JPWO2017061233A1 - Refrigeration cycle equipment - Google Patents
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Abstract
冷凍サイクル装置は、圧縮機構(21)と、放熱器(23)と、第1減圧器(25)と、蒸発器(26)と、第2減圧器(27)と、内部熱交換器(24)と、温度検出部(31)と、制御装置(30)とを備える。圧縮機構(21)は、超臨界状態とされた高圧冷媒を吐出するとともに、低圧から高圧までの冷媒の圧縮過程の途中に低圧と高圧の間の中間圧である中間圧冷媒を導入する。温度検出部は、放熱器に流入する熱交換媒体の温度を検出する。制御装置は、温度検出部の検出温度が冷媒の臨界温度よりも高い場合に、検出温度が高いほど高圧冷媒の圧力が高くなるように、高圧冷媒の圧力を調整するとともに、検出温度が高いほど中間圧冷媒の流量が多くなるように、中間圧冷媒の流量を調整する。The refrigeration cycle apparatus includes a compression mechanism (21), a radiator (23), a first decompressor (25), an evaporator (26), a second decompressor (27), and an internal heat exchanger (24 ), A temperature detector (31), and a control device (30). The compression mechanism (21) discharges the high-pressure refrigerant in a supercritical state, and introduces an intermediate-pressure refrigerant that is an intermediate pressure between the low pressure and the high pressure during the compression process of the refrigerant from the low pressure to the high pressure. The temperature detection unit detects the temperature of the heat exchange medium flowing into the radiator. The control device adjusts the pressure of the high-pressure refrigerant so that the higher the detected temperature, the higher the pressure of the high-pressure refrigerant when the detected temperature of the temperature detection unit is higher than the critical temperature of the refrigerant. The flow rate of the intermediate pressure refrigerant is adjusted so that the flow rate of the intermediate pressure refrigerant increases.
Description
本出願は、2015年10月5日に出願された日本特許出願番号2015−197893号に基づくもので、ここにその記載内容が参照により組み入れられる。 This application is based on Japanese Patent Application No. 2015-197893 filed on October 5, 2015, the description of which is incorporated herein by reference.
本開示は、冷凍サイクル装置に関するものである。 The present disclosure relates to a refrigeration cycle apparatus.
従来の冷凍サイクル装置として、特許文献1のように、二段圧縮一段膨張サイクルを構成するとともに、二段圧縮式の圧縮機構から吐出される高圧冷媒が超臨界状態で運転されるものがある。このような冷凍サイクル装置では、圧縮機構から吐出された高圧冷媒は、放熱器で放熱された後、一部が内部熱交換器を通過して、第1減圧器で減圧され、蒸発器で吸熱して、圧縮機構に吸入される。放熱器で放熱された高圧冷媒の残部は、第2減圧器で減圧されて中間圧冷媒となり、内部熱交換器で高圧冷媒との熱交換により加熱されて、圧縮機構にインジェクション(すなわち、導入)される。
As a conventional refrigeration cycle apparatus, there is one that forms a two-stage compression / one-stage expansion cycle and a high-pressure refrigerant discharged from a two-stage compression type compression mechanism is operated in a supercritical state as in
ところで、上記した冷凍サイクル装置では、放熱器で高圧冷媒と熱交換される熱交換媒体の温度(以下、熱交換媒体温度という)が冷媒の臨界温度(以下、臨界温度という)よりも高い場合がある。この場合、熱交換媒体温度が臨界温度よりも低い場合と比較して、熱交換媒体温度の上昇に伴う放熱器でのエンタルピ差の減少量が大きくなる。なお、熱交換媒体温度は、冷媒と熱交換する前の温度である。放熱器でのエンタルピ差とは、放熱器の入口側と出口側の冷媒のエンタルピ差である。このため、熱交換媒体温度が臨界温度よりも高い場合では、熱交換媒体温度が高くなるほど、放熱器の放熱性能が低下してしまう。したがって、放熱器を加熱用途に利用する場合では、熱交換媒体温度が臨界温度よりも高くなると、加熱能力が低下してしまう。 By the way, in the refrigeration cycle apparatus described above, the temperature of the heat exchange medium that exchanges heat with the high-pressure refrigerant in the radiator (hereinafter referred to as the heat exchange medium temperature) may be higher than the critical temperature of the refrigerant (hereinafter referred to as the critical temperature). is there. In this case, as compared with the case where the heat exchange medium temperature is lower than the critical temperature, the amount of decrease in the enthalpy difference in the radiator due to the increase in the heat exchange medium temperature is increased. The heat exchange medium temperature is a temperature before heat exchange with the refrigerant. The enthalpy difference in the radiator is the enthalpy difference between the refrigerant on the inlet side and the outlet side of the radiator. For this reason, when the heat exchange medium temperature is higher than the critical temperature, the heat dissipation performance of the radiator decreases as the heat exchange medium temperature increases. Therefore, in the case where the radiator is used for heating, when the heat exchange medium temperature becomes higher than the critical temperature, the heating capacity is lowered.
また、熱交換媒体温度が臨界温度よりも高い場合では、熱交換媒体温度が上昇すると、内部熱交換器の入口温度が上昇し、高圧側で交換可能な熱量が増えることでエンタルピ差が急激に増大する。内部熱交換器の高圧側でのエンタルピ差とは、内部熱交換器の高圧側通路の入口側と出口側の冷媒のエンタルピ差である。 In addition, when the heat exchange medium temperature is higher than the critical temperature, when the heat exchange medium temperature rises, the inlet temperature of the internal heat exchanger rises, and the amount of heat that can be exchanged on the high pressure side increases, resulting in a drastic difference in enthalpy. Increase. The enthalpy difference on the high pressure side of the internal heat exchanger is the enthalpy difference between the refrigerant on the inlet side and the outlet side of the high pressure side passage of the internal heat exchanger.
そこで、熱交換媒体温度が臨界温度よりも高い場合に、熱交換媒体温度が高いほど高圧冷媒の圧力を高くすることが考えられる。これにより、放熱器でのエンタルピ差の減少を抑えることができ、放熱器の加熱能力の低下を抑制することができる。 Therefore, when the heat exchange medium temperature is higher than the critical temperature, it is conceivable that the higher the heat exchange medium temperature, the higher the pressure of the high-pressure refrigerant. Thereby, the reduction | decrease of the enthalpy difference in a radiator can be suppressed, and the fall of the heating capability of a radiator can be suppressed.
しかし、熱交換媒体温度が上昇した際に、高圧冷媒の圧力を上昇させるだけで、圧縮機構にインジェクションされる中間圧冷媒のインジェクション流量を熱交換媒体温度の上昇前と同じとした場合を想定する。すなわち、熱交換媒体温度によらずにインジェクション流量を一定とした場合を想定する。この場合、内部熱交換器の高圧側でのエンタルピ差が大きくなった結果、内部熱交換器で中間圧冷媒が高圧冷媒から受け取る熱量が大きくなり、圧縮機構にインジェクションされる中間圧冷媒のエンタルピが大きくなる。この結果、圧縮機構の吐出冷媒温度が上昇してしまう。このとき、内部熱交換器の入口側の熱交換媒体の温度によっては、吐出冷媒温度が高くなりすぎてしまうため、圧縮機構の信頼性が低下してしまう。 However, it is assumed that when the heat exchange medium temperature rises, only the pressure of the high-pressure refrigerant is increased, and the injection flow rate of the intermediate-pressure refrigerant injected into the compression mechanism is the same as that before the heat exchange medium temperature rises. . That is, it is assumed that the injection flow rate is constant regardless of the heat exchange medium temperature. In this case, as a result of an increase in the enthalpy difference on the high pressure side of the internal heat exchanger, the amount of heat received by the intermediate pressure refrigerant from the high pressure refrigerant in the internal heat exchanger increases, and the enthalpy of the intermediate pressure refrigerant injected into the compression mechanism growing. As a result, the discharge refrigerant temperature of the compression mechanism increases. At this time, depending on the temperature of the heat exchange medium on the inlet side of the internal heat exchanger, the discharge refrigerant temperature becomes too high, and the reliability of the compression mechanism is lowered.
本開示は、放熱器の加熱性能の低下を抑制しつつ、圧縮機構の信頼性を高めることができる冷凍サイクル装置を提供することを目的とする。 An object of this indication is to provide the refrigerating-cycle apparatus which can improve the reliability of a compression mechanism, suppressing the fall of the heating performance of a heat radiator.
本開示の1つの観点によれば、
冷凍サイクル装置は、
冷媒を低圧から低圧よりも高い高圧まで圧縮し、超臨界状態とされた高圧冷媒を吐出するとともに、低圧から高圧までの冷媒の圧縮過程の途中に低圧と高圧の間の中間圧である中間圧冷媒を導入する圧縮機構と、
圧縮機構から吐出された高圧冷媒と熱交換媒体との熱交換によって高圧冷媒を放熱させる放熱器と、
放熱器から流出の高圧冷媒の一部を低圧まで減圧させて低圧冷媒とする第1減圧器と、
低圧冷媒を蒸発させるとともに、蒸発後の低圧冷媒を圧縮機構に吸入させる蒸発器と、
放熱器から流出の高圧冷媒の他の一部を中間圧まで減圧させて中間圧冷媒とする第2減圧器と、
放熱器から流出して第1減圧器に向かって流れる高圧冷媒と、第2減圧器から流出して圧縮機構に向かって流れる中間圧冷媒とを熱交換させる内部熱交換器と、
放熱器に流入する熱交換媒体の温度を検出する温度検出部と、
温度検出部の検出温度に基づいて、圧縮機構、放熱器、第1減圧器、蒸発器、第2減圧器および内部熱交換器を有して構成される冷凍サイクルの作動を制御して、高圧冷媒の圧力および中間圧冷媒の流量を調整する制御装置とを備え、
制御装置は、検出温度が冷媒の臨界温度よりも高い場合に、検出温度が高いほど高圧冷媒の圧力が高くなるように、高圧冷媒の圧力を調整するとともに、検出温度が高いほど中間圧冷媒の流量が多くなるように、中間圧冷媒の流量を調整する。According to one aspect of the present disclosure,
Refrigeration cycle equipment
Compresses the refrigerant from low pressure to high pressure higher than low pressure, discharges the high-pressure refrigerant in a supercritical state, and intermediate pressure that is intermediate pressure between low pressure and high pressure during the refrigerant compression process from low pressure to high pressure A compression mechanism for introducing a refrigerant;
A radiator that dissipates the high-pressure refrigerant by heat exchange between the high-pressure refrigerant discharged from the compression mechanism and the heat exchange medium;
A first pressure reducer that depressurizes a part of the high-pressure refrigerant flowing out of the radiator to a low pressure to form a low-pressure refrigerant;
An evaporator that evaporates the low-pressure refrigerant and sucks the low-pressure refrigerant after evaporation into the compression mechanism;
A second pressure reducer that reduces the other part of the high-pressure refrigerant flowing out of the radiator to an intermediate pressure to obtain an intermediate-pressure refrigerant;
An internal heat exchanger that exchanges heat between the high-pressure refrigerant that flows out of the radiator and flows toward the first decompressor, and the intermediate-pressure refrigerant that flows out of the second decompressor and flows toward the compression mechanism;
A temperature detector that detects the temperature of the heat exchange medium flowing into the radiator;
Based on the detected temperature of the temperature detector, the operation of the refrigeration cycle including the compression mechanism, the radiator, the first decompressor, the evaporator, the second decompressor, and the internal heat exchanger is controlled to increase the pressure. A control device for adjusting the pressure of the refrigerant and the flow rate of the intermediate pressure refrigerant,
When the detected temperature is higher than the critical temperature of the refrigerant, the control device adjusts the pressure of the high-pressure refrigerant so that the higher the detected temperature, the higher the pressure of the high-pressure refrigerant. The flow rate of the intermediate pressure refrigerant is adjusted so that the flow rate increases.
これによれば、熱交換媒体温度が臨界温度よりも高い場合に、熱交換媒体温度が高いほど高圧冷媒の圧力を高くすることで、放熱器の加熱能力の低下を抑制することができる。 According to this, when the heat exchange medium temperature is higher than the critical temperature, the higher the heat exchange medium temperature, the higher the pressure of the high-pressure refrigerant, thereby suppressing the reduction in the heating capacity of the radiator.
さらに、熱交換媒体温度が臨界温度よりも高い場合、熱交換媒体温度が上昇すると、内部熱交換器の高圧側でのエンタルピ差が急激に増大することに合わせて、熱交換媒体温度が高いほどインジェクションされる中間圧冷媒の流量を多くしている。これにより、インジェクションされる中間圧冷媒のエンタルピの上昇を抑えることができる。このため、圧縮機構の吐出冷媒の温度上昇を抑制でき、圧縮機構の信頼性を高めることができる。 Furthermore, when the heat exchange medium temperature is higher than the critical temperature, as the heat exchange medium temperature rises, the enthalpy difference on the high pressure side of the internal heat exchanger increases rapidly, and the higher the heat exchange medium temperature, the higher the heat exchange medium temperature. The flow rate of the intermediate pressure refrigerant to be injected is increased. Thereby, the raise of the enthalpy of the intermediate pressure refrigerant | coolant injected can be suppressed. For this reason, the temperature rise of the discharge refrigerant | coolant of a compression mechanism can be suppressed, and the reliability of a compression mechanism can be improved.
以下、本開示の実施形態について図に基づいて説明する。なお、以下の各実施形態相互において、互いに同一もしくは均等である部分には、同一符号を付して説明を行う。 Hereinafter, embodiments of the present disclosure will be described with reference to the drawings. In the following embodiments, parts that are the same or equivalent to each other will be described with the same reference numerals.
(第1実施形態)
本実施形態では、本開示の冷凍サイクル装置を給湯暖房機に適用している。図1に示すように、本実施形態の給湯暖房機1は、貯湯タンク内の給湯水を循環させる給湯回路10と、冷媒を循環させる冷凍サイクル装置20とを備えている。(First embodiment)
In the present embodiment, the refrigeration cycle apparatus of the present disclosure is applied to a hot water heater. As shown in FIG. 1, the
給湯回路10は、給湯水を貯える貯湯タンク11と、冷凍サイクル装置20の水冷媒熱交換器23と貯湯タンク11とを接続する水配管12と、水冷媒熱交換器23と貯湯タンク11との間で水を循環させる水循環ポンプ13とを有して構成されている。
The hot
貯湯タンク11は、水冷媒熱交換器23の水通路23aに接続されている。貯湯タンク11に貯えられる給湯水は、水冷媒熱交換器23によって加熱される。加熱された給湯水は、台所や風呂等へ供給されたり、温水を用いて室内を暖房する暖房装置へ供給されたりする。水循環ポンプ13は、電動ポンプである。
The hot
冷凍サイクル装置20は、第1圧縮機21a、第2圧縮機21b、水冷媒熱交換器23、内部熱交換器24、第1膨張弁25、室外熱交換器26、第2膨張弁27を主な構成部品として備えている。各構成部品は、冷媒配管によって接続されている。これらの構成部品によって、二段圧縮一段膨張サイクルが構成されている。冷凍サイクル装置20は、冷媒として臨界温度が31℃である二酸化炭素が用いられている。
The
第1圧縮機21aは、吸入した低圧の低圧冷媒を圧縮して、低圧冷媒よりも圧力が高い中間圧の中間圧冷媒を吐出する低段側の圧縮機である。第2圧縮機21bは、第1圧縮機21aから吐出された中間圧冷媒を吸入して圧縮し、中間圧冷媒よりも圧力が高い高圧の高圧冷媒を吐出する高段側の圧縮機である。このときの高圧冷媒の圧力は、冷媒の臨界圧力を超えた圧力、すなわち、冷媒が超臨界状態となる圧力である。第1圧縮機21a、第2圧縮機21bは、それぞれ、電動モータで駆動される電動圧縮機である。本実施形態では、第1圧縮機21a、第2圧縮機21bという2台の単段の圧縮機を用いて、二段圧縮式の圧縮機構21を構成している。二段圧縮式の圧縮機構21は、冷媒を低圧から低圧よりも高い高圧まで圧縮するとともに、低圧から高圧までの冷媒の圧縮過程の途中に低圧と高圧の間の中間圧である中間圧冷媒を導入する。
The
水冷媒熱交換器23は、給湯水が流れる水通路23aと、高圧冷媒が流れる冷媒通路23bとを有している。冷媒通路23bの入口側が第2圧縮機21bの吐出口側に接続されている。水冷媒熱交換器23は、第2圧縮機21bから吐出された高圧冷媒と貯湯タンク11の給湯水との熱交換によって高圧冷媒を放熱させるとともに給湯水を加熱する放熱器である。したがって、本実施形態では、給湯水が高圧冷媒と熱交換する熱交換媒体を構成する。換言すると、給湯水が高圧冷媒を冷却する冷却媒体を構成する。
The water-
内部熱交換器24は、高圧冷媒が流れる高圧側通路24aと、中間圧冷媒が流れる中間圧側通路24bとを有している。高圧側通路24aの入口側が冷媒通路23bに接続されている。中間圧側通路24bの出口側が第1圧縮機21aと第2圧縮機21bの間に接続されている。内部熱交換器24は、水冷媒熱交換器23から流出の高圧冷媒の一部と第2膨張弁27から流出の中間圧冷媒とを熱交換させる熱交換器である。
The
第1膨張弁25の入口側が高圧側通路24aの出口側に接続されている。第1膨張弁25は、高圧側通路24aから流出の高圧冷媒を減圧させて低圧冷媒とする第1減圧器である。第1膨張弁25は、通路開度が可変式であって、通路開度が電気的に調整されるように構成された電気式膨張弁である。
The inlet side of the
室外熱交換器26の入口側が第1膨張弁25の出口側に接続されている。室外熱交換器26は、第1膨張弁25で減圧された低圧冷媒と外気との熱交換によって低圧冷媒を蒸発させる蒸発器である。室外熱交換器26の出口側が第1圧縮機21aの吸入側に接続されている。
The inlet side of the
第2膨張弁27は、水冷媒熱交換器23から流出の高圧冷媒の他の一部を中間圧まで減圧させて中間圧冷媒とする第2減圧器である。第2膨張弁27は、第1膨張弁25と同様の電気式膨張弁である。第2膨張弁27の入口側が、水冷媒熱交換器23の冷媒通路23bと内部熱交換器24の高圧側通路24aの間の冷媒通路途中に設けられた分岐点28に接続されている。
The
換言すると、冷凍サイクル装置20は、分岐点28から第1圧縮機21aと第2圧縮機21bの間に至る冷媒通路であるインジェクション回路(すなわち、インジェクション通路)29を備えている。このインジェクション回路29の途中に第2膨張弁27、内部熱交換器24の中間圧側通路24bが配置されている。
In other words, the
このように構成された冷凍サイクル装置20では、低圧冷媒が第1圧縮機21a、第2圧縮機21bの順に圧縮されて高圧冷媒となる。高圧冷媒は、水冷媒熱交換器23で放熱された後、分岐点28で分岐する。分岐した一方の高圧冷媒は、内部熱交換器24で冷却された後、第1膨張弁25で減圧されて低圧冷媒となる。低圧冷媒は、室外熱交換器26で加熱されて蒸発した後、第1圧縮機21aに吸入される。また、分岐点28で分岐した他方の高圧冷媒は、第2膨張弁27で減圧されて中間圧冷媒となる。中間圧冷媒は、内部熱交換器24で加熱された後、第1圧縮機21aの吐出口と第2圧縮機21bの吸入口の間にインジェクション(すなわち、導入)される。換言すると、中間圧冷媒は、第1圧縮機21aと第2圧縮機21bにおける低圧から高圧までの圧縮過程途中の冷媒に合流する。
In the
このとき、第2膨張弁27の通路開度が調整されることにより、第1圧縮機21aと第2圧縮機21bの間にインジェクションされる冷媒流量が調整される。以下では、インジェクションされる中間圧冷媒の冷媒流量をインジェクション流量と呼ぶ。
At this time, the flow rate of the refrigerant injected between the
このように第1圧縮機21aと第2圧縮機21bの間に中間圧冷媒をインジェクションする。これにより、第2圧縮機21bの吐出冷媒温度の上昇を抑制したり、水冷媒熱交換器23の冷媒循環量を増やして放熱能力を増やしたり、室外熱交換器26の入口冷媒エンタルピを下げて冷却能力を増やしたりする効果が得られる。
In this way, the intermediate pressure refrigerant is injected between the
冷凍サイクル装置20は、制御装置30を備えている。制御装置30は、マイクロコンピュータおよびその周辺回路等により構成されている。
The
制御装置30の入力側には、水温センサ31と、第1冷媒温度センサ32と、第2冷媒温度センサ33と、冷媒圧力センサ34とが接続されている。水温センサ31は、水冷媒熱交換器23の水通路23aの入口側に設けられている。水温センサ31は、水通路23aに流入する給湯水の温度を検出する温度検出部である。第1冷媒温度センサ32は、内部熱交換器24の中間圧側通路24bの入口側の中間圧冷媒(すなわち、後述する図6等の点A8)の温度を検出する第1冷媒温度検出部である。第2冷媒温度センサ33は、内部熱交換器24の中間圧側通路24bの出口側の中間圧冷媒(すなわち、後述する図6等の点A9)の温度を検出する第2冷媒温度検出部である。冷媒圧力センサ34は、高圧冷媒の圧力を検出する圧力検出部である。冷媒圧力センサ34は、内部熱交換器24の高圧側通路24aと第1膨張弁25の間の冷媒通路に対して設けられている。これらのセンサ31、32、33、34のセンサ信号が制御装置30に入力される。
A
制御装置30の出力側には、第1圧縮機21a、第2圧縮機21b、第1膨張弁25、第2膨張弁27等の冷凍サイクルの構成機器が接続されている。制御装置30は、第1圧縮機21a、第2圧縮機21b、第1膨張弁25、第2膨張弁27等を制御することにより、冷凍サイクルの作動を制御する。
Components of the refrigeration cycle such as the
具体的には、制御装置30は、第1圧縮機21a、第2圧縮機21bの作動を開始させて、冷凍サイクルの運転を開始する。このとき、第1圧縮機21a、第2圧縮機21bのそれぞれの回転数を所定の回転数とする。
Specifically, the
そして、制御装置30は、図2に示すように、冷凍サイクルの作動を制御して、高圧冷媒の圧力(以下、高圧圧力という)とインジェクション流量を適切に調節する。なお、図2中に示した各ステップは、制御装置40の各種機能を実現する機能部を構成している。
Then, as shown in FIG. 2, the
ステップS1で、水温センサ31のセンサ信号を読み込む。これにより、水温センサ31の検出温度、すなわち、水冷媒熱交換器23の入口側の給湯水温度が読み込まれる。
In step S1, the sensor signal of the
続いて、ステップS2では、水温センサ31の検出温度に基づいて、高圧圧力の目標圧力を決定する。このとき、図3に示す関係を満たすように、目標圧力Pxを決定する。すなわち、図3に示すように、給湯水温度が冷媒の臨界温度以下の場合、給湯水温度によらず目標圧力Pxを所定値P1で一定とする。給湯水温度が臨界温度よりも高い場合、目標圧力Pxを所定値P1よりも高くし、かつ、給湯水温度が高いほど目標圧力Pxを高くする。なお、図3では、給湯水温度が臨界温度よりも高い場合に、給湯水温度が上昇するにつれて目標圧力Pxが直線状に増大していたが、曲線状に増大していてもよい。
Subsequently, in step S2, the target pressure of the high pressure is determined based on the temperature detected by the
また、給湯水温度が臨界温度よりも高い場合の目標圧力は、図4に示すように、二酸化炭素冷媒のモリエル線図における600kg/m3の等密度線と等温線との交点での圧力よりも高いことが好ましい。ここでいう等温線とは、モリエル線図における冷媒の等温線のうち水温センサ31の検出温度と同じ温度の等温線のことである。これよりも圧力が低いと、水冷媒熱交換器23の出口での冷媒のエンタルピ上昇が大きくなり、水冷媒熱交換器23の入口と出口での冷媒のエンタルピ差が小さくなり加熱能力の低下抑制ができなくなるからである。In addition, as shown in FIG. 4, the target pressure when the hot water temperature is higher than the critical temperature is based on the pressure at the intersection of the 600 kg / m 3 isodensity line and the isothermal line in the Mollier diagram of the carbon dioxide refrigerant. Is preferably high. The isotherm here is an isotherm having the same temperature as the temperature detected by the
また、この場合の目標圧力は、図4に示すように、700kg/m3の等密度線と等温線との交点での圧力よりも低いことが好ましい。これよりも圧力が高いと、水冷媒熱交換器23でのエンタルピ差増分よりも圧縮機21a、21bの仕事量の増加が大きくなり効率が低下するので望ましくないからである。Further, as shown in FIG. 4, the target pressure in this case is preferably lower than the pressure at the intersection of the 700 kg / m 3 isodensity line and the isotherm. If the pressure is higher than this, the increase in the work amount of the
したがって、この場合の目標圧力は、図4に示すように、650kg/m3の等密度線と等温線との交点での圧力であることが特に好ましい。本実施形態では、ステップS2が、高圧冷媒の目標圧力を決定する圧力決定部を構成している。Therefore, the target pressure in this case is particularly preferably the pressure at the intersection of the 650 kg / m 3 isodensity line and the isotherm, as shown in FIG. In the present embodiment, step S2 constitutes a pressure determining unit that determines the target pressure of the high-pressure refrigerant.
ステップS3では、冷媒圧力センサ34のセンサ信号を読み込む。これにより、冷媒圧力センサ34の検出圧力、すなわち、高圧冷媒の圧力が読み込まれる。以下では、高圧冷媒の圧力を高圧圧力ともいう。
In step S3, the sensor signal of the
ステップS4では、冷媒圧力センサ34の検出圧力に基づいて、実際の高圧圧力が目標圧力となるように、第1膨張弁25の通路開度を制御する。具体的には、検出圧力が目標圧力よりも高ければ、第1膨張弁25の通路開度を増大させて、実際の高圧圧力が低くなるように調整する。検出圧力が目標圧力よりも低ければ、第1膨張弁25の通路開度を減少させて、実際の高圧圧力が高くなるように調整する。このようにして、実際の高圧圧力を目標圧力に近づける。本実施形態では、ステップS4が、第1減圧器の通路開度を制御する開度制御部を構成している。
In step S4, the passage opening degree of the
ステップS5では、水温センサ31の検出温度に基づいて、第2膨張弁27の通路開度を決定する。このとき、図5に示す関係を満たすように、第2膨張弁27の通路開度を決定する。すなわち、図5に示すように、給湯水温度が冷媒の臨界温度以下の場合および給湯水温度が冷媒の臨界温度よりも高い場合のどちらにおいても、給湯水温度が高いほどインジェクション流量を多くする。インジェクション流量の増加割合を、給湯水温度が臨界温度よりも高い場合の方が臨界温度以下の場合よりも大きくする。インジェクション流量の増加割合とは、給湯水温度の上昇量に対するインジェクション流量の増加量の割合である。
In step S5, the passage opening degree of the
したがって、第2膨張弁27の通路開度は、給湯水温度が高いほど通路開度が大きくなり、給湯水温度が臨界温度よりも高い場合の方が臨界温度以下の場合よりも通路開度の増加割合が大きくなるように決定される。通路開度の増加割合とは、給湯水温度の上昇量に対する通路開度の増加量の割合である。
Therefore, the passage opening degree of the
ステップS6では、ステップS5で決定した通路開度となるように、第2膨張弁27の通路開度を制御する。具体的には、給湯水温度が高くなったときは、第2膨張弁27の通路開度を大きくして、インジェクション流量を増やす。一方、給湯水温度が低くなったときは、第2膨張弁27の通路開度を小さくして、インジェクション流量を減らす。本実施形態では、ステップS6が、第2減圧器の通路開度を制御する開度制御部を構成している。
In step S6, the passage opening of the
このようにして、制御装置30は、検出した給湯水温度が冷媒の臨界温度よりも高い場合、給湯水温度が高いほど高圧圧力を高くする。さらに、制御装置40は、給湯水温度が高いほどインジェクション流量を多くし、かつ、給湯水温度が冷媒の臨界温度よりも低い場合よりもインジェクション流量の増加割合を大きくする。
In this way, when the detected hot water temperature is higher than the critical temperature of the refrigerant,
ところで、図1に示す構成の冷凍サイクル装置20において、水冷媒熱交換器23に流入する給湯水は、一般的に、5℃以上70℃以内の温度範囲内で、冷媒の臨界温度である31℃をまたいで温度変化する。
By the way, in the
そして、図6―9に示すように、水冷媒熱交換器23の入口側の給湯水温度が臨界温度よりも高い場合では、給湯水温度が臨界温度よりも低い場合と比較して、水冷媒熱交換器23でのエンタルピ差の減少割合が大きくなる。水冷媒熱交換器23でのエンタルピ差の減少割合とは、給湯水温度の上昇量に対する水冷媒熱交換器23での冷媒のエンタルピ差の減少量の割合である。また、図6―9に示すように、水冷媒熱交換器23の入口側の給湯水温度が臨界温度よりも高い場合では、給湯水温度が臨界温度よりも低い場合と比較して、内部熱交換器24の高圧側通路24aでのエンタルピ差の増加割合が大きくなる。高圧側通路24aでのエンタルピ差の増加割合とは、給湯水温度の上昇量に対する高圧側通路24aでの冷媒のエンタルピ差の増加量の割合である。
As shown in FIGS. 6-9, when the hot water temperature on the inlet side of the water
図6、7、8、9は、それぞれ、水冷媒熱交換器23の入口側の給湯水温度が25℃、30℃、32℃、37℃のときのサイクルバランスの例を示している。図6、7は、給湯水温度が臨界温度よりも低い場合を示している。図8、9は、給湯水温度が臨界温度よりも高い場合を示している。
6, 7, 8, and 9 show examples of cycle balance when the hot water temperature on the inlet side of the water-
また、各図中の点A1―A9は、図1に示す冷凍サイクル装置20の各位置での冷媒の状態を示している。点A1は、第1圧縮機21aの吸入側の冷媒の状態を示している。点A2は、第1圧縮機21aの吐出側の冷媒の状態を示している。点A3は、第2圧縮機21bの吸入側であって中間圧冷媒合流後の冷媒の状態を示している。点A4は、第2圧縮機21bの吐出側の冷媒の状態を示している。点A5は、水冷媒熱交換器23の冷媒通路23bの出口側であって、内部熱交換器24の高圧側通路24aの入口側、かつ、第2膨張弁27の入口側の冷媒の状態を示している。点A6は、内部熱交換器24の高圧側通路24aの出口側の冷媒の状態を示している。点A7は、第1膨張弁25の出口側の冷媒の状態を示している。点A8は、第2膨張弁27の出口側であって、内部熱交換器24の中間圧側通路24bの入口側の冷媒の状態を示している。点A9は、内部熱交換器24の中間圧側通路24bの出口側であって、第2圧縮機21bの吸入側の冷媒に合流する前の冷媒の状態を示している。
Further, points A1 to A9 in each figure indicate the state of the refrigerant at each position of the
図6―9では、高圧圧力(すなわち、点A4、A5、A6での圧力)を同じ圧力としている。また、図6―9では、インジェクションされる中間圧冷媒の飽和温度(すなわち、点A8での温度)を同じ温度、具体的には15℃としている。 6-9, the high pressure (that is, the pressure at points A4, A5, and A6) is the same pressure. 6-9, the saturation temperature of the injected intermediate pressure refrigerant (that is, the temperature at the point A8) is set to the same temperature, specifically 15 ° C.
また、理論上、水冷媒熱交換器23の出口側の冷媒温度は、水冷媒熱交換器23の入口側の給湯水温度と等しくなる。そのため、以下の説明では、図6―9において、点A5の温度が水冷媒熱交換器23の入口側の給湯水温度と等しいと仮定する。同様に、理論上、内部熱交換器24の出口側の高圧側冷媒の温度は入口側の中間圧冷媒の温度と等しくなる。そのため、以下の説明では、図6―9において、点A6の温度は点A8の温度と等しいと仮定する。
Theoretically, the refrigerant temperature on the outlet side of the water
図7中の破線は、給湯水温度が25℃のときの図6のサイクルバランスを示している。図7に示す矢印D1aは、給湯水温度が25℃のときの水冷媒熱交換器23でのエンタルピ差を示している。D1と記される矢印が長いほど水冷媒熱交換器23での冷媒と給湯水の熱交換量が多いことを示す。このことは、他の図においても同様である。図7に示す矢印D2aは、給湯水温度が25℃のときの内部熱交換器24の高圧側でのエンタルピ差を示している。D2と記される矢印が大きいほど内部熱交換器24での熱交換量が多いことを示す。このことは、他の図においても同様である。
The broken line in FIG. 7 shows the cycle balance of FIG. 6 when the hot water temperature is 25 ° C. The arrow D1a shown in FIG. 7 has shown the enthalpy difference in the water refrigerant |
図7中の太い実線は、給湯水温度が30℃のときのサイクルバランスを示している。図7中の矢印D1bが、このときの水冷媒熱交換器23でのエンタルピ差を示している。図7中の矢印D2bが、このときの内部熱交換器24の高圧側でのエンタルピ差を示している。
The thick solid line in FIG. 7 shows the cycle balance when the hot water temperature is 30 ° C. An arrow D1b in FIG. 7 indicates the enthalpy difference in the water
図9中の破線は、給湯水温度が32℃のときの図8のサイクルバランスを示している。図9に示す矢印D1cは、このときの水冷媒熱交換器23でのエンタルピ差を示している。図9に示す矢印D2cは、このときの内部熱交換器24の高圧側でのエンタルピ差を示している。
The broken line in FIG. 9 shows the cycle balance of FIG. 8 when the hot water temperature is 32 ° C. The arrow D1c shown in FIG. 9 has shown the enthalpy difference in the water refrigerant |
図9中の太い実線は、給湯水温度が37℃のときのサイクルバランスを示している。図9中の矢印D1dが、このときの水冷媒熱交換器23でのエンタルピ差を示している。図7中の矢印D2dが、このときの内部熱交換器24の高圧側でのエンタルピ差を示している。
The thick solid line in FIG. 9 indicates the cycle balance when the hot water temperature is 37 ° C. An arrow D1d in FIG. 9 indicates the enthalpy difference in the water
図7中の矢印D1aと矢印D1bを比較してわかるように、給湯水温度が25℃から30℃に上昇すると、水冷媒熱交換器23でのエンタルピ差が減少する。同様に、図9中の矢印D1cと矢印D1cを比較してわかるように、給湯水温度が32℃から37℃に上昇すると、水冷媒熱交換器23でのエンタルピ差が減少する。
As can be seen by comparing the arrows D1a and D1b in FIG. 7, when the hot water temperature rises from 25 ° C. to 30 ° C., the enthalpy difference in the water-
そして、図7中の矢印D1aと矢印D1bの長さの差と、図9中の矢印D1cと矢印D1dの長さの差を比較すると次のことがわかる。給湯水温度の上昇量が同じ5℃のときの水冷媒熱交換器23でのエンタルピ差の減少量は、給湯水温度が臨界温度よりも高い温度範囲で上昇した場合の方が臨界温度よりも低い温度範囲で上昇した場合よりも大きい。このように、給湯水温度が臨界温度よりも高い場合、給湯水温度が上昇すると、給湯水温度が臨界温度よりも低い場合と比較して、水冷媒熱交換器23でのエンタルピ差が大きく減少する。これは、給湯水温度が上昇すると、水冷媒熱交換器23での冷媒の放熱量が大きく減少することを意味する。このため、水冷媒熱交換器23の加熱能力が低下し、湯が沸きにくくなる。
When the difference between the lengths of the arrows D1a and D1b in FIG. 7 is compared with the difference between the lengths of the arrows D1c and D1d in FIG. 9, the following can be understood. The amount of decrease in the enthalpy difference in the water-
また、図7中の矢印D2aと矢印D2bを比較してわかるように、給湯水温度が25℃から30℃に上昇すると、内部熱交換器24の高圧側でのエンタルピ差が増大する。同様に、図9中の矢印D2cと矢印D2dを比較してわかるように、給湯水温度が32℃から37℃に上昇すると、内部熱交換器24の高圧側でのエンタルピ差が増大する。
Further, as can be seen by comparing the arrows D2a and D2b in FIG. 7, when the hot water temperature rises from 25 ° C. to 30 ° C., the enthalpy difference on the high pressure side of the
そして、図7の矢印D2aと矢印D2bの長さの差と、図9の矢印D2cと矢印D2dの長さの差を比較すると次のことがわかる。給湯水温度の上昇量が同じ5℃のときの内部熱交換器24の高圧側でのエンタルピ差の増大量は、給湯水温度が臨界温度よりも高い温度範囲で上昇した場合の方が臨界温度よりも低い温度範囲で上昇した場合よりも大きい。このように、給湯水温度が臨界温度よりも高い場合、給湯水温度が上昇すると、水冷媒熱交換器23とは逆に、給湯水温度が臨界温度よりも低い場合と比較して、内部熱交換器24の高圧側通路24aでのエンタルピ差が大きく増大する。
Then, comparing the difference in length between the arrow D2a and the arrow D2b in FIG. 7 and the difference in length between the arrow D2c and the arrow D2d in FIG. 9 reveals the following. The amount of increase in the enthalpy difference on the high pressure side of the
そこで、水冷媒熱交換器23の加熱能力の低下を抑制するために、給湯水温度が臨界温度よりも高い場合に、給湯水温度が高いほど高圧圧力を高くすることが考えられる。このときのサイクルバランスの例を図10に示す。
Therefore, in order to suppress a decrease in the heating capacity of the water-
図10の太い実線は、給湯水温度が37℃のときであって、高圧圧力を図9のときよりも高くしたときのサイクルバランスを示している。図10中の破線は、給湯水温度が32℃のときの図8のサイクルバランスを示している。図10では、インジェクション流量を、給湯水温度が32℃のときと同じとしている。図10の矢印D1eが、このときの水冷媒熱交換器23でのエンタルピ差を示している。図10の矢印D2eが、このときの内部熱交換器24の高圧側でのエンタルピ差を示している。
The thick solid line in FIG. 10 indicates the cycle balance when the hot water temperature is 37 ° C. and the high pressure is higher than that in FIG. The broken line in FIG. 10 shows the cycle balance of FIG. 8 when the hot water temperature is 32 ° C. In FIG. 10, the injection flow rate is the same as when the hot water temperature is 32 ° C. An arrow D1e in FIG. 10 indicates the enthalpy difference in the water
しかし、給湯水温度が臨界温度よりも高い場合において、給湯水温度が上昇したときに、インジェクション流量を変えずに、高圧圧力を増大させただけでは、図10に示すように、内部熱交換器24の高圧側通路24aでのエンタルピ差の急激な増大を抑制できない。
However, in the case where the hot water temperature is higher than the critical temperature, when the hot water temperature rises, if the high pressure is increased without changing the injection flow rate, as shown in FIG. The rapid increase of the enthalpy difference in the 24 high-
このため、内部熱交換器24で中間圧冷媒が高圧冷媒から受け取る熱量が大きくなり、第1、第2圧縮機21a、21bの間にインジェクションされる中間圧冷媒のエンタルピが大きくなる。換言すると、インジェクションされる中間圧冷媒の温度(すなわち、図10の点A9の温度)が高くなる。この結果、インジェクション効果が薄れ、第2圧縮機21bの吐出冷媒温度(すなわち、図10の点A4の温度)が上昇してしまう。このとき、内部熱交換器24の入口側の給湯水温度によっては、吐出冷媒温度が高くなりすぎてしまうため、第2圧縮機21bの信頼性が低下してしまう。
For this reason, the amount of heat received by the intermediate pressure refrigerant from the high pressure refrigerant in the
そこで、本実施形態では、給湯水温度が冷媒の臨界温度よりも高い場合において、給湯水温度が高いほど高圧圧力を高くするとともに、給湯水温度が高いほどインジェクション流量を多くしている。インジェクション流量については、より具体的には、給湯水温度が冷媒の臨界温度よりも低い場合よりも給湯水温度が冷媒の臨界温度よりも高い場合の方が、インジェクション流量の増加割合が大きくなるようにしている。このときのサイクルバランスの例を図11に示す。 Therefore, in this embodiment, when the hot water temperature is higher than the critical temperature of the refrigerant, the higher the hot water temperature, the higher the high pressure, and the higher the hot water temperature, the greater the injection flow rate. More specifically, regarding the injection flow rate, the rate of increase in the injection flow rate is greater when the hot water temperature is higher than the critical temperature of the refrigerant than when the hot water temperature is lower than the critical temperature of the refrigerant. I have to. An example of the cycle balance at this time is shown in FIG.
図11の太い実線は、給湯水温度が37℃のときであって、高圧圧力を図9のときよりも高くするとともに、図9のときよりもインジェクション流量を増大させたときのサイクルバランスを示している。図11中の破線は、給湯水温度が32℃のときの図8のサイクルバランスを示している。図10の矢印D1fが、このときの水冷媒熱交換器23でのエンタルピ差を示している。図10の矢印D2fが、このときの内部熱交換器24の高圧側でのエンタルピ差を示している。
The thick solid line in FIG. 11 shows the cycle balance when the hot water temperature is 37 ° C. and the high pressure is made higher than in FIG. 9 and the injection flow rate is increased more than in FIG. ing. The broken line in FIG. 11 shows the cycle balance of FIG. 8 when the hot water temperature is 32 ° C. An arrow D1f in FIG. 10 indicates the enthalpy difference in the water
これによれば、図11に示すように、給湯水温度が高いほど高圧圧力を高くすることで、水冷媒熱交換器23でのエンタルピ差の減少を抑えることができる。したがって、水冷媒熱交換器23の加熱能力の低下を抑制することができる。
According to this, as shown in FIG. 11, a decrease in the enthalpy difference in the water-
また、給湯水温度が冷媒の臨界温度よりも高い場合では、給湯水温度が冷媒の臨界温度以下の場合と比較して、内部熱交換器24の高圧側通路24aでのエンタルピ差が急激に増大する。
Further, when the hot water temperature is higher than the critical temperature of the refrigerant, the enthalpy difference in the high-
そこで、本実施形態では、給湯水温度が冷媒の臨界温度よりも高い場合に、給湯水温度が高いほどインジェクション流量を多くしている。より具体的には、給湯水温度が冷媒の臨界温度よりも高い場合では、給湯水温度が冷媒の臨界温度以下の場合と比較して、インジェクション流量の増加割合を大きくしている。これは、給湯水温度が冷媒の臨界温度よりも高い場合では、給湯水温度が冷媒の臨界温度以下の場合と比較して、内部熱交換器24の高圧側通路24aでのエンタルピ差の増加割合が大きいからである。
Therefore, in this embodiment, when the hot water temperature is higher than the critical temperature of the refrigerant, the injection flow rate is increased as the hot water temperature is higher. More specifically, when the hot water temperature is higher than the critical temperature of the refrigerant, the rate of increase of the injection flow rate is increased compared to the case where the hot water temperature is lower than the critical temperature of the refrigerant. This is because when the hot water temperature is higher than the critical temperature of the refrigerant, the rate of increase in the enthalpy difference in the high-
これにより、図11の点A9に示すように、インジェクションされる中間圧冷媒のエンタルピの上昇を抑えることができる。このため、インジェクションによる吐出温度上昇抑制効果を維持することができる。 Thereby, as shown to the point A9 of FIG. 11, the raise of the enthalpy of the intermediate pressure refrigerant | coolant injected can be suppressed. For this reason, the discharge temperature rise suppression effect by injection can be maintained.
よって、本実施形態の冷凍サイクル装置20によれば、水冷媒熱交換器23の加熱能力の低下を抑制できるとともに、第2圧縮機21bの信頼性を高めることができる。
Therefore, according to the
なお、本実施形態では、図3に示すように、給湯水温度が冷媒の臨界温度以下の場合、給湯水温度によらず目標圧力を所定値で一定としている。これは、一定でも加熱能力、COP、吐出温度上昇への影響が小さいからである。 In the present embodiment, as shown in FIG. 3, when the hot water temperature is equal to or lower than the critical temperature of the refrigerant, the target pressure is constant at a predetermined value regardless of the hot water temperature. This is because the influence on the heating capacity, COP, and discharge temperature rise is small even if it is constant.
また、本実施形態と異なり、給湯水温度が冷媒の臨界温度以下の場合においても、給湯水温度が高いほど目標圧力を高くしてもよい。このとき、目標圧力の増加の割合が、給湯水温度が臨界温度よりも高い場合の方が臨界温度以下の場合よりも大きくなるようにする。目標圧力の増加の割合とは、給湯水温度の増加量に対する目標圧力の増加量の割合である。 Unlike the present embodiment, even when the hot water temperature is lower than the critical temperature of the refrigerant, the target pressure may be increased as the hot water temperature is higher. At this time, the rate of increase of the target pressure is set to be larger when the hot water temperature is higher than the critical temperature than when it is lower than the critical temperature. The increase rate of the target pressure is the ratio of the increase amount of the target pressure to the increase amount of the hot water temperature.
ちなみに、図3では、給湯水温度が冷媒の臨界温度以下の場合の目標圧力の増加の割合は0である。したがって、目標圧力の増加の割合は、給湯水温度が臨界温度よりも高い場合の方が臨界温度以下の場合よりも大きくなっている。 Incidentally, in FIG. 3, the rate of increase of the target pressure is 0 when the hot water temperature is lower than the critical temperature of the refrigerant. Therefore, the rate of increase of the target pressure is greater when the hot water temperature is higher than the critical temperature than when it is lower than the critical temperature.
また、本実施形態では、図5に示すように、給湯水温度が冷媒の臨界温度以下の場合においても、給湯水温度が高いほどインジェクション流量を多くしているが、給湯水温度によらずインジェクション流量を一定としてもよい。このとき、給湯水温度が冷媒の臨界温度以下の場合のインジェクション流量の増加割合は0である。したがって、このときにおいても、インジェクション流量の増加割合は、給湯水温度が臨界温度よりも高い場合の方が臨界温度以下の場合よりも大きくなっている。 Further, in the present embodiment, as shown in FIG. 5, even when the hot water temperature is lower than the critical temperature of the refrigerant, the injection flow rate is increased as the hot water temperature is higher. The flow rate may be constant. At this time, the increase rate of the injection flow rate when the hot water temperature is equal to or lower than the critical temperature of the refrigerant is zero. Accordingly, even at this time, the increase rate of the injection flow rate is larger when the hot water temperature is higher than the critical temperature than when it is lower than the critical temperature.
(第2実施形態)
本実施形態は、第2膨張弁27の開度制御が第1実施形態と異なるものである。本実施形態では、制御装置30は、図12に示す各ステップを実行して、冷凍サイクルの作動を制御することにより、高圧冷媒の圧力とインジェクション流量を適切に調節する。図12のステップS1〜S4は、図2のステップS1〜S4と同じである。(Second Embodiment)
In the present embodiment, the opening degree control of the
ステップS5−1では、第1冷媒温度センサ32と第2冷媒温度センサ33のセンサ信号を読み込む。これにより、内部熱交換器24の入口側の中間圧冷媒(すなわち、図13の点A8)の温度と、内部熱交換器24の出口側の中間圧冷媒の温度(すなわち、図13の点A9)の温度とが読み込まれる。
In step S5-1, sensor signals of the first
続いて、ステップS5−2では、第1冷媒温度センサ32の検出温度および第2冷媒温度センサ33の検出温度に基づいて、第1圧縮機21aと第2圧縮機21bの間にインジェクションされる中間圧冷媒(すなわち、図13の点A9)のエンタルピを算出する。例えば、制御装置30は、第1冷媒温度センサ32の検出温度および第2冷媒温度センサ33の検出温度と中間圧冷媒のエンタルピとの関係を示すマップを有しており、このマップを用いて中間圧冷媒のエンタルピを算出する。なお、制御装置30が、第1冷媒温度センサ32の検出温度から図13の点A8、A9の圧力を算出し、算出した圧力と第2冷媒温度センサ33の検出温度から図13の点A9のエンタルピを算出するようにしてもよい。本実施形態では、ステップS5−2がエンタルピ算出部を構成している。
Subsequently, in step S5-2, based on the detected temperature of the first
このように、内部熱交換器24の入口側と出口側のそれぞれの中間圧冷媒の温度が、中間圧冷媒のエンタルピと関連する中間圧冷媒の物理量である。したがって、第1冷媒温度センサ32および第2冷媒温度センサ33が、中間圧冷媒のエンタルピと関連する中間圧冷媒の物理量を検出する物理量検出部を構成する。また、第1冷媒温度センサ32が検出する温度および第2冷媒温度センサ33が検出する温度が、物理量検出部が検出する検出物理量である。
Thus, the temperature of the intermediate pressure refrigerant on the inlet side and the outlet side of the
続いて、ステップS6−1では、ステップS5−2によって算出された算出値に基づいて、図13に示すように、点A9の位置でのエンタルピが、予め定められた目標値E1となるように、第2膨張弁27の通路開度を制御する。この目標値E1は、固定値である。したがって、制御装置30は、給湯水温度が変化しても、エンタルピが一定となるように、インジェクション流量を調整する。目標値E1は、実験や経験等によって定められる。本実施形態では、ステップS6−1が、第2減圧器の通路開度を制御する開度制御部を構成している。
Subsequently, in step S6-1, based on the calculated value calculated in step S5-2, as shown in FIG. 13, the enthalpy at the position of point A9 becomes a predetermined target value E1. The passage opening degree of the
ここで、第1実施形態での説明の通り、インジェクション流量を一定に保つと、内部熱交換器24の高圧側でのエンタルピ差が大きくなるにつれて、インジェクションされる中間圧冷媒のエンタルピは大きくなる。したがって、インジェクションされる中間圧冷媒のエンタルピを一定に保つということは、内部熱交換器24の高圧側でのエンタルピ差の変化に応じて、インジェクション流量を調整していることになる。
Here, as described in the first embodiment, when the injection flow rate is kept constant, the enthalpy of the intermediate pressure refrigerant to be injected increases as the enthalpy difference on the high pressure side of the
また、第1実施形態では、図5に示すように、給湯水温度が高いほどインジェクション流量を多くしている。さらに、給湯水温度が冷媒の臨界温度よりも高い場合では、給湯水温度が冷媒の臨界温度以下の場合と比較して、インジェクション流量の増加割合を大きくしている。これにより、図11の点A9に示すように、インジェクションされる中間圧冷媒のエンタルピの上昇を抑えることを図っている。 Further, in the first embodiment, as shown in FIG. 5, the injection flow rate is increased as the hot water temperature is higher. Further, when the hot water temperature is higher than the critical temperature of the refrigerant, the rate of increase of the injection flow rate is increased compared to the case where the hot water temperature is lower than the critical temperature of the refrigerant. Thereby, as shown by a point A9 in FIG. 11, an increase in the enthalpy of the injected intermediate pressure refrigerant is suppressed.
したがって、インジェクションされる中間圧冷媒のエンタルピを一定に保つように、インジェクション流量を調整することは、図5に示す関係を満たすように、インジェクション流量を調整することと同じである。よって、本実施形態においても、第1実施形態と同様の効果を奏する。 Therefore, adjusting the injection flow rate so as to keep the enthalpy of the injected intermediate pressure refrigerant constant is the same as adjusting the injection flow rate so as to satisfy the relationship shown in FIG. Therefore, also in this embodiment, there exists an effect similar to 1st Embodiment.
(第3実施形態)
本実施形態は、第2膨張弁27の開度制御が第1実施形態と異なるものである。本実施形態では、制御装置30は、図14に示す各ステップを実行して、冷凍サイクルの作動を制御することにより、高圧冷媒の圧力とインジェクション流量を適切に調節する。図14のステップS1〜S4は、図2のステップS1〜S4と同じである。(Third embodiment)
In the present embodiment, the opening degree control of the
ステップS5−3では、第2実施形態の図12のステップS5−1と同様に、第1冷媒温度センサ32と第2冷媒温度センサ33のセンサ信号を読み込む。
In step S5-3, the sensor signals of the first
続いて、ステップS5−4では、第1冷媒温度センサ32の検出温度および第2冷媒温度センサ33の検出温度に基づいて、第1圧縮機21aと第2圧縮機21bの間にインジェクションされる中間圧冷媒(すなわち、図15の点A9)の過熱度を算出する。中間圧冷媒の過熱度は、図15に示すモリエル線図において、中間圧冷媒の飽和ガス線の温度と点A9の温度の差Tshである。したがって、第2冷媒温度センサ33の検出温度と第1冷媒温度センサ32の検出温度の差を求めることで、中間圧冷媒の過熱度が算出される。本実施形態では、ステップS5−4が、過熱度を算出する過熱度算出部を構成している。
Subsequently, in step S5-4, based on the detected temperature of the first
このように、中間圧冷媒の飽和ガス線の温度、すなわち、内部熱交換器24の入口側の中間圧冷媒の温度と、内部熱交換器24の出口側の中間圧冷媒の温度が、中間圧冷媒の過熱度と関連する中間圧冷媒の物理量である。したがって、第1冷媒温度センサ32および第2冷媒温度センサ33が、中間圧冷媒の過熱度と関連する中間圧冷媒の物理量を検出する物理量検出部を構成する。第1冷媒温度センサ32の検出温度および第2冷媒温度センサ33の検出温度が、物理量検出部が検出する検出物理量である。
Thus, the temperature of the saturated gas line of the intermediate pressure refrigerant, that is, the temperature of the intermediate pressure refrigerant on the inlet side of the
続いて、ステップS6−2では、ステップS5−4によって算出された算出値に基づいて、図15に示すように、点A9での過熱度Tshが予め定められた目標値Tsh1となるように、第2膨張弁27の通路開度を制御する。この目標値Tsh1は、固定値である。したがって、制御装置30は、給湯水温度が変化しても、過熱度Tshが一定となるように、インジェクション流量を調整する。目標値Tsh1は、実験や経験等によって定められる。本実施形態では、ステップS6−2が、第2減圧器の通路開度を制御する開度制御部を構成している。
Subsequently, in step S6-2, based on the calculated value calculated in step S5-4, as shown in FIG. 15, the superheat degree Tsh at point A9 becomes a predetermined target value Tsh1. The passage opening degree of the
ここで、第1実施形態では、図5に示すように、給湯水温度が高いほどインジェクション流量を多くしている。さらに、給湯水温度が冷媒の臨界温度よりも高い場合では、給湯水温度が冷媒の臨界温度以下の場合と比較して、インジェクション流量の増加割合を大きくしている。これにより、図11の点A9に示すように、インジェクションされる中間圧冷媒のエンタルピの上昇を抑えることを図っている。エンタルピの上昇を抑えることは、過熱度を抑えることに等しい。 Here, in the first embodiment, as shown in FIG. 5, the injection flow rate is increased as the hot water supply water temperature is higher. Further, when the hot water temperature is higher than the critical temperature of the refrigerant, the rate of increase of the injection flow rate is increased compared to the case where the hot water temperature is lower than the critical temperature of the refrigerant. Thereby, as shown by a point A9 in FIG. 11, an increase in the enthalpy of the injected intermediate pressure refrigerant is suppressed. Suppressing the increase in enthalpy is equivalent to suppressing the degree of superheat.
したがって、インジェクションされる中間圧冷媒の過熱度Tshを一定に保つように、インジェクション流量を調整することは、図5に示す関係を満たすように、インジェクション流量を調整することと同じである。よって、本実施形態においても、第1実施形態と同様の効果を奏する。 Therefore, adjusting the injection flow rate so as to keep the superheat degree Tsh of the intermediate pressure refrigerant to be injected constant is the same as adjusting the injection flow rate so as to satisfy the relationship shown in FIG. Therefore, also in this embodiment, there exists an effect similar to 1st Embodiment.
また、インジェクションされる中間圧冷媒の過熱度は、第1、第2冷媒温度センサ32、33とで、容易に取得できる。よって、本実施形態によれば、簡易な制御で、インジェクション流量を調整できる。
Moreover, the superheat degree of the intermediate pressure refrigerant | coolant injected can be easily acquired with the 1st, 2nd refrigerant |
(他の実施形態)
本開示は上記した実施形態に限定されるものではなく、下記のように、請求の範囲に記載した範囲内において適宜変更が可能である。(Other embodiments)
The present disclosure is not limited to the above-described embodiment, and can be appropriately changed within the scope described in the claims as follows.
(1)上記各実施形態では、制御装置30が第1膨張弁25の通路開度を制御することによって、冷凍サイクルの作動を制御して、高圧冷媒の圧力を調整したが、他の制御を行ってもよい。例えば、制御装置30が第1、第2圧縮機21a、21bの回転数を制御することによって、冷凍サイクルの作動を制御して、高圧冷媒の圧力を調整してもよい。
(1) In each of the above embodiments, the
(2)上記各実施形態では、2台の単段の圧縮機21a、21bを用いて二段圧縮式の圧縮機構21を構成したが、他の構成の二段圧縮式の圧縮機構を採用してもよい。例えば、1つの容器内に2つの圧縮部が収容された二段圧縮式の1つの圧縮機を用いてもよい。また、中間圧ポートを有し、中間圧ポートから圧縮過程の途中の冷媒に高圧冷媒を注入するスクロール型の圧縮機を用いてもよい。
(2) In each of the above embodiments, the two-
(3)上記各実施形態では、貯湯タンク11に蓄えられる水を水冷媒熱交換器23で加熱したが、貯湯タンク11に蓄えずに水を加熱し、加熱した水を給湯や暖房に用いてもよい。
(3) In each of the above embodiments, the water stored in the hot
(4)上記各実施形態では、冷凍サイクル装置20の放熱器での放熱を、給湯や暖房に用いられる水の加熱用途に利用したが、他の加熱用途に利用してもよい。例えば、放熱器での放熱を水ではなく空気に行ってもよい。
(4) In each of the above embodiments, the heat radiation from the radiator of the
(5)上記各実施形態では、冷凍サイクル装置20を加熱利用に用いたが、冷却利用に用いてもよい。
(5) In each of the above embodiments, the
(6)上記各実施形態では、冷凍サイクル装置20の冷媒として二酸化炭素を用いたが、圧縮機構から吐出された高圧冷媒の圧力が超臨界圧力となる他の冷媒を用いてもよい。
(6) In each of the above embodiments, carbon dioxide is used as the refrigerant of the
(7)上述の各実施形態では、エンタルピ算出部、過熱度算出部、圧力決定部等の各機能部を制御装置30の機能により実現させていたが、これらの各機能部の少なくとも一部を制御装置30とは別の制御部(ハードウェア等)で実現させても良い。この場合、制御装置30と別の制御部とが、冷凍サイクルの作動を制御して、前記高圧冷媒の圧力および前記中間圧冷媒の流量を調整する制御装置を構成する。
(7) In each of the above-described embodiments, each function unit such as the enthalpy calculation unit, the superheat degree calculation unit, and the pressure determination unit is realized by the function of the
(8)上記各実施形態は、互いに無関係なものではなく、組み合わせが明らかに不可な場合を除き、適宜組み合わせが可能である。また、上記各実施形態において、実施形態を構成する要素は、特に必須であると明示した場合および原理的に明らかに必須であると考えられる場合等を除き、必ずしも必須のものではないことは言うまでもない。 (8) The above embodiments are not irrelevant to each other, and can be appropriately combined unless the combination is clearly impossible. In each of the above-described embodiments, it is needless to say that elements constituting the embodiment are not necessarily indispensable except for the case where it is clearly indicated that the element is essential and the case where the element is clearly considered essential in principle. Yes.
Claims (8)
冷媒を低圧から前記低圧よりも高い高圧まで圧縮し、超臨界状態とされた高圧冷媒を吐出するとともに、前記低圧から前記高圧までの冷媒の圧縮過程の途中に前記低圧と前記高圧の間の中間圧である中間圧冷媒を導入する圧縮機構(21)と、
前記圧縮機構から吐出された前記高圧冷媒と熱交換媒体との熱交換によって前記高圧冷媒を放熱させる放熱器(23)と、
前記放熱器から流出の前記高圧冷媒の一部を前記低圧まで減圧させて低圧冷媒とする第1減圧器(25)と、
前記低圧冷媒を蒸発させるとともに、蒸発後の前記低圧冷媒を前記圧縮機構に吸入させる蒸発器(26)と、
前記放熱器から流出の前記高圧冷媒の他の一部を前記中間圧まで減圧させて中間圧冷媒とする第2減圧器(27)と、
前記放熱器から流出して前記第1減圧器に向かって流れる前記高圧冷媒と、前記第2減圧器から流出して前記圧縮機構に向かって流れる前記中間圧冷媒とを熱交換させる内部熱交換器(24)と、
前記放熱器に流入する前記熱交換媒体の温度を検出する温度検出部(31)と、
前記温度検出部の検出温度に基づいて、前記圧縮機構、前記放熱器、前記第1減圧器、前記蒸発器、前記第2減圧器および前記内部熱交換器を有して構成される冷凍サイクルの作動を制御して、前記高圧冷媒の圧力および前記中間圧冷媒の流量を調整する制御装置(30)とを備え、
前記制御装置は、前記検出温度が前記冷媒の臨界温度よりも高い場合に、前記検出温度が高いほど前記高圧冷媒の圧力が高くなるように、前記高圧冷媒の圧力を調整するとともに、前記検出温度が高いほど前記中間圧冷媒の流量が多くなるように、前記中間圧冷媒の流量を調整する冷凍サイクル装置。A refrigeration cycle apparatus,
The refrigerant is compressed from a low pressure to a high pressure higher than the low pressure, and a high-pressure refrigerant in a supercritical state is discharged, and an intermediate between the low pressure and the high pressure is in the middle of the compression process of the refrigerant from the low pressure to the high pressure. A compression mechanism (21) for introducing an intermediate pressure refrigerant that is a pressure;
A radiator (23) for radiating the high-pressure refrigerant by heat exchange between the high-pressure refrigerant discharged from the compression mechanism and a heat exchange medium;
A first pressure reducer (25) that depressurizes a part of the high-pressure refrigerant flowing out of the radiator to the low pressure to form a low-pressure refrigerant;
An evaporator (26) for evaporating the low-pressure refrigerant and sucking the low-pressure refrigerant after evaporation into the compression mechanism;
A second pressure reducer (27) that reduces the other part of the high-pressure refrigerant flowing out of the radiator to the intermediate pressure to obtain an intermediate-pressure refrigerant;
An internal heat exchanger that exchanges heat between the high-pressure refrigerant that flows out from the radiator and flows toward the first pressure reducer, and the intermediate-pressure refrigerant that flows out from the second pressure reducer and flows toward the compression mechanism (24) and
A temperature detector (31) for detecting the temperature of the heat exchange medium flowing into the radiator;
Based on the temperature detected by the temperature detector, the refrigeration cycle is configured to include the compression mechanism, the radiator, the first decompressor, the evaporator, the second decompressor, and the internal heat exchanger. A controller (30) for controlling the operation to adjust the pressure of the high-pressure refrigerant and the flow rate of the intermediate-pressure refrigerant;
When the detected temperature is higher than the critical temperature of the refrigerant, the control device adjusts the pressure of the high-pressure refrigerant so that the higher the detected temperature, the higher the pressure of the high-pressure refrigerant, and the detected temperature A refrigeration cycle apparatus that adjusts the flow rate of the intermediate pressure refrigerant so that the flow rate of the intermediate pressure refrigerant increases as the flow rate increases.
前記制御装置は、前記第2減圧器の通路開度を制御することにより、前記中間圧冷媒の流量を調整するようになっている請求項1または2に記載の冷凍サイクル装置。The second decompressor is configured such that the passage opening is adjusted,
The refrigeration cycle apparatus according to claim 1 or 2, wherein the control device adjusts a flow rate of the intermediate pressure refrigerant by controlling a passage opening degree of the second decompressor.
前記制御装置は、前記物理量検出部の検出物理量に基づいて、前記エンタルピを算出するエンタルピ算出部(S5−2)と、前記エンタルピ算出部の算出値に基づいて、前記エンタルピが予め定められた目標値となるように、前記第2減圧器の通路開度を制御する開度制御部(S6−1)とを有する請求項3に記載の冷凍サイクル装置。A physical quantity detector (32, 33) for detecting a physical quantity of the intermediate pressure refrigerant associated with the enthalpy of the intermediate pressure refrigerant that has flowed out of the internal heat exchanger;
The control device includes an enthalpy calculation unit (S5-2) that calculates the enthalpy based on the physical quantity detected by the physical quantity detection unit, and a target in which the enthalpy is determined based on a calculated value of the enthalpy calculation unit. The refrigeration cycle apparatus according to claim 3, further comprising: an opening degree control unit (S6-1) that controls a passage opening degree of the second decompressor so as to be a value.
前記制御装置は、前記物理量検出部の検出物理量に基づいて、前記過熱度を算出する過熱度算出部(S5−4)と、前記過熱度算出部の算出値に基づいて、前記過熱度が予め定められた目標値となるように、前記第2減圧器の通路開度を制御する開度制御部(S6−2)とを有する請求項3に記載の冷凍サイクル装置。A physical quantity detector (32, 33) for detecting a physical quantity of the intermediate pressure refrigerant related to the degree of superheat of the intermediate pressure refrigerant that has flowed out of the internal heat exchanger;
The control device includes: a superheat degree calculation unit (S5-4) that calculates the superheat degree based on the physical quantity detected by the physical quantity detection unit; The refrigeration cycle apparatus according to claim 3, further comprising an opening degree control unit (S6-2) for controlling a passage opening degree of the second pressure reducer so as to be a predetermined target value.
前記第1減圧器は、通路開度が調整されるように構成されており、
前記制御装置は、前記検出温度に基づいて、前記高圧冷媒の目標圧力を決定する圧力決定部(S2)と、前記圧力検出部の検出圧力に基づいて、前記高圧冷媒の圧力が前記目標圧力となるように、前記第1減圧器の通路開度を制御する開度制御部(S4)を有し、
前記圧力決定部は、前記検出温度が前記冷媒の臨界温度よりも高い場合に、前記検出温度が高いほど前記高圧冷媒の圧力が高くなるように、前記目標圧力を決定する請求項1ないし5のいずれか1つに記載の冷凍サイクル装置。A pressure detector (34) for detecting the pressure of the high-pressure refrigerant;
The first pressure reducer is configured such that the passage opening is adjusted,
The control device is configured to determine a target pressure of the high-pressure refrigerant based on the detected temperature, and to determine whether the pressure of the high-pressure refrigerant is equal to the target pressure based on the detected pressure of the pressure detection unit. An opening degree control unit (S4) for controlling the passage opening degree of the first pressure reducer,
The said pressure determination part determines the said target pressure so that the pressure of the said high pressure refrigerant may become so high that the said detection temperature is high, when the said detection temperature is higher than the critical temperature of the said refrigerant | coolant. The refrigeration cycle apparatus according to any one of the above.
前記目標圧力は、前記冷媒のモリエル線図上における600kg/m3の等密度線と前記検出温度と同じ温度の等温線との交点での圧力よりも高く、前記冷媒のモリエル線図上における700kg/m3の等密度線と前記検出温度と同じ温度の等温線との交点での圧力よりも低い請求項6に記載の冷凍サイクル装置。The refrigerant is carbon dioxide;
The target pressure is higher than a pressure at an intersection of an isodensity line of 600 kg / m 3 on the Mollier diagram of the refrigerant and an isothermal line having the same temperature as the detected temperature, and 700 kg on the Mollier diagram of the refrigerant. The refrigeration cycle apparatus according to claim 6, wherein the refrigeration cycle apparatus is lower than a pressure at an intersection of an isodensity line of / m 3 and an isothermal line having the same temperature as the detected temperature.
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