WO2010143343A1 - 冷凍サイクル装置 - Google Patents

冷凍サイクル装置 Download PDF

Info

Publication number
WO2010143343A1
WO2010143343A1 PCT/JP2010/002137 JP2010002137W WO2010143343A1 WO 2010143343 A1 WO2010143343 A1 WO 2010143343A1 JP 2010002137 W JP2010002137 W JP 2010002137W WO 2010143343 A1 WO2010143343 A1 WO 2010143343A1
Authority
WO
WIPO (PCT)
Prior art keywords
motor
refrigerant
electric motor
refrigeration cycle
pipe
Prior art date
Application number
PCT/JP2010/002137
Other languages
English (en)
French (fr)
Inventor
藥丸雄一
Original Assignee
パナソニック株式会社
Priority date (The priority date is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the date listed.)
Filing date
Publication date
Application filed by パナソニック株式会社 filed Critical パナソニック株式会社
Priority to JP2011518218A priority Critical patent/JP5208275B2/ja
Priority to US13/146,854 priority patent/US20110283723A1/en
Priority to EP10785875A priority patent/EP2442050A1/en
Priority to CN2010800057796A priority patent/CN102301190A/zh
Publication of WO2010143343A1 publication Critical patent/WO2010143343A1/ja

Links

Images

Classifications

    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F25—REFRIGERATION OR COOLING; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS; MANUFACTURE OR STORAGE OF ICE; LIQUEFACTION SOLIDIFICATION OF GASES
    • F25B—REFRIGERATION MACHINES, PLANTS OR SYSTEMS; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS
    • F25B9/00—Compression machines, plants or systems, in which the refrigerant is air or other gas of low boiling point
    • F25B9/06—Compression machines, plants or systems, in which the refrigerant is air or other gas of low boiling point using expanders
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F25—REFRIGERATION OR COOLING; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS; MANUFACTURE OR STORAGE OF ICE; LIQUEFACTION SOLIDIFICATION OF GASES
    • F25B—REFRIGERATION MACHINES, PLANTS OR SYSTEMS; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS
    • F25B49/00—Arrangement or mounting of control or safety devices
    • F25B49/02—Arrangement or mounting of control or safety devices for compression type machines, plants or systems
    • F25B49/025—Motor control arrangements
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F25—REFRIGERATION OR COOLING; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS; MANUFACTURE OR STORAGE OF ICE; LIQUEFACTION SOLIDIFICATION OF GASES
    • F25B—REFRIGERATION MACHINES, PLANTS OR SYSTEMS; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS
    • F25B2309/00—Gas cycle refrigeration machines
    • F25B2309/06—Compression machines, plants or systems characterised by the refrigerant being carbon dioxide
    • F25B2309/061—Compression machines, plants or systems characterised by the refrigerant being carbon dioxide with cycle highest pressure above the supercritical pressure
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F25—REFRIGERATION OR COOLING; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS; MANUFACTURE OR STORAGE OF ICE; LIQUEFACTION SOLIDIFICATION OF GASES
    • F25B—REFRIGERATION MACHINES, PLANTS OR SYSTEMS; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS
    • F25B2400/00—General features or devices for refrigeration machines, plants or systems, combined heating and refrigeration systems or heat-pump systems, i.e. not limited to a particular subgroup of F25B
    • F25B2400/07—Details of compressors or related parts
    • F25B2400/075—Details of compressors or related parts with parallel compressors
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F25—REFRIGERATION OR COOLING; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS; MANUFACTURE OR STORAGE OF ICE; LIQUEFACTION SOLIDIFICATION OF GASES
    • F25B—REFRIGERATION MACHINES, PLANTS OR SYSTEMS; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS
    • F25B2400/00—General features or devices for refrigeration machines, plants or systems, combined heating and refrigeration systems or heat-pump systems, i.e. not limited to a particular subgroup of F25B
    • F25B2400/14—Power generation using energy from the expansion of the refrigerant
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F25—REFRIGERATION OR COOLING; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS; MANUFACTURE OR STORAGE OF ICE; LIQUEFACTION SOLIDIFICATION OF GASES
    • F25B—REFRIGERATION MACHINES, PLANTS OR SYSTEMS; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS
    • F25B2500/00—Problems to be solved
    • F25B2500/27—Problems to be solved characterised by the stop of the refrigeration cycle
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F25—REFRIGERATION OR COOLING; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS; MANUFACTURE OR STORAGE OF ICE; LIQUEFACTION SOLIDIFICATION OF GASES
    • F25B—REFRIGERATION MACHINES, PLANTS OR SYSTEMS; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS
    • F25B2600/00—Control issues
    • F25B2600/02—Compressor control
    • F25B2600/021—Inverters therefor
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F25—REFRIGERATION OR COOLING; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS; MANUFACTURE OR STORAGE OF ICE; LIQUEFACTION SOLIDIFICATION OF GASES
    • F25B—REFRIGERATION MACHINES, PLANTS OR SYSTEMS; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS
    • F25B2600/00—Control issues
    • F25B2600/02—Compressor control
    • F25B2600/025—Compressor control by controlling speed
    • F25B2600/0253—Compressor control by controlling speed with variable speed
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F25—REFRIGERATION OR COOLING; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS; MANUFACTURE OR STORAGE OF ICE; LIQUEFACTION SOLIDIFICATION OF GASES
    • F25B—REFRIGERATION MACHINES, PLANTS OR SYSTEMS; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS
    • F25B9/00—Compression machines, plants or systems, in which the refrigerant is air or other gas of low boiling point
    • F25B9/002—Compression machines, plants or systems, in which the refrigerant is air or other gas of low boiling point characterised by the refrigerant
    • F25B9/008—Compression machines, plants or systems, in which the refrigerant is air or other gas of low boiling point characterised by the refrigerant the refrigerant being carbon dioxide
    • Y—GENERAL TAGGING OF NEW TECHNOLOGICAL DEVELOPMENTS; GENERAL TAGGING OF CROSS-SECTIONAL TECHNOLOGIES SPANNING OVER SEVERAL SECTIONS OF THE IPC; TECHNICAL SUBJECTS COVERED BY FORMER USPC CROSS-REFERENCE ART COLLECTIONS [XRACs] AND DIGESTS
    • Y02—TECHNOLOGIES OR APPLICATIONS FOR MITIGATION OR ADAPTATION AGAINST CLIMATE CHANGE
    • Y02B—CLIMATE CHANGE MITIGATION TECHNOLOGIES RELATED TO BUILDINGS, e.g. HOUSING, HOUSE APPLIANCES OR RELATED END-USER APPLICATIONS
    • Y02B30/00—Energy efficient heating, ventilation or air conditioning [HVAC]
    • Y02B30/70—Efficient control or regulation technologies, e.g. for control of refrigerant flow, motor or heating

Definitions

  • the present invention relates to a refrigeration cycle apparatus equipped with an expansion mechanism and a plurality of compression mechanisms for use in a water heater or an air conditioner.
  • a power recovery type refrigeration cycle apparatus has been proposed in which the power required to drive the compression mechanism is reduced by the recovery amount.
  • an expander-integrated compressor in which an electric motor, a compression mechanism, and an expansion mechanism are connected by a shaft is used.
  • FIG. 13 is a block diagram showing the refrigeration cycle apparatus described in Patent Document 1.
  • the refrigeration cycle apparatus using the expander-integrated compressor 220 and the second compressor 230 includes a refrigerant circuit 210 and a controller 250 that is a control device.
  • a first compression mechanism 221 of the expander-integrated compressor 220 and a second compression mechanism 231 of the second compressor 230 are disposed between the indoor heat exchanger 211 and the outdoor heat exchanger 212. They are arranged in parallel.
  • the first compression mechanism 221 is connected to the electric motor 222 and the expansion mechanism 223 via a shaft
  • the second compression mechanism 231 is connected to the electric motor 232 via a shaft.
  • the controller 250 controls the second compressor 230 so that the high pressure of the refrigeration cycle becomes a predetermined target value. Specifically, if the measured value of the high pressure Ph is higher than the target value, the controller 250 reduces the rotational speed of the electric motor 232 to decrease the discharge amount of the second compression mechanism 231. If the measured value is lower than the target value, the rotational speed of the electric motor 232 is increased and the discharge amount of the second compression mechanism 231 is increased. Thereby, the high pressure Ph can be maintained near the target value, and the refrigeration cycle apparatus can be operated while keeping the COP high.
  • an object of the present invention is to make it possible to save energy in a stop operation in a refrigeration cycle apparatus using an expander-integrated compressor and a second compressor.
  • the present invention provides a first compression mechanism that compresses a refrigerant, an expansion mechanism that recovers power from the expanding refrigerant, and a first shaft that is coupled to the first compression mechanism and the expansion mechanism by a shaft.
  • a first compressor including an electric motor, a second compression mechanism for compressing a refrigerant, a second compression mechanism connected in parallel with the first compression mechanism in a refrigerant circuit, and a shaft coupled to the second compression mechanism
  • a second compressor including the second electric motor, a radiator that radiates the refrigerant discharged from the first compression mechanism and the second compression mechanism, and an evaporator that evaporates the refrigerant discharged from the expansion mechanism
  • the rotation speed of the second motor is set to the first electric motor.
  • a control device for reducing a large reduction rate than the rotational speed of, providing a refrigeration cycle apparatus.
  • the displacement amount of the expansion mechanism can be compensated for gradually decreasing by making the decrease rate of the rotation speed of the second motor larger than the decrease rate of the rotation speed of the first motor. Therefore, according to the present invention, the pressure difference between the high pressure and the low pressure of the refrigeration cycle can be quickly reduced, and energy saving in the stop operation can be achieved.
  • FIG. 1 is a schematic configuration diagram of a refrigeration cycle apparatus according to a first embodiment of the present invention.
  • Mollier diagram showing the refrigeration cycle during the stop operation in the first embodiment The graph which shows the relationship between the time at the time of a stop driving
  • Flowchart of stop operation in the first embodiment Schematic block diagram of the refrigeration cycle apparatus according to the second embodiment of the present invention.
  • Flowchart of stop operation in the second embodiment The graph which shows the relationship between the time at the time of a stop driving
  • FIG. 1 shows a refrigeration cycle apparatus 100A according to a first embodiment of the present invention.
  • the refrigeration cycle apparatus 100A includes a refrigerant circuit 3 that circulates refrigerant.
  • the refrigerant circuit 3 includes a first compressor (expander-integrated compressor) 1, a second compressor 2, a radiator 4, an evaporator 5, and first to fourth pipes 3a to 3d that connect these devices. It is configured.
  • 1st compressor 1 has the 1st airtight container 10 which stores the 1st compression mechanism 11, the 1st electric motor 12, and the expansion mechanism 13 which were mutually connected by the 1st shaft 15.
  • the second compressor 2 has a second sealed container 20 that houses a second compression mechanism 21 and a second electric motor 22 that are connected to each other by a second shaft 25.
  • the first compression mechanism 11 and the second compression mechanism 21 are connected to the radiator 4 via a first pipe 3a in which two branch pipes become one main pipe. It is connected to the expansion mechanism 13 via 3b.
  • the expansion mechanism 13 is connected to the evaporator 5 via a third pipe 3c.
  • the evaporator 5 is connected to the first pipe 3d via a fourth pipe 3d in which one main pipe becomes two branch pipes.
  • the compression mechanism 11 and the second compression mechanism 21 are connected. That is, in the refrigerant circuit 3, the first compression mechanism 11 and the second compression mechanism 21 are arranged in parallel. In other words, in the refrigerant circuit 3, the first compression mechanism 11 is connected in parallel with the second compression mechanism 21.
  • the refrigerant compressed by the first compression mechanism 11 and the refrigerant compressed by the second compression mechanism 21 are discharged from the first compression mechanism 11 or the second compression mechanism 21 to the first pipe 3a, and then the first pipe. In the middle of flowing through 3 a, they join and are guided to the radiator 4.
  • the refrigerant compressed by the compression mechanisms 11 and 21 is once discharged from the compression mechanisms 11 and 21 into the sealed containers 10 and 20 and then discharged from the sealed containers 10 and 20 to the first pipe 3a. Good.
  • the refrigerant guided to the radiator 4 radiates heat here, and then is guided to the expansion mechanism 13 through the second pipe 3b.
  • the refrigerant guided to the expansion mechanism 13 expands here. At this time, the expansion mechanism 13 recovers power from the expanding refrigerant.
  • the expanded refrigerant is discharged from the expansion mechanism 13 to the third pipe 3 c and guided to the evaporator 5.
  • the refrigerant guided to the evaporator 5 absorbs heat here, and then is divided in the middle of flowing through the fourth pipe 3 d and is guided to the first compression mechanism 11 and the second compression mechanism 21.
  • the displacement volume of the 1st compression mechanism 11 and the displacement volume of the 2nd compression mechanism 21 are the same. If it becomes like this, the 1st compression mechanism 11 and the 2nd compression mechanism 21 can be constituted by a common member, and cost can be held down.
  • the refrigerant circuit 3 is filled with a refrigerant that becomes a supercritical state in a high-pressure portion (a portion from the first compression mechanism 11 and the second compression mechanism 21 to the expansion mechanism 13 through the radiator 4).
  • a refrigerant that becomes a supercritical state in a high-pressure portion (a portion from the first compression mechanism 11 and the second compression mechanism 21 to the expansion mechanism 13 through the radiator 4).
  • CO 2 carbon dioxide
  • the type of refrigerant is not particularly limited.
  • the refrigerant may be a refrigerant that does not enter a supercritical state during operation (for example, a chlorofluorocarbon refrigerant).
  • the refrigeration cycle apparatus 100A includes a control device 6 equipped with a CPU that mainly controls the rotation speeds of the first electric motor 12 and the second electric motor 22.
  • the control device 6 is connected to the first electric motor 12 and the second electric motor 22 via inverters 61 and 62, respectively.
  • the control device 6 reduces the rotation speed of the first motor 12 and the second motor 22 while decreasing the rotation speed. Stop operation for stopping the first motor 12 and the second motor 22 is performed.
  • FIG. 2 is a Mollier diagram showing the refrigeration cycle during the stop operation in the first embodiment.
  • the refrigeration cycle a in FIG. 2 represents immediately after the start of the stop operation
  • the refrigeration cycle b represents the middle
  • the refrigeration cycle c represents immediately before the end. Also, points A, A ′, A ′′ in FIG.
  • the control device 6 reduces the rotational speed of the second electric motor 22 at a lower speed than the rotational speed of the first electric motor 12.
  • a braking time Tf for stopping the first motor 12 and the second motor 22 is set in advance, and this braking time Tf is stored in the memory of the control device 6.
  • the braking time Tf is, for example, 1 minute. Then, the control device 6 completely stops the first electric motor 12 and the second electric motor 22 simultaneously based on the braking time Tf.
  • the control device 6 waits until a stop signal is received (NO in step S1), and when the stop signal is received (YES in step S1), the decrease speed X for the first motor and the decrease for the second motor.
  • the speed Y is determined (step S2).
  • the decrease rate Y is larger than the decrease rate X.
  • the decrease rate X for the first motor is 1 Hz / second
  • the decrease rate Y for the second motor is 2 Hz / second.
  • a table in which the rotation speed at the start of the stop operation and the decrease speed are associated with each other is stored in advance in the memory of the control device 6, and the control device 6 receives the stop signal when the control device 6 receives the stop signal.
  • the reduction speeds X and Y may be determined by reading the reduction speed corresponding to the rotational speed of 22 from the memory. Alternatively, it is set in advance how many percent the rotational speed is to be decreased in the stop operation, and the speeds X and Y are determined by dividing the rotational speed when the stop signal is received by the ratio and dividing by the braking time Tf. May be.
  • the control device 6 reduces the rotation speed of the first electric motor 12 at the decrease speed X and decreases the rotation speed of the second electric motor 22 at the decrease speed Y. Then, the control device 6 continues to decrease the rotational speed until the elapsed time T after receiving the stop signal becomes equal to or longer than the braking time Tf stored in the memory (NO in step S4), and the elapsed time T is braked. When the time Tf is exceeded (YES in step S4), the first electric motor 12 and the second electric motor 22 are completely stopped (step S5).
  • the displacement amount of the expansion mechanism 13 gradually becomes insufficient by making the decrease rate Y of the rotation speed of the second electric motor 12 larger than the decrease speed X of the rotation speed of the first electric motor 12. Can make up for. Therefore, the pressure difference between the high pressure and the low pressure in the refrigeration cycle can be quickly reduced, and energy saving in the stop operation can be achieved.
  • the above effect can be obtained with a simple configuration.
  • the decrease rate Y is preferably 1.5 times or more, and more than 2.0 times the decrease rate X. Is more preferable. If it has become like this, the time concerning stop operation can be shortened, and the reliability of the 1st compressor 1 and the 2nd compressor 2 can be improved. Moreover, from the viewpoint of improving the stability of temperature and pressure in the refrigeration cycle apparatus, the rate of decrease Y is preferably 2.5 Hz / second or less, and more preferably 2.0 Hz / second or less.
  • FIG. 5 shows a refrigeration cycle apparatus 100B according to a second embodiment of the present invention.
  • the same components as those in the first embodiment are denoted by the same reference numerals, and the description thereof is omitted. This also applies to third to sixth embodiments described later.
  • the refrigeration cycle apparatus 100B of the present embodiment includes a pre-expansion temperature sensor 82 that detects the temperature of the refrigerant flowing through the second pipe 3b, a high-pressure side pressure sensor 72 that detects the pressure of the refrigerant flowing through the second pipe 3b, A pre-compression temperature sensor 81 that detects the temperature of the refrigerant flowing through the four pipes 3d and a low-pressure sensor 71 that detects the pressure of the refrigerant flowing through the fourth pipe 3d are provided.
  • the high-pressure side pressure sensor 72 is provided in the second pipe 3b
  • the low-pressure side pressure sensor 71 is provided in the branch pipe on the first compression mechanism 11 side of the fourth pipe 3d.
  • the main pipe of the first pipe 3a may be provided, and the low pressure side pressure sensor 71 may be provided on the branch pipe or the main pipe or the third pipe 3c on the second compression mechanism 21 side of the fourth pipe 3d.
  • the control device 6 uses the temperature and pressure detected by the pre-expansion temperature sensor 82 and the high-pressure side pressure sensor 72, and the pre-compression temperature sensor 81 and the low-pressure side temperature sensor 71 to expand the refrigerant sucked into the expansion mechanism. Then, the density ratio of the refrigerant sucked by the compression mechanism is calculated, and the rate of decrease X for the first motor and the rate of decrease Y for the second motor are determined from the calculated density ratio.
  • the control device 6 performs steps S11 to S14 instead of step S2 shown in FIG. That is, when receiving a stop signal (YES in step S1), the control device 6 detects the temperature and pressure of the expansion mechanism suction refrigerant with the pre-expansion temperature sensor 82 and the high-pressure side pressure sensor 72, and the pre-compression temperature sensor 81. Further, the temperature and pressure of the refrigerant sucked by the compression mechanism are detected by the low pressure side temperature sensor 71 (step S11). Next, the control device 6 calculates the density ratio between the expansion mechanism intake refrigerant and the compression mechanism intake refrigerant from the detected temperature and pressure (step S12).
  • the control device 6 calculates the target rotational speed H of the second electric motor 22 based on the calculated density ratio, and determines the decrease speed Y for the second electric motor (step S13).
  • the target rotational speed H is a rotational speed that determines how far the rotational speed of the second electric motor 22 is reduced in the stop operation before the second electric motor 22 is completely stopped.
  • the target rotational speed H is stored in the controller 6 in advance so that the pressure difference between the high pressure and the low pressure is sufficiently small for each predetermined density ratio, and step S12 is performed. What is necessary is just to obtain
  • the first motor 12 and the second motor 22 are completely stopped after the braking time Tf has elapsed since the stop signal was received (step S4).
  • the decrease speed X for the first motor is determined to be smaller than the decrease speed Y (step S14).
  • the decrease speed X may be calculated by subtracting a preset speed difference from the decrease speed Y.
  • control device 6 After determining the decrease speeds X and Y, the control device 6 performs steps S3 to S5 as in the first embodiment.
  • the density ratio between the expansion mechanism suction refrigerant and the compression mechanism suction refrigerant is calculated, and the decrease speed X for the first motor and the decrease speed Y for the second motor are calculated from the calculated density ratio. Since it is determined, it is possible to perform an appropriate stop operation based on the density ratio during the steady operation, and to further save energy.
  • the reduction speed Y is determined using the target rotational speed H of the second electric motor 22 (step S13).
  • the braking time Tf is used.
  • the refrigeration cycle apparatus of the present embodiment has the same configuration as the refrigeration cycle apparatus 100A of the first embodiment shown in FIG.
  • a first braking time Tf for stopping the first motor 12 and a second braking time Tp for stopping the second motor 22 are set in advance, and these braking times Tf, Tp are set in advance. Is stored in the memory of the control device 6.
  • the second braking time Tp is set shorter than the first braking time Tf.
  • the first braking time Tf is, for example, 1 minute
  • the second braking time Tp is, for example, 30 seconds.
  • the control device 6 performs the same control as in the first embodiment until step S3, and the second braking time in which the elapsed time T after receiving the stop signal is stored in the memory.
  • the rotation speeds of the first motor 12 and the second motor 22 continue to decrease until the time becomes Tp or longer (NO in step S21), and when the elapsed time T becomes equal to or longer than the second braking time Tp (YES in step S21). Then, the second electric motor 22 is completely stopped (step S22).
  • control device 6 continues to decrease the rotational speed of the first electric motor 12 until the elapsed time T after receiving the stop signal becomes equal to or longer than the first braking time Tf stored in the memory (step S23).
  • the elapsed time T becomes equal to or longer than the first braking time Tf (YES in step S23)
  • the first electric motor 12 is completely stopped (step S24).
  • the expansion mechanism intake refrigerant and the compression mechanism intake refrigerant are detected from the temperature and pressure detected by these sensors. It is also possible to calculate the density ratio and determine the reduction speed X for the first electric motor and the reduction speed Y for the second electric motor from the calculated density ratio. For example, when steps S11 to S14 shown in FIG. 6 are adopted instead of step S2, the number of revolutions obtained by subtracting the target number of revolutions H from the number of revolutions when receiving the stop signal is divided by the second braking time Tp. What is necessary is just to determine the fall speed Y for 2nd electric motors.
  • FIG. 9 shows a refrigeration cycle apparatus 100C according to a fourth embodiment of the present invention.
  • the refrigeration cycle apparatus 100B of the present embodiment is provided with an evaporation temperature sensor 83 that detects the evaporation temperature Te of the refrigerant in the evaporator 5. Then, the control device 6 completely stops the first electric motor 12 and the second electric motor 22 simultaneously based on the evaporation temperature Te detected by the evaporation temperature sensor 83.
  • the control device 6 performs the same control as in the first embodiment until step S3, and then detects the evaporation temperature Te of the refrigerant in the evaporator 5 by the evaporation temperature sensor 83 ( Step S31).
  • the set temperature TE is stored in the memory of the control device 6 in advance, and the control device 6 determines the rotation speeds of the first motor 12 and the second motor 22 until the detected evaporation temperature Te becomes equal to or higher than the set temperature TE.
  • the decrease continues (NO in step S32), and when the detected evaporation temperature Te becomes equal to or higher than the set temperature TE (YES in step S32), the first motor 12 and the second motor 22 are completely stopped (step) S5).
  • the expansion mechanism intake refrigerant and the compression mechanism intake refrigerant are detected from the temperature and pressure detected by these sensors. It is also possible to calculate the density ratio and determine the reduction speed X for the first electric motor and the reduction speed Y for the second electric motor from the calculated density ratio.
  • the second motor 22 can be completely stopped before the first motor 12 as in the third embodiment. is there.
  • the refrigeration cycle apparatus of the present embodiment is obtained by adding the high-pressure side pressure sensor 72 shown in FIG. 5 to the refrigeration cycle apparatus 100A of the first embodiment shown in FIG. Then, the control device 6 completely stops the first electric motor 12 and the second electric motor 22 simultaneously based on the pressure Pd detected by the high-pressure sensor 72.
  • the control device 6 performs the same control as in the first embodiment until step S3, and then detects the pressure Pd of the expansion mechanism suction refrigerant with the high-pressure side pressure sensor 72 (step S41). ).
  • the set pressure PD is stored in the memory of the control device 6 in advance, and the control device 6 reduces the rotation speeds of the first motor 12 and the second motor 22 until the detected pressure Pd becomes equal to or lower than the set pressure PD. (NO in step S42), and when the detected pressure Pd becomes equal to or lower than the set pressure PD (YES in step S42), the first electric motor 12 and the second electric motor 22 are completely stopped (step S5). .
  • the first electric motor 12 and the second electric motor 22 can be stopped after the pressure difference between the expansion mechanism intake refrigerant and the compression mechanism intake refrigerant is reliably reduced. Thereby, the reliability of the 1st compressor 1 and the 2nd compressor 2 can be improved.
  • the expansion mechanism is detected from the temperature and pressure detected by these sensors. It is also possible to calculate the density ratio between the suction refrigerant and the compression mechanism suction refrigerant, and to determine the lowering speed X for the first motor and the lowering speed Y for the second motor from the calculated density ratio.
  • the second motor 22 can be completely stopped prior to the first motor 12 as in the third embodiment. is there.
  • the refrigeration cycle apparatus of the present embodiment is obtained by adding the pre-compression temperature sensor 81 shown in FIG. 5 to the refrigeration cycle apparatus 100C of the fourth embodiment shown in FIG. Then, the control device 6 determines the first motor 12 and the second motor 22 based on the temperature difference ⁇ T between the temperature Ts detected by the pre-compression temperature sensor 81 and the temperature Te detected by the evaporation temperature sensor 83, that is, the degree of superheat. Stop at the same time.
  • the control device 6 performs the same control as in the first embodiment until step S3, and then detects the temperature Ts of the compression mechanism suction refrigerant by the pre-compression temperature sensor 81 (step S3).
  • the evaporating temperature sensor 83 detects the evaporating temperature Te of the refrigerant in the evaporator 5 (step S52).
  • the set superheat degree SH is stored in the memory of the control device 6 in advance, and the control device 6 rotates the first electric motor 12 and the second electric motor 22 until the calculated temperature difference ⁇ T becomes equal to or less than the set superheat degree SH.
  • the number continues to decrease (NO in step S54), and when the calculated temperature difference ⁇ T becomes equal to or less than the set superheat degree SH (YES in step S54), the first motor 12 and the second motor 22 are completely stopped. (Step S5).
  • the first electric motor 12 and the second electric motor 22 can be stopped before the first compression mechanism 11 performs liquid compression. Thereby, the reliability of the 1st compressor 1 and the 2nd compressor 2 can be improved.
  • the expansion mechanism is determined from the temperature and pressure detected by these sensors. It is also possible to calculate the density ratio between the suction refrigerant and the compression mechanism suction refrigerant, and to determine the lowering speed X for the first motor and the lowering speed Y for the second motor from the calculated density ratio.
  • the second motor 22 can be completely stopped before the first motor 12 as in the third embodiment. It is.
  • the refrigeration cycle apparatus of the present invention can be used for various applications such as bathroom drying and snow melting.

Landscapes

  • Engineering & Computer Science (AREA)
  • Physics & Mathematics (AREA)
  • Mechanical Engineering (AREA)
  • Thermal Sciences (AREA)
  • General Engineering & Computer Science (AREA)
  • Control Of Positive-Displacement Pumps (AREA)

Abstract

　冷凍サイクル装置（１００Ａ）は、第１圧縮機構（１１）、膨張機構（１３）および第１電動機（１２）を含む第１圧縮機（１）と、第２圧縮機構（２１）および第２電動機（２２）を含む第２圧縮機（２）と、制御装置（６）とを備えている。制御装置（６）は、第１電動機（１２）および第２電動機（１２）の回転数を低下させながら第１電動機（１２）および第２電動機（２２）を停止させる停止運転において、第２電動機（２２）の回転数を、第１電動機（１２）の回転数よりも大きな低下速度で低下させる。

Description

冷凍サイクル装置
　本発明は、給湯機や空調機などに用いる、膨張機構と複数の圧縮機構を搭載した冷凍サイクル装置に関する。
　近年、冷凍サイクル装置の更なる高効率化を図る手段として、膨張弁に代えて膨張機構を用い、冷媒（作動流体）が膨張する過程でその圧力エネルギーを膨張機構によって動力の形で回収し、その回収分だけ圧縮機構の駆動に要する電力を低減する動力回収式の冷凍サイクル装置が提案されている。このような冷凍サイクル装置では、電動機、圧縮機構、および膨張機構がシャフトで連結された膨張機一体型圧縮機が用いられる。
　ところで、膨張機一体型圧縮機では、圧縮機構と膨張機構とがシャフトによって連結されているので、運転条件によっては、圧縮機構の押しのけ量が不足したり膨張機構の押しのけ量が不足したりすることがある。そこで、このような運転条件でも回収動力を確保して冷凍サイクル装置のＣＯＰ（Coefficient of Performance）を高く維持できるようにするために、膨張機一体型圧縮機に加え、さらに第２の圧縮機を用いた冷凍サイクル装置も提案されている（例えば、特許文献１参照）。
　図１３は、特許文献１に記載された冷凍サイクル装置を示す構成図である。図１３に示すように、膨張機一体型圧縮機２２０と第２の圧縮機２３０を用いた冷凍サイクル装置は、冷媒回路２１０と、制御装置であるコントローラ２５０とを備えている。冷媒回路２１０中では、室内熱交換器２１１と室外熱交換器２１２との間に、膨張機一体型圧縮機２２０の第１圧縮機構２２１と第２の圧縮機２３０の第２圧縮機構２３１とが並列に配置されている。また、第１圧縮機構２２１は、電動機２２２および膨張機構２２３とシャフトで連結されており、第２圧縮機構２３１は、電動機２３２とシャフトで連結されている。
　コントローラ２５０は、冷凍サイクルの高圧が所定の目標値となるように、第２の圧縮機２３０の制御を行う。具体的には、このコントローラ２５０は、高圧Ｐｈの測定値が目標値よりも高ければ、電動機２３２の回転速度を低下させて第２圧縮機構２３１の吐出量を減少させ、逆に、高圧Ｐｈの測定値が目標値よりも低ければ、電動機２３２の回転速度を上昇させて第２圧縮機構２３１の吐出量を増大させる。これにより、高圧Ｐｈを目標値近くに維持することができ、ＣＯＰを高く保ちながら冷凍サイクル装置の運転を行うことができる。
　ところで、冷凍サイクル装置の運転を停止する場合には、電動機を急激に停止させると、電動機の駆動回路に大きな逆起電圧が発生することがある。これを防止するためには、例えば特許文献２に開示されているように、一定の時間をかけて電動機の回転数を徐々に低下させ、回転数をある程度低下させてから電動機を完全に停止する停止運転を行えばよい。
特開２００４－２１２００６号公報 特開昭５８－９９６３５号公報
　ところが、図１３に示すような膨張機一体型圧縮機２２０と第２の圧縮機２３０を用いた冷凍サイクル装置において、双方の電動機２２２，２３２の回転数を同一の低下速度で低下させると、膨張機構２２３の押しのけ量が徐々に不足するため、冷凍サイクルの高圧が低圧に対して定まる最適圧力（ＣＯＰが最も高くなる圧力）から段々とずれていく。そのため、冷凍サイクルの高圧と低圧の圧力差がなかなか小さくならずに、停止運転に必要なエネルギーが大きくなる。ここで、高圧を計測し、高圧を最適高圧に保つように制御することも考えられるが、停止運転という非定常な運転でそのような制御を行うことは非常に困難である。
　本発明は、このような事情に鑑み、膨張機一体型圧縮機と第２の圧縮機を用いた冷凍サイクル装置において、停止運転の省エネルギー化を図ることができるようにすることを目的とする。
　前記目的を達成するために、本発明は、冷媒を圧縮する第１圧縮機構、膨張する冷媒から動力を回収する膨張機構、ならびにシャフトにより前記第１圧縮機構および前記膨張機構と連結された第１電動機を含む第１圧縮機と、冷媒を圧縮する第２圧縮機構であって冷媒回路中で前記第１圧縮機構と並列に接続される第２圧縮機構、およびシャフトにより前記第２圧縮機構と連結された第２電動機を含む第２圧縮機と、前記第１圧縮機構および前記第２圧縮機構から吐出される冷媒を放熱させる放熱器と、前記膨張機構から吐出される冷媒を蒸発させる蒸発器と、前記第１電動機および前記第２電動機の回転数を低下させながら前記第１電動機および前記第２電動機を停止させる停止運転において、前記第２電動機の回転数を、前記第１電動機の回転数よりも大きな低下速度で低下させる制御装置と、を備える、冷凍サイクル装置を提供する。
　上記の構成によれば、第２電動機の回転数の低下速度を第１電動機の回転数の低下速度よりも大きくすることにより、膨張機構の押しのけ量が徐々に不足するのを補うことができる。従って、本発明によれば、冷凍サイクルの高圧と低圧の圧力差を迅速に小さくすることができ、停止運転の省エネルギー化を図ることができる。
本発明の第１実施形態に係る冷凍サイクル装置の概略構成図 第１実施形態における停止運転時の冷凍サイクルを示すモリエル線図 第１実施形態における停止運転時の時間と第１及び第２電動機の回転数との関係を示すグラフ 第１実施形態における停止運転のフローチャート 本発明の第２実施形態に係る冷凍サイクル装置の概略構成図 第２実施形態における停止運転のフローチャート 本発明の第３実施形態における停止運転時の時間と第１及び第２電動機の回転数との関係を示すグラフ 第３実施形態における停止運転のフローチャート 本発明の第４実施形態に係る冷凍サイクル装置の概略構成図 第４実施形態における停止運転のフローチャート 本発明の第５実施形態における停止運転のフローチャート 本発明の第６実施形態における停止運転のフローチャート 従来の冷凍サイクル装置の概略構成図
　以下、本発明の実施の形態について、図面を参照しながら説明する。
　（第１実施形態）
　図１は、本発明の第１実施形態に係る冷凍サイクル装置１００Ａを示している。この冷凍サイクル装置１００Ａは、冷媒を循環させる冷媒回路３を備えている。冷媒回路３は、第１圧縮機（膨張機一体型圧縮機）１、第２圧縮機２、放熱器４、蒸発器５、およびこれらの機器を接続する第１～第４配管３ａ～３ｄで構成されている。
　第１圧縮機１は、第１シャフト１５により互いに連結された第１圧縮機構１１、第１電動機１２、および膨張機構１３を収容する第１密閉容器１０を有している。第２圧縮機２は、第２シャフト２５により互いに連結された第２圧縮機構２１および第２電動機２２を収容する第２密閉容器２０を有している。第１圧縮機構１１および第２圧縮機構２１は、２本の枝管が１本の本管になる第１配管３ａを介して放熱器４に接続されており、放熱器４は、第２配管３ｂを介して膨張機構１３に接続されている。また、膨張機構１３は、第３配管３ｃを介して蒸発器５に接続されており、蒸発器５は、１本の本管が２本の枝管になる第４配管３ｄを介して第１圧縮機構１１および第２圧縮機構２１に接続されている。すなわち、冷媒回路３中には、第１圧縮機構１１と第２圧縮機構２１とが並列に配置されている。換言すれば、冷媒回路３中では、第１圧縮機構１１は第２圧縮機構２１と並列に接続されている。
　そして、第１圧縮機構１１で圧縮された冷媒および第２圧縮機構２１で圧縮された冷媒は、第１圧縮機構１１または第２圧縮機構２１から第１配管３ａに吐出された後、第１配管３ａを流れる途中で合流し、放熱器４に導かれる。圧縮機構１１，２１で圧縮された冷媒は、圧縮機構１１，２１からいったん密閉容器１０，２０内に吐出された後に密閉容器１０，２０から第１配管３ａに排出されるようになっていてもよい。放熱器４に導かれた冷媒は、ここで放熱した後に、第２配管３ｂを通って膨張機構１３に導かれる。膨張機構１３に導かれた冷媒は、ここで膨張する。このとき、膨張機構１３は、膨張する冷媒から動力を回収する。膨張した冷媒は、膨張機構１３から第３配管３ｃに吐出され、蒸発器５に導かれる。蒸発器５に導かれた冷媒は、ここで吸熱した後に、第４配管３ｄを流れる途中で分流し、第１圧縮機構１１および第２圧縮機構２１に導かれる。
　なお、第１圧縮機構１１の押しのけ容積と第２圧縮機構２１の押しのけ容積は同じであることが好ましい。このようになっていれば、第１圧縮機構１１と第２圧縮機構２１とを共通の部材で構成することができ、コストを抑えることができる。
　冷媒回路３には、高圧部分（第１圧縮機構１１および第２圧縮機構２１から放熱器４を経て膨張機構１３に至る部分）において超臨界状態となる冷媒が充填されている。本実施形態では、そのような冷媒として冷媒回路３に二酸化炭素（ＣＯ2）が充填されている。ただし、冷媒の種類は特に限定されるものではない。冷媒は、運転時に超臨界状態とならない冷媒（例えばフロン系の冷媒等）であってもよい。
　また、冷凍サイクル装置１００Ａは、主に第１電動機１２および第２電動機２２の回転数を制御する、ＣＰＵを搭載した制御装置６を備えている。制御装置６は、インバータ６１，６２を介して第１電動機１２および第２電動機２２にそれぞれ接続されている。
　制御装置６は、連続的な定常運転を行っている間に例えばユーザーにより停止スイッチが押され、停止信号を受信したときに、第１電動機１２および第２電動機２２の回転数を低下させながら第１電動機１２および第２電動機２２を停止させる停止運転を行う。
　図２は、第１実施形態における停止運転時の冷凍サイクルを示すモリエル線図である。図２中のａの冷凍サイクルは停止運転の開始直後を表し、ｂの冷凍サイクルは中間を表し、ｃの冷凍サイクルは終了直前を表す。また、図２中の点Ａ，Ａ’，Ａ”は第４配管３ｄを流れる冷媒（すなわち、圧縮機構吸入冷媒）の状態を示し、点Ｂ，Ｂ’，Ｂ”は第１配管３ａ（正確には、第１配管３ａの本管）を流れる冷媒の状態を示し、点Ｃ，Ｃ’，Ｃ”は第２配管３ｂを流れる冷媒（すなわち、膨張機構吸入冷媒）の状態を示し、点Ｄ，Ｄ’，Ｄ”は第３配管３ｃを流れる冷媒の状態を示す。図２に示すように、停止運転が進むにつれて、冷凍サイクルの高圧と低圧の圧力差は小さくなるように変化するため、見かけ上は冷凍サイクルが収縮するような変化を示す。
　第１電動機１２の回転数と第２電動機２２の回転数を同一の低下速度で低下させた場合には、停止運転が進むにつれて膨張機構吸入冷媒と圧縮機構吸入冷媒の密度比は小さくなるため、膨張機構１３からの押しのけ量が徐々に不足することになる。その結果、冷凍サイクルの高圧と低圧の圧力差がなかなか小さくならない。
　これに対し、本実施形態では、図３に示すように、制御装置６が、第２電動機２２の回転数を、第１電動機１２の回転数よりも大きな低下速度で低下させる。本実施形態では、第１電動機１２および第２電動機２２を停止すべき制動時間Ｔｆが予め設定されており、この制動時間Ｔｆが制御装置６のメモリに記憶されている。制動時間Ｔｆは、例えば１分である。そして、制御装置６は、制動時間Ｔｆに基づいて、第１電動機１２と第２電動機２２を同時に完全に停止する。
　なお、図３では、便宜上、定常運転時の第１電動機１２の回転数と第２電動機２２の回転数とが同じ状態を描いているが、それらは制御装置５によって冷凍サイクルの高圧が最適圧力になるように適切な回転数に調整される。
　以下、制御装置６が行う停止運転時の制御を、図４のフローチャートを参照して詳細に説明する。
　まず、制御装置６は、停止信号を受けるまで待機し（ステップＳ１でＮＯ）、停止信号を受けたときに（ステップＳ１でＹＥＳ）、第１電動機用の低下速度Ｘと第２電動機用の低下速度Ｙを決定する（ステップＳ２）。ただし、低下速度Ｙは、低下速度Ｘよりも大きい。例えば、第１電動機用の低下速度Ｘは１Ｈｚ／秒であり、第２電動機用の低下速度Ｙは２Ｈｚ／秒である。
　低下速度Ｘ，Ｙの決定方法としては、種々の方法を採用可能である。例えば、停止運転開始時の回転数と低下速度とを対応付けたテーブルを予め制御装置６のメモリに記憶させておき、停止信号を受けたときに制御装置６が第１電動機１２および第２電動機２２の回転数に対応する低下速度をメモリから読み込むことにより、低下速度Ｘ，Ｙを決定してもよい。あるいは、停止運転で回転数を何割低下させるかを予め設定しておき、停止信号を受けたときの回転数にその割合をかけたものを制動時間Ｔｆで割って低下速度Ｘ，Ｙを決定してもよい。
　ついで、制御装置６は、第１電動機１２の回転数を低下速度Ｘで低下させ、第２電動機２２の回転数を低下速度Ｙで低下させる。そして、制御装置６は、停止信号を受けてからの経過時間Ｔがメモリに記憶されている制動時間Ｔｆ以上となるまで回転数の低下を継続し（ステップＳ４でＮＯ）、経過時間Ｔが制動時間Ｔｆ以上となったときに（ステップＳ４でＹＥＳ）、第１電動機１２と第２電動機２２を完全に停止する（ステップＳ５）。
　以上説明した冷凍サイクル装置１００Ａでは、第２電動機１２の回転数の低下速度Ｙを第１電動機１２の回転数の低下速度Ｘよりも大きくすることにより、膨張機構１３の押しのけ量が徐々に不足するのを補うことができる。従って、冷凍サイクルの高圧と低圧の圧力差を迅速に小さくすることができ、停止運転の省エネルギー化を図ることができる。
　また、本実施形態では、予め設定した制動時間Ｔｆに基づいて第１電動機１２および第２電動機２２を完全に停止しているので、簡単な構成で上記の効果を得ることができる。
　例えば、Ｘ＝１．０Ｈｚ／秒、Ｙ＝２．０Ｈｚ／秒としたときには、次の表１に示すように、膨張機構吸入冷媒と圧縮機構吸入冷媒の密度比が小さくなってもそれらの圧力差を小さくすることができる。
Figure JPOXMLDOC01-appb-T000001
　これに対し、Ｘ＝Ｙ＝２．０Ｈｚ／秒としたときには、次の表２に示すように、膨張機構吸入冷媒と圧縮機構吸入冷媒の密度比が小さくなってもそれらの圧力差はそれほど小さくならない。
Figure JPOXMLDOC01-appb-T000002
　なお、膨張機構吸入冷媒と圧縮機構吸入冷媒の圧力差をより早く小さくするためには、低下速度Ｙは低下速度Ｘの１．５倍以上であることが好ましく、２．０倍以上であることがより好ましい。このようになっていれば、停止運転にかかる時間の短縮を図ることができ、第１圧縮機１および第２圧縮機２の信頼性を向上させることができる。また、冷凍サイクル装置における温度および圧力の安定性向上の観点からは、低下速度Ｙは、２．５Ｈｚ／秒以下であることが好ましく、２．０Ｈｚ／秒以下であることがより好ましい。
　（第２実施形態）
　次に、図５に本発明の第２実施形態に係る冷凍サイクル装置１００Ｂを示す。本実施形態では、第１実施形態と同一構成部分（フローチャート中のステップも含む）には同一符号を付して、その説明を省略する。この点は、後述する第３～第６実施形態においても同様である。
　本実施形態の冷凍サイクル装置１００Ｂには、第２配管３ｂを流れる冷媒の温度を検出する膨張前温度センサ８２と、第２配管３ｂを流れる冷媒の圧力を検出する高圧側圧力センサ７２と、第４配管３ｄを流れる冷媒の温度を検出する圧縮前温度センサ８１と、第４配管３ｄを流れる冷媒の圧力を検出する低圧側圧力センサ７１とが設けられている。本実施形態では、高圧側圧力センサ７２が第２配管３ｂに、低圧側圧力センサ７１が第４配管３ｄの第１圧縮機構１１側の枝管に設けられているが、高圧側圧力センサ７２が第１配管３ａの本管に設けられていて、低圧側圧力センサ７１が第４配管３ｄの第２圧縮機構２１側の枝管もしくは本管または第３配管３ｃに設けられていてもよい。
　そして、制御装置６は、停止信号を受けたときに、膨張前温度センサ８２および高圧側圧力センサ７２ならび圧縮前温度センサ８１および低圧側温度センサ７１で検出される温度および圧力から膨張機構吸入冷媒と圧縮機構吸入冷媒の密度比を算出し、算出した密度比から第１電動機用の低下速度Ｘと第２電動機用の低下速度Ｙを決定する。
　具体的には、制御装置６は、図６に示すように、図４に示すステップＳ２の代わりに、ステップＳ１１～Ｓ１４を行う。すなわち、制御装置６は、停止信号を受けたときに（ステップＳ１でＹＥＳ）、膨張前温度センサ８２および高圧側圧力センサ７２で膨張機構吸入冷媒の温度および圧力を検出し、圧縮前温度センサ８１および低圧側温度センサ７１で圧縮機構吸入冷媒の温度および圧力を検出する（ステップＳ１１）。ついで、制御装置６は、検出された温度および圧力から膨張機構吸入冷媒と圧縮機構吸入冷媒の密度比を算出する（ステップＳ１２）。
　その後、制御装置６は、算出した密度比に基づいて、第２電動機２２の目標回転数Ｈを算出し、第２電動機用の低下速度Ｙを決定する（ステップＳ１３）。ここで、目標回転数Ｈとは、停止運転において第２電動機２２の回転数をどこまで低下させてから第２電動機２２を完全に停止するかを決定する回転数である。例えば、目標回転数Ｈは、次の表３に示すように、所定の密度比ごとに高圧と低圧の圧力差が十分に小さくなるような値を予め制御装置６に記憶させておき、ステップＳ１２で算出した密度比に応じた値をこれらのデータから求めればよい。
Figure JPOXMLDOC01-appb-T000003
　本実施形態では、第１実施形態と同様に、停止信号を受けてから制動時間Ｔｆ経過後に第１電動機１２および第２電動機２２を完全に停止するようになっている（ステップＳ４）ので、目標回転数Ｈを算出した後に、Ｙ＝（停止信号を受けたときの回転数－Ｈ）／Ｔｆとして低下速度Ｙを決定する。
　第２電動機用の低下速度Ｙを決定した後は、第１電動機用の低下速度Ｘを低下速度Ｙよりも小さくなるように決定する（ステップＳ１４）。例えば、低下速度Ｘは、低下速度Ｙから予め設定した速度差を差し引いて算出すればよい。
　低下速度Ｘ，Ｙを決定した後は、制御装置６は、第１実施形態と同様に、ステップＳ３～Ｓ５を行う。
　以上説明したように、本実施形態では、膨張機構吸入冷媒と圧縮機構吸入冷媒の密度比を算出し、算出した密度比から第１電動機用の低下速度Ｘと第２電動機用の低下速度Ｙを決定しているので、定常運転中の密度比に基づいた適切な停止運転を行うことができ、よりいっそうの省エネルギー化を図ることができる。
　なお、前記実施形態では、第２電動機２２の目標回転数Ｈを用いて低下速度Ｙを決定している（ステップＳ１３）が、例えば、後述する第４～第６実施形態のように制動時間Ｔｆに基づかずに第１電動機１２および第２電動機２２を完全に停止する場合には、密度比と低下速度とを対応付けたテーブルを使用して、算出した密度比から低下速度Ｘ，Ｙを決定してもよい。
　（第３実施形態）
　次に、本発明の第３実施形態を説明する。本実施形態の冷凍サイクル装置は、図１に示す第１実施形態の冷凍サイクル装置１００Ａと同じ構成であるため、その構成図は省略する。
　本実施形態では、第１実施形態と制御装置６が行う制御のみが異なっている。具体的に、本実施形態では、第１電動機１２を停止すべき第１制動時間Ｔｆと第２電動機２２を停止すべき第２制動時間Ｔｐが予め設定されており、これらの制動時間Ｔｆ，Ｔｐが制御装置６のメモリに記憶されている。第２制動時間Ｔｐは、第１制動時間Ｔｆよりも短く設定される。第１制動時間Ｔｆは、例えば１分であり、第２制動時間Ｔｐは、例えば３０秒である。そして、制御装置６は、図７に示すように、制動時間Ｔｆ，Ｔｐに基づいて、第１電動機１２よりも先に第２電動機２２を完全に停止する。
　すなわち、制御装置６は、図８に示すように、ステップＳ３までは第１実施形態と同様の制御を行い、停止信号を受けてからの経過時間Ｔがメモリに記憶されている第２制動時間Ｔｐ以上となるまで第１電動機１２および第２電動機２２の回転数の低下を継続し（ステップＳ２１でＮＯ）、経過時間Ｔが第２制動時間Ｔｐ以上となったときに（ステップＳ２１でＹＥＳ）、第２電動機２２を完全に停止する（ステップＳ２２）。
　さらにその後も、制御装置６は、停止信号を受けてからの経過時間Ｔがメモリに記憶されている第１制動時間Ｔｆ以上となるまで第１電動機１２の回転数の低下を継続し（ステップＳ２３でＮＯ）、経過時間Ｔが第１制動時間Ｔｆ以上となったときに（ステップＳ２３でＹＥＳ）、第１電動機１２を完全に停止する（ステップＳ２４）。
　このように、第１電動機１２よりも先に第２電動機２２を完全に停止することにより、安全性を向上させることができる。
　なお、第２実施形態で説明したように、温度センサ８１，８２および圧力センサ７１，７２を設けておけば、それらのセンサで検出される温度および圧力から膨張機構吸入冷媒と圧縮機構吸入冷媒の密度比を算出し、算出した密度比から第１電動機用の低下速度Ｘと第２電動機用の低下速度Ｙを決定することも可能である。例えば、ステップＳ２に代えて図６に示すステップＳ１１～Ｓ１４を採用する場合には、停止信号を受けたときの回転数から目標回転数Ｈを引いた回転数を第２制動時間Ｔｐで割って第２電動機用の低下速度Ｙを決定すればよい。
　（第４実施形態）
　次に、図９に本発明の第４実施形態に係る冷凍サイクル装置１００Ｃを示す。本実施形態の冷凍サイクル装置１００Ｂには、蒸発器５での冷媒の蒸発温度Ｔｅを検出する蒸発温度センサ８３が設けられている。そして、制御装置６は、蒸発温度センサ８３で検出される蒸発温度Ｔｅに基づいて、第１電動機１２と第２電動機２２を同時に完全に停止する。
　すなわち、制御装置６は、図１０に示すように、ステップＳ３までは第１実施形態と同様の制御を行った後に、蒸発温度センサ８３で蒸発器５での冷媒の蒸発温度Ｔｅを検出する（ステップＳ３１）。制御装置６のメモリには、設定温度ＴＥが予め記憶されており、制御装置６は、検出された蒸発温度Ｔｅが設定温度ＴＥ以上となるまで第１電動機１２および第２電動機２２の回転数の低下を継続し（ステップＳ３２でＮＯ）、検出された蒸発温度Ｔｅが設定温度ＴＥ以上となったときに（ステップＳ３２でＹＥＳ）、第１電動機１２と第２電動機２２を完全に停止する（ステップＳ５）。
　このようにすれば、蒸発温度Ｔｅから冷凍サイクルの低圧を予測することができるので、膨張機構吸入冷媒と圧縮機構吸入冷媒の圧力差が確実に小さくなってから第１電動機１２および第２電動機２２を停止することができる。これにより、第１圧縮機１および第２圧縮機２の信頼性を向上させることができる。
　なお、第２実施形態で説明したように、温度センサ８１，８２および圧力センサ７１，７２を設けておけば、それらのセンサで検出される温度および圧力から膨張機構吸入冷媒と圧縮機構吸入冷媒の密度比を算出し、算出した密度比から第１電動機用の低下速度Ｘと第２電動機用の低下速度Ｙを決定することも可能である。
　また、完全停止の判定条件である設定温度ＴＥを２種類準備しておけば、第３実施形態と同様に、第１電動機１２よりも先に第２電動機２２を完全に停止することも可能である。
　（第５実施形態）
　次に、本発明の第５実施形態を説明する。本実施形態の冷凍サイクル装置は、図１に示す第１実施形態の冷凍サイクル装置１００Ａに、図５に示す高圧側圧力センサ７２を加えたものであるため、その構成図は省略する。そして、制御装置６は、高圧側圧力センサ７２で検出される圧力Ｐｄに基づいて、第１電動機１２と第２電動機２２を同時に完全に停止する。
　すなわち、制御装置６は、図１１に示すように、ステップＳ３までは第１実施形態と同様の制御を行った後に、高圧側圧力センサ７２で膨張機構吸入冷媒の圧力Ｐｄを検出する（ステップＳ４１）。制御装置６のメモリには、設定圧力ＰＤが予め記憶されており、制御装置６は、検出された圧力Ｐｄが設定圧力ＰＤ以下となるまで第１電動機１２および第２電動機２２の回転数の低下を継続し（ステップＳ４２でＮＯ）、検出された圧力Ｐｄが設定圧力ＰＤ以下となったときに（ステップＳ４２でＹＥＳ）、第１電動機１２と第２電動機２２を完全に停止する（ステップＳ５）。
　このようにすれば、膨張機構吸入冷媒と圧縮機構吸入冷媒の圧力差が確実に小さくなってから第１電動機１２および第２電動機２２を停止することができる。これにより、第１圧縮機１および第２圧縮機２の信頼性を向上させることができる。
　なお、第２実施形態で説明したように、高圧側圧力センサ７２に加えて低圧側圧力センサ７１および温度センサ８１，８２を設けておけば、それらのセンサで検出される温度および圧力から膨張機構吸入冷媒と圧縮機構吸入冷媒の密度比を算出し、算出した密度比から第１電動機用の低下速度Ｘと第２電動機用の低下速度Ｙを決定することも可能である。
　また、完全停止の判定条件である設定圧力ＰＤを２種類準備しておけば、第３実施形態と同様に、第１電動機１２よりも先に第２電動機２２を完全に停止することも可能である。
　（第６実施形態）
　次に、本発明の第５実施形態を説明する。本実施形態の冷凍サイクル装置は、図９に示す第４実施形態の冷凍サイクル装置１００Ｃに、図５に示す圧縮前温度センサ８１を加えたものであるため、その構成図は省略する。そして、制御装置６は、圧縮前温度センサ８１で検出される温度Ｔｓと蒸発温度センサ８３で検出される温度Ｔｅの温度差ΔＴ、すなわち過熱度に基づいて、第１電動機１２と第２電動機２２を同時に完全に停止する。
　すなわち、制御装置６は、図１２に示すように、ステップＳ３までは第１実施形態と同様の制御を行った後に、圧縮前温度センサ８１で圧縮機構吸入冷媒の温度Ｔｓを検出するとともに（ステップＳ５１）、蒸発温度センサ８３で蒸発器５での冷媒の蒸発温度Ｔｅを検出する（ステップＳ５２）。ついで、制御装置６は、ΔＴ＝Ｔｓ－Ｔｅとして温度差ΔＴを算出する（ステップＳ５３）。制御装置６のメモリには、設定過熱度ＳＨが予め記憶されており、制御装置６は、算出された温度差ΔＴが設定過熱度ＳＨ以下となるまで第１電動機１２および第２電動機２２の回転数の低下を継続し（ステップＳ５４でＮＯ）、算出された温度差ΔＴが設定過熱度ＳＨ以下となったときに（ステップＳ５４でＹＥＳ）、第１電動機１２と第２電動機２２を完全に停止する（ステップＳ５）。
　このようにすれば、第１圧縮機構１１で液圧縮が行われる前に第１電動機１２および第２電動機２２を停止することができる。これにより、第１圧縮機１および第２圧縮機２の信頼性を向上させることができる。
　なお、第２実施形態で説明したように、圧縮前温度センサ８１に加えて膨張前温度センサ８２および圧力センサ７１，７２を設けておけば、それらのセンサで検出される温度および圧力から膨張機構吸入冷媒と圧縮機構吸入冷媒の密度比を算出し、算出した密度比から第１電動機用の低下速度Ｘと第２電動機用の低下速度Ｙを決定することも可能である。
　また、完全停止の判定条件である設定過熱度ＳＨを２種類準備しておけば、第３実施形態と同様に、第１電動機１２よりも先に第２電動機２２を完全に停止することも可能である。
　本発明の冷凍サイクル装置は、浴室乾燥用および融雪用などの様々の用途に利用可能である。

Claims (12)

  1. 　冷媒を圧縮する第１圧縮機構、膨張する冷媒から動力を回収する膨張機構、ならびにシャフトにより前記第１圧縮機構および前記膨張機構と連結された第１電動機を含む第１圧縮機と、
    　冷媒を圧縮する第２圧縮機構であって冷媒回路中で前記第１圧縮機構と並列に接続される第２圧縮機構、およびシャフトにより前記第２圧縮機構と連結された第２電動機を含む第２圧縮機と、
    　前記第１圧縮機構および前記第２圧縮機構から吐出される冷媒を放熱させる放熱器と、
    　前記膨張機構から吐出される冷媒を蒸発させる蒸発器と、
    　前記第１電動機および前記第２電動機の回転数を低下させながら前記第１電動機および前記第２電動機を停止させる停止運転において、前記第２電動機の回転数を、前記第１電動機の回転数よりも大きな低下速度で低下させる制御装置と、
    を備える、冷凍サイクル装置。
  2. 　前記制御装置は、停止信号を受けたときに、前記第１電動機用の低下速度と前記第２電動機用の低下速度を決定し、決定した低下速度で前記第１電動機の回転数および前記第２電動機の回転数を低下させる、請求項１に記載の冷凍サイクル装置。
  3. 　前記第１圧縮機構および前記第２圧縮機構から前記放熱器に冷媒を導く第１配管と、
    　前記放熱器から前記膨張機構に冷媒を導く第２配管と、
    　前記膨張機構から前記蒸発器に冷媒を導く第３配管と、
    　前記蒸発器から前記第１圧縮機構および前記第２圧縮機構に冷媒を導く第４配管と、をさらに備える、請求項２に記載の冷凍サイクル装置。
  4. 　前記第２配管を流れる冷媒の温度を検出する膨張前温度センサと、
    　前記第２配管または前記第１配管を流れる冷媒の圧力を検出する高圧側圧力センサと、
    　前記第４配管を流れる冷媒の温度を検出する圧縮前温度センサと、
    　前記第４配管または前記第３配管を流れる冷媒の圧力を検出する低圧側圧力センサと、をさらに備え、
    　前記制御装置は、停止信号を受けたときに、前記膨張前温度センサおよび前記高圧側圧力センサならびに前記圧縮前温度センサおよび前記低圧側圧力センサで検出される温度および圧力から前記第２配管を流れる冷媒と前記第４配管を流れる冷媒の密度比を算出し、算出した密度比から前記第１電動機用の低下速度と前記第２電動機用の低下速度を決定する、請求項３に記載の冷凍サイクル装置。
  5. 　前記制御装置は、予め設定された制動時間に基づいて、前記第１電動機および前記第２電動機を完全に停止する、請求項１～４のいずれか一項に記載の冷凍サイクル装置。
  6. 　前記蒸発器での冷媒の蒸発温度を検出する蒸発温度センサをさらに備え、
    　前記制御装置は、前記蒸発温度センサで検出される蒸発温度に基づいて、前記第１電動機および前記第２電動機を完全に停止する、請求項１～４のいずれか一項に記載の冷凍サイクル装置。
  7. 　前記第１配管または前記第２配管を流れる冷媒の圧力を検出する高圧側圧力センサをさらに備え、
    　前記制御装置は、前記高圧側圧力センサで検出される圧力に基づいて、前記第１電動機および前記第２電動機を完全に停止する、請求項３に記載の冷凍サイクル装置。
  8. 　前記制御装置は、前記高圧側圧力センサで検出される圧力に基づいて、前記第１電動機
    および前記第２電動機を完全に停止する、請求項４に記載の冷凍サイクル装置。
  9. 　前記第４配管を流れる冷媒の温度を検出する圧縮前温度センサと、
    　前記蒸発器での冷媒の蒸発温度を検出する蒸発温度センサと、をさらに備え、
    　前記制御装置は、前記圧縮前温度センサで検出される温度と前記蒸発温度センサで検出される温度との温度差に基づいて、前記第１電動機および前記第２電動機を完全に停止する、請求項３に記載の冷凍サイクル装置。
  10. 　前記蒸発器での冷媒の蒸発温度を検出する蒸発温度センサをさらに備え、
    　前記制御装置は、前記圧縮前温度センサで検出される温度と前記蒸発温度センサで検出される温度との温度差に基づいて、前記第１電動機および前記第２電動機を完全に停止する、請求項４に記載の冷凍サイクル装置。
  11. 　前記制御装置は、前記第１電動機と前記第２電動機を同時に完全に停止する、請求項５～１０のいずれか一項に記載の冷凍サイクル装置。
  12. 　前記制御装置は、前記第１電動機よりも先に前記第２電動機を完全に停止する、請求項５～１０のいずれか一項に記載の冷凍サイクル装置。
PCT/JP2010/002137 2009-06-12 2010-03-25 冷凍サイクル装置 WO2010143343A1 (ja)

Priority Applications (4)

Application Number Priority Date Filing Date Title
JP2011518218A JP5208275B2 (ja) 2009-06-12 2010-03-25 冷凍サイクル装置
US13/146,854 US20110283723A1 (en) 2009-06-12 2010-03-25 Refrigeration cycle apparatus
EP10785875A EP2442050A1 (en) 2009-06-12 2010-03-25 Refrigeration cycle device
CN2010800057796A CN102301190A (zh) 2009-06-12 2010-03-25 制冷循环装置

Applications Claiming Priority (2)

Application Number Priority Date Filing Date Title
JP2009-140820 2009-06-12
JP2009140820 2009-06-12

Publications (1)

Publication Number Publication Date
WO2010143343A1 true WO2010143343A1 (ja) 2010-12-16

Family

ID=43308606

Family Applications (1)

Application Number Title Priority Date Filing Date
PCT/JP2010/002137 WO2010143343A1 (ja) 2009-06-12 2010-03-25 冷凍サイクル装置

Country Status (5)

Country Link
US (1) US20110283723A1 (ja)
EP (1) EP2442050A1 (ja)
JP (1) JP5208275B2 (ja)
CN (1) CN102301190A (ja)
WO (1) WO2010143343A1 (ja)

Cited By (3)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
CN102809235A (zh) * 2011-05-30 2012-12-05 株式会社电装 多段压缩式制冷循环装置
JP2019533792A (ja) * 2016-04-07 2019-11-21 エリー クフーリー アスワド，エミリー 冷却システムの制御および保護デバイス
WO2022118730A1 (ja) * 2020-12-01 2022-06-09 株式会社前川製作所 冷凍システム

Families Citing this family (10)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JP2011214779A (ja) * 2010-03-31 2011-10-27 Daikin Industries Ltd 冷凍装置
EP3023713A1 (en) * 2014-11-19 2016-05-25 Danfoss A/S A method for controlling a vapour compression system with an ejector
FR3029275B1 (fr) * 2014-11-27 2019-03-22 Valeo Systemes Thermiques Circuit de climatisation de vehicule automobile
RU2680447C1 (ru) 2015-08-14 2019-02-21 Данфосс А/С Паровая компрессионная система с по меньшей мере двумя испарительными установками
WO2017047354A1 (ja) * 2015-09-15 2017-03-23 株式会社デンソー 複数段圧縮式冷凍サイクル装置
CN108139132B (zh) 2015-10-20 2020-08-25 丹佛斯有限公司 用于控制有可变接收器压力设定点的蒸气压缩系统的方法
JP6788007B2 (ja) 2015-10-20 2020-11-18 ダンフォス アクチ−セルスカブ 長時間エジェクタモードで蒸気圧縮システムを制御するための方法
US20170174049A1 (en) * 2015-12-21 2017-06-22 Ford Global Technologies, Llc Dynamically controlled vapor compression cooling system with centrifugal compressor
DK180146B1 (en) 2018-10-15 2020-06-25 Danfoss As Intellectual Property Heat exchanger plate with strenghened diagonal area
WO2024076737A1 (en) * 2022-10-07 2024-04-11 Energy Recovery, Inc. Datacenter cooling systems that include pressure exchangers

Citations (7)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JPS5899635A (ja) 1981-12-10 1983-06-14 Sharp Corp 空気調和機の制御回路
JP2002257424A (ja) * 2001-02-26 2002-09-11 Lg Electronics Inc 空調装置及び空調方法
JP2003302112A (ja) * 2002-04-08 2003-10-24 Daikin Ind Ltd 冷凍装置
JP2004020179A (ja) * 2002-06-14 2004-01-22 Samsung Electronics Co Ltd 空気調和装置及びその制御方法
JP2004212006A (ja) 2003-01-08 2004-07-29 Daikin Ind Ltd 冷凍装置
JP2005055167A (ja) * 2003-07-23 2005-03-03 Sanden Corp 空調装置
WO2009047898A1 (ja) * 2007-10-09 2009-04-16 Panasonic Corporation 冷凍サイクル装置

Family Cites Families (10)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JPH0327249Y2 (ja) * 1984-10-26 1991-06-12
JP3287608B2 (ja) * 1992-07-15 2002-06-04 キヤノン株式会社 シート搬送装置
JP3480752B2 (ja) * 1994-12-08 2003-12-22 東芝デジタルメディアエンジニアリング株式会社 冷凍サイクル装置
JP3861410B2 (ja) * 1997-10-28 2006-12-20 株式会社デンソー 車両用空調装置
AUPQ588100A0 (en) * 2000-02-28 2000-03-23 Orford Refrigeration Pty Ltd Thermostat controller
US6497554B2 (en) * 2000-12-20 2002-12-24 Carrier Corporation Fail safe electronic pressure switch for compressor motor
US7159409B2 (en) * 2004-03-01 2007-01-09 Tecumseh Products Company Method and apparatus for controlling the load placed on a compressor
KR100608684B1 (ko) * 2004-08-20 2006-08-08 엘지전자 주식회사 공기조화기의 솔레노이드 밸브 제어방법
EP2126485B1 (en) * 2007-02-28 2017-11-22 Carrier Corporation Refrigerant system and control method
JP2008309437A (ja) * 2007-06-18 2008-12-25 Panasonic Corp 空気調和機

Patent Citations (7)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JPS5899635A (ja) 1981-12-10 1983-06-14 Sharp Corp 空気調和機の制御回路
JP2002257424A (ja) * 2001-02-26 2002-09-11 Lg Electronics Inc 空調装置及び空調方法
JP2003302112A (ja) * 2002-04-08 2003-10-24 Daikin Ind Ltd 冷凍装置
JP2004020179A (ja) * 2002-06-14 2004-01-22 Samsung Electronics Co Ltd 空気調和装置及びその制御方法
JP2004212006A (ja) 2003-01-08 2004-07-29 Daikin Ind Ltd 冷凍装置
JP2005055167A (ja) * 2003-07-23 2005-03-03 Sanden Corp 空調装置
WO2009047898A1 (ja) * 2007-10-09 2009-04-16 Panasonic Corporation 冷凍サイクル装置

Cited By (3)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
CN102809235A (zh) * 2011-05-30 2012-12-05 株式会社电装 多段压缩式制冷循环装置
JP2019533792A (ja) * 2016-04-07 2019-11-21 エリー クフーリー アスワド，エミリー 冷却システムの制御および保護デバイス
WO2022118730A1 (ja) * 2020-12-01 2022-06-09 株式会社前川製作所 冷凍システム

Also Published As

Publication number Publication date
EP2442050A1 (en) 2012-04-18
US20110283723A1 (en) 2011-11-24
JP5208275B2 (ja) 2013-06-12
CN102301190A (zh) 2011-12-28
JPWO2010143343A1 (ja) 2012-11-22

Similar Documents

Publication Publication Date Title
JP5208275B2 (ja) 冷凍サイクル装置
US7509817B2 (en) Cooling cycle apparatus and method of controlling linear expansion valve of the same
JP5040256B2 (ja) 冷凍サイクル装置およびその制御方法
JP3679323B2 (ja) 冷凍サイクル装置およびその制御方法
JP5120056B2 (ja) 冷凍装置
US20100287964A1 (en) Refrigerating apparatus
WO2014024837A1 (ja) 二元冷凍装置
JP2005249384A (ja) 冷凍サイクル装置
WO2017038161A1 (ja) 冷凍サイクル装置及び冷凍サイクル装置の制御方法
JPWO2006120922A1 (ja) 冷凍サイクル装置
JP2005291622A (ja) 冷凍サイクル装置およびその制御方法
JP2011047552A (ja) 冷凍サイクル装置及び空気調和装置
JP2006517643A (ja) 蒸気圧縮システムの超臨界圧力調整
JP5627416B2 (ja) 二元冷凍装置
JP2008241065A (ja) 冷凍装置及び冷凍装置の油戻し方法
JP2008232588A (ja) 空気調和装置
JP6351409B2 (ja) 空気調和機
WO2006112157A1 (ja) 冷凍サイクル装置及びその運転方法
JP2003074990A (ja) 冷凍装置
JP2016090142A (ja) 二段圧縮式冷凍サイクル装置及びその制御装置並びに制御方法
JP2015172452A (ja) 温水生成装置
JP2008096072A (ja) 冷凍サイクル装置
JP2009002564A (ja) 冷媒冷却回路
JP2007147211A (ja) 冷凍サイクル装置の制御方法およびそれを用いた冷凍サイクル装置
JP2007147211A5 (ja)

Legal Events

Date Code Title Description
WWE Wipo information: entry into national phase

Ref document number: 201080005779.6

Country of ref document: CN

121 Ep: the epo has been informed by wipo that ep was designated in this application

Ref document number: 10785875

Country of ref document: EP

Kind code of ref document: A1

WWE Wipo information: entry into national phase

Ref document number: 13146854

Country of ref document: US

WWE Wipo information: entry into national phase

Ref document number: 2011518218

Country of ref document: JP

Ref document number: 2010785875

Country of ref document: EP

NENP Non-entry into the national phase

Ref country code: DE