WO2021096317A1 - 가스 히트펌프 시스템 및 그 제어방법 - Google Patents

가스 히트펌프 시스템 및 그 제어방법 Download PDF

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WO2021096317A1
WO2021096317A1 PCT/KR2020/016041 KR2020016041W WO2021096317A1 WO 2021096317 A1 WO2021096317 A1 WO 2021096317A1 KR 2020016041 W KR2020016041 W KR 2020016041W WO 2021096317 A1 WO2021096317 A1 WO 2021096317A1
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electric motor
engine
supercharger
heat pump
pump system
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PCT/KR2020/016041
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English (en)
French (fr)
Inventor
장희중
정호종
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엘지전자 주식회사
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    • F02D41/0002—Controlling intake air
    • F02D41/0007—Controlling intake air for control of turbo-charged or super-charged engines
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    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
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    • F02B37/00—Engines characterised by provision of pumps driven at least for part of the time by exhaust
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    • Y02T10/10—Internal combustion engine [ICE] based vehicles
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Definitions

  • the present invention relates to a gas heat pump system and a control method thereof, and more particularly, by changing the driving mode of a supercharger supplying a mixture by pressurizing a mixer from a supercharger mode to a turbocharger mode, the engine can be operated without reducing torque even at high rotations. It relates to a gas heat pump system capable of improving output and a control method thereof.
  • the heat pump system is a system provided with a refrigeration cycle capable of performing a cooling or heating operation, and may be interlocked with a hot water supply device or a cooling and heating device.
  • hot water may be produced using a heat source obtained by heat exchange between the refrigerant in the refrigeration cycle and a predetermined heat storage medium, or air conditioning for cooling and heating may be performed.
  • Such a refrigeration cycle generally includes a compressor for compressing the refrigerant, a condenser for condensing the refrigerant compressed by the compressor, an expansion device for decompressing the refrigerant condensed by the condenser, and an evaporator for evaporating the reduced refrigerant.
  • the heat pump system may be classified into an electric heat pump system and a gas heat pump system according to a type of a drive source for driving a compressor.
  • the electric heat pump system is suitable for home use where the load capacity is not large.
  • Gas heat pump systems are suitable for industrial or large buildings with very large load capacities.
  • the gas heat pump system uses a gas engine rather than an electric motor to drive a large-capacity compressor suitable for such a high load capacity.
  • the gas heat pump system includes an engine that generates power by burning a mixture of fuel and air (hereinafter referred to as a mixer), an air supply device for supplying a mixer to the engine, a fuel supply device, and a mixture of air and fuel. Includes a mixer for.
  • Korean Patent Publication No. 10-1944831 discloses a turbocharger type supercharger consisting of a turbine rotating with the exhaust gas of the engine, and a compressor that rotates integrally with the turbine and compresses the mixer and supplies it to the cylinder of the engine.
  • a configuration related to a gas heat pump to be included has been disclosed.
  • the turbocharger of the turbocharger disclosed in the prior literature is configured to rotate integrally at all times since the turbine and the compressor are forcibly connected through a rotating shaft.
  • the turbocharger type supercharger has a problem in that the engine torque performance is insufficient to stably drive the compressor in the low rotational speed section.
  • the supercharger type supercharger exhibits stable engine torque performance in a low rotational speed section, contrary to the turbocharger type supercharger, but has a problem that the engine torque performance deteriorates as the engine rotational speed increases.
  • An object of the present invention is to provide a gas heat pump system having performance and a control method thereof.
  • the present invention is a gas that can prevent damage to the impeller and turbine by lowering the rotation speed of the turbocharger while the turbocharger and the engine are in a high rotational speed state, but the engine torque output is no longer able to follow the load. It is an object of the present invention to provide a heat pump system and a control method thereof.
  • the gas heat pump system includes: a compressor of an air conditioning module; A gas engine generating driving force of the compressor; A supercharger that pressurizes and supplies a mixture of air and fuel to the engine through an impeller; And a control unit for changing a driving source of the supercharger, wherein the supercharger includes an electric motor that provides rotational force to the impeller, and the control unit signals a control command for increasing the output of the engine during operation of the engine.
  • the target engine speed corresponding to the output increase command signal is calculated, compared with a preset reference engine speed, and when it is determined that the target engine speed exceeds the reference engine speed, the driving source is Control is performed so that the driving source is changed from a supercharger mode to be an electric motor to a turbocharger mode to be a turbine that is rotated by exhaust gas of the engine.
  • the reference engine speed is a first characteristic line obtained when driving only in the supercharger mode in the driving characteristic graph of the engine expressed as engine speed-engine torque, and a second characteristic line obtained when driving only in the turbocharger mode. It becomes the engine speed of the intersection point between characteristic lines.
  • an inlet pipe for guiding the exhaust gas discharged from the engine to the turbine;
  • An outlet pipe through which exhaust gas is discharged from the turbine;
  • a bypass pipe connecting the inlet pipe and the outlet pipe by bypassing;
  • a bypass valve installed on the bypass pipe to open and close the bypass pipe, wherein the controller closes the opening degree of the bypass valve at a predetermined rate per hour when the driving source of the supercharger is changed. Control.
  • the supercharger further includes a turbine clutch that regulates the connection between the turbine and the impeller, and the control unit engages the turbine clutch from a disconnected state when the opening degree of the bypass valve is less than a predetermined reference opening degree. Switch to state.
  • control unit reduces the electric power supplied to the electric motor by a predetermined ratio.
  • control unit detects the rotation speed of the electric motor and, when it is determined that the predetermined target rotation speed has been reached, stops supplying power to the electric motor.
  • control unit detects the number of revolutions of the electric motor after the drive source is changed and, if it is determined that the number of revolutions exceeds the threshold number of revolutions, supplies power to the electric motor to operate the electric motor.
  • the control unit cuts off the power supplied to the electric motor.
  • the control method of the gas heat pump system the power increase command signal receiving step of receiving a control command signal for increasing the output of the engine during operation of the engine;
  • a target engine speed calculation step of calculating a target engine speed corresponding to the output increase command signal;
  • An engine speed comparison step of comparing the target engine speed and a preset reference engine speed;
  • a supercharger driving mode changing step of changing a driving source of a supercharger that pressurizes and supplies a mixture of air and fuel to the engine through an impeller.
  • the driving source is changed from a supercharger mode in which the driving source is an electric motor to a turbocharger mode in which the driving source is a turbine rotated by exhaust gas of the engine.
  • the supercharger driving mode maintenance step of maintaining the supercharger drive mode as the supercharger mode is further included.
  • the reference engine speed is a first characteristic line obtained when driving only in the supercharger mode in the driving characteristic graph of the engine expressed as engine speed-engine torque, and a second characteristic line obtained when driving only in the turbocharger mode. It becomes the engine speed of the intersection point between characteristic lines.
  • the engine speed at the intersection is 1850 times per minute.
  • the opening degree of the bypass valve is adjusted to close the opening degree of the bypass valve installed in the bypass pipe connecting the inlet pipe and the outlet pipe of the turbine at a predetermined rate per hour. Step; includes.
  • the predetermined ratio is 5% per second.
  • the step of changing the supercharger driving mode further includes a bypass opening degree determining step of determining whether an opening degree of the bypass valve is less than a predetermined reference opening degree.
  • the reference opening degree is 50%.
  • the step of changing the supercharger driving mode may further include a turbine clutch engaging step of switching a turbine clutch that regulates a connection between the turbine and the impeller from a disconnected state to an engaged state.
  • the step of changing the supercharger driving mode may further include an electric motor deceleration control step of reducing power supplied to the electric motor by a predetermined ratio when the turbine clutch is switched to the engaged state in the turbine clutch engagement step.
  • the predetermined rate is 10% per second.
  • the step of changing the supercharger driving mode may further include determining whether a target rotation speed has been reached by detecting a rotation speed of the electric motor and determining whether a predetermined target rotation speed has been reached.
  • the step of changing the supercharger driving mode may include: stopping power supply of stopping power supply to the electric motor when it is determined that the electric motor has reached the target rotational speed in the determining whether the target rotational speed has been reached. Include more.
  • a step of determining whether or not a critical rotational speed is exceeded by sensing the rotational speed of the electric motor and determining whether or not the critical rotational speed is exceeded.
  • the critical rotation speed is 10,0000 times per minute.
  • the electric motor driving start step of operating the electric motor by supplying power to the electric motor further includes.
  • the electric power supplied to the electric motor is 5 to 10% of the maximum supplied electric power.
  • the gas heat pump system and its control method according to the present invention provide a stable driving performance by driving a supercharger using a separate drive source according to the rotation speed of the engine so that the optimum engine torque output according to the engine rotation speed can be secured. It has an effect that can be secured.
  • the gas heat pump system and the control method thereof according to the present invention can reduce the rotation speed of the supercharger while the turbocharger mode is in progress, while the turbocharger and the engine are in a high rotational speed state, but the engine torque output is no longer able to follow the load. It has the effect of preventing damage to the impeller and turbine.
  • FIG. 1 is a schematic configuration diagram showing the configuration of a gas heat pump system according to an embodiment of the present invention.
  • FIG. 2 is a schematic diagram for explaining a detailed configuration of the engine module of FIG. 1.
  • 3 is a characteristic graph showing the engine speed-torque characteristics.
  • FIG. 4 is a schematic diagram showing a state in which a supercharger is driven in a supercharger mode according to an embodiment of the present invention.
  • FIG. 5 is a schematic diagram showing a state in which a supercharger is converted from a supercharger mode to a turbocharger mode according to an embodiment of the present invention.
  • FIG. 6 is a schematic diagram showing a state in which the conversion of the turbocharger to the turbocharger mode is completed according to an embodiment of the present invention.
  • FIG. 7 is a functional block diagram illustrating a control unit of a gas heat pump system according to an embodiment of the present invention.
  • FIG. 8 is a flowchart illustrating a method of controlling a gas heat pump system according to an embodiment of the present invention.
  • FIG. 9 is a flowchart illustrating detailed steps of the step of converting the driving mode of the supercharger of FIG. 8.
  • FIG. 10 is a flowchart of steps performed after the step of converting the supercharger driving mode of FIG. 8.
  • first and second may be used to describe various elements, but the elements may not be limited by the terms. The terms are only for the purpose of distinguishing one component from another component.
  • a first element may be referred to as a second element, and similarly, a second element may be referred to as a first element.
  • the term “and/or” may include a combination of a plurality of related listed items or any of a plurality of related listed items.
  • FIG. 1 is a schematic diagram showing the configuration of a gas heat pump system according to an embodiment of the present invention
  • FIG. 2 is a schematic diagram for explaining a detailed configuration of the engine module of FIG. 1.
  • a gas heat pump system 10 includes an air conditioning module, an engine module, and a cooling module.
  • the air conditioning module includes a plurality of components constituting a refrigerant cycle.
  • the air conditioning module includes a compressor 110 for compressing a refrigerant and a four-way valve 115 for changing a direction of the refrigerant compressed by the compressor 110.
  • the air conditioning module further includes an outdoor heat exchanger 120 and an indoor heat exchanger 140.
  • the outdoor heat exchanger 120 may be disposed inside the outdoor unit disposed on the outdoor side, and the indoor heat exchanger 140 may be disposed inside the indoor unit disposed on the indoor side.
  • the refrigerant passing through the four-way valve 115 may flow to the outdoor heat exchanger 120 or the indoor heat exchanger 140.
  • Components of the system shown in FIG. 1 may be disposed outside the indoor heat exchanger 140 and the indoor expansion device 145, that is, inside the outdoor unit.
  • the refrigerant passing through the four-way valve 115 may flow toward the indoor heat exchanger 140 through the outdoor heat exchanger 120.
  • the refrigerant passing through the four-way valve 115 may flow toward the outdoor heat exchanger 120 through the indoor heat exchanger 140.
  • the air conditioning module further includes a refrigerant pipe 170 (solid line flow path) connecting the compressor 110, the outdoor heat exchanger 120, and the indoor heat exchanger 140 to guide the flow of the refrigerant.
  • a refrigerant pipe 170 solid line flow path
  • the refrigerant flowing through the outdoor heat exchanger 120 may be condensed by heat exchange with outside air.
  • An outdoor fan 122 for blowing outside air may be disposed on one side of the outdoor heat exchanger 120.
  • a main expansion device 125 for depressurizing the refrigerant may be provided.
  • the main expansion device 125 may include an electronic expansion valve (EEV), and the electronic expansion valve (EEV) may be controlled by a pulse width modulation method. Accordingly, when the pulse is increased (+), the opening amount of the main expansion device 125 is increased, and when the number of pulses is decreased (-), the opening amount of the main expansion device 125 may be decreased.
  • EEV electronic expansion valve
  • the main expansion device 125 is fully open and does not decompress the refrigerant.
  • a subcooling heat exchanger 130 for additionally cooling the refrigerant may be provided at the outlet side of the main expansion device 125.
  • a subcooling flow path 132 may be connected to the subcooling heat exchanger 130.
  • the subcooling flow path 132 may be branched from the refrigerant pipe 170 and connected to the subcooling heat exchanger 130.
  • a supercooling expansion device 135 may be installed in the supercooling passage 132.
  • the refrigerant flowing through the subcooling passage 132 may be depressurized while passing through the supercooling expansion device 135.
  • heat exchange may be performed between the refrigerant in the refrigerant pipe 170 and the refrigerant in the subcooling passage 132.
  • the refrigerant in the refrigerant pipe 170 is supercooled, and the refrigerant in the subcooling channel 132 absorbs heat.
  • the subcooling passage 132 may be connected to the gas-liquid separator 160.
  • the refrigerant in the subcooling passage 132 heat-exchanged in the subcooling heat exchanger 130 may flow into the gas-liquid separator 160.
  • the indoor expansion device 145 is installed inside the indoor unit and may be configured with an electronic expansion valve (EEV).
  • the refrigerant evaporated from the indoor heat exchanger 140 may be directly introduced into the gas-liquid separator 160 after passing through the four-way valve 115, and the separated gaseous refrigerant may be sucked into the compressor 110. .
  • the refrigerant compressed by the compressor 110 may flow to the indoor heat exchanger 140, and the refrigerant condensed by the indoor heat exchanger 140 may flow to the auxiliary heat exchanger 150.
  • a refrigerant branch pipe 151 may be connected to the auxiliary heat exchanger 150.
  • An expansion valve 152 may be provided in a pipe located at an inlet side of the auxiliary heat exchanger 150 among the refrigerant branch pipes 151.
  • the expansion valve 152 may depressurize the refrigerant while controlling the flow of the refrigerant.
  • the auxiliary heat exchanger 150 is a heat exchanger capable of performing heat exchange between a low-pressure refrigerant and a high-temperature cooling water, and includes, for example, a plate heat exchanger.
  • the refrigerant that has passed through the auxiliary heat exchanger 150 may be introduced into the gas-liquid separator 160.
  • the refrigerant passing through the auxiliary heat exchanger 150 is gas-liquid separated by the gas-liquid separator 160, and the separated gaseous refrigerant may be sucked into the compressor 110.
  • the cooling module includes a cooling water pipe 360 (dotted line flow path) for guiding a flow of cooling water for cooling the engine 210 to be described later.
  • the cooling water pipe 360 includes a cooling water pump 300 for generating a flow force of cooling water, a plurality of flow conversion units 310 and 320 for changing a flow direction of the cooling water, and a radiator 330 for cooling the cooling water. ) Can be installed.
  • the plurality of flow conversion units 310 and 320 include a first flow conversion unit 310 and a second flow conversion unit 320.
  • the first flow conversion unit 310 and the second flow conversion unit 320 include a three-way valve.
  • the radiator 330 may be located on one side of the outdoor heat exchanger 120, and the cooling water of the radiator 330 is heat-exchanged with outside air by driving the outdoor fan 122, and may be cooled during this process.
  • the coolant pump 300 When the coolant pump 300 is driven, the coolant passes through the engine 210 and the exhaust gas heat exchanger 280, and the radiator 330 through the first flow conversion unit 310 and the second flow conversion unit 320 Alternatively, it may be selectively flowed to the auxiliary heat exchanger 150.
  • the engine module includes an engine 210 and various components for supplying a mixer to the engine 210.
  • the engine module includes a mixer 230 disposed at the inlet side of the engine 210 to mix air and fuel.
  • an air filter 220 that supplies purified air to the mixer 230 through an air supply pipe 200a, and a gas fuel having a predetermined pressure or less through the fuel supply pipe 200b is supplied.
  • a zero governor 240 may be installed.
  • the zero governor 240 may be understood as a device that constantly adjusts and supplies an outlet pressure regardless of a change in the inlet pressure or flow rate of the fuel.
  • a silencer 290 for preventing noise caused by air inflow may be included on the upstream side of the filter 220.
  • the air passing through the air filter 220 and the fuel discharged from the zero governor 240 are mixed in the mixer 230 to form a mixer, and the mixer is supplied to the engine 210 through the mixer supply pipe 200c. I can.
  • the engine module further includes a supercharger 250 and an adjustment means 270 disposed between the mixer 230 and the engine 210.
  • the supercharger 250 pressurizes the mixer to increase the density of the mixer and supplies it to the engine 210, thereby being used as a means for outputting a higher output than the naturally aspirated engine.
  • the supercharger 250 pressurizes the discharged mixer after air and fuel are mixed in the mixer 230 and discharges it to the engine 210 through the mixer supply pipe 200c.
  • the supercharger 250 includes an impeller 251 that compresses the mixer mixed in the mixer 230 to an atmospheric pressure or higher and supplies it to the engine 210.
  • gas heat pump system according to an embodiment of the present invention is configured to be applicable to both a supercharger method and a turbocharger method by distinguishing according to the characteristics of the engine as shown in FIG. 2.
  • the adjusting means 270 is disposed between the supercharger 250 and the engine 210 to adjust the amount of the compressed mixer supplied to the engine 210.
  • control means 270 may be provided with a valve to which an ETC (electronic throttle control) method is applied.
  • ETC electronic throttle control
  • the present invention is not limited thereto, but will be described based on an embodiment in which an ETC valve capable of electronic control is applied as the adjusting means 270.
  • the fuel and air are mixed in the mixer 230 to form a mixer, and the mixer may be supplied to the engine 210 after being pressurized to a high pressure in the supercharger 250.
  • the output of the engine 210 is controlled by precisely controlling the amount of the high-pressure mixer supplied to the engine 210 through the ETC valve 270.
  • an intercooler 260 may be provided between the supercharger 250 and the adjusting means 270 as a means for supplying the mixture to the cylinder 211 of the engine 210 by lowering the temperature and pressure of the mixer.
  • the intercooler 260 may exchange heat between a mixer to be supplied to the engine 210 and a part of coolant to flow to the engine 210.
  • the engine module may further include an exhaust gas heat exchanger 280 disposed on the exhaust port side of the engine 210 to exchange heat between the coolant and the exhaust gas.
  • FIG 3 shows an engine output characteristic graph when the supercharger 250 is operated in different driving modes for the same engine.
  • the horizontal axis represents engine revolutions per minute (rpm) and the vertical axis represents engine torque output.
  • the first characteristic line (L1) representing the case that the supercharger 250 having the same capacity of approximately 2L is driven only by a supercharger having a rotational speed of about 65,000rpm is a high engine torque output at a low rotational speed. Show.
  • the second characteristic line L2 representing the case of driving only the turbocharger indicates a higher engine torque output as the engine speed increases.
  • the present invention drives in a supercharger mode at an engine speed of 1850 rpm or less based on about 1850 rpm where the first characteristic line L1 and the second characteristic line L2 intersect, It is configured to run in turbocharger mode at engine speeds of 1850 rpm or higher.
  • the electric motor 254 is connected to the first drive shaft 253a that is the rotation shaft of the impeller 251 so that the supercharger 250 can be driven in the supercharger mode.
  • the rotor of the electric motor 254 may be directly connected to the first drive shaft 253a, or a deceleration means may be further added between the electric motor 254 and the first drive shaft 253a.
  • the present invention is not limited thereto, but for convenience, the following description will be made on the basis of a structure in which the rotor of the electric motor 254 is directly coupled to the first drive shaft 253a.
  • the turbine 252 is disposed inside the exhaust pipe 200d of the engine 210 so that the supercharger 250 can be driven in the turbocharger mode.
  • exhaust gas is transmitted to the turbine 252 through the turbine inlet pipe 200d-1 connected to the exhaust manifold 213 of the engine to generate a driving force for rotating the turbine 252.
  • the exhaust gas passing through the turbine 252 is discharged through the turbine outlet pipe 200d-2.
  • a turbine clutch 255 is disposed between the second drive shaft 253b serving as the rotational shaft of the turbine 252 and the first drive shaft 253a of the impeller 251 to regulate their connection.
  • the turbine clutch 255 functions to be in a clutch-on state in the turbocharger mode so that the driving force of the turbine 252 is transmitted to the first driving shaft 253a through the second driving shaft 253b.
  • the turbine clutch 255 functions to be in a clutch-off state in the supercharger mode so that the driving force of the electric motor 254 is not transmitted to the second drive shaft 253b.
  • the driving force of the electric motor 254 can be transmitted only to the impeller 251 through the first drive shaft 253a, and the turbine 252 is in a no-load state, thereby reducing the exhaust resistance of the engine. This can be improved.
  • the turbine clutch 255 can be applied to any type of clutch known in the art, as will be described later, the electronic clutch of a method capable of electronic control through the control unit 300 is preferable. For convenience, it will be described below based on the turbine clutch 255 to which the electromagnetic clutch type is applied
  • exhaust gas bypasses the turbine inlet pipe (200d-1) to the turbine outlet pipe (200d-2) without passing through the turbine 252 Bypass pipe (200d-3) for direct discharge is installed.
  • bypass pipe 200d-3 is provided with a bypass valve BV for controlling the flow rate of the exhaust gas passing through the bypass pipe 200d-3.
  • bypass valve BV is fully opened, and the turbocharger mode in the high rotational speed region of the engine 210 When driven by, the bypass valve (BV) is completely closed.
  • the bypass valve BV is controlled to gradually decrease the opening amount in the fully open state.
  • FIG. 4 is a schematic diagram showing a state in which the supercharger 250 is driven in a supercharger mode according to an embodiment of the present invention.
  • the impeller 251 is driven only by the electric motor 254.
  • the electric motor 254 generates a driving force in the first drive shaft 253a connected to the impeller 251 to rotate the impeller 251.
  • the turbine clutch 255 is controlled to maintain the clutch-off state. Therefore, since the first drive shaft 253a connected to the impeller 251 and the second drive shaft 253b connected to the turbine 252 are kept separated from each other, all the driving force of the electric motor 254 is controlled by the impeller 251. 1 It is transmitted only to the drive shaft 253a.
  • the amount of exhaust gas flowing into the turbine 252 through the turbine inlet pipe 200d-1 may be minimized, and exhaust resistance of the engine 210 may be minimized.
  • the impeller 251 is driven only by the electric motor 254, the turbine clutch 255 is maintained in a clutch-off state, and the bypass valve BV is fully opened.
  • FIG 5 is a schematic diagram showing a state in which the supercharger 250 is converted from a supercharger mode to a turbocharger mode according to an embodiment of the present invention.
  • the target engine speed (Erpm_t) corresponding to the load fluctuation signal is calculated, and if the calculated target engine speed (Erpm_t) is the first characteristic line (L1) and the second characteristic line (L2) of FIG. ) Is configured to convert the driving mode of the supercharger 250 into a turbocharger mode when it exceeds the reference engine speed Erpm_s of the intersection point.
  • the reference engine speed Erpm_s at the intersection of the first characteristic line L1 and the second characteristic line L2 of FIG. 3 may be 1850 rpm, for example.
  • the opening degree of the bypass valve BV is first closed at a predetermined rate per hour.
  • the predetermined rate per hour is preferably 5% per second.
  • the opening degree of the bypass valve BV is gradually closed to gradually increase the flow rate of the exhaust gas supplied to the turbine 252 to gradually increase the rotational speed of the turbine 252. In addition, it is to prevent damage to the turbine 252 due to sudden opening of the bypass valve BV.
  • the predetermined opening degree is preferably 50%.
  • the opening degree of the bypass valve BV becomes 50% or not, the amount of exhaust gas supplied to the turbine 252 through the turbine inlet pipe 200d-1 is gradually increased and the bypass valve ( When the opening degree of BV) reaches about 50%, it can be determined that the number of revolutions of the turbine 252 in the no-load state is approximately the same as the number of revolutions of the rotor of the electric motor 254, that is, the number of revolutions of the impeller 251. Because there is.
  • the electric motor 254 is controlled to supply power to the electric motor 254 for a predetermined time.
  • the electric motor 254 is controlled to supply power to the electric motor 254 for a predetermined time, preferably until the electric motor 254 reaches the target rotational speed.
  • the power supplied to the electric motor 254 is reduced at a predetermined rate, preferably at 10% per second. This reduction in supplied power proceeds until the electric motor 254 reaches a predetermined target rotational speed.
  • the turbine 252 and the impeller 251 can be stabilized to the target rotation speed by controlling the rotation speed of the turbine 252 to be in the excessive rotation state through the electric motor 254.
  • FIG. 6 is a schematic diagram illustrating a state in which the supercharger 250 is converted to a turbocharger mode according to an embodiment of the present invention.
  • the turbine clutch 255 is maintained in a clutch-on state so that the second drive shaft 253b of the turbine 252 rotates integrally with the first drive shaft 253a of the impeller 251.
  • the exhaust gas discharged from the exhaust manifold 213 is used to drive the turbine 252 without passing through the bypass pipe 200d-3, and all of the exhaust gas flows into the turbine inlet pipe 200d-1.
  • This situation can be defined as a turborack in the gas heat pump system 10.
  • the rotation amount of the turbine 252 is also increased in response to the opening amount of the throttle valve.
  • the rotational speed of the turbine 252 increases to a predetermined rotational speed or more, that is, 100,000 rpm or more, the possibility of damage to the turbine 252 and the impeller 251 increases.
  • the gas heat pump system 10 provides a means for preventing damage due to high rotation of the turbine 252 and the impeller 251 in a turbo rack situation.
  • the gas heat pump system 10 after the driving mode of the supercharger 250 is changed to the turbocharger mode, as described above, the impeller 251 through detection of the rotation speed of the electric motor 254 And detecting the current rotational speed Mrpm_c of the turbine 252, and determining whether the rotational speed of the electric motor 254 exceeds a predetermined critical rotational speed Mrpm_th.
  • the predetermined critical rotation speed (Mrpm_th) may be defined as 100,000 rpm.
  • a predetermined power is supplied to the electric motor 254 to control the electric motor 254 to be driven.
  • the rotation direction of the electric motor 254 is not opposite to the rotation direction of the turbine 252 and the impeller 251, but the same direction. It is desirable to do so.
  • the power supplied to the electric motor 254 may be controlled to be 5 to 10% of the maximum power supply.
  • FIGS. 8 to 10 are views of the gas heat pump system 10 according to the present invention. A flow chart for the control method is shown.
  • control unit 300 is electrically connected to the air conditioning module, the cooling module, the power supply unit 400 and the engine module 200 to generate a signal for controlling them.
  • control unit 300 is a signal for operating the air conditioning module, the cooling module, and the engine module 200. And supplying the necessary power to the air conditioning module, the cooling module, and the engine module 200 by receiving the required power through the power supply unit 400.
  • control unit 300 for the air conditioning module and the cooling module As for the configuration of a specific control method of the control unit 300 for the air conditioning module and the cooling module, a configuration already known in the art can be applied, and a detailed description thereof will be omitted.
  • an operation condition for operation of the engine module 200 is called from the memory 310. Specifically, by opening the air supply pipe 200a and the fuel supply pipe 200b, which are not shown, air and fuel are introduced from the air supply pipe 200a and the fuel supply pipe 200b, respectively, and are controlled to be mixed in a mixer.
  • control unit 300 controls to supply electric power to the electric motor 254 in order to drive the supercharger 250 in a supercharger mode.
  • the turbine clutch 255 maintains the clutch-off state so that the impeller 251 can be driven only by the electric motor 254, the bypass valve BV is It is controlled to keep all open state.
  • the rotation speed of the electric motor 254 may be set to a rotation speed corresponding to the required engine rotation speed, and the rotation speed of the motor is previously stored in the memory 310.
  • the number of rotations of the electric motor 254 may be detected in real time by a sensorless method or the like.
  • the mixer through the supercharger 250 is supplied to the cylinder 211 of the engine 210 through the intake manifold 212.
  • the control unit 300 may control the amount of the mixer supplied to the intake manifold 212 by adjusting the opening degree of the ECT valve.
  • the controller 300 transmits a control signal to the spark plug to start ignition according to the stroke of each cylinder 211.
  • the controller 300 controls the current driving condition to be maintained. As described above, even while driving is continuing, the rotational speed of the electric motor 254 is continuously detected in a sensorless method, and the intake pressure and exhaust gas pressure of the mixer are detected through the sensor module SM, and the control unit 300 ).
  • the control command for increasing the output may be input through the above-described control unit 300 or may be input through an automatic cooling load detection means of the air conditioning module.
  • the control unit 300 calculates a target engine speed (Erpm_t) corresponding to the engine power increase command signal, (S2)
  • control unit 300 may call and calculate the pre-mapped data of the target engine speed Erm_t for the increase in engine output from the memory 310.
  • the controller 300 compares the calculated target engine speed Erpm_t and the reference engine speed Erpm_s stored in the memory 310.
  • the reference engine speed Erpm_s is the first characteristic line L1 obtained when driving only in the supercharger mode in the driving characteristic graph of the engine 210 represented by the engine speed-engine torque shown in FIG. 3 and , It may be defined as the engine speed of the intersection between the second characteristic lines L2 obtained when driving only in the turbocharger mode, and preferably 1850 times per minute.
  • control unit 300 controls the opening degree of the bypass valve BV, which has been kept in an open state, to be closed at a predetermined rate per hour.
  • the predetermined rate per hour is preferably 5% per second.
  • the opening degree of the bypass valve BV is gradually closed so that the flow rate of the exhaust gas supplied to the turbine 252 is gradually increased to gradually increase the rotational speed of the turbine 252. In addition, damage to the turbine 252 due to sudden opening of the bypass valve BV can be prevented.
  • the controller 300 determines whether the opening degree of the bypass valve BV is less than a predetermined reference opening degree in the process of closing the opening degree of the bypass valve BV at a predetermined rate per hour. (S52)
  • the predetermined opening degree is preferably 50%.
  • the opening degree of the bypass valve (BV) reaches about 50%, the number of rotations of the turbine 252 in the no-load state becomes substantially the same as the number of rotations of the rotor of the electric motor 254, that is, the number of rotations of the impeller 251. It can be judged as.
  • control unit 300 controls the electric motor 254 to supply electric power to the electric motor 254 for a certain period of time even after the turbine clutch 255 is switched, but controls the supplied electric power to be reduced by a predetermined ratio. . (S54)
  • the predetermined ratio is preferably 10% per second.
  • the controller 300 detects the number of revolutions of the electric motor 254 during the process of reducing the supplied power and determines whether or not the predetermined target number of revolutions Mrpm_t has been reached. (S55)
  • the control unit 300 detects the rotation speed of the electric motor 254. It is determined whether the number of revolutions of the impeller 251 and the turbine 252 is detected, and whether the current number of revolutions (Mrpm_c) of the electric motor 254 exceeds a predetermined threshold number of revolutions (Mrpm_th). (S6)
  • the predetermined critical rotation speed (Mrpm_th) may be defined as 100,000 rpm.
  • the rotation direction of the electric motor 254 is opposite to the rotation direction of the turbine 252 and the impeller 251 It is preferable not to be in the same direction.
  • control unit 300 may control the power supplied to the electric motor 254 to be 5 to 10% of the maximum supply power.
  • control unit 300 detects the current rotation speed (Mrpm_c) of the electric motor 254 while a small amount of power is supplied to the electric motor 254, and the rotation speed of the electric motor 254 is a critical rotation speed (Mrpm_th). It is determined whether or not it is less than 90% of the ratio. (S8)
  • the controller 300 can control so that additional power consumption does not occur by cutting off the power supplied to the electric motor 254 when the rotation speed of the electric motor 254 becomes 90% of the critical rotation speed (Mrpm_th). have. (S9)

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Abstract

본 발명은, 엔진의 회전수에서 따라 과급기를 별개의 구동원을 이용하여 구동함으로써 엔진 회전수에 따른 최적의 엔진 토크 출력을 확보할 수 있도록 하여 안정적인 운전 성능을 확보할 수 있는 가스 히트펌프 시스템 및 그 제어방법에 관한 것이다.

Description

가스 히트펌프 시스템 및 그 제어방법
본 발명은, 가스 히트펌프 시스템 및 그 제어방법에 관한 것으로, 보다 상세히는 엔진으로 혼합기를 가압하여 공급하는 과급기의 구동 모드를 슈퍼차저 모드로부터 터보차저 모드로 변경함으로써 고회전시에도 토크 저감없이 엔진의 출력을 향상시킬 수 있는 가스 히트펌프 시스템 및 그 제어방법에 관한 것이다.
히트펌프 시스템은 냉방 또는 난방운전을 수행할 수 있는 냉동 사이클이 구비되는 시스템으로서, 온수 공급장치 또는 냉난방 장치와 연동될 수 있다.
즉, 냉동 사이클의 냉매와 소정의 축열 매체가 열교환하여 얻어진 열원을 이용하여 온수를 생산하거나, 냉난방을 위한 공기 조화를 수행할 수 있다.
이러한 냉동 사이클에는, 냉매의 압축을 위한 압축기, 압축기에서 압축된 냉매를 응축하는 응축기, 응축기에서 응축된 냉매를 감압하는 팽창장치 및 감압된 냉매를 증발시키는 증발기가 포함되어 구성되는 것이 일반적이다.
히트펌프 시스템은, 압축기를 구동하기 위한 구동원의 형식에 따라 전동 히트펌프 시스템과 가스 히트펌프 시스템으로 구분될 수 있다.
전동 히트펌프 시스템은 부하 용량이 크지 않은 가정용으로 적합하다.
가스 히트펌프 시스템은 부하 용량이 대단히 큰 산업용 또는 대형 빌딩에 적합하다.
따라서 가스 히트펌프 시스템은 이러한 고부하 용량에 맞는 대용량의 압축기를 구동하기 위하여 전동 모터가 아닌 가스 엔진을 이용한다.
가스 히트펌프 시스템은, 연료와 공기의 혼합물(이하, 혼합기라 함)을 연소시켜 동력을 생성하는 엔진과, 엔진에 혼합기를 공급하기 위한 공기 공급장치와, 연료 공급장치 및 공기와 연료를 혼합하기 위한 믹서를 포함한다.
한편, 한정된 엔진 용량 대비 고출력을 생성하기 위한 수단으로서, 엔진의 배기가스를 이용하여 혼합기를 압축하여 스로틀 밸브를 통해 엔진의 실린더로 공급하는 터보차저(Turbo-charger)가 적용된 가스 히트펌프 시스템이 개발되었다.
이와 관련하여, 한국등록특허공보 제10-1944831호에는 엔진의 배기가스로 회전되는 터빈과, 터빈과 일체로 회전하며 혼합기를 압축하여 엔진의 실린더로 공급하기 위한 컴프레서로 구성되는 터보차저형 과급기를 포함하는 가스 히트펌프에 관한 구성이 공개되어 있다.
해당 선행문헌에 개시된 과급기의 터보차저는, 터빈과 컴프레서가 회전축을 통해 강제 연결되어 있어 상시 일체로 회전하도록 구성된다.
그러나 터보차저형 과급기는, 엔진 회전수가 증가되면서 엔진 토크가 증가하는 것으로 알려져 있다.
따라서 터보차저형 과급기는 저회전수 구간에서는 압축기를 안정적으로 구동하기에는 부족한 엔진 토크 성능을 갖는 문제점이 있다.
한편, 이와 같은 터보차저형 과급기의 문제점을 해결하고자, 과급기의 구동원을 전동 모터로 대체하는 슈퍼차저형 과급기가 개발되었다.
그러나 슈퍼차저형 과급기는, 터보차저형 과급기와는 반대로 저회전수 구간에서는 안정적인 엔진 토크 성능을 나타내나, 엔진 회전수가 증가할수록 엔진 토크 성능이 악화되는 문제점을 갖게 된다.
본 발명은 전술한 바와 같은 문제점을 해결하기 위해 안출된 것으로서, 엔진의 회전수에서 따라 과급기를 별개의 구동원을 이용하여 구동함으로써 엔진 회전수에 따른 최적의 엔진 토크 출력을 확보할 수 있도록 하여 안정적인 운전 성능을 갖는 가스 히트펌프 시스템 및 그 제어방법을 제공하는 것을 목적으로 한다.
또한, 본 발명은 터보차저 모드 진행 중에 과급기 및 엔진은 고회전수로 상태이나 엔진 토크 출력이 더 이상 부하 추종을 할 수 없는 상태에서 과급기의 회전수를 낮추어 임펠러 및 터빈의 손상을 방지할 수 있는 가스 히트펌프 시스템 및 그 제어방법을 제공하는 것을 목적으로 한다.
전술한 과제를 해결하기 위해서, 본 발명에 따른 가스 히트펌프 시스템은, 공기 조화 모듈의 압축기; 상기 압축기의 구동력을 생성하는 가스 엔진; 상기 엔진으로 공기와 연료의 혼합기를 임펠러를 통해 가압하여 공급하는 과급기; 및 상기 과급기의 구동원을 변경하는 제어부;를 포함하고, 상기 과급기는 상기 임펠러에 회전력을 제공하는 전동 모터를 포함하고, 상기 제어부는, 상기 엔진의 운전 중에 상기 엔진의 출력 증가를 위한 제어 명령을 신호를 수신하면, 상기 출력 증가 명령 신호에 대응하는 목표 엔진 회전수를 연산하여, 미리 설정된 기준 엔진 회전수와 비교하며, 상기 목표 엔진 회전수가 상기 기준 엔진수를 초과한 것으로 판단되면, 상기 구동원이 상기 전동 모터가 되는 슈퍼차저 모드로부터 상기 구동원이 상기 엔진의 배기가스로 회전되는 터빈이 되는 터보차저 모드로 변경하도록 제어한다.
또한, 상기 기준 엔진 회전수는, 엔진 회전수-엔진 토크로 표시되는 상기 엔진의 운전 특성 그래프에서 상기 슈퍼차저 모드로만 운전시 획득되는 제1 특성선과, 상기 터보차저 모드로만 운전시 획득되는 제2 특성선 사이의 교차점의 엔진 회전수가 된다.
또한, 상기 엔진으로부터 배출되는 배기가스를 상기 터빈으로 안내하는 입구관; 상기 터빈으로부터 배기가스가 배출되는 출구관; 상기 입구관과 상기 출구관을 우회해서 연결하는 바이패스 관; 및 상기 바이패스 관에 설치되고 상기 바이패스 관을 개폐하는 바이패스 밸브;를 더 포함하고, 상기 제어부는, 상기 과급기의 구동원의 변경시에 상기 바이패스 밸브의 개도를 시간당 소정의 비율로 폐쇄하도록 제어한다.
또한, 상기 과급기는, 상기 터빈과 상기 임펠러 사이의 연결을 단속하는 터빈 클러치를 더 포함하고, 상기 제어부는, 상기 바이패스 밸브의 개도가 소정의 기준 개도 미만이 되면 상기 터빈 클러치를 분리 상태로부터 계합 상태로 전환한다.
또한, 상기 제어부는, 상기 터빈 클러치가 계합 상태로 전환되면, 상기 전동 모터에 공급 중인 전력을 소정의 비율로 감소시킨다.
또한, 상기 제어부는, 상기 전동 모터의 회전수를 감지하여 소정의 목표 회전수에 도달한 것으로 판단되면, 상기 전동 모터로의 전력 공급을 중단한다.
또한, 상기 제어부는, 상기 구동원이 변경된 후에 상기 전동 모터의 회전수를 감지하여 임계 회전수를 초과한 것으로 판단되면, 상기 전동 모터에 전력을 공급하여 상기 전동 모터를 작동시킨다.
또한, 상기 제어부는, 상기 전동 모터의 회전수가 상기 임계 회전수의 90% 이하가 되는 것으로 판단되면, 상기 전동 모터로 공급되는 전력을 차단한다.
한편, 본 발명에 따른 가스 히트펌프 시스템의 제어방법은, 엔진의 운전 중에 상기 엔진의 출력 증가를 위한 제어 명령 신호를 수신하는 출력 증가 명령 신호 수신 단계; 상기 출력 증가 명령 신호에 대응하는 목표 엔진 회전수를 연산하는 목표 엔진 회전수 연산 단계; 상기 목표 엔진 회전수와 미리 설정된 기준 엔진 회전수를 비교하는 엔진 회전수 비교 단계; 상기 엔진 회전수 비교 단계에서 상기 목표 엔진 회전수가 상기 기준 엔진수를 초과한 것으로 판단되면, 상기 엔진으로 공기와 연료의 혼합기를 임펠러를 통해 가압하여 공급하는 과급기의 구동원을 변경하는 과급기 구동 모드 변경 단계;를 포함하고, 상기 과급기 구동 모드 변경 단계에서, 상기 구동원이 전동 모터가 되는 슈퍼차저 모드로부터 상기 구동원이 상기 엔진의 배기가스로 회전되는 터빈이 되는 터보차저 모드로 변경된다.
또한, 상기 엔진 회전수 비교 단계에서 상기 목표 엔진 회전수가 상기 기준 엔진수보다 적거나 같은 것으로 판단되면, 상기 과급기의 구동 모드를 상기 슈퍼차저 모드로 유지하는 과급기 구동 모드 유지 단계를 더 포함한다.
또한, 상기 기준 엔진 회전수는, 엔진 회전수-엔진 토크로 표시되는 상기 엔진의 운전 특성 그래프에서 상기 슈퍼차저 모드로만 운전시 획득되는 제1 특성선과, 상기 터보차저 모드로만 운전시 획득되는 제2 특성선 사이의 교차점의 엔진 회전수가 된다.
또한, 상기 교차점의 엔진 회전수는 분당 1850회가 된다.
또한, 상기 과급기 구동 모드 변경 단계는, 상기 터빈의 입구관과 상기 터빈이 출구관을 우회해서 연결하는 바이패스 관에 설치되는 바이패스 밸브의 개도를 시간당 소정의 비율로 폐쇄하는 바이패스 밸브 개도 조절 단계;를 포함한다.
또한, 상기 소정의 비율은 초당 5%가 된다.
또한, 상기 과급기 구동 모드 변경 단계는, 상기 바이패스 밸브의 개도가 소정의 기준 개도 미만이 되는지 여부를 판단하는 바이패스 개도 판단 단계;를 더 포함한다.
또한, 상기 기준 개도는 50%가 된다.
또한, 상기 과급기 구동 모드 변경 단계는, 상기 터빈과 상기 임펠러 사이의 연결을 단속하는 터빈 클러치를 분리 상태로부터 계합 상태로 전환하는 터빈 클러치 계합 단계;를 더 포함한다.
또한, 상기 과급기 구동 모드 변경 단계는, 상기 터빈 클러치 계합 단계에서 상기 터빈 클러치가 계합 상태로 전환되면, 상기 전동 모터에 공급 중인 전력을 소정의 비율로 감소시키는 전동 모터 감속 제어 단계;를 더 포함한다.
또한, 상기 소정의 비율은 초당 10%가 된다.
또한, 상기 과급기 구동 모드 변경 단계는, 상기 전동 모터의 회전수를 감지하여, 소정의 목표 회전수에 도달했는지 여부를 판단하는 목표 회전수 도달 여부 판단 단계;를 더 포함한다.
또한, 상기 과급기 구동 모드 변경 단계는, 상기 목표 회전수 도달 여부 판단 단계에서 상기 전동 모터가 상기 목표 회전수에 도달한 것으로 판단되면, 상기 전동 모터로의 전력 공급을 중단하는 전력 공급 중단 단계;를 더 포함한다.
또한, 상기 과급기 구동 모드 변경 단계 이후에, 상기 전동 모터의 회전수를 감지하여, 임계 회전수를 초과하는지 여부를 판단하는 임계 회전수 초과여부 판단 단계;를 더 포함한다.
또한, 상기 임계 회전수는 분당 10,0000회가 된다.
또한, 상기 전동 모터의 회전수가 상기 임계 회전수를 초과하는 것으로 판단되면, 상기 전동 모터에 전력을 공급하여 상기 전동 모터를 작동시키는 전동 모터 구동 개시 단계;를 더 포함한다.
또한, 상기 전동 모터 구동 개시 단계에서 상기 전동 모터에 공급되는 전력은 최대 공급 전력의 5 내지 10%가 된다.
또한, 상기 전동 모터 구동 개시 단계 이후에, 상기 전동 모터의 회전수를 감지하여, 상기 임계 회전수의 90% 이하가 되는지 여부를 판단하는 회전수 감소 여부 판단 단계;를 더 포함한다.
또한, 상기 전동 모터의 회전수가 상기 임계 회전수의 90% 이하가 되는 것으로 판단되면, 상기 전동 모터로 공급되는 전력을 차단하는 전동 모터 구동 중단 단계;를 더 포함한다.
본 발명에 따른 가스 히트펌프 시스템 및 그 제어방법은, 엔진의 회전수에서 따라 과급기를 별개의 구동원을 이용하여 구동함으로써 엔진 회전수에 따른 최적의 엔진 토크 출력을 확보할 수 있도록 하여 안정적인 운전 성능을 확보할 수 있는 효과를 갖는다.
또한, 본 발명에 따른 가스 히트펌프 시스템 및 그 제어방법은, 터보차저 모드 진행 중에 과급기 및 엔진은 고회전수로 상태이나 엔진 토크 출력이 더 이상 부하 추종을 할 수 없는 상태에서 과급기의 회전수를 낮추어 임펠러 및 터빈의 손상을 방지할 수 있는 효과를 갖는다.
도 1은 본 발명의 일실시예에 따른 가스 히트펌프 시스템의 구성을 나타내는 개략 구성도이다.
도 2는 도 1의 엔진 모듈의 상세 구성을 설명하기 위한 개략도이다.
도 3은 엔진의 회전수-토크 특성을 나타내는 특성 그래프이다.
도 4는 본 발명의 일실시예에 따라 과급기가 슈퍼차저 모드로 구동되는 상태를 도시한 개략도이다.
도 5는 본 발명의 일실시예에 따라 과급기가 슈퍼차저 모드로부터 터보차저 모드로 변환되는 상태를 도시한 개략도이다.
도 6은 본 발명의 일실시예에 따라 과급기가 터보차저 모드로의 변환이 완료된 상태를 도시한 개략도이다.
도 7은 본 발명의 일실시예에 따른 가스 히트펌프 시스템의 제어부를 설명하기 위한 기능 블록도이다.
도 8은 본 발명의 일실시예에 따른 가스 히트펌프 시스템의 제어방법을 설명하기 위한 순서도이다.
도 9는 도 8의 과급기 구동 모드 변환 단계의 세부 단계에 대한 순서도이다.
도 10은 도 8의 과급기 구동 모드 변환 단계 이후에 수행되는 단계들에 대한 순서도이다.
이하, 본 발명의 바람직한 실시예를 첨부한 도면을 참조로 하여 상세히 설명한다.
본 발명은 다양한 변경을 가할 수 있고 여러 가지 실시예를 가질 수 있는 바, 특정 실시예들을 도면에 예시하고 상세한 설명에 구체적으로 설명하고자 한다. 이는 본 발명을 특정한 실시 형태에 대해 한정하려는 의도는 아니며, 본 발명의 사상 및 기술 범위에 포함되는 모든 변경, 균등물 내지 대체물을 포함하는 것으로 해석되어야 한다.
본 발명을 설명함에 있어서 제1, 제2 등의 용어는 다양한 구성요소들을 설명하는데 사용될 수 있지만, 상기 구성요소들은 상기 용어들에 의해 한정되지 않을 수 있다. 상기 용어들은 하나의 구성요소를 다른 구성요소로부터 구별하는 목적으로만 된다. 예를 들어, 본 발명의 권리 범위를 벗어나지 않으면서 제1 구성요소는 제2 구성요소로 명명될 수 있고, 유사하게 제2 구성요소도 제1 구성요소로 명명될 수 있다.
"및/또는"이라는 용어는 복수의 관련된 기재된 항목들의 조합 또는 복수의 관련된 기재된 항목들 중의 어느 항목을 포함할 수 있다.
어떤 구성요소가 다른 구성요소에 "연결되어" 있다거나 "접속되어" 있다고 언급되는 경우는, 그 다른 구성요소에 직접적으로 연결되어 있거나 또는 접속되어 있을 수도 있지만, 중간에 다른 구성요소가 존재할 수도 있다고 이해될 수 있다. 반면에, 어떤 구성요소가 다른 구성요소에 "직접 연결되어" 있다거나 "직접 접속되어" 있다고 언급된 때에는, 중간에 다른 구성요소가 존재하지 않는 것으로 이해될 수 있다.
본 출원에서 사용한 용어는 단지 특정한 실시예를 설명하기 위해 사용된 것으로, 본 발명을 한정하려는 의도가 아니다. 단수의 표현은 문맥상 명백하게 다르게 뜻하지 않는 한, 복수의 표현을 포함할 수 있다.
본 출원에서, "포함하다" 또는 "가지다" 등의 용어는 명세서상에 기재된 특징, 숫자, 단계, 동작, 구성요소, 부품 또는 이들을 조합한 것이 존재함을 지정하려는 것으로서, 하나 또는 그 이상의 다른 특징들이나 숫자, 단계, 동작, 구성요소, 부품 또는 이들을 조합한 것들의 존재 또는 부가 가능성을 미리 배제하지 않는 것으로 이해될 수 있다.
다르게 정의되지 않는 한, 기술적이거나 과학적인 용어를 포함해서 여기서 사용되는 모든 용어들은 본 발명이 속하는 기술 분야에서 통상의 지식을 가진 자에 의해 일반적으로 이해되는 것과 동일한 의미를 가질 수 있다. 일반적으로 사용되는 사전에 정의되어 있는 것과 같은 용어들은 관련 기술의 문맥상 가지는 의미와 일치하는 의미를 가지는 것으로 해석될 수 있으며, 본 출원에서 명백하게 정의하지 않는 한, 이상적이거나 과도하게 형식적인 의미로 해석되지 않을 수 있다.
아울러, 이하의 실시예는 당 업계에서 평균적인 지식을 가진 자에게 보다 완전하게 설명하기 위해서 제공되는 것으로서, 도면에서의 요소들의 형상 및 크기 등은 보다 명확한 설명을 위해 과장될 수 있다.
도 1은 본 발명의 일실시예에 따른 가스 히트펌프 시스템의 구성을 나타내는 개략도이며, 도 2는 도 1의 엔진 모듈의 상세 구성을 설명하기 위한 개략도이다.
도 1을 참조하면, 본 발명의 일실시예에 따른 가스 히트펌프 시스템(10)은, 공기 조화 모듈과 엔진 모듈 및 냉각 모듈을 포함한다.
공기 조화 모듈은 냉매 사이클을 구성하는 다수의 부품을 포함한다.
예시적으로, 공기 조화 모듈은, 냉매를 압축하는 압축기(110)와, 압축기(110)에서 압축된 냉매의 방향을 전환하여 주는 사방 밸브(115)을 포함한다.
공기 조화 모듈은, 실외 열교환기(120) 및 실내 열교환기(140)를 더 포함한다.
실외 열교환기(120)는 실외측에 배치되는 실외기의 내부에 배치되고, 실내 열교환기(140)는 실내측에 배치되는 실내기의 내부에 배치될 수 있다.
사방 밸브(115)을 통과한 냉매는 실외 열교환기(120) 또는 실내 열교환기(140)로 유동할 수 있다.
도 1에 도시된 시스템의 구성들은 실내 열교환기(140) 및 실내 팽창장치(145)를 제외하고 실외측, 즉 실외기의 내부에 배치될 수 있다.
가스 히트펌프 시스템(10)이 냉방 운전 모드로 운전될 경우, 사방 밸브(115)을 통과한 냉매는 실외 열교환기(120)를 거쳐 실내 열교환기(140) 측으로 유동할 수 있다.
반면에, 가스 엔진 히트펌프 시스템(10)이 난방 운전 모드로 운전될 경우, 사방 밸브(115)을 통과한 냉매는 실내 열교환기(140)를 거쳐 실외 열교환기(120) 측으로 유동할 수 있다.
공기 조화 모듈은, 압축기(110), 실외 열교환기(120) 및 실내 열교환기(140) 등을 연결하여 냉매의 유동을 가이드 하는 냉매 배관(170, 실선 유로)을 더 포함한다.
이하에서는 가스 히트펌프 시스템(10)의 구성에 대하여, 먼저 냉방 운전 모드를 기준으로 설명한다.
실외 열교환기(120)로 유동한 냉매는 외기와 열교환하여 응축될 수 있다. 실외 열교환기(120)의 일측에는 외기를 불어주는 실외 팬(122)이 배치될 수 있다.
실외 열교환기(120)의 출구측에는, 냉매를 감압하기 위한 메인 팽창 장치(125)가 제공될 수 있다. 예를 들어, 메인 팽창 장치(125)는, 전자 팽창 밸브(Electronic expansion valve, EEV)를 포함할 수 있고, 전자 팽창 밸브(EEV)는 펄스 폭 변조 방식으로 제어할 수 있다. 따라서, 펄스를 증가(+)시키는 경우 메인 팽창 장치(125)의 개도량이 증가하고, 펄수를 감소(-)시키는 경우 메인 팽창 장치(125)의 개도량이 감소할 수 있다.
냉방 운전 시, 메인 팽창 장치(125)는 풀 오픈(full open) 되어 냉매의 감압 작용을 수행하지 않는다.
메인 팽창 장치(125)의 출구 측에는, 냉매를 추가 냉각하기 위한 과냉각 열교환기(130)가 제공될 수 있다. 그리고, 과냉각 열교환기(130)에는, 과냉각 유로(132)가 연결될 수 있다. 과냉각 유로(132)는 냉매 배관(170)으로부터 분지되어 과냉각 열교환기(130)에 연결될 수 있다.
그리고, 과냉각 유로(132)에는, 과냉각 팽창 장치(135)가 설치될 수 있다. 과냉각 유로(132)를 유동하는 냉매는 과냉각 팽창 장치(135)를 통과하면서 감압될 수 있다.
과냉각 열교환기(130)에서는, 냉매 배관(170)의 냉매와 과냉각 유로(132)의 냉매 간에 열교환이 이루어질 수 있다. 열교환 과정에서, 냉매 배관(170)의 냉매는 과냉되며, 과냉각 유로(132)의 냉매는 흡열한다.
과냉각 유로(132)는 기액 분리기(160)에 연결될 수 있다. 과냉각 열교환기(130)에서 열교환 된 과냉각 유로(132)의 냉매는 기액 분리기(160)로 유입될 수 있다.
과냉각 열교환기(130)를 통과한 냉매 배관(170)의 냉매는 실내기 측으로 유동하며, 실내 팽창 장치(145)에서 감압된 후 실내 열교환기(140)에서 증발된다. 실내 팽창 장치(145)는 실내기의 내부에 설치되며, 전자 팽창 밸브(EEV)로 구성될 수 있다.
또한, 실내 열교환기(140)에서 증발된 냉매는 사방 밸브(115)을 경유한 후, 곧 바로 기액 분리기(160)로 유입될 수도 있으며, 분리된 기상 냉매는 압축기(110)로 흡입될 수 있다.
한편, 이하에서는 가스 히트펌프 시스템(10)의 구성에 대하여, 난방 운전 모드를 기준으로 설명한다.
난방 과정에서는 압축기(110)에서 압축된 냉매가 실내 열교환기(140)로 유동하고, 실내 열교환기(140)에서 응축된 냉매는 보조 열교환기(150)로 유동할 수 있다. 보조 열교환기(150)에는 냉매 분기 배관(151)이 연결될 수 있다.
냉매 분기 배관(151) 중에서 보조 열교환기(150)의 입구 측에 위치되는 배관에는 팽창 밸브(152)가 구비될 수 있다. 팽창 밸브(152)는 냉매의 유동을 조절하면서 냉매를 감압할 수 있다.
따라서, 보조 열교환기(150)는 저압의 냉매와 고온의 냉각수 간에 열교환이 이루어질 수 있는 열교환기로서, 일례로 판형 열교환기를 포함한다.
보조 열교환기(150)를 통과한 냉매는 기액 분리기(160)로 유입될 수도 있다.
보조 열교환기(150)를 통과한 냉매는 기액 분리기(160)에서 기액 분리되며, 분리된 기상 냉매는 압축기(110)로 흡입될 수 있다.
한편, 냉각 모듈은, 후술하는 엔진(210)의 냉각을 위한 냉각수의 유동을 가이드 하는 냉각수 배관(360, 점선 유로)을 포함한다.
냉각수 배관(360)에는, 냉각수의 유동력을 발생시키는 냉각수 펌프(300)와, 냉각수의 유동 방향을 전환하기 위한 복수의 유동 전환부(310, 320) 및 냉각수를 냉각하기 위한 방열기(330, radiator)가 설치될 수 있다.
복수의 유동 전환부(310, 320)는, 제 1 유동 전환부(310) 및 제 2 유동 전환부(320)를 포함한다. 일예로, 제 1 유동 전환부(310) 및 제 2 유동 전환부(320)는, 삼방 밸브(3way valve)를 포함한다.
방열기(330)는 실외 열교환기(120)의 일측에 위치될 수 있으며, 방열기(330)의 냉각수는 실외 팬(122)의 구동에 의하여 외기와 열교환되며, 이 과정에서 냉각될 수 있다.
냉각수 펌프(300)가 구동되면, 냉각수는 엔진(210) 및 배기가스 열교환기(280)를 통과하며, 제 1 유동 전환부(310) 및 제 2 유동 전환부(320)를 거쳐 방열기(330) 또는 보조 열교환기(150)로 선택적으로 유동될 수 있다.
한편, 엔진 모듈은 엔진(210), 및 엔진(210)으로 혼합기를 공급하기 위한 다양한 부품을 포함한다.
먼저, 엔진 모듈은 엔진(210)의 입구 측에 배치되어 공기와 연료를 혼합하는 믹서(230)를 구비한다.
믹서(230)의 상류에는 공기 공급관(200a)를 통해 믹서(230)에 정화된 공기를 공급하는 공기 여과기(220), 및 연료 공급관(200b)을 통해 소정 압력 이하의 가스 연료(fuel)를 공급하기 위한 제로 가버너(zero governor, 240)가 설치될 수 있다.
제로 가버너(240)는 연료의 입구 압력의 크기 또는 유량의 변화에 관계없이, 출구 압력을 일정하게 조절하여 공급하는 장치로서 이해될 수 있다.
한편, 도 2에 도시된 바와 같이 여과기(220)의 상류측에는 공기 유입에 따른 소음 방지를 위한 사일런서(290)가 포함될 수 있다.
공기 여과기(220)를 통과한 공기와, 제로 가버너(240)에서 토출된 연료는 믹서(230)에서 혼합되어 혼합기를 형성하며, 혼합기는 혼합기 공급관(200c)을 통해 엔진(210)에 공급될 수 있다.
한편, 엔진 모듈은, 믹서(230)와 엔진(210) 사이에 배치되는 과급기(250) 및 조절수단(270)을 더 포함한다.
과급기(250)는 혼합기를 가압하여 혼합기의 밀도를 높여 엔진(210)에 공급함으로써 자연 흡기 방식의 엔진에 비해서 보다 높은 출력을 내기 위한 수단으로 사용된다.
도 1에 도시된 바와 같이 과급기(250)는 믹서(230)에서 공기와 연료가 혼합된 후 배출된 혼합기를 가압하여 혼합기 공급관(200c)을 통해 엔진(210) 측으로 배출한다.
이 때, 과급기(250)는 믹서(230)에서 혼합된 혼합기를 대기압 이상으로 압축하여 엔진(210)으로 공급하는 임펠러(251)를 포함한다.
한편, 종래에는 임펠러(251)를 구동하기 위한 수단이 배기가스로 회전되는 터빈이 되는 터보차처 방식과, 전동 모터가 되는 슈퍼차저 방식이 각각 별개로 적용되었다.
그러나 본 발명에 일실시예에 따른 가스 히트펌프 시스템은 도 2에 도시된 바와 같이 엔진의 특성에 따라 구별하여 슈퍼차저 방식과 터보차저 방식이 모두 적용 가능하게 구성된다.
이와 같은 슈퍼차저 방식과 터보차저 방식 사이의 구동 모드 적용 및 변환에 대해서는 후술한다.
한편, 조절수단(270)은 과급기(250)과 엔진(210) 사이에 배치되어, 엔진(210)으로 공급되는 압축된 혼합기의 양을 조절한다.
예시적으로, 조절수단(270)은 ETC(electronic throttle control) 방식이 적용된 밸브로 구비될 수 있다. 본 발명은 이에 한정되는 것은 아니지만 조절수단(270)으로서 전자 제어가 가능한 ETC 밸브가 적용된 실시예를 기준으로 설명하도록 한다.
이와 같이 연료와 공기가 믹서(230)에서 혼합되어 혼합기가 형성되며, 혼합기는 과급기(250)에서 고압으로 가압된 후 엔진(210)으로 공급될 수 있다.
이 때, ETC 밸브(270)를 통해 엔진(210)으로 공급되는 고압의 혼합기의 양이 정밀하게 제어됨으로써 엔진(210)의 출력이 제어된다.
한편, 전술한 바와 같이, 과급기(250)를 통과한 혼합기는 고온, 고압 상태가 된다. 따라서 과급기(250)과 조절수단(270) 사이에는 혼합기의 온도와 압력을 낮춰 엔진(210)의 실린더(211)로 공급하기 위한 수단으로서 인터쿨러(260)가 구비될 수 있다.
예시적으로, 인터쿨러(260)는, 엔진(210)으로 공급될 혼합기와 엔진(210)으로 유동하기 위한 냉각수의 일부를 열교환시킬 수 있다.
한편, 엔진 모듈은 엔진(210)의 배기구 측에 배치되어 냉각수와 배기가스 간에 열교환하는 배기가스 열교환기(280)를 더 포함할 수 있다.
이하 도 2 및 도 3을 참조하여, 본 발명의 일실시예에 따른 가스 히트펌프 시스템(10)의 과급기(250)의 상세 구성에 대해서 설명한다.
전술한 바와 같이, 본 발명의 일실시예에 따른 가스 히트펌프 시스템(10)의 과급기(250)는 임펠러(251)의 구동원이 전동 모터(254)가 되는 슈퍼차저 모드와, 임펠러(251)의 구동원이 터빈(252)이 되는 터보차저 모드로 운전이 가능하게 구성된다.
도 3에는 동일한 엔진에 대해서 과급기(250)의 운전 모드를 달리하여 운전될 때의 엔진 출력 특성 그래프가 도시되어 있다. 도시된 그래프에서 수평축은 엔진의 분당 회전수(rpm)를 나타내고 수직축은 엔진 토크 출력을 나타낸다.
도시된 바와 같이, 대략 2L의 동일한 용량을 갖는 과급기(250)에 대해서 약 65,000rpm 회전수를 갖는 슈퍼차저로만 구동되는 경우를 나타내는 제1 특성선(L1)는 저회전수에 높은 엔진 토크 출력을 나타낸다.
한편, 터보차저만으로 구동되는 경우를 나타내는 제2 특성선(L2)는 엔진 회전수가 증가할수록 높은 엔진 토크 출력을 나타낸다.
따라서 본 발명은 안정적인 엔진 토크 출력 확보를 위해서, 제1 특성선(L1)와 제2 특성선(L2)가 교차하는 약 1850rpm을 기준으로 하여 1850rpm 이하의 엔진 회전수에서는 슈퍼차저 모드로 구동하고, 1850rpm 이상의 엔진 회전수에서는 터보차저 모드로 구동하도록 구성된다.
따라서 엔진 회전수가 증가하더라도 엔진 토크 출력의 감소 없이 안정적인 엔진 출력을 확보할 수 있게 된다.
과급기(250)가 슈퍼차저 모드로 구동될 수 있도록, 임펠러(251)의 회전축이 되는 제1 구동축(253a)에는 전동 모터(254)가 연결된다.
도시된 바와 같이, 전동 모터(254)의 로터가 직접 제1 구동축(253a)에 연결되거나, 전동 모터(254)와 제1 구동축(253a) 사이에 감속수단이 더 추가될 수도 있다. 본 발명은 이에 한정되는 것은 아니지만 편의상 이하에서는 제1 구동축(253a)에 전동 모터(254)의 로터가 직접 결합되는 구조를 기준으로 설명한다.
한편, 과급기(250)가 터보차저 모드로 구동될 수 있도록, 엔진(210)의 배기관(200d)의 내부에 터빈(252)이 배치된다.
보다 상세히는, 엔진의 배기 매니폴드(213)에 연결되는 터빈 입구관(200d-1)을 통해 배기가스가 터빈(252)으로 전달되어 터빈(252)을 회전시키는 구동력을 발생시킨다.
터빈(252)을 통과한 배기가스는 터빈 출구관(200d-2)을 통해 배출된다.
한편, 터빈(252)의 회전축이 되는 제2 구동축(253b)과 임펠러(251)의 제1 구동축(253a) 사이에는 이들의 연결을 단속하는 터빈 클러치(255)가 배치된다.
터빈 클러치(255)는 터보차저 모드에서는 클러치-온 상태가 되어 터빈(252)의 구동력이 제2 구동축(253b)을 거쳐 제1 구동축(253a)으로 회전력이 전달되도록 기능한다.
또한, 터빈 클러치(255)는 슈퍼차저 모드에서는 클러치-오프 상태가 되어 전동 모터(254)의 구동력이 제2 구동축(253b)으로 전달되지 않도록 기능한다.
따라서 슈퍼차저 모드에서 전동 모터(254)의 구동력이 제1 구동축(253a)을 통해 임펠러(251)로만 전달될 수 있고 터빈(252)은 무부하 상태가 되어 엔진의 배기 저항이 감소되기 때문에 엔진의 효율이 향상될 수 있다.
한편, 터빈 클러치(255)는 당업계에 공지된 임의의 형식의 클러치가 적용 가능하나, 후술하는 바와 같이 제어부(300)를 통한 전자 제어가 가능한 방식의 전자 클러치가 바람직하다. 편의상 이하에서는 전자 클러치 형식이 적용된 터빈 클러치(255)를 기준으로 설명한다
한편, 터빈 입구관(200d-1)과 터빈 출구관(200d-2) 사이에는 배기가스가 터빈(252)을 거치지 않고 터빈 입구관(200d-1)으로부터 터빈 출구관(200d-2)으로 우회하여 직접 배출되도록 하기 위한 바이패스 관(200d-3)이 설치된다.
또한, 바이패스 관(200d-3)에는 바이패스 관(200d-3)을 통과하는 배기가스의 유량을 제어하기 위한 바이패스 밸브(BV)가 설치된다.
후술하는 바와 같이, 엔진의 저회전수 영역에서 과급기(250)가 슈퍼차저 모드로 구동될 때 바이패스 밸브(BV)는 전부 개방된 상태가 되며, 엔진(210)의 고회전수 영역에서 터보차저 모드로 구동될 때 바이패스 밸브(BV)는 전부 폐쇄된 상태가 된다.
나아가 한편, 과급기(250)가 슈퍼차저 모드로부터 터보차저 모드로 변환되는 과정에서 바이패스 밸브(BV)는 전부 개방 상태에서 점진적으로 개도량이 감소하도록 제어된다.
이와 같은 과급기(250)의 구동 모드별 바이패스 밸브(BV)의 개도량 제어에 관한 상세 구성은 도 4 내지 도 6을 참조하여 후술한다.
도 4는 본 발명의 일실시예에 따라 과급기(250)가 슈퍼차저 모드로 구동되는 상태를 도시한 개략도이다.
도 4에 도시된 바와 같이, 엔진의 저회전수 운전 영역에서 과급기(250)가 슈퍼차저 모드로 구동되는 상태에서 임펠러(251)는 전동 모터(254)로만 구동된다.
즉, 전동 모터(254)는 임펠러(251)에 연결된 제1 구동축(253a)에 구동력을 생성하여 임펠러(251)를 회전시키기 된다.
나아가 슈퍼차저 모드에서 터빈 클러치(255)는 클러치-오프 상태가 유지되도록 제어된다. 따라서 임펠러(251)에 연결된 제1 구동축(253a)과 터빈(252)에 연결된 제2 구동축(253b)은 상호간 분리된 상태로 유지되기 때문에 전동 모터(254)의 구동력은 전부 임펠러(251)의 제1 구동축(253a)으로만 전달된다.
또한, 슈퍼차저 모드에서 바이패스 관(200d-3)에 연결된 바이패스 밸브(BV)는 전부 개방된 상태가 유지된다. 따라서 배기 매니폴드(213)로부터 배기관(200d)을 통해 전달된 배기가스는 터빈 입구관(200d-1)과 바이패스 관(200d-3)으로 분할되어 공급된다.
이를 통해, 터빈 입구관(200d-1)을 통해 터빈(252)으로 유입되는 배기가스량이 최소화되고, 엔진(210)의 배기 저항이 최소화될 수 있다.
이와 같이 과급기(250)의 슈퍼차저 모드에서 임펠러(251)를 전동 모터(254)로만 구동하고, 터빈 클러치(255)를 클러치-오프 상태로 유지하며, 바이패스 밸브(BV)를 전부 개방 상태로 유지함으로써, 엔진(210)의 저회전수 운전 영역에서 엔진 토크 출력을 최대화하고 배기 저항을 최소화함으로서 엔진 효율을 최대화할 수 있게 된다.
도 5는 본 발명의 일실시예에 따라 과급기(250)가 슈퍼차저 모드로부터 터보차저 모드로 변환되는 상태를 도시한 개략도이다.
도 4에 도시된 바와 같은 엔진의 저회전수 운전 영역에서 과급기(250)가 슈퍼차저 모드로 구동 중인 상태로 압축기의 부하변동 신호가 수신되면, 이에 대응하여 엔진의 출력, 특히 엔진의 회전수가 증가되어야 한다.
이 때, 부하변동 신호에 대응하는 목표 엔진 회전수(Erpm_t)가 연산되며, 만약 연산된 목표 엔진 회전수(Erpm_t)가 전술한 도 3의 제1 특성선(L1)와 제2 특성선(L2)가 교차하는 교차점의 기준 엔진 회전수(Erpm_s)를 초과하게 되면 과급기(250)의 운전 모드를 터보차저 모드로 변환하도록 구성된다.
전술한 바와 같이, 도 3의 제1 특성선(L1)와 제2 특성선(L2)가 교차하는 교차점의 기준 엔진 회전수(Erpm_s)는 예시적으로 1850rpm이 될 수 있다.
과급기(250)의 운전 모드를 슈퍼차저 모드로부터 터보차처 모드로 전환하기 위해서, 먼저 바이패스 밸브(BV)의 개도가 시간당 소정의 비율로 폐쇄된다.
이 때, 시간당 소정의 비율은 초당 5%가 바람직하다.
이와 같이, 바이패스 밸브(BV)의 개도가 점진적으로 폐쇄되도록 하는 것은 터빈(252)으로 공급되는 배기가스의 유량을 점진적으로 증가시켜 터빈(252)의 회전 속도를 점진적으로 높이기 위한 것이다. 또한, 급작스러운 바이패스 밸브(BV)의 개방으로 인한 터빈(252)의 손상을 방지하기 위함이다.
한편, 바이패스 밸브(BV)의 개도를 시간당 소정의 비율로 폐쇄하는 과정에서 바이패스 밸브(BV)의 개도가 소정의 개도 미만이 되는지 판단된다.
이 때, 소정의 개도는 50%가 바람직하다.
도 5에는 바이패스의 개도가 대략 50%가 된 상태가 도시되어 있다.
이와 같이, 바이패스 밸브(BV)의 개도가 50%가 되는지 여부를 판단하는 것은, 터빈 입구관(200d-1)을 통해 터빈(252)으로 공급되는 배기가스량이 점진적으로 증가하여 바이패스 밸브(BV)의 개도가 약 50%가 되는 시점에는 무부하 상태에서 터빈(252)의 회전수가 전동 모터(254)의 로터 회전수, 즉 임펠러(251)의 회전수와 거의 같은 상태가 되는 것으로 판단할 수 있기 때문이다.
따라서 바이패스 밸브(BV)의 개도가 약 50%가 되는 시점에서 터빈(252)의 회전수와 임펠러(251)의 회전수가 거의 동일한 수준으로 맞춰진 상태가 되기 때문에 이 시점에서 터빈 클러치(255)를 클러치-오프 상태(분리 상태)로부터 클러치-온(계합 상태)로 전환한다.
터빈 클러치(255)가 클러치-온 상태로 전환되면 터빈(252)의 구동력이 제2 구동축(253b), 터빈 클러치(255), 및 제1 구동축(253a)을 통해 임펠러(251)로 전달된다.
한편, 터빈 클러치(255)가 전환된 후에도 전동 모터(254)에는 일정 시간 동안 전동 모터(254)에 전력이 공급되도록 제어된다.
전술한 바이패스 밸브(BV)의 개도율 감소가 계속 진행되어 바이패스 밸브(BV)가 완전히 차단 상태가 되면 터빈(252)의 회전수가 안정적인 회전수 범위를 넘어서 급격하게 증가되는 상황이 발생할 수 있다.
이러한 경우에 대비하여 전동 모터(254)에 일정 시간, 바람직하게는 전동 모터(254)가 목표 회전수에 도달할 때까지 전동 모터(254)에 전력이 공급되도록 제어된다.
다만, 전동 모터(254)로 공급되는 전력은 소정의 비율로 감소되도록, 바람직하게는 초당 10%로 감소되도록 한다. 이러한 공급 전력 감소는 전동 모터(254)가 소정의 목표 회전수에 도달할 시점까지 진행된다.
이와 같이, 과도 회전 상태에 있을 터빈(252)의 회전수를 전동 모터(254)를 통해 제어함으로써 터빈(252) 및 임펠러(251)를 목표 회전수까지 안정화시킬 수 게 된다.
한편, 터빈 클러치(255)의 클러치-온 상태에서 터빈(252) 및 임펠러(251)의 회전수는 전동 모터(254)의 회전수 감지를 통해서 간접적으로 확인할 수 있게 된다.
도 6은 본 발명의 일실시예에 따라 과급기(250)가 터보차저 모드로의 변환이 완료된 상태를 도시한 개략도이다.
도 5에 도시된 상태로부터 터보차처 모드로 과급기(250)의 구동 모드 변환이 완료되면, 과급기(250)의 임펠러(251)는 순수하게 터빈(252)으로만 구동되는 상태가 된다.
이를 위해 터빈 클러치(255)는 클러치-온 상태가 유지되어 터빈(252)의 제2 구동축(253b)은 임펠러(251)의 제1 구동축(253a)과 일체로 회전하게 된다.
또한, 전동 모터(254)로의 전력 공급은 차단되며, 바이패스 밸브(BV)는 완전 폐쇄 상태가 되도록 제어된다.
따라서 배기 매니폴드(213)로부터 배출되는 배기가스는 바이패스 관(200d-3)을 거치치 않고 전부 터빈 입구관(200d-1)으로 유입되어 터빈(252)을 구동하기 위해 사용된다.
한편, 전술한 바와 같이 과급기(250)의 구동 모드가 터보차저 모드로 변환이 완료된 상태로 엔진의 운전이 계속 중인 상태에서 추가적으로 엔진의 출력, 즉 엔진 회전수를 올려야 하는 상황이 발생할 수 있다.
그러나 엔진이 고회전 및 고토크 출력이 유지되고 있는 상황에서 추가적으로 엔진(210)의 출력이 높이기 위해 ETC 밸브(270)의 개도를 더 늘려도 엔진(210)이 더 이상 요청된 출력을 추종할 수 없는 상황이 발생하게 된다.
이러한 상황은 가스 히트펌프 시스템(10)에서 터보랙으로 정의될 있다.
이와 같은 터보랙 상황에서 스로틀 밸브의 개도량에 대응하여 터빈(252)의 회전량도 증가되게 된다.
그러나 터빈(252)의 회전수가 소정의 회전수 이상, 즉 100,000rpm 이상으로 증가하게 되면 터빈(252) 및 임펠러(251)의 손상이 발생할 가능성이 높아지게 된다.
따라서 본 발명에 따른 가스 히트펌프 시스템(10)은 터보랙 상황에서 터빈(252) 및 임펠러(251)의 고회전에 따른 손상을 방지하는 수단을 제공한다.
즉, 본 발명에 따른 가스 히트펌프 시스템(10)은, 전술한 바와 같이 과급기(250)의 구동 모드가 터보차저 모드로 변경된 이후에 전동 모터(254)의 회전수의 감지를 통한 임펠러(251) 및 터빈(252)의 현재 회전수(Mrpm_c)를 감지하고, 전동 모터(254)의 회전수가 소정의 임계 회전수(Mrpm_th)를 초과하는지 여부를 판단한다.
이 때, 소정의 임계 회전수(Mrpm_th)는 100,000rpm으로 규정될 수 있다.
또한, 전동 모터(254)의 회전수가 임계 회전수(Mrpm_th)를 초과하는 것으로 판단되면, 전동 모터(254)에 소정의 전력을 공급하여 전동 모터(254)가 구동되도록 제어한다.
이는 전동 모터(254)가 터빈(252) 및 임펠러(251)에 대한 브레이크 역할을 하여 터빈(252) 및 임펠러(251)의 회전수를 감속하기 위한 목적을 갖는다.
이 경우에 전동 모터(254) 및 과급기(250)의 구성품의 손상 방지를 위해서, 전동 모터(254)의 회전방향은 터빈(252) 및 임펠러(251)의 회전방향에 반대방향이 아닌 동일 방향이 되도록 하는 것이 바람직하다.
이 때, 전동 모터(254)로 공급되는 전력은 최대 공급 전력의 5~10%가 되도록 제어될 수 있다.
이와 같이, 전동 모터(254)로 소량의 전력이 공급되는 동안 전동 모터(254)의 현재 회전수(Mrpm_c)가 감지되며, 전술한 임계 회전수(Mrpm_th)의 90%가 되는 시점까지 전동 모터(254)에 전력이 공급된다.
임계 회전수(Mrpm_th)의 90%가 되면 임펠러(251) 및 터빈(252)의 운전이 안정화된 것으로 판단할 수 있으며, 이 시점에 전동 모터(254)로 공급되는 전력을 차단하여 추가적인 전력 소모가 발생하지 않도록 제어될 수 있다.
도 7은 본 발명의 일실시예에 따른 가스 히트펌프 시스템(10)의 제어부(300)를 설명하기 위한 기능 블록도이며, 도 8 내지 도 10은 본 발명에 따른 가스 히트펌프 시스템(10)의 제어방법에 대한 순서도를 도시한다.
이하, 제어부(300)를 중심으로 본 발명에 따른 가스 히트펌프 시스템(10)의 제어방법에 대해 설명하도록 한다.
도시된 바와 같이, 제어부(300)는 공기 조화 모듈, 냉각 모듈, 전원부(400) 및 엔진 모듈(200)에 전기적으로 연결되어 이들을 제어하기 위한 신호를 생성한다.
먼저, 가스 히트펌프 시스템(10)이 정지된 상태에서 도시되지 않은 조작부를 통해 시스템 가동 신호가 입력되면, 제어부(300)는 공기 조화 모듈, 냉각 모듈, 및 엔진 모듈(200)을 가동하기 위한 신호를 생성하고, 필요한 전력을 전원부(400)를 통해 입력받아 공기 조화 모듈, 냉각 모듈, 및 엔진 모듈(200)에 공급한다.
공기 조화 모듈 및 냉각 모듈에 대한 제어부(300)의 구체적인 제어방법 구성은 당업계에 이미 공지된 구성이 적용 가능한 바, 상세 내용에 대한 설명은 생략하도록 한다.
한편, 엔진 모듈(200)에 대한 가동을 위한 운전 조건을 메모리(310)로부터 호출한다. 구체적으로는 도시되지 않은 공기 공급관(200a) 및 연료 공급관(200b)을 개방하여 공기와 연료가 각각 공기 공급관(200a) 및 연료 공급관(200b)으로부터 도입되어 믹서에서 혼합되도록 제어한다.
또한, 제어부(300)는 과급기(250)를 슈퍼차저 모드로 구동하기 위해서 전동 모터(254)에 전력을 공급하도록 제어한다. 전술한 바와 같이, 슈퍼차저 모드에서는 전동 모터(254)로만 임펠러(251)가 구동될 수 있도록 터빈 클러치(255)는 클러치-오프 상태가 유지되도록, 배기 저항 감소를 위해서 바이패스 밸브(BV)는 전부 개방된 상태가 유지되도록 제어된다.
이 때, 전동 모터(254)의 회전수는 요구되는 엔진 회전수에 대응되는 회전수로 설정될 수 있으며, 모터의 회전수는 메모리(310)에 미리 저장되어 있다. 그리고 전동 모터(254)의 회전수는 센서리스 방식 등으로 실시간으로 감지될 수 있다.
슈퍼차저 모드로 과급기(250)를 통한 혼합기가 흡기 매니폴드(212)를 거쳐 엔진(210)의 실린더(211)로 공급된다. 이 때, 제어부(300)는 흡기 매니폴드(212)로 공급되는 혼합기의 양을 ECT 밸브의 개도 조절을 통해 제어할 수 있다.
흡기 매니폴드(212)를 통해 혼합기의 각 실린더(211)별로 혼합기가 공급되면, 제어부(300)는 점화플러그에 제어 신호를 전송하여 각 실린더(211)별 행정에 맞게 점화를 개시한다.
이와 같은 과정을 통해서 엔진(210)의 가동이 개시되어 목표된 엔진 회전수에 도달하게 되면, 제어부(300)는 현재 운전 조건을 유지하도록 제어한다. 운전이 계속 중인 동안에도 전술한 바와 같이 전동 모터(254)의 회전수는 센서리스 방식으로 지속적으로 감지되며, 혼합기의 흡입압력 및 배기가스압력 등은 센서 모듈(SM)을 통해서 감지되어 제어부(300)로 전달된다.
한편, 이하에서는 과급기(250)가 슈퍼차저 모드로 구동되는 도중 터보차저 모드로 변경되는 과정에 대해서 설명한다.
먼저, 전술한 바와 같이 엔진(210)이 저회전수 구간에서 과급기(250)가 슈퍼차저 모드로 구동되는 동안 제어부(300)에 엔진(210)의 출력 증가를 위한 제어 명령이 수신될 수 있다. (S1)
출력 증가를 위한 제어 명령은 전술한 제어부(300)를 통해서 입력되거나, 공기 조화 모듈의 냉방 부하 자동 감지 수단 등을 통해서 입력될 수 있다.
엔진 출력 증가 명령 신호가 수신되면, 제어부(300)를 엔진 출력 증가 명령 신호에 대응하는 목표 엔진 회전수(Erpm_t)를 연산한다, (S2)
이때, 제어부(300)는 엔진 출력 증가분에 대한 목표 엔진 회전수(Erpm_t)를 미리 매핑된 데이터를 메모리(310)로부터 호출하여 연산할 수 있다.
다음으로, 제어부(300)는 연산된 목표 엔진 회전수(Erpm_t)와, 메모리(310)에 저장된 기준 엔진 회전수(Erpm_s)를 비교한다.
기준 엔진 회전수(Erpm_s)는, 전술한 도 3에 도시된 엔진 회전수-엔진 토크로 표시되는 엔진(210)의 운전 특성 그래프에서 슈퍼차저 모드로만 운전시 획득되는 제1 특성선(L1)와, 터보차저 모드로만 운전시 획득되는 제2 특성선(L2) 사이의 교차점의 엔진 회전수로 정의될 수 있으며, 바람직하게는 분당 1850회가 될 수 있다.
비교의 결과, 목표 엔진 회전수(Erpm_t)가 기준 엔진 회전수(Erpm_s)보다 적거나 같게 되면 제어부(300)를 과급기(250)의 구동 모드를 변경하지 않고 슈퍼차저 모드로 유지하도록 제어한다. (S4)
다만, 비교의 결과, 목표 엔진 회전수(Erpm_t)가 기준 엔진 회전수(Erpm_s)를 초과한 것으로 판단되면, 과급기(250)의 구동 모드를 슈퍼차저 모드로부터 터보차저 모드로 변경하도록 제어한다. (S5)
보다 상세히는, 과급기(250)의 구동 모드를 변경하기 위해서, 먼저 제어부(300)는 전부 개방 상태로 유지되어 있던 바이패스 밸브(BV)의 개도를 시간당 소정의 비율로 폐쇄하도록 제어한다. (S51)
이 때, 시간당 소정의 비율은 초당 5%가 바람직하다.
전술한 바와 같이, 바이패스 밸브(BV)의 개도가 점진적으로 폐쇄되도록 하여 터빈(252)으로 공급되는 배기가스의 유량을 점진적으로 증가시켜 터빈(252)의 회전 속도를 점진적으로 높힐 수 있다. 또한, 급작스러운 바이패스 밸브(BV)의 개방으로 인한 터빈(252)의 손상을 방지할 수 있다.
다음으로, 제어부(300)는 바이패스 밸브(BV)의 개도를 시간당 소정의 비율로 폐쇄하는 과정에서 바이패스 밸브(BV)의 개도가 소정의 기준 개도 미만이 되는지 판단한다. (S52)
이 때, 소정의 개도는 50%가 바람직하다.
바이패스 밸브(BV)의 개도가 약 50%가 되는 시점에는 무부하 상태에서 터빈(252)의 회전수가 전동 모터(254)의 로터 회전수, 즉 임펠러(251)의 회전수와 거의 같은 상태가 되는 것으로 판단할 수 있다.
다음으로, 제어부(300)는 바이패스 밸브(BV)의 개도가 소정의 기준 개도, 즉 50% 미만이 되는 것으로 판단되면, 터빈 클러치(255)가 클러치-오프 상태(분리 상태)로부터 클러치-온(계합 상태)로 전환되도록 제어한다. (S53)
이와 같이, 터빈 클러치(255)가 클러치-온 상태로 전환되면 터빈(252)의 구동력이 제2 구동축(253b), 터빈 클러치(255), 및 제1 구동축(253a)을 통해 임펠러(251)로 전달된다.
이후 제어부(300)는, 터빈 클러치(255)가 전환된 후에도 전동 모터(254)에 일정 시간 동안 전동 모터(254)에 전력이 공급되도록 제어하되, 공급 전력을 소정의 비율로 감소시키도록 제어한다. (S54)
이는, 전술한 바이패스 밸브(BV)의 개도율 감소가 계속 진행되어 바이패스 밸브(BV)가 완전히 차단 상태가 되면 터빈(252)의 회전수가 안정적인 회전수 범위를 넘어서 급격하게 증가되는 상황의 발생을 방지하기 위함이다.
이때, 소정의 비율은 초당 10%가 바람직하다.
다음으로, 제어부(300)는 공급 전력 감소 과정 중 전동 모터(254)의 회전수를 감지하여 소정의 목표 회전수(Mrpm_t)에 도달했는지 여부를 판단한다. (S55)
판단 결과, 전동 모터(254)가 목표 회전수(Mrpm_t)에 도달한 것으로 판단되면, 전동 모터(254)로의 전력 공급을 중단하고, 현재 운전 조건을 유지하여 과급기(250)의 구동 모드 전환을 완료한다. (S56, S57)
이하, 도 10을 참조하여 과급기(250)가 터보차저 모드로 구동 중에 터보랙의 발생시 제어방법에 대해서 설명한다.
도 9에 도시된 과정에 따라 과급기(250)의 구동 모드가 슈퍼차저 모드로부터 터보차저 모드로 변환되어 운전 조건이 유지된 상태에서, 제어부(300)는 전동 모터(254)의 회전수의 감지를 통한 임펠러(251) 및 터빈(252)의 회전수를 감지하고, 전동 모터(254)의 현재 회전수(Mrpm_c)가 소정의 임계 회전수(Mrpm_th)를 초과하는지 여부를 판단한다. (S6)
소정의 임계 회전수(Mrpm_th)는 100,000rpm으로 규정될 수 있다.
다음으로, 제어부(300)는, 전동 모터(254)의 현재 회전수(Mrpm_c)가 임계 회전수(Mrpm_th)를 초과하는 것으로 판단되면, 전동 모터(254)에 소정의 전력을 공급하여 전동 모터(254)가 구동되도록 제어한다. (S7)
이는 전동 모터(254)가 터빈(252) 및 임펠러(251)에 대한 브레이크 역할을 하여 터빈(252) 및 임펠러(251)의 회전수를 감속하기 위한 목적을 갖는다.
전술한 바와 같이, 이 경우에 전동 모터(254) 및 과급기(250)의 구성품의 손상 방지를 위해서, 전동 모터(254)의 회전방향은 터빈(252) 및 임펠러(251)의 회전방향에 반대방향이 아닌 동일 방향이 되도록 하는 것이 바람직하다.
이 때, 제어부(300)는 전동 모터(254)로 공급되는 전력이 최대 공급 전력의 5~10%가 되도록 제어할 수 있다.
한편, 제어부(300)는 전동 모터(254)로 소량의 전력이 공급되는 동안 전동 모터(254)의 현재 회전수(Mrpm_c)를 감지하며, 전동 모터(254)의 회전수가 임계 회전수(Mrpm_th)의 90% 이하가 되는지 여부를 판단한다. (S8)
이는 전동 모터(254)의 회전수가 임계 회전수(Mrpm_th)의 90%가 되면 임펠러(251) 및 터빈(252)의 운전이 안정화된 것으로 판단할 수 있기 때문이다.
이후 제어부(300)는, 전동 모터(254)의 회전수가 임계 회전수(Mrpm_th)의 90%가 되는 시점에 전동 모터(254)로 공급되는 전력을 차단하여 추가적인 전력 소모가 발생하지 않도록 제어할 수 있다. (S9)
이와 같이, 전동 모터(254)의 회전수, 즉 터빈(252) 및 임펠러(251)의 회전수가 안정화된 이후에도 전술한 단계(S57~S9)를 반복하여 엔진(210)의 터보랙 발생여부를 실시간으로 감지하고 터빈(252) 및 임펠러(251)의 과도한 회전으로 인한 파손을 방지할 수 있게 된다.
이와 같이, 상술한 본 발명의 기술적 구성은 본 발명이 속하는 기술분야의 당업자가 본 발명의 그 기술적 사상이나 필수적 특징을 변경하지 않고서 다른 구체적인 형태로 실시될 수 있다는 것을 이해할 수 있을 것이다.
그러므로 이상에서 기술한 실시예들은 모든 면에서 예시적인 것이며 한정적인 것이 아닌 것으로서 이해되어야 하고, 본 발명의 범위는 전술한 상세한 설명보다는 후술하는 특허청구범위에 의하여 나타내어지며, 특허청구범위의 의미 및 범위 그리고 그 등가개념으로부터 도출되는 모든 변경 또는 변형된 형태가 본 발명의 범위에 포함되는 것으로 해석되어야 한다.

Claims (27)

  1. 공기 조화 모듈의 압축기;
    상기 압축기의 구동력을 생성하는 가스 엔진;
    상기 엔진으로 공기와 연료의 혼합기를 임펠러를 통해 가압하여 공급하는 과급기; 및
    상기 과급기의 구동원을 변경하는 제어부;
    를 포함하고,
    상기 과급기는 상기 임펠러에 회전력을 제공하는 전동 모터를 포함하고,
    상기 제어부는,
    상기 엔진의 운전 중에 상기 엔진의 출력 증가를 위한 제어 명령을 신호를 수신하면,
    상기 출력 증가 명령 신호에 대응하는 목표 엔진 회전수를 연산하여, 미리 설정된 기준 엔진 회전수와 비교하며,
    상기 목표 엔진 회전수가 상기 기준 엔진수를 초과한 것으로 판단되면, 상기 구동원이 상기 전동 모터가 되는 슈퍼차저 모드로부터 상기 구동원이 상기 엔진의 배기가스로 회전되는 터빈이 되는 터보차저 모드로 변경하도록 제어하는 가스 히트펌프 시스템.
  2. 제1 항에서,
    상기 기준 엔진 회전수는, 엔진 회전수-엔진 토크로 표시되는 상기 엔진의 운전 특성 그래프에서 상기 슈퍼차저 모드로만 운전시 획득되는 제1 특성선과, 상기 터보차저 모드로만 운전시 획득되는 제2 특성선 사이의 교차점의 엔진 회전수가 되는 가스 히트펌프 시스템.
  3. 제1 항에서,
    상기 엔진으로부터 배출되는 배기가스를 상기 터빈으로 안내하는 입구관;
    상기 터빈으로부터 배기가스가 배출되는 출구관;
    상기 입구관과 상기 출구관을 우회해서 연결하는 바이패스 관; 및
    상기 바이패스 관에 설치되고 상기 바이패스 관을 개폐하는 바이패스 밸브;
    를 더 포함하고,
    상기 제어부는,
    상기 과급기의 구동원의 변경시에 상기 바이패스 밸브의 개도를 시간당 소정의 비율로 폐쇄하도록 제어하는 가스 히트펌프 시스템.
  4. 제3 항에서,
    상기 과급기는, 상기 터빈과 상기 임펠러 사이의 연결을 단속하는 터빈 클러치를 더 포함하고,
    상기 제어부는,
    상기 바이패스 밸브의 개도가 소정의 기준 개도 미만이 되면 상기 터빈 클러치를 분리 상태로부터 계합 상태로 전환하는 가스 히트펌프 시스템.
  5. 제4 항에서,
    상기 제어부는,
    상기 터빈 클러치가 계합 상태로 전환되면, 상기 전동 모터에 공급 중인 전력을 소정의 비율로 감소시키는 가스 히트펌프 시스템.
  6. 제5 항에서,
    상기 제어부는,
    상기 전동 모터의 회전수를 감지하여 소정의 목표 회전수에 도달한 것으로 판단되면,
    상기 전동 모터로의 전력 공급을 중단하는 가스 히트펌프 시스템.
  7. 제1 항에서,
    상기 제어부는,
    상기 구동원이 변경된 후에 상기 전동 모터의 회전수를 감지하여 임계 회전수를 초과한 것으로 판단되면,
    상기 전동 모터에 전력을 공급하여 상기 전동 모터를 작동시키는 가스 히트펌프 시스템.
  8. 제7 항에서,
    상기 제어부는,
    상기 전동 모터의 회전수가 상기 임계 회전수의 90% 이하가 되는 것으로 판단되면,
    상기 전동 모터로 공급되는 전력을 차단하는 가스 히트펌프 시스템.
  9. 공기 조화 모듈의 압축기를 가스 엔진으로 구동하는 가스 히트펌프 시스템의 제어방법으로서,
    상기 엔진의 운전 중에 상기 엔진의 출력 증가를 위한 제어 명령 신호를 수신하는 출력 증가 명령 신호 수신 단계;
    상기 출력 증가 명령 신호에 대응하는 목표 엔진 회전수를 연산하는 목표 엔진 회전수 연산 단계;
    상기 목표 엔진 회전수와 미리 설정된 기준 엔진 회전수를 비교하는 엔진 회전수 비교 단계; 및
    상기 엔진 회전수 비교 단계에서 상기 목표 엔진 회전수가 상기 기준 엔진수를 초과한 것으로 판단되면, 상기 엔진으로 공기와 연료의 혼합기를 임펠러를 통해 가압하여 공급하는 과급기의 구동원을 변경하는 과급기 구동 모드 변경 단계;
    를 포함하고,
    상기 과급기 구동 모드 변경 단계에서,
    상기 구동원이 전동 모터가 되는 슈퍼차저 모드로부터 상기 구동원이 상기 엔진의 배기가스로 회전되는 터빈이 되는 터보차저 모드로 변경되는 가스 히트펌프 시스템의 제어방법.
  10. 제9 항에서,
    상기 엔진 회전수 비교 단계에서 상기 목표 엔진 회전수가 상기 기준 엔진수보다 적거나 같은 것으로 판단되면, 상기 과급기의 구동 모드를 상기 슈퍼차저 모드로 유지하는 과급기 구동 모드 유지 단계를 더 포함하는 가스 히트펌프 시스템의 제어방법.
  11. 제9 항에서,
    상기 기준 엔진 회전수는, 엔진 회전수-엔진 토크로 표시되는 상기 엔진의 운전 특성 그래프에서 상기 슈퍼차저 모드로만 운전시 획득되는 제1 특성선과, 상기 터보차저 모드로만 운전시 획득되는 제2 특성선 사이의 교차점의 엔진 회전수가 되는 가스 히트펌프 시스템의 제어방법.
  12. 제11 항에서,
    상기 교차점의 엔진 회전수는 분당 1850회가 되는 가스 히트펌프 시스템의 제어방법.
  13. 제9 항에서,
    상기 과급기 구동 모드 변경 단계는,
    상기 터빈의 입구관과 상기 터빈이 출구관을 우회해서 연결하는 바이패스 관에 설치되는 바이패스 밸브의 개도를 시간당 소정의 비율로 폐쇄하는 바이패스 밸브 개도 조절 단계;
    를 포함하는 가스 히트펌프 시스템의 제어방법.
  14. 제13 항에서,
    상기 소정의 비율은 초당 5%가 되는 가스 히트펌프 시스템의 제어방법.
  15. 제13 항에서,
    상기 과급기 구동 모드 변경 단계는,
    상기 바이패스 밸브의 개도가 소정의 기준 개도 미만이 되는지 여부를 판단하는 바이패스 개도 판단 단계;
    를 더 포함하는 가스 히트펌프 시스템의 제어방법.
  16. 제12 항에서,
    상기 기준 개도는 50%가 되는 가스 히트펌프 시스템의 제어방법.
  17. 제12 항에서,
    상기 과급기 구동 모드 변경 단계는,
    상기 터빈과 상기 임펠러 사이의 연결을 단속하는 터빈 클러치를 분리 상태로부터 계합 상태로 전환하는 터빈 클러치 계합 단계;
    를 더 포함하는 가스 히트펌프 시스템의 제어방법.
  18. 제17 항에서,
    상기 과급기 구동 모드 변경 단계는,
    상기 터빈 클러치 계합 단계에서 상기 터빈 클러치가 계합 상태로 전환되면, 상기 전동 모터에 공급 중인 전력을 소정의 비율로 감소시키는 전동 모터 감속 제어 단계;
    를 더 포함하는 가스 히트펌프 시스템의 제어방법.
  19. 제18 항에서,
    상기 소정의 비율은 초당 10%가 되는 가스 히트펌프 시스템의 제어방법.
  20. 제18 항에서,
    상기 과급기 구동 모드 변경 단계는,
    상기 전동 모터의 회전수를 감지하여, 소정의 목표 회전수에 도달했는지 여부를 판단하는 목표 회전수 도달 여부 판단 단계;
    를 더 포함하는 가스 히트펌프 시스템의 제어방법.
  21. 제20 항에서,
    상기 과급기 구동 모드 변경 단계는,
    상기 목표 회전수 도달 여부 판단 단계에서 상기 전동 모터가 상기 목표 회전수에 도달한 것으로 판단되면,
    상기 전동 모터로의 전력 공급을 중단하는 전력 공급 중단 단계;
    를 더 포함하는 가스 히트펌프 시스템의 제어방법.
  22. 제9 항에서,
    상기 과급기 구동 모드 변경 단계 이후에,
    상기 전동 모터의 회전수를 감지하여, 임계 회전수를 초과하는지 여부를 판단하는 임계 회전수 초과여부 판단 단계;
    를 더 포함하는 가스 히트펌프 시스템의 제어방법.
  23. 제22 항에서,
    상기 임계 회전수는 분당 10,0000회가 되는 가스 히트펌프 시스템의 제어방법.
  24. 제22 항에서,
    상기 전동 모터의 회전수가 상기 임계 회전수를 초과하는 것으로 판단되면,
    상기 전동 모터에 전력을 공급하여 상기 전동 모터를 작동시키는 전동 모터 구동 개시 단계;
    를 더 포함하는 가스 히트펌프 시스템의 제어방법.
  25. 제24 항에서,
    상기 전동 모터 구동 개시 단계에서 상기 전동 모터에 공급되는 전력은 최대 공급 전력의 5 내지 10%가 되는 가스 히트펌프 시스템의 제어방법.
  26. 제24 항에서,
    상기 전동 모터 구동 개시 단계 이후에,
    상기 전동 모터의 회전수를 감지하여, 상기 임계 회전수의 90% 이하가 되는지 여부를 판단하는 회전수 감소 여부 판단 단계;
    를 더 포함하는 가스 히트펌프 시스템의 제어방법.
  27. 제26 항에서,
    상기 전동 모터의 회전수가 상기 임계 회전수의 90% 이하가 되는 것으로 판단되면,
    상기 전동 모터로 공급되는 전력을 차단하는 전동 모터 구동 중단 단계;
    를 더 포함하는 가스 히트펌프 시스템의 제어방법.
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