JP5981376B2 - 空気調和機、および空気調和機の運転方法 - Google Patents
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Description
特許文献1には、圧縮機入口側における冷媒(R32)の乾き度を0.65から0.85に設定する空気調和機(冷凍機)が記載されている。
本実施例の空気調和機1は、室外機10、室内機20、および制御装置1aを含んで構成される。室外機10は、室外熱交換器11(熱源側熱交換器)、室外ファン12、室外膨張弁13、圧縮機14、アキュムレータ15、および四方弁16を含んで構成される。一方、室内機20は、室内熱交換器21(利用側熱交換器)、室内ファン22、室内膨張弁23を含んで構成される。
そして、室外機10と室内機20は、配管30,31で接続される。
また、本実施例の空気調和機1は、圧縮機14、室外熱交換器11(熱源側熱交換器)、室外膨張弁13、室内熱交換器21(利用側熱交換器)、室内膨張弁23で冷凍サイクルが構成され、この冷凍サイクルを循環する冷媒としてR32(ジフルオロメタン)が使用される。
圧縮機14で圧縮された冷媒(気体)は、四方弁16を経由して室外熱交換器11に流入し、室外ファン12で送風される外気との熱交換で冷却されて凝縮する。室外熱交換器11で凝縮した冷媒(液体)は、室外膨張弁13を経由し配管30を流通して室内機20に導入される。
室内熱交換器21で気化した冷媒(気体)は、配管31を流通して室外機10に導入され、四方弁16を流通してアキュムレータ15に流入する。アキュムレータ15は、過渡的に液冷媒が過剰に流入した際に冷媒(液体)を貯留するバッファタンクとして機能し、これによって圧縮機14での液圧縮が防止される。したがって、アキュムレータ15において冷媒の乾き度が高まり、圧縮機14には乾き度の高い冷媒が流入する。
圧縮機14で圧縮された冷媒(気体)は、四方弁16を経由して配管31を流通し、室内機20に導入される。室内機20に導入された冷媒(気体)は室内熱交換器21に流入し、室内ファン22で送風される室内空気との熱交換で冷却されて凝縮する。このとき、室内熱交換器21で凝縮する冷媒(気体)が凝縮熱を室内空気に与えて室内空気を加熱する。室内熱交換器21で凝縮した冷媒(液体)は室内膨張弁23を経由して配管30を流通し、室外機10に導入される。室外機10に導入された冷媒(液体)は、室外膨張弁13で減圧されて室外熱交換器11に流入する。室外熱交換器11に流入した冷媒(液体)は、室外ファン12で送風される外気との熱交換で気化し、四方弁16を経由してアキュムレータ15に流入する。そして、アキュムレータ15で乾き度が高まった冷媒(気体、または気液二相状態)が圧縮機14に流入する。
また、室外機10には、室外熱交換器11での冷媒の凝縮温度Tc(冷房運転時)、または蒸発温度Te(暖房運転時)を計測するための温度センサ10tbが備わり、室内機20には、室内熱交換器21での冷媒の蒸発温度Te(冷房運転時)、または凝縮温度Tc(暖房運転時)を計測するための温度センサ20taが備わっている。
なお、吐出温度Tdに替えて、圧縮機14のチャンバー上部温度を計測して使用する構成としてもよい。
例えば、空気調和機1(図1参照)が暖房運転されるとき、点A1の状態にある冷媒(気体)は、圧縮機14で圧縮されて温度(比エンタルピ)と圧力が上昇して点A2の状態になり室内機20に導入される。室内機20に導入された冷媒(気体)は、室内熱交換器21においてほぼ等圧で凝縮して点A3の状態(液体)になり、室外機10に導入される。点A3の状態で室外機10に導入された冷媒(液体)は室外膨張弁13で減圧されて点A4の状態になり、室外熱交換器11で気化して点A1の状態(気体)になる。このように、暖房運転する空気調和機1では、冷媒(R32)が点A1〜A4の状態を遷移しながら循環する。つまり、圧縮機14で圧縮(点A1→A2)された冷媒(気体)が室内機20の室内熱交換器21で凝縮(点A2→A3)するときに室内空気を加熱する。
しかしながら、圧縮機14の入口側における冷媒の状態(点A1’)が飽和線C100よりも低い温度(または比エンタルピ)になると圧縮機14の入口側における冷媒の乾き度が1.00よりも低くなる。
そこで、本実施例の空気調和機1は、吸入乾き度Xsが0.85より高い状態で運転される構成とする。なお、図2に示す二点鎖線は、乾き度が0.85になる「等乾き度線C85」を示す。
例えば、図3に示すように、圧縮機14の出口側における冷媒の吐出温度Tdを圧縮機14の許容上限温度以下の上限温度(Tdmax)に維持する場合、圧縮機14の出口側における冷媒の状態を示す点(点A2−n:n=1,2,3,・・・)が、吐出温度Tdが上限温度(Tdmax)を示す等温線上(一点鎖線)になるように状態変化させる。
例えば、圧縮機14の許容上限温度が120℃の場合、冷媒の吐出温度Tdの上限温度を100℃程度に設定する(「Tdmax=100[℃]」とする)。
このようにして決定される点A1−nと、点A2−nから圧縮機14の圧力比ε(吐出圧力Pd/吸入圧力Ps)が決定される。つまり、吸入圧力Psに対する圧力比εが決定される。
図3に示すように、吸入圧力Psが高いほど(Ps1→Ps2→Ps3)、吐出圧力Pdを高くすることができるが(Pd1→Pd2→Pd3)、吸入圧力Psが上昇する割合よりも吐出圧力Pdが上昇する割合が小さくなる。つまり、吸入圧力Psが高いほど圧力比εを小さくする必要がある。
なお、図4に示される「εU」は圧力比εの最大値である。また、実線は、吸入乾き度Xsが0.85より高くなる圧力比εの上限値(圧力比上限εmax)を示している。圧力比上限εmaxは、吸入乾き度Xsが0.85より高くなるように圧力比εを規制する上限値であり、圧力比εが圧力比上限εmax以下となるように冷媒の圧縮(圧縮機14の回転速度Fr)が制限されることによって、吸入乾き度Xsが0.85より高くなる。
そして「PsL」は、吸入乾き度Xsを0.85にする圧力比εが最大値「εU」となる吸入圧力Psである。つまり、吸入圧力Psが「PsL」以下の領域は、吸入乾き度Xsを0.85にするための圧力比εが最大値「εU」を超える領域である。
また、「PsU」は空気調和機1における吸入圧力Psの上限値である。そして、図4に示す吸入圧力Psの下限値「PsL」および上限値「PsU」、圧力比εの最大値「εU」は空気調和機1の特性値であり、空気調和機1ごとに決定されている設計値である。
εmax=εU−(εU−εL)/(PsU−PsL)×(Ps−PsL)
・・・(1)
図3に示すように、吸入圧力Psが高いほど圧力比εは小さくなるため、図4に示すように、圧力比上限εmaxも吸入圧力Psが高いほど低くなる。
暖房運転時に凝縮温度Tcは、室内熱交換器21に備わる温度センサ20ta(図1参照)で計測可能であり、蒸発温度Teは、室外熱交換器11に備わる温度センサ10tb(図1参照)で計測可能である。
一般的に、温度センサは圧力センサよりも安価であり、圧力センサ(吐出圧力センサ10pa,吸入圧力センサ10pb)に替えて温度センサ(温度センサ10tb,温度センサ20ta)を用いることで安価な空気調和機1とすることができる。
図5は吸入乾き度の推定に使用される変数を示す図、図6は制御装置が演算によって吸入乾き度を推定する手順を示すフローチャートである。
制御装置1aは、吐出温度センサ10taが計測する吐出温度Tdの計測値と、吐出圧力センサ10paが計測する吐出圧力Pdの計測値と、吸入圧力センサ10pbが計測する吸入圧力Psの計測値と、圧縮機14に備わる図示しない回転速度計が計測する回転速度Frの計測値と、に基づいて、吐出温度Tdと、吐出圧力Pdと、吸入圧力Psと、圧縮機14の回転速度Frと、を取得する(ステップS1)。
そして、制御装置1aは取得した吐出温度Tdと、吐出圧力Pdに基づいて、吐出ガス比エンタルピhdを演算する(ステップS2)。
図5に示すように、吐出ガス比エンタルピhdは、圧縮機14の出口側における冷媒の比エンタルピを示す。
例えばステップS3で、制御装置1aは、前のサイクルで演算した吸入乾き度Xsの推定値を吸入乾き度Xsの仮定値とする。
また、制御装置1aは、あらかじめ設定されている近似式に基づいて、吸入圧力Psにおける飽和液比エンタルピhsL、および飽和ガス比エンタルピhsGを算出する(ステップS4)。この近似式は、R32の特性式として予め設定されているものであることが好ましい。
Xs=(hs−hsL)/(hsG−hsL) ・・・(2)
ステップS6で制御装置1aは、予め設定されている近似式に基づいて、吸入圧力Psと吸入比エンタルピhsにおける吸入比エントロピSsを演算するように構成される。この近似式は、R32の特性式として予め設定されているものであることが好ましい。
ηtreal’=(hd’−hs)/(hd−hs) ・・・(3)
制御装置1aは、ステップS2で演算した吐出ガス比エンタルピhd、ステップS5で演算した吸入比エンタルピhs、およびステップS7で演算した断熱圧縮吐出ガス比エンタルピhd’に基づいて式(3)から、仮効率ηtreal’を演算する(ステップS8)。
ηtreal=f(Xs,Pd,Ps,Fr) ・・・(4)
なお、「f(Xs,Pd,Ps,Fr)」は、吸入乾き度Xs、吐出圧力Pd、吸入圧力Ps、および圧縮機14の回転速度Frを変数として圧縮機14の特性を表す関数であり、圧縮機14の形式ごとに予め設定されている関数である。
そして、制御装置1aは、ステップS3で仮定した吸入乾き度Xs、ステップS1で取得した、吐出圧力Pd、吸入圧力Ps、および圧縮機14の回転速度Frに基づいて式(4)から、実効率ηtrealを演算する(ステップS9)。
例えば、ステップS10で演算した比(ηtreal’/ηtreal)の値が所定の下限値未満の場合、制御装置1aは、仮効率ηtreal’が大きくなる方向に吸入乾き度Xsを変化させた値を、新たな吸入乾き度Xsの仮定値とする。
制御装置1aは、演算によって推定した吸入乾き度Xsが下がって0.85に近づいたときには、圧縮機14の回転速度Frを低下して圧力比εを低くする。例えば、制御装置1aは、圧力比上限εmaxとなる回転速度Frで運転されている圧縮機14の回転速度Frを低下するように圧縮機14を制御する。これによって吐出圧力Pdが低下し、圧縮機14の入口側における冷媒は湿りにくくなって吸入乾き度Xsが上昇する。
また、図7の実線は凝縮温度Tcを示し、一点鎖線は吐出温度Tdを示す。そして、破線は、吐出圧力Pdごとの吐出過熱度TdSHの目標値(目標過熱度SHtgt)を示す。前記したように、吐出過熱度TdSHは、同じ吐出圧力Pdにおける吐出温度Tdと凝縮温度Tcの差(Td−Tc)であり、その目標過熱度SHtgtは、例えば、図7に破線で示すように設定される。
例えば、制御装置1aは、吐出圧力センサ10paが計測する吐出圧力Pdに基づいて、吐出圧力Pdと凝縮温度Tcの関係を示す近似式から凝縮温度Tcを演算できる。この近似式は、R32の特性式として予め設定されているものであることが好ましい。
例えば、演算する吐出過熱度TdSHが目標過熱度SHtgtより低くなった場合、制御装置1aは、室外膨張弁13の弁開度を小さくする。室外膨張弁13における冷媒の温度低下が抑制されて吐出温度Tdは上昇する。一方、吸入圧力Psおよび吐出圧力Pdはそれほど変化しないため凝縮温度Tcの変化は小さい。よって、吐出過熱度TdSH(Td−Tc)は上昇して目標過熱度SHtgtに近づく。
このように、制御装置1aは、演算する吐出過熱度TdSHが目標過熱度SHtgtの近傍に維持されるように室外膨張弁13を制御して、その弁開度を調節する。
よって、制御装置1a(図1参照)は、吸入乾き度Xsを0.85より高く維持するように室外膨張弁13の弁開度を調節すればよく、空気調和機1(図1参照)の制御が簡単になる。
例えば、圧力比εが圧力比上限εmaxより小さく、演算する吐出過熱度TdSHが目標過熱度SHtgtより小さいとき、制御装置1aは圧縮機14の回転速度Frを上昇して圧力比εを高めるとともに、室外膨張弁13の弁開度を小さくして吐出過熱度TdSHを上昇させる。
この構成によると、圧力比εは圧力比上限εmaxの近傍に維持され、吐出過熱度TdSHは目標過熱度SHtgtの近傍に維持される。このことによって、制御装置1a(図1参照)は、空気調和機1(図1参照)の吸入乾き度Xsを0.85に近い状態で維持することができ、吐出温度Tdを高く設定できる。これによって、空気調和機1は、吐出温度Tdが可能な限り高い状態で運転されることになり、蒸発潜熱が最大限に活用され、効率の高い運転状態を実現できる。
また、ある実施例の構成の一部を他の実施例の構成に置き換えることも可能であり、また、ある実施例の構成に他の実施例の構成を加えることも可能である。
制御装置1aは、空気調和機1を冷房運転する場合、圧縮機14の回転速度Frおよび室内膨張弁23の弁開度を調節して、吸入乾き度Xsを0.85より高く維持し、さらに、吐出過熱度TdSHを上限値近傍に維持する。
つまり、制御装置1aは、圧力比εが、式(1)に基づいて算出する圧力比上限εmaxとなるように圧縮機14の回転速度Frを調節する。
また、制御装置1aは、図6に示す手順で吸入乾き度Xsを演算して推定し、推定した吸入乾き度Xsが0.85より高くなるように空気調和機1を制御する。
さらに制御装置1aは、吐出過熱度TdSHが予め設定される目標過熱度SHtgtに近づくように室内膨張弁23の弁開度を調節する。
このように制御装置1aは、圧縮機14および室内膨張弁23を制御して空気調和機1を冷房運転する。
このような構成にすると、制御装置1aは図6に示すステップS4で、吸入圧力Psに基づいて当該マップを参照して飽和液比エンタルピhsLを演算できる。これによって、制御装置1aが飽和液比エンタルピhsLを演算するときの負荷を軽減できる。
また、吐出圧力Pdと凝縮温度Tcの関係を示すマップが図示しない記憶部に記憶されている構成であってもよい。
例えば、図1に示すように、本実施例の空気調和機1は圧縮機14が室外機10に配設されているが、圧縮機14が室内機20に配設される構成であってもよい。
また、四方弁16に替えて、複数の開閉弁(図示せず)が備わる構成であってもよい。複数の開閉弁が備わる構成の場合、圧縮機14の出口側と室外熱交換器11を接続する配管を開閉する開閉弁と、アキュムレータ15と配管31を接続する配管を開閉する開閉弁と、圧縮機14の出口側と配管31を接続する配管を開閉する開閉弁と、室外熱交換器11とアキュムレータ15を接続する配管を開閉する開閉弁と、の少なくとも4つの開閉弁が備わる構成とすればよい。
1a 制御装置
11 室外熱交換器(熱源側熱交換器)
13 室外膨張弁(膨張弁)
14 圧縮機
21 室内熱交換器(利用側熱交換器)
23 室内膨張弁(膨張弁)
Fr 回転速度
Pd 吐出圧力
Ps 吸入圧力
SHtgt 目標過熱度(吐出過熱度の目標値)
Tc 凝縮温度
Td 吐出温度
TdSH 吐出過熱度
Xs 吸入乾き度(圧縮機の入口側における冷媒の乾き度)
ε 圧力比
εmax 圧力比上限(圧力比の上限値)
Claims (5)
- 少なくとも圧縮機と熱源側熱交換器と利用側熱交換器と膨張弁が接続されてR32が70重量%以上含まれる冷媒が循環する冷凍サイクルと、
制御装置と、を有し、
前記圧縮機の入口側における前記冷媒の乾き度が0.85より高くなるように当該圧縮機の圧力比を規制する上限値が、前記圧縮機における前記冷媒の吸入圧力が高いほど低くなるように設定され、
運転時に、前記制御装置は、
前記圧力比が前記上限値よりも小さくなるように前記圧縮機の回転速度を調節することを特徴とする空気調和機。 - 前記圧縮機における前記冷媒の吐出温度から、前記圧縮機における前記冷媒の吐出圧力に対応する凝縮温度を減算した吐出過熱度の目標値が設定され、
運転時に、前記制御装置は、
前記圧力比が前記上限値に近づくように前記圧縮機の回転速度を調節するとともに、前記吐出過熱度が前記目標値に近づくように前記膨張弁の弁開度を調節することを特徴とする請求項1に記載の空気調和機。 - 運転時に、前記制御装置は、
少なくとも、前記圧縮機における前記冷媒の吐出温度と、
前記圧縮機における前記冷媒の吐出圧力と、
前記圧縮機における前記吸入圧力と、
前記圧縮機の回転速度と、
に基づいた演算で前記乾き度を推定し、
さらに、推定した前記乾き度が0.85より高くなるように、前記圧縮機の回転速度を調節することを特徴とする請求項1または請求項2に記載の空気調和機。 - 少なくとも圧縮機と熱源側熱交換器と利用側熱交換器と膨張弁が接続されてR32が70重量%以上含まれる冷媒が循環する冷凍サイクルを有し、前記圧縮機の入口側における前記冷媒の乾き度が0.85より高くなるように当該圧縮機の圧力比を規制する上限値が、前記圧縮機における前記冷媒の吸入圧力が高いほど低くなるように設定されている空気調和機の制御装置が実行し、
前記圧縮機における前記冷媒の吐出圧力と、前記圧縮機における前記冷媒の吸入圧力と、に基づいて圧力比を演算する手順と、
演算した前記圧力比が前記上限値よりも小さくなるように前記圧縮機の回転速度を調節する手順と、を有することを特徴する空気調和機の運転方法。 - 少なくとも、前記圧縮機における前記冷媒の吐出温度と、前記圧縮機における前記冷媒の吐出圧力と、前記圧縮機における前記吸入圧力と、前記圧縮機の回転速度と、に基づいた演算で前記冷媒の乾き度を推定する手順と、
推定した前記冷媒の乾き度が0.85より高くなるように前記圧縮機の回転速度を調節する手順と、をさらに有することを特徴とする請求項4に記載の空気調和機の運転方法。
Priority Applications (4)
Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
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