JP5070301B2 - 冷凍サイクル装置 - Google Patents

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Description

本発明は、冷凍サイクル装置に関する。
例えば特開２００１−１１６３７１号公報に記載されているように、膨張機と圧縮機を回転軸で連結し、膨張機で得られた動力を圧縮機の駆動に利用して成績係数（ＣＯＰ：coefficient of performance）の向上を図る冷凍サイクル装置が知られている。この冷凍サイクル装置には、設計上の理想条件とは異なる運転条件での効率が芳しくない弱点がある。なぜなら、膨張機と圧縮機とが回転軸で連結されており、膨張機と圧縮機の押しのけ容積の比を変更できないからである。
どのような運転条件でも高いＣＯＰが得られるように、膨張機をバイパスするバイパス回路を設けたり、膨張機の上流側に予膨張弁を設けたりする提案がある。すなわち、膨張機の押しのけ量が不足する場合には、放熱後の冷媒の一部をバイパス回路に流して冷媒の循環量を確保する。逆に、膨張機の押しのけ量が過剰な場合には、予膨張弁で冷媒を減圧して冷媒の比容積を予め増大させる。
ただし、バイパス回路や予膨張弁を使用すると膨張機で回収できる動力が減少し、ＣＯＰの向上効果が薄れる。この問題を受けて、特開２００４−２１２００６号公報では、図１４に示すような冷凍サイクル装置が提案されている。この冷凍サイクル装置は、第１圧縮機２１、第１圧縮機２１に連結された膨張機２３および第１圧縮機２１に並列に配置された第２圧縮機２２を備えている。サイクルの高圧が目標値よりも高い場合、第１圧縮機２１と第２圧縮機２２の押しのけ量の合計値が理想値よりも大きいことを意味する。したがって、第２圧縮機２２の回転数を下げてその押しのけ量を減らす。すると、膨張機２３を流れる冷媒の量が減るので、サイクルの高圧が目標値に近づく。逆に、サイクルの高圧が目標値よりも低ければ、第２圧縮機２２の回転数を上げる。このように、第２圧縮機２２の回転数を調節することで、効率のよい運転を行える。
特開２００１−１１６３７１号公報 特開２００４−２１２００６号公報
第１圧縮機２１の回転数と第２圧縮機２２の回転数とを交互に調節する制御方法も考えられるが、システムの安定性の面で不安が残るし、制御が複雑になることも予想される。その意味において、第１圧縮機２１の回転数を固定し、第２圧縮機２２の回転数を調節する制御方法は理にかなっている。
ところが、本発明者らが詳細な検討を行なったところ、第２圧縮機２２の回転数のみを上げ下げするよりも効率をよくできる制御方法が存在することを突き止めた。
すなわち、本発明は、
第１圧縮機と、
冷媒回路において前記第１圧縮機に並列に接続された第２圧縮機と、
前記各圧縮機で圧縮された冷媒を冷却する放熱器と、
前記第１圧縮機の回転軸に連結された膨張機と、
前記膨張機で膨張した冷媒を蒸発させる蒸発器と、
前記放熱器で加熱されるべき熱媒体の温度が予め定められた温度範囲内にある場合には、当該冷凍サイクル装置の成績係数を高めるための処理として前記第１圧縮機の回転数を変更するステップを含む第１処理を実行する一方、前記放熱器で加熱されるべき前記熱媒体の温度が前記予め定められた温度範囲内にない場合には、前記成績係数を高めるための処理として前記第２圧縮機の回転数を変更するステップを含む第２処理を実行する効率向上手段を有するコントローラと、
を備えた、冷凍サイクル装置を提供する。
上記本発明では、放熱器で加熱されるべき熱媒体の温度が所定の温度範囲内にあるかどうかを判断し、その判断結果に応じて、第１処理を実行するのか第２処理を実行するのかを選択する。熱媒体の温度が所定の温度範囲内にあれば第１処理を実行し、熱媒体の温度が所定の温度範囲内になければ第２処理を実行する。このようにすれば、単純に第２圧縮機の回転数を上げ下げするよりも効率がよくなる。その理由の詳細は後述する。また、第１圧縮機の回転数と第２圧縮機の回転数とを交互に調節しなくても済むので、各圧縮機の制御も容易であり、システムの安定性も高まる。
本発明の第１実施形態にかかる冷凍サイクル装置を示す構成図 入水温度とＣＯＰの関係を示すグラフ（外気温度：２℃） 入水温度とＣＯＰの関係を示すグラフ（外気温度：１６℃） 外気温度と最適密度比の関係図（入水温度：３５℃） 入水温度と最適密度比の関係図（入水温度：２℃） 超臨界サイクルの高圧とＣＯＰの関係図 第１実施形態の冷凍サイクル装置における各圧縮機の回転数と高圧との関係図 第２圧縮機が設けられていない冷凍サイクル装置における第１圧縮機の回転数と高圧との関係図 第１実施形態にかかる制御のフローチャート 図９のフローチャートに示す制御で実現されるＣＯＰプロファイルを示す概略図 図１０Ａの部分拡大図 本発明の第２実施形態にかかる冷凍サイクル装置を示す構成図 入水温度とＣＯＰの関係を示すグラフ（外気温度：２℃） 第２実施形態にかかる制御のフローチャート 従来の冷凍サイクル装置を示す構成図
（第１実施形態）
図１に示すように、本実施形態の冷凍サイクル装置１００は、第１圧縮機１０１と、第２圧縮機１０２と、放熱器１０３と、膨張機１０４と、蒸発器１０５とを備えている。これらの機器が配管で接続されることによって冷媒回路２００が形成されている。第１圧縮機１０１および第２圧縮機１０２は、それぞれ、冷媒を圧縮する。放熱器１０３は、第１圧縮機１０１で圧縮された冷媒および第２圧縮機１０２で圧縮された冷媒を冷却する。膨張機１０４は、放熱器１０３で冷却された冷媒を膨張させる。蒸発器１０５は、膨張機１０４で膨張した冷媒を加熱する。冷媒回路２００において、第２圧縮機１０２は、第１圧縮機１０１に対して並列に設けられている。第１圧縮機１０１および第２圧縮機１０２のそれぞれに冷媒が導かれるように、蒸発器１０５の下流側で冷媒回路が分岐している。圧縮された冷媒の全量が放熱器１０３に流入するように、放熱器１０３の上流側で冷媒回路２００が合流している。冷媒回路２００には、二酸化炭素やハイドロフルオロカーボン等の冷媒が充填されている。
冷凍サイクル装置１００が給湯機に適用される場合、放熱器１０３に水熱交換器を使用でき、蒸発器１０５に空気熱交換器を使用できる。冷凍サイクル装置１００が空調機に適用される場合、放熱器１０３および蒸発器１０５の両者に空気熱交換器を使用できる。本実施形態では、放熱器１０３が水熱交換器である例を示している。放熱器１０３の内部には、水回路１２９が通されており、水回路１２９を流れる水（熱媒体）と冷媒回路２００を流れる冷媒とが放熱器１０３で熱交換する。
第１圧縮機１０１、第２圧縮機１０２および膨張機１０４は、それぞれ、スクロール型、ロータリ型、レシプロ型等の容積型流体機械で構成されている。冷媒が膨張時に開放するエネルギーは、膨張機１０４によって動力の形で回収される。回収動力が第１圧縮機１０１で使用されるように、第１圧縮機１０１と膨張機１０４とが回転軸１２３によって連結されている。第１圧縮機１０１と膨張機１０４との間には、回転軸１２３を駆動するためのモータ１１０が配置されている。回転軸１２３で連結されているため、本実施形態では、第１圧縮機１０１の回転数と膨張機１０４の回転数とが常に等しい。他方、第２圧縮機１０２には、専用のモータ１１１が接続されている。モータ１１０とモータ１１１とは別々に回転数を制御可能である。言い換えれば、第１圧縮機１０１の回転数と第２圧縮機１０２の回転数とを独立して制御可能である。これにより、密度比一定の制約を回避できる。
第１圧縮機１０１、モータ１１０、回転軸１２３および膨張機１０４は、共通の密閉容器（図示せず）内に収容されている。このタイプの流体機械は、例えば国際公開２００６／０３５９３４号パンフレットに開示されている。同様に、第２圧縮機１０２およびモータ１１１も共通の密閉容器（図示せず）内に収容されている。
冷凍サイクル装置１００は、さらに、運転を制御する手段としてのコントローラ１１５と、モータ１１０に給電する第１インバータ１２５と、モータ１１１に給電する第２インバータ１２７とを備えている。具体的に、コントローラ１１５には、Ａ／Ｄ変換回路、入出力回路、演算回路、記憶装置等を含むＤＳＰ（Digital Signal Processor）が用いられる。コントローラ１１５は、インバータ１２５および１２７を制御することによって、モータ１１０およびモータ１１１の回転数、すなわち、第１圧縮機１０１および第２圧縮機１０２の回転数を調節する。
冷媒回路２００には、放熱器１０３の出口における冷媒の温度を検出する放熱器出口温度センサ１１２と、放熱器１０３の出口における冷媒の圧力を検出する圧力センサ１１７とが設けられている。蒸発器１０５の近傍には、蒸発器１０５の周囲の雰囲気温度（例えば外気温度）を検出する雰囲気温度センサ１１３が設けられている。水回路１２９には、放熱器１０３で加熱されるべき水（熱媒体）の温度を検出する入水温度センサ１１４が設けられている。これらの温度センサには、サーミスタや熱電対などの温度検出素子を使用できる。圧力センサ１１７としては、半導体素子を使用したものが挙げられる。各センサの信号はコントローラ１１５に入力される。
第１圧縮機１０１の吸入容積と、第２圧縮機１０２の吸入容積とは、異なっていてもよいが、等しい方が有利である。第１圧縮機１０１と第２圧縮機１０２とに共通の流体機械を用いることによって、コストを低減できるからである。なお、「吸入容積」とは、吸入完了時の閉じ込め容積のことである。
次に、冷凍サイクル装置１００の運転について説明する。
まず、冷凍サイクル装置１００を給湯式暖房機に適用したときの当該冷凍サイクル装置１００のＣＯＰの変化を調べるために行なった予備実験について説明する。この予備実験では、(i)第２圧縮機１０２の回転数を所定値に固定する一方、最適高圧が得られるように第１圧縮機１０１の回転数を調節する制御と、(ii)第１圧縮機１０１の回転数を所定値に固定する一方、最適密度比が得られるように第２圧縮機１０２の回転数を調節する制御とを試した。「最適高圧」とは、冷媒の物性の観点からＣＯＰが最高になると考えられる、冷凍サイクルの高圧を意味する。「冷凍サイクルの高圧」とは、第１圧縮機１０１および第２圧縮機１０２から吐出され、放熱器１０３を経て膨張機１０４に導かれる冷媒の圧力を意味する。「最適密度比」とは、設計上ＣＯＰが最高になると考えられる密度比を意味する。「密度比」とは、第１圧縮機１０１の入口における冷媒の密度ρeと膨張機１０４の入口における冷媒の密度ρcとの比Ｑ（Ｑ＝ρe／ρc）を意味する。予備実験の条件は以下の通りである。結果を図２および図３に示す。図２および図３の縦軸および横軸は、それぞれ、冷凍サイクル装置１００のＣＯＰと入水温度センサ１１４の検出温度を表している。
第１圧縮機の吸入容積：４ｃｃ
第２圧縮機の吸入容積：４ｃｃ
膨張機の吸入容積：０．８ｃｃ
第１圧縮機の固定回転数：６０Ｈｚ
第２圧縮機の固定回転数：６０Ｈｚ
冷媒：二酸化炭素
外気温度：２℃または１６℃
図２および図３において、ＣＯＰが単調減少しているグラフは、第１圧縮機１０１の回転数を６０Ｈｚに固定する一方、最適密度比が得られるように第２圧縮機１０２の回転数を調節した場合の結果を示している。入水温度が低ければ低いほど第２圧縮機１０２の回転数は高く、入水温度が高ければ高いほど第２圧縮機１０２の回転数は低い。ただし、入水温度と第２圧縮機１０２の回転数とは比例していない。
図２および図３において、極値を有するグラフは、第２圧縮機１０２の回転数を６０Ｈｚに固定する一方、最適高圧が得られるように第１圧縮機１０１の回転数を調節した場合の結果を示している。入水温度が低ければ低いほど第１圧縮機１０１の回転数は高く、入水温度が高ければ高いほど第１圧縮機１０１の回転数は低い。ただし、入水温度と第１圧縮機１０１の回転数とは比例していない。なお、ＣＯＰは、モータの消費電力、沸き上げ温度、入水温度および給湯量から算出した。
図２および図３に示す結果をさらに検討する。
一般に、入水温度が低ければ低いほど放熱器１０３での熱交換効率がよくなるので、入水温度に対してＣＯＰが単調に増減する傾向を予測できる。第１圧縮機１０１の回転数を所定値に固定する一方、最適密度比が得られるように第２圧縮機１０２の回転数を調節する制御(ii)によると、そのような傾向が現れている。しかし、第２圧縮機１０２の回転数を所定値に固定する一方、最適高圧が得られるように第１圧縮機１０１の回転数を調節する制御(i)によると、ＣＯＰが単調に増減せず、ある特定の入水温度にピークが現れる。このような結果が得られた理由は必ずしも明らかではないが、第１圧縮機１０１と膨張機１０４とが回転軸１２３で連結されていること、および超臨界冷媒である二酸化炭素の物性が影響しているものと考えられる。
二酸化炭素等の超臨界冷媒を作動流体に使用し、圧縮機と回転軸で連結された膨張機を搭載した冷凍サイクル装置のＣＯＰを高めるには、以下の２つのポイントに特に留意する必要がある。１つのポイントは、密度比Ｑを最適密度比に調節することである。他の１つのポイントは、冷凍サイクルの高圧を最適高圧に調節することである。
仮に、実際の密度比Ｑが最適密度比に一致したときに自動的に最適高圧が得られているのであれば、上述した制御(i)または(ii)を行うだけで常に最高のＣＯＰが得られるはずである。しかし、現実は異なっている。図２および図３から明らかなように、冷凍サイクル装置１００のＣＯＰが最も高くなる制御方法は運転条件によって切り替わる。最適密度比が得られているからといって、最適高圧が得られているとは限らない。
図２に示すように、例えば外気温度が２℃のときは、入水温度が３５〜４５℃の範囲では上述した制御(i)を行うことでより高いＣＯＰが得られ、その範囲外では上述した制御(ii)を行うことでより高いＣＯＰが得られる。図３に示すように、外気温度が１６℃のときは、入水温度が４０〜４７℃の範囲では制御(i)を行うことでより高いＣＯＰが得られ、その範囲外では制御(ii)を行うことでより高いＣＯＰが得られる。
例えば、冷凍サイクル装置１００を用いた暖房機は、温水が循環する暖房回路（図１に示す水回路１２９に相当する）を有している。そのため、放熱器１０３で加熱されるべき水の温度が３０〜５０℃程度になるのが一般的である。したがって、冷凍サイクル装置１００を効率よく運転するには、入水温度や外気温度等の運転条件に応じて制御方法を切り替えることが望ましい。
また、制御方法を切り替えるべき入水温度Ｔ１およびＴ２は、第１圧縮機１０１および第２圧縮機１０２の固定回転数にも依存する。つまり、固定回転数が変われば、ＣＯＰプロファイルも図２および図３に示す形とは異なるものになる。例えば、冷凍サイクル装置１００の能力の調節範囲が重要でない場合には、第１圧縮機１０１の定格回転数を制御（ii）における第１圧縮機１０１の固定回転数として採用し、かつ第２圧縮機１０２の定格回転数を制御（i）における第２圧縮機１０２の固定回転数として採用できる。他方、制御方法を切り替えるべき入水温度Ｔ１およびＴ２が、外気温度および固定回転数に対応して定められていると、冷凍サイクル装置１００の能力の調節範囲が広くなる。
次に、密度比Ｑおよび最適密度比について詳しく説明する。
第１圧縮機１０１の吸入容積をＶc、膨張機１０４の吸入容積をＶe、第１圧縮機１０１の回転数をＨｚ1、第２圧縮機１０２の回転数をＨｚ2、第１圧縮機１０１の入口における冷媒の比容積をＭc、膨張機１０４の入口における冷媒の比容積をＭe、冷凍サイクル装置１００における冷媒の重量循環量をＧとすると、下記式（１）の関係が成立する。
Ｖc*Ｈｚ1：Ｖe*Ｈｚ1＝Ｍc*（Ｈｚ1／（Ｈｚ1＋Ｈｚ2））*Ｇ：Ｍe*Ｇ・・・（１）
第１圧縮機１０１の入口における冷媒の密度ρcと膨張機１０４の入口における冷媒の密度ρeを用いて式（１）を展開すると、次式（２）が得られる。
ρe／ρc＝（Ｖc／Ｖe）*（（Ｈｚ1＋Ｈｚ2）／Ｈｚ1）・・・（２）
右辺のＶc／Ｖeは設計値であり、これを任意に変更するのは困難である。したがって、所望の密度比Ｑ（Ｑ＝ρe／ρc）を得るためには、第１圧縮機１０１の回転数Ｈｚ1および／または第２圧縮機１０２の回転数Ｈｚ2を調節する必要がある。ここで、図４に示すように、外気温度が低くなればなるほど最適密度比は大きくなる。図５に示すように、入水温度が低くなればなるほど最適密度比は大きくなる。その他、最適密度比は圧縮機の吸入冷媒温度、冷凍サイクル装置の仕様、冷媒充填量等の様々な要因から影響を受ける。
例えば、外気温度が７℃（冬期条件）、密度比Ｑの目標値（最適密度比）が１０である場合を考える。第１圧縮機１０１の吸入容積Ｖcを４ｃｃ、第１圧縮機１０１の回転数Ｈｚ1を６０Ｈｚ、膨張機１０４の吸入容積Ｖeを０．８ｃｃとすると、第２圧縮機１０２の回転数Ｈｚ2は６０Ｈｚである。外気温度が２５℃（夏期条件）で密度比Ｑの目標値が８である場合には、第２圧縮機１０２の回転数Ｈｚ2は３６Ｈｚである。
本実施形態では、最適密度比が得られるように第２圧縮機１０２を制御する。第１圧縮機１０１の回転数を所定値に固定しつつ第２圧縮機１０２の回転数を変化させると、膨張機１０４の体積流量を一定に保ちながら圧縮冷媒の体積流量のみを増減できるので、密度比の調節幅が大きくなる利点がある。昼夜や季節間の温度差が激しい地域では最適密度比の差も大きくなるので、この利点が特に意義を持つ。また、本実施形態では、最適高圧を得るために第１圧縮機１０１の回転数を調節する。第１圧縮機１０１の回転数が変化すると、膨張機１０４の回転数も変化する。そのため、第１圧縮機１０１を使用すると冷凍サイクルの高圧の微調節が容易である。
次に、冷凍サイクルの高圧および最適高圧について詳しく説明する。
二酸化炭素を冷媒に使用した冷凍サイクルは、高圧側（圧縮機から放熱器を経て膨張機に至る部分）で冷媒が超臨界状態となる超臨界サイクルを形成する。そのため、図６に示すように、高圧に対してＣＯＰがピークを持つ。しかし、ピークに対応する最適高圧は、放熱器１０３の出口における冷媒の温度や外気温度等によって変化する。図６は、過熱度が５℃、入水温度が３５℃のときの例である。
最適高圧は冷凍サイクルの状態から計算できる。具体的には、放熱器出口温度センサ１１２および雰囲気温度センサ１１３の検出結果に基づいて最適高圧を計算できる。高圧を変化させる最も有効な手段は、圧縮機の回転数を変化させることである。第１圧縮機１０１の回転数を変化させることによって高圧を任意に調節できる。
確認実験として、各圧縮機の回転数と高圧との関係を季節毎に調べた。結果を図７に示す。例えば中間期条件では、実際の高圧（図７中にひし形の印で表されたデータ）が最適高圧（図７中に×印で表されたデータ）に一致するように第１圧縮機１０１の回転数を調節し、必要な加熱能力が得られるように第２圧縮機１０２の回転数を調節した。第１圧縮機１０１および第２圧縮機１０２を適切に制御することにより、冬期、中間期および夏期の全てにおいて、実際の高圧と最適高圧とを一致させることができた。
また、第２圧縮機が設けられていない冷凍サイクル装置における、第１圧縮機の回転数と高圧との関係も季節毎に調べた。結果を図８に示す。冬期条件では実際の高圧と最適高圧とがよく一致したが、中間期条件および夏期条件では実際の高圧が最適高圧から大きく乖離した。これは、第１圧縮機および膨張機が冬期条件をベースに設計されているからである。第２圧縮機が設けられていない場合、密度比Ｑが回転数に関係なく常に一定になるため（密度比一定の制約）、高圧は成り行き任せになる。冬期だけなら高いＣＯＰが得られるが、通年のＣＯＰは芳しくない。
次に、各圧縮機の制御手順について、図９のフローチャートを参照して説明する。冷凍サイクル装置１００が給湯機（暖房機を含む）に適用された例について説明する。
コントローラ１１５は、図９に示す制御を定期的に実行する。まず、ステップ２０１において、冷凍サイクル装置１００の起動契機を取得したかどうかを判断する。「起動契機」には、運転を開始すべき旨をコントローラ１１５に通知する契機や、冷凍サイクル装置１００に対する要求能力が変更されたことをコントローラ１１５に通知する契機等が含まれる。前者の契機は、例えば、ユーザーが蛇口を開いて湯を使用し始めたとき、暖房のスイッチをオンしたとき、タンクに貯めた湯の量が所定量以下となったとき、深夜に自動的に貯湯運転を行なうとき等に発生する。後者の契機は、例えば、ユーザーが暖房の設定温度を変更したとき、暖房の強さを弱から強に変更したとき等に発生する。「要求能力」とは、冷凍サイクル装置１００が発揮するべき能力を意味する。
冷凍サイクル装置１００が運転中でない場合、または、運転中であっても要求能力に変更があった場合には、ステップ２０２〜２０４の初期設定処理を実行する。他方、冷凍サイクル装置１００が既に運転中であり、かつ要求能力に変更がない場合には、ステップ２０２〜２０４を省略してステップ２０５以降の処理を実行する。
ステップ２０２では、まず、起動契機に含まれた情報であるユーザーの指示等に基づいて要求能力を計算する。冷凍サイクル装置１００が風呂の給湯機に適用されるのであれば、「ユーザーの指示」とは、例えばユーザーがリモコン等で選択する「追い炊き運転」や「足し湯運転」である。「追い炊き運転」のときは出湯温度が５０℃になるように要求能力（例えば５ｋＷ）を設定し、「足し湯運転」のときは出湯温度が４０℃になるように要求能力（例えば４ｋＷ）を設定する。冷凍サイクル装置１００が暖房機に適用されるのであれば、例えば、ユーザーが設定した室温に応じて要求能力が設定される。また、コントローラ１１５が外気温度、必要な湯量、入水温度等のパラメータに基づいて要求能力を自動で設定することもある。
次に、ステップ２０３において、要求能力を発揮できるように第１圧縮機１０１および第２圧縮機１０２の各初期回転数を決定する。具体的には、要求能力に対応する形で第１圧縮機１０１および第２圧縮機１０２の各初期回転数が予め定められている。第１圧縮機１０１の初期回転数と第２圧縮機１０２の初期回転数とは同一であってもよいし、異なっていていてもよい。また、要求能力だけでなく、雰囲気温度センサ１１３や入水温度センサ１１４の検出結果に基づいて初期回転数が決定されてもよい。決定された初期回転数で第１圧縮機１０１および第２圧縮機１０２が動作するように、インバータ１２５，１２７に指示を与える。
次に、ステップ２０４において、入水温度を検出して、冷凍サイクル装置１００の現在の制御モードを設定する。図１０Ａに示すように、入水温度がＴ１よりも小さい場合、または入水温度がＴ２よりも大きい場合には、先に説明した制御（ii）を実行する「密度比制御モード」を設定し、メモリに記憶する。他方、入水温度がＴ１〜Ｔ２の範囲内にある場合には、先に説明した制御（i）を実行する「高圧制御モード」を設定し、メモリに記憶する。
次に、ステップ２０５において、当該冷凍サイクル装置１００の運転状態を認識するために、放熱器出口温度センサ１１２、雰囲気温度センサ１１３および入水温度センサ１１４から信号を取得して各温度を検出する。
次に、ステップ２０６において、検出された入水温度が予め定められた温度範囲Ｔ１〜Ｔ２内にあるかどうかを判断する。「予め定められた温度範囲」は、蒸発器１０５の周囲の雰囲気温度に対応して定められた温度範囲である。図２および図３を参照して説明したように、例えば、外気温度が２℃の場合には「予め定められた温度範囲」は３５〜４５℃であり、外気温度が１６℃の場合には「予め定められた温度範囲」は４０〜４７℃である。
また、各圧縮機の固定回転数が一定でない場合、「予め定められた温度範囲」は、高圧制御モードで第１処理を実行する際の第２圧縮機１０２の固定回転数、および密度比制御モードで第２処理を実行する際の第１圧縮機１０１の固定回転数に対応して定められた温度範囲でもある。後述するように、「第１処理」は、第１圧縮機１０１の回転数を変更するステップを含む処理である。同様に、「第２処理」は、第２圧縮機１０２の回転数を変更するステップを含む処理である。
入水温度が温度範囲Ｔ１〜Ｔ２内にある場合、冷凍サイクルの高圧を最適高圧Ｐｍに合わせることによって冷凍サイクル装置のＣＯＰを最も高くできる。したがって、ステップ２０７に移り、まず、制御モードを切り替える必要があるかどうかを判断する。制御モードを切り替える必要がある場合には、ステップ２０８で各圧縮機の回転数を調節する。
図１０Ａに示すように、入水温度が徐々に上昇してＴ１を超えたとき、制御モードが密度比制御モードから高圧制御モードに切り替わる。つまり、図１０Ｂに示すように、ＣＯＰプロファイルが点Ｐ1から点Ｐ2に向かうラインを辿る。例えば、点Ｐ1における第１圧縮機１０１の回転数（固定回転数）が６０Ｈｚであり、第２圧縮機１０２の回転数が４５Ｈｚであるとする。また、点Ｐ2における第１圧縮機１０１の回転数が４８Ｈｚであり、第２圧縮機１０２の回転数（固定回転数）が６０Ｈｚであるとする。固定回転数で運転するべき圧縮機を第１圧縮機１０１から第２圧縮機１０２に切り替えるので、点Ｐ1から点Ｐ2への変化の過程で各圧縮機の回転数の調節を行う。もちろん、固定回転数で運転するべき圧縮機を第２圧縮機１０２から第１圧縮機１０１に切り替える場合もある。なお、各圧縮機の回転数が急激に変化すると、サイクルが不安定になる可能性があるので、ステップ２０８における各圧縮機の回転数の変化は、なるべく緩やかであることが好ましい。
次に、ステップ２０９において、ＣＯＰを最も高くできる最適高圧Ｐｍ（目標高圧）を計算する。よく知られているように、最適高圧Ｐｍは入水温度や放熱器出口温度と密接に関係している。入水温度と最適高圧Ｐｍとの相関式（または相関テーブル）をコントローラ１１５に予めインプットしておけば、検出された入水温度に基づいて、最適高圧Ｐｍを求めることができる。入水温度に代えて、放熱器出口温度を用いる場合でも同様である。
次に、ステップ２１０において、圧力センサ１１７によって実際の高圧Ｐｄを検出し、検出した高圧Ｐｄと最適高圧Ｐｍとの大小を比較する。Ｐｄ＜Ｐｍの場合はステップ２１１に移り、第１圧縮機１０１の回転数を上げる。Ｐｄ≧Ｐｍの場合はステップ２１２に移り、第１圧縮機１０１の回転数を下げる。なお、圧力センサ１１７を使用せずに実際の高圧Ｐｄを求める（推定する）こともできる。よく知られているように、冷凍サイクルの高圧は、圧縮機の回転数や外気温度等のパラメータと密接に関係している。したがって、そのようなパラメータに対応する形で高圧が記述された相関テーブルを使用して実際の高圧Ｐｄを求めてもよい。
なお、最適高圧Ｐｍを得るための第１圧縮機１０１の回転数が入水温度に対応する形で記述された相関テーブルがコントローラ１１５に予めインプットされていてもよい。その相関テーブルを参照することにより、入水温度に応じて第１圧縮機１０１の回転数を一義的に決定できる。
他方、入水温度が温度範囲Ｔ１〜Ｔ２内にない場合、密度比Ｑを最適密度比Ｑｍに一致させることによって冷凍サイクル装置のＣＯＰを最も高くできる。ステップ２１３に移り、まず、制御モードを切り替える必要があるかどうかを判断する。制御モードを切り替える必要がある場合には、ステップ２１４で各圧縮機の回転数を調節する。ステップ２１３および２１４の処理は、先に説明したステップ２０７および２０８と同じ処理である。
次に、ステップ２１５において、ＣＯＰを最も高くできる最適密度比Ｑｍ（目標密度比）を計算する。図４および図５を参照して説明したように、最適密度比Ｑｍは入水温度や外気温度と密接に関係している。入水温度と最適密度比Ｑｍとの相関式（または相関テーブル）をコントローラ１１５に予めインプットしておけば、検出された入水温度に基づいて、最適密度比Ｑｍを求めることができる。入水温度に代えて、外気温度を用いる場合でも同様である。
ステップ２１６では、実際の密度比Ｑと最適密度比Ｑｍとの大小を比較する。Ｑ＜Ｑｍの場合はステップ２１７に移り、第２圧縮機１０２の回転数を上げる。Ｑ≧Ｑｍの場合はステップ２１８に移り、第２圧縮機１０２の回転数を下げる。実際の密度比Ｑは、前述した（２）式に基づいて計算できる。
なお、ステップ２０６〜２１８の処理を実行した後、第１圧縮機１０１の回転数または第２圧縮機１０２の回転数を補正する処理を実行してもよい。具体的には、第１圧縮機１０１の回転数または第２圧縮機１０２の回転数を変更したことに起因して、各圧縮機の回転数が要求能力を発揮するのに必要十分であるかどうかを判断する。能力が足りない場合には、不足している能力を補償しうる補正係数を各圧縮機の回転数に乗じて、各圧縮機の回転数を上げる。同様に、能力が過剰な場合には、過剰な能力を削減しうる補正係数を各圧縮機の回転数に乗じて、各圧縮機の回転数を下げる。言い換えると、コントローラ１１５は、第１処理（ステップ２０９〜２１２）または第２処理（ステップ２１５〜２１８）が実行された後に、当該冷凍サイクル装置１００に対する要求能力を満たすようにその時点の第１圧縮機１０１の回転数および／または第２圧縮機１０２の回転数を補正する手段をさらに有する。このような補正を行うことで、ＣＯＰを高く維持しつつ、必要十分な能力での運転が可能になる。なお、補正を行うと固定回転数が変化するので、温度範囲Ｔ１〜Ｔ２も変化する。
以上のように、コントローラ１１５は、入水温度が予め定められた温度範囲Ｔ１〜Ｔ２内にある場合には、当該冷凍サイクル装置１００のＣＯＰを高めるための処理として第１処理を実行する一方、入水温度が予め定められた温度範囲Ｔ１〜Ｔ２内にない場合には、ＣＯＰを高めるための処理として第２処理を実行する効率向上手段を有する。第１処理（ステップ２０９〜２１２）は、第１圧縮機１０１の回転数を変更するステップを含む処理である。第２処理（ステップ２１５〜２１８）は、第２圧縮機１０２の回転数を変更するステップを含む処理である。冷凍サイクル装置１００の運転状態に応じて２つの制御方法（制御モード）を切り替えることによって、全ての運転条件において優れたＣＯＰが得られる。
第１処理のステップ２１１および２１２は、冷凍サイクルの高圧側における冷媒の圧力ＰｄがＣＯＰを最も高くできる最適高圧Ｐｍに近づくように第１圧縮機１０１の回転数を変更するステップである（最適高圧制御）。第２処理のステップ２１７および２１８は、膨張機１０４の入口冷媒密度ρeと第１圧縮機１０１（または第２圧縮機１０２）の入口冷媒密度ρcとの密度比ＱがＣＯＰを最も高くできる最適密度比Ｑｍに近づくように第２圧縮機１０２の回転数を変更するステップである（最適密度比制御）。
具体的に、第１処理において、高圧Ｐｄと最適高圧Ｐｍとを比較することによって現在の高圧Ｐｄを変更する必要があるかどうかを判断する。高圧Ｐｄが低すぎる場合には第１圧縮機１０１の回転数を上げ、高圧Ｐｄが高すぎる場合には第１圧縮機１０１の回転数を下げる。第２処理において、密度比Ｑと最適密度比Ｑｍとを比較することによって現在の密度比Ｑを変更する必要があるかどうかを判断する。密度比Ｑが小さすぎる場合には第２圧縮機１０２の回転数を上げ、密度比Ｑが大きすぎる場合には第２圧縮機１０２の回転数を下げる。このような第１処理および第２処理を適切に実行することによって、全ての運転条件において優れたＣＯＰが得られる。
また、本実施形態では、当該冷凍サイクル装置１００の起動契機を取得することを条件として、当該冷凍サイクル装置１００に対する要求能力を発揮しうる第１圧縮機１０１および第２圧縮機１０２の各初期回転数を設定する初期設定手段をコントローラ１１５が有する。冷凍サイクル装置１００の起動後、入水温度が予め定められた温度範囲Ｔ１〜Ｔ２内にある場合には、第１圧縮機１０１および第２圧縮機１０２が各初期回転数で動作している初期動作状態での高圧Ｐｄに基づいて、第１処理（ステップ２０９〜２１２）を実行する。入水温度が予め定められた温度範囲Ｔ１〜Ｔ２内にない場合には、その初期動作状態での密度比Ｑに基づいて、第２処理（ステップ２１５〜２１８）を実行する。このようにすれば、冷凍サイクル装置１００をスムーズに起動できる。
図１０Ａに示すように、温度Ｔ１およびＴ２で密度比制御モードと高圧制御モードとの切り替えを行う結果、温度Ｔ１よりも低い入水温度および温度Ｔ２よりも高い入水温度では、入水温度の上昇に応じてＣＯＰが単調減少する。温度範囲Ｔ１〜Ｔ２では、入水温度の上昇に応じてＣＯＰが増加および減少して１つの極値を示す。
なお、本実施形態では、ステップ２１０において、高圧Ｐｄと最適高圧Ｐｍとの大小を比較している。ただし、最適高圧Ｐｍが一定の範囲を有していてもよい。すなわち、高圧Ｐｄが最適高圧Ｐｍ＋αを超えたときに第１圧縮機１０１の回転数を下げる一方、高圧ＰｄがＰｍ−αを下回ったときに第１圧縮機１０１の回転数を上げる。同様に、最適密度比Ｑｍが一定の範囲を有していてもよい。すなわち、密度比Ｑが最適密度比Ｑｍ＋αを超えたときに第２圧縮機１０２の回転数を下げる一方、密度比Ｑが最適密度比Ｑｍ−αを下回ったときに第２圧縮機１０２の回転数を上げる。このような不感帯を設けることにより、高圧Ｐｄが多少ふらついたとしても回転数の変更を頻繁にせずに済む。同様の不感帯を温度Ｔ１およびＴ２に設けてもよい。
（第２実施形態）
図１１に示すように、本実施形態の冷凍サイクル装置３００は、流量調節弁１３４を有するインジェクション回路１３２をさらに備えている点で第１実施形態と相違する。インジェクション回路１３２は、放熱器１０３の出口と膨張機１０４の中間圧部とを流量調節弁１３４を介して接続している。流量調節弁１３４の開度を調節するバルブコントローラ１３６がコントローラ１１５に接続されている。インジェクション回路１３２の冷媒流量は、流量調節弁１３４の開度に応じて変化する。なお、「中間圧部」とは、膨張過程の冷媒に高圧冷媒を混ぜるために設けられた部分である。典型的に、中間圧部は、膨張室内に面している開口部である。
第１実施形態で説明したように、外気温度が２５℃（夏期条件）の場合、最適密度比Ｑｍが８であり、このときの第２圧縮機１０２の回転数Ｈｚ2は３６Ｈｚである。しかし、第２圧縮機１０２を低回転数で運転することは信頼性の観点で好ましくない。また、モータの効率が最大になる回転数（例えば６０Ｈｚ）で第２圧縮機１０２を運転することが望ましい。本実施形態によると、第２圧縮機１０２を定格付近の回転数で運転しつつ、インジェクション回路１３２に余剰冷媒を流すことによってＣＯＰを高く保てる。
また、第１実施形態と同様、冷凍サイクル装置３００のＣＯＰを最も高くできる制御方法（制御モード）は、運転条件によって切り替わる。図１２に示すように、本実施形態の冷凍サイクル装置３００によると、例えば外気温度が２℃のときは、入水温度が３６〜４３℃の範囲では第１実施形態で説明した制御(i)を行うことでより高いＣＯＰが得られる。その範囲外では制御(ii)を行うことでより高いＣＯＰが得られる。このことは、より高いＣＯＰを得るために制御方法を切り替えるべき温度範囲が、放熱器出口温度や外気温度だけでなく、冷凍サイクル装置の構成に依存することを表している。
本実施形態における制御のフローチャートを図１３に示す。ステップ３０１〜３１６は、第１実施形態で説明したステップ２０１〜２１６と同じである。ステップ３１６で現在の密度比Ｑと最適密度比Ｑｍとを比較し、Ｑ＜Ｑｍの場合はステップ３１７に移り、第２圧縮機１０２の回転数を上げる。Ｑ≧Ｑｍの場合はステップ３１８に移り、第２圧縮機１０２の回転数を下げると同時に、流量調節弁１３４の開度を大きくする。第２圧縮機１０２の回転数を調節するだけでは実際の密度比Ｑを最適密度比Ｑｍに合わせることができない場合でも、インジェクション回路１３２に設けた流量調節弁１３４の働きにより、冷凍サイクル装置３００のＣＯＰを高めることができる。
（変形例）
放熱器１０３の冷媒側出口において、冷媒の温度と水の温度との間には、密接な関係がある。例えば、ある給湯機では、（放熱器の出口における冷媒の温度）≒（入水温度＋５℃）の関係が成立する。したがって、放熱器出口温度センサ１１２の検出結果に基づいて放熱器１０３で加熱されるべき水の温度（入水温度）を間接的に検出してもよい。その場合、入水温度センサ１１４を省略できるので、コスト低減に資する。また、外気温度から入水温度を間接的に検出することも考えられる。すなわち、入水温度に代えて、放熱器１０３の出口における冷媒の温度または外気温度を用いて一連の制御を行ってもよい。また、放熱器１０３が水熱交換器以外の熱交換器（例えば空気熱交換器）である場合は、入水温度に代えて、放熱器１０３で加熱されるべき空気等の熱媒体の温度を使用できる。
本発明は、給湯機、暖房機、浴室乾燥機、空気調和装置など、様々な用途の冷凍サイクル装置に適用できる。

Claims (8)

  1. 第１圧縮機と、
    冷媒回路において前記第１圧縮機に並列に接続された第２圧縮機と、
    前記各圧縮機で圧縮された冷媒を冷却する放熱器と、
    前記第１圧縮機の回転軸に連結された膨張機と、
    前記膨張機で膨張した冷媒を蒸発させる蒸発器と、
    前記放熱器で加熱されるべき熱媒体の温度が予め定められた温度範囲内にある場合には、当該冷凍サイクル装置の成績係数を高めるための処理として前記第１圧縮機の回転数を変更するステップを含む第１処理を実行する一方、前記放熱器で加熱されるべき前記熱媒体の温度が前記予め定められた温度範囲内にない場合には、前記成績係数を高めるための処理として前記第２圧縮機の回転数を変更するステップを含む第２処理を実行する効率向上手段を有するコントローラと、
    を備えた、冷凍サイクル装置。
  2. 前記予め定められた温度範囲は、前記蒸発器の周囲の雰囲気温度に対応して定められた温度範囲である、請求項１に記載の冷凍サイクル装置。
  3. 前記予め定められた温度範囲は、さらに、前記第１処理を実行する際の前記第２圧縮機の回転数、および前記第２処理を実行する際の前記第１圧縮機の回転数に対応して定められた温度範囲である、請求項２に記載の冷凍サイクル装置。
  4. 前記第１圧縮機の回転数を変更するステップは、冷凍サイクルの高圧側における冷媒の圧力Ｐｄが前記成績係数を最も高くできる最適高圧Ｐｍに近づくように前記第１圧縮機の回転数を変更するステップであり、
    前記第２圧縮機の回転数を変更するステップは、前記膨張機の入口冷媒密度ρeと前記圧縮機の入口冷媒密度ρcとの密度比Ｑが前記成績係数を最も高くできる最適密度比Ｑｍに近づくように前記第２圧縮機の回転数を変更するステップである、請求項１に記載の冷凍サイクル装置。
  5. 前記効率向上手段は、
    前記第１処理において、前記圧力Ｐｄと前記最適高圧Ｐｍとを比較することによって現在の前記圧力Ｐｄを変更する必要があるかどうかを判断するとともに、前記圧力Ｐｄが低すぎる場合には前記第１圧縮機の回転数を上げ、前記圧力Ｐｄが高すぎる場合には前記第１圧縮機の回転数を下げる一方、
    前記第２処理において、前記密度比Ｑと前記最適密度比Ｑｍとを比較することによって現在の前記密度比Ｑを変更する必要があるかどうかを判断するとともに、前記密度比Ｑが小さすぎる場合には前記第２圧縮機の回転数を上げ、前記密度比Ｑが大きすぎる場合には前記第２圧縮機の回転数を下げる、請求項４に記載の冷凍サイクル装置。
  6. 当該冷凍サイクル装置の起動契機を取得することを条件として、当該冷凍サイクル装置に対する要求能力を発揮しうる前記第１圧縮機および前記第２圧縮機の各初期回転数を設定する初期設定手段を前記コントローラがさらに有する、請求項５に記載の冷凍サイクル装置。
  7. 前記放熱器の出口における冷媒の温度を検出する放熱器出口温度センサをさらに備え、
    前記放熱器出口温度センサの検出結果に基づいて前記放熱器で加熱されるべき熱媒体の温度を間接的に検出する、請求項１に記載の冷凍サイクル装置。
  8. 流量調節弁を有し、前記放熱器の出口と前記膨張機の中間圧部とを前記流量調節弁を介して接続するインジェクション回路をさらに備え、
    前記第２処理が、前記流量調節弁の開度を変更するステップをさらに含む、請求項１に記載の冷凍サイクル装置。
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Cited By (1)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
US20190257564A1 (en) * 2016-09-08 2019-08-22 Mitsubishi Electric Corporation Refrigeration cycle apparatus

Families Citing this family (10)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
US9353315B2 (en) 2004-09-22 2016-05-31 Rodney T. Heath Vapor process system
JP4932886B2 (ja) * 2009-09-30 2012-05-16 三菱重工コンプレッサ株式会社 ガス処理装置
WO2011083510A1 (ja) * 2010-01-07 2011-07-14 三菱電機株式会社 冷凍サイクル装置及びそれに搭載される膨張機
CA2870437A1 (en) * 2011-04-15 2012-10-18 Rodney T. Heath Compressor inter-stage temperature control
CN103765125B (zh) * 2011-09-01 2016-01-20 三菱电机株式会社 制冷循环装置
WO2013170190A1 (en) 2012-05-10 2013-11-14 Heath Rodney T Treater combination unit
US9527786B1 (en) 2013-03-15 2016-12-27 Rodney T. Heath Compressor equipped emissions free dehydrator
US9932989B1 (en) 2013-10-24 2018-04-03 Rodney T. Heath Produced liquids compressor cooler
US10345038B2 (en) * 2017-04-25 2019-07-09 Emerson Climate Technologies Retail Solutions, Inc. Dynamic coefficient of performance calculation for refrigeration systems
CN115247922A (zh) * 2022-06-27 2022-10-28 浙江中广电器集团股份有限公司 一种防止压缩机冷媒回流到闪蒸罐的自动控制方法

Citations (6)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JPH04340062A (ja) * 1991-05-14 1992-11-26 Nippondenso Co Ltd 冷凍サイクル
GB2309748A (en) * 1996-01-31 1997-08-06 Univ City Deriving mechanical power by expanding a liquid to its vapour
JP2004108683A (ja) * 2002-09-19 2004-04-08 Mitsubishi Electric Corp 冷凍空調装置及び冷凍空調装置の運転方法
JP2004212006A (ja) * 2003-01-08 2004-07-29 Daikin Ind Ltd 冷凍装置
JP2007132622A (ja) * 2005-11-11 2007-05-31 Daikin Ind Ltd ヒートポンプ給湯装置
JP2007255889A (ja) * 2007-05-24 2007-10-04 Mitsubishi Electric Corp 冷凍空調装置

Family Cites Families (11)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
US4033738A (en) * 1976-03-12 1977-07-05 Westinghouse Electric Corporation Heat pump system with multi-stage centrifugal compressors
JP2001116371A (ja) 1999-10-20 2001-04-27 Daikin Ind Ltd 空気調和装置
JP3863480B2 (ja) * 2002-10-31 2006-12-27 松下電器産業株式会社 冷凍サイクル装置
KR100465723B1 (ko) * 2002-12-20 2005-01-13 엘지전자 주식회사 공기조화기의 냉방 운전 방법
US6898941B2 (en) * 2003-06-16 2005-05-31 Carrier Corporation Supercritical pressure regulation of vapor compression system by regulation of expansion machine flowrate
KR100585694B1 (ko) * 2004-04-22 2006-06-07 엘지전자 주식회사 혼합형 유니터리 공기조화장치
CN100449228C (zh) * 2004-04-27 2009-01-07 松下电器产业株式会社 热泵装置
KR100608683B1 (ko) * 2004-08-20 2006-08-08 엘지전자 주식회사 공기조화기 및 그의 절전운전방법
JP4617811B2 (ja) 2004-09-30 2011-01-26 ダイキン工業株式会社 流体機械
DE102005009173A1 (de) * 2005-02-17 2006-08-24 Bitzer Kühlmaschinenbau Gmbh Kälteanlage
JP2008039237A (ja) * 2006-08-03 2008-02-21 Matsushita Electric Ind Co Ltd 冷凍サイクル装置

Patent Citations (6)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JPH04340062A (ja) * 1991-05-14 1992-11-26 Nippondenso Co Ltd 冷凍サイクル
GB2309748A (en) * 1996-01-31 1997-08-06 Univ City Deriving mechanical power by expanding a liquid to its vapour
JP2004108683A (ja) * 2002-09-19 2004-04-08 Mitsubishi Electric Corp 冷凍空調装置及び冷凍空調装置の運転方法
JP2004212006A (ja) * 2003-01-08 2004-07-29 Daikin Ind Ltd 冷凍装置
JP2007132622A (ja) * 2005-11-11 2007-05-31 Daikin Ind Ltd ヒートポンプ給湯装置
JP2007255889A (ja) * 2007-05-24 2007-10-04 Mitsubishi Electric Corp 冷凍空調装置

Cited By (2)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
US20190257564A1 (en) * 2016-09-08 2019-08-22 Mitsubishi Electric Corporation Refrigeration cycle apparatus
US10982889B2 (en) * 2016-09-08 2021-04-20 Mitsubishi Electric Corporation Refrigeration cycle apparatus

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