JP4268931B2 - 冷蔵・冷凍設備及びその制御方法 - Google Patents

Description

本発明は、冷蔵・冷凍設備及びその制御方法に関し、更に具体的には、冷媒の蒸発器（ユニットクーラ）側における運転状況を監視しながら、凝縮器（コンデンサ）における圧力の最適化制御を行なうようにした冷蔵・冷凍設備及びその制御方法の改良に関するものである。

一般的な冷凍設備における冷媒ガスの凝縮器には、凝縮圧力調整弁やファンコントローラ等が取り付けられており、蒸発器における冷媒の蒸発温度や外気温度に関係なく、下限値で３０℃前後の凝縮温度となるようにコントロールされている。これに対し、本願発明者は、下記非特許文献１に示すように、通年凝縮圧力を制限せずに冷凍設備を運転することによって、高効率化が図られ、大きな節電効果が得られることを実証している。

この背景技術によれば、凝縮温度を３０℃前後で制限せずに外気温度に成り行きとし、凝縮圧力が低下したときの冷凍能力と冷媒液温度を基準とした分流器の選定によって、非常に小さい圧力差でも運転が可能となる。具体的には、蒸発器における冷媒の均一な分流が可能となる最低の条件で、分流器のノズルとチューブの圧力降下が７０ｋＰａを下回らないよう、ノズル径，チューブ径，チューブの長さが、それぞれ選定される。これにより、蒸発器の多回路への均等な冷媒の液分配が保証されるようになる。そして、このような特別な設計・運転手法を用いることによって、冷媒の蒸発圧力と凝縮圧力との差が３００ｋＰａ程度という極めて小さい圧力差にて運転可能であることが実証されている。
「冷凍空調設備」，Ｊｕｎｅ，１９９８，Ｖｏｌ．２５，Ｎｏ．６，「凝縮圧力無制限式省エネルギー冷凍・冷蔵設備」ｐ１７−ｐ２５

しかしながら、上述した背景技術は、実際の凍結装置の運転における製品の負荷による温度上昇が考慮されていない。また、冷凍倉庫においては、実際の運転におけるデフロスト（霜取り）終了後の室温度の上昇に伴い、蒸発温度も上昇することから、冷凍能力の増大や、液温度の上昇に伴う冷媒乾き度χの状態が考慮されていない。このため、様々な条件下で運転される冷凍設備に前記背景技術をそのまま適用して、ただ単に凝縮圧力を外気に任せて低下させると、以下のような問題によって運転不良を誘発してしまう恐れがある。

例えば、冷媒として「Ｒ−２２」を使用し、低段と高段の押しのけ量の比が２：１の二段圧縮冷凍サイクルで運用する冷蔵庫の場合について説明する（装置例１）。なお、状態圧力は絶対圧力ａｂｓで表す。凝縮器が設置される外気の温度−１０℃，冷媒凝縮温度ｔｋ＝−７℃（相当圧力に換算すると［３９５ｋＰａ（ａｂｓ）］となる。以下同様），冷蔵庫の室温−３５℃，冷媒蒸発温度ｔ_０＝−４１℃（１００ｋＰａ）のとき、液温度ｔｌ＝−２５℃では、蒸発器手前の分流器における圧力降下はノズルとチューブの選定によって７９ｋＰａとなる。

従って、
冷媒の凝縮圧力３９５ｋＰａ（ａｂｓ）−液配管の圧力損失２６ｋＰａ−膨張弁の圧力降下１９０ｋＰａ−分流器の圧力降下７９ｋＰａ＝蒸発圧力１００ｋＰａ
となり、冷凍能力Φ_０＝１５ｋＷで凝縮圧力は圧力降下量に必要な適正な圧力値を得ている。

このような運転状態から冷凍倉庫内に製品が搬入されて、その熱負荷から庫内の室温が−２３℃に上昇したとすると、冷媒蒸発温度がｔ_０＝−３０℃相当圧力（１６４ｋＰａ（ａｂｓ）），冷凍能力がΦ_０＝２３ＫＷとなり、冷媒液温度ｔｌ＝−１２℃となって、乾き度χと冷凍能力Φ_０が大きくなる。しかし、一方では、分流器の圧力降下は１５０ｋＰａとほぼ倍の値になり、液配管の圧力損失が４８ｋＰａ，膨張弁の圧力降下が２６５ｋＰａとなった。

このときの全圧力損失と圧力降下の合計は、次のようになる。すなわち、冷媒液配管の圧力損失４８ｋＰａ＋膨張弁の圧力降下２６５ｋＰａ＋分流器の圧力降下１５０ｋＰａ＝４６３ｋＰａとなり、これに、圧力降下の終点である蒸発圧力１６４ｋＰａ（ａｂｓ）を加えると、６２７ｋＰａ（ａｂｓ）が必要とされる凝縮圧力値であり、相当温度に換算して＋６．６℃が凝縮圧力の制限値となる。

一方、外気温度は、上述したように−１０℃であるから、凝縮圧力を外気温度に成り行きのままで運転すると、凝縮温度は−７℃（相当圧力３９５ｋＰａ）付近まで低下する。従って、冷媒が蒸発圧力に至るために必要な圧力降下が得られず、膨張弁が全開になっても蒸発器冷媒側コイル内の冷媒は過熱度が増大してしまう。そして、見掛け上、蒸発器の冷凍能力は小さくなり、室温と冷媒蒸発温度の差ＴＤが１８℃にも達するという異常な運転状態になる。この状態では、冷媒蒸発温度は−４１℃，冷凍能力は１５ｋＷで、冷凍能力が冷蔵倉庫の熱負荷より大きければ、時間は掛かっても何れ設定温度である−３５℃に到達する。しかし、凍結装置などの場合は、熱負荷が大きいことなどから、冷凍能力を熱負荷が上回ると、温度上昇などを招いて冷却不良となる。従って、室温に対し、適正な蒸発圧力に至る圧力降下量を得る必要があり、上述した６２７ｋＰａ（ａｂｓ）（相当温度で＋６．６℃）が、正常運転に必要な凝縮圧力の値となる。

他方、冷凍装置回路の高圧側、すなわち凝縮圧力が、蒸発圧力を終点として上記圧力損失と圧力降下に要した合計の圧力を下回ると、圧力差を利用して循環する冷凍サイクルでは、本条件での運転は不可能で、低い蒸発温度で釣合ってしまい、必要な冷凍能力を得られずに冷却不良となる。

更に、デフロスト終了後の高温度となった蒸発器で、起動時にはＭＯＰ（Ｍａｘｉｍｕｍ Ｏｐｅｒａｔｉｎｇ Ｐｒｅｓｓｕｒｅ）が作動しても蒸発温度は−２０℃程度となり、冷凍能力の増加，液温度の高温度化で、一時的ではあるが、必要となる圧力降下量は７６０ｋＰａ程度となる。冷媒流量を制御する機構をもたない固定されたノズルとチューブで構成される冷媒分流器は、質量流量と乾き度χによって、その圧力降下値は大きく変化するのである。

凝縮温度と蒸発温度の差で、３００ｋＰａのときを分流可能な最低条件として設計された冷凍設備では冷媒の質量流量が増加したり、また液温度が上昇したりすることで上記のように、蒸発温度に至るに必要となる圧力降下量は大きくなるのである。一方、外気温度に対して成り行きとしたとき、必要となる圧力降下量を下回る運転状態が常に起こる。このため蒸発温度に至る圧力降下量を上回る凝縮圧力値を維持する必要があり、これを下回ると蒸発温度で非常に低い点で釣合ってしまい、蒸発器の冷凍能力が低下してしまう。これは負荷に対して冷凍能力が極端に不足し、冷却不良，更には運転不能の原因となる。

次に、他の例として、冷媒「Ｒ−４０４Ａ（露点方式）」を使用し、低段と高段の押しのけ量の比２．５：１の二段圧縮冷凍サイクルの凍結装置の場合を説明する（装置例２）。凍結装置の凝縮器が設置される外気の温度−１５℃，凝縮温度ｔｋ＝−１０℃（４４０ｋＰａ）ａｂｓ，冷媒蒸発温度ｔ_０＝−７２℃（２５ｋＰａ）ａｂｓ，凍結装置の室温−６９℃，液温度ｔｌ＝−４８℃では、蒸発器手前の分流器における必要な圧力降下は６６ｋＰａとなり、膨張弁の圧力降下２６０ｋＰａ，液配管での圧力損失３０ｋＰａで、冷凍能力Φ_０＝１４ｋＷである。この運転状態から凍結装置の扉を開放し、凍結終了した製品と未凍結品の入れ替えを行なった結果、凍結装置温度が−４０℃まで上昇し、冷凍能力が大きくなった結果、蒸発器の冷媒蒸発温度と室温の差ＴＤは５℃となり、蒸発温度は−４５℃となって、冷凍能力Φ_０＝４０ｋＷになる。

このときの蒸発温度に至る適正な圧力降下量は、液配管の圧力損失６７ｋＰａ＋膨張弁の圧力降下２２０ｋＰａ＋分流器の圧力降下２５０ｋＰａ＝５３７ｋＰａで、圧力降下量の終点である蒸発圧力１０９ｋＰａ（ａｂｓ）を加えると、６４６ｋＰａ（ａｂｓ）が必要となる圧力値であり、相当温度で＋２℃が凝縮圧力の制限値である。このとき、上記背景技術のように、外気に任せて凝縮圧力を低下させてしまうと、蒸発温度に至るまでに必要となる圧力降下量を下回るようになり、蒸発圧力を低めてしまう。このため、熱負荷に対して極端に小さい冷凍能力しか得られず、冷却不良となってしまう。従って、凝縮圧力を必要となる圧力降下量以上に保持する必要がある。外気温度が−１５℃であっても、冷媒蒸発温度ｔ_０＝−４５℃で運転可能となる凝縮圧力６４６ｋＰａ（ａｂｓ）（相当温度で約＋２℃）に制限する必要がある。

本発明は、以上の点に着目したもので、第１の目的は、冷媒の蒸発温度に至るために必要な圧力降下を下回ることなく、積極的に凝縮温度を低下させて、比エンタルピの差を大きくし、冷凍能力Φ_０を増加させ、冷凍機の圧縮比を小さくすることで機械的応力を小さくし、さらに冷凍機モータへの入力値を低めて運転することである。第２の目的は、冷凍能力Φ_０が大きくなった結果、運転時間の短縮によって消費電力の削減を図ることである。第３の目的は、非常に低い圧力差において分流精度を高めて蒸発器の設計ＴＤを常に再現または実現することで、製品と冷媒蒸発温度の差を大きくすることなく昇華現象を抑制し、庫内の製品の乾燥を防止して、極めて良好な状態で製品を凍結・保管することである。

前記目的を達成するため、本発明は、蒸発器側の運転状態を監視しながら、冷媒自体が所定の温度に成り得るに要した圧力降下量と、給液配管での圧力損失の合計よりやや高い圧力で凝縮圧力をコントロールして運転する，別言すれば、冷凍設備の蒸発温度に至る圧力降下を基準として凝縮温度ないし凝縮圧力を最適化制御運転することを特徴とする。本発明の前記及び他の目的，特徴，利点は、以下の詳細な説明及び添付図面から明瞭になろう。

本発明によれば、冷媒が蒸発温度に至るために必要な圧力降下を下回ることがないように運転が行われる。このため、必要な圧力低下を下回ることなく、凝縮温度ないし凝縮圧力を、最適に制御しながら運転することができ、運転時間の短縮等によって消費電力が削減され、更には、庫内の製品の乾燥を防止して、極めて良好な状態で製品を凍結または保管することができる。

以下、本発明を実施するための最良の形態を、実施例に基づいて詳細に説明する。

（１）装置の基本構成・・・図１には、本発明の実施例１の系統図が示されている。これは、蒸発温度別に液温度で制御する場合の冷凍設備の系統図である。同図において、ユニットクーラ１３は、ファン１４，フィンコイル（図示せず），分流器１５，コイルの集合管サクションヘッダ１８を含んでおり、分流器１５は、ノズル１６，チューブ１７で前記フィンコイルの各回路に接続されている。一方、制御の中心となる凝縮圧力最適制御ユニット２３には、液温度センサ２４，蒸発温度センサ２５，冷媒温度センサ２６，ユニットクーラ空気吸い込み側温度センサ２７，圧力センサ２８，インバータ１２が接続されている。これらのうち、液温度センサ２４は、膨張弁１９手前における冷媒温度を検知するためのものである。蒸発温度センサ２５は、ユニットクーラ１３の分流器１５の出口における冷媒温度を検知するためのものである。冷媒温度センサ２６は、分流器１５の入口における冷媒温度を検知するためのものである。圧力センサ２８は、膨張弁１９手前における冷媒の圧力を検知するためのものである。更に、膨張弁１９には、膨張弁過熱度コントローラ２０が接続されている。この膨張弁過熱度コントローラ２０には、冷媒吸入管の冷媒ガス温度を検知する温度センサ２１と、飽和圧力を検知する膨張弁用圧力センサ２２がそれぞれ接続されていて、圧力相当温度と温度センサ２１の実測値から過熱度を検出して、膨張弁の冷媒流量を前記膨張弁過熱度コントローラ２０によって制御している。

他方、空冷コンデンサ８は、モータ１０で駆動されるファン９が設けられており、モータ１０にはインバータ１２の出力が印加されている。このインバータ１２には、電磁開閉器１１を介して電源電圧が印加されている。空冷コンデンサ８の液化冷媒出口側は、冷媒受液器２にバルブを介して接続されており、冷媒受液器２の冷媒出口側は、ドライヤ４を介して中間冷却器３に接続されている。また、この中間冷却器３の一方の冷媒出口側は、過冷却後、上述した膨張弁１９に接続されており、他方は二段圧縮式冷凍機１の高段サクションに接続されている。更に、中間冷却器３には、中間冷却器用の膨張弁５，電磁弁６，サイトグラス７が接続されている。

（２）分流器の選定・・・ところで、本実施例のような冷媒の蒸発温度に至る圧力降下を基準とする凝縮圧力の最適化制御運転を行なう際には、所要の能力を発揮するためのユニットクーラ１３の分流器１５を選定する必要がある。そして、分流器１５を選定するためには、膨張弁１９の入口の冷媒液温度を推定しなければならない。図１のように二段圧縮式冷凍機１を使用する場合、膨張弁１９入口側の冷媒液温度は、本来冷凍機メーカーが公表すべきものであるが、メーカーカタログや資料に表示されていない場合が多い。また、冷凍機メーカーが表示している凝縮温度は、４５℃から２５℃までしかないので、凝縮温度を−１５℃程度まで低下させて効率良く運転することを目的とするとき、蒸発温度と凝縮温度から膨張弁１９の入口の液温度を推定しなければならない。

この膨張弁１９の入口における冷媒液温度は、例えば、以下の数１式によって計算される。

ここに、
ｔ_ｍ＝中間温度（℃）
ｔ_０＝蒸発温度（℃）
ｔ_ｋ＝凝縮温度（℃）
Ｖ_Ｌ＝低段側圧縮機の押しのけ量（ｍ^３／ｈ）
Ｖ_Ｈ＝高段側圧縮機の押しのけ量（ｍ^３／ｈ）
であり、前記凝縮温度ｔｋとは、外気によって凝縮する冷媒の温度のことである。

なお、数１式は、冷媒として「Ｒ−２２」を用いた場合の実用式である。「Ｒ−４０４ａ」などの他の冷媒については、よい熱物性値が開示され次第、比熱比の係数を変更することで対応することが可能である。また、単段圧縮機の場合は、冷媒の凝縮温度から一定比率の過冷却分を考慮して設計すればよい。この数１式から冷媒の液温度を算出することで、分流器１５の選定が可能となる。

次に、具体的な選定例について説明する。例えば、上述した装置例１の場合、すなわち冷媒が「Ｒ−２２」，低段と高段の押しのけ量の比が２：１，の二段圧縮冷凍サイクルの冷蔵庫の場合について一例を示すと、以下の表１のようになる。

例えば、冬季の場合、外気温度−１０℃，冷媒凝縮温度−７℃，冷媒蒸発温度−４１℃，冷媒液温度−２５℃，チューブ回路数２０本，チューブ内径３．２５ｍｍ，チューブ長さ８００ｍｍ，冷凍能力１５ｋＷ，ノズル径４．１６ｍｍという選定条件で、
ノズル１６の圧力降下・・・５６ｋＰａ，
チューブ１７の圧力降下・・・２３ｋＰａ
圧力降下の合計・・・７９ｋＰａ
となる。この例によれば、ノズル１６とチューブ１７の圧力降下の合計は、凝縮温度ｔｋ＝−７℃のときに７９ｋＰａであり、分流可能範囲である。また、冷媒液温度が−２５℃となる凝縮温度は−７℃で、蒸発温度に至る圧力降下は、冷媒受液器２出口から膨張弁１９手前の液配管の圧力損失と、膨張弁１９での圧力降下、さらに分流器ノズル１６とチューブ１７の圧力降下を加算して３９０ｋＰａ（ａｂｓ）である。一方、凝縮温度が高い夏季は、表１の右側に示すように、分流器１５で１３９ｋＰａの圧力降下が生じるが凝縮温度が＋３０℃，相当圧力は１１９２ｋＰａ（ａｂｓ）であるから、冷媒液温度が低くなる時期の最低値を基準とした選定を行なっても、夏季の運転において全く支障がないことが分かる。

次に、以上のような装置例１において、製品の搬入などによって冷蔵庫内の温度が上昇し、それに伴い冷媒蒸発温度も上昇したとき、例えば、次の表２のようになる。

この表２において、例えば冬季の場合、分流器１５のノズル１６とチューブ１７では、合計で１５０ｋＰａの圧力降下が生じる。また、この例では、冷媒の蒸発温度が高くなったことで冷凍能力が大きくなった結果、蒸発温度に至るために必要な圧力降下量は、ノズル１６とチューブ１７の圧力降下と膨張弁１９における圧力降下、液配管での圧力損失を加算して、約６００ｋＰａとなる。

更に、上記の装置例１の冷蔵庫のユニットクーラ１３が着霜によって能力低下したときは、以下の表３のようになる。

ノズル１６とチューブ１７の圧力降下の合計は、凝縮温度を＋１０℃まで下げて８９ｋＰａの圧力降下が得られるように運転することで正常運転を維持し、更に、運転状態を監視することでデフロストタイミングを自動的に検出することができる。このような蒸発温度と冷媒液温度に対応する関係を示すと、図２のようになる。図２中、横軸は冷媒液温度ｔｌ（膨張弁１９の入口側の温度），縦軸は圧力の値である。また、図中の実線は冷媒蒸発温度ｔ_０＝−４１℃の場合の圧力降下値，点線は冷媒蒸発温度ｔ_０＝−３０℃の場合の圧力降下値をそれぞれ示す。線ＧＡ１，点線ＧＢ１は、いずれも冷媒の蒸発温度を示し、この線が圧力降下の終点である。線ＧＡ２，点線ＧＢ２は分流器１５における圧力降下の始点であり、線ＧＡ３，点線ＧＢ３は、冷媒液配管に於ける圧力損失の終点であり、線ＧＡ４，点線ＧＢ４は凝縮圧力制限値，すなわち、膨張弁１９の圧力降下量と給液配管やドライヤ４の圧力損失量を加算し、分流器１５の圧力降下量を合計した値である。図中、「Ｐｉｐｅｐｄ」は冷媒液管の圧力損失を表し、「ＥＸＰ．ＶΔｐ」は膨張弁の圧力降下量を表す。

この図２の実線で示す冷媒蒸発温度−４１℃、冷媒液温度−２５℃の線ＧＡ４との交点を縦線の圧力で読むと３９５ｋＰａ（ａｂｓ）（凝縮温度ｔｋ−７℃）で、凝縮温度をこれ以下にすると必要となる圧力降下が得られなくなるので、この点を凝縮圧力の制限値とすることができる。また、例えば点線ＧＢ１蒸発温度ｔｏ＝−３０℃、液温度−１２℃の点線ＧＢ４の交点を縦線の圧力で読むと６２７ｋＰａ（ａｂｓ）相当温度で＋６．６℃が凝縮圧力の制限値である。このように、冷媒の蒸発温度と液温度の２つの変数から必要となる圧力降下量の写像を数式化し、多項式の定める写像，又は、回帰式を演算器に組み込み、凝縮圧力最適制御ユニット２３によって、冷媒の凝縮温度を最適に制御できるようになる。

図３は、冷媒が「Ｒ−４０４ａ」（露点方式），低段と高段の押しのけ量の比２．５：１の二段圧縮冷凍サイクルで、冷媒蒸発温度が−７２℃，凝縮温度−１０℃のとき液温度が−４８℃で分流可能な最低値の基準グラフである。実線ＧＣ１〜ＧＣ４，点線ＧＤ１〜ＧＤ４は、それぞれ図２の実線ＧＡ１〜ＧＡ４，点線ＧＢ１〜ＧＢ４に対応している。

なお、凝縮圧力の制御方法にあっては、冷媒蒸発温度と分流器１５における圧力降下の実測値から算出して必要となる圧力降下を求めることも可能ではある。このときの圧力降下を測定する方法にあっては、圧力センサなどを使うことも可能であるが、分流器１５の直前の冷媒温度センサ２６と分流器１５のチューブ１７の出口で冷媒液温度を正確に計測し、温度相当圧力に換算したほうが、はるかに正確であり安価である。この分流器１５の圧力降下に加えて、所定の圧力降下，並びに圧力損失分を合算した数値を数式化し、その制限値となる凝縮圧力まで積極的に冷媒圧力を低下させて運転することができるが、膨張弁の開閉に影響される計測となり制御精度を欠くことになるから、蒸発温度と液温度を基本とする膨張弁の圧力降下量の監視用としたほうがよい。また、大型のユニットクーラでは、低温用にもかかわらず、５／８インチチューブコイルで１回路長が３０ｍ以上もの相当長いユニットクーラが多数運用されている。このようなユニットクーラは大きな圧力損失を受けてコイル入口圧力と出口圧力で大きな差を生じてしまい、コイル入口温度より出口側で低い蒸発圧力相当温度となるので、冷凍機吸入圧力が低下して冷凍能力が小さくなる。したがって、コイル入口温度を蒸発温度としたとき、実際の冷媒蒸発温度は低いので、制限値を下回る凝縮圧力となってしまう恐れがある、このようなユニットクーラを使用する場合はクーラ出口の吸入管に圧力センサを取り付け、吸入圧力相当温度を蒸発温度としたほうがよい。

更に、凝縮圧力が低下し、適正な圧力降下を得られない状態では、室温と冷媒蒸発温度の差であるＴＤが設計値から冷媒蒸発温度が低下し乖離する。このため、蒸発温度別の設計ＴＤ値と接近させて適正な範囲になるように凝縮圧力を制御し、運転するようにしてもよい。加えて、例えば庫内温度が設計温度近辺において、膨張弁１９の開度が全開に近い状態にもかかわらず、過熱度が逓増的に大きくなるとき、凝縮圧力を高める制御をして運転するようにしてもよい。

（３）冷媒の流れ・・・次に、冷媒の動きと基本的な動作を説明すると、空冷コンデンサ８によって圧縮機から吐出された過熱ガスが外気に放熱し、凝縮液化した冷媒は、冷媒受液器２に溜められる。冷媒受液器２から送液された冷媒は、それ自体を冷却するために中間冷却器３に送られ、冷却した冷媒は冷凍機の低段吐出ガスと混ざって高段側圧縮機に吸入される。冷却された冷媒は、過冷却の状態で膨張弁１９と分流器１５を経て蒸発圧力まで圧力降下する。蒸発温度に到達した二相流冷媒がユニットクーラ１３のコイル内部を流動すると同時に、負荷側の空気がコイルの外側を連続的に通過する、冷媒の温度が空気温度より低いため、熱の移動が生じて空気が冷やされる、冷却された空気は、ファン１４から送り出され、冷凍倉庫内が冷却される。コイル内で気化した冷媒はサクションヘッダ１８から吸入管内を通って、二段圧縮式冷凍機１の低段側に吸入され再び圧縮されるのである。

（４）制御動作・・・ところで、本実施例では、凝縮圧力最適制御ユニット２３において、液温度センサ２４によって検知された冷媒の液温度と、蒸発温度センサ２５によって検知された冷媒の蒸発温度，すなわち、分流器１５のチューブ１７と接続した蒸発器コイル入口の冷媒の温度が参照され、適正な圧力降下値が演算される。この演算は、例えば、設計基準となる蒸発温度並びに液温度の二つの変数を二変数多項式に置き換え、最低の圧力降下量と蒸発温度が高くなったときの最小の圧力降下量を二次式で結合することによって比較的平易に行うことができる。演算結果は、膨張弁１９手前の圧力センサ２８の実測値と比較される。凝縮圧力最適制御ユニット２３は、比較結果に対応して、空冷コンデンサ８における冷媒の凝縮温度ないし凝縮圧力を逓増制御もしくは低減制御するように、インバータ１２に制御信号を出力する。これにより、空冷コンデンサ８のモータ１０が制御されてファン９の回転数が制御され、空冷コンデンサ８の冷媒に対する冷却の程度が増減される。凝縮圧力最適制御ユニット２３は、前記演算結果に圧力センサ２８の実測値が近づくように、すなわち、冷媒の最適な圧力降下値に近づくように、インバータ１２を制御する。

また、蒸発温度が設計蒸発温度以下となる運転では、安全機構として、以下のような制御が凝縮圧力最適制御ユニット２３により行なわれる。まず、冷媒温度センサ２６によって分流器１５の入口側の冷媒温度が検知され、蒸発温度センサ２５によって分流器１５の出口側の冷媒飽和温度が測定される。凝縮圧力最適制御ユニット２３では、それらの検知温度を、それぞれ相当圧力に変換することで、分流器１５における冷媒の圧力降下の値を検出する。そして、この検出した圧力降下を、基準となる圧力降下値と比較し、基準値を下回るときは、インバータ１２によって空冷コンデンサ８のファン９の回転を制御する。これにより、分流器１５における冷媒の圧力降下が基準値，すなわち最適な値に接近するように制御されるようになる。

なお、上述のように、膨張弁１９の手前に取り付けた圧力センサ２８で検出される冷媒圧力を基準として、空冷コンデンサ８における凝縮圧力を制御する構成となっている。このため、仮にドライヤ４の性能低下や閉塞によって圧力損失が大きくなったとしても、膨張弁１９の手前の圧力を基準とした凝縮圧力制御であることから、空冷コンデンサ８は、冷媒側凝縮圧力の圧力損失分を高めて運転される。従って、運転自体に支障をきたすものではない。

（５）本実施例の効果・・・以上のように、本実施例によれば、冷媒が蒸発温度に至るために必要な圧力降下を下回ることなく、積極的に凝縮温度を低下させて運転が行なわれる。例えば、北海道の札幌市内において前記装置例１に示した条件の冷蔵庫を運用する場合、外気温度に関係なく冷媒の凝縮温度を＋２５℃程度で制限する一般冷凍設備と比較して、本実施例を適用したときは、年平均の冷凍能力が冷媒液温度の低下から比エンタルピの差が２０％程度増加する。このため、運転時間の短縮や冷凍機体積効率ηυの成績向上が図られるとともに、圧縮比の低下による軸動力の低減によって、消費電力が約３０％程度まで削減される。このように、本実施例によれば、冷媒の凝縮圧力を積極的に低下させることで、大きな節電効果を得ることができる。

また、本実施例による冷凍設備の蒸発温度に至る圧力降下を基準とする凝縮圧力の最適化運転手法は、前記装置例２の運転手法に対して、極めて高い分流精度を有することで室温と冷媒蒸発温度の差ＴＤも３℃ないし１．５℃と沸騰熱伝熱でない対流熱伝熱領域での運転が可能であるから、着霜による能力低下を抑制するのみならず、製品に対するドライビングフォース（昇華推力）を小さくし、製品の乾燥を防止することができ、極めて良好な状態で製品を凍結・保管することができる。

加えて、本実施例の冷凍設備にあっては、膨張弁１９の手前の冷媒液圧力は圧力センサ２８によって常に監視されているので、空冷コンデンサ８の冷媒凝縮温度とによって監視されており、異常となる原因をいち早く取り除くことができるという利点もある。

なお、本発明は、上述した実施例に限定されるものではなく、本発明の要旨を逸脱しない範囲内において種々変更を加え得ることができる。例えば、以下のものも含まれる。
（１）前記実施例は、本発明を二段圧縮式冷凍機を備えた冷凍倉庫に適用したものであるが、他の冷蔵・冷凍設備一般に対して、同様に適用可能である。
（２）冷媒蒸発温度が−３０℃以上で単段圧縮機を使用した比較的温度の高い冷凍設備においては、凝縮温度から一定比率の過冷却分を考慮すれば、より平易に凝縮圧力を最適制御できる。
（３）満液式冷凍装置にあっては、冷媒液配管並びに膨張弁の圧力降下量のみで凝縮圧力を最適に制御することができる。
（４）冷水機（チラー）など蒸発温度が０℃近辺で運用する冷凍設備であっても、蒸発温度と凝縮圧力の差を２５０ｋＰａ程度で制御可能であるから、大きな節電効果が得られる。
（５）前記実施例に加えて、設計時における冷媒の液温度と、実際の液温度にずれが生じた場合に、そのずれを補正し、冷媒の液温度を設計値に近づけるように制御してもよい。

本発明によれば、冷媒の凝縮温度ないし凝縮圧力を、最適制御することで大きな節電効果を得ることができるとともに、室温と冷媒蒸発温度の差も非常に小さくでき、着霜による能力低下が抑制され、製品の乾燥を防止して極めて良好な状態で製品を凍結・保管することから、例えば、産業用の冷蔵・冷凍設備に好適である。

本発明の実施例１の冷凍設備の系統図である。 冷媒蒸発温度と冷媒液温度から得た圧力降下量の関係を例示するグラフである。 冷媒蒸発温度と冷媒液温度から得た圧力降下量の関係を例示するグラフである。

符号の説明

１：二段圧縮式冷凍機
２：冷媒受液器
３：中間冷却器
４：ドライヤ
５：膨張弁
６：電磁弁
７：サイトグラス
８：空冷コンデンサ
９：ファン
１０：モータ
１１：電磁開閉器
１２：インバータ
１３：ユニットクーラ
１４：ファン
１５：分流器
１６：ノズル
１７：チューブ
１８：サクションヘッダ
１９：膨張弁
２０：膨張弁過熱度コントローラ
２１：膨張弁用温度センサ
２２：膨張弁用圧力センサ
２３：凝縮圧力最適制御ユニット
２４：液温度センサ
２５：蒸発温度センサ
２６：冷媒温度センサ
２７：ユニットクーラ空気吸い込み側温度センサ
２８：圧力センサ

Claims (12)

1. 冷媒の凝縮手段，膨張手段，蒸発手段，圧縮手段を備えており、前記膨張手段が膨張弁及び冷媒分流器を含む冷蔵・冷凍設備であって、
   前記膨張手段の膨張弁の入口における冷媒の液温度を検知する第１の温度検知手段，
   前記膨張手段の冷媒分流器の出口における冷媒の蒸発温度を検知する第２の温度検知手段，
   前記第１の温度検知手段によって検知された冷媒の液温度と、前記第２の温度検知手段によって検知された冷媒の蒸発温度を参照して、前記膨張手段における圧力降下量を演算し、その演算結果に基づいて、前記凝縮手段を制御する制御手段，
   を備えており、
   前記制御手段は、
   前記膨張手段において冷媒が蒸発温度に至るための最低の前記冷媒分流器の圧力降下量と、前記冷媒の蒸発温度が高くなったときの最小の前記冷媒分流器の圧力降下量とを、圧力降下算出手段によって算出し、
   前記最低の圧力降下量及び前記最小の圧力降下量から、最適な圧力値を演算し、
   該演算した最適な圧力値を目標として、その演算結果を得るために必要な冷媒の凝縮圧力が最低限得られるように、前記凝縮手段における冷媒の凝縮温度ないし凝縮圧力を最適制御する，
   ことを特徴とする冷蔵・冷蔵設備。
2. 前記制御手段が、前記必要な冷媒の凝縮圧力よりもやや高い凝縮圧力が得られるように、前記凝縮手段を制御することを特徴とする請求項１記載の冷蔵・冷凍設備。
3. 前記制御手段が、通常の規制値より冷媒の凝縮温度が低下する期間においては、前記冷媒の蒸発圧力と、前記凝縮手段による凝縮圧力との差が、２５０kPa程度まで制御を行なうことを特徴とする請求項１又は２に記載の冷蔵・冷凍設備。
4. 前記制御手段が、前記冷媒分流器の圧力降下を直接測定し、この測定値が分流可能範囲を下回るときは、前記凝縮手段の凝縮圧力が最適値に近づくように制御することを特徴とする請求項１〜３のいずれか１項に記載の冷蔵・冷凍設備。
5. 冷媒の凝縮手段，膨張手段，蒸発手段，圧縮手段を備えており、前記膨張手段が膨張弁及び冷媒分流器を含む冷蔵・冷凍設備の制御方法であって、
   前記膨張手段の膨張弁の入口における冷媒の液温度と、前記膨張手段の冷媒分流器の出口における冷媒の蒸発温度を参照して、前記膨張手段における圧力降下量を演算し、その演算結果に基づいて前記凝縮手段を制御する際に、
   前記膨張手段において冷媒が蒸発温度に至るための最低の前記冷媒分流器の圧力降下量と、前記冷媒の蒸発温度が高くなったときの最小の前記冷媒分流器の圧力降下量とを算出するステップ１，
   このステップ１によって算出された前記最低の圧力降下量及び前記最小の圧力降下量から、最適な圧力値を演算するステップ２，
   このステップ２によって演算した最適な圧力値を目標として、その演算結果を得るために必要な冷媒の凝縮圧力が最低限得られるように、前記凝縮手段における冷媒の凝縮温度ないし凝縮圧力を最適制御するステップ３，
   を含むことを特徴とする冷蔵・冷蔵設備の制御方法。
6. 前記ステップ３が、前記必要な冷媒の凝縮圧力よりもやや高い凝縮圧力が得られるように、前記凝縮手段を制御することを特徴とする請求項５記載の冷蔵・冷凍設備の制御方法。
7. 通常の規制値より冷媒の凝縮温度が低下する期間においては、前記冷媒の蒸発圧力と、前記凝縮手段による凝縮圧力との差が、２５０kPa程度となるように制御を行なうことを特徴とする請求項５又は６に記載の冷蔵・冷凍設備の制御方法。
8. 前記冷媒分流器の圧力降下を直接測定し、この測定値が分流可能範囲を下回るときは、前記凝縮手段の凝縮圧力が最適値に近づくように制御することを特徴とする請求項５〜７のいずれか１項に記載の冷蔵・冷凍設備の制御方法。
9. 前記冷媒の蒸発温度と、庫内の室温との差の変化を検出して、前記凝縮手段における冷媒の凝縮圧力を調節することを特徴とする請求項５〜８のいずれか１項に記載の冷蔵・冷凍設備の制御方法。
10. 前記膨張弁の開度が全開に近い状態にもかかわらず冷媒の過熱度が逓増的に増加する場合に、冷媒の凝縮圧力を高める制御を行なうことを特徴とする請求項５〜９のいずれか１項に記載の冷蔵・冷凍設備の制御方法。
11. 前記膨張弁の手前の設計時における冷媒の液温度と実際の液温度それぞれを検知し、両者にずれが生じた場合に、そのずれを補正することを特徴とする請求項１０記載の冷蔵・冷凍設備の制御方法。
12. 前記冷媒の蒸発温度と、庫内の室温との差ＴＤを、１．５〜３℃で運転することを特徴とする請求項５〜１１のいずれか１項に記載の冷蔵・冷凍設備の制御方法。

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