JP2004003827A - Refrigerating cycle device - Google Patents

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Mitsuo Ueda
植田　光男
Makoto Yoshida
吉田　誠
Yuichi Kusumaru
薬丸　雄一
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Matsushita Electric Industrial Co Ltd
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    • 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
    • F25B2400/073—Linear compressors

Abstract

<P>PROBLEM TO BE SOLVED: To safely and stably control the refrigerating capability of a refrigerating cycle device having a linear compressor 1a according to load. <P>SOLUTION: This device has a volume circulating quantity instruction part 7 for determining the volume circulating quantity of coolant Vco according to the refrigerating capability required for the refrigerating cycle device 101 based on the peripheral temperature of an indoor heat exchanger (evaporator) 53a, a target temperature set by a user to the evaporator 53a, and the circumferential temperature of an outdoor heat exchanger (condenser) 55; a volume circulating quantity detection part 8a for detecting the volume circulating quantity of coolant Vcd actually carried in the coolant circulating route of the refrigerating cycle device 101; and an inverter 2 for generating AC current for driving the linear compressor 1a. The inverter 2 is controlled so as to reduce the difference between the volume circulating quantity of coolant Vco and the volume circulating quantity of coolant Vcd. <P>COPYRIGHT: (C)2004,JPO

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、冷凍サイクル装置に関し、特に、シリンダ内のピストンをリニアモータにより往復運動させ、冷媒の圧縮ガスを生成するリニアコンプレッサを用いた冷凍サイクル装置に関するものである。
【０００２】
【従来の技術】
従来、冷媒の圧縮ガスを生成する機器として、機械的な弾性部材又は圧縮ガスの弾性を利用したリニアコンプレッサを用いた冷凍サイクル装置が知られている。このような冷凍サイクル装置の具体的な適用例としては、室内の冷暖房を行って室温を快適な温度に保つ空気調和機や、庫内の冷凍により庫内を適正な低温状態に保つ冷凍冷蔵庫などが考えられる。
【０００３】
図１１は、このような冷凍サイクル装置に用いられる、弾性部材としてバネを用いたリニアコンプレッサを説明するための図である。
リニアコンプレッサ１は、所定の軸線に沿って並ぶシリンダ部７１ａと、モータ部７１ｂとを有している。該シリンダ部７１ａ内には、上記軸線方向に沿って摺動自在に支持されたピストン７２が配置されている。シリンダ部７１内には、その一端がピストン７２の背面側に固定されたピストンロッド７２ａが配置され、ピストンロッド７２ａの他端側には、該ピストンロッド７２ａを軸線方向に付勢する支持ばね（共振ばね）８１が設けられている。
【０００４】
また、上記ピストンロッド７２ａには、マグネット７３が取り付けられており、上記モータ部７１ｂの、マグネット７３に対向する部分には、アウターヨーク７４ａとこれに埋設されたステータコイル７４ｂとからなる電磁石７４が取り付けられている。このリニアコンプレッサ１では、電磁石７４と、上記ピストンロッドに取り付けられたマグネット７３とによりリニアモータ８２が構成されており、この電磁石７４とマグネット７３との間で発生する電磁力及び上記ばね８１の弾性力により、上記ピストン７２がその軸線方向に沿って往復運動する。
【０００５】
さらに、シリンダ部７１ａ内には、シリンダ上部内面７５、ピストン圧縮面７２ｂ、及びシリンダ周壁面７１ａ１により囲まれた密閉空間である圧縮室７６が形成されている。シリンダ上部内面７５には、ガス側流通路から圧縮室７６に低圧冷媒ガスを吸入するためのガス側吸入管１ａの一端が開口しており、さらに上記シリンダ上部内面７５には、上記圧縮室７６からガス側流通路へ高圧冷媒ガスを吐出するための吐出管１ｂの一端が開口している。上記吸入管１ａ及び吐出管１ｂの一端には、冷媒ガスの逆流を防止する吸入弁７９及び吐出弁８０が取り付けられている。
【０００６】
そして、リニアコンプレッサ１では、上記リニアモータ８２の駆動回路（図示せず）から該リニアモータ８２への駆動電流の通電により、ピストン７２がその軸線方向に往復動し、圧縮室７６への低圧冷媒ガスの吸入、圧縮室７６での冷媒ガスの圧縮、及び圧縮された高圧冷媒ガスの圧縮室７６からの排出が繰り返し行われる。
【０００７】
また、冷凍サイクル装置を制御する方法として、冷凍サイクル装置の熱負荷状態に基づいて、冷凍サイクル装置を構成するコンプレッサの運転をフィードバック制御する方法が広く行われている。
【０００８】
図１２は、冷凍サイクル装置の一適用例を説明するための図であり、冷房用の空気調和機を示している。
この空気調和機（冷凍サイクル装置）５０は、部屋の内部（室内）に配置され、室内を冷やす室内機５１と、部屋の外部（室外）に配置され、熱を廃棄する室外機５２とを備えている。
【０００９】
室内機５１は、室内の空気と冷媒の間での熱交換を行い、室内の空気から熱を吸収する室内熱交換器（蒸発器）５３と、該蒸発器５３に吸い込まれる空気の温度、つまり室温（蒸発器の周辺温度）を検知する室温検知器５４とを有している。
【００１０】
室外機５２は、外気と冷媒の間で熱交換を行い、外気に熱を放出する室外熱交換器（凝縮器）５５と、冷媒を蒸発器５３から凝縮器５５へ流すガス側流通路Ｇｐの一部に設けられ、蒸発器５３から低温低圧の冷媒ガスを吸入して圧縮し、高温高圧の冷媒ガスを凝縮器５５に送り出すコンプレッサ５６とを有している。また、室外機５２は、冷媒を凝縮器５５から蒸発器５３へ流す液側流通路Ｌｐの一部に配置され、冷媒がより低い温度で蒸発するよう、高圧の液冷媒を低圧の液冷媒に減圧する膨張弁５７を有している。なお、図１２中、Ｌｍｆは、液側流通路Ｌｐ内を冷媒液が流れる方向、Ｇｍｆは、ガス側流通路Ｇｐ内を冷媒ガスが流れる方向を示している。
【００１１】
ここで、上記凝縮器５５と蒸発器５３の働きについて簡単に説明する。
凝縮器５５では、内部を流れる高温高圧の冷媒ガスは、送り込まれる空気により熱を奪われて徐々に液化し、凝縮器５５の出口付近では高圧の液冷媒となる。これは、冷媒が大気中に熱を放熱して液化することと等しい。
【００１２】
また、蒸発器５３には膨張弁５７で低温低圧となった液冷媒が流れ込む。この状態で蒸発器５３に部屋の空気が送り込まれると、液冷媒は空気から大量の熱を奪って蒸発し、低温低圧のガス冷媒に変化する。蒸発器５３にて大量の熱を奪われた空気は空調機の吹きだし口から冷風となって放出される。
【００１３】
以上のように、上記空気調和機５０では、蒸発器５３、凝縮器５５、これらの間のガス側流通路Ｇｐ及び液側流通路Ｌｐ、ガス側流通路Ｇｐに配置されたコンプレッサ５６、並びに、液側流通路Ｌｐに配置された膨張弁５７により、冷媒の循環閉路が形成されており、循環閉路に封入された冷媒をコンプレッサ５６により循環させることにより、冷媒の循環閉路内に周知のヒートポンプサイクルが形成される。
【００１４】
ここで、冷媒の循環量を制御する方式としては、上記空気調和機に対して設定された目標温度と、実際の室温とを用いた方法が一般的である（例えば特許文献１参照。）。
【００１５】
図１３は、冷房用空気調和機を制御する従来の冷凍サイクル制御方法を説明するための図である。
この従来の冷凍サイクル制御方法では、空気調和機により冷房される室内の温度（室温）は、室内器吸込み温度検出器６０により検出される。室温の具体的な検出方法には、熱電対などの温度センサを用いて室内空気の温度をセンシングする方法が考えられる。また、室温設定器６１では、使用者の操作信号に基づいて、使用者が希望する室内温度が目標温度として設定される。この目標温度の具体的な設定方法には、空気調和機のリモコンからの操作信号をマイコンで処理して算出する方法が考えられる。そして、減算器６３では、室内器吸い込み温度検出器６０が検出した室内温度Ｔｄｅｔと、室温設定器６１により設定された目標温度Ｔｏｒｄとの温度差Ｔｄｉｆｆが算出される。コンプレッサ回転数指令器６２では、コンプレッサ５６の回転数ωｏｒｄが、上記温度差Ｔｄｉｆｆに応じた回転数となるようコンプレッサに対する指令が行われる。具体的には、温度差Ｔｄｉｆｆが大きいほどコンプレッサ回転数ωｏｒｄは増加することとなる。
【００１６】
【特許文献１】
特開平９−６８３４１号公報（第１図）
【００１７】
【発明が解決しようとする課題】
しかしながら、上述した従来の冷凍サイクル制御方法は、冷房する部屋の温度とその目標温度との差分に応じてコンプレッサの回転数を変更するものであり、冷凍サイクルを循環する冷媒の循環量が、コンプレッサの回転数により一定の値に決定される冷凍サイクル装置では、高効率な冷凍サイクル制御を行うことができるが、冷媒の循環量が、コンプレッサの回転数のみにより決定されない冷凍サイクル装置では、高効率な冷凍サイクル制御を行うことが困難であるという問題がある。
【００１８】
例えば、従来の回転型モータを利用したコンプレッサ（回転型コンプレッサ）、具体的にはレシプロコンプレッサ、ロータリーコンプレッサ、スクロールコンプレッサ等では、モータが一回転することにより圧縮される冷媒の容積が決まっている。このため、回転型コンプレッサを用いた冷凍サイクル装置では、そのコンプレッサのモータ回転数により、冷凍サイクルを循環する冷媒の循環量が一定値に決定される。このため回転型コンプレッサでは、コンプレッサの回転数を制御することにより、高効率な冷凍サイクル制御を行うことができる。
【００１９】
一方、上記説明したようなリニアコンプレッサを用いた冷凍サイクル装置では、コンプレッサの圧縮室の容積が変動するため、一回の冷媒圧縮動作により圧縮される冷媒の容積が一意に決まらない。また、リニアコンプレッサを用いた冷凍サイクル装置では、圧縮動作終了時に圧縮室に残存する冷媒の量が一定でないため、ピストンのストロークから冷凍サイクルでの冷媒の循環量を算出することもできない。この結果、リニアコンプレッサを用いた冷凍サイクル装置では、コンプレッサの回転数制御により、つまり、単位時間当たりのピストンの往復運動の回数を制御することにより、高効率な冷凍サイクル制御を行うことはできない。
【００２０】
この発明は、上記のような問題点を解決するためになされたもので、冷房あるいは暖房が行われる部屋などの実際の温度と、その目標温度との温度差に応じて、冷凍能力の制御を高効率でもって行うことができる、リニアコンプレッサを用いた冷凍サイクル装置を得ることを目的とする。
【００２１】
【課題を解決するための手段】
この発明（請求項１）に係る冷凍サイクル装置は、冷媒の循環経路を形成する第１の熱交換器及び第２の熱交換器と、ピストン及びピストンを往復運動させるリニアモータを有し、該ピストンの往復運動により上記循環経路内の冷媒を循環させるリニアコンプレッサとを備えた冷凍サイクル装置であって、上記リニアモータを駆動する交流電流を発生するインバータと、上記ピストンの往復運動によりリニアコンプレッサが単位時間当たりに吐出もしくは吸入する冷媒の体積を示す実際の冷媒循環量を検出する実循環量検出部と、上記第１の熱交換器および第２の熱交換器の両方あるいは一方の周辺温度と、少なくとも該両熱交換器の一方に対して設定された目標温度とに基づいて、上記リニアコンプレッサが単位時間当たりに吐出もしくは吸入すべき冷媒の体積を示す目標冷媒循環量を導出する目標循環量導出部と、上記実際の冷媒循環量と上記目標冷媒循環量との差分が減少するよう上記インバータを制御する制御部とを備えたことを特徴とするものである。
【００２２】
この発明（請求項２）は、請求項１記載の冷凍サイクル装置において、往復運動するピストンのストローク長を検出するストローク検出部と、往復運動するピストンの上死点位置を検出する上死点位置検出部とを備え、上記実循環量検出部は、検出されたストローク長及び上記検出された上死点位置に基づいて、上記ピストンの１往復運動により吐出もしくは吸入される冷媒の容積を算出し、該容積と上記インバータの発生する交流電流の周波数との乗算により、上記実際の冷媒循環量を求めるものであることを特徴とするものである。
【００２３】
この発明（請求項３）は、請求項２記載の冷凍サイクル装置において、上記循環経路の、リニアコンプレッサの冷媒吐出側に位置する、冷媒を凝縮させる熱交換器内の冷媒の温度に基づいて、該リニアコンプレッサが吐出する冷媒の圧力を推定する吐出圧力推定部と、上記循環経路の、リニアコンプレッサの冷媒吸入側に位置する、冷媒を蒸発させる熱交換器内の冷媒の温度に基づいて、上記リニアコンプレッサが吸入する冷媒の圧力を推定する吸入圧力推定部とを備え、上記実循環量検出部は、推定された吸入冷媒の圧力及び推定された吐出冷媒の圧力から得られる、上記循環経路における冷媒の最高圧力と最低圧力の圧力比と、上記検出されたストローク長及び上記検出された上死点位置とを用いた演算により、上記ピストンの１往復運動により吐出もしくは吸入される冷媒の容積を求めるものであることを特徴とするものである。
【００２４】
この発明（請求項４）に係る冷凍サイクル装置は、冷媒の循環経路を形成する第１の熱交換器及び第２の熱交換器と、ピストン及びピストンを往復運動させるリニアモータを有し、該ピストンの往復運動により上記循環経路内の冷媒を循環させるリニアコンプレッサとを備えた冷凍サイクル装置であって、上記リニアモータを駆動する交流電流を発生するインバータと、上記ピストンの往復運動によりリニアコンプレッサが単位時間当たりに吐出もしくは吸入する冷媒の重量を示す実際の冷媒循環量を検出する実循環量検出部と、上記第１の熱交換器および第２の熱交換器の両方あるいは一方の周辺温度と、少なくとも該両熱交換器の一方に対して設定された目標温度とに基づいて、上記リニアコンプレッサが単位時間当たりに吐出もしくは吸入すべき冷媒の重量を示す目標冷媒循環量を導出する目標循環量導出部と、上記実際の冷媒循環量と上記目標冷媒循環量との差分が減少するよう上記インバータを制御する制御部とを備えたことを特徴とするものである。
【００２５】
この発明（請求項５）は、請求項４記載の冷凍サイクル装置において、往復運動するピストンのストローク長を検出するストローク検出部と、往復運動するピストンの上死点位置を検出する上死点位置検出部と、上記リニアコンプレッサから吐出される冷媒の密度を検出する吐出冷媒密度検出部とを備え、上記実循環量検出部は、上記検出されたストローク長及び上記検出された上死点位置に基づいて、上記ピストンの１往復運動により吐出される冷媒の容積を算出し、該算出された容積、上記検出された冷媒の密度、及び上記インバータの発生する交流電流の周波数から、上記単位時間当たりにリニアコンプレッサにより吐出される冷媒の重量を求めるものであることを特徴とするものである。
【００２６】
この発明（請求項６）は、請求項５記載の冷凍サイクル装置において、上記リニアコンプレッサから吐出される冷媒の温度を検出する吐出温度検出部と、上記リニアコンプレッサから吐出される冷媒の圧力を検出する吐出圧力検出部とを備え、上記吐出冷媒密度検出部は、上記検出された、リニアコンプレッサから吐出される冷媒の温度及び圧力に基づいて、上記リニアコンプレッサから吐出される冷媒の密度を導出するものであることを特徴とするものである。
【００２７】
この発明（請求項７）は、請求項４記載の冷凍サイクル装置において、往復運動するピストンのストローク長を検出するストローク検出部と、往復運動するピストンの上死点位置を検出する上死点位置検出部と、上記リニアコンプレッサに吸入される冷媒の密度を検出する吸入冷媒密度検出部とを備え、上記実循環量検出部は、上記検出されたストローク長及び上記検出された上死点位置に基づいて、上記ピストンの１往復運動により吐出される冷媒の容積を算出し、該算出された容積、上記検出された冷媒の密度、及び上記インバータの発生する交流電流の周波数から、単位時間当たりに上記リニアコンプレッサに吸入される冷媒の重量を求めるものであることを特徴とするものである。
【００２８】
この発明（請求項８）は、請求項７記載の冷凍サイクル装置において、上記リニアコンプレッサに吸入される冷媒の温度を検出する吸入温度検出部と、上記リニアコンプレッサに吸入される冷媒の圧力を検出する吸入圧力検出部とを備え、上記吸入冷媒密度検出部は、上記検出された、リニアコンプレッサに吸入される冷媒の温度及び圧力に基づいて、上記リニアコンプレッサに吸入される冷媒の密度を求めるものであることを特徴とするものである。
【００２９】
この発明（請求項９）は、請求項８記載の冷凍サイクル装置において、上記循環経路の、リニアコンプレッサの冷媒吸入側に位置する、冷媒を蒸発させる熱交換器である蒸発器内の冷媒の温度を、上記リニアコンプレッサに吸入される冷媒の飽和温度として検出する冷媒温度検出器と、上記リニアコンプレッサの運転状態に基づいて、上記リニアコンプレッサに吸入される冷媒の温度とその飽和温度との温度差である該冷媒の過熱度を推定する過熱度推定部とを備え、上記吸入温度検出部は、上記検出された蒸発器内の冷媒の温度と、上記推定された冷媒の過熱度とを加算して、上記リニアコンプレッサに吸入される冷媒の温度を求めるものであることを特徴とするものである。
【００３０】
この発明（請求項１０）は、請求項１から９のいずれかに記載の冷凍サイクル装置を有する空気調和機であって、上記第１の熱交換器は、室外側熱交換器であり、上記第２の熱交換器は、室内側熱交換器であることを特徴とするものである。
【００３１】
この発明（請求項１１）は、請求項１から９のいずれかに記載の冷凍サイクル装置を有する冷蔵庫であって、上記第１の熱交換器は、熱を放出する凝縮器であり、上記第２の熱交換器は、庫内を冷却する蒸発器であることを特徴とするものである。
【００３２】
この発明（請求項１２）は、請求項１から９のいずれかに記載の冷凍サイクル装置を有する給湯器であって、水を貯める貯水槽を備え、上記第１の熱交換器は、上記貯水槽の水を加熱する水熱交換器であり、上記第２の熱交換器は、周辺雰囲気から熱を吸収する空気熱交換器であることを特徴とするものである。
【００３３】
この発明（請求項１３）は、請求項１から９のいずれかに記載の冷凍サイクル装置を有する極低温冷凍装置であって、冷凍室を有し、上記第１の熱交換器は、熱を放出する放熱器であり、上記第２の熱交換器は、上記冷凍室内を冷却する蓄冷器であることを特徴とするものである。
【００３４】
【発明の実施の形態】
以下、本発明の実施の形態について、図面を参照しつつ説明を行う。
本発明の冷凍サイクル装置は、冷媒を循環させる手段としてリニアコンプレッサを使用するものであり、本発明の特徴は、リニアコンプレッサのピストンの動きから、冷凍サイクル装置における冷媒の循環量、つまりリニアコンプレッサの吐出あるいは吸入する冷媒の単位時間当たりの体積量あるいは重量（以下、体積循環量あるいは重量循環量ともいう。）を算出し、この算出した冷媒の体積量あるいは重量が、要求される冷凍能力に相当する値となるようリニアコンプレッサを駆動制御することにより、冷凍サイクル装置の高速かつ安定な制御を行うことである。
【００３５】
ここで、上記リニアコンプレッサの制御は、リニアモータに印加する駆動電流を制御することにより行われるものであり、また、駆動電流の具体的な制御方法には、冷凍サイクル装置の凝縮器や蒸発器等の熱交換機の周辺温度と、該熱交換器に対して設定された設定温度（目標温度）との温度差が減少するよう、駆動電流の振幅や周波数、あるいは波形などを変更する方法が考えられる。
【００３６】
（実施の形態１）
図１は本発明の実施の形態１による冷凍サイクル装置を説明するための図である。
本発明の実施の形態１の冷凍サイクル装置１０１は、室内の冷房を行う空気調和機であり、図８に示す従来の空気調和機５０と同様、冷媒の循環経路（冷凍サイクル）を形成する第１の熱交換器（蒸発器）５３ａ及び第２の熱交換器（凝縮器）５５ａと、該両熱交換機をつなぐガス側流通路Ｇｐに配置されたリニアコンプレッサ１ａと、該両熱交換器をつなぐ液側流通路Ｌｐに配置された絞り装置５７ａとを有している。
【００３７】
ここで、上記リニアコンプレッサ１ａは、図７に示すリニアコンプレッサ１と同一のものであり、ピストン７２を含むシリンダ部７１ａと該ピストン７２を往復動作させるリニアモータ８２を含むモータ部７１ｂとを有し、該ピストンの往復運動により、上記冷媒の循環経路内で冷媒を循環させるものである。
【００３８】
また、上記冷凍サイクル装置１０１は、上記リニアコンプレッサ１ａのリニアモータに駆動電流Ｃｄを供給してリニアコンプレッサ１ａを駆動するコンプレッサ駆動部１０１ａを有している。
【００３９】
以下、このコンプレッサ駆動部１０１ａについて詳述する。
このコンプレッサ駆動部１０１ａは、この冷凍サイクル装置１０１にかかる負荷の状態を検出するための温度検出器３及び５を有している。該温度検出器３は、上記第２の熱交換器（凝縮器）５５ａ周辺の雰囲気の温度（周囲温度）ＴＨｄを検出し、該検出された温度（検出温度）を示す検出信号を出力する第２の熱交換器周囲温度検出器である。上記温度検出器５は、上記第１の熱交換器（蒸発器）５３ａ周辺の雰囲気の温度（周囲温度）ＴＬｄを検出し、該検出された温度（検出温度）を示す検出信号を出力する第１の熱交換器周囲温度検出器である。
【００４０】
なお、上記温度検出器３及び５は、熱交換器の周囲温度を検出して温度情報を出力するものであれば、どのようなものでもよい。例えば、このような温度検出器には、バイメタルを用いた機械式温度計、熱膨張温度計、磁気温度計、熱電対を用いた電気式温度計、抵抗温度計、サーミスタ温度計、半導体温度計、放射温度計、光温度計などが挙げられる。さらに、上記熱交換器の周囲温度を検出する温度検出器３及び５は、熱交換器周囲の雰囲気温度を検出するものに限らず、熱交換器周辺で輻射熱を検出するものであってもよい。
【００４１】
上記コンプレッサ駆動部１０１ａは、上記冷凍サイクル装置の運転状態を指令するための温度指令器４及び６を有している。該温度指令器４は、第２の熱交換器（凝縮器）５５ａに対して利用者が設定した目標温度（指令温度）ＴＨｏを示す指令信号を出力する第２の熱交換器周囲温度指令器である。また、上記温度指令器６は、第１の熱交換器（蒸発器）５３ａに対して利用者が設定した目標温度（指令温度）ＴＬｏを示す指令信号を出力する第１の熱交換器周囲温度指令器である。ここで、上記凝縮器５５ａに対して設定された目標温度は、凝縮器の周辺温度（周囲温度）の目標値であり、上記蒸発器５３ａに対して設定された目標温度は、蒸発器の周辺温度（周囲温度）の目標値である。
【００４２】
なお、上記冷凍サイクル装置１０１は、室内の冷房を行う空気調和機であるので、通常は、利用者が第２の熱交換器５５ａに対してその周辺温度の目標値を設定することはなく、上記温度指令器４は不要なものであるが、例えば、冷房運転時に空気調和機の第２の熱交換器から廃棄される熱（廃熱）が給湯システムで利用される場合などには、上記温度指令器４は、給湯システムにより供給される温水の目標温度（利用者の設定した温度）ＴＨｏを示す指令信号を出力するものとして利用される。また、上記温度指令器６が出力する指令信号は、例えば、空気調和機のリモコンに内蔵されたマイコン（マイクロコンピュータ）が出力する、上記第１の熱交換器の設定温度（目標温度）を示すデジタル指令信号である。但し、該温度指令器６が出力する指令信号は、このようなデジタル指令信号に限らず、空気調和機に取り付けられている、温度設定を行うためのロータリースイッチが出力するアナログ指令信号であってもよい。
【００４３】
上記コンプレッサ駆動部１０１ａは、上記温度検出器３、５および温度指令器６から出力された温度情報に基づいて、本冷凍サイクル装置に要求される冷凍能力（つまり単位時間当たりに行われるべき熱交換量）を計算し、計算された冷凍能力に応じた冷媒の体積循環量（つまりリニアコンプレッサ１ａが単位時間当たりに吐出もしくは吸入すべき冷媒の体積）Ｖｃｏを示す指令信号（冷媒循環量情報）を出力する体積循環量指令部７と、実際に本冷凍サイクル装置の冷媒循環経路を流れる冷媒の体積循環量（つまり実際にリニアコンプレッサ１ａが単位時間当たりに吐出もしくは吸入する冷媒の体積）Ｖｃｄを検出し、該体積循環量を示す検出信号（冷媒循環量情報）を出力する体積循環量検出部８ａとを有している。
【００４４】
ここで、上記体積循環量検出部８ａには、冷媒循環経路を流れる冷媒の容積流量を実測する容積流量計を用いている。
また、上記体積循環量指令部７での具体的な体積循環量の算出方法には、通常、検出温度（つまり温度検出器により検出された温度）と指令温度（つまり温度指令器からの指令信号が示す目標温度）の温度差に基づいて、冷凍サイクル装置に必要とされる冷媒の体積循環量を求める方法（第１の方法）が用いられる。
【００４５】
但し、空気調和機を小さな部屋に設置した場合と大きな部屋に設置した場合とでは、実質的に必要となる冷房能力は異なる。例えば、上記温度差が同一でも、部屋が大きい場合の方が、必要とされる冷房能力は大きい。
【００４６】
そこで、体積循環量の算出方法として、必要な体積循環量を算出する演算を、検出温度と指令温度の温度差の一定時間内当たりの変化量（言い換えると、検出温度の一定時間内当たりの変化量）を上記演算にフィードバックして行う第２の方法が考えられる。具体的には、この第２の方法は、上記第１の方法により求められた必要な体積循環量を、検出温度の一定時間内当たりの変化量から求められた熱負荷の大きさ（具体的には、冷房される部屋の大きさ）に応じて補正するものである。
【００４７】
さらに、上記体積循環量指令部７での具体的な体積循環量の算出方法は、検出温度の値と指令温度の値との組に対して体積循環量の値が対応付けられているマトリックス状テーブルなどを用いて、上記第２の方法のようなフィードバックループではなくオープンループでもって、必要な体積循環量を算出する第３の方法でもよい。
【００４８】
上記コンプレッサ駆動部１０１ａは、リニアコンプレッサ１ａのリニアモータに駆動電流として供給する交流電流Ｃｄを作成するインバータ２と、該インバータ２の動作を、上記体積循環量指令部７からの指令信号Ｖｃｏが示す冷媒の体積循環量と、上記体積循環量検出部８ａからの検出信号が示す冷媒の体積循環量Ｖｃｄの差分がゼロとなるよう制御するインバータ制御部２０とを備えている。
【００４９】
以下、リニアコンプレッサを駆動制御する方法について具体的に説明する。
リニアコンプレッサ１ａのリニアモータは、単相の交流電流、もしくは直流が重畳された交流電流によって駆動され、また、リニアコンプレッサ１ａは、バネやガスといった弾性部材の共振現象を用いて高効率に運転されるものであり、このためリニアコンプレッサの運転周波数、つまりピストン往復運動の振動数はほぼ一定である。
【００５０】
そこで、リニアコンプレッサを利用した冷凍サイクル装置での冷媒循環量を調整する方法が、以下の示すとおり、いくつか考えられる。
まず、インバータ２が出力する交流電流の振幅値を変化させることにより、リニアコンプレッサ１ａが吐出あるいは吸入する冷媒循環量を調整する方法がある。
【００５１】
また、インバータ２の駆動電流が、直流が重畳された交流電流である場合、リニアコンプレッサ１ａ内のピストンの振動の中心位置がシリンダヘッドに近づくよう直流電流のレベルを調整することにより、冷媒循環量を増大させ、ピストンの振動の中心位置がシリンダヘッドから遠ざかるするよう直流電流のレベルを調整することにより、冷媒循環量を減少させる方法を用いることができる。また、交流電流の振幅と直流電流のレベルを共に変化させることによって、体積循環量を調整する方法も考えられる。
【００５２】
さらに、リニアコンプレッサ１ａの共振周波数がある一定の周波数帯域幅を有する場合、インバータ２の出力電流の周波数を変化させることにより、冷媒の体積循環量を変化させる方法を用いることができる。さらには、インバータ２の出力する交流電流の波形を変化させることにより、上記冷媒の体積循環量を変化させる方法も考えられる。
【００５３】
次に動作について説明する。
インバータ２で発生された交流電流Ｃｄがリニアコンプレッサ１ａのリニアモータに印加されると、リニアモータが駆動し、ピストンの往復運動が開始する。その後、リニアコンプレッサ１ａの駆動状態が安定したとき、該リニアコンプレッサ１ａは、一定の負荷条件の下では、ピストン往復運動が共振状態である共振駆動状態となる。このときピストンの往復運動の振動数は、該交流電流Ｃｄの周波数に一致する。
【００５４】
このように上記リニアコンプレッサ１ａが駆動され、これにより冷媒が冷凍サイクル装置の循環経路内を循環すると、第２の熱交換器（蒸発器）５５ａでは、冷媒の液化により該熱交換器５５ａから大気への熱の放出が行われ、また、第１の熱交換器（蒸発器）５３ａでは、冷媒の気化により周辺の空気からの熱の吸収が行われる。このとき、冷媒は、上記冷媒循環経路内を、リニアコンプレッサ１ａ、第２の熱交換器５５ａ、絞り装置５７ａ、第１の熱交換器５３ａ及びリニアコンプレッサ１ａの順に循環する。なお、図１中、Ｃｍｆは、本実施の形態１の冷凍サイクル装置１０１の冷房運転時に冷媒が冷媒循環経路内を循環する方向である。
【００５５】
以下、冷凍サイクル装置１０１のリニアコンプレッサの具体的な制御について説明する。
この空気調和機（冷凍サイクル装置）１０１では、その運転中に、温度検出器５にて第１の熱交換器５３ａの周囲温度が検出され、温度検出器３にて第２の熱交換器５５ａの周囲温度が検出される。該各温度検出器３、５からは、該検出された周囲温度（検出温度）ＴＨｄ、ＴＬｄを示す検出信号が出力され、それぞれ体積循環量指令部７に入力される。また、温度指令器６からは、第１の熱交換器５３ａに対して設定された目標温度（指令温度）、つまり利用者が設定した室内温度ＴＬｏを示す指令信号が出力され、該指令温度ＴＬｏを示す指令信号が体積循環量指令部７に入力される。
【００５６】
なお、この実施の形態１では、上述したように、第２の熱交換器５５ａに対して目標温度が設定されていないため、リニアコンプレッサの制御に、温度指令器４の出力は用いないが、例えば、この冷凍サイクル装置の冷房運転時に廃棄される廃熱を、給湯システムなどで利用する場合には、温度指令器４からは、給湯システムにより供給される温水の、利用者が設定した目標温度（指令温度）ＴＨｏを示す指令信号が、上記体積循環量指令部７に出力されることとなる。
【００５７】
上記のように、温度検出器３、５からの検出信号、及び温度指令器からの指令信号が体積循環量指令部７に入力されると、体積循環量指令部７では、上記検出温度ＴＬｄと指令温度ＴＬｏとの温度差、及び検出温度ＴＨｄに基づいて、本冷凍サイクル装置に要求される冷媒の体積循環量Ｖｃｏを算出する演算処理が行われ、算出された体積循環量Ｖｃｏを示す指令信号（循環量情報）がインバータ制御部２０に供給される。
【００５８】
一般的に空気調和機の冷房運転の場合、検出温度（実際の室温）ＴＬｄが指令温度（目標温度）ＴＬｏに対して高ければ高いほど冷凍サイクルに要求される冷媒循環量は多くなる。また、空気調和機の冷房運転では、室外機（凝縮器）の周囲温度が低くなると、冷凍サイクルの負荷は小さくなって必要な冷媒循環量は少なくなり、逆に、室外機の周囲温度が高くなると、冷凍サイクルの負荷が大きくなって必要な冷媒循環量は多くなる。さらに、上述したように、冷凍サイクル装置から廃棄される廃熱が給湯システムで利用される場合には、検出温度ＴＨｄが指令温度ＴＨｏに対して低ければ低いほど冷凍サイクルに要求される冷媒循環量は多くなる。
【００５９】
さらに、この空気調和機（冷凍サイクル装置）１０１の運転中には、体積循環量検出部８ａにて、実際に冷媒循環経路を循環している冷媒の体積量（体積循環量）Ｖｃｄが検出され、該体積循環量Ｖｃｄを示す検出信号（循環量情報）が上記インバータ制御部２０に供給される。
【００６０】
そして、インバータ制御部２０では、体積循環量指令部７にて算出された冷媒の体積循環量Ｖｃｏと、上記体積循環量検出部８ａにて検出された冷媒の体積循環量Ｖｃｄとに基づいて制御信号Ｓｃがインバータ２に供給される。するとインバータ２では、制御信号Ｓｃに基づいて、冷媒の体積循環量Ｖｃｏと冷媒の体積循環量Ｖｃｄとの差分が減少するよう、上記インバータ２の、交流電流を発生する動作が制御される。
【００６１】
例えば、必要とされる冷媒の体積循環量Ｖｃｏと実際の冷媒の体積循環量Ｖｃｄとの差分が大きいほど、上記インバータ２で発生される交流電流Ｃｄの振幅は大きなものとなり、この結果、リニアコンプレッサ１ａでは、往復運動するピストンのストローク長は大きくなる。
【００６２】
これにより、冷凍サイクルにおける冷媒の循環量が増大して、時間当たりの熱交換量が増加し、蒸発器５３ａの周囲温度ＴＬｄが、その設定温度（目標温度）ＴＬｏに近づくこととなる。
【００６３】
このように本実施の形態１では、リニアコンプレッサ１ａを用いた冷凍サイクル装置１０１において、室内の熱交換器（蒸発器）５３ａの周辺温度、該蒸発器５３ａに対して使用者が設定した目標温度、及び室外の熱交換器（凝縮器）５５ａの周囲温度に基づいて、本冷凍サイクル装置に要求される冷凍能力に応じた冷媒の体積循環量Ｖｃｏを求める体積循環量指令部７と、実際に本冷凍サイクル装置の冷媒循環経路を流れる冷媒の体積循環量Ｖｃｄを検出する体積循環量検出部８ａとを備え、リニアコンプレッサの駆動電流（交流電流）を発生するインバータ２を、冷媒の体積循環量Ｖｃｏと冷媒の体積循環量Ｖｃｄとの差分が減少するよう制御するので、室内の実際の温度と、その目標温度との差分に応じて、冷凍サイクル装置の冷凍能力を高効率でもって制御することができる。
【００６４】
また、この実施の形態１では、室内の温度（第１の熱交換器５３ａの周囲温度）だけでなく、室外の温度（第２の熱交換器５５ａの周囲温度）にも基づいて、本冷凍サイクル装置に要求される冷媒の体積循環量Ｖｃｏを算出しているので、冷凍サイクル装置に要求される冷媒の体積循環量の算出値を、運転状態により適した値とすることができる。
【００６５】
なお、上記実施の形態１では、第１及び第２の両熱交換器の周囲温度を検出する場合について説明したが、冷凍サイクル装置１０１は、第１の熱交換器５３ａの周囲温度のみを検出するものであってもよく、この場合、第２の熱交換器５５ａの周囲温度を検出する温度検出器３は不要となる。
【００６６】
また、上記実施の形態１では、体積循環量検出部８ａとして冷媒の容積流量を実測する容積流量計を用いているが、上記体積循環量検出部８ａはこれに限るものではなく、例えば、冷媒循環経路を流れる冷媒中に発生する圧力差に基づいて冷媒の流量を推測する差圧流量計であってもよく、さらにその他の、面積流量計、タービン流量計、渦流量計、超音波流量計、電磁流量計などといった、流体の流量を計測する計測器であってもよい。
【００６７】
また、上記実施の形態１では、冷凍サイクル装置が、冷房を行う空気調和機である場合について説明したが、冷凍サイクル装置は、暖房を行う空気調和機であってもよい。この場合、上記第１の熱交換器５３ａは凝縮器として動作し、第２の熱交換器５５ａは蒸発器として動作することとなり、使用者は、凝縮器として動作する第１の熱交換器５３ａの周辺温度の目標値を設定することとなる。
【００６８】
以下、冷凍サイクル装置が暖房運転を行う空気調和機である場合のリニアコンプレッサの具体的な制御について簡単に説明する。但し、この場合も、第２の熱交換器５５ａに対しては目標温度が設定されず、温度指令器４からは、目標温度（指令温度）ＴＨｏを示す指令信号が出力されないものとする。
【００６９】
上記温度検出器３及び５では、上記各熱交換器５３ａ、５５ａの周囲温度が検出され、検出温度ＴＨｄ、ＴＬｄを示す検出信号が出力され、温度指令器６からは、第１の熱交換器に対する目標温度（指令温度）、つまり、利用者が設定した部屋の温度ＴＬｏを示す指令信号が出力される。
【００７０】
体積循環量指令部７では、上記検出温度ＴＬｄ、ＴＨｄ、及び指令温度ＴＬｏに基づいて、本冷凍サイクル装置に要求される冷媒の体積循環量Ｖｃｏを算出する演算処理が行われ、算出された体積循環量Ｖｃｏを示す検出信号（循環量情報）がインバータ制御部２０に供給される。
【００７１】
このように暖房運転を行う空気調和機では、検出温度ＴＬｄが指令温度ＴＬｏに対して低ければ低いほど冷凍サイクルに要求される冷媒循環量は多くなる。また、この空気調和機では、室外機の周囲温度が高くなると、冷凍サイクルの負荷は小さくなって必要な冷媒循環量は少なくなり、逆に、室外機の周囲温度が低くなると、冷凍サイクルの負荷が大きくなって必要な冷媒循環量は多くなる。
【００７２】
そして、この空気調和機（冷凍サイクル装置）では、体積循環量検出部８ａにて、実際に冷媒循環経路を循環している冷媒の体積量（体積循環量）Ｖｃｄが検出され、該体積循環量Ｖｃｄを示す指令信号（循環量情報）が上記インバータ制御部２０に供給され、上記インバータ２の動作が、該インバータ制御部２０からの制御信号Ｓｃにより、冷媒の体積循環量Ｖｃｏと冷媒の体積循環量Ｖｃｄとの差分が減少するよう制御される。
【００７３】
このような暖房運転を行う空気調和機においても、上記実施の形態の冷房運転を行う空気調和機と同様、要求される冷媒の体積循環量Ｖｃｏと実際の冷媒の体積循環量Ｖｃｄとの差分が減少するよう、上記リニアコンプレッサ１ａの駆動電流（交流電流）を発生するインバータ２を制御するので、室内の実際の温度と、その目標温度との差分に応じて、冷凍サイクル装置の冷凍能力を高効率でもって制御することができる。
【００７４】
なお、本実施の形態では、冷凍サイクル装置が空気調和機である場合について示したが、上記冷凍サイクル装置は、これに限るものではなく、冷蔵庫や給湯器や極低温冷凍装置などであってもよい。
【００７５】
（実施の形態２）
図２は本発明の実施の形態２による冷凍サイクル装置を説明するためのブロック図である。
【００７６】
この実施の形態２の冷凍サイクル装置１０２は、実施の形態１の冷凍サイクル装置１０１におけるコンプレッサ駆動部１０１ａに代えて、該コンプレッサ駆動部１０１ａとは、実際の冷媒の体積循環量を検出する方法が異なるコンプレッサ駆動部１０２ａを備えたものであり、その他の構成は実施の形態１のものと同一である。
【００７７】
つまり、上記コンプレッサ駆動部１０２ａは、実施の形態１のコンプレッサ駆動部１０１ａと同様、第２の熱交換器周囲温度検出器３、第１の熱交換器周囲温度検出器５、第２の熱交換器周囲温度指令器４、第１の熱交換器周囲温度指令器６、体積循環量指令部７、インバータ２、及びインバータ制御部２０を有している。
【００７８】
そして、この実施の形態２のコンプレッサ駆動部１０２ａは、リニアコンプレッサ１ａ内で往復運動するピストンのストローク長を検出し、検出したストローク長Ｄｐｓを示す検出信号（ストローク情報）を出力するストローク検出部９と、リニアコンプレッサ１ａ内で往復運動するピストンの上死点位置、つまり、ピストンがシリンダヘッドに最も近づいたときのピストン位置Ｄｆｄを検出し、該上死点位置を示す検出信号（上死点位置情報）を出力する上死点位置検出部１０と、上記ストローク長Ｄｐｓ及び上死点位置Ｄｆｄに基づいて、冷凍サイクル装置１０２の冷媒循環経路を流れる冷媒の実際の体積循環量Ｖｃｄを算出する体積循環量検出部８ｂとを有している。
【００７９】
ここで、上記ストローク検出部９及び上死点位置検出部１０には、接触型の位置センサを用いている。但し、上記各検出部は、接触型の位置センサに限らず、非接触型の位置センサ、例えば渦電流式のギャップセンサや２つのコイルを用いた作動トランスであってもよく、さらに、リニアコンプレッサに入力する電流と電圧の値から、上記ピストンのストローク長及び上死点位置を推測するものであってもよい。
【００８０】
次に動作について説明する。
この実施の形態２の冷凍サイクル装置１０２では、実際の冷媒の体積循環量を求める動作のみ実施の形態１と異なっており、以下では、主に実際の冷媒の体積循環量を求める動作について説明する。
【００８１】
リニアコンプレッサ１ａ内で冷媒が圧縮されるとき、もれ等がないと仮定した場合、その冷媒の状態変化は断熱変化である。そこで、冷媒の圧力をＰ、その体積をＶ、比熱比をγとすると、以下の式（１）が成り立つ。
Ｐ×Ｖγ＝一定　　　・・・（１）
【００８２】
なお、上記比熱比γは、上記冷媒の定圧比熱ＣＰと定積比熱ＣＶの比であり、これは、冷媒の種類によって異なるものである。
次に、ピストンの一往復によりリニアコンプレッサ１ａから吐出する冷媒の体積を、ピストンのストローク長と上死点位置から求める方法について説明する。
【００８３】
図３は、シリンダ７１内でのピストン７２の位置を示す図であり、図３（ａ）は、ピストン７２が上死点位置にあるとき、つまりピストンがシリンダヘッドに最も接近したときの様子を示し、図３（ｂ）はピストン７２が下死点位置にあるとき、つまりピストンがシリンダヘッドから最も遠ざかったときの様子を示している。
【００８４】
図３（ａ）に示すように、ピストン７２が上死点位置にあるとき、圧縮室７６の内部の冷媒の圧力Ｐｘは、圧力Ｐ１［Ｐａ］となる。また、冷凍サイクル（冷媒の循環経路）内を冷媒が循環している状態で、ピストンが上死点位置にあるときは、圧縮室７６の内部圧力Ｐｘは、冷媒がリニアコンプレッサから吐出されるときの圧力（吐出圧力）Ｐｄ［Ｐａ］まで上昇している。このため、ピストンが上死点位置にあるときの冷媒の圧力Ｐ１［Ｐａ］は、上記吐出圧力Ｐｄ［Ｐａ］に等しい。
【００８５】
また、圧縮室７６の体積Ｖｘは、ピストン７２が上死点位置にあるとき最小となり、このときの圧縮室の体積Ｖ１［ｍ３］は、ピストン７２が上死点位置にあるときのシリンダヘッド内面とピストン圧縮面との間隔ｘ１［ｍ］と、ピストンの断面積Ｓ［ｍ２］の積として求めることができる。
【００８６】
図３（ｂ）に示すように、ピストン７２が下死点位置にあるとき、圧縮室内部の冷媒の圧力Ｐｘは、圧力Ｐ２［Ｐａ］となる。また、冷凍サイクル内を冷媒が循環している状態で、ピストンが下死点位置にあるときは、圧縮室内部の圧力Ｐｘは、冷媒がリニアコンプレッサに吸入されるときの圧力（吸入圧力）Ｐｓ［Ｐａ］まで減少している。このため、ピストンが下死点位置にあるときの冷媒圧力Ｐ２［Ｐａ］は、吸入圧力Ｐｓ［Ｐａ］に等しい。
【００８７】
また、圧縮室の体積Ｖｘは、ピストン７２が下死点位置にあるとき最大となり、このときの圧縮室の体積Ｖ２［ｍ３］は、ピストン７２が下死点位置にあるときのシリンダヘッド内面とピストン圧縮面との間隔ｘ３［ｍ］と、ピストンの断面積Ｓ［ｍ２］との積から求めることができる。なお、ここで、上記間隔ｘ３［ｍ］は、間隔ｘ１［ｍ］とピストンストローク長ｘ２［ｍ］の和である。
【００８８】
図３（ｃ）に示すように、ピストンがその下死点位置からシリンダヘッド側へ移動し始めると、リニアコンプレッサは圧縮状態となる。このとき、圧縮室の体積Ｖｘは減少し始め、圧縮室内部の圧力Ｐｘは吸入圧力Ｐ２から上昇し始める。そして、圧縮室内部の圧力Ｐｘが吐出圧力Ｐ１に達するまで上昇したとき、リニアコンプレッサ１ａの吐出弁が開き、冷媒の吐出が開始される。このときの圧縮室の体積Ｖｘは、体積Ｖ３である。
【００８９】
リニアコンプレッサの圧縮行程で、ピストンが下死点位置（図３（ｂ））から吐出弁が開く位置（図３（ｃ））まで移動する間は、圧縮室内部の冷媒は断熱変化しており、以下の式（２）が成り立つ。
Ｐ２×Ｖ２γ＝Ｐ１×Ｖ３γ　　・・・（２）
【００９０】
よって、吐出される冷媒の体積は以下の（３）により求められる。
Ｖ３−Ｖ１＝（Ｐ２／Ｐ１）１／γ×Ｖ２−Ｖ１　　・・・（３）
【００９１】
一方、吸入される冷媒の体積は、リニアコンプレッサの吸入行程にて圧縮室内部の圧力Ｐｘが吸入圧力Ｐｓに達したときの圧縮室の体積をＶ４［ｍ３］とすると、以下の式（４）で求められる。
Ｖ２−Ｖ４＝Ｖ２−（Ｐ１／Ｐ２）１／γ×Ｖ１　　・・・（４）
【００９２】
なお、この実施の形態２では、上記（３）式及び（４）式の、吐出圧と吸入圧の圧力比（Ｐ１／Ｐ２）として、冷凍サイクルを動かすときの代表的な値を用いている。
【００９３】
また、リニアコンプレッサ１ａでは、入力される駆動電流と同一周波数でピストンの往復運動が行われるため、単位時間に行われるピストンの往復運動の回数は、インバータの出力電流の周波数と一致する。
【００９４】
従って、上記体積循環量検出部８ｂでは、上記（３）式により求められた、ピストンの１往復運動により吐出される冷媒の体積と、インバータの周波数との乗算処理により、単位時間あたりにリニアコンプレッサが吐出する冷媒の体積が求められる。また、上記体積循環量検出部８ｂでは、上記（４）式により求められた、ピストンの１往復運動により吸入される冷媒の体積と、インバータ出力の周波数との乗算処理により、単位時間あたりにリニアコンプレッサに吸入される冷媒の体積が求められる。
【００９５】
そして、上記体積循環量検出部８ｂからは、単位時間あたりにリニアコンプレッサにより吐出あるいは吸入される冷媒の体積量Ｖｃｄを実際の冷媒の循環量として示す検出信号（循環量情報）が出力され、この検出信号が上記インバータ制御部２０に供給されると、該インバータ制御部２０からインバータ２の制御信号Ｓｃが出力される。すると、インバータ２では、上記制御信号Ｓｃに基づいて、必要とされる冷媒の体積循環量Ｖｃｏと実際の冷媒の体積循環量Ｖｃｄとの差分が減少するよう、交流電流の発生動作が制御される。
【００９６】
このように本実施の形態２では、リニアコンプレッサ１ａ内を往復運動するピストンのストローク長を検出するストローク検出部９と、リニアコンプレッサ１ａ内を往復運動するピストンの上死点位置を検出する上死点位置検出部１０とを備え、上記ピストンのストローク長、上死点位置、及びリニアコンプレッサ１ａの駆動電流であるインバータ２の出力交流電流の周波数に基づいて、冷凍サイクルを循環する実際の冷媒の体積循環量を算出するので、上記実施の形態１と同様、リニアコンプレッサを用いた冷凍サイクル装置の冷凍能力を、冷房する部屋の実際の温度と、その目標温度との差分に応じて、高い効率でもって制御することができるだけでなく、実際の冷媒の体積循環量を計測する流体センサを不要とできる効果がある。
【００９７】
なお、上記実施の形態２では、吐出あるいは吸入される冷媒の体積の計算には、吐出圧と吸入圧の圧力比（Ｐ１／Ｐ２）として、冷凍サイクルを動かすときの代表的な値を用いているが、この圧力比は、実際に冷媒の吐出圧力と吸入圧力を計測して求めた値としてもよい。この場合、運転条件によって圧力状態が変化し、冷媒の吐出圧と吸入圧の圧力比が変化するような冷凍サイクル装置であっても、冷媒の体積循環量に基づいて、冷凍サイクル装置の冷凍能力を効率よく制御することができる。
【００９８】
ここで、吐出圧力の値を求める方法には、冷凍サイクルを構成する第１の熱交換器及び第２の熱交換器のうち、コンプレッサの吐出側に設置され、凝縮器として作用している熱交換器の温度から、上記吐出圧力の値を、冷媒の飽和するときの圧力として求める方法がある。また、吸入圧力の値を求める方法には、冷凍サイクルを構成する第１の熱交換器、及び第２の熱交換器のうち、コンプレッサの吸入側に設置され、蒸発器として作用している熱交換器の温度から、吸入圧力の値を、冷媒の飽和するときの圧力として求める方法がある。
【００９９】
つまり、冷媒液を、ある一定の圧力のもとで加熱すると、その液温が上昇してある温度に達したとき、冷媒液は沸騰し始める。この状態では、さらに冷媒液を加熱しても、冷媒液がすべて蒸発するまでは温度は一定に保持される。また、冷媒ガスを、ある一定の圧力のもとで冷却すると、そのガス温が低下してある温度に達したとき、冷媒ガスは凝縮し始める。この状態では、さらに冷媒ガスを冷却しても、冷媒ガスがすべて凝縮するまでは温度は一定に保持される。このように冷媒を加熱あるいは冷却しても温度が一定に保持される状態での冷媒の温度が飽和温度であり、そのときの冷媒の圧力が飽和圧力である。通常、蒸発器あるいは凝縮器の内部では、冷媒の圧力が一定に保たれており、冷媒はその液とその蒸気が混在した状態での飽和状態にある。また、飽和状態にあるときの温度（飽和温度）と圧力（飽和圧力）の関係は冷媒によって決まっている。従って、冷媒の飽和温度が測定できれば、飽和圧力を求めることができる。
【０１００】
（実施の形態３）
図４は本発明の実施の形態３による冷凍サイクル装置を説明するためのブロック図であり、該冷凍サイクル装置を構成するリニアコンプレッサ駆動部を示している。
【０１０１】
この実施の形態３の冷凍サイクル装置１０３は、実施の形態１における、冷媒の単位時間当たりの体積循環量（以下、単に体積循環量ともいう。）に基づいてリニアコンプレッサ１ａを駆動制御するリニアコンプレッサ駆動部１０１ａに代えて、冷媒の単位時間当たりの重量循環量（以下、単に重量循環量ともいう。）に基づいてリニアコンプレッサ１ａを駆動制御するリニアコンプレッサ駆動部１０３ａを備えたものであり、その他の構成は実施の形態１の冷凍サイクル装置１０１におけるものと同一である。
【０１０２】
つまり、上記冷凍サイクル装置１０３は、実施の形態１の冷凍サイクル装置１０１と同様、室内の冷房を行う空気調和機であり、冷媒の循環経路（冷凍サイクル）を形成する第２の熱交換器（凝縮器）５５ａ及び第１の熱交換器（蒸発器）５３ａと、該両熱交換機をつなぐガス側流通路Ｇｐに配置されたリニアコンプレッサ１ａと、該両熱交換器をつなぐ液側流通路Ｌｐに配置された膨張弁５７ａとを有している。
【０１０３】
上記リニアコンプレッサ駆動部１０３ａは、実施の形態１の冷凍サイクル装置１０１のリニアコンプレッサ駆動部１０１ａと同様、リニアコンプレッサの駆動電流である交流電流を発生するインバータ２と、第２の熱交換器の周囲温度を検出する温度検出器３と、第２の熱交換器の周囲温度を指令する温度指令器４と、第１の熱交換器の周囲温度を検出する温度検出器５と、第１の熱交換器の周囲温度を指令する温度指令器６とを有している。
【０１０４】
そして、上記リニアコンプレッサ駆動部１０３ａは、上記各温度検出器３、５及び温度指令器４の出力に基づいて、冷凍サイクルに要求される冷凍能力を計算し、該計算された冷凍能力に応じた冷媒の重量循環量Ｗｃｏを示す指令信号（循環量情報）を出力する重量循環量指令部１１と、実際に冷凍サイクル（冷媒循環経路）を流れる冷媒の重量循環量を検出して、実際の冷媒の重量循環量Ｗｃｄを示す検出信号（循環量情報）を出力する重量循環量検出部１２ｃと、上記実際の循環量Ｗｃｄと上記要求される循環量Ｗｃｏの差分がゼロとなるよう、上記リニアコンプレッサ１ａの駆動電流（交流電流）Ｉｄを発生するインバータ２を制御するインバータ制御部２１とを有している。ここで、上記重量循環量検出部１２ｃには、質量流量（つまり単位時間当たりに冷凍サイクルを流れる冷媒の質量）を計測するコリオリ質量流量計を用いている。
【０１０５】
なお、この実施の形態３では、上記実施の形態１と同様、第２の熱交換器５５ａに対して目標温度が設定されず、このため、リニアコンプレッサの制御に、温度指令器４の出力は用いない。但し、例えば、この冷凍サイクル装置の冷房運転時に廃棄される廃熱を、給湯システムなどで利用する場合には、温度指令器４からは、給湯システムにより供給される温水の、利用者が設定した目標温度（指令温度）ＨＬｏを示す指令信号が、上記重量循環量指令部１１に出力されることとなる。
【０１０６】
次に動作について説明する。
この実施の形態３の冷凍サイクル装置１０３では、冷凍サイクル装置に要求される冷凍能力が、実施の形態１のように冷媒の体積循環量に基づいて制御されるではなく、冷媒の重量循環量に基づいて制御される。従って、以下では、主に冷媒の重量循環量に基づいて、冷凍サイクル装置のリニアコンプレッサを駆動制御する動作について説明する。
【０１０７】
リニアコンプレッサ１ａがリニアコンプレッサ駆動部１０３ａにより駆動され、冷媒循環経路内を冷媒が循環し、各熱交換器にて熱交換が行われている状態で、各温度検出器３、５では、第２の熱交換器（凝縮器）５５ａ及び第１の熱交換器（蒸発器）５３ａの周囲温度が検出され、該検出された周囲温度を示す検出信号（温度情報）が重量循環量指令部１１に供給される。また、温度指令器６からは、第１の熱交換器（蒸発器）５３ａに対して、使用者が設定した目標温度（つまり、蒸発器の周囲温度の目標値）を示す指令信号（温度情報）が出力され、上記重量循環量指令部１１に供給される。
【０１０８】
そして、上記重量循環量指令部１１では、温度検出器３、５からの温度情報（検出信号）と、温度指令器６からの温度情報（指令信号）とに基づいて、本冷凍サイクル装置１０３に要求される冷媒の重量循環量を算出する演算が行われ、算出された冷媒の重量循環量Ｗｃｏを示す指令信号（循環量情報）がインバータ制御部２１に出力される。ここで、上記重量循環量指令部１１では、重量循環量を算出する演算処理は、検出温度ＴＬｄと指令温度ＴＬｏの温度差の一定時間当たりの変化量をフィードバックして行われている。つまり、検出温度ＴＬｄと指令温度ＴＬｏの差、及び検出温度ＴＨｄに基づいて、必要とされる重量循環量が一意的に算出され、該算出された重量循環量が、検出温度ＴＬｄと指令温度ＴＬｏの温度差の一定時間当たりの変化量に基づいて補正される。この補正された冷媒の重量循環量を示す指令信号が上記インバータ制御部２１に供給される。
【０１０９】
また、上記重量循環量検出部１２では、上記循環経路を流れる冷媒の実際の重量循環量がコリオリ質量流量計などの計測器により測定され、測定された冷媒の実際の重量循環量を示す検出信号（循環量情報）が、上記インバータ制御部２１に出力される。
【０１１０】
すると、上記インバータ制御部２１からはインバータ２にその制御信号Ｓｃが供給され、インバータ２では、冷媒の重量循環量Ｗｃｏと冷媒の重量循環量Ｗｃｄとの差分が減少するよう、制御信号Ｓｃに基づいて交流電流の発生動作が制御される。
【０１１１】
このように本実施の形態３では、リニアコンプレッサ１ａを用いた冷凍サイクル装置１０３において、室内の熱交換器（蒸発器）５３ａの周囲温度、使用者が設定した室内の目標温度、及び室外の熱交換器（凝縮器）５５ａの周囲温度に基づいて、本冷凍サイクル装置に要求される冷凍能力に応じた冷媒の重量循環量Ｗｃｏを求める重量循環量指令部１１と、実際に本冷凍サイクル装置の冷媒循環経路を流れる冷媒の重量循環量Ｗｃｄを検出する重量循環量検出部１２ｃと、リニアコンプレッサ１ａを駆動する交流電流を発生するインバータ２とを備え、上記冷媒の重量循環量Ｗｃｏと冷媒の重量循環量Ｗｃｄとの差分が減少するよう、上記インバータ２を制御するので、冷房する部屋の実際の温度と、その目標温度との温度差に応じて、冷凍サイクル装置の冷凍能力を効率よく制御することができる。しかも、この実施の形態３では、冷凍サイクル装置の冷凍能力の制御を、該装置の負荷とより密接に関連している冷媒の重量循環量に基づいて行っているので、冷凍能力の制御をより応答性よく安定に行うことができる。
【０１１２】
また、この実施の形態３では、室内の温度（蒸発器の周囲温度）だけでなく、室外の温度（凝縮器の周囲温度）にも基づいて、本冷凍サイクル装置に要求される冷媒の重量循環量Ｗｃｏを算出しているので、冷凍サイクル装置に要求される冷媒の重量循環量の算出値を、運転状態により適した値とすることができる。
【０１１３】
なお、上記実施の形態３では、上記重量循環量指令部１１として、検出温度と指令温度の温度差の変化をフィードバックして必要な重量循環量を算出するものを示したが、上記重量循環量指令部１１は、検出温度の値と指令温度の値の組に重量循環量の値が対応付けられているマトリックス状テーブルなどを用いて、上記のようなフィードバックループではなくオープンループでもって、必要な重量循環量を算出するものであってもよい。
【０１１４】
また、上記実施の形態３では、重量循環量検出部１２ｃが、質量流量を計測するコリオリ質量流量計である場合について示したが、重量循環量検出部１２ｃには、熱式質量流量計などといった計測器を用いてもよく、この場合も上記実施の形態３と同様な効果が得られる。
【０１１５】
また、本実施の形態では、冷凍サイクル装置が室内の冷房を行う空気調和機である場合について説明したが、この実施の形態３の冷凍サイクル装置は、実施の形態１で説明しように、室内の暖房を行う空気調和機であっても、あるいは冷蔵庫や給湯器や極低温冷凍装置などであってもよい。
【０１１６】
（実施の形態４）
図５は本発明の実施の形態４による冷凍サイクル装置を説明するためのブロック図である。
【０１１７】
この実施の形態４の冷凍サイクル装置１０４は、実施の形態３のコンプレッサ駆動部１０３ａに代えて、該コンプレッサ駆動部１０３ａとは、冷媒の重量循環量を検出する方法が異なるコンプレッサ駆動部１０４ａを備えたものであり、その他の構成は実施の形態３のものと同一である。
【０１１８】
つまり、上記コンプレッサ駆動部１０４ａは、実施の形態３のコンプレッサ駆動部１０３ａと同様、第２の熱交換器周囲温度検出器３、第１の熱交換器周囲温度検出器５、第２の熱交換器周囲温度指令器４、第１の熱交換器周囲温度指令器６、重量循環量指令部１１、インバータ２、及びインバータ制御部２１とを有している。
【０１１９】
そして、この実施の形態４のコンプレッサ駆動部１０４ａは、リニアコンプレッサ１ａ内で往復運動するピストンのストローク長を検出し、検出したストローク長Ｄｐｓを示す検出信号（ストローク情報）を出力するストローク検出部９と、リニアコンプレッサ１ａ内で往復運動するピストンの上死点位置、つまり、ピストンがシリンダヘッドに最も近づいたときのピストン位置Ｄｆｄを検出し、該上死点位置を示す検出信号（上死点位置情報）を出力する上死点位置検出部１０と、リニアコンプレッサ１ａから吐出される冷媒の密度Ｄｍｄ１を検出する吐出冷媒密度検出部１３と、上記ストローク長Ｄｐｓ、上死点位置Ｄｆｄ、及び冷媒密度Ｄｍｄ１に基づいて、冷凍サイクル装置の冷媒循環経路を流れる冷媒の実際の重量循環量Ｗｃｄを算出する重量循環量検出部１２ｄとを有している。ここでは、吐出冷媒密度検出部１３には、光ファイバを用いた密度センサを用いている。また、上記ストローク検出部９及び上死点位置検出部１０には、上記実施の形態２と同様、接触型の位置センサを用いている。但し、上記各検出部は、接触型の位置センサに限らず非接触型の位置センサ、例えば渦電流式のギャップセンサや２つのコイルを用いた作動トランスを用いてもよく、またリニアコンプレッサに入力する電流と電圧の値から、上記ピストンのストローク長及び上死点位置を推測するものであってもよい。
【０１２０】
次に動作について説明する。
この実施の形態４の冷凍サイクル装置１０４では、冷媒循環経路を流れる冷媒の実際の重量循環量を算出する動作のみ実施の形態３と異なっており、以下では、主に上記冷媒の重量循環量の算出動作について説明する。
【０１２１】
ストローク検出部９では、運転中のリニアコンプレッサ１ａにおけるピストンストローク長Ｄｐｓが検出され、ストローク長を示す検出信号（ストローク情報）が重量循環量検出部１２ｄに出力される。また、上死点位置検出部１０では、運転中のリニアコンプレッサにおけるピストン上死点位置Ｄｆｄが検出され、上死点位置を示す検出信号（上死点位置情報）が重量循環量検出部１２ｄに出力される。また、吐出冷媒密度検出部１３では、リニアコンプレッサ１から吐出された冷媒の密度Ｄｍｄ１が検出され、冷媒密度を示す検出信号（密度情報）が上記重量循環量検出部１２ｄに出力される。
【０１２２】
すると、上記重量循環量検出部１２ｄでは、実施の形態２の冷凍サイクル装置１０２における体積循環量検出部８ｂと同様にして、ピストンストローク長Ｄｐｓと上死点位置Ｄｆｄに基づいて、リニアコンプレッサ１ａがピストン１往復当たりに吐出する冷媒の体積が求められる。この重量循環量検出部１２ｄでは、さらに、上記求められた、ピストン１往復当たりの吐出冷媒の体積と、吐出冷媒密度検出部１３によって検出された吐出冷媒密度Ｄｍｓ１との乗算処理が行われ、ピストンの１往復運動により吐出される冷媒重量が算出される。そして、この重量循環量検出部１２ｄでは、ピストンの１往復運動により吐出される冷媒の重量に、インバータの周波数を乗算する処理が行われ、単位時間あたりにリニアコンプレッサが吐出する冷媒の重量Ｗｃｄが求められ、この吐出冷媒重量を示す検出信号（循環量情報）が上記インバータ制御部２１に供給される。すると、該インバータ制御部２１からインバータ２にその制御信号Ｓｃが供給され、インバータ２では、要求される冷媒の重量循環量Ｗｃｏと実際の冷媒の重量循環量Ｗｃｄとの差分が減少するよう、上記制御信号Ｓｃに基づいて上記交流電流の発生動作が制御される。
【０１２３】
このように本実施の形態４では、リニアコンプレッサ１ａ内を往復運動するピストンのストローク長を検出するストローク検出部９と、リニアコンプレッサ１ａ内を往復運動するピストンの上死点位置を検出する上死点位置検出部１０と、リニアコンプレッサ１から吐出される冷媒の密度を検出する吐出冷媒密度検出部１３とを備え、上記ピストンのストローク長、上死点位置、リニアコンプレッサ１ａから吐出される冷媒の密度、及びリニアコンプレッサ１ａの駆動電流であるインバータ２の出力交流電流の周波数に基づいて、冷凍サイクルを循環する実際の冷媒の重量循環量を算出するので、上記実施の形態３と同様、リニアコンプレッサを用いた、室内の冷房を行う空気調和機である冷凍サイクル装置の冷凍能力を、冷房する部屋の実際の温度とその目標温度との温度差に応じて、高効率でもって制御することができる効果に加えて、実際の冷媒の重量循環量を計測する流体センサを不要とできる効果がある。
【０１２４】
なお、上記実施の形態４では、吐出冷媒密度検出部１３が、光ファイバを用いた密度センサである場合について示したが、上記吐出冷媒密度検出部１３は、吐出冷媒の温度と吐出冷媒の圧力から、吐出冷媒の密度を求めるものであってもよい。この場合、吐出冷媒の密度を計測するセンサを用いることなく、冷凍サイクル装置の冷凍能力を効率よく制御することができる。
【０１２５】
また、吐出冷媒の密度を吐出冷媒の温度と吐出冷媒の圧力から求める具体的な方法としては、冷媒の状態方程式から算出する方法や、冷媒の温度の値とその圧力の値の組に冷媒の密度を対応付けるテーブルから求める方法がある。ここで、吐出冷媒の温度は、一般にリニアコンプレッサ１ａの保護用センサとしてリニアコンプレッサ１ａの吐出口に取り付けられている温度センサの出力から求めることができ、また、吐出冷媒の圧力は、リニアコンプレッサ１ａの吐出側に取り付けられている圧力センサの出力から求めることができる。さらに、吐出冷媒の圧力は、実施の形態２でも説明したように、冷凍サイクルを構成する第１の熱交換器、及び第２の熱交換器のうち、リニアコンプレッサ１ａの吐出側に設置された、凝縮器として作用している熱交換器の温度から、冷媒の飽和するときの圧力として求めることもできる。
【０１２６】
（実施の形態５）
図６は本発明の実施の形態５による冷凍サイクル装置を説明するためのブロック図である。
この実施の形態５の冷凍サイクル装置１０５は、上記実施の形態４の、実際の冷媒の重量循環量を、リニアコンプレッサ１ａから吐出される冷媒の密度に基づいて算出するリニアコンプレッサ駆動部１０４ａに代えて、実際の冷媒の重量循環量を、リニアコンプレッサ１ａに吸入される冷媒の密度に基づいて算出するリニアコンプレッサ駆動部１０５ａを備えたものであり、その他の構成は、実施の形態４におけるものと同一である。
【０１２７】
つまり、このリニアコンプレッサ駆動部１０５ａは、上記実施の形態４と同様、第２の熱交換器周囲温度検出器３、第１の熱交換器周囲温度検出器５、第２の熱交換器周囲温度指令器４、第１の熱交換器周囲温度指令器６、ストローク検出部９、上死点位置検出部１０、重量循環量指令部１１、インバータ２、及びインバータ制御部２１を有している。
【０１２８】
そして、この実施の形態５のコンプレッサ駆動部１０５ａは、リニアコンプレッサ１ａに吸入される冷媒の密度Ｄｍｄ２を検出する吸入冷媒密度検出部１４と、ピストンストローク長Ｄｐｓ、上死点位置Ｄｆｄ、及び吸入冷媒密度Ｄｍｄ２に基づいて、リニアコンプレッサ１ａにおける実際の冷媒の重量循環量Ｗｃｄを算出する重量循環量検出部１２ｅとを有している。ここで、上記吸入冷媒密度検出部１４は、光ファイバを用いた密度センサ等を用いている。
【０１２９】
次に動作について説明する。
この実施の形態５の冷凍サイクル装置１０５では、実際の冷媒の重量循環量を算出する動作のみ実施の形態４と異なっており、以下では、主に冷媒の重量循環量の算出動作について説明する。
【０１３０】
リニアコンプレッサ１ａが駆動され、冷媒が循環経路内を循環している状態で、ストローク検出部９では、運転中のリニアコンプレッサ１ａにおけるピストンストローク長Ｄｐｓが検出され、ストローク長を示す検出信号（ストローク情報）が重量循環量検出部１２ｅに出力される。また、上死点位置検出部１０では、運転中のリニアコンプレッサにおけるピストン上死点位置Ｄｆｄが検出され、上死点位置を示す検出信号（上死点位置情報）が重量循環量検出部１２ｅに出力される。また、吸入冷媒密度検出部１４では、リニアコンプレッサ１ａに吸入される冷媒の密度Ｄｍｄ２が検出され、冷媒密度を示す検出信号（密度情報）が上記重量循環量検出部１２ｅに出力される。
【０１３１】
すると、上記重量循環量検出部１２ｅでは、実施の形態２の冷凍サイクル装置１０２における体積循環量検出部８ｂと同様にして、ピストンストローク長と上死点位置に基づいて、リニアコンプレッサ１ａがピストン１往復当たりに吸入する冷媒の体積が求められる。この重量循環量検出部１２ｅでは、さらに、上記求められた、ピストン１往復当たりの吸入冷媒の体積量と、吸入冷媒密度検出部１４によって検出された吸入冷媒の密度との乗算処理が行われ、ピストンの１往復運動により吸入される冷媒の重量が算出される。そして、この重量循環量検出部１２ｅでは、ピストンの１往復運動により吸入される冷媒の重量に、インバータの出力電流の周波数を乗算する処理が行われ、単位時間あたりにリニアコンプレッサが吸入する冷媒の重量Ｗｃｄ２が求められ、この吸入冷媒重量を示す検出信号（循環量情報）が上記インバータ制御部２１に供給される。
【０１３２】
すると、該インバータ制御部２１からインバータ２にその制御信号Ｓｃが供給され、インバータ２では、冷媒の重量循環量Ｗｃｏと冷媒の重量循環量Ｗｃｄとの差分が減少するよう、制御信号Ｓｃに基づいて上記交流電流の発生動作が制御される。
【０１３３】
このように本実施の形態５では、リニアコンプレッサ１ａ内を往復運動するピストンのストローク長Ｄｐｓを検出するストローク検出部９と、リニアコンプレッサ１ａ内を往復運動するピストンの上死点位置Ｄｆｄを検出する上死点位置検出部１０と、リニアコンプレッサ１ａに吸入される冷媒の密度Ｄｍｄ２を検出する吸入冷媒密度検出部１４とを備え、上記ピストンのストローク長、上死点位置、リニアコンプレッサ１ａに吸入される冷媒の密度、及びリニアコンプレッサ１ａの駆動電流であるインバータ２の出力交流電流の周波数に基づいて、冷凍サイクルを循環する実際の冷媒の重量循環量を算出するので、上記実施の形態３と同様、リニアコンプレッサを用いた、室内を冷房する空気調和機である冷凍サイクル装置の冷凍能力を、冷房する部屋の実際の温度とその目標温度との温度差に応じて、高効率でもって制御することができる効果に加えて、実際の冷媒の重量循環量を計測する流体センサを不要とできる効果がある。例えば、吐出冷媒の圧力が高すぎて吐出冷媒の密度が検出できない場合、重量循環量を計測するセンサを用いることなく、吸入冷媒の密度を計測するセンサだけを用いて、冷媒の重量循環量に基づいて、冷凍サイクル装置の冷凍能力を効率よく制御することができる。
【０１３４】
なお、上記実施の形態５では、吸入冷媒密度検出部１４が、光ファイバを用いた密度センサである場合について示したが、上記吸入冷媒密度検出部１４は、吸入冷媒の温度と吸入冷媒の圧力から吸入冷媒の密度を求めるものであってもよい。
【０１３５】
この場合も、吐出冷媒の圧力が高すぎて吐出冷媒の圧力が検出できない状態では、吸入冷媒の密度を計測するセンサを用いることなく、冷媒の重量循環量に基づいて冷凍サイクル装置の冷凍能力を効率よく制御することができる。
【０１３６】
また、吸入冷媒の密度を吸入冷媒の温度と吸入冷媒の圧力から求める方法としては、冷媒の状態方程式を用いる方法や、冷媒の温度の値とその圧力の値の組にその密度を対応付けるテーブルを用いる方法がある。
【０１３７】
ここで、吸入冷媒の温度は、リニアコンプレッサ１ａの吸入口に取り付けられている温度センサの出力から求めることができ、また、吸入冷媒の圧力は、リニアコンプレッサ１ａの吸入側に備えられた圧力センサの出力から求めることができる。さらに、吸入冷媒の圧力は、実施の形態２でも説明したように、冷凍サイクルを構成する第１の熱交換器及び第２の熱交換器のうちの、リニアコンプレッサ１ａの吸入側に設置された、蒸発器として作用している熱交換器の温度から、冷媒の飽和するときの圧力として求めることができる。さらに、吸入冷媒の温度の検出方法は、リニアコンプレッサ１ａの吸入口に付いている温度センサにより検出する方法に限らず、例えば、冷凍サイクルに関する過熱度（つまりリニアコンプレッサに吸入される冷媒の温度とその飽和温度との温度差）を推測し、その過熱度と、蒸発器として作用している熱交換器の温度との和から吸入冷媒の温度を推測するようにしてもよい。この場合、吐出冷媒の圧力が高すぎて吐出冷媒の圧力が検出できないときでも、吸入冷媒の密度を計測するセンサ、及び吸入冷媒の温度を測定するセンサを用いることなく、冷凍サイクル装置の負荷により密接に関連している冷媒の重量循環量に基づいて、冷凍サイクル装置の能力制御を、効率よく制御することができる。
【０１３８】
（実施の形態６）
図７は本発明の実施の形態６による空気調和機を説明するブロック図である。この実施の形態６の空気調和機１０６は、室内機１１４及び室内機１１５を有し、冷暖房を行う空気調和機であり、実施の形態１の空気調和機１０１とは、主に、冷媒循環経路内で冷媒が流れる方向を切り替える四方弁１１３を有する点で異なっている。
【０１３９】
すなわち、実施の形態６の空気調和機１０６は、実施の形態１の空気調和機１０１ａと同様、冷媒循環経路を形成するリニアコンプレッサ１ｂ，絞り装置５７ｂ，第１の熱交換器１１１及び第２の熱交換器１１２を有するとともに、該リニアコンプレッサ１ｂを駆動するコンプレッサ駆動部１０１ｂを有している。ここで、第１の熱交換器１１１は上記室内機１１４を構成しており、絞り装置５７ｂ，第２の熱交換器１１２，リニアコンプレッサ１ｂ，四方弁１１３及びコンプレッサ駆動部１０１ｂは上記室外機１１５を構成している。また、上記リニアコンプレッサ１ｂ，コンプレッサ駆動部１０１ｂ，及び絞り装置５７ｂはそれぞれ、実施の形態１の冷凍サイクル装置（空気調和機）１０１ａを構成するリニアコンプレッサ１ａ，コンプレッサ駆動部１０１ａ，及び絞り装置５７ａと同一のものである。
【０１４０】
また、上記第１の熱交換器１１１は、室内に配置された室内側熱交換器であり、実施の形態１の冷房を行う空気調和機１０１ａの第１の熱交換器（蒸発器）５３ａに相当するものである。上記第２の熱交換器１１２は、室外に配置された室外側熱交換器であり、実施の形態１の冷房を行う空気調和機１０１ａの第２の熱交換器（凝縮器）５５ａに相当するものである。ここで、上記室内側熱交換器１１１は、熱交換の能力を上げるための送風機１１１ａと、該熱交換器１１１の温度もしくはその周辺温度を測定する温度センサ１１１ｂとを有しており、該温度センサ１１１ｂは、実施の形態１の第１の熱交換器周囲温度検出器３に相当するものである。上記室外側熱交換器１１２は、熱交換の能力を上げるための送風機１１２ａと、該熱交換器１１２の温度もしくはその周辺温度を測定する温度センサ１１２ｂとを有しており、該温度センサ１１２ｂは、実施の形態１の第２の熱交換器周囲温度検出器３に相当するものである。
【０１４１】
そして、この実施の形態６では、上記第１の熱交換器１１１と第２の熱交換器１１２との間の冷媒経路には、コンプレッサ１ｂ及び四方弁１１３が配置されている。つまりこの空気調和機１０６は、第２の熱交換器１１２を通過した冷媒がコンプレッサ１ｂに吸入され、コンプレッサ１ｂから吐出された冷媒が第１の熱交換器１１１へ供給される状態（つまり冷媒が矢印Ａの方向に流れる状態）と、第１の熱交換器１１１を通過した冷媒がコンプレッサ１ｂに吸入され、コンプレッサ１ｂから吐出された冷媒が第２の熱交換器１１２へ供給される状態（つまり冷媒が矢印Ｂの方向に流れる状態）とが、上記四方弁１１３により切り替えられるものである。
【０１４２】
また、上記絞り装置５７ｂは、実施の形態１のものと同様、循環する冷媒の流量を絞る絞り作用と、冷媒の流量を自動調整する弁（自動調製弁）の作用とをあわせ持つものである。つまり、絞り装置５７ｂは、冷媒が冷媒循環経路を循環している状態で、凝縮器から蒸発器へ送り出された液冷媒の流量を絞って該液冷媒を膨張させるとともに、蒸発器に必要とされる量の冷媒を過不足なく供給するものである。
【０１４３】
次に動作について説明する。
この実施の形態６の空気調和機１０６では、コンプレッサ駆動部１０１ｂからリニアコンプレッサ１ｂに駆動電流Ｃｄが印加されると、冷媒循環経路内で冷媒が循環し、室内機１１４の第１の熱交換器１１１及び室外機１１５の第２の熱交換器１１２にて熱交換が行われる。これにより、室内の暖房あるいは冷房が行われる。
【０１４４】
例えば、空気調和機１１６の暖房運転を行う場合、ユーザの操作により、上記四方弁１１３は、冷媒が矢印Ａで示す方向に流れるよう設定される。この場合、上記冷媒循環経路での冷媒の循環により、、第１の熱交換器（室内側熱交換器）１１１は凝縮器として動作し、熱を放出する。これにより室内が暖められる。
【０１４５】
逆に、空気調和機１１６の冷房運転を行う場合、ユーザの操作により、上記四方弁１１３は、冷媒が矢印Ｂで示す方向に流れるよう設定される。この場合、上記冷媒循環経路での冷媒の循環により、第１の熱交換器（室内側熱交換器）１１１は蒸発器として動作し、周辺空気の熱を吸収する。これにより室内が冷やされる。
【０１４６】
このように本実施の形態６の空気調和機１０６では、実施の形態１の空気調和機１０１と同様、室内の温度（第１の熱交換器１１１の周囲温度）だけでなく、室外の温度（第２の熱交換器１１２の周囲温度）にも基づいて、本空気調和機に要求される冷媒の体積循環量Ｖｃｏを算出しているので、要求される冷媒の体積循環量の算出値を、運転状態により適した値とすることができる。
【０１４７】
つまり、空気調和機が室内を冷やしすぎる、あるいは暖めすぎるといった快適性を阻害する運転状態となるのを回避することができ、例えば、室内温度をより短時間で設定温度にすることができるといった効果がある。
【０１４８】
しかも、この実施の形態６の空気調和機１０６では、上記のような快適性を阻害する運転状態が回避されることから、空気調和機の運転に無駄な電力（動力）が使用されることがなく、より高効率な運転が可能となる。
【０１４９】
（実施の形態７）
図８は本発明の実施の形態７による冷蔵庫を説明するブロック図である。
この実施の形態７の冷蔵庫１０７は、実施の形態１の冷凍サイクル装置１０１を用いたものであり、実施の形態１と同様、冷媒循環経路を形成するリニアコンプレッサ１ｃ，絞り装置５７ｃ，第１の熱交換器１２２及び第２の熱交換器１２１を有するとともに、上記リニアコンプレッサ１ｃを駆動するコンプレッサ駆動部１０１ｃを有している。
【０１５０】
つまり、上記絞り装置５７ｃ，リニアコンプレッサ１ｃ，及びコンプレッサ駆動部１０１ｃは、実施の形態１の絞り装置５７ａ，リニアコンプレッサ１ａ，及びコンプレッサ駆動部１０１ａと同一のものである。
【０１５１】
また、上記第２の熱交換器１２１は、大気中に熱を放出する凝縮器で、実施の形態１の冷房を行う空気調和機１０１ａの第２の熱交換器（凝縮器）５５ａに相当するものである。上記第１の熱交換器１２２は、冷蔵庫内を冷却する冷蔵室蒸発器であり、実施の形態１の冷房を行う空気調和機１０１ａの第１の熱交換器（蒸発器）５３ａに相当するものである。ここで、上記冷蔵室蒸発器１２２は、熱交換の能力を上げるための送風機１２２ａと、該冷蔵庫内の温度を検出する温度センサ１２２ｂとを有しており、該温度センサ１２２ｂは、実施の形態１の第１の熱交換器周囲温度検出器３に相当するものである。
【０１５２】
次に動作について説明する。
この実施の形態７の冷蔵庫１０７では、コンプレッサ駆動部１０１ｃからリニアコンプレッサ１ｃに駆動電流Ｃｄが印加されると、冷媒循環経路内で冷媒が矢印Ｃの方向に循環し、凝縮器１２１及び冷蔵室蒸発器１２２にて熱交換が行われる。これにより、冷蔵室内が冷却される。
【０１５３】
つまり、第２の熱交換器（凝縮器）１２１で液状となった冷媒は、絞り装置５７ｃにてその流量が絞られることにより膨張して、低温の冷媒液となる。そして、第１の熱交換器（冷蔵室蒸発器）１２２へ低温の液冷媒が送り込まれると、第１の熱交換器（冷蔵室蒸発器）１２２では、低温の冷媒液が蒸発して、冷蔵室の冷却が行われる。このとき、熱交換器１２２には、送風機１２２ａにより強制的に冷蔵室内の空気が送り込まれており、熱交換器１２２では、効率よく熱交換が行われる。また、このとき、庫内の温度が温度センサ１２２ｂにより検出され、検出信号が上記コンプレッサ駆動部１０１ｃに出力される。コンプレッサ駆動部１０１ｃは、温度センサ１２２ｂにより検出された温度情報に基づいて、冷凍サイクル装置に要求される冷媒の体積循環量Ｖｃｏを算出し、該算出された冷媒の体積循環量に基づいてリニアコンプレッサ１ｃを駆動制御する。
【０１５４】
このように本実施の形態７の冷蔵庫１０７では、実施の形態１の空気調和機１０１と同様、冷蔵庫内の温度（第１の熱交換器１２２の周囲温度）に基づいて、本冷蔵庫に要求される冷媒の体積循環量Ｖｃｏを算出しているので、要求される冷媒の体積循環量の算出値を、運転状態により適した値とすることができる。
【０１５５】
つまり、この実施の形態７では、冷蔵庫内が冷やしすぎとなるといった効率の悪い運転状態を回避することができ、例えば、冷蔵庫内の温度をより短時間で設定温度にすることができるといった効果がある。
【０１５６】
（実施の形態８）
図９は本発明の実施の形態８による給湯器を説明するブロック図である。
この実施の形態８の給湯器１０８は、供給された水を加熱して温水を排出する冷凍サイクル装置１４２と、冷凍サイクル装置１４２から排出された温水を貯める貯湯槽１４１とを有している。
【０１５７】
上記冷凍サイクル装置１４２は、実施の形態１の冷凍サイクル装置１０１と同様、冷媒循環経路を形成するリニアコンプレッサ１ｄ，絞り装置５７ｄ，第１の熱交換器１３２，及び第２の熱交換器１３５を有するとともに、上記リニアコンプレッサ１ｄを駆動するコンプレッサ駆動部１０１ｄを有している。
【０１５８】
つまり、上記絞り装置５７ｄ，リニアコンプレッサ１ｄ，及びコンプレッサ駆動部１０１ｄは、実施の形態１の絞り装置５７ａ，リニアコンプレッサ１ａ，及びコンプレッサ駆動部１０１ａと同一のものである。
【０１５９】
上記第２の熱交換器１３５は、冷凍サイクル装置１４２に供給された水を加熱する水熱交換器で、実施の形態１の冷房を行う空気調和機１０１ａの第２の熱交換器（凝縮器）５５ａに相当するものである。上記第１の熱交換器１３２は、周辺雰囲気から熱を吸収する空気熱交換器であり、実施の形態１の冷房を行う空気調和機１０１ａの第１の熱交換器（蒸発器）５３ａに相当するものである。ここで、上記水熱交換器１３５は、加熱された水（温水）の温度を検出する温度センサ１３５ａを有しており、該温度センサ１３５ａは、実施の形態１の第２の熱交換器周囲温度検出器５に相当するものである。上記空気熱交換器１３２は、熱交換の能力を上げるための送風機１３２ａと、該周辺温度を検出する温度センサ１３２ｂとを有している。該温度センサ１３２ｂは、実施の形態１の第１の熱交換器周囲温度検出器３に相当するものである。
【０１６０】
なお、図中、１３１は、上記冷媒を、リニアコンプレッサ１ｄ，第１の熱交換器１３２，絞り装置５７ｄ，及び第２の熱交換器１３５により形成される冷媒循環経路に沿って循環させる冷媒配管である。該冷媒配管１３１には、コンプレッサ１ｄから吐出された冷媒を、第２の熱交換器１３５及び絞り装置５７ｄをバイパスして第１の熱交換器１３２に供給するバイパス配管（除霜バイパス路）１３３が接続されており、該バイパス配管１３３の一部には弁（除霜バイパス弁）１３４が設けられている。
【０１６１】
上記貯湯槽１４１は、水あるいは温水を貯める貯湯タンク１３８を有している。該貯湯タンク１３８の受水口１３８ｃには、該貯湯タンク１３８内へ水を外部から供給する配管（給水管）１４０が接続され、上記貯湯タンク１３８の湯出口１３８ｄには、該貯湯タンク１３８から浴槽（風呂）へ湯を供給する配管（浴槽給湯管）１４０が接続されている。また、上記貯湯タンク１３８の水出入口１３８ａには、該タンク１３８に貯められた湯を外部に供給する給湯管１３９が接続されている。
【０１６２】
上記貯湯タンク１３８と冷凍サイクル装置１４２の水熱交換器１３５とは、配管１３６ａ，１３６ｂ，１４６ａ，及び１４６ｂにより接続されており、貯湯タンク１３８と水熱交換器１３５との間には水の循環路が形成されている。
【０１６３】
ここで、水配管１３６ｂは、水を貯湯タンク１３８から水熱交換器１３５へ供給する配管であり、その一端は、貯湯タンク１３８の水出口１３８ｂに接続され、その他端は、ジョイント部分１４３ｂを介して、水熱交換器１３５の入水側配管１４６ｂに接続されている。また、この水配管１３６ｂの一端側には、貯湯タンク１３８内の水あるいは温水を排出するための排水弁１４４が取り付けられている。上記水配管１３６ａは、水を水熱交換器１３５から貯湯タンク１３８へ戻す配管であり、その一端は、貯湯タンク１３８の水出入口１３８ａに接続され、その他端は、ジョイント部分１４３ａを介して水熱交換器１３５の排出側配管１４６ａに接続されている。
そして、水熱交換器１３５の入側配管１４６ｂの一部には、上記水循環路内で水を循環させるポンプ１３７が設けられている。
【０１６４】
次に動作について説明する。
リニアコンプレッサ１ｄにコンプレッサ駆動部１０１ｄから駆動電流Ｃｄが印加され、リニアコンプレッサ１ｄが駆動すると、リニアコンプレッサ１ｄにより圧縮された高温冷媒は、矢印Ｄの方向に循環し、つまり冷媒配管１３１を通り、第２の熱交換器（水熱交換器）１３５に供給される。また、水循環路のポンプ１３７が駆動すると、貯湯タンク１３８から水が第２の熱交換器１３５に供給される。
【０１６５】
すると、第２の熱交換器（水熱交換器）１３５では、冷媒と貯湯タンク１３８から供給された水との間で熱交換が行われ、熱が冷媒から水へ移動する。つまり供給された水が加熱され、加熱された水（温水）は、貯湯タンク１３８へ供給される。このとき、加熱された水（温水）の温度は凝縮温度センサ１３５ａにて監視されている。
【０１６６】
また、第２の熱交換器（水熱交換器）１３５では、冷媒は上記熱交換により凝縮し、凝縮した液冷媒は、その流量が絞り装置５７ｄにより絞られることにより膨張し、第１の熱交換器（空気熱交換器）１３２に送り込まれる。この給湯器１０８では、該第１の熱交換器（空気熱交換器）１３２は、蒸発器として働く。つまり、該空気熱交換器１３２は、送風機１３２ｂにより送り込まれた外気から熱を吸収し、低温の冷媒液を蒸発させる。このとき、上記空気熱交換器１３２の周辺雰囲気の温度は温度センサ１３２ｂにより監視されている。
【０１６７】
また、冷凍サイクル装置１４２では、第１の熱交換器（空気熱交換器）１３２に霜がついた場合は、除霜バイパス弁１３４が開き、高温の冷媒が除霜バイパス路１３３を介して第１の熱交換器（空気熱交換器）１３２に供給される。これにより第２の熱交換器（空気熱交換器）１３２の除霜が行われる。
【０１６８】
一方、貯湯槽１４１には、冷凍サイクル装置１０８の水熱交換器１３５から温水が配管１４６ａ及び１３６ａを介して供給され、供給された温水が貯湯タンク１３８に貯められる。貯湯タンク１３８内の温水は、必要に応じて、給湯管１３９を通して外部に供給される。特に、浴槽へ給湯する場合は、貯湯タンク内の温水は浴槽用給湯管１４０を通して浴槽に供給される。
【０１６９】
また、貯湯タンク１３８内の水あるいは温水の貯蓄量が一定量以下となった場合には、外部から給水管１４０を介して水が補給される。
【０１７０】
このように本実施の形態８の給湯器１０８では、実施の形態１の空気調和機１０１と同様、温度センサ１３５ａにより検出された、給湯器１０８から供給される温水の温度に基づいて、給湯器の冷凍サイクル装置に要求される冷媒の体積循環量Ｖｃｏを算出しているので、要求される冷媒の体積循環量の算出値を、給湯器の運転状態により適した値とすることができる。
【０１７１】
つまり、給湯器が水を温めすぎるといった効率の悪い運転状態となるのを回避することができ、例えば、給湯器から供給される温水の温度をより短時間で設定温度にすることができるといった効果がある。
【０１７２】
（実施の形態９）
図１０は本発明の実施の形態９による極低温冷凍装置を説明するブロック図である。
この実施の形態９の極低温冷凍装置１０９は、冷凍室を有し、該冷凍室内部を極低温状態（−５０°Ｃ以下）となるよう冷却するものであり、この極低温冷凍装置１０９を用いて冷却する物（冷却対象物）には、超電導用の素子（抵抗，コイル，磁石などの電気磁気回路素子）、赤外線センサ用の低温参照部などの電子部品、血液や内臓といった医療用のもの、さらに、冷凍マグロなど冷凍食品がある。
【０１７３】
電子部品を極低温状態にするのは、動作効率アップ，あるいは熱雑音の除去による感度アップのためであり、食料品などでは、生鮮食品を輸送したり、鮮度維持や乾燥を行ったりするためである。
【０１７４】
また、この極低温冷凍装置の冷却温度は、高温超電導の用途では、５０から１００Ｋ（Ｋ：絶対温度）程度に、通常の超電導の用途では、０〜５０Ｋ程度の極低温状態に設定される。また、食品などの生鮮維持に用いられる場合は、この極低温冷凍装置の冷却温度は−５０°Ｃ弱（摂氏）に設定される。
【０１７５】
以下、具体的に説明する。
この実施の形態９の極低温冷凍装置１０９は、実施の形態１の冷凍サイクル装置１０１を用いたものであり、実施の形態１と同様、冷媒循環経路を形成するリニアコンプレッサ１ｅ，絞り装置５７ｅ，第１の熱交換器１５２，及び第２の熱交換器１５１を有するとともに、上記リニアコンプレッサ１ｅを駆動するコンプレッサ駆動部１０１ｅを有している。
【０１７６】
つまり、上記絞り装置５７ｅ，リニアコンプレッサ１ｅ，及びコンプレッサ駆動部１０１ｅは、実施の形態１の絞り装置５７ａ，リニアコンプレッサ１ａ，及びコンプレッサ駆動部１０１ａと同一のものである。
【０１７７】
また、上記第２の熱交換器１５１は、大気中に熱を放出する放熱器で、実施の形態１の冷房を行う空気調和機１０１ａの凝縮器５５ａに相当するものである。上記第１の熱交換器１５２は、冷凍室内を冷却する蓄冷器であり、実施の形態１の冷房を行う空気調和機１０１ａの蒸発器５３ａに相当するものである。ここで、上記放熱器１５２は、熱交換の能力を上げるための送風機１５２ａと、冷凍室内の温度を検出する温度センサ１５２ｂとを有しており、該温度センサ１５２ｂは、実施の形態１の第１の熱交換器周囲温度検出器３に相当するものである。
【０１７８】
次に動作について説明する。
この実施の形態９の極低温冷凍装置１０９では、コンプレッサ駆動部１０１ｅからリニアコンプレッサ１ｅに駆動電流Ｃｄが印加されると、冷媒循環経路内で冷媒が、矢印Ｅの方向に循環し、放熱器１５１及び蓄冷器１５２にて熱交換が行われる。これにより、冷凍室が冷却される。
【０１７９】
つまり、第２の熱交換器（放熱器）１５１で液状となった冷媒は、絞り装置５７ｅにてその流量が絞られることにより膨張して低温の冷媒液となる。そして、第１の熱交換器（蓄冷器）１５２へ低温の液冷媒が送り込まれると、第１の熱交換器（蓄冷器）１５２では、低温の冷媒液が蒸発して、冷凍室の冷却が行われる。このとき、蓄冷器１５２には、送風機１５２ａにより強制的に冷凍室内の空気が送り込まれており、蓄冷器１５２では、効率よく熱交換が行われる。また、このとき、冷凍室内の温度が温度センサ１５２ｂにより検出され、検出信号が上記コンプレッサ駆動部１０１ｅに出力される。コンプレッサ駆動部１０１ｅは、温度センサ１５２ｂにより検出された温度情報に基づいて、冷凍サイクル装置に要求される冷媒の体積循環量Ｖｃｏを算出し、該算出された冷媒の体積循環量に基づいてリニアコンプレッサ１ｅを駆動制御する。
【０１８０】
このように本実施の形態９の極低温冷凍装置１０９では、実施の形態１の空気調和機１０１と同様、冷凍室内の温度（つまり、冷凍の対象物の温度）に基づいて、冷凍サイクル装置に要求される冷媒の体積循環量Ｖｃｏを算出しているので、要求される冷媒の体積循環量の算出値を、極低温冷凍装置の運転状態により適した値とすることができ、これにより冷凍対象物の温度を精度よく制御することができるといった効果がある。
【０１８１】
なお、上記実施の形態６〜９では、コンプレッサ駆動部として、実施の形態１の冷凍サイクル装置１０１のコンプレッサ駆動部１０１ａと同一のものを用いているが、実施の形態６〜９のコンプレッサ駆動部は、実施の形態１のものに限らず、実施の形態２〜５のいずれのもの（コンプレッサ駆動部１０２ａ〜１０５ａ）を用いてもよい。
【０１８２】
【発明の効果】
以上のように本発明（請求項１）に係る冷凍サイクル装置によれば、冷媒の循環経路を形成する第１の熱交換器及び第２の熱交換器と、ピストン及びピストンを往復運動させるリニアモータを有し、該ピストンの往復運動により上記循環経路内で冷媒を循環させるリニアコンプレッサとを備えた冷凍サイクル装置であって、上記リニアモータを駆動する交流電流を発生するインバータと、上記ピストンの往復運動によりリニアコンプレッサが単位時間当たりに吐出もしくは吸入する冷媒の体積を示す実際の冷媒循環量を検出する実循環量検出部と、上記第１の熱交換器および第２の熱交換器の両方あるいは一方の周辺温度と、少なくとも該両熱交換器の一方に対して設定された目標温度とに基づいて、上記リニアコンプレッサが単位時間当たりに吐出もしくは吸入すべき冷媒の体積を示す目標冷媒循環量を導出する目標循環量導出部と、上記実際の冷媒循環量と上記目標冷媒循環量との差分が減少するよう、上記インバータを制御する制御部とを備えたことを特徴とするので、リニアコンプレッサを用いた冷凍サイクル装置の冷凍能力の制御を、従来の回転型コンプレッサを用いた冷凍サイクル装置と同様に、冷媒の体積循環量に基づいて高効率でもって行うことができる。
【０１８３】
本発明（請求項２）によれば、請求項１記載の冷凍サイクル装置において、往復運動するピストンのストローク長を検出するストローク検出部と、往復運動するピストンの上死点位置を検出する上死点位置検出部とを備え、上記実循環量検出部は、検出されたストローク長及び上記検出された上死点位置に基づいて、上記ピストンの１往復運動により吐出もしくは吸入される冷媒の容積を算出し、該容積と上記インバータの発生する交流電流の周波数との乗算により、上記実際の冷媒循環量を求めるものであることを特徴とするので、冷凍サイクル装置の冷凍能力を、体積循環量を計測するセンサを用いることなく効率よく制御することができる。
【０１８４】
本発明（請求項３）によれば、請求項２記載の冷凍サイクル装置において、上記循環経路の、リニアコンプレッサの冷媒吐出側に位置する、冷媒を凝縮させる熱交換器内の冷媒の温度に基づいて、該リニアコンプレッサが吐出する冷媒の圧力を推定する吐出圧力推定部と、上記循環経路の、リニアコンプレッサの冷媒吸入側に位置する、冷媒を蒸発させる熱交換器内の冷媒の温度に基づいて、上記リニアコンプレッサが吸入する冷媒の圧力を推定する吸入圧力推定部とを備え、上記実循環量検出部は、推定された吸入冷媒の圧力及び推定された吐出冷媒の圧力から得られる、上記循環経路における冷媒の最高圧力と最低圧力の圧力比と、上記検出されたストローク長及び上記検出された上死点位置とを用いた演算により、上記ピストンの１往復運動により吐出もしくは吸入される冷媒の容積を求めるものであることを特徴とするので、運転条件によって圧力状態が変化し、冷媒の吐出圧と吸入圧の圧力比が変化するような冷凍サイクル装置であっても、冷凍サイクル装置の冷凍能力を、冷媒の体積循環量に基づいて効率よく制御することができる。
【０１８５】
本発明（請求項４）に係る冷凍サイクル装置によれば、冷媒の循環経路を形成する第１の熱交換器及び第２の熱交換器と、ピストン及びピストンを往復運動させるリニアモータを有し、該ピストンの往復運動により上記循環経路内の冷媒を循環させるリニアコンプレッサとを備えた冷凍サイクル装置であって、上記リニアモータを駆動する交流電流を発生するインバータと、上記ピストンの往復運動によりリニアコンプレッサが単位時間当たりに吐出もしくは吸入する冷媒の重量を示す実際の冷媒循環量を検出する実循環量検出部と、上記第１の熱交換器および第２の熱交換器の両方あるいは一方の周辺温度と、少なくとも該両熱交換器の一方に対して設定された目標温度とに基づいて、上記リニアコンプレッサが単位時間当たりに吐出もしくは吸入すべき冷媒の重量を示す目標冷媒循環量を導出する目標循環量導出部と、上記実際の冷媒循環量と上記目標冷媒循環量との差分が減少するよう、上記インバータを制御する制御部とを備えたことを特徴とするので、冷房する部屋の実際の温度と、その目標温度との温度差に応じて、冷凍サイクル装置の冷凍能力を効率よく制御することができ、しかも、冷凍サイクル装置の冷凍能力を、該装置の負荷とより密接に関連している冷媒の重量循環量に基づいて行っているので、冷凍能力の制御をより応答性よく安定に行うことができる。
【０１８６】
本発明（請求項５）によれば、請求項４記載の冷凍サイクル装置において、往復運動するピストンのストローク長を検出するストローク検出部と、往復運動するピストンの上死点位置を検出する上死点位置検出部と、上記リニアコンプレッサから吐出される冷媒の密度を検出する吐出冷媒密度検出部とを備え、上記実循環量検出部は、上記検出されたストローク長及び上記検出された上死点位置に基づいて、上記ピストンの１往復運動により吐出される冷媒の容積を算出し、該算出された容積、上記検出された冷媒の密度、及び上記インバータの発生する交流電流の周波数から、上記単位時間当たりにリニアコンプレッサにより吐出される冷媒の重量を求めるものであることを特徴とするので、冷媒の重量循環量に基づいた、冷凍サイクル装置の冷凍能力の効率のよい制御を、冷媒の重量循環量を計測するセンサを用いることなく、吐出冷媒の密度を計測するセンサだけを用いて行うことができる。
【０１８７】
本発明（請求項６）によれば、請求項５記載の冷凍サイクル装置において、上記リニアコンプレッサから吐出される冷媒の温度を検出する吐出温度検出部と、上記リニアコンプレッサから吐出される冷媒の圧力を検出する吐出圧力検出部とを備え、上記吐出冷媒密度検出部は、上記検出された、リニアコンプレッサから吐出される冷媒の温度及び圧力に基づいて、上記リニアコンプレッサから吐出される冷媒の密度を導出するものであることを特徴とするので、冷媒の重量循環量に基づいた、冷凍サイクル装置の冷凍能力の効率のよい制御を、吐出冷媒の密度を計測するセンサを用いることなく行うことができる。
【０１８８】
本発明（請求項７）によれば、請求項４記載の冷凍サイクル装置において、往復運動するピストンのストローク長を検出するストローク検出部と、往復運動するピストンの上死点位置を検出する上死点位置検出部と、上記リニアコンプレッサに吸入される冷媒の密度を検出する吸入冷媒密度検出部とを備え、上記実循環量検出部は、上記検出されたストローク長及び上記検出された上死点位置に基づいて、上記ピストンの１往復運動により吐出される冷媒の容積を算出し、該算出された容積、上記検出された冷媒の密度、及び上記インバータの発生する交流電流の周波数から、単位時間当たりに上記リニアコンプレッサに吸入される冷媒の重量を求めるものであることを特徴とするので、冷媒の重量循環量に基づいた、冷凍サイクル装置の冷凍能力の効率のよい制御を、重量循環量を計測するセンサを用いることなく、吸入冷媒の密度を計測するセンサだけを用いて行うことができる。
【０１８９】
本発明（請求項８）によれば、請求項７記載の冷凍サイクル装置において、上記リニアコンプレッサに吸入される冷媒の温度を検出する吸入温度検出部と、上記リニアコンプレッサに吸入される冷媒の圧力を検出する吸入圧力検出部とを備え、上記吸入冷媒密度検出部は、上記検出された、リニアコンプレッサに吸入される冷媒の温度及び圧力に基づいて、上記リニアコンプレッサに吸入される冷媒の密度を求めるものであることを特徴とするので、冷媒の重量循環量に基づいた、冷凍サイクル装置の冷凍能力の効率のよい制御を、吸入冷媒の密度を計測するセンサを用いることなく行うことができる。
【０１９０】
本発明（請求項９）によれば、請求項８記載の冷凍サイクル装置において、上記循環経路の、リニアコンプレッサの冷媒吸入側に位置する、冷媒を蒸発させる熱交換器である蒸発器内の冷媒の温度を、上記リニアコンプレッサに吸入される冷媒の飽和温度として検出する冷媒温度検出器と、上記リニアコンプレッサの運転状態に基づいて、上記リニアコンプレッサに吸入される冷媒の温度とその飽和温度との温度差である該冷媒の過熱度を推定する過熱度推定部とを備え、上記吸入温度検出部は、上記検出された蒸発器内の冷媒の温度と、上記推定された冷媒の過熱度とを加算して、上記リニアコンプレッサに吸入される冷媒の温度を求めるものであることを特徴とするので、冷媒の重量循環量に基づいた、冷凍サイクル装置の冷凍能力の効率のよい制御を、吸入冷媒の密度を計測するセンサ及び吸入冷媒の温度を測定するセンサを用いることなく行うことができる。
【０１９１】
本発明（請求項１０）にかかる空気調和機によれば、請求項１から９のいずれかに記載の冷凍サイクル装置を有する空気調和機であって、上記第１の熱交換器は、室外側熱交換器であり、上記第２の熱交換器は、室内側熱交換器であることを特徴とするものであるので、冷やしすぎる、暖めすぎるといった快適性を阻害する運転を防止することができ、例えば、室内温度をより短時間で設定温度にすることができるといった効果がある。また、上記のような空気調和機の運転では、無駄な電力（動力）を使用しないことから、空気調和機のより高効率な運転が可能となる。
【０１９２】
本発明（請求項１１）にかかる冷蔵庫によれば、請求項１から９のいずれかに記載の冷凍サイクル装置を有する冷蔵庫あって、上記第１の熱交換器は、熱を放出する凝縮器であり、上記第２の熱交換器は、庫内を冷却する蒸発器であることを特徴とするものであるので、冷蔵庫内を冷やしすぎるといった効率の悪い運転状態となるのを回避することができ、例えば、冷蔵庫内の温度をより短時間で設定温度にすることができるといった効果がある。
【０１９３】
本発明（請求項１２）にかかる給湯器によれば、請求項１から９のいずれかに記載の冷凍サイクル装置を有する給湯器であって、水を貯める貯水槽を備え、上記第１の熱交換器は、上記貯水槽の水を加熱する水熱交換器であり、上記第２の熱交換器は、周辺雰囲気から熱を吸収する空気熱交換器であることを特徴とするものであるので、給湯器が水を温めすぎるといった効率の悪い運転状態となるのを回避することができ、例えば、給湯器から供給される温水の温度をより短時間で設定温度にすることができるといった効果がある。
【０１９４】
本発明（請求項１３）にかかる極低温冷凍装置によれば、請求項１から９のいずれかに記載の冷凍サイクル装置を有する極低温冷凍装置であって、冷凍室を有し、上記第１の熱交換器は、熱を放出する放熱器であり、上記第２の熱交換器は、上記冷凍室内を冷却する蓄冷器であることを特徴とするものであるので、精度の高い温度制御が可能な極低温冷凍装置を得ることができる効果がある。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明の実施の形態１による冷凍サイクル装置を説明するためのブロック図である。
【図２】本発明の実施の形態２による冷凍サイクル装置を説明するためのブロック図である。
【図３】上記実施の形態２の冷凍サイクル装置で、リニアコンプレッサにおけるピストンの上死点位置とストロークから冷媒循環量を算出する方法を説明する図である。
【図４】本発明の実施の形態３による冷凍サイクル装置を説明するためのブロック図である。
【図５】本発明の実施の形態４による冷凍サイクル装置を説明するためのブロック図である。
【図６】本発明の実施の形態５による冷凍サイクル装置を説明するためのブロック図である。
【図７】本発明の実施の形態６による空気調和機を示す模式図である。
【図８】本発明の実施の形態７による冷蔵庫を示す模式図である。
【図９】本発明の実施の形態８による給湯器を示す模式図である。
【図１０】本発明の実施の形態９による極低温冷凍装置を示す模式図である。
【図１１】従来のリニアコンプレッサを説明するための断面図である。
【図１２】一般的な冷凍サイクル装置を説明するためのシステム図である。
【図１３】従来のリニアコンプレッサを用いた冷凍サイクル装置の冷凍能力を制御するシステムを説明するためのブロック図である。
【符号の説明】
１ａ，１ｂ，１ｃ，１ｄ，１ｅ　リニアコンプレッサ
２　インバータ
３　第２の熱交換器周囲温度検出器
４　第２の熱交換器周囲温度指令器
５　第１の熱交換器周囲温度検出器
６　第１の熱交換器周囲温度指令器
７　体積循環量指令部
８ａ、８ｂ　体積循環量検出部
９　ストローク検出部
１０　上死点位置検出部
１１　重量循環量指令部
１２ｃ、１２ｄ、１２ｅ　重量循環量検出部
１３　吐出冷媒密度検出部
１４　吸入冷媒密度検出部
２０、２１　インバータ制御部
５３ａ，１１１，１２２，１３２，１５２　第１の熱交換器（蒸発器）
５５ａ，１１２，１２１，１３１，１５１　第２の熱交換器（凝縮器）
５７ａ，５７ｂ，５７ｃ，５７ｄ，５７ｅ　絞り装置
１０１〜１０５　冷凍サイクル装置
１０１ａ，１０２ａ，１０３ａ，１０４ａ，１０５ａ，１０１ｂ，１０１ｃ，１０１ｄ，１０１ｅ　リニアコンプレッサ駆動部
１０６　空気調和機
１０７　冷蔵庫
１０８　給湯器
１０９　極低温冷凍装置[0001]
TECHNICAL FIELD OF THE INVENTION
The present invention relates to a refrigeration cycle apparatus, and more particularly to a refrigeration cycle apparatus using a linear compressor that generates a compressed gas of a refrigerant by reciprocating a piston in a cylinder by a linear motor.
[0002]
[Prior art]
Conventionally, a refrigeration cycle device using a mechanical elastic member or a linear compressor using the elasticity of a compressed gas is known as an apparatus for generating a compressed gas of a refrigerant. Specific examples of the application of such a refrigeration cycle device include an air conditioner that cools and heats a room to maintain a comfortable room temperature, and a refrigerator that keeps the inside of a refrigerator at an appropriate low temperature by freezing the refrigerator. Can be considered.
[0003]
FIG. 11 is a diagram illustrating a linear compressor using a spring as an elastic member, which is used in such a refrigeration cycle apparatus.
The linear compressor 1 has a cylinder part 71a arranged along a predetermined axis, and a motor part 71b. A piston 72 slidably supported in the axial direction is disposed in the cylinder portion 71a. A piston rod 72a, one end of which is fixed to the back side of the piston 72, is disposed inside the cylinder portion 71, and a support spring (which biases the piston rod 72a in the axial direction) is provided at the other end of the piston rod 72a. A resonance spring 81 is provided.
[0004]
A magnet 73 is attached to the piston rod 72a. An electromagnet 74 including an outer yoke 74a and a stator coil 74b embedded in the outer yoke 74a is provided on a portion of the motor portion 71b facing the magnet 73. Installed. In the linear compressor 1, a linear motor 82 is constituted by an electromagnet 74 and a magnet 73 attached to the piston rod. The electromagnetic force generated between the electromagnet 74 and the magnet 73 and the elasticity of the spring 81 Due to the force, the piston 72 reciprocates along its axial direction.
[0005]
Further, in the cylinder portion 71a, a compression chamber 76, which is a closed space surrounded by a cylinder upper inner surface 75, a piston compression surface 72b, and a cylinder peripheral wall surface 71a1, is formed. One end of a gas-side suction pipe 1a for sucking low-pressure refrigerant gas from the gas-side flow passage into the compression chamber 76 is opened in the cylinder upper inner surface 75, and the cylinder upper inner surface 75 is provided with the compression chamber 76. One end of a discharge pipe 1b for discharging the high-pressure refrigerant gas from the gas to the gas side flow passage is open. At one ends of the suction pipe 1a and the discharge pipe 1b, a suction valve 79 and a discharge valve 80 for preventing the backflow of the refrigerant gas are attached.
[0006]
In the linear compressor 1, the piston 72 reciprocates in the axial direction by applying a drive current to the linear motor 82 from a drive circuit (not shown) for the linear motor 82, and the low-pressure refrigerant flows into the compression chamber 76. The suction of the gas, the compression of the refrigerant gas in the compression chamber 76, and the discharge of the compressed high-pressure refrigerant gas from the compression chamber 76 are repeatedly performed.
[0007]
Further, as a method of controlling the refrigeration cycle apparatus, a method of performing feedback control of the operation of a compressor included in the refrigeration cycle apparatus based on the heat load state of the refrigeration cycle apparatus has been widely performed.
[0008]
FIG. 12 is a diagram for explaining an application example of the refrigeration cycle device, and shows an air conditioner for cooling.
The air conditioner (refrigeration cycle device) 50 includes an indoor unit 51 arranged inside a room (indoor) to cool the room, and an outdoor unit 52 arranged outside the room (outdoor) to discard heat. ing.
[0009]
The indoor unit 51 exchanges heat between the indoor air and the refrigerant and absorbs heat from the indoor air, and an indoor heat exchanger (evaporator) 53, and the temperature of the air sucked into the evaporator 53, that is, A room temperature detector 54 for detecting room temperature (ambient temperature of the evaporator).
[0010]
The outdoor unit 52 exchanges heat between the outside air and the refrigerant to release heat to the outside air, and an outdoor heat exchanger (condenser) 55 and a gas-side flow passage Gp for flowing the refrigerant from the evaporator 53 to the condenser 55. A compressor 56 is provided in a part thereof and sucks and compresses low-temperature and low-pressure refrigerant gas from the evaporator 53 and sends out high-temperature and high-pressure refrigerant gas to the condenser 55. Further, the outdoor unit 52 is disposed in a part of the liquid side flow path Lp for flowing the refrigerant from the condenser 55 to the evaporator 53, and converts the high-pressure liquid refrigerant into a low-pressure liquid refrigerant so that the refrigerant evaporates at a lower temperature. An expansion valve 57 for reducing the pressure is provided. In FIG. 12, Lmf indicates the direction in which the refrigerant liquid flows in the liquid side flow path Lp, and Gmf indicates the direction in which the refrigerant gas flows in the gas side flow path Gp.
[0011]
Here, the operation of the condenser 55 and the evaporator 53 will be briefly described.
In the condenser 55, the high-temperature and high-pressure refrigerant gas flowing through the inside of the condenser 55 loses heat by the supplied air and gradually liquefies, and becomes a high-pressure liquid refrigerant near the outlet of the condenser 55. This is equivalent to the refrigerant radiating heat to the atmosphere to liquefy.
[0012]
Further, the liquid refrigerant, which has become low temperature and low pressure by the expansion valve 57, flows into the evaporator 53. When the room air is sent into the evaporator 53 in this state, the liquid refrigerant takes a large amount of heat from the air and evaporates, and changes to a low-temperature low-pressure gas refrigerant. The air deprived of a large amount of heat in the evaporator 53 is discharged as a cool air from the outlet of the air conditioner.
[0013]
As described above, in the air conditioner 50, the evaporator 53, the condenser 55, the gas side flow path Gp and the liquid side flow path Lp therebetween, the compressor 56 disposed in the gas side flow path Gp, and A refrigerant circulation closed circuit is formed by the expansion valve 57 disposed in the liquid side flow passage Lp. By circulating the refrigerant sealed in the circulation closed circuit by the compressor 56, a known heat pump cycle is provided in the refrigerant circulation closed circuit. Is formed.
[0014]
Here, as a method of controlling the circulation amount of the refrigerant, a method using a target temperature set for the air conditioner and an actual room temperature is generally used (for example, see Patent Document 1).
[0015]
FIG. 13 is a diagram for explaining a conventional refrigeration cycle control method for controlling a cooling air conditioner.
In this conventional refrigeration cycle control method, the indoor temperature (room temperature) cooled by the air conditioner is detected by the indoor unit suction temperature detector 60. As a specific method of detecting the room temperature, a method of sensing the temperature of room air using a temperature sensor such as a thermocouple can be considered. Further, in the room temperature setting device 61, the room temperature desired by the user is set as the target temperature based on the operation signal of the user. As a specific method of setting the target temperature, a method of processing and calculating an operation signal from a remote controller of the air conditioner with a microcomputer can be considered. Then, the subtractor 63 calculates a temperature difference Tdiff between the indoor temperature Tdet detected by the indoor unit suction temperature detector 60 and the target temperature Tod set by the room temperature setter 61. The compressor rotational speed command unit 62 issues a command to the compressor such that the rotational speed ωord of the compressor 56 becomes a rotational speed according to the temperature difference Tdiff. Specifically, the compressor rotation speed ωord increases as the temperature difference Tdiff increases.
[0016]
[Patent Document 1]
JP-A-9-68341 (FIG. 1)
[0017]
[Problems to be solved by the invention]
However, the conventional refrigeration cycle control method described above changes the number of revolutions of the compressor according to the difference between the temperature of the room to be cooled and the target temperature, and the amount of circulation of the refrigerant circulating through the refrigeration cycle is reduced by the compressor. In a refrigeration cycle apparatus determined to be a constant value by the number of rotations of the refrigeration cycle, high-efficiency refrigeration cycle control can be performed. It is difficult to perform a proper refrigeration cycle control.
[0018]
For example, in a compressor using a conventional rotary motor (rotary compressor), specifically, in a reciprocating compressor, a rotary compressor, a scroll compressor, or the like, the volume of the refrigerant compressed by one rotation of the motor is determined. For this reason, in a refrigeration cycle apparatus using a rotary compressor, the circulation amount of the refrigerant circulating in the refrigeration cycle is determined to a constant value by the motor rotation speed of the compressor. Therefore, in a rotary compressor, high-efficiency refrigeration cycle control can be performed by controlling the number of rotations of the compressor.
[0019]
On the other hand, in the refrigeration cycle device using the linear compressor as described above, the volume of the refrigerant compressed by one refrigerant compression operation is not uniquely determined because the volume of the compression chamber of the compressor fluctuates. Further, in a refrigeration cycle device using a linear compressor, the amount of refrigerant remaining in the compression chamber at the end of the compression operation is not constant, so that the amount of refrigerant circulated in the refrigeration cycle cannot be calculated from the stroke of the piston. As a result, in a refrigeration cycle apparatus using a linear compressor, high-efficiency refrigeration cycle control cannot be performed by controlling the number of rotations of the compressor, that is, by controlling the number of reciprocating motions of the piston per unit time.
[0020]
The present invention has been made to solve the above problems, and controls the refrigeration capacity in accordance with a temperature difference between an actual temperature of a room where cooling or heating is performed and a target temperature thereof. It is an object of the present invention to obtain a refrigeration cycle device using a linear compressor that can be performed with high efficiency.
[0021]
[Means for Solving the Problems]
The refrigeration cycle apparatus according to the present invention (claim 1) has a first heat exchanger and a second heat exchanger that form a circulation path of a refrigerant, a piston, and a linear motor that reciprocates the piston. A refrigeration cycle device comprising: a linear compressor that circulates refrigerant in the circulation path by reciprocating motion of a piston; an inverter that generates an alternating current that drives the linear motor; and a linear compressor that reciprocates the piston. An actual circulation amount detection unit that detects an actual refrigerant circulation amount indicating the volume of the refrigerant discharged or drawn in per unit time, and an ambient temperature of both or one of the first heat exchanger and the second heat exchanger. Based on at least a target temperature set for at least one of the heat exchangers, the linear compressor discharges per unit time or A target circulation amount deriving unit that derives a target refrigerant circulation amount that indicates the volume of the refrigerant to be input, and a control unit that controls the inverter so that the difference between the actual refrigerant circulation amount and the target refrigerant circulation amount decreases. It is characterized by having.
[0022]
According to a second aspect of the present invention, in the refrigeration cycle apparatus according to the first aspect, a stroke detection unit that detects a stroke length of the reciprocating piston, and a top dead center position that detects a top dead center position of the reciprocating piston. A detection unit, wherein the actual circulation amount detection unit calculates the volume of the refrigerant discharged or drawn in by one reciprocating motion of the piston based on the detected stroke length and the detected top dead center position. The actual refrigerant circulation amount is obtained by multiplying the volume by the frequency of the alternating current generated by the inverter.
[0023]
According to a third aspect of the present invention, in the refrigeration cycle apparatus according to the second aspect, based on a temperature of the refrigerant in the heat exchanger that condenses the refrigerant, the refrigerant being located on the refrigerant discharge side of the linear compressor in the circulation path. A discharge pressure estimating unit for estimating the pressure of the refrigerant discharged from the linear compressor, and the circulation path, located on the refrigerant suction side of the linear compressor, based on the temperature of the refrigerant in the heat exchanger for evaporating the refrigerant, A suction pressure estimator for estimating the pressure of the refrigerant sucked by the linear compressor, wherein the actual circulation amount detector is obtained from the estimated pressure of the suction refrigerant and the estimated pressure of the discharge refrigerant. The operation using the pressure ratio between the maximum pressure and the minimum pressure of the refrigerant, the detected stroke length, and the detected top dead center position allows one reciprocation of the piston. It is characterized in that it seeks the volume of refrigerant to be discharged or sucked by.
[0024]
The refrigeration cycle apparatus according to the present invention (claim 4) includes a first heat exchanger and a second heat exchanger forming a refrigerant circulation path, a piston, and a linear motor that reciprocates the piston. A refrigeration cycle device comprising: a linear compressor that circulates refrigerant in the circulation path by reciprocating motion of a piston; an inverter that generates an alternating current that drives the linear motor; and a linear compressor that reciprocates the piston. An actual circulation amount detection unit that detects an actual refrigerant circulation amount indicating the weight of the refrigerant discharged or drawn in per unit time, and an ambient temperature of one or both of the first heat exchanger and the second heat exchanger. Based on at least a target temperature set for at least one of the heat exchangers, the linear compressor discharges per unit time or A target circulation amount deriving unit that derives a target refrigerant circulation amount indicating the weight of the refrigerant to be input, and a control unit that controls the inverter so that a difference between the actual refrigerant circulation amount and the target refrigerant circulation amount is reduced. It is characterized by having.
[0025]
According to a fifth aspect of the present invention, in the refrigeration cycle apparatus according to the fourth aspect, a stroke detection unit that detects a stroke length of the reciprocating piston, and a top dead center position that detects a top dead center position of the reciprocating piston. A detection unit and a discharge refrigerant density detection unit that detects the density of the refrigerant discharged from the linear compressor, the actual circulation amount detection unit detects the stroke length and the detected top dead center position at the detected stroke length. Calculating the volume of the refrigerant discharged by one reciprocating movement of the piston based on the calculated volume, the detected density of the refrigerant, and the frequency of the alternating current generated by the inverter, per unit time. In addition, the weight of the refrigerant discharged by the linear compressor is obtained.
[0026]
According to a sixth aspect of the present invention, in the refrigeration cycle apparatus according to the fifth aspect, a discharge temperature detecting unit that detects a temperature of the refrigerant discharged from the linear compressor, and detects a pressure of the refrigerant discharged from the linear compressor. A discharge pressure detection unit for detecting the refrigerant density discharged from the linear compressor based on the detected temperature and pressure of the refrigerant discharged from the linear compressor. It is characterized by being.
[0027]
According to the present invention (claim 7), in the refrigeration cycle apparatus according to claim 4, a stroke detecting section for detecting a stroke length of the reciprocating piston, and a top dead center position for detecting a top dead center position of the reciprocating piston. A detection unit and a suction refrigerant density detection unit that detects a density of the refrigerant sucked into the linear compressor, wherein the actual circulation amount detection unit detects the stroke length and the detected top dead center position at the detected stroke length. And calculating the volume of the refrigerant discharged by one reciprocating movement of the piston based on the calculated volume, the detected density of the refrigerant, and the frequency of the alternating current generated by the inverter per unit time. The weight of the refrigerant sucked into the linear compressor is obtained.
[0028]
According to the present invention (claim 8), in the refrigeration cycle apparatus according to claim 7, a suction temperature detecting section for detecting a temperature of the refrigerant drawn into the linear compressor and a pressure of the refrigerant drawn into the linear compressor are detected. A suction pressure detector that calculates the density of the refrigerant drawn into the linear compressor based on the detected temperature and pressure of the refrigerant drawn into the linear compressor. It is characterized by being.
[0029]
According to the present invention (claim 9), in the refrigeration cycle apparatus according to claim 8, the temperature of the refrigerant in the evaporator, which is a heat exchanger for evaporating the refrigerant, located on the refrigerant suction side of the linear compressor in the circulation path. A refrigerant temperature detector that detects the saturation temperature of the refrigerant drawn into the linear compressor, and a temperature difference between the temperature of the refrigerant drawn into the linear compressor and the saturation temperature based on the operating state of the linear compressor. A superheat degree estimating section for estimating the degree of superheat of the refrigerant, wherein the suction temperature detecting section adds the detected temperature of the refrigerant in the evaporator and the estimated superheat degree of the refrigerant. And calculating the temperature of the refrigerant sucked into the linear compressor.
[0030]
This invention (Claim 10) is an air conditioner having the refrigeration cycle device according to any one of Claims 1 to 9, wherein the first heat exchanger is an outdoor heat exchanger, The second heat exchanger is an indoor heat exchanger.
[0031]
This invention (Claim 11) is a refrigerator having the refrigeration cycle apparatus according to any one of Claims 1 to 9, wherein the first heat exchanger is a condenser that releases heat, and The second heat exchanger is an evaporator that cools the inside of the refrigerator.
[0032]
This invention (Claim 12) is a water heater having the refrigeration cycle device according to any one of Claims 1 to 9, further comprising a water storage tank for storing water, and wherein the first heat exchanger includes the water storage tank. The second heat exchanger is a water heat exchanger that heats the water in the tank, and the second heat exchanger is an air heat exchanger that absorbs heat from the surrounding atmosphere.
[0033]
This invention (Claim 13) is a cryogenic refrigeration apparatus having the refrigeration cycle apparatus according to any one of Claims 1 to 9, further comprising a freezing chamber, wherein the first heat exchanger transfers heat. The second heat exchanger is a regenerator that cools the freezer compartment.
[0034]
BEST MODE FOR CARRYING OUT THE INVENTION
Hereinafter, embodiments of the present invention will be described with reference to the drawings.
The refrigeration cycle apparatus of the present invention uses a linear compressor as means for circulating the refrigerant, and the feature of the present invention is that the amount of refrigerant circulating in the refrigeration cycle apparatus, that is, the linear compressor The volume or weight of the refrigerant to be discharged or drawn in per unit time (hereinafter also referred to as volume circulation or weight circulation) is calculated, and the calculated volume or weight of the refrigerant corresponds to the required refrigerating capacity. A high-speed and stable control of the refrigeration cycle device is performed by controlling the drive of the linear compressor so as to obtain a value that is as high as possible.
[0035]
Here, the control of the linear compressor is performed by controlling the drive current applied to the linear motor, and the specific control method of the drive current includes a condenser and an evaporator of a refrigeration cycle device. In order to reduce the temperature difference between the ambient temperature of the heat exchanger and the set temperature (target temperature) set for the heat exchanger, a method of changing the amplitude, frequency or waveform of the drive current is considered. Can be
[0036]
(Embodiment 1)
FIG. 1 is a diagram for explaining a refrigeration cycle device according to Embodiment 1 of the present invention.
The refrigeration cycle apparatus 101 according to Embodiment 1 of the present invention is an air conditioner that cools a room, and similar to the conventional air conditioner 50 shown in FIG. 8, a refrigeration cycle device that forms a refrigerant circulation path (refrigeration cycle). The first heat exchanger (evaporator) 53a and the second heat exchanger (condenser) 55a, the linear compressor 1a disposed in the gas side flow path Gp connecting the two heat exchangers, and the two heat exchangers A throttle device 57a disposed in the liquid side flow passage Lp to be connected.
[0037]
Here, the linear compressor 1a is the same as the linear compressor 1 shown in FIG. 7, and has a cylinder portion 71a including a piston 72 and a motor portion 71b including a linear motor 82 for reciprocating the piston 72. The refrigerant is circulated in the refrigerant circulation path by the reciprocating motion of the piston.
[0038]
Further, the refrigeration cycle apparatus 101 has a compressor drive unit 101a that supplies a drive current Cd to the linear motor of the linear compressor 1a to drive the linear compressor 1a.
[0039]
Hereinafter, the compressor driving unit 101a will be described in detail.
The compressor drive unit 101a has temperature detectors 3 and 5 for detecting a state of a load applied to the refrigeration cycle device 101. The temperature detector 3 detects the temperature (ambient temperature) THd of the atmosphere around the second heat exchanger (condenser) 55a and outputs a detection signal indicating the detected temperature (detected temperature). 2 is a heat exchanger ambient temperature detector. The temperature detector 5 detects a temperature (ambient temperature) TLd of the atmosphere around the first heat exchanger (evaporator) 53a and outputs a detection signal indicating the detected temperature (detected temperature). 1 is a heat exchanger ambient temperature detector.
[0040]
The temperature detectors 3 and 5 may be of any type as long as they detect the ambient temperature of the heat exchanger and output temperature information. For example, such temperature detectors include a mechanical thermometer using a bimetal, a thermal expansion thermometer, a magnetic thermometer, an electric thermometer using a thermocouple, a resistance thermometer, a thermistor thermometer, and a semiconductor thermometer. , A radiation thermometer, an optical thermometer and the like. Further, the temperature detectors 3 and 5 for detecting the ambient temperature of the heat exchanger are not limited to those for detecting the ambient temperature around the heat exchanger, and may be those for detecting radiant heat around the heat exchanger. .
[0041]
The compressor drive unit 101a has temperature commanders 4 and 6 for commanding the operation state of the refrigeration cycle device. The temperature command device 4 outputs a command signal indicating a target temperature (command temperature) THo set by the user to the second heat exchanger (condenser) 55a. It is. The temperature commander 6 outputs a command signal indicating a target temperature (command temperature) TLo set by the user to the first heat exchanger (evaporator) 53a. It is a commander. Here, the target temperature set for the condenser 55a is a target value of the ambient temperature (ambient temperature) of the condenser, and the target temperature set for the evaporator 53a is This is the target value of the temperature (ambient temperature).
[0042]
Since the refrigeration cycle apparatus 101 is an air conditioner that performs indoor cooling, the user does not usually set a target value of the ambient temperature for the second heat exchanger 55a. Although the temperature commander 4 is unnecessary, for example, when the heat (waste heat) discarded from the second heat exchanger of the air conditioner during the cooling operation is used in the hot water supply system, the temperature commander 4 is not necessary. The temperature command device 4 is used to output a command signal indicating a target temperature THo of the hot water supplied by the hot water supply system (temperature set by the user). The command signal output from the temperature command device 6 indicates, for example, a set temperature (target temperature) of the first heat exchanger output by a microcomputer (microcomputer) built in a remote controller of the air conditioner. This is a digital command signal. However, the command signal output by the temperature command device 6 is not limited to such a digital command signal, but is an analog command signal output by a rotary switch attached to the air conditioner for setting the temperature. Is also good.
[0043]
Based on the temperature information output from the temperature detectors 3 and 5 and the temperature command device 6, the compressor drive unit 101a performs the refrigeration capacity required for the refrigeration cycle apparatus (that is, the heat exchange to be performed per unit time). And a command signal (refrigerant circulation amount information) indicating the volume circulation amount of the refrigerant (that is, the volume of the refrigerant to be discharged or drawn in per unit time by the linear compressor 1a) Vco according to the calculated refrigeration capacity. The volume circulation amount command unit 7 to be output and the volume circulation amount Vcd of the refrigerant actually flowing through the refrigerant circulation path of the refrigeration cycle apparatus (that is, the volume of the refrigerant actually discharged or sucked per unit time by the linear compressor 1a) Vcd are detected. A volume circulation amount detector 8a that outputs a detection signal (refrigerant circulation amount information) indicating the volume circulation amount.
[0044]
Here, as the volume circulation amount detection unit 8a, a volume flow meter that measures the volume flow rate of the refrigerant flowing through the refrigerant circulation path is used.
In addition, the specific method of calculating the volume circulation amount in the volume circulation amount command section 7 generally includes a detected temperature (that is, a temperature detected by a temperature detector) and a command temperature (that is, a command signal from the temperature command device). (A target temperature indicated by (1)), a method (first method) of obtaining a volume circulation amount of the refrigerant required for the refrigeration cycle apparatus is used.
[0045]
However, when the air conditioner is installed in a small room and when it is installed in a large room, the required cooling capacity is substantially different. For example, even if the temperature difference is the same, the required cooling capacity is larger when the room is large.
[0046]
Therefore, as a method of calculating the volume circulation amount, the calculation for calculating the required volume circulation amount is performed by calculating the change amount of the temperature difference between the detected temperature and the command temperature per fixed time (in other words, the change in the detected temperature per fixed time). A second method is conceivable in which the amount is fed back to the above calculation. Specifically, in the second method, the required volume circulation amount obtained by the first method is converted into the magnitude of the thermal load (specifically, the amount of change in the detected temperature per fixed time). Is corrected according to the size of the room to be cooled).
[0047]
Furthermore, the specific method of calculating the volume circulation amount in the volume circulation amount command unit 7 is a matrix-like method in which the value of the volume circulation amount is associated with a set of the detected temperature value and the command temperature value. The third method of calculating the required volume circulation amount may be an open loop using a table or the like instead of the feedback loop as in the second method.
[0048]
The compressor drive unit 101a is configured to generate an AC current Cd to be supplied as a drive current to the linear motor of the linear compressor 1a by an inverter 2 and the operation of the inverter 2 is indicated by a command signal Vco from the volume circulation amount command unit 7. An inverter control unit 20 is provided to control the difference between the volume circulation amount of the refrigerant and the volume circulation amount Vcd of the refrigerant indicated by the detection signal from the volume circulation amount detection unit 8a to be zero.
[0049]
Hereinafter, a method for controlling the drive of the linear compressor will be specifically described.
The linear motor of the linear compressor 1a is driven by a single-phase AC current or an AC current on which DC is superimposed, and the linear compressor 1a is operated with high efficiency by using a resonance phenomenon of an elastic member such as a spring or gas. Therefore, the operating frequency of the linear compressor, that is, the frequency of the reciprocating motion of the piston is substantially constant.
[0050]
Therefore, there are several methods for adjusting the amount of circulating refrigerant in a refrigeration cycle device using a linear compressor, as described below.
First, there is a method in which the amplitude of the alternating current output from the inverter 2 is changed to adjust the amount of refrigerant circulated or discharged by the linear compressor 1a.
[0051]
When the drive current of the inverter 2 is an AC current on which a DC is superimposed, the refrigerant circulation amount is adjusted by adjusting the level of the DC current so that the center position of the vibration of the piston in the linear compressor 1a approaches the cylinder head. And increasing the DC current level so that the center position of the vibration of the piston moves away from the cylinder head, it is possible to use a method of reducing the refrigerant circulation amount. Further, a method of adjusting the volume circulation amount by changing both the amplitude of the alternating current and the level of the direct current can be considered.
[0052]
Furthermore, when the resonance frequency of the linear compressor 1a has a certain fixed frequency bandwidth, a method of changing the volume circulation amount of the refrigerant by changing the frequency of the output current of the inverter 2 can be used. Furthermore, a method of changing the volume circulation amount of the refrigerant by changing the waveform of the alternating current output from the inverter 2 is also conceivable.
[0053]
Next, the operation will be described.
When the AC current Cd generated by the inverter 2 is applied to the linear motor of the linear compressor 1a, the linear motor is driven and the reciprocating motion of the piston starts. Thereafter, when the driving state of the linear compressor 1a becomes stable, the linear compressor 1a enters a resonance driving state in which the reciprocating motion of the piston is a resonance state under a constant load condition. At this time, the frequency of the reciprocating motion of the piston matches the frequency of the AC current Cd.
[0054]
As described above, when the linear compressor 1a is driven and the refrigerant circulates in the circulation path of the refrigeration cycle apparatus, the second heat exchanger (evaporator) 55a liquefies the refrigerant to cause the air to be removed from the heat exchanger 55a. The first heat exchanger (evaporator) 53a absorbs heat from the surrounding air by vaporizing the refrigerant. At this time, the refrigerant circulates in the refrigerant circulation path in the order of the linear compressor 1a, the second heat exchanger 55a, the expansion device 57a, the first heat exchanger 53a, and the linear compressor 1a. In FIG. 1, Cmf is a direction in which the refrigerant circulates through the refrigerant circulation path during the cooling operation of the refrigeration cycle apparatus 101 of the first embodiment.
[0055]
Hereinafter, specific control of the linear compressor of the refrigeration cycle apparatus 101 will be described.
In the air conditioner (refrigeration cycle device) 101, the ambient temperature of the first heat exchanger 53a is detected by the temperature detector 5 during the operation thereof, and the second heat exchanger 55a is detected by the temperature detector 3. Ambient temperature is detected. From the respective temperature detectors 3 and 5, detection signals indicating the detected ambient temperatures (detected temperatures) THd and TLd are output, and are input to the volume circulation amount command section 7, respectively. Further, from the temperature command unit 6, a command signal indicating a target temperature (command temperature) set for the first heat exchanger 53a, that is, a room temperature TLo set by the user is output, and the command temperature TLo is output. Is input to the volume circulation amount command unit 7.
[0056]
In the first embodiment, as described above, since the target temperature is not set for the second heat exchanger 55a, the output of the temperature command device 4 is not used for controlling the linear compressor. For example, when the waste heat discarded during the cooling operation of the refrigeration cycle device is used in a hot water supply system or the like, the temperature commander 4 outputs the target temperature set by the user for the hot water supplied by the hot water supply system. A command signal indicating (command temperature) THo is output to the volume circulation amount command unit 7.
[0057]
As described above, when the detection signals from the temperature detectors 3 and 5 and the command signal from the temperature command device are input to the volume circulation amount command unit 7, the volume circulation amount command unit 7 sets the detected temperature TLd to Based on the temperature difference from the command temperature TLo and the detected temperature THd, a calculation process is performed to calculate the volume circulation amount Vco of the refrigerant required for the refrigeration cycle apparatus, and a command signal indicating the calculated volume circulation amount Vco (Circulation amount information) is supplied to the inverter control unit 20.
[0058]
Generally, in the cooling operation of an air conditioner, the higher the detected temperature (actual room temperature) TLd is with respect to the command temperature (target temperature) TLo, the greater the amount of refrigerant circulation required for the refrigeration cycle. Also, in the cooling operation of the air conditioner, when the ambient temperature of the outdoor unit (condenser) decreases, the load of the refrigeration cycle decreases, and the required amount of refrigerant circulation decreases, and conversely, the ambient temperature of the outdoor unit increases. Then, the load of the refrigeration cycle increases, and the required amount of circulating refrigerant increases. Further, as described above, when the waste heat discarded from the refrigeration cycle device is used in the hot water supply system, the lower the detected temperature THd is with respect to the command temperature THo, the lower the required refrigerant circulation amount of the refrigeration cycle is. Will increase.
[0059]
Furthermore, during the operation of the air conditioner (refrigeration cycle device) 101, the volume circulation amount Vcd of the refrigerant actually circulating in the refrigerant circulation path is detected by the volume circulation amount detection unit 8a. The detection signal (circulation amount information) indicating the volume circulation amount Vcd is supplied to the inverter control unit 20.
[0060]
The inverter control unit 20 performs control based on the volume circulation amount Vco of the refrigerant calculated by the volume circulation amount command unit 7 and the volume circulation amount Vcd of the refrigerant detected by the volume circulation amount detection unit 8a. The signal Sc is supplied to the inverter 2. Then, based on the control signal Sc, the inverter 2 controls the operation of the inverter 2 to generate an alternating current so that the difference between the refrigerant volume circulation amount Vco and the refrigerant volume circulation amount Vcd decreases.
[0061]
For example, the greater the difference between the required volume circulation amount Vco of the refrigerant and the actual volume circulation amount Vcd of the refrigerant, the larger the amplitude of the AC current Cd generated in the inverter 2 becomes. In 1a, the stroke length of the reciprocating piston increases.
[0062]
Thereby, the circulation amount of the refrigerant in the refrigeration cycle increases, the heat exchange amount per time increases, and the ambient temperature TLd of the evaporator 53a approaches the set temperature (target temperature) TLo.
[0063]
As described above, in the first embodiment, in the refrigeration cycle apparatus 101 using the linear compressor 1a, the surrounding temperature of the indoor heat exchanger (evaporator) 53a, the target temperature set by the user for the evaporator 53a. And a volume circulation amount command unit 7 for obtaining a volume circulation amount Vco of the refrigerant in accordance with the refrigeration capacity required for the refrigeration cycle apparatus based on the ambient temperature of the outdoor heat exchanger (condenser) 55a. A volume circulation amount detection unit 8a for detecting a volume circulation amount Vcd of the refrigerant flowing through the refrigerant circulation path of the refrigeration cycle apparatus, and an inverter 2 for generating a drive current (AC current) for the linear compressor. Since the control is performed so that the difference between Vco and the volume circulation amount Vcd of the refrigerant is reduced, the refrigerating capacity of the refrigeration cycle device is determined in accordance with the difference between the actual indoor temperature and the target temperature. It can be controlled with a high efficiency.
[0064]
In the first embodiment, the main refrigeration is performed based on not only the indoor temperature (the ambient temperature of the first heat exchanger 53a) but also the outdoor temperature (the ambient temperature of the second heat exchanger 55a). Since the volume circulation amount Vco of the refrigerant required for the cycle device is calculated, the calculated value of the volume circulation amount of the refrigerant required for the refrigeration cycle device can be set to a value more suitable for the operating state.
[0065]
In the first embodiment, the case where the ambient temperature of both the first and second heat exchangers is detected has been described. However, the refrigeration cycle apparatus 101 detects only the ambient temperature of the first heat exchanger 53a. In this case, the temperature detector 3 for detecting the ambient temperature of the second heat exchanger 55a becomes unnecessary.
[0066]
Further, in the first embodiment, a volume flow meter for actually measuring the volume flow rate of the refrigerant is used as the volume circulation amount detector 8a, but the volume circulation amount detector 8a is not limited to this. It may be a differential pressure flow meter that estimates the flow rate of the refrigerant based on the pressure difference generated in the refrigerant flowing through the circulation path, and may further include an area flow meter, a turbine flow meter, a vortex flow meter, and an ultrasonic flow meter. It may be a measuring device such as an electromagnetic flow meter for measuring the flow rate of a fluid.
[0067]
Further, in the first embodiment, the case where the refrigeration cycle device is an air conditioner that performs cooling is described. However, the refrigeration cycle device may be an air conditioner that performs heating. In this case, the first heat exchanger 53a operates as a condenser, the second heat exchanger 55a operates as an evaporator, and the user operates the first heat exchanger 53a operating as a condenser. The target value of the ambient temperature is set.
[0068]
Hereinafter, specific control of the linear compressor when the refrigeration cycle apparatus is an air conditioner performing a heating operation will be briefly described. However, also in this case, the target temperature is not set for the second heat exchanger 55a, and the command signal indicating the target temperature (command temperature) THo is not output from the temperature command device 4.
[0069]
The temperature detectors 3 and 5 detect the ambient temperatures of the heat exchangers 53a and 55a, output detection signals indicating the detected temperatures THd and TLd, and output from the temperature commander 6 the first heat exchanger. , A command signal indicating the room temperature TLo set by the user is output.
[0070]
The volume circulation amount command unit 7 performs a calculation process of calculating a volume circulation amount Vco of the refrigerant required for the refrigeration cycle device based on the detected temperatures TLd and THd and the command temperature TLo, and calculates the calculated volume. A detection signal (circulation amount information) indicating the circulation amount Vco is supplied to the inverter control unit 20.
[0071]
In the air conditioner performing the heating operation as described above, the lower the detected temperature TLd is relative to the command temperature TLo, the larger the refrigerant circulation amount required for the refrigeration cycle. In this air conditioner, when the ambient temperature of the outdoor unit increases, the load of the refrigeration cycle decreases, and the required amount of refrigerant circulating decreases. Conversely, when the ambient temperature of the outdoor unit decreases, the load of the refrigeration cycle decreases. And the required refrigerant circulation amount increases.
[0072]
In this air conditioner (refrigeration cycle device), the volume circulation amount Vcd of the refrigerant actually circulating in the refrigerant circulation path is detected by the volume circulation amount detection unit 8a. A command signal (circulation amount information) indicating Vcd is supplied to the inverter control unit 20, and the operation of the inverter 2 is controlled by the control signal Sc from the inverter control unit 20 according to the volume circulation amount Vco of the refrigerant and the volume circulation of the refrigerant. Control is performed so that the difference from the amount Vcd decreases.
[0073]
Also in the air conditioner performing such a heating operation, similarly to the air conditioner performing the cooling operation of the above-described embodiment, the difference between the required volume circulation amount Vco of the refrigerant and the actual volume circulation amount Vcd of the refrigerant is different. Since the inverter 2 that generates the drive current (AC current) of the linear compressor 1a is controlled to decrease, the refrigeration capacity of the refrigeration cycle device is increased according to the difference between the actual indoor temperature and the target temperature. It can be controlled with efficiency.
[0074]
In the present embodiment, the case where the refrigeration cycle apparatus is an air conditioner has been described, but the refrigeration cycle apparatus is not limited to this, and may be a refrigerator, a water heater, a cryogenic refrigeration apparatus, or the like. Good.
[0075]
(Embodiment 2)
FIG. 2 is a block diagram for explaining a refrigeration cycle apparatus according to Embodiment 2 of the present invention.
[0076]
The refrigeration cycle apparatus 102 of the second embodiment differs from the refrigeration cycle apparatus 101 of the first embodiment in that the compressor drive unit 101a is different from the compressor drive unit 101a in that a method of detecting the actual volume circulation amount of the refrigerant is used. A different compressor driving unit 102a is provided, and the other configuration is the same as that of the first embodiment.
[0077]
That is, similarly to the compressor drive unit 101a of the first embodiment, the compressor drive unit 102a includes the second heat exchanger ambient temperature detector 3, the first heat exchanger ambient temperature detector 5, and the second heat exchange It has a unit ambient temperature command unit 4, a first heat exchanger ambient temperature command unit 6, a volume circulation amount command unit 7, an inverter 2, and an inverter control unit 20.
[0078]
The compressor drive unit 102a according to the second embodiment detects the stroke length of the piston reciprocating in the linear compressor 1a and outputs a detection signal (stroke information) indicating the detected stroke length Dps. And a top dead center position of the piston reciprocating in the linear compressor 1a, that is, a piston position Dfd when the piston comes closest to the cylinder head, and a detection signal indicating the top dead center position (top dead center position) Information) and a volume for calculating the actual volume circulation amount Vcd of the refrigerant flowing through the refrigerant circulation path of the refrigeration cycle device 102 based on the stroke length Dps and the top dead center position Dfd. And a circulation amount detector 8b.
[0079]
Here, a contact type position sensor is used for the stroke detector 9 and the top dead center position detector 10. However, each of the detection units is not limited to a contact type position sensor, and may be a non-contact type position sensor, for example, an eddy current type gap sensor or an operation transformer using two coils. The stroke length and the top dead center position of the piston may be estimated from the values of the current and the voltage input to.
[0080]
Next, the operation will be described.
The refrigeration cycle apparatus 102 of the second embodiment is different from the first embodiment only in the operation of calculating the actual volume circulation amount of the refrigerant. Hereinafter, the operation of mainly calculating the actual volume circulation amount of the refrigerant will be described. .
[0081]
When it is assumed that there is no leakage when the refrigerant is compressed in the linear compressor 1a, the state change of the refrigerant is an adiabatic change. Therefore, if the pressure of the refrigerant is P, its volume is V, and the specific heat ratio is γ, the following equation (1) is established.
P × Vγ = constant (1)
[0082]
The specific heat ratio γ is a ratio between the constant pressure specific heat CP and the constant volume specific heat CV of the refrigerant, which differs depending on the type of the refrigerant.
Next, a method of calculating the volume of the refrigerant discharged from the linear compressor 1a by one reciprocation of the piston from the stroke length of the piston and the position of the top dead center will be described.
[0083]
FIG. 3 is a diagram showing the position of the piston 72 in the cylinder 71, and FIG. 3A shows a state when the piston 72 is at the top dead center position, that is, when the piston comes closest to the cylinder head. FIG. 3B shows a state when the piston 72 is at the bottom dead center position, that is, when the piston is farthest from the cylinder head.
[0084]
As shown in FIG. 3A, when the piston 72 is at the top dead center position, the pressure Px of the refrigerant inside the compression chamber 76 becomes the pressure P1 [Pa]. When the piston is at the top dead center position in a state where the refrigerant is circulating in the refrigeration cycle (the refrigerant circulation path), the internal pressure Px of the compression chamber 76 is determined when the refrigerant is discharged from the linear compressor. (Discharge pressure) Pd [Pa]. Therefore, the pressure P1 [Pa] of the refrigerant when the piston is at the top dead center position is equal to the discharge pressure Pd [Pa].
[0085]
The volume Vx of the compression chamber 76 is minimum when the piston 72 is at the top dead center position, and the volume V1 [m3] of the compression chamber at this time is the inner surface of the cylinder head when the piston 72 is at the top dead center position. It can be obtained as the product of the interval x1 [m] between the piston and the piston compression surface and the cross-sectional area S [m2] of the piston.
[0086]
As shown in FIG. 3B, when the piston 72 is at the bottom dead center position, the pressure Px of the refrigerant inside the compression chamber becomes the pressure P2 [Pa]. When the piston is at the bottom dead center position while the refrigerant is circulating in the refrigeration cycle, the pressure Px inside the compression chamber is equal to the pressure (suction pressure) Ps when the refrigerant is sucked into the linear compressor. [Pa]. Therefore, the refrigerant pressure P2 [Pa] when the piston is at the bottom dead center position is equal to the suction pressure Ps [Pa].
[0087]
The volume Vx of the compression chamber is maximum when the piston 72 is at the bottom dead center position, and the volume V2 [m3] of the compression chamber at this time is equal to the inner surface of the cylinder head when the piston 72 is at the bottom dead center position. It can be obtained from the product of the interval x3 [m] with the piston compression surface and the cross-sectional area S [m2] of the piston. Here, the interval x3 [m] is the sum of the interval x1 [m] and the piston stroke length x2 [m].
[0088]
As shown in FIG. 3C, when the piston starts to move from the bottom dead center position to the cylinder head side, the linear compressor enters a compressed state. At this time, the volume Vx of the compression chamber starts to decrease, and the pressure Px inside the compression chamber starts to increase from the suction pressure P2. Then, when the pressure Px inside the compression chamber rises until reaching the discharge pressure P1, the discharge valve of the linear compressor 1a is opened, and the discharge of the refrigerant is started. The volume Vx of the compression chamber at this time is V3.
[0089]
During the compression stroke of the linear compressor, while the piston moves from the bottom dead center position (FIG. 3B) to the position where the discharge valve opens (FIG. 3C), the refrigerant inside the compression chamber undergoes adiabatic change. , The following equation (2) holds.
P2 × V2γ = P1 × V3γ (2)
[0090]
Therefore, the volume of the discharged refrigerant is obtained by the following (3).
V3-V1 = (P2 / P1) 1 / γ × V2-V1 (3)
[0091]
On the other hand, assuming that the volume of the sucked refrigerant is V4 [m3] when the pressure Px inside the compression chamber reaches the suction pressure Ps in the suction stroke of the linear compressor, the following equation (4) is obtained. Is required.
V2−V4 = V2− (P1 / P2) 1 / γ × V1 (4)
[0092]
In the second embodiment, a representative value for operating the refrigeration cycle is used as the pressure ratio (P1 / P2) between the discharge pressure and the suction pressure in the above equations (3) and (4). .
[0093]
Further, in the linear compressor 1a, the reciprocating motion of the piston is performed at the same frequency as the input drive current, so that the number of reciprocating motions of the piston per unit time matches the frequency of the output current of the inverter.
[0094]
Therefore, the volume circulation amount detector 8b multiplies the volume of the refrigerant discharged by one reciprocating motion of the piston and the frequency of the inverter, obtained by the above equation (3), by a linear compressor per unit time. Is required to determine the volume of the refrigerant to be discharged. The volume circulation amount detection unit 8b performs a linear process per unit time by multiplying the volume of the refrigerant sucked by one reciprocating motion of the piston and the frequency of the inverter output, obtained by the above equation (4). The volume of the refrigerant sucked into the compressor is determined.
[0095]
From the volume circulation amount detection unit 8b, a detection signal (circulation amount information) indicating the volume amount Vcd of the refrigerant discharged or drawn in by the linear compressor per unit time as the actual refrigerant circulation amount is output. When the detection signal is supplied to the inverter control unit 20, the control signal Sc of the inverter 2 is output from the inverter control unit 20. Then, the inverter 2 controls the operation of generating the alternating current based on the control signal Sc such that the difference between the required volume circulation amount Vco of the refrigerant and the actual volume circulation amount Vcd of the refrigerant decreases. .
[0096]
As described above, in the second embodiment, the stroke detector 9 that detects the stroke length of the piston that reciprocates in the linear compressor 1a, and the top dead center that detects the top dead center position of the piston that reciprocates in the linear compressor 1a. And a point position detection unit 10 based on the stroke length of the piston, the top dead center position, and the frequency of the alternating current output from the inverter 2 which is the drive current for the linear compressor 1a. Since the volume circulation amount is calculated, the refrigeration capacity of the refrigeration cycle device using the linear compressor is increased according to the difference between the actual temperature of the room to be cooled and the target temperature, as in the first embodiment. In addition to the control, a fluid sensor for measuring the actual volume circulation amount of the refrigerant can be eliminated.
[0097]
In the second embodiment, the calculation of the volume of the discharged or sucked refrigerant is performed by using a representative value for operating the refrigeration cycle as the pressure ratio (P1 / P2) between the discharge pressure and the suction pressure. However, the pressure ratio may be a value obtained by actually measuring the discharge pressure and the suction pressure of the refrigerant. In this case, even in a refrigeration cycle apparatus in which the pressure state changes according to the operating conditions and the pressure ratio between the discharge pressure and the suction pressure of the refrigerant changes, the refrigeration capacity of the refrigeration cycle apparatus is determined based on the volume circulation amount of the refrigerant. Can be controlled efficiently.
[0098]
Here, the method of obtaining the value of the discharge pressure includes a method in which, among the first heat exchanger and the second heat exchanger constituting the refrigeration cycle, the heat installed on the discharge side of the compressor and acting as a condenser There is a method in which the value of the discharge pressure is determined as the pressure at which the refrigerant is saturated from the temperature of the exchanger. In addition, the method of obtaining the value of the suction pressure includes a method in which, of the first heat exchanger and the second heat exchanger constituting the refrigeration cycle, the heat installed on the suction side of the compressor and acting as an evaporator is provided. There is a method of obtaining the value of the suction pressure as the pressure at which the refrigerant is saturated from the temperature of the exchanger.
[0099]
That is, when the refrigerant liquid is heated under a certain pressure, when the liquid temperature rises and reaches a certain temperature, the refrigerant liquid starts to boil. In this state, even if the refrigerant liquid is further heated, the temperature is kept constant until all of the refrigerant liquid evaporates. In addition, when the refrigerant gas is cooled under a certain pressure, when the gas temperature decreases and reaches a certain temperature, the refrigerant gas starts to condense. In this state, even if the refrigerant gas is further cooled, the temperature is kept constant until all the refrigerant gas is condensed. The temperature of the refrigerant in a state where the temperature is kept constant even when the refrigerant is heated or cooled is the saturation temperature, and the pressure of the refrigerant at that time is the saturation pressure. Usually, the pressure of the refrigerant is kept constant inside the evaporator or the condenser, and the refrigerant is in a saturated state in which the liquid and the vapor are mixed. The relationship between the temperature (saturation temperature) and the pressure (saturation pressure) in the saturated state is determined by the refrigerant. Therefore, if the saturation temperature of the refrigerant can be measured, the saturation pressure can be determined.
[0100]
(Embodiment 3)
FIG. 4 is a block diagram for explaining a refrigeration cycle device according to Embodiment 3 of the present invention, and shows a linear compressor drive unit constituting the refrigeration cycle device.
[0101]
The refrigeration cycle apparatus 103 according to the third embodiment is a linear compressor that drives and controls the linear compressor 1a based on the volume circulation amount of the refrigerant per unit time (hereinafter, also simply referred to as volume circulation amount) in the first embodiment. In place of the driving unit 101a, a linear compressor driving unit 103a for controlling the driving of the linear compressor 1a based on the weight circulation amount of the refrigerant per unit time (hereinafter, also simply referred to as a weight circulation amount) is provided. Is the same as that of the refrigeration cycle apparatus 101 of the first embodiment.
[0102]
That is, the refrigeration cycle apparatus 103 is an air conditioner that cools the room similarly to the refrigeration cycle apparatus 101 of the first embodiment, and the second heat exchanger (refrigeration cycle) that forms the circulation path (refrigeration cycle) of the refrigerant. Condenser 55a, a first heat exchanger (evaporator) 53a, a linear compressor 1a disposed in a gas side flow path Gp connecting the heat exchangers, and a liquid side flow path Lp connecting the heat exchangers. And an expansion valve 57a disposed at
[0103]
The linear compressor driving unit 103a includes an inverter 2 that generates an alternating current that is a driving current of the linear compressor, and a periphery of the second heat exchanger, similarly to the linear compressor driving unit 101a of the refrigeration cycle apparatus 101 of the first embodiment. A temperature detector 3 for detecting a temperature, a temperature commander 4 for instructing an ambient temperature of the second heat exchanger, a temperature detector 5 for detecting an ambient temperature of the first heat exchanger, and a first heat exchanger. A temperature commander 6 for commanding the ambient temperature of the exchanger.
[0104]
Then, the linear compressor drive unit 103a calculates the refrigerating capacity required for the refrigerating cycle based on the outputs of the temperature detectors 3, 5 and the temperature command device 4, and according to the calculated refrigerating capacity. A weight circulation amount command unit 11 that outputs a command signal (circulation amount information) indicating the weight circulation amount Wco of the refrigerant, and an actual refrigerant detected by detecting the weight circulation amount of the refrigerant actually flowing through the refrigeration cycle (refrigerant circulation path). And the linear compressor such that the difference between the actual circulation amount Wcd and the required circulation amount Wco becomes zero, and a weight circulation amount detection unit 12c that outputs a detection signal (circulation amount information) indicating the weight circulation amount Wcd. And an inverter control unit 21 for controlling the inverter 2 that generates the drive current (AC current) Id of 1a. Here, a Coriolis mass flowmeter that measures the mass flow rate (that is, the mass of the refrigerant flowing through the refrigeration cycle per unit time) is used as the weight circulation amount detection unit 12c.
[0105]
In the third embodiment, similarly to the first embodiment, the target temperature is not set for the second heat exchanger 55a. Therefore, the output of the temperature command device 4 is used for controlling the linear compressor. Do not use. However, for example, when the waste heat discarded during the cooling operation of the refrigeration cycle apparatus is used in a hot water supply system or the like, the user sets the hot water supplied by the hot water supply system from the temperature commander 4. A command signal indicating the target temperature (command temperature) HLo is output to the weight circulation amount command unit 11.
[0106]
Next, the operation will be described.
In the refrigeration cycle apparatus 103 of the third embodiment, the refrigeration capacity required for the refrigeration cycle apparatus is not controlled based on the volume circulation amount of the refrigerant as in the first embodiment, but is controlled by the weight circulation amount of the refrigerant. It is controlled based on. Therefore, hereinafter, an operation for driving and controlling the linear compressor of the refrigeration cycle apparatus based mainly on the weight circulation amount of the refrigerant will be described.
[0107]
In a state where the linear compressor 1a is driven by the linear compressor driving unit 103a, the refrigerant circulates in the refrigerant circulation path, and heat exchange is performed in each heat exchanger, each of the temperature detectors 3 and 5 performs the second operation. Of the heat exchanger (condenser) 55a and the first heat exchanger (evaporator) 53a, and a detection signal (temperature information) indicating the detected ambient temperature is sent to the weight circulation amount command unit 11. Supplied. Further, from the temperature command device 6, a command signal (temperature information indicating a target value of the ambient temperature of the evaporator) indicating a target temperature set by the user (ie, a target value of the temperature of the evaporator) is sent to the first heat exchanger (evaporator) 53a. ) Is output and supplied to the weight circulation amount command unit 11.
[0108]
Then, the weight circulation amount command section 11 sends the refrigeration cycle device 103 to the refrigeration cycle apparatus 103 based on the temperature information (detection signal) from the temperature detectors 3 and 5 and the temperature information (command signal) from the temperature command device 6. A calculation for calculating the required weight circulation amount of the refrigerant is performed, and a command signal (circulation amount information) indicating the calculated refrigerant weight circulation amount Wco is output to the inverter control unit 21. Here, in the weight circulation amount command unit 11, the calculation processing for calculating the weight circulation amount is performed by feeding back the amount of change per fixed time of the temperature difference between the detected temperature TLd and the command temperature TLo. That is, the required weight circulation amount is uniquely calculated based on the difference between the detected temperature TLd and the command temperature TLo, and the detected temperature THd, and the calculated weight circulation amount is calculated based on the detected temperature TLd and the command temperature TLo. Is corrected based on the amount of change in the temperature difference per unit time. A command signal indicating the corrected weight circulation amount of the refrigerant is supplied to the inverter control unit 21.
[0109]
In the weight circulation amount detection unit 12, the actual weight circulation amount of the refrigerant flowing through the circulation path is measured by a measuring instrument such as a Coriolis mass flow meter, and a detection signal indicating the measured actual weight circulation amount of the refrigerant. (Circulation amount information) is output to the inverter control unit 21.
[0110]
Then, the control signal Sc is supplied from the inverter control unit 21 to the inverter 2, and the inverter 2 controls the inverter 2 based on the control signal Sc such that the difference between the refrigerant weight circulation amount Wco and the refrigerant weight circulation amount Wcd decreases. Thus, the operation of generating the alternating current is controlled.
[0111]
As described above, in the third embodiment, in the refrigeration cycle apparatus 103 using the linear compressor 1a, the ambient temperature of the indoor heat exchanger (evaporator) 53a, the target indoor temperature set by the user, and the outdoor heat A weight circulation amount command unit 11 for obtaining a weight circulation amount Wco of the refrigerant in accordance with the refrigerating capacity required for the refrigeration cycle device based on the ambient temperature of the exchanger (condenser) 55a; A weight circulation amount detector that detects a weight circulation amount Wcd of the refrigerant flowing through the refrigerant circulation path; and an inverter 2 that generates an alternating current for driving the linear compressor 1a. Since the inverter 2 is controlled so that the difference from the circulation amount Wcd is reduced, the cooling is performed in accordance with the temperature difference between the actual temperature of the room to be cooled and the target temperature. It can be controlled efficiently refrigerating capacity of the cycle apparatus. Moreover, in the third embodiment, the control of the refrigeration capacity of the refrigeration cycle apparatus is performed based on the weight circulation amount of the refrigerant that is more closely related to the load of the refrigeration cycle apparatus. It can be performed responsively and stably.
[0112]
In the third embodiment, the weight circulation of the refrigerant required for the refrigeration cycle apparatus is performed based on not only the indoor temperature (the ambient temperature of the evaporator) but also the outdoor temperature (the ambient temperature of the condenser). Since the amount Wco is calculated, the calculated value of the weight circulation amount of the refrigerant required for the refrigeration cycle device can be set to a value more suitable for the operating state.
[0113]
In the third embodiment, the weight circulation amount command unit 11 calculates the required weight circulation amount by feeding back a change in the temperature difference between the detected temperature and the command temperature. The command unit 11 uses an open loop instead of the feedback loop as described above, using a matrix table or the like in which the value of the weight circulation amount is associated with a set of the detected temperature value and the command temperature value. It may be one that calculates a heavy weight circulation amount.
[0114]
Further, in the third embodiment, the case where the weight circulation amount detection unit 12c is a Coriolis mass flow meter that measures a mass flow rate is described, but the weight circulation amount detection unit 12c includes a thermal mass flow meter or the like. A measuring instrument may be used, and in this case, the same effect as in the third embodiment can be obtained.
[0115]
Further, in the present embodiment, a case has been described where the refrigeration cycle apparatus is an air conditioner that performs indoor cooling, but the refrigeration cycle apparatus according to the third embodiment will be described with reference to the first embodiment. It may be an air conditioner for heating, or a refrigerator, a water heater, a cryogenic refrigeration device, or the like.
[0116]
(Embodiment 4)
FIG. 5 is a block diagram illustrating a refrigeration cycle apparatus according to Embodiment 4 of the present invention.
[0117]
The refrigeration cycle apparatus 104 according to the fourth embodiment includes a compressor drive unit 104a different from the compressor drive unit 103a in the method of detecting the weight circulation amount of the refrigerant, instead of the compressor drive unit 103a according to the third embodiment. The other configuration is the same as that of the third embodiment.
[0118]
That is, similarly to the compressor drive unit 103a of the third embodiment, the compressor drive unit 104a includes the second heat exchanger ambient temperature detector 3, the first heat exchanger ambient temperature detector 5, and the second heat exchange It has a unit ambient temperature command unit 4, a first heat exchanger ambient temperature command unit 6, a weight circulation amount command unit 11, an inverter 2, and an inverter control unit 21.
[0119]
The compressor drive unit 104a according to the fourth embodiment detects the stroke length of the piston reciprocating in the linear compressor 1a, and outputs a detection signal (stroke information) indicating the detected stroke length Dps. And a top dead center position of the piston reciprocating in the linear compressor 1a, that is, a piston position Dfd when the piston comes closest to the cylinder head, and a detection signal indicating the top dead center position (top dead center position) Information), a discharged refrigerant density detector 13 that detects the density Dmd1 of the refrigerant discharged from the linear compressor 1a, the stroke length Dps, the top dead center position Dfd, and the refrigerant density. Based on Dmd1, the actual weight circulation amount Wcd of the refrigerant flowing through the refrigerant circulation path of the refrigeration cycle device is calculated as follows. And a weight circulation amount detecting unit 12d to output. Here, a density sensor using an optical fiber is used for the discharged refrigerant density detection unit 13. As in the second embodiment, a contact type position sensor is used for the stroke detector 9 and the top dead center position detector 10. However, each of the detection units is not limited to a contact type position sensor, and may use a non-contact type position sensor, for example, an eddy current type gap sensor or an operating transformer using two coils. The stroke length and the top dead center position of the piston may be estimated from the values of the current and the voltage.
[0120]
Next, the operation will be described.
The refrigeration cycle apparatus 104 of the fourth embodiment differs from the third embodiment only in the operation of calculating the actual weight circulation amount of the refrigerant flowing through the refrigerant circulation path. The calculation operation will be described.
[0121]
The stroke detector 9 detects the piston stroke length Dps of the operating linear compressor 1a, and outputs a detection signal (stroke information) indicating the stroke length to the weight circulation amount detector 12d. The top dead center position detection unit 10 detects the piston top dead center position Dfd of the operating linear compressor, and outputs a detection signal (top dead center position information) indicating the top dead center position to the weight circulation amount detection unit 12d. Is output. Further, the discharged refrigerant density detecting unit 13 detects the density Dmd1 of the refrigerant discharged from the linear compressor 1, and outputs a detection signal (density information) indicating the refrigerant density to the weight circulation amount detecting unit 12d.
[0122]
Then, in the weight circulation amount detection unit 12d, the linear compressor 1a is controlled based on the piston stroke length Dps and the top dead center position Dfd in the same manner as the volume circulation amount detection unit 8b in the refrigeration cycle device 102 of the second embodiment. The volume of the refrigerant discharged per one reciprocation of the piston is determined. The weight circulation amount detection unit 12d further performs a multiplication process of the calculated refrigerant volume per one reciprocation of the piston and the discharge refrigerant density Dms1 detected by the discharge refrigerant density detection unit 13, The weight of the refrigerant discharged by one reciprocating motion of is calculated. The weight circulation amount detection unit 12d performs a process of multiplying the weight of the refrigerant discharged by one reciprocating motion of the piston by the frequency of the inverter, and calculates the weight Wcd of the refrigerant discharged by the linear compressor per unit time. The obtained detection signal (circulation amount information) indicating the discharged refrigerant weight is supplied to the inverter control unit 21. Then, the control signal Sc is supplied from the inverter control unit 21 to the inverter 2, and the inverter 2 reduces the difference between the required refrigerant weight circulation amount Wco and the actual refrigerant weight circulation amount Wcd so as to decrease. The operation of generating the AC current is controlled based on the control signal Sc.
[0123]
As described above, in the fourth embodiment, the stroke detector 9 that detects the stroke length of the piston that reciprocates in the linear compressor 1a, and the top dead center that detects the top dead center position of the piston that reciprocates in the linear compressor 1a. It comprises a point position detecting section 10 and a discharged refrigerant density detecting section 13 for detecting the density of the refrigerant discharged from the linear compressor 1, wherein the stroke length of the piston, the top dead center position, and the refrigerant discharged from the linear compressor 1 a are detected. Since the actual weight circulation amount of the refrigerant circulating in the refrigeration cycle is calculated based on the density and the frequency of the output alternating current of the inverter 2 which is the driving current of the linear compressor 1a, the linear compressor The refrigeration capacity of a refrigeration cycle device, which is an air conditioner that cools indoors using Depending of the temperature and the temperature difference between the target temperature, in addition to the effects that can be controlled with a high efficiency, there is an effect of the unnecessary fluid sensor for measuring the weight circulation amount of the actual refrigerant.
[0124]
In the fourth embodiment, the case where the discharged refrigerant density detecting unit 13 is a density sensor using an optical fiber has been described. However, the discharged refrigerant density detecting unit 13 is configured to detect the temperature of the discharged refrigerant and the pressure of the discharged refrigerant. Therefore, the density of the discharged refrigerant may be obtained. In this case, the refrigeration capacity of the refrigeration cycle device can be efficiently controlled without using a sensor for measuring the density of the discharged refrigerant.
[0125]
Further, as a specific method of obtaining the density of the discharged refrigerant from the temperature of the discharged refrigerant and the pressure of the discharged refrigerant, a method of calculating from the state equation of the refrigerant, or a combination of the value of the refrigerant temperature and the value of the pressure, There is a method of obtaining from a table that associates the density. Here, the temperature of the discharged refrigerant can be obtained from the output of a temperature sensor generally attached to the discharge port of the linear compressor 1a as a protection sensor for the linear compressor 1a. Can be obtained from the output of the pressure sensor attached to the discharge side of the. Further, as described in the second embodiment, the pressure of the discharged refrigerant is set on the discharge side of the linear compressor 1a among the first heat exchanger and the second heat exchanger that constitute the refrigeration cycle. From the temperature of the heat exchanger acting as a condenser, the pressure at which the refrigerant is saturated can also be obtained.
[0126]
(Embodiment 5)
FIG. 6 is a block diagram for explaining a refrigeration cycle apparatus according to Embodiment 5 of the present invention.
The refrigeration cycle apparatus 105 according to the fifth embodiment replaces the linear compressor drive unit 104a according to the fourth embodiment, which calculates the actual weight circulation amount of the refrigerant based on the density of the refrigerant discharged from the linear compressor 1a. The linear compressor drive unit 105a that calculates the actual weight circulation amount of the refrigerant based on the density of the refrigerant sucked into the linear compressor 1a is provided. Other configurations are the same as those in the fourth embodiment. Identical.
[0127]
In other words, the linear compressor drive unit 105a includes the second heat exchanger ambient temperature detector 3, the first heat exchanger ambient temperature detector 5, and the second heat exchanger ambient temperature similarly to the fourth embodiment. It has a commander 4, a first heat exchanger ambient temperature commander 6, a stroke detector 9, a top dead center position detector 10, a weight circulation amount commander 11, an inverter 2, and an inverter controller 21.
[0128]
The compressor drive unit 105a according to the fifth embodiment includes a suction refrigerant density detection unit 14 that detects a density Dmd2 of the refrigerant drawn into the linear compressor 1a, a piston stroke length Dps, a top dead center position Dfd, and a suction refrigerant. A weight circulation amount detection unit 12e that calculates an actual weight circulation amount Wcd of the refrigerant in the linear compressor 1a based on the density Dmd2. Here, the suction refrigerant density detection unit 14 uses a density sensor or the like using an optical fiber.
[0129]
Next, the operation will be described.
The refrigeration cycle apparatus 105 of the fifth embodiment differs from the fourth embodiment only in the operation of calculating the actual weight circulation amount of the refrigerant, and the following mainly describes the operation of calculating the weight circulation amount of the refrigerant.
[0130]
In a state where the linear compressor 1a is driven and the refrigerant is circulating in the circulation path, the stroke detector 9 detects the piston stroke length Dps of the operating linear compressor 1a, and outputs a detection signal (stroke information) indicating the stroke length. ) Is output to the weight circulation amount detection unit 12e. The top dead center position detection unit 10 detects the piston top dead center position Dfd of the operating linear compressor, and outputs a detection signal (top dead center position information) indicating the top dead center position to the weight circulation amount detection unit 12e. Is output. Further, the suction refrigerant density detection unit 14 detects the density Dmd2 of the refrigerant drawn into the linear compressor 1a, and outputs a detection signal (density information) indicating the refrigerant density to the weight circulation amount detection unit 12e.
[0131]
Then, in the weight circulation amount detection unit 12e, the linear compressor 1a operates based on the piston stroke length and the top dead center position in the same manner as the volume circulation amount detection unit 8b in the refrigeration cycle apparatus 102 of the second embodiment. The volume of the refrigerant to be drawn per round trip is determined. The weight circulation amount detection unit 12e further performs a multiplication process of the calculated volume of the suction refrigerant per one reciprocation of the piston and the density of the suction refrigerant detected by the suction refrigerant density detection unit 14, The weight of the refrigerant drawn by one reciprocating motion of the piston is calculated. Then, the weight circulation amount detection unit 12e performs a process of multiplying the weight of the refrigerant sucked by one reciprocating motion of the piston by the frequency of the output current of the inverter, and performs the processing of the refrigerant sucked by the linear compressor per unit time. The weight Wcd2 is obtained, and a detection signal (circulation amount information) indicating the weight of the drawn refrigerant is supplied to the inverter control unit 21.
[0132]
Then, the control signal Sc is supplied from the inverter control unit 21 to the inverter 2, and the inverter 2 controls the inverter 2 based on the control signal Sc such that the difference between the refrigerant weight circulation amount Wco and the refrigerant weight circulation amount Wcd decreases. The operation of generating the alternating current is controlled.
[0133]
As described above, in the fifth embodiment, the stroke detector 9 that detects the stroke length Dps of the piston that reciprocates in the linear compressor 1a and the top dead center position Dfd of the piston that reciprocates in the linear compressor 1a are detected. A top dead center position detection unit 10 and a suction refrigerant density detection unit 14 that detects the density Dmd2 of the refrigerant drawn into the linear compressor 1a are provided. The stroke length of the piston, the top dead center position, and suction by the linear compressor 1a are performed. The actual weight circulation amount of the refrigerant circulating in the refrigeration cycle is calculated based on the density of the refrigerant and the frequency of the output AC current of the inverter 2 which is the drive current of the linear compressor 1a. The refrigeration capacity of a refrigeration cycle device, which is an air conditioner that cools a room using a linear compressor, In addition to the effect of being able to control with high efficiency according to the temperature difference between the actual temperature of the room to be bunched and its target temperature, the effect of eliminating the need for a fluid sensor that measures the actual weight circulation amount of the refrigerant There is. For example, if the pressure of the discharged refrigerant is too high and the density of the discharged refrigerant cannot be detected, without using a sensor for measuring the weight circulation amount, only the sensor for measuring the density of the suction refrigerant is used, and Based on this, the refrigeration capacity of the refrigeration cycle device can be efficiently controlled.
[0134]
In the fifth embodiment, the case where the suction refrigerant density detection unit 14 is a density sensor using an optical fiber is described. However, the suction refrigerant density detection unit 14 detects the temperature of the suction refrigerant and the pressure of the suction refrigerant. May be used to determine the density of the suction refrigerant.
[0135]
Also in this case, in a state where the pressure of the discharged refrigerant cannot be detected because the pressure of the discharged refrigerant is too high, the refrigeration capacity of the refrigeration cycle apparatus is determined based on the weight circulation amount of the refrigerant without using a sensor for measuring the density of the suction refrigerant. It can be controlled efficiently.
[0136]
In addition, as a method of obtaining the density of the suctioned refrigerant from the temperature of the suctioned refrigerant and the pressure of the suctioned refrigerant, a method using a state equation of the refrigerant or a table for associating the density with a set of the temperature value of the refrigerant and the pressure value is used. There is a method used.
[0137]
Here, the temperature of the suction refrigerant can be obtained from the output of a temperature sensor attached to the suction port of the linear compressor 1a, and the pressure of the suction refrigerant is determined by the pressure sensor provided on the suction side of the linear compressor 1a. From the output of Further, as described in the second embodiment, the pressure of the suction refrigerant is set on the suction side of the linear compressor 1a among the first heat exchanger and the second heat exchanger constituting the refrigeration cycle. The pressure at which the refrigerant is saturated can be obtained from the temperature of the heat exchanger acting as an evaporator. Further, the method of detecting the temperature of the suction refrigerant is not limited to the method of detecting with the temperature sensor provided at the suction port of the linear compressor 1a. The temperature of the suction refrigerant may be estimated from the sum of the degree of superheat and the temperature of the heat exchanger acting as an evaporator. In this case, even when the pressure of the discharged refrigerant is too high and the pressure of the discharged refrigerant cannot be detected, the load of the refrigeration cycle device is reduced without using a sensor for measuring the density of the drawn refrigerant and a sensor for measuring the temperature of the drawn refrigerant. The capacity control of the refrigeration cycle apparatus can be efficiently controlled based on the weight circulation amount of the closely related refrigerant.
[0138]
(Embodiment 6)
FIG. 7 is a block diagram illustrating an air conditioner according to Embodiment 6 of the present invention. The air conditioner 106 according to the sixth embodiment has an indoor unit 114 and an indoor unit 115 and is an air conditioner that performs cooling and heating. The air conditioner 101 according to the first embodiment is mainly a refrigerant circulation path. It is different in that it has a four-way valve 113 that switches the direction in which the refrigerant flows inside.
[0139]
That is, similarly to the air conditioner 101a of the first embodiment, the air conditioner 106 of the sixth embodiment has a linear compressor 1b, a throttle device 57b, a first heat exchanger 111, and a second heat exchanger 111 that form a refrigerant circulation path. It has a heat exchanger 112 and a compressor drive unit 101b for driving the linear compressor 1b. Here, the first heat exchanger 111 constitutes the indoor unit 114, and the expansion device 57b, the second heat exchanger 112, the linear compressor 1b, the four-way valve 113, and the compressor driving unit 101b are connected to the outdoor unit 115. Is composed. Further, the linear compressor 1b, the compressor drive unit 101b, and the expansion device 57b are respectively provided with the linear compressor 1a, the compressor drive unit 101a, and the expansion device 57a that constitute the refrigeration cycle device (air conditioner) 101a of the first embodiment. They are the same.
[0140]
The first heat exchanger 111 is an indoor heat exchanger disposed indoors. The first heat exchanger 111 is provided in the first heat exchanger (evaporator) 53a of the air conditioner 101a that performs cooling according to the first embodiment. It is equivalent. The second heat exchanger 112 is an outdoor heat exchanger disposed outdoors and corresponds to the second heat exchanger (condenser) 55a of the air conditioner 101a that performs cooling according to the first embodiment. Things. Here, the indoor side heat exchanger 111 has a blower 111a for improving the heat exchange capacity, and a temperature sensor 111b for measuring the temperature of the heat exchanger 111 or its surrounding temperature. The sensor 111b corresponds to the first heat exchanger ambient temperature detector 3 of the first embodiment. The outdoor heat exchanger 112 has a blower 112a for increasing the heat exchange capacity, and a temperature sensor 112b for measuring the temperature of the heat exchanger 112 or its surrounding temperature, and the temperature sensor 112b The second embodiment corresponds to the second heat exchanger ambient temperature detector 3 of the first embodiment.
[0141]
In the sixth embodiment, the compressor 1b and the four-way valve 113 are arranged in the refrigerant path between the first heat exchanger 111 and the second heat exchanger 112. That is, the air conditioner 106 is in a state where the refrigerant that has passed through the second heat exchanger 112 is sucked into the compressor 1b and the refrigerant discharged from the compressor 1b is supplied to the first heat exchanger 111 (that is, the refrigerant is A state where the refrigerant flows in the direction of arrow A) and a state where the refrigerant that has passed through the first heat exchanger 111 is sucked into the compressor 1b and the refrigerant discharged from the compressor 1b is supplied to the second heat exchanger 112 (that is, the state where the refrigerant flows). The state in which the refrigerant flows in the direction of arrow B) is switched by the four-way valve 113.
[0142]
Further, the throttle device 57b has a throttle function of reducing the flow rate of the circulating refrigerant and a function of a valve (automatic adjustment valve) for automatically adjusting the flow rate of the refrigerant, as in the first embodiment. . That is, while the refrigerant is circulating in the refrigerant circulation path, the expansion device 57b restricts the flow rate of the liquid refrigerant sent from the condenser to the evaporator to expand the liquid refrigerant, and is required for the evaporator. A certain amount of refrigerant is supplied without excess or shortage.
[0143]
Next, the operation will be described.
In the air conditioner 106 of the sixth embodiment, when the drive current Cd is applied from the compressor drive unit 101b to the linear compressor 1b, the refrigerant circulates in the refrigerant circulation path, and the first heat exchanger of the indoor unit 114 Heat is exchanged in the second heat exchanger 112 of the outdoor unit 115 and the outdoor unit 115. Thereby, heating or cooling of the room is performed.
[0144]
For example, when performing a heating operation of the air conditioner 116, the four-way valve 113 is set so that the refrigerant flows in a direction indicated by an arrow A by a user operation. In this case, due to the circulation of the refrigerant in the refrigerant circulation path, the first heat exchanger (indoor-side heat exchanger) 111 operates as a condenser and emits heat. This warms the room.
[0145]
Conversely, when performing the cooling operation of the air conditioner 116, the four-way valve 113 is set by a user's operation so that the refrigerant flows in the direction indicated by the arrow B. In this case, the first heat exchanger (indoor-side heat exchanger) 111 operates as an evaporator due to the circulation of the refrigerant in the refrigerant circulation path, and absorbs the heat of the surrounding air. Thereby, the room is cooled.
[0146]
Thus, in the air conditioner 106 of the sixth embodiment, similarly to the air conditioner 101 of the first embodiment, not only the indoor temperature (the ambient temperature of the first heat exchanger 111) but also the outdoor temperature (the ambient temperature of the first heat exchanger 111). Since the required volume circulation amount Vco of the refrigerant is calculated based on the ambient temperature of the second heat exchanger 112), the calculated value of the required volume circulation amount of the refrigerant is calculated as The value can be set to a value more suitable for the operating state.
[0147]
In other words, it is possible to prevent the air conditioner from being in an operation state that hinders comfort such as excessively cooling or warming the room, and for example, it is possible to reduce the room temperature to the set temperature in a shorter time. There is.
[0148]
In addition, in the air conditioner 106 according to the sixth embodiment, since the operation state that hinders the comfort described above is avoided, useless electric power (power) may be used for the operation of the air conditioner. And more efficient operation is possible.
[0149]
(Embodiment 7)
FIG. 8 is a block diagram illustrating a refrigerator according to Embodiment 7 of the present invention.
The refrigerator 107 according to the seventh embodiment uses the refrigeration cycle device 101 according to the first embodiment. Similar to the first embodiment, the refrigerator 107 forms a refrigerant circulation path, a linear compressor 1c, a throttle device 57c, and a first compressor 57c. It has a heat exchanger 122 and a second heat exchanger 121, and has a compressor drive unit 101c for driving the linear compressor 1c.
[0150]
That is, the expansion device 57c, the linear compressor 1c, and the compressor driving unit 101c are the same as the expansion device 57a, the linear compressor 1a, and the compressor driving unit 101a of the first embodiment.
[0151]
Further, the second heat exchanger 121 is a condenser that emits heat into the atmosphere, and corresponds to the second heat exchanger (condenser) 55a of the air conditioner 101a that performs cooling in the first embodiment. Things. The first heat exchanger 122 is a refrigerator evaporator that cools the inside of the refrigerator, and corresponds to the first heat exchanger (evaporator) 53a of the air conditioner 101a that performs cooling in the first embodiment. It is. Here, the refrigerating room evaporator 122 has a blower 122a for increasing the heat exchange capacity and a temperature sensor 122b for detecting the temperature in the refrigerator. It corresponds to the first first heat exchanger ambient temperature detector 3.
[0152]
Next, the operation will be described.
In the refrigerator 107 of the seventh embodiment, when the drive current Cd is applied from the compressor drive unit 101c to the linear compressor 1c, the refrigerant circulates in the refrigerant circulation path in the direction of arrow C, and the condenser 121 and the refrigerator compartment evaporate. Heat exchange is performed in the vessel 122. Thereby, the refrigerator compartment is cooled.
[0153]
In other words, the refrigerant that has become liquid in the second heat exchanger (condenser) 121 is expanded by the flow rate being reduced by the expansion device 57c, and becomes a low-temperature refrigerant liquid. Then, when the low-temperature liquid refrigerant is sent to the first heat exchanger (refrigerator evaporator) 122, the low-temperature refrigerant liquid evaporates in the first heat exchanger (refrigerator evaporator) 122 and is refrigerated. Cooling of the chamber takes place. At this time, the air in the refrigerator compartment is forcibly fed into the heat exchanger 122 by the blower 122a, and the heat exchanger 122 performs heat exchange efficiently. At this time, the temperature in the refrigerator is detected by the temperature sensor 122b, and a detection signal is output to the compressor drive unit 101c. The compressor drive unit 101c calculates a volume circulation amount Vco of the refrigerant required for the refrigeration cycle device based on the temperature information detected by the temperature sensor 122b, and calculates a linear compressor volume based on the calculated volume circulation amount of the refrigerant. 1c is drive-controlled.
[0154]
As described above, in the refrigerator 107 of the seventh embodiment, like the air conditioner 101 of the first embodiment, the refrigerator 107 is requested based on the temperature in the refrigerator (the ambient temperature of the first heat exchanger 122). Since the volume circulation amount Vco of the refrigerant is calculated, the calculated value of the required volume circulation amount of the refrigerant can be set to a value more suitable for the operating state.
[0155]
That is, in the seventh embodiment, it is possible to avoid an inefficient operation state in which the inside of the refrigerator becomes too cold, and for example, it is possible to achieve an effect that the temperature in the refrigerator can be set to the set temperature in a shorter time. is there.
[0156]
(Embodiment 8)
FIG. 9 is a block diagram illustrating a water heater according to Embodiment 8 of the present invention.
The water heater 108 of the eighth embodiment has a refrigeration cycle device 142 that heats supplied water to discharge hot water, and a hot water storage tank 141 that stores hot water discharged from the refrigeration cycle device 142.
[0157]
The refrigeration cycle device 142 includes a linear compressor 1d, a throttling device 57d, a first heat exchanger 132, and a second heat exchanger 135 that form a refrigerant circulation path, similarly to the refrigeration cycle device 101 of the first embodiment. And a compressor drive unit 101d for driving the linear compressor 1d.
[0158]
That is, the expansion device 57d, the linear compressor 1d, and the compressor driving unit 101d are the same as the expansion device 57a, the linear compressor 1a, and the compressor driving unit 101a of the first embodiment.
[0159]
The second heat exchanger 135 is a water heat exchanger that heats the water supplied to the refrigeration cycle device 142, and is a second heat exchanger (condenser) of the air conditioner 101a that performs cooling according to the first embodiment. ) 55a. The first heat exchanger 132 is an air heat exchanger that absorbs heat from the surrounding atmosphere, and corresponds to the first heat exchanger (evaporator) 53a of the air conditioner 101a that performs cooling according to the first embodiment. Is what you do. Here, the water heat exchanger 135 has a temperature sensor 135a for detecting the temperature of heated water (hot water), and the temperature sensor 135a is provided around the second heat exchanger of the first embodiment. It corresponds to the temperature detector 5. The air heat exchanger 132 has a blower 132a for improving the heat exchange capacity, and a temperature sensor 132b for detecting the surrounding temperature. The temperature sensor 132b corresponds to the first heat exchanger ambient temperature detector 3 of the first embodiment.
[0160]
In the drawing, reference numeral 131 denotes a refrigerant pipe for circulating the refrigerant along a refrigerant circulation path formed by the linear compressor 1d, the first heat exchanger 132, the expansion device 57d, and the second heat exchanger 135. It is. A bypass pipe (defrost bypass path) 133 that supplies the refrigerant discharged from the compressor 1d to the first heat exchanger 132 by bypassing the second heat exchanger 135 and the expansion device 57d. Is connected, and a valve (defrost bypass valve) 134 is provided in a part of the bypass pipe 133.
[0161]
The hot water storage tank 141 has a hot water storage tank 138 for storing water or hot water. A pipe (water supply pipe) 140 for externally supplying water into the hot water storage tank 138 is connected to a water receiving port 138c of the hot water storage tank 138, and a hot water outlet 138d of the hot water storage tank 138 is connected to a bathtub from the hot water storage tank 138. A pipe (bath water supply pipe) 140 for supplying hot water to (bath) is connected. Further, a hot water supply pipe 139 for supplying the hot water stored in the tank 138 to the outside is connected to the water inlet / outlet 138a of the hot water storage tank 138.
[0162]
The hot water storage tank 138 and the water heat exchanger 135 of the refrigeration cycle device 142 are connected by pipes 136a, 136b, 146a, and 146b, and water circulates between the hot water storage tank 138 and the water heat exchanger 135. A road is formed.
[0163]
Here, the water pipe 136b is a pipe that supplies water from the hot water storage tank 138 to the water heat exchanger 135, one end of which is connected to the water outlet 138b of the hot water storage tank 138, and the other end of which is connected via the joint 143b. And is connected to the water inlet side pipe 146b of the water heat exchanger 135. A drain valve 144 for discharging water or hot water in the hot water storage tank 138 is attached to one end of the water pipe 136b. The water pipe 136a is a pipe for returning water from the water heat exchanger 135 to the hot water storage tank 138. One end of the water pipe 136a is connected to the water inlet / outlet 138a of the hot water storage tank 138, and the other end is connected to the water heat port 138a through the joint 143a. It is connected to the discharge pipe 146a of the exchanger 135.
A pump 137 for circulating water in the water circulation path is provided at a part of the inlet pipe 146b of the water heat exchanger 135.
[0164]
Next, the operation will be described.
When a drive current Cd is applied to the linear compressor 1d from the compressor driving unit 101d and the linear compressor 1d is driven, the high-temperature refrigerant compressed by the linear compressor 1d circulates in the direction of arrow D, that is, passes through the refrigerant pipe 131, 2 heat exchangers (water heat exchangers) 135. When the pump 137 in the water circulation path is driven, water is supplied from the hot water storage tank 138 to the second heat exchanger 135.
[0165]
Then, in the second heat exchanger (water heat exchanger) 135, heat exchange is performed between the refrigerant and the water supplied from the hot water storage tank 138, and heat is transferred from the refrigerant to the water. That is, the supplied water is heated, and the heated water (hot water) is supplied to the hot water storage tank 138. At this time, the temperature of the heated water (hot water) is monitored by the condensation temperature sensor 135a.
[0166]
Further, in the second heat exchanger (water heat exchanger) 135, the refrigerant is condensed by the heat exchange, and the condensed liquid refrigerant expands by restricting the flow rate by the restrictor 57d, thereby expanding the first heat exchanger. It is sent to an exchanger (air heat exchanger) 132. In this water heater 108, the first heat exchanger (air heat exchanger) 132 functions as an evaporator. That is, the air heat exchanger 132 absorbs heat from the outside air sent by the blower 132b and evaporates the low-temperature refrigerant liquid. At this time, the temperature of the atmosphere around the air heat exchanger 132 is monitored by the temperature sensor 132b.
[0167]
In the refrigeration cycle apparatus 142, when frost is formed on the first heat exchanger (air heat exchanger) 132, the defrost bypass valve 134 is opened, and the high-temperature refrigerant passes through the defrost bypass passage 133. The heat is supplied to one heat exchanger (air heat exchanger) 132. Thereby, the second heat exchanger (air heat exchanger) 132 is defrosted.
[0168]
On the other hand, hot water is supplied to the hot water storage tank 141 from the water heat exchanger 135 of the refrigeration cycle device 108 via the pipes 146a and 136a, and the supplied hot water is stored in the hot water storage tank 138. The hot water in hot water storage tank 138 is supplied to the outside through hot water supply pipe 139 as necessary. In particular, when hot water is supplied to the bathtub, the hot water in the hot water storage tank is supplied to the bathtub through the bathtub hot water supply pipe 140.
[0169]
When the stored amount of water or hot water in the hot water storage tank 138 becomes equal to or less than a predetermined amount, water is supplied from outside via the water supply pipe 140.
[0170]
As described above, in water heater 108 of the eighth embodiment, similarly to air conditioner 101 of the first embodiment, water heater is provided based on the temperature of hot water supplied from water heater 108, detected by temperature sensor 135a. Since the required volume circulation amount Vco of the refrigerant is calculated for the refrigeration cycle device, the calculated value of the required volume circulation amount of the refrigerant can be set to a value more suitable for the operation state of the water heater.
[0171]
In other words, it is possible to avoid an inefficient operation state in which the water heater overheats the water, and for example, it is possible to shorten the temperature of the hot water supplied from the water heater to the set temperature in a shorter time. There is.
[0172]
(Embodiment 9)
FIG. 10 is a block diagram illustrating a cryogenic refrigeration apparatus according to Embodiment 9 of the present invention.
The cryogenic refrigeration apparatus 109 of the ninth embodiment has a freezing room, and cools the inside of the freezing chamber to a very low temperature state (-50 ° C. or lower). The objects to be cooled (objects to be cooled) include elements for superconductivity (electromagnetic circuit elements such as resistors, coils, and magnets), electronic components such as low-temperature reference parts for infrared sensors, and medical devices such as blood and internal organs. There are also frozen foods, such as frozen tuna.
[0173]
The reason why the electronic components are kept at a very low temperature is to increase the operation efficiency or to increase the sensitivity by removing thermal noise, and in the case of foodstuffs, it is necessary to transport fresh foods, to maintain freshness and to dry the foods. is there.
[0174]
The cooling temperature of the cryogenic refrigeration system is set to about 50 to 100 K (K: absolute temperature) for high-temperature superconducting applications, and is set to an extremely low temperature of about 0 to 50 K for normal superconducting applications. In addition, when used for maintaining freshness of foods and the like, the cooling temperature of the cryogenic refrigeration apparatus is set to slightly less than -50 ° C (Celsius).
[0175]
Hereinafter, a specific description will be given.
The cryogenic refrigeration system 109 according to the ninth embodiment uses the refrigeration cycle device 101 according to the first embodiment. Similar to the first embodiment, the linear compressor 1e that forms a refrigerant circulation path, the expansion device 57e, It has a first heat exchanger 152 and a second heat exchanger 151, and has a compressor drive unit 101e for driving the linear compressor 1e.
[0176]
That is, the expansion device 57e, the linear compressor 1e, and the compressor driving unit 101e are the same as the expansion device 57a, the linear compressor 1a, and the compressor driving unit 101a of the first embodiment.
[0177]
The second heat exchanger 151 is a radiator that emits heat into the atmosphere, and corresponds to the condenser 55a of the air conditioner 101a that performs cooling according to the first embodiment. The first heat exchanger 152 is a regenerator that cools the freezer compartment, and corresponds to the evaporator 53a of the air conditioner 101a that performs cooling in the first embodiment. Here, the radiator 152 has a blower 152a for improving the heat exchange capacity and a temperature sensor 152b for detecting the temperature in the freezer compartment, and the temperature sensor 152b is the same as that of the first embodiment. It corresponds to one heat exchanger ambient temperature detector 3.
[0178]
Next, the operation will be described.
In the cryogenic refrigeration apparatus 109 of the ninth embodiment, when the drive current Cd is applied from the compressor drive unit 101e to the linear compressor 1e, the refrigerant circulates in the refrigerant circulation path in the direction of arrow E, and the radiator 151 And heat exchange is performed in regenerator 152. Thereby, the freezer compartment is cooled.
[0179]
That is, the refrigerant that has become liquid in the second heat exchanger (radiator) 151 expands as the flow rate is reduced by the expansion device 57e, and becomes a low-temperature refrigerant liquid. Then, when the low-temperature liquid refrigerant is sent to the first heat exchanger (regenerator) 152, the low-temperature refrigerant liquid evaporates in the first heat exchanger (regenerator) 152 to cool the freezing compartment. Done. At this time, the air in the freezer compartment is forcibly sent into the regenerator 152 by the blower 152a, and the regenerator 152 exchanges heat efficiently. At this time, the temperature in the freezer compartment is detected by the temperature sensor 152b, and a detection signal is output to the compressor drive unit 101e. The compressor driving unit 101e calculates a volume circulation amount Vco of the refrigerant required for the refrigeration cycle device based on the temperature information detected by the temperature sensor 152b, and calculates a linear compressor volume based on the calculated volume circulation amount of the refrigerant. 1e is driven and controlled.
[0180]
Thus, in the cryogenic refrigeration apparatus 109 of the ninth embodiment, similar to the air conditioner 101 of the first embodiment, the refrigeration cycle apparatus is provided based on the temperature in the freezer compartment (that is, the temperature of the object to be frozen). Since the required volume circulation amount Vco of the refrigerant is calculated, the calculated value of the required volume circulation amount of the refrigerant can be set to a value more suitable for the operating state of the cryogenic refrigeration apparatus. There is an effect that the temperature of the object can be accurately controlled.
[0181]
In the sixth to ninth embodiments, the same compressor drive unit 101a of the refrigeration cycle apparatus 101 of the first embodiment is used as the compressor drive unit, but the compressor drive unit of the sixth to ninth embodiments is used. Is not limited to that of the first embodiment, and any of the second to fifth embodiments (compressor driving units 102a to 105a) may be used.
[0182]
【The invention's effect】
As described above, according to the refrigeration cycle apparatus according to the present invention (claim 1), the first heat exchanger and the second heat exchanger that form the circulation path of the refrigerant, the piston, and the linear mechanism that reciprocates the piston. A refrigeration cycle device having a motor and a linear compressor that circulates refrigerant in the circulation path by reciprocating motion of the piston, wherein an inverter that generates an alternating current that drives the linear motor, Both the first heat exchanger and the second heat exchanger, the actual circulation amount detection unit for detecting the actual refrigerant circulation amount indicating the volume of the refrigerant discharged or drawn in per unit time by the linear compressor due to the reciprocating motion. Alternatively, based on one ambient temperature and at least a target temperature set for one of the two heat exchangers, the linear compressor And a target circulation amount deriving unit that derives a target refrigerant circulation amount indicating a volume of the refrigerant to be discharged or sucked into, and controls the inverter so that a difference between the actual refrigerant circulation amount and the target refrigerant circulation amount is reduced. The control of the refrigeration capacity of the refrigeration cycle device using the linear compressor is performed based on the volume circulation amount of the refrigerant, as in the conventional refrigeration cycle device using the rotary compressor. With high efficiency.
[0183]
According to the present invention (claim 2), in the refrigeration cycle device according to claim 1, a stroke detecting section for detecting a stroke length of the reciprocating piston, and a top dead center for detecting a top dead center position of the reciprocating piston. A point position detector, wherein the actual circulation amount detector detects the volume of the refrigerant discharged or sucked by one reciprocating motion of the piston based on the detected stroke length and the detected top dead center position. Calculating and multiplying the volume by the frequency of the alternating current generated by the inverter to obtain the actual refrigerant circulation amount. Efficient control can be performed without using a sensor for measurement.
[0184]
According to the present invention (claim 3), in the refrigeration cycle device according to claim 2, based on the temperature of the refrigerant in the heat exchanger for condensing the refrigerant, which is located on the refrigerant discharge side of the linear compressor in the circulation path. A discharge pressure estimating unit for estimating the pressure of the refrigerant discharged from the linear compressor, and a temperature of the refrigerant in the heat exchanger for evaporating the refrigerant, which is located on the refrigerant suction side of the linear compressor in the circulation path. A suction pressure estimating unit for estimating a pressure of the refrigerant sucked by the linear compressor, wherein the actual circulation amount detecting unit is configured to obtain the actual circulation amount obtained from the estimated suction refrigerant pressure and the estimated discharge refrigerant pressure. By the calculation using the pressure ratio between the highest pressure and the lowest pressure of the refrigerant in the path, the detected stroke length and the detected top dead center position, the first stroke of the piston is calculated. Since it is characterized by obtaining the volume of the refrigerant discharged or sucked by movement, the refrigeration cycle device in which the pressure state changes according to the operating conditions and the pressure ratio of the discharge pressure and the suction pressure of the refrigerant changes Even so, the refrigeration capacity of the refrigeration cycle device can be efficiently controlled based on the volume circulation amount of the refrigerant.
[0185]
According to the refrigeration cycle apparatus according to the present invention (claim 4), the refrigeration cycle device includes the first heat exchanger and the second heat exchanger that form the circulation path of the refrigerant, and the piston and the linear motor that reciprocates the piston. A refrigeration cycle device comprising: a linear compressor that circulates refrigerant in the circulation path by reciprocating motion of the piston; and an inverter that generates an alternating current that drives the linear motor; An actual circulation amount detection unit for detecting an actual refrigerant circulation amount indicating the weight of the refrigerant discharged or drawn in per unit time by the compressor; and a periphery of at least one of the first heat exchanger and the second heat exchanger. The linear compressor discharges per unit time based on the temperature and at least a target temperature set for one of the heat exchangers. Is a target circulation amount deriving unit that derives a target refrigerant circulation amount indicating the weight of the refrigerant to be sucked, and a control unit that controls the inverter so that the difference between the actual refrigerant circulation amount and the target refrigerant circulation amount is reduced. Therefore, it is possible to efficiently control the refrigeration capacity of the refrigeration cycle device according to the temperature difference between the actual temperature of the room to be cooled and the target temperature, and furthermore, the refrigeration cycle Since the refrigeration capacity of the apparatus is based on the weight circulation amount of the refrigerant which is more closely related to the load of the apparatus, the refrigeration capacity can be controlled more responsively and stably.
[0186]
According to the present invention (claim 5), in the refrigeration cycle apparatus according to claim 4, a stroke detecting unit for detecting a stroke length of the reciprocating piston, and a top dead center for detecting a top dead center position of the reciprocating piston. A point position detecting section, and a discharged refrigerant density detecting section for detecting a density of the refrigerant discharged from the linear compressor, wherein the actual circulation amount detecting section includes the detected stroke length and the detected top dead center. Based on the position, the volume of the refrigerant discharged by one reciprocating motion of the piston is calculated, and the unit is calculated from the calculated volume, the detected density of the refrigerant, and the frequency of the alternating current generated by the inverter. Since the weight of the refrigerant discharged from the linear compressor per hour is determined, the refrigeration cycle device based on the weight circulation amount of the refrigerant is used. Of an efficient control of the cooling capacity, without using a sensor for measuring the weight quantity of the refrigerant circulating, it can be carried out using only sensor for measuring the density of the discharged refrigerant.
[0187]
According to the present invention (claim 6), in the refrigeration cycle device according to claim 5, a discharge temperature detecting unit for detecting a temperature of the refrigerant discharged from the linear compressor, and a pressure of the refrigerant discharged from the linear compressor. And a discharge pressure detection unit for detecting the density of the refrigerant discharged from the linear compressor based on the detected temperature and pressure of the refrigerant discharged from the linear compressor. Because it is derived, it is possible to perform efficient control of the refrigeration capacity of the refrigeration cycle device based on the weight circulation amount of the refrigerant without using a sensor that measures the density of the discharged refrigerant. .
[0188]
According to the present invention (claim 7), in the refrigeration cycle device according to claim 4, a stroke detector for detecting a stroke length of the reciprocating piston, and a top dead center for detecting a top dead center position of the reciprocating piston. A point position detection unit, and a suction refrigerant density detection unit that detects a density of the refrigerant sucked into the linear compressor, wherein the actual circulation amount detection unit includes the detected stroke length and the detected top dead center. Based on the position, the volume of the refrigerant discharged by one reciprocating motion of the piston is calculated, and the unit time is calculated from the calculated volume, the detected density of the refrigerant, and the frequency of the AC current generated by the inverter. The weight of the refrigerant sucked into the linear compressor is calculated per unit. Efficient control capability, without using a sensor for measuring the weight circulation amount can be carried out using only the sensor for measuring the density of the suction refrigerant.
[0189]
According to the present invention (claim 8), in the refrigeration cycle device according to claim 7, a suction temperature detecting unit for detecting a temperature of the refrigerant drawn into the linear compressor, and a pressure of the refrigerant drawn into the linear compressor. And a suction pressure detection unit that detects the temperature of the refrigerant drawn into the linear compressor and the density of the refrigerant drawn into the linear compressor based on the detected temperature and pressure of the refrigerant drawn into the linear compressor. Since it is a characteristic to be obtained, efficient control of the refrigeration capacity of the refrigeration cycle device based on the weight circulation amount of the refrigerant can be performed without using a sensor for measuring the density of the suction refrigerant.
[0190]
According to the present invention (claim 9), in the refrigeration cycle apparatus according to claim 8, the refrigerant in the evaporator, which is a heat exchanger for evaporating the refrigerant, is located on the refrigerant suction side of the linear compressor in the circulation path. The temperature of the refrigerant drawn into the linear compressor and the saturation temperature of the refrigerant drawn into the linear compressor based on the operating state of the linear compressor. A superheat degree estimating unit for estimating the degree of superheat of the refrigerant, which is a temperature difference, wherein the suction temperature detection unit detects the detected temperature of the refrigerant in the evaporator and the estimated superheat degree of the refrigerant. The temperature of the refrigerant sucked into the linear compressor is obtained by adding the temperature, so that the effect of the refrigeration capacity of the refrigeration cycle device on the basis of the weight circulation amount of the refrigerant is obtained. Good control of the can be done without using a sensor for measuring the sensor and the temperature of suction refrigerant for measuring the density of the suction refrigerant.
[0191]
According to the air conditioner according to the present invention (claim 10), there is provided an air conditioner having the refrigeration cycle device according to any one of claims 1 to 9, wherein the first heat exchanger has an outdoor side. It is a heat exchanger, and the second heat exchanger is characterized by being an indoor heat exchanger, so that it is possible to prevent driving that is too cold or too warm, which hinders comfort. For example, there is an effect that the indoor temperature can be set to the set temperature in a shorter time. Further, in the operation of the air conditioner as described above, since no useless electric power (power) is used, the air conditioner can be operated with higher efficiency.
[0192]
According to a refrigerator according to the present invention (claim 11), there is provided a refrigerator having the refrigeration cycle device according to any one of claims 1 to 9, wherein the first heat exchanger is a condenser that releases heat. Since the second heat exchanger is an evaporator that cools the inside of the refrigerator, it is possible to avoid an inefficient operation state in which the inside of the refrigerator is cooled too much. For example, there is an effect that the temperature in the refrigerator can be set to the set temperature in a shorter time.
[0193]
According to a water heater according to the present invention (claim 12), it is a water heater having the refrigeration cycle device according to any one of claims 1 to 9, further comprising a water storage tank for storing water, and The exchanger is a water heat exchanger that heats the water in the water storage tank, and the second heat exchanger is an air heat exchanger that absorbs heat from the surrounding atmosphere. In addition, it is possible to avoid an inefficient operation state in which the water heater overheats the water, and for example, an effect that the temperature of the hot water supplied from the water heater can be set to the set temperature in a shorter time. is there.
[0194]
According to a cryogenic refrigeration apparatus according to the present invention (claim 13), there is provided a cryogenic refrigeration apparatus having the refrigeration cycle device according to any one of claims 1 to 9, wherein the cryogenic refrigeration apparatus has a freezing room, Is a radiator that emits heat, and the second heat exchanger is characterized by being a regenerator that cools the freezing chamber. There is an effect that a possible cryogenic refrigerator can be obtained.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a block diagram for explaining a refrigeration cycle apparatus according to Embodiment 1 of the present invention.
FIG. 2 is a block diagram for explaining a refrigeration cycle apparatus according to Embodiment 2 of the present invention.
FIG. 3 is a diagram illustrating a method of calculating a refrigerant circulation amount from a top dead center position and a stroke of a piston in a linear compressor in the refrigeration cycle apparatus according to the second embodiment.
FIG. 4 is a block diagram for explaining a refrigeration cycle apparatus according to Embodiment 3 of the present invention.
FIG. 5 is a block diagram for explaining a refrigeration cycle device according to Embodiment 4 of the present invention.
FIG. 6 is a block diagram illustrating a refrigeration cycle device according to Embodiment 5 of the present invention.
FIG. 7 is a schematic diagram showing an air conditioner according to Embodiment 6 of the present invention.
FIG. 8 is a schematic diagram showing a refrigerator according to a seventh embodiment of the present invention.
FIG. 9 is a schematic diagram showing a water heater according to Embodiment 8 of the present invention.
FIG. 10 is a schematic diagram showing a cryogenic refrigeration apparatus according to Embodiment 9 of the present invention.
FIG. 11 is a cross-sectional view illustrating a conventional linear compressor.
FIG. 12 is a system diagram for explaining a general refrigeration cycle device.
FIG. 13 is a block diagram for explaining a system for controlling the refrigeration capacity of a refrigeration cycle device using a conventional linear compressor.
[Explanation of symbols]
1a, 1b, 1c, 1d, 1e Linear compressor
2 Inverter
3. Second heat exchanger ambient temperature detector
4 Second heat exchanger ambient temperature commander
5 First heat exchanger ambient temperature detector
6 First heat exchanger ambient temperature commander
7 Volume circulation command section
8a, 8b Volume circulation amount detection unit
9 Stroke detector
10 Top dead center position detector
11 Weight circulation amount command section
12c, 12d, 12e Weight circulation amount detector
13 Detected refrigerant density detector
14 Suction refrigerant density detector
20, 21 Inverter control unit
53a, 111, 122, 132, 152 First heat exchanger (evaporator)
55a, 112, 121, 131, 151 Second heat exchanger (condenser)
57a, 57b, 57c, 57d, 57e diaphragm device
101-105 Refrigeration cycle device
101a, 102a, 103a, 104a, 105a, 101b, 101c, 101d, 101e Linear compressor drive unit
106 air conditioner
107 refrigerator
108 water heater
109 Cryogenic refrigerator

Claims (13)

冷媒の循環経路を形成する第１の熱交換器及び第２の熱交換器と、ピストン及びピストンを往復運動させるリニアモータを有し、該ピストンの往復運動により上記循環経路内の冷媒を循環させるリニアコンプレッサとを備えた冷凍サイクル装置であって、
上記リニアモータを駆動する交流電流を発生するインバータと、
上記ピストンの往復運動によりリニアコンプレッサが単位時間当たりに吐出もしくは吸入する冷媒の体積を示す実際の冷媒循環量を検出する実循環量検出部と、
上記第１の熱交換器および第２の熱交換器の両方あるいは一方の周辺温度と、少なくとも該両熱交換器の一方に対して設定された目標温度とに基づいて、上記リニアコンプレッサが単位時間当たりに吐出もしくは吸入すべき冷媒の体積を示す目標冷媒循環量を導出する目標循環量導出部と、
上記実際の冷媒循環量と上記目標冷媒循環量との差分が減少するよう上記インバータを制御する制御部とを備えたことを特徴とする冷凍サイクル装置。It has a first heat exchanger and a second heat exchanger that form a refrigerant circulation path, and a linear motor that reciprocates a piston and a piston, and circulates the refrigerant in the circulation path by the reciprocation of the piston. A refrigeration cycle device including a linear compressor,
An inverter for generating an alternating current for driving the linear motor,
An actual circulation amount detection unit that detects an actual refrigerant circulation amount indicating the volume of the refrigerant discharged or sucked per unit time by the linear compressor due to the reciprocating motion of the piston,
On the basis of the ambient temperature of one or both of the first heat exchanger and the second heat exchanger and at least the target temperature set for one of the two heat exchangers, the linear compressor is operated for a unit time. A target circulation amount deriving unit that derives a target refrigerant circulation amount indicating the volume of the refrigerant to be discharged or sucked per unit,
A refrigeration cycle apparatus comprising: a control unit that controls the inverter to reduce a difference between the actual refrigerant circulation amount and the target refrigerant circulation amount. 請求項１記載の冷凍サイクル装置において、
往復運動するピストンのストローク長を検出するストローク検出部と、
往復運動するピストンの上死点位置を検出する上死点位置検出部とを備え、
上記実循環量検出部は、上記検出されたストローク長及び上記検出された上死点位置に基づいて、ピストンの１往復運動により吐出もしくは吸入される冷媒の容積を算出し、該算出された容積と上記インバータの発生する交流電流の周波数との乗算により、上記実際の冷媒循環量を求めるものであることを特徴とする冷凍サイクル装置。The refrigeration cycle apparatus according to claim 1,
A stroke detector for detecting the stroke length of the reciprocating piston,
A top dead center position detection unit that detects the top dead center position of the reciprocating piston,
The actual circulation amount detection unit calculates a volume of the refrigerant discharged or sucked by one reciprocating motion of the piston based on the detected stroke length and the detected top dead center position, and calculates the calculated volume. A refrigeration cycle apparatus for obtaining the actual refrigerant circulation amount by multiplying the refrigerant flow by the frequency of an AC current generated by the inverter. 請求項２記載の冷凍サイクル装置において、
上記循環経路の、リニアコンプレッサの冷媒吐出側に位置する、冷媒を凝縮させる熱交換器内の冷媒の温度に基づいて、該リニアコンプレッサが吐出する冷媒の圧力を推定する吐出圧力推定部と、
上記循環経路の、リニアコンプレッサの冷媒吸入側に位置する、冷媒を蒸発させる熱交換器内の冷媒の温度に基づいて、上記リニアコンプレッサが吸入する冷媒の圧力を推定する吸入圧力推定部とを備え、
上記実循環量検出部は、上記推定された吸入冷媒の圧力及び推定された吐出冷媒の圧力から得られる、上記循環経路における冷媒の最高圧力と最低圧力の圧力比と、上記検出されたストローク長及び上記検出された上死点位置とを用いた演算により、上記ピストンの１往復運動により吐出もしくは吸入される冷媒の容積を求めるものであることを特徴とする冷凍サイクル装置。The refrigeration cycle apparatus according to claim 2,
A discharge pressure estimating unit that estimates the pressure of the refrigerant discharged by the linear compressor, based on the temperature of the refrigerant in the heat exchanger that condenses the refrigerant, based on the temperature of the refrigerant in the heat exchanger that condenses the refrigerant,
A suction pressure estimator for estimating the pressure of the refrigerant sucked by the linear compressor based on the temperature of the refrigerant in the heat exchanger for evaporating the refrigerant, which is located on the refrigerant suction side of the linear compressor in the circulation path. ,
The actual circulation amount detection unit is configured to obtain a pressure ratio between a maximum pressure and a minimum pressure of the refrigerant in the circulation path, which is obtained from the estimated pressure of the suction refrigerant and the estimated pressure of the discharge refrigerant, and the detected stroke length. And a calculation using the detected top dead center position to determine the volume of the refrigerant discharged or drawn in by one reciprocating movement of the piston. 冷媒の循環経路を形成する第１の熱交換器及び第２の熱交換器と、ピストン及びピストンを往復運動させるリニアモータを有し、該ピストンの往復運動により上記循環経路内の冷媒を循環させるリニアコンプレッサとを備えた冷凍サイクル装置であって、
上記リニアモータを駆動する交流電流を発生するインバータと、
上記ピストンの往復運動によりリニアコンプレッサが単位時間当たりに吐出もしくは吸入する冷媒の重量を示す実際の冷媒循環量を検出する実循環量検出部と、
上記第１の熱交換器および第２の熱交換器の両方あるいは一方の周辺温度と、少なくとも該両熱交換器の一方に対して設定された目標温度とに基づいて、上記リニアコンプレッサが単位時間当たりに吐出もしくは吸入すべき冷媒の重量を示す目標冷媒循環量を導出する目標循環量導出部と、
上記実際の冷媒循環量と上記目標冷媒循環量との差分が減少するよう、上記インバータを制御する制御部とを備えたことを特徴とする冷凍サイクル装置。It has a first heat exchanger and a second heat exchanger that form a refrigerant circulation path, and a linear motor that reciprocates a piston and a piston, and circulates the refrigerant in the circulation path by the reciprocation of the piston. A refrigeration cycle device including a linear compressor,
An inverter for generating an alternating current for driving the linear motor,
An actual circulation amount detection unit that detects an actual refrigerant circulation amount indicating the weight of the refrigerant discharged or sucked per unit time by the linear compressor due to the reciprocating motion of the piston,
On the basis of the ambient temperature of one or both of the first heat exchanger and the second heat exchanger and at least the target temperature set for one of the two heat exchangers, the linear compressor is operated for a unit time. A target circulation amount deriving unit that derives a target refrigerant circulation amount indicating the weight of the refrigerant to be discharged or sucked per hit,
A refrigeration cycle apparatus comprising: a control unit that controls the inverter so that a difference between the actual refrigerant circulation amount and the target refrigerant circulation amount decreases. 請求項４記載の冷凍サイクル装置において、
往復運動するピストンのストローク長を検出するストローク検出部と、
往復運動するピストンの上死点位置を検出する上死点位置検出部と、
上記リニアコンプレッサから吐出される冷媒の密度を検出する吐出冷媒密度検出部とを備え、
上記実循環量検出部は、上記検出されたストローク長及び上記検出された上死点位置に基づいて、上記ピストンの１往復運動により吐出される冷媒の容積を算出し、該算出された容積、上記検出された冷媒の密度、及び上記インバータの発生する交流電流の周波数から、上記単位時間当たりにリニアコンプレッサにより吐出される冷媒の重量を求めるものであることを特徴とする冷凍サイクル装置。The refrigeration cycle device according to claim 4,
A stroke detector for detecting the stroke length of the reciprocating piston,
A top dead center position detecting unit for detecting a top dead center position of the reciprocating piston,
A discharge refrigerant density detection unit that detects the density of the refrigerant discharged from the linear compressor,
The actual circulation amount detection unit calculates a volume of the refrigerant discharged by one reciprocating motion of the piston based on the detected stroke length and the detected top dead center position, and calculates the calculated volume, A refrigeration cycle apparatus for determining the weight of the refrigerant discharged by the linear compressor per unit time from the detected density of the refrigerant and the frequency of the alternating current generated by the inverter. 請求項５記載の冷凍サイクル装置において、
上記リニアコンプレッサから吐出される冷媒の温度を検出する吐出温度検出部と、
上記リニアコンプレッサから吐出される冷媒の圧力を検出する吐出圧力検出部とを備え、
上記吐出冷媒密度検出部は、上記検出された、リニアコンプレッサから吐出される冷媒の温度及び圧力に基づいて、上記リニアコンプレッサから吐出される冷媒の密度を導出するものであることを特徴とする冷凍サイクル装置。The refrigeration cycle apparatus according to claim 5,
A discharge temperature detector that detects the temperature of the refrigerant discharged from the linear compressor,
A discharge pressure detector that detects the pressure of the refrigerant discharged from the linear compressor,
The refrigeration density detection unit derives the density of the refrigerant discharged from the linear compressor based on the detected temperature and pressure of the refrigerant discharged from the linear compressor. Cycle equipment. 請求項４記載の冷凍サイクル装置において、
往復運動するピストンのストローク長を検出するストローク検出部と、
往復運動するピストンの上死点位置を検出する上死点位置検出部と、
上記リニアコンプレッサに吸入される冷媒の密度を検出する吸入冷媒密度検出部とを備え、
上記実循環量検出部は、上記検出されたストローク長及び上記検出された上死点位置に基づいて、上記ピストンの１往復運動により吐出される冷媒の容積を算出し、該算出された容積、上記検出された冷媒の密度、及び上記インバータの発生する交流電流の周波数から、単位時間当たりに上記リニアコンプレッサに吸入される冷媒の重量を求めるものであることを特徴とする冷凍サイクル装置。The refrigeration cycle device according to claim 4,
A stroke detector for detecting the stroke length of the reciprocating piston,
A top dead center position detecting unit for detecting a top dead center position of the reciprocating piston,
A suction refrigerant density detection unit that detects the density of the refrigerant drawn into the linear compressor,
The actual circulation amount detection unit calculates a volume of the refrigerant discharged by one reciprocating motion of the piston based on the detected stroke length and the detected top dead center position, and calculates the calculated volume, A refrigeration cycle apparatus for determining the weight of the refrigerant drawn into the linear compressor per unit time from the detected density of the refrigerant and the frequency of the alternating current generated by the inverter. 請求項７記載の冷凍サイクル装置において、
上記リニアコンプレッサに吸入される冷媒の温度を検出する吸入温度検出部と、
上記リニアコンプレッサに吸入される冷媒の圧力を検出する吸入圧力検出部とを備え、
上記吸入冷媒密度検出部は、上記検出された、リニアコンプレッサに吸入される冷媒の温度及び圧力に基づいて、上記リニアコンプレッサに吸入される冷媒の密度を求めるものであることを特徴とする冷凍サイクル装置。The refrigeration cycle apparatus according to claim 7,
A suction temperature detector for detecting a temperature of the refrigerant drawn into the linear compressor,
A suction pressure detector that detects the pressure of the refrigerant sucked into the linear compressor,
The refrigeration cycle, wherein the suction refrigerant density detection unit obtains the density of the refrigerant drawn into the linear compressor based on the detected temperature and pressure of the refrigerant drawn into the linear compressor. apparatus. 請求項８記載の冷凍サイクル装置において、
上記循環経路の、リニアコンプレッサの冷媒吸入側に位置する、冷媒を蒸発させる熱交換器である蒸発器内の冷媒の温度を、上記リニアコンプレッサに吸入される冷媒の飽和温度として検出する冷媒温度検出器と、
上記リニアコンプレッサの運転状態に基づいて、上記リニアコンプレッサに吸入される冷媒の温度とその飽和温度との温度差である該冷媒の過熱度を推定する過熱度推定部とを備え、
上記吸入温度検出部は、上記検出された蒸発器内の冷媒の温度と、上記推定された冷媒の過熱度とを加算して、上記リニアコンプレッサに吸入される冷媒の温度を求めるものであることを特徴とする冷凍サイクル装置。The refrigeration cycle apparatus according to claim 8,
Refrigerant temperature detection for detecting the temperature of the refrigerant in an evaporator, which is a heat exchanger for evaporating the refrigerant, located on the refrigerant suction side of the linear compressor in the circulation path, as the saturation temperature of the refrigerant sucked into the linear compressor Vessels,
A superheat degree estimating unit that estimates a superheat degree of the refrigerant, which is a temperature difference between a temperature of the refrigerant sucked into the linear compressor and a saturation temperature thereof, based on an operation state of the linear compressor,
The suction temperature detector is configured to obtain the temperature of the refrigerant sucked into the linear compressor by adding the detected temperature of the refrigerant in the evaporator and the estimated superheat degree of the refrigerant. A refrigeration cycle device characterized by the above-mentioned. 請求項１から９のいずれかに記載の冷凍サイクル装置を有する空気調和機であって、
上記第１の熱交換器は、室外側熱交換器であり、
上記第２の熱交換器は、室内側熱交換器であることを特徴とする空気調和機。An air conditioner having the refrigeration cycle device according to any one of claims 1 to 9,
The first heat exchanger is an outdoor heat exchanger,
The said 2nd heat exchanger is an indoor side heat exchanger, The air conditioner characterized by the above-mentioned. 請求項１から９のいずれかに記載の冷凍サイクル装置を有する冷蔵庫であって、
上記第１の熱交換器は、熱を放出する凝縮器であり、
上記第２の熱交換器は、庫内を冷却する蒸発器であることを特徴とする冷蔵庫。A refrigerator having the refrigeration cycle device according to any one of claims 1 to 9,
The first heat exchanger is a condenser that releases heat,
The refrigerator, wherein the second heat exchanger is an evaporator that cools the inside of the refrigerator. 請求項１から９のいずれかに記載の冷凍サイクル装置を有する給湯器であって、
水を貯める貯水槽を備え、
上記第１の熱交換器は、上記貯水槽の水を加熱する水熱交換器であり、
上記第２の熱交換器は、周辺雰囲気から熱を吸収する空気熱交換器であることを特徴とする給湯器。A water heater having the refrigeration cycle device according to any one of claims 1 to 9,
Equipped with a water tank to store water,
The first heat exchanger is a water heat exchanger that heats water in the water storage tank,
The water heater according to claim 2, wherein the second heat exchanger is an air heat exchanger that absorbs heat from a surrounding atmosphere. 請求項１から９のいずれかに記載の冷凍サイクル装置を有する極低温冷凍装置であって、
冷凍室を有し、
上記第１の熱交換器は、熱を放出する放熱器であり、
上記第２の熱交換器は、上記冷凍室内を冷却する蓄冷器であることを特徴とする極低温冷凍装置。A cryogenic refrigeration apparatus having the refrigeration cycle apparatus according to any one of claims 1 to 9,
Has a freezer compartment,
The first heat exchanger is a radiator that emits heat,
The second heat exchanger is a regenerator that cools the freezing chamber, and is a cryogenic refrigerator.
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