JP2012163233A - 冷凍サイクル装置およびそれを用いた水循環装置 - Google Patents

Abstract

【課題】高圧側または低圧側の冷媒用圧力センサを使用せずに、吐出圧力または吸入圧力を算出して、算出した吐出圧力または吸入圧力を使用して冷凍サイクル制御を行うことができる冷凍サイクル装置を提供する。
【解決手段】冷凍サイクル装置１ａは、冷媒回路２、水回路３、制御装置４ａを備え、制御装置４ａに含まれる吐出圧力演算装置５ａは吐出温度センサ６１、吸入温度センサ６２、蒸発温度センサ６３、および凝縮器出口温度センサ６４による検出値を取り込む。そして、予め入力された圧縮機２１の圧縮効率と圧縮比（吐出圧力と吸入圧力の比）の相関特性式を使用して吐出圧力Ｐｄを演算するものである。
【選択図】図１

Description

本発明は、冷凍サイクルにおける高圧圧力、または低圧圧力を冷媒の温度情報を利用して推定し、冷凍サイクル制御を行う冷凍サイクル装置およびその冷凍サイクルを用いた水循環装置に関する。

従来、冷媒回路の凝縮器としてフィンアンドチューブ式が使用され、伝熱管内中をフロン冷媒が流動する場合、中央部付近の伝熱管表面の温度を冷媒の飽和凝縮温度と見なし、凝縮圧力を算出し、高圧圧力としてサイクル制御に使用されている。

また、凝縮器として二重管式熱交換器を使用され、内側管内に冷媒を流す場合は、伝熱管表面の温度から冷媒の飽和凝縮温度を検出することができないため、高圧側において冷媒が飽和状態にある冷媒配管の温度を検出することにより、その温度を冷媒の飽和凝縮温度と見なして凝縮圧力を算出する冷凍サイクル装置が知られている。例えば、特許文献１には、図７に示すような冷凍サイクル装置１００が開示されている。

この冷凍サイクル装置１００は、冷媒を循環させる冷媒回路１１０と、バイパス回路１２０とを備えている。冷媒回路１１０は、圧縮機１１１、凝縮器１１２、二重管熱交換器１１４、主膨張弁１１３および蒸発器１１５が配管により環状に接続されて構成されている。

バイパス回路１２０は、二重管熱交換器１１４と主膨張弁１１３の間で冷媒回路１１０から分岐し、二重管熱交換器１１４を経由して蒸発器１１５と圧縮機１１１の間で冷媒回路１１０につながっている。また、バイパス回路１２０には、二重管熱交換器１１４よりも上流側にバイパス膨張弁１２１が設けられている。凝縮器１１２と二重管熱交換器１１４とを接続する冷媒配管には、第１温度センサ１４１が設置されている。

上記冷凍サイクルにおいて、凝縮器１１２と二重管熱交換器１１４との間の高圧冷媒配管を流れる冷媒の飽和温度を第１温度センサ１４１により検出し、その飽和温度から凝縮圧力を算出する制御装置１１７とを備えることにより、高圧側冷媒用圧力センサを使用せずに、温度センサによる圧力検出が可能となる。この検出した高圧圧力値を使用して冷凍サイクル制御を行うものである。

特開２００６−２７５４３８号公報

しかしながら、冷凍サイクル中の凝縮用熱交換器として、冷媒流路と水流路を交互に配置するプレート熱交換器単独の場合や、内管側に冷媒が流動する二重管熱交換器単独の場合は、高圧側において冷媒が飽和状態にある冷媒配管の温度を検出することが不可能である。

本発明は、このような事情に鑑み、冷凍サイクル中の熱交換器の形態に関わらず、冷媒用圧力センサを使用せずに、圧力算出が可能となる冷凍サイクル装置を提供することを目的とする。

前記課題を解決するために、本発明の冷凍サイクル装置は、圧縮機、放熱器、膨張手段および蒸発器が環状に接続された冷媒回路と、前記圧縮機から吐出される吐出温度を検出する吐出温度検出手段と、前記圧縮機への吸入される吸入温度を検出する吸入温度検出手段と、前記蒸発器の蒸発温度を検出する蒸発温度検出手段と、前記圧縮機から吐出される吐出圧力を推定する吐出圧力演算装置とを備え、前記吐出温度検出手段、前記吸入温度検出手段、前記蒸発温度検出手段の各検出値と、前記吐出圧力演算装置に設定された前記圧縮機の圧縮効率と圧縮比（吐出圧力と吸入圧力の比）との相関特性式とに基づいて、前記圧縮機の吐出圧力を算出することを特徴とするものである。

この手段は、吐出温度検出手段、吸入温度検出手段、蒸発温度検出手段による検出値を取り込み、吐出圧力演算装置に予め入力された圧縮機の圧縮効率と圧縮比（吐出圧力と吸入圧力の比）の相関特性式を使用して吐出圧力を算出し、蒸発温度より蒸発器の飽和圧力を算出し、蒸発器と圧縮機吸入部までの圧力損失を考慮して、吸入圧力を算出し、この吸入圧力と吸入温度より、圧縮機吸入部の冷媒エントロピを算出する。

そして、ある吐出圧力を初期値として仮定した場合の圧縮比（吐出圧力／吸入圧力）より得られる圧縮機の圧縮効率、圧縮機吸入部の冷媒エントロピ、および吐出温度より、吐出圧力を算出し、この吐出圧力の計算値と、吐出圧力の初期値との差異が所定範囲内に収まるまで上記演算を繰り返し、得られた吐出圧力の計算値を最終的な吐出圧力とすることにより、高圧側の冷媒用圧力センサを使用せずに、吐出圧力の算出が可能となり、算出した吐出圧力値を使用して冷凍サイクル制御を行うものである。

また、本発明の冷凍サイクル装置は、圧縮機、凝縮器、膨張手段および蒸発器が環状に接続された冷媒回路と、前記圧縮機から吐出される吐出温度を検出する吐出温度検出手段と、前記圧縮機への吸入される吸入温度を検出する吸入温度検出手段と、前記凝縮器の凝縮温度を検出する凝縮温度検出手段と、前記圧縮機へ吸入される吸入圧力を推定する吸入圧力演算装置とを備え、前記吐出温度検出手段、前記吸入温度検出手段、前記凝縮温度検出手段による各検出値と、前記吸入圧力演算装置に設定された前記圧縮機の圧縮効率と圧縮比の相関特性式とに基づいて、前記圧縮機の吸入圧力を算出することを特徴とするものである。

本発明は、吐出温度、吸入温度、凝縮温度の検出値を取り込み、吸入圧力演算装置に予め入力された圧縮機の圧縮効率と圧縮比の相関特性式を使用して吸入圧力を算出し、凝縮温度より凝縮器の飽和圧力を算出し、それに圧縮機吐出部から凝縮器までの圧力損失を考慮して、吐出圧力を算出し、この吐出圧力と吐出温度より、圧縮機吐出部の冷媒エントロピを算出する。

そして、ある吸入圧力を初期値として仮定した場合の圧縮比（吐出圧力／吸入圧力）より得られる圧縮機の圧縮効率、圧縮機吐出部の冷媒エントロピ、および吸入温度より、吸入圧力を算出し、この吸入圧力の計算値と、吸入圧力の初期値との差異が所定範囲内に収まるまで上記演算を繰り返し、得られた吸入圧力の計算値を最終的な吸入圧力とすることにより、低圧側の冷媒用圧力センサを使用せずに、吸入圧力の算出が可能となり、算出した吸入圧力値を使用して冷凍サイクル制御を行うものである。

本発明によれば、高圧側または低圧側の冷媒用圧力センサを使用せずに、吐出圧力または吸入圧力を算出して、算出した吐出圧力または吸入圧力を使用して冷凍サイクル制御を行うことができる冷凍サイクル装置を提供できる。

本発明の実施の形態１に係る冷温水生成装置の概略構成図 同吐出圧力演算装置が行う温水生成運転時の吐出圧力算出フローチャート 同吐出圧力算出の原理説明図 本発明の実施の形態２に係る冷温水生成装置の概略構成図 同吸入圧力演算装置が行う冷水生成運転時の吸入圧力算出フローチャート 同吸入圧力算出の原理説明図 従来の冷凍サイクル装置の概略構成図

第１の発明は、圧縮機、放熱器、膨張手段および蒸発器が環状に接続された冷媒回路と、前記圧縮機から吐出される吐出温度を検出する吐出温度検出手段と、前記圧縮機への吸入される吸入温度を検出する吸入温度検出手段と、前記蒸発器の蒸発温度を検出する蒸発温度検出手段と、前記圧縮機から吐出される吐出圧力を推定する吐出圧力演算装置とを備え、前記吐出温度検出手段、前記吸入温度検出手段、前記蒸発温度検出手段の各検出値と、前記吐出圧力演算装置に設定された前記圧縮機の圧縮効率と圧縮比との相関特性式とに基づいて、前記圧縮機の吐出圧力を算出することを特徴とする冷凍サイクル装置である。

これにより、蒸発器の飽和圧力、圧縮機の吸入圧力、圧縮機吸入部の冷媒エントロピを算出し、ある吐出圧力を初期値として仮定した場合の圧縮比より得られる圧縮機の圧縮効率、圧縮機吸入部の冷媒エントロピ、および吐出温度より、吐出圧力を算出し、この吐出圧力の計算値と、吐出圧力の初期値との差異が所定範囲内に収まるまで演算を繰り返した結果、得られる計算値を最終的な吐出圧力として、高圧側の冷媒用圧力センサを使用せずに、吐出圧力を算出でき、算出した吐出圧力値を使用して冷凍サイクル制御を行うものである。

第２の発明は、特に、第１の発明の冷凍サイクル装置において、放熱器を冷媒対水熱交換器としたもので、特に、二重管熱交換器やプレート熱交換器を凝縮器として使用する場合、冷媒対水熱交換器における外側流路および内側流路に流動させる流体に関わらず、吐出圧力センサ不要となり、冷媒および水の流動方式に関わらない吐出圧力の検出手段の統一化が可能となり、構成の簡素化を実現できる。

第３の発明は、圧縮機、凝縮器、膨張手段および蒸発器が環状に接続された冷媒回路と、前記圧縮機から吐出される吐出温度を検出する吐出温度検出手段と、前記圧縮機への吸入される吸入温度を検出する吸入温度検出手段と、前記凝縮器の凝縮温度を検出する凝縮温度検出手段と、前記圧縮機へ吸入される吸入圧力を推定する吸入圧力演算装置とを備え、前記吐出温度検出手段、前記吸入温度検出手段、前記凝縮温度検出手段による各検出値と、前記吸入圧力演算装置に設定された前記圧縮機の圧縮効率と圧縮比の相関特性式とに基づいて、前記圧縮機の吸入圧力を算出することを特徴とする冷凍サイクル装置である。

これにより、凝縮器の飽和圧力、圧縮機の吐出圧力、圧縮機吐出部の冷媒エントロピを算出し、ある吸入圧力を初期値として仮定した場合の圧縮比より得られる圧縮機の圧縮効率、圧縮機吸入部の冷媒エントロピ、および吐出温度より、吸入圧力を算出し、この吸入圧力の計算値と、吸入圧力の初期値との差異が所定範囲内に収まるまで演算を繰り返した結果、得られる計算値を最終的な吸入圧力として、低圧側の冷媒用圧力センサを使用せずに、吸入圧力の算出が可能となり、この算出した吸入圧力値を使用して冷凍サイクル制御を行うものである。

第４の発明は、特に、第３の発明の冷凍サイクル装置において、蒸発器を冷媒対水熱交
換器としたもので、二重管熱交換器やプレート熱交換器を蒸発器として使用する場合、冷媒対水熱交換器における外側流路および内側流路に流動させる流体に関わらず、吸入圧力センサ不要となり、冷媒および水の流動方式に関わらない吸入圧力の検出手段の統一化が可能となり、構成の簡素化を実現できる。

以下、本発明の実施の形態について、図面を参照しながら説明する。なお、この実施の形態によって本発明が限定されるものではない。

（実施の形態１）
図１に、本発明の第１の実施の形態に係る冷凍サイクル装置１ａを示す。この冷凍サイクル装置１ａは、冷媒を循環させる冷媒回路２と、温水を循環させる水回路３と、制御装置４ａとを備えている。冷媒としては、例えば、Ｒ４０７Ｃ等の非共沸混合冷媒、Ｒ４１０Ａ等の擬似共沸混合冷媒、または単一冷媒等を用いることができる。

本実施の形態では、冷凍サイクル装置１ａは、冷温水を冷暖房に利用する水循環装置である冷温水装置において、冬季暖房運転により生成された温水を暖房に利用する冷温水装置を構成しており、凝縮器２２において、高温冷媒と低温水との間で熱交換を行わせて水の加熱運転を行う。

冷媒回路２は、圧縮機２１、四方弁２３、放熱器としての凝縮器２２、膨張弁２４および蒸発器２５が配管により環状に接続されて構成され、水回路３は、凝縮器２２の水側熱交換部、水搬送ポンプ（図示せず）が接続されている。凝縮器２２は外側流路に水が流動し、内側流路に冷媒が流動する冷媒対水熱交換器、例えば、二重管式熱交換器とし、蒸発器２５はフィンチューブ熱交換器とする。

また、冷媒回路２に冷媒の流動方向を切り換えるための四方弁２３が設けられ、冷媒回路２にて加熱運転を行い、水回路３にて温水生成運転を行う。図１では、加熱運転による温水生成時の冷媒および温水の流れ方向を矢印で示している。

具体的には、水回路３において凝縮器２２の水側熱交換部が接続されており、凝縮器２２を介して高温冷媒と水が熱交換して加熱された温水が水回路３の負荷側に搬送されるようになっている。加熱された温水は、例えばラジエータ等の熱交換ユニット（図示せず）に、直接的または貯湯タンク（図示せず）を介して送られ、これにより暖房が行われる。

そのために、冷媒回路２には、圧縮機２１の吐出側冷媒温度Ｔｄを検出する吐出温度センサ６１、圧縮機２１の吸入側冷媒温度Ｔｓを検出する吸入温度センサ６２、蒸発器２５の略中間部に位置し、蒸発温度Ｔｅを検出する蒸発温度センサ６３、および凝縮器２２の冷媒側出口温度センサ６４が設けられている。

また、制御装置４ａは、吐出圧力演算装置５ａ、圧縮機周波数制御手段６および膨張弁制御手段７から構成され、吐出圧力演算装置５ａは吐出温度センサ６１、吸入温度センサ６２、蒸発温度センサ６３、および凝縮器出口温度センサ６４による検出値を取り込む。

そして、予め入力された圧縮機２１の圧縮効率と圧縮比（吐出圧力と吸入圧力の比）の相関特性式を使用して吐出圧力Ｐｄを演算し、得られた吐出圧力Ｐｄに基づいて、膨張弁制御手段７にて膨張弁２４の開度を制御するともに、圧縮機周波数制御手段６にて圧縮機２１の運転周波数を制御する。

具体的には、制御装置４ａは、吐出圧力演算装置５ａにて吐出圧力Ｐｄを算出して、凝縮器２２における凝縮温度Ｔｃを算出し、凝縮器出口温度Ｔｃｏとの差温、すなわち冷媒
過冷却度ＳＣが目標値となるように、膨張弁制御手段７により膨張弁２４の開度制御を行う。

以上のように構成された冷凍サイクル装置１ａの運転動作について説明する。

加熱運転では圧縮機２１から吐出された高圧ガス冷媒は、凝縮器２２に流入し、水回路３において凝縮器２２に供給された水と熱交換して水を加熱し、冷媒自身は放熱して液化凝縮し、飽和液状態または過冷却液状態となる。

凝縮器２２から流出した高圧液冷媒は、膨張弁２４によって減圧されて膨張した後に、蒸発器２５に流入する。フィンチューブ熱交換器である蒸発器２５に流入した低圧二相冷媒は、ここで蒸発して空気側から吸熱して、冷媒自身は加熱され、飽和ガスまたは過熱ガス状態となり、圧縮機２１に吸入される。

本発明に関連する温水生成運転時の吐出圧力算出アルゴリズムについて、図２に示すフローチャート、および図３に示す吐出圧力算出原理説明図（圧力−エンタルピ線図）を参照して以下に詳細に説明する。

吐出圧力演算装置５ａは、所定時間間隔ごとに吐出圧力Ｐｄを算出する演算を開始する。

まず、ステップＳ１にて、吐出温度Ｔｄ、吸入温度Ｔｓおよび蒸発温度Ｔｅの検出を行い、ステップＳ２にて、蒸発温度Ｔｅの飽和圧力、すなわち蒸発圧力Ｐｅを算出し、さらに、予め把握済みの運転周波数に対する圧力損失特性式より得られる蒸発器から圧縮機吸入部における圧力損失ｄＰｓを減算して圧縮機吸入圧力Ｐｓを算出する。

この際、飽和圧力は所定冷媒における冷媒温度の飽和圧力算出式を使用して算出するものとする。

そして、ステップＳ３にて、上記吸入圧力Ｐｓと吸入温度Ｔｓにより、圧縮機に吸入される冷媒の吸入エンタルピｈｓを算出する。この際、エンタルピは所定冷媒における冷媒圧力と冷媒温度より算出可能なエンタルピ算出式を使用して算出するものとする。

また、ステップＳ４にて、上記吸入圧力Ｐｓと吸入温度Ｔｓにより、圧縮機に吸入される冷媒の吸入エントロピＳｓを算出する。この際、エントロピは所定冷媒における冷媒圧力と冷媒温度より算出可能なエントロピ算出式を使用して算出するものとする。

次に、ステップＳ５にて、検出対象である吐出圧力の初期値Ｐｄ１を設定し、ステップＳ６にて、検出済みの吸入圧力Ｐｓに対する吐出圧力Ｐｄ１の比として得られる圧縮比（＝Ｐｄ１／Ｐｓ）より、圧縮機の圧縮効率ηｃを算出する。この際、圧縮効率は所定圧縮機に所定冷媒を使用する場合に、圧縮比をパラメータとして予め把握済みの圧縮効率算出式を使用して算出するものとする。

その後、ステップＳ７にて、圧縮過程を等エントロピ変化と仮定して、吐出温度ＴｄとエントロピＳｓより吐出エンタルピｈｄｏを算出し、さらに上記圧縮効率ηｃを考慮して実際の圧縮過程における吐出エンタルピｈｄを算出する。

この際、実際の圧縮過程における吐出エンタルピｈｄと吸入エンタルピｈｓとの差異は、等エントロピ圧縮過程における吐出エンタルピｈｄｏと吸入エンタルピｈｓとの差異を圧縮効率ηｃで除して得られるものとする。

また、ステップＳ８にて、吐出温度ＴｄとステップＳ７にて算出した吐出エンタルピｈｄにより、吐出圧力Ｐｄを算出する。この際、圧力は所定冷媒における冷媒温度と冷媒エンタルピより算出可能な圧力算出式を使用して算出するものとする。

そして、ステップＳ９にて、ステップＳ５にて設定した吐出圧力Ｐｄ１と、ステップＳ８にて算出された吐出圧力Ｐｄとの差異の絶対値が所定値Ｃ以内にあるかの比較判定を行う。

吐出圧力Ｐｄ１と吐出圧力Ｐｄとの差異の絶対値が所定値Ｃより大の場合はステップＳ１０に移行して、吐出圧力Ｐｄ１の修正を行った後、ステップＳ５に戻る作業を所定値Ｃ１以内になるまで繰り返し、所定値Ｃ以下になった場合、ステップＳ１１にて、吐出圧力ＰｄとしてＰｄ１を決定し、吐出圧力算出を終了する。

以上のように、制御装置４ａの吐出圧力演算装置５ａにおける吐出圧力Ｐｄ算出は、ステップＳ１〜ステップＳ１１の動作を繰り返し、算出された吐出圧力Ｐｄを基にして、凝縮器２２における凝縮温度Ｔｃを算出し、凝縮器出口温度Ｔｃｏとの差温、すなわち冷媒過冷却度ＳＣが目標値となるように、膨張弁制御手段７により膨張弁２４の開度制御を行う。

その結果、二重管熱交換器やプレート熱交換器を凝縮器として使用する場合、冷媒対水熱交換器における外側流路、および内側流路に流動させる流体に関わらず、吐出圧力センサ不要となり、かつ冷媒および水の流動方式に関わらない吐出圧力の検出手段の統一化が可能となり、構成の簡素化を実現できる。

（実施の形態２）
図４に、本発明の第２の実施の形態に係る冷凍サイクル装置１ｂを示す。この冷凍サイクル装置１ｂは、冷凍サイクル装置１ａと同様、冷媒を循環させる冷媒回路２と、水回路３と、制御装置４ｂとを備えているが、夏季冷房運転により生成され冷水を冷房に利用する冷温水装置を構成しており、蒸発器２５において、高温冷媒と低温水との間で熱交換を行わせて水の加熱運転を行う。

冷媒回路２は、圧縮機２１、四方弁２３、放熱器としての凝縮器２２、膨張弁２４および蒸発器２５が配管により環状に接続されて構成され、水回路３は、蒸発器２５の水側熱交換部、水搬送ポンプ（図示せず）が接続されている。

蒸発器２５は外側流路に水が流動し、内側流路に冷媒が流動する冷媒対水熱交換器として、実施の形態１と同様に二重管式熱交換器とし、凝縮器２２はフィンチューブ熱交換器とする。

また、冷媒回路２において、圧縮機２１を吐出した冷媒は、四方弁２３によってフィンチューブ熱交換器である凝縮器２２側に切り替えて冷却運転を行い、水回路３にて冷水生成運転を行う。図４では、冷却運転による冷水生成時の冷媒および冷水の流れ方向を矢印で示している。

具体的には、水回路３において蒸発器２５の水側熱交換部が接続されており、蒸発器２５を介して低温冷媒と水が熱交換して冷却された冷水が水回路３の負荷側に搬送されるようになっている。冷却された冷水は、例えばラジエータ等の熱交換ユニット（図示せず）に送られ、これにより冷房が行われる。

そのために、冷媒回路２には、圧縮機２１の吐出側冷媒温度Ｔｄを検出する吐出温度センサ６１、圧縮機２１の吸入側冷媒温度Ｔｓを検出する吸入温度センサ６２、凝縮器２２の略中間部に位置し、凝縮温度Ｔｃを検出する凝縮温度センサ６５、および蒸発器２５の冷媒側出口温度センサ６６が設けられている。

また、制御装置４ｂは、吸入圧力演算装置５ｂ、圧縮機周波数制御手段６および膨張弁制御手段７から構成され、吸入圧力演算装置５ｂは吐出温度センサ６１、吸入温度センサ６２、凝縮温度センサ６５、および蒸発器出口温度センサ６６による検出値を取り込む。

そして、実施の形態１同様、予め入力された圧縮機２１の圧縮効率と圧縮比（吐出圧力と吸入圧力の比）の相関特性式を使用して吸入圧力Ｐｓを演算し、得られた吸入圧力Ｐｓに基づいて、膨張弁制御手段７にて膨張弁２４の開度を制御するともに、圧縮機周波数制御手段６にて圧縮機２１の運転周波数を制御する。

より具体的には、制御装置４ｂは、吸入圧力演算装置５ｂにて吸入圧力Ｐｓを算出して、蒸発器２５における蒸発温度Ｔｅを算出し、蒸発器出口温度Ｔｅｏとの差温、すなわち冷媒過熱度ＳＨが目標値となるように、膨張弁制御手段７により膨張弁２４の開度制御を行う。

以上のように構成された冷凍サイクル装置１ｂの運転動作について説明する。

冷却運転では圧縮機２１から吐出された高圧ガス冷媒は、フィンチューブ熱交換器である凝縮器２２に流入し、フィンおよび伝熱管表面に送風される空気に放熱して、冷媒自身は液化凝縮し、飽和液状態または過冷却液状態となる。凝縮器２２から流出した高圧液冷媒は、膨張弁２４によって減圧されて膨張した後に、蒸発器２５に流入する。

二重管熱交換器である蒸発器２５の内側流路に流入した低圧二相冷媒は、水回路３における蒸発器２５に供給された水と熱交換して水を加熱し、冷媒自身は加熱されて蒸発し、飽和ガスまたは過熱ガス状態となり、圧縮機２１に吸入される。

本発明に関連する冷水生成運転時の吐出圧力算出アルゴリズムについて、図５に示すフローチャート、および図６に示す吸入圧力算出原理説明図（圧力−エンタルピ線図）を参照して以下に詳細に説明する。

吸入圧力演算装置５ｂは、所定時間間隔ごとに吸入圧力Ｐｓを算出する演算を開始する。まず、ステップＳ１にて、吐出温度Ｔｄ、吸入温度Ｔｓおよび凝縮温度Ｔｃの検出を行い、ステップＳ２にて、凝縮温度Ｔｃの飽和圧力、すなわち凝縮圧力Ｐｃを算出し、さらに予め把握済みの運転周波数に対する圧力損失特性式より得られる圧縮機吐出部から凝縮器入口における圧力損失ｄＰｄを加算して圧縮機吐出圧力Ｐｄを算出する。

この際、飽和圧力は所定冷媒における冷媒温度の飽和圧力算出式を使用して算出するものとする。

そして、ステップＳ３にて、上記吐出圧力Ｐｄと吐出温度Ｔｄにより、圧縮機から吐出される冷媒の吐出エンタルピｈｄを算出する。この際、エンタルピは所定冷媒における冷媒圧力と冷媒温度より算出可能なエンタルピ算出式を使用して算出するものとする。

また、ステップＳ４にて、上記吐出圧力Ｐｄと吐出温度Ｔｄにより、圧縮機から吐出される冷媒の吐出エントロピＳｄを算出する。この際、エントロピは所定冷媒における冷媒圧力と冷媒温度より算出可能なエントロピ算出式を使用して算出するものとする。

次に、ステップＳ５にて、検出対象である吸入圧力の初期値Ｐｓ１を設定し、ステップＳ６にて、吸入圧力Ｐｓ１に対する算出済の吐出圧力Ｐｄの比として得られる圧縮比（＝Ｐｄ／Ｐｓ１）より、圧縮機の圧縮効率ηｃを算出する。この際、圧縮効率は所定圧縮機に所定冷媒を使用する場合に、圧縮比をパラメータとして予め把握済みの圧縮効率算出式を使用して算出するものとする。

その後、ステップＳ７にて、圧縮過程を等エントロピ変化と仮定して、吸入温度ＴｓとエントロピＳｄより吸入エンタルピｈｓｏを算出し、さらに上記圧縮効率ηｃを考慮して実際の圧縮過程における吸入エンタルピｈｓを算出する。

この際、吐出エンタルピｈｄと実際の圧縮過程における吸入エンタルピｈｓｏとの差異は、等エントロピ圧縮過程における吐出エンタルピｈｄと吸入エンタルピｈｓｏとの差異を圧縮効率ηｃで除して得られるものとする。

また、ステップＳ８にて、吸入温度ＴｓとステップＳ７にて算出した吸入エンタルピｈｓにより、吸入圧力Ｐｓを算出する。この際、圧力は所定冷媒における冷媒温度と冷媒エンタルピより算出可能な圧力算出式を使用して算出するものとする。

そして、ステップＳ９にて、ステップＳ５にて設定した吸入圧力Ｐｓ１と、ステップＳ８にて算出された吸入圧力Ｐｓとの差異の絶対値が所定値Ｃ以内にあるかの比較判定を行う。

吸入圧力Ｐｓ１と吸入圧力Ｐｓとの差異の絶対値が所定値Ｃ１より大の場合はステップＳ１０に移行して、吐出圧力Ｐｄ１の修正を行った後、ステップＳ５に戻る作業を所定値Ｃ２以内になるまで繰り返し、所定値Ｃ１以下になった場合、ステップＳ１１にて、吸入圧力ＰｓとしてＰｓ１を決定し、吸入圧力算出を終了する。

以上のように制御装置４ｂの吸入圧力演算装置５ｂにおける吸入圧力Ｐｓ算出は、ステップＳ１〜ステップＳ１１の動作を繰り返し、算出された吸入圧力Ｐｓを基にして、蒸発器２５における蒸発温度Ｔｅを算出し、蒸発器出口温度Ｔｅｏとの差温、すなわち冷媒過熱度ＳＨが目標値となるように、膨張弁制御手段７により膨張弁２４の開度制御を行う。

その結果、二重管熱交換器やプレート熱交換器を蒸発器として使用する場合、冷媒対水熱交換器における外側流路、および内側流路に流動させる流体に関わらず、吸入圧力センサ不要となり、かつ冷媒および水の流動方式に関わらない吸入圧力の検出手段の統一化が可能となり、構成の簡素化を実現できる。

本発明は、冷凍サイクル装置によって水を冷却・加熱し、その水を冷房・暖房に利用する冷温水装置等の水循環装置に特に有用である。

１ａ、１ｂ 冷凍サイクル装置
２ 冷媒回路
３ 水回路
４ａ、４ｂ 制御装置
２１ 圧縮機
２２ 凝縮器
２４ 膨張弁（膨張手段）
２５ 蒸発器
６１ 吐出温度センサ
６２ 吸入温度センサ
６３ 蒸発温度センサ

Claims (4)

1. 圧縮機、放熱器、膨張手段および蒸発器が環状に接続された冷媒回路と、前記圧縮機から吐出される吐出温度を検出する吐出温度検出手段と、前記圧縮機への吸入される吸入温度を検出する吸入温度検出手段と、前記蒸発器の蒸発温度を検出する蒸発温度検出手段と、前記圧縮機から吐出される吐出圧力を推定する吐出圧力演算装置とを備え、前記吐出温度検出手段、前記吸入温度検出手段、前記蒸発温度検出手段の各検出値と、前記吐出圧力演算装置に設定された前記圧縮機の圧縮効率と圧縮比との相関特性式とに基づいて、前記圧縮機の吐出圧力を算出することを特徴とする冷凍サイクル装置。
2. 前記請求項１に記載の放熱器を、冷媒対水熱交換器としたことを特徴とする水循環装置。
3. 圧縮機、凝縮器、膨張手段および蒸発器が環状に接続された冷媒回路と、前記圧縮機から吐出される吐出温度を検出する吐出温度検出手段と、前記圧縮機への吸入される吸入温度を検出する吸入温度検出手段と、前記凝縮器の凝縮温度を検出する凝縮温度検出手段と、前記圧縮機へ吸入される吸入圧力を推定する吸入圧力演算装置とを備え、前記吐出温度検出手段、前記吸入温度検出手段、前記凝縮温度検出手段による各検出値と、前記吸入圧力演算装置に設定された前記圧縮機の圧縮効率と圧縮比の相関特性式とに基づいて、前記圧縮機の吸入圧力を算出することを特徴とする冷凍サイクル装置。
4. 前記請求項３に記載の蒸発器を、冷媒対水熱交換器としたことを特徴とする水循環装置。