【発明の詳細な説明】
1,1,2,2-テトラフルオロエタンを含有する冷媒組成物
発明の技術分野
本発明は、1,1,2,2-テトラフルオロエタンの使用に関し、さらに詳細には、冷
媒、エアゾール噴射剤、洗浄剤、熱媒体、気体誘電体、消火剤および／または動
力サイクル作動流体としての1,1,2,2-テトラフルオロエタンの使用に関する。
さらに詳細には、本発明は、遠心圧縮、特に高速小型タービン遠心圧縮を用い
る冷却装置における高効率でかつ潜在的に環境に対して安全な冷媒としての1,1,
2,2-テトラフルオロエタンの使用に関する。
発明の背景
機械的冷却は、主に熱力学の１つの応用であり、そこにおいて、冷却媒体（例
えば、冷媒）はサイクルを通過して再利用のために回収できるようになっている
。一般に用いられるサイクルには、蒸気圧縮、吸収、蒸気噴射または蒸気排出、
およびエアーが含まれる。
蒸気圧縮サイクルにおいて用いられる装置は、エバポレーター、コンプレッサ
、コンデンサ、液体貯蔵受け器および膨張弁を含む。液状冷媒は、膨張弁を介し
てエバポレーターに入り、該液状冷媒は、該エバポレーター内で低温で沸騰して
、気体を形成して冷却をもたらす。この低圧力気体は、コンプレッサに入り、そ
こで、該気体は圧縮されて、その圧力および温度が上昇する。次いでこの高圧気
体冷媒はコンデンサに入り、そこで該冷媒は凝縮され、その熱を周囲に放出する
。受け器は凝縮された高圧液状冷媒を回収し、該冷媒は膨張弁に移動し、そこか
ら該液体はコンデンサ内の高圧レベルからエバポレーター内の低圧レベルへと膨
張する。
冷却用途に使用可能な種々のタイプのコンプレッサがある。コンプレッサは、
一般に、流体を圧縮する機械的手段に応じて往復型、ロータリー型、ジェット型
、遠心型または軸流型として、または機械的要素が圧縮されるべき流体にどの
ように作用するかに応じて容量(positive-displacement)型あるいは力動（dynam
ic）型に分類することが出来る。
遠心型コンプレッサは、冷媒を半径方向に加速するための回転要素を使用して
おり、典型的にはケーシング内に収容されている羽根車とディフューザとを含む
。遠心型コンプレッサは、通常、羽根車入口または循環羽根車の入口に流体を取
り込み、該流体を半径方向外側に向けて加速させる。ある程度の静圧の上昇が羽
根車内でおきるが、圧力上昇の大半はケーシングのディフューザ部で起こり、そ
こで速度が静圧に変換される。羽根車−ディフューザの各セットがコンプレッサ
の一つの段階である。遠心型コンプレッサは、所望の最終圧力および取り扱う冷
媒の容量に応じて１〜12またはそれ以上の段階から構成される。
コンプレッサの圧力比あるいは圧縮比とは、絶対排出圧力の絶対流入圧力に対
する比率である。遠心型コンプレッサから導かれる圧力は、実際上は比較的広範
囲の容量にわたって一定である。
容量型コンプレッサは、蒸気をチャンバー内に引き込み、該チャンバーの容積
が減少して蒸気を圧縮する。圧縮された後、蒸気は該チャンバーから追い出され
るが、これはチャンバー容積をさらに減少させてゼロあるいはほぼゼロにもって
行くことによりなされる。容量型コンプレッサは圧力を増加させることができ、
これは、容積効率および該圧力に耐える部品の強度によってのみ制限を受ける。
遠心型コンプレッサは、容量型コンプレッサとは異なり、高速羽根車の遠心力
に完全に依存し、羽根車を通過する蒸気を圧縮する。容量型ではなく、力動型と
呼ばれる圧縮である。遠心型コンプレッサが生み出すことができる圧力は、羽根
車の先端速度に依存する。先端速度は、羽根車の先端で測定される羽根車の速度
であり、羽根車の直径および分当たりの回転数に関係する。遠心型コンプレッサ
の能力は、羽根車を通る通路のサイズにより決まる。このことにより、コンプレ
ッサのサイズは、能力よりも要求される圧力の方に大きく依存するようになる。
遠心型コンプレッサは、その高速操作のために、基本的に高容量で低圧力の機
械である。遠心型コンプレッサは、低圧力の冷媒、例えばトリクロロフルオロメ
タン（CFC-11）またはトリクロロトリフルオロエタン(CFC-113)を用いた場合に
最も有効に作動する。小型の装置サイズを必要とするシステムではクロロ-1,2,2
-ジフルオロメタン（CFC-12）を使用することが多い。
大型の遠心型コンプレッサは、典型的には3000〜7000の回転数／分(rpm)で操
作される。小型タービン遠心型コンプレッサは、約40,000〜約90,000(rpm)の高
速用に設計されており、小型サイズ（典型的には0.15メートル未満）の羽根車を
有している。
多くの条件に対しては、２段階式羽根車が一般的である。操作の際、第一段階
の羽根車の排出物は、第二の羽根車の吸入口へ移動する。各段階は、約４対１の
圧縮比を構成できる。すなわち、絶対排出圧力は絶対吸入圧力の４倍にすること
ができるのである。
CFC-11,CFC-12およびCFC-113のような完全ハロゲン化クロロフルオロカーボン
類の世界的規模の生産削減の提案により、代替となる、環境的に受け入れられる
化合物を開発する必要が生じた。主に、CFC-12は、1,1,1,2-テトラフルオロエタ
ン（HFC-134a）へと移行している。HFC-134aは、オゾン減少潜在能力がゼロであ
り、CFC-12よりも地球温暖化潜在能力がより低い。
発明の概要
従って、本発明は、遠心型コンプレッサ、特に冷媒1,1,1,2-テトラフルオロエ
タン(HFC-134a)用に設計されたコンプレッサ、に使用可能な冷媒に関する。
本発明は、また、HFC-134aよりも地球温暖化潜在能力が低い冷媒に関する。
驚くべきことに、そして予想外にも、上記で述べた利点および改良点、ならび
に他の点が、1,1,2,2-テトラフルオロエタン(HFC-134)を含む冷媒を使用するこ
とにより達成されることが見出された。HFC-134は、HFC-134a用に設計された遠
心型圧縮型冷却装置に冷媒として使用できるが、HFC-134aよりも改善された操作
性能がHFC-134で達成されることが見出された。
本発明はまた、自動車、窓用エアーコンディショナー、熱ポンプ、ならびに他
の用途に使用される小型高速タービン遠心型コンプレッサにおいて、特に有用で
ある。
さらに本発明は、1,1,2,2-テトラフルオロエタンが、エアゾール噴射剤、洗浄
剤、熱媒体、気体誘電体、消火剤および動力サイクル作動流体として使用可能で
ある、という発見にも関する。発明の詳細な説明
本発明は、遠心型コンプレッサ型冷却装置において使用するための冷媒として
の1,1,2,2-テトラフルオロエタン(HFC-134)の使用に関する。
1970年代初頭、完全ハロゲン化クロロフルオロカーボンの放出により大気に導
入された塩素原子によりオゾンが減少しつつあるという理論の最初の出現にとも
なって、従来の完全ハロゲン化クロロフルオロカーボンへ水素を導入するとこれ
ら化合物の化学的安定性を著しく減少することが知られるようになった。それゆ
え、今や不安定化されたこれらの化合物は、大気中で分解し、成層圏およびオゾ
ン層へは達しないだろうとの予想がなされた。
オゾン減少潜在能力（ODP:Ozone Depletion Potential）とは、ある化合物の
放出によりもたらされた成層圏でのオゾン減少を、CFC-11を同じ速度で排出する
ことによりもたらされるオゾン減少潜在能力（これは1.0と規定される）と比較
して算出した割合に基づくものである。HFC-134は塩素も臭素も含んでおらず、
したがってCFC-12(1.0)と比較した場合、オゾン減少潜在能力(ODP)は０ある。HF
C-134もまた、下記表ｌに示すように、HFC-134aよりも短い大気圏寿命を有し、C
O2に関して低い地球温暖化潜在能力を有する。
表１
寿命（年） GWP(500年）
HFC-134 11.9 370
HFC-134a 14.0 420
遠心型コンプレッサを選定あるいは設計する上で、３つの重要な考慮点がある
。すなわち、(a)羽根車の直径（これは羽根の一方の端から反対側の羽根の端ま
での距離を意味する）、(b)羽根車内の通路の幅、そして(c)冷媒である。羽
根車および冷媒は、所望の用途に最も合致する組合せで選択しなければならない
。
羽根車の直径は、達成しなければならない排出圧力に依存する。ある所与の回
転速度では、より大きな羽根車径がより速い先端速度をもたらし、その結果より
高い圧縮比が得られる。先端速度とは、羽根車を離れる冷媒の接線速度を意味す
る。
小型タービン遠心型コンプレッサが、電気モーターにより40,000rpmで駆動さ
れる場合、165.1m/sの先端速度のHFC-134aで必要とされる羽根車直径は約0.0788
メートルである。
HFC-134aに「非常に合致した(close match)」代替物を見出すことが望ましい
。「非常に合致した」とは、HFC-134a用に設計された装置で使用されてもよい冷
媒、あるいはHFC-134aと同様の性能を示す冷媒を意味する。HFC-134aと同様の性
能を示すためには、冷媒は、使用時に、羽根車がHFC-134a使用時の羽根車の先端
速度に匹敵する先端速度を達成するようなものでなければならない。同じ操作条
件で用いた場合、HFC-134はHFC-134aの先端速度に匹敵する先端速度を生ずる。
冷媒の液体密度は、もう１つの重要な設計特性である。HFC-134およびHFC-134
aの液体密度は室温でそれぞれ1.245g/ccおよび1.387g/ccである。また、他の重
要な特性であるHFC-134とHFC-134aの分子量は、それらが構造異性体であるため
、同一である。
驚くべきことに、そして予想外にも、HFC-134はエネルギー効率がHFC-134aよ
りも有意に高い冷媒であることが見出された。「有意に高い」とは、少なくとも
約４％の改善された効率を有することを意味する。
実施例１
圧力を生ずるための先端速度
先端速度は、遠心コンプレッサを用いる冷却装置において、幾つかの基本的な
関係をつくることにより見積もることができる。羽根車が気体に理想的に付与す
るトルクは、
T=m*(v2*r2-v1*r1) 式１
［式中、
T=トルク、N*m
ｍ=流れの質量速度、kg/s
v2=羽根車から流出する冷媒の接線速度、m/s
r2=羽根車流出口の半径、ｍ
v1=羽根車に流入する冷媒の接線速度、m/s
r1=羽根車流入口の半径、ｍ］
として定義される。
冷媒が羽根車に本質的に半径方向で流入すると仮定した場合、該速度の接線成
分はv1=０であるから、従って
T=m*v2*r2 式２
となる。
軸で必要とされる動力は、トルクと回転速度の積
P=T*w 式３
［式中、
P=動力、ワット（W）
w=回転速度、回転/s］
で表され、従って、
P=T*w=m*v2*r2*w 式４
となる。
冷媒の流速が低いと、羽根車の先端速度と冷媒の接線速度とはほぼ同一となる
。従って
r2*w=v2 式５
および
P=m*v2*v2 式６
となる。
理想的な動力のもう１つの表現は、質量流速と圧縮の等エントロピー仕事との
積、
P=m*Hi*（1000J/kJ） 式７
［式中、
Hi=蒸発条件における飽和蒸気から飽和圧縮条件態へ変化したとき
の冷媒のエンタルピーの差、KJ/Kg］
として表わされる。
式６と式７の２つの表現を組合せると
v2*v2=1000*Hi 式８
が得られる。
式８はいくつかの基本的な仮定に基づいているが、該式は、羽根車の先端速度
の良好な見積り値を付与し、冷媒の先端速度を比較する重要な方法を提供してい
る。
HFC-134、HFC-134aおよびアンモニアに対して計算した理論上の先端速度を
表２に示す。この比較において仮定した条件は、
エバポレータ温度 華氏40.0度（4.4℃）
コンデンサ温度 華氏110.0度（43.3℃）
液体予冷(subcool)温度 華氏10.0度（5.5℃）
戻り気体温度 華氏75.0（23.8℃）
コンプレッサ効率 70％
である。これらは、小型タービン遠心コンプレッサで実施する典型的条件である
。表２
4000rpmでの羽根車直径の計算
Hi 羽根車 羽根車 V2 直径 直径
（Btu/lb） Hi*0.7 Hi*0.7 （m/s） （m） （in）
（Btu/lb） （KJ/Kg）
HFC-134 17.73 12.41 28.79 169.8 0.0810 3.19
HFC-134a 16.79 11.75 27.26 165.1 0.0788 3.10
アンモニア 119.4 83.58 193.9 440.3 0.2102 8.28
実施例１は、HFC-134はHFC-134aの約３％以内の羽根車直径を有していること
を示している。アンモニアなどの他の冷媒をHFC-134a用に設計された装置で用い
る場合には、該装置には0.2102メートルの羽根車直径が必要となる。従って、ア
ンモニアはHFC-134a用に設計された装置には使用できないことになる。その理由
は、HFC-134aを用いた場合と同様の性能をアンモニアを用いて達成するためには
、該装置の羽根車直径を0.2102メートルに増大する必要があるからである。
実施例２
冷媒性能
以下の条件でのHFC-134およびHFC-134aの性能を表３に示す。
エバポレーター温度 華氏40.0度（4.4℃）
コンデンサ温度 華氏110.0度（43.3℃）
予冷温度 華氏10.0度（5.5℃）
戻り気体温度 華氏75.0度（23.8℃）
コンプレッサ効率 70％
性能係数(COP)とは、能力とコンプレッサの仕事との比率を意味することを意
図している。それは冷媒のエネルギー率の尺度である。表３エバポレーター圧 コンデンサー圧 コンデンサー COP 能力
排出温度 BTU/Min
Psia （Kpa） Psia （Kpa） 華氏 （℃） （kW）
HFC-134 38.4 265 129.1 890 173.0 78.3 4.01 161.1 2.8
HFC-134a 49.7 343 161.1 1111 171.3 77.4 3.87 194.1 3.4
上記データは、HFC-134がHFC-134aよりも効率的な冷媒であることを示してい
る。
本発明の化合物は、洗浄剤、エアゾール噴射剤、熱媒体、気体誘電体、消火剤
、代替乾燥剤、動カサイクル作動流体としても使用することが出来るであろう。
固体表面の洗浄方法には、有効量の1,1,2,2-テトラフルオロエタンで該表面を
処理することが含まれる。
エアゾール配合物の調製方法には、エアゾール容器中の有効成分を、有効量の
1,1,2,2-テトラフルオロエタンと組合せることが含まれる。
流体の噴霧方法には、有効量の1,1,2,2-テトラフルオロエタンをエアゾール噴
射剤として使用する工程が含まれる。
熱源から冷却用放熱器へ熱を伝導する方法には、有効量のl,1,2,2-テトラフル
オロエタンを熱媒体として使用することが含まれる。
電気的絶縁方法には、有効量の1,1,2,2-テトラフルオロエタンを気体誘電体と
して使用する工程が含まれる。火を抑制する方法には、有効量の1,1,2,2-テトラ
フルオロエタンを消火剤として使用する工程が含まれる。動力伝達方法には、有
効量の1,1,2,2-テトラフルオロエタンを動力サイクル作動流体として使用する工
程が含まれる。
「有効量」とは、有効な冷媒をつくるのに必要なHFC-134の量を意味する。一
般には、３トン〜１００トンの冷却単位に対してそれぞれ約2.5lbs〜80lbsの冷
媒が必要とされる。
追加の化合物
意図する用途に対して悪影響を有しない限りにおいて、種々の目的のために、
潤滑剤、腐蝕防止剤、界面活性剤、安定化剤、色素および他の好適な材料などの
添加剤を本発明の組成物に添加することが可能である。Description: TECHNICAL FIELD OF THE INVENTION The present invention relates to the use of 1,1,2,2-tetrafluoroethane, and more particularly to the use of 1,1,2,2-tetrafluoroethane. Relates to the use of 1,1,2,2-tetrafluoroethane as a refrigerant, aerosol propellant, detergent, heat carrier, gaseous dielectric, fire extinguisher and / or power cycle working fluid. More specifically, the present invention relates to 1,1,2,2-tetrafluoroethane as a highly efficient and potentially environmentally safe refrigerant in refrigeration systems using centrifugal compression, especially high speed small turbine centrifugal compression. Regarding the use of BACKGROUND OF THE INVENTION Mechanical cooling is one application of thermodynamics primarily, where a cooling medium (eg, a refrigerant) is made available for recycling through a cycle for reuse. Commonly used cycles include vapor compression, absorption, vapor injection or discharge, and air. Devices used in the vapor compression cycle include evaporators, compressors, condensers, liquid storage receptacles and expansion valves. The liquid refrigerant enters the evaporator via the expansion valve, and the liquid refrigerant boils at a low temperature in the evaporator to form a gas and provide cooling. This low pressure gas enters the compressor, where it is compressed and its pressure and temperature rise. The high-pressure gaseous refrigerant then enters a condenser where it is condensed and releases its heat to the surroundings. The receiver collects the condensed high-pressure liquid refrigerant, which moves to an expansion valve from which the liquid expands from a high pressure level in the condenser to a low pressure level in the evaporator. There are various types of compressors that can be used for cooling applications. Compressors are generally reciprocating, rotary, jet, centrifugal or axial, depending on the mechanical means of compressing the fluid, or how a mechanical element acts on the fluid to be compressed. Accordingly, it can be classified into a positive-displacement type or a dynamic type. Centrifugal compressors use a rotating element to radially accelerate the refrigerant, and typically include an impeller and a diffuser housed in a casing. A centrifugal compressor typically takes fluid at the impeller inlet or the inlet of a circulating impeller and accelerates the fluid radially outward. Although some static pressure build-up occurs within the impeller, most of the pressure build-up occurs in the diffuser section of the casing, where the speed is converted to static pressure. Each set of impeller-diffuser is one stage of the compressor. Centrifugal compressors consist of 1 to 12 or more stages depending on the desired final pressure and the volume of refrigerant to be handled. The pressure ratio or compression ratio of the compressor is the ratio of the absolute discharge pressure to the absolute inflow pressure. The pressure drawn from the centrifugal compressor is practically constant over a relatively wide range of volumes. A positive displacement compressor draws steam into a chamber, which reduces the volume of the chamber and compresses the steam. After being compressed, the vapor is expelled from the chamber, which is done by further reducing the chamber volume to zero or near zero. A positive displacement compressor can increase the pressure, which is limited only by the volumetric efficiency and the strength of the parts that can withstand the pressure. Centrifugal compressors, unlike positive displacement compressors, rely entirely on the centrifugal force of the high speed impeller to compress the steam passing through the impeller. It is compression called force dynamic type, not capacity type. The pressure that a centrifugal compressor can produce depends on the tip speed of the impeller. Tip speed is the speed of the impeller measured at the tip of the impeller and is related to the diameter of the impeller and the number of revolutions per minute. The capacity of a centrifugal compressor depends on the size of the passage through the impeller. This makes the size of the compressor more dependent on the required pressure than on the capacity. Centrifugal compressors are basically high capacity, low pressure machines because of their high speed operation. Centrifugal compressors work best with low pressure refrigerants such as trichlorofluoromethane (CFC-11) or trichlorotrifluoroethane (CFC-113). Systems requiring a small device size often use chloro-1,2,2-difluoromethane (CFC-12). Large centrifugal compressors typically operate at 3000-7000 revolutions per minute (rpm). Small turbine centrifugal compressors are designed for high speeds of about 40,000 to about 90,000 (rpm) and have impellers of small size (typically less than 0.15 meters). For many conditions, a two-stage impeller is common. In operation, the discharge of the first stage impeller moves to the inlet of the second impeller. Each stage can constitute a compression ratio of about 4 to 1. That is, the absolute discharge pressure can be made four times the absolute suction pressure. Proposals for reducing global production of fully halogenated chlorofluorocarbons, such as CFC-11, CFC-12 and CFC-113, have created a need to develop alternative, environmentally acceptable compounds. Primarily, CFC-12 has migrated to 1,1,1,2-tetrafluoroethane (HFC-134a). HFC-134a has zero ozone depletion potential and lower global warming potential than CFC-12. SUMMARY OF THE INVENTION Accordingly, the present invention relates to a refrigerant that can be used in a centrifugal compressor, particularly a compressor designed for refrigerant 1,1,1,2-tetrafluoroethane (HFC-134a). The present invention also relates to a refrigerant having a lower global warming potential than HFC-134a. Surprisingly and unexpectedly, the advantages and improvements noted above, as well as others, are attributable to the use of refrigerants containing 1,1,2,2-tetrafluoroethane (HFC-134). It has been found to be achieved. HFC-134 can be used as a refrigerant in a centrifugal compression refrigeration system designed for HFC-134a, but it has been found that improved operating performance is achieved with HFC-134 over HFC-134a . The invention is also particularly useful in small high-speed turbine centrifugal compressors used in automobiles, window air conditioners, heat pumps, and other applications. The invention further relates to the discovery that 1,1,2,2-tetrafluoroethane can be used as an aerosol propellant, cleaning agent, heat transfer medium, gas dielectric, fire extinguishing agent and power cycle working fluid. . DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION The present invention relates to the use of 1,1,2,2-tetrafluoroethane (HFC-134) as a refrigerant for use in a centrifugal compressor cooling system. In the early 1970s, with the first emergence of the theory that ozone was being reduced by chlorine atoms introduced into the atmosphere by the release of fully halogenated chlorofluorocarbons, the introduction of hydrogen into conventional fully halogenated chlorofluorocarbons led to these compounds It has been found to significantly reduce the chemical stability of Therefore, it was predicted that these now destabilized compounds would degrade in the atmosphere and not reach the stratosphere and ozone layer. Ozone Depletion Potential (ODP) is defined as the ozone depletion potential of the stratosphere caused by the release of a compound and the ozone depletion potential (equivalent to the emission of CFC-11 at the same rate). 1.0). HFC-134 contains no chlorine or bromine and therefore has zero ozone depletion potential (ODP) when compared to CFC-12 (1.0). HF C-134 also has a shorter atmospheric lifetime than HFC-134a and has a lower global warming potential with respect to CO 2 , as shown in Table 1 below. Table 1 Life (years) GWP (500 years) HFC-134 11.9 370 HFC-134a 14.0 420 There are three important considerations in selecting or designing a centrifugal compressor. That is, (a) the diameter of the impeller (this means the distance from one end of the impeller to the end of the opposite impeller), (b) the width of the passage in the impeller, and (c) the refrigerant. The impeller and refrigerant must be selected in the combination that best matches the desired application. The diameter of the impeller depends on the discharge pressure that has to be achieved. At a given rotational speed, a larger impeller diameter results in a higher tip speed, resulting in a higher compression ratio. Tip speed means the tangential speed of the refrigerant leaving the impeller. If a small turbine centrifugal compressor is driven by an electric motor at 40,000 rpm, the required impeller diameter for HFC-134a with a tip speed of 165.1 m / s is about 0.0788 meters. It would be desirable to find a "close match" alternative to HFC-134a. By "very matched" is meant a refrigerant that may be used in a device designed for HFC-134a, or that exhibits similar performance to HFC-134a. In order to perform as well as HFC-134a, the refrigerant must be such that in use the impeller achieves a tip speed comparable to the tip speed of the impeller when using HFC-134a. When used under the same operating conditions, HFC-134 produces a tip speed comparable to that of HFC-134a. The liquid density of the refrigerant is another important design property. The liquid densities of HFC-134 and HFC-134a are 1.245 g / cc and 1.287 g / cc at room temperature, respectively. Also, the other important properties, HFC-134 and HFC-134a, have the same molecular weight because they are structural isomers. Surprisingly and unexpectedly, HFC-134 was found to be a refrigerant with significantly higher energy efficiency than HFC-134a. "Significantly higher" means having an improved efficiency of at least about 4%. Example 1 Tip Speed to Generate Pressure Tip speed can be estimated by making some basic relationships in refrigeration systems using centrifugal compressors. The torque ideally given to the gas by the impeller is T = m * (v2 * r2-v1 * r1) Equation 1 [where T = torque, N * mmm = mass velocity of flow, kg / s v2 = Tangential velocity of refrigerant flowing out of the impeller, m / s r2 = radius of impeller outlet, m v1 = tangential velocity of refrigerant flowing into the impeller, m / s r1 = radius of impeller inlet, m] Is done. Assuming that the refrigerant flows essentially radially into the impeller, the tangential component of the velocity is v1 = 0, and therefore T = m * v2 * r2. The power required by the shaft is the product of the torque and the rotational speed P = T * w Equation 3 where P = power, watts (W) w = rotational speed, rotations / s = T * w = m * v2 * r2 * w Equation 4 When the flow velocity of the refrigerant is low, the tip speed of the impeller and the tangential velocity of the refrigerant become almost the same. Therefore, r2 * w = v2 equation 5 and P = m * v2 * v2 equation 6 are obtained. Another expression of the ideal power is the product of mass flow rate and isentropic work of compression, P = m * Hi * (1000 J / kJ) Equation 7 [where Hi = saturated vapor to saturated compression under evaporation conditions The difference in the enthalpy of the refrigerant when it changes to the condition, expressed as KJ / Kg]. By combining the two expressions of Expressions 6 and 7, v2 * v2 = 1000 * Hi Expression 8 is obtained. Although Equation 8 is based on some basic assumptions, it gives a good estimate of impeller tip speed and provides an important way to compare refrigerant tip speed. Table 2 shows the calculated theoretical tip velocities for HFC-134, HFC-134a and ammonia. The conditions assumed in this comparison are: evaporator temperature 40.0 degrees Fahrenheit (4.4 degrees Celsius) condenser temperature 110.0 degrees Fahrenheit (43.3 degrees Celsius) liquid subcooling temperature 10.0 degrees Fahrenheit (5.5 degrees Celsius) return gas temperature 75.0 degrees Fahrenheit (23.8 degrees Celsius) 70%. These are typical conditions for implementing a small turbine centrifugal compressor. Table 2 Calculation of impeller diameter at 4000 rpm Hi impeller Impeller V2 Diameter Diameter (Btu / lb) Hi * 0.7 Hi * 0.7 (m / s) (m) (in) (Btu / lb) (KJ / Kg) HFC-134 17.73 12.41 28.79 169.8 0.0810 3.19 HFC-134a 16.79 11.75 27.26 165.1 0.0788 3.10 Ammonia 119.4 83.58 193.9 440.3 0.2102 8.28 Example 1 shows that HFC-134 has an impeller diameter within about 3% of HFC-134a. It indicates that If other refrigerants such as ammonia are used in a device designed for HFC-134a, the device requires an impeller diameter of 0.2102 meters. Thus, ammonia cannot be used in equipment designed for HFC-134a. The reason is that in order to achieve the same performance with ammonia using HFC-134a with ammonia, the impeller diameter of the device must be increased to 0.2102 meters. Example 2 Refrigerant Performance Table 3 shows the performance of HFC-134 and HFC-134a under the following conditions. Evaporator temperature 40.0 degrees Fahrenheit (4.4 degrees Celsius) Condenser temperature 110.0 degrees Fahrenheit (43.3 degrees Celsius) Pre-cooling temperature 10.0 degrees Fahrenheit (5.5 degrees Celsius) Return gas temperature 75.0 degrees Fahrenheit (23.8 degrees Celsius) Compressor efficiency 70% Performance coefficient (COP) is the capacity And is intended to mean the ratio of compressor work. It is a measure of the energy rate of the refrigerant. Table 3 Evaporator pressure Condenser pressure Condenser COP capacity Discharge temperature BTU / Min Psia (Kpa) Psia (Kpa) Fahrenheit (° C) (kW) HFC-134 38.4 265 129.1 890 173.0 78.3 4.01 161.1 2.8 HFC-134a 49.7 343 161.1 1111 171.3 77.4 3.87 194.1 3.4 The above data indicates that HFC-134 is a more efficient refrigerant than HFC-134a. The compounds of the present invention could also be used as detergents, aerosol propellants, heat transfer media, gaseous dielectrics, fire extinguishing agents, alternative drying agents, and dynamic working fluids. A method of cleaning a solid surface includes treating the surface with an effective amount of 1,1,2,2-tetrafluoroethane. Methods for preparing aerosol formulations include combining the active ingredients in an aerosol container with an effective amount of 1,1,2,2-tetrafluoroethane. The method of spraying a fluid includes using an effective amount of 1,1,2,2-tetrafluoroethane as an aerosol propellant. Methods of conducting heat from a heat source to a cooling radiator include using an effective amount of l, 1,2,2-tetrafluoroethane as a heating medium. Electrical isolation methods include using an effective amount of 1,1,2,2-tetrafluoroethane as a gaseous dielectric. Methods of suppressing fire include the step of using an effective amount of 1,1,2,2-tetrafluoroethane as a fire extinguisher. Power transmission methods include using an effective amount of 1,1,2,2-tetrafluoroethane as a power cycle working fluid. "Effective amount" means the amount of HFC-134 required to make an effective refrigerant. Generally, about 2.5 lbs to 80 lbs of refrigerant is required for each cooling unit of 3 to 100 tons. Additional compounds Additives such as lubricants, corrosion inhibitors, surfactants, stabilizers, dyes and other suitable materials for various purposes, as long as they do not adversely affect the intended use. It can be added to the composition of the present invention.