JP2009243828A - Cooling device and cooling device monitoring system - Google Patents
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Abstract
Description
本発明は冷却装置および冷却装置監視システム、特に、所望の温度にまで冷却された冷水などの冷却液を供給する冷却装置および冷却装置監視システムに関するものである。 The present invention relates to a cooling device and a cooling device monitoring system, and more particularly to a cooling device and a cooling device monitoring system for supplying a cooling liquid such as cold water cooled to a desired temperature.
従来、冷水などの冷却液を供給する冷却装置には、所望の温度にまで冷却された冷水を得るためにチラーなどの冷却手段が設けられている。かかる冷却手段は、圧縮機、凝縮器、減圧手段、および蒸発器を備え、これらに冷媒を循環させる冷凍サイクルが形成されるものである。
蒸発器には低圧低温の冷媒液と、水を主成分とする被冷却流体と、が熱交換自在に流通するようになっている。すなわち、冷媒液は被冷却流体から温熱(蒸発熱)を受け取って蒸発し、一方、被冷却流体は、温熱を奪われることで冷却される。このため、この冷却によって被冷却流体の温度が凍結温度にまで下がると、蒸発器の流路内において被冷却流体が凍結して流れ難くなるという問題があった。さらに、かかる状態をそのまま放置すると、蒸発器の流路を構成する配管等が破裂するおそれがあった。
Conventionally, a cooling device for supplying a cooling liquid such as cold water is provided with a cooling means such as a chiller in order to obtain cold water cooled to a desired temperature. Such cooling means includes a compressor, a condenser, a decompression means, and an evaporator, and forms a refrigeration cycle in which a refrigerant is circulated.
In the evaporator, a low-pressure and low-temperature refrigerant liquid and a fluid to be cooled whose main component is water circulate in a heat exchangeable manner. That is, the refrigerant liquid receives the heat (evaporation heat) from the fluid to be cooled and evaporates, while the fluid to be cooled is cooled by being deprived of the heat. For this reason, when the temperature of the fluid to be cooled is lowered to the freezing temperature by this cooling, there is a problem that the fluid to be cooled is frozen in the flow path of the evaporator and is difficult to flow. Further, if such a state is left as it is, there is a possibility that the pipes and the like constituting the flow path of the evaporator may burst.
そこで、プレート式熱交換器の端板の表面温度を検出することのできる温度検出手段を設け、これによって検出された温度が基準温度以下になった場合に、冷凍サイクル装置を停止させ、凍結異常を発報する冷凍検知装置を備えた発明が開示されている(例えば、特許文献1参照)。
また、水冷却器(蒸発器に同じ)から流出する冷媒ガスの圧力を圧力検出器によって検出し、水の流量を配管に設置した水量計によって検出し、冷媒ガスの圧力と水の流量とに基づいて圧縮機の容量を低下させて、水の凍結を防止するための制御装置を設えた発明が開示されている(例えば、特許文献2、非特許文献1および非特許文献2参照)。
Therefore, a temperature detection means that can detect the surface temperature of the end plate of the plate heat exchanger is provided, and when the detected temperature falls below the reference temperature, the refrigeration cycle apparatus is stopped and the freezing abnormality is detected. An invention including a refrigeration detection device that issues a warning is disclosed (for example, see Patent Document 1).
In addition, the pressure of the refrigerant gas flowing out from the water cooler (same as the evaporator) is detected by a pressure detector, the flow rate of water is detected by a water meter installed in the pipe, and the refrigerant gas pressure and the water flow rate are detected. Based on this, there is disclosed an invention in which a controller for reducing the capacity of a compressor and preventing freezing of water is provided (see, for example, Patent Document 2, Non-Patent
しかしながら、特許文献1および非特許文献1に開示された発明では以下の問題があった。
(あ)水の流量に基づき、圧縮機の容量を制御する必要があるため、流量を測定するために流量計を設置する必要があり、凍結防止システム導入のためコストがかかる。
(い)また、流入する水の温度に関係なく、圧縮機の容量を制御している。このため、水が凍結しない水の流入温度であるにもかかわらず圧縮機の容量を低下させることがあり、冷凍装置の冷却能力を最大限に利用できないばかりか、圧縮機も運転容量が小さい範囲に制約されるため、圧縮効率が悪く効率の悪い運転を行っている。
However, the inventions disclosed in
(A) Since it is necessary to control the capacity of the compressor based on the flow rate of water, it is necessary to install a flow meter to measure the flow rate, which is costly due to the introduction of the freeze prevention system.
(Ii) In addition, the capacity of the compressor is controlled regardless of the temperature of the inflowing water. For this reason, the capacity of the compressor may be reduced in spite of the inflow temperature of water that does not freeze, and not only the cooling capacity of the refrigeration system cannot be fully utilized, but also the compressor has a small operating capacity. Therefore, the compression efficiency is poor and the operation is inefficient.
(う)また、凍結防止手段の制御の判定基準は定常時の冷媒の状態に基づいて決定しているために、起動時などの初期冷却能力が小さいため、水が凍結しない条件であるにもかかわらず、圧縮機の容量を制限する制御となっている。したがって、起動時に冷凍装置の冷却能力を最大限に発揮できるまで時間を要し、プルダウン時間が増加する。 (Iii) In addition, since the criteria for determining the control of the freeze prevention means are determined based on the state of the refrigerant in the steady state, the initial cooling capacity at the time of start-up and the like is small, so that water is not frozen. Regardless, it is a control that limits the capacity of the compressor. Therefore, it takes time until the cooling capacity of the refrigeration apparatus can be maximized at the time of startup, and the pull-down time increases.
(え)また、凍結防止手段が、冷媒の物理量が予め設定された許容限界値を超えた場合に警報手段から異常信号を発報し異常停止をしても、特定の運転データの閾値にしか注目していない。そのため、被冷却流体を送出するポンプの経年的劣化による送出能力の低下や、蒸発器の詰まりや被冷却流体の不純物混入による熱交換性能の劣化の変化を捉えることができないため、凍結故障に至る前に機器の異常の可能性を検知することができない。 (E) Moreover, even if the freeze prevention means issues an abnormal signal from the alarm means when the physical quantity of the refrigerant exceeds a preset allowable limit value and performs an abnormal stop, it will only be within the threshold of the specific operation data. Not paying attention. For this reason, it is impossible to capture the deterioration of the delivery capacity due to aging deterioration of the pump that delivers the fluid to be cooled, or the change in the heat exchange performance due to the clogging of the evaporator or the contamination of the fluid to be cooled, resulting in a freezing failure. Unable to detect possible equipment malfunctions before.
本発明は、上記のような課題を解決するためになされたもので、以下のような冷却装置および冷却装置監視システムの提供を目的とする。
(イ)安価に被冷却流体の凍結を防止すると共に、省エネ性が高く、冷却装置の冷却能力を最大限に利用する運転を実現することができる。
(ロ)また、冷却装置の起動時等の冷却能力が必要とされる条件においても、凍結が発生しない範囲で、冷却能力を最大限に発揮でき、プルダウン時間を短縮することができる。
(ハ)さらに、被冷却流体を送出するポンプの経年的劣化による送出能力の低下や、蒸発器の詰まりや被冷却流体の不純物混入による熱交換性能の劣化の変化を捉え、凍結故障に至る前に機器の異常の可能性を運転状態から推定することで、信頼性が高く、メンテナンス性をよくすることができる。
SUMMARY An advantage of some aspects of the invention is that it provides a cooling device and a cooling device monitoring system as described below.
(A) It is possible to prevent the fluid to be cooled from freezing at low cost, and to realize an operation that has high energy saving and maximizes the cooling capacity of the cooling device.
(B) Even under conditions that require a cooling capacity such as when the cooling device is started, the cooling capacity can be maximized and the pull-down time can be shortened within a range where freezing does not occur.
(C) In addition, the pump that delivers the fluid to be cooled is deteriorated in pumping capacity due to deterioration over time, and changes in the heat exchange performance due to clogging of the evaporator and impurities in the fluid to be cooled are detected. In addition, by estimating the possibility of equipment abnormality from the operating state, it is possible to improve reliability and maintainability.
本発明に係る冷却装置は、冷媒を圧縮する圧縮機と、該圧縮機によって圧縮された冷媒を凝縮する凝縮器と、該凝縮器に向けて空気を送出する送風手段と、該凝縮器によって凝縮された冷媒を減圧する絞り手段と、該絞り手段によって減圧された冷媒を蒸発させる蒸発器と、前記圧縮機、前記凝縮器、前記絞り手段および前記蒸発器を経由して冷媒を前記圧縮機に戻す冷媒回路と、によって冷凍サイクルを形成する冷凍サイクル手段と、
前記蒸発器において前記冷媒と熱交換を行う被冷却流体を、前記蒸発器に送出する被冷却流体送出手段と、
前記蒸発器において冷媒の蒸発温度である低圧冷媒温度を検出する低圧冷媒温度検出手段と、
前記蒸発器に流入する被冷却流体の温度である被冷却流体流入温度を検出する被冷却流体流入温度検出手段と、
前記低圧冷媒温度と、前記被冷却流体流入温度と、によって変化する運転状態量に基づいて、前記被冷却流体の凍結の状況を判定する判定部と、
前記判定部の判定結果に基づいて、前記圧縮機の回転数、前記送風手段による送風量、前記絞り手段の開口面積、または前記被冷却流体送出手段の被冷却流体の送出量のうち少なくとも1つ以上を制御して、前記被冷却流体の凍結を防止する凍結防止制御部と、
を備えたことを特徴とする。
The cooling device according to the present invention includes a compressor that compresses a refrigerant, a condenser that condenses the refrigerant compressed by the compressor, a blower that sends air toward the condenser, and a condenser that condenses the refrigerant. A throttle means for decompressing the refrigerant, an evaporator for evaporating the refrigerant decompressed by the throttle means, and the refrigerant to the compressor via the compressor, the condenser, the throttle means and the evaporator. Refrigeration cycle means for forming a refrigeration cycle by a refrigerant circuit to be returned; and
Cooled fluid delivery means for delivering a cooled fluid that exchanges heat with the refrigerant in the evaporator, to the evaporator;
Low-pressure refrigerant temperature detecting means for detecting a low-pressure refrigerant temperature that is an evaporation temperature of the refrigerant in the evaporator;
A to-be-cooled fluid inflow temperature detecting means for detecting a to-be-cooled fluid inflow temperature that is a temperature of the to-be-cooled fluid flowing into the evaporator;
A determination unit for determining a state of freezing of the cooled fluid based on an operating state quantity that varies depending on the low-pressure refrigerant temperature and the cooled fluid inflow temperature;
Based on the determination result of the determination unit, at least one of the number of rotations of the compressor, the amount of air blown by the air blowing unit, the opening area of the throttling unit, or the amount of cooled fluid delivered by the fluid to be cooled sending unit By controlling the above, a freeze prevention control unit for preventing the fluid to be cooled from freezing,
It is provided with.
この発明は、低圧冷媒温度と被冷却流体流入温度とによって変化する運転状態量に基づいて、蒸発器(水熱交換器に同じ)が凍結する条件に近い場合は、送風量、絞り手段の開口面積、または被冷却流体の送出量のうち少なくとも1つ以上を制御して、被冷却流体の凍結を回避することが可能になる。よって、冷却装置を高効率に運転するとともに、冷却能力を最大限に発揮することができる。 This invention is based on the amount of operating state that varies depending on the low-pressure refrigerant temperature and the inflow temperature of the fluid to be cooled. When the evaporator (same as the water heat exchanger) is close to freezing conditions, It is possible to avoid freezing of the cooled fluid by controlling at least one of the area or the delivery amount of the cooled fluid. Therefore, the cooling device can be operated with high efficiency and the cooling capacity can be maximized.
[実施の形態1:冷却装置]
図1〜図4は本発明の実施の形態1に係る冷却装置を説明する構成図であって、それぞれ、温度検出手段または圧力検出手段の設置形態が相違するものである。なお、以下の各図において同じ部分には同じ符号を付し、一部の説明を省略する。
図1において、冷却装置100は、圧縮機1で圧縮された高温高圧の冷媒(以下「高圧冷媒」と称す)は、凝縮器2に導かれて、送風機3から送られた流体(空気)と熱交換し、凝縮されるようになっている。凝縮器2において凝縮された冷媒液は、絞り手段4において断熱膨張して低温低圧の冷媒(以下「低圧冷媒」と称す)となり蒸発器5に導かれる。そして、低圧冷媒は、蒸発器5を流通する被冷却流体と熱交換して蒸発し、圧縮機1へ戻され、一連の冷凍サイクルを構成している。
[Embodiment 1: Cooling device]
1 to 4 are configuration diagrams for explaining a cooling device according to
In FIG. 1, the
(圧縮機)
圧縮機1は、運転容量を可変することが可能な圧縮機であり、インバータにより制御されるモータ(図示せず)によって駆動される容積式圧縮機である。なお、本発明は圧縮機1の台数を1台に限定するものではなく、2台以上の圧縮機が並列もしくは直列に接続されたものであってもよい。
(Compressor)
The
(凝縮器)
凝縮器2は、伝熱管と多数のフィンとにより構成されたクロスフィン式のフィン・アンド・チューブ型熱交換器である。
(Condenser)
The condenser 2 is a cross fin type fin-and-tube heat exchanger composed of heat transfer tubes and a large number of fins.
(送風機)
送風機3は、凝縮器2に供給する空気の流量を可変することが可能なファンであり、DCファンモータなどのモータによって駆動される遠心ファンや多翼ファン等である。
(Blower)
The blower 3 is a fan capable of changing the flow rate of air supplied to the condenser 2, and is a centrifugal fan or a multiblade fan driven by a motor such as a DC fan motor.
(絞り手段)
絞り手段4は、冷媒回路内を流れる冷媒の流量の調節等が行うことが可能であり、ステッピングモータ(図示せず)により絞りの開度を調整することが可能な電子膨張弁または受圧部にダイアフラムを採用した機械式膨張弁またはキャピラリーチューブである。
(Aperture means)
The throttle means 4 is capable of adjusting the flow rate of the refrigerant flowing in the refrigerant circuit, and is an electronic expansion valve or pressure receiving unit that can adjust the throttle opening by a stepping motor (not shown). It is a mechanical expansion valve or capillary tube that employs a diaphragm.
(蒸発器)
蒸発器5は、間隔をおいて薄板を多数並べて、周縁部をシールし、各薄板間に形成された空間を交互に低圧冷媒の流路と水の流路としてなるプレート式熱交換器、もしくは二重になった管の内外で熱交換を行う二重管式熱交換器である。本実施形態において、蒸発器5は、1個のみであるが、これに限定されず、2個以上の蒸発器が並列もしくは直列に接続されたものであってもよい。
(Evaporator)
The
(被冷却流体)
被冷却流体は、例えば、凝固点を降下させる添加物を混ぜた水が用いられ、単なる水であってもよい。冷却装置に用いられる冷媒は例えば、R410A、R407C、R404AなどのHFC冷媒、R22、R134aなどのHCFC冷媒、もしくは炭化水素、ヘリウムのような自然冷媒などがある。
(Cooled fluid)
As the fluid to be cooled, for example, water mixed with an additive that lowers the freezing point is used, and mere water may be used. Examples of the refrigerant used in the cooling device include HFC refrigerants such as R410A, R407C, and R404A, HCFC refrigerants such as R22 and R134a, or natural refrigerants such as hydrocarbon and helium.
(配管系)
蒸発器5に、ポンプ6と配管とを介して被冷却流体が循環するようになっている。蒸発器5において冷媒液の蒸発により冷却された被冷却流体は、配管を介して例えば、冷蔵庫や室内機など(図示せず)の冷熱負荷へ導かれるようになっている。
(Piping system)
A fluid to be cooled circulates in the
(温度・圧力検出系)
図1において、冷却装置100には、蒸発器5に流入する低圧冷媒液の温度を検出する低圧冷媒液温度検出手段10と、蒸発器5に流入する被冷却流体の温度を検出する被冷却流体流入温度検出手段11と、が設置されている。
図2において、冷却装置200には、蒸発器5に流入する被冷却流体の温度を検出する被冷却流体流入温度検出手段11と、絞り手段4出口から圧縮機1の吸入の流路のいずれかの位置(蒸発器5の前後に同じ)に、冷媒液の圧力を検出する低圧圧力検出手段14が設置されている。すなわち、冷却装置100の低圧冷媒液温度検出手段10を撤去して、低圧圧力検出手段14を設置したものである。
図3において、冷却装置300は、冷却装置100(図1参照)に、蒸発器5の被冷却流体流出部において被冷却流体の温度を検出する被冷却流体流出温度検出手段13が付加されたものである。
図4において、冷却装置400は、冷却装置100(図1参照)に、蒸発器5の出口において冷媒液の温度を検出する蒸発器流出冷媒液温度検出手段13が付加されたものである。
(Temperature / pressure detection system)
In FIG. 1, the
In FIG. 2, the
In FIG. 3, a
In FIG. 4, a
(制御系)
低圧冷媒液温度検出手段10より検出された「低圧冷媒液の温度」および被冷却流体流入温度検出手段11により検出された「被冷却流体の温度」は、それぞれ測定部20へ入力されるようになっている。
測定部20に入力された検出値は、演算部21に入力される。そして、それぞれの検出値を演算し、演算結果が記憶部22へ入力され記憶される。さらに、判定部23では、被冷却流体の「凍結の有無」あるいは「凍結の可能性」を判定し、その判定結果が制御部24へ入力されるようになっている。
さらに、制御部24は、判定部23の判定結果に基づいて被冷却流体の凍結を防止するため、圧縮機1と送風機3と絞り手段4とポンプ6とを制御する(これについては、別途詳細に説明する)。また、凍結に至る場合は、報知部25によって警報を発報するように構成されている。
(Control system)
The “temperature of the low-pressure refrigerant liquid” detected by the low-pressure refrigerant liquid
The detection value input to the
Further, the
測定部20、演算部21、判定部23、制御部24などの処理はマイコンにより処理され、記憶部22は半導体メモリなどによって構成されている。
なお、蒸発器5に流入する低圧冷媒液の温度は、図2に示すように、絞り手段4出口から圧縮機1の吸入の流路のいずれかの位置に設けられた、低圧圧力検出手段14より冷媒液の蒸発温度を換算し、冷媒液の温度を推測してもよい。
Processing such as the
Note that the temperature of the low-pressure refrigerant liquid flowing into the
(動作)
次に、冷却装置100の動作について、図1を用いて説明する。
この冷媒液回路の状態で、圧縮機1、送風機3およびポンプ6を起動すると、冷媒液は、圧縮機1に吸入され、圧縮され高圧のガス冷媒液となる。その後、高圧のガス冷媒液は、凝縮器2に送られて、送風機3によって供給される空気と熱交換(冷熱を受け取るに同じ)を行って凝縮し高圧の液冷媒液となる。
(Operation)
Next, operation | movement of the
When the
そして、この高圧の液冷媒液は、絞り手段4によって減圧(断熱膨張に同じ)されて、低温低圧の気液二相冷媒液(以下「低圧冷媒液」と称している)となって蒸発器5に送られる。そして、低圧冷媒液は、蒸発器5においてポンプ6より供給される被冷却流体と熱交換(冷熱を放出に同じ)を行って蒸発し、低圧のガス冷媒液となる。
ここで、絞り手段4は、圧縮機1の吸入における過熱度が所定値になるように蒸発器5を流れる冷媒液の流量を制御しているため、蒸発器5の出口におけるガス冷媒液は、所定の過熱度を有する状態となり再び、圧縮機1に吸入される。
一方、蒸発器5で冷却された被冷却流体は、要求される冷熱負荷(図示しない)へ導かれ、蒸発器5内は冷熱負荷要求に応じ、かつ、被冷却流体が凍結しない条件に応じ、所定の流量の冷媒液が流れるように圧縮機1は、制御部24によって運転容量が制御される。
The high-pressure liquid refrigerant liquid is depressurized (same as adiabatic expansion) by the throttle means 4 and becomes a low-temperature low-pressure gas-liquid two-phase refrigerant liquid (hereinafter referred to as “low-pressure refrigerant liquid”). Sent to 5. Then, the low-pressure refrigerant liquid is evaporated by exchanging heat with the fluid to be cooled supplied from the
Here, since the throttle means 4 controls the flow rate of the refrigerant liquid flowing through the
On the other hand, the to-be-cooled fluid cooled by the
(凍結現象:流入温度の影響)
図5〜図10は本発明の実施の形態1に係る冷却装置における被冷却流体の挙動を説明する特性図である。
まず、図5を用いて、定常時の被冷却流体の凍結現象について説明する。図5は、横軸に被冷却流体流入温度θin[℃]、縦軸に蒸発器5の被冷却流体と冷媒液との伝熱面の壁面温度θw[℃]をとり、被冷却流体の流速Uw[m/s]毎に被冷却流体流入温度θin[℃]によって被冷却流体が凍結する壁面温度θw[℃](以下、凍結壁面温度θwf[℃]と称する)の関係をグラフ化したものである。
(Freezing phenomenon: Influence of inflow temperature)
5 to 10 are characteristic diagrams for explaining the behavior of the fluid to be cooled in the cooling apparatus according to
First, the freezing phenomenon of the fluid to be cooled in the steady state will be described with reference to FIG. In FIG. 5, the horizontal axis represents the cooled fluid inflow temperature θin [° C.], and the vertical axis represents the wall surface temperature θw [° C.] of the heat transfer surface between the cooled fluid and the refrigerant liquid of the
ここで、「凍結壁面温度θwf」とは、被冷却流体が凍結する限界の壁面温度であり、被冷却流体流入温度θin、被冷却流体の流速Uwおよび凝固点である凍結温度θf[℃]に応じて変化することが知られている。ここで、凍結壁面温度θwfと被冷却流体流入温度θin、被冷却流体の流速Uwおよび凍結温度θfの関係は、シミュレーションや実験等により求めることができる。 Here, the “freezing wall temperature θwf” is the limit wall temperature at which the fluid to be cooled freezes, and depends on the cooling fluid inflow temperature θin, the flow velocity Uw of the fluid to be cooled, and the freezing temperature θf [° C.] that is the freezing point. Is known to change. Here, the relationship between the frozen wall surface temperature θwf, the fluid to be cooled inflow temperature θin, the flow velocity Uw of the fluid to be cooled, and the freezing temperature θf can be obtained by simulation or experiment.
例えば、定常状態での円管内の被冷却流体が凍結する凍結壁面温度θwfは、実験式(非特許文献2参照)より、
θwf=θf−θc*×(θin−θf)・・・・・式(1−1)
にて表すことができる。ここで、
θwf:凍結壁面温度[℃]、
θf:非冷却流体凍結温度[℃]、
θin:被冷却流体流入温度[℃]、
θc*:凍結冷却温度比=0.192×Rew0.35[無次元]、
Rew:被冷却流体レイノルズ数(=Uw×dh/νw)[無次元]、
Uw:被冷却流体の流速[m/s]、
dh:水力相当直径[m]、
νw:被冷却流体の動粘度[m2/s]、である。
For example, the frozen wall surface temperature θwf at which the fluid to be cooled in the circular tube in a steady state freezes is expressed by an empirical formula (see Non-Patent Document 2):
θwf = θf−θc * × (θin−θf) Equation (1-1)
Can be expressed as here,
θwf: freezing wall temperature [° C.]
θf: uncooled fluid freezing temperature [° C.]
θin: Cooled fluid inflow temperature [° C.]
θc *: freezing and cooling temperature ratio = 0.192 × Rew 0.35 [dimensionless],
Rew: Reynolds number of the fluid to be cooled (= Uw × dh / νw) [dimensionless],
Uw: Flow velocity of fluid to be cooled [m / s],
dh: hydraulic equivalent diameter [m],
νw: Kinematic viscosity [m 2 / s] of the fluid to be cooled.
式(1−1)において、θfは非冷却流体の物性によって決まる値であり、θc*は流速Uw、水熱交換器の仕様によって決まるdh、および被冷却流体流入温度θinにて決まる動粘度νwによって表現されるため、θwfは、被冷却流体流入温度θin、被冷却流体の流速Uwおよび凝固点である凍結温度θf[℃]に応じて変化することがわかる。 In equation (1-1), θf is a value determined by the physical properties of the non-cooled fluid, θc * is a kinematic viscosity νw determined by the flow velocity Uw, dh determined by the specifications of the water heat exchanger, and the cooled fluid inflow temperature θin. Therefore, it can be seen that θwf changes according to the cooled fluid inflow temperature θin, the flow velocity Uw of the cooled fluid, and the freezing temperature θf [° C.] which is a freezing point.
図5より、被冷却流体の凍結は、被冷却流体流入温度θinが低く、被冷却流体の流速Uwが低いほど凍結しやすいことがわかる。また、凍結壁面温度曲線より壁面温度θwの低い領域は被冷却流体が凍結し、蒸発器の流路が閉塞する閉塞領域であり、温度の高い領域は被冷却流体が凍結しない非閉塞領域である。 From FIG. 5, it can be seen that the fluid to be cooled is more easily frozen as the fluid inlet temperature θin is lower and the flow velocity Uw of the fluid is lower. Further, the region where the wall surface temperature θw is lower than the frozen wall surface temperature curve is a closed region where the fluid to be cooled freezes and the flow path of the evaporator is blocked, and the region where the temperature is high is a non-blocked region where the fluid to be cooled is not frozen. .
(凍結現象:冷却時間の影響)
次に図6を用いて、過渡時の被冷却流体の凍結現象について説明する。図6は、横軸に冷却時間t[sec]、縦軸に壁面温度θwをとり、被冷却流体流入温度θinまたは被冷却流体の流速Uwによって冷却開始から被冷却流体が凍結する凍結壁面温度θwfの関係をグラフ化したものである。
(Freezing phenomenon: Effect of cooling time)
Next, the freezing phenomenon of the fluid to be cooled at the time of transition will be described with reference to FIG. In FIG. 6, the horizontal axis represents the cooling time t [sec], the vertical axis represents the wall surface temperature θw, and the frozen wall surface temperature θwf at which the fluid to be cooled freezes from the start of cooling according to the fluid inlet temperature θin or the fluid flow rate Uw. Is a graph of the relationship.
ここで、凍結壁面温度θwfは、冷却時間t、被冷却流体流入温度θin、被冷却流体の流速Uw、および凝固点である凍結温度θfに応じて変化することが知られている。ここで、凍結壁面温度θwfと冷却時間t、被冷却流体流入温度θin、被冷却流体の流速Uwおよび凝固点である凍結温度θfとの関係は、シミュレーションや実験等により求めることができる。 Here, it is known that the frozen wall surface temperature θwf changes in accordance with the cooling time t, the cooled fluid inflow temperature θin, the flow velocity Uw of the cooled fluid, and the freezing temperature θf that is a freezing point. Here, the relationship between the frozen wall surface temperature θwf and the cooling time t, the cooled fluid inflow temperature θin, the flow velocity Uw of the cooled fluid, and the frozen temperature θf that is a freezing point can be obtained by simulation, experiment, or the like.
例えば、過渡時の円管内の被冷却流体が凍結する凍結壁面温度θwfは、式(1-1)と同一の式で定義するとき、凍結冷却温度比θc*の実験式(非特許文献2参照)は、
θc*=(0.743×Fo-1.0×Rew0.14)0.99・・・・・式(1−2)
にて表すことができる。ここで、
Fo:管内閉塞開始時刻のフーリエ数(=aw×tc/dh2)[無次元]、
aw:被冷却流体の温度拡散率(=λw/(Cpw×ρw))[m2/s]
tc:冷却開始より閉塞開始までの時間[sec]、
λw:被冷却流体の熱伝導率[W/mK]、
Cpw:被冷却流体の定圧比熱[J/(kg・K)]、
ρw:被冷却流体の密度[kg/m3]
Rew:被冷却流体レイノルズ数(=Uw×dh/νw)[無次元]
For example, when the frozen wall surface temperature θwf at which the fluid to be cooled in the circular pipe at the time of transition is frozen is defined by the same equation as the equation (1-1), an empirical equation for the freezing / cooling temperature ratio θc * (see Non-Patent Document 2). )
θc * = (0.743 × Fo− 1.0 × Rew 0.14 ) 0.99 Expression (1-2)
Can be expressed as here,
Fo: Fourier number (= aw × tc / dh 2 ) [dimensionless] at the start time of occlusion in the tube,
aw: Temperature diffusivity of the fluid to be cooled (= λw / (Cpw × ρw)) [m 2 / s]
tc: Time from the start of cooling to the start of closure [sec],
λw: thermal conductivity of the fluid to be cooled [W / mK],
Cpw: constant pressure specific heat of fluid to be cooled [J / (kg · K)],
ρw: density of fluid to be cooled [kg / m 3 ]
Rew: Reynolds number of the fluid to be cooled (= Uw × dh / νw) [dimensionless]
式(1−2)において、λw、Cpw、ρwはいずれも被冷却流体流入温度θinにて物性値から決まるため、θwfは、被冷却流体流入温度θin、被冷却流体の流速Uwおよび凝固点である凍結温度θf[℃]に応じて変化することがわかる。 In equation (1-2), since λw, Cpw, and ρw are all determined from the physical property values at the cooled fluid inflow temperature θin, θwf is the cooled fluid inflow temperature θin, the flow velocity Uw of the cooled fluid, and the freezing point. It turns out that it changes according to freezing temperature (theta) f [degreeC].
図6より、被冷却流体の凍結は、被冷却流体流入温度θinが低く、被冷却流体の流速Uwが低く、冷却時間tが長いほど凍結しやすいことがわかる。また、凍結壁面温度曲線より壁面温度θwの低い領域は被冷却流体が凍結し、蒸発器の流路が閉塞する閉塞領域であり、温度の高い領域は被冷却流体が凍結しない非閉塞領域である。 From FIG. 6, it can be seen that freezing of the fluid to be cooled is easier to freeze as the fluid inlet temperature θin of the fluid to be cooled is lower, the flow velocity Uw of the fluid to be cooled is lower, and the cooling time t is longer. Further, the region where the wall surface temperature θw is lower than the frozen wall surface temperature curve is a closed region where the fluid to be cooled freezes and the flow path of the evaporator is blocked, and the region where the temperature is high is a non-blocked region where the fluid to be cooled is not frozen. .
(凍結現象:冷却時間の影響)
次に、図7を用いて、冷却時間の影響について説明する。図7は、図6と同様に横軸に冷却時間t、縦軸に壁面温度θwをとり、被冷却流体流入温度θinおよび被冷却流体の流速Uwを固定した場合の、冷却開始の過渡から定常に至るまでの被冷却流体が凍結する凍結壁面温度θwfの関係をグラフ化したものである。
(Freezing phenomenon: Effect of cooling time)
Next, the influence of the cooling time will be described with reference to FIG. As in FIG. 6, the cooling time t is plotted on the horizontal axis, the wall surface temperature θw is plotted on the vertical axis, and the cooling fluid inflow temperature θin and the flow velocity Uw of the cooled fluid are fixed from the cooling start transient. 6 is a graph showing the relationship of the frozen wall surface temperature θwf at which the fluid to be cooled is frozen up to.
図7における過渡時凍結壁面温度θwft[℃]は、冷却時間tと、被冷却流体流入温度θinと、被冷却流体の流速Uwとより演算可能である。また、定常時凍結壁面温度θwfs[℃]は、被冷却流体流入温度θinと、被冷却流体の流速Uwとより算出可能である。
そのため、冷却装置100の運転状態から時々刻々測定される低圧冷媒液温度検出手段10によって検知される温度が、演算される凍結壁面温度θwfに対して、例えば、図7に示すように壁面温度θw[℃]が所定のマージンの値αθ[℃]の範囲内に入った場合は、圧縮機1の運転容量を低下させるか、絞り手段4の開口面積を大きくするように冷却装置の各種アクチュエータを制御すれば壁面温度θw[℃]が上昇し被冷却流体の凍結を確実に回避することが可能である。
The transient frozen wall surface temperature θwft [° C.] in FIG. 7 can be calculated from the cooling time t, the cooled fluid inflow temperature θin, and the flow velocity Uw of the cooled fluid. Further, the steady-state frozen wall surface temperature θwfs [° C.] can be calculated from the cooled fluid inflow temperature θin and the flow velocity Uw of the cooled fluid.
For this reason, the temperature detected by the low-pressure refrigerant liquid temperature detecting means 10 that is measured momentarily from the operating state of the
被冷却流体の流速Uwについては、流量計から直接測定してもよいが、冷却装置の最低周波数から求まる、冷却装置の運転使用上の被冷却流量の流速の下限値を設定し、固定値としてもよいし、冷凍サイクルおよび、被冷却流体の運転状態量から推測してもよい。 The flow rate Uw of the fluid to be cooled may be measured directly from the flow meter, but the lower limit value of the flow rate of the cooled flow rate for use of the cooling device obtained from the lowest frequency of the cooling device is set as a fixed value. Alternatively, it may be estimated from the refrigeration cycle and the operating state quantity of the fluid to be cooled.
(流速Uwの推測方法)
ここで、被冷却流体の流速Uwの推測方法について図3、図4、図8および図9を用いて説明する。図3は、図1に示す冷却装置の蒸発器の被冷却流体流出部に被冷却流体流出温度検出手段13を付加したものである。
冷却装置100における、蒸発器5での熱収支は、熱交換器の関係式(非特許文献1参照)より、
εw=1−EXP(−NTU)・・・・・式(1)
にて表すことができる。
(Estimation method of flow velocity Uw)
Here, a method for estimating the flow velocity Uw of the fluid to be cooled will be described with reference to FIGS. 3, 4, 8 and 9. FIG. 3 shows a configuration in which a cooled fluid outflow
The heat balance in the
εw = 1−EXP (−NTU) Equation (1)
Can be expressed as
図8は式(1)の関係式を図示した相関部である。
図9は本発明の実施の形態1に係る冷却装置における蒸発器入口から蒸発器出口での冷媒液と被冷却流体の温度変化を示す相関図である。
ここで、「εw」は被冷却流体の温度効率であり、被冷却流体流入温度θinから被冷却流体流出温度θoutを減じて求めた値に対して、被冷却流体流入温度θinから蒸発器冷媒液流入温度Tinを減じて求められる値である。
FIG. 8 is a correlation unit illustrating the relational expression of Expression (1).
FIG. 9 is a correlation diagram showing temperature changes of the refrigerant liquid and the fluid to be cooled from the evaporator inlet to the evaporator outlet in the cooling device according to
Here, “εw” is the temperature efficiency of the fluid to be cooled, and with respect to the value obtained by subtracting the fluid outlet temperature θout from the fluid inlet temperature θin, the evaporator refrigerant liquid from the fluid inlet temperature θin is calculated. This value is obtained by subtracting the inflow temperature Tin.
式(1)の右辺の「NTU」は「移動単位数」であり、NTUは、
NTU=(A×K)/(Cp×Gw)・・・・・式(2)
にて表すことができる。ここで、
K:熱交換器の熱通過率[J/s・m2・K]、
A:蒸発器の伝熱面積[m2]、
Cp:冷媒液の定圧比熱[J/kg・K]、
Gw:被冷却流体の質量流量[kg/s]、である。
“NTU” on the right side of Equation (1) is “number of moving units”, and NTU is
NTU = (A × K) / (Cp × Gw) (2)
Can be expressed as here,
K: Heat passage rate of heat exchanger [J / s · m 2 · K],
A: Heat transfer area of the evaporator [m 2 ],
Cp: constant pressure specific heat of refrigerant liquid [J / kg · K],
Gw: Mass flow rate of the fluid to be cooled [kg / s].
式(2)において、伝熱面積Aは一定であり、熱通過率Kは、被冷却流体の質量流量Gwつまり、流速Uwが一定であれば、ほぼ一定値となり、被冷却流体の定圧比熱Cpもほぼ一定値となるため、NTUは冷却装置の被冷却流体の質量流量Gwが一定であれば一定値となる。 In equation (2), the heat transfer area A is constant, and the heat transfer rate K is substantially constant if the mass flow rate Gw of the fluid to be cooled, that is, the flow velocity Uw is constant, and the constant pressure specific heat Cp of the fluid to be cooled. Since NTU is a substantially constant value, NTU becomes a constant value if the mass flow rate Gw of the fluid to be cooled of the cooling device is constant.
したがって、冷却装置300(図3参照)において、被冷却流体流入温度検出手段11にて検出される被冷却流体流入温度θinと、被冷却流体流出温度検出手段12にて検出される被冷却流体流出温度θoutと、低圧冷媒液温度検出手段10にて検出される蒸発器冷媒液流入温度Tinと、によって温度効率εwを算出し、(1)式よりNTUを演算することができる。
Therefore, in the cooling device 300 (see FIG. 3), the cooled fluid inflow temperature θin detected by the cooled fluid inflow
蒸発器5のNTUと被冷却流体の流速Uwの関係を予めシミュレーションまたは実験式にてデータベース化して記憶部22に記憶しておけば、流量計を用いることなく、安価に冷却装置の運転状態から被冷却流体の流速Uwを推測することができる。
If the relationship between the NTU of the
また、被冷却流体流出温度θoutの検出方法はこれに限るものではなく、冷却装置400(図4参照)のように、蒸発器出口に蒸発器流出冷媒液温度検出手段13を設け、蒸発器流出冷媒液温度Toutから被冷却流体流出温度θoutを推測してもよい。
Further, the detection method of the cooled fluid outflow temperature θout is not limited to this, and as in the cooling device 400 (see FIG. 4), the evaporator outflow refrigerant liquid
これは、図9に示すように、蒸発器出口で一定の過熱度を確保して圧縮機1へ過熱ガスで冷媒液が流入するように、絞り手段4は、蒸発器流入冷媒液温度Tinよりも蒸発器流出冷媒液温度Toutの温度が高くなるように冷媒液の流量を制御している。
これにより、被冷却流体流出温度θoutと蒸発器流出冷媒液温度Toutはほぼ等しく、蒸発器流出冷媒液温度Toutから、被冷却流体流出温度θoutを推定することが可能となる。
As shown in FIG. 9, this means that the throttle means 4 is supplied from the evaporator inflow refrigerant liquid temperature Tin so that a certain degree of superheat is secured at the outlet of the evaporator and the refrigerant liquid flows into the
Accordingly, the cooled fluid outflow temperature θout and the evaporator outflow refrigerant liquid temperature Tout are substantially equal, and the cooled fluid outflow temperature θout can be estimated from the evaporator outflow refrigerant liquid temperature Tout.
また、この場合は、冷媒液と被冷却流体の流れが並行流であれば、蒸発器流出冷媒液温度Toutと、被冷却流体流出温度θoutとの温度がほぼ等しくなるので、検知精度が向上することは言うまでも無い。 Further, in this case, if the flow of the refrigerant liquid and the fluid to be cooled is a parallel flow, the temperature of the refrigerant outflow refrigerant liquid temperature Tout and the temperature of the fluid to be cooled outflow θout are substantially equal, so that the detection accuracy is improved. Needless to say.
また、図8に示すように、ポンプ6の排水能力の低下もしくは蒸発器5の詰まりから発生する経年劣化的な要因から流速Uwが低下する場合は、温度効率εwが増加する。一方、蒸発器5で被冷却流体が凍結し流路が突発的に閉塞する場合、または被冷却流体の不純物混入による伝熱性能劣化時は、伝熱面積Aもしくは熱通過率Kが減少するので温度効率εwが低下する。
In addition, as shown in FIG. 8, when the flow velocity Uw decreases due to the deterioration of the drainage capacity of the
したがって、温度効率εwの通常変動範囲条件を設定し、温度効率εwの上限値εwLF、下限値εwLAを異常判定閾値として設定しておけば、ポンプ6の性能低下、蒸発器5の詰まり、突発的な凍結による閉塞、もしくは被冷却流体の不純物混入やスケールの付着による伝熱性能劣化を推測することが可能となる。
Therefore, if the normal variation range condition of the temperature efficiency εw is set and the upper limit value εwLF and the lower limit value εwLA of the temperature efficiency εw are set as the abnormality determination threshold values, the performance of the
(経時変化)
図10は本発明の実施の形態1に係る冷却装置における温度効率の経時変化を示す相関図である。図10は、横軸に運転時間[sec]、縦軸に温度効率εwをとったグラフであり、経年劣化により異常度合いが増していく場合の温度効率εwの時間経過による推移を表した図である。
図10に示すように、温度効率εwは、異常度合いの増加とともに正常範囲から逸脱するように変化する。したがって、温度効率εwの変化傾向と異常判定閾値との関係から故障に至るまでの時間が推測可能であり、推測された故障時期の前に的確なメンテナンスを行うことにより冷却能力の低下、運転効率の低下、または蒸発器5の凍結による破裂を未然に防ぐことが可能となる。
例えば、初期設置時の正常時の温度効率εwを記憶部22に記憶しておき、正常状態に対して異常時の温度効率εwの判定閾値の半分の値に到達するまでに1ヶ月かかったとすると、温度効率εwが閾値に至り故障に陥るまでにあと1ヶ月かかるものと予想できる。
(change over time)
FIG. 10 is a correlation diagram showing a change over time in temperature efficiency in the cooling device according to
As shown in FIG. 10, the temperature efficiency εw changes so as to deviate from the normal range as the degree of abnormality increases. Therefore, it is possible to estimate the time to failure from the relationship between the change tendency of the temperature efficiency εw and the abnormality determination threshold. By performing accurate maintenance before the estimated failure time, the cooling capacity is lowered and the operation efficiency is reduced. It is possible to prevent the rupture of the
For example, it is assumed that the normal temperature efficiency εw at the time of initial installation is stored in the
なお、ここでは、蒸発器5およびポンプ6等の性能劣化を、温度効率εwの状態量により推測することを例に説明を行ったが、これに限るものではない。温度効率εwの代わりにNTUを使用してもよい。また、1つの状態量より多くの状態量を使用して異常度合いを推定するようにしてもよく、その方が、検知精度が向上する。
Here, the description has been made taking as an example that the performance deterioration of the
なお、冷却装置300(図3参照)において、測定部20、演算部21、記憶部22、判定部23、制御部24、報知部25は、当然、これら全部あるいはこれらのうち一部が外部に設置されていても構わないし、これらのうち一部あるいは全部を具備していない構成であっても、何らかの代替手段、例えば、遠隔地点の遠隔監視室に設置され、通信手段によって接続されたコンピュータ等を有する場合など、があれば構わない。
このとき、遠隔監視室は冷却装置300の複数の設備を監視するものであっても、個別の設備を監視するものであっても良い。あるいは戸建ての建築物の監視用コンピュータもしくは監視装置に接続されていても良い。
Note that in the cooling device 300 (see FIG. 3), the
At this time, the remote monitoring room may monitor a plurality of facilities of the
(動作)
図11は、図1に示す冷却装置の凍結防止制御手順を示したフローチャートである。
図11を用いて、本実施の形態1の特徴である、凍結防止制御の構成と動作について説明する。以下、各ステップを「S」と略記する。
(Operation)
FIG. 11 is a flowchart showing a freeze prevention control procedure of the cooling device shown in FIG.
The configuration and operation of antifreezing control, which is a feature of the first embodiment, will be described with reference to FIG. Hereinafter, each step is abbreviated as “S”.
(S10)まず、冷却装置が運転されると、圧縮機が稼動されているかを判定する。
(S11)圧縮機が稼動されている場合は、積算運転時間カウンタtに計測間隔Δt毎にカウンタをインクリメントする。
(S12)圧縮機が稼動されていない場合は、カウンタtをリセットする。
(S13)圧縮機が稼動している場合は、蒸発器5の壁面温度θw、被冷却流体流入温度θin、被冷却流体流出温度θoutを計測し、計測部20に取り込む。ここで、壁面温度θwは冷媒液の蒸発器5への流入温度を測定し、壁面温度にほぼ等しいとして仮定してもよい。
(S10) First, when the cooling device is operated, it is determined whether the compressor is in operation.
(S11) When the compressor is in operation, the counter is incremented every measurement interval Δt to the integrated operation time counter t.
(S12) If the compressor is not operating, the counter t is reset.
(S13) When the compressor is operating, the wall surface temperature θw, the cooled fluid inflow temperature θin, and the cooled fluid outflow temperature θout of the
(S14)次に、計測したθw、θin、θoutより、演算部21にて、被冷却流体の温度効率εwを演算する。
(S15)その演算結果より、あらかじめ記憶しているデータベースを元に被冷却流体の流速Uwを演算する。
(S16)次に、被冷却流体の凝固点温度θf、θinおよびUwより定常運転での蒸発器5の閉塞壁面温度θwfsを算出し、θf、θin、Uw、およびtより冷却開始時点での過渡運転時の蒸発器5の閉塞壁面温度θwftを算出する。
(S17〜S19)次に、θwfsとθwftのいずれか低い温度を蒸発器5の凍結が発生する閉塞壁面温度θwfとする。
(S14) Next, the temperature efficiency εw of the fluid to be cooled is calculated by the
(S15) Based on the calculation result, the flow velocity Uw of the fluid to be cooled is calculated based on the database stored in advance.
(S16) Next, the closed wall temperature θwfs of the
(S17 to S19) Next, the lower one of θwfs and θwft is set as a closed wall surface temperature θwf at which the
(S20)次に、判定部23にて、ポンプ6の送出流量つまり流速が適正であるかを判定するため、現在の温度効率εwを低流速での温度効率判定閾値εwLFと比較し、
(S21)判定閾値を上回る場合は、低流速であると判定し、報知部25にて発報を行う。
(S20) Next, the
(S21) When exceeding a determination threshold value, it determines with it being a low flow velocity, and the alerting | reporting
(S22)次に、判定部23にて、蒸発器5の熱交換器性能が適正であるかを判定するため、現在の温度効率εwを熱交換器性能劣化時の温度効率判定閾値εwLAと比較し、
(S23)判定閾値を下回る場合は、熱交換器性能が低下していると判定し、報知部25にて発報を行う。
(S22) Next, the
(S23) When it falls below the determination threshold, it is determined that the heat exchanger performance has deteriorated, and the
(S24)次に、壁面温度θwを凍結壁面温度θwfと比較し、壁面温度θwが凍結壁面温度θwfに対して、所定の温度αθ以上になっていれば凍結による流路の閉塞は発生しないと判断する。
(S25)そうでない場合は、制御部25を介して凍結を防止する制御を行う。
(S24) Next, the wall surface temperature θw is compared with the frozen wall surface temperature θwf, and if the wall surface temperature θw is equal to or higher than a predetermined temperature αθ with respect to the frozen wall surface temperature θwf, the flow path is not blocked by freezing. to decide.
(S25) Otherwise, control is performed to prevent freezing through the
(S26)次に、凍結を防止する制御が行われた場合は、その凍結回避の制御が行われた回数をカウンタ変数cntにてカウントする。 (S26) Next, when control for preventing freezing is performed, the counter variable cnt is used to count the number of times that control for avoiding freezing is performed.
(S27)次に、判定部23にて凍結回避の制御が行われた回数と凍結異常判定閾値cntNとを比較し、
(S28)所定の回数以上、凍結回避制御が行われた場合は、凍結異常と判定し、報知部25にて発報を行う。
(S27) Next, the number of times freezing avoidance control is performed by the
(S28) When freezing avoidance control is performed a predetermined number of times or more, it is determined that the freezing abnormality has occurred, and the
(制御方法その1)
ここで、凍結を防止する制御方法について説明する。ステップS25では、圧縮機1の現在の運転周波数Fに対して、ある一定の比率であるアンロード比率fdだけ圧縮機1の運転周波数を低下させる制御を行っている。
このようにすることで、圧縮機1の吸入の低圧圧力が上昇し、蒸発器5へ流入する冷媒液の温度が上昇し冷却能力が低下する。その結果、被冷却流体の凍結を防止することができ、かつ、低い冷媒液の流入温度を維持できるため、冷却能力を最大限に利用できるので、効率の高い運転を実現することができる。
(Control method 1)
Here, a control method for preventing freezing will be described. In step S25, control is performed to reduce the operating frequency of the
By doing in this way, the low pressure of the suction | inhalation of the
(制御方法その2)
また、凍結を防止する制御方法はこれに限るものではなく、凍結を防止する際に、凝縮器2の送風機3の送風量を低下させてもよい。送風量が低下すると、凝縮器2での熱交換量が低下し、冷媒液圧力の上昇とともに、圧縮機1の吐出冷媒液圧力が上昇する。圧縮機1の吐出冷媒液圧力が上昇すると、圧縮効率が低下し、冷媒液循環量が低下し、冷却能力が低下するので、被冷却流体の凍結を防止することができる。
(Control method 2)
Moreover, the control method which prevents freezing is not restricted to this, You may reduce the ventilation volume of the air blower 3 of the condenser 2 when preventing freezing. When the blown air amount decreases, the heat exchange amount in the condenser 2 decreases, and the refrigerant liquid pressure discharged from the
(配管系のバリエーション)
図12〜図14は本発明の実施の形態1に係る冷却装置における配管系のバリエーションを示す構成図であって、それぞれ凝縮器2の熱交換量を低下させる手段を示している。
なお、冷却装置100(図1参照)と同じ部分にはこれと同じ符号を付し、一部の説明を省略する。
図12において、冷却装置500は冷却装置100に、凝縮器2をバイパスする流路14(流量調整弁7が設置されている)を設けたものである。したがって、凍結防止制御時には、流量調整弁7を開けるようにしても前記と同様の効果が得られる。
(Piping system variations)
12-14 is a block diagram which shows the variation of the piping system in the cooling device which concerns on
In addition, the same code | symbol is attached | subjected to this same part as the cooling device 100 (refer FIG. 1), and one part description is abbreviate | omitted.
In FIG. 12, the
図13において、冷却装置600は冷却装置100に、圧縮機1をバイパスする流路52(流量調整弁7が設置されている)を設けたものである。したがって、凍結防止制御時には、流量調整弁7を開けるようにしても前記と同様の効果が得られる。
In FIG. 13, a
図14において、冷却装置700は冷却装置100に、凝縮器2および絞り手段4の両方をバイパスする流路15(流量調整弁7が設置されている)を設けたものである。したがって、凍結防止制御時には、流量調整弁7を開けるようにすれば、蒸発器5の入口に高温な冷媒液ガスが流入するので、蒸発器5の流入冷媒液温度が上昇し、確実に凍結を防止することができるという効果が得られる。
In FIG. 14, a
(制御方法その3)
また、凍結を防止する際に、絞り手段4の開口面積を段階的もしくは連続的に増加させてもよく、このようにすることで圧縮機1の吐出冷媒液圧力と吸入圧力の差が小さくなり、低圧が上昇するため、蒸発器5の流入冷媒液温度が上昇し、被冷却流体の凍結を防止することができる。
(Control method 3)
Further, when the freezing is prevented, the opening area of the throttle means 4 may be increased stepwise or continuously, and in this way, the difference between the discharged refrigerant liquid pressure and the suction pressure of the
(制御方法その4)
また、凍結を防止する際に、ポンプ6による被冷却流体の送出量を段階的もしくは連続的に増加させてもよく、このようにすることで蒸発器5内の被冷却流体の流速が増加するため、凍結する閉塞壁面温度θwfが増加し、被冷却流体の凍結を防止することができる。
(Control method 4)
Moreover, when preventing freezing, the delivery amount of the fluid to be cooled by the
(制御方法その5)
ここで、凍結防止制御の実施有無にかかわる所定の温度αθの値については、一定の設定値である必要はなく、段階的にαθを設定し、それに応じて、制御手段の制御方法もしくは操作量を変更しても良いし、壁面温度θwと凍結壁面温度θwfとの温度差に応じて、制御方法もしくは操作量を変更するようにしてもよい。
(Control method 5)
Here, the value of the predetermined temperature αθ related to whether or not the anti-freezing control is performed does not need to be a constant set value, and αθ is set stepwise, and the control method or operation amount of the control unit is set accordingly. The control method or the operation amount may be changed according to the temperature difference between the wall surface temperature θw and the frozen wall surface temperature θwf.
(制御方法その6)
さらに、壁面温度θwが凍結壁面温度θwfに対して所定の設定値以下に低下したとき、制御部24は、報知部25により警報を出力する信号を出力して、圧縮機1を停止させる停止信号を出力してもよい。これにより、圧縮機1の容量を低下させる制御を行ったにもかかわらず被冷却流体が凍結するおそれが解消しない場合に、警報を発し圧縮機1を停止して安全を図ることができる。
この場合、制御部24は、圧縮機1の停止信号を解除する手段を備えていることが好ましい。これにより、例えば、冷媒液回収運転を行うときに凍結防止制御が働かないようにすることができる。
(Control method 6)
Further, when the wall surface temperature θw falls below a predetermined set value with respect to the frozen wall surface temperature θwf, the
In this case, it is preferable that the
(制御方法その7)
また、一度、凍結防止制御が働き、圧縮機が停止した場合は、蒸発器5が凍結しやすい状態となっていることが想定されるため、次回、圧縮機を起動する場合は、前回の起動周波数よりも低い周波数で運転すれば、より安全な運転ができる。
(Control method 7)
In addition, once the freeze prevention control is activated and the compressor is stopped, it is assumed that the
(制御方法その8)
また、図10で述べたように過去の温度効率εwを記憶部22に記憶保持しておけば、温度効率εwのトレンドから蒸発器5の熱交換器の詰まりや、被冷却流体の不純物混入によって起こる熱交換器の性能劣化時期やポンプ6の送出能力が低下し故障に至る時期を事前に予測することが可能となる。
(Control method 8)
Further, if the past temperature efficiency εw is stored in the
(制御方法その9)
また、機種の個々のばらつきの影響を排除するために、初期設置時の温度効率εwの測定結果に基づいて、予め記憶してある判定閾値εwLF、εwLAに対して、補正を行うことで、高精度に機器の性能劣化を推定することが可能である。
(Control method 9)
In addition, in order to eliminate the influence of individual variations of models, high correction is performed on the determination threshold values εwLF and εwLA stored in advance based on the measurement result of the temperature efficiency εw at the time of initial installation. It is possible to accurately estimate the performance degradation of the equipment.
(制御方法その10)
また、蒸発器5およびポンプ6等の性能劣化の異常を判定する際に、本フローチャートでは判定閾値を超えた条件を1回でも満たした場合に、即異常と判定しているが、検出温度センサ等の誤差を考慮し、異常判定に猶予を設け、所定の時間内に判定条件に所定の回数に入った場合もしくは、凍結防止制御手段によって制御が行われた回数から異常と判定するようにしてもよい。
このようにすることで、一過性の状態変動を変別することができると同時に、徐々に悪化する異常に対しても迅速に対応することができる。更に、異常の兆候を判別することができ、予知精度の向上を図ることができる。
(Control method 10)
Further, when determining an abnormality in performance deterioration of the
By doing so, it is possible to change transient state fluctuations, and at the same time, it is possible to quickly cope with abnormalities that gradually deteriorate. Furthermore, the sign of abnormality can be determined, and the prediction accuracy can be improved.
[実施の形態2]
図15は本発明の実施の形態2に係る冷却装置監視システムを説明する構成図である。なお、実施の形態1と同じ部分にはこれと同じ符号を付し、一部の説明を省略する。
図15において、冷却装置監視システム1000は冷却装置100等(実施の形態1参照、以下「冷却装置800」と称呼する)を遠隔にて行うシステムである。図中、800は冷却装置800は冷却装置800の運転状態量を検出し、検出結果の演算、記憶およびデータを外部と送受信する装置などを内蔵した基板やマイコン、802は電話回線、LAN回線、無線などの外部との通信を行う手段、803は冷却装置800の遠隔監視および制御などの集中管理を行なう遠隔監視室、804は遠隔監視室803内に設置され冷却装置800とのデータ送受信を行なうための表示および演算機能を有する遠隔環視手段であるコンピュータ、805は冷却装置800に設けられた液晶ディスプレイなどの表示装置、806はタッチパネルもしくはボタンなどの入力装置、807は冷却装置800の異常を報知する警報ランプなどの報知装置である。
[Embodiment 2]
FIG. 15 is a configuration diagram illustrating a cooling device monitoring system according to Embodiment 2 of the present invention. The same parts as those in the first embodiment are denoted by the same reference numerals, and a part of the description is omitted.
In FIG. 15, the cooling
遠隔監視室803は複数の冷却装置800を監視するものであっても、個々を監視するものであっても良い。なお、図15では、表示装置805、入力装置806、報知装置807は冷却装置800内に内蔵されている場合について示したが、当然、これら全部あるいはこれらのうち一部が冷却装置800の外部に設置されていても構わないし、これらのうち一部あるいは全部を具備していない構成であっても、何らかの代替手段、例えば遠隔地点に通信手段802で接続されたコンピュータが設置されている場合など、があれば構わない。
The
冷却装置監視システム1000を構成をすることによって、冷却装置800の凍結による異常の兆候を遠隔監視室803にて常時監視することができるため、信頼性の高い冷却装置または診断や監視の技術を得られる。
By configuring the cooling
また、異常を検出した段階で、通信手段802を介して、801のマイコン経由で冷却装置800に圧縮機1の運転容量を低下させる凍結回避運転指示を制御部24に送信すれば、遠隔より凍結による機器の故障を回避できるとともに、ある程度の冷却能力を維持した運転が可能であるため、機器の凍結回避による異常停止に伴う冷却能力不足を最小限に抑える運転が実現できる。
In addition, when an abnormality is detected, if a freeze avoidance operation instruction for reducing the operation capacity of the
本発明を利用すれば、被冷却流体を冷却する冷却装置において、被冷却流体の凍結を防止するとともに、冷却装置の冷凍能力を最大限に利用可能であり、凍結に起因する蒸発器の熱交性能劣化や、経年的なポンプの被冷却流体の送出能力低下を事前に検知し、確実に凍結による破壊を防止し機器の安全を図ることができる。 By using the present invention, in the cooling device that cools the fluid to be cooled, the cooling fluid can be prevented from freezing, and the refrigeration capacity of the cooling device can be utilized to the maximum. It is possible to detect in advance performance deterioration and a decrease in pumping fluid delivery capacity of the pump over time, and reliably prevent breakage due to freezing, thereby ensuring equipment safety.
1:圧縮機、2:凝縮器、3:送風機、4:絞り手段、5:蒸発器、6:ポンプ、7:流量調整弁、10:低圧冷媒液温度検出手段、11:被冷却流体流入温度検出手段、12:被冷却流体流出温度検出手段、13:蒸発器流出冷媒液温度検出手段、14:低圧圧力検出手段、20:測定部、21:演算部、22:記憶部、23:判定部、24:制御部、25:報知部、801:マイコン、802:電話回線またはLAN、803:遠隔監視室、804:コンピュータ、805:表示装置、806:入力装置、807:報知装置。 1: compressor, 2: condenser, 3: blower, 4: throttle means, 5: evaporator, 6: pump, 7: flow rate adjusting valve, 10: low-pressure refrigerant liquid temperature detecting means, 11: cooled fluid inflow temperature Detection means, 12: Cooled fluid outflow temperature detection means, 13: Evaporator outflow refrigerant liquid temperature detection means, 14: Low pressure pressure detection means, 20: Measurement section, 21: Calculation section, 22: Storage section, 23: Determination section , 24: control unit, 25: notification unit, 801: microcomputer, 802: telephone line or LAN, 803: remote monitoring room, 804: computer, 805: display device, 806: input device, 807: notification device.
Claims (20)
前記蒸発器において前記冷媒と熱交換を行う被冷却流体を、前記蒸発器に送出する被冷却流体送出手段と、
前記蒸発器において冷媒の蒸発温度である低圧冷媒温度を検出する低圧冷媒温度検出手段と、
前記蒸発器に流入する被冷却流体の温度である被冷却流体流入温度を検出する被冷却流体流入温度検出手段と、
前記低圧冷媒温度と、前記被冷却流体流入温度と、によって変化する運転状態量に基づいて、前記被冷却流体の凍結の状況を判定する判定部と、
前記判定部の判定結果に基づいて、前記圧縮機の回転数、前記送風手段による送風量、前記絞り手段の開口面積、または前記被冷却流体送出手段の被冷却流体の送出量のうち少なくとも1つ以上を制御して、前記被冷却流体の凍結を防止する凍結防止制御部と、
を備えたことを特徴とする冷却装置。 A compressor for compressing the refrigerant; a condenser for condensing the refrigerant compressed by the compressor; an air blowing means for sending air toward the condenser; and a throttle means for reducing the pressure of the refrigerant condensed by the condenser An evaporator for evaporating the refrigerant decompressed by the throttle means, and a refrigerant circuit for returning the refrigerant to the compressor via the compressor, the condenser, the throttle means and the evaporator, and a refrigeration cycle Refrigeration cycle means to form,
Cooled fluid delivery means for delivering a cooled fluid that exchanges heat with the refrigerant in the evaporator, to the evaporator;
Low-pressure refrigerant temperature detecting means for detecting a low-pressure refrigerant temperature that is an evaporation temperature of the refrigerant in the evaporator;
A to-be-cooled fluid inflow temperature detecting means for detecting a to-be-cooled fluid inflow temperature that is a temperature of the to-be-cooled fluid flowing into the evaporator;
A determination unit for determining a state of freezing of the cooled fluid based on an operating state quantity that varies depending on the low-pressure refrigerant temperature and the cooled fluid inflow temperature;
Based on the determination result of the determination unit, at least one of the number of rotations of the compressor, the amount of air blown by the air blowing unit, the opening area of the throttling unit, or the amount of cooled fluid delivered by the fluid to be cooled sending unit By controlling the above, a freeze prevention control unit for preventing the fluid to be cooled from freezing,
A cooling device comprising:
前記判定部は、前記低圧冷媒温度と、前記被冷却流体流入温度と、前記冷却運転時間と、によって変化する運転状態量に基づいて、前記被冷却流体の凍結を判定することを特徴とする請求項1に記載の冷却装置。 A cooling operation time measuring means for measuring a cooling operation time that is an elapsed time from the start of cooling the fluid to be cooled in the evaporator;
The determination unit is configured to determine whether the fluid to be cooled is frozen based on an operation state quantity that varies depending on the low-pressure refrigerant temperature, the cooling fluid inflow temperature, and the cooling operation time. Item 2. The cooling device according to Item 1.
前記凍結防止制御部は、前記圧縮機の運転を継続させることを特徴とする請求項1または請求項2に記載の冷却装置。 When the low-pressure refrigerant temperature is lower than the freezing point or melting point of the fluid to be cooled and the determination is that the determination does not freeze,
The cooling apparatus according to claim 1, wherein the anti-freezing control unit continues the operation of the compressor.
前記凍結防止制御部は、前記判定部の判定結果に基づいて、前記バイパス冷媒回路を通過する冷媒量を連続的にまたは段階的に調整することを特徴とする請求項1乃至4の何れかに記載の冷却装置。 The refrigerant circuit is provided with any of a bypass refrigerant circuit that bypasses the condenser, a bypass refrigerant circuit that bypasses the evaporator, or a bypass refrigerant circuit that bypasses both the condenser and the throttle means,
5. The freeze prevention control unit according to claim 1, wherein the amount of refrigerant passing through the bypass refrigerant circuit is continuously or stepwise adjusted based on a determination result of the determination unit. The cooling device described.
前記判定部は、前記低圧冷媒温度と、前記被冷却流体流入温度と、前記被冷却流体流出温度と、によって変化する状態量に基づいて、前記被冷却流体の流量、または前記被冷却流体流速の低下、もしくは前記蒸発器の熱交換性能の劣化を判定し、
前記凍結防止制御部は、前記判定部の判定結果に基づいて、前記被冷却流体流出手段による流体送出量を増加させることを特徴とする請求項1乃至7の何れかに記載の冷却装置。 A cooled fluid outflow temperature detecting means for detecting a cooled fluid outflow temperature which is a temperature of the cooled fluid flowing out of the evaporator;
The determination unit is configured to determine a flow rate of the cooled fluid or a flow rate of the cooled fluid based on a state quantity that varies depending on the low-pressure refrigerant temperature, the cooled fluid inflow temperature, and the cooled fluid outflow temperature. Decrease or deterioration of the heat exchange performance of the evaporator,
The cooling device according to any one of claims 1 to 7, wherein the freeze prevention control unit increases a fluid delivery amount by the fluid to be cooled outflow unit based on a determination result of the determination unit.
前記判定部は、前記低圧冷媒温度と、前記被冷却流体流入温度と、前記蒸発器冷媒流出温度と、によって変化する状態量に基づいて、前記被冷却流体の流量、または前記被冷却流体流速の低下、もしくは前記蒸発器の熱交換性能の劣化を判定し、
前記凍結防止制御部は、前記判定部の判定結果に基づいて、前記被冷却流体流出手段による流体送出量を増加させることを特徴とする請求項1乃至8の何れかに記載の冷却装置。 An evaporator refrigerant outflow temperature detecting means for detecting an evaporator refrigerant outflow temperature which is a temperature of the refrigerant flowing out of the evaporator;
The determination unit is configured to determine a flow rate of the cooled fluid or a flow rate of the cooled fluid based on a state quantity that varies depending on the low-pressure refrigerant temperature, the cooled fluid inflow temperature, and the evaporator refrigerant outflow temperature. Decrease or deterioration of the heat exchange performance of the evaporator,
The cooling device according to any one of claims 1 to 8, wherein the freeze prevention control unit increases a fluid delivery amount by the fluid to be cooled outflow unit based on a determination result of the determination unit.
前記蒸発器において前記冷媒と熱交換を行う被冷却流体を、前記蒸発器に送出する被冷却流体送出手段と、
前記蒸発器における冷媒の蒸発温度である低圧冷媒温度を検出する低圧冷媒温度検出手段と、
前記蒸発器に流入する被冷却流体の温度である被冷却流体流入温度を検出する被冷却流体流入温度検出手段と、
前記低圧冷媒温度と、前記被冷却流体流入温度と、によって変化する運転状態量に基づいて、前記被冷却流体の凍結の危険性を判定する判定部と、
該判定部の判定結果に基づいて、警報を報知する報知部と、
を備えたことを特徴とする冷却装置。 A compressor for compressing the refrigerant; a condenser for condensing the refrigerant compressed by the compressor; an air blowing means for sending air toward the condenser; and a throttle means for reducing the pressure of the refrigerant condensed by the condenser An evaporator for evaporating the refrigerant decompressed by the throttle means, and a refrigerant circuit for returning the refrigerant to the compressor via the compressor, the condenser, the throttle means and the evaporator, and a refrigeration cycle Refrigeration cycle means to form,
Cooled fluid delivery means for delivering a cooled fluid that exchanges heat with the refrigerant in the evaporator, to the evaporator;
Low-pressure refrigerant temperature detecting means for detecting a low-pressure refrigerant temperature that is the evaporation temperature of the refrigerant in the evaporator;
A to-be-cooled fluid inflow temperature detecting means for detecting a to-be-cooled fluid inflow temperature that is a temperature of the to-be-cooled fluid flowing into the evaporator;
A determination unit that determines a risk of freezing of the cooled fluid based on an operating state quantity that varies depending on the low-pressure refrigerant temperature and the cooled fluid inflow temperature;
Based on the determination result of the determination unit, a notification unit that notifies a warning;
A cooling device comprising:
前記蒸発器において前記冷媒と熱交換を行う被冷却流体を、前記蒸発器に送出する被冷却流体送出手段と、
前記蒸発器における冷媒の蒸発温度である低圧冷媒温度を検出する低圧冷媒温度検出手段と、
前記蒸発器に流入する被冷却流体の温度である被冷却流体流入温度を検出する被冷却流体流入温度検出手段と、
前記蒸発器から流出する被冷却流体の温度である被冷却流体流出温度を検出する被冷却流体流出温度検出手段と、
前記低圧冷媒温度と、前記被冷却流体流入温度と、前記被冷却流体流出温度と、によって変化する状態量に基づいて、流量または流速の低下もしくは前記蒸発器の熱交換性能の劣化を判定する判定部と、
前記判定部の判定結果に基づいて、警報を報知する報知部と、
を備えたことを特徴とする冷却装置。 A compressor for compressing the refrigerant; a condenser for condensing the refrigerant compressed by the compressor; an air blowing means for sending air toward the condenser; and a throttle means for reducing the pressure of the refrigerant condensed by the condenser An evaporator for evaporating the refrigerant decompressed by the throttle means, and a refrigerant circuit for returning the refrigerant to the compressor via the compressor, the condenser, the throttle means and the evaporator, and a refrigeration cycle Refrigeration cycle means to form,
Cooled fluid delivery means for delivering a cooled fluid that exchanges heat with the refrigerant in the evaporator, to the evaporator;
Low-pressure refrigerant temperature detecting means for detecting a low-pressure refrigerant temperature that is the evaporation temperature of the refrigerant in the evaporator;
A to-be-cooled fluid inflow temperature detecting means for detecting a to-be-cooled fluid inflow temperature that is a temperature of the to-be-cooled fluid flowing into the evaporator;
Cooled fluid outflow temperature detecting means for detecting a cooled fluid outflow temperature that is the temperature of the cooled fluid flowing out of the evaporator;
Judgment for determining a decrease in flow rate or flow velocity or deterioration in the heat exchange performance of the evaporator based on a state quantity that varies depending on the low-pressure refrigerant temperature, the cooled fluid inflow temperature, and the cooled fluid outflow temperature. And
Based on the determination result of the determination unit, a notification unit that notifies a warning;
A cooling device comprising:
該記憶部に記憶されている過去の運転状態量と現在の運転状態量とを比較する比較手段と、
を備え、該比較手段による比較結果から、冷却能力を維持できる時期を予測することを特徴とする請求項8、9または請求項11のいずれかに記載の冷却装置。 A storage unit that stores an operation state amount that varies depending on the low-pressure refrigerant temperature, the cooled fluid inflow temperature, and the cooled fluid outflow temperature;
A comparison means for comparing a past driving state quantity stored in the storage unit with a current driving state quantity;
The cooling device according to claim 8, wherein a time when the cooling capacity can be maintained is predicted from a comparison result by the comparison means.
該冷却装置から離れた地点に設けられた遠隔監視装置と、
を有し、
前記冷却装置が、前記運転状態量または前記判定結果の一方または両方を伝送する有線伝送手段もしくは無線伝送手段を備え、
前記遠隔監視装置が、前記伝送された前記運転状態量または前記判定結果の一方または両方を受信する有線受信手段もしくは無線受信手段を備え、たことを特徴とする冷却装置監視システム。 The cooling device according to any one of claims 1 to 16,
A remote monitoring device provided at a point away from the cooling device;
Have
The cooling device comprises a wired transmission means or a wireless transmission means for transmitting one or both of the operating state quantity or the determination result,
The cooling device monitoring system, wherein the remote monitoring device comprises a wired receiving means or a wireless receiving means for receiving one or both of the transmitted operating state quantity and the determination result.
前記遠隔監視装置は、前記伝送された前記情報を表示することを特徴とする請求項17に記載の冷却装置監視システム。 The wireless transmission means, with respect to the current operation state amount, from the operation state amount during normal operation and the operation elapsed time, information on freezing of the evaporator and deterioration of heat exchange performance, and outflow of the cooled fluid Information on the occurrence of failure of the means, the state of deterioration and the time when it is expected to cause the failure, to the remote monitoring device,
The cooling device monitoring system according to claim 17, wherein the remote monitoring device displays the transmitted information.
前記冷却装置が、前記圧縮機または前記絞り手段への制御信号の一方または両方を受信する有線受信手段もしくは無線受信手段を備え、たことを特徴とする請求項17および18の何れかに記載の冷却装置監視システム。 The remote monitoring device includes wired means or wireless transmission means for transmitting one or both of control signals to the compressor of the cooling device or the throttle means,
The said cooling device is provided with the wired receiving means or radio | wireless receiving means which receives the one or both of the control signal to the said compressor or the said aperture | throttle means, The any one of Claim 17 and 18 characterized by the above-mentioned. Cooling device monitoring system.
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