CN1246658C - 使用多压缩机的热泵型空调系统的线性膨胀阀的控制方法 - Google Patents

使用多压缩机的热泵型空调系统的线性膨胀阀的控制方法 Download PDF

Info

Publication number
CN1246658C
CN1246658C CNB031085172A CN03108517A CN1246658C CN 1246658 C CN1246658 C CN 1246658C CN B031085172 A CNB031085172 A CN B031085172A CN 03108517 A CN03108517 A CN 03108517A CN 1246658 C CN1246658 C CN 1246658C
Authority
CN
China
Prior art keywords
relative aperture
expansion valve
linear expansion
compression capability
value
Prior art date
Legal status (The legal status 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 status listed.)
Expired - Fee Related
Application number
CNB031085172A
Other languages
English (en)
Other versions
CN1482425A (zh
Inventor
苏珉镐
李元熙
崔昶民
黄尹提
许德
金哲民
Current Assignee (The listed assignees may be inaccurate. Google has not performed a legal analysis and makes no representation or warranty as to the accuracy of the list.)
LG Electronics Inc
Original Assignee
LG Electronics Inc
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 LG Electronics Inc filed Critical LG Electronics Inc
Publication of CN1482425A publication Critical patent/CN1482425A/zh
Application granted granted Critical
Publication of CN1246658C publication Critical patent/CN1246658C/zh
Anticipated expiration legal-status Critical
Expired - Fee Related legal-status Critical Current

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
    • F25B49/00—Arrangement or mounting of control or safety devices
    • F25B49/02—Arrangement or mounting of control or safety devices for compression type machines, plants or systems
    • F25B49/022—Compressor control 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
    • F25B41/00—Fluid-circulation arrangements
    • F25B41/30—Expansion means; Dispositions thereof
    • F25B41/31—Expansion valves
    • F25B41/34—Expansion valves with the valve member being actuated by electric means, e.g. by piezoelectric actuators
    • 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
    • F25B13/00—Compression machines, plants or systems, with 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
    • F25B2313/00—Compression machines, plants or systems with reversible cycle not otherwise provided for
    • F25B2313/029—Control issues
    • F25B2313/0293—Control issues related to the indoor fan, e.g. controlling speed
    • 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
    • F25B2313/00—Compression machines, plants or systems with reversible cycle not otherwise provided for
    • F25B2313/029—Control issues
    • F25B2313/0294—Control issues related to the outdoor fan, e.g. controlling speed
    • 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
    • F25B2341/00—Details of ejectors not being used as compression device; Details of flow restrictors or expansion valves
    • F25B2341/06—Details of flow restrictors or expansion valves
    • 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
    • F25B2400/00—General features or devices for refrigeration machines, plants or systems, combined heating and refrigeration systems or heat-pump systems, i.e. not limited to a particular subgroup of F25B
    • F25B2400/07—Details of compressors or related parts
    • F25B2400/075—Details of compressors or related parts with parallel compressors
    • F25B2400/0751—Details of compressors or related parts with parallel compressors the compressors having different capacities
    • 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
    • F25B2600/00—Control issues
    • F25B2600/25—Control of valves
    • F25B2600/2513—Expansion valves
    • Y—GENERAL TAGGING OF NEW TECHNOLOGICAL DEVELOPMENTS; GENERAL TAGGING OF CROSS-SECTIONAL TECHNOLOGIES SPANNING OVER SEVERAL SECTIONS OF THE IPC; TECHNICAL SUBJECTS COVERED BY FORMER USPC CROSS-REFERENCE ART COLLECTIONS [XRACs] AND DIGESTS
    • Y02—TECHNOLOGIES OR APPLICATIONS FOR MITIGATION OR ADAPTATION AGAINST CLIMATE CHANGE
    • Y02B—CLIMATE CHANGE MITIGATION TECHNOLOGIES RELATED TO BUILDINGS, e.g. HOUSING, HOUSE APPLIANCES OR RELATED END-USER APPLICATIONS
    • Y02B30/00—Energy efficient heating, ventilation or air conditioning [HVAC]
    • Y02B30/70—Efficient control or regulation technologies, e.g. for control of refrigerant flow, motor or heating

Landscapes

  • Engineering & Computer Science (AREA)
  • Physics & Mathematics (AREA)
  • Mechanical Engineering (AREA)
  • Thermal Sciences (AREA)
  • General Engineering & Computer Science (AREA)
  • Air Conditioning Control Device (AREA)

Abstract

一种控制线性膨胀阀(LEV)，从而控制在空调系统中循环的制冷剂流速的方法。LEV的口径比在从最小值到最大值的范围内受控，所述最小和最大值根据压缩机的容量以及冷却和加热模式来确定。LEV口径比也基于压缩机的运行状态、室内风扇气体体积的变化和室外风扇是否运行而受控。这样的LEV控制能使制冷剂总在合适的流速下循环，改进了冷却和加热效率，还防止了液态制冷剂流入压缩机，确保了压缩机的高可靠性。

Description

使用多压缩机的热泵型空调系统的线性膨胀阀的控制方法
技术领域
本发明涉及一种用于控制线性膨胀阀的方法，从而可以合适地控制在空调系统中的循环的制冷剂的流速，尤其涉及用于控制使用多个压缩机的热泵型空调系统的膨胀阀的口径比的方法。
背景技术
普通的空调系统包括压缩机、冷凝器、线性膨胀阀和蒸发器。压缩机将低温低压的气态制冷剂转变为高温高压的气态制冷剂。冷凝器将由压缩机转变来的高温高压的气态制冷剂转变为中温高压的液态制冷剂。线性膨胀阀将由冷凝器转变来的中温高压的液态制冷剂转变为低温低压的液态制冷剂。蒸发器将该低温低压的液态制冷剂转变为气态制冷剂。
另一方面，热泵型空调系统设置有根据加热和冷却模式改变制冷剂流动通道大小的四通阀，从而使室内和室外热交换器的功能改变。即，在加热模式下，室内和室外热交换器分别用作冷凝器和蒸发器；而在冷却模式下，室内和室外热交换器分别用作蒸发器和冷凝器。
近来，使用多个具有不同容量的压缩机根据加热或冷却负荷来改变压缩能力，从而优化冷却和加热效率。
如图1所示，根据现有技术使用多个压缩机的热泵型空调系统包括：多个压缩机11和12、室外热交换器14、室外风扇14a、线性膨胀阀15、室内热交换器16、室内风扇16a和四通阀13。压缩机11和12压缩制冷剂。室外热交换器14使压缩后的制冷剂和室外空气进行热交换，以将压缩后的制冷剂冷凝成中温高压的液态制冷剂。室外风扇14a使室外空气向室外热交换器14流通。线性膨胀阀15使所述中温高压制冷剂减压成低温低压制冷剂。室内热交换器16使流过线性膨胀阀15的制冷剂与室内空气进行热交换，从而使制冷剂蒸发并且冷却室内空气。制冷剂风扇16a使室内空气向室内热交换器流通。四通阀13根据冷却和加热模式改变制冷剂的流动通道大小。
基于所需加热/冷却预设温度和实际室内温度T4之间的差异，控制器20判断冷却和加热负荷是大或小，并控制压缩机11和12的运行，于是全部或部分的压缩机被起动。
另外，控制器20控制四通阀13来根据冷却/加热模式改变制冷剂的流动通道大小，并检测室内热交换器16和室外热交换器14的管路温度T1和T2，从而控制室内风扇16a和室外风扇14a的运行。
而且，控制器20根据冷却和加热负荷，允许合适量的制冷剂进行循环。控制器20还检测管路温度T1、T2和入口侧管路温度T3，并控制线性膨胀阀15的口径比，从而保持合适的过热度。
然而，现有技术的热泵型空调系统存在以下问题。如果室外和室内热交换器14和16的连接管由长管构成，当制冷剂经过该长管时发生压力降，入口侧管路温度T3减小。这会使当前的过热度显著地低于设计系统时设定的目标过热度。因此，控制器20判断有大量的循环制冷剂，进而减少了线性膨胀阀15的口径比以减少制冷剂的流速。因此，循环制冷剂的流速急剧减少，导致与冷却负荷相比，制冷剂流速不足。
另外，当室内和室外热交换器的连接管由短管构成，或者循环制冷剂的流速不足时，入口侧温度T3变大，导致当前的过热度超过了目标过热度。这会导致控制器20控制线性膨胀阀15具有更大的口径比，从而急剧地增加循环制冷剂的流速。这会导致液态制冷剂流入压缩机11和12。
另外，控制器20检测室内温度T4和室外温度T5，并且根据冷却和加热负荷控制室内和室外风扇16a和14a的运行，以及线性膨胀阀的口径比。但是，如果冷却和加热负荷增加，线性膨胀阀15的口径比急剧增加，并且因此循环制冷剂的量增加，结果产生液态制冷剂流入压缩机11和12的问题。
而且，当室内风扇16a的气体体积减少时，或在加热运行过程中，为了防止在高室外温度的工况下加热超过负荷而关闭室外风扇14a时，通过室内热交换器16或室外热交换器14的制冷剂不充分蒸发，导致液态制冷剂流入压缩机11和12。
发明内容
因此，本发明鉴于上述问题提出，本发明的目的是提供一种用于控制空调系统中的线性膨胀阀的方法，其中，防止了循环制冷剂的流速在空调系统的任何运行环境下不足或过大，因此制冷剂总是在合适的流速下循环，从而改善了空调运行并确保了空调系统的高可靠性。
本发明的另一目的是提供一种控制空调系统中的线性膨胀阀的方法，其中，线性膨胀阀的口径比可受控制，因此不管室内和室外换热器的连接管是由长管还是由短管制成，有合适量的制冷剂被循环。
本发明的又一目的是提供一种控制使用多个压缩机的空调系统中的线性膨胀阀的方法，其中，线性膨胀阀的口径比受控制，因此当根据冷却和加热负荷改变制冷剂的压缩能力时，可防止液态制冷剂流入压缩机。
本发明的另一目的是提供一种控制空调系统中的线性膨胀阀的方法，其中，线性膨胀阀的口径比根据室内和室外风扇的运行状态受到控制，从而防止液态制冷剂流入压缩机。
为此，本发明提供一种控制空调系统中的线性膨胀阀的方法，其中，压缩机的制冷剂压缩能力根据冷却和加热负荷变化，并且安装在室内热交换器和室外热交换器之间的线性膨胀阀的口径比对应于制冷剂压缩能力的变化而受控，所述方法包括：
第一步，根据每个要改变的制冷剂压缩能力，确定线性膨胀阀口径比受控范围的最小值和最大值；
第二步，当制冷剂压缩能力变化时，在从所述最小值到所述最大值的范围内控制线性膨胀阀的口径比，所述最大和最小值根据要改变的制冷剂压缩能力来确定，
其中，当空调系统在冷却模式下运行时，如果制冷剂压缩能力变为最小制冷剂压缩能力，线性膨胀阀口径比的最大值C和最小值D满足以下方程：
C＝A×y/100+a1
D＝B×y/100+a2
式中，A和B分别指代线性膨胀阀口径比的最大值和最小值，当系统在冷却模式下以最大压缩能力运行时确定该最大和最小值，y指代最小制冷剂压缩能力相对于最大制冷剂压缩能力的比值(％)，a1和a2分别指代预定的口径比。
本发明还提供一种控制空调系统中的线性膨胀阀的方法，其中，当压缩机的制冷剂压缩能力从第一设定值减少到第二设定值，线性膨胀阀的口径比从制冷剂压缩能力即将减少之前的口径比受控减少第一预定值，得到第二特定值，而当压缩机的制冷剂压缩能力从第二设定值增大到第一设定值时，线性膨胀阀的口径比从制冷剂压缩能力即将增加之前的口径比受控增加第二预定值，得到第三特定值，该第二预定值小于所述第一预定值。
根据本发明的一个方面，上述和其他目的可以通过提供一种用于控制空调系统中的线性膨胀阀的方法来实现，其中，压缩机的制冷剂压缩能力随冷却和加热负荷而变化，并且安装在室内热交换器和室外热交换器之间的线性膨胀阀的口径比对应于制冷剂的压缩能力的变化而受控，所述方法包括：
第一步，根据每个要改变的制冷剂压缩能力，确定线性膨胀阀口径比受控范围的最小值和最大值；
第二步，当制冷剂压缩能力根据冷却和加热负荷变化时，在从最小值到最大值的范围内控制线性膨胀阀的口径比，所述最大和最小值根据每个要改变的制冷剂压缩能力来确定。
根据本发明的另一方面，提供了控制空调中的线性膨胀阀的方法，其中，随着压缩机制冷剂压缩能力从第一设定值减小到第二设定值，线性膨胀阀的口径比从第一特定值减小第一预定的数值到第二特定值，并且
其中，当压缩机的制冷剂压缩能力从所述第二设定值增加到所述第一设定值时，线性膨胀阀的口径比从所述第二特定值增加第二预定的数值，该第二预定的数值小于上述的第一预定的数值，在空调系统运行预定时间后，所述口径比增大到所述第一特定值，使空调系统运行。
根据本发明的又一方面，提供了一种控制空调系统中的线性膨胀阀的方法，其中，当空调系统在冷却模式下运行时，当室内风扇的气体体积减少时，线性膨胀阀的口径比减小。
根据本发明的另一方面，提供了一种控制空调系统中的线性膨胀阀的方法，其中，当所述系统在加热模式下运行时，如果室外风扇关闭，停止运行，那么线性膨胀阀的口径比以预定数值受控到小于第三设定值的第四设定值，所述第三设定值等于当室外风扇运行时的口径比值，然后当室外风扇打开时，所述口径比增加小于所述预定数值，并且在预定的时间之后，所述口径比增加到所述第三设定值。
附图说明
本发明的上述和其他目的、特征和其他优点，参照附图，将从下文中的详细描述中更清楚地理解，其中：
图1示出了根据现有技术的空调系统；
图2是流程图，示出了根据本发明第一实施例的控制空调系统中的线性膨胀阀的方法；
图3是流程图，示出了根据本发明第二实施例的控制空调系统中的线性膨胀阀的方法；
图4是流程图，示出了根据本发明第三实施例的控制空调系统中的线性膨胀阀的方法；
图5是流程图，示出了根据本发明第四实施例的控制空调系统中的线性膨胀阀的方法。
具体实施方式
现在参照附图详细说明本发明的优选实施例。
如图1所示的根据现有技术的空调系统与本发明所应用的空调系统之间没有区别，所以将参照图1对本发明进行说明。
在下面的说明中，假定当两个压缩机11和12都运行时，总制冷剂压缩能力比率为100％，当只有大容量压缩机11运行时，相对于总压缩能力的比率为x％，当只有小容量压缩机12运行时，相对于总压缩能力的比率为y％，并且大容量压缩机11的制冷剂压缩能力大于小容量压缩机12的压缩能力(x＞y)。
现在参照图1和2以及下表1，对根据本发明第一实施例控制空调系统中的线性膨胀阀(以下也标记为“LEV“)的方法进行说明。当该LEV的口径比为0脉冲，认为LEV完全关闭，当口径比为500脉冲时，认为LEV完全打开。因此，当LEV的口径比变为Z脉冲时，意味着制冷剂循环流动通道的大小相对于整个流动通道的大小的比率由LEV变为(Z/500)×100％。
下表1示出了热泵型空调系统在冷却模式下分别以最大制冷剂压缩能力和最小制冷剂压缩能力运行时，线性膨胀阀LEV的最大和最小口径比。
<表1>
                                             单位：1脉冲
Figure C0310851700091
在表1中，A和B分别指代LEV最大口径比和最小口径比，该最大和最小口径比在设计空调系统时通过多次重复试验，并且根据系统在冷却模式下以最大制冷剂压缩能力运行时，即压缩机11和12都运行时的设计工况来确定。所述最大和最小口径比A和B是确定的，因此不管室内和室外热交换器14和16的连接管的长度如何以及运行工况如何，如果比最大口径比A小，防止了液态制冷剂流入压缩机11和12中，并且如果大于最小口径比B，防止了循环制冷剂的流速不足。
在表1中，C和D分别指代LEV的最大口径比和最小口径比，当系统在冷却模式下以最小制冷剂压缩能力运行时，即只有压缩机12运行时确定该最大和最小口径比。该最大和最小口径比C和D分别通过将a1和a2(脉冲值)与数值(A×y/100)和(B×y/100)相加而得到，上述数值分别通过将最大压缩能力的最大和最小口径比A和B乘以当前运行的小容量压缩机12的制冷剂压缩能力比(y/100)而得到。确定a1和a2的数值满足a1＞a2。
下表2示出了当系统以加热模式运行时，LEV相对于制冷剂压缩能力的最大和最小口径比。
<表2>
                                            单位：1脉冲
Figure C0310851700092
在表2中，最大制冷剂压缩能力(最大能力)对应于压缩机11和12都运行的情况，中间制冷剂压缩能力(中间能力)对应于只有大容量压缩机11运行的情况。
而且在加热模式下，与冷却模式类似地确定最大制冷剂压缩能力下的LEV的最大和最小口径比E和F，因此不管连接管的长度和运行工况如何，防止了液态制冷剂流入压缩机，还防止了循环制冷剂的流速不足。所述LEV的最大和最小口径比G和H分别通过将a3和a4(脉冲值)与数值(E×x/100)和(F×x/100)相加而得到，上述数值分别通过将最大压缩能力的最大和最小口径比E和F乘以当前运行的大容量压缩机11的制冷剂压缩能力比(x/100)而得到。确定a3和a4的数值满足a3＞a4。
在表1和2中，当大容量压缩机11相对于总能力的制冷剂压缩比在55％到65％范围内时(当小容量压缩机12的制冷剂压缩能力比在35％到45％范围内时)，优选地a1为60到80范围内的脉冲，a2为20到40范围内的脉冲，a3为60到80范围内的脉冲，a4为10到30范围内的脉冲。当x＝60％时，优选地，a1＝70脉冲，a2＝30脉冲，a3＝70脉冲，a4＝20脉冲。
当70脉冲的数值增加到LEV的已有口径比上时，意味着对应于总流动通道大小的14％(＝70脉冲/500脉冲×100％)的流动通道大小被额外打开。
下面参照图2说明根据本发明控制空调系统的LEV的方法。
如表1和表2中所示，当系统分别在冷却和加热模式下运行时，根据制冷剂压缩能力来确定LEV的最大和最小值(S1)。
然后，当空调系统打开并在冷却模式下运行时(S2，S3)，检查压缩机11和12是否以最大压缩能力运行(S5)。如果该检查结果是肯定的，那么根据冷却负荷，控制LEV的口径比在如表1所示从最小值B到最大值A的范围内变化(S6)。如果检查结果是只有小容量压缩机12以最小压缩能力运行(S7)，那么根据冷却负荷，控制LEV的口径比在如表1所示从最小值D到最大值C的范围内变化(S8)。
另一方面，在空调系统在加热模式运行的情况下(S4)，如果压缩机11和12都以最大压缩能力运行(S9)，那么控制LEV的口径比在如表2所示从最小值F到最大值E的范围内变化(S10)。如果只有大压缩机11以中间压缩能力运行(S11)，那么控制LEV的口径比在如表2所示从最小值H到最大值G的范围内变化(S12)。
换言之，在室外和室内热交换器14和16的连接管由长管构成的情况下，防止了LEV15的口径比低于根据制冷剂压缩能力设定的最小值，因此在任何运行工况下，制冷剂总是以合适的流速在空调系统中循环。在所述连接管由短管构成，或制冷剂的流速不足的情况下，增加LEV15的口径比，防止了LEV15的口径比超过根据每一制冷剂压缩能力设定的最大值，因此防止了在室内或室外热交换器16或14中没有蒸发的液态制冷剂流入压缩机11和12。
下面参照表3和图3说明根据本发明第二实施例，在空调系统的制冷剂压缩能力随冷却和加热负荷变化的情况下的一种控制LEV口径比的方法。
<表3>
                              单位：1脉冲
  制冷剂压缩能力   LEV口径比
  最大能力→中间能力中间能力→最大能力最大能力→最小能力最小能力→最大能力   K1＝现有值-(b1+c1)K2＝现有值+(b1)K3＝现有值-(b2+c2)K4＝现有值+(b2)
这里，最大能力意味着压缩机11和12两者都运行，中间能力意味着只有大容量压缩机11运行，最小能力意味着只有小容量压缩机12运行，并且现有口径比意味着制冷剂压缩能力即将改变之前的LEV口径比。
根据本发明的第二实施例，如表3所示，当系统在冷却或加热模式下运行时，随着制冷剂压缩能力的减小，LEV的口径比受控从现有口径比下降，而当制冷剂压缩能力增加时，LEV口径比受控上升。从表3可见，当制冷剂压缩能力增加时的LEV口径比K2和K4的增量b1和b2设定得低于当制冷剂压缩能力下降时的LEV口径比K1和K3的减少量b1+c1和b2+c2。这样的目的是防止由于随着LEV的口径比急剧增加，循环制冷剂的流速急剧增加而导致液态制冷剂流入压缩机11和12中。
确定b1、b2、c1和c2的数值满足b1＜b2，c1和c2在20到40脉冲的范围内，优选地为30脉冲。
下面参照图3更详细地说明根据本发明第二实施例的控制LEV口径比的方法。
当空调系统打开时，起动压缩机，检查制冷剂压缩能力是否变化(S11，S12，S13)。
当制冷剂压缩能力从最大能力变为中间能力时，LEV口径比受控从现有口径比下降(b1+c1)(S14，S15)。当制冷剂压缩能力从中间能力变为最大能力时，LEV口径比受控从现有口径比上升b1(S16，S17)。
另一方面，当制冷剂压缩能力从最大能力变为最小能力时，LEV口径比受控从现有口径比下降(b2+c2)(S20，S21)。当制冷剂压缩能力从最小能力变为最大能力时，LEV口径比受控从现有口径比上升b2(S22，S23)。
此后，根据冷却和加热负荷正常控制LEV的口径比。
如上所述，在制冷剂压缩能力上升的情况下，LEV的口径比通过增加一个比制冷剂压缩能力减少量小的增量而受控改变，并且在预定的时间之后，正常控制LEV的口径比，从而防止液态制冷剂由于LEV口径比的急剧增加而流入压缩机中。
与表3不同，当制冷剂压缩能力改变时，LEV口径比的变化与要打开或关闭的压缩机的能力成正比，如下表4所示。
<表4>
                                          单位：1脉冲
  制冷剂压缩能力   LEV口径比
  最大能力→中间能力中间能力→最大能力最大能力→最小能力最小能力→最大能力   K1′＝现有值(1-y/100)+c1K2′＝现有值(1+y/100)K3′＝现有值(1-x/100)+c2K4′＝现有值(1+x/100)
表4的描述作为制冷剂压缩能力从最大压缩能力变为中间压缩能力的例子而进行。在这一情况下，在压缩机11和12都运行时，关闭小容量压缩机12。因此LEV口径比K1′满足方程：K1′＝现有值(1-y/100)+c1，其中口径比的改变量正比于关闭的小容量压缩机12的压缩能力比“y”。
下面参照表5和表4说明根据本发明第三实施例，在冷却模式下，当室内风扇16a的气体体积受到使用者操作控制时用于控制LEV的口径比的方法。
<表5>
  室内风扇的气体体积   LEV口径比
  高→中间中间→低高→低 现有口径比-d1现有口径比-2d1
当空调系统在冷却模式下运行时，如果使用者操作室内风扇16a来减少气体体积时，流过室内热交换器16和室内空气之间的换热量减少，从而引起液态制冷剂流入压缩机的问题。
本发明的第三实施例旨在克服这样的问题。为这一目的，当由使用者的操作减少室内风扇16a的气体体积时，LEV的口径比受控从气体体积即将改变之前的现有口径比减少预定的数值d1，从而减少循环制冷剂的流速，进而防止液态制冷剂流入压缩机11和12中。
优选的是数值d1在10到30脉冲的范围内。
参照图4如下更详细地说明本发明的第三实施例。
当通过打开室内风扇空调系统开始冷却运行(S30，S31)时，控制器判断气体体积是否减少(S32)。当室内风扇的气体体积减少一步，即从高到中间或从中间到低(S33)时，LEV的口径比受控从现有口径比减少预定的数值d1(S34)。当室内风扇的气体体积减少两步，即从高到低(S35)时，LEV的口径比受控减少2d1(S36)，然后LEV的口径比根据冷却负荷正常受控(S37)。
本发明的第四实施例涉及当系统在加热模式下运行时，根据室外风扇打开或关闭的操作来控制LEV的口径比的方法。参照表6和图5对第四实施例进行描述如下。
<表6>
  室外风扇   LEV口径比
  开→关   现有口径比-e
  关→开   现有口径比+(e-f)
如果在室外温度超过预定温度下继续加热运行，导致加热超过负荷，空调系统停止正在运行的室外风扇14a。但是，室外风扇14a的停止导致室外空气和流过室外热交换器的制冷剂之间的换热减少，使制冷剂蒸发不充分，这将会引发液态制冷剂流入压缩机的问题。
在根据本发明的第四实施例中，当室外风扇14a关闭时，LEV的口径比受控减少预定的减少量(e)以减少循环制冷剂的流速。这一减少使流过室外热交换器14的制冷剂充分蒸发，从而防止了液态制冷剂流入压缩机11和12。另一方面，当室外风扇14a打开开始运行时，LEV的口径比受控增加小于上述减少量(e)的数值(e-f)，因此防止了由于LEV口径比的急剧增加而没有蒸发的液态制冷剂流入压缩机11和12。
数值f设定在10到30脉冲的范围，并且优选为20脉冲。
参照图5更详细地说明所述第四实施例。
空调系统和室外风扇打开，开始加热运行，并且在加热运行过程中检测室外风扇是否关闭(S40，S41，S42)。
当室外风扇关闭时，LEV的口径比受控从现有口径比减少预定的减少量(e)，然后根据加热负荷正常控制LEV的口径比(S43，S46)。
如果室外风扇开启开始运行(S44)，LEV的口径比从现有口径比受控增加一个数值(e-f)(S45)，然后根据加热负荷正常控制LEV的口径比(S46)。
从上述说明显然可见，按照根据本发明用于控制空调系统的LEV的方法，LEV口径比在最小值到最大值的范围内受控，该最小和最大值根据压缩机的容量以及冷却和加热模式来确定，并且LEV的口径比基于压缩机的运行状态、室内风扇的气体体积和室外风扇是否开启而受控。这样的LEV控制能使制冷剂总在合适的流速下循环，改进了冷却和加热效率，并且防止了液态制冷剂流入压缩机，确保了压缩机的高可靠性。
虽然已出于解释的目的说明了本发明的优选实施例，但本领域的技术人员在不脱离所附权利要求中所揭示的本发明的范围和实质的情况下，可做出各种改进、添加和替换。

Claims (10)

1、一种控制空调系统中的线性膨胀阀的方法，其中，压缩机的制冷剂压缩能力根据冷却和加热负荷变化，并且安装在室内热交换器和室外热交换器之间的线性膨胀阀的口径比对应于制冷剂压缩能力的变化而受控，所述方法包括：
第一步，根据每个要改变的制冷剂压缩能力，确定线性膨胀阀口径比受控范围的最小值和最大值；
第二步，当制冷剂压缩能力变化时，在从所述最小值到所述最大值的范围内控制线性膨胀阀的口径比，所述最大和最小值根据要改变的制冷剂压缩能力来确定，
其中，当空调系统在冷却模式下运行时，如果制冷剂压缩能力变为最小制冷剂压缩能力，线性膨胀阀口径比的最大值C和最小值D满足以下方程：
C＝A×y/100+a1
D＝B×y/100+a2
式中，A和B分别指代线性膨胀阀口径比的最大值和最小值，当系统在冷却模式下以最大压缩能力运行时确定该最大和最小值，y指代最小制冷剂压缩能力相对于最大制冷剂压缩能力的比值(％)，a1和a2分别指代预定的口径比。
2、如权利要求1所述的方法，其中，当最小制冷剂压缩能力比y在35％到45％的范围内时，所述预定的口径比a1在60到80脉冲的范围内，a2在20到40脉冲的范围内，线性膨胀阀的口径比为1脉冲意味着线性膨胀阀的(1/500)×100％打开。
3、如权利要求1所述的方法，其中，当最小制冷剂压缩能力比y为40％时，所述预定口径比a1为70脉冲，预定口径比a2为30脉冲，线性膨胀阀的口径比为1脉冲意味着线性膨胀阀的(1/500)×100％打开。
4、如权利要求1所述的方法，其中，当空调系统在加热模式下运行时，如果制冷剂压缩能力变为中间制冷剂压缩能力，线性膨胀阀口径比的最大值G和最小值H满足以下方程：
G＝E×x/100+a3
H＝F×x/100+a4
式中，E和F分别指代线性膨胀阀口径比的最大值和最小值，当系统在加热模式下以最大压缩能力运行时确定该最大和最小值，x指代中间制冷剂压缩能力相对于最大制冷剂压缩能力的比值(％)，a3和a4分别指代预定的口径比。
5、如权利要求4所述的方法，其中，当中间制冷剂压缩能力比x在55％到65％的范围内时，所述预定的口径比a3在60到80脉冲的范围内，a4在10到30脉冲的范围内，线性膨胀阀的口径比为1脉冲意味着线性膨胀阀的(1/500)×100％打开。
6、如权利用要求4所述的方法，其中，当中间制冷剂压缩能力比x为60％时，所述预定口径比a3为70脉冲，预定口径比a4为20脉冲，线性膨胀阀的口径比为1脉冲意味着线性膨胀阀的(1/500)×100％打开。
7、一种控制空调系统中的线性膨胀阀的方法，其中，当压缩机的制冷剂压缩能力从第一设定值减少到第二设定值，线性膨胀阀的口径比从制冷剂压缩能力即将减少之前的口径比受控减少第一预定值，得到第二特定值，而当压缩机的制冷剂压缩能力从第二设定值增大到第一设定值时，线性膨胀阀的口径比从制冷剂压缩能力即将增加之前的口径比受控增加第二预定值，得到第三特定值，该第二预定值小于所述第一预定值。
8、如权利要求7所述的方法，其中，所述第一预定值和所述第二预定值之间的差异在20到40脉冲的范围内，线性膨胀阀的口径比为1脉冲意味着线性膨胀阀的(1/500)×100％打开。
9、如权利要求7所述的方法，其中，所述第二特定值K1′和第三特定值K2′分别满足以下方程：
K1′＝V0(1-y/100)+c1
K2′＝V1(1-y/100)
式中，V0指代在制冷剂压缩能力即将从第一设定值减小到第二设定值之前的线性膨胀阀的口径比，V1指代在制冷剂压缩能力即将从第二设定值增加到第一设定值之前的线性膨胀阀的口径比，y指代开始运行或停止正在运行的压缩机的制冷剂压缩能力比(％)，c1指代预定的口径比。
10、如权利要求9所述的方法，其中，c1在20到40脉冲的范围内，线性膨胀阀的口径比为1脉冲意味着线性膨胀阀的(1/500)×100％打开。
CNB031085172A 2002-09-13 2003-03-28 使用多压缩机的热泵型空调系统的线性膨胀阀的控制方法 Expired - Fee Related CN1246658C (zh)

Applications Claiming Priority (3)

Application Number Priority Date Filing Date Title
KR10-2002-0055789A KR100484813B1 (ko) 2002-09-13 2002-09-13 히트펌프 시스템의 전자팽창밸브
KR55789/2002 2002-09-13
KR55789/02 2002-09-13

Publications (2)

Publication Number Publication Date
CN1482425A CN1482425A (zh) 2004-03-17
CN1246658C true CN1246658C (zh) 2006-03-22

Family

ID=31987434

Family Applications (1)

Application Number Title Priority Date Filing Date
CNB031085172A Expired - Fee Related CN1246658C (zh) 2002-09-13 2003-03-28 使用多压缩机的热泵型空调系统的线性膨胀阀的控制方法

Country Status (3)

Country Link
US (1) US6742348B2 (zh)
KR (1) KR100484813B1 (zh)
CN (1) CN1246658C (zh)

Families Citing this family (11)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
KR100539764B1 (ko) * 2004-05-21 2006-01-12 엘지전자 주식회사 유니터리 공기조화기 및 그의 제어방법
KR100712857B1 (ko) * 2005-08-24 2007-05-02 엘지전자 주식회사 혼합형 유니터리 공기조화장치의 냉매량 조절방법
KR100705223B1 (ko) * 2005-10-28 2007-04-06 엘지전자 주식회사 공기조화기의 부분 과부하 해소방법
JP2007218532A (ja) * 2006-02-17 2007-08-30 Daikin Ind Ltd 空気調和装置
KR100772217B1 (ko) * 2006-05-20 2007-11-01 엘지전자 주식회사 공기 조화기의 제어 방법
CN101086374B (zh) * 2006-06-07 2011-02-23 乐金电子(天津)电器有限公司 空调器及其控制方法
JP2009030820A (ja) * 2007-07-24 2009-02-12 Yamatake Corp 空調制御装置および空調制御方法
IT1393303B1 (it) * 2009-03-25 2012-04-20 Vitrifrigo S N C Dispositivo a pompa di calore e metodo di controllo del medesimo
US9459033B2 (en) * 2012-08-02 2016-10-04 Mitsubishi Electric Corporation Multi air-conditioning apparatus
JP6814974B2 (ja) * 2015-09-11 2021-01-20 パナソニックＩｐマネジメント株式会社 冷凍装置
JP2018516355A (ja) * 2015-10-27 2018-06-21 広東美的暖通設備有限公司Ｇｄ Ｍｉｄｅａ Ｈｅａｔｉｎｇ ＆ Ｖｅｎｔｉｌａｔｉｎｇ Ｅｑｕｉｐｍｅｎｔ Ｃｏ．，Ｌｔｄ． 蒸気噴射増エンタルピー空気調和システム

Family Cites Families (8)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JPS5995350A (ja) * 1982-11-22 1984-06-01 三菱電機株式会社 容量制御型冷凍サイクルの制御装置
JP3331102B2 (ja) * 1995-08-16 2002-10-07 株式会社日立製作所 冷凍サイクルの容量制御装置
JP3461633B2 (ja) * 1995-09-29 2003-10-27 東芝キヤリア株式会社 空気調和機
KR100292496B1 (ko) * 1998-06-09 2001-10-27 구자홍 히트펌프에어컨의압축기액냉매유입방지방법및그장치
KR20010063373A (ko) * 1999-12-22 2001-07-09 구자홍 공기조화기의 팽창밸브 개도 제어방법
KR20020004532A (ko) * 2000-07-06 2002-01-16 구자홍 복수개의 압축기를 구비한 공기조화기의 냉방 시스템
KR100382488B1 (ko) * 2000-11-10 2003-05-09 엘지전자 주식회사 2개의 압축기를 갖는 공조시스템의 전자팽창변 제어방법
KR100484802B1 (ko) * 2002-07-03 2005-04-22 엘지전자 주식회사 두 개의 압축기를 구비한 공기조화기의 제상운전방법

Also Published As

Publication number Publication date
CN1482425A (zh) 2004-03-17
KR100484813B1 (ko) 2005-04-22
US6742348B2 (en) 2004-06-01
US20040050082A1 (en) 2004-03-18
KR20040024242A (ko) 2004-03-20

Similar Documents

Publication Publication Date Title
CN1244785C (zh) 空调系统和控制该系统的方法
CN1255655C (zh) 空调器以及控制该空调器的电子膨胀阀的方法
CN1261724C (zh) 空调器以及控制空调器的电子膨胀阀的方法
CN1190640C (zh) 热泵型空调
CN1786602A (zh) 复式空调系统和复式空调系统的阀门开度控制方法
CN1246658C (zh) 使用多压缩机的热泵型空调系统的线性膨胀阀的控制方法
US20080209928A1 (en) System and method for controlling air conditioner
CN1324272C (zh) 空调及其控制方法
CN1779391A (zh) 空调系统及其控制方法
CN1645017A (zh) 控制热泵系统中过热度的设备和方法
CN1395670A (zh) 空调装置
CN1246649C (zh) 空调器压缩机的运行方法
CN1793744A (zh) 空调器
US20060117776A1 (en) Multi-type air conditioner and method for controlling the same
CN100340824C (zh) 致冷循环装置以及控制方法
CN1244782C (zh) 空调器及其控制方法
CN101078583A (zh) 可调节冷媒流量的空调器及其调节方法
CN1892128A (zh) 空调器的试运行控制方法
CN1231731C (zh) 包括附加的加热器的热泵空调系统及其操纵方法
CN1793758A (zh) 空调器
CN1235008C (zh) 综合再生加热制冷系统
CN1837690A (zh) 发动机驱动式空气调节机
JP4063041B2 (ja) 多室形空気調和機の制御方法
CN1967076A (zh) 复合式空调器的真空不良检测方法及其检测装置
CN1782620A (zh) 制冷/制热系统及其控制方法

Legal Events

Date Code Title Description
C06 Publication
PB01 Publication
C10 Entry into substantive examination
SE01 Entry into force of request for substantive examination
C14 Grant of patent or utility model
GR01 Patent grant
CF01 Termination of patent right due to non-payment of annual fee
CF01 Termination of patent right due to non-payment of annual fee

Granted publication date: 20060322

Termination date: 20190328