CN101688701A - 冷冻循环装置及其运转控制方法 - Google Patents

冷冻循环装置及其运转控制方法 Download PDF

Info

Publication number
CN101688701A
CN101688701A CN200880022794A CN200880022794A CN101688701A CN 101688701 A CN101688701 A CN 101688701A CN 200880022794 A CN200880022794 A CN 200880022794A CN 200880022794 A CN200880022794 A CN 200880022794A CN 101688701 A CN101688701 A CN 101688701A
Authority
CN
China
Prior art keywords
mentioned
pressure
medium
heat converter
cold
Prior art date
Legal status (The legal status is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the status listed.)
Granted
Application number
CN200880022794A
Other languages
English (en)
Other versions
CN101688701B (zh
Inventor
竹中直史
若本慎一
亩崎史武
Current Assignee (The listed assignees may be inaccurate. Google has not performed a legal analysis and makes no representation or warranty as to the accuracy of the list.)
Mitsubishi Electric Corp
Original Assignee
Mitsubishi Electric Corp
Priority date (The priority date is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the date listed.)
Filing date
Publication date
Application filed by Mitsubishi Electric Corp filed Critical Mitsubishi Electric Corp
Publication of CN101688701A publication Critical patent/CN101688701A/zh
Application granted granted Critical
Publication of CN101688701B publication Critical patent/CN101688701B/zh
Active legal-status Critical Current
Anticipated expiration legal-status Critical

Links

Images

Classifications

    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F25—REFRIGERATION OR COOLING; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS; MANUFACTURE OR STORAGE OF ICE; LIQUEFACTION SOLIDIFICATION OF GASES
    • F25B—REFRIGERATION MACHINES, PLANTS OR SYSTEMS; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS
    • F25B9/00—Compression machines, plants or systems, in which the refrigerant is air or other gas of low boiling point
    • F25B9/002—Compression machines, plants or systems, in which the refrigerant is air or other gas of low boiling point characterised by the refrigerant
    • F25B9/008—Compression machines, plants or systems, in which the refrigerant is air or other gas of low boiling point characterised by the refrigerant the refrigerant being carbon dioxide
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F25—REFRIGERATION OR COOLING; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS; MANUFACTURE OR STORAGE OF ICE; LIQUEFACTION SOLIDIFICATION OF GASES
    • F25B—REFRIGERATION MACHINES, PLANTS OR SYSTEMS; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS
    • F25B13/00—Compression machines, plants or systems, with reversible cycle
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F25—REFRIGERATION OR COOLING; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS; MANUFACTURE OR STORAGE OF ICE; LIQUEFACTION SOLIDIFICATION OF GASES
    • F25B—REFRIGERATION MACHINES, PLANTS OR SYSTEMS; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS
    • F25B49/00—Arrangement or mounting of control or safety devices
    • F25B49/02—Arrangement or mounting of control or safety devices for compression type machines, plants or systems
    • F25B49/027—Condenser control arrangements
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F25—REFRIGERATION OR COOLING; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS; MANUFACTURE OR STORAGE OF ICE; LIQUEFACTION SOLIDIFICATION OF GASES
    • F25B—REFRIGERATION MACHINES, PLANTS OR SYSTEMS; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS
    • F25B2309/00—Gas cycle refrigeration machines
    • F25B2309/06—Compression machines, plants or systems characterised by the refrigerant being carbon dioxide
    • F25B2309/061—Compression machines, plants or systems characterised by the refrigerant being carbon dioxide with cycle highest pressure above the supercritical pressure
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F25—REFRIGERATION OR COOLING; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS; MANUFACTURE OR STORAGE OF ICE; LIQUEFACTION SOLIDIFICATION OF GASES
    • F25B—REFRIGERATION MACHINES, PLANTS OR SYSTEMS; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS
    • F25B2313/00—Compression machines, plants or systems with reversible cycle not otherwise provided for
    • F25B2313/006—Compression machines, plants or systems with reversible cycle not otherwise provided for two pipes connecting the outdoor side to the indoor side with multiple indoor units
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F25—REFRIGERATION OR COOLING; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS; MANUFACTURE OR STORAGE OF ICE; LIQUEFACTION SOLIDIFICATION OF GASES
    • F25B—REFRIGERATION MACHINES, PLANTS OR SYSTEMS; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS
    • F25B2313/00—Compression machines, plants or systems with reversible cycle not otherwise provided for
    • F25B2313/027—Compression machines, plants or systems with reversible cycle not otherwise provided for characterised by the reversing means
    • F25B2313/0272—Compression machines, plants or systems with reversible cycle not otherwise provided for characterised by the reversing means using bridge circuits of one-way valves
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F25—REFRIGERATION OR COOLING; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS; MANUFACTURE OR STORAGE OF ICE; LIQUEFACTION SOLIDIFICATION OF GASES
    • F25B—REFRIGERATION MACHINES, PLANTS OR SYSTEMS; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS
    • F25B2313/00—Compression machines, plants or systems with reversible cycle not otherwise provided for
    • F25B2313/027—Compression machines, plants or systems with reversible cycle not otherwise provided for characterised by the reversing means
    • F25B2313/02741—Compression machines, plants or systems with reversible cycle not otherwise provided for characterised by the reversing means using one four-way valve
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F25—REFRIGERATION OR COOLING; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS; MANUFACTURE OR STORAGE OF ICE; LIQUEFACTION SOLIDIFICATION OF GASES
    • F25B—REFRIGERATION MACHINES, PLANTS OR SYSTEMS; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS
    • F25B2313/00—Compression machines, plants or systems with reversible cycle not otherwise provided for
    • F25B2313/029—Control issues
    • F25B2313/0293—Control issues related to the indoor fan, e.g. controlling speed
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F25—REFRIGERATION OR COOLING; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS; MANUFACTURE OR STORAGE OF ICE; LIQUEFACTION SOLIDIFICATION OF GASES
    • F25B—REFRIGERATION MACHINES, PLANTS OR SYSTEMS; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS
    • F25B2313/00—Compression machines, plants or systems with reversible cycle not otherwise provided for
    • F25B2313/029—Control issues
    • F25B2313/0294—Control issues related to the outdoor fan, e.g. controlling speed
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F25—REFRIGERATION OR COOLING; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS; MANUFACTURE OR STORAGE OF ICE; LIQUEFACTION SOLIDIFICATION OF GASES
    • F25B—REFRIGERATION MACHINES, PLANTS OR SYSTEMS; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS
    • F25B2400/00—General features or devices for refrigeration machines, plants or systems, combined heating and refrigeration systems or heat-pump systems, i.e. not limited to a particular subgroup of F25B
    • F25B2400/13—Economisers
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F25—REFRIGERATION OR COOLING; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS; MANUFACTURE OR STORAGE OF ICE; LIQUEFACTION SOLIDIFICATION OF GASES
    • F25B—REFRIGERATION MACHINES, PLANTS OR SYSTEMS; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS
    • F25B2600/00—Control issues
    • F25B2600/02—Compressor control
    • F25B2600/025—Compressor control by controlling speed
    • F25B2600/0253—Compressor control by controlling speed with variable speed
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F25—REFRIGERATION OR COOLING; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS; MANUFACTURE OR STORAGE OF ICE; LIQUEFACTION SOLIDIFICATION OF GASES
    • F25B—REFRIGERATION MACHINES, PLANTS OR SYSTEMS; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS
    • F25B2600/00—Control issues
    • F25B2600/17—Control issues by controlling the pressure of the condenser
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F25—REFRIGERATION OR COOLING; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS; MANUFACTURE OR STORAGE OF ICE; LIQUEFACTION SOLIDIFICATION OF GASES
    • F25B—REFRIGERATION MACHINES, PLANTS OR SYSTEMS; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS
    • F25B2600/00—Control issues
    • F25B2600/19—Refrigerant outlet condenser temperature
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F25—REFRIGERATION OR COOLING; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS; MANUFACTURE OR STORAGE OF ICE; LIQUEFACTION SOLIDIFICATION OF GASES
    • F25B—REFRIGERATION MACHINES, PLANTS OR SYSTEMS; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS
    • F25B2600/00—Control issues
    • F25B2600/25—Control of valves
    • F25B2600/2513—Expansion valves
    • Y—GENERAL TAGGING OF NEW TECHNOLOGICAL DEVELOPMENTS; GENERAL TAGGING OF CROSS-SECTIONAL TECHNOLOGIES SPANNING OVER SEVERAL SECTIONS OF THE IPC; TECHNICAL SUBJECTS COVERED BY FORMER USPC CROSS-REFERENCE ART COLLECTIONS [XRACs] AND DIGESTS
    • Y02—TECHNOLOGIES OR APPLICATIONS FOR MITIGATION OR ADAPTATION AGAINST CLIMATE CHANGE
    • Y02B—CLIMATE CHANGE MITIGATION TECHNOLOGIES RELATED TO BUILDINGS, e.g. HOUSING, HOUSE APPLIANCES OR RELATED END-USER APPLICATIONS
    • Y02B30/00—Energy efficient heating, ventilation or air conditioning [HVAC]
    • Y02B30/70—Efficient control or regulation technologies, e.g. for control of refrigerant flow, motor or heating

Landscapes

  • Engineering & Computer Science (AREA)
  • Physics & Mathematics (AREA)
  • Mechanical Engineering (AREA)
  • Thermal Sciences (AREA)
  • General Engineering & Computer Science (AREA)
  • Chemical & Material Sciences (AREA)
  • Chemical Kinetics & Catalysis (AREA)
  • Air Conditioning Control Device (AREA)
  • Compression-Type Refrigeration Machines With Reversible Cycles (AREA)

Abstract

本发明提供一种冷冻循环装置及其运转控制方法，该冷冻循环装置使用高压侧在气液二相区域或超临界区域运转的制冷剂，通过进行即使相对于热负荷、温度条件的变动也能维持高COP的运转，能够实现节能化。在本发明的冷冻循环装置中，控制装置(19)根据基于由检测器(11)～(18)获得的制冷剂信息的热负荷和温度条件设定高压压力目标值，控制压缩机(1)的转速、电子式膨胀阀(4)的开度、室外风扇(3)的转速以及室内风扇(7)的转速的至少1个，以使高压压力与设定的高压压力目标值一致的方式进行控制。此时，在设定高压压力目标值时设置阈值，在设定高压压力目标值的时刻的高压压力为阈值以上的场合和不到阈值的场合，改变高压压力目标值的设定方法。

Description

冷冻循环装置及其运转控制方法
技术领域
[0001]本发明涉及空调装置、热泵等的冷冻循环装置及其运转控制方法，特别是涉及这样的冷冻循环装置及其运转控制方法，该冷冻循环装置在使用例如二氧化碳(CO2)等制冷剂的蒸气压缩循环中，对应于热负荷、温度条件的变动在制冷系数COP(Coefficient ofPerformance)高的状态下进行运转，能够实现节能，所述二氧化碳(CO2)制冷剂的高压侧根据热负荷(冷温、温热的必要的热量)、温度等的条件在气液二相区域或超临界区域运转。
背景技术
[0002]近年来，从地球环境保护、设备效率的提高的观点出发，作为空调机的制冷剂，对高压侧根据热负荷的条件等在气液二相区域或超临界区域运转的二氧化碳等超临界制冷剂的使用进行了研究。作为使用在高压压力为临界压力以上的状态下运转的制冷剂的空调机，例如有记载于专利文献1的超临界蒸气压缩循环的运转方法及运转装置。
[0003]在记载于专利文献1的超临界蒸气压缩循环的运转方法中，在具有压缩机、高压侧热交换器(散热器)、节流装置及蒸发器的超临界蒸气压缩循环装置中，预先求出流入到散热器、同制冷剂进行热交换的流体的流入温度，与蒸气压缩循环的制冷系数最大的高侧压力的特性。然后，测定作为蒸气压缩循环的控制量的该流体的流入温度(例如室内温度)，在该测定值没达到目标值、需要蒸气压缩循环的能力的场合，根据预先求出的流体的流入温度和高侧压力的特性，调整节流装置的开度，在制冷系数最大那样的高侧压力下运转。另一方面，在不需要蒸气压缩循环的能力的场合，调整节流装置的开度，使高侧压力下降到预先设定的最低限度的高侧压力、减小能力，在基于该最低限度的高侧压力的运转持续了预先设定的一定时间的场合，使压缩机停止，由手动进行压缩机的开/关控制。
[0004]专利文献1：日本特开平11-211251号公报
[0005]在这种超临界蒸气压缩循环装置的运转方法中，与热交换器中的制冷剂进行热交换的流体(例如空气)的传热特性很重要。然而，上述以往的超临界蒸气压缩循环装置的运转方法，不是考虑了与热交换器的制冷剂进行热交换的流体的传热特性的控制，实用上不能应对在装置中可能发生的热负荷、与制冷剂进行热交换的流体的温度条件、流体的流量的变动等。因此，上述以往的超临界蒸气压缩循环装置的运转方法虽然追求节能化，但不能相对于实用上可能发生的热负荷、流体的温度条件、或流体的流量等的变动进行适当的控制，存在不能进行高效率的运转的问题。
发明内容
[0006]本发明就是为了解决上述问题而作出的，其目的在于获得这样一种冷冻循环装置及其运转控制方法，其使用高压侧在气液二相区域或超临界区域运转的制冷剂，进行即使相对于热负荷、温度条件的变动也能维持高COP的运转，从而能够实现节能化。
[0007]本发明的冷冻循环装置通过由液体配管及气体配管连接压缩机、高压侧热交换器、节流装置以及低压侧热交换器而构成，具有制冷剂回路、被加热介质输送装置及被冷却介质输送装置、检测装置以及控制装置；该制冷剂回路用于循环制冷剂；该被加热介质输送装置和被冷却介质输送装置相对于上述高压侧热交换器及上述低压侧热交换器输送被加热介质和被冷却介质；该检测装置检测上述制冷剂回路内的上述制冷剂的温度和压力、以及上述被加热介质和被冷却介质的温度；该控制装置从基于由上述检测装置获得的制冷剂信息的热负荷和温度条件设定高压压力目标值，控制上述压缩机的转速、上述节流装置的开度、上述被加热介质的流量以及上述被冷却介质的流量的至少一个，以使高压压力与设定的上述高压压力目标值一致的方式进行控制。另外，上述控制装置在设定上述高压压力目标值时设置阈值，在设定上述高压压力目标值的时刻的上述高压压力为上述阈值以上的场合和不到上述阈值的场合，改变上述高压压力目标值的设定方法。
[0008]按照本发明，高压侧热交换器内的制冷剂的流动状态成为单相流(过热气体、过冷却液体、超临界流体)、气液二相流，考虑到制冷剂温度、其传热率变化，在设定高压压力目标值的时刻的高压压力为阈值以上的场合和不到阈值的场合，改变高压压力目标值的设定方法。例如，比较高压侧热交换器内的制冷剂与被加热介质的热阻的大小，设定高压压力目标值，这样，即使低压侧热交换器的被冷却介质的温度、流量变动，并且高压侧热交换器入口的制冷剂状态变化，也能够维持COP高的状态下的运转。
附图说明
[0009]
图1为表示本发明实施方式1的空调机的制冷剂回路图。
图2为图1所示制冷剂回路的冷冻循环中的压力-比焓线图。
图3为图1所示制冷剂回路的冷冻循环中的、在小负荷制冷运转时外气温度变动了的场合的压力-比焓线图。
图4为图1所示制冷剂回路的冷冻循环中的、在大负荷制冷运转时外气温度变动了的场合的压力-比焓线图。
图5为图1所示制冷剂回路的冷冻循环中的、在小负荷采暖运转时外气温度变动了的场合的压力-比焓线图。
图6为图1所示制冷剂回路的冷冻循环中的、在中等程度负荷采暖运转时外气温度变动了的场合的压力-比焓线图。
图7为图1所示制冷剂回路的冷冻循环中的、在大负荷采暖运转时外气温度变动了的场合的压力-比焓线图。
图8为本发明实施方式1的空调机的制冷运转时的运转控制的流程图。
图9为本发明实施方式1的空调机的采暖运转时的运转控制的流程图。
图10为说明本发明实施方式1的过冷却度SC的定义方法的图。
图11为表示本发明实施方式2的空调机的制冷剂回路图。
图12为图11所示制冷剂回路的冷冻循环中的、在制冷运转时外气温度变动了的场合的压力-比焓线图。
图13为表示本发明实施方式3的空调机的制冷剂回路图。
具体实施方式
[0010]下面，根据附图说明本发明的实施方式。
实施方式1
图1为表示本发明实施方式1的空调机的制冷剂回路图，图2为图1所示制冷剂回路的冷冻循环中的压力-比焓线图。
[0011]在图1中，作为冷冻循环装置的空调机使用二氧化碳作为制冷剂，具有室外单元A和室内单元B；该室外单元A具有用于压缩制冷剂的压缩机1、室外热交换器2、将室外的空气导入到室外热交换器2的室外风扇3以及储液器10；该室内单元B具有1台室内机，该1台室内机包括室内热交换器6以及将室内空气导入到室内热交换器6中的室内风扇7。
[0012]压缩机排出侧配管20的一端连接在压缩机1的制冷剂排出口，另一端连接在四通换向阀9。压缩机吸入侧配管21的一端连接在压缩机1的制冷剂吸入口，另一端连接在储液器10的上部。流入管22的一端连接在四通换向阀9，另一端连接在储液器10的上部。室外热交换器2的一端通过配管23连接在四通换向阀9。室内热交换器6的一端通过作为第1连接配管的气体配管8连接在四通换向阀9。室外热交换器2的另一端和室内热交换器6的另一端由作为第2连接配管的液体配管5连接。作为节流装置的电子式膨胀阀4设于室外单元A内的液体配管5。而且，若该电子式膨胀阀4设于液体配管5，则也可安装在室内单元B内。
[0013]四通换向阀9以相应于运转模式切换流到室外热交换器2的制冷剂的方向的方式构成。在制冷运转时，四通换向阀9通过流入管22将气体配管8连接在储液器10上，将压缩机1的制冷剂排出口通过压缩机排出侧配管20以及配管23连接在室外热交换器2的一端。此时，制冷剂从室外热交换器2的一端往另一端流动。另一方面，在采暖运转时，四通换向阀9通过配管23以及流入管22将室外热交换器2的一端连接于储液器10，将压缩机1的制冷剂排出口经由压缩机排出侧配管20以及气体配管8连接在室内热交换器6的一端。此时，制冷剂从室外热交换器2的另一端流往一端。
[0014]检测制冷剂的排出压力的排出压力检测器11设置于压缩机排出侧配管20，检测制冷剂的吸入压力的吸入压力检测器12设置于压缩机吸入侧配管21。制冷剂温度检测器13、14配置在配管23以及液体配管5的室外热交换器2的出入口近旁。制冷剂温度检测器15、16配置在液体配管5以及气体配管8的室内热交换器6的出入口近旁。制冷剂温度检测器13～16检测各配管的表面温度以代替直接检测制冷剂的温度，也能够获得同样的效果。室内温度检测器17以及外气温度检测器18设置在室内热交换器6以及室外热交换器2的各个的空气侧，作为空气侧的代表温度，例如检测吸入温度。
[0015]控制装置19根据排出压力检测器11、吸入压力检测器12、制冷剂温度检测器13～16、室内温度检测器17以及外气温度检测器18的检测信号，控制压缩机1的驱动、室外风扇3的风扇马达3a的驱动、电子式膨胀阀4的开度、室内风扇7的风扇马达7a的驱动、四通换向阀9的阀切换动作。另外，控制装置19具有存储后述的热负荷、温度条件以及决定各控制值的函数等的存储器19a。
[0016]下面，说明这样构成的空调机的制冷运转时的动作。四通换向阀9如在图1中用实线所示那样进行连接，将连接在压缩机1的排出侧出口的压缩机排出侧配管20、和连接在室外热交换器2的一端的配管23连通，将流入管22和连接在室内热交换器6的一端的气体配管8连通。此时，室外热交换器2作为散热器起作用，室内热交换器6作为蒸发器起作用。室外热交换器2相当于高压侧热交换器，室内热交换器6相当于低压侧热交换器。另外，室外空气相当于被加热介质，室外风扇3相当于被加热介质输送装置。另一方面，室内空气相当于被冷却介质，室内风扇7相当于被冷却介质输送装置。
[0017]首先，储液器10内的低温·低压的制冷剂气体通过压缩机吸入侧配管21被吸入到压缩机1中，由压缩机1压缩，成为高温·高压的制冷剂气体并被排出。此时，压缩机1中的制冷剂的变化在图2所示的压力-比焓线图中由A→B表示。即，制冷剂由压缩机1压缩到高压压力PH。
[0018]被导入到室外热交换器2的高温·高压制冷剂气体，与由室外风扇3导入到室外热交换器2的室外空气进行热交换。作为制冷剂的二氧化碳在温度下降的同时对室外的空气进行加热。此时，室外热交换器2中的制冷剂的变化在图2所示的压力-比焓线图中由B→C表示，制冷剂被散热到室外热交换器2的出口温度Td。
另外，中温·高压的制冷剂气体在液体配管5中流动，由电子式膨胀阀4减压，成为低温·低压的气液二相状态的制冷剂。电子式膨胀阀4中的制冷剂的变化在图2所示的压力-比焓线图中由C→D表示，制冷剂被减压到低压压力PL。
[0019]低温·低压的气液二相状态的制冷剂在液体配管5中流通，被导入到室内热交换器6。被导入到室内热交换器6的低温·低压的气液二相状态的制冷剂，与由室内风扇7导入到室内热交换器6的室内的空气进行热交换，一边冷却室内的空气，一边变化成低温·低压的制冷剂蒸气。此时，室内热交换器6中的制冷剂的变化在图2所示的压力-比焓线图中由D→A表示，制冷剂吸走室内空气的热，形成过热度SH。
然后，低温·低压的制冷剂蒸气流过气体配管8以及流入管22，返回到储液器10。返回到了储液器10的制冷剂被进行气液分离，低温·低压的制冷剂气体经由压缩机吸入侧配管21被吸入压缩机1。
[0020]这样，制冷剂如图1中用实线的箭头所示那样，按压缩机1→压缩机排出侧配管20→四通换向阀9→配管23→室外热交换器2→液体配管5→电子式膨胀阀4→室内热交换器6→气体配管8→四通换向阀9→流入管22→储液器10→压缩机吸入侧配管21→压缩机1的顺序在制冷剂回路内循环，进行制冷运转。
[0021]下面，说明采暖运转时的动作。四通换向阀9如图1中用虚线表示那样进行连接，将连接在压缩机1的排出侧出口的压缩机排出侧配管20、与连接在室内热交换器6的一端的气体配管8连通，将流入管22与连接在室外热交换器2的一端的配管23连通。此时，室外热交换器2作为蒸发器起作用，室内热交换器6作为散热器起作用。室外热交换器2相当于低压侧热交换器，室内热交换器6相当于高压侧热交换器。另外，室外空气相当于被冷却介质，室外风扇3相当于被冷却介质输送装置。另一方面，室内空气相当于被加热介质，室内风扇7相当于被加热介质输送装置。
[0022]首先，储液器10内的低温·低压的制冷剂气体通过压缩机吸入侧配管21被吸入到压缩机1，由压缩机1压缩，成为高温·高压的制冷剂气体并被排出。此时，压缩机1中的制冷剂的变化在图2所示的压力-比焓线图中由A→B表示。即，制冷剂由压缩机1压缩到高压压力PH。
[0023]通过气体配管8被导入到室内热交换器6的高温·高压制冷剂气体，与由室内风扇7导入到室内热交换器6的室内空气进行热交换，在对室内空气进行加热的同时，温度下降。此时，室内热交换器6中的制冷剂的变化在图2所示的压力-比焓线图中由B→C表示，制冷剂被散热到室内热交换器6的出口温度Td。
然后，中温·高压的制冷剂气体在液体配管5中流通，由电子式膨胀阀4减压、成为低温·低压的气液二相状态的制冷剂。电子式膨胀阀4中的制冷剂的变化在图2所示的压力-比焓线图中由C→D表示，制冷剂被减压到低压压力PL。
[0024]低温·低压的气液二相状态的制冷剂在液体配管5中流通，被导入到室外热交换器2。被导入到室外热交换器2的低温·低压的气液二相状态的制冷剂，与由室外风扇3导入到室外热交换器2的室外的空气进行热交换，一边冷却室外的空气，一边变化成低温·低压的制冷剂蒸气。此时，室外热交换器2中的制冷剂的变化在图2所示的压力-比焓线图中由D→A表示，制冷剂吸走室外空气的热。然后，低温·低压的制冷剂蒸气流过配管23以及流入管22，返回到储液器10。返回到了储液器10的制冷剂被进行气液分离，低温·低压的制冷剂气体通过压缩机吸入侧配管21被吸入到压缩机1。而且，在高压压力PH处于临界压力以下的场合，图2中的点C的温度比该压力的制冷剂的冷凝温度Tc低(Td＜Tc)，形成过冷却度SC(＝Tc-Td)。
[0025]这样，制冷剂如图1中用虚线的箭头所示那样，按压缩机1→压缩机排出侧配管20→四通换向阀9→气体配管8→室内热交换器6→液体配管5→电子式膨胀阀4→室外热交换器2→配管23→四通换向阀9→流入管22→储液器10→压缩机吸入侧配管21→压缩机1的顺序在制冷剂回路内循环，进行采暖运转。
[0026]图3～图7表示成为制冷运转时以及采暖运转时用于在高COP状态下运转的目标的循环。在这里，图3及图4表示成为制冷运转时的制冷负荷Qc ＊和外气温度To变动了的场合的目标的循环，图5～图7表示成为采暖运转时的采暖负荷Qh ＊和外气温度To变动了的场合的目标的循环。而且，通常，由于室内温度的设定温度不产生大的改变，所以室内温度Ti为一定。
[0027]如图3和图4可以看出的那样，在制冷运转时，作为室外热交换器2侧的压力的高压压力PH随着制冷负荷Qc ＊和外气温度To的变动而产生大的变化。另一方面，作为室内热交换器6侧的压力的低压压力PL仅因制冷负荷Qc ＊而变化。
如从图5～图7可以看出的那样，在采暖运转时，作为室外热交换器2侧的压力的低压压力PL随着采暖负荷Qh ＊和外气温度To的变动而产生大的变化。另一方面，作为室内热交换器6侧的压力的高压压力PH，在采暖负荷Qh ＊小、不超过临界压力的场合仅因采暖负荷Qh ＊而变化，在采暖负荷Qh ＊大、超过临界压力的场合，因采暖负荷Qh ＊和外气温度To而变化。
[0028]例如，在使用以二氧化碳为制冷剂的一般的空气热交换器控制冷冻循环的场合，当在制冷运转中室内温度Ti为27℃时，在外气温度为10℃≤To≤35℃，制冷负荷为0.25≤Qc ＊/Qc ＊ (额定)≤1的条件下，以满足式(1)～(3)的方式设定高压压力目标值PH ＊、低压压力目标值PL ＊以及过热度目标值SH＊即可。
[0029]
[式1]
Figure A20088002279400161
[0030]
[式2]
Figure A20088002279400162
[0031]
[式3]
SH＊＝1℃(3)
[0032]另外，在采暖运转中室内温度Ti为20℃的场合，在外气温度为-8℃≤To≤17℃、采暖负荷为0.25≤Qh ＊/Qh ＊ (额定)≤1的条件下，在高压压力PH处于临界压力以上的场合，以满足式(4)、(5)的方式设定高压压力目标值PH ＊、液温目标值Td ＊即可。
[0033]
[式4]
Figure A20088002279400163
[0034]
[式5]
Figure A20088002279400164
[0035]在该条件下，在高压压力PH不到临界压力的场合，以满足式(6)～(8)的方式设定高压压力目标值PH ＊、低压压力目标值PL ＊以及过冷却度目标值SC＊即可。
[0036]
[式6]
Figure A20088002279400171
[0037]
[式7]
SC＊＝7℃    (7)
[0038]
[式8]
Figure A20088002279400172
[0039]由于热交换器的性能、大小对各目标值影响很大，所以，需要根据组合的***改变上述各设定式的系数。另外，改变高压压力目标值的设定方法的运转控制方法并不限于CO2制冷剂的场合，在其它制冷剂的场合也有效，在与高压侧热交换器的制冷剂进行热交换的流体的流入温度处于临界温度附近的场合，按临界压力改变控制目标值的设定方法即可。
[0040]下面，说明当热负荷(制冷负荷Qc ＊、采暖负荷Qh ＊)和温度条件变动了时，在压力目标值的设定方法中设置阈值、改变设定方法的理由。
制冷时的室外热交换器2以及采暖时的室内热交换器6，对应于图2的压力-比焓线图中的B→C，采暖时的室外热交换器2以及制冷时的室内热交换器6对应于图2的压力-比焓线图中的D→A。热交换能力Q[kW]由式(9)、(10)表示。
[0041]
[式9]
Q＝Gr×Δh    (9)
[0042]
[式10]
Q＝∫Aα·ΔTdA＝Aα·ΔT    (10)
[0043]其中，Gr：制冷剂质量流量[kg/s]，Δh：热交换器出入口的比焓差[kJ/kg]，α：制冷剂-室内空气间的总传热系数[kW/(m2·K)]，A：传热面积[m2]，ΔT：制冷剂-室内空气间的温差[K]。
因此，从式(9)、(10)，根据制冷剂质量流量Gr、制冷剂温度(制冷剂压力)、空气流量以及室内空气温度决定热交换能力Q。为了在某一温度条件(室内温度Ti、外气温度To)下发挥必要的热交换能力Q，需要使制冷剂质量流量Gr变化，或由节流装置等循环控制装置使热交换器中的制冷剂压力、制冷剂温度变化，改变ΔT、Δh。
[0044]下面，根据图2～图4说明在制冷负荷Qc ＊和外气温度To变动了的场合，在进行制冷运转时低压压力目标值PL ＊仅随制冷负荷Qc ＊变化的原因。
如图2的D→A那样，制冷运转时的室内热交换器6中的制冷剂按气液二相流流入。另外，制冷剂由于为气液二相流，所以，制冷剂侧的热传递率比空气侧的热传递率大。即，在室内热交换器6中，空气侧的热阻处于支配地位。在这里，若外气温度To变高，则不能使图2中的点C的比焓下降，如图3及图4那样，流入到室内热交换器6的比焓上升。为此，室内热交换器6的出入口的比焓的差Δh变小。为了确保必要的热交换能力Q，需要增加制冷剂质量流量Gr，或使低压压力PL下降、提高传热特性，增大Δh。然而，若降低低压压力PL，增大Δh，则制冷剂的过热度SH变大，在热交换器的配管内过热气体所占区域变宽，从而使制冷剂侧的传热特性大幅度减少，效率变差。因此，在增加了制冷剂质量流量Gr的场合效率更高。另外，由于热交换器的空气侧的热阻比制冷剂侧的热阻大，所以，即使改变制冷剂质量流量Gr、使制冷剂侧的热传递率上升，也不对总的制冷剂-室内空气间的热传递率α产生大的影响。因此，制冷运转时的室内热交换器6的热交换能力Q大体与室内空气和制冷剂温度的温差ΔT成比例。即，即使外气温度To变动，低压压力目标值PL ＊也不受到影响。
[0045]下面，根据图2和图5说明在采暖负荷Qh ＊和外气温度To变动了的场合，在进行采暖运转时的采暖负荷Qh ＊小、高压压力PH不超过临界压力的情形下高压压力目标值PH ＊仅随采暖负荷Qh ＊而变化的原因。
在进行采暖运转时采暖负荷Qh ＊小的场合，在减少制冷剂质量流量Gr的同时，空气与制冷剂的温差不大也可以，所以，能够减少循环的高低压差，高压压力目标值PH ＊处于临界压力以下。在这样的场合，制冷剂质量流量Gr小，所以，特别是在气体单相区域以及液体单相区域中，制冷剂侧的热传递率成为与空气侧的热传递率相同的程度。
在这里，若外气温度To变动，则为了在室外热交换器2中从室外空气吸收规定的热，低压压力目标值PL ＊也变化，与外气温度To高、低压压力PL高的场合相比，外气温度To低、低压压力PL低的场合的流入室内热交换器6的制冷剂的温度更高，比焓增大。即，在外气温度To高的场合，为了确保采暖能力，需要提高高压压力PH、提高ΔT、增大Δh，或者增大制冷剂质量流量Gr。然而，在该场合，若使制冷剂质量流量Gr增大，则流入到室内热交换器6的制冷剂的温度、比焓减少，整体的制冷剂与空气的温差ΔT减少，但制冷剂侧的热传递率为与空气侧的热传递率相同的程度，制冷剂质量流量Gr的增大使α也改善，所以，如图5所示那样，能够不改变高压压力目标值PH ＊地以更高的效率发挥能力。即，高压压力目标值PH ＊不需随外气温度To而改变。
[0046]另外，根据图2和图7说明在采暖负荷Qh ＊和外气温度To变动了的场合，在采暖运转时的采暖负荷Qh ＊大、高压压力PH超过临界压力的情形下，高压压力目标值PH ＊随采暖负荷Qh ＊以及外气温度To而变化的原因。
与采暖负荷Qh ＊小的场合同样，若外气温度To变高，则流入的制冷剂的温度变低，比焓变小。然而，与采暖负荷Qh ＊小的场合不同，制冷剂质量流量Gr大，所以，制冷剂侧的热阻小，热交换器的空气侧的热阻比制冷剂侧大。因此，若外气温度To变高，则流入到高压侧热交换器的制冷剂温度下降，所以，ΔT减少，另一方面，即使流量增加，α也不太变化。结果，通过增大ΔT，即如图7那样提高高压压力PH，能够确保能力，同时，能够进行高效率的运转。
[0047]这样，按照上述运转控制方法，即使制冷负荷Qc ＊、采暖负荷Qh ＊、外气温度To变化，也能够在COP高的状态下运转。
[0048]下面，说明利用控制装置19的冷冻循环的运转控制方法。图8为制冷运转时的运转控制方法的流程图，图9为采暖运转时的运转控制方法的流程图。在图8中，设步骤1～步骤13为S1～S13，在图9中，设步骤21～步骤33为S21～S33。
[0049]首先，参照图8所示的流程图说明制冷运转时的冷冻循环的运转控制方法。在该运转控制方法中，设定与热负荷以及温度条件相符的低压压力PL、高压压力PH、室内热交换器6的出口处的制冷剂的过热度SH的各控制指标的目标值PL ＊、PH ＊、SH＊，使压缩机1的转速、电子式膨胀阀4的开度、室外风扇3的转速以及室内风扇7的转速变化，进行使控制指标接近控制目标值的控制，在COP高的状态下进行运转。
[0050]在步骤1中，输出控制设备的初始值，转移到步骤2，输入排出压力检测器11、吸入压力检测器12、制冷剂温度检测器13～16、室内温度检测器17以及外气温度检测器18的检测信号。然后，转移到步骤3，计算低压压力PL、高压压力PH、室内热交换器6的出口处的制冷剂的过热度SH，而且，根据从室内热交换器6的出入口的制冷剂的比焓差和压缩机1的转速求出的制冷剂质量流量Gr，计算出现在的制冷能力Qc。
然后，转移到步骤4，根据能够从循环内的制冷剂状态量推算出的制冷能力Qc的时间系列数据，以及基于设置在室内热交换器6的气流吸入口的室内温度检测器17的测定数据的室内温度Ti的时间系列数据，获得制冷能力Qc与室内温度Ti的相关性，推算制冷负荷Qc ＊。
[0051]然后，转移到步骤5，控制装置19判断高压压力PH是否超过临界压力。如果判断为高压压力PH超过临界压力，则转移到步骤6，另外，如果判断为高压压力PH未超过临界压力，则转移到步骤7，根据决定保持在现在的存储器19a中的热负荷、温度条件以及各控制设备的控制值的函数，进行下述所示控制目标值的改变。
[0052](1)在高压压力PH不到临界压力的场合(步骤7)
PH *＝f1(To，Qc *)
PL *＝f2(Ti，Qc *)
SH*＝f3(Ti，To，Qc *)
[0053](2)在高压压力PH在临界压力以上的场合(步骤6)
PH *＝f1(Ti，To，Qc *)
PL *＝f2(Ti，Qc *)
SH*＝f3(Ti，To，Qc *)
[0054]然后，转移到步骤8，如以下所示那样根据各控制指标的目标值与现在值的偏差利用比例控制计算出控制设备的控制值的改变量(压缩机1的转速的改变量Δf、室外风扇3的转速的改变量ΔFo、电子式膨胀阀4的开度的改变量ΔCV以及室内风扇7的转速的改变量ΔFi)。
[0055]
Δf＝f4(PL-PL *)
ΔFo＝f5(PH-PH *)
ΔCV＝f6(SH-SH*)
ΔFi＝f7(Qc-Qc *)
[0056]上述控制设备的控制值的改变量与控制指标的关系为代表性的一例，也可以改变控制指标与控制设备的组合，例如可由电子式膨胀阀4的开度ΔCV控制低压压力PL等。
[0057]然后，转移到步骤9，控制装置19根据计算出的改变量输出新的控制值，在步骤10～步骤12中，与步骤2～步骤4同样地由冷冻循环装置内的计测仪器测定各温度、压力数据，计算出低压压力PL、高压压力PH、室内热交换器6的出口处的制冷剂的过热度SH、现在的制冷能力Qc、制冷负荷的推定值Qc ＊。
[0058]然后，转移到步骤13，确认各控制指标相对于目标值的误差是否进入到设定了的误差范围(ε1，ε2，ε3，ε4)内。
[0059]
|PL-PL *|＜ε1
|PH-PH *|＜ε2
|SH-SH*|＜ε3
|Qc-Qc *|＜ε4
[0060]在各控制指标的相对于目标值的误差未进入到设定了的误差范围内的场合，返回到步骤5。在到这些所有的控制指标进入到误差范围内为止，继续进行步骤5～步骤13的控制。
在步骤6中，根据制冷负荷Qc ＊、外气温度(被加热介质)To、室内温度(被冷却介质)Ti计算高压压力目标值PH ＊。然而，制冷剂向室外热交换器(高压侧热交换器)2的流入温度或制冷剂在室外热交换器2的入口处的比焓，由室内温度Ti和室内风扇7的转速Fi唯一地决定，所以，也可使用制冷剂向室外热交换器2的流入温度或制冷剂在室外热交换器2的入口处的比焓代替室内温度Ti。
[0061]下面，参照图9所示的流程图说明采暖运转时的冷冻循环的运转控制方法。在该运转控制方法中，设定与热负荷以及温度条件相符的低压压力PL、高压压力PH、室内热交换器6的出口处的制冷剂的液温Td、过冷却度SC各控制指标的目标值PL ＊、PH ＊、Td ＊、SC＊，改变压缩机1的转速、电子式膨胀阀4的开度、室外风扇3的转速以及室内风扇7的转速等，进行使控制指标接近控制目标值的控制，在COP高的状态下进行运转。
[0062]在步骤21中，输出控制设备的初始值，转移到步骤22，输入作为冷冻循环装置内的计测仪器的排出压力检测器11、吸入压力检测器12、制冷剂温度检测器13～16、室内温度检测器17以及外气温度检测器18的检测信号。然后，转移到步骤23，计算低压压力PL、高压压力PH、室内热交换器6的出口处的制冷剂的液温Td或过冷却度SC，而且根据由室内热交换器6的出入口的制冷剂的比焓差和压缩机1的转速求出的制冷剂质量流量Gr，计算现在的采暖能力Qh。
然后，转移到步骤24，根据能够从循环内的制冷剂的状态量推算的采暖能力Qh的时间系列数据，以及基于设置在室内热交换器6的气流吸入口的室内温度检测器17的测定数据的室内温度Ti的时间系列数据，获得采暖能力Qh与室内温度Ti的相关性，推算采暖负荷Qh ＊。
[0063]然后，转移到步骤25，控制装置19判断高压压力PH是否超过临界压力。如果判断为高压压力PH超过了临界压力，则转移到步骤26，如果判断为高压压力PH未超过临界压力，则转移到步骤27，根据决定保持在现在的存储器19a中的热负荷、温度条件以及各控制设备的控制值的函数，进行下述所示的控制目标值的改变。
[0064](1)在高压压力PH不到临界压力的场合(步骤27)
PH *＝f1(Ti，Qh *)
PL *＝f2(To，Qh *)
SC*＝f3(Ti，To，Qh *)
[0065](2)在高压压力PH为临界压力以上的场合(步骤26)
PH *＝f1(Ti，To，Qh *)
PL *＝f2(To，Qh *)
Td *＝f3(Ti，To，Qh *)
[0066]然后，转移到步骤28，如以下所示那样根据各控制指标的目标值与现在值的偏差，由比例控制计算出控制设备的控制值的改变量(压缩机1的转速改变量Δf、室外风扇3的转速的改变量ΔFo、电子式膨胀阀4的开度的改变量ΔCV以及室内风扇7的转速的改变量ΔFi)。
[0067]
Δf＝f4(PH-PH *)
ΔFo＝f5(PL-PL *)
ΔCV＝f6(SC-SC*)(不到临界压力的场合)
ΔCV＝f6(Td-Td *)(临界压力以上的场合)
ΔFi＝f7(Qh-Qh *)
[0068]然后，转移到步骤29，控制装置19根据计算出的改变量，输出新的控制值，在步骤30～步骤32中，与步骤22～步骤24同样，由冷冻循环装置内的计测仪器测定各温度、压力数据，计算低压压力PL、高压压力PH、室内热交换器6的出口的状态(液温Td、过冷却度SC)、现在的采暖能力Qh、采暖负荷的推定值Qh ＊。
[0069]然后，转移到步骤33，确认各控制指标相对于目标值的误差是否进入到设定的误差范围(ε1，ε2，ε3，ε4)内。
[0070]
|PL-PL *|＜ε1
|PH-PH *|＜ε2
|SC-SC*|＜ε3(不到临界压力的场合)
|Td-Td *|＜ε3(临界压力以上的场合)
|Qh-Qh *|＜ε4
[0071]在各控制指标相对于目标值的误差未进入到设定的误差范围内的场合，返回到步骤25。到这些所有的控制指标进入到误差范围内为止，继续进行步骤25～步骤33的控制。
在步骤26中，根据热负荷Qh ＊、外气温度(被冷却介质)To、室内温度(被加热介质)Ti计算出高压压力目标值PH ＊。然而，制冷剂向室内热交换器(高压侧热交换器)6的流入温度或制冷剂在室内热交换器6的入口处的比焓，由外气温度To和室外风扇3的转速Fo唯一地决定，所以，也可使用制冷剂向室内热交换器6的流入温度或制冷剂在室内热交换器6的入口的比焓代替外气温度To。
[0072]在图8以及图9所示的流程图中，决定控制目标值，控制压缩机1的转速、电子式膨胀阀4的开度、室外风扇3的转速以及室内风扇7的转速等，使控制指标接近控制目标值，但也可控制压缩机1的转速、电子式膨胀阀4的开度、室外风扇3的转速以及室内风扇7的转速的至少1个。
[0073]另外，在图8以及图9所示的流程图中，推算热负荷，决定控制目标值，以下表示也可不考虑热负荷的简易的控制目标值的设定方法。
[0074]在临界压力以上的场合，如果以成为基于采暖负荷的目标值的方式控制与室内温度Ti的温差(Td ＊-Ti)，代替室内热交换器6的出口处的制冷剂的液温目标值Td ＊作为控制指标，则在室内温度Ti变动了的场合也能够适当地获得制冷剂与室内空气的温差，能够在COP高的状态下运转。另外，如从基于图3～图7的控制目标值的设定结果可以看出那样，可以将SH＊、SC＊、Td ＊、(Td ＊-Ti)设为一定值。
[0075]另外，如图10所示那样，作为临界压力以上的冷凝温度的定义，将在该压力下比热最大的温度(伪临界温度)、从临界压力的比焓和该压力求出的温度等假定为伪冷凝温度Tc′，即使在以成为一定值的方式控制伪过冷却度SC′(＝Tc′-Td)的场合，也能够在室内温度Ti变动了时适当地获得制冷剂与室内空气的温差，能够在COP高的状态下运转。
[0076]另外，关于压力目标值，在制冷运转时，根据室内温度Ti与室内的设定温度Ti ＊的差(Ti-Ti ＊)，若Ti-Ti ＊＞0，则判断为进一步需要制冷能力，进行增大循环的高低压差的控制，若Ti-Ti ＊＜0，则判断为制冷能力过剩，进行减小循环的高低压差的控制。即，根据室内温度Ti与室内的设定温度Ti ＊的差(Ti-Ti ＊)，计算高压压力目标值PH ＊以及低压压力目标值PL ＊的改变量ΔPH、ΔPL，设定新的控制目标。
[0077]
ΔPH＝f8(Ti-Ti *)
ΔPL＝f9(Ti-Ti *)
[0078]而且，对于该场合的室内机的风扇的风量Fi，事先生成与压力目标值(PL ＊、PH ＊)的关系式，进行对应于PL ＊、PH ＊的转速的控制即可。另外，通常，室内机的风扇的电输入量比其它单元设备小，所以，也可简易地全速旋转。
[0079]这样，按照该实施方式1，能够获得下述的效果。
在高压压力PH不到临界压力(阈值)的场合，根据热负荷(Qc ＊或Qh ＊)和被加热介质的流入温度计算高压压力目标值PH ＊，在高压压力PH为临界压力以上的场合，根据热负荷、被加热介质的流入温度和被冷却介质的流入温度计算高压压力目标值PH ＊。
[0080]因此，在因为热负荷小等原因而导致在设定控制目标值时高压压力变得比临界压力低的场合，在冷冻循环内流动的制冷剂质量流量也变少，高压侧热交换器内的热阻在制冷剂侧和被加热介质侧为相同程度。因此，即使被冷却介质的温度、流量变动，流入到高压侧热交换器的制冷剂的状态量变化，通过不改变高压压力目标值地增大制冷剂质量流量，减少制冷剂侧的热阻，使总热传递率上升，也能够获得规定的热交换能力，能够在COP高的状态下运转。
另一方面，在由于热负荷大等原因而导致在设定控制目标值时高压压力为临界压力以上的场合，在冷冻循环内流动的制冷剂质量流量多，在高压侧热交换器内的热阻中，被加热介质的热阻处于支配地位。因此，即使流入到高压侧热交换器的制冷剂的状态量变动，通过使高压压力变化，控制制冷剂与被加热介质的温差，也能够获得规定的热交换能力，能够在COP高的状态下运转。
[0081]另外，根据热负荷和被冷却介质的流入温度计算低压压力目标值PL ＊。因此，由于低压侧热交换器内的制冷剂的流动状态为气液二相流，所以，制冷剂侧的热传递特性比空气侧好。因此，即使被加热介质向高压侧热交换器的流入温度变动，朝高压侧热交换器流入的制冷剂的比焓变化，通过固定低压压力目标值，仅使制冷剂质量流量变化，也能够获得规定的热交换能力，能够在COP高的状态下运转。
[0082]另外，在高压压力不到临界压力的场合，设定高压侧热交换器出口的制冷剂的过冷却度目标值，以使高压侧热交换器中的冷凝温度和高压侧热交换器出口的制冷剂温度的温差与过冷却度目标值一致的方式控制。另一方面，在高压压力为临界压力以上的场合，设定高压侧热交换器出口的制冷剂温度目标值，以使高压侧热交换器出口的制冷剂温度与制冷剂温度目标值一致的方式控制。因此，固定高压侧热交换器的出口的制冷剂状态，使冷冻循环稳定化，同时，在高压侧热交换器的制冷剂与被加热介质之间，能够设定与热负荷、热交换器的特性对应的温差，能够进行COP高的状态下的运转。
[0083]另外，若设定高压侧热交换器出口的制冷剂温度与被加热介质的流入温度的温差目标值来代替将制冷剂温度作为控制目标，并且以使高压侧热交换器的出口的制冷剂温度与被加热介质的流入温度的温差与温差目标值一致的方式进行控制，则能够对应于被加热介质的流入温度的变动，同时，能够进行与热负荷对应的冷冻循环调整，能够进行COP高的状态下的运转。
[0084]另外，设定低压侧热交换器出口的制冷剂的过热度目标值，以使低压侧热交换器出口的制冷剂的过热度与过热度目标值一致的方式进行控制。因此，能够适当地控制低压侧热交换器的过热度，能够进行COP高的状态下的运转。
[0085]实施方式2
图11为表示本发明实施方式2的空调机的制冷剂回路图，图12为在本发明实施方式2的空调机的制冷运转时外气温度变动了的场合的压力-比焓线图。
[0086]在图11中，作为冷冻循环装置的空调机，具有连通液体配管5的电子式膨胀阀4的室外热交换器2侧与流入管22的旁通配管24、设于旁通配管24的电子式膨胀阀25、设于旁通配管24的电子式膨胀阀25的流入管22侧与液体配管5之间的内部热交换器26。其它构成与上述实施方式1同样地构成。
[0087]在这样构成的空调机中，在采暖运转时，使电子式膨胀阀25全闭，与上述实施方式1同样地动作。另外，在制冷运转时，调整电子式膨胀阀25的开度，从室外热交换器2流过液体配管5的中温·高压的制冷剂气体的一部分流到旁通配管24，在内部热交换器26中与流过液体配管5的中温·高压的制冷剂气体进行热交换，然后，返回到储液器10，除了这一点外，其它与上述实施方式1同样地动作。
[0088]该实施方式2的空调机由与上述实施方式1同样的运转控制方法控制，但在制冷运转时，以与室内热交换器6的过热度SH相等的方式控制内部热交换器26的出口处的制冷剂的过热度，从而能够减少流过液体配管5、室内热交换器6、气体配管8的制冷剂质量流量Gr，所以，能够减少压力损失，能够在COP高的状态下运转。
另外，如图12所示，在外气温度To高的场合，具有更大幅度地减少比焓的效果，即使外气温度To变动，也能够将流入到室内热交换器6的比焓、制冷剂质量流量Gr调整为大体一定。
[0089]在上述实施方式1、2中，使用二氧化碳单体作为制冷剂，但即使使用以二氧化碳为主成分的制冷剂、氟里昂系制冷剂、碳氢化合物系制冷剂代替二氧化碳单体，即使高压侧热交换器的风扇风量为最大，通过将制冷剂侧的热传导变得比空气侧的热传导大的点设为阈值，也能够获得同样的效果。
[0090]实施方式3
图13为表示本发明实施方式3的空调机的制冷剂回路图。
在图13中，作为冷冻循环装置的二管式的多室型空调机，使用二氧化碳单体那样的超临界制冷剂作为制冷剂，该二氧化碳单体的高压侧根据热负荷的条件等而成为气液二相或临界压力以上的状态。该多室形空调机具有室外单元A、室内单元B以及分流控制器C，该室内单元B具有3台室内机，该分流控制器C将制冷剂分配到室内单元B内的室内机。
[0091]室外单元A具有压缩机1、室外热交换器2、室外风扇3、储液器10以及流路切换部30，它们以对第1以及第2连接端部27a、27b之间实施流体连通的方式进行配置。压缩机排出侧配管20的一端连接在压缩机1的制冷剂排出口，另一端连接在四通换向阀9。压缩机吸入侧配管21的一端连接在压缩机1的制冷剂吸入口，另一端连接在储液器10的上部。流入管22的一端连接在四通换向阀9，另一端连接在储液器10的上部。室外热交换器2的一端通过配管23连接在四通换向阀9，室外热交换器2的另一端通过配管28连接在第1连接端部27a。四通换向阀9与第2连接端部27b由配管29连接。四通换向阀9相应于运转模式切换流到室外热交换器2的制冷剂的方向。
[0092]流路切换部30与运转模式无关地使制冷剂从室外单元A的第1连接端部27a经由作为液体配管的高压配管31流到分流控制器C，从分流控制器C经由作为气体配管的低压配管32流到室外单元A的第2连接端部27b。止回阀35以仅容许制冷剂从室外热交换器2向第1连接端部27a流动的方式设于配管28。另外，止回阀36以仅容许制冷剂从第2连接端部27b向四通换向阀9流动的方式设于配管29。另外，流路切换部30具有旁通配管33，该旁通配管33的一端连接于配管28的止回阀35的室外热交换器2侧的部位，另一端连接于配管29的止回阀36的第2连接端部27b侧的部位。在该旁通配管33的中途，设置仅容许制冷剂从第2连接端部27b向室外热交换器2侧流动的止回阀37。另外，流路切换部30具有旁通配管34，该旁通配管34的一端连接于配管28的止回阀35的第1连接端部27a侧的部位，另一端连接于配管29的止回阀36的四通换向阀9侧的部位。在该旁通配管34的中途设置仅容许制冷剂从四通换向阀9向第1连接端部27a侧流动的止回阀38。
[0093]检测制冷剂的排出压力的排出压力检测器11设在压缩机排出侧配管20上，检测制冷剂的吸入压力的吸入压力检测器12设在压缩机吸入侧配管21上。制冷剂温度检测器13、14设在配管23、28的室外热交换器2的出入口附近。检测制冷剂的高压压力的高压压力检测器49设在高压配管31上，检测制冷剂的中间压力的中间压力检测器50设在中压汇流部41。
[0094]室内单元B具有3台室内机，即室内热交换器6P、6Q、6R，以及将室内空气分别导入到室内热交换器6P、6Q、6R的室内风扇7P、7Q、7R。
[0095]分流控制器C设置有与室内机相同数量的、分别具有3个连通口的三通换向阀40P、40Q、40R。高压配管31的一端连接于第1连接端部27a，另一端连接于中压汇流部41。低压配管32的一端连接于第2连接端部27b，另一端通过热交换部43、44连接于中压汇流部41，该热交换部43、44使在低压配管32中流动的制冷剂与在高压配管31中流动的制冷剂进行热交换。另外，高压配管31的另一端分支，分别连接在三通换向阀40P、40Q、40R的连通口40a。低压配管32的另一端分支，分别连接在三通换向阀40P、40Q、40R的连通口40b。各三通换向阀40P、40Q、40R的连通口40c通过气体支管45P、45Q、45R连接在室内热交换器6P、6Q、6R的一端。另外，室内热交换器6P、6Q、6R的另一端分别通过液体支管46P、46Q、46R连接在中压汇流部41。另外，电子式膨胀阀47设在高压配管31的热交换部43、44之间的部位，电子式膨胀阀48设在低压配管32的中压汇流部41与热交换部43、44之间的部位。
[0096]作为节流装置的电子式膨胀阀4P、4Q、4R配置在液体支管46P、46Q、46R的各室内热交换器6P、6Q、6R的另一端侧。制冷剂温度检测器15P、15Q、15R以及制冷剂温度检测器16P、16Q、16R，配置在气体支管45P、45Q、45R以及液体支管46P、46Q、46R的各室内热交换器6P、6Q、6R的出入口附近。另外，室内温度检测器17P、17Q、17R设在室内热交换器6P、6Q、6R的各个的空气侧。
其它构成与上述实施方式1同样地构成。另外，在实施方式3中，表示了在室内单元B上连接三台室内机的场合，但通过配置二台以上的室内机，也能够同时进行制冷和采暖运转。
[0097]下面，说明这样构成的空调机的动作。
首先，说明室内机仅存在制冷负荷Qc ＊的场合。在该场合，四通换向阀9如图13中用实线表示的那样连接，压缩机1与室外热交换器2连通，室外热交换器2作为散热器起作用。
[0098]储液器10内的低温·低压的制冷剂气体通过压缩机吸入侧配管21吸入到压缩机1内，由压缩机1压缩，成为高温·高压的制冷剂气体，然后被排出。被导入到室外热交换器2的高温·高压的制冷剂气体，与由室外风扇3导入到室外热交换器2中的室外空气进行热交换。作为制冷剂的二氧化碳在温度下降的同时对室外空气进行加热。然后，成为中温·高压的制冷剂气体经过止回阀35，在配管28以及高压配管31中流动，被导入到分流控制器C。
[0099]然后，流过高压配管31的中温·高压的制冷剂气体在电子式膨胀阀47中成为中压的气体，从中压汇流部41分支到液体支管46P、46Q、46R，由电子式膨胀阀4P、4Q、4R减压，成为低温·低压的气液二相状态、被导入到室内热交换器6P、6Q、6R。被导入到室内热交换器6P、6Q、6R的低温·低压的气液二相状态的制冷剂，与由室内风扇7P、7Q、7R导入到室内热交换器6P、6Q、6R的室内空气进行热交换，一边冷却室内空气，一边变化为低温·低压的制冷剂蒸气。然后，低温·低压的制冷剂蒸气在气体支管45P、45Q、45R、低压配管32、配管29、止回阀36、四通换向阀9以及流入管22中流过，返回到储液器10。返回到了储液器10的制冷剂被进行气液分离，低温·低压的制冷剂气体通过压缩机吸入侧配管21被吸入到压缩机1。
[0100]下面，说明存在制冷负荷Qc ＊和采暖负荷Qh ＊、但制冷负荷Qc ＊较大的场合。在这里，仅室内热交换器6P进行采暖运转，室内热交换器6Q、6R进行制冷运转。
[0101]首先，储液器10内的低温·低压的制冷剂气体通过压缩机吸入侧配管21被吸入到压缩机1，由压缩机1压缩，成为高温·高压的制冷剂气体，然后排出。然后，被导入到室外热交换器2的高温·高压的制冷剂气体，与由室外风扇3导入到室外热交换器2的室外空气进行热交换。作为制冷剂的二氧化碳不冷凝，在温度下降的同时对室外空气进行加热。然后，成为中温·高压的制冷剂气体，通过止回阀35在配管28、高压配管31中流过，被导入到分流控制器C。
[0102]在此，进行采暖运转的室内热交换器6P控制三通换向阀40P，连通在高压配管31上。进行制冷运转的室内热交换器6Q、6R控制三通换向阀40Q、40R，连通在低压配管32上。另外，电子式膨胀阀47全闭，电子式膨胀阀48成为规定的开度。电子式膨胀阀48在中间压力设定规定的目标值，在中间压力检测器50的检测值比目标值低的场合，减小电子式膨胀阀48的开度，在中间压力检测器50的检测值比目标值高的场合，增大电子式膨胀阀48的开度，通过进行这样的控制，能够使中间压力为一定，循环的控制稳定性增大。
[0103]因此，流过高压配管31的中温·高压的制冷剂气体全部通过气体支管45P被导入到室内热交换器6P，在与室内空气进行热交换后，在电子式膨胀阀4P中成为中压的气体，通过液体支管46P到达中压汇流部41。然后，中压的制冷剂气体流过液体支管46Q、46R，由电子式膨胀阀4Q、4R减压，成为低温·低压的气液二相状态，被导入到室内热交换器6Q、6R。被导入到了室内热交换器6Q、6R的低温·低压的气液二相状态的制冷剂，与由室内风扇7Q、7R导入到室内热交换器6Q、6R的室内空气进行热交换，一边冷却室内空气，一边变化为低温·低压的制冷剂蒸气。然后，低温·低压的制冷剂蒸气通过气体支管45Q、45R流到低压配管32。
[0104]低温·低压的制冷剂蒸气在低压配管32、配管29、止回阀36、四通换向阀9以及流入管22中流过，返回到储液器10。返回到了储液器10的制冷剂被进行气液分离，低温·低压的制冷剂气体通过压缩机吸入侧配管21被吸入压缩机1。
[105]这样，从室外热交换器2通过配管28导入到高压配管31的中温·高压气体成为超临界状态，所以，与成为气液二相流的场合相比，伴随着流量增大的压力损失的增大量小。因此，与使中温·中压的气体通过电子式膨胀阀47流到中压汇流部41的情形相比，将全部制冷剂导入到进行采暖运转的室内热交换器6P的情形更能在抑制压力损失的影响的同时，提高室内热交换器的热交换性能，能够在高COP状态下运转。
另外，若随着进行采暖的室内热交换器6P的制冷剂质量流量Gr的增大而产生噪声、配管振动，则也可在流量限制、压力损失的上限设置限制，使导入到高压配管31的中温·高压气体的一部分通过电子式膨胀阀47，与从室内热交换器6P流入的制冷剂汇合，流入到室内热交换器6Q、6R。这样，能够将COP保持为尽可能高的状态，同时提高空调机的可靠性。
[0106]下面，说明室内机仅存在采暖负荷Qh ＊的场合。在该场合，四通换向阀9如图13中用虚线表示那样连接，压缩机1与高压配管31连通，室外热交换器2与储液器10连通，室外热交换器2作为蒸发器起作用。
[0107]首先，储液器10内的低温·低压的制冷剂气体通过压缩机吸入侧配管21吸入到压缩机1，由压缩机1压缩，成为高温·高压的制冷剂气体，然后被排出。然后，高温·高压的制冷剂气体经过旁通配管34的止回阀38，通过配管28流入到高压配管31，被导入到分流控制器C。
[0108]被导入到分流控制器C的高温·高压的制冷剂气体，从三通换向阀40P、40Q、40R流经气体支管45P、45Q、45R，被导入到室内热交换器6P、6Q、6R，与室内空气进行热交换，然后，在电子式膨胀阀4P、4Q、4R中成为中压的气体，通过液体支管46P、46Q、46R到达中压汇流部41。然后，中压的制冷剂气体流过电子式膨胀阀48以及低压配管32，从第2连接端部27b流入到配管29，经过旁通配管33的止回阀37，通过配管28导入到室外热交换器2。制冷剂在与室外空气进行热交换后，流过配管23、四通换向阀9以及流入管22，返回到储液器10。返回到了储液器10的制冷剂被进行气液分离，低温·低压的制冷剂气体通过压缩机吸入侧配管21被吸入压缩机1。
[0109]下面，说明存在制冷负荷Qc ＊和采暖负荷Qh ＊、但采暖负荷Qh ＊较大的场合。在这里，仅室内热交换器6P进行制冷运转，室内热交换器6Q、6R进行采暖运转。
[0110]首先，储液器10内的低温·低压的制冷剂气体通过压缩机吸入侧配管21被吸入压缩机1，由压缩机1压缩，成为高温·高压的制冷剂气体，然后被排出。然后，高温·高压的制冷剂气体经过旁通管34的止回阀38，通过配管28流入到高压配管31，被导入到分流控制器C。
[0111]在这里，进行制冷运转的室内热交换器6P控制三通换向阀40P，连通在低压配管32上。进行采暖运转的室内热交换器6Q、6R控制三通换向阀40Q、40R，连通在高压配管31上。另外，电子式膨胀阀47全闭，电子式膨胀阀48成为规定的开度。电子式膨胀阀48在中间压力上设定规定的目标值，在中间压力检测器50的检测值比目标值低的场合，减小电子式膨胀阀48的开度，在中间压力检测器50的检测值比目标值高的场合，增大电子式膨胀阀48的开度，通过进行这样的控制，能够使中间压力为一定，循环的控制稳定性增大。
[0112]被导入到分流控制器C的高温·高压的制冷剂气体，从三通换向阀40Q、40R流经气体支管45Q、45R，被导入到室内热交换器6Q、6R，与室内空气进行热交换，然后，在电子式膨胀阀4Q、4R中成为中压的气体，通过液体支管46Q、46R到达中压汇流部41。中压的制冷剂气体的一部分流过液体支管46P，由电子式膨胀阀4P减压，成为低温·低压的气液二相状态，被导入到室内热交换器6P。被导入到室内热交换器6P的低温·低压的气液二相状态的制冷剂，与由室内风扇7P导入到室内热交换器6P的室内空气进行热交换，一边冷却室内空气，一边变化为低温·低压的制冷剂蒸气。然后，低温·低压的制冷剂蒸气通过气体支管45P流到低压配管32。
[0113]然后，通过液体支管46Q、46R流入到中压汇流部41的中压的制冷剂气体的余下部分通过电子式膨胀阀48流入到低压配管32，与通过气体支管45P流到低压配管32的制冷剂汇合。然后，制冷剂从第2连接端部27b流入到配管29，经过旁通配管33的止回阀37，通过配管28导入到室外热交换器2，与室外空气进行热交换，然后，流过配管23、四通换向阀9以及流入管22，返回到储液器10。返回到了储液器10的制冷剂被进行气液分离，低温·低压的制冷剂气体通过压缩机吸入侧配管21吸入到压缩机1。
[0114]在这里，在进行制冷运转的室内热交换器6P中，制冷剂成为气液二相流，所以，制冷剂质量流量Gr的增大使压力损失变大。因此，为了在抑制室内热交换器6P中的压力损失的同时保持热交换性能，以在室内热交换器6P的出口具有一定的过热度SH的方式、对导入到室内热交换器6P的中压的制冷剂气体的流量进行控制，使中压的制冷剂气体的余下部分通过电子式膨胀阀48流入到低压配管32。
[0115]该实施方式3的空调机的运转控制方法，与在上述实施方式1中说明了的与制冷、采暖相关的运转控制方法同样地进行压力、温度的目标值的设定，从而即使制冷负荷Qc ＊、采暖负荷Qh ＊、外气温度To变化，也能够实现COP高的状态下的运转。
[0116]另外，热交换部43、44使流过高压配管31的制冷剂，与流过电子式膨胀阀48而减压、温度降低了的制冷剂进行热交换，从而具有使流入到中压汇流部41的制冷剂温度下降的效果，具有与实施方式2的内部热交换器26同样的效果。
[0117]另外，在进行制冷运转的室内热交换器，与进行采暖运转的室内热交换器混合存在的场合，能够将从需要冷温度的部位吸走的废热用于需要温热的部位，使COP增加。
另外，在制冷负荷比采暖负荷多的场合，高压侧成为超临界状态的单相流，另外，二氧化碳制冷剂的单位质量流量的压力损失与氟里昂系制冷剂相比减少，所以，通过使回路中的全部制冷剂流入到进行采暖运转的室内热交换器，能够在抑制压力损失增大的同时获得热交换性的上升，能够在COP高的状态下运转。但是，为了应对因全部制冷剂的流量多、使全部制冷剂流入而产生配管振动、制冷剂噪音那样的场合，通过在采暖运转的室内热交换器的前后的制冷剂压力差、例如高压压力检测器49的测量值与中间压力检测器50的测量值的差上设置上限值，并且在压力差超过了上限值的场合以成为上限值以下的方式控制电子式膨胀阀47，使制冷剂旁通，能够抑制因流过进行采暖运转的热交换器的制冷剂流量的增大而引起的配管振动、制冷剂噪音。
[0118]另外，在采暖负荷比制冷负荷多的场合，低压侧成为气液二相流，随着流量的增加，压力损失大幅度增加。因此，通过使回路中的全部制冷剂流入到进行采暖运转的室内热交换器，并且通过控制出口的过热度、对应于热负荷进行从采暖运转的室内热交换器流出并流入到进行制冷运转的室内热交换器的制冷剂的流入量控制，使余下的制冷剂流过电子式膨胀阀48而旁通，由此能够抑制压力损失的增大所导致的COP的减少。
[0119]在上述实施方式3中，使用二氧化碳单体作为制冷剂，但也可使用以二氧化碳为主成分的制冷剂等的在运转时高压侧成为超临界状态的制冷剂。

Claims (11)

1.一种冷冻循环装置，其特征在于：具有制冷剂回路、被加热介质输送装置以及被冷却介质输送装置、检测装置、控制装置，
该制冷剂回路通过由液体配管以及气体配管连接压缩机、高压侧热交换器、节流装置以及低压侧热交换器而构成，用于循环制冷剂；
该被加热介质输送装置和被冷却介质输送装置相对于上述高压侧热交换器以及上述低压侧热交换器输送被加热介质和被冷却介质；
该检测装置检测上述制冷剂回路内的上述制冷剂的温度和压力，以及上述被加热介质和被冷却介质的温度；
该控制装置从基于由上述检测装置获得的制冷剂信息的热负荷和温度条件设定高压压力目标值，控制上述压缩机的转速、上述节流装置的开度、上述被加热介质的流量以及上述被冷却介质的流量的至少一个，以使高压压力与设定的上述高压压力目标值一致的方式进行控制；
上述控制装置在设定上述高压压力目标值时设置阈值，在设定上述高压压力目标值的时刻的上述高压压力为上述阈值以上的场合和不到上述阈值的场合，改变上述高压压力目标值的设定方法。
2.一种冷冻循环装置的运转控制方法，该冷冻循环装置具有制冷剂回路、被加热介质输送装置以及被冷却介质输送装置、检测装置、控制装置；
该制冷剂回路通过由液体配管以及气体配管连接压缩机、高压侧热交换器、节流装置以及低压侧热交换器而构成，用于循环制冷剂；
该被加热介质输送装置和被冷却介质输送装置相对于上述高压侧热交换器以及上述低压侧热交换器输送被加热介质和被冷却介质；
该检测装置检测上述制冷剂回路内的上述制冷剂的温度和压力，以及上述被加热介质和被冷却介质的温度；
该控制装置从基于由上述检测装置获得的制冷剂信息的热负荷和温度条件设定高压压力目标值，控制上述压缩机的转速、上述节流装置的开度、上述被加热介质的流量以及上述被冷却介质的流量的至少一个，以使高压压力与设定的上述高压压力目标值一致的方式进行控制；其特征在于：
上述控制装置在设定上述高压压力目标值时设置阈值，在设定上述高压压力目标值的时刻的上述高压压力为上述阈值以上的场合和不到上述阈值的场合，改变上述高压压力目标值的设定方法。
3.根据权利要求2所述的冷冻循环装置的运转控制方法，其特征在于：
在设定上述高压压力目标值的时刻的上述高压压力不到上述阈值的场合，根据上述热负荷和上述被加热介质的流入温度计算出上述高压压力目标值，
在设定上述高压压力目标值的时刻的上述高压压力为上述阈值以上的场合，根据上述热负荷、上述被加热介质的流入温度以及上述被冷却介质的流入温度计算出上述高压压力目标值。
4.根据权利要求2所述的冷冻循环装置的运转控制方法，其特征在于：
在上述制冷剂为上述高压压力超过临界压力的制冷剂的场合，设上述阈值为该临界压力。
5.根据权利要求2所述的冷冻循环装置的运转控制方法，其特征在于：
上述控制装置根据上述热负荷、上述被冷却介质的流入温度设定上述低压侧热交换器中的低压压力目标值，控制上述压缩机的转速、上述节流装置的开度、上述被加热介质的流量以及上述被冷却介质的流量的至少1个，以使低压压力与设定的上述低压压力目标值一致的方式进行控制。
6.根据权利要求2所述的冷冻循环装置的运转控制方法，其特征在于：
上述控制装置在上述高压压力不到上述阈值的场合，设定上述高压侧热交换器出口的制冷剂的过冷却度目标值，另一方面，在上述高压压力为上述阈值以上的场合，设定上述高压侧热交换器出口的制冷剂温度目标值，控制上述压缩机的转速、上述节流装置的开度、上述被加热介质的流量以及上述被冷却介质的流量中的至少1个，以使上述高压侧热交换器中的冷凝温度与上述高压侧热交换器出口的制冷剂温度的温差与上述过冷却度目标值一致的方式，或以使上述高压侧热交换器出口的制冷剂温度与上述制冷剂温度目标值一致的方式进行控制。
7.根据权利要求6所述的冷冻循环装置的运转控制方法，其特征在于：
设定上述高压侧热交换器出口的制冷剂的温度与上述被加热介质的流入温度的温差的目标值，控制上述压缩机的转速、上述节流装置的开度、上述被加热介质的流量以及上述被冷却介质的流量中的至少1个，以使上述高压侧热交换器的出口的制冷剂温度与上述被加热介质的流入温度的温差与上述目标值一致的方式进行控制。
8.根据权利要求2所述的冷冻循环装置的运转控制方法，其特征在于：
上述控制装置设定上述低压侧热交换器出口的制冷剂的过热度目标值，控制上述压缩机的转速、上述节流装置的开度、上述被加热介质的流量以及上述被冷却介质的流量中的至少1个，以使上述低压侧热交换器出口的制冷剂的过热度与上述过热度目标值一致的方式进行控制。
9.根据权利要求2所述的冷冻循环装置的运转控制方法，其特征在于：上述冷冻循环装置为二管式的多室型空调机，该二管式的多室型空调机
使用高压侧成为超临界状态的制冷剂，
具有1台室外单元、上述气体配管以及上述液体配管、多台室内单元、上述检测装置以及上述控制装置；
该1台室外单元具有以对第1以及第2连接端部之间进行流体连通的方式配置的室外热交换器、将室外空气送入上述室外热交换器的室外风扇以及上述压缩机；
该气体配管以及该液体配管的一端分别连接在上述第1以及第2连接端部；
该多台室内单元具有以分别对上述气体配管以及液体配管的另一端之间进行流体连通的方式配置的室内热交换器、将室内空气送入该室内热交换器的室内风扇以及上述节流装置；
该检测装置检测上述室外热交换器以及上述室内热交换器的前后的制冷剂温度、上述室外单元的室外空气温度、上述室内单元的室内空气温度、上述压缩机的前后的制冷剂压力；
具有上述多台室内单元全部同时进行制冷运转或采暖运转的运转模式，以及进行制冷运转的上述室内单元与进行采暖运转的上述室内单元混合存在的运转模式；
在上述多台室内单元全部同时进行制冷运转的运转模式下，上述室外热交换器作为上述高压侧热交换器起作用，上述室外空气作为上述被加热介质起作用，上述室外风扇作为上述被加热介质输送装置起作用，同时，上述室内热交换器作为上述低压侧热交换器起作用，上述室内空气作为上述被冷却介质起作用，上述室内风扇作为上述被冷却介质输送装置起作用；
在上述多台室内单元全部同时进行采暖运转的运转模式下，上述室外热交换器作为上述低压侧热交换器起作用，上述室外空气作为上述被冷却介质起作用，上述室外风扇作为上述被冷却介质输送装置起作用，同时，上述室内热交换器作为上述高压侧热交换器起作用，上述室内空气作为上述被加热介质起作用，上述室内风扇作为上述被加热介质输送装置起作用；
在制冷负荷比采暖负荷大的运转模式下，上述室外热交换器以及进行采暖运转的上述室内单元的上述室内热交换器作为上述高压侧热交换器起作用，上述室外空气以及进行采暖运转的上述室内单元的上述室内空气作为上述被加热介质起作用，上述室外风扇以及进行采暖运转的上述室内单元的上述室内风扇作为上述被加热介质输送装置起作用，同时，进行制冷运转的上述室内单元的上述室内热交换器作为上述低压侧热交换器起作用，进行制冷运转的上述室内单元的上述室内空气作为上述被冷却介质起作用，进行制冷运转的上述室内单元的上述室内风扇作为上述被冷却介质输送装置起作用；
在采暖负荷比制冷负荷大的运转模式下，进行采暖运转的上述室内单元的上述室内热交换器作为上述高压侧热交换器起作用，进行采暖运转的上述室内单元的上述室内空气作为上述被加热介质起作用，进行采暖运转的上述室内单元的上述室内风扇作为上述被加热介质输送装置起作用，同时，上述室外热交换器以及进行制冷运转的上述室内单元的上述室内热交换器作为上述低压侧热交换器起作用，上述室外空气以及进行制冷运转的上述室内单元的上述室内空气作为上述被冷却介质起作用，上述室外风扇以及进行制冷运转的上述室内单元的上述室内风扇作为上述被冷却介质输送装置起作用。
10.根据权利要求9所述的冷冻循环装置的运转控制方法，其特征在于：
在制冷负荷比采暖负荷大的运转模式下，在使由上述压缩机压缩、流过上述室外热交换器的上述制冷剂的全部量流入到进行采暖运转的上述室内单元的上述室内热交换器后，使其流入到进行制冷运转的上述室内单元的上述室内热交换器，
在采暖负荷比制冷负荷大的运转模式下，使由上述压缩机压缩了的上述制冷剂的全部量流入到进行采暖运转的上述室内单元的上述室内热交换器，使从进行采暖运转的上述室内单元的上述室内热交换器流出的上述制冷剂的一部分，流入到进行制冷运转的上述室内单元的上述室内热交换器，使从进行采暖运转的上述室内单元的上述室内热交换器流出的上述制冷剂的余下部分，与从进行制冷运转的上述室内单元的上述室内热交换器流出的上述制冷剂一起流入到上述室外热交换器。
11.根据权利要求9所述的冷冻循环装置的运转控制方法，其特征在于：
在制冷负荷比采暖负荷大的运转模式下，以使进行采暖运转的上述室内单元的上述室内热交换器的前后的制冷剂压力差在规定值以下的方式进行控制。
CN2008800227944A 2007-07-18 2008-06-18 冷冻循环装置及其运转控制方法 Active CN101688701B (zh)

Applications Claiming Priority (3)

Application Number Priority Date Filing Date Title
JP2007186873 2007-07-18
JP186873/2007 2007-07-18
PCT/JP2008/061121 WO2009011197A1 (ja) 2007-07-18 2008-06-18 冷凍サイクル装置およびその運転制御方法

Publications (2)

Publication Number Publication Date
CN101688701A true CN101688701A (zh) 2010-03-31
CN101688701B CN101688701B (zh) 2011-08-17

Family

ID=40259537

Family Applications (1)

Application Number Title Priority Date Filing Date
CN2008800227944A Active CN101688701B (zh) 2007-07-18 2008-06-18 冷冻循环装置及其运转控制方法

Country Status (5)

Country Link
US (1) US8353173B2 (zh)
EP (1) EP2182304B1 (zh)
JP (1) JP4959800B2 (zh)
CN (1) CN101688701B (zh)
WO (1) WO2009011197A1 (zh)

Cited By (16)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
CN102313358A (zh) * 2010-07-01 2012-01-11 珠海格力节能环保制冷技术研究中心有限公司 二氧化碳热泵热水器的排气压力的控制方法
CN103154625A (zh) * 2010-10-14 2013-06-12 三菱电机株式会社 冷冻循环装置
CN103314261A (zh) * 2011-01-17 2013-09-18 大金工业株式会社 空调机
CN103998870A (zh) * 2012-01-18 2014-08-20 三菱电机株式会社 空气调节装置
CN104006441A (zh) * 2013-02-26 2014-08-27 三菱电机株式会社 流量控制装置及流体回路***
CN104272037A (zh) * 2012-04-27 2015-01-07 三菱电机株式会社 空气调节装置
CN104272033A (zh) * 2011-11-30 2015-01-07 三星电子株式会社 空调
CN105466093A (zh) * 2015-11-17 2016-04-06 广东美的制冷设备有限公司 压缩机的排气压力和回气压力的虚拟检测方法及装置
CN105841413A (zh) * 2016-03-29 2016-08-10 广东美的制冷设备有限公司 空调器控制方法及装置
CN105008160B (zh) * 2012-12-28 2017-03-15 冷王公司 用于控制冷凝器风扇和蒸发器风扇的运转的方法和***
CN109210672A (zh) * 2018-08-01 2019-01-15 珠海格力电器股份有限公司 一种室外风机的控制方法、装置、室外风机及空调***
CN109210673A (zh) * 2018-08-01 2019-01-15 珠海格力电器股份有限公司 室外风机的控制方法、装置和空调***
CN109392304A (zh) * 2017-06-12 2019-02-26 日立江森自控空调有限公司 空调***、空调方法以及控制装置
CN111023402A (zh) * 2019-12-31 2020-04-17 宁波奥克斯电气股份有限公司 一种空调***的自适应调节方法及空调器
WO2020224037A1 (zh) * 2019-05-07 2020-11-12 珠海格力电器股份有限公司 多联机空调***的控制方法及装置
CN112815491A (zh) * 2021-01-15 2021-05-18 广东积微科技有限公司 空调器的冷媒分配***、方法、计算机设备和存储介质

Families Citing this family (22)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
WO2010039630A2 (en) * 2008-10-01 2010-04-08 Carrier Corporation High-side pressure control for transcritical refrigeration system
IT1393303B1 (it) * 2009-03-25 2012-04-20 Vitrifrigo S N C Dispositivo a pompa di calore e metodo di controllo del medesimo
FR2943769B1 (fr) * 2009-03-26 2016-04-01 Valeo Systemes Thermiques Installation de climatisation utilisant un fluide refrigerant comportant une commande de groupe moto-ventilateur simplifiee
WO2010137311A1 (ja) * 2009-05-29 2010-12-02 ダイキン工業株式会社 暖房専用空気調和装置
CN201488380U (zh) * 2009-09-16 2010-05-26 倪军 用于制冷设备中的恒压衡功制冷***装置
US10210489B2 (en) * 2010-04-08 2019-02-19 Securekey Technologies Inc. Credential provision and proof system
JP5593905B2 (ja) * 2010-07-16 2014-09-24 ダイキン工業株式会社 冷凍装置
JP2012077980A (ja) * 2010-09-30 2012-04-19 Fujitsu General Ltd 冷凍サイクル装置の制御方法
US9383127B2 (en) * 2010-10-22 2016-07-05 Tai-Her Yang Temperature regulation system with active jetting type refrigerant supply and regulation
EP2597405A1 (en) * 2011-11-25 2013-05-29 Thermo King Container-Denmark A/S Automated method for pre-trip inspecting a container with a climate control system
JP5445569B2 (ja) * 2011-12-09 2014-03-19 株式会社デンソー 車両用空調装置
CN103398446B (zh) * 2013-07-11 2015-09-30 四川长虹电器股份有限公司 一种提高空调制热制冷效果的方法
WO2015074051A1 (en) * 2013-11-18 2015-05-21 Thermo King Corporation System and method of temperature control for a transport refrigeration system
US20160003532A1 (en) * 2014-07-03 2016-01-07 Pioneer Energy Inc Systems and methods for recovering carbon dioxide from industrially relevant waste streams, especially ethanol fermentation processes, for application in food and beverage production
DE112016004544T5 (de) * 2015-10-05 2018-06-21 Denso Corporation Kältekreislaufvorrichtung
KR102336986B1 (ko) * 2017-04-26 2021-12-08 엘지전자 주식회사 공기조화장치의 제어방법
JP6997558B2 (ja) * 2017-08-24 2022-01-17 サンデン・オートモーティブクライメイトシステム株式会社 車両用空気調和装置
JP7082756B2 (ja) * 2018-03-22 2022-06-09 株式会社富士通ゼネラル 空気調和装置
CN109210675B (zh) * 2018-08-01 2020-04-24 珠海格力电器股份有限公司 空调室外风机的控制方法、装置、设备和空调
CN111238075B (zh) * 2020-01-15 2021-12-07 广东芬尼克兹节能设备有限公司 一种变频co2直热电子膨胀阀的控制方法、装置及热泵机组
CN115419936A (zh) * 2022-09-06 2022-12-02 珠海格力电器股份有限公司 一种地暖控制方法、控制装置和地暖
JP7401810B1 (ja) * 2022-09-20 2023-12-20 ダイキン工業株式会社 熱源ユニットおよび冷凍装置

Family Cites Families (17)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
US4210957A (en) * 1978-05-08 1980-07-01 Honeywell Inc. Operating optimization for plural parallel connected chillers
US4463574A (en) * 1982-03-15 1984-08-07 Honeywell Inc. Optimized selection of dissimilar chillers
JPH11211251A (ja) 1998-01-30 1999-08-06 Mitsubishi Heavy Ind Ltd 超臨界蒸気圧縮サイクルの運転方法および運転装置、ならびに空調制御方法および空調制御装置
JP3094997B2 (ja) * 1998-09-30 2000-10-03 ダイキン工業株式会社 冷凍装置
JP2001066003A (ja) * 1999-08-27 2001-03-16 Zexel Valeo Climate Control Corp 冷凍サイクル
JP2001108314A (ja) 1999-10-05 2001-04-20 Zexel Valeo Climate Control Corp 冷凍サイクル制御装置
JP2001289537A (ja) 2000-04-10 2001-10-19 Mitsubishi Heavy Ind Ltd 圧力制御弁
JP3679323B2 (ja) * 2000-10-30 2005-08-03 三菱電機株式会社 冷凍サイクル装置およびその制御方法
JP2003097864A (ja) * 2001-09-26 2003-04-03 Mitsubishi Electric Corp 空気調和装置
US6817193B2 (en) * 2001-11-23 2004-11-16 Daimlerchrysler Ag Method for operating a refrigerant circuit, method for operating a motor vehicle driving engine, and refrigerant circuit
JP4063041B2 (ja) * 2002-10-23 2008-03-19 株式会社富士通ゼネラル 多室形空気調和機の制御方法
JP4670329B2 (ja) 2004-11-29 2011-04-13 三菱電機株式会社 冷凍空調装置、冷凍空調装置の運転制御方法、冷凍空調装置の冷媒量制御方法
CN2762030Y (zh) * 2004-12-17 2006-03-01 广东美的电器股份有限公司 压缩机压缩比的调节结构
JP4161968B2 (ja) * 2005-01-21 2008-10-08 株式会社デンソー ヒートポンプ給湯装置
WO2006087005A1 (en) * 2005-02-18 2006-08-24 Carrier Corporation Method for controlling high-pressure in an intermittently supercritically operating refrigeration circuit
JP2007139269A (ja) * 2005-11-16 2007-06-07 Denso Corp 超臨界冷凍サイクル
JP4845606B2 (ja) 2006-06-20 2011-12-28 サンデン株式会社 冷凍機

Cited By (29)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
CN102313358A (zh) * 2010-07-01 2012-01-11 珠海格力节能环保制冷技术研究中心有限公司 二氧化碳热泵热水器的排气压力的控制方法
CN103154625B (zh) * 2010-10-14 2015-08-19 三菱电机株式会社 冷冻循环装置
CN103154625A (zh) * 2010-10-14 2013-06-12 三菱电机株式会社 冷冻循环装置
CN103314261A (zh) * 2011-01-17 2013-09-18 大金工业株式会社 空调机
CN103314261B (zh) * 2011-01-17 2015-12-09 大金工业株式会社 空调机
CN104272033B (zh) * 2011-11-30 2017-06-06 三星电子株式会社 空调
CN104272033A (zh) * 2011-11-30 2015-01-07 三星电子株式会社 空调
CN103998870A (zh) * 2012-01-18 2014-08-20 三菱电机株式会社 空气调节装置
CN103998870B (zh) * 2012-01-18 2016-09-14 三菱电机株式会社 空气调节装置
CN104272037A (zh) * 2012-04-27 2015-01-07 三菱电机株式会社 空气调节装置
CN104272037B (zh) * 2012-04-27 2017-07-28 三菱电机株式会社 空气调节装置
CN105008160B (zh) * 2012-12-28 2017-03-15 冷王公司 用于控制冷凝器风扇和蒸发器风扇的运转的方法和***
CN104006441A (zh) * 2013-02-26 2014-08-27 三菱电机株式会社 流量控制装置及流体回路***
CN104006441B (zh) * 2013-02-26 2016-08-31 三菱电机株式会社 流体回路***
CN105466093B (zh) * 2015-11-17 2017-12-19 广东美的制冷设备有限公司 压缩机的排气压力和回气压力的虚拟检测方法及装置
CN105466093A (zh) * 2015-11-17 2016-04-06 广东美的制冷设备有限公司 压缩机的排气压力和回气压力的虚拟检测方法及装置
CN105841413B (zh) * 2016-03-29 2018-06-26 广东美的制冷设备有限公司 空调器控制方法及装置
CN105841413A (zh) * 2016-03-29 2016-08-10 广东美的制冷设备有限公司 空调器控制方法及装置
CN109392304A (zh) * 2017-06-12 2019-02-26 日立江森自控空调有限公司 空调***、空调方法以及控制装置
CN109392304B (zh) * 2017-06-12 2021-04-20 日立江森自控空调有限公司 空调***、空调方法以及控制装置
CN109210672B (zh) * 2018-08-01 2019-09-10 珠海格力电器股份有限公司 一种室外风机的控制方法、装置、室外风机及空调***
CN109210673A (zh) * 2018-08-01 2019-01-15 珠海格力电器股份有限公司 室外风机的控制方法、装置和空调***
CN109210673B (zh) * 2018-08-01 2020-01-24 珠海格力电器股份有限公司 室外风机的控制方法、装置和空调***
WO2020024528A1 (zh) * 2018-08-01 2020-02-06 珠海格力电器股份有限公司 室外风机的控制方法、装置、室外风机及空调***
CN109210672A (zh) * 2018-08-01 2019-01-15 珠海格力电器股份有限公司 一种室外风机的控制方法、装置、室外风机及空调***
WO2020224037A1 (zh) * 2019-05-07 2020-11-12 珠海格力电器股份有限公司 多联机空调***的控制方法及装置
CN111023402A (zh) * 2019-12-31 2020-04-17 宁波奥克斯电气股份有限公司 一种空调***的自适应调节方法及空调器
CN111023402B (zh) * 2019-12-31 2021-08-06 宁波奥克斯电气股份有限公司 一种空调***的自适应调节方法及空调器
CN112815491A (zh) * 2021-01-15 2021-05-18 广东积微科技有限公司 空调器的冷媒分配***、方法、计算机设备和存储介质

Also Published As

Publication number Publication date
EP2182304A1 (en) 2010-05-05
US8353173B2 (en) 2013-01-15
US20100152903A1 (en) 2010-06-17
JPWO2009011197A1 (ja) 2010-09-16
EP2182304A4 (en) 2014-11-19
CN101688701B (zh) 2011-08-17
JP4959800B2 (ja) 2012-06-27
EP2182304B1 (en) 2018-03-28
WO2009011197A1 (ja) 2009-01-22

Similar Documents

Publication Publication Date Title
CN101688701B (zh) 冷冻循环装置及其运转控制方法
US9322562B2 (en) Air-conditioning apparatus
US9534807B2 (en) Air conditioning apparatus with primary and secondary heat exchange cycles
US10794620B2 (en) Air-conditioning apparatus
CN102844630B (zh) 空调热水供给复合***
CN203249455U (zh) 空调装置
US7594409B2 (en) Freezer apparatus
US11204191B2 (en) Air-conditioning apparatus provided with refrigerant circuit capable of performing heating operation
WO2009123190A1 (ja) 空気調和装置
JPWO2006057141A1 (ja) 空気調和装置
CN103221759A (zh) 空调机
CN107429948B (zh) 热泵***
CN102483250A (zh) 空调装置
JP2007093100A (ja) ヒートポンプ給湯機の制御方法及びヒートポンプ給湯機
WO2012121326A1 (ja) ２元冷凍サイクル装置
JP2023503192A (ja) 空気調和装置
JP2005226950A (ja) 冷凍空調装置
JP2009243832A (ja) 空気調和装置
JP5881339B2 (ja) 空気調和機
JP2015145744A (ja) 冷凍装置
WO2024098868A1 (zh) 空调***及控制方法
JP2018063093A (ja) 暖房機能付きヒートポンプ給湯機
JP4832954B2 (ja) 空気調和装置
EP3671049B1 (en) Heat pump system
JP2006161659A (ja) 冷凍サイクル装置

Legal Events

Date Code Title Description
C06 Publication
PB01 Publication
C10 Entry into substantive examination
SE01 Entry into force of request for substantive examination
C14 Grant of patent or utility model
GR01 Patent grant