WO2021070314A1 - 冷凍サイクル装置 - Google Patents

冷凍サイクル装置 Download PDF

Info

Publication number
WO2021070314A1
WO2021070314A1 PCT/JP2019/039966 JP2019039966W WO2021070314A1 WO 2021070314 A1 WO2021070314 A1 WO 2021070314A1 JP 2019039966 W JP2019039966 W JP 2019039966W WO 2021070314 A1 WO2021070314 A1 WO 2021070314A1
Authority
WO
WIPO (PCT)
Prior art keywords
port
refrigerant
mixed refrigerant
refrigeration cycle
azeotropic mixed
Prior art date
Application number
PCT/JP2019/039966
Other languages
English (en)
French (fr)
Inventor
智隆 石川
洋貴 佐藤
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 JP2021551031A priority Critical patent/JP7278399B2/ja
Priority to PCT/JP2019/039966 priority patent/WO2021070314A1/ja
Publication of WO2021070314A1 publication Critical patent/WO2021070314A1/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
    • F25B1/00—Compression machines, plants or systems with non-reversible cycle
    • 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
    • F25B39/00—Evaporators; Condensers
    • F25B39/04—Condensers
    • 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
    • F25B41/00—Fluid-circulation 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
    • F25B6/00—Compression machines, plants or systems, with several condenser circuits
    • F25B6/02—Compression machines, plants or systems, with several condenser circuits arranged in parallel
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F28—HEAT EXCHANGE IN GENERAL
    • F28D—HEAT-EXCHANGE APPARATUS, NOT PROVIDED FOR IN ANOTHER SUBCLASS, IN WHICH THE HEAT-EXCHANGE MEDIA DO NOT COME INTO DIRECT CONTACT
    • F28D1/00—Heat-exchange apparatus having stationary conduit assemblies for one heat-exchange medium only, the media being in contact with different sides of the conduit wall, in which the other heat-exchange medium is a large body of fluid, e.g. domestic or motor car radiators
    • F28D1/02—Heat-exchange apparatus having stationary conduit assemblies for one heat-exchange medium only, the media being in contact with different sides of the conduit wall, in which the other heat-exchange medium is a large body of fluid, e.g. domestic or motor car radiators with heat-exchange conduits immersed in the body of fluid
    • F28D1/04—Heat-exchange apparatus having stationary conduit assemblies for one heat-exchange medium only, the media being in contact with different sides of the conduit wall, in which the other heat-exchange medium is a large body of fluid, e.g. domestic or motor car radiators with heat-exchange conduits immersed in the body of fluid with tubular conduits
    • F28D1/047—Heat-exchange apparatus having stationary conduit assemblies for one heat-exchange medium only, the media being in contact with different sides of the conduit wall, in which the other heat-exchange medium is a large body of fluid, e.g. domestic or motor car radiators with heat-exchange conduits immersed in the body of fluid with tubular conduits the conduits being bent, e.g. in a serpentine or zig-zag

Definitions

  • the present invention relates to a refrigeration cycle device in which a non-azeotropic mixed refrigerant circulates.
  • Patent Document 1 discloses an air conditioner in which a non-azeotropic mixed refrigerant circulates.
  • the non-azeotropic mixed refrigerant flowing out of the outdoor heat exchanger functioning as a condenser flows into the receiver. Since the liquid refrigerant flows out from the receiver, the vicinity of the outlet of the outdoor heat exchanger can be easily maintained in a saturated liquid state. As a result, changes in the composition of the non-azeotropic mixed refrigerant can be appropriately detected.
  • the outdoor heat exchanger has a plurality of flow paths through which the non-azeotropic mixed refrigerant passes.
  • the gas-liquid two-phase non-cobo-boiling mixed refrigerant flows out from a certain flow path of multiple flow paths, the gas-liquid two-phase non-co-boiling mixed refrigerant and the liquid flowing out from another flow path are non-co-boiling It is necessary that the mixed refrigerant is mixed to eliminate the gas-liquid two-phase state at the receiver.
  • the degree of supercooling of the liquid is increased to the extent that the gas-liquid two-phase state is eliminated in the receiver, the bias of the degree of supercooling among the non-azeotropic mixed refrigerants flowing through the plurality of flow paths increases. , The heat exchange efficiency of the outdoor heat exchanger may decrease. As a result, the performance of the air conditioner can be reduced.
  • the present invention has been made to solve the above-mentioned problems, and an object thereof is to suppress deterioration of the performance of the refrigeration cycle apparatus.
  • the non-azeotropic mixed refrigerant circulates.
  • the refrigeration cycle device includes a compressor, a first heat exchanger, a refrigerant container, an expansion valve, a second heat exchanger, and a blower.
  • the first heat exchanger has a first port, a second port, a third port, and a fourth port.
  • the blower forms an air flow that passes in the order of the second port to the first port and passes in the order of the fourth port to the third port.
  • the non-co-boiling mixed refrigerant circulates in the order of the compressor, the first port, the second port, the refrigerant container, the expansion valve, and the second heat exchanger, and the compressor, the third port, the fourth port, the refrigerant container, and the like. It circulates in the order of the expansion valve and the second heat exchanger.
  • the temperature gradient of the non-azeotropic mixed refrigerant which is the relationship between the dryness of the non-azeotropic mixed refrigerant and the temperature of the non-azeotropic mixed refrigerant, represents the dryness. It is represented as an upwardly convex monotonic increase curve in a coordinate plane having a horizontal axis and a vertical axis representing temperature.
  • the non-co-boiling which is the relationship between the dryness of the non-co-boiling mixed refrigerant and the temperature of the non-co-boiling mixed refrigerant.
  • FIG. 2 It is a functional block diagram which shows the structure of the refrigeration cycle apparatus which concerns on embodiment. It is an external perspective view of the condenser of FIG.
  • FIG. 2 is a plan view of the condenser of FIG. 2 from the X-axis direction. It is a figure which shows the specific flow of the air flow of FIG. A straight line representing the relationship between the position in the flow path of the condenser and the temperature of R407 when R407C, which is an azeotropic mixed refrigerant, is used as the refrigerant that circulates in the refrigeration cycle device, and the relationship between the position and the temperature of air. It is a figure which also shows the straight line which represents. It is a graph which shows the temperature gradient of R463A at the pressure in the condensation process.
  • R463A When R463A is used as the refrigerant circulating in the refrigeration cycle device, a curve showing the relationship between the position in the flow path of the condenser and the temperature of R463A and a straight line showing the relationship between the position and the temperature of air are combined. It is a figure which shows.
  • FIG. 1 is a functional block diagram showing the configuration of the refrigeration cycle device 100 according to the embodiment.
  • the refrigeration cycle device 100 includes a compressor 1, a condenser 2 (first heat exchanger), a receiver 11 (refrigerant container), an expansion valve 3, and an evaporator 4 (second heat exchanger).
  • a heat exchanger a fan 5 (blower), a fan 6, and a control device 10.
  • the refrigerant circulates in the order of the compressor 1, the condenser 2, the receiver 11, the expansion valve 3, and the evaporator 4.
  • the refrigeration cycle device 100 is filled with an amount of refrigerant such that a liquid refrigerant (liquid refrigerant) is stored in the receiver 11. Examples of the refrigerating cycle device 100 include a refrigerator, an air conditioner, or a showcase.
  • the condenser 2 has a port P1 (first port), a port P2 (second port), a port P3 (third port), and a port P4 (fourth port).
  • the flow path FP1 (first flow path) connecting the ports P1 and P2 is formed so as to meander
  • the flow path FP2 (second flow path) connecting the ports P3 and P4 is formed.
  • the volume of the flow path FP1 (the size of the region through which the refrigerant can pass) is larger than the volume of the flow path FP2.
  • the fan 5 passes in the order of ports P2 to P1 and forms an airflow Wd1 that passes in the order of ports P4 to P3.
  • the refrigerant passing through the condenser 2 and the air flow Wd1 form a countercurrent.
  • the airflow Wd1 intersects each of the flow paths FP1 and FP2 twice or more.
  • the airflow Wd1 is formed from the ports P2 to P1 along the respective flow paths FP1 and FP2, and is formed from the ports P4 to P3.
  • the fan 6 forms an air flow that passes through the evaporator 4.
  • the refrigerant from the port P2 and the refrigerant from the port P4 flow into the receiver 11.
  • the liquid refrigerant flows out from the receiver 11 to the expansion valve 3.
  • the control device 10 controls the drive frequency of the compressor 1 to control the amount of refrigerant discharged by the compressor 1 per unit time.
  • the control device 10 controls the drive frequency so that the evaporation temperature is in the range of ⁇ 40 ° C. to 0 ° C., for example.
  • the control device 10 controls the opening degree of the expansion valve 3 so that the degree of superheat of the refrigerant flowing out from the port P2 is within a desired range (for example, 5K to 10K).
  • the control device 10 controls the amount of air blown per unit time of each of the fans 5 and 6.
  • the control device 10 includes a processing circuit.
  • the processing circuit may be dedicated hardware or a CPU (Central Processing Unit) that executes a program stored in the memory.
  • the processing circuit is dedicated hardware, the processing circuit is, for example, a single circuit, a composite circuit, a programmed processor, a parallel programmed processor, an ASIC (Application Specific Integrated Circuit), an FPGA (Field Programmable Gate). Array), or a combination of these.
  • the processing circuit is a CPU
  • the function of the control device 10 is realized by software, firmware, or a combination of software and firmware.
  • Software or firmware is written as a program and stored in memory. The processing circuit reads and executes the program stored in the memory.
  • the memory includes a non-volatile or volatile semiconductor memory (for example, RAM (Random Access Memory), ROM (Read Only Memory), flash memory, EPROM (Erasable Programmable Read Only Memory), or EEPROM (Electrically Erasable Programmable Read Only Memory). ), And magnetic discs, flexible discs, optical discs, compact discs, mini discs, or DVDs (Digital Versatile Disc).
  • the CPU is also called a central processing unit, a processing unit, an arithmetic unit, a microprocessor, a microcomputer, a processor, or a DSP (Digital Signal Processor).
  • FIG. 2 is an external perspective view of the condenser 2 of FIG.
  • the condenser 2 includes a plurality of fins 21 and a plurality of heat transfer tubes 22 through which the refrigerant passes.
  • the plurality of fins 21 are juxtaposed at regular intervals.
  • a ventilation path through which the airflow Wd1 passes is formed between the two fins.
  • the plurality of heat transfer tubes 22 penetrate the plurality of fins 21 in the normal direction of the plurality of fins 21.
  • the flow paths FP1 and FP2 of FIG. 1 are formed from a plurality of heat transfer tubes 22.
  • the refrigerant in the condenser 2 The distribution is biased to the flow path FP1 having a large volume among the flow paths FP1 and FP2.
  • the header 20 described in FIG. 3 is not shown in FIG. 2 in order to make it easier to see the arrangement of the plurality of heat transfer tubes 22.
  • FIG. 3 is a plan view of the condenser 2 of FIG. 2 from the X-axis direction.
  • the header 20 extends along the gravity direction Gd (minus direction of the Z axis).
  • the refrigerant from the compressor 1 passes through the header 20 in the direction opposite to the gravity direction Gd.
  • a plurality of ports arranged along the gravity direction Gd are connected to the header 20.
  • the plurality of ports include ports P1 to P4 of FIG.
  • the position of port P3 is higher than the position of port P1.
  • the header 20 is a vertical header.
  • the refrigerant passing through the header 20 receives gravity in the direction of gravity.
  • the amount of refrigerant flowing into port P3 per unit time tends to be larger than the amount of refrigerant flowing into port P1 per unit time.
  • the refrigerant distribution in the condenser 2 tends to be biased toward the FP1 rather than the flow path FP2.
  • FIG. 4 is a diagram showing a specific flow of the air flow Wd1 of FIG.
  • the airflow Wd1 passes through the condenser 2 in the X-axis direction and then changes its traveling direction toward the fan 5 arranged at a position higher than the position of the condenser 2.
  • the fan 5 is a top flow type fan.
  • the wind speed distribution is biased, and the higher the position in the condenser 2, the higher the wind speed.
  • the lower the position of the flow path formed in the condenser 2 the smaller the heat exchange efficiency in the flow path.
  • the heat exchange efficiency of the flow path FP1 is smaller than the heat exchange efficiency of the flow path FP2.
  • the cooling in the flow path FP1 becomes insufficient, and the refrigerant in a gas-liquid two-phase state tends to flow out from the flow path FP1.
  • FIG. 5 shows a curve R11 showing the relationship between the position in the flow path FP1 and the temperature of R407 when the azeotropic mixed refrigerant R407C is used as the refrigerant circulating in the refrigeration cycle device 100, and the curve R11 showing the relationship between the position and the air. It is also a figure which also shows the curve A11 which shows the relationship with temperature. As shown in FIG. 5, the temperature of R407C and the temperature of air decrease linearly as the position in the flow path FP1 approaches from port P1 to P2. When the state of R407C at the port P2 is a gas-liquid two-phase state, the heat exchange efficiency of the condenser 2 is lowered and the performance of the refrigeration cycle device 100 is lowered.
  • a temperature gradient (relationship between the dryness of the refrigerant and the temperature of the refrigerant) is set in the pressure of the refrigerant in the condenser 2.
  • a refrigerant represented as an upwardly convex monotonous increase curve is used in the refrigeration cycle device 100.
  • the refrigerant include R463A, which is a non-azeotropic mixed refrigerant.
  • R463A contains R32, R125, R134a, R1234yf, and carbon dioxide (CO2).
  • the number of types of the refrigerant contained in R463A is 5.
  • the composition ratio (mass ratio) of R32 is 36 wt%.
  • the composition ratio of R125 is 30 wt%.
  • the composition ratio of R134a is 14 wt%.
  • the composition ratio of R1234yf is 14 wt%.
  • the composition ratio of carbon dioxide is 6 wt%.
  • the refrigerant having the lowest boiling point is carbon dioxide.
  • the composition ratio of carbon dioxide in R463A is smaller than 20 wt% (0.2), which is the value obtained by dividing 100 wt% (1) by the number of types of refrigerant contained in R463A.
  • FIG. 6 is a graph showing the temperature gradient of R463A at the pressure in the condensation process.
  • the pressure is 2.305 MPa.
  • the temperature gradient of R463A is drawn on a coordinate plane having a horizontal axis representing the dryness of R463A and a vertical axis representing the temperature of R463A.
  • the temperature gradient of R463A is represented as an upwardly convex monotonically increasing curve in the coordinate plane.
  • the slope of the temperature gradient of R463A is steep in the range where the dryness is relatively low, and gentle in the range where the dryness is relatively high.
  • FIG. 7 shows a curve R1 showing the relationship between the position in the flow path FP1 and the temperature of R463A when R463A is used as the refrigerant circulating in the refrigeration cycle device 100, and the relationship between the position and the temperature of air. It is a figure which also shows the curve A1.
  • the ports P1 and P2 in the flow path FP1 are the start point and the end point of the condensation process, respectively, as the position in the flow path FP1 approaches P1 from the port P2, the R463A flowing through the flow path FP1 The degree of dryness increases. Since the curve R1 shows the relationship between the dryness of R463A and the temperature in the condensation process, it is expressed as an upwardly convex monotonically increasing curve similar to the curve shown in FIG.
  • the slope of the curve R1 near the port P1 is smaller and gentler than the slope of the curve A1 near the port P1.
  • the temperature difference between the air and R463A increases.
  • the temperature of R463A sharply decreases near the port P2 in the process of approaching the port P1 to the P2 in the flow path FP1. Therefore, R463A can be sufficiently cooled by air near the port P2. As a result, it is possible to suppress the state of R463A flowing out from the condenser 2 from becoming a gas-liquid two-phase state, so that it is possible to suppress a decrease in the heat exchange efficiency of the condenser 2.
  • the absolute value of the temperature difference is preferably a reference value (for example, 10K) or less. The reference value can be appropriately calculated by an actual machine experiment or a simulation.
  • the non-azeotropic mixed refrigerant expressed as a monotonically increasing curve in which the temperature gradient is convex upward is not limited to R463A.
  • the features common to the non-co-boiling mixed refrigerants are that they contain at least three types of refrigerants having different boiling points from each other, and that the mass of the refrigerant having the lowest boiling point among the refrigerants contained in the non-co-boiling mixed refrigerant is the non-co-boiling. It can be mentioned that the value divided by the mass of the mixed refrigerant is smaller than the value obtained by dividing 1 by the number of types of the refrigerant contained in the non-coboiling mixed refrigerant.
  • the non-azeotropic mixed refrigerant contains carbon dioxide.
  • the boiling point of carbon dioxide (-78.5 ° C.) is often extremely lower than the boiling point of other refrigerants contained in the non-azeotropic mixed refrigerant. Since the non-co-boiling mixed refrigerant, which is expressed as a monotonically increasing curve in which the temperature gradient is convex upward, contains carbon dioxide, the slope of the temperature gradient becomes steep in a range where the dryness is relatively low, and the dryness is relatively high. The characteristic that the slope of the temperature gradient becomes gentle in the range becomes remarkable.
  • the absolute value of the temperature difference between the boiling point (-51.7 ° C.) of R32 (50 wt%) and the boiling point (-48.1 ° C.) of R125 (50 wt%) contained in R410A, which is a pseudo azeotropic mixed refrigerant, is 3. It is .6K. That is, it is treated that the boiling point of R32 and the boiling point of R125 are equal. Therefore, in the present specification, "the boiling points are different" means that the absolute value of the temperature difference between the boiling points of the two refrigerants is larger than 3.6K.

Landscapes

  • Engineering & Computer Science (AREA)
  • Physics & Mathematics (AREA)
  • Mechanical Engineering (AREA)
  • Thermal Sciences (AREA)
  • General Engineering & Computer Science (AREA)
  • Compression-Type Refrigeration Machines With Reversible Cycles (AREA)

Abstract

冷凍サイクル装置（１００）において送風装置（５）は、第２ポート（Ｐ２）から第１ポート（Ｐ１）の順に通過するとともに、第４ポート（Ｐ４）から第３ポート（Ｐ３）の順に通過する気流（Ｗｄ１）を形成する。非共沸混合冷媒は、圧縮機（１）、第１ポート（Ｐ１）、第２ポート（Ｐ２）、冷媒容器（１１）、膨張弁（３）、および第２熱交換器（４）の順に循環するとともに、圧縮機（１）、第３ポート（Ｐ３）、第４ポート（Ｐ４）、冷媒容器（１１）、膨張弁（３）、および第２熱交換器（４）の順に循環する。第１熱交換器（２）における非共沸混合冷媒の圧力において、非共沸混合冷媒の乾き度と非共沸混合冷媒の温度との関係である非共沸混合冷媒の温度勾配は、乾き度を表す横軸と温度を表す縦軸とを有する座標平面において、上に凸の単調増加曲線として表現される。

Description

冷凍サイクル装置
　本発明は、非共沸混合冷媒が循環する冷凍サイクル装置に関する。
　従来、非共沸混合冷媒が循環する冷凍サイクル装置が知られている。たとえば、特開２０１８－１８５１１６号公報（特許文献１）には、非共沸混合冷媒が循環する空気調和機が開示されている。当該冷凍サイクル装置において、凝縮器として機能する室外熱交換器から流出する非共沸混合冷媒は、レシーバに流入する。当該レシーバから液冷媒が流出するため、室外熱交換器の出口付近が飽和液状態で維持され易くなる。その結果、非共沸混合冷媒の組成の変化を適切に検出することができる。
特開２０１８－１８５１１６号公報
　特許文献１に開示されている空気調和装置において、室外熱交換器は非共沸混合冷媒が通過する複数の流路を有する。複数の流路の或る流路から気液二相状態の非共沸混合冷媒が流出する場合、気液二相状態の非共沸混合冷媒と他の流路から流出する液体の非共沸混合冷媒とが混合されて、レシーバにおいて気液二相状態が解消される必要がある。しかし、レシーバにおいて気液二相状態が解消される程度にまで当該液体の過冷却度を増加させると、複数の流路をそれぞれ流れる非共沸混合冷媒の間の過冷却度の偏りが拡大し、室外熱交換器の熱交換効率が低下し得る。その結果、空気調和装置の性能が低下し得る。
　本発明は、上述のような課題を解決するためになされたものであり、その目的は、冷凍サイクル装置の性能低下を抑制することである。
　本発明に係る冷凍サイクル装置においては、非共沸混合冷媒が循環する。冷凍サイクル装置は、圧縮機と、第１熱交換器と、冷媒容器と、膨張弁と、第２熱交換器と、送風装置とを備える。第１熱交換器は、第１ポート、第２ポート、第３ポート、および第４ポートを有する。送風装置は、第２ポートから第１ポートの順に通過するとともに、第４ポートから第３ポートの順に通過する気流を形成する。非共沸混合冷媒は、圧縮機、第１ポート、第２ポート、冷媒容器、膨張弁、および第２熱交換器の順に循環するとともに、圧縮機、第３ポート、第４ポート、冷媒容器、膨張弁、および第２熱交換器の順に循環する。第１熱交換器における非共沸混合冷媒の圧力において、非共沸混合冷媒の乾き度と非共沸混合冷媒の温度との関係である非共沸混合冷媒の温度勾配は、乾き度を表す横軸と温度を表す縦軸とを有する座標平面において、上に凸の単調増加曲線として表現される。
　本発明に係る冷凍サイクル装置によれば、第１熱交換器における非共沸混合冷媒の圧力において、非共沸混合冷媒の乾き度と非共沸混合冷媒の温度との関係である非共沸混合冷媒の温度勾配が乾き度を表す横軸と温度を表す縦軸とを有する座標平面において上に凸の単調増加曲線として表現されることにより、冷凍サイクル装置の性能低下を抑制することができる。
実施の形態に係る冷凍サイクル装置の構成を示す機能ブロック図である。 図１の凝縮器の外観斜視図である。 図２の凝縮器をＸ軸方向から平面視した図である。 図１の気流の具体的な流れを示す図である。 冷凍サイクル装置を循環する冷媒として共沸混合冷媒であるＲ４０７Ｃが用いられた場合の、凝縮器の流路における位置とＲ４０７の温度との関係を表す直線、および当該位置と空気の温度との関係を表す直線を併せて示す図である。 凝縮過程での圧力におけるＲ４６３Ａの温度勾配を示すグラフである。 冷凍サイクル装置を循環する冷媒としてＲ４６３Ａが用いられた場合の、凝縮器の流路における位置とＲ４６３Ａの温度との関係を表す曲線、および当該位置と空気の温度との関係を表す直線を併せて示す図である。
　以下、本発明の実施の形態について、図面を参照しながら詳細に説明する。なお、図中同一または相当部分には同一符号を付してその説明は原則として繰り返さない。
　図１は、実施の形態に係る冷凍サイクル装置１００の構成を示す機能ブロック図である。図１に示されるように、冷凍サイクル装置１００は、圧縮機１と、凝縮器２（第１熱交換器）と、レシーバ１１（冷媒容器）と、膨張弁３と、蒸発器４（第２熱交換器）と、ファン５（送風装置）と、ファン６と、制御装置１０とを備える。冷凍サイクル装置１００において冷媒は、圧縮機１、凝縮器２、レシーバ１１、膨張弁３、および蒸発器４の順に循環する。冷凍サイクル装置１００には、レシーバ１１に液体の冷媒（液冷媒）が貯留される程度の冷媒量が封入される。冷凍サイクル装置１００としては、たとえば、冷凍機、空気調和機、またはショーケースを挙げることができる。
　凝縮器２は、ポートＰ１（第１ポート）、ポートＰ２（第２ポート）、ポートＰ３（第３ポート）、およびポートＰ４（第４ポート）を有する。凝縮器２には、ポートＰ１とＰ２とを接続する流路ＦＰ１（第１流路）が蛇行するように形成されているとともに、ポートＰ３とＰ４とを接続する流路ＦＰ２（第２流路）が蛇行するように形成されている。流路ＦＰ１の容積（冷媒が通過可能な領域の大きさ）は、流路ＦＰ２の容積よりも大きい。
　ファン５は、ポートＰ２からＰ１の順に通過するとともに、ポートＰ４からＰ３の順に通過する気流Ｗｄ１を形成する。凝縮器２を通過する冷媒と気流Ｗｄ１とは対向流を形成する。気流Ｗｄ１は、流路ＦＰ１，ＦＰ２の各々と２回以上交差する。流路ＦＰ１，ＦＰ２の各々が直線状である場合、気流Ｗｄ１は、流路ＦＰ１，ＦＰ２のそれぞれに沿うようにポートＰ２からＰ１に向かって形成されるとともに、ポートＰ４からＰ３に向かって形成される。ファン６は、蒸発器４を通過する気流を形成する。
　レシーバ１１には、ポートＰ２からの冷媒およびポートＰ４からの冷媒が流入する。レシーバ１１から、液冷媒が膨張弁３へ流出する。
　制御装置１０は、圧縮機１の駆動周波数を制御して、圧縮機１が単位時間当たりに吐出する冷媒量を制御する。制御装置１０は、たとえば、蒸発温度が－４０℃～０℃の範囲となるように駆動周波数を制御する。制御装置１０は、ポートＰ２から流出する冷媒の過熱度が所望の範囲（たとえば５Ｋ～１０Ｋ）となるように、膨張弁３の開度を制御する。制御装置１０は、ファン５，６各々の単位時間当たりの送風量を制御する。
　制御装置１０は、処理回路を含む。処理回路は、専用のハードウェアであってもよいし、メモリに格納されるプログラムを実行するＣＰＵ（Central　Processing　Unit）であってもよい。処理回路が専用のハードウェアである場合、処理回路は、たとえば、単一回路、複合回路、プログラム化されたプロセッサ、並列プログラム化されたプロセッサ、ＡＳＩＣ（Application　Specific　Integrated　Circuit）、ＦＰＧＡ(Field　Programmable　Gate　Array)、あるいはこれらを組み合わせたものが該当する。処理回路がＣＰＵの場合、制御装置１０の機能は、ソフトウェア、ファームウェア、またはソフトウェアとファームウェアとの組み合わせにより実現される。ソフトウェアあるいはファームウェアはプログラムとして記述され、メモリに格納される。処理回路は、メモリに記憶されたプログラムを読み出して実行する。メモリには、不揮発性または揮発性の半導体メモリ（たとえばＲＡＭ（Random　Access　Memory）、ＲＯＭ（Read　Only　Memory）、フラッシュメモリ、ＥＰＲＯＭ（Erasable　Programmable　Read　Only　Memory）、あるいはＥＥＰＲＯＭ（Electrically　Erasable　Programmable　Read　Only　Memory））、および磁気ディスク、フレキシブルディスク、光ディスク、コンパクトディスク、ミニディスク、あるいはＤＶＤ（Digital　Versatile　Disc）が含まれる。なお、ＣＰＵは、中央処理装置、処理装置、演算装置、マイクロプロセッサ、マイクロコンピュータ、プロセッサ、あるいはＤＳＰ（Digital　Signal　Processor）とも呼ばれる。
　図２は、図１の凝縮器２の外観斜視図である。図２に示されるように、凝縮器２は、複数のフィン２１と、冷媒が通過する複数の伝熱管２２とを含む。複数のフィン２１は、一定間隔毎に並置されている。２つのフィンの間に気流Ｗｄ１が通過する通風路が形成される。複数の伝熱管２２は、複数のフィン２１の法線方向に複数のフィン２１を貫通している。図１の流路ＦＰ１，ＦＰ２は、複数の伝熱管２２から形成される。流路ＦＰ１の長さと流路ＦＰ２の長さとが異なる場合、または流路ＦＰ１を形成する伝熱管２２の直径と流路ＦＰ２を形成する伝熱管２２の直径とが異なる場合、凝縮器２における冷媒分布は、流路ＦＰ１とＦＰ２のうち、容積が大きい流路ＦＰ１に偏る。なお、図３において説明するヘッダ２０は、複数の伝熱管２２の配置を見易くするため、図２において図示していない。
　図３は、図２の凝縮器２をＸ軸方向から平面視した図である。図３に示されるように、ヘッダ２０は、重力方向Ｇｄ（Ｚ軸のマイナス方向）に沿って延在している。圧縮機１からの冷媒は、重力方向Ｇｄとは逆方向にヘッダ２０を通過する。ヘッダ２０には、重力方向Ｇｄに沿って配置された複数のポートが接続されている。複数のポートは、図１のポートＰ１～Ｐ４を含む。ポートＰ３の位置は、ポートＰ１の位置より高い。ヘッダ２０は、縦置き型のヘッダである。ヘッダ２０を通過する冷媒は重力方向に重力を受ける。そのため、ポートＰ１に単位時間当たりに流入する冷媒量よりも、ポートＰ３に単位時間当たりに流入する冷媒量の方が多くなり易い。その結果、凝縮器２における冷媒分布は、流路ＦＰ２よりもＦＰ１の方に偏り易い。
　図４は、図１の気流Ｗｄ１の具体的な流れを示す図である。図４に示されるように、気流Ｗｄ１は、凝縮器２をＸ軸方向に通過した後、凝縮器２の位置よりも高い位置に配置されたファン５に向かって進行方向を変える。ファン５は、トップフロー型のファンである。凝縮器２を通過する気流Ｗｄ１においては風速分布に偏りが生じ、凝縮器２における位置が高くなるほど風速が大きくなる。その結果、凝縮器２に形成された流路の位置が低いほど当該流路における熱交換効率は小さくなる。流路ＦＰ１の位置は流路ＦＰ２の位置よりも低いため、流路ＦＰ１の熱交換効率は、流路ＦＰ２の熱交換効率よりも小さい。冷凍サイクル装置１００においては凝縮器２における冷媒分布が流路ＦＰ２よりもＦＰ１に偏り易いため、流路ＦＰ１における冷却が不十分となり、流路ＦＰ１から気液二相状態の冷媒が流出し易い。
　図５は、冷凍サイクル装置１００を循環する冷媒として共沸混合冷媒であるＲ４０７Ｃが用いられた場合の、流路ＦＰ１における位置とＲ４０７の温度との関係を表す曲線Ｒ１１、および当該位置と空気の温度との関係を表す曲線Ａ１１を併せて示す図である。図５に示されるように、Ｒ４０７Ｃの温度および空気の温度は流路ＦＰ１における位置がポートＰ１からＰ２に近づくにつれて線形に減少する。ポートＰ２におけるＲ４０７Ｃの状態が気液二相状態であると、凝縮器２の熱交換効率が低下して冷凍サイクル装置１００の性能が低下する。
　そこで、凝縮器２から流出する冷媒の状態が気液二相状態となることを抑制するため、凝縮器２における冷媒の圧力において、温度勾配（冷媒の乾き度と冷媒の温度との関係）が、当該乾き度を表す横軸と当該温度を表す縦軸とを有する座標平面において、上に凸の単調増加曲線として表現される冷媒が冷凍サイクル装置１００において用いられる。当該冷媒としては、たとえば非共沸混合冷媒であるＲ４６３Ａを挙げることができる。
　Ｒ４６３Ａは、Ｒ３２と、Ｒ１２５と、Ｒ１３４ａと、Ｒ１２３４ｙｆと、二酸化炭素（ＣＯ２）とを含む。Ｒ４６３Ａに含まれる冷媒の種類数は、５である。Ｒ３２の組成比（質量割合）は、３６ｗｔ％である。Ｒ１２５の組成比は、３０ｗｔ％である。Ｒ１３４ａの組成比は、１４ｗｔ％である。Ｒ１２３４ｙｆの組成比は、１４ｗｔ％である。二酸化炭素の組成比は、６ｗｔ％である。Ｒ４６３Ａに含まれる冷媒のうち、最も沸点が低い冷媒は、二酸化炭素である。Ｒ４６３Ａにおける二酸化炭素の組成比は、１００ｗｔ％（１）をＲ４６３Ａに含まれる冷媒の種類数で割った値である２０ｗｔ％（０．２）よりも小さい。
　図６は、凝縮過程での圧力におけるＲ４６３Ａの温度勾配を示すグラフである。図６において当該圧力は、２．３０５ＭＰａである。Ｒ４６３Ａの温度勾配は、Ｒ４６３Ａの乾き度を表す横軸とＲ４６３Ａの温度を表す縦軸とを有する座標平面に描かれている。図６に示されるように、Ｒ４６３Ａの温度勾配は、当該座標平面において上に凸の単調増加曲線として表現されている。Ｒ４６３Ａの温度勾配の傾きは、乾き度が比較的低い範囲で急峻であり、乾き度が比較的高い範囲で緩やかである。
　図７は、冷凍サイクル装置１００を循環する冷媒としてＲ４６３Ａが用いられた場合の、流路ＦＰ１における位置とＲ４６３Ａの温度との関係を表す曲線Ｒ１、および当該位置と空気の温度との関係を表す曲線Ａ１を併せて示す図である。図７に示されるように、流路ＦＰ１におけるポートＰ１およびＰ２は、それぞれ凝縮過程の始点と終点であるから、流路ＦＰ１における位置がポートＰ２からＰ１に近づくにつれて、流路ＦＰ１を流れるＲ４６３Ａの乾き度は増加する。曲線Ｒ１は凝縮過程におけるＲ４６３Ａの乾き度と温度との関係を示すため、図６に示される曲線と同様に上に凸の単調増加曲線として表現される。
　曲線Ｒ１のポートＰ１付近の傾きは、曲線Ａ１のポートＰ１付近の傾きよりも小さく、緩やかである。流路ＦＰ１における位置がポートＰ１からＰ２に近づくにつれて、空気とＲ４６３Ａとの温度差が大きくなる。また、Ｒ４６３Ａの温度は、流路ＦＰ１においてポートＰ１からＰ２に近づく過程で、ポートＰ２付近で急減に減少する。そのため、ポートＰ２付近でＲ４６３Ａを空気によって十分に冷却することができる。その結果、凝縮器２から流出するＲ４６３Ａの状態が気液二相状態となることが抑制されるため、凝縮器２の熱交換効率の低下を抑制することができる。
　ポートＰ２における空気と非共沸混合冷媒との温度差の絶対値が小さいほど凝縮器２から流出する非共沸混合冷媒の状態が気液二相状態となることを抑制することができる。当該温度差の絶対値は、基準値（たとえば１０Ｋ）以下とすることが好ましい。当該基準値は、実機実験あるいはシミュレーションによって適宜算出することができる。
　温度勾配が上に凸の単調増加曲線として表現される非共沸混合冷媒は、Ｒ４６３Ａに限定されない。当該非共沸混合冷媒に共通する特徴として、互いに沸点が異なる少なくとも３種類の冷媒を含むこと、および当該非共沸混合冷媒に含まれる冷媒のうち最も沸点が低い冷媒の質量を当該非共沸混合冷媒の質量で割った値が１を当該非共沸混合冷媒に含まれる冷媒の種類数で割った値よりも小さいことを挙げることができる。
　当該非共沸混合冷媒は、二酸化炭素を含んでいることが望ましい。二酸化炭素の沸点（－７８．５℃）は、非共沸混合冷媒に含まれる他の冷媒の沸点よりも極端に低い場合が多い。温度勾配が上に凸の単調増加曲線として表現される非共沸混合冷媒が二酸化炭素を含むことにより、乾き度が比較的低い範囲において当該温度勾配の傾きが急峻となり、乾き度が比較的高い範囲において当該温度勾配の傾きが緩やかになるという特性が顕著になる。
　なお、疑似共沸混合冷媒であるＲ４１０Ａに含まれるＲ３２（５０ｗｔ％）の沸点（－５１．７℃）およびＲ１２５（５０ｗｔ％）の沸点（－４８．１℃）の温度差の絶対値が３．６Ｋである。すなわち、Ｒ３２の沸点とＲ１２５の沸点とは等しいと扱われる。そこで、本明細書においては、「沸点が異なる」とは、２つの冷媒のそれぞれの沸点の温度差の絶対値が３．６Ｋより大きい場合を意味する。
　以上、実施の形態に係る冷凍サイクル装置によれば、冷凍サイクル装置の性能低下を抑制することができる。
　今回開示された実施の形態はすべての点で例示であって制限的なものではないと考えられるべきである。本発明の範囲は上記した説明ではなくて請求の範囲によって示され、請求の範囲と均等の意味および範囲内でのすべての変更が含まれることが意図される。
　１　圧縮機、２　凝縮器、３　膨張弁、４　蒸発器、５，６　ファン、１０　制御装置、１１　レシーバ、２０　ヘッダ、２１　フィン、２２　伝熱管、１００　冷凍サイクル装置、ＦＰ１，ＦＰ２　流路、Ｐ１～Ｐ４　ポート。

Claims (8)

  1. 　非共沸混合冷媒が循環する冷凍サイクル装置であって、
    　圧縮機と、
    　第１ポート、第２ポート、第３ポート、および第４ポートを有する第１熱交換器と、
    　冷媒容器と、
    　膨張弁と、
    　第２熱交換器と、
    　前記第２ポートから前記第１ポートの順に通過するとともに、前記第４ポートから前記第３ポートの順に通過する気流を形成する送風装置とを備え、
    　前記非共沸混合冷媒は、前記圧縮機、前記第１ポート、前記第２ポート、前記冷媒容器、前記膨張弁、および前記第２熱交換器の順に循環するとともに、前記圧縮機、前記第３ポート、前記第４ポート、前記冷媒容器、前記膨張弁、および前記第２熱交換器の順に循環し、
    　前記第１熱交換器における前記非共沸混合冷媒の圧力において、前記非共沸混合冷媒の乾き度と前記非共沸混合冷媒の温度との関係である前記非共沸混合冷媒の温度勾配は、前記乾き度を表す横軸と前記温度を表す縦軸とを有する座標平面において、上に凸の単調増加曲線として表現される、冷凍サイクル装置。
  2. 　前記非共沸混合冷媒は、互いに沸点が異なる少なくとも３種類の冷媒を含み、
    　前記少なくとも３種類の冷媒のうち最も沸点が低い冷媒の質量を前記非共沸混合冷媒の質量で割った値は、１を前記少なくとも３種類の冷媒の種類数で割った値よりも小さい、請求項１に記載の冷凍サイクル装置。
  3. 　前記最も沸点が低い冷媒は、二酸化炭素である、請求項２に記載の冷凍サイクル装置。
  4. 　前記非共沸混合冷媒は、Ｒ４６３Ａである、請求項３に記載の冷凍サイクル装置。
  5. 　前記第１ポートの位置は、前記第３ポートの位置よりも低い、請求項１～４のいずれか１項に記載の冷凍サイクル装置。
  6. 　前記第２ポートにおける前記気流の温度と前記第２ポートにおける前記非共沸混合冷媒の温度との差の絶対値は、基準値以下である、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. 　前記第１熱交換器において、前記第１ポートおよび前記第２ポートを接続する第１流路の直径と前記第３ポートおよび前記第４ポートを接続する第２流路の直径とは異なるか、または、前記第１流路の長さと前記第２流路の長さとは異なる、請求項１～６のいずれか１項に記載の冷凍サイクル装置。
  8. 　前記送風装置の位置は、前記第１熱交換器の位置よりも高く、
    　前記気流は、前記第１熱交換器を通過した後、前記送風装置に向かって進行方向を変える、請求項１～７のいずれか１項に記載の冷凍サイクル装置。
PCT/JP2019/039966 2019-10-10 2019-10-10 冷凍サイクル装置 WO2021070314A1 (ja)

Priority Applications (2)

Application Number Priority Date Filing Date Title
JP2021551031A JP7278399B2 (ja) 2019-10-10 2019-10-10 冷凍サイクル装置
PCT/JP2019/039966 WO2021070314A1 (ja) 2019-10-10 2019-10-10 冷凍サイクル装置

Applications Claiming Priority (1)

Application Number Priority Date Filing Date Title
PCT/JP2019/039966 WO2021070314A1 (ja) 2019-10-10 2019-10-10 冷凍サイクル装置

Publications (1)

Publication Number Publication Date
WO2021070314A1 true WO2021070314A1 (ja) 2021-04-15

Family

ID=75438100

Family Applications (1)

Application Number Title Priority Date Filing Date
PCT/JP2019/039966 WO2021070314A1 (ja) 2019-10-10 2019-10-10 冷凍サイクル装置

Country Status (2)

Country Link
JP (1) JP7278399B2 (ja)
WO (1) WO2021070314A1 (ja)

Citations (7)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JPH1019416A (ja) * 1996-07-03 1998-01-23 Toshiba Corp 熱交換器
WO2013160954A1 (ja) * 2012-04-26 2013-10-31 三菱電機株式会社 熱交換器及びこの熱交換器を備えた冷凍サイクル装置
WO2018155513A1 (ja) * 2017-02-27 2018-08-30 三菱重工サーマルシステムズ株式会社 組成異常検知装置及び組成異常検知方法
WO2019021364A1 (ja) * 2017-07-25 2019-01-31 三菱電機株式会社 冷凍装置及び冷凍装置の運転方法
WO2019073596A1 (ja) * 2017-10-13 2019-04-18 三菱電機株式会社 冷凍サイクル装置および組成調節装置
JP2019512031A (ja) * 2016-02-29 2019-05-09 ザ ケマーズ カンパニー エフシー リミテッド ライアビリティ カンパニー ジフルオロメタン、ペンタフルオロエタン、テトラフルオロエタン、テトラフルオロプロペン、及び二酸化炭素を含む冷媒混合物、並びにその使用
WO2019150852A1 (ja) * 2018-01-31 2019-08-08 ダイキン工業株式会社 熱交換器又は熱交換器を有する冷凍装置

Patent Citations (7)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JPH1019416A (ja) * 1996-07-03 1998-01-23 Toshiba Corp 熱交換器
WO2013160954A1 (ja) * 2012-04-26 2013-10-31 三菱電機株式会社 熱交換器及びこの熱交換器を備えた冷凍サイクル装置
JP2019512031A (ja) * 2016-02-29 2019-05-09 ザ ケマーズ カンパニー エフシー リミテッド ライアビリティ カンパニー ジフルオロメタン、ペンタフルオロエタン、テトラフルオロエタン、テトラフルオロプロペン、及び二酸化炭素を含む冷媒混合物、並びにその使用
WO2018155513A1 (ja) * 2017-02-27 2018-08-30 三菱重工サーマルシステムズ株式会社 組成異常検知装置及び組成異常検知方法
WO2019021364A1 (ja) * 2017-07-25 2019-01-31 三菱電機株式会社 冷凍装置及び冷凍装置の運転方法
WO2019073596A1 (ja) * 2017-10-13 2019-04-18 三菱電機株式会社 冷凍サイクル装置および組成調節装置
WO2019150852A1 (ja) * 2018-01-31 2019-08-08 ダイキン工業株式会社 熱交換器又は熱交換器を有する冷凍装置

Also Published As

Publication number Publication date
JP7278399B2 (ja) 2023-05-19
JPWO2021070314A1 (ja) 2021-04-15

Similar Documents

Publication Publication Date Title
US10386081B2 (en) Air-conditioning device
KR0142506B1 (ko) 비공비혼합 냉매를 채용한 공기 조화기
EP3483523A1 (en) Refrigeration cycle apparatus and air-conditioning apparatus provided with same
JP4118254B2 (ja) 冷凍装置
JP6479181B2 (ja) 空気調和装置
CN109073290B (zh) 室外单元及具备该室外单元的制冷循环装置
WO2021070314A1 (ja) 冷凍サイクル装置
JP6723375B2 (ja) 冷凍サイクル装置
WO2018008129A1 (ja) 冷凍サイクル装置
JP7258163B2 (ja) 冷凍サイクル装置
US20220136741A1 (en) Refrigeration cycle apparatus
JP7414845B2 (ja) 冷凍サイクル装置
JP6456139B2 (ja) 冷凍又は空調装置及びその制御方法
JP7184897B2 (ja) 冷凍サイクル装置
WO2021065914A1 (ja) 冷凍装置
WO2019021364A1 (ja) 冷凍装置及び冷凍装置の運転方法
JP2017106677A (ja) 冷凍サイクル装置
JP7134266B2 (ja) 冷凍装置
JP6786965B2 (ja) 冷凍装置
JP2015158303A (ja) 熱交換器及び冷凍サイクル装置
JPWO2019003385A1 (ja) 室外ユニットおよび冷凍サイクル装置
JP7258212B2 (ja) 空気調和装置
WO2024023991A1 (ja) 冷凍サイクル装置
JP7130067B2 (ja) 冷凍装置
US20220026154A1 (en) Microchannel heat exchanger with varying fin density

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: 19948480

Country of ref document: EP

Kind code of ref document: A1

ENP Entry into the national phase

Ref document number: 2021551031

Country of ref document: JP

Kind code of ref document: A

NENP Non-entry into the national phase

Ref country code: DE

122 Ep: pct application non-entry in european phase

Ref document number: 19948480

Country of ref document: EP

Kind code of ref document: A1