JP6297164B2 - 冷凍サイクル装置 - Google Patents

Description

本発明は、水などの熱媒体を冷却することができる冷凍サイクル装置に関するものである。

従来から、水などの熱媒体と冷媒とが熱交換する熱交換器（例えば、水熱交換器）を備えた冷凍サイクル装置が存在している。蒸発器として機能する水熱交換器には、低圧低温の冷媒液と、熱媒体と、が熱交換自在に流通するようになっている。すなわち、冷媒液は熱媒体ら温熱（蒸発熱）を受け取って蒸発し、一方、熱媒体は温熱を奪われることで冷却される。このため、この冷却によって熱媒体の温度が凍結温度にまで下がると、蒸発器の流路内において熱媒体が凍結してしまう。したがって、このような冷凍サイクル装置において、熱媒体を冷却する場合、熱媒体の凍結を防止することが、信頼性の確保の上で重要である。

そのようなものとして、「低圧冷媒温度（Ｔｉｎ）と、被冷却流体流入温度（θｉｎ）と、被冷却流体流出温度（θｏｕｔ）とによって演算される凍結壁面温度（θｗｆ）と壁面温度（θｗ）とを比較し、壁面温度（θｗ）が凍結壁面温度（θｗｆ）に対して、所定の範囲（αθ）内に入った場合に凍結による流路の閉塞が発生していると判断する判定部と、該判定部が凍結による流路の閉塞が発生していると判断した場合に、圧縮機の回転数の低減、送風手段による送風量の低下、絞り手段の開口面積の増加、または被冷却流体送出手段の被冷却流体の送出量の増加のうち少なくとも１つ以上を実行させて、被冷却流体の凍結を防止する凍結防止制御部と、を備えた冷却装置」が開示されている（例えば、特許文献１参照）。

また、「冷媒回路における低圧側の冷媒圧力、圧縮機の吸入側の冷媒温度、蒸発器に流入する被冷却流体の温度、蒸発器から流出する被冷却流体の温度、圧縮機の運転容量、被冷却流体流路における被冷却流体の流量から、該冷却装置の運転情報を検出する運転情報検出手段と、運転情報検出手段からの運転情報に基づいて被冷却流体密度と被冷却流体比熱の積を演算し、この演算結果と被冷却流体の濃度との相関に基づいて被冷却流体の濃度の状態を判定する被冷却流体濃度検出手段と、を備えた冷却装置」が開示されている（例えば、特許文献２参照）。

特許第４８２３２６４号公報 特許第５４８４５０３号公報

特許文献１、２に示されているような従来技術では、以下の式（１）、式（２）において、算術平均水温あるいは水熱交換器の入口水温、水熱交換器の出口水温のいずれかを水温Ｔｗに採用し、水熱交換器の凍結壁面温度（以下、水熱交凍結壁面温度Ｔｗｆと称する）を算出するとしている。
式（１） Ｔｗｆ＝Ｔｆ−θｃ^＊×（Ｔｗ−Ｔｆ）
式（２） θｃ^＊＝０．１９２×Ｒｅｗ^０．３５

ここで、
Ｔｆ：水の凍結温度［℃］、
Ｔｗ：水温［℃］＝水熱交換器の入口水温（Ｔｗｉｎ）、
または、水熱交換器の出口水温（Ｔｗｏｕｔ）、
または、算術平均水温（（Ｔｗｉｎ＋Ｔｗｏｕｔ）／２）、
θｃ^＊：凍結限界冷却温度比［無次元］、
Ｒｅｗ：水のレイノルズ数（＝Ｕｗ×ｄｈ／νｗ）［無次元］、
Ｕｗ：水の流速［ｍ／ｓ］、
ｄｈ：水力相当直径［ｍ］、
νｗ：水の動粘度［ｍ^２／ｓ］。

水熱交換器の有効伝熱面積が小さくなる運転（水熱交換器の出口ＳＨ（スーパーヒート（過熱度））＝大）をしたとき、（１）凍結壁面温度Ｔｗｆに算術平均水温を使用して算出すると、壁面温度Ｔｗｌ＞凍結壁面温度Ｔｗｆ（算出）においても凍結してしまう事象が発生した。また、（２）凍結壁面温度Ｔｗｆに出口水温を使用するとＴｗｌ＜Ｔｗｆとなり、凍結はしないものの運転範囲が狭くなってしまう。
つまり、式（１）、式（２）に採用する水温によっては、凍結が発生したり、凍結はしないものの運転範囲が減少したり、してしまうことがわかった。

本発明は、上記の問題を解決するためになされたもので、凍結判定制度を向上させることによって、凍結発生を回避しつつ、運転範囲の減少を抑制するようにした冷凍サイクル装置を提供することを目的としている。

本発明に係る冷凍サイクル装置は、圧縮機、空気熱交換器、減圧装置、及び、水熱交換器の冷媒側が冷媒配管で接続された冷媒回路と、前記水熱交換器の熱媒体側及び熱媒体ポンプが流体配管で接続された熱媒体回路と、を備えた冷凍サイクル装置であって、前記水熱交換器の出口スーパーヒート及び前記水熱交換器における入口の水温と出口の水温との算術平均値に基づき前記熱媒体ポンプを制御して、前記水熱交換器を流れる熱媒体の凍結を防止する凍結防止制御を実行するものであり、前記水熱交換器の出口スーパーヒートが基準値よりも高く、前記算術平均値が基準値よりも大きいとき、前記熱媒体ポンプの回転数を上げるものである。

本発明に係る冷凍サイクル装置によれば、水熱交換器の出口スーパーヒート及び水熱交換器の出入口水温に基づき、水熱交換器を流れる熱媒体の凍結を防止する凍結防止制御を実行するので、水熱交換器の凍結保護及び運転範囲の最大化を図ることができる。

本発明の実施の形態に係る冷凍サイクル装置の回路構成を示す概略回路図である。 水熱交換器における水温と凍結温度との相関を示すグラフである。 水熱交換器での水温の変化を示すグラフである。 本発明の実施の形態に係る冷凍サイクル装置での凍結壁面温度Ｔｗｆの算出の原理を説明するためのグラフである。 本発明の実施の形態に係る冷凍サイクル装置の水熱交換器における水温と凍結温度との相関を示すグラフである。

以下、図面に基づいてこの発明の実施の形態について説明する。なお、図１を含め、以下の図面では各構成部材の大きさの関係が実際のものとは異なる場合がある。また、図１を含め、以下の図面において、同一の符号を付したものは、同一又はこれに相当するものであり、このことは明細書の全文において共通することとする。さらに、明細書全文に表わされている構成要素の形態は、あくまでも例示であって、これらの記載に限定されるものではない。

図１は、本発明の実施の形態に係る冷凍サイクル装置１００の回路構成を示す概略回路図である。図１に基づいて、冷凍サイクル装置１００の機器構成について説明する。この冷凍サイクル装置１００は、冷媒と熱媒体とが熱交換する熱交換器（以下、単に水熱交換器５０と称する）を備え、水熱交換器５０を介して熱媒体を冷却することができるものである。

＜機器構成＞
冷凍サイクル装置１００は、冷媒を圧縮する圧縮機１と、冷媒の流れを切り替える流路切替装置としての四方弁２と、冷媒と室外送風機３ａによって搬送される外気とで熱交換する室外熱交換器（空気熱交換器）３、冷媒の圧力を減圧しつつ、冷媒流量の調節等をする減圧装置（膨張弁）４、冷媒と熱媒体とが熱交換する水熱交換器５０の冷媒側と、冷媒を貯留するアキュムレーター５と、が冷媒配管１０で直列に接続された冷媒回路を有している。

なお、室外熱交換器３の近傍には、ファン等の室外送風機３ａが設けられている。この室外送風機３ａは、室外熱交換器３に空気を供給するものである。また、四方弁２及びアキュムレーター５は、冷凍サイクル装置１００の構成として必須ではない。さらに、四方弁２の代用として、二方弁や三方弁を組み合わせて使用してもよい。

圧縮機１は、冷媒を吸入し、その冷媒を圧縮して高温・高圧の状態にするものであり、容量制御可能なインバータ圧縮機で構成する。圧縮機１としては、例えば、ロータリ圧縮機、スクロール圧縮機、スクリュー圧縮機、往復圧縮機等を適用することができる。
四方弁２は、加温運転時における冷媒の流れと冷却運転時における冷媒の流れとを切り替えるものである。
室外熱交換器３は、蒸発器又は凝縮器（または放熱器）として機能し、室外送風機３ａから供給される空気と冷媒との間で熱交換を行ない、その冷媒を蒸発ガス化または凝縮液化するものである。
アキュムレーター５は、圧縮機１の吸入側に設けられており、過剰な冷媒を貯留するものである。

また、冷凍サイクル装置１００は、熱媒体ポンプ（以下、単に水ポンプ５１と称する）と、水熱交換器５０の熱媒体側と、が流体配管２０で直列に接続された熱媒体回路を有している。熱媒体回路には、例えば水が流れている。ただし、熱媒体を水に限定するものではなく、不凍液（ブライン）等を選定してもよい。

水ポンプ５１は、熱媒体回路に水を循環させるためのものであり、回転数が可変できるインバータポンプもしくは一定速ポンプで構成するとよい。

さらに、冷凍サイクル装置１００は、冷凍サイクル装置１００を統括制御する制御装置３０を備えている。制御装置３０は、各検出手段からの検出値に基づき、各アクチュエータ（圧縮機１、四方弁２、室外送風機３ａ、膨張弁４、水ポンプ５１等の駆動部品）の制御を行う。制御装置３０は、その機能を実現する回路デバイスのようなハードウェアで構成することもできるし、マイコンやＣＰＵのような演算装置と、その上で実行されるソフトウェアとにより構成することもできる。

冷凍サイクル装置１００には、各検知器として、水熱交換器５０の熱媒体側の入口水温を検出する第１温度検出手段（温度センサー）６１、水熱交換器５０の熱媒体側の出口水温を検出する第２温度検出手段（温度センサー）６２、水熱交換器５０の冷媒側の出口冷媒温度を検出する第３温度検出手段（温度センサー）６３、水熱交換器５０の冷媒側の出口冷媒圧力を検出する圧力検出手段（圧力センサー）６４、が少なくとも設置されている。

冷凍サイクル装置１００に用いられる冷媒としては、特に限定せず、例えば、Ｒ４１０Ａ、Ｒ３２などのＨＦＣ冷媒、炭化水素などの自然冷媒を用いることができる。
また、冷凍サイクル装置１００に用いられる冷媒としては、低ＧＷＰかつ動作圧力が高い１、１、２トリフルオロエチレン（ＨＦＯ−１１２３）を主成分として用いることができる。ただし、ＨＦＯ−１１２３は、温度勾配が有るので、蒸発温度ＥＴは蒸発器出入口圧力により算出するようにするとよい。

＜運転モード＞
冷却運転モードでは、四方弁２を、圧縮機１と室外熱交換器３とを連通するように切り替え、圧縮機１、四方弁２、室外熱交換器３、膨張弁４、水熱交換器５０、アキュムレーター５、圧縮機１がこの順序で環状に接続される。そのため、冷却器運転モードでは、室外熱交換器３が凝縮器として機能し、水熱交換器５０が蒸発器として機能する。
加温運転モードでは、四方弁２を、圧縮機１と水熱交換器５０とを連通するように切り替え、圧縮機１、四方弁２、水熱交換器５０、膨張弁４、室外熱交換器３、アキュムレーター５、圧縮機１がこの順序で環状に接続される。そのため、加温運転モードでは、室外熱交換器３が蒸発器として機能し、水熱交換器５０が凝縮器として機能する。

図２は、水熱交換器における水温と凍結温度との相関を示すグラフである。図２に基づいて、従来の課題について詳細に説明する。ここでは、上記の特許文献１、２に示されている式（１）、式（２）における課題について説明する。

実際の水熱交換器の凍結試験において、まず、凍結壁面温度Ｔｗｆに算術平均水温を使用して算出する。この場合、水熱交換器の有効伝熱面積が小さくなる運転（水熱交換器の出口ＳＨ＝大）をしたとき、壁面温度Ｔｗｌ＞凍結壁面温度Ｔｗｆ（算出）となっているにも関わらず凍結してしまう事象が発生した。
次に、実際の水熱交換器の凍結試験において、凍結壁面温度Ｔｗｆに出口水温を使用して算出する。この場合、Ｔｗｌ＜Ｔｗｆとなり、運転範囲が狭くなってしまう。

水流量を一定（ユニットに流すことが可能な最小流量）とするならば、式（２）のθｃ^＊は一定となる。
よって、式（１）より、水温Ｔｗに出口水温（水温低）を使用すると凍結壁面温度Ｔｗｆは高くなる（図２に示す（Ａ））。
一方、水温Ｔｗに算術平均水温（水温高）を使用すると凍結壁面温度Ｔｗｆは低くなる（図２に示す（Ｂ））。

凍結温度（実測値（図２に示す（Ｃ））は、出入口平均水温が低い領域かつ水熱交換器の出口ＳＨ＝小においては凍結温度が低いが、出入口平均水温が高い領域かつ水熱交換器の出口ＳＨ＝大においては凍結温度が高くなる。
これらにより、式（１）、式（２）に採用する水温によっては、凍結発生又は凍結はしないものの運転範囲が減少してしまうことになる。
そこで、凍結温度の実測値に近似した凍結壁面温度Ｔｗｆを算術することが好ましい。

図３は、水熱交換器での水温の変化を示すグラフである。図３に基づいて、水熱交換器での水温の変化について説明する。図３では、水熱交換器の出入口の水温が、ＳＨ大小で同じ場合のときについて説明する。

ＳＨが小の場合において（図３の左側グラフ）、二相冷媒と水との熱交換領域が広くなるため、水温は入口水温Ｔｗｉｎから出口水温Ｔｗｏｕｔに向けて直線的に変化する。よって、算術平均水温≒水熱交換器の内部平均水温（加重平均水温）となる。
ＳＨが大の場合において（図３の右側グラフ）、ガス冷媒と水との熱交換領域が広くなるため、水熱交換器の内部において出口水温Ｔｗｏｕｔの領域が広くなる。よって、出口水温≒水熱交換器の内部平均水温（加重平均水温）となる。

加重平均温度を用いた方が、水熱交換器での水温の変化の現象を正しく捉えることができる。しかしながら、加重平均温度を用いようとすると、水熱交換器の内部の水の流れ方向にサーミスタを複数配置しなければならず、これは現実的ではない。

図４は、冷凍サイクル装置１００での凍結壁面温度Ｔｗｆの算出の原理を説明するためのグラフである。図５は、冷凍サイクル装置１００の水熱交換器５０における水温と凍結温度との相関を示すグラフである。図４及び図５に基づいて、冷凍サイクル装置１００での凍結壁面温度Ｔｗｆの算出の原理、及び、冷凍サイクル装置１００が実行する凍結防止制御について説明する。なお、凍結防止制御とは、水熱交換器５０を流れる熱媒体の凍結を防止する制御のことである。

冷凍サイクル装置１００では、以下の式（３）、式（４）に示すように、水熱交換器５０の温度効率（二相冷媒と水熱交換器５０の熱交換域）を水熱交換器５０の出口ＳＨを用いてεとして表現し、水温Ｔｗの算出に用いる（図４に示す（Ｄ））。そして、この算出した水温Ｔｗを式（１）、式（２）に用いる。
式（３） Ｔｗ＝Ｔｗｏｕｔ^＊×ε＋｛（Ｔｗｉｎ＋Ｔｗｏｕｔ）／２｝×（ε−１）
式（４） ε＝ＳＨ／（Ｔｗｏｕｔ−ＥＴ）

ここで、
Ｔｗ：水温［℃］
ε：温度効率［−］、
Ｔｏｕｔ：水熱交換器５０の出口の冷媒温度［℃］、
Ｔｗｉｎ：水熱交換器５０の入口の水温度［℃］、
Ｔｗｏｕｔ：水熱交換器５０の出口の水温度［℃］、
ＳＨ：Ｔｏｕｔ−ＥＴ［℃］、
ＥＴ：水熱交換器５０の蒸発温度。

水温Ｔｗを、式（３）、式（４）を用いて算出することによって、実際の凍結現象（出入口水温が大きくなると凍結温度が高くなる変曲点）を再現することができる（図５に示す（Ｅ））。つまり、式（１）〜式（４）を用いれば、凍結温度の実測値に近似した凍結壁面温度Ｔｗｆを算出することが可能になる。そのため、冷凍サイクル装置１００によれば、凍結判定精度が向上することになる。したがって、冷凍サイクル装置１００では、水熱交換器５０の凍結を回避しつつ、運転範囲を最大とすることが可能となる。

すなわち、冷凍サイクル装置１００では、水熱交換器５０の出入口水温の平均値、及び、水熱交換器５０の出口ＳＨの少なくとも２つのパラメータを凍結壁面温度Ｔｗｆの算出に使用している。これにより、冷凍サイクル装置１００は、凍結温度の実測値に近似した凍結壁面温度Ｔｗｆを得ることが可能となり、これに基づいて凍結防止制御を実行することができる。

凍結防止制御の具体的な例としては、冷凍サイクル装置１００は、水熱交換器５０の出入口水温の平均値が基準値（例えば、４．５℃）よりも高く、水熱交換器５０の出口ＳＨが基準値（例えば、７．５℃）よりも大きいとき、圧縮機１の停止温度を現在設定されている停止温度よりも高く設定するということが考えられる。あるいは、冷凍サイクル装置１００は、水熱交換器５０の出入口水温の平均値が基準値よりも高く、水熱交換器５０の出口ＳＨが基準値よりも大きいとき、水ポンプ５１の回転数を現在設定されている回転数よりも高く設定し、水の流速を増加させるということが考えられる。このように凍結防止制御を実行することで、冷凍サイクル装置１００は、水熱交換器５０の凍結保護及び運転範囲の最大化を図ることができる。

１ 圧縮機、２ 四方弁、３ 室外熱交換器、３ａ 室外送風機、４ 膨張弁、５ アキュムレーター、１０ 冷媒配管、２０ 流体配管、３０ 制御装置、５０ 水熱交換器、５１ 水ポンプ、６１ 第１温度検出手段、６２ 第２温度検出手段、６３ 第３温度検出手段、６４ 圧力検出手段、１００ 冷凍サイクル装置。

Claims (2)

1. 圧縮機、空気熱交換器、減圧装置、及び、水熱交換器の冷媒側が冷媒配管で接続された冷媒回路と、
   前記水熱交換器の熱媒体側及び熱媒体ポンプが流体配管で接続された熱媒体回路と、
   を備えた冷凍サイクル装置であって、
   前記水熱交換器の出口スーパーヒート及び前記水熱交換器における入口の水温と出口の水温との算術平均値に基づき前記熱媒体ポンプを制御して、前記水熱交換器を流れる熱媒体の凍結を防止する凍結防止制御を実行するものであり、
   前記水熱交換器の出口スーパーヒートが基準値よりも高く、前記算術平均値が基準値よりも大きいとき、前記熱媒体ポンプの回転数を上げる
   冷凍サイクル装置。
2. 圧縮機、空気熱交換器、減圧装置、及び、水熱交換器の冷媒側が冷媒配管で接続された冷媒回路と、
   前記水熱交換器の熱媒体側及び熱媒体ポンプが流体配管で接続された熱媒体回路と、
   を備えた冷凍サイクル装置であって、
   前記水熱交換器の出口スーパーヒート及び前記水熱交換器における入口の水温と出口の水温との算術平均値に基づき前記圧縮機及び前記熱媒体ポンプの少なくとも一方を制御して、前記水熱交換器を流れる熱媒体の凍結を防止する凍結防止制御を実行するものであり、
   前記凍結防止制御は、
   前記水熱交換器の凍結壁面温度をＴｗｆ、
   水の凍結温度をＴｆ、
   凍結限界冷却温度比をθｃ^＊、
   水のレイノルズ数をＲｅｗ、
   前記水熱交換器の温度効率をε、
   前記水熱交換器の出口の冷媒温度をＴｏｕｔ、
   前記水熱交換器の入口の水温度をＴｗｉｎ、
   前記水熱交換器の出口の水温度をＴｗｏｕｔ、
   Ｔｏｕｔ−ＥＴをＳＨ、
   前記水熱交換器の蒸発温度をＥＴとしたとき、
   Ｔｗｆ＝Ｔｆ−θｃ^＊×（Ｔｗ−Ｔｆ）、θｃ^＊＝０．１９２×Ｒｅｗ^０．３５、Ｔｗ＝Ｔｗｏｕｔ×ε＋｛（Ｔｗｉｎ＋Ｔｗｏｕｔ）／２｝×（ε−１）、ε＝ＳＨ／（Ｔｗｏｕｔ−ＥＴ）から前記Ｔｗｆを算出し、算出した前記Ｔｗｆに基づいて前記圧縮機及び前記熱媒体ポンプの少なくとも一方を制御することにより実行する
   冷凍サイクル装置。

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