurations as appropriate without departing from the spirit of the present invention.
  • An appropriate refrigerant having different boiling points can be used as the non-azeotropic mixture refrigerant in the present invention.
  • the GWP In the mixed refrigerant sealed in the refrigerant circuit, the GWP can be reduced by increasing the mixing ratio of the low GWP refrigerant having a high boiling point.
  • Air conditioner refrigerating cycle device
  • Reference Signs List 2 refrigerant circuit 3 compressor 4 first heat exchanger 5 pressure reducing unit 51 to 53 pressure reducing unit 6 second heat exchanger 7 outdoor unit 8 indoor unit 9 air conditioner (refrigerating cycle device)
  • Receiver 121 1st path 122 2nd path 13 intercooler 13H high temperature path 13L low temperature path 14 valve 15A bypass section (3rd pressure reduction part, path) 15B Path 151
  • On-off valve 16 Bridge circuit 161 to 164 Check valve 17 Joint path 171 On-off valve 18 Sensor 19 Four-way valve p1 Intermediate pressure p2 Evaporation pressure

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Abstract

空気調和機１は、凝縮器４から流れ出た非共沸混合冷媒の圧力を気液二相の状態にまで減少させる第１減圧部５１と、気液二相の状態にまで減圧された非共沸混合冷媒を気相および液相に分離する気液分離器１１と、気液分離器１１における気相の冷媒を、蒸発器６へと供給する第１経路１２１と、気液分離器１１における液相の冷媒を蒸発器６に対してバイパスする第２経路１２２と、第１経路１２１を流れる冷媒を、第２経路１２２を流れる冷媒との間で熱交換することで凝縮させるインタークーラー１３と、第１経路１２１を流れる冷媒の圧力を減少させる第２減圧部５２と、第２経路１２２を流れる冷媒の圧力を減少させる第３減圧部５３とを備える。

Description

冷凍サイクル装置
　本発明は、非共沸混合冷媒が封入された冷媒回路を有し、暖房運転可能な空気調和機や給湯器として用いることのできる冷凍サイクル装置に関する。
　空気調和機や給湯器等、冷凍サイクルを利用する装置には、現状、Ｒ４１０Ａに代表されるＨＦＣ（hydrofluorocarbon）冷媒が使用されているが、地球温暖化を防止するための規制強化を背景に、ＧＷＰ（Global-warming potential）が低い冷媒の開発が進められている。Ｒ４１０Ａ（ＧＷＰ＝２０９０）よりもＧＷＰが低い冷媒の候補としては、Ｒ３２（ＧＷＰ＝６７５）、Ｒ１２３４ｙｆ（ＧＷＰ＝４）およびＲ１２３４ｚｅ(E)（ＧＷＰ＝６）、自然系冷媒ではＣＯ２（ＧＷＰ＝１）等がある。
　ここで、Ｒ３２は、冷媒としての性能は良いが、Ｒ１２３４ｙｆやＲ１２３４ｚｅ(E)と比べてＧＷＰが高い。今後、ＧＷＰの更なる削減が求められている。
　Ｒ３２とは逆に、Ｒ１２３４ｙｆやＲ１２３４ｚｅ(E)は、ＧＷＰは良いが、Ｒ３２やＲ４１０Ａと比べて性能が劣る。
　要求されるＧＷＰや性能、燃焼性等の観点から、種々の冷媒の開発が進められているものの、それらの要求を単一の冷媒により満たすことは難しい。そのため、２種以上の冷媒を所定の比率で混合して用いることが提案されている（例えば、特許文献１）。
　特許文献１の空気調和機では、第１の冷媒であるＲ３２と、第２の冷媒であるＲ１３４ａ（またはＲ１２３４ｙｆ）とを、第１の冷媒が８０ｗｔ％、第２の冷媒が２０ｗｔ％の混合比で用いている。
　ここで、Ｒ３２と、Ｒ１３４ａ（またはＲ１２３４ｙｆ）のように、沸点の異なる非共沸冷媒を混合して用いる場合、温度すべり（Temperature glide、温度勾配）が存在する。
　温度すべりは、凝縮で言えば、凝縮開始の温度と凝縮終了の温度との差である。凝縮開始温度と凝縮終了温度とが冷媒によって異なっており、沸点が高いＲ１３４ａが先に液化し、沸点が低いＲ３２がその後に液化するため、温度すべりが発生する。温度すべりは、２種混合冷媒の場合で、例えば、６℃程度あり、３種混合冷媒の場合は、例えば１３℃程度にも達する。こういった温度すべりを考慮して冷凍サイクルの運転範囲を成立させるのが難しい。
　特許文献１では、冷媒回路に封入されているＲ３２の濃度が高いので（８０ｗｔ％）、温度すべりは小さい。それに加え、冷房運転時に凝縮器として機能する熱交換器の所定の容積比の位置に気液分離器を接続し、Ｒ１２３４ｙｆリッチな液冷媒から分離された、Ｒ１３４ａリッチな飽和蒸気冷媒を凝縮器に戻し、減圧手段を経て蒸発器へと導くことで温度すべりを抑えている。
特開２０１２－２３６８８４号公報
　ＧＷＰが低いＲ１２３４ｙｆやＲ１２３４ｚｅ(E)は、Ｒ３２とは沸点が大きく異なるため、Ｒ１２３４ｙｆやＲ１２３４ｚｅ(E)の混合比率を上げると、温度すべりが大きくなる。
　温度すべりが大きいと、暖房等の加熱用途の運転時に、蒸発器として機能する室外の熱交換器に着霜が発生する。蒸発器を流れる冷媒の温度は外気温以上にはならないので、例えば、外気温が７℃であって、温度すべりが１０℃であるならば、蒸発開始温度が氷点下の温度条件となり、蒸発器への着霜が不可避的に発生する。そのため、加熱用途の冷凍サイクル装置においてＧＷＰを低減することが困難である。
　温度すべりの大きさは、図７に示すように、凝縮および蒸発のそれぞれにおけるＲ３２の濃度によって変化する。図７に示す例では、凝縮および蒸発のいずれにおいても、Ｒ３２濃度が約２０ｗｔ％であるとき温度すべりが最も大きく、そこからＲ３２の濃度が高くなるにつれて温度すべりが小さくなる。
　特許文献１では、凝縮器の途中で冷媒を分岐させ、気液分離した上で、気相を凝縮器に戻しているが、それによる温度すべりの抑制効果は限定的であり、それよりも、冷媒回路に封入されているＲ３２の濃度が高いことの方が、温度すべりの抑制に寄与している。特許文献１では、Ｒ１３４ａまたはＲ１２３４ｙｆの比率が１０～２０％に留まるため、ＧＷＰを十分に下げることができていない。
　以上より、本発明は、非共沸混合冷媒においてＧＷＰが小さい冷媒の混合比率を高めながらも、着霜の発生を回避して加熱用途に適用可能な程度にまで温度すべりを抑えることができる冷凍サイクル装置を提供することを目的とする。
　本発明は、非共沸混合冷媒が封入され、圧縮機、第１熱交換器、減圧部、および第２熱交換器を含んで構成された冷媒回路を有し、熱負荷の加熱が可能な冷凍サイクル装置であって、第１熱交換器および第２熱交換器のうちのいずれか一方である凝縮器から流れ出た非共沸混合冷媒の圧力を気液二相の状態にまで減少させる第１減圧部と、気液二相の状態にまで減圧された非共沸混合冷媒を気相および液相に分離する気液分離器と、気液分離器における気相の冷媒を、第１熱交換器および第２熱交換器のうちの他方である蒸発器へと供給する第１経路と、気液分離器における液相の冷媒を蒸発器に対して供給せずにバイパスする第２経路と、第１経路を流れる冷媒を、第２経路を流れる冷媒との間で熱交換することで凝縮させるインタークーラーと、第１経路を流れる冷媒の圧力を減少させる第２減圧部と、第２経路を流れる冷媒の圧力を減少させる第３減圧部と、を備えることを特徴とする。
　本発明の冷凍サイクル装置は、気液分離器から液相を受け入れる受液器と、気液分離器および受液器の間の流路を開閉または流路を流れる冷媒の流量を調整することが可能な弁と、を第２経路に備えることが好ましい。
　本発明の冷凍サイクル装置において、非共沸混合冷媒は、第１冷媒としてのＲ３２と、第２冷媒としてのＲ１２３４ｙｆおよびＲ１２３４ｚｅ(E)の少なくとも一方と、を含み、冷媒回路に封入されている非共沸混合冷媒の全体における第１冷媒の濃度が３０～７０ｗｔ％（３０ｗｔ％以上、７０ｗｔ％以下）であることが好ましい。
　本発明の冷凍サイクル装置において、非共沸混合冷媒は、第３冷媒としてのＣＯ２を含み、冷媒回路に封入されている非共沸混合冷媒の全体における第３冷媒の濃度が５ｗｔ％以下であることが好ましい。
　本発明の冷凍サイクル装置は、熱負荷の加熱および冷却が可能であって、冷媒回路における冷媒流れの向きを切り替える切替弁と、冷媒回路における冷媒流れの向きを切り替えるブリッジ回路と、気液分離器における液相を、気液分離器における気相に合流させる合流経路と、を備え、第３減圧部は、気液分離器における液相を、蒸発器から流れ出た冷媒に合流させる経路を含んで構成されていることが好ましい。
　本発明によれば、非共沸混合冷媒を気液分離し、沸点の高い冷媒（例えば、Ｒ１２３４ｙｆ）が多く含まれる冷媒を蒸発器に対して供給せずにバイパスさせていることにより、冷媒回路に封入されている混合冷媒の組成に対して、冷媒回路を流通する混合冷媒における沸点の低い冷媒（例えば、Ｒ３２）の混合比率を大幅に高めることができる。それによって、着霜を回避するのに足りるほど、温度すべりを十分に抑制することができる。
　本発明によれば、冷媒回路に封入される混合冷媒において、低ＧＷＰである沸点の高い冷媒の混合比率を増やすことにより、ＧＷＰを低減することができる。
第１実施形態に係る空気調和機（冷凍サイクル装置）の構成を示す図である。 第１実施形態に係る冷凍サイクルのｐ－ｈ線図である。 第１実施形態の変形例に係る空気調和機の構成を示す図である。 第２実施形態に係る空気調和機の構成を示す図である（暖房運転）。 第２実施形態に係る空気調和機の構成を示す図である（冷房運転）。 第２実施形態に係る空気調和機の構成を示す図である（冷房運転：気液分離時）。 凝縮の温度すべりと（上段）、蒸発の温度すべりと（下段）とを示す図である。
　以下、添付図面を参照しながら、本発明の実施形態について説明する。
〔第１実施形態〕
　図１に示す第１実施形態の空気調和機１は、外気を熱源として室内空気（熱負荷）の加熱、つまり暖房が可能な冷凍サイクル装置である。
　以下、空気調和機１について説明するが、以下で述べる構成は、熱負荷としての水を加熱する給湯器等の冷凍サイクル装置にも同様に適用することができる。
　空気調和機１は、圧縮機３、第１熱交換器４、減圧部５（５１～５３）、および第２熱交換器６を含む冷媒回路２を有している。冷媒回路２に含まれる各要素は、配管により接続されている。
　冷媒回路２には、非共沸混合冷媒が封入されている。
　圧縮機３、減圧部５、および第２熱交換器６は、室外機７を構成している。第２熱交換器６は、ファン６１により送風される外気と冷媒との間で熱交換させる。
　第１熱交換器４は、室内機８を構成している。第１熱交換器４は、ファン４１により送風される室内空気と冷媒との間で熱交換させる。
　冷媒回路２には、非共沸混合冷媒が封入されている。非共沸混合冷媒は、図１に矢印で示す向きに冷媒回路２を循環する。
　本実施形態の空気調和機１は、冷房には用いられないで暖房のみに用いられるため、冷媒の流れの向きを切り替える四方弁１９（切替弁）を省略することができる。冷媒の流れの向きを切り替える必要性にかかわらず、室外機ユニットを共通化するため、冷媒回路２は四方弁１９を含んで構成されている。
　空気調和機１は暖房運転されるため、本実施形態においては、第１熱交換器４のことを凝縮器４と称し、第２熱交換器６のことを蒸発器６と称する。
　非共沸混合冷媒は、沸点の異なる冷媒が混合されたものであり、本実施形態の非共沸混合冷媒は、第１冷媒としてのＲ３２と、Ｒ３２よりも沸点が高い第２冷媒としてのＲ１２３４ｙｆと、第３冷媒としてのＣＯ２とを含んでいる。Ｒ３２は、ＨＦＣ（hydrofluorocarbon）冷媒であり、Ｒ１２３４ｙｆは、ＨＦＯ（Hydro Fluoro Olefin）冷媒である。
　冷媒回路２に封入された非共沸混合冷媒の全体におけるＲ３２の混合比率、すなわち濃度は、重量％濃度で、３０～７０ｗｔ％である。
　つまり、凝縮圧力、体積能力、および冷凍効果に優れるＲ３２を採用しつつ、ＧＷＰが小さい第２冷媒（Ｒ１２３４ｙｆ）の混合比率を十分に高くすることにより、所定値以下のＧＷＰを担保している。冷媒回路２に封入される混合冷媒の組成として、第２冷媒の混合比率が第１冷媒の混合比率よりも多いことが好ましい。
　また、冷媒回路２に封入された非共沸混合冷媒の全体におけるＣＯ２の混合比率、すなわち濃度は、重量％濃度で、５ｗｔ％以下である。体積能力に優れるＣＯ２を加えることで、圧縮機３の小型化が可能となる。
　第２冷媒として、Ｒ１２３４ｙｆに代えて、Ｒ１２３４ｚｅ(E)を用いることもできる。その場合は、以下の説明における「Ｒ１２３４ｙｆ」を「Ｒ１２３４ｚｅ(E)」に読み替えればよい。
　また、第２冷媒として、Ｒ１２３４ｙｆおよびＲ１２３４ｚｅ(E)の両方を用いることもできる。
　空気調和機１が暖房運転されている間、蒸発器６を流れる非共沸混合冷媒（以下、混合冷媒）におけるＲ３２の混合比率は、冷媒回路２に封入されている混合冷媒の全体におけるＲ３２の混合比率（例えば、４０ｗｔ％）よりも高い。蒸発器６を流れる混合冷媒におけるＲ３２の混合比率は、概ね、５０ｗｔ％前後である（重量濃度）。
　上記のように封入混合比率とは異なる運転時の混合比率を実現するため、空気調和機１は、減圧部５１～５３と、気液分離器１１と、気液分離器１１における気相の冷媒を蒸発器６へと供給する第１経路１２１と、気液分離器１１における液相の冷媒を蒸発器６に供給せずにバイパスする第２経路１２２と、インタークーラー１３（冷媒間熱交換器）とを備えている。そして、凝縮器４から流れ出て減圧部５１（第１減圧部）により減圧された気液二相の混合冷媒を気液分離器１１により気液分離し、液相から分離された気相をインタークーラー１３により液相との熱交換により凝縮させてから蒸発器６へと供給することで、Ｒ１２３４ｙｆリッチな液冷媒から分離されたＲ３２リッチな冷媒が蒸発器６に流れるようにしている。
　つまり、本実施形態の空気調和機１は、冷媒回路２に封入されている混合冷媒全体におけるＲ３２の混合比率を減らしてＲ１２３４ｙｆの混合比率を増やすことによって所定値以下のＧＷＰを担保していながら、気液分離器１１およびインタークーラー１３を含む回路１０により、運転時に冷媒回路２を流通する混合冷媒におけるＲ３２の混合比率（見かけの混合比率）を十分に高めている。
　図７に、温度すべりと、Ｒ３２の混合比率（濃度）との関係を示すように、温度すべりのピークである２０ｗｔ％を超える領域では、Ｒ３２の混合比率（濃度）が高いほど、温度すべりが小さい。
　本実施形態では、Ｒ３２の見かけの混合比率を十分に高めることで、蒸発の温度すべりが、７．０℃～７．５℃程度にまで抑えられている。それによって、蒸発器６への着霜の発生を回避できている。Ｒ１２３４ｙｆと比べて凝縮圧力、体積能力、および冷凍効果に優れるＲ３２の運転時の混合比率が高いことにより、空気調和機１の性能も向上し、小型化にも寄与できる。
　以下、図１および図２を参照し、気液分離器１１およびインタークーラー１３を含む回路１０について説明する。図１および図２において、対応する位置には同じ番号（（１）、（２）等）を付している。
　本実施形態で用いる混合冷媒には、若干量のＣＯ２も含まれているが、以下で説明する回路１０の作用に基本的には影響しないため、ＣＯ２についての記載は省略する。ＣＯ２は、Ｒ３２およびＲ１２３４ｙｆと比べて沸点が低いので、以下で述べる作用の間を通じて、基本的には気相の状態である。
　本実施形態で用いられる混合冷媒が、ＣＯ２を含まずに、Ｒ３２とＲ１２３４ｙｆのみから構成されていてもよい。
　回路１０は、減圧部５を構成する減圧部５１～５３と、気液分離器１１と、受液器１１０と、インタークーラー１３とを含んで構成されている。
　減圧部５１～５３、気液分離器１１、受液器１１０、およびインタークーラー１３は、室外機７を構成している。
　減圧部５１～５３は、いずれも混合冷媒を絞り膨張させる。これらの減圧部５１～５３はそれぞれ、絞り量が調節可能となっている。
　減圧部５１は、凝縮器４と気液分離器１１との間に位置している。この減圧部５１は、凝縮器４の出口（３）から流れ出た冷媒を、気液二相の状態となる中間圧力ｐ１（図２参照）にまで減圧させる（４）。減圧部５１の絞り量に応じて、気液分離器１１に供給される冷媒の圧力（中間圧力ｐ１）がコントロールされる。この中間圧力ｐ１に応じて、気液分離器１１における乾き度が決まる。
　気液分離器１１は、減圧部５１を経た気液二相の冷媒を気相と液相とに分離する。
　減圧部５１により気液二相の中間圧力ｐ１まで減圧された混合冷媒は、沸点が高いＲ１２３４ｙｆの方がＲ３２よりも液化している状態で気液分離器１１に流入する。
　流入した冷媒は、気液分離器１１において、中間圧力ｐ１に対応する乾き度に従って気液分離される。気液分離器１１に溜まる飽和液（５）は、Ｒ３２よりもＲ１２３４ｙｆを多く含んでいる。気液分離器１１内の液相は、受液器１１０を介してインタークーラー１３の低温経路１３Ｌへと供給される。
　気液分離器１１において液相の冷媒は、第２経路１２２（バイパス経路）を通じて蒸発器６を迂回される。図１および図２には、第２経路１２２を破線で示している。
　受液器１１０は、気液分離器１１から液冷媒を受け入れて貯留する。受液器１１０内で所定の液位を超える液冷媒が、インタークーラー１３の低温経路１３Ｌへと流れ込む。Ｒ１２３４ｙｆリッチな液冷媒を貯留し、蒸発器６を流れる混合冷媒におけるＲ３２の混合比率を増加させるため、第２経路１２２に受液器１１０が備えられていることが好ましい。
　気液分離器１１内の気液分離状況は、中間圧力ｐ１に対応する乾き度によって決まる。本実施形態では、Ｒ１２３４ｙｆリッチな液冷媒を蒸発器６に対して供給せずにバイパスし、その液相とは分離されたＲ３２リッチな冷媒のみを蒸発器６に流入させることで、蒸発器６を流れる混合冷媒におけるＲ３２の混合比率を、実際の混合比率（冷媒回路２に封入された混合冷媒全体におけるＲ３２の混合比率）よりも高めている。
　ここで、冷媒回路２に封入されている混合冷媒全体におけるＲ１２３４ｙｆの混合比率が高いため、主としてＲ１２３４ｙｆを含む液冷媒を分離し、蒸発器６をバイパスさせることで、蒸発器６に流入する混合冷媒におけるＲ３２の混合比率を大幅に高め、その分だけ温度すべりを小さくすることができる。
　本実施形態では、気液分離器１１の乾き度を決める中間圧力ｐ１を減圧部５１により適宜にコントロールすることにより、Ｒ３２の見かけの混合比率を高めて温度すべりを十分に小さくすることができる。
　気液分離器１１として、公知の適宜な方式の気液分離器を用いることができる。例えば、タンク内で冷媒を静置状態とすることで、気相と液相とを比重の違い（密度差）により分離する重力分離式、旋回する流れを冷媒に与えて気相と液相とを遠心分離する方式、および流路の内周部に設けられた蛇腹部分に液を保持する表面張力式等を採用することができる。
　室外機７を小型化する観点からは、遠心分離式および表面張力式が好ましい。
　気液分離器１１により液相と分離された気相（６）は、インタークーラー１３の高温経路１３Ｈを通り、蒸発器６に供給される。
　インタークーラー１３は、気相が流れる高温経路１３Ｈと、液相が流れる低温経路１３Ｌとを備えている。高温経路１３Ｈは、気液分離器１１における気相を蒸発器６へと供給する第１経路１２１の一部に相当する。低温経路１３Ｌは、気液分離器１１における液相を蒸発器６へと供給せずにバイパスする第２経路１２２の一部に相当する。
　インタークーラー１３は、高温経路１３Ｈを流れる気相と、低温経路１３Ｌを流れる液相との間で熱交換させる。熱交換により、高温経路１３Ｈの気相は、低温経路１３Ｌの液相へと放熱されて凝縮される。凝縮された冷媒が蒸発器６に流入し、外気との熱交換によりガス化してこそ、潜熱によりエネルギー変化を得る冷凍サイクルを成立させることができる。
　気液分離器１１から流れ出た気相が、インタークーラー１３により飽和液まで凝縮されることが好ましい（７）。
　減圧部５２（第２減圧部）は、第１経路１２１において、インタークーラー１３の高温経路１３Ｈと、それよりも下流の蒸発器６との間に位置している。高温経路１３Ｈから流れ出た冷媒は、減圧部５２の絞り量に応じて、蒸発開始の圧力である蒸発圧力ｐ２にまで減圧され（８）、蒸発器６に流入する。流入するのは、上述したように、Ｒ３２リッチな混合冷媒である。蒸発器６を流れる混合冷媒は、外気から吸熱することで蒸発する（９）。
　一方、インタークーラー１３の低温経路１３Ｌを流れ出た液相は、第２経路１２２に位置する減圧部５３（第３減圧部）により減圧された（１０）後、高温経路１３Ｈの気相から吸熱した分だけ蒸発する。第２経路１２２は、蒸発器６の出口から流れ出た低圧の冷媒が流れる経路に接続されている（１１）。その低圧冷媒の影響を受け、減圧部５３よりも下流側では、冷媒が蒸発しながら下流側へ流れていく。
　図２は、一例として、空気調和機１のｐ－ｈ線図を模式的に示している。図２を参照し、冷媒回路２の作用を説明する。
　圧縮機３から吐出された高温高圧の冷媒は（１）、凝縮器４へと流入する（２）。凝縮器４により室内空気へと放熱することで凝縮された冷媒は（３）、減圧部５１により中間圧力ｐ１にまで減圧されて気液二相の状態となり（４）、気液分離器１１により気液分離される（５）・（６）。
　気液分離器１１により液相（５）と分離されたＲ３２リッチな気相（６）は、インタークーラー１３により液相（５）と熱交換されることで凝縮される（７）。さらに、減圧部５２により蒸発圧力ｐ２にまで減圧されてから（８）、蒸発器６に流入する。蒸発器６を流れる混合冷媒におけるＲ３２の混合比率が高いため、蒸発開始温度と蒸発終了温度との温度すべりは小さい。蒸発器６により蒸発したガス冷媒は（９）、圧縮機３へと供給される。
　一方、液相（５）は、受液器１１０を経た後、減圧部５３により減圧され（１０）、さらに、インタークーラー１３を経て、第２経路１２２の終端（１１）に向けて蒸発しながら下流側へ流れていく。
　本実施形態によれば、Ｒ１２３４ｙｆリッチな液冷媒とＲ３２リッチなガス冷媒とに気液分離し、Ｒ１２３４ｙｆリッチな冷媒を蒸発器６に対して供給せずにバイパスさせていることにより、冷媒回路２に封入されている混合冷媒の組成から逆転するほどにまでＲ３２の混合比率を高めて蒸発器６へと流入させることができる。それによって温度すべりが抑制されるので、蒸発器６への着霜を回避することができる。
　また、蒸発器６から圧縮機３を経て凝縮器４へと流入する混合冷媒の組成もＲ３２リッチであるため、凝縮の温度すべりも抑えることができる。
　以上により、空気調和機１の運転範囲を広い運転範囲に亘り成立させることが可能となる。
　本実施形態の空気調和機１によれば、冷媒回路２に封入される非共沸混合冷媒において低ＧＷＰであるＲ１２３４ｙｆの混合比率が高いため、３００未満のＧＷＰを実現することができる。
　気液分離の状況は、中間圧力ｐ１に対応する気液分離器１１の乾き度に従うので、減圧部５１の絞り量に応じて中間圧力ｐ１をコントロールすることにより、気液分離状況を制御することができる。中間圧力ｐ１は、例えば、乾き度が０．３～０．５の範囲内となるようにコントロールされることが好ましい。冷凍サイクルを正常に成立させるため、乾き度の下限を例えば０．１に定めることができる。
　エネルギーの収支を考慮し、気液分離器１１により分岐した液相（５）と気相（６）との流量を設定することが好ましい。例えば、気液分離器１１の乾き度が０．５の場合は、液相と気相との流量が等しくなるように（１：１）、第２減圧部５１および第３減圧部５２の各々の絞り量を調整するとよい。
〔第１実施形態の変形例〕
　図３に示す空気調和機１は、受液器１１０と、気液分離器１１および受液器１１０の間の流路１１Ａを開閉する弁１４とを第２経路１２２に備えている。
　第１実施形態で説明したように、気液分離器１１の気相を蒸発器６に流入させ、気液分離器１１の液相をバイパスしながら運転していると、受液器１１０における液位が増加する。
　いずれも第２経路１２２に位置する受液器１１０および弁１４を用いて、以下に述べるような制御が可能である。
　受液器１１０内に液冷媒が貯留されている適宜なタイミングで、弁１４を閉じ、気液分離器１１から受液器１１０への液受け入れを停止する。このとき、減圧部５３を開放する（開度が全開）。
　そのまま運転を継続すると、第２経路１２２の終端（１１）が接続されている経路の低圧に引っ張られるように、受液器１１０内の液冷媒が、終端（１１）に向けて、蒸発しながら下流側へ流れていく。このとき、主として、沸点の低いＲ３２が蒸発し、第２経路１２２の終端（１１）から放出される。放出されたＲ３２リッチな冷媒が圧縮機３へと吸入され、冷媒回路２を循環することにより、Ｒ３２の運転時の混合比率が高められることとなる。
　Ｒ３２リッチな冷媒の放出に伴い、第２経路１２２内では、Ｒ１２３４ｙｆが濃縮される。
　以上で述べた制御によれば、気液分離器１１によりＲ３２リッチな気相と分離されたＲ１２３４ｙｆリッチな液冷媒から、さらに、Ｒ３２リッチな冷媒を抽出し、冷媒回路２に放出させることができるので、Ｒ３２の運転時の混合比率をより一層増加させることができる。
　以上で述べたＲ３２放出制御は、所定の頻度で繰り返すことができる。Ｒ３２放出の運転モードを終えたならば、弁１４を開くとともに、減圧部５３の絞り量を設定し、第１実施形態で説明したのと同様の通常運転モードに移行することができる。
　なお、受液器１１０内の液位を検知し、所定の開始液位以上に貯留されているならばＲ３２放出運転モードを開始し、受液器１１０内の液位が所定の終了液位を下回ればＲ３２放出運転モードを終了するようにしてもよい。
　弁１４に代えて、気液分離器１１と受液器１１０との間の流路１１Ａを流れる冷媒の流量を変更可能な流量調整弁を用いて、同様の制御を行うことも許容される。
　つまり、弁１４を開くことに代えて流量調整弁により流路１１Ａの流量を増加し、弁１４を閉じることに代えて流量調整弁により流路１１Ａの流量を減少させるとよい。
〔第２実施形態〕
　次に、図４～図６を参照し、第２実施形態を説明する。
　第２実施形態に係る空気調和機９は、外気を熱源として室内空気（熱負荷）の加熱および冷却が可能である。つまり、空気調和機９は、冷房の用途と暖房の用途とに兼用される。
　図４～図６は、同一の空気調和機９が備える構成を示している。
　空気調和機９は、四方弁１９により、冷媒の流れの向きを切り替えることで、図４に示す暖房運転と、図５および図６に示す冷房運転とが可能である。
　暖房運転時は（図４）、第１熱交換器４が凝縮器として機能し、第２熱交換器６が蒸発器として機能する。
　冷房運転時は（図５および図６）、第１熱交換器４が蒸発器として機能し、第２熱交換器６が凝縮器として機能する。
　図４～図６では、圧縮機３の吐出口から蒸発器の入口までの経路を実線で示し、蒸発器の出口から圧縮機３の吸入口までの経路を二点鎖線で示している。
　以下、第２実施形態の空気調和機９が第１実施形態の空気調和機１と相違する事項を中心に説明する。
　図４に示すように、空気調和機９には、絞り膨張させる第１実施形態の減圧部５３に代えて、気液分離器１１により気相と分離された液相が導入されるバイパス区間１５Ａ（破線で示す）と、バイパス区間１５Ａを開閉する開閉弁１５１とを備えている。
　バイパス区間１５Ａの終端は、蒸発器６から流れ出て圧縮機３へと向かう経路１５Ｂに接続されている。バイパス区間１５Ａは、冷媒の圧力を減少させる第３減圧部に相当する。
　バイパス区間１５Ａおよび経路１５Ｂにより、気液分離器１１における液相を蒸発器６に供給せずにバイパスさせる第２経路１２２が構成されている。
　また、空気調和機９は、暖房運転時だけでなく、冷房運転時にも、必要に応じて、凝縮器（４，６）から流れ出た冷媒を気液二相の状態にまで減圧してから気液分離し、Ｒ３２リッチな冷媒を蒸発器（６，４）に流入させる処理を行う。
　その処理が暖房運転時にも冷房運転時にも成立するように、空気調和機９は、ブリッジ回路１６を備えている。
　ブリッジ回路１６は、冷媒の流れの向きを一方向に定める４つの逆止弁１６１～１６４から構成されている。
（暖房運転）
　図４を参照し、暖房運転について説明する。
　暖房運転時は、開閉弁１５１を開き、バイパス区間１５Ａを開通させておく。
　また、冷房運転で気液分離しないときのために受液器１１０に用意されている合流経路１７の開閉弁１７１を閉じておく。合流経路１７は、受液器１１０内と、気液分離器１１内の気相が取り出される第１経路１２１とを結んでいる。
　なお、図４～図６では、閉じている弁を黒色で示している。
　凝縮器４から流れ出た冷媒は、減圧部５１により気液二相の中間圧力にまで減圧され、ブリッジ回路１６の逆止弁１６１を通って気液分離器１１へと流入する。気液分離器１１内の液相は、受液器１１０を介してバイパス区間１５Ａへと流入し、バイパス区間１５Ａの終端に接続された経路１５Ｂを流れる低圧の冷媒の影響によって減圧され、経路１５Ｂを流れる冷媒に合流する。そして、経路１５Ｂを蒸発しながら圧縮機３に向けて流れる。経路１５Ｂは、インタークーラー１３の低温経路１３Ｌを含んでいる。
　気液分離器１１において液相と分離された気相は、インタークーラー１３の高温経路１３Ｈを流れ、低温経路１３Ｌを流れる冷媒と熱交換されることで凝縮される。そして、ブリッジ回路１６の逆止弁１６３を通過し、減圧部５２により減圧されてから蒸発器６へと流入する。
（冷房運転）
　次に、図５および図６を参照し、冷房運転について説明する。
　冷房運転時については、冷凍サイクルの向きが暖房運転時とは逆になるため、第１熱交換器４のことを蒸発器４と称し、第２熱交換器６のことを凝縮器６と称する。
　これに伴い、減圧部５１および減圧部５２の各々の機能が暖房運転時とは入れ替わっている。
　冷房運転時、減圧部５２は、凝縮器６から流れ出た冷媒の圧力を気液二相の状態にまで減少させる第１減圧部に相当し、減圧部５１は、液相と気液分離されて第１経路１２１を流れる冷媒の圧力を蒸発器４の入口の圧力にまで減少させる第２減圧部に相当する。
　冷房運転時は、蒸発器４を流れる冷媒と熱負荷（室内空気）との温度差が小さいため温度すべりとの関係で着霜が発生する可能性がある場合にだけ、Ｒ３２の見かけの混合比率を高める処理を行って温度すべりを抑制する。
　ここでは、センサ１８により検知された室内空気の温度が所定値を下回っている場合に、温度すべりを抑える処理を行い（図６）、室内空気の温度が所定値以上である場合には、この処理は行わない（図５）。なお、蒸発器４を流れる冷媒の温度も検知し、その温度と室内空気の検知温度との差に基づいて、温度すべりを抑える処理を行うか否かを判定することもできる。その他にも、適宜な判定基準を用いることができる。
　まず、図５を参照し、蒸発器４を流れる冷媒と室内空気との温度差が十分に大きいため、温度すべりを抑える処理を行わない場合について説明する。
　この場合は、バイパス区間１５Ａの開閉弁１５１を閉じ、受液器１１０に用意されている合流経路１７の開閉弁１７１を開く。
　気液分離器１１における液相は、受液器１１０を介して合流経路１７へと流入し、合流経路１７から第１経路１２１へと流出する。つまり、気液分離器１１から液相の状態で流出した冷媒が、気液分離器１１から気相の状態で流出した冷媒と合流する。
　なお、気液分離器１１に十分な容量が確保されていれば、受液器１１０は必ずしも必要でない。
　凝縮器６の出口から流れ出て、第１減圧部（ここでは減圧部５２）により中間圧力まで減圧された冷媒は、ブリッジ回路１６の逆止弁１６４を通過して気液分離器１１へと流入する。この気液分離器１１において冷媒が液相と気相とに一旦分離されるものの、これらの液相と気相とをその後に合流させている（図５の２０参照）。つまり、気液分離器１１におけるＲ１２３４ｙｆリッチな液相をバイパスさせる必要がないので、気相と共に蒸発器４へと供給する。合流された冷媒は、インタークーラー１３の高温経路１３Ｈを通りながら低温経路１３Ｌ内の冷媒と熱交換され、ブリッジ回路１６の逆止弁１６２を通り、さらに、第２減圧部（ここでは減圧部５１）により減圧されてから、蒸発器４へと流入する。
　次に、図６を参照し、温度すべりを抑える処理を行う場合について説明する。
　この場合は、暖房運転時（図４）と同様に、バイパス区間１５Ａの開閉弁１５１を開き、受液器１１０に用意されている合流経路１７の開閉弁１７１を閉じることにより、中間圧力にまで減圧された冷媒を気相と液相とに分離する。
　なお、冷房運転時でも常時、温度すべりを抑える処理を行うのであれば、開閉弁１５１は必要ない。
　気液分離器１１から受液器１１０を介してバイパス区間１５Ａへと流入した液相は、経路１５Ｂを流れる低圧冷媒の影響によって減圧され、経路１５Ｂを蒸発しながら圧縮機３に向けて流れる。
　気液分離器１１において液相と分離されたＲ３２リッチな気相は、経路１５Ｂから低温経路１３Ｌに流入した冷媒と熱交換されることで凝縮される。そして、第２減圧部（減圧部５１）により減圧されてからブリッジ回路１６の逆止弁１６２を通過し、蒸発器４へと流入する。
　以上により、冷媒回路２を循環するＲ３２の見かけの混合比率を高めることができるので、温度すべりを抑え、室内空気と冷媒温度との温度差が大きい場合であっても、蒸発器４への着霜を回避することができる。
　第１実施形態の変形例（図３）と同様にして、第２実施形態の暖房運転時（図４）と冷房運転時（図６）とにおいても、受液器１１０および弁１４を用いてＲ３２リッチな冷媒を第２経路１２２から冷媒回路２へと放出させる制御が可能である。
　上記以外にも、本発明の主旨を逸脱しない限り、上記実施形態で挙げた構成を取捨選択したり、他の構成に適宜変更することが可能である。
　本発明における非共沸混合冷媒として、沸点が異なる適宜な冷媒を用いることができる。冷媒回路に封入される混合冷媒において、低ＧＷＰである沸点の高い冷媒の混合比率を増やすことにより、ＧＷＰを低減することができる。
１　　　　空気調和機（冷凍サイクル装置）
２　　　　冷媒回路
３　　　　圧縮機
４　　　　第１熱交換器
５　　　　減圧部
５１～５３　　　減圧部
６　　　　第２熱交換器
７　　　　室外機
８　　　　室内機
９　　　　空気調和機（冷凍サイクル装置）
１０　　　回路
１１　　　気液分離器
１１Ａ　　流路
１１０　　受液器
１２１　　第１経路
１２２　　第２経路
１３　　　インタークーラー
１３Ｈ　　高温経路
１３Ｌ　　低温経路
１４　　　弁
１５Ａ　　バイパス区間（第３減圧部、経路）
１５Ｂ　　経路
１５１　　開閉弁
１６　　　ブリッジ回路
１６１～１６４　　　逆止弁
１７　　　合流経路
１７１　　開閉弁
１８　　　センサ
１９　　　四方弁
ｐ１　　　中間圧力
ｐ２　　　蒸発圧力

Claims (5)

  1. 　非共沸混合冷媒が封入され、圧縮機、第１熱交換器、減圧部、および第２熱交換器を含んで構成された冷媒回路を有し、熱負荷の加熱が可能な冷凍サイクル装置であって、
    　前記第１熱交換器および前記第２熱交換器のうちのいずれか一方である凝縮器から流れ出た前記非共沸混合冷媒の圧力を気液二相の状態にまで減少させる第１減圧部と、
    　前記気液二相の状態にまで減圧された前記非共沸混合冷媒を気相および液相に分離する気液分離器と、
    　前記気液分離器における気相の冷媒を、前記第１熱交換器および前記第２熱交換器のうちの他方である蒸発器へと供給する第１経路と、
    　前記気液分離器における液相の冷媒を前記蒸発器に対して供給せずにバイパスする第２経路と、
    　前記第１経路を流れる冷媒を、前記第２経路を流れる冷媒との間で熱交換することで凝縮させるインタークーラーと、
    　前記第１経路を流れる冷媒の圧力を減少させる第２減圧部と、
    　前記第２経路を流れる冷媒の圧力を減少させる第３減圧部と、を備える、
    ことを特徴とする冷凍サイクル装置。
  2. 　前記気液分離器から液相を受け入れる受液器と、
    　前記気液分離器および前記受液器の間の流路を開閉または前記流路を流れる冷媒の流量を調整することが可能な弁と、を前記第２経路に備える、
    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. 　前記非共沸混合冷媒は、
    　第１冷媒としてのＲ３２と、
    　第２冷媒としてのＲ１２３４ｙｆおよびＲ１２３４ｚｅ(E)の少なくとも一方と、を含み、
    　前記冷媒回路に封入されている前記非共沸混合冷媒の全体における前記第１冷媒の濃度が３０～７０ｗｔ％である、
    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. 　前記非共沸混合冷媒は、
    　第３冷媒としてのＣＯ２を含み、
    　前記冷媒回路に封入されている前記非共沸混合冷媒の全体における前記第３冷媒の濃度が５ｗｔ％以下である、
    ことを特徴とする請求項３に記載の冷凍サイクル装置。
  5. 　前記熱負荷の加熱および冷却が可能であって、
    　前記冷媒回路における冷媒流れの向きを切り替える切替弁と、
    　前記冷媒回路における冷媒流れの向きを切り替えるブリッジ回路と、
    　前記気液分離器における液相を、前記気液分離器における気相に合流させる合流経路と、を備え、
    　第３減圧部は、前記気液分離器における液相を、前記蒸発器から流れ出た冷媒に合流させる経路を含んで構成されている、
    ことを特徴とする請求項１から４のいずれか一項に記載の冷凍サイクル装置。
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Cited By (1)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
CN115036543A (zh) * 2022-06-20 2022-09-09 潍柴动力股份有限公司 氢燃料电池、其控制方法以及控制装置

Families Citing this family (5)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
TWI794296B (zh) * 2017-10-12 2023-03-01 美商科慕Ｆｃ有限責任公司 含有二氟甲烷、四氟丙烯和二氧化碳的組合物及其用途
TWI791624B (zh) * 2017-10-12 2023-02-11 美商科慕Ｆｃ有限責任公司 含二氟甲烷、四氟丙烯和二氧化碳之組合物及其用途
DK3870667T3 (da) * 2018-10-26 2024-03-18 Chemours Co Fc Llc Sammensætninger indeholdende difluormethan, tetrafluorpropen og carbondioxid og anvendelser deraf
CN113108503B (zh) * 2021-03-24 2022-10-25 中国科学院工程热物理研究所 一种基于自复叠循环的热泵机组
JP2023136032A (ja) * 2022-03-16 2023-09-29 株式会社富士通ゼネラル 冷凍サイクル装置

Citations (3)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JPS6458964A (en) * 1987-08-29 1989-03-06 Daikin Ind Ltd Heat pump system
WO2009154149A1 (ja) * 2008-06-16 2009-12-23 三菱電機株式会社 非共沸混合冷媒及び冷凍サイクル装置
JP2010047754A (ja) * 2008-07-30 2010-03-04 Honeywell Internatl Inc ジフルオロメタン及びフッ素置換オレフィンを含有する組成物

Family Cites Families (4)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
CN102523753A (zh) * 2010-09-08 2012-06-27 松下电器产业株式会社 制冷循环装置
JP2012236884A (ja) * 2011-05-10 2012-12-06 Fujitsu General Ltd 混合冷媒とそれを用いた空気調和機
US20170082333A1 (en) * 2014-03-17 2017-03-23 Mitsubishi Electric Corporation Refrigeration cycle device
CN106104170B (zh) * 2014-03-17 2019-10-25 三菱电机株式会社 制冷循环装置

Patent Citations (3)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JPS6458964A (en) * 1987-08-29 1989-03-06 Daikin Ind Ltd Heat pump system
WO2009154149A1 (ja) * 2008-06-16 2009-12-23 三菱電機株式会社 非共沸混合冷媒及び冷凍サイクル装置
JP2010047754A (ja) * 2008-07-30 2010-03-04 Honeywell Internatl Inc ジフルオロメタン及びフッ素置換オレフィンを含有する組成物

Non-Patent Citations (1)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Title
See also references of EP3396273A4 *

Cited By (2)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
CN115036543A (zh) * 2022-06-20 2022-09-09 潍柴动力股份有限公司 氢燃料电池、其控制方法以及控制装置
CN115036543B (zh) * 2022-06-20 2023-11-07 潍柴动力股份有限公司 氢燃料电池、其控制方法以及控制装置

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