JP2011075222A - Refrigerating system - Google Patents

Refrigerating system Download PDF

Info

Publication number
JP2011075222A
JP2011075222A JP2009228002A JP2009228002A JP2011075222A JP 2011075222 A JP2011075222 A JP 2011075222A JP 2009228002 A JP2009228002 A JP 2009228002A JP 2009228002 A JP2009228002 A JP 2009228002A JP 2011075222 A JP2011075222 A JP 2011075222A
Authority
JP
Japan
Prior art keywords
capacity
refrigerant
heat exchanger
control operation
cooling
Prior art date
Legal status (The legal status is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the status listed.)
Granted
Application number
JP2009228002A
Other languages
Japanese (ja)
Other versions
JP5381584B2 (en
Inventor
Takuo Yamada
拓郎 山田
Mitsushi Kawai
満嗣 河合
Takahiro Yamaguchi
貴弘 山口
Tetsuya Matsuura
哲哉 松浦
Atsushi Yoshimi
敦史 吉見
Current Assignee (The listed assignees may be inaccurate. Google has not performed a legal analysis and makes no representation or warranty as to the accuracy of the list.)
Daikin Industries Ltd
Original Assignee
Daikin Industries Ltd
Priority date (The priority date is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the date listed.)
Filing date
Publication date
Application filed by Daikin Industries Ltd filed Critical Daikin Industries Ltd
Priority to JP2009228002A priority Critical patent/JP5381584B2/en
Publication of JP2011075222A publication Critical patent/JP2011075222A/en
Application granted granted Critical
Publication of JP5381584B2 publication Critical patent/JP5381584B2/en
Expired - Fee Related legal-status Critical Current
Anticipated expiration legal-status Critical

Links

Images

Classifications

    • Y—GENERAL TAGGING OF NEW TECHNOLOGICAL DEVELOPMENTS; GENERAL TAGGING OF CROSS-SECTIONAL TECHNOLOGIES SPANNING OVER SEVERAL SECTIONS OF THE IPC; TECHNICAL SUBJECTS COVERED BY FORMER USPC CROSS-REFERENCE ART COLLECTIONS [XRACs] AND DIGESTS
    • Y02—TECHNOLOGIES OR APPLICATIONS FOR MITIGATION OR ADAPTATION AGAINST CLIMATE CHANGE
    • Y02A—TECHNOLOGIES FOR ADAPTATION TO CLIMATE CHANGE
    • Y02A30/00—Adapting or protecting infrastructure or their operation
    • Y02A30/27—Relating to heating, ventilation or air conditioning [HVAC] technologies
    • Y02A30/274—Relating to heating, ventilation or air conditioning [HVAC] technologies using waste energy, e.g. from internal combustion engine
    • Y—GENERAL TAGGING OF NEW TECHNOLOGICAL DEVELOPMENTS; GENERAL TAGGING OF CROSS-SECTIONAL TECHNOLOGIES SPANNING OVER SEVERAL SECTIONS OF THE IPC; TECHNICAL SUBJECTS COVERED BY FORMER USPC CROSS-REFERENCE ART COLLECTIONS [XRACs] AND DIGESTS
    • Y02—TECHNOLOGIES OR APPLICATIONS FOR MITIGATION OR ADAPTATION AGAINST CLIMATE CHANGE
    • Y02B—CLIMATE CHANGE MITIGATION TECHNOLOGIES RELATED TO BUILDINGS, e.g. HOUSING, HOUSE APPLIANCES OR RELATED END-USER APPLICATIONS
    • Y02B30/00—Energy efficient heating, ventilation or air conditioning [HVAC]
    • Y02B30/62—Absorption based systems
    • Y02B30/625—Absorption based systems combined with heat or power generation [CHP], e.g. trigeneration

Abstract

<P>PROBLEM TO BE SOLVED: To provide capacity control capable of saving energy in a refrigerating system cooling a refrigerant made to flow out from a radiator in a refrigerant circuit performing a steam compression type refrigerating cycle by an auxiliary refrigerating device performing an absorption type refrigerating cycle. <P>SOLUTION: A controller 80 can execute low capacity control operation for stopping the auxiliary refrigerating device 12 and operating a compression mechanism 14 at minimum capacity, intermediate capacity control operation for operating the compression mechanism 14 at minimum capacity and controlling cooling capacity of the auxiliary refrigerating device 12 and high capacity control operation for setting cooling capacity of the auxiliary refrigerating device 12 at a maximum value and controlling operating capacity of the compression mechanism 14. In accordance with cooling capacity required for a use side heat exchanger 16 during cooling operation, the controller 80 executes capacity control operation selected from the low capacity control operation, intermediate capacity control operation and high capacity control operation. <P>COPYRIGHT: (C)2011,JPO&INPIT

Description

本発明は、蒸気圧縮式冷凍サイクルを行う冷媒回路において放熱器から流出した冷媒を、吸収式冷凍サイクルを行う補助冷凍装置により冷却する冷凍システムに関するものである。   The present invention relates to a refrigeration system that cools refrigerant flowing out of a radiator in a refrigerant circuit that performs a vapor compression refrigeration cycle by an auxiliary refrigeration apparatus that performs an absorption refrigeration cycle.

従来より、蒸気圧縮式冷凍サイクルを行う冷媒回路において放熱器から流出した冷媒を、吸収式冷凍サイクルを行う補助冷凍装置により冷却する冷凍システムが知られている。例えば、特許文献１には、この種の冷凍システムが開示されている。   2. Description of the Related Art Conventionally, a refrigeration system that cools refrigerant flowing out of a radiator in a refrigerant circuit that performs a vapor compression refrigeration cycle by an auxiliary refrigeration apparatus that performs an absorption refrigeration cycle is known. For example, Patent Document 1 discloses a refrigeration system of this type.

具体的に、特許文献１の冷凍システムは、蒸気圧縮式冷凍装置と吸収式冷凍装置とを組み合わせて構成されている。蒸気圧縮式冷凍装置の冷媒回路は、吸収式冷凍装置の蒸発器のプレート式熱交換器に接続されている。冷媒回路の凝縮器（放熱器）で凝縮した液冷媒は、蒸発器のプレート式熱交換器の内部に流入する。蒸発器のプレート式熱交換器では、その内部を流れる冷媒回路の冷媒が、その外表面を流れる吸収式冷凍装置の冷媒により過冷却される。この冷凍システムでは、冷媒回路において凝縮器で凝縮した冷媒を吸収式冷凍装置により冷却することにより、蒸気圧縮式冷凍装置の冷却能力を向上させている。   Specifically, the refrigeration system of Patent Document 1 is configured by combining a vapor compression refrigeration apparatus and an absorption refrigeration apparatus. The refrigerant circuit of the vapor compression refrigeration apparatus is connected to the plate heat exchanger of the evaporator of the absorption refrigeration apparatus. The liquid refrigerant condensed by the condenser (heat radiator) of the refrigerant circuit flows into the plate heat exchanger of the evaporator. In the plate type heat exchanger of the evaporator, the refrigerant in the refrigerant circuit that flows through the inside is supercooled by the refrigerant in the absorption refrigeration apparatus that flows through the outer surface. In this refrigeration system, the refrigerant condensed by the condenser in the refrigerant circuit is cooled by the absorption refrigeration apparatus, thereby improving the cooling capacity of the vapor compression refrigeration apparatus.

特開２００９−８５５７１号公報JP 2009-85571 A

ところで、この種の冷凍システムでは、吸収式冷凍サイクルを行う補助冷凍装置の冷却能力を調節して利用側熱交換器へ流入する冷媒のエンタルピーを変化させても、利用側熱交換器において得られる冷却能力（以下では、「利用側冷却能力」という。）が変化するし、圧縮機構の運転容量を調節して利用側熱交換器における冷媒流量を変化させても、利用側冷却能力が変化する。利用側冷却能力は、圧縮機構の運転容量と補助冷凍装置の冷却能力により調節される。しかし、従来の冷凍システムでは、圧縮機構の運転容量の調節と補助冷凍装置の冷却能力の調節をどのように連動させれば、省エネルギー化を図ることができるかは考えられていない。   By the way, in this kind of refrigeration system, even if the cooling capacity of the auxiliary refrigeration apparatus that performs the absorption refrigeration cycle is adjusted to change the enthalpy of the refrigerant flowing into the use side heat exchanger, it can be obtained in the use side heat exchanger. The cooling capacity (hereinafter referred to as “use side cooling capacity”) changes, and the use side cooling capacity changes even if the operating capacity of the compression mechanism is adjusted to change the refrigerant flow rate in the use side heat exchanger. . The use side cooling capacity is adjusted by the operating capacity of the compression mechanism and the cooling capacity of the auxiliary refrigeration apparatus. However, in the conventional refrigeration system, it is not considered how energy saving can be achieved by adjusting the operation capacity of the compression mechanism and the adjustment of the cooling capacity of the auxiliary refrigeration apparatus.

本発明は、かかる点に鑑みてなされたものであり、その目的は、吸収式冷凍サイクルを行う補助冷凍装置により、蒸気圧縮式冷凍サイクルを行う冷媒回路において放熱器から流出した冷媒を冷却する冷凍システムにおいて、省エネルギー化を図ることができる能力制御を提供することにある。   This invention is made | formed in view of this point, The objective is the refrigeration which cools the refrigerant | coolant which flowed out from the radiator in the refrigerant circuit which performs a vapor | steam compression refrigeration cycle by the auxiliary | assistant refrigeration apparatus which performs an absorption refrigeration cycle. An object of the present invention is to provide capacity control that can save energy in the system.

第１の発明は、圧縮機構（14）と膨張機構（17）と熱源側熱交換器（15）と利用側熱交換器（16）とが接続されて、上記熱源側熱交換器（15）が放熱器として動作して上記利用側熱交換器（16）が蒸発器として動作する蒸気圧縮式冷凍サイクルを冷却動作として行う冷媒回路（13）と、太陽熱及び排熱の少なくとも一方を熱源にして吸収式冷凍サイクルを行い、上記冷却動作中の冷媒回路（13）において上記熱源側熱交換器（15）から上記膨張機構（17）へ向かって流れる冷媒を冷却する補助冷凍装置（12）と、上記補助冷凍装置（12）を停止させて上記圧縮機構（14）を最低容量で運転させる低能力制御動作と、上記圧縮機構（14）を最低容量で運転させて上記補助冷凍装置（12）の冷却能力を調節する中能力制御動作と、上記補助冷凍装置（12）の冷却能力を最大値に設定して上記圧縮機構（14）の運転容量を調節する高能力制御動作とを実行可能に構成され、上記冷却動作中において上記低能力制御動作と上記中能力制御動作と上記高能力制御動作のうち何れか１つを、上記利用側熱交換器（16）において必要となる冷却能力に応じて選択して実行する制御手段（80）とを備えている冷凍システム（10）である。   In the first invention, a compression mechanism (14), an expansion mechanism (17), a heat source side heat exchanger (15), and a use side heat exchanger (16) are connected, and the heat source side heat exchanger (15) is connected. A refrigerant circuit (13) that operates as a cooling operation using a vapor compression refrigeration cycle in which the use side heat exchanger (16) operates as an evaporator, and at least one of solar heat and exhaust heat as a heat source An auxiliary refrigeration apparatus (12) that performs an absorption refrigeration cycle and cools the refrigerant flowing from the heat source side heat exchanger (15) toward the expansion mechanism (17) in the refrigerant circuit (13) during the cooling operation; A low-capacity control operation in which the auxiliary refrigeration device (12) is stopped and the compression mechanism (14) is operated at the minimum capacity, and the compression mechanism (14) is operated in the minimum capacity to operate the auxiliary refrigeration device (12). Medium capacity control operation to adjust the cooling capacity, and the auxiliary refrigeration system (12) And a high-capacity control operation that adjusts the operating capacity of the compression mechanism (14) by setting the rejection capacity to a maximum value, and the low-capacity control operation and the medium-capacity control operation during the cooling operation. A refrigeration system (10) comprising control means (80) for selecting and executing any one of the high-capacity control operations according to the cooling capacity required in the use side heat exchanger (16). ).

第１の発明では、利用側熱交換器（16）において必要となる冷却能力である利用側冷却能力を制御する能力制御動作として、低能力制御動作と中能力制御動作と高能力制御動作とが実行可能になっている。低能力制御動作は、補助冷凍装置（12）を停止させて圧縮機構（14）を最低容量で運転させる動作であり、利用側冷却能力が一定値となる。低能力制御動作では、利用側熱交換器（16）における冷媒流量が最小値に調節される上に、利用側熱交換器（16）へ流入する冷媒のエンタルピーを補助冷凍装置（12）により低下させないので、利用側冷却能力が小さくなる。また、中能力制御動作は、圧縮機構（14）を最低容量で運転させて補助冷凍装置（12）の冷却能力を調節する動作であり、補助冷凍装置（12）の冷却能力の増減により利用側冷却能力が調節される。中能力制御動作では、利用側熱交換器（16）における冷媒流量が最小値に調節されるものの、利用側熱交換器（16）へ流入する冷媒のエンタルピーを補助冷凍装置（12）により低下させるので、低能力制御動作に比べて利用側冷却能力が大きくなる。また、高能力制御動作は、補助冷凍装置（12）の冷却能力を最大値に設定して圧縮機構（14）の運転容量を調節する動作であり、圧縮機構（14）の運転容量の増減により利用側冷却能力が調節される。高能力制御動作では、利用側熱交換器（16）における冷媒流量が最小値よりも多くなる上に、利用側熱交換器（16）へ流入する冷媒のエンタルピーを補助冷凍装置（12）により最大限低下させるので、中能力制御動作に比べて利用側冷却能力が大きくなる。そして、第１の発明では、利用側熱交換器（16）において必要となる冷却能力（以下では、「必要冷却能力」という。）に応じて、利用側冷却能力が大きくなる能力制御動作が行われる。必要冷却能力がそれほど大きくない場合は、圧縮機構（14）を最低容量で運転させる低能力制御動作又は中能力制御動作が行われ、圧縮機構（14）へ投入するエネルギーが最小値に保持される。   In the first invention, as the capacity control operation for controlling the use side cooling capacity that is the cooling capacity required in the use side heat exchanger (16), the low capacity control operation, the medium capacity control operation, and the high capacity control operation are performed. It is executable. The low capacity control operation is an operation in which the auxiliary refrigeration apparatus (12) is stopped and the compression mechanism (14) is operated at the minimum capacity, and the use side cooling capacity becomes a constant value. In the low-capacity control operation, the refrigerant flow rate in the user-side heat exchanger (16) is adjusted to the minimum value, and the enthalpy of refrigerant flowing into the user-side heat exchanger (16) is reduced by the auxiliary refrigeration system (12). Since this is not done, the use side cooling capacity is reduced. The medium capacity control operation is an operation for adjusting the cooling capacity of the auxiliary refrigeration system (12) by operating the compression mechanism (14) with the minimum capacity. Cooling capacity is adjusted. In the medium capacity control operation, although the refrigerant flow rate in the use side heat exchanger (16) is adjusted to the minimum value, the enthalpy of the refrigerant flowing into the use side heat exchanger (16) is lowered by the auxiliary refrigeration apparatus (12). Therefore, the use side cooling capacity becomes larger than the low capacity control operation. The high-capacity control operation is an operation for adjusting the operation capacity of the compression mechanism (14) by setting the cooling capacity of the auxiliary refrigeration apparatus (12) to the maximum value, and by increasing or decreasing the operation capacity of the compression mechanism (14). The use side cooling capacity is adjusted. In the high-performance control operation, the refrigerant flow rate in the use side heat exchanger (16) is greater than the minimum value, and the enthalpy of the refrigerant flowing into the use side heat exchanger (16) is maximized by the auxiliary refrigeration system (12). Since the limit is lowered, the use side cooling capacity becomes larger than the medium capacity control operation. In the first aspect of the invention, the capacity control operation for increasing the use side cooling capacity is performed according to the cooling capacity required in the use side heat exchanger (16) (hereinafter referred to as “necessary cooling capacity”). Is called. When the required cooling capacity is not so large, a low capacity control operation or a medium capacity control operation for operating the compression mechanism (14) with the minimum capacity is performed, and the energy input to the compression mechanism (14) is kept at the minimum value. .

第２の発明は、上記第１の発明において、上記膨張機構（17）は、開度可変の膨張弁（17）により構成され、上記冷媒回路（13）では、蒸気圧縮式冷凍サイクルの高圧が上記冷媒回路（13）の冷媒の臨界圧力以上の値に設定される一方、上記制御手段（80）は、蒸気圧縮式冷凍サイクルの成績係数がその時の冷媒回路（13）の動作状態において得られる最高の値となるように蒸気圧縮式冷凍サイクルの高圧の目標値を決定し、蒸気圧縮式冷凍サイクルの高圧がその目標値になるように上記膨張弁（17）の開度を制御する。   According to a second invention, in the first invention, the expansion mechanism (17) is constituted by an expansion valve (17) having a variable opening, and the refrigerant circuit (13) has a high pressure in the vapor compression refrigeration cycle. While the refrigerant circuit (13) is set to a value equal to or higher than the critical pressure of the refrigerant, the control means (80) obtains the coefficient of performance of the vapor compression refrigeration cycle in the operating state of the refrigerant circuit (13) at that time. The target value of the high pressure of the vapor compression refrigeration cycle is determined so as to be the highest value, and the opening degree of the expansion valve (17) is controlled so that the high pressure of the vapor compression refrigeration cycle becomes the target value.

第２の発明では、蒸気圧縮式冷凍サイクルの成績係数がその時の冷媒回路（13）の動作状態において得られる最高の値となるように、蒸気圧縮式冷凍サイクルの高圧の目標値が決定される。そして、蒸気圧縮式冷凍サイクルの高圧がその目標値になるように、膨張機構（17）が制御される。第２の発明では、蒸気圧縮式冷凍サイクルの成績係数がその時の冷媒回路（13）の動作状態において得られる最高の値となるように、蒸気圧縮式冷凍サイクルの高圧が調節される。   In the second invention, the target value of the high pressure of the vapor compression refrigeration cycle is determined so that the coefficient of performance of the vapor compression refrigeration cycle is the highest value obtained in the operating state of the refrigerant circuit (13) at that time. . Then, the expansion mechanism (17) is controlled so that the high pressure of the vapor compression refrigeration cycle becomes the target value. In the second invention, the high pressure of the vapor compression refrigeration cycle is adjusted so that the coefficient of performance of the vapor compression refrigeration cycle is the highest value obtained in the operating state of the refrigerant circuit (13) at that time.

第３の発明は、上記第１又は第２の発明において、上記熱源側熱交換器（15）が、上記冷媒回路（13）の冷媒を空気と熱交換させ、上記補助冷凍装置（12）が備える凝縮器（32）は、該補助冷凍装置（12）の冷媒を空気と熱交換させる一方、上記熱源側熱交換器（15）と上記凝縮器（32）の両方へ空気を送るための送風機（27）が設けられ、上記制御手段（80）は、上記第２能力制御動作及び上記第３能力制御動作中に、上記送風機（27）の送風量を最大値に設定する。   According to a third invention, in the first or second invention, the heat source side heat exchanger (15) causes the refrigerant in the refrigerant circuit (13) to exchange heat with air, and the auxiliary refrigeration apparatus (12) The condenser (32) provided is a blower for sending air to both the heat source side heat exchanger (15) and the condenser (32) while exchanging heat of the refrigerant of the auxiliary refrigeration apparatus (12) with air. (27) is provided, and the control means (80) sets the air flow rate of the blower (27) to a maximum value during the second capacity control operation and the third capacity control operation.

第３の発明では、冷却動作中に、送風量が最大値に設定された送風機（27）により送られる空気が、熱源側熱交換器（15）と補助冷凍装置（12）の凝縮器（32）とにそれぞれ供給される。補助冷凍装置（12）の凝縮器（32）への送風量は、補助冷凍装置（12）に求められる冷却能力の大小に関係なく多くなる。   In the third aspect of the invention, during the cooling operation, the air sent by the blower (27) whose blast volume is set to the maximum value is converted into the heat source side heat exchanger (15) and the condenser (32 ) And are supplied respectively. The amount of air blown to the condenser (32) of the auxiliary refrigeration apparatus (12) increases regardless of the cooling capacity required for the auxiliary refrigeration apparatus (12).

第４の発明は、上記第３の発明において、上記制御手段（80）が、蒸気圧縮式冷凍サイクルの高圧と低圧の差が所定の差圧判定値以下になった場合に限り、上記送風機（27）の送風量を最大値から低下させる。   According to a fourth aspect of the present invention, in the third aspect, the control means (80) is configured so that the blower (only when the difference between the high pressure and the low pressure of the vapor compression refrigeration cycle is equal to or less than a predetermined differential pressure determination value 27) Reduce the blast volume from the maximum value.

第４の発明では、蒸気圧縮式冷凍サイクルの高圧と低圧の差（以下では、「蒸気圧縮式冷凍サイクルの高低差圧」という。）が所定の差圧判定値以下になった場合に限り、送風機（27）の送風量が最大値から低下させられる。送風機（27）の送風量を低下させると、蒸気圧縮式冷凍サイクルの高低差圧が増大する。従って、蒸気圧縮式冷凍サイクルの高低差圧が差圧判定値以下になる状態が継続することが回避される。   In the fourth invention, only when the difference between the high pressure and the low pressure of the vapor compression refrigeration cycle (hereinafter referred to as “high and low differential pressure of the vapor compression refrigeration cycle”) is equal to or less than a predetermined differential pressure determination value. The air volume of the blower (27) is reduced from the maximum value. When the air flow rate of the blower (27) is reduced, the height difference pressure of the vapor compression refrigeration cycle increases. Therefore, it is avoided that the state in which the high / low differential pressure of the vapor compression refrigeration cycle is equal to or lower than the differential pressure determination value continues.

第５の発明は、上記第１乃至第４の何れか１つの発明において、上記補助冷凍装置（12）の冷却能力の最大値が、上記補助冷凍装置（12）を停止して上記圧縮機構（14）を最高容量に設定した場合に上記利用側熱交換器（16）において得られる冷却能力よりも大きい。   According to a fifth invention, in any one of the first to fourth inventions, when the maximum cooling capacity of the auxiliary refrigeration apparatus (12) stops the auxiliary refrigeration apparatus (12), the compression mechanism (12) When 14) is set to the maximum capacity, it is larger than the cooling capacity obtained in the use side heat exchanger (16).

第５の発明では、補助冷凍装置（12）の冷却能力の最大値が、補助冷凍装置（12）を停止して圧縮機構（14）を最高容量に設定した場合の利用側冷却能力よりも大きい。従って、圧縮機構（14）を最低容量に固定する中能力制御動作の際の利用側冷却能力の制御範囲が比較的大きくなる。   In the fifth invention, the maximum value of the cooling capacity of the auxiliary refrigeration apparatus (12) is larger than the use side cooling capacity when the auxiliary refrigeration apparatus (12) is stopped and the compression mechanism (14) is set to the maximum capacity. . Therefore, the control range of the use side cooling capacity in the medium capacity control operation for fixing the compression mechanism (14) to the minimum capacity becomes relatively large.

第６の発明は、上記第１乃至第５の何れか１つの発明において、上記冷媒回路（13）の冷媒には、二酸化炭素が用いられる。   In a sixth aspect based on any one of the first to fifth aspects, carbon dioxide is used as the refrigerant in the refrigerant circuit (13).

第６の発明では、冷媒回路（13）の冷媒が二酸化化炭素である。   In the sixth invention, the refrigerant in the refrigerant circuit (13) is carbon dioxide.

本発明では、必要冷却能力がそれほど大きくない場合は、圧縮機構（14）を最低容量で運転させる低能力制御動作又は中能力制御動作が行われ、圧縮機構（14）へ投入するエネルギーが最小値に保持される。ここで、圧縮機構（14）を駆動するには、電力や燃料が必要である。一方、補助冷凍装置（12）は、太陽熱及び排熱の少なくとも一方を熱源にしている。このため、圧縮機構（14）の運転容量を増やして利用側冷却能力を増やす場合は、消費される電力や燃料が増大するのに対して、補助冷凍装置（12）の冷却能力を増やして利用側冷却能力を増やす場合は、消費される電力や燃料がほとんど増えない。そこで、本発明では、可能な限り、圧縮機構（14）へ投入するエネルギーを最小値に保持しつつ、利用側冷却能力を増やしても消費される電力や燃料がほとんど増えない補助冷凍装置（12）を活用している。従って、省エネルギー化を図ることができる能力制御を提供することができる。   In the present invention, when the required cooling capacity is not so large, the low capacity control operation or the medium capacity control operation for operating the compression mechanism (14) with the minimum capacity is performed, and the energy input to the compression mechanism (14) is the minimum value. Retained. Here, electric power and fuel are required to drive the compression mechanism (14). On the other hand, the auxiliary refrigeration apparatus (12) uses at least one of solar heat and exhaust heat as a heat source. For this reason, when the operating capacity of the compression mechanism (14) is increased to increase the use side cooling capacity, the power and fuel consumed are increased while the cooling capacity of the auxiliary refrigeration system (12) is increased. When the side cooling capacity is increased, consumed power and fuel hardly increase. Therefore, in the present invention, as much as possible, the auxiliary refrigeration apparatus (12) that keeps the energy input to the compression mechanism (14) at a minimum value and hardly increases the power and fuel consumed even if the use side cooling capacity is increased. ). Accordingly, it is possible to provide capacity control that can save energy.

また、上記第２の発明では、蒸気圧縮式冷凍サイクルの成績係数がその時の冷媒回路（13）の動作状態において得られる最高の値となるように、蒸気圧縮式冷凍サイクルの高圧が調節される。従って、さらなる省エネルギー化を図ることができる。   In the second aspect of the invention, the high pressure of the vapor compression refrigeration cycle is adjusted so that the coefficient of performance of the vapor compression refrigeration cycle is the highest value obtained in the operating state of the refrigerant circuit (13) at that time. . Therefore, further energy saving can be achieved.

また、上記第３の発明では、補助冷凍装置（12）の凝縮器（32）への送風量が、補助冷凍装置（12）に求められる冷却能力の大小に関係なく多くなる。このため、補助冷凍装置（12）の凝縮器（32）への送風量が不足することが原因で、補助冷凍装置（12）が発揮する冷却能力が不足することを回避できる。   Moreover, in the said 3rd invention, the ventilation volume to the condenser (32) of an auxiliary | assistant refrigeration apparatus (12) increases irrespective of the size of the cooling capability calculated | required by an auxiliary | assistant refrigeration apparatus (12). For this reason, it can be avoided that the cooling capacity exerted by the auxiliary refrigeration apparatus (12) is insufficient due to a shortage of air flow to the condenser (32) of the auxiliary refrigeration apparatus (12).

また、上記第４の発明では、蒸気圧縮式冷凍サイクルの高低差圧が差圧判定値以下になる状態が継続することが回避されるように、送風機（27）の送風量が制御される。従って、蒸気圧縮式冷凍サイクルの高低差圧が低下して、大きい成績係数を得ることができない状態が継続することを回避できる。   In the fourth aspect of the invention, the amount of air blown from the blower (27) is controlled so that the state in which the level difference in the vapor compression refrigeration cycle is equal to or lower than the pressure difference determination value is avoided. Therefore, it is possible to avoid the situation where the high pressure coefficient of the vapor compression refrigeration cycle is lowered and a large coefficient of performance cannot be obtained.

また、上記第５の発明では、圧縮機構（14）を最低容量に固定する中能力制御動作の際の利用側冷却能力の制御範囲が比較的大きくなるようにしている。このため、高能力制御動作に切り換わるときの必要冷却能力が比較的大きくなる。従って、投入するエネルギーが少なくて済む補助冷凍装置（12）を多く活用でき、広い制御範囲で圧縮機構（14）へ投入するエネルギーを最小値に保持できるので、さらなる省エネルギー化を図ることができる。   In the fifth aspect of the invention, the control range of the use side cooling capacity in the medium capacity control operation for fixing the compression mechanism (14) to the minimum capacity is relatively large. For this reason, the required cooling capacity when switching to the high capacity control operation becomes relatively large. Accordingly, the auxiliary refrigeration apparatus (12) that requires less energy can be used in a large amount, and the energy that is input to the compression mechanism (14) can be kept at a minimum value in a wide control range, so that further energy saving can be achieved.

図１は、実施形態の冷凍システムの概略構成図である。FIG. 1 is a schematic configuration diagram of a refrigeration system according to an embodiment. 図２は、実施形態の熱交換ユニットの斜視図である。FIG. 2 is a perspective view of the heat exchange unit of the embodiment. 図３は、実施形態の熱交換ユニットの別の形態の斜視図である。FIG. 3 is a perspective view of another form of the heat exchange unit of the embodiment. 図４は、実施形態の冷凍システムの冷却能力と目標能力値との関係を表す図表である。FIG. 4 is a chart showing the relationship between the cooling capacity and the target capacity value of the refrigeration system of the embodiment. 図５は、実施形態における高圧制御動作のフローチャートである。FIG. 5 is a flowchart of the high-pressure control operation in the embodiment. 図６は、実施形態における能力制御動作のフローチャートである。FIG. 6 is a flowchart of the capability control operation in the embodiment. 図７は、実施形態におけるファン制御動作のフローチャートである。FIG. 7 is a flowchart of the fan control operation in the embodiment. 図８は、実施形態における蒸気圧縮式冷凍サイクルの動作状態を表すモリエル線図である。FIG. 8 is a Mollier diagram showing the operating state of the vapor compression refrigeration cycle in the embodiment.

以下、本発明の実施形態を図面に基づいて詳細に説明する。   Hereinafter, embodiments of the present invention will be described in detail with reference to the drawings.

本実施形態は、本発明に係る冷凍システム（10）により構成されたヒートポンプユニット（10）を備えた空調システム（100）である。このヒートポンプユニット（10）は、本発明に係る冷凍システム（10）の一例であり、室外に設置される。   The present embodiment is an air conditioning system (100) including a heat pump unit (10) configured by a refrigeration system (10) according to the present invention. This heat pump unit (10) is an example of the refrigeration system (10) according to the present invention, and is installed outdoors.

−空調システムの全体構成−
本実施形態の空調システム（100）では、ヒートポンプユニット（10）が、図１に示すように、第１冷凍装置（11）と第２冷凍装置（12）とを備えている。また、この空調システム（100）は、ヒートポンプユニット（10）に加えて、利用側回路（46）と熱源側回路（47）と太陽熱集熱装置（40）とを備えている。なお、以下では、第１冷凍装置（11）の冷媒を第１冷媒とし、第２冷凍装置（12）の冷媒を第２冷媒とする。 -Overall configuration of air conditioning system-
In the air conditioning system (100) of the present embodiment, the heat pump unit (10) includes a first refrigeration apparatus (11) and a second refrigeration apparatus (12) as shown in FIG. In addition to the heat pump unit (10), the air conditioning system (100) includes a use side circuit (46), a heat source side circuit (47), and a solar heat collector (40). Hereinafter, the refrigerant of the first refrigeration apparatus (11) is referred to as a first refrigerant, and the refrigerant of the second refrigeration apparatus (12) is referred to as a second refrigerant.

第１冷凍装置（11）は、圧縮機（14）と膨張弁（17）と熱源側熱交換器（15）と利用側熱交換器（16）とが接続されて、蒸気圧縮式冷凍サイクルを行う冷媒回路（13）を備えている。冷媒回路（13）は、熱源側熱交換器（15）が放熱器として動作して利用側熱交換器（16）が蒸発器として動作する冷房動作（冷却動作）と、利用側熱交換器（16）が放熱器として動作して熱源側熱交換器（15）が蒸発器として動作する暖房動作（加熱動作）とを切り換え可能に構成されている。第１冷凍装置（11）についての詳細は後述する。   The first refrigeration apparatus (11) includes a compressor (14), an expansion valve (17), a heat source side heat exchanger (15), and a use side heat exchanger (16), and performs a vapor compression refrigeration cycle. A refrigerant circuit (13) is provided. The refrigerant circuit (13) includes a cooling operation (cooling operation) in which the heat source side heat exchanger (15) operates as a radiator and the use side heat exchanger (16) operates as an evaporator, and a use side heat exchanger ( The heating operation (heating operation) in which 16) operates as a radiator and the heat source side heat exchanger (15) operates as an evaporator can be switched. Details of the first refrigeration apparatus (11) will be described later.

第２冷凍装置（12）は、補助冷凍装置を構成している。第２冷凍装置（12）は、太陽熱を熱源にして吸収式冷凍サイクルを行う吸収側回路（70）を備えている。第２冷凍装置（12）は、冷房動作中の冷媒回路（13）において熱源側熱交換器（15）から膨張弁（17）へ向かって流れる第１冷媒を冷却する。第２冷凍装置（12）についての詳細は後述する。   The second refrigeration apparatus (12) constitutes an auxiliary refrigeration apparatus. The second refrigeration apparatus (12) includes an absorption side circuit (70) that performs an absorption refrigeration cycle using solar heat as a heat source. The second refrigeration apparatus (12) cools the first refrigerant flowing from the heat source side heat exchanger (15) toward the expansion valve (17) in the refrigerant circuit (13) during the cooling operation. Details of the second refrigeration apparatus (12) will be described later.

利用側回路（46）は、熱媒体として水が充填された回路である。利用側回路（46）は、第１冷凍装置（11）の利用側熱交換器（16）に接続されている。利用側回路（46）は、利用側熱交換器（16）で温度調節された水が流れる。また、利用側回路（46）には、複数台（図１では２台）のファンコイルユニット（44a,44b）が互いに並列に接続され、複数台（図１では２台）の床暖房ユニット（45a,45b）（温水パネル）が互いに並列に接続されている。また、利用側回路（46）には、利用側ポンプ（49）と三方切換弁（48）と冷房用電磁弁（50a,50b）と暖房用電磁弁（51a,51b）とが設けられている。   The use side circuit (46) is a circuit filled with water as a heat medium. The use side circuit (46) is connected to the use side heat exchanger (16) of the first refrigeration apparatus (11). In the usage side circuit (46), water whose temperature is adjusted by the usage side heat exchanger (16) flows. In addition, a plurality of (two in FIG. 1) fan coil units (44a, 44b) are connected in parallel to the use side circuit (46), and a plurality of (two in FIG. 1) floor heating units ( 45a, 45b) (hot water panels) are connected in parallel to each other. The use side circuit (46) is provided with a use side pump (49), a three-way selector valve (48), a cooling solenoid valve (50a, 50b), and a heating solenoid valve (51a, 51b). .

三方切換弁（48）は、利用側熱交換器（16）で温度調節された水をファンコイルユニット（44a,44b）へ供給する第１状態（図１に実線で示す状態）と、利用側熱交換器（16）で温度調節された水を床暖房ユニット（45a,45b）へ供給する第２状態（図１に破線で示す状態）との切り換えを行う。三方切換弁（48）は、空調システム（100）が冷房運転を行う場合に第１状態に設定され、空調システム（100）が暖房運転を行う場合に第２状態に設定される。   The three-way switching valve (48) has a first state (state shown by a solid line in FIG. 1) for supplying water, the temperature of which has been adjusted by the use side heat exchanger (16), to the fan coil unit (44a, 44b), and the use side. Switching to the second state (state indicated by a broken line in FIG. 1) in which the water whose temperature has been adjusted by the heat exchanger (16) is supplied to the floor heating unit (45a, 45b) is performed. The three-way switching valve (48) is set to the first state when the air conditioning system (100) performs the cooling operation, and is set to the second state when the air conditioning system (100) performs the heating operation.

冷房用電磁弁（50a,50b）は、各ファンコイルユニット（44a,44b）の上流にそれぞれ設けられている。各冷房用電磁弁（50a,50b）は、ファンコイルユニット（44a,44b）の上流の流路を開閉する。一方、暖房用電磁弁（51a,51b）は、各床暖房ユニット（45a,45b）の上流にそれぞれ設けられている。各暖房用電磁弁（51a,51b）は、床暖房ユニット（45a,45b）の上流の流路を開閉する。   The cooling solenoid valves (50a, 50b) are provided upstream of the fan coil units (44a, 44b), respectively. Each cooling solenoid valve (50a, 50b) opens and closes a flow path upstream of the fan coil unit (44a, 44b). On the other hand, the heating solenoid valves (51a, 51b) are respectively provided upstream of the floor heating units (45a, 45b). Each heating solenoid valve (51a, 51b) opens and closes a flow path upstream of the floor heating unit (45a, 45b).

熱源側回路（47）は、熱媒体として水が充填された回路である。熱源側回路（47）には、集熱タンク（41）と熱源側ポンプ（39）とが設けられている。熱源側ポンプ（39）の運転が行われると、集熱タンク（41）の上層部の温水が第２冷凍装置（12）の再生器（31）へ供給され、該再生器（31）を通過した温水が集熱タンク（41）の下層部に戻る。   The heat source side circuit (47) is a circuit filled with water as a heat medium. The heat source side circuit (47) is provided with a heat collection tank (41) and a heat source side pump (39). When the heat source side pump (39) is operated, the hot water in the upper layer of the heat collecting tank (41) is supplied to the regenerator (31) of the second refrigeration unit (12) and passes through the regenerator (31). The warm water returned to the lower layer of the heat collecting tank (41).

太陽熱集熱装置（40）は、太陽熱を利用して集熱タンク（41）の水を加熱するための装置である。太陽熱集熱装置（40）は、太陽熱集熱パネル（61）と集熱ポンプ（60）を備えている。集熱ポンプ（60）の運転が行われると、集熱タンク（41）の底部から流出した水が、太陽熱集熱パネル（61）を通過する際に加熱される。そして、太陽熱集熱パネル（61）で加熱された水が、集熱タンク（41）へ戻る。その結果、集熱タンク（41）に蓄えられる温熱量が増加する。   The solar heat collector (40) is a device for heating water in the heat collection tank (41) using solar heat. The solar heat collector (40) includes a solar heat collection panel (61) and a heat collection pump (60). When the heat collection pump (60) is operated, the water flowing out from the bottom of the heat collection tank (41) is heated when passing through the solar heat collection panel (61). Then, the water heated by the solar heat collection panel (61) returns to the heat collection tank (41). As a result, the amount of heat stored in the heat collecting tank (41) increases.

−第１冷凍装置の構成−
第１冷凍装置（11）は、上述したように、冷媒回路（13）を備えている。冷媒回路（13）には、第１冷媒として二酸化炭素が充填されている。冷媒回路（13）では、冷凍サイクルの高圧が二酸化炭素の臨界圧力以上となる超臨界冷凍サイクルが行われる。冷媒回路（13）には、圧縮機（14）と熱源側熱交換器（15）と利用側熱交換器（16）と膨張弁（17）と四方切換弁（18）とが接続されている。圧縮機（14）は圧縮機構を構成し、膨張弁（17）は膨張機構を構成している。 -Configuration of the first refrigeration system-
As described above, the first refrigeration apparatus (11) includes the refrigerant circuit (13). The refrigerant circuit (13) is filled with carbon dioxide as the first refrigerant. In the refrigerant circuit (13), a supercritical refrigeration cycle is performed in which the high pressure of the refrigeration cycle is equal to or higher than the critical pressure of carbon dioxide. A compressor (14), a heat source side heat exchanger (15), a use side heat exchanger (16), an expansion valve (17), and a four-way switching valve (18) are connected to the refrigerant circuit (13). . The compressor (14) constitutes a compression mechanism, and the expansion valve (17) constitutes an expansion mechanism.

圧縮機（14）は、容積型の流体機械（例えば、ロータリ式流体機械）をモータにより駆動して流体を圧縮するように構成されている。圧縮機（14）のモータには、インバータを介して電力が供給される。圧縮機（14）の運転周波数（すなわち、圧縮機構の運転容量）は、インバータの出力周波数を変化させることによって調節される。圧縮機（14）の吐出側は、四方切換弁（18）の第１ポート（P1）に接続されている。圧縮機（14）の吸入側は、アキュームレータ（19）を介して、四方切換弁（18）の第２ポート（P2）に接続されている。   The compressor (14) is configured to compress a fluid by driving a positive displacement fluid machine (for example, a rotary fluid machine) by a motor. Electric power is supplied to the motor of the compressor (14) via an inverter. The operating frequency of the compressor (14) (that is, the operating capacity of the compression mechanism) is adjusted by changing the output frequency of the inverter. The discharge side of the compressor (14) is connected to the first port (P1) of the four-way switching valve (18). The suction side of the compressor (14) is connected to the second port (P2) of the four-way switching valve (18) via the accumulator (19).

熱源側熱交換器（15）は、空冷式の熱交換器（例えば、クロスフィン式のフィン・アンド・チューブ型熱交換器）により構成されている。熱源側熱交換器（15）では、室外ファン（27）により供給される室外空気と第１冷媒との間で熱交換が行われる。室外ファン（27）の送風量は、複数段階に調節可能になっている。熱源側熱交換器（15）の一端は、四方切換弁（18）の第３ポート（P3）に接続されている。熱源側熱交換器（15）の他端は、膨張弁（17）に接続されている。   The heat source side heat exchanger (15) is configured by an air-cooled heat exchanger (for example, a cross-fin fin-and-tube heat exchanger). In the heat source side heat exchanger (15), heat is exchanged between the outdoor air supplied by the outdoor fan (27) and the first refrigerant. The air volume of the outdoor fan (27) can be adjusted in a plurality of stages. One end of the heat source side heat exchanger (15) is connected to the third port (P3) of the four-way switching valve (18). The other end of the heat source side heat exchanger (15) is connected to the expansion valve (17).

利用側熱交換器（16）は、水冷式の熱交換器（例えば、プレート式の熱交換器）により構成されている。利用側熱交換器（16）は、冷媒回路（13）に接続された第１管路（16a）と、接続回路（20）に接続された第２管路（16b）とを備えている。接続回路（20）は、閉鎖弁（28,29）を介して、利用側回路（46）に接続されている。利用側熱交換器（16）では、第１管路（16a）の第１冷媒と第２管路（16b）の水との間で熱交換が行われる。利用側熱交換器（16）の第１管路（16a）の一端は、四方切換弁（18）の第４ポート（P4）に接続されている。第１管路（16a）の他端は、膨張弁（17）に接続されている。   The use side heat exchanger (16) is configured by a water-cooled heat exchanger (for example, a plate heat exchanger). The use side heat exchanger (16) includes a first pipe (16a) connected to the refrigerant circuit (13) and a second pipe (16b) connected to the connection circuit (20). The connection circuit (20) is connected to the use side circuit (46) via the shut-off valves (28, 29). In the use side heat exchanger (16), heat is exchanged between the first refrigerant in the first pipe (16a) and the water in the second pipe (16b). One end of the first pipe (16a) of the use side heat exchanger (16) is connected to the fourth port (P4) of the four-way switching valve (18). The other end of the first pipe line (16a) is connected to the expansion valve (17).

膨張弁（17）は、開度可変の電動膨張弁により構成されている。また、四方切換弁（18）は、第１ポート（P1）と第３ポート（P3）が互いに連通して第２ポート（P2）と第４ポート（P4）が互いに連通する第１状態（図１に実線で示す状態）と、第１ポート（P1）と第４ポート（P4）が互いに連通して第２ポート（P2）と第３ポート（P3）が互いに連通する第２状態（図１に破線で示す状態）とに切り換え可能に構成されている。   The expansion valve (17) is an electric expansion valve with a variable opening. The four-way switching valve (18) is in a first state (FIG. 1) in which the first port (P1) and the third port (P3) communicate with each other and the second port (P2) and the fourth port (P4) communicate with each other. 1 and a second state (FIG. 1) in which the first port (P1) and the fourth port (P4) communicate with each other and the second port (P2) and the third port (P3) communicate with each other. In a state indicated by a broken line in FIG.

熱源側熱交換器（15）と膨張弁（17）との間には、互いに並列に接続された冷房用流路（21）と暖房用流路（22）と補助流路（23）とが設けられている。冷房用流路（21）は、冷媒回路（13）が冷房動作を行う際に第１冷媒が流れる流路である。冷房用流路（21）には、第２冷凍装置（12）の蒸発器（24）が接続されている。暖房用流路（22）は、冷媒回路（13）が暖房動作を行う際に第１冷媒が流れる流路である。暖房用流路（22）には、熱源側熱交換器（15）から膨張弁（17）へ向かう第１冷媒の流れを禁止する逆止弁（26）が接続されている。補助流路（23）は、暖房運転時に熱源側熱交換器（15）に付着した氷を融かすデフロスト運転を行う際に第１冷媒が流れる流路である。補助流路（23）には、補助電磁弁（25）が接続されている。この補助電磁弁（25）は、デフロスト運転の際だけ開状態に設定される。   Between the heat source side heat exchanger (15) and the expansion valve (17), there are a cooling channel (21), a heating channel (22) and an auxiliary channel (23) connected in parallel to each other. Is provided. The cooling channel (21) is a channel through which the first refrigerant flows when the refrigerant circuit (13) performs a cooling operation. The evaporator (24) of the second refrigeration apparatus (12) is connected to the cooling channel (21). The heating channel (22) is a channel through which the first refrigerant flows when the refrigerant circuit (13) performs the heating operation. A check valve (26) for prohibiting the flow of the first refrigerant from the heat source side heat exchanger (15) toward the expansion valve (17) is connected to the heating flow path (22). The auxiliary flow path (23) is a flow path through which the first refrigerant flows when performing the defrost operation for melting ice adhering to the heat source side heat exchanger (15) during the heating operation. An auxiliary electromagnetic valve (25) is connected to the auxiliary flow path (23). The auxiliary solenoid valve (25) is set to an open state only during the defrost operation.

冷媒回路（13）には、高圧センサ（55）と第１温度センサ（56）と第２温度センサ（57）とが設けられている。高圧センサ（55）は、圧縮機（14）から吐出された高圧の第１冷媒の圧力を計測する。第１温度センサ（56）は、熱源側熱交換器（15）と膨張弁（17）との間を流れる第１冷媒の温度を計測する。第２温度センサ（57）は、利用側熱交換器（16）と膨張弁（17）との間を流れる第１冷媒の温度を計測する。   The refrigerant circuit (13) is provided with a high pressure sensor (55), a first temperature sensor (56), and a second temperature sensor (57). The high pressure sensor (55) measures the pressure of the high pressure first refrigerant discharged from the compressor (14). The first temperature sensor (56) measures the temperature of the first refrigerant flowing between the heat source side heat exchanger (15) and the expansion valve (17). The second temperature sensor (57) measures the temperature of the first refrigerant flowing between the use side heat exchanger (16) and the expansion valve (17).

また、接続回路（20）には、入口温度センサ（52）と出口温度センサ（53）とが設けられている。入口温度センサ（52）は、利用側熱交換器（16）に流入する水の温度を計測する。出口温度センサ（53）は、利用側熱交換器（16）を通過した水の温度を計測する。   The connection circuit (20) is provided with an inlet temperature sensor (52) and an outlet temperature sensor (53). The inlet temperature sensor (52) measures the temperature of water flowing into the use side heat exchanger (16). The outlet temperature sensor (53) measures the temperature of the water that has passed through the use side heat exchanger (16).

−第２冷凍装置の構成−
第２冷凍装置（12）は、吸収式冷凍サイクルを行う単効用の吸収式冷凍装置である。なお、第２冷凍装置（12）は、二重効用の吸収式冷凍装置であってもよい。 -Configuration of the second refrigeration system-
The second refrigeration apparatus (12) is a single-effect absorption refrigeration apparatus that performs an absorption refrigeration cycle. Note that the second refrigeration apparatus (12) may be a double-effect absorption refrigeration apparatus.

第２冷凍装置（12）は、上述したように、吸収側回路（70）を備えている。吸収側回路（70）には、図１に示すように、吸収器（30）と再生器（31）と凝縮器（32）と蒸発器（24）と溶液ポンプ（33）と溶液熱交換器（34）と溶液冷却器（35）と冷媒タンク（36）と吸収式電磁弁（37）と三方弁（38）とが接続されている。なお、本実施形態では、吸収溶液（吸収剤）として臭化リチウム水溶液が用いられ、第２冷媒として水が用いられている。   As described above, the second refrigeration apparatus (12) includes the absorption side circuit (70). As shown in FIG. 1, the absorption circuit (70) includes an absorber (30), a regenerator (31), a condenser (32), an evaporator (24), a solution pump (33), and a solution heat exchanger. (34), a solution cooler (35), a refrigerant tank (36), an absorption solenoid valve (37), and a three-way valve (38) are connected. In the present embodiment, an aqueous lithium bromide solution is used as the absorbing solution (absorbent), and water is used as the second refrigerant.

吸収器（30）は、流下液膜式の吸収器である。吸収器（30）は、蒸発器（24）と一体に形成されている。吸収器（30）では、蒸発器（24）から流入したガス状の第２冷媒が、冷却水が流れる管（30a）の表面上に散布された吸収溶液に吸入される。   The absorber (30) is a falling film type absorber. The absorber (30) is formed integrally with the evaporator (24). In the absorber (30), the gaseous second refrigerant flowing from the evaporator (24) is sucked into the absorbing solution sprayed on the surface of the pipe (30a) through which the cooling water flows.

再生器（31）は、温水が流れる熱交換器（31a）の表面に吸収溶液を散布することにより吸入溶液を加熱するように構成されている。再生器（31）では、吸入溶液から第２冷媒が分離される。なお、再生器（31）の熱交換器（31a）は、閉鎖弁（62,63）が設けられた配管を介して、熱源側回路（47）に接続されている。熱源側ポンプ（39）の運転が行われると、集熱タンク（41）から流出した温水が熱交換器（31a）の内部を流れる。   The regenerator (31) is configured to heat the inhalation solution by spraying the absorbing solution on the surface of the heat exchanger (31a) through which hot water flows. In the regenerator (31), the second refrigerant is separated from the suction solution. In addition, the heat exchanger (31a) of the regenerator (31) is connected to the heat source side circuit (47) via a pipe provided with a shut-off valve (62, 63). When the operation of the heat source side pump (39) is performed, the hot water flowing out from the heat collection tank (41) flows through the heat exchanger (31a).

溶液ポンプ（33）は、運転容量が固定のポンプである。溶液ポンプ（33）の吸入側は、吸収器（30）の底部に接続されている。溶液ポンプ（33）の吐出側は、三方弁（38）の第１ポート（P1）に接続されている。なお、溶液ポンプ（33）は、運転容量を変更可能なポンプであってもよい。   The solution pump (33) is a pump with a fixed operating capacity. The suction side of the solution pump (33) is connected to the bottom of the absorber (30). The discharge side of the solution pump (33) is connected to the first port (P1) of the three-way valve (38). The solution pump (33) may be a pump whose operating capacity can be changed.

溶液熱交換器（34）は、プレート式の熱交換器により構成されている。溶液熱交換器（34）は、再生器（31）に向かう吸収溶液が流れる低温側管路（34a）と、再生器（31）から流出した吸収溶液が流れる高温側管路（34b）とを備えている。低温側管路（34a）の一端は、三方弁（38）の第２ポート（P2）に接続され、低温側管路（34a）の他端は、再生器（31）の頂部に接続されている。また、高温側管路（34b）の一端は、再生器（31）の底部に接続され、高温側管路（34b）の他端は、溶液ポンプ（33）の吸入側に接続されている。溶液熱交換器（34）では、低温側管路（34a）の吸収溶液と高温側管路（34b）の吸収溶液との間で熱交換が行われ、再生器（31）に向かう吸収溶液が、再生器（31）から流出した吸収溶液により加熱される。   The solution heat exchanger (34) is a plate heat exchanger. The solution heat exchanger (34) includes a low-temperature side pipe (34a) through which the absorbing solution flowing toward the regenerator (31) flows and a high-temperature side pipe (34b) through which the absorbing solution flowing out from the regenerator (31) flows. I have. One end of the low temperature side pipe (34a) is connected to the second port (P2) of the three-way valve (38), and the other end of the low temperature side pipe (34a) is connected to the top of the regenerator (31). Yes. One end of the high temperature side pipe (34b) is connected to the bottom of the regenerator (31), and the other end of the high temperature side pipe (34b) is connected to the suction side of the solution pump (33). In the solution heat exchanger (34), heat is exchanged between the absorption solution in the low temperature side pipe (34a) and the absorption solution in the high temperature side pipe (34b), and the absorption solution toward the regenerator (31) Heated by the absorbing solution flowing out of the regenerator (31).

溶液冷却器（35）は、空冷式の熱交換器（例えば、クロスフィン式のフィン・アンド・チューブ型熱交換器）により構成されている。溶液冷却器（35）の一端は、三方弁（38）の第３ポート（P3）に接続されている。溶液冷却器（35）の他端は、吸収器（30）の頂部に接続されている。   The solution cooler (35) is configured by an air-cooled heat exchanger (for example, a cross-fin fin-and-tube heat exchanger). One end of the solution cooler (35) is connected to the third port (P3) of the three-way valve (38). The other end of the solution cooler (35) is connected to the top of the absorber (30).

三方弁（38）は、溶液ポンプ（33）が吐出した吸入溶液を再生器（31）と溶液冷却器（35）とに分配する。三方弁（38）は、溶液冷却器（35）に分配される吸収溶液の流量が、再生器（31）に分配される吸収溶液の流量の例えば８倍になるように調整されている。   The three-way valve (38) distributes the suction solution discharged by the solution pump (33) to the regenerator (31) and the solution cooler (35). The three-way valve (38) is adjusted so that the flow rate of the absorbent solution distributed to the solution cooler (35) is, for example, 8 times the flow rate of the absorbent solution distributed to the regenerator (31).

凝縮器（32）は、空冷式の熱交換器（例えば、クロスフィン式のフィン・アンド・チューブ型熱交換器）により構成されている。凝縮器（32）の一端は、再生器（31）の頂部に接続されている。凝縮器（32）の他端は、冷媒タンク（36）の頂部に接続されている。   The condenser (32) is configured by an air-cooled heat exchanger (for example, a cross-fin fin-and-tube heat exchanger). One end of the condenser (32) is connected to the top of the regenerator (31). The other end of the condenser (32) is connected to the top of the refrigerant tank (36).

冷媒タンク（36）は、液冷媒を溜めるための密閉容器である。冷媒タンク（36）の底部には、蒸発器（24）に延びる冷媒配管が接続されている。この冷媒配管には、上記吸収式電磁弁（37）が設けられている。   The refrigerant tank (36) is a sealed container for storing liquid refrigerant. A refrigerant pipe extending to the evaporator (24) is connected to the bottom of the refrigerant tank (36). The refrigerant piping is provided with the absorption electromagnetic valve (37).

蒸発器（24）は、冷媒タンク（36）の底部から流出した液冷媒（第２冷媒）を、プレート式の熱交換器（24a）の内部を流れる被冷却流体と熱交換させて蒸発させるように構成されている。熱交換器（24a）は、冷房用流路（21）に接続されている。熱交換器（24a）の内部には、被冷却流体として冷媒回路（13）の第１冷媒が流れる。蒸発器（24）では、プレート式の熱交換器（24a）の表面に吸収側回路（70）の第２冷媒（液冷媒）が散布され、その液冷媒の蒸発熱により、冷媒回路（13）の第１冷媒が冷却される。   The evaporator (24) evaporates the liquid refrigerant (second refrigerant) flowing out from the bottom of the refrigerant tank (36) by exchanging heat with the fluid to be cooled flowing inside the plate heat exchanger (24a). It is configured. The heat exchanger (24a) is connected to the cooling channel (21). Inside the heat exchanger (24a), the first refrigerant of the refrigerant circuit (13) flows as a fluid to be cooled. In the evaporator (24), the second refrigerant (liquid refrigerant) of the absorption side circuit (70) is scattered on the surface of the plate-type heat exchanger (24a), and the refrigerant circuit (13) is generated by the evaporation heat of the liquid refrigerant. The first refrigerant is cooled.

本実施形態では、図２に示すように、第１冷凍装置（11）の熱源側熱交換器（15）と第２冷凍装置（12）の凝縮器（32）及び溶液冷却器（35）とが、一体化されて、熱交換ユニット（43）を構成している。熱交換ユニット（43）は、全体としてパネル状に形成されている。また、熱交換ユニット（43）では、凝縮器（32）、溶液冷却器（35）及び熱源側熱交換器（15）が、送風機を構成する１つの室外ファン（27）を共用している。凝縮器（32）、溶液冷却器（35）及び熱源側熱交換器（15）には、同じ室外ファン（27）が送る空気がそれぞれ供給される。本実施形態では、これらの構成により、ヒートポンプユニット（10）のコンパクト化が図られている。   In this embodiment, as shown in FIG. 2, the heat source side heat exchanger (15) of the first refrigeration apparatus (11), the condenser (32) and the solution cooler (35) of the second refrigeration apparatus (12) Are integrated to form a heat exchange unit (43). The heat exchange unit (43) is formed in a panel shape as a whole. In the heat exchange unit (43), the condenser (32), the solution cooler (35), and the heat source side heat exchanger (15) share one outdoor fan (27) that constitutes the blower. Air sent from the same outdoor fan (27) is supplied to the condenser (32), the solution cooler (35), and the heat source side heat exchanger (15), respectively. In this embodiment, the heat pump unit (10) is made compact by these configurations.

また、熱交換ユニット（43）では、上側から順番に、凝縮器（32）、溶液冷却器（35）及び熱源側熱交換器（15）が配置されている。ここで、第２冷凍装置（12）では、凝縮器（32）における第２冷媒の凝縮圧力と蒸発器（24）における第２冷媒の蒸発圧力との差圧により、凝縮器（32）から蒸発器（24）へ第２冷媒が流れる。しかし、この差圧は、蒸気圧縮冷凍サイクルでの高圧と低圧との差に比べてかなり小さい。このため、凝縮器（32）の出口よりも蒸発器（24）の入口の方が高い位置に設けられている場合には、凝縮器（32）の出口と蒸発器（24）の入口とのヘッド差により、凝縮器（32）から蒸発器（24）へ第２冷媒を送ることが困難になる。これに対して、本実施形態の熱交換ユニット（43）では、凝縮器（32）が最も上側に配置されている。このため、蒸発器（24）を設置できる高さの範囲が広く、ヒートポンプユニット（10）内の設計の自由度が大きくなる。従って、ヒートポンプユニット（10）のコンパクト化をさらに図ることができる。   In the heat exchange unit (43), a condenser (32), a solution cooler (35), and a heat source side heat exchanger (15) are arranged in order from the upper side. Here, in the second refrigeration apparatus (12), evaporation from the condenser (32) is caused by a differential pressure between the condensation pressure of the second refrigerant in the condenser (32) and the evaporation pressure of the second refrigerant in the evaporator (24). The second refrigerant flows to the vessel (24). However, this differential pressure is much smaller than the difference between the high and low pressures in the vapor compression refrigeration cycle. For this reason, when the inlet of the evaporator (24) is provided at a higher position than the outlet of the condenser (32), the outlet of the condenser (32) and the inlet of the evaporator (24) The head difference makes it difficult to send the second refrigerant from the condenser (32) to the evaporator (24). On the other hand, in the heat exchange unit (43) of this embodiment, the condenser (32) is disposed on the uppermost side. For this reason, the range of the height which can install an evaporator (24) is wide, and the freedom degree of the design in a heat pump unit (10) becomes large. Therefore, the heat pump unit (10) can be further downsized.

また、凝縮器（32）は、複数枚のフィン（85）のそれぞれに複数の伝熱管（86）を貫通させることにより構成されている。凝縮器（32）では、１本の真っ直ぐな伝熱管（86）により、第２冷媒が流れる冷媒流通路が構成されている。冷媒流通路は、１ｍ以下に設計されている。各伝熱管（86）の一端は、第１のヘッダ（87）に接続され、各伝熱管（86）の他端は、第２のヘッダ（88）に接続されている。   The condenser (32) is configured by passing a plurality of heat transfer tubes (86) through each of the plurality of fins (85). In the condenser (32), a straight heat transfer tube (86) constitutes a refrigerant flow passage through which the second refrigerant flows. The refrigerant flow passage is designed to be 1 m or less. One end of each heat transfer tube (86) is connected to the first header (87), and the other end of each heat transfer tube (86) is connected to the second header (88).

溶液冷却器（35）は、複数枚のフィン（89）のそれぞれに複数のＵ字伝熱管（90）を貫通させることにより構成されている。溶液冷却器（35）では、１本のＵ字伝熱管（90）により、吸収溶液が流れる溶液流通路が構成されている。各Ｕ字伝熱管（90）の一端は、ヘッダ（91）に接続され、各Ｕ字伝熱管（90）の他端は、分流器（92）に接続されている。   The solution cooler (35) is configured by passing a plurality of U-shaped heat transfer tubes (90) through each of the plurality of fins (89). In the solution cooler (35), a single U-shaped heat transfer tube (90) forms a solution flow path through which the absorbing solution flows. One end of each U-shaped heat transfer tube (90) is connected to the header (91), and the other end of each U-shaped heat transfer tube (90) is connected to the flow divider (92).

熱源側熱交換器（15）は、溶液冷却器（35）と同様に、複数枚のフィン（93）のそれぞれに複数のＵ字伝熱管（94）を貫通させることにより構成されている。熱源側熱交換器（15）では、１本のＵ字伝熱管（94）により、第１冷媒が流れる冷媒流通路が構成されている。各Ｕ字伝熱管（94）の一端は、ヘッダ（95）に接続され、各Ｕ字伝熱管（94）の他端は、分流器（96）に接続されている。   Similarly to the solution cooler (35), the heat source side heat exchanger (15) is configured by passing a plurality of U-shaped heat transfer tubes (94) through each of the plurality of fins (93). In the heat source side heat exchanger (15), a refrigerant flow passage through which the first refrigerant flows is configured by one U-shaped heat transfer tube (94). One end of each U-shaped heat transfer tube (94) is connected to the header (95), and the other end of each U-shaped heat transfer tube (94) is connected to the flow divider (96).

熱交換ユニット（43）では、凝縮器（32）のフィン（85）と溶液冷却器（35）のフィン（89）と熱源側熱交換器（15）のフィン（93）とが、共通の金属プレートにより構成されている。つまり、金属プレートの上部が、凝縮器（32）のフィン（85）を構成し、金属プレートの中央部が、溶液冷却器（35）のフィン（89）を構成し、金属プレートの下部が、熱源側熱交換器（15）のフィン（93）を構成している。なお、凝縮器（32）のフィン（85）と溶液冷却器（35）のフィン（89）と熱源側熱交換器（15）のフィン（93）とを、別々の金属プレートにより構成し、これらのフィン（85,89,93）を溶接等により一体化してもよい。   In the heat exchange unit (43), the fin (85) of the condenser (32), the fin (89) of the solution cooler (35), and the fin (93) of the heat source side heat exchanger (15) are connected to a common metal. It consists of a plate. That is, the upper part of the metal plate constitutes the fin (85) of the condenser (32), the central part of the metal plate constitutes the fin (89) of the solution cooler (35), and the lower part of the metal plate is It constitutes the fin (93) of the heat source side heat exchanger (15). The fins (85) of the condenser (32), the fins (89) of the solution cooler (35), and the fins (93) of the heat source side heat exchanger (15) are configured by separate metal plates. The fins (85, 89, 93) may be integrated by welding or the like.

また、本実施形態では、凝縮器（32）だけが、各伝熱管（86）の両端にヘッダ（87,88）を設ける両ヘッダ構造を採用している。また、凝縮器（32）の各冷媒流通路が、真っ直ぐな伝熱管（86）により構成されている。このため、凝縮器（32）の各冷媒流通路で生じる圧力損失が比較的小さくなる。凝縮器（32）の各冷媒流通路の長さは、溶液冷却器（35）の各溶液流通路の長さの半分以下であると共に、熱源側熱交換器（15）の各冷媒流通路の長さの半分以下である。   Moreover, in this embodiment, only the condenser (32) employs a double header structure in which headers (87, 88) are provided at both ends of each heat transfer tube (86). Moreover, each refrigerant | coolant flow path of a condenser (32) is comprised by the straight heat exchanger tube (86). For this reason, the pressure loss which arises in each refrigerant flow passage of a condenser (32) becomes comparatively small. The length of each refrigerant flow passage of the condenser (32) is not more than half of the length of each solution flow passage of the solution cooler (35), and the length of each refrigerant flow passage of the heat source side heat exchanger (15). Less than half the length.

なお、凝縮器（32）の各冷媒流通路の長さがさらに短くなるように、図３に示すように、凝縮器（32）が、複数の熱交換器（32a,32b）に分割されていてもよい。複数の熱交換器（32a,32b）は、再生器（31）と冷媒タンク（36）とを接続する冷媒配管において、互いに並列に接続される。図３では、凝縮器（32）が、第１の熱交換器（32a）と第２の熱交換器（32b）とに分割されている。   In addition, as shown in FIG. 3, the condenser (32) is divided | segmented into the some heat exchanger (32a, 32b) so that the length of each refrigerant | coolant flow path of a condenser (32) may become still shorter. May be. The plurality of heat exchangers (32a, 32b) are connected in parallel to each other in a refrigerant pipe connecting the regenerator (31) and the refrigerant tank (36). In FIG. 3, the condenser (32) is divided into a first heat exchanger (32a) and a second heat exchanger (32b).

−空調システムの運転動作−
本実施形態の空調システム（100）の運転動作について説明する。なお、本実施形態では、ヒートポンプユニット（10）が、商用電源に加えて、太陽光発電（又は太陽熱発電）を行う発電装置（図示省略）に接続されている。空調システム（100）の運転中は、この発電装置で得られた電力が、圧縮機（14）、室外ファン（27）及び溶液ポンプ（33）等の電力を消費する機器へ供給される。 -Operation of air conditioning system-
The operation of the air conditioning system (100) of this embodiment will be described. In the present embodiment, the heat pump unit (10) is connected to a power generation device (not shown) that performs solar power generation (or solar thermal power generation) in addition to the commercial power source. During operation of the air conditioning system (100), the electric power obtained by this power generation device is supplied to devices that consume electric power, such as the compressor (14), the outdoor fan (27), and the solution pump (33).

<冷房運転>
空調システム（100）が冷房運転を行う場合について説明する。この場合、ヒートポンプユニット（10）では、第１冷凍装置（11）の運転が常に行われる。一方、第２冷凍装置（12）の運転は、利用側熱交換器（16）において必要となる冷却能力である必要冷却能力に応じて行われる。また、利用側回路（46）では、利用側ポンプ（49）の運転が行われ、三方切換弁（48）が第１状態に設定され、冷房用電磁弁（50a,50b）が開状態に設定され、暖房用電磁弁（51a,51b）が閉状態に設定される。また、熱源側回路（47）では、第２冷凍装置（12）の運転中だけ、熱源側ポンプ（39）の運転が行われる。各ファンコイルユニット（44a,44b）では、ファンの運転が行われる。以下では、第２冷凍装置（12）の運転動作について説明し、続いて第１冷凍装置（11）の運転動作について説明する。 <Cooling operation>
A case where the air conditioning system (100) performs a cooling operation will be described. In this case, in the heat pump unit (10), the first refrigeration apparatus (11) is always operated. On the other hand, the operation of the second refrigeration apparatus (12) is performed according to the required cooling capacity that is the cooling capacity required in the use side heat exchanger (16). In the use side circuit (46), the use side pump (49) is operated, the three-way switching valve (48) is set to the first state, and the cooling solenoid valves (50a, 50b) are set to the open state. Then, the heating solenoid valves (51a, 51b) are set in the closed state. In the heat source side circuit (47), the heat source side pump (39) is operated only during the operation of the second refrigeration apparatus (12). In each fan coil unit (44a, 44b), the fan is operated. Hereinafter, the operation of the second refrigeration apparatus (12) will be described, and then the operation of the first refrigeration apparatus (11) will be described.

第２冷凍装置（12）の運転は、吸収式電磁弁（37）が開状態に設定され、溶液ポンプ（33）が起動されると開始される。なお、再生器（31）の熱交換器（31a）には、熱源側ポンプ（39）により、集熱タンク（41）の上層部の温水が供給される。第２冷凍装置（12）では、太陽熱を熱源にして吸収式冷凍サイクルが行われる。   The operation of the second refrigeration apparatus (12) is started when the absorption solenoid valve (37) is set in the open state and the solution pump (33) is started. The heat exchanger (31a) of the regenerator (31) is supplied with hot water in the upper layer portion of the heat collection tank (41) by the heat source side pump (39). In the second refrigeration apparatus (12), an absorption refrigeration cycle is performed using solar heat as a heat source.

具体的に、吸収器（30）において、蒸発器（24）で蒸発した第２冷媒が吸収溶液に吸収される。第２冷媒を吸収した吸収溶液は、溶液ポンプ（33）によって加圧されて、その一部が溶液冷却器（35）へ供給され、残りが溶液熱交換器（34）へ供給される。   Specifically, in the absorber (30), the second refrigerant evaporated in the evaporator (24) is absorbed by the absorbing solution. The absorbing solution that has absorbed the second refrigerant is pressurized by the solution pump (33), a part of which is supplied to the solution cooler (35), and the rest is supplied to the solution heat exchanger (34).

溶液冷却器（35）では、室外ファン（27）により供給された室外空気により、吸収溶液が冷却される。溶液冷却器（35）で冷却された吸収溶液は、吸収器（30）へ戻って散布される。   In the solution cooler (35), the absorption solution is cooled by the outdoor air supplied by the outdoor fan (27). The absorption solution cooled by the solution cooler (35) returns to the absorber (30) and is sprayed.

一方、溶液熱交換器（34）では、溶液ポンプ（33）により供給された吸収溶液が、再生器（31）の底部から流出した吸収溶液により加熱される。溶液熱交換器（34）で加熱された吸入溶液は、再生器（31）において、熱交換器（31a）を流れる温水により加熱される。その結果、第２冷媒が気化して吸収溶液から分離される。再生器（31）内の吸収溶液は、その底部から流出し、溶液熱交換器（34）で冷却された後に、溶液ポンプ（33）の上流において、吸収器（30）から流出した吸収溶液と合流する。   On the other hand, in the solution heat exchanger (34), the absorbing solution supplied by the solution pump (33) is heated by the absorbing solution flowing out from the bottom of the regenerator (31). The suction solution heated by the solution heat exchanger (34) is heated by the warm water flowing through the heat exchanger (31a) in the regenerator (31). As a result, the second refrigerant is vaporized and separated from the absorbing solution. The absorbent solution in the regenerator (31) flows out from the bottom, is cooled by the solution heat exchanger (34), and is then upstream of the solution pump (33) and the absorbent solution that has flowed out of the absorber (30). Join.

再生器（31）内のガス冷媒（第２冷媒）は、凝縮器（32）において、室外ファン（27）により供給された室外空気に放熱して凝縮する。凝縮器（32）で凝縮した液冷媒（第２冷媒）は、冷媒タンク（36）を通過した後に、蒸発器（24）に至るまでに細管により減圧されて、蒸発器（24）に流入する。   The gas refrigerant (second refrigerant) in the regenerator (31) dissipates heat to the outdoor air supplied by the outdoor fan (27) and condenses in the condenser (32). The liquid refrigerant (second refrigerant) condensed in the condenser (32) passes through the refrigerant tank (36), is reduced in pressure by the narrow tube until reaching the evaporator (24), and flows into the evaporator (24). .

蒸発器（24）では、液冷媒（第２冷媒）が熱交換器（24a）の表面に散布される。蒸発器（24）では、熱交換器（24a）の表面を流れる吸収側回路（70）の液冷媒（第２冷媒）と、熱交換器（24a）の内部を流れる冷媒回路（13）の第１冷媒との間で熱交換が行われる。その結果、熱交換器（24a）の表面の液冷媒（第２冷媒）が蒸発し、熱交換器（24a）内の第１冷媒が冷却される。蒸発器（24）で蒸発した第２冷媒（水蒸気）は、吸収器（30）において吸収溶液に吸収される。なお、蒸発器（24）で蒸発しなかった第２冷媒（水）は、蒸発器（24）の底部に落下して、吸収器（30）の底部の液溜まり（30b）に流れ込む。   In the evaporator (24), the liquid refrigerant (second refrigerant) is sprayed on the surface of the heat exchanger (24a). In the evaporator (24), the liquid refrigerant (second refrigerant) in the absorption circuit (70) that flows on the surface of the heat exchanger (24a) and the refrigerant circuit (13) that flows in the heat exchanger (24a) Heat exchange is performed with one refrigerant. As a result, the liquid refrigerant (second refrigerant) on the surface of the heat exchanger (24a) evaporates, and the first refrigerant in the heat exchanger (24a) is cooled. The second refrigerant (water vapor) evaporated in the evaporator (24) is absorbed by the absorbing solution in the absorber (30). The second refrigerant (water) that has not evaporated in the evaporator (24) falls to the bottom of the evaporator (24) and flows into the liquid reservoir (30b) at the bottom of the absorber (30).

第１冷凍装置（11）の運転は、圧縮機（14）及び室外ファン（27）がそれぞれ起動されると開始される。四方切換弁（18）は第１状態（図１に実線で示す状態）に設定される。また、補助電磁弁（25）が閉鎖される。冷媒回路（13）では、熱源側熱交換器（15）が放熱器として動作して利用側熱交換器（16）が蒸発器として動作する冷房動作が行われる。なお、利用側熱交換器（16）の第２管路（16b）には、利用側ポンプ（49）により、各ファンコイルユニット（44a,44b）を通過した水が供給される。   The operation of the first refrigeration apparatus (11) is started when the compressor (14) and the outdoor fan (27) are respectively activated. The four-way selector valve (18) is set to the first state (the state indicated by the solid line in FIG. 1). In addition, the auxiliary solenoid valve (25) is closed. In the refrigerant circuit (13), a cooling operation is performed in which the heat source side heat exchanger (15) operates as a radiator and the use side heat exchanger (16) operates as an evaporator. In addition, the water which passed each fan coil unit (44a, 44b) by the utilization side pump (49) is supplied to the 2nd pipe line (16b) of a utilization side heat exchanger (16).

具体的に、圧縮機（14）では、利用側熱交換器（16）で蒸発した第１冷媒が圧縮される。圧縮機（14）では、第１冷媒がその臨界圧力よりも高い圧力に圧縮される。圧縮機（14）で圧縮された第１冷媒は、熱源側熱交換器（15）において、室外ファン（27）により供給された室外空気に放熱して冷却される。熱源側熱交換器（15）で冷却された第１冷媒は、第２冷凍装置（12）が運転中であれば、第２冷凍装置（12）の蒸発器（24）においてさらに冷却される。   Specifically, in the compressor (14), the first refrigerant evaporated in the use side heat exchanger (16) is compressed. In the compressor (14), the first refrigerant is compressed to a pressure higher than its critical pressure. The first refrigerant compressed by the compressor (14) is cooled by releasing heat to the outdoor air supplied by the outdoor fan (27) in the heat source side heat exchanger (15). The first refrigerant cooled in the heat source side heat exchanger (15) is further cooled in the evaporator (24) of the second refrigeration apparatus (12) if the second refrigeration apparatus (12) is in operation.

第２冷凍装置（12）の蒸発器（24）を通過した第１冷媒は、膨張弁（17）で減圧された後に、利用側熱交換器（16）に流入する。利用側熱交換器（16）では、第１冷媒と利用側回路（46）の冷水との間で熱交換が行われ、第１冷媒が加熱されて蒸発し、利用側回路（46）の冷水が冷却される。利用側熱交換器（16）で蒸発した第１冷媒は、圧縮機（14）に吸入されて再び圧縮される。   The first refrigerant that has passed through the evaporator (24) of the second refrigeration apparatus (12) is depressurized by the expansion valve (17) and then flows into the use side heat exchanger (16). In the use side heat exchanger (16), heat exchange is performed between the first refrigerant and the cold water in the use side circuit (46), the first refrigerant is heated and evaporated, and the cold water in the use side circuit (46). Is cooled. The first refrigerant evaporated in the use side heat exchanger (16) is sucked into the compressor (14) and compressed again.

なお、本実施形態では、第２冷凍装置（12）を停止させて圧縮機（14）だけを運転させている状態の利用側冷却能力を「第１冷凍装置（11）の冷却能力」と定義すると、冷房の定格条件では、第１冷凍装置（11）の冷却能力の最小値が例えば１ｋＷとなり、第１冷凍装置（11）の冷却能力の最大値（定格冷却能力）が例えば２ｋＷとなる。また、冷房の定格条件では、第２冷凍装置（12）の冷却能力の最大値（定格冷却能力）が例えば６ｋＷとなる。   In the present embodiment, the use side cooling capacity in a state where the second refrigeration apparatus (12) is stopped and only the compressor (14) is operated is defined as “the cooling capacity of the first refrigeration apparatus (11)”. Then, under the rated condition of cooling, the minimum value of the cooling capacity of the first refrigeration apparatus (11) is, for example, 1 kW, and the maximum value (rated cooling capacity) of the first refrigeration apparatus (11) is, for example, 2 kW. Moreover, under the rated condition of cooling, the maximum value (rated cooling capacity) of the cooling capacity of the second refrigeration apparatus (12) is, for example, 6 kW.

<暖房運転>
空調システム（100）が暖房運転を行う場合について説明する。この場合、ヒートポンプユニット（10）では、第１冷凍装置（11）の運転が常に行われ、第２冷凍装置（12）が常に停止される。また、利用側回路（46）では、利用側ポンプ（49）の運転が行われ、三方切換弁（48）が第２状態に設定され、暖房用電磁弁（51a,51b）が開状態に設定され、冷房用電磁弁（50a,50b）が閉状態に設定される。また、熱源側回路（47）では、熱源側ポンプ（39）が停止される。 <Heating operation>
A case where the air conditioning system (100) performs the heating operation will be described. In this case, in the heat pump unit (10), the operation of the first refrigeration apparatus (11) is always performed, and the second refrigeration apparatus (12) is always stopped. In the use side circuit (46), the use side pump (49) is operated, the three-way switching valve (48) is set to the second state, and the heating solenoid valves (51a, 51b) are set to the open state. Then, the cooling solenoid valves (50a, 50b) are set in the closed state. In the heat source side circuit (47), the heat source side pump (39) is stopped.

第１冷凍装置（11）の運転は、圧縮機（14）及び室外ファン（27）がそれぞれ起動されると開始される。四方切換弁（18）は第２状態（図１に破線で示す状態）に設定される。また、補助電磁弁（25）が閉鎖される。冷媒回路（13）では、利用側熱交換器（16）が放熱器として動作して熱源側熱交換器（15）が蒸発器として動作する暖房動作が行われる。なお、利用側熱交換器（16）の第２管路（16b）には、利用側ポンプ（49）により、各床暖房ユニット（45a,45b）を通過した水が供給される。   The operation of the first refrigeration apparatus (11) is started when the compressor (14) and the outdoor fan (27) are respectively activated. The four-way selector valve (18) is set to the second state (the state indicated by the broken line in FIG. 1). In addition, the auxiliary solenoid valve (25) is closed. In the refrigerant circuit (13), a heating operation is performed in which the use side heat exchanger (16) operates as a radiator and the heat source side heat exchanger (15) operates as an evaporator. In addition, the water which passed each floor heating unit (45a, 45b) is supplied by the utilization side pump (49) to the 2nd pipe line (16b) of a utilization side heat exchanger (16).

具体的に、圧縮機（14）では、熱源側熱交換器（15）で蒸発した第１冷媒が圧縮される。圧縮機（14）では、第１冷媒がその臨界圧力よりも高い圧力に圧縮される。圧縮機（14）で圧縮された第１冷媒は、利用側熱交換器（16）に流入する。利用側熱交換器（16）では、第１冷媒が冷却され、利用側回路（46）の冷水が加熱される。利用側熱交換器（16）で冷却された第１冷媒は、膨張弁（17）で減圧された後に、熱源側熱交換器（15）において室外空気から吸熱して蒸発する。熱源側熱交換器（15）で蒸発した第１冷媒は、圧縮機（14）に吸入されて再び圧縮される。   Specifically, in the compressor (14), the first refrigerant evaporated in the heat source side heat exchanger (15) is compressed. In the compressor (14), the first refrigerant is compressed to a pressure higher than its critical pressure. The first refrigerant compressed by the compressor (14) flows into the use side heat exchanger (16). In the use side heat exchanger (16), the first refrigerant is cooled, and the cold water in the use side circuit (46) is heated. The first refrigerant cooled by the use side heat exchanger (16) is depressurized by the expansion valve (17), and then absorbs heat from the outdoor air and evaporates in the heat source side heat exchanger (15). The first refrigerant evaporated in the heat source side heat exchanger (15) is sucked into the compressor (14) and compressed again.

−コントローラの構成−
本実施形態に係るヒートポンプユニット（10）は、制御手段を構成するコントローラ（80）を備えている。コントローラ（80）は、能力制御部（81）と高圧制御部（82）とファン制御部（83）とを備えている。 -Controller configuration-
The heat pump unit (10) according to the present embodiment includes a controller (80) that constitutes a control means. The controller (80) includes a capacity control unit (81), a high pressure control unit (82), and a fan control unit (83).

能力制御部（81）は、空調システム（100）の冷房運転中（即ち、冷媒回路（13）の冷房動作中）に、利用側熱交換器（16）を通過後の冷水の温度の現在値と、利用側熱交換器（16）を通過後の冷水の温度の目標値（以下では、「目標冷水温度」という。）を比較して、利用側冷却能力を制御する能力制御動作を行うように構成されている。能力制御部（81）は、利用側熱交換器（16）を通過後の冷水の温度の現在値として、出口温度センサ（53）の計測値を用いる。また、能力制御部（81）では、目標冷水温度が所定の温度（例えば、５℃）に固定されている。なお、能力制御部（81）は、目標冷水温度を固定せずに、ファンコイルユニット（44a,44b）における顕熱負荷に応じて目標冷水温度を変更するように構成されていてもよい。   The capacity control unit (81) is a current value of the temperature of the chilled water after passing through the use side heat exchanger (16) during the cooling operation of the air conditioning system (100) (that is, during the cooling operation of the refrigerant circuit (13)). And a target value of the temperature of the cold water after passing through the use side heat exchanger (16) (hereinafter referred to as “target cold water temperature”) to perform a capacity control operation for controlling the use side cooling capacity. It is configured. The capacity control unit (81) uses the measured value of the outlet temperature sensor (53) as the current value of the temperature of the cold water after passing through the use side heat exchanger (16). In the capacity control unit (81), the target cold water temperature is fixed at a predetermined temperature (for example, 5 ° C.). The capacity control unit (81) may be configured to change the target cold water temperature according to the sensible heat load in the fan coil unit (44a, 44b) without fixing the target cold water temperature.

能力制御部（81）は、冷却動作中の能力制御動作として、第２冷凍装置（12）を停止させて圧縮機（14）を最低容量で運転させる低能力制御動作と、圧縮機（14）を最低容量で運転させて第２冷凍装置（12）の冷却能力を調節する中能力制御動作と、第２冷凍装置（12）の冷却能力を最大値に設定して圧縮機（14）の運転容量を調節する高能力制御動作の何れかを行う。能力制御部（81）は、利用側熱交換器（16）で得られる冷却能力の目標値（以下では、「目標能力値」という。）に応じて、低能力制御動作、中能力制御動作、高能力制御動作の中から選択した能力制御動作を実行する。   The capacity control unit (81) includes a low capacity control operation for stopping the second refrigeration apparatus (12) and operating the compressor (14) with the minimum capacity as the capacity control operation during the cooling operation, and the compressor (14). Operation with the minimum capacity to adjust the cooling capacity of the second refrigeration system (12), and the compressor (14) with the cooling capacity of the second refrigeration system (12) set to the maximum value One of the high capacity control operations for adjusting the capacity is performed. The capacity control unit (81) is configured to perform a low capacity control operation, a medium capacity control operation, a cooling capacity target value (hereinafter referred to as “target capacity value”) obtained by the use side heat exchanger (16), The ability control operation selected from the high ability control operations is executed.

具体的に、能力制御部（81）は、利用側ポンプ（49）の運転容量から検出した「利用側回路（46）における水の循環量」に、入口温度センサ（52）の計測値と出口温度センサ（53）の計測値との差を掛けた値を、目標能力値として算出する。目標能力値は、運転中のファンコイルユニット（44a,44b）における顕熱負荷の合計値であり、必要冷却能力に相当する。そして、能力制御部（81）は、図４に示すように、目標能力値が第１切換判定値ＫＡ以下になる場合に低能力制御動作を行い、目標能力値が第１切換判定値ＫＡを上回り且つ第１切換判定値ＫＢ以下となる場合に中能力制御動作を行い、目標能力値が第２切換判定値ＫＢを上回る場合に高能力制御動作を行う。   Specifically, the capacity control unit (81) uses the measured value of the inlet temperature sensor (52) and the outlet in the “circulation amount of water in the usage side circuit (46)” detected from the operating capacity of the usage side pump (49). A value obtained by multiplying the difference from the measured value of the temperature sensor (53) is calculated as a target ability value. The target capacity value is the total value of the sensible heat load in the operating fan coil unit (44a, 44b) and corresponds to the required cooling capacity. Then, as shown in FIG. 4, the ability control unit (81) performs the low ability control operation when the target ability value is equal to or lower than the first switching determination value KA, and the target ability value becomes the first switching determination value KA. The medium ability control operation is performed when the value exceeds the first switching determination value KB, and the high ability control operation is performed when the target ability value exceeds the second switching determination value KB.

なお、第１切換判定値ＫＡは、冷房の定格条件における第１冷凍装置（11）の冷却能力の最小値（１ｋＷ）に等しい。また、第２切換判定値ＫＢは、冷房の定格条件における第１冷凍装置（11）の冷却能力の最小値（１ｋＷ）と、冷房の定格条件における第２冷凍装置（12）の冷却能力の最大値（６ｋＷ）との合計値（７ｋＷ）に等しい。   The first switching determination value KA is equal to the minimum value (1 kW) of the cooling capacity of the first refrigeration apparatus (11) under the rated condition of cooling. The second switching determination value KB is the minimum value (1 kW) of the cooling capacity of the first refrigeration apparatus (11) under the rated condition of cooling and the maximum cooling capacity of the second refrigeration apparatus (12) under the rated condition of cooling. It is equal to the total value (7 kW) with the value (6 kW).

能力制御部（81）は、中能力制御動作において、膨張弁（17）で減圧される前の第１冷媒の温度の目標値（以下では、「冷却目標値」という。）を設定し、膨張弁（17）で減圧される前の第１冷媒の温度の現在値が冷却目標値になるように、第２冷凍装置（12）の冷却能力を調節する。能力制御部（81）は、第２冷凍装置（12）におけるオン時間（作動時間）のデューティ比（オン時間／オン時間とオフ時間（停止時間）の合計時間）を調節することにより、第２冷凍装置（12）の冷却能力（時間平均値）を調節する。   The capacity control unit (81) sets a target value of the temperature of the first refrigerant (hereinafter referred to as “cooling target value”) before being depressurized by the expansion valve (17) in the medium capacity control operation, and expands. The cooling capacity of the second refrigeration apparatus (12) is adjusted so that the current value of the temperature of the first refrigerant before being reduced in pressure by the valve (17) becomes the cooling target value. The capacity control unit (81) adjusts the duty ratio (on time / total time of on time and off time (stop time)) of the on time (operation time) in the second refrigeration apparatus (12), thereby adjusting the second time. Adjust the cooling capacity (time average value) of the refrigeration system (12).

具体的に、能力制御部（81）は、出口温度センサ（53）の計測値と目標冷水温度との差に基づいて冷却目標値を設定する。そして、能力制御部（81）は、第１温度センサ（56）の計測値と冷却目標値との差に基づいて、第２冷凍装置（12）におけるオン時間のデューティ比を決定する。そして、能力制御部（81）は、決定したデューティ比で、吸収式電磁弁（37）を開閉するとともに、溶液ポンプ（33）をオン／オフする。   Specifically, the capacity controller (81) sets the cooling target value based on the difference between the measured value of the outlet temperature sensor (53) and the target chilled water temperature. Then, the capacity control unit (81) determines the duty ratio of the on-time in the second refrigeration apparatus (12) based on the difference between the measured value of the first temperature sensor (56) and the cooling target value. Then, the capacity controller (81) opens and closes the absorption solenoid valve (37) at the determined duty ratio and turns on / off the solution pump (33).

なお、吸収式電磁弁（37）を開閉するタイミングと溶液ポンプ（33）をオン／オフするタイミングとには、タイムラグがある。このタイムラグは、溶液ポンプ（33）から吐出された吸収溶液中の第２冷媒が吸収式電磁弁（37）に至るまでの時間を考慮して設定されている。   There is a time lag between the timing of opening and closing the absorption solenoid valve (37) and the timing of turning on / off the solution pump (33). This time lag is set in consideration of the time until the second refrigerant in the absorption solution discharged from the solution pump (33) reaches the absorption electromagnetic valve (37).

高圧制御部（82）は、蒸気圧縮式冷凍サイクルのＣＯＰ（成績係数）がその時の冷媒回路（13）の動作状態において得られる最高の値となるように、冷媒回路（13）の動作状態に基づいて蒸気圧縮式冷凍サイクルの高圧を調節する高圧制御動作を行うように構成されている。高圧制御部（82）は、膨張弁（17）の開度を制御することによって冷凍サイクルの高圧を調節する。   The high pressure control unit (82) sets the operating state of the refrigerant circuit (13) so that the COP (coefficient of performance) of the vapor compression refrigeration cycle is the highest value obtained in the operating state of the refrigerant circuit (13) at that time. Based on this, a high pressure control operation for adjusting the high pressure of the vapor compression refrigeration cycle is performed. The high pressure control unit (82) adjusts the high pressure of the refrigeration cycle by controlling the opening of the expansion valve (17).

ここで、蒸気圧縮式冷凍サイクルの高圧が冷媒の臨界圧力以上となる冷凍サイクル（いわゆる超臨界冷凍サイクル）では、「蒸気圧縮式冷凍サイクルの低圧」と「膨張弁（17）で減圧される前の冷媒の温度」とを固定すると、蒸気圧縮式冷凍サイクルの高圧に応じてＣＯＰが変化し、蒸気圧縮式冷凍サイクルの高圧が特定の値になった場合にＣＯＰが最高となる。超臨界冷凍サイクルでは、「蒸気圧縮式冷凍サイクルの低圧」と「膨張弁（17）で減圧される前の冷媒の温度」とを固定すると、ＣＯＰが最高となる冷凍サイクルの高圧が一義的に決まる。   Here, in a refrigeration cycle in which the high pressure of the vapor compression refrigeration cycle is equal to or higher than the critical pressure of the refrigerant (so-called supercritical refrigeration cycle), before the pressure is reduced by the “low pressure of the vapor compression refrigeration cycle” and “expansion valve (17)” If the temperature of the refrigerant is fixed, the COP changes according to the high pressure of the vapor compression refrigeration cycle, and the COP reaches its maximum when the high pressure of the vapor compression refrigeration cycle reaches a specific value. In the supercritical refrigeration cycle, if the “low pressure of the vapor compression refrigeration cycle” and “the temperature of the refrigerant before being decompressed by the expansion valve (17)” are fixed, the high pressure of the refrigeration cycle at which the COP is maximum is uniquely determined. Determined.

高圧制御部（82）は、「蒸気圧縮式冷凍サイクルの低圧の現在値」と「膨張弁（17）で減圧される前の第１冷媒の温度の現在値」とをそれぞれ検出する。高圧制御部（82）は、例えば、第２温度センサ（57）の計測値を利用側熱交換器（16）における第１冷媒の蒸発温度として、その蒸発温度の相当飽和圧力を蒸気圧縮式冷凍サイクルの低圧の現在値として検出する。高圧制御部（82）は、膨張弁（17）で減圧される前の第１冷媒の温度の現在値として、第１温度センサ（56）の計測値を用いる。そして、高圧制御部（82）は、「蒸気圧縮式冷凍サイクルの低圧」と「膨張弁（17）で減圧される前の第１冷媒の温度」とがそれぞれ検出した値となる場合に成績係数が最高となる「蒸気圧縮式冷凍サイクルの高圧の値」を検出する。高圧制御部（82）は、検出した蒸気圧縮式冷凍サイクルの高圧の値を、蒸気圧縮式冷凍サイクルの高圧の目標値（以下では、「目標高圧値」という。）に設定する。高圧制御部（82）は、蒸気圧縮式冷凍サイクルの高圧の現在値が目標高圧値になるように、膨張弁（17）の開度を制御する。高圧制御部（82）は、蒸気圧縮式冷凍サイクルの高圧の現在値として、高圧センサ（55）の計測値を用いる。   The high pressure controller (82) detects the “current value of the low pressure of the vapor compression refrigeration cycle” and the “current value of the temperature of the first refrigerant before being decompressed by the expansion valve (17)”. For example, the high-pressure control unit (82) uses the measured value of the second temperature sensor (57) as the evaporation temperature of the first refrigerant in the use-side heat exchanger (16), and sets the equivalent saturated pressure of the evaporation temperature to the vapor compression refrigeration. Detect as the current value of the low pressure of the cycle. The high pressure controller (82) uses the measured value of the first temperature sensor (56) as the current value of the temperature of the first refrigerant before being depressurized by the expansion valve (17). The high-pressure control unit (82) performs coefficient of performance when “low pressure of the vapor compression refrigeration cycle” and “temperature of the first refrigerant before being decompressed by the expansion valve (17)” are detected values, respectively. The “high pressure value of the vapor compression refrigeration cycle” is detected. The high pressure control unit (82) sets the detected high pressure value of the vapor compression refrigeration cycle to a high pressure target value of the vapor compression refrigeration cycle (hereinafter referred to as "target high pressure value"). The high pressure control unit (82) controls the opening degree of the expansion valve (17) so that the current high pressure value of the vapor compression refrigeration cycle becomes the target high pressure value. The high pressure controller (82) uses the measured value of the high pressure sensor (55) as the current value of the high pressure of the vapor compression refrigeration cycle.

ファン制御部（83）は、冷却動作中に室外ファン（27）の送風量を最大値に設定するように構成されている。ファン制御部（83）は、ヒートポンプユニット（10）の起動時に室外ファン（27）を最高回転数（例えば、８００ｒｐｍ）に設定する。但し、ファン制御部（83）は、蒸気圧縮式冷凍サイクルの高圧の現在値と冷凍サイクルの低圧の現在値との差（以下では、「蒸気圧縮式冷凍サイクルの高低差圧」という。）が所定の差圧判定値以下になった場合に限り、室外ファン（27）の送風量を最大値から低下させるファン制御動作を行うように構成されている。室外ファン（27）の送風量を低下させると、蒸気圧縮式冷凍サイクルの高低差圧が増大する。従って、蒸気圧縮式冷凍サイクルの高低差圧が差圧判定値以下になる状態が継続することが回避される。   The fan control unit (83) is configured to set the air flow rate of the outdoor fan (27) to the maximum value during the cooling operation. The fan control unit (83) sets the outdoor fan (27) to the maximum rotational speed (for example, 800 rpm) when the heat pump unit (10) is started. However, the fan control unit (83) has a difference between the current value of the high pressure of the vapor compression refrigeration cycle and the current value of the low pressure of the refrigeration cycle (hereinafter referred to as “high / low differential pressure of the vapor compression refrigeration cycle”). Only when the pressure difference is equal to or lower than a predetermined differential pressure determination value, the fan control operation for reducing the air flow rate of the outdoor fan (27) from the maximum value is performed. When the air flow rate of the outdoor fan (27) is reduced, the height differential pressure of the vapor compression refrigeration cycle increases. Therefore, it is avoided that the state in which the high / low differential pressure of the vapor compression refrigeration cycle is equal to or lower than the differential pressure determination value continues.

−コントローラの動作−
冷房運転時のコントローラ（80）の動作について説明する。まず、図５を参照しながら、高圧制御動作について説明する。 -Controller operation-
The operation of the controller (80) during the cooling operation will be described. First, the high pressure control operation will be described with reference to FIG.

ステップ１（ST1）では、高圧制御部（82）が、出口温度センサ（53）の計測値（現在値）と目標冷水温度とを比較する第１比較動作を行う。高圧制御部（82）は、出口温度センサ（53）の計測値が目標冷水温度と等しい場合には、ステップ２（ST2）へ移行し、出口温度センサ（53）の計測値が目標冷水温度に等しくない場合には、ステップ５（ST5）へ移行する。   In Step 1 (ST1), the high-pressure controller (82) performs a first comparison operation for comparing the measured value (current value) of the outlet temperature sensor (53) with the target cold water temperature. When the measured value of the outlet temperature sensor (53) is equal to the target chilled water temperature, the high pressure controller (82) proceeds to step 2 (ST2), and the measured value of the outlet temperature sensor (53) is set to the target chilled water temperature. If they are not equal, the process proceeds to step 5 (ST5).

ステップ２（ST2）では、高圧制御部（82）が、第２温度センサ（57）の計測値に基づいて「蒸気圧縮式冷凍サイクルの低圧の現在値」を検出し、第１温度センサ（56）の計測値に基づいて「膨張弁（17）で減圧される前の第１冷媒の温度の現在値」を検出する。そして、高圧制御部（82）は、「蒸気圧縮式冷凍サイクルの低圧の現在値」と「膨張弁（17）で減圧される前の第１冷媒の温度の現在値」とを用いて、目標高圧値を設定する。目標高圧値は、ＣＯＰがその時の運転状態において得られる最高値となるように設定される。   In step 2 (ST2), the high pressure control unit (82) detects the “current value of the low pressure of the vapor compression refrigeration cycle” based on the measured value of the second temperature sensor (57), and the first temperature sensor (56). ) To detect the “current value of the temperature of the first refrigerant before being decompressed by the expansion valve (17)”. Then, the high pressure control unit (82) uses the “current value of the low pressure of the vapor compression refrigeration cycle” and the “current value of the temperature of the first refrigerant before being decompressed by the expansion valve (17)” as a target. Set the high pressure value. The target high pressure value is set so that the COP becomes the maximum value that can be obtained in the current operating state.

ステップ３（ST3）では、高圧制御部（82）が、高圧センサ（55）の計測値（現在値）と目標高圧値とを比較する第２比較動作を行う。高圧制御部（82）は、高圧センサ（55）の計測値が目標高圧値と等しい場合には、高圧制御動作を終了させ、高圧センサ（55）の計測値が目標高圧値に等しくない場合には、ステップ４（ST4）へ移行する。   In Step 3 (ST3), the high pressure control unit (82) performs a second comparison operation for comparing the measured value (current value) of the high pressure sensor (55) with the target high pressure value. The high pressure controller (82) terminates the high pressure control operation when the measured value of the high pressure sensor (55) is equal to the target high pressure value, and the measured value of the high pressure sensor (55) is not equal to the target high pressure value. Moves to step 4 (ST4).

ステップ４（ST4）では、高圧制御部（82）が、高圧センサ（55）の計測値が目標高圧値になるように膨張弁（17）の開度を制御する。高圧制御部（82）は、高圧センサ（55）の計測値が目標高圧値を上回る場合には膨張弁（17）の開度を拡大し、高圧センサ（55）の計測値が目標高圧値を下回る場合には膨張弁（17）の開度を縮小する。その結果、ＣＯＰがその時の運転状態において得られる最高値となるように、蒸気圧縮式冷凍サイクルの高圧が調節される。   In Step 4 (ST4), the high pressure control unit (82) controls the opening of the expansion valve (17) so that the measured value of the high pressure sensor (55) becomes the target high pressure value. The high pressure controller (82) expands the opening of the expansion valve (17) when the measured value of the high pressure sensor (55) exceeds the target high pressure value, and the measured value of the high pressure sensor (55) If it falls below, the opening of the expansion valve (17) is reduced. As a result, the high pressure of the vapor compression refrigeration cycle is adjusted so that the COP becomes the maximum value obtained in the current operating state.

ステップ５（ST5）では、目標能力値が変更される。まず、能力制御部（81）は、利用側ポンプ（49）の運転容量から、利用側回路（46）における水の循環量を検出する。そして、能力制御部（81）は、利用側回路（46）における水の循環量に、入口温度センサ（52）の計測値と出口温度センサ（53）の計測値との差を掛けた値を、変更後の目標能力値に設定する。高圧制御動作では、ステップ５（ST5）が終了すると、ステップ１（ST1）が行われる。また、ステップ５（ST5）において目標能力値が変更されると、能力制御動作が行われる。   In step 5 (ST5), the target ability value is changed. First, the capacity control unit (81) detects the amount of water circulation in the use side circuit (46) from the operating capacity of the use side pump (49). Then, the capacity control unit (81) multiplies the water circulation amount in the use side circuit (46) by the difference between the measured value of the inlet temperature sensor (52) and the measured value of the outlet temperature sensor (53). Set the target ability value after the change. In the high pressure control operation, when step 5 (ST5) is completed, step 1 (ST1) is performed. When the target ability value is changed in step 5 (ST5), the ability control operation is performed.

続いて、図６を参照しながら、能力制御動作について説明する。   Next, the capability control operation will be described with reference to FIG.

ステップ１１（ST11）において、能力制御部（81）が、目標能力値と第１切換判定値ＫＡとを比較する第３比較動作を行う。能力制御部（81）は、目標能力値が第１切換判定値ＫＡを上回る場合には、ステップ１２（ST12）へ移行し、目標能力値が第１切換判定値ＫＡ以下となる場合には、ステップ１３（ST13）へ移行する。   In step 11 (ST11), the capability control unit (81) performs a third comparison operation for comparing the target capability value with the first switching determination value KA. The capability control unit (81) proceeds to step 12 (ST12) when the target capability value exceeds the first switching determination value KA, and when the target capability value is equal to or less than the first switching determination value KA, Control goes to step 13 (ST13).

ステップ１２（ST12）では、能力制御部（81）が、目標能力値と第２切換判定値ＫＢとを比較する第４比較動作を行う。能力制御部（81）は、目標能力値が第２切換判定値ＫＢを上回る場合には、ステップ１５（ST15）へ移行し、目標能力値が第２切換判定値ＫＢ以下となる場合には、ステップ１４（ST14）へ移行する。   In step 12 (ST12), the capability control unit (81) performs a fourth comparison operation for comparing the target capability value with the second switching determination value KB. The capability control unit (81) proceeds to step 15 (ST15) when the target capability value exceeds the second switching determination value KB, and when the target capability value is equal to or less than the second switching determination value KB, The process proceeds to step 14 (ST14).

ステップ１３（ST13）では、能力制御部（81）が、低能力制御動作として、第２冷凍装置（12）を停止させて圧縮機（14）を最低容量で運転させる動作を行う。能力制御部（81）は、溶液ポンプ（33）及び熱源側ポンプ（39）をそれぞれ停止させ、吸収式電磁弁（37）を全閉に設定する。低能力制御動作では、利用側熱交換器（16）における第１冷媒の流量が最小値に調節される上に、利用側熱交換器（16）へ流入する第１冷媒のエンタルピーを第２冷凍装置（12）により低下させないので、利用側冷却能力が小さくなる。   In step 13 (ST13), the capacity control unit (81) performs an operation of stopping the second refrigeration apparatus (12) and operating the compressor (14) with the minimum capacity as the low capacity control operation. The capacity controller (81) stops the solution pump (33) and the heat source side pump (39), respectively, and sets the absorption solenoid valve (37) to be fully closed. In the low capacity control operation, the flow rate of the first refrigerant in the use side heat exchanger (16) is adjusted to the minimum value, and the enthalpy of the first refrigerant flowing into the use side heat exchanger (16) is changed to the second refrigeration. Since it is not lowered by the device (12), the use side cooling capacity is reduced.

ステップ１４（ST14）では、能力制御部（81）が、中能力制御動作として、圧縮機（14）を最低容量で運転させて第２冷凍装置（12）の冷却能力を増減させる動作（能力比例制御）を行う。能力制御部（81）は、必要冷却能力に比例して第２冷凍装置（12）の冷却能力を増減する能力比例制御を行う。中能力制御動作では、利用側熱交換器（16）における第１冷媒の流量が最小値に調節されるものの、利用側熱交換器（16）へ流入する第１冷媒のエンタルピーを第２冷凍装置（12）により低下させるので、低能力制御動作に比べて利用側冷却能力が大きくなる。   In step 14 (ST14), the capacity control unit (81) operates as a medium capacity control operation to operate the compressor (14) with the minimum capacity and increase or decrease the cooling capacity of the second refrigeration apparatus (12) (capacity proportionality). Control). The capacity control unit (81) performs capacity proportional control that increases or decreases the cooling capacity of the second refrigeration apparatus (12) in proportion to the required cooling capacity. In the medium capacity control operation, the flow rate of the first refrigerant in the use side heat exchanger (16) is adjusted to the minimum value, but the enthalpy of the first refrigerant flowing into the use side heat exchanger (16) is converted to the second refrigeration apparatus. Since it is lowered by (12), the use side cooling capacity becomes larger than the low capacity control operation.

具体的に、ステップ１４（ST14）では、能力制御部（81）が、冷却目標値を変更する。能力制御部（81）は、出口温度センサ（53）の計測値と目標冷水温度との差（出口温度センサ（53）の計測値から目標冷水温度を引いた値）が大きいほど、変更前に比べて冷却目標値を低い値に変更する。冷却目標値が変更されると、第１温度センサ（56）の計測値と冷却目標値との差（第１温度センサ（56）の計測値から冷却目標値を引いた値）が変化するので、能力制御部（81）は、第１温度センサ（56）の計測値が冷却目標値に近づくように、第２冷凍装置（12）におけるオン時間のデューティ比を変更し、変更後のデューティ比になるように吸収式電磁弁（37）を開閉すると共に、変更後のデューティ比になるように溶液ポンプ（33）をオン／オフする。   Specifically, in step 14 (ST14), the capacity control unit (81) changes the cooling target value. The capacity control unit (81) increases the difference between the measured value of the outlet temperature sensor (53) and the target chilled water temperature (the value obtained by subtracting the target chilled water temperature from the measured value of the outlet temperature sensor (53)) before the change. Compared to the lower cooling target value. When the cooling target value is changed, the difference between the measured value of the first temperature sensor (56) and the cooling target value (the value obtained by subtracting the cooling target value from the measured value of the first temperature sensor (56)) changes. The capacity control unit (81) changes the duty ratio of the on-time in the second refrigeration apparatus (12) so that the measurement value of the first temperature sensor (56) approaches the cooling target value, and the duty ratio after the change Then, the absorption solenoid valve (37) is opened and closed so that the duty ratio is changed, and the solution pump (33) is turned on / off so that the changed duty ratio is obtained.

例えば、ステップ１４（ST14）において冷却目標値が変更前に比べて低い値に変更されると、第１温度センサ（56）の計測値と冷却目標値との差が大きくなる。そのような場合は、第２冷凍装置（12）におけるオン時間のデューティ比が大きくなり、第２冷凍装置（12）の冷却能力が増大する。逆に、ステップ１４（ST14）において冷却目標値が変更前に比べて高い値に変更されると、第１温度センサ（56）の計測値と冷却目標値との差が小さくなる。そのような場合は、第２冷凍装置（12）におけるオン時間のデューティ比が小さくなり、第２冷凍装置（12）の冷却能力が低下する。   For example, when the cooling target value is changed to a lower value than before the change in step 14 (ST14), the difference between the measured value of the first temperature sensor (56) and the cooling target value increases. In such a case, the duty ratio of the on-time in the second refrigeration apparatus (12) increases, and the cooling capacity of the second refrigeration apparatus (12) increases. Conversely, when the cooling target value is changed to a higher value than before the change in step 14 (ST14), the difference between the measured value of the first temperature sensor (56) and the cooling target value becomes smaller. In such a case, the duty ratio of the on-time in the second refrigeration apparatus (12) decreases, and the cooling capacity of the second refrigeration apparatus (12) decreases.

ステップ１５（ST15）では、能力制御部（81）が、高能力制御動作として、第２冷凍装置（12）の冷却能力を最大値に設定して圧縮機（14）の運転容量を増減させる動作を行う。能力制御部（81）は、必要冷却能力に比例して圧縮機（14）の運転容量を増減する能力比例制御を行う。高能力制御動作では、利用側熱交換器（16）における第１冷媒の流量が最小値よりも多くなる上に、利用側熱交換器（16）へ流入する第１冷媒のエンタルピーを第２冷凍装置（12）により最大限低下させるので、中能力制御動作に比べて利用側冷却能力が大きくなる。   In step 15 (ST15), the capacity controller (81) sets the cooling capacity of the second refrigeration apparatus (12) to the maximum value and increases or decreases the operating capacity of the compressor (14) as a high capacity control operation. I do. The capacity controller (81) performs capacity proportional control that increases or decreases the operating capacity of the compressor (14) in proportion to the required cooling capacity. In the high-performance control operation, the flow rate of the first refrigerant in the use side heat exchanger (16) is greater than the minimum value, and the enthalpy of the first refrigerant flowing into the use side heat exchanger (16) is second refrigeration. Since it is reduced to the maximum by the device (12), the use side cooling capacity becomes larger than the medium capacity control operation.

具体的に、能力制御部（81）は、吸収式電磁弁（37）を常に全開に設定すると共に、溶液ポンプ（33）を常にオンに設定する。そして、能力制御部（81）は、出口温度センサ（53）の計測値と目標冷水温度との差が大きいほど、圧縮機（14）の運転容量を大きな値に設定する。   Specifically, the capacity controller (81) always sets the absorption solenoid valve (37) to fully open and always sets the solution pump (33) to on. The capacity controller (81) sets the operating capacity of the compressor (14) to a larger value as the difference between the measured value of the outlet temperature sensor (53) and the target cold water temperature is larger.

続いて、図７を参照しながら、ファン制御動作について説明する。   Next, the fan control operation will be described with reference to FIG.

ステップ２１（ST21）において、ファン制御部（83）が、蒸気圧縮式冷凍サイクルの高低差圧と差圧判定値とを比較する第５比較動作を行う。ファン制御部（83）は、蒸気圧縮式冷凍サイクルの高低差圧が差圧判定値以上となる場合には、ファン制御動作を終了させ、蒸気圧縮式冷凍サイクルの高低差圧が差圧判定値を下回る場合には、ステップ２２（ST22）へ移行する。   In step 21 (ST21), the fan control unit (83) performs a fifth comparison operation for comparing the high / low differential pressure of the vapor compression refrigeration cycle with the differential pressure determination value. The fan control unit (83) terminates the fan control operation when the high / low differential pressure of the vapor compression refrigeration cycle is equal to or higher than the differential pressure determination value, and the high / low differential pressure of the vapor compression refrigeration cycle is the differential pressure determination value. If it falls below the value, the process proceeds to step 22 (ST22).

ステップ２２（ST2）では、ファン制御部（83）が、室外ファン（27）の回転数を所定の変更値（例えば、１００ｒｐｍ）だけ減らす減速動作を行う。減速動作では、室外ファン（27）の回転数が、現在値から変更値だけ減らされる。   In step 22 (ST2), the fan control unit (83) performs a deceleration operation for reducing the rotational speed of the outdoor fan (27) by a predetermined change value (for example, 100 rpm). In the deceleration operation, the rotational speed of the outdoor fan (27) is reduced from the current value by the changed value.

−実施形態の効果−
本実施形態では、必要冷却能力がそれほど大きくない場合は、圧縮機（14）を最低容量で運転させる低能力制御動作又は中能力制御動作が行われ、圧縮機（14）へ投入するエネルギーが最小値に保持される。ここで、圧縮機（14）を駆動するには、電力や燃料が必要である。一方、第２冷凍装置（12）は、太陽熱及び排熱の少なくとも一方を熱源にしている。このため、圧縮機（14）の運転容量を増やして利用側冷却能力を増やす場合は、消費される電力や燃料が増大するのに対して、第２冷凍装置（12）の冷却能力を増やして利用側冷却能力を増やす場合は、消費される電力や燃料がほとんど増えない。そこで、本実施形態では、可能な限り、圧縮機（14）へ投入するエネルギーを最小値に保持しつつ、利用側冷却能力を増やしても消費される電力や燃料がほとんど増えない第２冷凍装置（12）を活用している。従って、省エネルギー化を図ることができる能力制御を提供することができる。 -Effect of the embodiment-
In the present embodiment, when the required cooling capacity is not so large, a low capacity control operation or a medium capacity control operation for operating the compressor (14) with the minimum capacity is performed, and the energy input to the compressor (14) is minimized. Held in value. Here, in order to drive the compressor (14), electric power and fuel are required. On the other hand, the second refrigeration apparatus (12) uses at least one of solar heat and exhaust heat as a heat source. For this reason, when the operating capacity of the compressor (14) is increased to increase the use side cooling capacity, the power and fuel consumed are increased while the cooling capacity of the second refrigeration system (12) is increased. When the usage side cooling capacity is increased, the consumed power and fuel hardly increase. Therefore, in the present embodiment, as much as possible, the second refrigeration apparatus that keeps the energy input to the compressor (14) at the minimum value and hardly increases the power or fuel consumed even if the use side cooling capacity is increased. (12) is utilized. Accordingly, it is possible to provide capacity control that can save energy.

また、本実施形態では、蒸気圧縮式冷凍サイクルの成績係数がその時の冷媒回路（13）の動作状態において得られる最高の値となるように、蒸気圧縮式冷凍サイクルの高圧を調節する高圧制御動作が行われる。従って、さらなる省エネルギー化を図ることができる。   In this embodiment, the high pressure control operation for adjusting the high pressure of the vapor compression refrigeration cycle so that the coefficient of performance of the vapor compression refrigeration cycle is the highest value obtained in the operating state of the refrigerant circuit (13) at that time. Is done. Therefore, further energy saving can be achieved.

本実施形態の高圧制御動作によれば、中能力制御動作において、第２冷凍装置（12）の冷却能力が大きくなるほど、第２冷凍装置（12）の蒸発器（24）を通過した冷媒回路（13）の第１冷媒の温度が低くなり、蒸気圧縮式冷凍サイクルの高圧の目標値が低くなる。図８に示すように、第２冷凍装置（12）の冷却能力がゼロの状態では、第２冷凍装置（12）の蒸発器（24）を通過した第１冷媒の状態が点Ａで表され、第２冷凍装置（12）の冷却能力を最高値に設定している状態では、第２冷凍装置（12）の蒸発器（24）を通過した第１冷媒の状態が点Ａ’で表される。第２冷凍装置（12）の冷却能力が大きくなるほど、第２冷凍装置（12）の蒸発器（24）を通過した第１冷媒の状態は点Ａ’に近づく。   According to the high pressure control operation of the present embodiment, in the medium capacity control operation, the refrigerant circuit that has passed through the evaporator (24) of the second refrigeration apparatus (12) increases as the cooling capacity of the second refrigeration apparatus (12) increases. The temperature of the first refrigerant in 13) is lowered, and the target value of the high pressure of the vapor compression refrigeration cycle is lowered. As shown in FIG. 8, when the cooling capacity of the second refrigeration apparatus (12) is zero, the state of the first refrigerant that has passed through the evaporator (24) of the second refrigeration apparatus (12) is represented by a point A. In the state where the cooling capacity of the second refrigeration apparatus (12) is set to the maximum value, the state of the first refrigerant that has passed through the evaporator (24) of the second refrigeration apparatus (12) is represented by a point A ′. The As the cooling capacity of the second refrigeration apparatus (12) increases, the state of the first refrigerant that has passed through the evaporator (24) of the second refrigeration apparatus (12) approaches the point A '.

また、本実施形態では、第２冷凍装置（12）の凝縮器（32）への送風量が、第２冷凍装置（12）に求められる冷却能力の大小に関係なく多くなる。このため、第２冷凍装置（12）の凝縮器（32）への送風量が不足することが原因で、第２冷凍装置（12）が発揮する冷却能力が不足することを回避できる。   In the present embodiment, the amount of air blown to the condenser (32) of the second refrigeration apparatus (12) increases regardless of the cooling capacity required for the second refrigeration apparatus (12). For this reason, it can be avoided that the cooling capacity exhibited by the second refrigeration apparatus (12) is insufficient due to a shortage of air flow to the condenser (32) of the second refrigeration apparatus (12).

また、本実施形態では、蒸気圧縮式冷凍サイクルの高低差圧が差圧判定値以下になる状態が継続することが回避されるように、送風機（27）の送風量が制御される。従って、蒸気圧縮式冷凍サイクルの高低差圧が低下して、大きい成績係数を得ることができない状態が継続することを回避できる。   Further, in the present embodiment, the air flow rate of the blower (27) is controlled so that the state where the level difference in the vapor compression refrigeration cycle is equal to or lower than the differential pressure determination value is avoided. Therefore, it is possible to avoid the situation where the high pressure coefficient of the vapor compression refrigeration cycle is lowered and a large coefficient of performance cannot be obtained.

また、本実施形態では、圧縮機（14）を最低容量に固定する中能力制御動作の際の利用側冷却能力の制御範囲が比較的大きくなるようにしている。このため、高能力制御動作に切り換わるときの必要冷却能力が比較的大きくなる。従って、投入するエネルギーが少なくて済む第２冷凍装置（12）を多く活用でき、広い制御範囲で圧縮機（14）へ投入するエネルギーを最小値に保持できるので、さらなる省エネルギー化を図ることができる。   Further, in the present embodiment, the control range of the use side cooling capacity during the medium capacity control operation for fixing the compressor (14) to the minimum capacity is relatively large. For this reason, the required cooling capacity when switching to the high capacity control operation becomes relatively large. Therefore, the second refrigeration apparatus (12) that requires less energy can be used much, and the energy that is input to the compressor (14) can be kept at a minimum value in a wide control range, so that further energy saving can be achieved. .

《その他の実施形態》
上記実施形態は、以下の変形例のように構成してもよい。 << Other Embodiments >>
You may comprise the said embodiment like the following modifications.

−第１変形例−
上記実施形態について、能力制御部（81）は、実行する制御動作を、目標能力値に基づいて決定するのではなく、実行する制御動作を、出口温度センサ（53）の計測値から目標冷水温度を引いた値（以下、「冷水温度差」という。）を用いて決定してもよい。 -First modification-
About the said embodiment, a capability control part (81) does not determine the control operation to perform based on a target capability value, but performs the control operation to perform from the measured value of an exit temperature sensor (53), and target chilled water temperature. It may be determined using a value obtained by subtracting (hereinafter referred to as “cold water temperature difference”).

能力制御部（81）は、低能力制御動作において、冷水温度差が所定の第１温度判定値（第１温度判定値は正の値）を上回ると、低能力制御動作では利用側冷却能力を必要冷却能力に調節できないと判断して中能力制御動作を行い、中能力制御動作において、冷水温度差が所定の第２温度判定値（第２温度判定値は正の値）を上回ると、中能力制御動作では利用側冷却能力を必要冷却能力に調節できないと判断して高能力制御動作を行う。   When the chilled water temperature difference exceeds a predetermined first temperature determination value (the first temperature determination value is a positive value) in the low capacity control operation, the capacity control unit (81) increases the use side cooling capacity in the low capacity control operation. When it is determined that the required cooling capacity cannot be adjusted, the medium capacity control operation is performed. In the medium capacity control operation, when the chilled water temperature difference exceeds a predetermined second temperature determination value (the second temperature determination value is a positive value) In the capacity control operation, it is determined that the use side cooling capacity cannot be adjusted to the required cooling capacity, and the high capacity control operation is performed.

また、能力制御部（81）は、高能力制御動作において、冷水温度差が所定の第３温度判定値（第３温度判定値は負の値）を下回ると、高能力制御動作では必要冷却能力に対して利用側冷却能力が余ると判断して中能力制御動作を行い、中能力制御動作において、冷水温度差が所定の第４温度判定値（第４温度判定値は負の値）を下回ると、中能力制御動作では必要冷却能力に対して利用側冷却能力が余ると判断して低能力制御動作を行う。   Further, the capacity control unit (81), in the high capacity control operation, if the chilled water temperature difference falls below a predetermined third temperature determination value (the third temperature determination value is a negative value), the required cooling capacity in the high capacity control operation. The medium-capacity control operation is performed by determining that the use-side cooling capacity is surplus with respect to the refrigerant, and in the medium-capacity control operation, the chilled water temperature difference is lower than a predetermined fourth temperature determination value (the fourth temperature determination value is a negative value). In the medium capacity control operation, it is determined that the use side cooling capacity is more than the required cooling capacity, and the low capacity control operation is performed.

第１変形例によれば、目標能力値を算出する必要がないので、入口温度センサ（52）を省略することが可能になる。   According to the first modification, it is not necessary to calculate the target capacity value, so that the inlet temperature sensor (52) can be omitted.

−第２変形例−
上記実施形態について、第２冷凍装置（12）の再生器（31）の熱交換器（31a）に供給する水を、太陽熱集熱装置（40）ではなく、燃料電池（例えば、固体酸化物燃料電池(ＳＯＦＣ））の排熱により加熱してもよいし、エンジンの排熱により加熱してもよい。 -Second modification-
In the above embodiment, the water supplied to the heat exchanger (31a) of the regenerator (31) of the second refrigeration apparatus (12) is not a solar heat collector (40) but a fuel cell (for example, a solid oxide fuel) It may be heated by exhaust heat of the battery (SOFC), or may be heated by exhaust heat of the engine.

−第３変形例−
上記実施形態について、第１冷凍装置（11）の冷媒回路（13）が、冷凍サイクルの高圧が第１冷媒の臨界圧力よりも低くなる蒸気圧縮式冷凍サイクルを行うように構成されていてもよい。この場合、冷媒回路（13）の第１冷媒として、例えばＲ４１０Ａが使用される。 -Third modification-
About the said embodiment, the refrigerant circuit (13) of a 1st freezing apparatus (11) may be comprised so that the high pressure of a refrigerating cycle may perform the vapor compression refrigerating cycle from which the critical pressure of a 1st refrigerant becomes lower. . In this case, for example, R410A is used as the first refrigerant in the refrigerant circuit (13).

なお、以上の実施形態は、本質的に好ましい例示であって、本発明、その適用物、あるいはその用途の範囲を制限することを意図するものではない。   In addition, the above embodiment is an essentially preferable illustration, Comprising: It does not intend restrict | limiting the range of this invention, its application thing, or its use.

以上説明したように、本発明は、蒸気圧縮式冷凍サイクルを行う冷媒回路において放熱器から流出した冷媒を、吸収式冷凍サイクルを行う補助冷凍装置により冷却する冷凍システムについて有用である。   As described above, the present invention is useful for a refrigeration system that cools refrigerant flowing out of a radiator in a refrigerant circuit that performs a vapor compression refrigeration cycle by an auxiliary refrigeration apparatus that performs an absorption refrigeration cycle.

１０ 冷凍装置
１１ 第１冷凍装置
１２ 第２冷凍装置（補助冷凍装置）
１３ 冷媒回路
１４ 圧縮機（圧縮機構）
１５ 熱源側熱交換器
１６ 利用側熱交換器
１７ 膨張弁（膨張機構）
２７ 室外ファン（送風機）
８０ コントローラ（制御手段） DESCRIPTION OF SYMBOLS 10 Refrigeration apparatus 11 1st refrigeration apparatus 12 2nd refrigeration apparatus (auxiliary refrigeration apparatus)
13 Refrigerant circuit 14 Compressor (compression mechanism)
15 heat source side heat exchanger 16 use side heat exchanger 17 expansion valve (expansion mechanism)
27 Outdoor fan (blower)
80 controller (control means)

Claims (6)

圧縮機構（14）と膨張機構（17）と熱源側熱交換器（15）と利用側熱交換器（16）とが接続されて、上記熱源側熱交換器（15）が放熱器として動作して上記利用側熱交換器（16）が蒸発器として動作する蒸気圧縮式冷凍サイクルを冷却動作として行う冷媒回路（13）と、
太陽熱及び排熱の少なくとも一方を熱源にして吸収式冷凍サイクルを行い、上記冷却動作中の冷媒回路（13）において上記熱源側熱交換器（15）から上記膨張機構（17）へ向かって流れる冷媒を冷却する補助冷凍装置（12）と、
上記補助冷凍装置（12）を停止させて上記圧縮機構（14）を最低容量で運転させる低能力制御動作と、上記圧縮機構（14）を最低容量で運転させて上記補助冷凍装置（12）の冷却能力を調節する中能力制御動作と、上記補助冷凍装置（12）の冷却能力を最大値に設定して上記圧縮機構（14）の運転容量を調節する高能力制御動作とを実行可能に構成され、上記冷却動作中において上記低能力制御動作と上記中能力制御動作と上記高能力制御動作のうち何れか１つを、上記利用側熱交換器（16）において必要となる冷却能力に応じて選択して実行する制御手段（80）とを備えている
ことを特徴とする冷凍システム。 The compression mechanism (14), expansion mechanism (17), heat source side heat exchanger (15), and use side heat exchanger (16) are connected, and the heat source side heat exchanger (15) operates as a radiator. A refrigerant circuit (13) for performing a cooling operation of the vapor compression refrigeration cycle in which the use side heat exchanger (16) operates as an evaporator,
A refrigerant that performs an absorption refrigeration cycle using at least one of solar heat and exhaust heat as a heat source, and flows from the heat source side heat exchanger (15) toward the expansion mechanism (17) in the refrigerant circuit (13) during the cooling operation. An auxiliary refrigeration system (12) for cooling the
A low-capacity control operation in which the auxiliary refrigeration device (12) is stopped and the compression mechanism (14) is operated at the minimum capacity, and the compression mechanism (14) is operated in the minimum capacity to operate the auxiliary refrigeration device (12). A medium capacity control operation that adjusts the cooling capacity and a high capacity control operation that adjusts the operating capacity of the compression mechanism (14) by setting the cooling capacity of the auxiliary refrigeration system (12) to the maximum value. In the cooling operation, any one of the low capacity control operation, the medium capacity control operation, and the high capacity control operation is performed according to the cooling capacity required in the use side heat exchanger (16). A refrigeration system comprising control means (80) for selection and execution. 請求項１において、
上記膨張機構（17）は、開度可変の膨張弁（17）により構成され、
上記冷媒回路（13）では、蒸気圧縮式冷凍サイクルの高圧が上記冷媒回路（13）の冷媒の臨界圧力以上の値に設定される一方、
上記制御手段（80）は、蒸気圧縮式冷凍サイクルの成績係数がその時の冷媒回路（13）の動作状態において得られる最高の値となるように蒸気圧縮式冷凍サイクルの高圧の目標値を決定し、蒸気圧縮式冷凍サイクルの高圧がその目標値になるように上記膨張弁（17）の開度を制御する
ことを特徴とする冷凍システム。 In claim 1,
The expansion mechanism (17) is composed of an expansion valve (17) having a variable opening,
In the refrigerant circuit (13), the high pressure of the vapor compression refrigeration cycle is set to a value equal to or higher than the critical pressure of the refrigerant in the refrigerant circuit (13),
The control means (80) determines the target value of the high pressure of the vapor compression refrigeration cycle so that the coefficient of performance of the vapor compression refrigeration cycle is the highest value obtained in the operating state of the refrigerant circuit (13) at that time. The refrigeration system controls the opening degree of the expansion valve (17) so that the high pressure of the vapor compression refrigeration cycle becomes the target value. 請求項１又は２において、
上記熱源側熱交換器（15）は、上記冷媒回路（13）の冷媒を空気と熱交換させ、
上記補助冷凍装置（12）が備える凝縮器（32）は、該補助冷凍装置（12）の冷媒を空気と熱交換させる一方、
上記熱源側熱交換器（15）と上記凝縮器（32）の両方へ空気を送るための送風機（27）が設けられ、
上記制御手段（80）は、上記第２能力制御動作及び上記第３能力制御動作中に、上記送風機（27）の送風量を最大値に設定する
ことを特徴とする冷凍システム。 In claim 1 or 2,
The heat source side heat exchanger (15) causes the refrigerant in the refrigerant circuit (13) to exchange heat with air,
While the condenser (32) included in the auxiliary refrigeration apparatus (12) allows the refrigerant of the auxiliary refrigeration apparatus (12) to exchange heat with air,
A blower (27) for sending air to both the heat source side heat exchanger (15) and the condenser (32) is provided,
The said control means (80) sets the ventilation volume of the said air blower (27) to the maximum value during the said 2nd capability control operation | movement and the said 3rd capability control operation | movement, The refrigeration system characterized by the above-mentioned. 請求項３において、
上記制御手段（80）は、蒸気圧縮式冷凍サイクルの高圧と低圧の差が所定の差圧判定値以下になった場合に限り、上記送風機（27）の送風量を最大値から低下させる
ことを特徴とする冷凍システム。 In claim 3,
The control means (80) reduces the blast volume of the blower (27) from the maximum value only when the difference between the high pressure and the low pressure of the vapor compression refrigeration cycle becomes a predetermined differential pressure judgment value or less. A featured refrigeration system. 請求項１乃至４の何れか１つにおいて、
上記補助冷凍装置（12）の冷却能力の最大値は、上記補助冷凍装置（12）を停止して上記圧縮機構（14）を最高容量に設定した場合に上記利用側熱交換器（16）において得られる冷却能力よりも大きい
ことを特徴とする冷凍システム。 In any one of Claims 1 thru | or 4,
The maximum value of the cooling capacity of the auxiliary refrigeration unit (12) is determined in the use side heat exchanger (16) when the auxiliary refrigeration unit (12) is stopped and the compression mechanism (14) is set to the maximum capacity. A refrigeration system characterized in that it is larger than the cooling capacity obtained. 請求項１乃至５の何れか１つにおいて、
上記冷媒回路（13）の冷媒には、二酸化炭素が用いられている
ことを特徴とする冷凍システム。 In any one of claims 1 to 5,
A refrigeration system, wherein carbon dioxide is used as a refrigerant in the refrigerant circuit (13).
JP2009228002A 2009-09-30 2009-09-30 Refrigeration system Expired - Fee Related JP5381584B2 (en)

Priority Applications (1)

Application Number Priority Date Filing Date Title
JP2009228002A JP5381584B2 (en) 2009-09-30 2009-09-30 Refrigeration system

Applications Claiming Priority (1)

Application Number Priority Date Filing Date Title
JP2009228002A JP5381584B2 (en) 2009-09-30 2009-09-30 Refrigeration system

Publications (2)

Publication Number Publication Date
JP2011075222A true JP2011075222A (en) 2011-04-14
JP5381584B2 JP5381584B2 (en) 2014-01-08

Family

ID=44019393

Family Applications (1)

Application Number Title Priority Date Filing Date
JP2009228002A Expired - Fee Related JP5381584B2 (en) 2009-09-30 2009-09-30 Refrigeration system

Country Status (1)

Country Link
JP (1) JP5381584B2 (en)

Cited By (9)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JP2013002790A (en) * 2011-06-21 2013-01-07 Daikin Industries Ltd Refrigerating device
JP2013050236A (en) * 2011-08-30 2013-03-14 Azbil Corp Device and method for controlling heat source machine
JP2013181711A (en) * 2012-03-02 2013-09-12 Mitsubishi Electric Corp Refrigeration device
KR101478115B1 (en) 2013-06-03 2015-01-02 포스코에너지 주식회사 Waste heat recovery system of a fuel cell utilizing an absorption heat pump
JP2015052449A (en) * 2013-09-05 2015-03-19 アブドゥルジャバー アブドゥッラー アリ ガルガーシュＡｂｄｕｌｊａｂｂａｒ Ａｂｄｕｌｌａ Ａｌｉ Ｇａｒｇａｒｓｈ Cooling device and cooling method utilizing the same
WO2018025934A1 (en) * 2016-08-03 2018-02-08 ダイキン工業株式会社 Heat source unit for refrigeration device
JP2019174086A (en) * 2018-03-29 2019-10-10 井上　修行 Heat pump unit
JP2020020533A (en) * 2018-08-01 2020-02-06 井上　修行 Hybrid heat pump device
CN114719457A (en) * 2022-03-17 2022-07-08 西北工业大学 Novel energy-saving data center refrigeration composite system and method

Families Citing this family (1)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JPWO2019180952A1 (en) * 2018-03-23 2020-12-17 三菱電機株式会社 Air conditioner

Citations (8)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JPH0886533A (en) * 1994-09-16 1996-04-02 Toshiba Corp Air conditioner
JPH0953864A (en) * 1995-01-31 1997-02-25 Denso Corp Engine type cooling device
JP2000105016A (en) * 1998-09-29 2000-04-11 Mitsubishi Electric Corp Refrigerating cycle device
JP2003207224A (en) * 2002-01-16 2003-07-25 Takasago Thermal Eng Co Ltd Operating method of cold generating system, and cold generating system
JP2003336929A (en) * 2002-05-15 2003-11-28 Ebara Corp Absorbing and compression type refrigerator and method of operating the refrigerator
JP2005249384A (en) * 2005-04-08 2005-09-15 Mitsubishi Electric Corp Refrigerating cycle device
JP2006078087A (en) * 2004-09-09 2006-03-23 Daikin Ind Ltd Refrigeration unit
JP2009085571A (en) * 2007-10-03 2009-04-23 Daikin Ind Ltd Absorption type refrigerating device

Patent Citations (8)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JPH0886533A (en) * 1994-09-16 1996-04-02 Toshiba Corp Air conditioner
JPH0953864A (en) * 1995-01-31 1997-02-25 Denso Corp Engine type cooling device
JP2000105016A (en) * 1998-09-29 2000-04-11 Mitsubishi Electric Corp Refrigerating cycle device
JP2003207224A (en) * 2002-01-16 2003-07-25 Takasago Thermal Eng Co Ltd Operating method of cold generating system, and cold generating system
JP2003336929A (en) * 2002-05-15 2003-11-28 Ebara Corp Absorbing and compression type refrigerator and method of operating the refrigerator
JP2006078087A (en) * 2004-09-09 2006-03-23 Daikin Ind Ltd Refrigeration unit
JP2005249384A (en) * 2005-04-08 2005-09-15 Mitsubishi Electric Corp Refrigerating cycle device
JP2009085571A (en) * 2007-10-03 2009-04-23 Daikin Ind Ltd Absorption type refrigerating device

Cited By (13)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JP2013002790A (en) * 2011-06-21 2013-01-07 Daikin Industries Ltd Refrigerating device
JP2013050236A (en) * 2011-08-30 2013-03-14 Azbil Corp Device and method for controlling heat source machine
JP2013181711A (en) * 2012-03-02 2013-09-12 Mitsubishi Electric Corp Refrigeration device
KR101478115B1 (en) 2013-06-03 2015-01-02 포스코에너지 주식회사 Waste heat recovery system of a fuel cell utilizing an absorption heat pump
JP2015052449A (en) * 2013-09-05 2015-03-19 アブドゥルジャバー アブドゥッラー アリ ガルガーシュＡｂｄｕｌｊａｂｂａｒ Ａｂｄｕｌｌａ Ａｌｉ Ｇａｒｇａｒｓｈ Cooling device and cooling method utilizing the same
JP2018025381A (en) * 2016-08-03 2018-02-15 ダイキン工業株式会社 Heat source unit for refrigeration device
WO2018025934A1 (en) * 2016-08-03 2018-02-08 ダイキン工業株式会社 Heat source unit for refrigeration device
JP2019174086A (en) * 2018-03-29 2019-10-10 井上　修行 Heat pump unit
JP7262175B2 (en) 2018-03-29 2023-04-21 大阪瓦斯株式会社 heat pump device
JP2020020533A (en) * 2018-08-01 2020-02-06 井上　修行 Hybrid heat pump device
JP7145679B2 (en) 2018-08-01 2022-10-03 大阪瓦斯株式会社 Hybrid heat pump device
CN114719457A (en) * 2022-03-17 2022-07-08 西北工业大学 Novel energy-saving data center refrigeration composite system and method
CN114719457B (en) * 2022-03-17 2023-05-30 西北工业大学 Energy-saving data center refrigeration composite system and method

Also Published As

Publication number Publication date
JP5381584B2 (en) 2014-01-08

Similar Documents

Publication Publication Date Title
JP5381584B2 (en) Refrigeration system
CN203249455U (en) Air conditioning device
JP5327308B2 (en) Hot water supply air conditioning system
JP3662557B2 (en) Heat pump system
JP3858015B2 (en) Refrigerant circuit and heat pump water heater
JP5240332B2 (en) Refrigeration equipment
WO2019091241A1 (en) Cooling circulation system for air conditioning, and air conditioner
KR20120010034A (en) Heat pump type speed heating apparatus
US11268737B2 (en) Refrigeration cycle apparatus
US20220333843A1 (en) Three-pipe multi-split air conditioning system and control method thereof
CN107178924A (en) A kind of accumulation of heat is not shut down except defrosting system and air-conditioning
WO2009142004A1 (en) Heating system
WO2019017351A1 (en) Freezer
JP2013083439A (en) Hot water supply air conditioning system
CN113007831B (en) Three-pipe multi-online hot water system and control method thereof
JP5240040B2 (en) Refrigeration equipment
JP2009162403A (en) Air conditioner
JP4155334B2 (en) vending machine
JP2017161159A (en) Outdoor uni of air conditioner
CN216114369U (en) Air conditioner system
JP5098547B2 (en) Absorption refrigeration system
CN114992851A (en) Air source heat pump water heater system
CN109869942B (en) Flat pipe sleeve type heat recovery heat pump air conditioning system and working method thereof
JP5092668B2 (en) Absorption refrigeration system
JP2013002790A (en) Refrigerating device

Legal Events

Date Code Title Description
A621 Written request for application examination

Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A621

Effective date: 20120925

RD02 Notification of acceptance of power of attorney

Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A7422

Effective date: 20121009

A977 Report on retrieval

Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A971007

Effective date: 20130809

TRDD Decision of grant or rejection written
A01 Written decision to grant a patent or to grant a registration (utility model)

Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A01

Effective date: 20130903

A61 First payment of annual fees (during grant procedure)

Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A61

Effective date: 20130916

LAPS Cancellation because of no payment of annual fees