JPWO2009047898A1 - 冷凍サイクル装置 - Google Patents

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Abstract

冷凍サイクル装置１００は、第１圧縮機１０１と、第１圧縮機１０１に対して並列に設けられた第２圧縮機１０２と、圧縮機１０１，１０２で圧縮された冷媒を冷却する放熱器１０３と、放熱器１０３で放熱した冷媒を膨張させつつ動力を回収する膨張機１０４と、膨張機１０４で膨張した冷媒を蒸発させる蒸発器１０５と、膨張機１０４による回収動力が第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とを連結している回転軸１２３と、蒸発器１０５に高温の冷媒を流すことによって蒸発器１０５に付着した霜を溶かす除霜運転において、冷媒の流量を徐々に増やすステップを含む制御を行うコントローラ１１２とを備えている。

Description

本発明は、冷凍サイクル装置に関する。特に、冷媒から動力回収を行うための膨張機を備えた冷凍サイクル装置の除霜運転に関する。
図９に示すように、膨張機４と圧縮機３を軸で連結し、膨張機４で得られた動力を圧縮機３の駆動に利用して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（特開２００１−１１６３７１号公報）。この冷凍サイクル装置によると、膨張機と圧縮機とが軸で連結されているので、膨張機の入口における冷媒の密度ρeと圧縮機の入口における冷媒の密度ρcとの比（ρe／ρc）が常に一定となる（密度比一定の制約）。そのため、設計上の理想条件から外れた運転条件ではＣＯＰが芳しくない。
この問題を受けて、図１０に示すように、膨張機２３、第１圧縮機２１および第２圧縮機２２を備えた冷凍サイクル装置が提案されている（特開２００４−２１２００６号公報）。第１圧縮機２１と膨張機２３とが軸で連結されており、第１圧縮機２１に並列に第２圧縮機２２が設けられている。この冷凍サイクル装置によると、第２圧縮機２２の回転数を制御することによって密度比一定の制約を回避できるため、ＣＯＰを常時高く維持できる。
ところで、冷凍サイクル装置に不可欠な運転モードの１つとして、除霜運転がある。外気温度が０℃に近づくと蒸発器に霜が付着し始め、蒸発器での熱交換効率が極端に低下するため、高温の冷媒を蒸発器に流すことによって霜を溶かす。この除霜運転でのサイクル（以下、除霜サイクルともいう）は次の通りである。
図１１は、膨張機で動力回収を行う冷凍サイクル装置（図９および図１０）の除霜運転時のモリエル線図である。冷媒は、点ａ１→点ｂ１で圧縮機によって圧縮され、放熱器に流入する。放熱器が水−冷媒熱交換器の場合、放熱器に流入する水の流量をゼロにするので、点ｂ１からエンタルピの変化はほとんどないまま膨張機に冷媒が流入する。その後、冷媒は膨張機で減圧され、蒸発器の入口（点ｃ１）に移動する。膨張機で動力が回収されるので、点ｃ１での冷媒のエンタルピは、点ｂ１での当該冷媒のエンタルピよりも小さい。蒸発器に流入した冷媒は、蒸発器を加熱することで霜を溶かしたのち、圧縮機の入口（点ａ１）に戻る。
次に、膨張弁を用いた従来の冷凍サイクル装置の除霜運転時のモリエル線図を図１２に示す。冷媒は、点ａ２→点ｂ２で圧縮機によって圧縮され、放熱器に流入する。点ｂ２で膨張弁に流入した冷媒は、エンタルピの変化を伴わず減圧され、蒸発器の入口（点ｃ２）に移動する。蒸発器に流入した冷媒は、蒸発器を加熱することで霜を溶かしたのち、圧縮機の入口（点ａ２）に戻る。
図１１および図１２に示す除霜サイクルにおいて、蒸発器が獲得する熱量は、蒸発器の入口と出口との間のエンタルピ差に等しい。除霜運転時も動力回収を行なうため、膨張機を用いた除霜サイクルでのエンタルピ差Δｈ1は、膨張弁を用いた除霜サイクルでのエンタルピ差Δｈ2よりも小さい。そのため、膨張機を用いた除霜サイクルは、膨張弁を用いた除霜サイクルよりも長い除霜時間を必要とする。
上記事情に鑑み、本発明は、膨張機を用いた除霜サイクルの除霜時間を短縮することを目的とする。
すなわち、本発明は、
容積型の第１圧縮機と、
冷媒回路において前記第１圧縮機に対して並列に設けられ、前記第１圧縮機とは独立して回転数を制御可能な容積型の第２圧縮機と、
前記第１および第２圧縮機で圧縮された冷媒を冷却する放熱器と、
前記放熱器で放熱した冷媒を膨張させつつ動力を回収する容積型の膨張機と、
前記膨張機で膨張した冷媒を蒸発させる蒸発器と、
前記膨張機による回収動力が前記第１圧縮機で使用されるように前記第１圧縮機と前記膨張機とを連結している回転軸と、
前記蒸発器に高温の冷媒を流すことによって前記蒸発器に付着した霜を溶かす除霜運転において、前記第１圧縮機の出口における冷媒の流量と前記第２圧縮機の出口における冷媒の流量との合計を霜の解凍に応じて増やすステップを含む制御を行うコントローラと、
を備えた、冷凍サイクル装置を提供する。
消費電力の増大に目をつむれば、圧縮機の回転数を限界まで上げて冷媒の流量を増やせば除霜時間も短くなると考えられる。図１０に示す冷凍サイクル装置を例に挙げると、除霜運転において、第１圧縮機２１および第２圧縮機２２を設計上の最大回転数（例えば７０Ｈｚ）で駆動する。第１圧縮機２１とともに膨張機２３の回転数も上がるので、膨張機２３の入口における冷媒の密度は回転数に比例して高くならないものの、冷媒回路における冷媒の流量（循環量）は確実に増える。したがって、除霜時間もそれなりに短くなる。現に、膨張弁を用いた従来の冷凍サイクル装置では、除霜運転において、圧縮機の回転数を最大回転数に保持するのが通例となっている。
しかし、第１圧縮機および第２圧縮機を最大回転数で駆動すると冷媒の流量は最大になるものの、除霜時間は最短にならない。なぜなら、除霜時間の長短には、冷媒の流量だけでなく、冷媒が蒸発器に与える熱量も関係しているからである。具体的には、図１１に示すモリエル線図において、エンタルピ差Δｈ1が大きく、かつ流量も大きい除霜サイクルがベストで、除霜時間を最も短くできる。エンタルピ差Δｈ1が大きい理想的な除霜サイクルで運転するには、除霜サイクルの高低圧差を小さくする、言い換えれば、圧縮機の回転数を適度に落とせばよい。しかし、圧縮機の回転数を落とすと、冷媒の流量も減少するので除霜時間が長くなる。つまり、冷媒の流量と冷媒が蒸発器に与える熱量とは、ある意味、トレードオフの関係にある。
そうだとすれば、冷媒の流量と冷媒が蒸発器に与える熱量とのバランスが取れた除霜サイクルを予め調べ、その除霜サイクルで除霜運転を行なえばよいと考えられる。ところが、都合の悪いことに、霜が溶けるのに応じて冷凍サイクル装置の状態が変化し、理想的な除霜サイクルが高圧−高エンタルピ側にシフトする。そのため、効率的な除霜運転を行なうためには、冷凍サイクル装置の状態の経時変化を考慮に入れる必要がある。
こうした知見に基づいて、本発明者らは鋭意検討を進めた。その結果、除霜運転において、第１圧縮機の出口における冷媒の流量と第２圧縮機の出口における冷媒の流量との合計を霜の解凍に応じて増やすことによって、第１および第２圧縮機の回転数を最大回転数に保持する場合よりも除霜時間を短くできるという事実を突き止めた。
本発明の主要な考え方は次の通りである。まず、除霜運転の初期には、圧縮機の入口における冷媒の圧力（図１１では点ａ１の圧力）と膨張機の入口における冷媒の圧力（図１１では点ｂ１の圧力）との差がなるべく小さく、エンタルピ差Δｈ1が大きく、かつ流量も適度に大きいサイクルで除霜運転を行なう。そして、除霜が進むにつれて冷媒の流量を増やすことで、冷凍サイクル装置の状態の経時変化に対処する。
このようにすれば、除霜運転の開始から終了まで効率的なサイクルでの除霜運転が可能となり、第１および第２圧縮機の回転数を除霜運転の開始から終了まで最大回転数に保持する場合よりも短い時間で除霜運転を終えることが可能になる。しかも、消費電力も低減できる。
本発明の一実施形態にかかる冷凍サイクル装置の構成図 図１に示す冷凍サイクル装置の除霜運転時のモリエル線図 除霜運転時の第１および第２圧縮機の回転数制御を示すタイムチャート（Ａパターン） 除霜運転時の第１および第２圧縮機の回転数制御を示すタイムチャート（Ｂパターン） 除霜運転時の第１および第２圧縮機の回転数制御を示すタイムチャート（Ｃパターン） 除霜運転時の第１および第２圧縮機の回転数制御を示すタイムチャート（Ｄパターン） 除霜運転の制御フローチャート 除霜運転の他の制御フローチャート 膨張機を用いた従来の冷凍サイクル装置を示す構成図 膨張機を用いた従来の他の冷凍サイクル装置を示す構成図 膨張機を用いた従来の冷凍サイクル装置の除霜運転時のモリエル線図 膨張弁を用いた従来の冷凍サイクル装置の除霜運転時のモリエル線図
本発明の冷凍サイクル装置の一実施形態について、図面を参照しながら説明する。
図１に示すように、本実施形態の冷凍サイクル装置１００は、冷媒を圧縮する第１圧縮機１０１と、冷媒回路において第１圧縮機１０１に対して並列に設けられた第２圧縮機１０２と、第１圧縮機１０１および第２圧縮機１０２で圧縮された冷媒を冷却する放熱器１０３と、冷媒を減圧および膨張させる膨張機１０４と、膨張機１０４で膨張した冷媒を加熱する蒸発器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が形成されている。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が合流している。冷媒回路には、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。
例えば、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が水−冷媒熱交換器であり、蒸発器１０５がフィンチューブ熱交換器である。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の両者がフィンチューブ熱交換器である。
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。膨張機１０４による回収動力が第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１１２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１１２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１１２は、インバータ１２５，１２７を制御することによって、モータ１１０，１１１の回転数、すなわち、第１圧縮機１０１および第２圧縮機１０２の回転数を制御する。
冷媒回路には、第１圧縮機１０１の入口における冷媒の温度を検出する第１温度センサ１０６と、第１圧縮機１０１の出口における冷媒の温度を検出する第２温度センサ１０７と、膨張機１０４の入口における冷媒の温度を検出する第３温度センサ１０８と、膨張機１０４の出口における冷媒の温度を検出する第４温度センサ１０９と、蒸発器１０５内の伝熱管の表面温度を検出する着霜温度センサ１２０と、蒸発器１０５の周囲の外気温度を検出する外気温度センサ１２１とが設けられている。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。各温度センサの信号はコントローラ１１２に入力される。
第１圧縮機１０１の設計上の押しのけ容積と、第２圧縮機１０２の設計上の押しのけ容積とは、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、「押しのけ容積」とは、吸入完了時の閉じ込め容積のことである。
なお、膨張機１０４をバイパスする回路を設けたり、放熱器１０３と膨張機１０４との間に予膨張弁を設けたりしてもよい（図示省略）。
次に、冷凍サイクル装置１００の除霜運転について説明する。
本実施形態において、「除霜運転」とは、第１圧縮機１０１および第２圧縮機１０２で圧縮した冷媒を実質的に冷却せずに膨張機１０４で減圧し、蒸発器１０５に流すことによって、蒸発器１０５に付着した霜や氷を溶かす非定常運転のことである。具体的には、放熱器１０３に流入する水または空気の量をゼロにする、給湯機における水ポンプや空調機におけるファンを停止することによって、冷媒が実質的に冷却されずに膨張機１０４へと流れる。
なお、放熱器１０３をバイパスする回路に冷媒を流すホットガスバイパス方式、または、冷媒回路に設けた四方弁によって冷媒を逆流させる四方弁切り替え方式を採用してもよい。
図２は、本実施形態の冷凍サイクル装置の除霜運転時のモリエル線図である。図２に示す３つのサイクル（除霜サイクル）は、それぞれ、除霜運転開始時のサイクルＰ１、除霜運転中間時のサイクルＰ２および除霜運転終了時のサイクルＰ３を模式的に表している。
除霜運転開始時のサイクルＰ１を例に挙げると、点Ａ１→点Ｂ１で冷媒は圧縮機１０１，１０２によって圧縮され、放熱器１０３に流入する。放熱器１０３で熱交換しないので、点Ｂ１が膨張機１０４の入口での冷媒の状態に対応する。冷媒は膨張機１０４で減圧され、蒸発器１０５の入口（点Ｃ１）に移動する。点Ｂ１と点Ｃ１とのエンタルピ差ΔＨが膨張機１０４の回収動力に対応する。蒸発器１０５に流入した冷媒は、蒸発器１０５を加熱することで霜を溶かした後、圧縮機１０１，１０２の入口（点Ａ１）に戻る。点Ｃ１と点Ａ１とのエンタルピ差Δｈが蒸発器１０５に与えられる熱量に対応する。これらの説明は、中間時のサイクルＰ２および終了時のサイクルＰ３でも同じである。
本実施形態では、除霜運転において、第１圧縮機１０１の出口における冷媒の流量と第２圧縮機１０２の出口における冷媒の流量との合計を霜の解凍に応じて徐々に増やす。除霜運転が進むにつれて、冷凍サイクル装置１００の各部における冷媒の温度が上昇し、これに伴って、サイクルはモリエル線図の右方向にシフトし、サイクルの高圧および低圧が共に上昇する（Ｐ１→Ｐ２→Ｐ３）。膨張機１０４の入口における冷媒の密度ρeと圧縮機１０１，１０２の入口における冷媒の密度ρcとの比（ρe／ρc）は、次第に大きくなる。サイクルＰ１，Ｐ２，Ｐ３に関して、圧縮機１０１，１０２の入口における冷媒の密度をρA1，ρA2，ρA3、膨張機の入口における冷媒の密度をρB1，ρB2，ρB3とすると、（ρB1／ρA1）＜（ρB2／ρA2）＜（ρB3／ρA3）の関係が成り立つ。
仮に、除霜運転の開始直後から終了まで圧縮機１０１，１０２を最大回転数で駆動すると、冷媒の密度比が変化しえないので、膨張機１０４が押しのけるべき冷媒の流量不足が次第に顕著となり、理想的なサイクルから大きく外れたサイクルでの運転を強いられる。これに対し、本実施形態では、第１圧縮機１０１の出口における冷媒の流量と第２圧縮機１０２の出口における冷媒の流量との合計を徐々に増やすことで、膨張機１０４が押しのけるべき冷媒の流量不足を解消ないし補てんできる。
第１圧縮機１０１の出口における冷媒の流量と第２圧縮機１０２の出口における冷媒の流量との合計を徐々に増やすために、本実施形態では次の制御を行う。
・除霜運転の開始後、第１圧縮機１０１の回転数を徐々に上げる（Ａパターン）
・除霜運転の開始後、第２圧縮機１０２の回転数を徐々に上げる（Ｂパターン）
なお、本明細書において「流量を徐々に増やす」とは、流量を連続的に増やしてもよいし、段階的に増やしてもよいことを意味する。同様に、「回転数を徐々に上げる」とは、回転数を連続的に上げてもよいし、段階的に上げてもよいことを意味する。
第１圧縮機１０１の回転数を徐々に上げるＡパターンを図３に、第２圧縮機１０２の回転数を徐々に上げるＢパターンを図４に示す。比較例として、第２圧縮機１０２の回転数を徐々に下げるＣパターンを図５に、第１圧縮機１０１および第２圧縮機１０２の回転数を除霜開始から除霜終了まで最大にするＤパターンを図６に示す。
図３〜図６において、時間Ｒは除霜開始時間、時間Ｓおよび時間Ｖは第１圧縮機１０１または第２圧縮機１０２の回転数が一定になる時間、時間Ｔａ〜Ｔｄは除霜終了時間、時間Ｕは第２圧縮機１０２の回転数が下がり始める時間を表している。第１圧縮機１０１の回転数がＨｚ１で示され、第２圧縮機１０２の回転数がＨｚ２で示されている。回転数Ｌは、第１圧縮機１０１および第２圧縮機１０２の設計上の最大回転数で、例えば７０〜９０Ｈｚである。回転数Ｍは、第１圧縮機１０１および第２圧縮機１０２の定格回転数またはその近傍の回転数で、例えば５０〜７０Ｈｚである。回転数Ｎは、定格回転数よりも低い回転数で、例えば２０〜５０Ｈｚである。除霜運転に入る直前において、第２圧縮機１０２が停止して第１圧縮機１０１のみが動いている場合もあるので、回転数Ｎはゼロであってもよい。ただし、Ｌ、Ｍ、Ｎの値は冷凍サイクル装置の仕様、用途、使用環境等に応じて定められるもので、上記の範囲に限定されない。
一例として、Ａパターンにおいて、第１圧縮機１０１の回転数を２〜２０Ｈｚ／分（または４〜１５Ｈｚ／分）のレートで上げるとよい。同様に、Ｂパターンにおいて、第２圧縮機１０２の回転数を２〜２０Ｈｚ／分（または４〜１５Ｈｚ／分）のレートで上げるとよい。この程度のゆっくりしたレートで各圧縮機を加速することで、除霜時間を確実に短縮でき、消費電力も低減できる。なお、別の視点から見ると、蒸発器１０５の出口における冷媒の温度が２〜４℃／分のレートで上がるように制御を行ってもよい。
また、除霜時間を予測して除霜運転の開始から終了に至るまで加速を継続してもよいし、途中で加速を止めてもよい。つまり、所定回転数まである程度ゆっくりしたレートで回転数を上げた後、除霜運転の終了までその所定回転数を保持してもよい。例えばＡパターンでは、時間Ｒ（除霜開始）から時間Ｓまで第１圧縮機１０１の加速を行い、時間Ｓから時間Ｔａ（除霜終了）まで第１圧縮機１０１の回転数をＭで保持している。同様に、Ｂパターンでは、時間Ｒ（除霜開始）から時間Ｓまで第２圧縮機１０２の加速を行い、時間Ｓから時間Ｔｂ（除霜終了）まで第２圧縮機１０２の回転数をＭで保持している。さらに、各圧縮機１０１，１０２の回転数を単調に（連続的に）上げてもよいし、段階的に上げてもよい。
図１に示す冷凍サイクル装置（給湯機用）を作製し、各パターンにしたがって除霜運転を行ない、除霜に要した時間（除霜時間）と消費電力とを調べた。まず、蒸発器１０５を気温２℃の環境におき、冷凍サイクル装置を定格（第１圧縮機１０１：６０Ｈｚ、第２圧縮機：６０Ｈｚ）で運転した。そして、蒸発器１０５内の伝熱管の表面温度が−６℃になった時点から３０分後に除霜運転を開始した。蒸発器１０５の出口における冷媒の温度が１０℃に達した時点を除霜終了時とした。冷凍サイクル装置の具体的な構成は以下の通りである。
<<冷凍サイクル装置の構成>>
加熱能力：９ｋｗ
第１圧縮機：スクロール型
第２圧縮機：スクロール型
膨張機：ロータリ型
放熱器：水−冷媒熱交換器（除霜運転中は水の流入を停止）
蒸発器：フィンチューブ熱交換器
冷媒：二酸化炭素
結果を表１に示す。表１において、「除霜時間」および「消費電力」はＢパターンの値を１００としたときの相対比で示されている。時間（Ｒ）（Ｓ）（Ｔ）（Ｕ）（Ｖ）は、それぞれ、図３〜図６に示された時間に対応している。
Figure 2009047898
図２を参照して説明したように、除霜運転が進むにつれて、膨張機１０４の入口における冷媒の密度と圧縮機１０１，１０２の入口における冷媒の密度との比は大きくなる。一方の圧縮機の回転数をできるだけ高くし、他方の圧縮機の回転数を徐々に上げることにより、密度比の変化に対応して効率の良い運転を行なえる。
Ａパターンは、除霜運転の開始後、第２圧縮機１０２の回転数を最大回転数Ｌに保持するとともに、第１圧縮機１０１の回転数を最大回転数Ｌよりも低い回転数Ｎから徐々に上げる制御パターンである。Ａパターンでは、除霜運転開始時の膨張機１０４の回転数が低いため、冷媒の循環量が低下し、除霜時間もやや長くなった。しかし、Ｂパターンほどではないが、Ａパターンでも一定の効果が得られた。
Ｂパターンは、除霜運転の開始後、第１圧縮機１０１の回転数を最大回転数Ｌに保持するとともに、第２圧縮機１０２の回転数を最大回転数Ｌよりも低い回転数Ｎから徐々に上げる制御パターンである。Ｂパターンによると、最も短い時間で除霜が終わり、消費電力も最も少なかった。この理由として、（i）除霜開始時のサイクルの高低圧差が比較的小さいため、冷媒が膨張機１０４で失うエンタルピも少なく、蒸発器１０５を加熱するための熱量Δｈを除霜初期から十分に確保できること、（ii）除霜開始時から第１圧縮機１０１の回転数が高く、冷媒の循環量を十分に確保できることが挙げられる。
Ｃパターンは、第１圧縮機１０１の回転数を最大回転数Ｌで保持し、第２圧縮機１０２の回転数を徐々に下げる制御パターンである。Ｃパターンによると、最も長い除霜時間を要した。除霜開始時のサイクルの低圧が低すぎることが原因に挙げられる。
Ｄパターンは、第１圧縮機１０１の回転数および第２圧縮機１０２の回転数を共に高い回転数に保持する制御パターンである。Ｄパターンによると、ＡパターンおよびＢパターンよりも長い除霜時間を要し、消費電力も最も多かった。除霜開始時のサイクルの低圧が低すぎること、冷凍サイクル装置の状態の経時変化に対応できていないことが原因に挙げられる。
なお、ＡパターンとＢパターンとの組み合わせとして、除霜運転の開始後、第１圧縮機１０１の回転数および第２圧縮機１０２の回転数を徐々に上げる制御パターンも考えられる。冷媒の流量を十分に確保できるのであれば、この制御パターンも有効である。
以上に説明したように、第１圧縮機１０１および第２圧縮機１０２から選ばれる少なくとも一方の回転数を徐々に上げることによって冷媒の流量を徐々に増やせば、除霜時間の短縮および消費電力の低減を図れる。好ましくは、第１圧縮機１０１の回転数を最大回転数Ｌで保持するとともに、第２圧縮機１０２の回転数を当該第２圧縮機１０２の定格回転数よりも低い回転数Ｎから徐々に上げることである。
次に、図７に示す制御フローチャートを参照して、Ｂパターンの制御についてさらに説明する。図４に示すＢパターンにおいて、第２圧縮機１０２の回転数Ｈｚ２を時間ｔの関数ｆ（ｔ）＋Ｎで表す（Ｎ：初期回転数）。
除霜運転の開始条件の成立に応じて、コントローラ１１２は、図７に示す制御を行なう。除霜運転の開始条件は特に限定されない。一例では、外気温度が所定温度以下で、蒸発器１０５内の伝熱管の表面温度が所定の要除霜温度以下になった時点から所定時間経過後に除霜運転を開始する。例えば、外気温度センサ１２１による検出温度が０〜５℃、着霜温度センサ１２０による検出温度が−５〜−２℃になった時点（またはその時点から所定時間経過後）で除霜運転を開始する。
まず、ステップ２０１で、第１圧縮機１０１の回転数Ｈｚ１をＬ、第２圧縮機１０２の回転数Ｈｚ２をｆ（ｔ）＋Ｎにセットする。第２圧縮機１０２の回転数Ｈｚ２の最大値をＭとする。Ｌ、Ｍ、Ｎは、それぞれ、図４中に示す回転数である。次に、ステップ２０２では、蒸発器１０５の出口における冷媒の温度Ｔｅｏｕｔと、設定値Ｔｅｍ（例えば１０℃）とを比較する。Ｔｅｏｕｔ＞Ｔｅｍの場合に霜が十分に溶けたと判断し、除霜運転を終了する。Ｔｅｏｕｔ≦Ｔｅｍの場合は除霜が不十分であると判断し、ステップ２０１に戻って第２圧縮機１０２の回転数を上げる。
蒸発器１０５の出口における冷媒の温度Ｔｅｏｕｔに基づいて、除霜できたかどうかを確実に判断できる。なお、温度Ｔｅｏｕｔは、第１圧縮機１０１の入口における冷媒の温度に略等しいので、第１温度センサ１０６より取得できる。蒸発器１０５の出口付近に温度センサを別途設けてもよい。除霜運転終了後は、第１圧縮機１０１および第２圧縮機１０２の回転数を定格回転数にセットし、通常の給湯運転（放熱器１０３への水の流入）を再開する。
以上のように、第２圧縮機１０２の回転数を徐々に上げることによって、除霜時間の短縮および消費電力の低減を図れる。
次に、図８に示す制御フローチャートを参照して、図４のＢパターンをさらに発展させた制御について説明する。図８に示す制御によると、除霜運転時のＣＯＰの更なる改善および圧縮機の部品温度の過昇を防止できる。
まず、ステップ３０１で、第１圧縮機１０１の回転数Ｈｚ１をＬ、第２圧縮機１０２の回転数Ｈｚ２をｆ（ｔ）＋Ｎにセットする。この点は、図７のステップ２０１と同じである。次に、ステップ３０２では、除霜運転が安定したかどうかを判断する。具体的には、除霜開始から所定時間（例えば５分）が経過したかどうかを判断する。所定時間が経過している場合にはステップ３０３に移る。所定時間が経過していない場合にはステップ３０１に戻る。なお、第２圧縮機１０２の回転数Ｈｚ２がこの所定時間内に回転数Ｍに達するように、第２圧縮機１０２の加速度を決めてもよい。
次に、ステップ３０３では、第１圧縮機１０１の入口における冷媒の温度Ｔｄ（第１圧縮機１０１の吸入温度）、第１圧縮機１０１の出口における冷媒の温度Ｔｓ（第１圧縮機１０１の吐出温度）、膨張機１０４の入口における冷媒の温度Ｔｊ、膨張機１０４の出口における冷媒の温度Ｔｋ、第１圧縮機１０１の回転数Ｈｚ１および第２圧縮機１０２の回転数Ｈｚ２を検出する。温度Ｔｄ，Ｔｓ，Ｔｊ，Ｔｋは、それぞれ、第１〜第４温度センサ１０６〜１０９から取得できる。回転数Ｈｚ１，Ｈｚ２は、コントローラ１１２自身が管理しているデータである。
次に、ステップ３０４に移り、上記検出値から冷媒の密度比（ρe／ρc）を算出する。密度ρcは、第１圧縮機１０１の入口における冷媒の密度であり、密度ρeは、膨張機１０４の入口における冷媒の密度である。算出した密度比（ρe／ρc）に基づき、コントローラ１１２に予め記憶されている相関式や数値データのテーブル等を利用することにより、第１圧縮機１０１の目標吐出温度Ｔｓｍを求める。
ステップ３０５では、実際の吐出温度Ｔｓと目標吐出温度Ｔｓｍとを比較する。Ｔｓ＞Ｔｓｍの場合は、サイクルの高圧が高すぎると判断する。この場合は、膨張機１０４の入口における冷媒の密度ρeが高くなるようにバランスしようとしているため、ステップ３０６で第２圧縮機１０２の回転数を下げて、膨張機１０４の入口における冷媒の流量を落とす。これにより、第１圧縮機１０１の吐出温度Ｔｓおよびサイクルの高圧が下がる。
他方、Ｔｄ≦Ｔｓｍの場合は、サイクルの高圧が低すぎると判断する。この場合は、膨張機１０４の入口における冷媒の密度ρeが低くなるようにバランスしようとしているため、ステップ３０７で第２圧縮機１０２の回転数を上げて、膨張機１０４の入口における冷媒の流量を増やす。これにより、第１圧縮機１０１の吐出温度Ｔｓおよびサイクルの高圧が上がる。
ステップ３０８では、蒸発器１０５の出口における冷媒の温度Ｔｅｏｕｔと、設定値Ｔｅｍ（例えば１０℃）とを比較する。本実施形態では、温度Ｔｅｏｕｔは、第１圧縮機１０１の吸入温度Ｔｄに略等しい。Ｔｅｏｕｔ＞Ｔｅｍの場合に霜が十分に溶けたと判断し、除霜運転を終了する。Ｔｅｏｕｔ≦Ｔｅｍの場合は除霜が不十分であると判断し、ステップ３０３に戻る。
以上のように、除霜運転を開始して所定時間が経過するまでの期間において、第２圧縮機１０２の回転数を徐々に上げる。除霜運転開始から所定時間が経過した後、密度比（ρe／ρc）に基づいて、第１圧縮機１０１の目標吐出温度Ｔｓｍを算出し、実際の吐出温度Ｔｓが目標吐出温度Ｔｓｍに近づくように第２圧縮機１０２の回転数を制御する。これにより、より高いＣＯＰを達成できる。また、圧縮機１０１，１０２の部品温度の過昇を防止できるので、冷凍サイクル装置１００の信頼性が高まる。
なお、本実施形態では、第１圧縮機１０１の回転数および／または第２圧縮機１０２の回転数を徐々に上げることによって、冷媒の循環量を徐々に増やしている。しかし、冷媒の循環量を徐々に増やす方法は、回転数を上げること以外にもある。例えば、第１圧縮機１０１および／または第２圧縮機１０２として、押しのけ容積が可変の圧縮機を用いることが考えられる。回転数を徐々に上げる代わりに、押しのけ容積を徐々に増やす制御を実施することにより、冷媒の循環量を徐々に増やすことができる。さらに、回転数を上げる制御と押しのけ容積を増やす制御とを併用しても同じ結果が得られる。
本発明の冷凍サイクル装置は、給湯機、空調機、床暖房装置、浴室乾燥機、融雪装置など、蒸発器への着霜が考えられる様々な用途に適用できる。
本発明は、冷凍サイクル装置に関する。特に、冷媒から動力回収を行うための膨張機を備えた冷凍サイクル装置の除霜運転に関する。
図９に示すように、膨張機４と圧縮機３を軸で連結し、膨張機４で得られた動力を圧縮機３の駆動に利用して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（特開２００１−１１６３７１号公報）。この冷凍サイクル装置によると、膨張機と圧縮機とが軸で連結されているので、膨張機の入口における冷媒の密度ρeと圧縮機の入口における冷媒の密度ρcとの比（ρe／ρc）が常に一定となる（密度比一定の制約）。そのため、設計上の理想条件から外れた運転条件ではＣＯＰが芳しくない。
この問題を受けて、図１０に示すように、膨張機２３、第１圧縮機２１および第２圧縮機２２を備えた冷凍サイクル装置が提案されている（特開２００４−２１２００６号公報）。第１圧縮機２１と膨張機２３とが軸で連結されており、第１圧縮機２１に並列に第２圧縮機２２が設けられている。この冷凍サイクル装置によると、第２圧縮機２２の回転数を制御することによって密度比一定の制約を回避できるため、ＣＯＰを常時高く維持できる。
ところで、冷凍サイクル装置に不可欠な運転モードの１つとして、除霜運転がある。外気温度が０℃に近づくと蒸発器に霜が付着し始め、蒸発器での熱交換効率が極端に低下するため、高温の冷媒を蒸発器に流すことによって霜を溶かす。この除霜運転でのサイクル（以下、除霜サイクルともいう）は次の通りである。
図１１は、膨張機で動力回収を行う冷凍サイクル装置（図９および図１０）の除霜運転時のモリエル線図である。冷媒は、点ａ１→点ｂ１で圧縮機によって圧縮され、放熱器に流入する。放熱器が水−冷媒熱交換器の場合、放熱器に流入する水の流量をゼロにするので、点ｂ１からエンタルピの変化はほとんどないまま膨張機に冷媒が流入する。その後、冷媒は膨張機で減圧され、蒸発器の入口（点ｃ１）に移動する。膨張機で動力が回収されるので、点ｃ１での冷媒のエンタルピは、点ｂ１での当該冷媒のエンタルピよりも小さい。蒸発器に流入した冷媒は、蒸発器を加熱することで霜を溶かしたのち、圧縮機の入口（点ａ１）に戻る。
次に、膨張弁を用いた従来の冷凍サイクル装置の除霜運転時のモリエル線図を図１２に示す。冷媒は、点ａ２→点ｂ２で圧縮機によって圧縮され、放熱器に流入する。点ｂ２で膨張弁に流入した冷媒は、エンタルピの変化を伴わず減圧され、蒸発器の入口（点ｃ２）に移動する。蒸発器に流入した冷媒は、蒸発器を加熱することで霜を溶かしたのち、圧縮機の入口（点ａ２）に戻る。
図１１および図１２に示す除霜サイクルにおいて、蒸発器が獲得する熱量は、蒸発器の入口と出口との間のエンタルピ差に等しい。除霜運転時も動力回収を行なうため、膨張機を用いた除霜サイクルでのエンタルピ差Δｈ1は、膨張弁を用いた除霜サイクルでのエンタルピ差Δｈ2よりも小さい。そのため、膨張機を用いた除霜サイクルは、膨張弁を用いた除霜サイクルよりも長い除霜時間を必要とする。
特開２００１−１１６３７１号公報 特開２００４−２１２００６号公報
上記事情に鑑み、本発明は、膨張機を用いた除霜サイクルの除霜時間を短縮することを目的とする。
すなわち、本発明は、
容積型の第１圧縮機と、
冷媒回路において前記第１圧縮機に対して並列に設けられ、前記第１圧縮機とは独立して回転数を制御可能な容積型の第２圧縮機と、
前記第１および第２圧縮機で圧縮された冷媒を冷却する放熱器と、
前記放熱器で放熱した冷媒を膨張させつつ動力を回収する容積型の膨張機と、
前記膨張機で膨張した冷媒を蒸発させる蒸発器と、
前記膨張機による回収動力が前記第１圧縮機で使用されるように前記第１圧縮機と前記膨張機とを連結している回転軸と、
前記蒸発器に高温の冷媒を流すことによって前記蒸発器に付着した霜を溶かす除霜運転において、前記第１圧縮機の出口における冷媒の流量と前記第２圧縮機の出口における冷媒の流量との合計を霜の解凍に応じて増やすステップを含む制御を行うコントローラと、
を備えた、冷凍サイクル装置を提供する。
消費電力の増大に目をつむれば、圧縮機の回転数を限界まで上げて冷媒の流量を増やせば除霜時間も短くなると考えられる。図１０に示す冷凍サイクル装置を例に挙げると、除霜運転において、第１圧縮機２１および第２圧縮機２２を設計上の最大回転数（例えば７０Ｈｚ）で駆動する。第１圧縮機２１とともに膨張機２３の回転数も上がるので、膨張機２３の入口における冷媒の密度は回転数に比例して高くならないものの、冷媒回路における冷媒の流量（循環量）は確実に増える。したがって、除霜時間もそれなりに短くなる。現に、膨張弁を用いた従来の冷凍サイクル装置では、除霜運転において、圧縮機の回転数を最大回転数に保持するのが通例となっている。
しかし、第１圧縮機および第２圧縮機を最大回転数で駆動すると冷媒の流量は最大になるものの、除霜時間は最短にならない。なぜなら、除霜時間の長短には、冷媒の流量だけでなく、冷媒が蒸発器に与える熱量も関係しているからである。具体的には、図１１に示すモリエル線図において、エンタルピ差Δｈ1が大きく、かつ流量も大きい除霜サイクルがベストで、除霜時間を最も短くできる。エンタルピ差Δｈ1が大きい理想的な除霜サイクルで運転するには、除霜サイクルの高低圧差を小さくする、言い換えれば、圧縮機の回転数を適度に落とせばよい。しかし、圧縮機の回転数を落とすと、冷媒の流量も減少するので除霜時間が長くなる。つまり、冷媒の流量と冷媒が蒸発器に与える熱量とは、ある意味、トレードオフの関係にある。
そうだとすれば、冷媒の流量と冷媒が蒸発器に与える熱量とのバランスが取れた除霜サイクルを予め調べ、その除霜サイクルで除霜運転を行なえばよいと考えられる。ところが、都合の悪いことに、霜が溶けるのに応じて冷凍サイクル装置の状態が変化し、理想的な除霜サイクルが高圧−高エンタルピ側にシフトする。そのため、効率的な除霜運転を行なうためには、冷凍サイクル装置の状態の経時変化を考慮に入れる必要がある。
こうした知見に基づいて、本発明者らは鋭意検討を進めた。その結果、除霜運転において、第１圧縮機の出口における冷媒の流量と第２圧縮機の出口における冷媒の流量との合計を霜の解凍に応じて増やすことによって、第１および第２圧縮機の回転数を最大回転数に保持する場合よりも除霜時間を短くできるという事実を突き止めた。
本発明の主要な考え方は次の通りである。まず、除霜運転の初期には、圧縮機の入口における冷媒の圧力（図１１では点ａ１の圧力）と膨張機の入口における冷媒の圧力（図１１では点ｂ１の圧力）との差がなるべく小さく、エンタルピ差Δｈ1が大きく、かつ流量も適度に大きいサイクルで除霜運転を行なう。そして、除霜が進むにつれて冷媒の流量を増やすことで、冷凍サイクル装置の状態の経時変化に対処する。
このようにすれば、除霜運転の開始から終了まで効率的なサイクルでの除霜運転が可能となり、第１および第２圧縮機の回転数を除霜運転の開始から終了まで最大回転数に保持する場合よりも短い時間で除霜運転を終えることが可能になる。しかも、消費電力も低減できる。
本発明の一実施形態にかかる冷凍サイクル装置の構成図 図１に示す冷凍サイクル装置の除霜運転時のモリエル線図 除霜運転時の第１および第２圧縮機の回転数制御を示すタイムチャート（Ａパターン） 除霜運転時の第１および第２圧縮機の回転数制御を示すタイムチャート（Ｂパターン） 除霜運転時の第１および第２圧縮機の回転数制御を示すタイムチャート（Ｃパターン） 除霜運転時の第１および第２圧縮機の回転数制御を示すタイムチャート（Ｄパターン） 除霜運転の制御フローチャート 除霜運転の他の制御フローチャート 膨張機を用いた従来の冷凍サイクル装置を示す構成図 膨張機を用いた従来の他の冷凍サイクル装置を示す構成図 膨張機を用いた従来の冷凍サイクル装置の除霜運転時のモリエル線図 膨張弁を用いた従来の冷凍サイクル装置の除霜運転時のモリエル線図
本発明の冷凍サイクル装置の一実施形態について、図面を参照しながら説明する。
図１に示すように、本実施形態の冷凍サイクル装置１００は、冷媒を圧縮する第１圧縮機１０１と、冷媒回路において第１圧縮機１０１に対して並列に設けられた第２圧縮機１０２と、第１圧縮機１０１および第２圧縮機１０２で圧縮された冷媒を冷却する放熱器１０３と、冷媒を減圧および膨張させる膨張機１０４と、膨張機１０４で膨張した冷媒を加熱する蒸発器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が形成されている。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が合流している。冷媒回路には、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。
例えば、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が水−冷媒熱交換器であり、蒸発器１０５がフィンチューブ熱交換器である。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の両者がフィンチューブ熱交換器である。
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。膨張機１０４による回収動力が第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１１２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１１２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１１２は、インバータ１２５，１２７を制御することによって、モータ１１０，１１１の回転数、すなわち、第１圧縮機１０１および第２圧縮機１０２の回転数を制御する。
冷媒回路には、第１圧縮機１０１の入口における冷媒の温度を検出する第１温度センサ１０６と、第１圧縮機１０１の出口における冷媒の温度を検出する第２温度センサ１０７と、膨張機１０４の入口における冷媒の温度を検出する第３温度センサ１０８と、膨張機１０４の出口における冷媒の温度を検出する第４温度センサ１０９と、蒸発器１０５内の伝熱管の表面温度を検出する着霜温度センサ１２０と、蒸発器１０５の周囲の外気温度を検出する外気温度センサ１２１とが設けられている。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。各温度センサの信号はコントローラ１１２に入力される。
第１圧縮機１０１の設計上の押しのけ容積と、第２圧縮機１０２の設計上の押しのけ容積とは、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、「押しのけ容積」とは、吸入完了時の閉じ込め容積のことである。
なお、膨張機１０４をバイパスする回路を設けたり、放熱器１０３と膨張機１０４との間に予膨張弁を設けたりしてもよい（図示省略）。
次に、冷凍サイクル装置１００の除霜運転について説明する。
本実施形態において、「除霜運転」とは、第１圧縮機１０１および第２圧縮機１０２で圧縮した冷媒を実質的に冷却せずに膨張機１０４で減圧し、蒸発器１０５に流すことによって、蒸発器１０５に付着した霜や氷を溶かす非定常運転のことである。具体的には、放熱器１０３に流入する水または空気の量をゼロにする、給湯機における水ポンプや空調機におけるファンを停止することによって、冷媒が実質的に冷却されずに膨張機１０４へと流れる。
なお、放熱器１０３をバイパスする回路に冷媒を流すホットガスバイパス方式、または、冷媒回路に設けた四方弁によって冷媒を逆流させる四方弁切り替え方式を採用してもよい。
図２は、本実施形態の冷凍サイクル装置の除霜運転時のモリエル線図である。図２に示す３つのサイクル（除霜サイクル）は、それぞれ、除霜運転開始時のサイクルＰ１、除霜運転中間時のサイクルＰ２および除霜運転終了時のサイクルＰ３を模式的に表している。
除霜運転開始時のサイクルＰ１を例に挙げると、点Ａ１→点Ｂ１で冷媒は圧縮機１０１，１０２によって圧縮され、放熱器１０３に流入する。放熱器１０３で熱交換しないので、点Ｂ１が膨張機１０４の入口での冷媒の状態に対応する。冷媒は膨張機１０４で減圧され、蒸発器１０５の入口（点Ｃ１）に移動する。点Ｂ１と点Ｃ１とのエンタルピ差ΔＨが膨張機１０４の回収動力に対応する。蒸発器１０５に流入した冷媒は、蒸発器１０５を加熱することで霜を溶かした後、圧縮機１０１，１０２の入口（点Ａ１）に戻る。点Ｃ１と点Ａ１とのエンタルピ差Δｈが蒸発器１０５に与えられる熱量に対応する。これらの説明は、中間時のサイクルＰ２および終了時のサイクルＰ３でも同じである。
本実施形態では、除霜運転において、第１圧縮機１０１の出口における冷媒の流量と第２圧縮機１０２の出口における冷媒の流量との合計を霜の解凍に応じて徐々に増やす。除霜運転が進むにつれて、冷凍サイクル装置１００の各部における冷媒の温度が上昇し、これに伴って、サイクルはモリエル線図の右方向にシフトし、サイクルの高圧および低圧が共に上昇する（Ｐ１→Ｐ２→Ｐ３）。膨張機１０４の入口における冷媒の密度ρeと圧縮機１０１，１０２の入口における冷媒の密度ρcとの比（ρe／ρc）は、次第に大きくなる。サイクルＰ１，Ｐ２，Ｐ３に関して、圧縮機１０１，１０２の入口における冷媒の密度をρA1，ρA2，ρA3、膨張機の入口における冷媒の密度をρB1，ρB2，ρB3とすると、（ρB1／ρA1）＜（ρB2／ρA2）＜（ρB3／ρA3）の関係が成り立つ。
仮に、除霜運転の開始直後から終了まで圧縮機１０１，１０２を最大回転数で駆動すると、冷媒の密度比が変化しえないので、膨張機１０４が押しのけるべき冷媒の流量不足が次第に顕著となり、理想的なサイクルから大きく外れたサイクルでの運転を強いられる。これに対し、本実施形態では、第１圧縮機１０１の出口における冷媒の流量と第２圧縮機１０２の出口における冷媒の流量との合計を徐々に増やすことで、膨張機１０４が押しのけるべき冷媒の流量不足を解消ないし補てんできる。
第１圧縮機１０１の出口における冷媒の流量と第２圧縮機１０２の出口における冷媒の流量との合計を徐々に増やすために、本実施形態では次の制御を行う。
・除霜運転の開始後、第１圧縮機１０１の回転数を徐々に上げる（Ａパターン）
・除霜運転の開始後、第２圧縮機１０２の回転数を徐々に上げる（Ｂパターン）
なお、本明細書において「流量を徐々に増やす」とは、流量を連続的に増やしてもよいし、段階的に増やしてもよいことを意味する。同様に、「回転数を徐々に上げる」とは、回転数を連続的に上げてもよいし、段階的に上げてもよいことを意味する。
第１圧縮機１０１の回転数を徐々に上げるＡパターンを図３に、第２圧縮機１０２の回転数を徐々に上げるＢパターンを図４に示す。比較例として、第２圧縮機１０２の回転数を徐々に下げるＣパターンを図５に、第１圧縮機１０１および第２圧縮機１０２の回転数を除霜開始から除霜終了まで最大にするＤパターンを図６に示す。
図３〜図６において、時間Ｒは除霜開始時間、時間Ｓおよび時間Ｖは第１圧縮機１０１または第２圧縮機１０２の回転数が一定になる時間、時間Ｔａ〜Ｔｄは除霜終了時間、時間Ｕは第２圧縮機１０２の回転数が下がり始める時間を表している。第１圧縮機１０１の回転数がＨｚ１で示され、第２圧縮機１０２の回転数がＨｚ２で示されている。回転数Ｌは、第１圧縮機１０１および第２圧縮機１０２の設計上の最大回転数で、例えば７０〜９０Ｈｚである。回転数Ｍは、第１圧縮機１０１および第２圧縮機１０２の定格回転数またはその近傍の回転数で、例えば５０〜７０Ｈｚである。回転数Ｎは、定格回転数よりも低い回転数で、例えば２０〜５０Ｈｚである。除霜運転に入る直前において、第２圧縮機１０２が停止して第１圧縮機１０１のみが動いている場合もあるので、回転数Ｎはゼロであってもよい。ただし、Ｌ、Ｍ、Ｎの値は冷凍サイクル装置の仕様、用途、使用環境等に応じて定められるもので、上記の範囲に限定されない。
一例として、Ａパターンにおいて、第１圧縮機１０１の回転数を２〜２０Ｈｚ／分（または４〜１５Ｈｚ／分）のレートで上げるとよい。同様に、Ｂパターンにおいて、第２圧縮機１０２の回転数を２〜２０Ｈｚ／分（または４〜１５Ｈｚ／分）のレートで上げるとよい。この程度のゆっくりしたレートで各圧縮機を加速することで、除霜時間を確実に短縮でき、消費電力も低減できる。なお、別の視点から見ると、蒸発器１０５の出口における冷媒の温度が２〜４℃／分のレートで上がるように制御を行ってもよい。
また、除霜時間を予測して除霜運転の開始から終了に至るまで加速を継続してもよいし、途中で加速を止めてもよい。つまり、所定回転数まである程度ゆっくりしたレートで回転数を上げた後、除霜運転の終了までその所定回転数を保持してもよい。例えばＡパターンでは、時間Ｒ（除霜開始）から時間Ｓまで第１圧縮機１０１の加速を行い、時間Ｓから時間Ｔａ（除霜終了）まで第１圧縮機１０１の回転数をＭで保持している。同様に、Ｂパターンでは、時間Ｒ（除霜開始）から時間Ｓまで第２圧縮機１０２の加速を行い、時間Ｓから時間Ｔｂ（除霜終了）まで第２圧縮機１０２の回転数をＭで保持している。さらに、各圧縮機１０１，１０２の回転数を単調に（連続的に）上げてもよいし、段階的に上げてもよい。
図１に示す冷凍サイクル装置（給湯機用）を作製し、各パターンにしたがって除霜運転を行ない、除霜に要した時間（除霜時間）と消費電力とを調べた。まず、蒸発器１０５を気温２℃の環境におき、冷凍サイクル装置を定格（第１圧縮機１０１：６０Ｈｚ、第２圧縮機：６０Ｈｚ）で運転した。そして、蒸発器１０５内の伝熱管の表面温度が−６℃になった時点から３０分後に除霜運転を開始した。蒸発器１０５の出口における冷媒の温度が１０℃に達した時点を除霜終了時とした。冷凍サイクル装置の具体的な構成は以下の通りである。
<<冷凍サイクル装置の構成>>
加熱能力：９ｋｗ
第１圧縮機：スクロール型
第２圧縮機：スクロール型
膨張機：ロータリ型
放熱器：水−冷媒熱交換器（除霜運転中は水の流入を停止）
蒸発器：フィンチューブ熱交換器
冷媒：二酸化炭素
結果を表１に示す。表１において、「除霜時間」および「消費電力」はＢパターンの値を１００としたときの相対比で示されている。時間（Ｒ）（Ｓ）（Ｔ）（Ｕ）（Ｖ）は、それぞれ、図３〜図６に示された時間に対応している。
Figure 2009047898
図２を参照して説明したように、除霜運転が進むにつれて、膨張機１０４の入口における冷媒の密度と圧縮機１０１，１０２の入口における冷媒の密度との比は大きくなる。一方の圧縮機の回転数をできるだけ高くし、他方の圧縮機の回転数を徐々に上げることにより、密度比の変化に対応して効率の良い運転を行なえる。
Ａパターンは、除霜運転の開始後、第２圧縮機１０２の回転数を最大回転数Ｌに保持するとともに、第１圧縮機１０１の回転数を最大回転数Ｌよりも低い回転数Ｎから徐々に上げる制御パターンである。Ａパターンでは、除霜運転開始時の膨張機１０４の回転数が低いため、冷媒の循環量が低下し、除霜時間もやや長くなった。しかし、Ｂパターンほどではないが、Ａパターンでも一定の効果が得られた。
Ｂパターンは、除霜運転の開始後、第１圧縮機１０１の回転数を最大回転数Ｌに保持するとともに、第２圧縮機１０２の回転数を最大回転数Ｌよりも低い回転数Ｎから徐々に上げる制御パターンである。Ｂパターンによると、最も短い時間で除霜が終わり、消費電力も最も少なかった。この理由として、（i）除霜開始時のサイクルの高低圧差が比較的小さいため、冷媒が膨張機１０４で失うエンタルピも少なく、蒸発器１０５を加熱するための熱量Δｈを除霜初期から十分に確保できること、（ii）除霜開始時から第１圧縮機１０１の回転数が高く、冷媒の循環量を十分に確保できることが挙げられる。
Ｃパターンは、第１圧縮機１０１の回転数を最大回転数Ｌで保持し、第２圧縮機１０２の回転数を徐々に下げる制御パターンである。Ｃパターンによると、最も長い除霜時間を要した。除霜開始時のサイクルの低圧が低すぎることが原因に挙げられる。
Ｄパターンは、第１圧縮機１０１の回転数および第２圧縮機１０２の回転数を共に高い回転数に保持する制御パターンである。Ｄパターンによると、ＡパターンおよびＢパターンよりも長い除霜時間を要し、消費電力も最も多かった。除霜開始時のサイクルの低圧が低すぎること、冷凍サイクル装置の状態の経時変化に対応できていないことが原因に挙げられる。
なお、ＡパターンとＢパターンとの組み合わせとして、除霜運転の開始後、第１圧縮機１０１の回転数および第２圧縮機１０２の回転数を徐々に上げる制御パターンも考えられる。冷媒の流量を十分に確保できるのであれば、この制御パターンも有効である。
以上に説明したように、第１圧縮機１０１および第２圧縮機１０２から選ばれる少なくとも一方の回転数を徐々に上げることによって冷媒の流量を徐々に増やせば、除霜時間の短縮および消費電力の低減を図れる。好ましくは、第１圧縮機１０１の回転数を最大回転数Ｌで保持するとともに、第２圧縮機１０２の回転数を当該第２圧縮機１０２の定格回転数よりも低い回転数Ｎから徐々に上げることである。
次に、図７に示す制御フローチャートを参照して、Ｂパターンの制御についてさらに説明する。図４に示すＢパターンにおいて、第２圧縮機１０２の回転数Ｈｚ２を時間ｔの関数ｆ（ｔ）＋Ｎで表す（Ｎ：初期回転数）。
除霜運転の開始条件の成立に応じて、コントローラ１１２は、図７に示す制御を行なう。除霜運転の開始条件は特に限定されない。一例では、外気温度が所定温度以下で、蒸発器１０５内の伝熱管の表面温度が所定の要除霜温度以下になった時点から所定時間経過後に除霜運転を開始する。例えば、外気温度センサ１２１による検出温度が０〜５℃、着霜温度センサ１２０による検出温度が−５〜−２℃になった時点（またはその時点から所定時間経過後）で除霜運転を開始する。
まず、ステップ２０１で、第１圧縮機１０１の回転数Ｈｚ１をＬ、第２圧縮機１０２の回転数Ｈｚ２をｆ（ｔ）＋Ｎにセットする。第２圧縮機１０２の回転数Ｈｚ２の最大値をＭとする。Ｌ、Ｍ、Ｎは、それぞれ、図４中に示す回転数である。次に、ステップ２０２では、蒸発器１０５の出口における冷媒の温度Ｔｅｏｕｔと、設定値Ｔｅｍ（例えば１０℃）とを比較する。Ｔｅｏｕｔ＞Ｔｅｍの場合に霜が十分に溶けたと判断し、除霜運転を終了する。Ｔｅｏｕｔ≦Ｔｅｍの場合は除霜が不十分であると判断し、ステップ２０１に戻って第２圧縮機１０２の回転数を上げる。
蒸発器１０５の出口における冷媒の温度Ｔｅｏｕｔに基づいて、除霜できたかどうかを確実に判断できる。なお、温度Ｔｅｏｕｔは、第１圧縮機１０１の入口における冷媒の温度に略等しいので、第１温度センサ１０６より取得できる。蒸発器１０５の出口付近に温度センサを別途設けてもよい。除霜運転終了後は、第１圧縮機１０１および第２圧縮機１０２の回転数を定格回転数にセットし、通常の給湯運転（放熱器１０３への水の流入）を再開する。
以上のように、第２圧縮機１０２の回転数を徐々に上げることによって、除霜時間の短縮および消費電力の低減を図れる。
次に、図８に示す制御フローチャートを参照して、図４のＢパターンをさらに発展させた制御について説明する。図８に示す制御によると、除霜運転時のＣＯＰの更なる改善および圧縮機の部品温度の過昇を防止できる。
まず、ステップ３０１で、第１圧縮機１０１の回転数Ｈｚ１をＬ、第２圧縮機１０２の回転数Ｈｚ２をｆ（ｔ）＋Ｎにセットする。この点は、図７のステップ２０１と同じである。次に、ステップ３０２では、除霜運転が安定したかどうかを判断する。具体的には、除霜開始から所定時間（例えば５分）が経過したかどうかを判断する。所定時間が経過している場合にはステップ３０３に移る。所定時間が経過していない場合にはステップ３０１に戻る。なお、第２圧縮機１０２の回転数Ｈｚ２がこの所定時間内に回転数Ｍに達するように、第２圧縮機１０２の加速度を決めてもよい。
次に、ステップ３０３では、第１圧縮機１０１の入口における冷媒の温度Ｔｄ（第１圧縮機１０１の吸入温度）、第１圧縮機１０１の出口における冷媒の温度Ｔｓ（第１圧縮機１０１の吐出温度）、膨張機１０４の入口における冷媒の温度Ｔｊ、膨張機１０４の出口における冷媒の温度Ｔｋ、第１圧縮機１０１の回転数Ｈｚ１および第２圧縮機１０２の回転数Ｈｚ２を検出する。温度Ｔｄ，Ｔｓ，Ｔｊ，Ｔｋは、それぞれ、第１〜第４温度センサ１０６〜１０９から取得できる。回転数Ｈｚ１，Ｈｚ２は、コントローラ１１２自身が管理しているデータである。
次に、ステップ３０４に移り、上記検出値から冷媒の密度比（ρe／ρc）を算出する。密度ρcは、第１圧縮機１０１の入口における冷媒の密度であり、密度ρeは、膨張機１０４の入口における冷媒の密度である。算出した密度比（ρe／ρc）に基づき、コントローラ１１２に予め記憶されている相関式や数値データのテーブル等を利用することにより、第１圧縮機１０１の目標吐出温度Ｔｓｍを求める。
ステップ３０５では、実際の吐出温度Ｔｓと目標吐出温度Ｔｓｍとを比較する。Ｔｓ＞Ｔｓｍの場合は、サイクルの高圧が高すぎると判断する。この場合は、膨張機１０４の入口における冷媒の密度ρeが高くなるようにバランスしようとしているため、ステップ３０６で第２圧縮機１０２の回転数を下げて、膨張機１０４の入口における冷媒の流量を落とす。これにより、第１圧縮機１０１の吐出温度Ｔｓおよびサイクルの高圧が下がる。
他方、Ｔｄ≦Ｔｓｍの場合は、サイクルの高圧が低すぎると判断する。この場合は、膨張機１０４の入口における冷媒の密度ρeが低くなるようにバランスしようとしているため、ステップ３０７で第２圧縮機１０２の回転数を上げて、膨張機１０４の入口における冷媒の流量を増やす。これにより、第１圧縮機１０１の吐出温度Ｔｓおよびサイクルの高圧が上がる。
ステップ３０８では、蒸発器１０５の出口における冷媒の温度Ｔｅｏｕｔと、設定値Ｔｅｍ（例えば１０℃）とを比較する。本実施形態では、温度Ｔｅｏｕｔは、第１圧縮機１０１の吸入温度Ｔｄに略等しい。Ｔｅｏｕｔ＞Ｔｅｍの場合に霜が十分に溶けたと判断し、除霜運転を終了する。Ｔｅｏｕｔ≦Ｔｅｍの場合は除霜が不十分であると判断し、ステップ３０３に戻る。
以上のように、除霜運転を開始して所定時間が経過するまでの期間において、第２圧縮機１０２の回転数を徐々に上げる。除霜運転開始から所定時間が経過した後、密度比（ρe／ρc）に基づいて、第１圧縮機１０１の目標吐出温度Ｔｓｍを算出し、実際の吐出温度Ｔｓが目標吐出温度Ｔｓｍに近づくように第２圧縮機１０２の回転数を制御する。これにより、より高いＣＯＰを達成できる。また、圧縮機１０１，１０２の部品温度の過昇を防止できるので、冷凍サイクル装置１００の信頼性が高まる。
なお、本実施形態では、第１圧縮機１０１の回転数および／または第２圧縮機１０２の回転数を徐々に上げることによって、冷媒の循環量を徐々に増やしている。しかし、冷媒の循環量を徐々に増やす方法は、回転数を上げること以外にもある。例えば、第１圧縮機１０１および／または第２圧縮機１０２として、押しのけ容積が可変の圧縮機を用いることが考えられる。回転数を徐々に上げる代わりに、押しのけ容積を徐々に増やす制御を実施することにより、冷媒の循環量を徐々に増やすことができる。さらに、回転数を上げる制御と押しのけ容積を増やす制御とを併用しても同じ結果が得られる。
本発明の冷凍サイクル装置は、給湯機、空調機、床暖房装置、浴室乾燥機、融雪装置など、蒸発器への着霜が考えられる様々な用途に適用できる。

Claims (9)

  1. 容積型の第１圧縮機と、
    冷媒回路において前記第１圧縮機に対して並列に設けられ、前記第１圧縮機とは独立して回転数を制御可能な容積型の第２圧縮機と、
    前記第１および第２圧縮機で圧縮された冷媒を冷却する放熱器と、
    前記放熱器で放熱した冷媒を膨張させつつ動力を回収する容積型の膨張機と、
    前記膨張機で膨張した冷媒を蒸発させる蒸発器と、
    前記膨張機による回収動力が前記第１圧縮機で使用されるように前記第１圧縮機と前記膨張機とを連結している回転軸と、
    前記蒸発器に高温の冷媒を流すことによって前記蒸発器に付着した霜を溶かす除霜運転において、前記第１圧縮機の出口における冷媒の流量と前記第２圧縮機の出口における冷媒の流量との合計を霜の解凍に応じて増やすステップを含む制御を行うコントローラと、
    を備えた、冷凍サイクル装置。
  2. 前記除霜運転の開始後、前記第１圧縮機および前記第２圧縮機から選ばれる少なくとも一方の回転数を連続的または段階的に上げることによって冷媒の流量を増やす、請求項１に記載の冷凍サイクル装置。
  3. 前記除霜運転の開始後、前記第１圧縮機および前記第２圧縮機から選ばれる少なくとも一方の回転数を２〜２０Ｈｚ／分のレートで上げる、請求項２に記載の冷凍サイクル装置。
  4. 前記除霜運転の開始後、前記第１圧縮機の回転数を回転数Ｌで保持するとともに、前記第２圧縮機の回転数を前記回転数Ｌよりも低い回転数Ｎから連続的または段階的に上げることによって冷媒の流量を増やす、請求項２に記載の冷凍サイクル装置。
  5. 前記回転数Ｌが前記第１圧縮機の最大回転数である、請求項４に記載の冷凍サイクル装置。
  6. 前記除霜運転の開始後、前記第２圧縮機の回転数を回転数Ｌで保持するとともに、前記第１圧縮機の回転数を前記回転数Ｌよりも低い回転数Ｎから連続的または段階的に上げることによって冷媒の流量を増やす、請求項２に記載の冷凍サイクル装置。
  7. 前記回転数Ｌが前記第２圧縮機の最大回転数である、請求項６に記載の冷凍サイクル装置。
  8. 前記コントローラは、前記蒸発器の出口における冷媒の温度が設定値を上回ることを条件として前記除霜運転を終了する、請求項１に記載の冷凍サイクル装置。
  9. 前記第１圧縮機の入口における冷媒の温度を検出する第１温度センサと、
    前記第１圧縮機の出口における冷媒の温度を検出する第２温度センサと、
    前記膨張機の入口における冷媒の温度を検出する第３温度センサと、
    前記膨張機の出口における冷媒の温度を検出する第４温度センサと、をさらに備え、
    前記除霜運転を開始して所定時間が経過するまでの期間において、前記第２圧縮機の回転数を連続的または段階的に上げる一方、
    前記コントローラが行なう制御には、前記所定時間の経過後、前記第１温度センサ、前記第２温度センサ、前記第３温度センサおよび前記第４温度センサの検出結果に基づいて、前記除霜運転中の前記第１圧縮機の出口における冷媒の目標吐出温度を算出し、前記第２温度センサによる検出温度が前記目標吐出温度に近づくように前記第２圧縮機の回転数を制御するステップがさらに含まれる、請求項４に記載の冷凍サイクル装置。
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