JP5474140B2

JP5474140B2 - 冷凍装置

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Publication number: JP5474140B2
Application number: JP2012161944A
Authority: JP
Inventors: 智隆石川; 宗野本; 睦加藤; 工阿久津
Original assignee: Mitsubishi Electric Corp; Mitsubishi Electric Applied Refrigeration Systems Co Ltd
Current assignee: Mitsubishi Electric Corp; Mitsubishi Electric Applied Refrigeration Systems Co Ltd
Priority date: 2012-07-20
Filing date: 2012-07-20
Publication date: 2014-04-16
Anticipated expiration: 2032-07-20
Also published as: JP2014020727A

Description

本発明は、冷凍装置に係り、特に二段冷凍サイクルに補助放熱器を用いた冷凍装置に関するものである。

従来より、マイナス数十度の低温度の冷却を行うための冷凍装置として、圧縮過程を低段側と高段側の二段階に分割して行う二段サイクル冷凍装置が使用されている。そして、このような二段サイクル冷凍装置には、例えば高段側圧縮機の前段に補助放熱器を設置し、低段側圧縮機から吐出された吐出冷媒を補助放熱器で放熱させて冷却することで運転効率の向上を図っているものがある（例えば、特許文献１参照）。

特開２００５−３２６１３８号公報（請求項１）

特許文献１の冷凍装置では、低段側圧縮機の吐出冷媒を冷却する補助放熱器の放熱量を増大すれば、高段側圧縮機の入力を低減でき、運転効率を向上することができるとされている。しかし、補助放熱器の放熱量をどの程度まで増大すればよいかは外気温度（周囲空気の温度）によって異なる。
また、運転効率を最大とするにあたり、補助放熱器の放熱量と高段側放熱器の放熱量との間に最適な放熱量比率が存在する。この放熱量比率は、補助放熱器の放熱量と高段側放熱器の放熱量との合計放熱量に対する補助放熱量の放熱量の割合に置き換えられる。この放熱量比率もまた外気温度によって変化する。

冷凍装置に対しては、年間を通して高い運転効率での運転が望まれている。よって、補助放熱器と高段側放熱器とを用いた冷凍装置では、年間を通した外気温度の変化を踏まえた上で、高い運転効率が達成されるように、放熱量比率を決定することが望まれる。
しかしながら、特許文献１ではこの点について検討されておらず、年間を通して省エネルギー効果を得ることができない、という問題点があった。

本発明は、上記のような課題を解決するためになされたもので、補助放熱器と高段側放熱器とを用いた冷凍装置において、年間を通して省エネルギー効果を得ることが可能な冷凍装置を提供することを目的とする。

本発明に係る冷凍装置は、冷媒を圧縮して吐出する低段側圧縮機と、前記低段側圧縮機から吐出された前記冷媒と周囲空気とを熱交換させ、前記冷媒を放熱させる補助放熱器と、前記補助放熱器で放熱された前記冷媒を圧縮して吐出する高段側圧縮機と、前記高段側圧縮機から吐出された前記冷媒と周囲空気とを熱交換させ、前記冷媒を放熱させる高段側放熱器と、前記高段側放熱器で放熱された前記冷媒を減圧する減圧装置と、前記減圧装置で減圧された前記冷媒を蒸発させる冷却器とを備え、前記高段側放熱器の放熱量と前記補助放熱器の放熱量との合計放熱量に対する、前記補助放熱器の放熱量の割合である放熱量比率を、第１放熱量比率以上第２放熱量比率以下の範囲内に設定し、前記第１放熱量比率は、前記周囲空気の温度が所定の低周囲温度の際に、前記補助放熱器により前記冷媒の温度を前記所定の低周囲温度と略同等の温度まで低下させる放熱量の場合における放熱量比率であり、前記第２放熱量比率は、前記周囲空気の温度が前記所定の低周囲温度より高い所定の高周囲温度の際に、前記補助放熱器により前記冷媒の温度を前記所定の高周囲温度と略同等の温度まで低下させる放熱量の場合における放熱量比率であることを特徴とする。

本発明は、高段側放熱器の放熱量と補助放熱器の放熱量との合計放熱量に対する補助放熱器の放熱量の割合である放熱量比率を、周囲空気の温度が所定の低周囲温度の際の放熱量比率以上、周囲空気の温度が所定の高周囲温度の際の放熱量比率以下の範囲内に設定したので、年間を通して省エネルギー効果を得ることが可能となる。

本発明の実施の形態１に係る冷凍装置の冷媒回路図である。本発明の実施の形態１に係る冷凍装置の一体型放熱器の構成を示す概略図である。冷凍装置におけるエンタルピと圧力との関係を示す図である。中間圧力と圧縮機入力との関係を示す図である。低段側凝縮温度が外気温度よりも低い場合と高い場合の放熱量をモリエル線図で説明した図である。補助放熱器の放熱量とＣＯＰとの関係の説明図である。本発明の実施の形態１に係る冷凍装置の一体型放熱器の放熱量の説明図である。本発明の実施の形態１に係る冷凍装置の一体型放熱器における補助放熱器の放熱量割合の説明図である。各冷媒における補助放熱器の放熱量比率を示す図である。放熱量に対する十分な熱処理能力の説明図である。

以下、本発明に係る冷凍装置の好適な実施の形態について添付図面を参照して説明する。

実施の形態１．
図１は、本発明の実施の形態１に係る冷凍装置の冷媒回路図である。
図１において、低段側圧縮機１、補助放熱器２、高段側圧縮機３、高段側放熱器４、減圧装置としての膨張弁５、冷却器としての蒸発器６が順次接続されて構成されている。
低段側圧縮機１は、冷媒を圧縮して吐出する。補助放熱器２は、低段側圧縮機１から吐出された冷媒と周囲空気（外気）とを熱交換させ、冷媒を放熱させる。高段側圧縮機３は、補助放熱器２で放熱された冷媒を圧縮して吐出する。高段側放熱器４は、高段側圧縮機３から吐出された冷媒と周囲空気とを熱交換させ、冷媒を放熱（凝縮）させる。膨張弁５は、高段側放熱器４で放熱された冷媒を減圧する。蒸発器６は、膨張弁５で減圧された冷媒を蒸発させる。

高段側放熱器４及び補助放熱器２は、一体型放熱器７を構成している。一体型放熱器７には放熱器ファン８が設けられている。放熱器ファン８は、一体型放熱器７に外気を通過させ、一体型放熱器７の伝熱管を通過する冷媒と熱交換させた後、熱交換後の外気を一体型放熱器７外に排気させる。

図２は、本発明の実施の形態１に係る冷凍装置の一体型放熱器の構成を示す概略図である。
図２において、一体型放熱器７は、平板状の伝熱フィン７１に伝熱管７２を貫通してなるプレートフィンチューブ型熱交換器である。高段側放熱器４及び補助放熱器２は、伝熱フィン７１を共有することによって一体化されていてもよいし、伝熱フィン７１部分が分割されていてもよい。一体化されていれば、熱交換器の構造上、製造が容易となる。また、高温となる補助放熱器２と高段側放熱器４との間で伝熱フィン７１を分割した構成とした場合には熱絶縁効果が大きくなるため、補助放熱器２及び高段側放熱器４の双方がより効率よく放熱可能となる。

また、一体型放熱器７では、高温となる低段側圧縮機１の吐出ガスを冷却する補助放熱器２を熱交換器の上方部（重力方向の上側）に配置し、高段側放熱器４を下方部（重力方向の下側）に配置する。これにより、補助放熱器２の放熱が高段側放熱器４側に干渉することがなく、すなわち補助放熱器２で暖められた被熱伝達流体が高段側放熱器４側に移動することがなく、補助放熱器２及び高段側放熱器４の双方が効率よく放熱可能となる。

本実施の形態では、図２に示したように、一体型放熱器７全体の放熱量に対する補助放熱器２の放熱量比率を、所定の低周囲温度の放熱量比率（第１放熱量比率）以上、所定の高周囲温度の放熱量比率（第２放熱量比率）以下の範囲内に設定したことに特徴を有するものである。詳細については後述する。

このように構成された冷凍装置に用いる冷媒は、本実施の形態ではＣＯ₂とする。本実施の形態の冷凍装置は、室内の負荷装置、例えばスーパーマーケットのショーケースなどを接続対象とした屋外設置の冷凍機であり、ショーケースの配置換えなどにより冷媒回路が開放され冷媒漏れが多い。冷媒漏れを考慮し、地球温暖化に対する影響が小さいＣＯ₂を用いる。

また、本実施の形態の冷凍装置は、冷凍機内蔵型のショーケースなどにも適用される。冷凍機内蔵型のショーケースは、冷媒回路が開放されることがないため、冷媒漏れ量も小さい。このため、従来の地球温暖化係数の高いＨＦＣ系冷媒でも問題ないが、地球温暖化に対する影響が小さい冷媒、即ちＨＦＯ冷媒、ＨＣ系冷媒、ＣＯ₂、アンモニア、水などが望ましい。

以上のように構成された冷凍装置について、以下にその動作を説明する。
低段側圧縮機１で圧縮されて吐出されたＣＯ₂冷媒は、一体型放熱器７内の補助放熱器２で冷却された後、高段側圧縮機３に吸入され、更に圧縮される。高段側圧縮機３で圧縮されて吐出されたＣＯ₂冷媒は、一体型放熱器７内の高段側放熱器４で放熱、凝縮された後、膨張弁５で減圧されて蒸発器６に流入する。蒸発器６に流入したＣＯ₂冷媒は蒸発し、低段側圧縮機１へ還流する。

本実施の形態の冷凍装置では、低段側圧縮機１と高段側圧縮機３の容量比により低段側高圧（中間圧力）を調節する。本実施の形態では、圧縮機を駆動させるモータの回転数を制御できる運転容量可変式とするが、低段側圧縮機１と高段側圧縮機３の排除容積比により低段側高圧を調節してもよい。

図３は、冷凍装置におけるエンタルピと圧力との関係を示す図である。
本実施の形態の冷凍装置では、外気温度に応じて冷却負荷が変化し、冷却負荷に対して冷凍能力ΔＨ（蒸発器６の熱交換量）を決定しており、その決定した冷凍能力を一定に保つように低段側圧縮機１により冷媒流量Ｇｒを制御している。
このため、ある運転状態から高段側圧縮機３の運転回転数を上げて高段側圧縮機３の容量を増大させると、高段側吸入圧力が低下し、低段側高圧も低下するという関係がある。逆に、高段側圧縮機３の容量を低減すれば低段側高圧が上昇する。

また、図３から明らかなように、高段側圧縮機３の運転回転数を上げて低段側高圧が低下すると、高段側圧縮機３の入力は大きくなる（ＷＨ１＜ＷＨ２）のに対し、低段側圧縮機１の入力は小さくなる（ＷＬ１＞ＷＬ２）。

ところで、低段側圧縮機１と高段側圧縮機３の圧縮比が略同等となるときに、合計入力（高段側圧縮機３の入力＋低段側圧縮機１の入力）が最小となり、二段サイクル全体の運転効率が最適となるため、高段側圧縮機３の容量の調節により、低段側圧縮機１と高段側圧縮機３の圧縮比が略同等となるように低段側高圧を調節する。よって、低段側高圧は超臨界とならない運転となり、圧力によって相変化が生じる飽和温度が決まっている。

以上の関係を整理し、横軸を低段側高圧（中間圧力）とし、縦軸を二段サイクル冷凍装置全体の合計入力として、高段側圧縮機３の入力（エンタルピ差）と低段側圧縮機１の入力（エンタルピ差）とそれらの合計入力のそれぞれのグラフを作成すると、図４に示すようになる。図４に示すように、高段側と低段側のそれぞれの圧縮機入力が略同じになるとき合計入力が最も小さくなり、ＣＯＰ（＝冷凍能力／（高段側圧縮機入力＋低段側圧縮機入力））が最大となることがわかる。

以上より、高段側と低段側の圧縮比を略同じとする低段側高圧（以下、最適中間圧という）を目標として高段側圧縮機３の容量制御を行う。これにより、二段サイクル冷凍装置のＣＯＰが最大となる効果を得る。
なお、本実施の形態では、高段側圧縮機３の容量制御を行う場合を説明するが、本発明はこれに限らず、低段側圧縮機１の圧縮比と高段側圧縮機３の圧縮比とが同等となるように、低段側圧縮機１の容量と高段側圧縮機３の容量との容量比を調節すればよい。

高段側放熱器４と熱交換する周囲空気温度により、高段側高圧が変化する。本実施の形態では屋外設置の冷凍機とし、高段側放熱器４と熱交換するのは外気空気とする。外気温度が上昇すれば高段側高圧が上昇し、最適中間圧も上昇する。一方、外気温度が低下すれば同様に最適中間圧が低下する。このように、外気温度に伴って最適中間圧が変化する。

ここで、本実施の形態では、高段側と低段側の圧縮比を略同じとする最適中間圧を目標として高段側圧縮機３の容量制御を行うため、最適中間圧における冷媒の飽和温度は外気温度よりも低くなる。具体的には外気条件がＪＩＳ規格に基づく高外気条件である３５℃のとき、最適中間圧の飽和温度が約１５℃となり、外気条件がＪＩＳ規格に基づく低外気条件である７℃のとき、最適中間圧の飽和温度が約３℃となる。上述したように外気温度に伴って最適中間圧が変化するため、外気温度よりも低い温度領域内に最適中間圧の飽和温度が位置することになる。

本実施の形態では、補助放熱器２にて冷媒が凝縮しないため、高段側圧縮機３は必ずガス冷媒を吸入することとなり、液バックを防止でき高い信頼性を維持できる。

（低段側凝縮温度が外気温度よりも低い場合と高い場合の補助放熱器２の放熱量の違いについて）
次に、補助放熱器２の放熱量について考察する。本実施の形態の冷凍装置では、最適中間圧を目標として高段側圧縮機３の容量制御を行うため、最適中間圧の飽和温度は外気温度よりも低くなる。補助放熱器２は外気に熱を放熱する放熱器であるため、低段側圧縮機１から吐出された冷媒は補助放熱器２で外気と熱交換しても、最大でも外気温度までしか下がらない。また、低段側凝縮温度が外気温度よりも低い場合と高い場合とでは吐出温度の冷媒を補助放熱器２で同じ外気温度まで下げるにあたっても、その放熱量は異なったものとなる。本実施の形態では、低段側凝縮温度を最適中間圧に一定になるように制御するものであり、最適中間圧の飽和温度は外気温度よりも低いため、低段側凝縮温度が外気温度よりも低い場合の補助放熱器２の放熱量について考察する。

図５は、低段側凝縮温度が外気温度よりも低い場合と高い場合の放熱量をモリエル線図で説明した図である。図５（１）は、凝縮温度が外気温度よりも高い場合の放熱エンタルピ差、図５（２）は、凝縮温度が外気温度よりも低い場合の放熱エンタルピ差を示している。

（１）低段側凝縮温度が外気温度よりも高い場合
圧縮機の吐出冷媒の温度（ａ点の温度）が例えば８０℃〜９０℃であり、外気温度が２０℃で凝縮温度が２５℃の場合について考える。
放熱器は外気に熱を放熱する放熱器であるため、図５（１）に示すように、８０℃〜９０℃の冷媒（点ａ）が放熱器での外気との熱交換により、まず、ガス状態のまま凝縮温度である２５℃（点ｂ）まで下がる。そして、２５℃を保ちながら凝縮して液状態となる（ｃ点）。外気温度は２０℃であるため冷媒は更に放熱可能であり、液状態で２０℃（点ｄ）まで下がる。このように凝縮温度が外気温度よりも高い場合は凝縮するため、相変化を伴う冷却を行うことができ、相変化を伴わない冷却を行う場合に比べて放熱量を大きくすることができる。

（２）低段側凝縮温度が外気温度よりも低い場合
低段側圧縮機１の吐出冷媒の温度（ａ点の温度）が例えば８０℃〜９０℃であり、外気温度が２０℃で低段側凝縮温度が１０℃の場合について考える。補助放熱器２は外気に熱を放熱する放熱器であるため、上述したように８０℃〜９０℃の冷媒は、補助放熱器２での外気との熱交換により最大でも外気温度の２０℃までしか下がらない。つまり、図５（２）に示すように、８０℃〜９０℃の冷媒（点ａ）は、補助放熱器２でガス状態のまま２０℃（点ｂ）となる。つまり、低段側凝縮温度が外気温度より低い場合は、補助放熱器２では相変化を伴う冷却を行えず、相変化を伴わないガス冷却を行うことになる。つまり、補助放熱器２はガス冷却域で使用されることになる。

ここで、図５（２）の点ａから点ｂまでの放熱はガス状態での放熱であるため、同じ外気温度２０℃まで温度を下げるにしても、凝縮させて２０℃まで下げる上記（１）の場合に比べて補助放熱器２での放熱量を大きくできない。よって、低段側凝縮温度が外気温度よりも低い場合は、補助放熱器２の放熱器ファン８の風量を多くしたり、補助放熱器２として伝熱面積の大きな放熱器を採用したとしても、補助放熱器２の放熱量を増やすことはできず、最大でも吐出冷媒がガス状態のまま外気温度に低下するまでに放熱する放熱量となる。

以上の内容を整理すると、本実施の形態の補助放熱器２はガス冷却域で使用され、その放熱量は最大でも吐出冷媒がガス状態のまま外気温度に低下するまでに放熱する放熱量となる。

（補助放熱器２の放熱量とＣＯＰとの関係）
図６は、補助放熱器の放熱量とＣＯＰとの関係の説明図である。図６においては、二段サイクルのモリエル線図を示している。
二段サイクルを構成するにあたり、補助放熱器２での放熱量をＱｓｕｂ１にした場合とＱｓｕｂ２にした場合とを比較する（Ｑｓｕｂ１＜Ｑｓｕｂ２）。図６に示すように、冷凍能力ΔＨが一定とすると、θｈ１＜θｈ２となるため、Ｑｓｕｂ１とした場合に比べＱｓｕｂ２にした方が高段側圧縮機３の入力（エンタルピ差）を少なくできる（ＷＨ１＞ＷＨ２）。すなわち、高段側圧縮機３の吸入温度が低ければ同じ昇圧量でも圧縮機動力は少なくなる。よって、補助放熱器２の放熱量をＱｓｕｂ１とした場合に比べてＱｓｕｂ２にした方が高段側圧縮機３の入力を小さくできる。

本実施の形態の冷凍装置では、冷凍能力一定の制御が行われており、ＣＯＰ＝冷凍能力／（高段側圧縮機３の入力＋低段側圧縮機１の入力）であるため、高段側圧縮機３の入力を小さくできると、ＣＯＰを大きくすることができる。

以上の内容を整理すると、高段側圧縮機３の圧縮比と低段側圧縮機１の圧縮比とを略同じとする運転制御によりＣＯＰを最大とすることができ、また、補助放熱器２の放熱量を多くするほど、ＣＯＰの値を大きくすることができることになる。

ここで、本実施の形態の冷凍装置では、上述したように補助放熱器２はガス冷却域で使用されるため、補助放熱器２の伝熱面積の大きさ等の構造に関わらず、最大放熱できても吐出温度の冷媒を外気温度に下げるまでである。また、上述したように補助放熱器２の放熱量を多くするほど、ＣＯＰを大きくできる。よって、補助放熱器２で吐出温度の冷媒を外気温度と略同等（例えば、外気温度との温度差３℃以下）まで温度を下げられる程度に補助放熱器２の放熱量を確保する。この放熱量を以下では所要放熱量という。この所要放熱量を達成するには、例えば、放熱器ファン８の風量を制御したり、補助放熱器２自体の構造的な設計を行ったりすることになる。このように補助放熱器２の放熱量を所要放熱量とすることにより、所要放熱量よりも少ない放熱量とした場合に比べてＣＯＰを大きくすることができる。

ところで、所要放熱量は外気温度によって異なる。よって、年間を通じて大きなＣＯＰを確保するには、低外気条件のときの所要放熱量と高外気条件のときの所要放熱量を把握しておく必要がある。本実施の形態の冷凍装置では、補助放熱器２の所要放熱量と高段側放熱器４の放熱量との間には、外気条件に応じた所定の放熱量比が存在する。本実施の形態では補助放熱器２と高段側放熱器４とが一体型放熱器７で構成されているため、所定の放熱量比は、一体型放熱器７の全体放熱量に対する補助放熱器２の放熱量の割合に置き換えられる。したがって、低外気条件のときの放熱量割合と高外気条件のときの放熱量割合の範囲内に放熱量割合を設定することにより、年間を通じてＣＯＰを大きくすることが可能な冷凍装置を構成できる。

特に本実施の形態の冷凍装置の使用環境の想定がつく場合、年間を通じて最も頻度の高い外気温度条件によって放熱量割合を設定すれば、最も大きな省エネルギー効果が得られることとなる。

以下、低外気条件（７℃）及び高外気条件（３５℃）のときの放熱量割合の説明に先立って、一体型放熱器７全体の放熱量について説明する。

（一体型放熱器７の放熱量）
図７は、本発明の実施の形態１に係る冷凍装置の一体型放熱器の放熱量の説明図である。図７においては、本実施の形態の冷凍装置のモリエル線図を示している。
一体型放熱器７の放熱量ＱＡＬＬは、次の（１）式のように高段側放熱器４の放熱量ＱＣＨと補助放熱器２の放熱量Ｑｓｕｂを加算した量となる。

ＱＡＬＬ＝Ｑｓｕｂ＋ＱＣＨ・・・（１）

（一体型放熱器７における補助放熱器２の放熱量割合）
補助放熱器２の放熱量Ｑｓｕｂを所要放熱量とすると、この放熱量Ｑｓｕｂと一体型放熱器７全体の放熱量ＱＡＬＬとの間には、外気温度及びＣＯ₂冷媒の物性に応じた関係がある。この関係について以下に説明する。

図８は、本発明の実施の形態１に係る冷凍装置の一体型放熱器における補助放熱器の放熱量割合の説明図である。図８においては、外気温度３５℃と外気温度７℃のときのモリエル線図を示している。
外気温度が３５℃（高外気条件）のとき、本実施の形態の冷凍装置では最適中間圧の飽和温度を約１５℃とすることは上述の通りである。そして、外気温度が３５℃のとき、図８の高段側放熱器４の放熱量Ａ１と、補助放熱器２の放熱量Ｂ１との比が８１：１９になることがＣＯ₂冷媒の物性に基づき決まっている。
また、外気温度が７℃（低外気条件）のとき、最適中間圧の飽和温度を約３℃としており、このとき、高段側放熱器４の放熱量Ａ２と、補助放熱器２の放熱量Ｂ２との比が８７：１３になることがＣＯ₂冷媒の物性に基づき決まっている。

以上より、本実施の形態の冷凍装置をＣＯＰが最大となる制御で運転し、ガス領域で使用される補助放熱器２で最大可能な放熱量を確保して高いＣＯＰを得るための構成とするには、一体型放熱器７の全放熱量に対する補助放熱器２の放熱量割合を、外気温度が３５℃の場合は１９％とし、外気温度が７℃の場合を１３％とすることが好ましい。そして、この冷凍装置は年間を通して使用されることを鑑みると、一体型放熱器７の全放熱量の１３％以上１９％以下を補助放熱器２で放熱する構成とすることが望ましいということになる。

また、上記の全放熱量に対する補助放熱器２の放熱量割合は、外気温度変化に対して増減の傾向は変化しないため、外気温度に対して単調増加、または単調減少となる。よって、最低外気温度７℃と最大外気温度３５℃それぞれのときの放熱量割合の範囲内で補助放熱器２を構成すれば、必ず最大ＣＯＰが得られる所要放熱量となる補助放熱器２を得ることができる。

なお、上述した外気温度は一例であり、冷凍装置が配置される環境に応じて適宜設定することができる。
すなわち、低外気条件の温度（所定の低周囲温度）は、室外の空気の温度として想定される温度の下限値に応じた温度であり、高外気条件の温度（所定の高周囲温度）は、室外の空気の温度として想定される温度の上限値に応じた温度である。
そして、一体型放熱器７の全放熱量に対する補助放熱器２の放熱量比率を、外気温度が低外気条件の際に、補助放熱器２により冷媒の温度を外気温度と略同等の温度まで低下させた場合での放熱量比率より高く、外気温度が高外気条件の際に、補助放熱器２により冷媒の温度を外気温度と略同等の温度まで低下させた場合での放熱量比率より低くなるように、補助放熱器２を構成すればよい。

本実施の形態の冷凍装置で用いるＣＯ₂冷媒は超臨界冷媒となる。そのため、高段側放熱器４のエンタルピ差が小さく、また、比熱比が大きいため吐出温度が高く、補助放熱器２のエンタルピ差が大きい。よって、一体型放熱器７の全放熱量に対する補助放熱器２の放熱量割合は大きいものとなる。

ここで凝縮潜熱を利用するＣＯ₂以外の冷媒について考察する。
図９は、各冷媒における補助放熱器の放熱量比率を示す図である。図９においては、凝縮潜熱を利用する代表的な冷媒（プロパン、イソブタン、アンモニア、ＨＦＯ１２３４ｙｆ、１２３４ｚｅ、Ｒ１３４ａ、Ｒ４１０Ａ、Ｒ３２）を用いた場合における、一体型放熱器７の全放熱量に対する補助放熱器２の放熱量比率を、低外気条件（７℃）と高外気条件（３５℃）とでそれぞれグラフで示している。
凝縮潜熱を利用した場合、ＣＯ₂冷媒とは対照に、高段側放熱器４のエンタルピ差が大きく、補助放熱器２のエンタルピ差が小さくなる。よって、一体型放熱器７の全放熱量に対する補助放熱器２の所要放熱量割合はＣＯ₂より小さいものとなる。各冷媒の中で、最小の放熱量割合はイソブタンの０．５％となり、最大の放熱量割合はアンモニアの１０．９％となる。よって、ＣＯ₂以外の凝縮潜熱を利用する冷媒を、年間を通して使用することを鑑みると、一体型放熱器７の全放熱量の１％以上１１％以下を補助放熱器２で放熱する構成とすることが望ましいということになる。

本実施の形態の冷凍装置において、放熱量割合をこのようにするための具体的な構成は任意の構成が採用でき、図１に示すように補助放熱器２と高段側放熱器４とで共通の放熱器ファン８を備えた構成とする場合は、補助放熱器２の伝熱面積を一体型放熱器７の伝熱面積の１３％以上１９％以下とする。また、補助放熱器２と高段側放熱器４とでそれぞれ別々の放熱器ファン８を用いる場合には、放熱器ファン８の回転数を変えて放熱量割合を制御するようにしてもよい。この場合、外気温度が７℃の場合には放熱量割合が１３％、外気温度が３５℃のときは放熱量割合が１９％となるように、図示しない制御装置により外気温度に応じて各放熱器ファン８を制御するようにしてもよい。

補助放熱器２はガス冷却域で使用するため伝熱面積の増加に比例して放熱量が上昇するのは補助放熱器２の放熱量が所要放熱量に達するまでであり、それ以上に伝熱面積を大きくしても放熱量は上昇しない。また、補助放熱器２は高段側放熱器４と一体であるため、補助放熱器２の分割割合を大きくすると、その分、高段側放熱器４の伝熱面積が減ってしまい、高段側放熱器４の凝縮能力が低下し運転効率が低下する。よって、補助放熱器２の伝熱面積の分割割合を１９％以上とすると運転効率が下がる。

以上説明したように、本実施の形態によれば、高段側放熱器４の放熱量と補助放熱器２の放熱量との合計放熱量に対する補助放熱器２の放熱量の割合である放熱量比率を、低外気条件の際に補助放熱器２の放熱量を所要放熱量とした場合における放熱量比率より高く、高外気条件の際に、補助放熱器２の放熱量を所要放熱量とした場合における放熱量比率より低くした。このため、年間を通して省エネルギー効果を得ることが可能となる。
また、補助放熱器２の放熱量を一体型放熱器７の全放熱量に対して１３％以上１９％以下としたことにより、地球温暖化に対する影響が小さい自然冷媒として運転効率の低いＣＯ₂冷媒を冷凍装置に使用した場合であっても、冷凍装置全体の運転効率を向上でき、年間を通して大きな省エネルギー効果を得ることができる。言い換えれば、ＣＯ₂冷媒を用いた冷凍装置に関して、年間を通した外気温度変化、負荷変動と、冷媒の特性、高段と低段の消費電力比率を考慮しつつ、放熱量割合を選定したので、年間を通した省エネルギー効果を得ることができる。
また、補助放熱器２と高段側放熱器４とを一体型で形成することでコンパクトな冷凍装置を得ることができる。

また、補助放熱器２の放熱量を一体型放熱器７の全放熱量に対して１３％以上１９％以下にするにあたり、一体型放熱器７の補助放熱器２と高段側放熱器４とで伝熱面積を分ける構成とすることにより、無駄なく一体型放熱器７を使用することができ、年間を通して大きな省エネルギー効果となるコンパクトな冷凍装置を得ることができる。

本実施の形態の冷凍装置は、補助放熱器２の放熱量を一体型放熱器７の全放熱量に対して１３％以上１９％以下にすれば補助放熱器２において最も高い省エネルギー効果が得られるのは上述の通りである。これは、全放熱量に対して一体型放熱器７が十分な熱処理能力を有している場合に成立する。一体型放熱器７が十分な熱処理能力を有していない場合は、高段側高圧が高いため、補助放熱器２の割合を減らして高段側放熱器４に割り当てた方が省エネルギー効果が大きくなる。また、高段側高圧が過上昇する場合は、信頼性を確保するため補助放熱器２を高段側放熱器４に割り当てざるを得ない。しかし、これらは補助放熱器２で所要放熱量が得られないため、所要放熱量が得られる場合と比較するとＣＯＰは大きく悪化する。

よって、一体型放熱器７が十分な熱処理能力を有している場合に補助放熱器２の所要放熱量を得ることができるため、二段サイクルにおける補助放熱器２の効果を最大限に生かすには、一体型放熱器７は十分な熱処理能力を有していた方が良い。

図１０は、放熱量に対する十分な熱処理能力の説明図である。
図１０に示すように、放熱量に対する十分な熱処理能力を具体的に説明する。放熱量は、冷却器の熱交換量（冷凍能力）＋圧縮機入力となる。例えば、ＣＯＰ＝２の単段サイクルの冷凍装置の場合、圧縮機入力が「１」に対して冷凍能力が「２」となるため、放熱量は「３」となる。よって、一般的に放熱器の熱処理能力は冷却器の１．５倍程度で設計される。
また、冷却器において、冷媒温度（蒸発温度）と被冷却媒体（冷蔵庫内空気）との温度差を所望の温度（例えば１０℃）とするため、放熱器の冷媒温度（凝縮温度）と外気温度との温度差がその所望の温度（例えば１０℃）となれば十分な熱処理能力を有する。言い換えれば、本実施の形態の二段サイクル冷凍装置の一体型放熱器７において冷媒温度（凝縮温度）と外気温度との温度差を、放熱器の冷媒温度（凝縮温度）と外気温度との温度差以下（例えば１０℃以下）とすれば、補助放熱器２の効果を含めて確実に単段サイクルより高いＣＯＰが得られる。

なお、熱処理能力とは、熱交換器の伝熱面積と熱通過率の積で表され、熱通過率は主に、冷媒側の熱伝達率と空気側の熱伝達率で決まる。低温機器用の冷却器は着霜耐力向上の観点から、伝熱管やフィンのピッチが大きく、放熱器より熱通過率が小さいため、伝熱面積は大きいが、熱処理能力は放熱器より小さい。

本実施の形態の冷凍装置は、冷媒のノンフロン化やフロン冷媒の削減、機器の省エネルギー化が要求されるショーケースや業務用冷凍冷蔵庫、自動販売機等の冷蔵あるいは冷凍機器にも広く適用できる。

１低段側圧縮機、２補助放熱器、３高段側圧縮機、４高段側放熱器、５膨張弁、６蒸発器、７一体型放熱器、８放熱器ファン、７１伝熱フィン、７２伝熱管。

Claims

冷媒を圧縮して吐出する低段側圧縮機と、
前記低段側圧縮機から吐出された前記冷媒と周囲空気とを熱交換させ、前記冷媒を放熱させる補助放熱器と、
前記補助放熱器で放熱された前記冷媒を圧縮して吐出する高段側圧縮機と、
前記高段側圧縮機から吐出された前記冷媒と周囲空気とを熱交換させ、前記冷媒を放熱させる高段側放熱器と、
前記高段側放熱器で放熱された前記冷媒を減圧する減圧装置と、
前記減圧装置で減圧された前記冷媒を蒸発させる冷却器と
を備え、
前記高段側放熱器の放熱量と前記補助放熱器の放熱量との合計放熱量に対する、前記補助放熱器の放熱量の割合である放熱量比率を、第１放熱量比率以上第２放熱量比率以下の範囲内に設定し、
前記第１放熱量比率は、
前記周囲空気の温度が所定の低周囲温度の際に、前記補助放熱器により前記冷媒の温度を前記所定の低周囲温度と略同等の温度まで低下させる放熱量の場合における放熱量比率であり、
前記第２放熱量比率は、
前記周囲空気の温度が前記所定の低周囲温度より高い所定の高周囲温度の際に、前記補助放熱器により前記冷媒の温度を前記所定の高周囲温度と略同等の温度まで低下させる放熱量の場合における放熱量比率である
ことを特徴とする冷凍装置。
前記周囲空気は、室外の空気であり、
前記所定の低周囲温度は、前記室外の空気の温度として想定される温度の下限値に応じた温度であり、
前記所定の高周囲温度は、前記室外の空気の温度として想定される温度の上限値に応じた温度である
ことを特徴とする請求項１記載の冷凍装置。
前記低段側圧縮機の圧縮比と前記高段側圧縮機の圧縮比とが同等となるように、
前記低段側圧縮機の容量と前記高段側圧縮機の容量との容量比を調節する
ことを特徴とする請求項１または２記載の冷凍装置。
前記高段側放熱器は、
当該高段側放熱器を流れる前記冷媒と前記周囲空気との温度差が、
前記冷却器を流れる前記冷媒と、前記冷却器が熱交換する被冷却媒体との温度差以下となる熱処理能力を有する
ことを特徴とする請求項１〜３の何れか一項に記載の冷凍装置。
送風機を備え、
前記高段側放熱器及び前記補助放熱器は、伝熱フィンが一体化された一体型放熱器を構成し、
前記送風機は、前記一体型放熱器に前記周囲空気を通過させる
ことを特徴とする請求項１〜４の何れか一項に記載の冷凍装置。
前記冷媒として二酸化炭素を用い、
前記放熱量比率を１３％以上１９％以下とする
ことを特徴とする請求項１〜５の何れか一項に記載の冷凍装置。
前記冷媒として、プロパン、イソブタン、アンモニア、ＨＦＯ１２３４ｙｆ、１２３４ｚｅ、Ｒ１３４ａ、Ｒ４１０Ａ、Ｒ３２の何れかを用い、
前記放熱量比率を１％以上１１％以下とする
ことを特徴とする請求項１〜５の何れか一項に記載の冷凍装置。