WO2012132944A1 - 膨張弁制御装置、熱源機、及び膨張弁制御方法 - Google Patents

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WO2012132944A1
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WO
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expansion valve
refrigerant
opening degree
degree
compressor
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PCT/JP2012/056764
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小野　仁意
上田　憲治
紀行 松倉
松尾　実
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三菱重工業株式会社
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Publication date
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    • F25B2600/25—Control of valves
    • F25B2600/2515—Flow valves

Definitions

  • the present invention relates to an expansion valve control device, a heat source device, and an expansion valve control method.
  • a heat source device for example, a refrigerator
  • an expansion valve for expanding a high-temperature and high-pressure refrigerant that has been compressed by a compressor and then condensed in a condenser to obtain a low-temperature and low-pressure.
  • the expansion valve needs to be maintained at an appropriate opening degree according to the load and external conditions.
  • the opening degree of the expansion valve When the opening degree of the expansion valve is excessive, the refrigerant flow rate is excessive and the power of the refrigerator is excessive. As a result, the coefficient of performance (COP (Coefficient of Performance)) is reduced, or the compressor is a liquid-phase refrigerant. So-called liquid back occurs, or because of insufficient supercooling in the condenser, a part of the refrigerant does not become liquid phase in the condenser, and a gas bypass that flows to the evaporator in the gas phase occurs. there is a possibility. On the other hand, when the opening degree of the expansion valve is too small, the pressure difference between the condenser and the evaporator becomes excessive, and the power of the refrigerator becomes excessive. As a result, COP may decrease.
  • COP Coefficient of Performance
  • Patent Document 1 discloses a control device that controls the opening degree of the expansion valve so that the suction superheat degree becomes a predetermined target superheat degree.
  • the control device changes the target superheat degree to the reduced side when the refrigerant vapor suction flow rate of the turbo compressor is changed to the increased side, and changes the target superheat degree to the increased side when the refrigerant vapor intake flow rate is changed to the reduced side.
  • the control unit includes a predicted opening calculated from a set condition set according to a load connected to the condenser and a current opening calculated from the current condition.
  • the predicted opening degree changes abruptly or stepwise at the time of heat pump operation
  • the calculated opening degree is calculated based on the predicted opening degree and the current opening degree and is given to the expansion valve at each time.
  • a technique is described in which an opening smaller than the predicted opening is given as an instruction opening to the expansion valve.
  • Patent Literature 1 calculates the superheat degree of the refrigerant sucked by the compressor from the temperature and pressure of the refrigerant sucked by the compressor, and calculates the target superheat degree from the opening setting value of the vane that controls the outlet temperature of the cold water. And the expansion valve is feedback controlled so that the degree of superheat becomes the target degree of superheat.
  • Patent Document 1 controls the expansion valve only by feedback control using only the output information of the refrigerator such as the outlet temperature of the cold water, the temperature and the pressure of the refrigerant, the inlet temperature of the cold water
  • the followability to the fluctuations in external conditions such as the load of the refrigerator such as the flow rate of the cooling water and the inlet temperature of the cooling water and the flow rate of the cooling water was insufficient.
  • Patent Document 2 properly opens the expansion valve when there is a difference between the specifications of the actual machine and a parameter such as a calculation formula or setting condition for calculating a preset opening degree. Cannot be maintained at the same time, and the decrease in COP cannot be suppressed.
  • the present invention has been made in view of such circumstances, and an expansion valve control device, a heat source device capable of setting the opening degree of the expansion valve to an appropriate opening degree regardless of the load on the heat source device and external conditions, And an expansion valve control method.
  • the expansion valve control device, the heat source apparatus, and the expansion valve control method of the present invention employ the following means.
  • the expansion valve control device includes a compressor that compresses a refrigerant, a condenser that condenses the compressed refrigerant by a heat source medium, and evaporates the condensed refrigerant and the refrigerant.
  • An expansion valve control device that controls an opening degree of the expansion valve of a heat source machine, comprising: an evaporator that exchanges heat with a heat medium; and an expansion valve that expands a liquid-phase refrigerant stored in the condenser.
  • a first calculator for calculating the opening of the expansion valve based on a difference between a target value of the superheat degree of the refrigerant sucked by the compressor and a measured value of the superheat degree, and allowing the expansion valve to pass therethrough.
  • a second calculator that calculates the opening of the expansion valve, the opening of the expansion valve calculated by the first calculator, and the second calculator A command for controlling the opening degree of the expansion valve from the opening degree of the expansion valve And a command value calculation unit for calculating a.
  • the expansion valve control device includes a compressor that compresses the refrigerant, a condenser that condenses the compressed refrigerant by the heat source medium, and evaporates the condensed refrigerant, and the refrigerant and the heat medium.
  • the degree of opening of the expansion valve of the heat source unit is controlled by an evaporator that exchanges heat with the expansion valve and an expansion valve that expands the liquid-phase refrigerant stored in the condenser.
  • the opening degree of the expansion valve is calculated by the first calculation unit based on the difference between the target value of the superheat degree of the refrigerant sucked by the compressor and the measured value of the superheat degree. Further, the opening degree of the expansion valve is calculated by the second calculation unit based on the estimated value of the refrigerant flow rate that passes through the expansion valve. That is, in the present invention, the first calculation unit performs feedback control on the opening degree of the expansion valve based on the degree of superheat that easily changes according to the load on the heat source unit and external conditions, and the second calculation unit The opening degree of the expansion valve is feedforward controlled based on the estimated value of the refrigerant flow rate that is likely to change according to the load on the heat source device and external conditions.
  • command value for controlling the opening of the expansion valve from the opening of the expansion valve calculated by the first calculation unit and the opening of the expansion valve calculated by the second calculation unit by the command value calculation unit. Is calculated.
  • the stability of the feedback control is maintained, and the opening degree of the expansion valve is controlled by using the feedforward control using the input information for the heat source unit. Regardless of the load on the machine and external conditions, the opening of the expansion valve can be set to an appropriate opening.
  • the expansion valve control device may calculate the target value of the superheat degree based on the temperature of the heat medium flowing into the evaporator.
  • the temperature of the heat medium flowing into the evaporator is related to the load on the heat source device. For this reason, according to the first aspect, since the target value of the superheat degree is calculated based on the temperature of the heat medium flowing into the evaporator, it is effective feedback for the control of the opening degree of the expansion valve. Can control.
  • the expansion valve control device of the first aspect may calculate the target value of the superheat degree as the temperature of the heat medium flowing into the evaporator is lower.
  • the target value of the superheat degree is calculated to be larger as the temperature of the heat medium flowing into the evaporator is lower, so that the liquid phase refrigerant entrainment (liquid back) of the compressor is reduced. Can be prevented.
  • the expansion valve control device calculates the flow rate based on at least one of a temperature of the heat medium flowing into the evaporator and a temperature of the heat source medium flowing into the condenser. Good.
  • the flow rate of refrigerant passing through the expansion valve varies depending on the load on the heat source unit and external conditions, that is, the temperature of the heat medium flowing into the evaporator and the temperature of the heat source medium flowing into the condenser. For this reason, according to the first aspect, the flow rate is calculated based on at least one of the temperature of the heat medium flowing into the evaporator and the temperature of the heat source medium flowing into the condenser. Effective feed-forward control can be performed for degree control.
  • the expansion valve control device calculates the flow rate as the temperature of the heat medium flowing into the evaporator decreases, and increases as the temperature of the heat source medium flowing into the condenser decreases. May be.
  • the load of the heat source device is small, and the refrigerant flow rate may be small.
  • the pressure in the condenser is low, so the pressure on the upstream side of the expansion valve is low, and the degree of supercooling is small (the specific volume increases). It is necessary to increase the refrigerant flow rate by increasing the opening of the expansion valve. For this reason, according to the first aspect, the flow rate of the refrigerant passing through the expansion valve is calculated to be smaller as the temperature of the heat medium flowing into the evaporator is lower, and larger as the temperature of the heat source medium flowing into the condenser is lower. Since it calculates, the feedforward control of the opening degree of an expansion valve can be made more accurate.
  • the expansion valve control device further includes a bypass pipe that bypasses between the refrigerant suction port of the compressor and the refrigerant discharge port of the compressor. May be calculated based on the temperature of the heat medium flowing out of the evaporator and the pressure of the refrigerant compressed by the compressor.
  • the heat source device includes the bypass pipe that bypasses between the refrigerant suction port of the compressor and the refrigerant discharge port of the compressor, so that the gas-phase refrigerant at the outlet of the compressor The refrigerant mixed with the gas-phase refrigerant at the outlet of the evaporator is sucked into the compressor. Therefore, if the temperature of the refrigerant compressed by the compressor is used to measure the degree of superheat, the temperature of the mixed refrigerant, that is, a temperature different from the outlet temperature of the refrigerant evaporator is used, and the degree of superheat was measured correctly. It doesn't matter.
  • the outlet temperature of the evaporator of the refrigerant and the temperature of the heat medium flowing out of the evaporator are equivalent, and the measured value of the superheat degree is the temperature of the heat medium flowing out of the evaporator. Since the calculation is performed based on the pressure of the refrigerant compressed by the compressor, the degree of superheat can be measured with high accuracy even if the heat source device includes a bypass pipe.
  • the heat source apparatus includes a compressor that compresses the refrigerant, a condenser that condenses the compressed refrigerant by the heat source medium, and evaporates the condensed refrigerant, and the refrigerant and the heat medium. And an expansion valve that expands the liquid-phase refrigerant stored in the condenser, and the expansion valve control device described above.
  • the expansion valve control method includes a compressor that compresses a refrigerant, a condenser that condenses the compressed refrigerant by a heat source medium, and evaporates the condensed refrigerant and the refrigerant.
  • An expansion valve control method for controlling an opening degree of the expansion valve of a heat source device comprising: an evaporator for exchanging heat with a heat medium; and an expansion valve for expanding a liquid-phase refrigerant stored in the condenser.
  • the first step of calculating the opening of the expansion valve based on the difference between the target value of the superheat degree of the refrigerant sucked by the compressor and the measured value of the superheat degree, and the refrigerant passing through the expansion valve A second step of calculating an opening of the expansion valve based on an estimated value of the flow rate; an opening of the expansion valve calculated by the first step; and an opening of the expansion valve calculated by the second step.
  • the command value for controlling the opening degree of the expansion valve is calculated from the degree.
  • a third step is performed.
  • the opening degree of the expansion valve can be set to an appropriate opening degree regardless of the load on the heat source device and external conditions.
  • FIG. 1 shows a configuration of a turbo refrigerator 10 that is an example of a heat source machine according to the first embodiment.
  • the turbo refrigerator 10 includes a turbo compressor 12 that compresses a refrigerant, a gas-phase refrigerant (gas refrigerant) compressed by the turbo compressor 12 is condensed by cooling water that is a heat source medium, and is a liquid-phase refrigerant (liquid refrigerant).
  • a valve 18 that compresses a refrigerant, a gas-phase refrigerant (gas refrigerant) compressed by the turbo compressor 12 is condensed by cooling water that is a heat source medium, and is a liquid-phase refrigerant (liquid refrigerant).
  • the condenser 14, the evaporator 16 that evaporates the refrigerant condensed by the condenser 14, and exchanges heat
  • the turbo compressor 12 is a centrifugal two-stage compressor as an example, and is driven by an electric motor.
  • the refrigerant inlet of the turbo compressor 12 is provided with a compressor inlet vane 20 (IGV) that controls the flow rate of the refrigerant to be sucked, so that the capacity of the turbo compressor 12 can be controlled.
  • IGV compressor inlet vane 20
  • a compressor suction temperature measuring unit 22 that measures the temperature of the refrigerant to be compressed (hereinafter referred to as “compressor suction temperature”) and the pressure of the refrigerant to be compressed (hereinafter referred to as “compressor suction temperature”). , Referred to as “compressor suction pressure”) is provided.
  • the condenser 14 is inserted with a cooling heat transfer pipe 26 through which cooling water flows.
  • the temperature of the cooling water flowing into the condenser 14 (hereinafter referred to as “cooling water inlet temperature”) is measured by the cooling water inlet temperature measuring unit 28, and the temperature of the cooling water flowing out of the condenser 14 (hereinafter referred to as “cooling water”).
  • the “outlet temperature” is measured by the cooling water outlet temperature measuring unit 30.
  • the cooling water that has flowed out of the condenser 14 is exhausted to the outside in a cooling tower (not shown), and then led to the condenser 14 again.
  • the evaporator 16 is inserted with a cold water heat transfer tube 32 for cooling the cold water supplied to the external load with the refrigerant.
  • the temperature of cold water flowing into the evaporator 16 (hereinafter referred to as “cold water inlet temperature”) is measured by the cold water inlet temperature measuring unit 34 and the temperature of cold water flowing out of the evaporator 16 (hereinafter referred to as “cold water outlet temperature”). Is measured by the cold water outlet temperature measuring section 36.
  • turbo compressor 12 includes a control device 40 that controls the entire turbo compressor 12.
  • the control device 40 includes a vane opening degree control unit 42 that controls the opening degree of the compressor inlet vane 20 and an expansion valve opening degree control unit 44 that controls the opening degree of the expansion valve 18.
  • the vane opening degree control unit 42 uses a command value for controlling the opening degree of the compressor inlet vane 20 by feedback control based on the cold water outlet temperature (hereinafter referred to as “vane opening degree command value”). Is calculated).
  • the expansion valve opening degree control unit 44 is based on the difference between the target value of the superheat degree of the refrigerant sucked by the turbo compressor 12 and the measured value of the superheat degree. And the opening degree of the expansion valve 18 is calculated based on the planned CV value that is the estimated value of the refrigerant flow rate that passes through the expansion valve 18.
  • the expansion valve opening degree control unit 44 refers to a command value (hereinafter referred to as “expansion valve opening degree command value”) for controlling the opening degree of the expansion valve 18 from the calculated opening degrees of the two expansion valves 18. ) Is calculated.
  • the expansion valve opening degree control unit 44 feedback-controls the opening degree of the expansion valve 18 based on the degree of superheat that easily changes according to the load on the centrifugal chiller 10 and external conditions.
  • the feedforward control is performed based on the planned CV value that is an estimated value of the refrigerant flow rate that is likely to change according to the load on the turbo chiller 10 and external conditions.
  • FIG. 2 is a block diagram showing configurations of the vane opening degree control unit 42 and the expansion valve opening degree control unit 44 according to the first embodiment.
  • the vane opening degree control unit 42 includes a cold water outlet temperature target value setting unit 50, a subtraction unit 52, and a PI control unit 54.
  • the cold water outlet temperature target value setting unit 50 sets a target value for the cold water outlet temperature, and outputs the set target value to the subtraction unit 52.
  • the target value of the cold water outlet temperature is input, for example, by an operator of the turbo chiller 10 via an operation input unit (not shown), and the input target value is set as a set value.
  • the subtraction unit 52 receives the cold water outlet temperature measured by the cold water outlet temperature measurement unit 36, subtracts the target value of the cold water outlet temperature from the cold water outlet temperature, and outputs the subtraction result to the PI control unit 54.
  • the PI control unit 54 calculates a vane opening command value based on the subtraction result input from the subtraction unit 52 and outputs it to the compressor inlet vane 20.
  • the compressor inlet vane 20 changes the opening according to the vane opening command value.
  • the vane opening degree control unit 42 calculates the vane opening degree command value by feedback control based on the cold water outlet temperature.
  • the expansion valve opening degree control unit 44 includes a target superheat degree calculation part 60, a superheat degree calculation part 62, a subtraction part 64, a PI control part 66, a planned CV value calculation part 68, an expansion valve opening.
  • a degree calculation unit 70 and an addition unit 72 are provided.
  • the target superheat degree calculation unit 60 calculates a target value of superheat degree (hereinafter referred to as “target superheat degree”) based on the cold water inlet temperature measured by the cold water inlet temperature measurement part 34. More specifically, the target superheat degree calculation unit 60 calculates the target superheat degree as the chilled water inlet temperature is lower. The reason for this will be described below.
  • the turbo chiller 10 is desirably operated to set the superheat degree at the outlet of the evaporator 16 to 0 (zero).
  • the degree of superheat is set to 0 (zero).
  • the power of the turbo compressor 12 increases and the turbo refrigerator 10 may cause an overload trip.
  • the target superheat degree calculation unit 60 calculates the target superheat degree larger as the temperature of the cold water flowing into the evaporator 16 is lower.
  • the target superheat degree calculation unit 60 stores table information or function information indicating the relationship between the target superheat degree and the chilled water inlet temperature in accordance with the characteristics of the turbo chiller 10 in advance, and the table information or function information. Based on the above, the target superheat degree is calculated.
  • the superheat degree calculation unit 62 is based on the compressor suction temperature (outlet temperature of the refrigerant evaporator 16) measured by the compressor suction temperature measurement unit 22 and the compressor suction pressure measured by the compressor suction pressure measurement unit 24. A measured value of superheat (hereinafter referred to as “measured superheat”) is calculated.
  • the superheat degree calculation unit 62 stores physical property information such as a ph diagram (Mollier diagram) in advance, and stores the compressor suction temperature, the compressor suction pressure information, and the stored physical property information.
  • the degree of measurement superheat is calculated from
  • the subtractor 64 receives the target superheat calculated by the target superheat calculator 60 and the measured superheat calculated by the superheat calculator 62, subtracts the target superheat from the measured superheat, and obtains the subtraction result. Output to the PI controller 66.
  • the PI control unit 66 calculates the opening degree of the expansion valve 18 based on the subtraction result input from the subtraction unit 64 and outputs it to the addition unit 72.
  • the expansion valve opening degree control unit 44 includes the opening degree of the expansion valve 18 by the target superheat degree calculation unit 60, the superheat degree calculation unit 62, the subtraction unit 64, and the PI control unit 66. Is feedback controlled based on the degree of superheat.
  • the planned CV value calculation unit 68 calculates a planned CV value based on the cold water inlet temperature measured by the cold water inlet temperature measurement unit 34 and the cooling water inlet temperature measured by the cooling water inlet temperature measurement unit 28.
  • FIG. 3 is a graph showing the relationship between the planned CV value, the cold water inlet temperature, and the cooling water inlet temperature according to the first embodiment.
  • the planned CV value calculation unit 68 according to the first embodiment calculates the planned CV value less as the cold water inlet temperature is lower and calculates larger as the cooling water inlet temperature is lower.
  • the reason why the planned CV value is decreased as the chilled water inlet temperature is lower is that the chilled water inlet temperature is lower when the load on the turbo chiller 10 is smaller and the flow rate of the chilled water may be smaller.
  • the reason why the planned CV value is increased as the cooling water inlet temperature is lower is that when the cooling water inlet temperature is low, the pressure in the condenser 14 is low, so the pressure upstream of the expansion valve 18 is low, and the degree of supercooling This is because the opening of the expansion valve 18 is increased to increase the refrigerant flow rate.
  • the planned CV value calculation unit 68 stores in advance information indicating the relationship between the planned CV value, the cold water inlet temperature, and the cooling water inlet temperature as shown in FIG. 3, and the planned CV value is calculated based on the information. calculate.
  • the expansion valve opening calculation unit 70 calculates the opening of the expansion valve 18 based on the planned CV value calculated by the planned CV value calculation unit 68.
  • FIG. 4 is a graph showing the relationship between the CV value and the opening degree of the expansion valve 18 according to the first embodiment, and shows that the opening degree of the expansion valve 18 increases as the CV value increases.
  • the expansion valve opening calculation unit 70 stores in advance information indicating the CV value and the opening of the expansion valve 18 as shown in FIG. 4, and calculates the opening of the expansion valve 18 based on the information. .
  • the expansion valve opening degree control unit 44 uses the planned CV value calculation unit 68 and the expansion valve opening degree calculation unit 70 to determine the opening degree of the expansion valve 18 based on the estimated value of the refrigerant flow rate. Feedforward control.
  • the adding unit 72 calculates the sum of the opening of the expansion valve 18 input from the PI control unit 66 and the opening of the expansion valve 18 input from the expansion valve opening calculating unit 70 as the expansion valve opening command value. And output to the expansion valve 18.
  • the expansion valve 18 changes the opening according to the expansion valve opening command value.
  • the turbo chiller 10 calculates the opening degree of the expansion valve 18 based on the difference between the target superheat degree and the measured superheat degree, and expands the expansion valve based on the planned CV value. 18 is calculated, and an expansion valve opening command value is calculated from the calculated opening of the two expansion valves 18.
  • the turbo chiller 10 according to the first embodiment maintains the stability by the feedback control and uses the feedforward control using the input information for the turbo chiller 10 together to open the expansion valve 18. Since the degree is controlled, the opening degree of the expansion valve 18 can be set to an appropriate opening degree regardless of the load on the centrifugal chiller 10 and external conditions.
  • turbo chiller 10 since the turbo chiller 10 according to the first embodiment calculates the target superheat degree based on the cold water inlet temperature related to the load on the turbo chiller 10, the control of the opening degree of the expansion valve 18 is performed. Effective feedback control is possible.
  • turbo chiller 10 calculates the target superheat degree as the cold water inlet temperature is lower, it is possible to prevent the liquid refrigerant of the turbo compressor 12 from being involved (liquid back).
  • turbo chiller 10 since the turbo chiller 10 according to the first embodiment calculates the planned CV value based on the cold water inlet temperature and the cooling water inlet temperature, the opening degree of the expansion valve 18 according to the load and external conditions. Effective feed-forward control can be performed for this control.
  • turbo chiller 10 calculates the planned CV value less as the cold water inlet temperature is lower, and calculates the larger value as the cooling water inlet temperature is lower. Forward control can be made more accurate.
  • FIG. 5 shows a configuration of the turbo chiller 10 according to the second embodiment.
  • the same components as those in FIG. 1 are denoted by the same reference numerals as those in FIG.
  • the turbo chiller 10 according to the second embodiment is provided between the refrigerant suction port of the turbo compressor 12 and the refrigerant discharge port of the turbo compressor 12 (the gas phase portion of the condenser 14 and the gas phase of the evaporator 16).
  • a hot gas bypass pipe 80 is provided.
  • the hot gas bypass pipe 80 is provided with a hot gas bypass valve 82 for controlling the flow rate of the refrigerant flowing in the hot gas bypass pipe 80.
  • the hot gas bypass flow rate is adjusted by the hot gas bypass valve 82, so that the capacity control in a very small region that is not sufficiently controlled by the compressor inlet vane 20 is possible. It has become.
  • the refrigerant in which the gas-phase refrigerant at the outlet of the turbo compressor 12 and the gas-phase refrigerant at the outlet of the evaporator 16 are mixed is sucked into the turbo compressor 12. Will be. Therefore, if the temperature of the refrigerant compressed by the turbo compressor 12 is used for the superheat degree measurement, the temperature of the mixed refrigerant, that is, the temperature different from the outlet temperature of the refrigerant evaporator 16 is used. It is not a correct measurement. Therefore, in the turbo chiller 10 according to the second embodiment, the outlet temperature of the refrigerant evaporator 16 and the chilled water outlet temperature are equivalent, and the measured superheat degree is based on the chilled water outlet temperature and the compressor suction pressure. To calculate.
  • FIG. 6 shows the configuration of the vane opening degree control unit 42 and the expansion valve opening degree control unit 44 according to the second embodiment.
  • the same components as those in FIG. 2 are denoted by the same reference numerals as those in FIG.
  • the expansion valve opening degree control unit 44 includes a compressor suction saturation temperature calculation unit 84 instead of the superheat degree calculation unit 62 provided in the expansion valve opening degree control unit 44 according to the first embodiment.
  • the compressor suction saturation temperature calculation unit 84 is referred to as a saturation temperature of the refrigerant sucked into the compressor (hereinafter referred to as “compressor suction saturation temperature”) based on the compressor suction pressure measured by the compressor suction pressure measurement unit 30. ) Is calculated.
  • the compressor suction saturation temperature calculation unit 84 stores physical property information indicating the relationship between the refrigerant pressure and the saturation temperature in advance, and calculates the compressor suction saturation temperature based on the compressor suction pressure and the physical property information. To do.
  • the expansion valve opening degree control unit 44 includes a subtraction unit 86.
  • the subtraction unit 86 receives the compressor suction saturation temperature calculated by the compressor suction saturation temperature calculation unit 84 and the chilled water outlet temperature measured by the chilled water outlet temperature measurement unit 36, and the compressor suction saturation temperature is calculated from the chilled water outlet temperature. The measured superheat is calculated by subtracting.
  • the subtractor 64 receives the target superheat calculated by the target superheat calculator 60 and the measured superheat calculated by the subtractor 86, subtracts the target superheat from the measured superheat, and performs PI control on the subtraction result. To the unit 66.
  • the turbo refrigerator 10 calculates the measured superheat degree based on the cold water outlet temperature and the compressor suction pressure.
  • the superheat degree can be measured with high accuracy.
  • the form in which the planned CV value is calculated using the cold water inlet temperature and the cooling water inlet temperature has been described.
  • the present invention is not limited to this, and the cold water inlet temperature and the cooling water are not limited thereto.
  • a plan CV value may be calculated using only one of the inlet temperatures.
  • a heat source medium May be gas (outside air) and the condenser may be an air heat exchanger.
  • the cooling water inlet temperature measuring unit 28 instead of the cooling water inlet temperature measuring unit 28, a measuring unit for measuring a gas (outside air) as a heat source medium is provided, and the measured gas is used instead of the cooling water inlet temperature used in each of the above embodiments. Is used.
  • each said embodiment demonstrated the form which used the centrifugal compressor for the centrifugal chiller 10, this invention is not limited to this, It can apply even if it is another compression format.
  • a screw heat pump using a screw compressor may be used.

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Abstract

　熱源機に対する負荷や外的条件にかかわらず、膨張弁の開度を適正な開度とする。膨張弁制御装置（４０）は、冷媒を圧縮する圧縮機と、圧縮された冷媒を冷却水によって凝縮させる凝縮器と、凝縮された冷媒を蒸発させると共に該冷媒と冷水とを熱交換する蒸発器と、凝縮器に貯留された液相の冷媒を膨張させる膨張弁と、を備えたターボ冷凍機の膨張弁（１８）の開度を制御するものである。そして、膨張弁制御装置（４０）は、ターボ圧縮機が吸入する冷媒の目標過熱度と測定過熱度との差に基づいて、膨張弁（１８）の開度を算出し、膨張弁（１８）を通過させる冷媒流量の推定値である計画ＣＶ値に基づいて、膨張弁（１８）の開度を算出し、算出した上記２つの膨張弁（１８）の開度から、膨張弁開度指令値を算出する。

Description

膨張弁制御装置、熱源機、及び膨張弁制御方法
　本発明は、膨張弁制御装置、熱源機、及び膨張弁制御方法に関するものである。
　熱源機、例えば冷凍機には、圧縮機によって圧縮された後に凝縮器において凝縮された高温高圧の冷媒を膨張させ、低温低圧とするための膨張弁が設けられている。冷凍機が高効率かつ安定に運用されるためには、負荷や外的条件に応じて膨張弁は、適正な開度に保持される必要がある。
　膨張弁の適正な開度からのずれは、次のような不具合を生じさせる。
　膨張弁の開度が過大である場合は、冷媒流量が過大となり、冷凍機の動力が過大となる結果、成績係数（ＣＯＰ（Ｃｏｅｆｆｉｃｉｅｎｔ　Ｏｆ　Ｐｅｒｆｏｒｍａｎｃｅ））が低下したり、圧縮機が液相の冷媒を巻き込む、所謂、液バックが生じたり、凝縮機での過冷却が不十分なため凝縮機において冷媒の一部が液相にならずに、気相のままで蒸発器へ流れるガスバイパスが生じる可能性がある。
　一方、膨張弁の開度が過少である場合は、凝縮器と蒸発器との圧力差が過大となり、冷凍機の動力が過大となる結果、ＣＯＰが低下する可能性がある。
　そこで、ターボ冷凍機の冷凍効率を改善することを目的として、特許文献１には、吸入過熱度が所定の目標過熱度となるように膨張弁の開度を制御する制御装置をターボ冷凍機が備え、制御装置は、ターボ圧縮機の冷媒蒸気吸入流量を増側に変更した場合は目標過熱度を減側に、冷媒蒸気吸入流量を減側に変更した場合は目標過熱度を増側に変更する技術が記載されている。
　また、特許文献２には、空気調和装置において、制御部は、凝縮器に接続された負荷に応じて設定された設定条件から算出される予測開度と、現在の条件から算出される現在開度と、予測開度及び現在開度に基づいて算出され、膨張弁に与えられる指示開度とを各時刻において有し、ヒートポンプ運転時に、予測開度が急激に又はステップ的に変化した場合、予測開度よりも小さい開度を指示開度として膨張弁に与える技術が記載されている。
特開２０１０－８０１３号公報 特開２００６－２８４０３４号公報
　特許文献１に記載の技術は、圧縮機が吸入する冷媒の温度及び圧力から圧縮機が吸入する冷媒の過熱度を算出し、冷水の出口温度を制御するベーンの開度設定値から目標過熱度を算出し、過熱度が目標過熱度となるように膨張弁をフィードバック制御している。このため、特許文献１に記載の技術は、冷水の出口温度、冷媒の温度及び圧力等の冷凍機の出力情報のみを用いたフィードバック制御のみで膨張弁を制御しているので、冷水の入口温度や冷水の流量等の冷凍機の負荷や冷却水の入口温度や冷却水の流量等の外的条件変動に対する追従性が不十分であった。
　また、特許文献２に記載の技術は、実機の諸元と事前に設定された開度を算出するための算出式や設定条件等のパラメータとの間にズレがある場合、膨張弁を適正開度に保持できず、ＣＯＰの低下を抑制できない。
　本発明は、このような事情に鑑みてなされたものであって、熱源機に対する負荷や外的条件にかかわらず、膨張弁の開度を適正な開度とできる膨張弁制御装置、熱源機、及び膨張弁制御方法を提供することを目的とする。
　上記課題を解決するために、本発明の膨張弁制御装置、熱源機、及び膨張弁制御方法は以下の手段を採用する。
　すなわち、本発明の第１の態様に係る膨張弁制御装置は、冷媒を圧縮する圧縮機と、圧縮された冷媒を熱源媒体によって凝縮させる凝縮器と、凝縮された冷媒を蒸発させると共に該冷媒と熱媒とを熱交換する蒸発器と、前記凝縮器に貯留された液相の冷媒を膨張させる膨張弁と、を備えた熱源機の前記膨張弁の開度を制御する膨張弁制御装置であって、前記圧縮機が吸入する冷媒の過熱度の目標値と該過熱度の測定値との差に基づいて、前記膨張弁の開度を算出する第１算出部と、前記膨張弁を通過させる冷媒流量の推定値に基づいて、前記膨張弁の開度を算出する第２算出部と、前記第１算出部によって算出された前記膨張弁の開度と前記第２算出部によって算出された前記膨張弁の開度とから、前記膨張弁の開度を制御するための指令値を算出する指令値算出部と、を備える。
　上記第１の態様によれば、膨張弁制御装置は、冷媒を圧縮する圧縮機と、圧縮された冷媒を熱源媒体によって凝縮させる凝縮器と、凝縮された冷媒を蒸発させると共に該冷媒と熱媒とを熱交換する蒸発器と、凝縮器に貯留された液相の冷媒を膨張させる膨張弁と、を備えた熱源機の膨張弁の開度を制御する。
　そして、第１算出部によって、圧縮機が吸入する冷媒の過熱度の目標値と該過熱度の測定値との差に基づいて、膨張弁の開度が算出される。また、第２算出部によって、膨張弁を通過させる冷媒流量の推定値に基づいて、膨張弁の開度が算出される。
　すなわち、本発明は、第１算出部によって、膨張弁の開度を、熱源機に対する負荷や外的条件に応じて変化しやすい過熱度に基づいてフィードバック制御することとなり、第２算出部によって、膨張弁の開度を、熱源機に対する負荷や外的条件に応じて変化しやすい冷媒流量の推定値に基づいてフィードフォワード制御することとなる。
　さらに、指令値算出部によって、第１算出部で算出された膨張弁の開度と第２算出部で算出された膨張弁の開度とから、膨張弁の開度を制御するための指令値が算出される。
　このように、上記第１の態様によれば、フィードバック制御による安定性を維持し、かつ熱源機にとっての入力情報を用いたフィードフォワード制御を併用して膨張弁の開度を制御するので、熱源機に対する負荷や外的条件にかかわらず、膨張弁の開度を適正な開度とすることができる。
　また、上記第１の態様の膨張弁制御装置は、前記過熱度の目標値を、前記蒸発器へ流入する熱媒の温度に基づいて算出してもよい。
　蒸発器へ流入する熱媒の温度は、熱源機に対する負荷に関連する。このため、上記第１の態様によれば、蒸発器へ流入する熱媒の温度に基づいて、過熱度の目標値が算出されるので、膨張弁の開度の制御に対して効果的なフィードバック制御ができる。
　また、上記第１の態様の膨張弁制御装置は、前記過熱度の目標値を、前記蒸発器へ流入する熱媒の温度が低いほど大きく算出してもよい。
　過熱度が小さいと圧縮機が液相の冷媒を巻き込む可能性が高くなるが、蒸発器に流入する熱媒と冷媒との温度差が小さいと過熱度は大きくなりにくい。そこで、上記第１の態様によれば、過熱度の目標値は、蒸発器へ流入する熱媒の温度が低いほど大きく算出されるので、圧縮機の液相の冷媒の巻き込み（液バック）を防止できる。
　また、上記第１の態様に係る膨張弁制御装置は、前記流量を、前記蒸発器へ流入する熱媒の温度及び前記凝縮器へ流入する熱源媒体の温度の少なくとも一方に基づいて算出してもよい。
　膨張弁を通過させる冷媒流量は、熱源機に対する負荷や外的条件、すなわち蒸発器へ流入する熱媒の温度や凝縮器へ流入する熱源媒体の温度によって変化する。このため、上記第１の態様によれば、蒸発器へ流入する熱媒の温度及び凝縮器へ流入する熱源媒体の温度の少なくとも一方に基づいて、該流量が算出されるので、膨張弁の開度の制御に対して効果的なフィードフォワード制御ができる。
　また、上記第１の態様の膨張弁制御装置は、前記流量を、前記蒸発器へ流入する熱媒の温度が低いほど少なく算出され、前記凝縮器へ流入する熱源媒体の温度が低いほど大きく算出してもよい。
　蒸発器へ流入する熱媒の温度が低い場合は、熱源機の負荷が小さい場合であり、冷媒流量は少なくてよい。また、凝縮器へ流入する熱源媒体の温度が低い場合は、凝縮器内の圧力が低いため、膨張弁の上流側の圧力が低く、過冷却度が小さくなる（比容積が増える。）ので、膨張弁の開度を大きくして冷媒流量を大きくする必要がある。
　このため、上記第１の態様によれば、膨張弁を通過させる冷媒流量を、蒸発器へ流入する熱媒の温度が低いほど少なく算出し、凝縮器へ流入する熱源媒体の温度が低いほど大きく算出するので、膨張弁の開度のフィードフォワード制御をより精度高くすることができる。
　また、上記第１の態様の膨張弁制御装置は、前記熱源機が、前記圧縮機の冷媒の吸込口と前記圧縮機の冷媒の排出口との間をバイパスするバイパス管を備え、前記過熱度の測定値を、前記蒸発器から流出した熱媒の温度と前記圧縮機によって圧縮される冷媒の圧力とに基づいて算出してもよい。
　上記第１の態様によれば、圧縮機の冷媒の吸込口と圧縮機の冷媒の排出口との間をバイパスするバイパス管を熱源機が備えることにより、圧縮機の出口における気相の冷媒と蒸発器の出口における気相の冷媒とが混合した冷媒が、圧縮機に吸い込まれることになる。そのため、過熱度の測定に、圧縮機によって圧縮される冷媒の温度を用いると、上記混合した冷媒の温度、すなわち冷媒の蒸発器の出口温度と異なる温度を用いることとなり、過熱度を正しく測定したことにはならない。
　そこで、上記第１の態様は、冷媒の蒸発器の出口温度と蒸発器から流出した熱媒の温度とが等価であるとし、過熱度の測定値を、蒸発器から流出した熱媒の温度と圧縮機によって圧縮される冷媒の圧力とに基づいて算出するので、熱源機がバイパス管を備えていても、過熱度を精度高く測定することができる。
　一方、本発明の第２の態様に係る熱源機は、冷媒を圧縮する圧縮機と、圧縮された冷媒を熱源媒体によって凝縮させる凝縮器と、凝縮された冷媒を蒸発させると共に該冷媒と熱媒とを熱交換する蒸発器と、前記凝縮器に貯留された液相の冷媒を膨張させる膨張弁と、上記記載の膨張弁制御装置と、を備える。
　さらに、本発明の第３の態様に係る膨張弁制御方法は、冷媒を圧縮する圧縮機と、圧縮された冷媒を熱源媒体によって凝縮させる凝縮器と、凝縮された冷媒を蒸発させると共に該冷媒と熱媒とを熱交換する蒸発器と、前記凝縮器に貯留された液相の冷媒を膨張させる膨張弁と、を備えた熱源機の前記膨張弁の開度を制御する膨張弁制御方法であって、前記圧縮機が吸入する冷媒の過熱度の目標値と該過熱度の測定値との差に基づいて、前記膨張弁の開度を算出する第１工程と、前記膨張弁を通過させる冷媒流量の推定値に基づいて、前記膨張弁の開度を算出する第２工程と、前記第１工程によって算出された前記膨張弁の開度と前記第２工程によって算出された前記膨張弁の開度とから、前記膨張弁の開度を制御するための指令値を算出する第３工程と、を含む。
　本発明によれば、熱源機に対する負荷や外的条件にかかわらず、膨張弁の開度を適正な開度とできる、という優れた効果を有する。
本発明の第１実施形態に係るターボ冷凍機の構成図である。 本発明の第１実施形態に係るベーン開度制御部及び膨張弁開度制御部の構成を示すブロック図である。 本発明の第１実施形態に係る計画ＣＶ値と冷水入口温度及び冷却水入口温度との関係を示すグラフである。 本発明の第１実施形態に係るＣＶ値と膨張弁の開度との関係を示すグラフである。 本発明の第２実施形態に係るターボ冷凍機の構成図である。 本発明の第２実施形態に係るベーン開度制御部及び膨張弁開度制御部の構成を示すブロック図である。
　以下に、本発明に係る膨張弁制御装置、熱源機、及び膨張弁制御方法の一実施形態について、図面を参照して説明する。
〔第１実施形態〕
　以下、本発明の第１実施形態について説明する。
　図１は、本第１実施形態に係る熱源機の一例であるターボ冷凍機１０の構成を示す。
　ターボ冷凍機１０は、冷媒を圧縮するターボ圧縮機１２、ターボ圧縮機１２によって圧縮された気相の冷媒（ガス冷媒）を熱源媒体である冷却水によって凝縮させて液相の冷媒（液冷媒）とする凝縮器１４と、凝縮器１４によって凝縮された冷媒を蒸発させると共に該冷媒と熱媒である冷水とを熱交換する蒸発器１６と、凝縮器１４に貯留された液冷媒を膨張させる膨張弁１８とを備える。
　ターボ圧縮機１２は、一例として遠心式の２段圧縮機であり、電動モータによって駆動される。ターボ圧縮機１２の冷媒吸入口には、吸入する冷媒流量を制御する圧縮機入口ベーン２０（ＩＧＶ）が設けられており、ターボ圧縮機１２の容量制御が可能となっている。また、ターボ圧縮機１２の冷媒吸入口には、圧縮される冷媒の温度（以下、「圧縮機吸込温度」という。）を測定する圧縮機吸込温度測定部２２及び圧縮される冷媒の圧力（以下、「圧縮機吸込圧力」という。）を測定する圧縮機吸込圧力測定部２４が設けられている。
　凝縮器１４には、冷却水が流れる冷却伝熱管２６が挿通されている。凝縮器１４へ流入する冷却水の温度（以下、「冷却水入口温度」という。）は冷却水入口温度測定部２８によって測定され、凝縮器１４から流出する冷却水の温度（以下、「冷却水出口温度」という。）は冷却水出口温度測定部３０によって測定される。なお、凝縮器１４から流出した冷却水は、図示しない冷却塔において外部へと排熱された後に、再び凝縮器１４へと導かれる。
　蒸発器１６には、外部負荷へ供給される冷水を冷媒によって冷却するための冷水伝熱管３２が挿通されている。なお、蒸発器１６へ流入する冷水の温度（以下、「冷水入口温度」という。）は冷水入口温度測定部３４によって測定され、蒸発器１６から流出する冷水の温度（以下、「冷水出口温度」という。）は冷水出口温度測定部３６によって測定される。
　また、ターボ圧縮機１２は、ターボ圧縮機１２全体の制御を司る制御装置４０を備えている。制御装置４０は、圧縮機入口ベーン２０の開度を制御するベーン開度制御部４２及び膨張弁１８の開度の制御する膨張弁開度制御部４４を備える。
　本第１実施形態に係るベーン開度制御部４２は、冷水出口温度に基づいたフィードバック制御により、圧縮機入口ベーン２０の開度を制御するための指令値（以下、「ベーン開度指令値」という。）を算出する。
　本第１実施形態に係る膨張弁開度制御部４４は、ターボ圧縮機１２が吸入する冷媒の過熱度の目標値と該過熱度の測定値との差に基づいて、膨張弁１８の開度を算出し、膨張弁１８を通過させる冷媒流量の推定値である計画ＣＶ値に基づいて、膨張弁１８の開度を算出する。そして、膨張弁開度制御部４４は、算出した上記２つの膨張弁１８の開度から、膨張弁１８の開度を制御するための指令値（以下、「膨張弁開度指令値」という。）を算出する。
　すなわち、本第１実施形態に係る膨張弁開度制御部４４は、膨張弁１８の開度を、ターボ冷凍機１０に対する負荷や外的条件に応じて変化しやすい過熱度に基づいてフィードバック制御し、ターボ冷凍機１０に対する負荷や外的条件に応じて変化しやすい冷媒流量の推定値である計画ＣＶ値に基づいてフィードフォワード制御することとなる。
　図２は、本第１実施形態に係るベーン開度制御部４２及び膨張弁開度制御部４４の構成を示すブロック図である。
　ベーン開度制御部４２は、冷水出口温度目標値設定部５０、減算部５２、及びＰＩ制御部５４を備えている。
　冷水出口温度目標値設定部５０は、冷水出口温度の目標値の設定を行い、設定された該目標値を減算部５２へ出力する。なお、冷水出口温度の目標値は、例えば、ターボ冷凍機１０の操作者によって不図示の操作入力部を介して入力され、該入力された目標値が設定値とされる。
　減算部５２は、冷水出口温度測定部３６によって測定された冷水出口温度が入力され、該冷水出口温度から冷水出口温度の目標値を減算し、減算結果をＰＩ制御部５４へ出力する。
　ＰＩ制御部５４は、減算部５２から入力された減算結果に基づいて、ベーン開度指令値を算出し、圧縮機入口ベーン２０へ出力する。圧縮機入口ベーン２０は、ベーン開度指令値が入力されると、該ベーン開度指令値に応じて開度を変更する。
　このように、ベーン開度制御部４２は、冷水出口温度に基づいたフィードバック制御により、ベーン開度指令値を算出する。
　一方、本第１実施形態に係る膨張弁開度制御部４４は、目標過熱度算出部６０、過熱度算出部６２、減算部６４、ＰＩ制御部６６、計画ＣＶ値算出部６８、膨張弁開度算出部７０、及び加算部７２を備える。
　目標過熱度算出部６０は、冷水入口温度測定部３４によって測定された冷水入口温度に基づいて過熱度の目標値（以下、「目標過熱度」という。）を算出する。
　より具体的には、目標過熱度算出部６０は、冷水入口温度が低いほど目標過熱度を大きく算出する。この理由を以下に説明する。
　ターボ冷凍機１０は、ＣＯＰを最大にするためには蒸発器１６出口の過熱度を０（零）とする運転を行うことが望ましい。しかしながら、過熱度を０にすると、液バックが生じる可能性が高くなり、液バックが生じるとターボ圧縮機１２の動力が増加し、ターボ冷凍機１０は、過負荷トリップを起こす可能性がある。
　液バックを防止するためには、冷媒の飽和状態までの裕度を得るために過熱度を確保する必要があるが、蒸発器１６に流入する冷水と冷媒の温度差が小さいと過熱度は大きくなりにくい。そこで、目標過熱度算出部６０は、目標過熱度を、蒸発器１６へ流入する冷水の温度が低いほど大きく算出する。
　なお、目標過熱度算出部６０は、ターボ冷凍機１０の特性に応じた、目標過熱度と冷水入口温度との関係を示すテーブル情報又は関数情報を予め記憶しており、該テーブル情報又は関数情報に基づいて目標過熱度を算出する。
　過熱度算出部６２は、圧縮機吸込温度測定部２２で測定した圧縮機吸込温度（冷媒の蒸発器１６の出口温度）及び圧縮機吸込圧力測定部２４で測定した圧縮機吸込圧力に基づいて、過熱度の測定値（以下、「測定過熱度」という。）を算出する。
　なお、過熱度算出部６２は、例えばｐ－ｈ線図（モリエル線図）等の物性情報を予め記憶しており、圧縮機吸込温度、圧縮機吸込圧力該情報、及び記憶している物性情報から測定過熱度を算出する。
　減算部６４は、目標過熱度算出部６０によって算出された目標過熱度と過熱度算出部６２によって算出された測定過熱度とが入力され、測定過熱度から目標過熱度を減算し、減算結果をＰＩ制御部６６へ出力する。
　ＰＩ制御部６６は、減算部６４から入力された減算結果に基づいて、膨張弁１８の開度を算出し、加算部７２へ出力する。
　このように、本第１実施形態に係る膨張弁開度制御部４４は、目標過熱度算出部６０、過熱度算出部６２、減算部６４、及びＰＩ制御部６６によって、膨張弁１８の開度を過熱度に基づいてフィードバック制御することとなる。
　一方、計画ＣＶ値算出部６８は、冷水入口温度測定部３４によって測定された冷水入口温度及び冷却水入口温度測定部２８によって測定された冷却水入口温度に基づいて、計画ＣＶ値を算出する。
　図３は、本第１実施形態に係る計画ＣＶ値と冷水入口温度及び冷却水入口温度との関係を示すグラフである。
　なお、図３に示すように、本第１実施形態に係る計画ＣＶ値算出部６８は、計画ＣＶ値を、冷水入口温度が低いほど少なく算出し、冷却水入口温度が低いほど大きく算出する。
　冷水入口温度が低いほど計画ＣＶ値を少なくする理由は、冷水入口温度が低い場合とは、ターボ冷凍機１０の負荷が小さい場合であり、冷水の流量は少なくてよいためである。一方、冷却水入口温度が低いほど計画ＣＶ値を大きくする理由は、冷却水入口温度が低い場合、凝縮器１４内の圧力が低いため、膨張弁１８の上流側の圧力が低く、過冷却度が小さくなる（比容積が増える。）ので、膨張弁１８の開度を大きくして冷媒流量を大きくするためである。
　なお、計画ＣＶ値算出部６８は、図３に示すような計画ＣＶ値と冷水入口温度及び冷却水入口温度との関係を示す情報を予め記憶しており、該情報に基づいて計画ＣＶ値を算出する。
　膨張弁開度算出部７０は、計画ＣＶ値算出部６８によって算出された計画ＣＶ値に基づいて、膨張弁１８の開度を算出する。図４は、本第１実施形態に係るＣＶ値と膨張弁１８の開度との関係を示すグラフであり、ＣＶ値が大きいほど膨張弁１８の開度が大きくなることを示している。
　なお、膨張弁開度算出部７０は、図４に示すようなＣＶ値と膨張弁１８の開度を示す情報を予め記憶しており、該情報に基づいて膨張弁１８の開度を算出する。
　このように、本第１実施形態に係る膨張弁開度制御部４４は、計画ＣＶ値算出部６８及び膨張弁開度算出部７０によって、膨張弁１８の開度を冷媒流量の推定値に基づいてフィードフォワード制御することとなる。
　そして、加算部７２は、ＰＩ制御部６６から入力された膨張弁１８の開度と膨張弁開度算出部７０から入力された膨張弁１８の開度との和を、膨張弁開度指令値として算出し、膨張弁１８へ出力する。膨張弁１８は、膨張弁開度指令値が入力されると、該膨張弁開度指令値に応じて開度を変更する。
　以上説明したように、本第１実施形態に係るターボ冷凍機１０は、目標過熱度と測定過熱度との差に基づいて膨張弁１８の開度を算出し、計画ＣＶ値に基づいて膨張弁１８の開度を算出し、算出した上記２つの膨張弁１８の開度から、膨張弁開度指令値を算出する。
　このように、本第１実施形態に係るターボ冷凍機１０は、フィードバック制御による安定性を維持し、かつターボ冷凍機１０にとっての入力情報を用いたフィードフォワード制御を併用して膨張弁１８の開度を制御するので、ターボ冷凍機１０に対する負荷や外的条件にかかわらず、膨張弁１８の開度を適正な開度とすることができる。
　また、本第１実施形態に係るターボ冷凍機１０は、ターボ冷凍機１０に対する負荷に関連する冷水入口温度に基づいて、目標過熱度を算出するので、膨張弁１８の開度の制御に対して効果的なフィードバック制御ができる。
　また、本第１実施形態に係るターボ冷凍機１０は、目標過熱度を、冷水入口温度が低いほど大きく算出するので、ターボ圧縮機１２の液相の冷媒の巻き込み（液バック）を防止できる。
　また、本第１実施形態に係るターボ冷凍機１０は、冷水入口温度及び冷却水入口温度に基づいて、計画ＣＶ値を算出するので、負荷や外的条件に応じた、膨張弁１８の開度の制御に対して効果的なフィードフォワード制御ができる。
　また、本第１実施形態に係るターボ冷凍機１０は、計画ＣＶ値を、冷水入口温度が低いほど少なく算出し、冷却水入口温度が低いほど大きく算出するので、膨張弁１８の開度のフィードフォワード制御をより精度高くすることができる。
〔第２実施形態〕
　以下、本発明の第２実施形態について説明する。
　図５は、本第２実施形態に係るターボ冷凍機１０の構成を示す。なお、図５における図１と同一の構成部分については図１と同一の符号を付して、その説明を省略する。
　本第２実施形態に係るターボ冷凍機１０は、ターボ圧縮機１２の冷媒の吸込口とターボ圧縮機１２の冷媒の排出口との間（凝縮器１４の気相部と蒸発器１６の気相部との間）をバイパスするホットガスバイパス管８０を備えている。そして、ホットガスバイパス管８０は、ホットガスバイパス管８０内を流れる冷媒流量を制御するためのホットガスバイパス弁８２が設けられている。
　本第２実施形態に係るターボ冷凍機１０は、ホットガスバイパス弁８２によってホットガスバイパス流量が調整されることにより、圧縮機入口ベーン２０では制御が十分でない非常に小さな領域の容量制御が可能となっている。
　ホットガスバイパス管８０をターボ冷凍機１０が備えることにより、ターボ圧縮機１２の出口における気相の冷媒と蒸発器１６の出口における気相の冷媒とが混合した冷媒が、ターボ圧縮機１２に吸い込まれることになる。そのため、過熱度の測定に、ターボ圧縮機１２によって圧縮される冷媒の温度を用いると、上記混合した冷媒の温度、すなわち冷媒の蒸発器１６の出口温度と異なる温度を用いることとなり、過熱度を正しく測定したことにはならない。
　そこで、本第２実施形態に係るターボ冷凍機１０は、冷媒の蒸発器１６の出口温度と冷水出口温度とが等価であるとし、測定過熱度を、冷水出口温度と圧縮機吸込圧力とに基づいて算出する。
　図６は、本第２実施形態に係るベーン開度制御部４２及び膨張弁開度制御部４４の構成を示す。なお、図６における図２と同一の構成部分については図２と同一の符号を付して、その説明を省略する。
　本第２実施形態に係る膨張弁開度制御部４４は、第１実施形態に係る膨張弁開度制御部４４が備えている過熱度算出部６２の替わりに圧縮機吸込飽和温度算出部８４を備える。
　圧縮機吸込飽和温度算出部８４は、圧縮機吸込み圧力測定部３０によって測定された圧縮機吸込圧力に基づいて、圧縮機に吸い込まれる冷媒の飽和温度（以下、「圧縮機吸込飽和温度」という。）を算出する。
　圧縮機吸込飽和温度算出部８４は、冷媒の圧力と飽和温度との関係を示した物性情報を予め記憶しており、圧縮機吸込圧力と該物性情報とに基づいて圧縮機吸込飽和温度を算出する。
　さらに、本第２実施形態に係る膨張弁開度制御部４４は、減算部８６を備える。
　減算部８６は、圧縮機吸込飽和温度算出部８４によって算出された圧縮機吸込飽和温度と冷水出口温度測定部３６によって測定された冷水出口温度とが入力され、冷水出口温度から圧縮機吸込飽和温度を減算することによって測定過熱度を算出する。
　減算部６４は、目標過熱度算出部６０によって算出された目標過熱度と減算部８６によって算出された測定過熱度とが入力され、測定過熱度から目標過熱度を減算し、減算結果をＰＩ制御部６６へ出力する。
　以上説明したように、本第２実施形態に係るターボ冷凍機１０は、測定過熱度を、冷水出口温度と圧縮機吸込圧力とに基づいて算出するので、ホットガスバイパス管８０を備えていても、過熱度を精度高く測定することができる。
　以上、本発明を、上記各実施形態を用いて説明したが、本発明の技術的範囲は上記各実施形態に記載の範囲には限定されない。発明の要旨を逸脱しない範囲で上記各実施形態に多様な変更または改良を加えることができ、該変更または改良を加えた形態も本発明の技術的範囲に含まれる。
　例えば、上記各実施形態では、冷水入口温度及び冷却水入口温度を用いて計画ＣＶ値を算出する形態について説明したが、本発明は、これに限定されるものではなく、冷水入口温度及び冷却水入口温度の何れか一方のみを用いて計画ＣＶ値を算出する形態としてもよい。
　また、上記各実施形態では、凝縮器１４に挿通される冷却伝熱管２６内を流れる熱源媒体を冷却水とする形態について説明したが、本発明は、これに限定されるものではなく、熱源媒体を気体（外気）とし、凝縮器を空気熱交換器とする形態としてもよい。この形態の場合、冷却水入口温度測定部２８の替わりに、熱源媒体である気体（外気）を測定する測定部を備え、上記各実施形態で用いた冷却水入口温度の替わりに該測定した気体の温度を用いる。
　また、上記各実施形態では、冷凍運転を行うターボ冷凍機１０に本発明を適用した場合について説明したが、これに限らず、本発明をヒートポンプ運転も可能なヒートポンプ式ターボ冷凍機に適用してもよい。
　また、上記各実施形態では、ターボ冷凍機１０を、遠心圧縮機を用いた形態について説明したが、本発明はこれに限定されるものではなく、他の圧縮形式であっても適用することができ、例えばスクリュー圧縮機を用いたスクリューヒートポンプであってもよい。
　１０　　ターボ冷凍機
　１２　　ターボ圧縮機
　１４　　凝縮器
　１６　　蒸発器
　１８　　膨張弁
　２８　　冷却水入口温度測定部
　３４　　冷水入口温度測定部
　３６　　冷水出口温度測定部
　４０　　制御装置
　４４　　膨張弁開度制御部
　８０　　ホットガスバイパス管

Claims (8)

  1. 　冷媒を圧縮する圧縮機と、圧縮された冷媒を熱源媒体によって凝縮させる凝縮器と、凝縮された冷媒を蒸発させると共に該冷媒と熱媒とを熱交換する蒸発器と、前記凝縮器に貯留された液相の冷媒を膨張させる膨張弁と、を備えた熱源機の前記膨張弁の開度を制御する膨張弁制御装置であって、
    　前記圧縮機が吸入する冷媒の過熱度の目標値と該過熱度の測定値との差に基づいて、前記膨張弁の開度を算出する第１算出部と、
    　前記膨張弁を通過させる冷媒流量の推定値に基づいて、前記膨張弁の開度を算出する第２算出部と、
    　前記第１算出部によって算出された前記膨張弁の開度と前記第２算出部によって算出された前記膨張弁の開度とから、前記膨張弁の開度を制御するための指令値を算出する指令値算出部と、
    を備えた膨張弁制御装置。
  2. 　前記過熱度の目標値は、前記蒸発器へ流入する熱媒の温度に基づいて算出される請求項１記載の膨張弁制御装置。
  3. 　前記過熱度の目標値は、前記蒸発器へ流入する熱媒の温度が低いほど大きく算出される請求項２記載の膨張弁制御装置。
  4. 　前記流量は、前記蒸発器へ流入する熱媒の温度及び前記凝縮器へ流入する熱源媒体の温度の少なくとも一方に基づいて算出される請求項１から請求項３の何れか１項記載の膨張弁制御装置。
  5. 　前記流量は、前記蒸発器へ流入する熱媒の温度が低いほど少なく算出され、前記凝縮器へ流入する熱源媒体の温度が低いほど大きく算出される請求項４記載の膨張弁制御装置。
  6. 　前記熱源機は、前記圧縮機の冷媒の吸込口と前記圧縮機の冷媒の排出口との間をバイパスするバイパス管を備え、
    　前記過熱度の測定値は、前記蒸発器から流出した熱媒の温度と前記圧縮機によって圧縮される冷媒の圧力とに基づいて算出される請求項１から請求項５の何れか１項記載の膨張弁制御装置。
  7. 　冷媒を圧縮する圧縮機と、
    　圧縮された冷媒を熱源媒体によって凝縮させる凝縮器と、
    　凝縮された冷媒を蒸発させると共に該冷媒と熱媒とを熱交換する蒸発器と、
    　前記凝縮器に貯留された液相の冷媒を膨張させる膨張弁と、
    　請求項１から請求項６の何れか１項記載の膨張弁制御装置と、
    を備えた熱源機。
  8. 　冷媒を圧縮する圧縮機と、圧縮された冷媒を熱源媒体によって凝縮させる凝縮器と、凝縮された冷媒を蒸発させると共に該冷媒と熱媒とを熱交換する蒸発器と、前記凝縮器に貯留された液相の冷媒を膨張させる膨張弁と、を備えた熱源機の前記膨張弁の開度を制御する膨張弁制御方法であって、
    　前記圧縮機が吸入する冷媒の過熱度の目標値と該過熱度の測定値との差に基づいて、前記膨張弁の開度を算出する第１工程と、
    　前記膨張弁を通過させる冷媒流量の推定値に基づいて、前記膨張弁の開度を算出する第２工程と、
    　前記第１工程によって算出された前記膨張弁の開度と前記第２工程によって算出された前記膨張弁の開度とから、前記膨張弁の開度を制御するための指令値を算出する第３工程と、
    を含む膨張弁制御方法。
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