JP2012197968A - Heat pump system - Google Patents
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Abstract
Description
本発明は、給湯器、空気調和器に適用されるヒートポンプシステムに関する。 The present invention relates to a heat pump system applied to a water heater and an air conditioner.
ヒートポンプを用いた給湯機の場合、一般的には安価な深夜電力を利用する時間帯にヒートポンプを運転してタンクに高温のお湯を貯めるようにする。具体的な運転方法としては、ある時間帯になるとヒートポンプがＯＮし、目標とする貯湯量までお湯が貯まればヒートポンプをＯＦＦにする、といものである。
必要とする加熱能力を確保するために、ヒートポンプがＯＮしているときの圧縮機の回転数を制御する方法として、以下が知られている。
外気温度と給水温度に基づいて設定（特許文献１）
貯湯槽内の残湯量から必要加熱量を求めて設定（特許文献２）
外気温度と時間帯の双方に基づいて設定（特許文献３）
沸き上げ設定温度と外気温度で設定（特許文献４）
In the case of a water heater using a heat pump, in general, the heat pump is operated during a time period when inexpensive midnight power is used so that hot water is stored in the tank. As a specific operation method, the heat pump is turned on at a certain time zone, and the hot pump is turned off when hot water is stored up to a target hot water storage amount.
The following is known as a method for controlling the number of revolutions of the compressor when the heat pump is turned on in order to ensure the required heating capacity.
Set based on outside air temperature and feed water temperature (Patent Document 1)
Set the required amount of heating from the amount of hot water in the hot water tank (Patent Document 2)
Set based on both outside temperature and time zone (Patent Document 3)
Set by boiling set temperature and outside air temperature (Patent Document 4)
ＣＯ２冷媒を用いた冷凍サイクルにおいては、ＣＯ２冷媒がフレオン冷媒と比較して潤滑オイル（以下、単にオイル）との密度差が小さいため、冷凍サイクル中に設けられる従来のオイルセパレータでは遠心分離が充分に行われずにオイル分離効率が低下する。このため、冷凍サイクル中のオイルレート（Oil Rate，冷凍サイクルを流れる冷媒とオイルの質量比率）が増加し、水対冷媒熱交換器や空気熱交換器での熱交換性能が損なわれＣＯＰ（Coefficient Of Performance）が低下するという問題があった。これに対して、オイルセパレータにおける遠心力を大きくするために、分離管の内周半径を小さくすることが考えられるが、分離管内周と吐出管外周の隙間が減少するため、流入ガスが吐出管に衝突してしまい回転流速が低下し、逆に分離効率が低下してしまう。オイル分離効率が低下すると、貯油室内に循環、貯留されるオイル量が減少し、圧縮機に十分なオイルを供給できなくなり、圧縮機運転上の信頼性が低下するおそれがある。
ここで、圧縮機の回転数によって決まる冷媒循環量と、冷凍サイクル中のオイルレートとは相関関係があり、図２に示すように、冷媒循環量が大きいほど、冷媒と一緒に圧縮機から吐き出されるオイルも多くなるために、冷凍サイクル中のオイルレートが増加する。このため、現状の技術では冷媒循環量が大きい時に圧縮機がオイル切れを起こして故障する恐れがある。
本発明は、このような技術的課題に基づいてなされたもので、冷媒循環量の大小にかかわらずに、圧縮機がオイル切れを起こすことなく運転を継続できるヒートポンプシステムを提供することを目的とする。
In the refrigeration cycle using CO 2 refrigerant, the lubricating oil (hereinafter, simply oil) CO 2 refrigerant as compared with freon refrigerant for small difference in density between the centrifugation in the conventional oil separator provided in the refrigeration cycle Is not performed sufficiently, and the oil separation efficiency is lowered. For this reason, the oil rate (Oil Rate, the mass ratio of the refrigerant and oil flowing through the refrigeration cycle) in the refrigeration cycle increases, and the heat exchange performance in the water-to-refrigerant heat exchanger and the air heat exchanger is impaired. Of Performance) has been a problem. On the other hand, in order to increase the centrifugal force in the oil separator, it is conceivable to reduce the inner peripheral radius of the separation tube. And the rotational flow velocity decreases, and conversely the separation efficiency decreases. When the oil separation efficiency decreases, the amount of oil circulated and stored in the oil storage chamber decreases, and sufficient oil cannot be supplied to the compressor, which may reduce the reliability of compressor operation.
Here, there is a correlation between the refrigerant circulation amount determined by the rotation speed of the compressor and the oil rate in the refrigeration cycle. As shown in FIG. 2, the larger the refrigerant circulation amount, the more the refrigerant is discharged from the compressor. Since more oil is produced, the oil rate in the refrigeration cycle increases. For this reason, with the current technology, when the refrigerant circulation amount is large, the compressor may run out of oil and break down.
The present invention was made based on such a technical problem, and an object of the present invention is to provide a heat pump system that can continue operation without causing the compressor to run out of oil regardless of the amount of refrigerant circulation. To do.
圧縮機がオイル切れを起こさないようにするためには冷媒循環量を把握、制御すればよいが、冷媒循環量を直接制御することはできない。そこで本発明は、圧縮機に吸入される冷媒の密度と圧縮機の回転数との積から冷媒循環量が定まるとみなし、圧縮機がオイル切れを起さないオイルレートの冷媒循環量となるように、圧縮機の回転数を制御する。この過程で、冷媒の密度は冷凍サイクル中で測定される物理量に基づいて推定することができる。
すなわち本発明のヒートポンプシステムは、冷媒を圧縮して吐出する圧縮機と、圧縮機から吐出された高温高圧の冷媒と熱交換媒体とを熱交換させる高圧側熱交換器と、高圧側熱交換器で冷却された冷媒を減圧及び膨張させる膨張弁と、膨張弁を通過した冷媒と熱交換媒体とを熱交換させる低圧側熱交換器と、圧縮機の回転数を制御する制御部を備える。
本発明の制御部は、圧縮機がオイル切れを起こさないものとして予め設定された冷媒の臨界循環量と、圧縮機に吸入される冷媒の推定された密度と、に基づいて求められる臨界回転数を超えない範囲で圧縮機の回転数を制御する。
In order to prevent the compressor from running out of oil, the refrigerant circulation amount may be grasped and controlled, but the refrigerant circulation amount cannot be directly controlled. Therefore, the present invention considers that the refrigerant circulation amount is determined from the product of the density of refrigerant sucked into the compressor and the rotational speed of the compressor, so that the compressor has an oil rate refrigerant circulation amount that does not cause oil shortage. In addition, the rotation speed of the compressor is controlled. In this process, the density of the refrigerant can be estimated based on the physical quantity measured in the refrigeration cycle.
That is, the heat pump system of the present invention includes a compressor that compresses and discharges a refrigerant, a high-pressure side heat exchanger that exchanges heat between a high-temperature and high-pressure refrigerant discharged from the compressor and a heat exchange medium, and a high-pressure side heat exchanger. An expansion valve that depressurizes and expands the refrigerant cooled in step 1, a low-pressure side heat exchanger that exchanges heat between the refrigerant that has passed through the expansion valve and the heat exchange medium, and a control unit that controls the rotational speed of the compressor.
The control unit according to the present invention provides a critical rotational speed that is determined based on a critical circulation amount of refrigerant that is set in advance so that the compressor does not run out of oil and an estimated density of refrigerant that is sucked into the compressor. The rotation speed of the compressor is controlled within a range not exceeding.
本発明のヒートポンプシステムにおいて、制御部は、臨界回転数の範囲内で圧縮機を回転数の増減させることができる。ヒートポンプシステムの運転状態に応じて、圧縮機の出力を増やし、あるいは、減じることを意図するものである。 In the heat pump system of the present invention, the control unit can increase or decrease the rotational speed of the compressor within the range of the critical rotational speed. It is intended to increase or decrease the output of the compressor depending on the operating state of the heat pump system.
本発明のヒートポンプシステムは、高温側熱交換器が圧縮機で圧縮された冷媒と加熱対象の水との間で熱交換を行うことで、給湯システムを構成し、この場合、加熱対象の水が加熱される目標温度を設定する設定部と、熱交換により加熱された水の温度を検出する温度センサと、を備えるとことができる。そして、制御部は、検出された水の温度が目標温度と相違する場合には、臨界回転数の範囲内で圧縮機の回転数を増減させる。そうすれば、圧縮機がオイル切れを起こさずに、目標温度に沿った温度の水（お湯）を沸き上げることができる。 The heat pump system of the present invention configures a hot water supply system by exchanging heat between the refrigerant compressed by the compressor and the water to be heated by the high temperature side heat exchanger, and in this case, the water to be heated is It can be provided with the setting part which sets the target temperature heated, and the temperature sensor which detects the temperature of the water heated by heat exchange. When the detected water temperature is different from the target temperature, the control unit increases or decreases the rotation speed of the compressor within the critical rotation speed range. If it does so, the water (hot water) of the temperature according to target temperature can be boiled, without causing a compressor to run out of oil.
本発明によると、圧縮機がオイル切れを起こさないものとして予め設定された冷媒循環量と、圧縮機に吸入される冷媒の推定された密度と、に基づいて求められる臨界回転数を超えない範囲で圧縮機の回転数を制御するので、冷媒循環量の大小にかかわらずに、圧縮機がオイル切れを起こすことなく運転を継続できるヒートポンプシステムが提供される。 According to the present invention, a range that does not exceed a critical rotational speed that is determined based on a refrigerant circulation amount that is set in advance so that the compressor does not run out of oil and an estimated density of refrigerant that is sucked into the compressor. Since the rotation speed of the compressor is controlled, a heat pump system is provided that can continue the operation without causing the compressor to run out of oil regardless of the amount of refrigerant circulation.
以下、添付図面に示す実施の形態に基づいてこの発明を詳細に説明する。
［第１実施形態］
図１に示すように、給湯システム１は、ヒートポンプユニット（ヒートポンプシステム）２と、貯湯ユニット３とから構成されている。
ヒートポンプユニット２は、ＣＯ２冷媒が循環する冷媒回路を構成するものであり、室外の空気（外気）と、冷媒との間で熱交換を行うものである。
ヒートポンプユニット２には、圧縮機２１と、空気熱交換器２２と、水対冷媒熱交換器２３と、設定部２４と、制御部２９と、が設けられている。
Hereinafter, the present invention will be described in detail based on embodiments shown in the accompanying drawings.
[First Embodiment]
As shown in FIG. 1, the hot water supply system 1 includes a heat pump unit (heat pump system) 2 and a hot water storage unit 3.
The heat pump unit 2 constitutes a refrigerant circuit through which CO 2 refrigerant circulates, and performs heat exchange between outdoor air (outside air) and the refrigerant.
The heat pump unit 2 includes a compressor 21, an air heat exchanger 22, a water-to-refrigerant heat exchanger 23, a setting unit 24, and a control unit 29.
圧縮機２１は、一体に構成された電動モータにより回転駆動されることにより、空気熱交換器２２を通過した低圧の冷媒を吸入して圧縮し、高温高圧の冷媒を水対冷媒熱交換器２３に向けて吐出するものである。電動モータ、つまり圧縮機２１は、制御部２９によりその動作が制御される。本実施形態における圧縮機２１としては、圧縮機構が単一の単段圧縮機構のもの、あるいは低段側圧縮機構と高段側圧縮機構とを備える多段圧縮機構のものを用いることができる。圧縮機構としては、スクロール型圧縮機構や、ロータリ式圧縮機構など公知の形式の圧縮機を用いることができる。 The compressor 21 is rotationally driven by an integrally configured electric motor, thereby sucking and compressing the low-pressure refrigerant that has passed through the air heat exchanger 22, and converting the high-temperature and high-pressure refrigerant into the water-to-refrigerant heat exchanger 23. It discharges toward The operation of the electric motor, that is, the compressor 21 is controlled by the control unit 29. As the compressor 21 in the present embodiment, a single-stage compression mechanism having a single compression mechanism or a multi-stage compression mechanism including a low-stage compression mechanism and a high-stage compression mechanism can be used. As the compression mechanism, a known type of compressor such as a scroll compression mechanism or a rotary compression mechanism can be used.
空気熱交換器（低温側熱交換器）２２は、外気と膨張弁を通過した冷媒との間で熱交換を行うものであり、公知の熱交換器を用いることができる。この熱交換の過程で冷媒は蒸発し、外気から熱を吸収する。
水対冷媒熱交換器（高温側熱交換器）２３は、貯湯ユニット３側の水と冷媒とで熱交換することによって水を加熱する。圧縮機２１から吐出された高温高圧の冷媒は、ここで冷却される。
The air heat exchanger (low temperature side heat exchanger) 22 performs heat exchange between the outside air and the refrigerant that has passed through the expansion valve, and a known heat exchanger can be used. During this heat exchange process, the refrigerant evaporates and absorbs heat from the outside air.
The water-to-refrigerant heat exchanger (high temperature side heat exchanger) 23 heats water by exchanging heat between the water on the hot water storage unit 3 side and the refrigerant. The high-temperature and high-pressure refrigerant discharged from the compressor 21 is cooled here.
このようなヒートポンプユニット２の冷凍サイクル回路には、水対冷媒熱交換器２３の出口側と空気熱交換器２２の入口側との間に電子膨張弁２５が設けられている。電子膨張弁２５は、高圧の冷媒を断熱膨張させることにより減圧して、低圧の冷媒とするものであり、制御部２９により開度が制御される。
設定部２４は、水対冷媒熱交換器２３により水を加熱する目標温度を設定（沸き上げ目標温度）するものである。給湯システム１を利用するユーザがこの沸き上げ目標温度を設定部２４に入力すると、当該情報は制御部２９に通知される。制御部２９は、沸き上げ目標温度に基づいて圧縮機２１、電子膨張弁２５、後述する水循環ポンプ３１などの制御対象の動作を制御する。
ヒートポンプユニット２は、圧縮機２１の回転数を制御するために、圧縮機２１に吸入される冷媒の圧力（吸入圧力Ｐ）を検知する吸入圧力センサ２６と、圧縮機２１の回転数（圧縮機回転数Ｎ）を検知する回転数検知手段２７と、を備えている。吸入圧力センサ２６、回転数検知手段２７で得られる検知情報（吸入圧力Ｐ、圧縮機回転数Ｎ）を用いて圧縮機２１の回転数を制御する手法は後述する。
In such a refrigeration cycle circuit of the heat pump unit 2, an electronic expansion valve 25 is provided between the outlet side of the water-to-refrigerant heat exchanger 23 and the inlet side of the air heat exchanger 22. The electronic expansion valve 25 decompresses the high-pressure refrigerant by adiabatically expanding it into a low-pressure refrigerant, and the opening degree is controlled by the control unit 29.
The setting unit 24 sets a target temperature for heating water by the water-to-refrigerant heat exchanger 23 (boiling target temperature). When a user who uses the hot water supply system 1 inputs the boiling target temperature to the setting unit 24, the information is notified to the control unit 29. The control unit 29 controls operations of control objects such as the compressor 21, the electronic expansion valve 25, and a water circulation pump 31 described later based on the boiling target temperature.
In order to control the rotation speed of the compressor 21, the heat pump unit 2 includes a suction pressure sensor 26 that detects the pressure of the refrigerant sucked into the compressor 21 (suction pressure P), and the rotation speed of the compressor 21 (compressor). A rotational speed detection means 27 for detecting the rotational speed N). A method of controlling the rotation speed of the compressor 21 using detection information (suction pressure P, compressor rotation speed N) obtained by the suction pressure sensor 26 and the rotation speed detection means 27 will be described later.
貯湯ユニット３は、断熱材で覆われた貯湯タンク３０を備える。
ヒートポンプユニット２には、この貯湯タンク３０内の水を水対冷媒熱交換器２３に送り込む水循環ポンプ３１が設けられている。水循環ポンプ３１は、制御部２９によりその動作が制御される。
このような貯湯ユニット３は、貯湯タンク３０から水循環ポンプ３１によって送り込まれた加熱対象としての水が、水対冷媒熱交換器２３においてヒートポンプユニット２側の冷媒と熱交換することで加熱される。
The hot water storage unit 3 includes a hot water storage tank 30 covered with a heat insulating material.
The heat pump unit 2 is provided with a water circulation pump 31 that sends the water in the hot water storage tank 30 to the water-to-refrigerant heat exchanger 23. The operation of the water circulation pump 31 is controlled by the control unit 29.
Such a hot water storage unit 3 is heated by heat exchange of water as a heating target sent from the hot water storage tank 30 by the water circulation pump 31 with the refrigerant on the heat pump unit 2 side in the water-to-refrigerant heat exchanger 23.
給湯システム１においては、圧縮機２１により圧縮された高温高圧の超臨界状態の冷媒は、水対冷媒熱交換器２３に導かれる。この冷媒は、水対冷媒熱交換器２３において貯湯ユニット３側の水との間で熱交換、つまり水に向かって放熱する。
そうすると高温高圧の超臨界状態の冷媒は、水対冷媒熱交換器２３の内部で冷却され、低温高圧の超臨界状態の冷媒となる。
その一方で、水は、水対冷媒熱交換器２３において冷媒の熱を吸収し、加熱された湯として貯湯タンク３０に供給される。
In the hot water supply system 1, the high-temperature and high-pressure supercritical refrigerant compressed by the compressor 21 is guided to the water-to-refrigerant heat exchanger 23. This refrigerant exchanges heat with water on the hot water storage unit 3 side in the water-to-refrigerant heat exchanger 23, that is, dissipates heat toward the water.
Then, the high-temperature and high-pressure supercritical refrigerant is cooled inside the water-to-refrigerant heat exchanger 23 and becomes a low-temperature and high-pressure supercritical refrigerant.
On the other hand, water absorbs the heat of the refrigerant in the water-to-refrigerant heat exchanger 23 and is supplied to the hot water storage tank 30 as heated hot water.
水対冷媒熱交換器２３から流出した冷媒は、電子膨張弁２５を経て空気熱交換器２２に導かれ、空気熱交換器２２において外気（空気）との間で熱交換、つまり、外気の熱を吸収する。そのため、低温低圧の液相の冷媒は、空気熱交換器２２の内部で蒸発し、気相の冷媒となる。
空気熱交換器２２から流出した気相の冷媒は、圧縮機２１に吸入される。吸入された冷媒は、圧縮機２１により圧縮された後、再び水対冷媒熱交換器２３に向けて吐出され、上述の過程が繰り返される。
The refrigerant flowing out of the water-to-refrigerant heat exchanger 23 is guided to the air heat exchanger 22 via the electronic expansion valve 25, and exchanges heat with the outside air (air) in the air heat exchanger 22, that is, heat of the outside air. To absorb. Therefore, the low-temperature and low-pressure liquid-phase refrigerant evaporates inside the air heat exchanger 22 and becomes a gas-phase refrigerant.
The gas-phase refrigerant flowing out of the air heat exchanger 22 is sucked into the compressor 21. The sucked refrigerant is compressed by the compressor 21, and then discharged again toward the water-to-refrigerant heat exchanger 23, and the above-described process is repeated.
制御部２９は給湯システム１の動作の制御を司るものであるが、特に本実施形態では圧縮機２１にオイル切れを起させないことを考慮して圧縮機の回転数を以下説明するように制御する点に特徴がある。
前述したように、冷媒循環量とオイルレートとの間には相関関係がある。その一例を図２に示す。オイルレートが大きくなると圧縮機２１がオイル切れを起しやすくなるが、冷媒循環量は圧縮機の回転数と相関がある。したがって、オイル切れを起させないためには、圧縮機回転数を調整する必要がある。冷媒循環量とオイルレートの相関関係は圧縮機２１毎に定まるものであり、図２を例にすると、オイルレートをＯｃ以下に抑えるのに必要な冷媒の臨界循環量をＧｃとすると、冷媒循環量が臨界循環量Ｇｃ以下となるように圧縮機２１を運転すれば圧縮機２１はオイル切れを起さない。したがって、冷媒循環量が臨界循環量Ｇｃ以下となる圧縮機回転数で圧縮機２１を運転することが必要である。なお、オイルレートＯｃは圧縮機２１がオイル切れを起さないオイルレートの臨界値である。
The control unit 29 controls the operation of the hot water supply system 1. In particular, in the present embodiment, the rotation speed of the compressor is controlled as described below in consideration of preventing the compressor 21 from running out of oil. There is a feature in the point.
As described above, there is a correlation between the refrigerant circulation amount and the oil rate. An example is shown in FIG. When the oil rate increases, the compressor 21 is likely to run out of oil, but the refrigerant circulation amount is correlated with the rotation speed of the compressor. Therefore, in order not to cause the oil to run out, it is necessary to adjust the compressor rotation speed. The correlation between the refrigerant circulation amount and the oil rate is determined for each compressor 21. Taking FIG. 2 as an example, if the critical circulation amount of the refrigerant necessary to keep the oil rate below Oc is Gc, the refrigerant circulation If the compressor 21 is operated so that the amount becomes the critical circulation amount Gc or less, the compressor 21 does not run out of oil. Therefore, it is necessary to operate the compressor 21 at the compressor rotation speed at which the refrigerant circulation amount is equal to or less than the critical circulation amount Gc. The oil rate Oc is a critical value of the oil rate at which the compressor 21 does not run out of oil.
ここで、圧縮機２１に吸入されるＣＯ２冷媒の吸入密度と圧縮機２１の圧縮機回転数の積により冷媒循環量が定まるものとみなすことができる。したがって、臨界循環量Ｇｃは例えば図２を用いて圧縮機２１毎に特定されるから、吸入密度が判れば、オイル切れを起さない圧縮機の臨界回転数Ｎｃを、求めることができる。この点が本発明の趣旨である。 Here, it can be considered that the refrigerant circulation amount is determined by the product of the suction density of the CO 2 refrigerant sucked into the compressor 21 and the compressor rotational speed of the compressor 21. Therefore, since the critical circulation amount Gc is specified for each compressor 21 using, for example, FIG. 2, if the suction density is known, the critical rotational speed Nc of the compressor that does not run out of oil can be obtained. This is the gist of the present invention.
吸入密度は圧縮機２１の運転中に推定することができる。
吸入密度を推定する手法はいくつか存在する。例えば、圧縮機２１に吸入される冷媒の圧力（吸入圧力Ｐ）を測定するとともに、吸入圧力Ｐから吸入圧力飽和温度Ｔを算出すれば、モリエル線図より当該冷媒の吸入密度ρを推定することができる。
The suction density can be estimated during the operation of the compressor 21.
There are several ways to estimate inhalation density. For example, if the pressure (suction pressure P) of the refrigerant sucked into the compressor 21 is measured and the suction pressure saturation temperature T is calculated from the suction pressure P, the suction density ρ of the refrigerant is estimated from the Mollier diagram. Can do.
以上のようにヒートポンプユニット２（圧縮機２１）を運転しながら吸入密度を推定できる。しかるに、ヒートポンプユニット２に用いるＣＯ２冷媒は予め特定できるし、また、圧縮機２１の仕様が特定されれば吸入圧力Ｐに対する吸入圧力飽和温度Ｔも予め求めることができる。したがって、吸入圧力Ｐと臨界回転数Ｎｃとの相関関係を、予め設定することができる。この一例を図３に示す。図３には吸入圧力Ｐと臨界回転数Ｎｃの相関線図Ｌが示されている。制御部２９は、相関線図Ｌに関するデータを保持する。制御部２９は、ヒートポンプユニット２（圧縮機２１）の運転中に、吸入圧力センサ２６で得られる吸入圧力Ｐの検知結果を取得するとともに、上記データ（相関関係）に検知結果を照合することで、当該吸入圧力Ｐに対応する臨界回転数Ｎｃを特定する。一方で、制御部２９は、回転数検知手段２７から圧縮機回転数Ｎを取得し、これと特定された臨界回転数Ｎｃと比較する。そして、圧縮機回転数Ｎが臨界回転数Ｎｃを超えないように、制御部２９は圧縮機２１に対して回転数の制御を行う。この場合も、間接的とは言え、臨界循環量Ｇｃと、の推定された吸入密度ρと、に基づいて求められる臨界回転数Ｎｃを超えない範囲で圧縮機２１の回転数Ｎを制御することに他ならない。そうすることで、圧縮機２１の回転数、つまりは冷媒循環量の大小にかかわらず、圧縮機２１はオイル切れを起さずに運転を継続することができる。 As described above, the suction density can be estimated while operating the heat pump unit 2 (compressor 21). However, the CO 2 refrigerant used in the heat pump unit 2 can be specified in advance, and if the specification of the compressor 21 is specified, the suction pressure saturation temperature T with respect to the suction pressure P can be determined in advance. Therefore, the correlation between the suction pressure P and the critical rotational speed Nc can be set in advance. An example of this is shown in FIG. FIG. 3 shows a correlation diagram L between the suction pressure P and the critical rotational speed Nc. The control unit 29 holds data regarding the correlation diagram L. The control unit 29 acquires the detection result of the suction pressure P obtained by the suction pressure sensor 26 during the operation of the heat pump unit 2 (compressor 21), and collates the detection result with the data (correlation). The critical rotational speed Nc corresponding to the suction pressure P is specified. On the other hand, the control unit 29 acquires the compressor rotational speed N from the rotational speed detection means 27, and compares it with the critical rotational speed Nc specified. Then, the control unit 29 controls the rotational speed of the compressor 21 so that the compressor rotational speed N does not exceed the critical rotational speed Nc. In this case as well, although indirectly, the rotational speed N of the compressor 21 is controlled within a range not exceeding the critical rotational speed Nc obtained based on the estimated suction density ρ of the critical circulation amount Gc. It is none other than. By doing so, the compressor 21 can continue the operation without causing the oil to run out regardless of the rotation speed of the compressor 21, that is, the refrigerant circulation amount.
吸入密度を推定する手法は、以上（手法１とする）に限らない。
＜手法２＞
例えば、吸入圧力を測定するとともに圧縮機２１の吸入管の温度を測定し、吸入圧力飽和温度に加えて、吸入管温度をも考慮して吸入密度を推定することができる。吸入密度の推定をより精度よく行なうことが期待できる。
＜手法３＞
また、吸入管温度を吸入圧力飽和温度と等価とみなして、吸入圧力を測定することなく、吸入管温度から手法１に準じて吸入密度を推定することができる。
The technique for estimating the inhalation density is not limited to the above (referred to as technique 1).
<Method 2>
For example, the suction pressure can be measured, the temperature of the suction pipe of the compressor 21 can be measured, and the suction density can be estimated in consideration of the suction pipe temperature in addition to the suction pressure saturation temperature. It can be expected that the inhalation density is estimated more accurately.
<Method 3>
Further, assuming that the suction pipe temperature is equivalent to the suction pressure saturation temperature, the suction density can be estimated from the suction pipe temperature according to the method 1 without measuring the suction pressure.
さらに、圧縮機２１についての圧力、温度を検知対象とするのではなく、空気熱交換器２２を検知対象とすることができる。圧縮機２１と空気熱交換器２２の間の圧力損失、温度差が小さいことに基づくものであるが、具体的には以下の通りである。なお、手法１〜手法９で示した以外にも、手法１〜手法９で測定対象となった圧力、温度を適宜組み合わせて吸入密度を推定することができる。
＜手法４＞
空気熱交換器２２の出口圧力を測定し、空気熱交換器２２の出口圧力飽和温度を算出する。そして、出口圧力飽和温度が吸入圧力飽和温度と等価とみなすことで、手法１に準じて吸入密度を推定する。
＜手法５＞
空気熱交換器２２の出口圧力と空気熱交換器２２の出口温度を測定する。そして、出口圧力飽和温度が吸入圧力飽和温度と等価とし、出口温度が吸入管温度と等価として、手法２に準じて吸入密度を推定する。
＜手法６＞
空気熱交換器２２の入口温度を測定する。そして、空気熱交換器２２の入口温度が、空気熱交換器２２の出口圧力飽和温度と、さらには吸入圧力飽和温度と等価として、手法１に準じて吸入密度を推定する。
＜手法７＞
空気熱交換器２２の入口温度と空気熱交換器２２の出口温度を測定する。そして、空気熱交換器２２の入口温度が、空気熱交換器２２の出口圧力飽和温度と、また吸入圧力飽和温度と等価とし、さらに、空気熱交換器２２の出口温度が吸入管温度と等価として、手法２に準じて吸入密度を推定する。
＜手法８＞
空気熱交換器２２の途中温度を測定する。そして、空気熱交換器２２の途中温度が、空気熱交換器２２の出口圧力飽和温度と、また、吸入圧力飽和温度と等価として、手法１に準じて吸入密度を推定する。
＜手法９＞
空気熱交換器２２の途中温度と空気熱交換器２２の出口温度を測定する。そして、空気熱交換器２２の途中温度が、空気熱交換器２２の出口圧力飽和温度と、また、吸入圧力飽和温度と等価とし、さらに空気熱交換器２２の出口温度が吸入管温度と等価として、手法２に準じて吸入密度を推定する。
Furthermore, instead of setting the pressure and temperature of the compressor 21 as detection targets, the air heat exchanger 22 can be set as a detection target. This is based on the fact that the pressure loss and temperature difference between the compressor 21 and the air heat exchanger 22 are small, and specifically, as follows. In addition to the methods 1 to 9, the inhalation density can be estimated by appropriately combining the pressure and temperature that are the measurement targets in the methods 1 to 9.
<Method 4>
The outlet pressure of the air heat exchanger 22 is measured, and the outlet pressure saturation temperature of the air heat exchanger 22 is calculated. Then, assuming that the outlet pressure saturation temperature is equivalent to the suction pressure saturation temperature, the suction density is estimated according to Method 1.
<Method 5>
The outlet pressure of the air heat exchanger 22 and the outlet temperature of the air heat exchanger 22 are measured. Then, assuming that the outlet pressure saturation temperature is equivalent to the suction pressure saturation temperature and the outlet temperature is equivalent to the suction pipe temperature, the suction density is estimated according to the method 2.
<Method 6>
The inlet temperature of the air heat exchanger 22 is measured. Then, the suction density is estimated in accordance with Method 1, assuming that the inlet temperature of the air heat exchanger 22 is equivalent to the outlet pressure saturation temperature of the air heat exchanger 22 and further to the suction pressure saturation temperature.
<Method 7>
The inlet temperature of the air heat exchanger 22 and the outlet temperature of the air heat exchanger 22 are measured. The inlet temperature of the air heat exchanger 22 is equivalent to the outlet pressure saturation temperature of the air heat exchanger 22 and the suction pressure saturation temperature, and the outlet temperature of the air heat exchanger 22 is equivalent to the suction pipe temperature. The inhalation density is estimated according to Method 2.
<Method 8>
The intermediate temperature of the air heat exchanger 22 is measured. Then, the suction density is estimated in accordance with Method 1 assuming that the midway temperature of the air heat exchanger 22 is equivalent to the outlet pressure saturation temperature of the air heat exchanger 22 and the suction pressure saturation temperature.
<Method 9>
The intermediate temperature of the air heat exchanger 22 and the outlet temperature of the air heat exchanger 22 are measured. The intermediate temperature of the air heat exchanger 22 is equivalent to the outlet pressure saturation temperature of the air heat exchanger 22 and the suction pressure saturation temperature, and the outlet temperature of the air heat exchanger 22 is equivalent to the suction pipe temperature. The inhalation density is estimated according to Method 2.
［第２実施形態］
次に、本願発明の第２実施形態を図４及び図５を参照しながら説明する。
第２実施形態にかかる給湯システム１００は、図４に示すように、基本的な構成は第１実施形態と同じであり、これに水対冷媒熱交換器２３において冷媒と熱交換された水の温度（出水温度）を測定する温度センサ２８が水対冷媒熱交換器２３に付随して設けられている。制御部２９は温度センサ２８で測定された出湯温度を取得する。なお、図４において、第１実施形態と同じ構成については図１と同じ符号を付することでその説明を省略する。
[Second Embodiment]
Next, a second embodiment of the present invention will be described with reference to FIGS.
As shown in FIG. 4, the hot water supply system 100 according to the second embodiment has the same basic configuration as that of the first embodiment, and water that has been heat-exchanged with the refrigerant in the water-to-refrigerant heat exchanger 23. A temperature sensor 28 for measuring the temperature (water discharge temperature) is provided along with the water-to-refrigerant heat exchanger 23. The control unit 29 acquires the hot water temperature measured by the temperature sensor 28. In FIG. 4, the same components as those in the first embodiment are denoted by the same reference numerals as those in FIG.
また、給湯システム１００は、ヒートポンプユニット２を使って沸き上げるお湯の目標温度が設定部２４を介して制御部２９に設定される。制御部２９は水対冷媒熱交換器２３からの出湯温度が目標温度に達するように圧縮機２１の運転条件を定める。この圧縮機２１の基本的な運転条件は、例えば特許文献１〜特許文献４に開示された手法を採用することができるし、他の手法を採用することができる。 In the hot water supply system 100, the target temperature of hot water to be boiled using the heat pump unit 2 is set in the control unit 29 via the setting unit 24. The controller 29 determines the operating conditions of the compressor 21 so that the temperature of the hot water from the water-to-refrigerant heat exchanger 23 reaches the target temperature. As the basic operating conditions of the compressor 21, for example, the methods disclosed in Patent Documents 1 to 4 can be employed, and other methods can be employed.
給湯システム１００は、第１実施形態と同様の手法により、油切れを起こさないように制御部２９が圧縮機２１の回転数を制御するが、さらに以下の機能が付加されている。
第１実施形態（図３）では、油切れを起こさないための圧縮機回転数Ｎを臨界回転数Ｎｃ以下に規制している。一方で、制御部２９は、この規制範囲内において、出湯温度が目標温度に達するように圧縮機２１の回転数を制御する。給湯システム１００は、通常、制御部２９は出湯温度が目標温度に達するのを前提としているが、給湯システム１００を取り巻く環境によっては、所定の時間が経過しても、出湯温度が目標温度に達しないことがあるし、逆に、出湯温度が目標温度を超えることがある。そこで、制御部２９は、設定された目標温度と温度センサ２８で測定された出湯温度を比較し、出湯温度が目標温度よりも低いときには、前記規制範囲内において圧縮機２１の回転数を通常運転時よりも＋（プラス）側に補正する（図５の通常運転を示す線Ｍよりも上のハッチング範囲）。出湯温度が目標温度よりも高い時には、圧縮機２１の運転による加熱能力が過多と解されるから、圧縮機２１の回転数を−（マイナス）側に補正する（図５の通常運転を示す線Ｍよりも下のハッチング範囲）。そうすることで、油切れを起こすことがないことはもちろん、目標温度に沿った出湯温度のお湯を得ることができる。
In the hot water supply system 100, the control unit 29 controls the rotation speed of the compressor 21 so as not to run out of oil by the same method as in the first embodiment, but the following functions are further added.
In the first embodiment (FIG. 3), the compressor rotational speed N for preventing oil shortage is restricted to a critical rotational speed Nc or less. On the other hand, the control part 29 controls the rotation speed of the compressor 21 so that the tapping temperature reaches the target temperature within the regulation range. In the hot water supply system 100, the control unit 29 normally assumes that the hot water temperature reaches the target temperature. However, depending on the environment surrounding the hot water system 100, the hot water temperature reaches the target temperature even if a predetermined time elapses. On the contrary, the tapping temperature may exceed the target temperature. Therefore, the control unit 29 compares the set target temperature with the tapping temperature measured by the temperature sensor 28, and when the tapping temperature is lower than the target temperature, the rotation speed of the compressor 21 is normally operated within the regulation range. Correction is made on the + (plus) side of time (hatching range above line M indicating normal operation in FIG. 5). When the tapping temperature is higher than the target temperature, it is understood that the heating capacity due to the operation of the compressor 21 is excessive, so the rotational speed of the compressor 21 is corrected to the minus (minus) side (the line indicating the normal operation in FIG. (Hatching range below M). By doing so, it is possible to obtain hot water having a tapping temperature corresponding to the target temperature as well as not causing oil shortage.
本発明は、以上の実施形態に加えて、本発明の主旨を逸脱しない限り、上記実施の形態で挙げた構成を取捨選択したり、他の構成を加えることが可能である。
例えば、図１（図３）に示した以外の構成を給湯システム１、１００が備えていてもよい。一例として空気熱交換器２２と圧縮機２１の間にアキュムレータを設けることが掲げられる。その場合、気相の冷媒と液相の冷媒とに分離した後に、気相の冷媒を圧縮機２１に向けて吐出することができる。
また、以上の実施形態は給湯システムを例にしたが、本願発明をこれに限定されず、ヒートポンプユニット２を備える空調などの機器に広く本願発明を適用することができる。
さらに、以上の実施形態では、低温側熱交換器として空気熱交換器２２の例を示し、また、高温側熱交換器として水対冷媒熱交換器２３の例を示したが、低温側熱交換器において冷媒と熱交換される熱交換媒体は水に限らず空気、その他の媒体とすることができるし、また、高温側熱交換器において冷媒と熱交換される熱交換媒体は空気に限らず水、その他の媒体とすることができる。
In addition to the above-described embodiments, the present invention can select the configurations described in the above-described embodiments or add other configurations without departing from the gist of the present invention.
For example, the hot water supply systems 1 and 100 may have a configuration other than that shown in FIG. 1 (FIG. 3). As an example, an accumulator is provided between the air heat exchanger 22 and the compressor 21. In this case, the vapor phase refrigerant can be discharged toward the compressor 21 after being separated into the vapor phase refrigerant and the liquid phase refrigerant.
Moreover, although the above embodiment took the hot water supply system as an example, this invention is not limited to this, This invention can be widely applied to apparatuses, such as an air conditioning provided with the heat pump unit 2. FIG.
Furthermore, in the above embodiment, the example of the air heat exchanger 22 is shown as the low temperature side heat exchanger, and the example of the water-to-refrigerant heat exchanger 23 is shown as the high temperature side heat exchanger. The heat exchange medium that exchanges heat with the refrigerant in the heat exchanger is not limited to water, and may be air or other medium. The heat exchange medium that exchanges heat with the refrigerant in the high-temperature side heat exchanger is not limited to air. It can be water or other media.
１，１００ 給湯システム
２ ヒートポンプユニット
３ 貯湯ユニット
２１ 圧縮機
２２ 空気熱交換器
２３ 水対冷媒熱交換器
２４ 設定部
２５ 電子膨張弁
２６ 吸入圧力センサ
２７ 回転数検知手段
２８ 温度センサ
２９ 制御部
３０ 貯湯タンク
３１ 水循環ポンプ
1,100 Hot water supply system 2 Heat pump unit 3 Hot water storage unit 21 Compressor 22 Air heat exchanger 23 Water-to-refrigerant heat exchanger 24 Setting unit 25 Electronic expansion valve 26 Suction pressure sensor 27 Rotational speed detection means 28 Temperature sensor 29 Control unit 30 Hot water storage Tank 31 Water circulation pump
Claims (3)
前記制御部は、
前記圧縮機がオイル切れを起こさないものとして予め設定された前記冷媒の臨界循環量と、前記圧縮機に吸入される前記冷媒の推定された密度と、に基づいて求められる臨界回転数を超えない範囲で前記圧縮機の回転数を制御する、
ことを特徴とするヒートポンプシステム。 A compressor that compresses and discharges the refrigerant; a high-pressure side heat exchanger that exchanges heat between the refrigerant discharged from the compressor and a heat exchange medium; and decompresses and expands the refrigerant cooled by the high-pressure side heat exchanger An expansion valve, a low-pressure side heat exchanger that exchanges heat between the refrigerant that has passed through the expansion valve and a heat exchange medium, and a control unit that controls the rotational speed of the compressor,
The controller is
The critical rotation speed determined based on the critical circulation amount of the refrigerant set in advance so that the compressor does not run out of oil and the estimated density of the refrigerant sucked into the compressor will not be exceeded. Controlling the rotation speed of the compressor within a range,
A heat pump system characterized by that.
前記臨界回転数の範囲内で前記圧縮機の回転数を増減させる、
請求項１に記載のヒートポンプシステム。 The controller is
Increase or decrease the rotational speed of the compressor within the critical rotational speed range,
The heat pump system according to claim 1.
加熱対象の前記水が加熱される目標温度を設定する設定部と、
前記熱交換により加熱された前記水の温度を検出する温度センサと、を備え、
前記制御部は、検出された前記水の温度が前記目標温度と相違する場合に、前記臨界回転数の範囲内で前記圧縮機の回転数を増減させる、
請求項２に記載のヒートポンプシステム。 The high-pressure side heat exchanger performs heat exchange between the refrigerant compressed by the compressor and water to be heated, so that the heat pump system constitutes a hot water supply system,
A setting unit for setting a target temperature at which the water to be heated is heated;
A temperature sensor for detecting the temperature of the water heated by the heat exchange,
The controller, when the detected temperature of the water is different from the target temperature, increases or decreases the rotational speed of the compressor within the range of the critical rotational speed,
The heat pump system according to claim 2.
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