JP2000213819A - 冷凍サイクル - Google Patents
冷凍サイクルInfo
- Publication number
- JP2000213819A JP2000213819A JP11017813A JP1781399A JP2000213819A JP 2000213819 A JP2000213819 A JP 2000213819A JP 11017813 A JP11017813 A JP 11017813A JP 1781399 A JP1781399 A JP 1781399A JP 2000213819 A JP2000213819 A JP 2000213819A
- Authority
- JP
- Japan
- Prior art keywords
- refrigerant
- compressor
- pressure
- refrigeration cycle
- temperature
- 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.)
- Granted
Links
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
- F25B9/00—Compression machines, plants or systems, in which the refrigerant is air or other gas of low boiling point
- F25B9/002—Compression machines, plants or systems, in which the refrigerant is air or other gas of low boiling point characterised by the refrigerant
- F25B9/008—Compression machines, plants or systems, in which the refrigerant is air or other gas of low boiling point characterised by the refrigerant the refrigerant being carbon dioxide
-
- 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
- F25B2309/00—Gas cycle refrigeration machines
- F25B2309/06—Compression machines, plants or systems characterised by the refrigerant being carbon dioxide
- F25B2309/061—Compression machines, plants or systems characterised by the refrigerant being carbon dioxide with cycle highest pressure above the supercritical pressure
-
- 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
- F25B2600/17—Control issues by controlling the pressure of the condenser
-
- 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
- F25B40/00—Subcoolers, desuperheaters or superheaters
Landscapes
- Engineering & Computer Science (AREA)
- Chemical & Material Sciences (AREA)
- Chemical Kinetics & Catalysis (AREA)
- Physics & Mathematics (AREA)
- Mechanical Engineering (AREA)
- Thermal Sciences (AREA)
- General Engineering & Computer Science (AREA)
- Compression-Type Refrigeration Machines With Reversible Cycles (AREA)
- Air Conditioning Control Device (AREA)
Abstract
(57)【要約】
【課題】 超臨界流体を冷媒とし、圧縮機、放熱器、膨
張装置、蒸発器、内部熱交換器を備え、圧縮機の吐出量
を変更可能とする冷凍サイクルにおいて、最適なサイク
ル効率を得る。 【解決手段】 圧縮器の吐出量を含む運転条件を調節し
て、膨張装置の流入側での冷媒温度と冷媒圧力とを、内
部熱交換器を有しない冷凍サイクル、及び、圧縮機の吐
出容量が固定されている冷凍サイクルに比べて、冷媒温
度が同じであれば冷媒圧力を高く設定し、且つ、冷媒圧
力が同じであれば冷媒温度を低く設定する。より具体的
には、膨張装置の流入側での冷媒温度をＴ［℃］、膨張
装置の流入側での冷媒圧力をＰ［ＭＰａ］とした場合
に、ＴとＰとを、Ｔ≦２．４１Ｐ＋４．８６、Ｔ≧２．
５２Ｐ−７．４１で囲まれる範囲に設定する。
張装置、蒸発器、内部熱交換器を備え、圧縮機の吐出量
を変更可能とする冷凍サイクルにおいて、最適なサイク
ル効率を得る。 【解決手段】 圧縮器の吐出量を含む運転条件を調節し
て、膨張装置の流入側での冷媒温度と冷媒圧力とを、内
部熱交換器を有しない冷凍サイクル、及び、圧縮機の吐
出容量が固定されている冷凍サイクルに比べて、冷媒温
度が同じであれば冷媒圧力を高く設定し、且つ、冷媒圧
力が同じであれば冷媒温度を低く設定する。より具体的
には、膨張装置の流入側での冷媒温度をＴ［℃］、膨張
装置の流入側での冷媒圧力をＰ［ＭＰａ］とした場合
に、ＴとＰとを、Ｔ≦２．４１Ｐ＋４．８６、Ｔ≧２．
５２Ｐ−７．４１で囲まれる範囲に設定する。
Description
【０００１】
【発明の属する技術分野】この発明は、冷媒として超臨
界冷媒、例えば、二酸化炭素（ＣＯ2 ) を用いた冷凍サ
イクルに関する。
界冷媒、例えば、二酸化炭素（ＣＯ2 ) を用いた冷凍サ
イクルに関する。
【０００２】
【従来の技術】ＣＯ2 を冷媒とする冷凍サイクルにおい
ては、圧縮機の仕事量に対する蒸発器の冷房能力の比
（以下、ＣＯＰ又は成績係数という）を最大にする膨張
弁流入側の冷媒温度Ｔと冷媒圧力Ｐとの間に、一定の関
係があることが指摘されている。
ては、圧縮機の仕事量に対する蒸発器の冷房能力の比
（以下、ＣＯＰ又は成績係数という）を最大にする膨張
弁流入側の冷媒温度Ｔと冷媒圧力Ｐとの間に、一定の関
係があることが指摘されている。
【０００３】この関係は、古くは、井口・ケーソン作図
法（「冷凍及び冷凍機械」、第６６〜６８頁参照、長野
悌介著、昭和１２年１０月１９日発行）において、ま
た、昨今においては、特開平９−２６４６２２号公報に
開示されているところであり、後者の公報によれば、冷
媒を超臨界域まで昇圧する圧縮機と、この超臨界域に達
した高圧冷媒を冷却する放熱器と、この放熱器で冷却さ
れた後に冷媒を減圧する膨張弁と、この膨張弁で減圧さ
れた冷媒を蒸発する蒸発器とを備えた冷凍サイクルにお
いて、膨張弁開度を制御することで膨張装置入口側の冷
媒温度と冷媒圧力との関係を同公報の図１又は図５のη
max 線上に設定すれば、冷凍サイクルを効率よく運転で
きることが開示されている。
法（「冷凍及び冷凍機械」、第６６〜６８頁参照、長野
悌介著、昭和１２年１０月１９日発行）において、ま
た、昨今においては、特開平９−２６４６２２号公報に
開示されているところであり、後者の公報によれば、冷
媒を超臨界域まで昇圧する圧縮機と、この超臨界域に達
した高圧冷媒を冷却する放熱器と、この放熱器で冷却さ
れた後に冷媒を減圧する膨張弁と、この膨張弁で減圧さ
れた冷媒を蒸発する蒸発器とを備えた冷凍サイクルにお
いて、膨張弁開度を制御することで膨張装置入口側の冷
媒温度と冷媒圧力との関係を同公報の図１又は図５のη
max 線上に設定すれば、冷凍サイクルを効率よく運転で
きることが開示されている。
【０００４】
【発明が解決しようとする課題】しかしながら、上述で
示される冷媒温度と冷媒圧力との関係は、膨張弁の制御
のみでサイクル効率の向上を図ろうとしたものであり、
しかも、圧縮機の吐出容量が一定である冷凍サイクルに
のみ当てはまる。
示される冷媒温度と冷媒圧力との関係は、膨張弁の制御
のみでサイクル効率の向上を図ろうとしたものであり、
しかも、圧縮機の吐出容量が一定である冷凍サイクルに
のみ当てはまる。
【０００５】また、ＣＯ2 等の超臨界冷媒を用いた冷凍
サイクルにおいては、ＣＯＰの一層の向上が望まれてお
り、蒸発器から流出する冷媒と高圧ラインの超臨界域の
冷媒とを熱交換させる内部熱交換器を設けてＣＯＰの向
上を図ることは、特公平７−１８６０２号公報などにお
いて公知の構成であり、このような内部熱交換器を備え
た冷凍サイクルにあっては、内部熱交換器によって冷媒
がさらに冷却されて膨張弁に至ることから、ＣＯＰを最
大とする膨張弁流入側の冷媒温度は一層低くなる。
サイクルにおいては、ＣＯＰの一層の向上が望まれてお
り、蒸発器から流出する冷媒と高圧ラインの超臨界域の
冷媒とを熱交換させる内部熱交換器を設けてＣＯＰの向
上を図ることは、特公平７−１８６０２号公報などにお
いて公知の構成であり、このような内部熱交換器を備え
た冷凍サイクルにあっては、内部熱交換器によって冷媒
がさらに冷却されて膨張弁に至ることから、ＣＯＰを最
大とする膨張弁流入側の冷媒温度は一層低くなる。
【０００６】さらに、本発明者の研究によれば、内部熱
交換器を有する冷凍サイクルにおいて、自由に吐出量を
調節できる圧縮機を用いると、最適制御点を決定するパ
ラメータに圧縮機の吐出容量を追加することができ、単
に膨張弁開度の制御のみで最適制御点を得ようとしてい
た従来構成からは予想もできない制御点のずれが生じて
しまうことが判明している。つまり、内部熱交換器と吐
出容量を可変できる圧縮機とを備えた冷凍サイクルにお
いては、従来用いられてきた冷媒温度と冷媒圧力との関
係を満たすように冷凍サイクルをバランスさせても、良
好なＣＯＰを得ることができないものとなる。
交換器を有する冷凍サイクルにおいて、自由に吐出量を
調節できる圧縮機を用いると、最適制御点を決定するパ
ラメータに圧縮機の吐出容量を追加することができ、単
に膨張弁開度の制御のみで最適制御点を得ようとしてい
た従来構成からは予想もできない制御点のずれが生じて
しまうことが判明している。つまり、内部熱交換器と吐
出容量を可変できる圧縮機とを備えた冷凍サイクルにお
いては、従来用いられてきた冷媒温度と冷媒圧力との関
係を満たすように冷凍サイクルをバランスさせても、良
好なＣＯＰを得ることができないものとなる。
【０００７】そこで、この発明においては、超臨界流体
を冷媒とし、内部熱交換器と吐出量を変更可能とする圧
縮機とを備えた冷凍サイクルにおいて、良好なサイクル
効率を得ることができるようにすることを課題としてい
る。
を冷媒とし、内部熱交換器と吐出量を変更可能とする圧
縮機とを備えた冷凍サイクルにおいて、良好なサイクル
効率を得ることができるようにすることを課題としてい
る。
【０００８】
【課題を解決するための手段】上記課題を達成するため
に、この発明にかかる冷凍サイクルは、冷媒を超臨界域
まで昇圧する圧縮機と、超臨界域に達した冷媒を冷却す
る放熱器と、この放熱器により冷却された後に冷媒を減
圧する膨張装置と、この膨張装置で減圧された冷媒を蒸
発する蒸発器と、前記蒸発器から流出する冷媒と前記超
臨界域の冷媒とを熱交換させる内部熱交換器とを備え、
前記圧縮機の冷媒吐出量を変更可能とし、前記圧縮器の
吐出量を含む運転条件を調節して、前記膨張装置の流入
側での冷媒温度と前記膨張装置の流入側での冷媒圧力と
を、前記内部熱交換器を有しない冷凍サイクル、及び、
前記圧縮機の吐出容量が固定されている冷凍サイクルに
比べて、前記冷媒温度が同じであれば前記冷媒圧力を高
く設定し、且つ、前記冷媒圧力が同じであれば前記冷媒
温度を低く設定するようにしたことを特徴としている
（請求項１）。
に、この発明にかかる冷凍サイクルは、冷媒を超臨界域
まで昇圧する圧縮機と、超臨界域に達した冷媒を冷却す
る放熱器と、この放熱器により冷却された後に冷媒を減
圧する膨張装置と、この膨張装置で減圧された冷媒を蒸
発する蒸発器と、前記蒸発器から流出する冷媒と前記超
臨界域の冷媒とを熱交換させる内部熱交換器とを備え、
前記圧縮機の冷媒吐出量を変更可能とし、前記圧縮器の
吐出量を含む運転条件を調節して、前記膨張装置の流入
側での冷媒温度と前記膨張装置の流入側での冷媒圧力と
を、前記内部熱交換器を有しない冷凍サイクル、及び、
前記圧縮機の吐出容量が固定されている冷凍サイクルに
比べて、前記冷媒温度が同じであれば前記冷媒圧力を高
く設定し、且つ、前記冷媒圧力が同じであれば前記冷媒
温度を低く設定するようにしたことを特徴としている
（請求項１）。
【０００９】より具体的には、膨張装置の流入側での冷
媒温度をＴ［℃］、膨張装置の流入側での冷媒圧力をＰ
［ＭＰａ］とした場合に、ＴとＰとを、Ｔ≦２．４１Ｐ
＋４．８６、Ｔ≧２．５２Ｐ−７．４１で囲まれる範囲
に設定するとよい（請求項２）。
媒温度をＴ［℃］、膨張装置の流入側での冷媒圧力をＰ
［ＭＰａ］とした場合に、ＴとＰとを、Ｔ≦２．４１Ｐ
＋４．８６、Ｔ≧２．５２Ｐ−７．４１で囲まれる範囲
に設定するとよい（請求項２）。
【００１０】ここで、内部熱交換器は、蒸発器から流出
される冷媒と熱交換する冷媒が圧縮機から膨張装置に至
る高圧ライン上にあればよく、例えば、放熱器と膨張装
置との間の冷媒と熱交換させるようにしてもよい。ま
た、冷媒としては、炭酸ガス（ＣＯ2 ）冷媒を用い、冷
媒吐出量を変更可能とする圧縮機としては、容量可変機
構を備えた可変容量圧縮機や電磁クラッチの通電をデュ
ーティー比制御する圧縮機、更には回転数制御が可能な
電動モータ駆動式圧縮機などを用いるとよい。
される冷媒と熱交換する冷媒が圧縮機から膨張装置に至
る高圧ライン上にあればよく、例えば、放熱器と膨張装
置との間の冷媒と熱交換させるようにしてもよい。ま
た、冷媒としては、炭酸ガス（ＣＯ2 ）冷媒を用い、冷
媒吐出量を変更可能とする圧縮機としては、容量可変機
構を備えた可変容量圧縮機や電磁クラッチの通電をデュ
ーティー比制御する圧縮機、更には回転数制御が可能な
電動モータ駆動式圧縮機などを用いるとよい。
【００１１】したがって、圧縮機で昇圧されて超臨界状
態となる高温高圧の冷媒は、放熱器によって冷却される
と共に、内部熱交換によって蒸発器から流出される冷媒
によってさらに冷却され、しかる後に膨張装置によって
減圧されて低温低圧の湿り蒸気となり、蒸発器で蒸発気
化すると共に、内部熱交換によって高圧ラインの冷媒に
よって加熱された後に圧縮機へ送られ、再び昇圧され
る。圧縮器の吐出量を含む運転条件を調節して上述した
範囲で膨張装置流入側の冷媒温度と冷媒圧力とを設定す
れば、内部熱交換器を備え、且つ、吐出容量を自由に可
変できる圧縮機を備えた冷凍サイクルにおいても、良好
なサイクル効率を得ることができる。
態となる高温高圧の冷媒は、放熱器によって冷却される
と共に、内部熱交換によって蒸発器から流出される冷媒
によってさらに冷却され、しかる後に膨張装置によって
減圧されて低温低圧の湿り蒸気となり、蒸発器で蒸発気
化すると共に、内部熱交換によって高圧ラインの冷媒に
よって加熱された後に圧縮機へ送られ、再び昇圧され
る。圧縮器の吐出量を含む運転条件を調節して上述した
範囲で膨張装置流入側の冷媒温度と冷媒圧力とを設定す
れば、内部熱交換器を備え、且つ、吐出容量を自由に可
変できる圧縮機を備えた冷凍サイクルにおいても、良好
なサイクル効率を得ることができる。
【００１２】
【発明の実施の形態】以下、この発明の実施の態様を図
面に基づいて説明する。図１において、冷凍サイクル１
は、冷媒を圧縮する圧縮機２、冷媒を冷却する放熱器
３、高圧側ラインの冷媒と低圧側ラインの冷媒とを熱交
換する内部熱交換器４、冷媒を減圧する膨張弁５、冷媒
を蒸発気化する蒸発器６、蒸発器６から流出した冷媒を
気液分離するアキュムレータ７を有して構成されてい
る。このサイクルは、圧縮機２の吐出側を放熱器３を介
して内部熱交換器４の高圧通路４ａに接続し、この高圧
通路４ａの流出側を膨張弁５に接続し、圧縮機２から膨
張弁５の高圧側に至る経路によって高圧側ライン８を構
成している。また、膨張弁５の低圧側は、蒸発器６に接
続され、この蒸発器６の流出側は、アキュムレータ７を
介して内部熱交換器４の低圧通路４ｂに接続されてい
る。そして、低圧通路４ｂの流出側を圧縮機２の吸入側
に接続し、膨張弁５の流出側から圧縮機２の吸入側に至
る経路によって低圧側ライン９を構成している。
面に基づいて説明する。図１において、冷凍サイクル１
は、冷媒を圧縮する圧縮機２、冷媒を冷却する放熱器
３、高圧側ラインの冷媒と低圧側ラインの冷媒とを熱交
換する内部熱交換器４、冷媒を減圧する膨張弁５、冷媒
を蒸発気化する蒸発器６、蒸発器６から流出した冷媒を
気液分離するアキュムレータ７を有して構成されてい
る。このサイクルは、圧縮機２の吐出側を放熱器３を介
して内部熱交換器４の高圧通路４ａに接続し、この高圧
通路４ａの流出側を膨張弁５に接続し、圧縮機２から膨
張弁５の高圧側に至る経路によって高圧側ライン８を構
成している。また、膨張弁５の低圧側は、蒸発器６に接
続され、この蒸発器６の流出側は、アキュムレータ７を
介して内部熱交換器４の低圧通路４ｂに接続されてい
る。そして、低圧通路４ｂの流出側を圧縮機２の吸入側
に接続し、膨張弁５の流出側から圧縮機２の吸入側に至
る経路によって低圧側ライン９を構成している。
【００１３】この冷凍サイクル１は、冷媒としてＣＯ2
が用いられており、圧縮機２によって圧縮された冷媒
は、高温高圧の超臨界状態の冷媒として放熱器３に入
り、ここで放熱して冷却する。その後、内部熱交換器４
において低圧側ライン９の低温冷媒と熱交換して更に冷
やされ、液化されることなく膨張弁５に送られる。そし
て、この膨張弁５において減圧されて低温低圧の湿り蒸
気となり、蒸発器６においてここを通過する空気と熱交
換してガス状となり、しかる後に内部熱交換器４におい
て高圧側ライン８の高温冷媒と熱交換して加熱され、圧
縮機２に戻される。
が用いられており、圧縮機２によって圧縮された冷媒
は、高温高圧の超臨界状態の冷媒として放熱器３に入
り、ここで放熱して冷却する。その後、内部熱交換器４
において低圧側ライン９の低温冷媒と熱交換して更に冷
やされ、液化されることなく膨張弁５に送られる。そし
て、この膨張弁５において減圧されて低温低圧の湿り蒸
気となり、蒸発器６においてここを通過する空気と熱交
換してガス状となり、しかる後に内部熱交換器４におい
て高圧側ライン８の高温冷媒と熱交換して加熱され、圧
縮機２に戻される。
【００１４】上述した冷凍サイクル１は、通常稼動時に
おいて、膨張弁５の流入側での冷媒温度Ｔ［℃］と冷媒
圧力Ｐ［ＭＰａ］とが、図３の砂状で示される領域、即
ち、Ｔ≦２．４１Ｐ＋４．８６（Ｃ線）とＴ≧２．５２
Ｐ−７．４１（Ｄ線）とで囲まれた範囲となるように設
定される。この領域は、ＣＯＰを最大又はこれに近い状
態を得て良好なサイクル効率を得るための範囲であり、
次のようなシュミレーションと知見とによって見出され
たものである。
おいて、膨張弁５の流入側での冷媒温度Ｔ［℃］と冷媒
圧力Ｐ［ＭＰａ］とが、図３の砂状で示される領域、即
ち、Ｔ≦２．４１Ｐ＋４．８６（Ｃ線）とＴ≧２．５２
Ｐ−７．４１（Ｄ線）とで囲まれた範囲となるように設
定される。この領域は、ＣＯＰを最大又はこれに近い状
態を得て良好なサイクル効率を得るための範囲であり、
次のようなシュミレーションと知見とによって見出され
たものである。
【００１５】先ず、各種運転条件のもとで、最大ＣＯＰ
が得られる膨張弁流入側の冷媒圧力と冷媒温度とをシュ
ミレーションによって見い出す。この方法を図２に示す
フローチャートに基づいて説明すると、まずステップ５
０において、冷凍サイクル１の運転条件をシュミレータ
ーに入力する。この運転条件は、圧縮機２であれば、回
転数又は吐出量、効率（体積効率、機械効率、断熱圧縮
効率）などであり、放熱器３や蒸発器６であれば、熱交
換効率、容積、ここを通過する空気の温度や湿度、風速
などであり、内部熱交換器４であれば、熱交換効率であ
る。
が得られる膨張弁流入側の冷媒圧力と冷媒温度とをシュ
ミレーションによって見い出す。この方法を図２に示す
フローチャートに基づいて説明すると、まずステップ５
０において、冷凍サイクル１の運転条件をシュミレータ
ーに入力する。この運転条件は、圧縮機２であれば、回
転数又は吐出量、効率（体積効率、機械効率、断熱圧縮
効率）などであり、放熱器３や蒸発器６であれば、熱交
換効率、容積、ここを通過する空気の温度や湿度、風速
などであり、内部熱交換器４であれば、熱交換効率であ
る。
【００１６】そして、次のステップ５２で、上記運転条
件下で冷凍サイクル１がバランスする制御点を演算す
る。このバランスする制御点の算出は、（）高圧側ライ
ン８の冷媒圧力初期値を、例えば１４ＭＰａとし、圧縮
機吸入冷媒温度を、例えば、蒸発温度＋１５℃などと仮
決めする。その後、（）冷凍サイクル１の各コンポーネ
ントの能力は予め決まっていることから、これを拘束条
件として前記仮決めした値を再計算する。そして、（）
仮決め値と再計算値との間に所定範囲以上の差がある場
合には、この再計算値を新たな仮決め値としてさら
に（）の計算を行い、上記差が所定範囲内となるまでこ
れを繰り返す。
件下で冷凍サイクル１がバランスする制御点を演算す
る。このバランスする制御点の算出は、（）高圧側ライ
ン８の冷媒圧力初期値を、例えば１４ＭＰａとし、圧縮
機吸入冷媒温度を、例えば、蒸発温度＋１５℃などと仮
決めする。その後、（）冷凍サイクル１の各コンポーネ
ントの能力は予め決まっていることから、これを拘束条
件として前記仮決めした値を再計算する。そして、（）
仮決め値と再計算値との間に所定範囲以上の差がある場
合には、この再計算値を新たな仮決め値としてさら
に（）の計算を行い、上記差が所定範囲内となるまでこ
れを繰り返す。
【００１７】このようなバランス計算が必要となるの
は、膨張弁５入口の冷媒温度、又は、放熱器３出口の冷
媒温度を一定にして最適高圧圧力を演算する従来の手法
によれば、実際には、高圧圧力を下げて同一冷房能力を
得ようとすると、冷媒循環量が多くなり、その結果、膨
張弁入口の冷媒温度、又は、放熱器出口の冷媒温度が高
くなり、実際のサイクル特性と異なってしまうので、で
きるだけ実サイクルに合った特性を得るためである。
は、膨張弁５入口の冷媒温度、又は、放熱器３出口の冷
媒温度を一定にして最適高圧圧力を演算する従来の手法
によれば、実際には、高圧圧力を下げて同一冷房能力を
得ようとすると、冷媒循環量が多くなり、その結果、膨
張弁入口の冷媒温度、又は、放熱器出口の冷媒温度が高
くなり、実際のサイクル特性と異なってしまうので、で
きるだけ実サイクルに合った特性を得るためである。
【００１８】そこで、上述のようにして冷凍サイクル１
がバランスする高圧圧力や、圧縮機入口の冷媒温度など
を得、その後、ステップ５４において、その時点での成
績係数（ＣＯＰ）を演算する。そして、バランスした時
点でのＣＯＰが得られた後は、高圧圧力、圧縮機入口の
冷媒温度、ＣＯＰ、放熱器出口の冷媒温度などが圧縮機
２の吐出量の変化によって変化することから、ステップ
５６において、圧縮機２の吐出量をパラメータとして変
化させ、ＣＯＰが最大となる膨張弁入口の冷媒圧力Ｐと
冷媒温度Ｔとを見出す。
がバランスする高圧圧力や、圧縮機入口の冷媒温度など
を得、その後、ステップ５４において、その時点での成
績係数（ＣＯＰ）を演算する。そして、バランスした時
点でのＣＯＰが得られた後は、高圧圧力、圧縮機入口の
冷媒温度、ＣＯＰ、放熱器出口の冷媒温度などが圧縮機
２の吐出量の変化によって変化することから、ステップ
５６において、圧縮機２の吐出量をパラメータとして変
化させ、ＣＯＰが最大となる膨張弁入口の冷媒圧力Ｐと
冷媒温度Ｔとを見出す。
【００１９】以上の演算を条件をいろいろ変えて行い、
それぞれの最大ＣＯＰとなる膨張弁入口の冷媒圧力と冷
媒温度とをプロットした結果が図３の「×」及び「○」
である。また、それぞれのシュミレーションによって得
られた最大ＣＯＰは、圧力又は膨張弁開度が多少変動し
ても大きく変化しないことから、最大ＣＯＰが得られる
各条件での膨張弁流入側の冷媒温度Ｔ［℃］と冷媒圧力
Ｐ［ＭＰａ］の分布範囲を上述のような範囲に画定すれ
ば、最大ＣＯＰ若しくはこれに近い運転状態が得られる
こととなり、本冷凍サイクルにとって望ましいものとな
る。
それぞれの最大ＣＯＰとなる膨張弁入口の冷媒圧力と冷
媒温度とをプロットした結果が図３の「×」及び「○」
である。また、それぞれのシュミレーションによって得
られた最大ＣＯＰは、圧力又は膨張弁開度が多少変動し
ても大きく変化しないことから、最大ＣＯＰが得られる
各条件での膨張弁流入側の冷媒温度Ｔ［℃］と冷媒圧力
Ｐ［ＭＰａ］の分布範囲を上述のような範囲に画定すれ
ば、最大ＣＯＰ若しくはこれに近い運転状態が得られる
こととなり、本冷凍サイクルにとって望ましいものとな
る。
【００２０】つまり、内部熱交換器４を有せず、しか
も、吐出容量が一定の固定容量型圧縮機を有する従来の
冷凍サイクルでは、最適制御線が図３の破線Ａで示され
るようになり、また、内部熱交換器４は有するが、圧縮
機２が固定容量型である場合には、最適制御線が同図の
破線Ｂで示されるようになる。これに対して、内部熱交
換器４を備え、且つ、容量を任意に可変できる圧縮機２
を用いて良好な制御線を前述のように見出すと、Ａ又は
Ｂの制御線を有する冷凍サイクルに比べて、膨張弁の流
入側での冷媒温度Ｔと冷媒圧力Ｐとを、冷媒温度が同じ
であれば冷媒圧力を高くし、且つ、冷媒圧力が同じであ
れば冷媒温度を低く設定することが有用となる。
も、吐出容量が一定の固定容量型圧縮機を有する従来の
冷凍サイクルでは、最適制御線が図３の破線Ａで示され
るようになり、また、内部熱交換器４は有するが、圧縮
機２が固定容量型である場合には、最適制御線が同図の
破線Ｂで示されるようになる。これに対して、内部熱交
換器４を備え、且つ、容量を任意に可変できる圧縮機２
を用いて良好な制御線を前述のように見出すと、Ａ又は
Ｂの制御線を有する冷凍サイクルに比べて、膨張弁の流
入側での冷媒温度Ｔと冷媒圧力Ｐとを、冷媒温度が同じ
であれば冷媒圧力を高くし、且つ、冷媒圧力が同じであ
れば冷媒温度を低く設定することが有用となる。
【００２１】これは、吐出容量を任意に可変できる圧縮
機２を有する本冷凍サイクル１を従来の固定容量型圧縮
機を有する従来サイクルと比較すると、図４及び図５に
示されるように、本冷凍サイクル１では、従来サイクル
よりも吐出容量を小さくした状態で、或いは、膨張弁５
をより絞った状態で、同一冷房能力を得るＣＯＰを高負
荷時を除いて良くすることができ、この場合、本冷凍サ
イクルの冷媒流量をより少なくでき、その結果、放熱器
３出口や膨張弁５入口の冷媒温度を下げることができ、
高圧側ライン８に対して冷媒温度をより下げることが可
能になるためである。
機２を有する本冷凍サイクル１を従来の固定容量型圧縮
機を有する従来サイクルと比較すると、図４及び図５に
示されるように、本冷凍サイクル１では、従来サイクル
よりも吐出容量を小さくした状態で、或いは、膨張弁５
をより絞った状態で、同一冷房能力を得るＣＯＰを高負
荷時を除いて良くすることができ、この場合、本冷凍サ
イクルの冷媒流量をより少なくでき、その結果、放熱器
３出口や膨張弁５入口の冷媒温度を下げることができ、
高圧側ライン８に対して冷媒温度をより下げることが可
能になるためである。
【００２２】尚、膨張弁５の流入側での冷媒温度Ｔと冷
媒圧力Ｐとを、図３のような範囲に設定する手段として
は、圧縮機２の吐出容量を調節することによる他、外部
からの制御信号によって開度が制御できる膨張弁５であ
れば、膨張弁５の流入側での冷媒温度と冷媒圧力とを領
域内の目標値となるように弁開度を調節することによっ
て、また、均圧式の膨張弁であれば、冷媒圧力と均圧す
る封入ガスの封入量を調節したり、バイメタルを利用し
た膨張弁であれば、前記範囲内に流入側の冷媒温度と冷
媒圧力とが調節されるような特性を有する金属材料を用
いると良い。
媒圧力Ｐとを、図３のような範囲に設定する手段として
は、圧縮機２の吐出容量を調節することによる他、外部
からの制御信号によって開度が制御できる膨張弁５であ
れば、膨張弁５の流入側での冷媒温度と冷媒圧力とを領
域内の目標値となるように弁開度を調節することによっ
て、また、均圧式の膨張弁であれば、冷媒圧力と均圧す
る封入ガスの封入量を調節したり、バイメタルを利用し
た膨張弁であれば、前記範囲内に流入側の冷媒温度と冷
媒圧力とが調節されるような特性を有する金属材料を用
いると良い。
【００２３】
【発明の効果】以上述べたように、この発明によれば、
内部熱交換器を有し、且つ、吐出容量を調節できるよう
にした圧縮機を備えた冷凍サイクルにおいて、膨張装置
の流入側での冷媒温度Ｔ［℃］と冷媒圧力Ｐ［ＭＰａ］
とを、内部熱交換器を有しない冷凍サイクル、及び、圧
縮機の吐出容量が固定されている冷凍サイクルに比べ
て、冷媒温度が同じであれば冷媒圧力を高くし、冷媒圧
力が同じであれば冷媒温度を低く設定するようにし、好
ましくは、Ｔ≦２．４１Ｐ＋４．８６、且つ、Ｔ≧２．
５２Ｐ−７．４１の範囲でＴとＰとを設定するようにし
たので、各種運転条件の下で良好なサイクル効率を得る
ことが可能となる。また、外気温度などの熱負荷が低い
場合には、高圧側は超臨界とはならず従来サイクルと同
様に気液二相となることがあるが、その場合にも本発明
の設定値であれば、膨張弁入口で適度な過冷却が得ら
れ、良好なサイクル効率を得られることが確認されてい
る。
内部熱交換器を有し、且つ、吐出容量を調節できるよう
にした圧縮機を備えた冷凍サイクルにおいて、膨張装置
の流入側での冷媒温度Ｔ［℃］と冷媒圧力Ｐ［ＭＰａ］
とを、内部熱交換器を有しない冷凍サイクル、及び、圧
縮機の吐出容量が固定されている冷凍サイクルに比べ
て、冷媒温度が同じであれば冷媒圧力を高くし、冷媒圧
力が同じであれば冷媒温度を低く設定するようにし、好
ましくは、Ｔ≦２．４１Ｐ＋４．８６、且つ、Ｔ≧２．
５２Ｐ−７．４１の範囲でＴとＰとを設定するようにし
たので、各種運転条件の下で良好なサイクル効率を得る
ことが可能となる。また、外気温度などの熱負荷が低い
場合には、高圧側は超臨界とはならず従来サイクルと同
様に気液二相となることがあるが、その場合にも本発明
の設定値であれば、膨張弁入口で適度な過冷却が得ら
れ、良好なサイクル効率を得られることが確認されてい
る。
【図１】図１は、本発明にかかる冷凍サイクルの構成例
を示す図である。
を示す図である。
【図２】図２は、最大ＣＯＰを得る膨張弁入口側の冷媒
温度と冷媒圧力との演算処理を説明するフローチャート
である。
温度と冷媒圧力との演算処理を説明するフローチャート
である。
【図３】図３は、膨張弁入口側の冷媒圧力と冷媒温度と
の関係を示す特性線図である。
の関係を示す特性線図である。
【図４】図４は、膨張弁開度（又は圧縮機の吐出量）と
ＣＯＰ及び冷房能力Ｑの関係を示す特性線図であり、破
線は固定容量型圧縮機を用いた従来の冷凍サイクルを、
実線は吐出容量を変更できる圧縮機を用いた本冷凍サイ
クルをそれぞれ示す。
ＣＯＰ及び冷房能力Ｑの関係を示す特性線図であり、破
線は固定容量型圧縮機を用いた従来の冷凍サイクルを、
実線は吐出容量を変更できる圧縮機を用いた本冷凍サイ
クルをそれぞれ示す。
【図５】図５は、固定容量型圧縮機を用いた従来の冷凍
サイクルと、吐出容量を変更できる圧縮機を用いた本冷
凍サイクルとのモリエール線図を示す。
サイクルと、吐出容量を変更できる圧縮機を用いた本冷
凍サイクルとのモリエール線図を示す。
１ 冷凍サイクル ２ 圧縮機 ３ 放熱器 ４ 内部熱交換器 ４ａ 高圧通路 ４ｂ 低圧通路 ５ 膨張弁 ６ 蒸発器 ７ アキュムレータ ８ 高圧側ライン ９ 低圧側ライン
Claims (2)
- 【請求項１】 冷媒を超臨界域まで昇圧する圧縮機と、
超臨界域に達した冷媒を冷却する放熱器と、この放熱器
により冷却された後に冷媒を減圧する膨張装置と、この
膨張装置で減圧された冷媒を蒸発する蒸発器と、前記蒸
発器から流出する冷媒と前記超臨界域の冷媒とを熱交換
させる内部熱交換器とを備えた冷凍サイクルにおいて、 前記圧縮機の吐出量を変更可能とし、 前記圧縮器の吐出量を含む運転条件を調節して、前記膨
張装置の流入側での冷媒温度と冷媒圧力とを、前記内部
熱交換器を有しない冷凍サイクル、及び、前記圧縮機の
吐出容量が固定されている冷凍サイクルに比べて、前記
冷媒温度が同じであれば前記冷媒圧力を高く設定し、且
つ、前記冷媒圧力が同じであれば前記冷媒温度を低く設
定するようにしたことを特徴とする冷凍サイクル。 - 【請求項２】 前記膨張装置の流入側での冷媒温度をＴ
［℃］、前記膨張装置の流入側での冷媒圧力をＰ［ＭＰ
ａ］とした場合に、ＴとＰとが、 Ｔ≦２．４１Ｐ＋４．８６ Ｔ≧２．５２Ｐ−７．４１ の両関係を満たす範囲に設定されることを特徴とする請
求項１記載の冷凍サイクル。
Priority Applications (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP01781399A JP4348572B2 (ja) | 1999-01-27 | 1999-01-27 | 冷凍サイクル |
Applications Claiming Priority (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP01781399A JP4348572B2 (ja) | 1999-01-27 | 1999-01-27 | 冷凍サイクル |
Publications (2)
| Publication Number | Publication Date |
|---|---|
| JP2000213819A true JP2000213819A (ja) | 2000-08-02 |
| JP4348572B2 JP4348572B2 (ja) | 2009-10-21 |
Family
ID=11954189
Family Applications (1)
| Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
|---|---|---|---|
| JP01781399A Expired - Fee Related JP4348572B2 (ja) | 1999-01-27 | 1999-01-27 | 冷凍サイクル |
Country Status (1)
| Country | Link |
|---|---|
| JP (1) | JP4348572B2 (ja) |
Cited By (6)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| EP1202004A1 (en) | 2000-10-30 | 2002-05-02 | Calsonic Kansei Corporation | Cooling cycle and control method thereof |
| JP2006162246A (ja) * | 2004-12-09 | 2006-06-22 | Delphi Technologies Inc | 冷凍システム及び改善された遷臨界蒸気圧縮サイクル |
| CN1328555C (zh) * | 2002-02-22 | 2007-07-25 | 塔尔科技有限公司 | 微型制冷的方法与装置 |
| JP2008002706A (ja) * | 2006-06-20 | 2008-01-10 | Sanden Corp | 冷凍機 |
| US20080229770A1 (en) * | 2007-02-28 | 2008-09-25 | Jin Ming Liu | Air conditioning system provided with an electronic expansion valve |
| GB2571346A (en) * | 2018-02-26 | 2019-08-28 | Linde Ag | Cryogenic refrigeration of a process medium |
-
1999
- 1999-01-27 JP JP01781399A patent/JP4348572B2/ja not_active Expired - Fee Related
Cited By (8)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| EP1202004A1 (en) | 2000-10-30 | 2002-05-02 | Calsonic Kansei Corporation | Cooling cycle and control method thereof |
| US6523360B2 (en) | 2000-10-30 | 2003-02-25 | Calsonic Kansei Corporation | Cooling cycle and control method thereof |
| CN1328555C (zh) * | 2002-02-22 | 2007-07-25 | 塔尔科技有限公司 | 微型制冷的方法与装置 |
| JP2006162246A (ja) * | 2004-12-09 | 2006-06-22 | Delphi Technologies Inc | 冷凍システム及び改善された遷臨界蒸気圧縮サイクル |
| JP2008002706A (ja) * | 2006-06-20 | 2008-01-10 | Sanden Corp | 冷凍機 |
| US20080229770A1 (en) * | 2007-02-28 | 2008-09-25 | Jin Ming Liu | Air conditioning system provided with an electronic expansion valve |
| US9341398B2 (en) * | 2007-02-28 | 2016-05-17 | Valeo Systemes Thermiques | Air conditioning system provided with an electronic expansion valve |
| GB2571346A (en) * | 2018-02-26 | 2019-08-28 | Linde Ag | Cryogenic refrigeration of a process medium |
Also Published As
| Publication number | Publication date |
|---|---|
| JP4348572B2 (ja) | 2009-10-21 |
Similar Documents
| Publication | Publication Date | Title |
|---|---|---|
| US6698234B2 (en) | Method for increasing efficiency of a vapor compression system by evaporator heating | |
| CN110337570B (zh) | 空调装置 | |
| WO2013145006A1 (ja) | 空気調和装置 | |
| US6807816B2 (en) | Air conditioning system with two compressors and method for operating the same | |
| JP2002195673A (ja) | 超臨界蒸気圧縮システムおよび超臨界蒸気圧縮システムを循環する冷媒の高圧成分の圧力を調整する装置 | |
| EP1938021A1 (en) | Heat pump water heating system using variable speed compressor | |
| JP2005147456A (ja) | 空気調和装置 | |
| JP4273493B2 (ja) | 冷凍空調装置 | |
| EP2312238B1 (en) | Refrigeration cycle apparatus | |
| KR100640856B1 (ko) | 멀티 공기조화기의 제어방법 | |
| WO2023092889A1 (zh) | 一种多联机空调 | |
| WO2018025934A1 (ja) | 冷凍装置の熱源ユニット | |
| JP2008039233A (ja) | 冷凍装置 | |
| KR100484813B1 (ko) | 히트펌프 시스템의 전자팽창밸브 | |
| JP2000213819A (ja) | 冷凍サイクル | |
| KR100845847B1 (ko) | 공기조화기의 제어방법 | |
| JPH11270918A (ja) | 冷凍装置 | |
| WO2019021464A1 (ja) | 空気調和装置 | |
| JP2008096072A (ja) | 冷凍サイクル装置 | |
| JP2004286266A (ja) | 冷凍装置及びヒートポンプ式冷温水機 | |
| JP4063041B2 (ja) | 多室形空気調和機の制御方法 | |
| JP2007003015A (ja) | 冷凍装置 | |
| WO2000068621A1 (fr) | Procede de commande de cycle de refrigeration et cycle de refrigeration mettant en oeuvre ce procede | |
| KR100248719B1 (ko) | 냉, 난방기 사이클 | |
| JP7367213B2 (ja) | 冷凍サイクル装置の制御方法 |
Legal Events
| Date | Code | Title | Description |
|---|---|---|---|
| A621 | Written request for application examination |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A621 Effective date: 20050817 |
|
| A131 | Notification of reasons for refusal |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A131 Effective date: 20081007 |
|
| A521 | Written amendment |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A523 Effective date: 20081205 |
|
| TRDD | Decision of grant or rejection written | ||
| A01 | Written decision to grant a patent or to grant a registration (utility model) |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A01 Effective date: 20090616 |
|
| A01 | Written decision to grant a patent or to grant a registration (utility model) |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A01 |
|
| A61 | First payment of annual fees (during grant procedure) |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A61 Effective date: 20090708 |
|
| FPAY | Renewal fee payment (event date is renewal date of database) |
Free format text: PAYMENT UNTIL: 20120731 Year of fee payment: 3 |
|
| R150 | Certificate of patent or registration of utility model |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: R150 |
|
| FPAY | Renewal fee payment (event date is renewal date of database) |
Free format text: PAYMENT UNTIL: 20120731 Year of fee payment: 3 |
|
| S533 | Written request for registration of change of name |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: R313533 |
|
| FPAY | Renewal fee payment (event date is renewal date of database) |
Free format text: PAYMENT UNTIL: 20120731 Year of fee payment: 3 |
|
| R350 | Written notification of registration of transfer |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: R350 |
|
| FPAY | Renewal fee payment (event date is renewal date of database) |
Free format text: PAYMENT UNTIL: 20130731 Year of fee payment: 4 |
|
| FPAY | Renewal fee payment (event date is renewal date of database) |
Free format text: PAYMENT UNTIL: 20130731 Year of fee payment: 4 |
|
| R250 | Receipt of annual fees |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: R250 |
|
| R250 | Receipt of annual fees |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: R250 |
|
| R250 | Receipt of annual fees |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: R250 |
|
| LAPS | Cancellation because of no payment of annual fees |