JP4711852B2 - Temperature adjusting device and refrigeration cycle - Google Patents
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Description
本発明は、流体の温度制御に係り、特に装置の運転範囲の拡大と、安定した連続運転を可能とする温度調整装置およびこの温度調整装置を備えた冷凍サイクルに関する。 The present invention relates to temperature control of a fluid, and more particularly, to a temperature adjusting device that enables expansion of an operating range of the device and stable continuous operation, and a refrigeration cycle including the temperature adjusting device.
従来の技術として、発熱体の熱負荷を吸収して冷凍装置に戻ってきた冷水を冷却するため、インバータにより冷凍サイクルの圧縮機の運転周波数を制御して冷凍能力の容量制御を行い、常に安定した温度の冷水を供給する方式が知られている。(特許文献1参照)
また、運転周波数の制御方法として、サンプリング周期毎に冷水温度と冷水設定温度との偏差を算出し、予め定めてある制御定数の比例定数Kp及び積分定数Kiを用いて今回の偏差と前回の偏差との差より周波数変化量を演算し、前回の周波数に周波数変化量を加算して今回の運転周波数を求め、インバータへ出力して温度制御する方法が提案されている。前記方式において、冷水温度または冷水設定温度によって、制御定数の比例定数Kp及び積分定数Kiを切換える方法が提案されている。(特許文献2参照)
As a conventional technology, in order to cool the cold water that has returned to the refrigeration system by absorbing the heat load of the heating element, the inverter controls the operating frequency of the compressor of the refrigeration cycle and controls the capacity of the refrigeration capacity, so that it is always stable There is known a system for supplying cold water having a predetermined temperature. (See Patent Document 1)
Further, as a control method of the operating frequency, the deviation between the chilled water temperature and the chilled water set temperature is calculated for each sampling period, and the current deviation and the previous deviation are calculated using the proportional constant Kp and the integral constant Ki of the predetermined control constant. A method has been proposed in which the amount of change in frequency is calculated from the difference between the two, the amount of change in frequency is added to the previous frequency to determine the current operating frequency, and the temperature is output to an inverter. In the above method, a method of switching the proportional constant Kp and the integral constant Ki of the control constant according to the cold water temperature or the cold water set temperature has been proposed. (See Patent Document 2)
特許文献1の冷凍装置は、負荷から戻ってくる冷水の戻り冷水温度又は負荷へ供給する冷水温度に基づきインバータの出力周波数が制御され、その値に応じて圧縮機の運転周波数を制御して圧縮機能力を制御し、負荷との間を循環する冷水を設定温度に冷却する方式であるが、この方式はインバータの出力周波数を制御する制御定数について考慮されておらず、負荷の特性、冷水の流速、保有水量及び負荷へ供給する冷水の冷水設定温度等の運転条件が変わると冷水温度を一定に保てなくなり、ハンチングを起こすおそれがあるという課題があった。
また特許文献2の冷凍装置にあっては、制御定数の比例定数Kp及び積分定数Kiを予め決定する必要がある。制御定数の算出方法として"ジーグラ・ニコルスの過渡応答法"など種々の方式が提案されているが、いずれの方式も過渡応答を計測して制御定数を決定するため、または算出された制御定数で全ての運転範囲について不具合が生じないか確認するために実機試験が必要であった。
そしてこれらの制御定数決定のために行なわれる実機試験の工数が大きいという課題があった。
In the refrigeration apparatus of
Further, in the refrigeration apparatus of
And the subject that the man-hour of the real machine test performed for these control constant determination was large occurred.
本発明の第1の目的は、広範囲な運転条件で流体の温度制御を可能にすること、第2の目的は、運転中に運転条件が変化しても流体温度を即座に安定した状態となるように制御すること、第3の目的は、制御定数決定にあたって行なわれる実機試験の工数を削減することのできる温度調整装置を提供することにある。 The first object of the present invention is to enable fluid temperature control over a wide range of operating conditions, and the second object is to immediately stabilize the fluid temperature even if the operating conditions change during operation. The third object of the control is to provide a temperature adjustment device that can reduce the number of man-hours for the actual machine test performed when determining the control constant.
本発明に係る温度調整装置は、圧縮機構と凝縮器と冷却器用膨張手段と熱交換器である冷却器が順次環状に接続されて成る冷凍サイクルを循環する冷媒と熱交換器において熱交換される流体の熱交換器入口側温度を計測する第1の温度計測手段と、流体の熱交換器出口側温度を計測する第2の温度計測手段と、第1の温度計測手段が計測した流体の熱交換器入口側温度と流体の目標熱交換器出口側温度との差(以下、目標温度差と称す)を、流体の熱交換器入口側温度と第2の温度計測手段が計測した流体の熱交換器出口側温度との差(以下、現在温度差と称す)で割って算出された比率(以下、目標能力比と称す)に、現在の圧縮機能力を乗じて得た値を目標圧縮機能力として、この目標圧縮機能力に基づいて圧縮機の能力を制御する制御器とを備えたものである。 The temperature adjusting device according to the present invention heat-exchanges in the heat exchanger with the refrigerant circulating in the refrigeration cycle in which the compression mechanism, the condenser, the expansion means for the cooler, and the cooler as the heat exchanger are sequentially connected in an annular shape. First temperature measuring means for measuring the fluid heat exchanger inlet side temperature, second temperature measuring means for measuring the fluid heat exchanger outlet side temperature, and fluid heat measured by the first temperature measuring means The difference between the temperature at the inlet side of the exchanger and the temperature at the outlet side of the target heat exchanger of the fluid (hereinafter referred to as the target temperature difference) is the heat of the fluid measured by the fluid heat exchanger inlet side temperature and the second temperature measuring means. The target compression function is obtained by multiplying the ratio (hereinafter referred to as the target capacity ratio) calculated by dividing the difference from the exchanger outlet temperature (hereinafter referred to as the current temperature difference) by the current compression function force. As a force, control that controls the capacity of the compressor based on this target compression function force It is those with a door.
本発明に係る温度調整装置は、圧縮機構と凝縮器と冷却器用膨張手段と熱交換器である冷却器が順次環状に接続されて成る冷凍サイクルを循環する冷媒と熱交換器において熱交換される流体の熱交換器入口側温度を計測する第1の温度計測手段と、流体の熱交換器出口側温度を計測する第2の温度計測手段と、第1の温度計測手段が計測した流体の熱交換器入口側温度と流体の目標熱交換器出口側温度との差を、流体の熱交換器入口側温度と第2の温度計測手段が計測した流体の熱交換器出口側温度との差で割って算出された比率に、現在の圧縮機能力を乗じて得た値を目標圧縮機能力として、この目標圧縮機能力に基づいて圧縮機の能力を制御する制御器とを備えたものである。
したがって、第1に現在温度差を用いて容量制御を行なうので、広範囲な運転条件で流体温度制御が可能となる。第2に現在温度差を用いて容量制御を行なうので、運転中に運転条件が変化しても流体温度を即座に安定した状態となるように制御する。第3に現在温度差を用いて容量制御を行なうので、予め制御定数を決定する必要がなくなり、制御定数決定のための実機試験が不要となるという効果を奏す。
The temperature adjusting device according to the present invention heat-exchanges in the heat exchanger with the refrigerant circulating in the refrigeration cycle in which the compression mechanism, the condenser, the expansion means for the cooler, and the cooler as the heat exchanger are sequentially connected in an annular shape. First temperature measuring means for measuring the fluid heat exchanger inlet side temperature, second temperature measuring means for measuring the fluid heat exchanger outlet side temperature, and fluid heat measured by the first temperature measuring means The difference between the temperature at the inlet side of the exchanger and the temperature at the outlet side of the target heat exchanger of the fluid is the difference between the temperature at the inlet side of the fluid heat exchanger and the temperature at the outlet side of the fluid heat exchanger measured by the second temperature measuring means. A value obtained by multiplying the ratio calculated by multiplying the current compression function force as a target compression function force, and a controller for controlling the compressor capacity based on this target compression function force .
Therefore, first, the capacity control is performed using the current temperature difference, so that the fluid temperature control is possible over a wide range of operating conditions. Second, since the capacity control is performed using the current temperature difference, the fluid temperature is controlled so as to immediately become stable even if the operating condition changes during operation. Third, since capacity control is performed using the current temperature difference, there is no need to determine the control constant in advance, and an actual machine test for determining the control constant is unnecessary.
実施の形態1.
図1はこの発明の実施の形態1における圧縮機式冷凍装置の構成図である。
図1において、圧縮機10の冷媒出口側には(冷媒の流れは図面上時計回りに循環する)、凝縮器3が接続されている。凝縮器3の冷媒出口側には冷却器用膨張手段4と接続されている。冷却器用膨張手段4の出口側には冷却器5が接続され、冷却器5の冷媒出口側には圧縮機10の吸込口が接続されている。以上の構成によって冷凍サイクルが構成されている。
また冷却器冷水入口側に冷媒と熱交換する前の冷水の温度を検知する温度計測手段400及び冷却器冷水出口側に冷媒と熱交換した後の冷水の温度を検知する温度計測手段401を設け、計測された温度を制御器200に送信する。制御器200が、圧縮機10の圧縮機能力を調整している。なお、制御器200としては例えば、CPUと不揮発正メモリを含むマイコンで実現することができ、そこでは、不揮発性メモリに搭載されている圧縮機能力調整用のプログラムをCPUが実行する。
これは、後述のすべての実施の形態においても同様である。
1 is a configuration diagram of a compressor-type refrigeration apparatus according to
In FIG. 1, a
Further, a temperature measuring means 400 for detecting the temperature of the cold water before heat exchange with the refrigerant is provided on the cooler cold water inlet side, and a temperature measuring means 401 for detecting the temperature of the cold water after heat exchange with the refrigerant is provided on the cooler cold water outlet side. The measured temperature is transmitted to the
This is the same in all embodiments described later.
次に、動作について説明する。
冷凍サイクルの動作については、圧縮機10から吐出された冷媒は、凝縮器3で、冷却水、外気等と熱交換して、凝縮液化し高圧液冷媒となった後、冷却器用冷媒膨張手段4で、吸込圧力まで減圧された後、低圧二相冷媒となり冷却器5に流入する。低圧二相冷媒は冷却器5で、熱源より吸熱して蒸発し、圧縮機10に至る。
Next, the operation will be described.
Regarding the operation of the refrigeration cycle, the refrigerant discharged from the
次に、本発明の温度調整方法について説明する。
温度計測手段400,401によって計測された冷却器入口側冷水温度と冷却器出口側冷水温度、と予め設定されている目標冷却器出口側冷水温度から、冷却器入口側冷水温度と冷却器出口側冷水温度の差(以下、現在温度差と称す。)と冷却器入口側冷水温度と目標冷却器出口側冷水温度の差(以下、目標温度差と称す。)を算出して、目標温度差と現在温度差の比(以下、目標能力比と称す。)を求める。冷水流量が一定の場合は、式1〜式5から導かれた式6が示すように、求められた目標能力比に現在の圧縮機能力を乗じて得られた値が目標圧縮機能力となる。そして前記手順で得られた目標圧縮機能力になるように圧縮機能力制御を行なう。
現在の圧縮機能力=(冷却器入口側冷水温度−冷却器出口側冷水温度)
×冷水流量×水の比熱 (式1)
目標圧縮機能力 =(冷却器入口側冷水温度−目標冷却器出口側冷水温度)
×冷水流量×水の比熱 (式2)
現在温度差 =冷却器入口側冷水温度−冷却器出口側冷水温度 (式3)
目標温度差 =冷却器入口側冷水温度−目標冷却器出口側冷水温度 (式4)
目標能力比 =目標温度差/現在温度差 (式5)
目標圧縮機能力 =現在の圧縮機能力 × 目標能力比 (式6)
ここで、−は減算を表し、×は乗算を表し、/は除算を表す。これらの記号を以下でも同じ意味で用いることとする。
図2に目標圧縮機能力の計算例を示す。この計算例について説明する。
現在の圧縮機能力を100KWとする。また、現在の冷却器入口側冷水温度を12℃,現在の冷却器出口側冷水温度を7℃とする。また、目標冷却器出口側冷水温度を5℃とする。この場合、現在温度差は、現在の冷却器入口側冷水温度12℃と現在の冷却器出口側冷水温度7℃との差であるから 12℃−7℃=5℃ となる。また、目標温度差は、現在の冷却器入口側冷水温度12℃と目標冷却器出口側冷水温度5℃との差であるから、 12℃−5℃=7℃ となる。
従って、目標能力比は、目標温度差/現在温度差であるから、 7/5となる。
以上より、目標圧縮機能力は、現在の圧縮機能力×目標能力比であるから、
100KW × 7/5 =140KW となる。
Next, the temperature adjustment method of the present invention will be described.
From the cooler inlet side cold water temperature and the cooler outlet side cold water temperature measured by the temperature measuring means 400, 401, and the preset target cooler outlet side cold water temperature, the cooler inlet side cold water temperature and the cooler outlet side The difference between the chilled water temperature (hereinafter referred to as the current temperature difference) and the difference between the chiller inlet side chilled water temperature and the target chiller outlet side chilled water temperature (hereinafter referred to as the target temperature difference) are calculated. The ratio of the current temperature difference (hereinafter referred to as the target capacity ratio) is obtained. When the chilled water flow rate is constant, the value obtained by multiplying the obtained target capacity ratio by the current compression function force becomes the target compression function force, as shown in Expression 6 derived from
Current compression function force = (cooler inlet side cold water temperature-cooler outlet side cold water temperature)
X Cold water flow x Water specific heat (Formula 1)
Target compression function force = (cooler inlet side cold water temperature-target cooler outlet side cold water temperature)
X Cold water flow x Water specific heat (Formula 2)
Current temperature difference = Cooler inlet side cold water temperature-Cooler outlet side cold water temperature (Formula 3)
Target temperature difference = Cooler inlet side cold water temperature-Target cooler outlet side cold water temperature (Formula 4)
Target capacity ratio = target temperature difference / current temperature difference (Formula 5)
Target compression function force = Current compression function force x Target capacity ratio (Formula 6)
Here,-represents subtraction, x represents multiplication, and / represents division. These symbols are used in the same meaning in the following.
FIG. 2 shows a calculation example of the target compression function force. This calculation example will be described.
The current compression function is 100 kW. In addition, the current cooler inlet side cold water temperature is 12 ° C., and the current cooler outlet side cold water temperature is 7 ° C. The target cooler outlet side cold water temperature is set to 5 ° C. In this case, since the current temperature difference is the difference between the current cooler inlet side cold water temperature of 12 ° C. and the current cooler outlet side cold water temperature of 7 ° C., 12 ° C.−7 ° C. = 5 ° C. Moreover, since the target temperature difference is the difference between the current cooler inlet side cold water temperature of 12 ° C. and the target cooler outlet side cold water temperature of 5 ° C., 12 ° C.−5 ° C. = 7 ° C.
Therefore, the target capacity ratio is 7/5 because it is the target temperature difference / current temperature difference.
From the above, the target compression function force is the current compression function force x target capacity ratio.
100KW × 7/5 = 140KW
圧縮機能力を目標圧縮機能力とする方法として、圧縮機の回転数を変更する方法や、負荷に応じて圧縮機を容量制御するアンロード機構により調整する方法などがある。
圧縮機能力の算出方法として、計測された圧縮機吐出圧力、圧縮機吸込圧力などの運転諸量を、予め算出した能力近似式に代入する方法をとってもよい。
As a method of setting the compression function force as the target compression function force, there are a method of changing the number of rotations of the compressor, a method of adjusting by an unload mechanism for controlling the capacity of the compressor according to the load, and the like.
As a method of calculating the compression function force, a method of substituting the measured operation quantities such as the compressor discharge pressure and the compressor suction pressure into the capacity approximation formula calculated in advance may be used.
この実施の形態1によれば、現在温度差を用いて容量制御を行なうので、広範囲な運転条件で流体温度制御が可能となる。また、現在温度差を用いて容量制御を行なうので、運転中に運転条件が変化しても流体温度を即座に安定した状態となるように制御することが可能となる。さらに、現在温度差を用いて容量制御を行なうので、予め制御定数を決定する必要がなくなり、制御定数決定のための実機試験が不要となるという効果を奏する。 According to the first embodiment, since the capacity control is performed using the current temperature difference, the fluid temperature can be controlled under a wide range of operating conditions. Further, since the capacity control is performed using the current temperature difference, it is possible to control the fluid temperature to be immediately stabilized even if the operating condition changes during operation. Furthermore, since the capacity control is performed using the current temperature difference, there is no need to determine the control constant in advance, and an actual machine test for determining the control constant becomes unnecessary.
なお、本実施の形態は水を冷却する場合を示しているが、流体は水以外の、例えばブラインや空気のような、他の流体であっても良い。
本実施の形態は、流体を冷却する場合を示しているが、本発明は流体を加熱する場合も適用できる。
In addition, although this Embodiment has shown the case where water is cooled, other fluids other than water, such as brine and air, may be sufficient as this fluid.
Although this embodiment shows the case where the fluid is cooled, the present invention can also be applied to the case where the fluid is heated.
実施の形態2.
図3は、この発明の実施の形態2におけるインバータによる回転数制御を行なう圧縮式冷凍装置の構成図である。
図3は図1にインバータ600追加したものである。
制御器200によりインバータ600の周波数を変更して、圧縮機の回転数を変更し、圧縮機能力の調整を行なう。インバータ600を用いた周波数制御は、圧縮機のアンロード機構を用いた場合より精度が高いため、流体の冷却器出口側温度をより高い精度で調整することが可能となる。
本実施の形態の目標圧縮機能力算出方法は、実施の形態1と同様である。
FIG. 3 is a configuration diagram of a compression refrigeration apparatus that performs rotation speed control by an inverter according to
FIG. 3 is obtained by adding an
The
The target compression function force calculation method of the present embodiment is the same as that of the first embodiment.
この実施の形態2によれば、実施の形態1の効果に加え、流体の冷却器出口側温度をさらに高い精度で調整することが可能になるという効果を奏する。 According to the second embodiment, in addition to the effect of the first embodiment, there is an effect that the temperature of the fluid cooler outlet side can be adjusted with higher accuracy.
なお、本実施の形態2ではインバータにより回転数を変更しているが、エンジン駆動の圧縮式冷水製造装置においては、エンジンに供給する燃料の量を制御することによって、回転数を変更しても良い。 In the second embodiment, the rotational speed is changed by the inverter. However, in the engine-driven compressed chilled water production apparatus, even if the rotational speed is changed by controlling the amount of fuel supplied to the engine. good.
実施の形態3.
スクリュー圧縮機はスライドバルブ位置を変更することによって圧縮機能力の制御を行なうのが一般的であるが、本発明の方法を実施するに当たっては、目標圧縮機能力となるスライドバルブ容量%(ここで、%とは全閉を20%、全開を100%として0〜100%の範囲内をいう)を算出する必要がある。図4にスクリュー式圧縮機のスライドバルブ容量%と冷却能力の関係の一例を示す。
図4に示す通り、スライドバルブ容量%と冷却能力は、正比例しておらず、また圧縮機入口側蒸発温度が変化すると、スライドバルブ容量%と冷却能力の関係も変化する。このため、予めスライドバルブ容量%と圧縮機能力の関係の近似式を設定する必要がある。しかし、スライドバルブ容量%と圧縮機能力の関係の近似式作成には、圧縮機運転範囲の全領域にわたっての能力計測が必要になるが、前記能力計測は非常に大きな試験工数が必要になるという課題があった。
図5にスクリュー式圧縮機の圧縮機周波数と冷却能力の関係の一例を示す。
スクリュー式圧縮機は容積式圧縮機の一種であるため、図5に示すように圧縮機入口側蒸発温度が変化しても、圧縮機能力は、ほぼ周波数に比例する。よって、目標圧縮機能力となるであろう周波数を目標周波数とすると、式7〜8から、式9が導かれる。
現在の圧縮機能力=K×現在の周波数 (式7)
目標圧縮機能力 =K×目標周波数 (式8)
ここで、Kは比例定数とする。
目標周波数=現在の周波数×目標能力比 (式9)
目標能力比=目標圧縮能力/現在の圧縮能力 (式10)
式9が示すように、現在の周波数、目標能力比から目標周波数を導くことが出来る。そこで、制御器200は、前記手順で得られた目標周波数になるように圧縮機周波数制御を行なう。
The screw compressor generally controls the compression function force by changing the slide valve position. However, when the method of the present invention is performed, the slide valve capacity% (here, the target compression function force) is obtained. ,% Needs to be calculated within the range of 0 to 100%, with 20% being fully closed and 100% being fully open. FIG. 4 shows an example of the relationship between the slide valve capacity% of the screw compressor and the cooling capacity.
As shown in FIG. 4, the slide valve capacity% and the cooling capacity are not directly proportional, and when the compressor inlet side evaporation temperature changes, the relationship between the slide valve capacity% and the cooling capacity also changes. For this reason, it is necessary to set an approximate expression of the relationship between the slide valve capacity% and the compression function force in advance. However, to create an approximate expression for the relationship between the slide valve capacity% and the compression function force, it is necessary to measure the capacity over the entire compressor operating range, but the capacity measurement requires a very large number of test steps. There was a problem.
FIG. 5 shows an example of the relationship between the compressor frequency of the screw compressor and the cooling capacity.
Since the screw compressor is a kind of positive displacement compressor, even if the compressor inlet side evaporation temperature changes as shown in FIG. 5, the compression function force is substantially proportional to the frequency. Therefore, when the frequency that will be the target compression function is the target frequency, Equation 9 is derived from Equations 7-8.
Current compression function force = K x current frequency (Equation 7)
Target compression function = K × target frequency (Formula 8)
Here, K is a proportionality constant.
Target frequency = current frequency x target capacity ratio (Equation 9)
Target capacity ratio = target compression capacity / current compression capacity (Formula 10)
As shown in Equation 9, the target frequency can be derived from the current frequency and the target capability ratio. Therefore, the
本実施の形態3の温度調整方式では、実施の形態1の効果に加え、現在の圧縮機能力及び目標圧縮機能力の算出が不要なため、予め能力近似式を設定する必要がなくなり、圧縮機運転範囲の全領域にわたっての能力計測が不要となるという効果がある。 In the temperature adjustment method according to the third embodiment, in addition to the effects of the first embodiment, it is not necessary to calculate the current compression function force and the target compression function force. There is an effect that it is not necessary to measure the capability over the entire operating range.
実施の形態4.
図1あるいは図3の構成図は、この実施の形態4でも用いられる。
現在の圧縮機能力から算出された目標圧縮機能力へ瞬時に変更すると、圧縮機吸込蒸発温度の急低下による熱交換器内での流体凍結や、圧縮機吐出凝縮温度の急上昇による圧縮機の損傷が発生する恐れがある。
これら不具合を防止するために、一定の周期毎(以後、圧縮機能力判定周期と称す。)に目標圧縮機能力を算出し、目標圧縮機能力算出後、徐々に目標圧縮機能力に変更を行なう。
圧縮機能力を急激に変化させないので、前記不具合が、発生する前に保護制御等により防止することができる。
図6は、この発明の実施の形態4における圧縮機能力変更方法の概念図である。
図6の例では、次の圧縮機能力判定周期が到来した瞬間に、圧縮機能力が目標圧縮機能力になるように圧縮機能力変化を行なっているが、図7のように、次の圧縮機能力判定前に圧縮機能力変更を終了しても良い。この場合、圧縮機能力変更後、圧縮機能力が安定した状態で、圧縮機能力判定を行なうので、圧縮機能力が安定しない状態で圧縮機能力判定を行なう図6の場合と比べてハンチングの発生を減らすことができる。
Embodiment 4 FIG.
The configuration diagram of FIG. 1 or 3 is also used in the fourth embodiment.
Instantaneous change from the current compression function force to the calculated target compression function force causes fluid freezing in the heat exchanger due to a sudden drop in compressor suction evaporation temperature, and compressor damage due to a sudden rise in compressor discharge condensation temperature. May occur.
In order to prevent these problems, the target compression function force is calculated at regular intervals (hereinafter referred to as a compression function force determination cycle), and after the target compression function force is calculated, the target compression function force is gradually changed. .
Since the compression function force is not changed abruptly, the above-mentioned problem can be prevented by protection control or the like before it occurs.
FIG. 6 is a conceptual diagram of a compression function force changing method according to Embodiment 4 of the present invention.
In the example of FIG. 6, the compression function force is changed so that the compression function force becomes the target compression function force at the moment when the next compression function force determination cycle arrives. The compression function force change may be terminated before the function force determination. In this case, since the compression function force is determined when the compression function force is stable after the compression function force is changed, the occurrence of hunting is generated as compared with the case of FIG. 6 in which the compression function force determination is performed when the compression function force is not stable. Can be reduced.
この実施の形態4によれば、圧縮機能力判定周期で目標圧縮機能力を算出し、目標圧縮機能力算出後、徐々に目標圧縮機能力に変更を行なうようにしたので、実施の形態1の効果に加え、熱交換器内での流体凍結の問題もなく、圧縮機の損傷発生の問題もなく圧縮機能力を目標値まで変更することができるという効果を奏する。
さらに、次の圧縮機能力判定前に圧縮機能力変更を終了するので、上記の効果に加え、ハンチングの発生を減らすことができるという効果を奏する。
According to the fourth embodiment, the target compression function force is calculated in the compression function force determination cycle, and after the target compression function force is calculated, the target compression function force is gradually changed. In addition to the effect, there is an effect that the compression function force can be changed to the target value without the problem of fluid freezing in the heat exchanger and the problem of occurrence of damage to the compressor.
Furthermore, since the compression function force change is completed before the next compression function force determination, in addition to the above effects, there is an effect that the occurrence of hunting can be reduced.
実施の形態5.
圧縮機起動時や熱負荷が急激に変動した場合など、圧縮機能力判定周期で算出された目標圧縮機能力が現在の圧縮機能力と大きく異なっている場合は、圧縮機の能力変化速度が速くなりすぎて、圧縮機吸込蒸発温度の急低下による熱交換器内での流体凍結や、圧縮機吐出凝縮温度の急上昇による圧縮機の損傷が発生する恐れがある。
これら不具合を防止するために、目標圧縮機能力の算出にあたり一定の制限を設けても良い。
目標圧縮機能力の制限方法として式11、式12のように現在の圧縮機能力を基準に制限を設ける方法や、式13、式14のように単位時間あたりの周波数変化率を基準に制限を設ける方法などが考えられる。
目標圧縮機能力 上限=現在の圧縮機能力×上限定数 (式11)
目標圧縮機能力 下限=現在の圧縮機能力×下限定数 (式12)
ここで、上限定数、下限定数は予め設定しておく。
目標圧縮機能力 上限=圧縮機能力変更時間×最大上昇変化率 (式13)
目標圧縮機能力 下限=圧縮機能力変更時間×最大下降変化率 (式14)
ここで、最大上昇変化率、最大下降変化率(Hz/S)は予め設定しておく。
いずれの方法も圧縮機能力判定周期で算出された目標圧縮機能力が目標圧縮機能力上限値以上の場合は、目標圧縮機能力を目標圧縮機能力上限値とし、目標圧縮機能力が目標圧縮機能力下限値以下の場合は、目標圧縮機能力を目標圧縮機能力下限値とする。
図8は、この発明の実施の形態5における圧縮機能力変更方法の概念図である。
Embodiment 5. FIG.
When the target compression function force calculated in the compression function force judgment cycle is significantly different from the current compression function force, such as when the compressor starts up or when the thermal load fluctuates rapidly, the capacity change rate of the compressor is faster. As a result, the fluid may freeze in the heat exchanger due to a sudden drop in the compressor suction evaporation temperature, or the compressor may be damaged due to a sudden rise in the compressor discharge condensation temperature.
In order to prevent these problems, a certain limit may be provided in calculating the target compression function force.
As a method of limiting the target compression function force, a method of setting a limit based on the current compression function force as in Expressions 11 and 12, or a limit on the frequency change rate per unit time as in Expressions 13 and 14 A method of providing it is conceivable.
Target compression function force upper limit = current compression function force x upper limit constant (Formula 11)
Target compression function force lower limit = current compression function force x lower limit constant (Equation 12)
Here, the upper limit constant and the lower limit constant are set in advance.
Target compression function force upper limit = compression function force change time × maximum increase rate of change (Formula 13)
Target compression function force lower limit = compression function force change time x maximum descent change rate (Formula 14)
Here, the maximum rise change rate and the maximum fall change rate (Hz / S) are set in advance.
In any method, when the target compression function force calculated in the compression function force determination cycle is equal to or higher than the target compression function force upper limit value, the target compression function force is set as the target compression function force upper limit value, and the target compression function force is set as the target compression function force. When the force is lower than the lower limit value, the target compression function force is set as the target compression function force lower limit value.
FIG. 8 is a conceptual diagram of a compression function force changing method according to Embodiment 5 of the present invention.
この実施の形態5によれば、現在の圧縮機能力を基準に目標圧縮機能力に対して制限を設けるようにしたので、実施の形態1の効果に加え、熱交換器内での流体凍結の問題もなく、圧縮機の損傷発生の問題もなく圧縮機能力を目標値まで変更することができるという効果を奏する。
また、単位時間あたりの周波数変化率を基準に目標圧縮機能力に対して制限を設けるようにしたので、実施の形態1の効果に加え、熱交換器内での流体凍結の問題もなく、圧縮機の損傷発生の問題もなく圧縮機能力を目標値まで変更することができるという効果を奏する。
According to the fifth embodiment, the target compression function force is limited based on the current compression function force. In addition to the effects of the first embodiment, the fluid freezing in the heat exchanger There is no problem, and there is an effect that the compression function force can be changed to the target value without a problem of occurrence of damage to the compressor.
Further, since the restriction on the target compression function force is provided based on the frequency change rate per unit time, in addition to the effect of the first embodiment, there is no problem of fluid freezing in the heat exchanger, and compression is performed. There is an effect that the compression function force can be changed to the target value without any problem of machine damage.
実施の形態6.
水温センサに測定誤差がある場合、圧縮機能力が算出された目標圧縮機能力に到達する前に流体の熱交換器出口側温度が目標温度に到達することがある。このような場合、圧縮機能力が算出された目標圧縮機能力に到達すると、流体の熱交換器出口側温度は目標温度より外れてしまうという現象が発生する。図9は本現象のイメージ図である。
このような場合、流体の熱交換器出口側温度が目標温度に到達したのを検知すると、圧縮機能力変更を中止して、次の圧縮機能力判定周期まで、圧縮機能力を目標温度到達時点の圧縮機能力に固定する。
図10に本実施の形態での圧縮機能力変更の概念図を示す。
この実施の形態6によれば、上記の制御を行なうことによって、圧縮機能力のオーバーシュートを防止できるので、温度制御が安定するという効果を奏する。
Embodiment 6 FIG.
When there is a measurement error in the water temperature sensor, the fluid heat exchanger outlet side temperature may reach the target temperature before the compression function force reaches the calculated target compression function force. In such a case, when the compression function force reaches the calculated target compression function force, a phenomenon occurs in which the fluid heat exchanger outlet side temperature deviates from the target temperature. FIG. 9 is an image diagram of this phenomenon.
In such a case, when it is detected that the temperature of the fluid heat exchanger outlet side has reached the target temperature, the compression function force change is stopped and the compression function force is reached until the target temperature is reached until the next compression function force determination cycle. Fix to the compression function force of.
FIG. 10 shows a conceptual diagram of changing the compression function force in the present embodiment.
According to the sixth embodiment, by performing the above control, an overshoot of the compression function force can be prevented, so that an effect that the temperature control is stabilized is achieved.
実施の形態7.
実施の形態7の制御においては、流体の熱交換器出口側温度が目標温度と一致するまで、圧縮機能力変更を行なう。このため実用上支障のない程度まで、流体の熱交換器出口側温度が目標温度に近づいている場合も、圧縮機能力の変更をするので、かえって流体の熱交換器出口側温度がハンチングを起こすことがある。
このような不具合を防止するため、本実施の形態7においては、目標温度付近の実用上支障のない程度の範囲に不感帯と称する領域を設定する。この場合、不感帯の領域は使用者により外部から任意に設定可能であり、環境条件に応じて設定値が決定される。そして、圧縮機能力変更中に流体の熱交換器出口側温度が不感帯領域外から不感帯領域内に入った場合は、圧縮機の能力変更を終了する。また圧縮機能力判定周期に流体の熱交換器出口側温度が不感帯内にある場合は、圧縮機能力変更を行なわない。この結果、不要な圧縮機能力変更を行なわなくなり、流体の熱交換器出口側温度のハンチングを防止することができ、温度制御が安定する。
図11は本実施の形態7の制御領域イメージ図である。
図12は本実施の形態7における制御器200の制御フロー図である。
次に、本実施の形態7における制御器200の動作を図12のフロー図を参照して説明する。
図12の動作フローは制御器200によって定期的にまたは不定期に実施される。
制御器200は、この動作フロー中でまず、熱交換器出口側温度が不感帯内であるか否かを調べる(ステップS121)。熱交換器出口側温度が不感帯内であれば、圧縮機の能力変更は行わないで(ステップS122)終了する。熱交換器出口側温度が不感帯でなければ、制御器200は、目標圧縮機能力を算出した(ステップS123)後、この目標圧縮機能力に向けて圧縮機能力の変更を開始する(ステップS124)。次に、制御器200は、熱交換器出口側温度が不感帯内であるか否かを調べる(ステップS125)。熱交換器出口側温度が不感帯内であれば、ステップS128へ飛ぶ。熱交換器出口側温度が不感帯でなければ、制御器200は、圧縮機能力が目標圧縮機能力に到達したか調べる(ステップS126)。圧縮機能力が目標圧縮機能力に到達したらステップS128へ飛ぶ。ステップS128において、制御器200は圧縮機の能力変更を終了する。圧縮機能力が目標圧縮機能力に到達しなければ、ステップS125へ戻る。
Embodiment 7 FIG.
In the control of the seventh embodiment, the compression function force is changed until the fluid heat exchanger outlet temperature matches the target temperature. For this reason, even if the fluid heat exchanger outlet side temperature is close to the target temperature to the extent that there is no practical problem, the compression function force is changed, so that the fluid heat exchanger outlet temperature causes hunting. Sometimes.
In order to prevent such a problem, in the seventh embodiment, an area called a dead zone is set in a range where there is no practical problem in the vicinity of the target temperature. In this case, the dead zone region can be arbitrarily set by the user from the outside, and the set value is determined according to the environmental conditions. When the fluid heat exchanger outlet side temperature enters from the outside of the dead zone to the inside of the dead zone during the compression function force change, the change in the compressor capacity is terminated. If the fluid heat exchanger outlet side temperature is within the dead zone during the compression function force determination cycle, the compression function force is not changed. As a result, unnecessary compression function force change is not performed, hunting of the fluid heat exchanger outlet side temperature can be prevented, and temperature control is stabilized.
FIG. 11 is an image of a control area according to the seventh embodiment.
FIG. 12 is a control flow diagram of the
Next, the operation of the
The operation flow of FIG. 12 is performed by the
In this operation flow, the
この実施の形態7によれば、圧縮機能力変更中に流体の熱交換器出口側温度が不感帯領域外から不感帯領域内に入った場合は、不要な圧縮機の能力変更を終了し、圧縮機能力判定周期に流体の熱交換器出口側温度が不感帯内にある場合は、不要な圧縮機能力変更を行なわないようにしたので、流体の熱交換器出口側温度のハンチングを防止することができ、温度制御が安定するという効果を奏する。 According to the seventh embodiment, when the fluid heat exchanger outlet side temperature enters the dead zone from outside the dead zone during the compression function change, the unnecessary compressor capacity change is terminated, and the compression function When the fluid heat exchanger outlet side temperature is within the dead zone during the force judgment cycle, unnecessary compression function force change is not performed, so hunting of the fluid heat exchanger outlet temperature can be prevented. The temperature control is stable.
実施の形態8.
圧縮機能力変更が終了した後も、冷凍機の運転状態が安定するまでは、または温度センサの応答遅れ等によって、流体の熱交換器出口側温度は変化することがある。特に圧縮機能力を大きく変更した場合は、圧縮機能力変更が終了した後に発生する流体の熱交換器出口側温度の変化は大きくなりやすい。
不感帯が狭い場合は、流体の熱交換器出口側温度が不感帯に入った時点で圧縮機能力変更を終了しても、圧縮機能力変更が終了した後の流体の熱交換器出口側温度変化によって、流体の熱交換器出口側温度が不感帯から外れてしまうことがある。このような現象が発生した場合、流体の熱交換器出口側温度は目標温度周辺でハンチングを起こす可能性がある。
図13に本現象のイメージ図を示す。
Embodiment 8 FIG.
Even after completion of the compression function force change, the fluid heat exchanger outlet side temperature may change until the operation state of the refrigerator is stabilized or due to a delay in response of the temperature sensor. In particular, when the compression function force is greatly changed, the change in the heat exchanger outlet temperature of the fluid generated after the change of the compression function force is apt to be large.
If the dead zone is narrow, even if the compression function force change ends when the fluid heat exchanger outlet side temperature enters the dead zone, the fluid heat exchanger outlet temperature change after the compression function force change ends. The temperature at the outlet side of the heat exchanger of the fluid may deviate from the dead zone. When such a phenomenon occurs, the fluid heat exchanger outlet side temperature may cause hunting around the target temperature.
FIG. 13 shows an image diagram of this phenomenon.
このような不具合を防止するため、本実施の形態8では、目標温度付近に不感帯を含むディファレンシャル領域と称する領域を設定する。この場合、ディファレンシャル領域は使用者により外部から任意に設定可能であり、環境条件に応じて設定値が決定される。そして、圧縮機能力変更中に流体の熱交換器出口側温度がディファレンシャル領域外からディファレンシャル領域内に入った場合は、圧縮機の能力変更を中止する。
図14は、本実施の形態8の熱交換器出口側温度と制御領域の関係を示す図である。
本実施の形態8の制御においては、流体の熱交換器出口側温度が不感帯に入る前に圧縮機能力を一旦固定し、不感帯付近でかつ冷凍機の運転が安定した状態で再度目標圧縮機能力を判定するので、現在の圧縮機能力と目標圧縮機能力との差が小さくなり、圧縮機能力変更終了後の温度変化量が小さくなって、圧縮機能力変更終了後に流体の出口側温度が不感帯域から外れてハンチングすることがなくなる。
この結果、温度制御が安定するという効果を奏す。
図15は、本実施の形態8における制御適用後の流体の熱交換器出口側温度のイメージ図である。
図16は、本実施の形態8の制御フロー図である。
次に、本実施の形態8における制御器200の動作を図16のフロー図を参照して説明する。
図16の動作フローは制御器200によって定期的にまたは不定期に実施される。
制御器200は、この動作フロー中でまず、熱交換器出口側温度が不感帯内であるか否かを調べる(ステップS160)。熱交換器出口側温度が不感帯内であれば、圧縮機の能力変更は行わないで(ステップS161)終了する。熱交換器出口側温度が不感帯でなければ、制御器200は、目標圧縮機能力を算出した(ステップS162)後、この目標圧縮機能力に向けて圧縮機能力の変更を開始する(ステップS163)。次に、制御器200は、熱交換器出口側温度がディファレンシャル領域内であるか否かを調べる(ステップS164)。熱交換器出口側温度がディファレンシャル領域内であれば、ステップS168へすすみ、ディファレンシャル領域内でなければステップS165へ進む。
ステップS165において、制御器200は、熱交換器出口側温度がディファレンシャル領域内であるか否かを調べる。熱交換器出口側温度がディファレンシャル領域内であればステップS167へ進み、ディファレンシャル領域内でなければステップS166へ進む。ステップS166において、制御器200は、圧縮機能力が目標圧縮機能力に到達したか調べる。圧縮機能力が目標圧縮機能力に到達したらステップS167へ進み、目標圧縮機能力に到達しなければステップS168へ戻る。ステップS167において、制御器200は圧縮機の能力変更を終了する。
ステップS168において、制御器200は、熱交換器出口側温度が不感帯内であるか否かを調べる。熱交換器出口側温度が不感帯内であればステップS167へ進み、不感帯でなければステップS169へ進む。ステップS169において、制御器200は、圧縮機能力が目標圧縮機能力に到達したか調べる。圧縮機能力が目標圧縮機能力に到達したらステップS167へ進み、目標圧縮機能力に到達しなければステップS168へ戻る。ステップS167において、制御器200は圧縮機の能力変更を終了する。
In order to prevent such a problem, in the eighth embodiment, an area called a differential area including a dead zone is set near the target temperature. In this case, the differential area can be arbitrarily set from the outside by the user, and the set value is determined according to the environmental conditions. If the fluid heat exchanger outlet side temperature enters the differential area from outside the differential area during the compression function force change, the capacity change of the compressor is stopped.
FIG. 14 is a diagram illustrating the relationship between the heat exchanger outlet side temperature and the control region according to the eighth embodiment.
In the control of the eighth embodiment, the compression function force is temporarily fixed before the fluid heat exchanger outlet side temperature enters the dead zone, and the target compression function force is restored again in the vicinity of the dead zone and in a state where the operation of the refrigerator is stable. Therefore, the difference between the current compression function force and the target compression function force is reduced, the amount of temperature change after the change of the compression function force is reduced, and the temperature at the outlet side of the fluid is insensitive after the change of the compression function force is finished. No hunting out of band.
As a result, the temperature control is stabilized.
FIG. 15 is an image diagram of the heat exchanger outlet side temperature of the fluid after application of control in the eighth embodiment.
FIG. 16 is a control flowchart of the eighth embodiment.
Next, the operation of the
The operation flow of FIG. 16 is performed by the
First, in this operation flow, the
In step S165, the
In step S168, the
この実施の形態8によれば、流体の熱交換器出口側温度が不感帯に入る前に圧縮機能力を一旦固定し、不感帯付近でかつ冷凍機の運転が安定した状態で再度目標圧縮機能力を判定するので、圧縮機能力変更終了後に流体の出口側温度が不感帯域から外れてハンチングすることがなくなるという効果を奏する。 According to the eighth embodiment, the compression function force is temporarily fixed before the fluid heat exchanger outlet side temperature enters the dead zone, and the target compression function force is set again in the vicinity of the dead zone and in a state where the operation of the refrigerator is stable. Since the determination is made, there is an effect that the temperature at the outlet side of the fluid does not deviate from the dead zone and the hunting is not performed after the compression function force is changed.
1 凝縮器,4 冷却器用膨張手段,5 冷却器,10 圧縮機,200 制御器,400 冷却器入口側冷水温度検出手段,401 冷却器出口側冷水温度検出手段,600 インバータ。
DESCRIPTION OF
Claims (11)
前記流体の前記熱交換器出口側温度を計測する第2の温度計測手段と、
前記第1の温度計測手段が計測した流体の前記熱交換器入口側温度と流体の目標熱交換器出口側温度との差を、前記流体の前記熱交換器入口側温度と前記第2の温度計測手段が計測した流体の前記熱交換器出口側温度との差で割って算出された比率に、現在の圧縮機能力を乗じて得た値を目標圧縮機能力として、この目標圧縮機能力に基づいて前記圧縮機の能力を制御する制御器と
を備えたことを特徴する温度調整装置。 The heat exchanger inlet side of the refrigerant that circulates in the refrigeration cycle in which the compression mechanism, the condenser, the expansion means for the cooler, and the cooler that is the heat exchanger are sequentially connected in an annular manner and the fluid that is heat-exchanged in the heat exchanger First temperature measuring means for measuring temperature;
Second temperature measuring means for measuring the temperature of the fluid on the outlet side of the heat exchanger;
The first difference of temperature measuring means and the heat exchanger inlet side temperature and the fluid of the target heat exchanger outlet temperature of the fluid measured, the said heat exchanger inlet side temperature of the fluid second temperature The value obtained by multiplying the ratio calculated by dividing the difference between the fluid measured by the measuring means and the temperature at the outlet side of the heat exchanger by the current compression function force is used as the target compression function force. And a controller for controlling the capacity of the compressor based on the temperature control device.
前記制御器は、前記アンロード機構を用いて圧縮機の能力を制御することを特徴する請求項1または請求項2に記載の温度調整装置。 Equipped with an unload mechanism that controls the capacity of the compressor according to the load,
The temperature controller according to claim 1, wherein the controller controls the capacity of the compressor using the unload mechanism.
前記制御器は、前記周波数変換器を用いて圧縮機の能力を制御することを特徴とする請求項2に記載の温度調整装置。 It has a frequency converter that changes the rotation speed of the compressor,
The temperature controller according to claim 2, wherein the controller controls the capacity of the compressor using the frequency converter.
前記流体の前記熱交換器出口側温度を計測する第2の温度計測手段と、
前記第1の温度計測手段が計測した流体の前記熱交換器入口側温度と流体の目標熱交換器出口側温度との差を、前記流体の前記熱交換器入口側温度と前記第2の温度計測手段が計測した流体の前記熱交換器出口側温度との差で割って算出された比率に、現在の周波数を乗じて得た値を目標周波数として、この目標周波数に基づいて前記圧縮機の能力を制御する制御器と
を備えたことを特徴する温度調整装置。 The heat exchanger inlet side of the refrigerant that circulates in the refrigeration cycle in which the compression mechanism, the condenser, the expansion means for the cooler, and the cooler that is the heat exchanger are sequentially connected in an annular manner and the fluid that is heat-exchanged in the heat exchanger First temperature measuring means for measuring temperature;
Second temperature measuring means for measuring the temperature of the fluid on the outlet side of the heat exchanger;
The first difference of temperature measuring means and the heat exchanger inlet side temperature and the fluid of the target heat exchanger outlet temperature of the fluid measured, the said heat exchanger inlet side temperature of the fluid second temperature A value obtained by multiplying the ratio calculated by dividing the difference between the fluid measured by the measuring means and the temperature at the outlet side of the heat exchanger by the current frequency is set as a target frequency, and the compressor is based on the target frequency. And a controller for controlling the performance.
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