WO2018182303A1 - 냉매 저장수단을 구비한 히트펌프 - Google Patents

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    • F25B2600/2513—Expansion valves

Definitions

  • the present invention relates to a heat pump. And more particularly, to a heat pump capable of individually controlling the inlet pressure and the outlet pressure of the compressor at the same time.
  • a heat pump is a device that transfers heat from a heat source to a destination called a "heater sink".
  • a heat pump absorbs heat in a cold space and releases heat in a warm space. To do this, the heat pump uses a small amount of external energy to transfer energy from the heat source to the heat sink.
  • Air conditioners and refrigerators are typical examples of heat pumps.
  • a heat pump is an air conditioner (HVAC) for heating or cooling a certain space, a water purifier for providing cold / hot water, a dryer, a washing machine, and a vending machine.
  • HVAC air conditioner
  • the refrigeration circuit is constituted by the compressor (C), the condenser (HXO), the expansion valve (EV) and the evaporator (HXI).
  • the compressor (C) compresses the gas refrigerant.
  • the condenser which is a strong external heat exchanger (HXO), heat-exchanges the compressed gas refrigerant to produce liquid refrigerant. In an ideal condenser, only the phase transition occurs, so the temperature and pressure of the refrigerant do not change.
  • the expansion valve (EV) expands the liquid refrigerant.
  • the internal heat exchanger (HXI) which is the evaporator, exchanges the expanded liquid refrigerant to make gas refrigerant.
  • the gas refrigerant that has passed through the evaporator enters the compressor (C) again and repeats the above cycle.
  • FIG. 2 shows an example of a vehicle air-conditioner, which is designed with a condenser at 60 ° C and an evaporator at 0 ° C.
  • the 60 ° C gas refrigerant in the external heat exchanger (HXO) which is a condenser, releases heat to 30 ° C outdoors and becomes a liquid refrigerant at 60 ° C.
  • the internal heat exchanger (HXI) which is an evaporator
  • the 0 ° C liquid refrigerant becomes 0 ° C gas refrigerant (absorbs heat from room air above the set temperature). Since the ideal heat pump assumes no pressure changes in the condenser, the evaporator and the refrigerant piping, the inlet and outlet pressures of the compressor are representative of the evaporator and condenser temperatures for ease of understanding.
  • the amount of refrigerant passing through the evaporator per unit time is high, the compressor outlet pressure is high, and the condenser temperature (eg 60 ° C.) high.
  • the cooling load is large but the outside air temperature is low (eg, spring / autumn outside temperature 20 ° C, closed windows, restaurant kitchen, shopping mall ).
  • the condenser temperature is desirable to reduce the condenser temperature by lowering the compressor outlet pressure (eg, 40 ° C) to save energy.
  • the present invention has been made in order to solve the problems of the prior art. More specifically, it is an object of the present invention to provide a heat pump capable of individually controlling the inlet pressure and the outlet pressure of the compressor at the same time.
  • the heat pump comprises at least one compressor; At least one condenser; At least one expansion valve; At least one evaporator; And at least one refrigerant storage means;
  • the refrigerant storage means comprises at least one refrigerant storage space, the storage space having a high density and at least one discharge outlet, The low-density refrigerant outlet is divided, and the storage means includes means for transferring the refrigerant to the storage space, and the storage space is installed in parallel with the condenser and / or the evaporator.
  • the refrigerant storage space has a movable inner wall dividing one side and the other side; And the high-density refrigerant is stored in the one-side storage space.
  • the means for transferring the refrigerant is preferably a reciprocating piston.
  • the means for transferring the refrigerant is preferably a pump.
  • the means for transferring the refrigerant is preferably a pressure of the gas refrigerant.
  • the refrigerant storage means includes at least one shut-off valve for shutting off the movement of the refrigerant.
  • a control method of a heat pump including a compressor, a condenser, an expansion valve, and an evaporator connected through a closed refrigerant line and connected to the refrigerant line to control a circulation amount of the refrigerant, ; Controlling the compressor inlet pressure by regulating the expansion valve and the compressor; And controlling the compressor outlet pressure by adjusting an amount of the refrigerant stored in the refrigerant storage means.
  • the refrigerant storage means has at least one refrigerant storage space, and the storage means includes means for transferring the refrigerant to the storage space, wherein the storage space is installed in parallel with the condenser and / or the evaporator; .
  • the refrigerant storage space may include an inner wall dividing one side and the other side; And the high-density refrigerant is stored in the one-side storage space.
  • the means for transferring the refrigerant is a reciprocating piston; .
  • the means for transferring the refrigerant may be a pump; .
  • the means for conveying the refrigerant may be a pressure of the gas refrigerant; .
  • the refrigerant storage means may include at least one shut-off valve for shutting off the movement of the refrigerant; .
  • FIG 3 is an example of a heat pump according to the present invention.
  • a key concept of the present invention is to provide refrigerant storage means in a heat pump and to adjust the amount of refrigerant circulating in the refrigerating circuit so that the inlet pressure and the outlet pressure of the compressor can be individually adjusted simultaneously.
  • the heat pump 100 includes a compressor C1 for compressing a gaseous refrigerant; A condenser (HXO, external heat exchanger) that converts gas refrigerant of high temperature and high pressure into heat by exchanging heat; An expansion valve (EV) for expanding the refrigerant; An evaporator (HXI, internal heat exchanger) that converts the expanded refrigerant into heat by exchanging heat; And a refrigerant storage means (RS) for storing the refrigerant.
  • the refrigerant storage means RS is arranged between the condenser (HXO) outlet and the expansion valve (EV) inlet.
  • the compressor C1 compresses the same amount of refrigerant per unit time (in other words, the cooling load is the same) and assumes that the inlet pressure of the compressor C1 is fixed.
  • the outlet pressure is determined by the amount of refrigerant stored in the refrigerant storage means (RS). More specifically, as shown in FIG. 3A, when a small amount of refrigerant is stored in the storage means RS, the outlet pressure of the compressor C1 is increased. When a large amount of refrigerant is stored as shown in FIG. 3B, Lt; / RTI > To summarize the above description, the outlet pressure of the compressor (C1) can be controlled by the amount of refrigerant stored in the refrigerant storage means (RS).
  • the inlet pressure of the compressor (C1) is regulated by the operation of the expansion valve (EV) or the compressor (C1). More specifically, when the opening degree of the expansion valve EV is reduced, the amount of refrigerant passing through the expansion valve is reduced, so that the inlet pressure of the compressor C1 is lowered. Increasing the degree of opening also increases the inlet pressure of the compressor C1. When the amount of refrigerant compressed by the compressor C1 per unit time increases, the inlet pressure of the compressor C1 decreases. Conversely, when the amount of refrigerant compressed per unit time decreases, the inlet pressure of the compressor C1 increases.
  • the refrigerant storage means (RS) is provided to individually control the compressor inlet pressure and the outlet pressure simultaneously.
  • FIG. 4 efficiency improvement according to the present invention will be described with reference to FIGS. 4 and 5.
  • the p-h diagram of FIG. 4 is an example of a vehicle air conditioner using R134a refrigerant.
  • the refrigeration cycles (1) - (2) - (3) - (4) are ph diagrams according to the prior art, and the refrigeration cycles (1a) - (2) - (3) - (4a) It is leading.
  • the refrigerant cycle (2) - (3) can not be maintained because the compressor outlet pressure is lowered.
  • the amount of refrigerant stored in the refrigerant storage means (RS) can be reduced to increase the amount of refrigerant circulated in the refrigeration cycle. (Assuming that superheat and subcooling are properly maintained), the increased amount of refrigerant can increase the outlet pressure of compressor C1 and consequently maintain refrigeration cycles (2) - (3).
  • the compressor (C1) compresses a predetermined amount of refrigerant per unit time, and the amount of refrigerant compression per unit time is determined by the size of the cooling load.
  • the expansion valve EV controls the inlet pressure of the compressor, and 3) the refrigerant storage means RS regulates the outlet pressure of the compressor C1.
  • the outlet pressure of the compressor (C1) in the refrigerant p-h line represents the condenser temperature.
  • the compressor is preferably operated so that the condenser temperature is higher than the outside air temperature (e.g., 15 DEG C) C1), the energy consumption can be minimized.
  • the performance coefficient is 2.25
  • the refrigeration cycles 1b - 2b - 3b - Is 3.97. Therefore, according to FIG. 5 of the present invention, the coefficient of performance is improved by 76% ( 3.97 / 2.25 * 100) from the conventional one.
  • the compressor, the condenser, the expansion valve, and the evaporator are connected by a hermetically sealed refrigerant pipe to form a refrigeration circuit. Further, the refrigerant storage means is connected to the refrigerant pipe in parallel with the condenser. Then, the refrigerant storage means is adjusted to adjust the compressor outlet pressure.
  • the heat pump 200 includes a compressor C1 for compressing gas refrigerant; A condenser (HXO, external heat exchanger) that converts the compressed gas refrigerant into heat by exchanging heat; An expansion valve (EV) for expanding the condensed liquid refrigerant; An evaporator (HXI, internal heat exchanger) that converts the expanded refrigerant into heat by exchanging heat; Is connected to a closed refrigerant pipe to constitute a refrigeration circuit.
  • the refrigerant storage means RS1 is connected to the refrigerant pipe in parallel with the condenser HXO.
  • high-pressure refrigerant is present in the refrigerant pipe from the outlet of the compressor C1 to the inlet of the expansion valve EV (hereinafter also referred to as a "high-pressure line"), (Hereinafter also referred to as " low-pressure line ”) exists in the refrigerant pipe to the inlet of the compressor C1.
  • the refrigerant storage means RS1 includes: a cylinder having an internal space for storing refrigerant; An inner wall dividing one side (Ra) and the other side (Rb) of the inner space; And a piston (PR1) reciprocating the inner wall in the inner space.
  • the storage space Ra is connected to the outlet of the condenser HXO to store a refrigerant in a liquid state (high density), and the storage space Rb is connected to an inlet of the condenser HXO, ) Refrigerant is stored. Then, when the piston PR1 moves, the inner wall connected to the piston PR1 moves so that the storage space at one side increases and the storage space at the other side decreases.
  • the pressure inside the refrigerant storage space (Ra) and the storage space (Rb) are the same because the isothermal isothermal phase transformation occurs.
  • the same refrigerant is stored in the two storage spaces, but the amount of refrigerant stored in the refrigerant storage means RS1 is changed when the piston PR1 is moved because one refrigerant is a liquid refrigerant having a high density and the other is a low density gas refrigerant.
  • the refrigerant storage means RS1 is connected to the inlet and the outlet of the condenser HXO to store the liquid refrigerant in one of the storage spaces Ra and the gas refrigerant in the other storage space Rb. Meanwhile, the refrigerant storage means RS1 of the present invention may be installed inside the condenser HXO. More specifically, gas refrigerant having relatively higher humidity than that of the other storage space (Rb) is stored in one storage space (Ra).
  • the advantage of this embodiment is that since the pressures of the two refrigerant storage spaces Ra and Rb are the same, the refrigerant storage amount can be changed by moving the piston PR1 with very little energy. Further, all of the liquid refrigerant stored in the refrigerant storage means RS1 is discharged through the expansion valve EV and used for cooling so that energy efficiency is high.
  • the refrigerant storage means (RS1) is arranged in the " high pressure line ". Even if the refrigerant storage means according to the present invention is arranged in the "low pressure line” after the expansion valve (that is, the refrigerant storage means is connected in parallel with the evaporator), the outlet pressure and inlet pressure of the compressor pursued by the present invention It is natural to be able to control.
  • the heat pump 300 transfers refrigerant to the refrigerant transfer pump P1 to adjust the refrigerant storage amount.
  • the refrigerant storage means RS3 is connected in parallel with the condenser HXO. More specifically, the refrigerant storage space of the refrigerant storage means RS3 includes a movable inner wall divided into one side and the other side, one side being a high-density refrigerant storage space (Ra), the other side being a low-density refrigerant storage space (Rb) to be.
  • the refrigerant storage means RS3 includes a refrigerant transfer pump P1 and a four-way valve V4p which is a refrigerant passage changing means.
  • the outlet of the refrigerant transfer pump P1 is connected to the liquid refrigerant storage space Ra and the inlet of the refrigerant transfer pump P1 is connected to the outlet of the condenser HXO,
  • the refrigerant transfer pump P 1 transfers the refrigerant
  • the refrigerant storage amount in the liquid refrigerant storage space Ra is increased, and the outlet pressure of the compressor C 1 is lowered.
  • the four sides V4p rotate 90 degrees and the outlet of the refrigerant transfer pump P1 is connected to the outlet of the condenser HXO, (Ra), and when the refrigerant transfer pump (P1) transfers the refrigerant, the refrigerant storage amount in the liquid refrigerant storage space (Ra) decreases and the outlet pressure of the compressor (C1) increases.
  • FIG. 8 is a modification of the refrigerant storage means of FIG. 7 and is characterized by having a single refrigerant storage space.
  • the structure of the heat pump 400 includes a compressor (C1) for compressing gas refrigerant; A condenser (HXO, external heat exchanger) that converts the compressed gas refrigerant into heat by exchanging heat; An expansion valve (EV) for expanding the condensed liquid refrigerant; An evaporator (HXI, internal heat exchanger) that converts the expanded refrigerant into heat by exchanging heat; Is connected to a closed refrigerant pipe to constitute a refrigeration circuit.
  • a compressor (C1) for compressing gas refrigerant
  • a condenser HXO, external heat exchanger
  • EV expansion valve
  • evaporator HXI, internal heat exchanger
  • the refrigerant storage means RS4 is connected to the refrigerant pipe in parallel with the condenser HXO. More specifically, the refrigerant storage means RS4 includes one storage space Rc for storing the refrigerant, a refrigerant transfer pump P2 for introducing or discharging the liquid refrigerant into the refrigerant storage space Rc, And a liquid refrigerant shutoff valve (V1) and a gas refrigerant shutoff valve (V2) for blocking inflow and outflow of the refrigerant into the storage space (Rc).
  • V1 liquid refrigerant shutoff valve
  • V2 gas refrigerant shutoff valve
  • high-pressure refrigerant exists in the refrigerant pipe from the outlet of the compressor C1 to the inlet of the expansion valve EV (hereinafter also referred to as a "high-pressure line”), (Hereinafter also referred to as " low-pressure line ”) exists in the refrigerant pipe to the inlet of the compressor C1.
  • One side entrance of the refrigerant storage space Rc is connected to the inlet of the condenser HXO so as to allow the gas refrigerant to flow in and out (hereinafter, also referred to as a "low-density refrigerant inlet”), (Hereinafter also referred to as a " high-density refrigerant outlet port "), and the refrigerant transfer pump P2 and the liquid refrigerant shutoff valve V1 are connected to the outlet of the condenser HXO, Quot; doorway "
  • the gas refrigerant shutoff valve V2 is installed between the inlet of the condenser HXO and the " low-density refrigerant inlet ".
  • the gas refrigerant shutoff valve (V2) is always fully open, unless otherwise specified. ]
  • the refrigerant transfer pump P2 is a pump capable of forward / reverse rotation and a direction in which the refrigerant transfer direction is determined by the rotation direction.
  • the liquid refrigerant shutoff valve V1 When the liquid refrigerant shutoff valve V1 is completely opened, it is preferable that a predetermined minimum amount of liquid refrigerant is stored in the refrigerant storage means RS4 so that the liquid refrigerant always exists in the refrigerant transfer pump P2 . This is because the pressure of the gas entering the " low-density refrigerant inlet " at the outlet of the compressor C1 and the pressure of the liquid entering the " high-density refrigerant inlet " at the outlet of the condenser (HXO) ).
  • a pressure drop (hereinafter referred to as "piping resistance ”) occurs when the refrigerant passes through the piping.
  • the piping resistance of the gas refrigerant piping phgas and the piping resistance of the condenser HXO and the liquid refrigerant piping phliq are appropriately adjusted so that when the liquid refrigerant shutoff valve V1 is completely opened, A predetermined amount of liquid refrigerant is stored, and a liquid refrigerant is present in the refrigerant transfer pump P2.
  • the refrigerant transfer pump P2 When the refrigerant transfer pump P2 operates to introduce the refrigerant into the refrigerant storage space Rc, the stored amount of the liquid refrigerant in the refrigerant storage space Rc increases. Conversely, when the refrigerant transfer pump P2 operates to discharge the refrigerant in the refrigerant storage space Rc, the stored amount of the liquid refrigerant in the refrigerant storage space Rc decreases. At this time, assuming that the amount of refrigerant compression per unit time of the compressor (C1), the temperature of the evaporator (HXI), and the degree of superheat do not change, the amount of refrigerant present in the "low pressure line" remains unchanged. If the amount of refrigerant stored in the refrigerant storage means RS4 is adjusted, the outlet pressure of the compressor C1 is adjusted if the subcooling degree of the condenser HXO is appropriately maintained.
  • the liquid refrigerant shutoff valve liquid V1 and the gas refrigerant shutoff valve V2 are completely closed and the operation of the refrigerant transfer pump P2 is stopped .
  • the refrigerant flows into a fine gap in the compressor C1, so that the pressures of the "high pressure line” and the “low pressure line” become equal. This is just tossing the work of the compressor (C1).
  • the shutoff valve V1 (V2) is fully locked before the compressor (C1) is stopped, the energy of the refrigerant stored in the refrigerant storage means (RS4) can be used immediately after the heat pump (400) to be.
  • the operation of the refrigerant transfer pump P2 is determined by the requirements of a specific situation.
  • the operation of the feed pump P2 is adjusted according to a request to set the temperature difference between the outside air temperature and the condenser at an appropriate level. It is natural that the feed pump P2 can be finely adjusted for the purpose of controlling the supercooling degree.
  • the refrigerant storage means RS4 is connected in parallel with the condenser HXO in this embodiment, it is natural that the refrigerant storage means RS4 is connected in parallel with the evaporator HXI.
  • the shutoff valve V1 (V2) is opened and the transfer pump P2 is operated in the direction in which the liquid refrigerant in the refrigerant storage space Rc is reduced , &Quot; condition for reducing the amount of stored refrigerant "). Then, after a predetermined time (when the liquid refrigerant in the refrigerant storage space Rc becomes the predetermined minimum amount or less), the liquid refrigerant shutoff valve V1 is closed and the transfer pump P2 is stopped. Then, the circulating refrigerant amount of the refrigerating circuit of the heat pump 400 and the outlet pressure of the compressor (C1) are maximized.
  • the heat pump 500 shown in Fig. 9 changes the position of the refrigerant transfer pump in the heat pump 400 shown in Fig. 8 and removes the shutoff valve V2. More specifically, in the heat pump 500, the refrigerant transfer pump P3 is disposed between the condenser HXO and the expansion valve EV.
  • One side entrance of the refrigerant storage space Rd is connected to the inlet of the condenser HXO so that the gas refrigerant enters and exits (hereinafter, also referred to as a "low-density refrigerant inlet”) and the other side of the refrigerant storage space Rd is connected (Hereinafter also referred to as a “ high-density refrigerant inlet "), and the liquid refrigerant shutoff valve V1 is installed between the outlet of the refrigerant transfer pump P3 and the " high- do.
  • the piping resistance of the gas refrigerant piping (phgas) in the heat pump 500 is preferably smaller than the piping resistance of the condenser HXO and the liquid refrigerant piping (phliq). It is preferable that the size of the impeller of the refrigerant transfer pump P3 is smaller than the inside diameter of the refrigerant pipe so that the refrigerant can flow through the refrigerant transfer pump P3 even when the refrigerant transfer pump P3 does not operate.
  • the refrigerant transfer pump P3 is preferably a pump for transferring the refrigerant in one direction.
  • the refrigerant transfer pump P3 is in the stopped state and the shutoff valve V1 is in the fully opened state (hereinafter referred to as " stored refrigerant amount reducing condition ") when the compressor C1 of the heat pump 500 starts to operate Do. Then, since the piping resistance at the "low-density refrigerant inlet" side of the refrigerant storage means is lower than the piping resistance at the "high-density refrigerant inlet", the gaseous refrigerant in the refrigerant storage space Rd increases and the refrigerant in the liquid state decreases . After a predetermined time, the shutoff valve V1 is completely closed. At this time, it is preferable that only the gas refrigerant is present in the refrigerant storage space Rd. (Refrigerant storage means initialization completion)
  • the refrigerant transfer pump P3 When it is necessary to lower the outlet pressure of the compressor C1 and the representative temperature of the condenser in the state in which the heat pump 500 is operated, the refrigerant transfer pump P3 is operated and the shutoff valve V1 is opened Quot; stored refrigerant amount increase condition "). Then, the liquid refrigerant is introduced into the refrigerant storage space Rd by the refrigerant transfer pump P3, and the refrigerant in the liquid state increases in the refrigerant storage space Rd, and the refrigerant in the gaseous state decreases.
  • shutoff valve V1 When it is not necessary to adjust the amount of refrigerant stored in the refrigerant storage space Rd of the heat pump 500, the shutoff valve V1 is completely closed and the refrigerant transfer pump P3 is stopped (hereinafter referred to as " ).
  • FIG. Fig. 10 is a modification of the refrigerant storage means RS3 of Fig. 7, and is characterized in that the refrigerant storage amount is controlled to be the pressure of the gas refrigerant.
  • a compressor C1 compresses gas refrigerant;
  • a condenser HXO, external heat exchanger
  • An expansion valve EV
  • An evaporator HXI, internal heat exchanger
  • the refrigerant storage space of the refrigerant storage means RS6 includes a movable inner wall divided into one side and the other side, one side being a high-density refrigerant storage space (Ra) and the other side being a low-density refrigerant storage space (Rb). And a reducing valve V3 and an increasing valve V4 for adjusting the liquid refrigerant storage amount.
  • the liquid refrigerant storage space Ra and the gas refrigerant storage space Rb are connected in parallel with the condenser HXO.
  • the high-density refrigerant storage space Ra is connected to the outlet of the condenser (HXO) to allow liquid refrigerant to flow in or out.
  • the low-density refrigerant storage space Rb is connected to the inlet of the condenser HXO through the reducing valve V3 to introduce the gaseous refrigerant and the gaseous refrigerant flows out through the increase valve V4 to the inlet of the compressor C1.
  • the refrigerant storage means RS6 described above is connected in parallel to the condenser HXO (if narrowly construed on the basis of the refrigerant storage space Ra (Rb) which is a core component).
  • high-pressure refrigerant exists in the refrigerant pipe from the outlet of the compressor C1 to the inlet of the expansion valve EV (hereinafter also referred to as a "high-pressure line”), (Hereinafter also referred to as " low-pressure line ”) exists in the refrigerant pipe to the inlet of the compressor C1.
  • the present embodiment is one embodiment for explaining the (cooling mode) heat pump driving method.
  • the control method for the heat pump 200 includes the steps of setting the condenser target temperature, setting the evaporator target temperature, controlling the compressor inlet pressure by regulating the expansion valve and the compressor, and storing the refrigerant in the refrigerant storage means And controlling the compressor outlet pressure by adjusting the amount of refrigerant to be supplied to the compressor.
  • the step of controlling the evaporator superheating degree and / or the step of controlling the condenser supercooling may be further included.
  • Td is a predetermined value (e.g., 15.0) greater than zero.
  • the inside temperature is the current temperature of the space to be cooled. Td can be increased if the cooling load (in other words, the circulating refrigerant amount per unit time) is large, and decreases if it is small.
  • the inlet pressure of the compressor (C1) is controlled by adjusting the expansion valve (EV) and the compressor (C1).
  • the expansion valve (EV) and the compressor (C1) for setting the inlet pressure of the compressor (C1) to 4 atm.
  • the amount of refrigerant flowing into the evaporator HXI (via the expansion valve EV) and the amount of refrigerant flowing out of the evaporator HXI (via the compressor C1) are calculated in the state where 400 refrigerant particles exist in the present evaporator HXI If the amount of refrigerant is equalized, the pressure inside the evaporator (HXI) is always 4 atm. And the evaporator (HXI) temperature is always 16 °C.
  • an engine car is usually driven by a car engine. Since the engine rotation speed (RPM) changes from time to time during vehicle operation, the compression speed of the compressor also changes from time to time. According to the present invention, it is preferable that the amount of refrigerant passing through the compressor per unit time is constant. Therefore, it is preferable that the amount of the compressed refrigerant once decreases when the engine rotation speed is increased, and the amount of compressed refrigerant once increases when the engine rotation speed decreases.
  • the degree of superheat is particularly preferably obtained by the formula (3).
  • the measured temperature is the refrigerant temperature measured at the outlet of the evaporator (HXI).
  • the theoretical temperature is obtained from the refrigerant pressure-temperature chart used. At this time, the pressure obtained from the measured temperature measurement site is used.
  • a high degree of superheat reduces the heat supplied to the evaporator (HXI) from the inside air (eg, by lowering the evaporator fan (FXI) rate) to reduce the superheat. If the superheat is low, increase the heat supplied to the evaporator (HXI) from the vent (eg by increasing the evaporator fan (FXI) speed).
  • the superheat degree and the target difference are small, and due to the limitation of each accessory, the opening of the expansion valve (EV) and / or the compressor (C1) is controlled more finely than the evaporator fan
  • the degree of superheat is preferably controlled by an expansion valve or / and a compressor. At this time, the inlet pressure of the compressor (C1) will be approximately equal to the target pressure.
  • the amount of refrigerant passing through the evaporator (HXI) per unit time is lower than a proper level, the amount of cool air is reduced and the degree of superheat increases. If the amount of coolant is higher than a proper level, superheat is reduced. Therefore, it is preferable to control the degree of superheat by controlling the amount of refrigerant passing through the evaporator (HXI) per unit time.
  • the amount of refrigerant passing through the evaporator HXI per unit time is preferably controlled by the expansion valve EV and the compressor C1.
  • the temperature of the evaporator (HXI) and the inlet pressure of the compressor (C1) are determined by the number of refrigerant particles present in the evaporator (HXI). It is a matter of course that the superheat degree is controlled without changing the inlet pressure of the compressor C1.
  • the superheat degree and the target difference are small, and due to the limitation of each component, the evaporator fan (FXI) If it is possible to control the degree of superheat more finely or easily than the degree of opening of the expansion valve (EV) or the compressor (C1), the superheat degree is preferably controlled by the evaporator fan (FXI). At this time, the inlet pressure of the compressor (C1) will be approximately equal to the target pressure.
  • the condenser target temperature is obtained by (formula 4) or (formula 5).
  • Td is a predetermined value (e.g., 15.0) greater than zero.
  • Td can be increased if the cooling load (in other words, the circulating refrigerant amount per unit time) is large, and decreases if it is small.
  • Cs is a variable considering the increase in the amount of heat exchanged due to an increase in the amount of air passing through the condenser as the vehicle speed increases.
  • the condenser target temperature is preferably determined by formula (4).
  • the heat quantity to be dissipated in the condenser (HXO) can be obtained by using the amount of circulating refrigerant per unit time and the outlet pressure of the compressor (C1) (in other words, the heat energy to phase-shift gas into liquid in the refrigerant pressure-temperature chart used) . It is a matter of course that the air volume of the condenser fan (FNO) can be obtained from the calculated amount of heat radiation. At this time, the subcooling degree is preferably achieved by finely adjusting the air volume of the condenser fan (FNO).
  • the target temperature of the condenser is preferably obtained by the formula (5). At this time, it is preferable that the variable Cs varying according to the vehicle speed is large when the vehicle speed is high and small when the vehicle speed is low.
  • the subcooling degree is preferably determined by the following equation (6).
  • the actual temperature is the refrigerant temperature measured at the outlet of the condenser (HXO).
  • the theoretical temperature is obtained from the refrigerant pressure-temperature chart used. At this time, the pressure obtained from the measured temperature measurement site is used.
  • the subcooling degree is preferably controlled to an appropriate value.
  • the supercooling degree may fluctuate due to the external humidity, the wind speed of the natural wind, and the like. Therefore, the supercooling degree is preferably achieved by adjusting the air flow rate of the condenser fan (FNO). If the speed of the condenser fan FNO is near the limit value, it is of course possible to adjust the subcooling degree to the outlet pressure of the compressor C1. For example, if the air volume of the condenser fan (FNO) is maximum and the subcooling is low, the outlet pressure is slightly higher. When the air volume of the condenser fan (FNO) is minimum and the supercooling degree is high, the outlet pressure is further lowered.
  • the heat pump control method described in this embodiment is a procedure including a plurality of cases. Therefore, in actual heat pump implementation, several steps can be selected selectively. Since the control procedure described above is not a fixed order, it may be arranged in a different order. It goes without saying that the heat pump control method described in the present embodiment is also applicable to conventional application numbers KR 10-2016-7026740 (US 2016/0370044 A1) and US 7,010,927 B2.
  • the function of the inner wall movable in the refrigerant storage means (RS1) (RS3) (RS6) of the present invention can be realized by a diaphragm. More specifically, as described in US2016 / 0370044 A1, the amount of refrigerant stored in the refrigerant storage means RS1 (RS3) (RS6) can be adjusted by displacement and / or deformation of the diaphragm. Therefore, the movable inner wall in the present invention should be interpreted as including a rigid inner wall, displacement and / or a deformed inner wall.
  • the compressor inlet pressure and the outlet pressure are individually adjusted so that the temperature of the condenser and the vaporizer, which are heat exchangers, is lower than the temperature of the air used for heat exchange ("liquid” in the case of a water tank, "medium” It is possible to set it as high or low as the value Thus, an energy-saving heat pump is provided, since heat exchange can be performed with an optimum temperature difference with the heat exchange medium.
  • the heat pump of the present invention when the cooling load is large but the outside air temperature is low (for example, spring / autumn (outdoor temperature 20 ° C), a restaurant kitchen using lots of fire, Energy can be saved by lowering the compressor outlet pressure to enable optimal heat exchange. Therefore, the possibility of industrial use is very high.

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Abstract

본 발명에 따른 히트펌프는, 최소한 하나의 압축기; 최소한 하나의 응축기; 최소한 하나의 팽창밸브; 최소한 하나의 증발기; 및 최소한 하나의 냉매 저장수단; 을 포함하고, 상기 (압축기, 응축기, 팽창밸브, 증발기)는 밀폐된 냉매배관으로 연결되어 냉매 순환회로를 구성하고, 상기 냉매 저장수단에는 최소한 하나의 냉매 저장공간이 있고, 상기 저장공간은 고밀도와 저밀도 냉매 출입구가 구분되어 있고, 상기 저장수단은 상기 저장공간으로 냉매를 이송하는 수단을 포함하고, 상기 저장공간은 상기 응축기 또는/및 증발기와 병렬로 설치된 것을 특징으로 한다.

Description

냉매 저장수단을 구비한 히트펌프
본 발명은 히트펌프에 관한 것이다. 더욱 상세하게는 압축기의 입구압력 및 출구압력을 개별적으로 동시에 조절할 수 있는 히트펌프에 관한 것이다.
히트펌프는 열원으로부터 "히터싱크"라 불리는 목적지로 열을 전달하는 장치이다. 히트펌프는 차가운 공간에서 열을 흡수하고, 따뜻한 공간에서 열을 방출한다. 이를 위해 히트펌프는 소량의 외부에너지를 사용하여, 열원에서 히트싱크로 에너지를 전송하는 작업을 수행한다.
에어컨과 냉장고가 히트펌프의 대표적인 예이다. 그리고, 일정 공간을 난방 또는 냉방 하는 공조장치 (HVAC : Heating Ventialating and Air Conditioning), 냉수/온수를 제공하는 정수기, 건조기, 세탁기, 자판기 등도 히트펌프이다.
이하, 도1 및 도2 를 참고하여 냉방 모드로 동작하는 히트펌프에 대하여 설명한다.
냉동사이클을 수행하기 위하여, 압축기(C), 응축기(HXO), 팽창밸브(EV) 및 증발기(HXI)로 냉동회로를 구성한다. 상기 압축기(C)는 기체냉매를 압축한다. 강기 외부 열교환기(HXO)인 응축기는 상기 압축된 기체냉매를 열교환시켜 액체냉매로 만든다. 이상적인 응축기에서는 상전이만 일어나므로 냉매의 온도와 압력은 변하지 않는다. 상기 팽창밸브(EV)는 상기 액체냉매를 팽창시킨다. 상기 증발기인 내부 열교환기(HXI)는 상기 팽창된 액체냉매를 열교환시켜 기체냉매로 만든다. 증발기를 통과한 상기 기체냉매는 다시 상기 압축기(C)로 들어가 위의 사이클을 반복한다.
도2 p-h 선도는 차량용 에어컨의 예로써, 응축기는 60 ℃, 증발기는 0 ℃ 로 설계한 것이다. 외기 온도는 30 ℃, 냉방 설정온도는 20 ℃ 라고 가정하면, 응축기인 외부 열교환기(HXO)에서 60 ℃ 기체냉매는 30 ℃ 실외로 열을 방출하여 60 ℃ 액체냉매가 된다. 그리고 증발기인 내부 열교환기(HXI) 에서 0 ℃ 액체냉매는 ( 상기 설정온도 보다 높은 실내 공기로부터 열을 흡수하여 ) 0 ℃ 기체냉매가 된다. 이상적인 히트펌프는 응축기, 증발기 및 냉매배관에서 압력 변화는 없다고 가정하므로, 이해의 편의상 압축기 입구압력 및 출구압력은 증발기 및 응축기 온도를 대표한다고 보면 된다.
이하 종래기술의 문제점을 설명한다.
에어컨에서, 냉방 부하가 크면 ( 예, 여름 외기 온도 40 ℃ ) 단위시간당 증발기를 통과하는 ( 보다 넓게는 냉동회로를 순환하는 ) 냉매량이 많고, 압축기 출구압력은 높고, 응축기 온도 ( 예 60 ℃ )는 높다. 냉방 부하가 크지만 외기 온도가 낮을 때 ( 예, 봄/가을 외기 온도 20 ℃, 창문을 닫은 자동차, 식당 주방, 사람이 많이 몰리는 쇼핑몰...) 도 있다. 이때는 에너지 절감을 위하여 압축기 출구 압력을 낮추어서 응축기 온도를 내리는 것 ( 예, 40 ℃ ) 이 바람직하다.
압축기 출구압력은 낮추려고, 압축기의 가동을 줄이면 단위시간당 냉매 순환량이 줄어서 냉방능력이 낮아지고, 압축기 입구압력은 높아져서 증발기(HXI)의 열교환 능력이 줄어들어 냉방능력이 낮아지는 문제점이 있다. 그리고, 팽창밸브를 더 열어서 압축기 출구압력을 낮추면, 압축기 입구압력이 높아지고, 증발기 온도는 높아져서 냉방능력이 낮아지는 문제점이 있다. 요약하면, 종래에는 압축기(C)의 출구압력 및 입구압력을 개별적으로 동시에 조절할 수 없으므로 에너지 소비가 큰 문제점이 있다.
위의 문제점을 해결하고자, 출원번호 KR 10-2016-7026740 (US 2016/0370044 A1) 및 US 7,010,927 B2 등에서 개선안을 제안하였으나 효율이 낮은 문제점이 있다.
본 발명의 종래기술의 문제점을 해결하기 위하여 도출한 것이다. 더욱 상세하게는, 압축기의 입구압력 및 출구압력을 개별적으로 동시에 조절할 수 있는 히트펌프를 제공하는 데 있다.
이를 위해, 본 발명에 따른 히트펌프는, 최소한 하나의 압축기; 최소한 하나의 응축기; 최소한 하나의 팽창밸브; 최소한 하나의 증발기; 및 최소한 하나의 냉매 저장수단; 을 포함하고, 상기 (압축기, 응축기, 팽창밸브, 증발기)는 밀폐된 냉매배관으로 연결되어 냉매 순환회로를 구성하고, 상기 냉매 저장수단에는 최소한 하나의 냉매 저장공간이 있고, 상기 저장공간은 고밀도와 저밀도 냉매 출입구가 구분되어 있고, 상기 저장수단은 상기 저장공간으로 냉매를 이송하는 수단을 포함하고, 상기 저장공간은 상기 응축기 또는/및 증발기와 병렬로 설치된 것;을 특징으로 한다.
이때, 상기 냉매 저장공간은 일측과 타측을 분할하는 이동 가능한 내벽; 을 더 포함하고, 상기 일측 저장공간에는 상기 타측보다 고밀도 냉매가 저장되는 것이 바람직하다. 또한, 상기 냉매를 이송하는 수단은 왕복운동을 하는 피스톤인 것이 바람직하다. 또한, 상기 냉매를 이송하는 수단은 펌프인 것이 바람직하다. 또한, 상기 냉매를 이송하는 수단은 기체냉매의 압력인 것이 바람직하다. 또한, 상기 냉매 저장수단은 냉매의 이동을 차단하는 차단밸브를 최소한 한 개를 포함하는 것이 바람직하다.
압축기, 응축기, 팽창밸브 및 증발기가 밀폐된 냉매라인을 통해 연결되며, 상기 냉매라인에 연결되어 냉매의 순환량을 조절하는 냉매 저장수단을 포함하는 히트펌프의 제어방법에 있어서, 상기 응축기 목표온도를 설정하는 단계; 상기 팽창밸브와 상기 압축기를 조절하여 상기 압축기 입구압력을 제어하는 단계; 및 상기 냉매 저장수단이 저장하는 냉매의 양을 조절하여 상기 압축기 출구압력을 제어하는 단계를 포함하는 것이 바람직하다.
이때, 상기 냉매 저장수단에는 최소한 하나의 냉매 저장공간이 있고, 상기 저장수단은 상기 저장공간으로 냉매를 이송하는 수단을 포함하고, 상기 저장공간은 상기 응축기 또는/및 증발기와 병렬로 설치된 것; 이 바람직하다. 또한, 상기 냉매 저장공간은 일측과 타측을 분할하는 내벽; 을 더 포함하고, 상기 일측 저장공간에는 상기 타측보다 고밀도 냉매가 저장되는 것;이 바람직하다. 또한, 상기 냉매를 이송하는 수단은 왕복운동을 하는 피스톤인 것; 이 바람직하다. 또한, 상기 냉매를 이송하는 수단은 펌프인 것; 이 바람직하다. 또한, 상기 냉매를 이송하는 수단은 기체냉매의 압력인 것; 이 바람직하다. 또한, 상기 냉매저장수단은 냉매의 이동을 차단하는 차단밸브를 최소한 한 개를 포함하는 것; 이 바람직하다.
본 발명에 따른 히트펌프에 의하면, 압축기의 입구압력 및 출구압력을 개별적으로 동시에 조절할 수 있는 히트펌프 제공되는 효과가 있다.
도1 은 종래기술에 의한 히트펌프의 일 예이다.
도2 는 종래기술에 의한 p-h 선도의 일 예이다.
도3 은 본 발명에 의한 히트펌프의 일 예이다.
도4 는 본 발명에 의한 p-h 선도의 일 예이다.
도5 는 본 발명에 의한 또 다른 p-h 선도의 일 예이다.
도6 내지 도10 은 본 발명에 의한 히트펌프의 또 다른 예이다.
이하, 첨부된 도면을 참조하여 본 발명의 바람직한 실시 예들을 상세히 설명한다. 이때 첨부된 도면에서 동일한 구성요소는 가능한 동일한 부호로 나타내고 있음에 유의하여야 한다. 또한 이하에서 설명되는 본 명세서 및 청구범위에 사용된 용어나 단어는 통상적이거나 사전적인 의미로 한정해서 해석해서는 아니 되며, 본 발명의 기술적 사상에 부합하는 의미와 개념으로 해석되어야만 한다. 그리고 본 발명의 요지를 불필요하게 흐릴 수 있다고 판단되는 공지구성 및 기능에 대한 상세한 설명을 생략한다.
이하 설명의 편의상, 특별한 언급이 없는 한 이상적인 히트펌프를 사용하여 설명한다. 본 발명의 핵심 개념은 히트펌프에 냉매 저장수단을 구비하고, 냉동회로에 순환되는 냉매량을 조절하여, 압축기의 입구압력 및 출구압력을 개별적으로 동시에 조절할 수 있게 하는 것이다.
< 핵심 개념 설명 >
이하, 도3 을 참고하여 본 발명의 핵심 개념을 설명한다.
도3a 및 도3b 에서 히트펌프(100) 구성을 살펴보면, 기체상태의 냉매를 압축하는 압축기(C1); 고온고압의 기체냉매를 열교환 시켜 액체로 만드는 응축기( HXO, 외부 열교환기 ); 냉매를 팽창시키는 팽창밸브(EV); 팽창된 냉매를 열교환 시켜 기체로 만드는 증발기( HXI, 내부 열교환기 ); 및 냉매를 저장하는 냉매 저장수단 (RS)을 포함하여 구성된다. 도3 에서 냉매 저장수단(RS)는 응축기(HXO) 출구와 팽창밸브(EV) 입구 사이에 배치되어 있다.
도3a 와 도3b 에서 압축기(C1)는 단위시간당 동일 양의 냉매를 압축하고 ( 다르게 표현하면, 냉방부하는 같고 ), 압축기(C1)의 입구압력이 고정이라고 가정하면, 상기 압축기(C1)의 출구압력은 상기 냉매 저장수단(RS)에 저장된 냉매량에 의하여 결정된다. 더욱 상세하게는 도3a 와 같이 상기 저장수단(RS)에 적은 양의 냉매를 저장하면 압축기(C1)의 출구압력은 높아지고, 도3b 와 같이 많은 양의 냉매를 저장하면 압축기(C1)의 출구압력은 낮아진다. 위 설명을 요약하면, 압축기(C1) 출구압력은 냉매 저장수단(RS)에 저장된 냉매량에 의하여 조절될 수 있다.
이하, 압축기(C1)의 입구압력을 조절하는 방법에 대하여 설명한다.
압축기(C1)의 입구압력은 팽창밸브(EV) 또는 압축기(C1)의 동작에 의하여 조절된다. 더욱 상세하게는, 팽창밸브(EV)의 개도를 줄이면 팽창밸브를 통과하는 냉매량이 줄기 때문에 압축기(C1)의 입구압력은 낮아진다. 반대도 개도를 늘리면 압축기(C1)의 입구압력은 높아진다. 그리고, 압축기(C1)가 단위시간당 압축하는 냉매량이 많아지면, 압축기(C1)의 입구압력은 낮아지고, 반대로 단위시간당 압축하는 냉매량이 적어지면 압축기(C1)의 입구압력은 높아진다.
이상, 히트펌프(100)에서, 냉매 저장수단(RS)를 구비하여, 압축기 입구압력 및 출구압력을 개별적으로 동시에 조절하는 방법에 대하여 설명하였다.
이하, 도4 및 도5 를 참조하여 본 발명에 의한 효율개선에 대하여 설명한다.
먼저, 도4 의 p-h 선도는 R134a 냉매를 사용하는 차량용 에어컨의 일 예이다. 냉동사이클 (1)-(2)-(3)-(4) 는 종래의 기술에 의한 p-h 선도이고, 냉동사이클 (1a)-(2)-(3)-(4a) 는 본 발명에 의한 p-h 선도이다.
종래의 도4 히트펌프에서 팽창밸브(EV) 개도를 늘리면, 압축기 입구압력은 높아진다. 더욱 상세하게는, 냉동사이클 (4)-(1) 이 냉동사이클(4a)-(1a) 로 되고, 증발기 온도가 0 ℃ 에서 10 ℃ 로 높아진다. 여기 까지는 종래의 기술과 같다.
종래기술에서는, 팽창밸브(EV) 개도를 늘리면 압축기 출구압력이 낮아지기 때문에 냉동사이클 (2)-(3) 을 유지하지 못한다. 반면에 본 발명에서는 냉매 저장수단(RS)에 저장된 냉매량을 줄여서, 냉동사이클에서 순환되는 냉매량을 증가시킬 수 있다. ( 가정 : 과열도 및 과냉도가 적절히 유지될 때 ) 증가된 냉매량은 압축기(C1)의 출구압력을 높이고, 그 결과 냉동사이클 (2)-(3) 을 유지할 수 있다.
이상의 설명을 요약하면, 1) 압축기(C1)은 단위시간당 소정의 냉매량을 압축하고, 상기 단위시간당 냉매 압축량은 냉방부하의 크기에 의하여 결정되는 것이 바람직하다. 2) 팽창밸브(EV)는 압축기의 입구압력을 조절하고, 그리고 3) 냉매 저장수단(RS)는 압축기(C1)의 출구압력을 조절하는 것이 바람직하다.
압력과 포화증기 온도는 비례하기 때문에, 냉매 p-h 선도에서 압축기(C1) 출구압력은 응축기 온도를 대표한다. (실제 응축기에서는 등온등압 상전이가 아니고, 감온감압 상전이를 하기 때문에 "대표"라고 표현함 ) 열교환이 효율적으로 이루어 지도록, 외기 온도보다 응축기 온도가 소정의 높은 값 (예, 15 ℃ ) 이 되도록 압축기(C1)의 출구압력을 조절한다면 에너지 소비를 최소화 할 수 있다.
도5 의 본 발명에 의한 냉동사이클 (1b)-(2b)-(3b)-(4b) 는 외기 온도가 35 ℃ 일때, 냉방 설정 온도를 25 ℃, 그리고 열교환에 적합한 온도 차를 15 ℃ 로 설정 ( 예, 응축기 온도 = 50 ℃, 증발기 온도= 10 ℃ ) 하고, 과열도 및 과냉도가 적절히 제어되는 경우의 p-h 선도이다. 더욱 상세하게 설명하면, 냉매는 R134a 이고, 과열도 및 과냉도가 각각 5 ℃ 인 경우이다. 종래의 냉동사이클 (1)-(2)-(3)-(4) 는 성능계수가 2.25 이고, 본 발명에 의한 냉동사이클 (1b)-(2b)-(3b)-(4b) 는 성능계수가 3.97 이다. 따라서, 본 발명의 도5 에 의하면 성능계수는 종래보다 76 % ( = 3.97 / 2.25 * 100) 개선된다.
< 실시예 1 >
본 발명에 따른 히트펌프는 압축기, 응축기, 팽창밸브 및 증발기가 밀폐된 냉매배관으로 연결되어 냉동회로를 이룬다. 또한, 냉매 저장수단이 응축기와 병렬로 상기 냉매배관에 연결된다. 그리고, 상기 냉매 저장수단을 조절하여 압축기 출구압력을 조절한다.
이하 도6 를 참조하여 본 발명의 일 실시예(냉방 모드)를 설명한다.
도6 을 참조하여, 히트펌프(200)을 살펴보면, 기체냉매를 압축하는 압축기(C1); 압축된 기체냉매를 열교환 시켜 액체로 만드는 응축기( HXO, 외부 열교환기 ); 응축된 액체냉매를 팽창시키는 팽창밸브(EV); 팽창된 냉매를 열교환 시켜 기체로 만드는 증발기( HXI, 내부 열교환기 ); 가 밀폐된 냉매배관으로 연결되어 냉동회로를 구성한다. 그리고 냉매 저장수단(RS1)이 상기 응축기(HXO)와 병렬로 상기 냉매배관에 연결되어 있다.
히트펌프(200)이 가동하면, 압축기(C1) 출구에서 팽창밸브(EV) 입구까지의 냉매배관에는 고압의 냉매가 존재 ( 이하 "고압라인"이라고도 칭함 ) 하고, 팽창밸브(EV) 출구에서 압축기(C1) 입구까지의 냉매배관에는 저압의 냉매가 존재 ( 이하 "저압라인"이라고도 칭함 ) 하게 된다.
여기서, 상기 냉매 저장수단(RS1)은, 냉매를 저장하는 내부공간이 형성된 실린더; 상기 내부공간의 일측(Ra)과 타측(Rb)를 분할하는 내벽; 및 상기 내부공간에서 상기 내벽을 왕복 운동시키는 피스톤(PR1)을 포함하여 구성된다. 상기 저장공간(Ra)은 상기 응축기(HXO)의 출구와 연결되어 액체상태의 (고밀도) 냉매가 저장되고, 상기 저장공간(Rb)은 상기 응축기(HXO)의 입구와 연결되어 기체상태의 (저밀도) 냉매가 저장된다. 그리고, 피스톤(PR1)이 움직이면, 상기 피스톤(PR1)에 연결된 상기 내벽이 움직여서 일측 저장공간은 증가하고 타측 저장공간은 감소한다.
이상적인 히트펌프 응축기에서는 등온등압 상변환이 일어나므로, 냉매 저장공간 (Ra) 및 저장공간(Rb)의 내부압력은 같다. 상기 두 저장공간에 같은 냉매가 저장되지만, 한쪽은 고밀도인 액체냉매이고 다른 한쪽은 저밀도인 기체냉매이므로 피스톤(PR1)을 움직이면 냉매 저장수단(RS1)에 저장된 냉매량은 변경된다. 이때, 압축기(C1)의 단위시간당 냉매 압축량 및 증발기(HXI) 온도는 변하지 않는다고 가정하면, "저압라인"에 존재하는 냉매량은 변동이 없다. 그리고 응축기 (HXO)에서 과냉도가 적절히 유지된다면, 상기 냉매 저장수단(RS1)에 저장된 냉매량을 조절하면 상기 압축기(C1) 출구압력이 조절된다.
본 실시예에서는 냉매 저장수단(RS1)이 응축기(HXO)의 입구와 출구에 연결되어 한쪽 저장공간(Ra)에는 액체냉매가 저장되고, 다른 저장공간(Rb)에는 기체냉매가 저장되었다. 한편, 본 발명의 냉매 저장수단(RS1)은 응축기(HXO) 내부에 설치될 수도 있다. 더욱 상세하게는, 한쪽 저장공간(Ra)에 다른 쪽 저장공간(Rb) 보다 상대적으로 습도가 높은 기체냉매가 저장되도록 하는 것이다.
본 실시예의 장점은, 상기 두 냉매 저장공간(Ra)(Rb)의 압력이 같으므로 매우 적은 에너지로 피스톤(PR1) 을 이동시켜서 냉매저장량을 변경시킬 수 있다. 그리고 상기 냉매 저장수단(RS1)에 저장된 액체냉매는 모두 팽창밸브(EV)를 통하여 방출되어 냉방에 사용되므로 에너지 효율이 높다.
도6 에서, 냉매 저장수단(RS1)은 "고압라인"에 배치되었다. 팽창밸브 이후의 "저압라인"에 본 발명에 따른 냉매 저장수단을 배치 ( 즉, 증발기와 병렬로 냉매 저장수단이 연결 ) 하여도, 본 발명이 추구하는 압축기의 출구압력과 입구압력을 개별적으로 동시에 제어할 수 있음은 당연하다.
도7 에서 히트펌프(300)은 냉매 이송펌프(P1)로 냉매를 이송하여 냉매 저장량을 조절하는 일 예이다. 여기서, 냉매 저장수단(RS3)은 응축기(HXO)와 병렬로 연결되어 있다. 더욱 상세하게는, 상기 냉매 저장수단(RS3)의 냉매 저장공간은 일측과 타측으로 분할하는 이동 가능한 내벽을 포함하고, 일측은 고밀도 냉매 저장공간(Ra)이고, 타측은 저밀도 냉매 저장공간(Rb)이다. 그리고, 상기 냉매 저장수단(RS3)은 냉매 이송펌프(P1) 및 냉매 유로 변경 수단인 사방변(V4p)을 포함하여 구성된다.
도7 과 같이 사방변(V4p)이 설정 [ 즉 냉매 이송펌프(P1)의 출구가 액체냉매 저장공간(Ra) 에 연결되고, 냉매 이송펌프(P1)의 입구가 응축기(HXO) 출구와 연결 ] 되고, 냉매 이송펌프(P1)이 냉매를 이송하면 액체냉매 저장공간(Ra)에 냉매 저장량이 늘어나고, 압축기(C1)의 출구압력은 낮아진다.
반면에, 도7 에서 사방변(V4p)이 90도 회전하여 설정 [ 즉 냉매 이송펌프(P1)의 출구가 응축기(HXO) 출구와 연결되고, 냉매 이송펌프(P1)의 입구가 액체냉매 저장공간(Ra)에 연결 ] 되고, 냉매 이송펌프(P1)이 냉매를 이송하면 액체냉매 저장공간(Ra)의 냉매 저장량이 줄어들고, 압축기(C1)의 출구압력은 높아진다.
한편, 냉매 저장수단(RS3)의 이동 가능한 상기 내벽의 기능은 다이어프램 ( US 2016/0370044 A1 참고 ) 으로 구현될 수 있음은 당연하다.
< 실시예 2 >
이하 도8 을 참조하여 본 발명의 일 실시예(냉방 모드)를 설명한다. 도8 은 도7 의 냉매 저장수단을 개조한 것으로 냉매 저장공간이 한 개인 것이 특징이다.
먼저, 히트펌프(400) 구성을 살펴보면, 기체냉매를 압축하는 압축기(C1); 압축된 기체냉매를 열교환 시켜 액체로 만드는 응축기( HXO, 외부 열교환기 ); 응축된 액체냉매를 팽창시키는 팽창밸브(EV); 팽창된 냉매를 열교환 시켜 기체로 만드는 증발기 ( HXI, 내부 열교환기 ); 가 밀폐된 냉매배관으로 연결되어 냉동회로를 구성한다.
그리고 상기 냉매 저장수단(RS4)이 상기 응축기(HXO)와 병렬로 상기 냉매배관에 연결되어 있다. 더욱 상세하게는, 상기 냉매 저장수단(RS4)은 냉매를 저장하는 1 개의 저장공간(Rc)와, 상기 냉매 저장공간(Rc)로 액체냉매를 유입 또는 유출 시키는 냉매 이송펌프(P2), 상기 냉매 저장공간(Rc)으로 냉매의 유입 및 유출을 차단하는 액체냉매 차단밸브(V1) 및 기체냉매 차단밸브(V2)를 포함하여 구성된다.
히트펌프(400)이 가동하면, 압축기(C1) 출구에서 팽창밸브(EV) 입구까지의 냉매배관에는 고압의 냉매가 존재 ( 이하 "고압라인"이라고도 칭함 ) 하고, 팽창밸브(EV) 출구에서 압축기(C1) 입구까지의 냉매배관에는 저압의 냉매가 존재 ( 이하 "저압라인"이라고도 칭함 ) 하게 된다.
상기 냉매 저장공간(Rc)의 일측 출입구는 기체냉매가 출입되도록 응축기(HXO) 입구 쪽으로 연결 ( 이하, "저밀도 냉매 출입구" 라고도 칭함 ) 되고, 상기 냉매 저장공간(Rc)의 타측 출입구는 액체냉매가 출입 되도록 응축기(HXO) 출구 쪽으로 연결 ( 이하, "고밀도 냉매 출입구" 라고도 칭함 ) 되고, 상기 냉매 이송펌프(P2) 및 액체냉매 차단밸브(V1)은 상기 응축기(HXO)의 출구와 상기 "고밀도 냉매 출입구" 사이에 직렬로 설치되어 있다. 그리고 기체냉매 차단밸브(V2)은 상기 응축기 (HXO)의 입구와 상기 "저밀도 냉매 출입구" 사이에 설치되어 있다. [ 본 명세서에서, 별도의 부가설명이 없는 한 기체냉매 차단밸브(V2)는 항상 완전히 열려 있음. ]
여기서 냉매 이송펌프(P2) 는 정/역회전이 가능하고, 회전방향에 의해 냉매 이송방향이 결정되는 펌프인 것이 바람직하다. 그리고 액체냉매 차단밸브(V1)이 완전히 개방되어 있을 때, 냉매 저장수단(RS4)에는 소정 최소량 이상의 액체냉매가 저장되도록 하여서, 냉매 이송펌프(P2) 내부에는 항상 액체냉매가 존재하도록 하는 것이 바람직하다. 이것은 압축기(C1)의 출구에서 "저밀도 냉매 출입구"로 들어오려는 기체의 압력과, 응축기(HXO) 출구에서 "고밀도 냉매 출입구"로 들어오려는 액체의 압력을 ( 저장공간의 위치 또는 배관의 굵기 등으로 ) 조정하여 달성할 수 있다.
더욱 상세하게는, 도8 에서 냉매 저장공간(Rc)의 수직위치를 더 낮추면, 상기 냉매 저장공간(Rc)에는 액체냉매가 더 많이 저장될 것이다. 반대로, 냉매 저장공간(Rc)의 수직위치를 더 높이면, 액체냉매가 더 적게 상기 냉매 저장공간(Rc)에 저장될 것이다.
그리고, 냉매가 배관을 통과할 때 압력강하 ( 이하, "배관저항" 이라고 칭함 ) 가 발생한다. 기체냉매 배관(phgas)의 배관저항과 응축기(HXO) 및 액체냉매 배관(phliq)의 배관저항을 적절히 조절하면 상기 액체냉매 차단밸브(V1)이 완전히 개방되어 있을 때, 상기 냉매 저장공간(Rc)에는 소정량의 액체냉매가 저장되고, 상기 냉매 이송펌프(P2) 내부에는 액체냉매가 존재하게 된다.
냉매 이송펌프(P2)가 냉매 저장공간(Rc)으로 냉매를 유입하게 동작하면, 상기 냉매 저장공간(Rc)에는 액체냉매의 저장량이 증가하게 된다. 반대로, 냉매 이송펌프(P2)가 냉매 저장공간(Rc)에서 냉매를 유출하게 동작하면, 상기 냉매 저장공간(Rc)에는 액체냉매의 저장량이 감소하게 된다. 이때, 압축기(C1)의 단위시간당 냉매 압축량, 증발기(HXI) 온도 및 과열도가 변하지 않는다고 가정하면, "저압라인"에 존재하는 냉매량은 변동이 없다. 그리고 응축기 (HXO)에서 과냉도가 적절히 유지된다면, 상기 냉매 저장수단(RS4)에 저장된 냉매량을 조절하면 상기 압축기(C1) 출구압력이 조절된다.
장시간 동일 양의 냉매를 냉매 저장수단(RS4)에 저장해야 하는 경우에는, 액체냉매 차단밸액체(V1) 및 기체냉매 차단밸브(V2)을 완전히 닫고, 냉매 이송펌프(P2)의 동작을 정지하는 것이 바람직하다.
히트펌프(400)이 동작을 종료하면, 상기 압축기(C1) 내부의 미세한 틈으로 냉매가 흘러서 "고압라인"과 "저압라인"의 압력이 같게 된다. 이것은 압축기(C1)이 한 일을 그냥 버리는 것이다. 압축기(C1)이 정지하기 전에, 차단밸브(V1)(V2)를 완전히 잠그면, 상기 냉매 저장수단(RS4)에 저장된 냉매의 에너지는 히트펌프(400)이 다시 동작을 개시하면 바로 사용할 수 있어서 효율적이다.
냉매 이송펌프(P2)의 동작은 특정 상황의 요구에 의하여 결정된다. 본 명세서에서는 외기 온도와 응축기의 온도 차를 적정수준으로 설정하는 요구에 의하여 상기 이송펌프(P2)의 동작을 조절하였다. 과냉도 조절을 위하여 상기 이송펌프(P2)를 미세하게 조절할 수 있음은 당연하다.
한편, 기체냉매 배관(phgas)의 "배관저항"은 기체냉매 차단밸브(V2)의 개도로 조절할 수 있음은 당연하다. 그리고, 본 실시예에서는 냉매 저장수단(RS4)가 응축기(HXO)와 병렬로 연결되었지만, 증발기(HXI)와 병렬로 연결되어도 본 발명의 사상을 벗어나지 않음은 당연하다.
이하 히트펌프(400)의 바람직한 또 다른 동작방법에 대하여 설명한다.
먼저, 히트펌프(400)의 차단밸브(V1)(V2)를 완전히 열고 이송펌프(P2)를 정지하였을 때, 냉매 저장공간(Rc)에는 액체냉매량이 서서히 증가하도록 기체냉매 배관(phgas)과 액체냉매 배관(phliq)을 ( 배관저항값을 계산하여서 ) 설치한다. (이하, "저장냉매량 증가조건")
히트펌프(400)의 압축기(C1)이 동작을 개시하면, 차단밸브(V1)(V2) 를 열고, 냉매 저장공간(Rc)에서 액체냉매가 감소하는 방향으로 이송펌프(P2)를 작동 ( 이하, "저장냉매량 감소조건" ) 한다. 그리고, 소정의 시간 후 [ 냉매 저장공간(Rc)에 액체 냉매가 소정의 최저량 이하가 되면 ] 상기 액체냉매 차단밸브(V1)을 닫고, 이송펌프(P2)를 정지한다. 그러면, 히트펌프(400) 냉동회로의 순환냉매량 및 압축기(C1) 출구압력은 최대가 된다.
만약, 히트펌프(400)의 압축기(C1) 출구압력을 낮추어야 할 때는 "저장냉매량 증가조건" 으로, 압축기 출구압력을 높여야 할 필요할 때는 "저장냉매량 감소조건" 으로 차단밸브(V1)(V2) 및 이송펌프(P2)를 조작한다.
도9 의 히트펌프(500)은 도8 의 히트펌프(400)에서 냉매 이송펌프의 위치를 바꾸고, 차단밸브(V2)를 제거한 것이다. 더욱 상세하게는, 히트펌프(500)에서, 냉매 이송펌프(P3)는 응축기(HXO)와 팽창밸브(EV) 사이에 배치된다. 냉매 저장공간(Rd)의 일측 출입구는 기체냉매가 출입 되도록 응축기(HXO) 입구 쪽으로 연결 ( 이하, "저밀도 냉매 출입구" 라고도 칭함 ) 되고, 상기 냉매 저장공간 (Rd)의 타측 출입구는 액체냉매가 출입 되도록 냉매 이송펌프(P3) 출구 쪽으로 연결( 이하, "고밀도 냉매 출입구" 라고도 칭함 ) 되고, 액체냉매 차단밸브(V1)은 상기 냉매 이송펌프(P3)의 출구와 상기 "고밀도 냉매 출입구" 사이에 설치된다.
히트펌프(500)에서 기체냉매 배관(phgas)의 배관저항은 응축기(HXO) 및 액체냉매 배관(phliq)의 배관저항보다 작은 것이 바람직하다. 냉매 이송펌프(P3)가 동작하지 않는 경우에도 냉매가 상기 냉매 이송펌프(P3)를 통과하여 흐를 수 있도록, 상기 냉매 이송펌프(P3) 임펠러 크기는 냉매배관 내경보다 작은 것이 바람직하다. 상기 냉매 이송펌프(P3)는 한 방향으로 냉매를 이송하는 펌프인 것이 바람직하다.
이하 히트펌프(500)의 바람직한 일 동작방법에 대하여 설명한다.
먼저 히트펌프(500)의 압축기(C1)이 동작을 개시하면, 냉매 이송펌프(P3)는 정지상태이고, 차단밸브(V1)은 완전 개방상태 ( 이하, "저장냉매량 감소조건" ) 인 것이 바람직하다. 그러면, 상기 냉매 저장수단의 "저밀도 냉매 출입구" 쪽 배관저항이 "고밀도 냉매 출입구" 쪽 배관저항보다 낮으므로, 상기 냉매 저장공간(Rd)에서 기체상태의 냉매는 증가하고 액체상태의 냉매는 감소한다. 그리고 소정의 시간 후 차단밸브(V1)을 완전히 닫는다. 이때, 상기 냉매 저장공간(Rd)에는 기체냉매만 있는 것이 바람직하다. ( 냉매 저장수단 초기화 완료 )
히트펌프(500)이 동작하는 상태에서, 압축기(C1)의 출구압력 및 응축기 대표온도를 낮추어야 할 필요가 있을 때는, 냉매 이송펌프(P3)를 작동시키고, 차단밸브(V1)을 개방 ( 이하, "저장냉매량 증가조건" ) 한다. 그러면, 상기 냉매 이송펌프(P3)에 의하여 액체냉매가 냉매 저장공간(Rd)로 유입되어, 상기 냉매 저장공간 (Rd)에는 액체상태의 냉매는 증가하고, 기체상태의 냉매는 감소한다.
그리고, 히트펌프(500)의 냉매 저장공간(Rd)에 저장된 냉매량을 조절할 필요가 없을 때는 차단밸브 (V1)을 완전히 닫고, 냉매이송펌프(P3)는 정지 ( 이하, "저장냉매량 조절금지 조건" ) 하는 것이 바람직하다.
< 실시예 3 >
이하 도10 을 참조하여 본 발명의 일 실시예(냉방 모드)를 설명한다. 도10 은 도7 의 냉매 저장수단(RS3)을 개조한 것으로, 냉매 저장량 조절을 기체냉매의 압력으로 하는 것이 특징이다.
먼저, 히트펌프(600) 구성을 살펴보면, 기체냉매를 압축하는 압축기(C1); 압축된 기체냉매를 열교환 시켜 액체로 만드는 응축기( HXO, 외부 열교환기 ); 응축된 액체냉매를 팽창시키는 팽창밸브(EV); 팽창된 냉매를 열교환 시켜 기체로 만드는 증발기 ( HXI, 내부 열교환기 ) ; 가 밀폐된 냉매배관으로 연결되어 냉동회로를 구성한다.
그리고, 냉매 저장수단(RS6)의 냉매 저장공간은 일측과 타측으로 분할하는 이동가능한 내벽을 포함하고, 일측은 고밀도 냉매 저장공간(Ra)이고, 타측은 저밀도 냉매 저장공간(Rb)이다. 그리고, 액체냉매 저장량을 조절하는 감소밸브(V3) 및 증가밸브 (V4)를 포함하여 구성된다. 상기 액체냉매 저장공간(Ra) 및 기체냉매 저장공간(Rb) 는 상기 응축기(HXO)와 병렬로 연결된다. 고밀도 냉매 저장공간(Ra)는 응축기(HXO) 출구와 연결되어서 액체냉매가 유입 또는 유출된다. 저밀도 냉매 저장공간(Rb)는 감소밸브(V3)을 통하여 응축기(HXO) 입구와 연결되어 기체냉매가 유입되고, 증가밸브(V4)를 통하여 압축기(C1)의 입구와 연결어 기체냉매가 유출된다. 이상 설명한 냉매 저장수단(RS6)은 [ 핵심 부품인 냉매 저장공간(Ra)(Rb)를 기준으로 좁게 해석하면 ] 응축기(HXO)와 병렬로 연결되어 있다.
히트펌프(600)이 가동하면, 압축기(C1) 출구에서 팽창밸브(EV) 입구까지의 냉매배관에는 고압의 냉매가 존재 ( 이하 "고압라인"이라고도 칭함 ) 하고, 팽창밸브(EV) 출구에서 압축기(C1) 입구까지의 냉매배관에는 저압의 냉매가 존재 ( 이하 "저압라인"이라고도 칭함 ) 하게 된다.
먼저, 냉매 저장수단(RS6)에 저장된 냉매량을 증가시키는 방법에 대하여 설명한다. 냉매 감소밸브(V3)를 잠그고 냉매 증가밸브(V4)를 열면, 기체냉매 저장공간(Rb)는 "저압라인"과 연결되고, 상기 저장공간(Rb) 내부압력은 낮아진다. 그 결과로 기체냉매 저장공간(Rb) 체적은 줄어들고, 액체냉매 저장공간(Ra)의 체적은 증가하여서 냉매 저장수단(RS6)에 저장된 냉매량을 증가한다.
냉매 저장수단(RS6)에 저장된 냉매량을 감소시키는 방법에 대하여 설명한다. 냉매 감소밸브(V3)를 열고 냉매 증가밸브(V4)를 잠그면, 기체냉매 저장공간(Rb)는 "고압라인"과 연결되고, 상기 저장공간(Rb) 내부로 고압의 기체냉매가 유입되고, 그 결과로 기체냉매 저장공간(Rb)의 체적은 증가하고, 액체냉매 저장공간(Ra)의 체적은 감소하여서 냉매 저장수단(RS6)에 저장된 냉매량을 감소한다. [ 조건 : 압축기(C1) 출구에서 기체냉매 저장공간(Rb)까지의 배관저항 < 압축기(C1) 출구에서 액체냉매 저장공간(Ra)까지의 배관저항]
< 실시예 4 >
본 실시예는 (냉방모드) 히트펌프 구동방법을 설명한 일 실시예이다.
이하 도6 을 참조하여 설명한다. 히트펌프(200)의 구성은 실시예 1에서 상세히 설명하였으므로 생략한다.
상기의 히트펌프(200)에 대한 제어방법은, 응축기 목표온도를 설정하는 단계, 증발기 목표온도를 설정하는 단계, 팽창밸브와 압축기를 조절하여 압축기 입구압력을 제어하는 단계, 및 냉매 저장수단에 저장되는 냉매양을 조절하여 압축기 출구압력을 제어하는 단계를 포함할 수 있다. 여기에, 증발기 과열도를 제어하는 단계 및/또는 응축기 과냉도를 제어하는 단계가 추가로 포함될 수 있다.
이하에서는 본 발명에 따른 히트펌프 제어방법을 예시적으로 설명한다
1) 증발기 목표온도는 공식(1) 또는 공식(2)로 구하는 것이 바람직하다.
증발기 목표온도 = 내기온도 - Td ----- (수식1)
증발기 목표온도 = 냉방 설정온도 - Td ----- (수식2)
여기서, Td 는 0 보다 큰 소정의 값 ( 예, 15.0 ) 이다. 내기온도는 냉방 하고자 하는 공간의 현재 온도이다. 그리고, Td 는 냉방부하량 ( 다르게 표현하면, 단위시간당 순환 냉매량 ) 이 크면 증가하고 작으면 감소할 수 있다.
압축기 입구압력 목표값은, 상기 증발기 목표온도를 사용하여 냉매 압력-온도 차트에서 찾는다. 그리고, 현재 냉방부하 크기는 온도차 ( = 내기온도 - 증발기 목표온도 ) 와 냉방공간의 크기를 사용하여 구하는 것이 바람직하다.
2) 압축기(C1) 입구압력은 팽창밸브(EV)와 압축기(C1)를 조절하여 제어한다.
이해하기 쉽게 설명하기 위하여, (가정1) 증발기(HXI) 목표온도는 16 ℃ 이고, (가정2) 과열도는 매우 잘 제어되고 있고, (가정3) 증발기(HXI) 내부에 냉매입자 ( "질량" 또는 "분자" 등으로 설명할 수 있으나, 설명의 편의상 "입자"라고 표기함 ) 가 400 개 존재하면, 증발기(HXI) 내부 압력 [ 즉, 이상적인 히트펌프에서 압축기(C1) 입구압력 ] 은 4 기압 이고, (가정4) 사용하는 냉매 압력-온도 차트에서 4 기압에 대응하는 온도는 16 ℃ 라고 가정한다.
여기서, 상기 압축기(C1) 입구압력을 4 기압이 되도록 하는 팽창밸브(EV) 및 압축기(C1)의 구동조건은 많이 존재한다. 현재 증발기(HXI) 내부에 냉매입자가 400 개 존재하는 상태에서, [ 팽창밸브(EV)를 통하여 ] 증발기(HXI)로 유입되는 냉매량과 [ 압축기(C1)를 통하여 ] 증발기(HXI)에서 유출되는 냉매량이 같아지도록 한다면, 증발기(HXI) 내부 압력은 항상 4 기압이 된다. 그리고 증발기(HXI) 온도는 항상 16 ℃ 가 된다.
그러므로 상기 (가정1) 내지 (가정4)에 따르면, 증발기(HXI) 내부에 400 개의 냉매입자가 존재하게 하면서, 냉방부하가 크면 단위시간당 증발기를 통과하는 냉매량을 많게 하고, 냉방부하가 작으면 단위시간당 증발기를 통과하는 냉매량을 적게 하는 방법으로 히트펌프를 구동하는 것이 바람직하다. 이것은 특히, 히트펌프의 냉방풍량이 자동조정 모드인 경우 바람직하다.
전기자동차와 달리 엔진자동차는 보통 압축기가 자동차 엔진으로 구동된다. 차량 운행중에 엔진 회전속도(RPM)는 수시로 변하기 때문에, 압축기 압축속도도 수시로 변한다. 본 발명에 따르면 단위시간당 압축기를 통과하는 냉매량이 일정한 것이 바람직하므로, 엔진 회전속도가 높아지면 일회 압축 냉매량은 적어지고, 엔진 회전속도가 낮아지면 일회 압축 냉매량은 많아지는 것이 바람직하다.
3) 과열도는 수식(3)으로 구하는 것이 특히 바람직하다.
과열도 = 실측온도 - 이론온도 ----- (수식3)
여기서, 실측온도는 증발기(HXI) 출구에서 측정된 냉매온도이다. 그리고, 이론온도는 사용하는 냉매 압력-온도 차트에서 구한 것이다. 이때, 압력은 실측온도 측정부위에서 획득된 것을 사용한다.
3-1) 냉방풍량이 자동조정 모드인 경우: 단위시간당 증발기(HXI)를 통과하는 냉매량은 냉방부하에 의하여 결정 [ 스텝2) 참조 ] 하고, 과열도는 증발기 팬(FNI)의 속도로 결정하는 것이 바람직하다.
더욱 상세하게 설명하면, 과열도가 높으면 내기에서 증발기(HXI)로 공급되는 열을 줄여서 [ 예, 증발기 팬(FXI) 속도를 낮추어서 ] 과열도를 낮춘다. 과열도가 낮으면 내기에서 증발기(HXI)로 공급되는 열을 증가시켜 [ 예, 증발기 팬(FXI) 속도를 높여서 ] 과열도를 높인다. 본 방법을 실물로 구현하는 데 있어서, 과열도가 목표로 하는 과열도와 차가 작고, 각 부속품의 한계로 인하여 증발기 팬(FXI) 보다 팽창밸브(EV) 개도 또는/및 압축기(C1) 조절로 더욱 미세하게 또는 쉽게 과열도를 조절할 수 있다면, 과열도는 팽창밸브 또는/및 압축기로 제어하는 것이 바람직하다. 이때 압축기(C1) 입구압력은 목표압력과 대략 같을 것이다.
3-2) 냉방풍량이 수동조정 모드인 경우: 풍량 즉 증발기 팬(FXI) 속도는 이미 수동으로 설정되어 있다. 따라서, 과열도는 단위시간당 순환 냉매량으로 제어하는 것이 바람직하다.
더욱 상세하게 설명하면, 단위시간당 증발기(HXI)를 통과하는 냉매량이 적절한 수준보다 낮으면 냉기가 적게 공급되어서 과열도는 증가하고, 적절한 수준보다 높으면 냉기가 많이 공급되어서 과열도는 감소한다. 따라서 단위시간당 증발기(HXI)를 통과하는 냉매량 조절로 과열도를 제어하는 것이 바람직하다.
여기서, 단위시간당 증발기(HXI)를 통과하는 냉매량은 팽창밸브(EV)와 압축기(C1)로 제어하는 것이 바람직하다. 이때, 증발기(HXI) 내부에 존재하는 냉매입자 수에 의하여 증발기(HXI) 온도 및 압축기(C1) 입구압력이 결정됨은 당연하다. 그리고, 압축기(C1) 입구압력 변동없이 과열도 제어가 이루어짐은 당연하다.
( 풍량이 수동조정 모드이지만, 약간의 풍량변동은 허용될 경우 ) 본 방법을 실물로 구현하는 데 있어서, 과열도가 목표로 하는 과열도와 차가 작고, 각 부속품의 한계로 인하여 증발기 팬(FXI)이 팽창밸브(EV) 개도 또는 압축기(C1) 보다 더욱 미세하게 또는 쉽게 과열도를 조절할 수 있다면, 과열도는 증발기 팬(FXI)으로 제어하는 것이 바람직하다. 이때 압축기(C1) 입구압력은 목표압력과 대략 같을 것이다.
4) 압축기(C1) 출구압력(응축기 목표온도)은 냉매 저장수단으로 조절한다.
응축기 목표온도는 (수식4) 또는 (수식5)로 구하는 것이 바람직하다.
응축기 목표온도 = 외기 온도 + Td ----- (수식4)
응축기 목표온도 = 외기 온도 + Td - Cs ----- (수식5)
여기서, Td 는 0 보다 큰 소정의 값( 예, 15.0 ) 이다. 그리고, Td 는 냉방부하량 ( 다르게 표현하면, 단위시간당 순환 냉매량 ) 이 크면 증가하고 작으면 감소할 수 있다. 그리고 Cs 는 차량속도가 높아지면 응축기를 통과하는 풍량이 많아져서 열 교환량이 증가하는 것을 고려한 변수이다.
4-1) 건물에 설치된 고정식 히트펌프인 경우: 응축기 목표온도는 공식(4)로 구하는 것이 바람직하다.
응축기(HXO)에서 방열하여야 할 열량은 단위시간당 순환 냉매량과 압축기 (C1) 출구압력 ( 다르게 표현하면, 사용하는 냉매 압력-온도 차트에서 기체를 액체로 상전이 시키기 위한 열 에너지 ) 을 사용하여 구할 수 있다. 그리고, 상기 계산된 방열량으로부터 응축기 팬(FNO) 풍량을 구할 수 있음은 당연하다. 이때, 과냉도는 응축기 팬(FNO) 풍량을 미세하고 조절하여 달성하는 것이 바람직하다.
4-2) 차량에 설치된 이동식 히트펌프인 경우: 응축기 목표온도는 공식(5)로 구하는 것이 바람직하다. 이때, 차량속도에 따라서 변동하는 상기 변수 Cs 는 차량속도가 높으면 크고, 속도가 낮으면 작은 것이 바람직하다.
5) 과냉도는 (수식6)로 구하는 것이 바람직하다.
과냉도 = 실측온도 - 이론온도 ----- (수식6)
여기서, 실측온도는 응축기(HXO) 출구에서 측정된 냉매온도이다. 그리고, 이론온도는 사용하는 냉매 압력-온도 차트에서 구한 것이다. 이때, 압력은 실측온도 측정부위에서 획득된 것을 사용한다.
히트펌프 성능계수를 높이기 위하여 과냉도는 적절한 값으로 제어되는 것이 바람직하다. 외기 습도, 자연 바람의 풍속 등의 원인으로 과냉도가 변동할 수 있기 때문에, 과냉도는 응축기 팬(FNO)의 풍량을 조절하여 달성하는 것이 바람직하다. 응축기 팬(FNO)의 속도가 한계값 근처에 있을 경우는, 상기 과냉도를 압축기(C1) 출구압력으로 조절할 수 있음은 당연하다. 예를 들어서, 응축기 팬(FNO)의 풍량이 최대이고, 과냉도가 낮을 경우는, 출구압력을 조금 더 높인다. 그리고, 응축기 팬(FNO)의 풍량이 최소이고, 과냉도가 높을 경우는, 출구압력을 조금 더 낮춘다.
본 실시예에서 설명한 히트펌프 제어방법은 다수의 경우를 포함하는 절차이다. 따라서, 실제 히트펌프 구현에서는 선택적으로 몇 스텝을 선택할 수 있다. 그리고, 앞서 설명한 제어 절차는 고정된 순서가 아니기 때문에, 다른 순서로 하여도 된다. 또한, 본 실시예에서 설명한 히트펌프 제어방법은 종래의 출원번호 KR 10-2016-7026740 (US 2016/0370044 A1) 및 US 7,010,927 B2 등에도 적용할 수 있음은 당연하다.
이상 본 발명의 히트펌프 구동 방법에 대한 일 실시예를 상세히 설명하였다.
본 발명의 냉매 저장수단(RS1)(RS3)(RS6) 에서 이동 가능한 내벽의 기능은 다이어프램으로 구현할 수 있다. 더욱 상세하게는 US2016/0370044 A1 에 언급되었듯이, 다이어프램의 변위 및/또는 변형에 의해서 상기 냉매 저장수단 (RS1)(RS3)(RS6)의 저장 냉매량을 조절할 수 있다. 따라서, 본 발명에서 이동 가능한 내벽은 딱딱한 내벽, 변위 및/또는 변형되는 내벽을 포함하는 것으로 해석하여야 한다.
본 발명에서는, 히트펌프를 냉방 모드로 운전하는 경우에 대하여 상세히 설명하였으나, 난방 모드에서도 본 발명의 개념을 적용할 수 있음은 당연하다. 즉, 압축기 입구압력 및 출구압력을 개별적으로 각각 조절하여서, 열교환기인 응축기 및 기화기의 온도를 열교환에 사용되는 공기(수조인 경우는 "액체", 넓은 개념의 용어로는 "매질") 보다 소정의 값만큼 높게 또는 낮게 설정하는 것이 가능하다. 이로써, 열교환 매질과 최적 온도차로 열교환이 가능하므로 에너지 절약형 히트펌프가 개시된다.
본 발명의 실시예들에서는 각각 하나의 압축기, 실외 열교환기, 실내 열교환기, 팽창밸브 및 냉매 저장수단으로 설명하였으나, 상기 구성품들을 복수개 사용한 히트펌프에서도 본 발명이 구현될 수 있음은 당업자에게는 당연하다.
이상, 본 발명에 대하여 그 바람직한 실시예를 살펴보았으나 이는 예시에 불과하며, 본 기술 분야의 통상적인 지식을 가진 자라면 이로부터 다양한 변형된 실시예가 가능함을 이해하여야 할 것이다. 그러므로, 본 명세서와 도면에 개시된 본 발명의 실시예들은 본 발명의 기술내용을 쉽게 설명하고, 본 발명의 이해를 돕기 위해 특정 예를 제시한 것일 뿐이며, 본 발명의 범위를 한정하고자 하는 것은 아니다.
본 발명에 따른 히트펌프에 의하면, 냉방 부하는 크지만 외기 온도가 낮을 때 [ 예, 봄/가을 (외기 온도 20 ℃), 불을 많이 사용하는 식당주방, 사람이 많이 몰리는 쇼핑몰...], 최적의 열교환이 가능하도록 압축기 출구압력을 낮추어 에너지를 절감할 수 있다. 따라서 산업상 이용 가능성이 매우 높다.
특히, 자동차에서는, 차량의 외기 온도가 낮은데도 온실효과에 의하여 냉방부하가 높은 경우 ( 예, 차량 창문은 닫고 이동하는 경우 ) 가 많다. 본 발명으로 에너지 절약형 차량용 히트펌프가 제공되므로, 산업상 이용 가능성이 매우 높다.

Claims (13)

  1. 히트펌프에 있어서,
    최소한 하나의 압축기; 최소한 하나의 응축기; 최소한 하나의 팽창밸브; 최소한 하나의 증발기; 및 최소한 하나의 냉매 저장수단; 을 포함하고,
    상기 (압축기, 응축기, 팽창밸브, 증발기)는 밀폐된 냉매배관으로 연결되어 냉매 순환회로를 구성하고,
    상기 냉매 저장수단에는 최소한 하나의 냉매 저장공간이 있고,
    상기 저장공간은 고밀도와 저밀도 냉매 출입구가 구분되어 있고,
    상기 저장수단은 상기 저장공간으로 냉매를 이송하는 수단을 포함하고,
    상기 저장공간은 상기 응축기 또는/및 증발기와 병렬로 설치된 히트펌프.
  2. 제1항에 있어서,
    상기 냉매 저장공간은 일측과 타측을 분할하는 이동 가능한 내벽; 을 더 포함하고, 상기 일측 저장공간에는 상기 타측보다 고밀도 냉매가 저장되는 히트펌프.
  3. 제2항에 있어서,
    상기 냉매를 이송하는 수단은 왕복운동을 하는 피스톤인 히트펌프.
  4. 제1항에 있어서,
    상기 냉매를 이송하는 수단은 펌프인 히트펌프.
  5. 제1항에 있어서,
    상기 냉매를 이송하는 수단은 기체냉매의 압력인 히트펌프.
  6. 제1항에 있어서,
    상기 냉매 저장수단은 냉매의 이동을 차단하는 차단밸브를 최소한 한 개를 포함하는 히트펌프.
  7. 압축기, 응축기, 팽창밸브 및 증발기가 밀폐된 냉매라인을 통해 연결되며, 상기 냉매라인에 연결되어 냉매의 순환량을 조절하는 냉매 저장수단을 포함하는 히트펌프의 제어방법에 있어서,
    상기 응축기 목표온도를 설정하는 단계;
    상기 팽창밸브와 상기 압축기를 조절하여 상기 압축기 입구압력을 제어하는 단계; 및
    상기 냉매 저장수단이 저장하는 냉매의 양을 조절하여 상기 압축기 출구압력을 제어하는 단계를 포함하는 히트펌프 제어방법.
  8. 제7항에 있어서,
    상기 냉매 저장수단에는 최소한 하나의 냉매 저장공간이 있고,
    상기 저장수단은 상기 저장공간으로 냉매를 이송하는 수단을 포함하고,
    상기 저장공간은 상기 응축기 또는/및 증발기와 병렬로 설치된 것;을 특징으로 하는 히트펌프 제어방법.
  9. 제8항에 있어서,
    상기 냉매 저장공간은 일측과 타측을 분할하는 내벽; 을 더 포함하고,
    상기 일측 저장공간에는 상기 타측보다 고밀도 냉매가 저장되는 것; 을 특징으로 하는 히트펌프 제어방법.
  10. 제8항에 있어서,
    상기 냉매를 이송하는 수단은 왕복운동을 하는 피스톤인 것; 을 특징으로 하는 히트펌프 제어방법.
  11. 제8항에 있어서,
    상기 냉매를 이송하는 수단은 펌프인 것; 을 특징으로 하는 히트펌프 제어방법.
  12. 제8항에 있어서,
    상기 냉매를 이송하는 수단은 기체냉매의 압력인 것; 을 특징으로 하는 히트펌프 제어방법.
  13. 제8항에 있어서,
    상기 냉매저장수단은 냉매의 이동을 차단하는 차단밸브를 최소한 한 개를 포함하는 것; 을 특징으로 하는 히트펌프 제어방법.
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