JP7379846B2 - heat pump cycle equipment - Google Patents
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Description
本発明は、ヒートポンプサイクル装置に係わり、詳細には、冷媒と熱交換を行って加熱した温水を利用側ユニットに供給するヒートポンプサイクル装置に関する。 The present invention relates to a heat pump cycle device, and more particularly to a heat pump cycle device that supplies hot water heated by exchanging heat with a refrigerant to a user unit.
ヒートポンプサイクル装置において、利用側熱交換器が冷媒と水とを熱交換させる水冷媒熱交換器であり、この水冷媒熱交換器と床暖房装置やラジエタといった暖房ユニットや温水を貯留する貯湯タンクなどの利用側ユニットとを水配管で接続して形成される温水回路を備え、水冷媒熱交換器で加熱した温水を温水回路を循環させて利用側ユニットに供給するものが知られている。このようなヒートポンプサイクル装置として、水冷媒熱交換器の冷媒出口側における冷媒過冷却度（以降、実冷媒過冷却度と記載する）が、圧縮機の回転数と水冷媒熱交換器における凝縮圧力とに基づいて定められた目標冷媒過冷却度となるように膨張弁の開度が調整されることで、ＣＯＰ（Coefficient Of Performanceの略。エネルギー消費効率）値の最大化を実現するものが提案されている（例えば、特許文献１を参照）。 In a heat pump cycle device, the user-side heat exchanger is a water-refrigerant heat exchanger that exchanges heat between the refrigerant and water, and the water-refrigerant heat exchanger is connected to a heating unit such as a floor heating device or radiator, a hot water storage tank that stores hot water, etc. It is known to include a hot water circuit formed by connecting a user unit with a water piping, and to circulate hot water heated by a water-refrigerant heat exchanger through the hot water circuit to supply the user unit. In such a heat pump cycle device, the degree of subcooling of the refrigerant at the refrigerant outlet side of the water-refrigerant heat exchanger (hereinafter referred to as the actual degree of subcooling) is determined by the rotation speed of the compressor and the condensation pressure in the water-refrigerant heat exchanger. The proposed method maximizes the COP (Coefficient of Performance) value by adjusting the opening degree of the expansion valve to achieve the target refrigerant subcooling degree determined based on (For example, see Patent Document 1).
ところで、特許文献１で提案されているヒートポンプサイクル装置では、水冷媒熱交換器と利用側ユニットが接続される温水回路における、単位時間当たりの水の流量（以降、単に「流量」と記載する場合がある）の変化がＣＯＰ値に与える影響については言及されていない。上述した、水冷媒熱交換器を有するヒートポンプサイクル装置では、温水回路に設けられる循環ポンプの回転数を変化させることによって、あるいは、ヒートポンプサイクル装置が設置される場所によって温水回路の水配管の長さや内径寸法が異なることにより、温水回路側の水の流量が変化することがあり、温水回路における水の流量の変化に応じて、利用側ユニットから水冷媒熱交換器に戻ってきた水の温度（以降、戻り温度と記載する）や利用側ユニットから温水回路に流出する水の温度（以降、往き温度と記載する）が変化する。 By the way, in the heat pump cycle device proposed in Patent Document 1, the flow rate of water per unit time (hereinafter simply referred to as "flow rate") in the hot water circuit where the water-refrigerant heat exchanger and the user-side unit are connected There is no mention of the effect of changes in COP values. In the above-mentioned heat pump cycle device having a water-refrigerant heat exchanger, the length of the water piping in the hot water circuit can be adjusted by changing the rotation speed of the circulation pump installed in the hot water circuit or by changing the location where the heat pump cycle device is installed. Due to the difference in inner diameter dimensions, the flow rate of water in the hot water circuit may change, and depending on the change in the flow rate of water in the hot water circuit, the temperature ( The temperature of the water flowing out from the user unit into the hot water circuit (hereinafter referred to as the outgoing temperature) changes.
一般的に、利用側ユニットで発揮される暖房能力や給湯能力は、温水回路における水の流量と、往き温度と戻り温度との温度差の積に比例する。言い換えれば、利用側ユニットで発揮される暖房能力や給湯能力を一定としたとき、往き温度と戻り温度との温度差は水の流量に反比例し、水の流量が増加すれば往き温度と戻り温度との温度差は小さくなり、水の流量が減少すれば往き温度と戻り温度との温度差は大きくなる。このとき、圧縮機の回転数が固定されていれば、水の流量が増加して温度差が小さくなるときは往き温度が低下し、水の流量が減少して温度差が大きくなるときは往き温度が上昇する。 Generally, the heating capacity and hot water supply capacity exhibited by the user-side unit are proportional to the product of the flow rate of water in the hot water circuit and the temperature difference between the outgoing temperature and the return temperature. In other words, when the heating capacity and hot water supply capacity exerted by the user unit are constant, the temperature difference between the outgoing temperature and the return temperature is inversely proportional to the water flow rate, and as the water flow rate increases, the outgoing temperature and return temperature increase. If the flow rate of water decreases, the temperature difference between the outflow temperature and the return temperature will increase. At this time, if the rotation speed of the compressor is fixed, when the water flow rate increases and the temperature difference decreases, the temperature will decrease; when the water flow rate decreases and the temperature difference increases, the temperature will decrease. Temperature rises.
以上に説明したように、温水回路における水の流量の変化に起因して往き温度が変化する。また、ヒートポンプサイクル装置では、往き温度が利用側ユニットで要求される暖房能力や給湯能力に応じて定められた目標温度となるように、圧縮機の回転数が制御される。特許文献１に記載のヒートポンプサイクル装置では、前述したように圧縮機の回転数と凝縮圧力とに基づいて目標冷媒過冷却度が定められており温水回路における水の流量は考慮されていない。従って、温水回路における水の流量が変化した場合は、実冷媒過冷却度が変更された圧縮機の回転数に基づいて決定された目標冷媒過冷却度となっても、ＣＯＰ値を最大化できない恐れがあった。 As explained above, the outgoing temperature changes due to a change in the flow rate of water in the hot water circuit. Furthermore, in the heat pump cycle device, the rotation speed of the compressor is controlled so that the outflow temperature reaches a target temperature determined according to the heating capacity and hot water supply capacity required by the user unit. In the heat pump cycle device described in Patent Document 1, as described above, the target refrigerant supercooling degree is determined based on the rotation speed and condensing pressure of the compressor, and the flow rate of water in the hot water circuit is not taken into consideration. Therefore, if the flow rate of water in the hot water circuit changes, the COP value cannot be maximized even if the actual refrigerant subcooling degree reaches the target refrigerant subcooling degree determined based on the changed compressor rotation speed. There was fear.
本発明は以上述べた問題点を解決するものであり、温水回路側の水の流量に関わらずＣＯＰ値を最大化できるヒートポンプサイクル装置を提供することを目的とする。 The present invention solves the above-mentioned problems, and aims to provide a heat pump cycle device that can maximize the COP value regardless of the water flow rate on the hot water circuit side.
本発明は上述の課題を解決するものであって、本発明のヒートポンプサイクル装置は、圧縮機と水冷媒熱交換器と膨張弁と熱源側熱交換器とが順次冷媒配管で接続された冷媒回路と、水冷媒熱交換器と利用側ユニットと循環ポンプとが順次水配管で接続された温水回路と、膨張弁の開度を調整する制御手段と、水冷媒熱交換器から流出する冷媒の温度である冷媒出口温度を検出する冷媒温度センサと、水冷媒熱交換器に流入する水の温度である戻り温度を検出する戻り温度センサと、水冷媒熱交換器が凝縮器として機能する際に、水冷媒熱交換器における冷媒の凝縮圧力を検出する凝縮圧力センサを有する。制御手段は、暖房運転を行っているとき、冷媒の凝縮圧力を用いて求めた冷媒の凝縮温度から冷媒出口温度を減じて求めた実冷媒過冷却度が、凝縮圧力と圧縮機の回転数に基づいて定められた目標冷媒過冷却度となるように、膨張弁の開度を調整し、目標冷媒過冷却度から実冷媒過冷却度を減じて求めた過冷却度差が所定範囲内の値であり、かつ、冷媒出口温度から戻り温度を減じて求めた温度差が第１所定値より大きい値である場合は、目標冷媒過冷却度に第２所定値を加算する。 The present invention solves the above-mentioned problems, and the heat pump cycle device of the present invention includes a refrigerant circuit in which a compressor, a water-refrigerant heat exchanger, an expansion valve, and a heat source side heat exchanger are sequentially connected by refrigerant piping. , a hot water circuit in which the water-refrigerant heat exchanger, the user-side unit, and the circulation pump are sequentially connected by water piping, a control means for adjusting the opening degree of the expansion valve, and a temperature control unit for the refrigerant flowing out from the water-refrigerant heat exchanger. A refrigerant temperature sensor detects the refrigerant outlet temperature which is , and a return temperature sensor which detects the return temperature which is the temperature of the water flowing into the water-refrigerant heat exchanger.When the water-refrigerant heat exchanger functions as a condenser, It has a condensation pressure sensor that detects the condensation pressure of the refrigerant in the water-refrigerant heat exchanger. The control means is configured to calculate, during heating operation, an actual degree of subcooling of the refrigerant obtained by subtracting the refrigerant outlet temperature from the condensation temperature of the refrigerant obtained using the condensation pressure of the refrigerant, based on the condensation pressure and the rotation speed of the compressor. The opening degree of the expansion valve is adjusted so that the target degree of refrigerant subcooling is determined based on the target degree of subcooling, and the difference in the degree of subcooling obtained by subtracting the actual degree of refrigerant subcooling from the target degree of refrigerant subcooling is a value within a predetermined range. And when the temperature difference obtained by subtracting the return temperature from the refrigerant outlet temperature is larger than the first predetermined value, the second predetermined value is added to the target refrigerant supercooling degree.
本発明のヒートポンプサイクル装置は、過冷却度差が所定範囲内の値であり、かつ、冷媒出口温度から戻り温度を減じて求めた温度差が第１所定値より大きい場合に、目標冷媒過冷却度に第２所定値を加算する。これにより、温水回路側の水の流量に関わらずＣＯＰ値を最大化できる。 In the heat pump cycle device of the present invention, when the subcooling degree difference is within a predetermined range and the temperature difference obtained by subtracting the return temperature from the refrigerant outlet temperature is larger than the first predetermined value, the target refrigerant subcooling A second predetermined value is added at each time. Thereby, the COP value can be maximized regardless of the water flow rate on the hot water circuit side.
以下、本発明の実施の形態を、添付図面に基づいて詳細に説明する。尚、本発明は以下の実施形態に限定されることはなく、本発明の主旨を逸脱しない範囲で種々変形することが可能である。 Hereinafter, embodiments of the present invention will be described in detail based on the accompanying drawings. Note that the present invention is not limited to the following embodiments, and various modifications can be made without departing from the spirit of the present invention.
図１は、本実施形態のヒートポンプサイクル装置であるヒートポンプ式温水暖房装置１００の構成を示している。このヒートポンプ式温水暖房装置１００は、圧縮機１と、四方弁２と、冷媒と水との熱交換を行う水冷媒熱交換器３と、膨張弁４と、熱源側熱交換器５と、アキュムレータ６とが順に冷媒配管１１で接続された冷媒回路１０を有する。また、ヒートポンプ式温水暖房装置１００は、水冷媒熱交換器３と、流量計３１と、室内ユニット４０と、循環ポンプ３０とが順に水配管１６で接続された温水回路２０を有する。さらに、ヒートポンプ式温水暖房装置１００は、制御手段６０を有する。
FIG. 1 shows the configuration of a heat pump hot
＜冷媒回路について＞
まず、冷媒回路１０を構成する装置や部材について説明する。圧縮機１は、インバータにより回転数が制御される図示しないモータによって駆動されることで、運転容量を可変できる能力可変型圧縮機である。四方弁２は、冷媒回路１０における冷媒が循環する方向を切り換えるための弁である。水冷媒熱交換器３は、冷媒配管１１を流れて水冷媒熱交換器３に流入した冷媒と水配管１６を流れて水冷媒熱交換器３に流入した水とを熱交換させる。膨張弁４は、図示しないステッピングモータを用いてパルス制御により弁の開度を制御するものであり、水冷媒熱交換器３に流入あるいは水冷媒熱交換器３から流出する冷媒量を調整する。熱源側熱交換器５は、流入した冷媒と図示しないファンの回転により取り込まれた外気とを熱交換させる。アキュムレータ６は、四方弁２から流入した冷媒をガス冷媒と液冷媒に分離し、ガス冷媒のみを圧縮機１に吸入させる。
<About the refrigerant circuit>
First, the devices and members constituting the
また、冷媒回路１０には、以下に説明する各種センサが設けられている。冷媒配管１１における圧縮機１の吐出口付近には、圧縮機１から吐出された冷媒の圧力である吐出圧力を検出する吐出圧力センサ５１と、圧縮機１から吐出された冷媒の温度である吐出温度を検出する吐出温度センサ５２とが備えられている。冷媒配管１１におけるアキュムレータ６の冷媒流入側付近には、圧縮機１に吸入される冷媒の圧力である吸入圧力を検出する吸入圧力センサ５３と、圧縮機１に吸入される冷媒の温度である吸入温度を検出する吸入温度センサ５４とが備えられている。なお、吐出圧力センサ５１が本発明の凝縮圧力センサである。
Further, the
冷媒配管１１における水冷媒熱交換器３の冷媒出口側付近には、暖房運転時に水冷媒熱交換器３から流出する冷媒の温度である冷媒出口温度を検出する冷媒温度センサ５５が備えられている。冷媒配管１１における膨張弁４と熱源側熱交換器５との間には、暖房運転時に熱源側熱交換器５に流入する冷媒の温度を検出する熱交温度センサ５７が備えられている。そして、熱源側熱交換器５の近傍には、図示しない送風ファンの回転によって熱源側熱交換器５へと導かれる外気温度を検出するための外気温度センサ５５が設けられている。
A
＜温水回路の構成について＞
次に、温水回路２０を構成する装置や部材について説明する。水冷媒熱交換器３は、例えば二重管熱交換器であり、一方の流路に冷媒配管１１が接続され、他方の流路に水配管１６が接続されている。循環ポンプ３０は、図示しない回転数変更可能なモータによって駆動され、循環ポンプ３０が駆動することで、温水回路２０を図１に示す矢印８０の方向に水が循環する。室内ユニット４０は、床暖房装置やラジエタなどといった室内を暖房する暖房ユニットである。流量計３１は、温水回路２０における単位時間あたりの水の流量を計測する。なお、室内ユニット４０が、本発明の利用側ユニットである。
<About the hot water circuit configuration>
Next, the devices and members constituting the
また、温水回路２０には、以下に説明する各種センサが設けられている。水配管１６における水冷媒熱交換器３の水の出口側には、水冷媒熱交換器３から流出するする水の温度である往き温度を検出する往き温度センサ５８が備えられている。水配管１６における水冷媒熱交換器３の水の入口側には、水冷媒熱交換器３に流入する水の温度である戻り温度を検出する戻り温度センサ５９が備えられている。
Further, the
＜制御手段について＞
次に、制御手段６０について説明する。制御手段６０は、それぞれ図示は省略するが、ヒートポンプ式温水暖房装置１００の運転制御に関わる各種プログラムや後述する目標冷媒過冷却度テーブル２００を記憶する記憶部と、上述した冷媒回路１０や温水回路２０に備えられた各種センサでの検出値を取り込むセンサ入力部と、室内ユニット４０を操作するための図示しないリモコンから送信される信号を受信する受信部を有する。制御手段６０は、各種センサで検出した値をセンサ入力部を介して取り込み、また、使用者のリモコン操作によって送信される室内ユニット４０の運転に関わる各種要求を受信部を介して取り込む。そして、制御手段６０は、取り込んだ各種センサで検出した値や運転に関わる各種要求に基づいて、圧縮機１や循環ポンプ３０の駆動制御、四方弁２の切り換え制御、膨張弁４の開度調整などといった、ヒートポンプ式温水暖房装置１００の各装置の制御を行う。
<About control means>
Next, the control means 60 will be explained. Although not shown, the control means 60 includes a storage unit that stores various programs related to the operation control of the heat pump type hot
＜冷媒回路および温水回路の動作＞
次に、本実施形態のヒートポンプ式温水暖房装置１００が運転を行う際の、冷媒回路１０における冷媒の流れや各部の動作、および、温水回路２０における水の流れや各部の動作について、図１を用いて説明する。以下の説明では、ヒートポンプ式温水暖房装置１００が暖房運転を行う場合について説明し、その他の運転、例えば、暖房運転中に熱源側熱交換器５で発生した霜を融かす除霜運転などについては、説明を省略する。
<Operation of refrigerant circuit and hot water circuit>
Next, FIG. 1 shows the flow of refrigerant and the operation of each part in the
ヒートポンプ式温水暖房装置１００が暖房運転を行う場合は、制御手段６０により四方弁２が操作されて冷媒回路１０が暖房サイクルとされる。この状態で圧縮機１が駆動すると、冷媒回路１０を図１に実線矢印７０の方向に冷媒が流れる。具体的には、圧縮機１から吐出された冷媒は、冷媒配管１１を流れて四方弁２を経て水冷媒熱交換器３に流入する。ここで、圧縮機１の回転数は、往き温度センサ５８で検出する水温である往き温度が、室内ユニット４０で使用者が要求する暖房能力に応じた目標往き温度となるように制御される。
When the heat pump type hot
水冷媒熱交換器３に流入した冷媒は、温水回路２０を循環して水冷媒熱交換器３に流入した水と熱交換を行って凝縮する。水冷媒熱交換器３から冷媒配管１１に流出した冷媒は、膨張弁４を通過する際に減圧されて熱源側熱交換器５に流入する。ここで、膨張弁４の開度は、水冷媒熱交換器３の冷媒出口側（暖房運転時の膨張弁４側）における冷媒過冷却度である実冷媒過冷却度が目標冷媒過冷却度となるように調整される。尚、目標冷媒過冷却度については、後に詳細に説明する。
熱源側熱交換器５に流入した冷媒は、外気と熱交換を行って蒸発する。熱源側熱交換器５から冷媒配管１１に流出した冷媒は、四方弁２、アキュムレータ６を介して圧縮機１に吸入されて再び圧縮される。
The refrigerant that has flowed into the water-
The refrigerant flowing into the heat source
一方、温水回路２０では、循環ポンプ３０が駆動することで温水回路２０を図１に示す実線矢印８０の方向に水が流れる。水配管１６を流れて水冷媒熱交換器３に流入した水は冷媒によって加熱されて温水となって、室内ユニット４０に流入する。室内ユニット４０に温水が流れることで、室内ユニット４０が設置された部屋の暖房が行われる。
On the other hand, in the
＜目標冷媒過冷却度を用いた膨張弁の開度調整＞
次に、図１および図２を用いて、本実施形態のヒートポンプ式温水暖房装置１００が、暖房運転中に行う膨張弁４の開度調整について説明する。ヒートポンプ式温水暖房装置１００が暖房運転を行っているとき、制御手段６０は、吐出圧力センサ５１で検出した吐出圧力を取り込み、取り込んだ吐出圧力を水冷媒熱交換器３における凝縮圧力とみなし、これを用いて暖房運転時に凝縮器として機能する水冷媒熱交換器３における凝縮温度を求め、求めた凝縮温度から冷媒温度センサ５５で検出した冷媒出口温度を減じて、実冷媒過冷却度を算出する。そして、制御手段６０は、算出した実冷媒過冷却度が、図２に示す目標冷媒過冷却度テーブル２００に掲載された目標冷媒過冷却度となるように、膨張弁４の開度を調整する。
<Adjustment of expansion valve opening using target refrigerant subcooling degree>
Next, with reference to FIGS. 1 and 2, the opening degree adjustment of the
図２に示す目標冷媒過冷却度テーブル２００は、予め試験などを行って求められて制御手段６０に記憶されているものであり、この目標冷媒過冷却度テーブル２００に記憶されている各目標冷媒過冷却度の値は、温水回路２０における水の流量をある一定の値としたときに実冷媒過冷却度をこの目標冷媒過冷却度とすることで、暖房運転中のＣＯＰ値を最大化できるように定められている。なお、目標冷媒過冷却度テーブル２００では、圧縮機１の回転数をＲ（単位：ｒｐｓ）、暖房運転中に凝縮器として機能する水冷媒熱交換器３における凝縮圧力をＰｃ（単位：ＭＰａ）としている。
The target refrigerant subcooling degree table 200 shown in FIG. The COP value during heating operation can be maximized by setting the actual refrigerant subcooling degree to this target refrigerant subcooling degree when the flow rate of water in the
目標冷媒過冷却度テーブル２００では、圧縮機１の回転数Ｒと凝縮圧力Ｐｃとに応じて複数の目標冷媒過冷却度が定められている。具体的には、圧縮機１の回転数Ｒが４０ｒｐｓ未満である場合、凝縮圧力Ｐｃの上昇時で３．０ＭＰａ未満／下降時で２．８ＭＰａである場合の目標冷媒過冷却度が６ｄｅｇ、凝縮圧力Ｐｃの上昇時で３．０ＭＰａ以上３．６ＭＰａ未満／下降時で２．８ＭＰａ以上３．４ＭＰａ未満である場合の目標冷媒過冷却度が１０ｄｅｇ、凝縮圧力Ｐｃの上昇時で３．６ＭＰａ以上／下降時で３．４ＭＰａである場合の目標冷媒過冷却度が１２ｄｅｇとされている。 In the target refrigerant subcooling degree table 200, a plurality of target refrigerant subcooling degrees are determined according to the rotation speed R of the compressor 1 and the condensing pressure Pc. Specifically, when the rotation speed R of the compressor 1 is less than 40 rps, when the condensing pressure Pc is less than 3.0 MPa when increasing/2.8 MPa when decreasing, the target refrigerant supercooling degree is 6 degrees, and the condensing The target refrigerant supercooling degree is 10 deg when the pressure Pc is 3.0 MPa or more and less than 3.6 MPa when the pressure Pc is rising / 2.8 MPa or more and less than 3.4 MPa when the pressure Pc is rising, and 3.6 MPa or more when the condensing pressure Pc is rising / The target degree of supercooling of the refrigerant is 12 deg when the pressure is 3.4 MPa during descent.
圧縮機１の回転数Ｒが４０ｒｐｓ以上７０ｒｐｓ未満である場合、凝縮圧力Ｐｃの上昇時で３．０ＭＰａ未満／下降時で２．８ＭＰａである場合の目標冷媒過冷却度が５ｄｅｇ、凝縮圧力Ｐｃの上昇時で３．０ＭＰａ以上３．６ＭＰａ未満／下降時で２．８ＭＰａ以上３．４ＭＰａ未満である場合の目標冷媒過冷却度が８ｄｅｇ、凝縮圧力Ｐｃの上昇時で３．６ＭＰａ以上／下降時で３．４ＭＰａである場合の目標冷媒過冷却度が１０ｄｅｇとされている。圧縮機１の回転数Ｒが７０ｒｐｓ以上である場合、凝縮圧力Ｐｃの上昇時で３．０ＭＰａ未満／下降時で２．８ＭＰａである場合の目標冷媒過冷却度が４ｄｅｇ、凝縮圧力Ｐｃの上昇時で３．０ＭＰａ以上３．６ＭＰａ未満／下降時で２．８ＭＰａ以上３．４ＭＰａ未満である場合の目標冷媒過冷却度が６ｄｅｇ、凝縮圧力Ｐｃの上昇時で３．６ＭＰａ以上／下降時で３．４ＭＰａである場合の目標冷媒過冷却度が７ｄｅｇとされている。 When the rotation speed R of the compressor 1 is 40 rps or more and less than 70 rps, the target refrigerant supercooling degree is 5 deg when the condensing pressure Pc is less than 3.0 MPa when rising/2.8 MPa when falling. When the target refrigerant supercooling degree is 8 degrees when it is 3.0 MPa or more and less than 3.6 MPa when rising / 2.8 MPa or more and less than 3.4 MPa when falling, the condensation pressure Pc is 3.6 MPa or more when rising / when falling The target refrigerant subcooling degree when the pressure is 3.4 MPa is 10 deg. When the rotation speed R of the compressor 1 is 70 rps or more, the target refrigerant supercooling degree is 4 deg when the condensing pressure Pc is less than 3.0 MPa when increasing/2.8 MPa when decreasing, and when the condensing pressure Pc is increasing When the target refrigerant supercooling degree is 3.0 MPa or more and less than 3.6 MPa/2.8 MPa or more and less than 3.4 MPa when falling, the target refrigerant supercooling degree is 6 deg, and when the condensing pressure Pc rises, it is 3.6 MPa or more/when falling it is 3. The target refrigerant supercooling degree in case of 4 MPa is 7 deg.
つまり、目標冷媒過冷却度テーブル２００では、圧縮機１の回転数Ｒが高くなるのにつれて目標冷媒過冷却度の値が小さくなるように定められており、また、凝縮圧力Ｐｃが高くなるのにつれて目標冷媒過冷却度の値が大きくなるように定められている。また、凝縮圧力Ｐｃの上昇時と下降時で凝縮圧力Ｐｃの範囲を定める値を異ならせているのは、実測した凝縮圧力Ｐｃがこの範囲を定める値の付近の値を上下することによって目標冷媒過冷却度の値が頻繁に変化することに起因して膨張弁４の開度も頻繁に変化する、所謂制御のハンチングを防ぐためである。
That is, in the target refrigerant supercooling degree table 200, the value of the target refrigerant supercooling degree is determined to decrease as the rotation speed R of the compressor 1 increases, and as the condensing pressure Pc increases, The value of the target refrigerant subcooling degree is determined to be large. In addition, the reason why the value that defines the range of condensing pressure Pc is different when the condensing pressure Pc increases and decreases is that the actually measured condensing pressure Pc increases or decreases around the value that defines this range, and the target refrigerant This is to prevent so-called control hunting, in which the opening degree of the
ヒートポンプサイクル装置１００が暖房運転を行っているとき、制御手段６０は、前述した方法で実冷媒過冷却度を定期的（例えば、２分毎）に算出する。また、制御手段６０は、実冷媒過冷却度を算出するタイミングに合わせて、現在の圧縮機１の回転数Ｒと吐出圧力センサ５１で検出した吐出圧力を凝縮圧力Ｐｃとして用い、目標冷媒過冷却度テーブル２００を参照して目標冷媒過冷却度を選択する。
When the heat
そして、制御手段６０は、選択した目標冷媒過冷却度から実冷媒過冷却度を減じた過冷却度差を用いて、膨張弁４の開度調整を行う。具体的には、実冷媒過冷却度が目標冷媒過冷却度より小さい値の場合は、求めた過冷却度差の値に応じて膨張弁４の開度を小さくする。これにより、水冷媒熱交換器３において水と熱交換を行う冷媒の流量が減少して冷媒の蒸発が促進されるので、実冷媒過冷却度の値が上昇して目標冷媒過冷却度に近づく。一方、実冷媒過冷却度が目標冷媒過冷却度より大きい値の場合は、求めた過冷却度差の値に応じて膨張弁４の開度を大きくする。これにより、水冷媒熱交換器３において水と熱交換を行う冷媒の流量が増加して冷媒の蒸発が抑制されるので、実冷媒過冷却度の値が低下して目標冷媒過冷却度に近づく。
Then, the control means 60 adjusts the opening degree of the
＜目標冷媒過冷却度の補正について＞
上述したように、実冷媒過冷却度が目標冷媒過冷却度より小さい値の場合、目標冷媒過冷却度から実冷媒過冷却度を減じた過冷却度差を小さくするために、膨張弁４の開度を小さくして実冷媒過冷却度を上昇させて目標冷媒過冷却度に近づけていく。このとき、冷媒回路１０において、水冷媒熱交換器３を流れる冷媒が水に与える熱量が増加して冷媒出口温度が低くなっていく。一方で、温水回路２０においては、水冷媒熱交換器３を流れる水が冷媒から受ける熱量が増加することによって往き温度は上昇する。このとき、室内ユニット４０における空調負荷が急激に変化する（例えば、室内ユニット４０が設置された部屋の窓が開けられる）ことがない限りは、往き温度の上昇に応じて戻り温度も上昇する。水冷媒熱交換器３では、冷媒が水を加熱するために冷媒出口温度が戻り温度より低い温度となることはないこと、および、冷媒出口温度が低くなっていく一方で戻り温度が上昇することにより、実冷媒過冷却度が目標冷媒過冷却度に近づいていくときは、冷媒出口温度から戻り温度を減じた温度差が小さくなっていく。このように、温度差が小さくなる、つまり、実冷媒過冷却度が目標冷媒過冷却度に近い値となるときは、水冷媒熱交換器３における冷媒と水との熱交換量が増加しており、これに起因してＣＯＰ値の高い暖房運転が行えている。
<About correction of target refrigerant subcooling degree>
As described above, when the actual refrigerant subcooling degree is smaller than the target refrigerant subcooling degree, the
しかし、目標冷媒過冷却度テーブル２００を定めた場合と比べて、温水回路２０に設けられる循環ポンプ３０の回転数を変化させることによって、あるいは、ヒートポンプサイクル装置１００が設置される場所によって温水回路２０の水配管１６の長さや内径寸法が異なることにより、温水回路２０における水の流量が変化する。温水回路２０における水の流量が変化すれば、戻り温度や往き温度が変化する。一般的に、室内ユニット４０で発揮される暖房能力は、温水回路２０における水の流量と、往き温度と戻り温度との温度差の積に比例する。言い換えれば、室内ユニット４０で発揮される暖房能力を一定としたとき、往き温度と戻り温度との温度差は水の流量に反比例し、水の流量が増加すれば往き温度と戻り温度との温度差は小さくなり、水の流量が減少すれば往き温度と戻り温度との温度差は大きくなる。このとき、圧縮機１の回転数が固定されていれば、水の流量が増加して温度差が小さくなるときは往き温度が低下し、水の流量が減少して温度差が大きくなるときは往き温度が上昇する。
However, compared to the case where the target refrigerant subcooling degree table 200 is determined, the number of revolutions of the
以上に説明したように、温水回路２０における水の流量の変化に起因して往き温度が変化する。また、ヒートポンプサイクル装置１００では、往き温度が室内ユニット４０で要求される暖房能力に応じて定められた目標温度となるように、圧縮機１の回転数が制御される。このとき、圧縮機１の回転数と凝縮温度とに基づいて目標冷媒過冷却度テーブル２００を参照して目標冷媒過冷却度を決定すれば、温水回路２０における水の流量を考慮せずに目標冷媒過冷却度を決定することとなり、実冷媒過冷却度が決定した目標冷媒過冷却度となるように膨張弁４の開度を調整しても、温水回路２０における水の流量が変化していることに起因してＣＯＰ値を最大化できない恐れがあった。
As explained above, the outgoing temperature changes due to a change in the flow rate of water in the
そこで、本実施形態のヒートポンプサイクル装置１００では、実冷媒過冷却度を目標冷媒過冷却度とするために膨張弁４の開度を調整しているときに、実冷媒過冷却度と目標冷媒過冷却度との差である過冷却度差が所定範囲内の値であり、かつ、冷媒出口温度から戻り温度を減じた温度差が第１所定値より大きい値となっていれば、目標冷媒過冷却度に第２所定値を加えて補正目標冷媒過冷却度を算出する。そして、実冷媒過冷却度を補正目標冷媒過冷却度とするために膨張弁４の開度を調整する。
Therefore, in the heat
ここで、所定範囲、第１所定値、および、第２所定値は、それぞれ予め試験などを行って求められて、制御手段６０に記憶されている値である。所定範囲、および、第２所定値は、ヒートポンプサイクル装置１００が暖房運転を行っているときの動作環境が、目標冷媒過冷却度テーブル２００を定めた動作環境である場合に、過冷却度差が所定範囲内の値となっており、かつ、冷媒出口温度から戻り温度を減じた温度差が第１所定値以下の値となっていれば、ＣＯＰ値を最大化できていると見込める値である。なお、一例として、所定範囲は±１ｄｅｇであり、第１所定値は２℃である。
Here, the predetermined range, the first predetermined value, and the second predetermined value are values that have been determined in advance by conducting tests, etc., and are stored in the control means 60. The predetermined range and the second predetermined value are such that when the operating environment when the heat
また、第２所定値は、温水回路２０における水の流量が減少したことに起因して、実冷媒過冷却度が選択されている目標冷媒過冷却度となっても冷媒出口温度から戻り温度を減じた温度差が大きい場合、つまり、目標冷媒過冷却度テーブル２００を定めた動作環境と異なる場合に、この第２所定値を目標冷媒過冷却度に加えて補正し、実冷媒過冷却度がこの補正目標冷媒過冷却度となるように膨張弁２４の開度を調整すれば、ＣＯＰ値を改善して最大化できることが判明している値である。なお、一例として、第２所定値は０．５ｄｅｇである。
In addition, the second predetermined value is set to reduce the return temperature from the refrigerant outlet temperature even if the actual refrigerant subcooling degree reaches the selected target refrigerant subcooling degree due to a decrease in the flow rate of water in the
このように、目標冷媒過冷却度が補正されて、現在の目標冷媒過冷却度より大きい値である補正目標冷媒過冷却度とされると、この補正目標冷媒過冷却度と実冷媒過冷却度との差である補正過冷却度差が、元の目標冷媒過冷却度の場合の過冷却度差より大きな値となる。そして、この補正過冷却度差が小さくなるように膨張弁４の開度が小さくされることで、水冷媒熱交換器３における冷媒と水との熱交換量が増加するので、実冷媒過冷却度が大きな値となっていき冷媒出口温度が低い温度になっていくとともに、戻り温度が高い温度となって、冷媒出口温度と戻り温度との温度差が小さくなっていく。また、戻り温度の上昇に伴って往き温度も上昇するので、圧縮機１の回転数Ｒを上昇させる必要がない。これら、冷媒出口温度と戻り温度との温度差が小さくなっていくこと、および、温水回路２０における水の流量の変化によって低下した往き温度が膨張弁４の開度調整によって上昇することにより圧縮機１の回転数Ｒを上昇させる必要がないことによって、ヒートポンプサイクル装置１００の暖房運転時のＣＯＰ値の悪化を抑制できる。
In this way, when the target degree of refrigerant subcooling is corrected and set as the corrected target degree of refrigerant subcooling, which is a value larger than the current target degree of refrigerant subcooling, the corrected target degree of refrigerant subcooling and the actual degree of refrigerant subcooling are The corrected subcooling degree difference, which is the difference between the two, becomes a value larger than the subcooling degree difference in the case of the original target refrigerant subcooling degree. Then, by reducing the opening degree of the
＜膨張弁の開度調整に関わる処理の流れについて＞
次に、図３を用いて、ヒートポンプサイクル装置１００の暖房運転時の膨張弁の開度調整に関わる処理の流れについて説明する。図３に示すのは、制御手段６０が暖房運転時に行う膨張弁の開度調整に関わる処理を示すフローチャートである。図３において、ＳＴは処理のステップを表し、これに続く数字はステップの番号を表している。なお、図３では、本発明に関わる処理にのみ言及しており、ヒートポンプサイクル装置１００に関わるその他の一般的な制御については、記載と説明を省略する。
<About the process flow related to expansion valve opening adjustment>
Next, with reference to FIG. 3, a process flow related to adjusting the opening degree of the expansion valve during heating operation of the heat
また、図３では、前述した凝縮圧力Ｐｃに加えて、実冷媒過冷却度をＳＣｐ、目標冷媒過冷却度をＳＣｄ、目標冷媒過冷却度ＳＣｄと実冷媒過冷却度ＳＣｐとの差である過冷却度差をΔＳＣ、目標冷媒過冷却度ＳＣｄを補正する際にこの目標冷媒過冷却度ＳＣｄに加算する加算冷媒過冷却度（本発明の第２所定値に相当）をＳＣａ、補正冷媒過冷却度をＳＣｄｎ、補正冷媒過冷却度ＳＣｄｎと実冷媒過冷却度ＳＣｐとの差である補正過冷却度差をΔＳＣｎ、冷媒出口温度をＴｒｏ、戻り温度をＴｗｂ、冷媒出口温度Ｔｒｏから戻り温度Ｔｗｂを減じた温度差をΔＴとしている。 In addition to the above-mentioned condensation pressure Pc, in FIG. The cooling degree difference is ΔSC, and the additional refrigerant subcooling degree (corresponding to the second predetermined value of the present invention) to be added to the target refrigerant subcooling degree SCd when correcting the target refrigerant subcooling degree SCd is SCa, and the corrected refrigerant subcooling degree is SCa. degree is SCdn, the corrected subcooling degree difference which is the difference between the corrected refrigerant subcooling degree SCdn and the actual refrigerant subcooling degree SCp is ΔSCn, the refrigerant outlet temperature is Tro, the return temperature is Twb, and the return temperature Twb is from the refrigerant outlet temperature Tro. The reduced temperature difference is defined as ΔT.
ヒートポンプサイクル装置１００が暖房運転を開始すると、制御手段６０は、膨張弁４の開度を初期開度とする（ＳＴ１）。ここで、膨張弁４の初期開度は、予め定められて制御手段６０に記憶されている値であり、例えば、膨張弁４のステッピングモータに加えるパルス数で１００パルスに相当する開度である。そして、制御手段６０は、圧縮機１を予め定められた起動時回転数で起動し、この後は、前述したように往き温度センサ５８で検出した往き温度が、室内ユニット４０で要求される暖房能力に応じて定められた目標温度となるように、回転数が制御される。
When the heat
次に、制御手段６０は、冷媒出口温度Ｔｒｏと戻り温度Ｔｗｂと凝縮圧力Ｐｃとを取り込む（ＳＴ２）。具体的には、制御手段６０は、冷媒温度センサ５５で検出した冷媒出口温度Ｔｒｏを取り込み、戻り温度センサ５９で検出した戻り温度Ｔｗｂを取り込み、吐出圧力センサ５１で検出した吐出圧力を水冷媒熱交換器３における凝縮圧力Ｐｃとして取り込む。制御手段６０は、上記各値を定期的（例えば、２分毎）に取り込む。
Next, the control means 60 takes in the refrigerant outlet temperature Tro, the return temperature Twb, and the condensing pressure Pc (ST2). Specifically, the control means 60 takes in the refrigerant outlet temperature Tro detected by the
次に、制御手段６０は、実冷媒過冷却度ＳＣｐを算出する（ＳＴ３）。具体的には、制御手段６０は、ＳＴ２で取り込んだ凝縮圧力Ｐｃを用いて水冷媒熱交換器３における凝縮温度を求め、ＳＴ２で取り込んだ冷媒出口温度Ｔｒｏを減じて、実冷媒過冷却度ＳＣｐを算出する。
Next, the control means 60 calculates the actual refrigerant subcooling degree SCp (ST3). Specifically, the control means 60 calculates the condensation temperature in the water-
次に、制御手段６０は、過冷却度差ΔＳＣを算出する（ＳＴ４）。具体的には、制御手段６０は、目標冷媒過冷却度ＳＣｄからＳＴ３で算出した実冷媒過冷却度ＳＣｐを減じて、過冷却度差ΔＳＣを算出する。なお、目標冷媒過冷却度ＳＣｄは、前述したように、制御手段６０が図２に示す目標冷媒過冷却度テーブル２００を参照し、現在の圧縮機１の回転数ＲとＳＴ２で取り込んだ凝縮圧力Ｐｃとに応じた目標冷媒過冷却度ＳＣｄを目標冷媒過冷却度テーブル２００から選択する。 Next, the control means 60 calculates the subcooling degree difference ΔSC (ST4). Specifically, the control means 60 subtracts the actual refrigerant subcooling degree SCp calculated in ST3 from the target refrigerant subcooling degree SCd to calculate the subcooling degree difference ΔSC. Note that, as described above, the target refrigerant subcooling degree SCd is determined by the control means 60 referring to the target refrigerant subcooling degree table 200 shown in FIG. A target refrigerant subcooling degree SCd corresponding to Pc is selected from the target refrigerant subcooling degree table 200.
次に、制御手段６０は、ＳＴ４で算出した過冷却度差ΔＳＣが１ｄｅｇ（本発明の所定範囲）以内の値であるか否かを判断する（ＳＴ５）。過冷却度差ΔＳＣが１ｄｅｇ以内の値であれば（ＳＴ５－Ｙｅｓ）、制御手段６０は、温度差ΔＴを算出する（ＳＴ６）。具体的には、制御手段６０は、ＳＴ２で取り込んだ冷媒出口温度Ｔｒｏから、同じくＳＴ２で取り込んだ戻り温度Ｔｗｂを減じて、温度差ΔＴを算出する。 Next, the control means 60 determines whether the subcooling degree difference ΔSC calculated in ST4 is within 1 degree (a predetermined range of the present invention) (ST5). If the supercooling degree difference ΔSC is within 1 degree (ST5-Yes), the control means 60 calculates the temperature difference ΔT (ST6). Specifically, the control means 60 calculates the temperature difference ΔT by subtracting the return temperature Twb also taken in ST2 from the refrigerant outlet temperature Tro taken in ST2.
次に、制御手段６０は、ＳＴ６で算出した温度差ΔＴが２℃（本発明の第１所定値）より大きい値であるか否かを判断する（ＳＴ７）。温度差ΔＴが２℃より大きい値であれば（ＳＴ７－Ｙｅｓ）、制御手段６０は、補正冷媒過冷却度ＳＣｄｎを算出する（ＳＴ８）。具体的には、制御手段６０は、ＳＴ４で過冷却度差ΔＳＣを算出する際に選択した目標冷媒過冷却度ＳＣｄに記憶している加算冷媒過冷却度Ｃａ（本発明の第２所定値。本実施形態では０．５ｄｅｇ）を加算して、補正冷媒過冷却度ＳＣｄｎを算出する。 Next, the control means 60 determines whether the temperature difference ΔT calculated in ST6 is a value larger than 2° C. (the first predetermined value of the present invention) (ST7). If the temperature difference ΔT is larger than 2° C. (ST7-Yes), the control means 60 calculates the corrected refrigerant supercooling degree SCdn (ST8). Specifically, the control means 60 controls the additional refrigerant subcooling degree Ca (the second predetermined value of the present invention) stored in the target refrigerant subcooling degree SCd selected when calculating the subcooling degree difference ΔSC in ST4. In this embodiment, 0.5 deg) is added to calculate the corrected refrigerant supercooling degree SCdn.
次に、制御手段６０は、補正冷媒過冷却度差ΔＳＣｎを算出する（ＳＴ９）。具体的には、制御手段６０は、ＳＴ８で算出した補正冷媒過冷却度ＳＣｄｎからＳＴ３で算出した実冷媒過冷却度ＳＣｐを減じて、補正冷媒過冷却度差ΔＳＣｎを算出する。 Next, the control means 60 calculates the corrected refrigerant subcooling degree difference ΔSCn (ST9). Specifically, the control means 60 calculates the corrected refrigerant subcooling degree difference ΔSCn by subtracting the actual refrigerant subcooling degree SCp calculated in ST3 from the corrected refrigerant subcooling degree SCdn calculated in ST8.
そして、制御手段６０は、ＳＴ９で算出した補正冷媒過冷却度ＳＣｄｎに基づいて膨張弁４の開度を調整し（ＳＴ１０）、ＳＴ２に処理を戻す。なお、ＳＴ５において、過冷却度差ΔＳＣが１ｄｅｇ以内の値でない場合（ＳＴ５－Ｎｏ）、および、温度差ΔＴが２℃大きい値でなければ（ＳＴ７－Ｎｏ）、制御手段６０は、ＳＴ４で算出した過冷却度差ΔＳＣに基づいて膨張弁４の開度を調整し（ＳＴ１１）、ＳＴ２に処理を戻す。
Then, the control means 60 adjusts the opening degree of the
以上説明したように、本実施形態のヒートプンプサイクル装置１００では、暖房運転時に膨張弁４の開度調整を行う際に、目標冷媒過冷却度ＳＣｄから実冷媒過冷却度ＳＣｐを減じて求める過冷却度差ΔＳＣの値が第１所定値以内の値であり、かつ、冷媒出口温度Ｔｒｏから戻り温度Ｔｗｂを減じて求める温度差ΔＴの値が第２所定値より大きい値である場合に、加算冷媒過冷却度ＳＣａを用いて目標冷媒過冷却度ＳＣｄを補正する。これにより、温水回路２０における水の流量が変化したことよって、暖房運転時のＣＯＰ値が最大化できなくなった場合に、目標冷媒過冷却度ＳＣｄを補正することによってＣＯＰ値を最大化できる。
As explained above, in the heat
１ 圧縮機
３ 水冷媒熱交換器
４ 膨張弁
５ 熱源側熱交換器
１０ 冷媒回路
２０ 温水回路
３０ 循環ポンプ
４０ 室内ユニット
５１ 吐出圧力センサ
５５ 冷媒温度センサ
５９ 戻り温度センサ
１００ ヒートポンプサイクル装置
２００ 目標冷媒過冷却度テーブル
Ｐｄ 吐出圧力
ＳＣｄ 目標冷媒過冷却度
ＳＣｐ 実冷媒過冷却度
ＳＣｄｎ 補正目標冷媒過冷却度
ＳＣａ 加算冷媒過冷却度
ΔＳＣ 過冷却度差
ΔＳＣｎ 補正過冷却度差
Ｔｒｏ 冷媒出口温度
Ｔｗｂ 戻り温度
ΔＴ 温度差
1
Claims (2)
前記水冷媒熱交換器と利用側ユニットと循環ポンプとが順次水配管で接続された温水回路と、
前記膨張弁の開度を調整する制御手段と、
前記水冷媒熱交換器から流出する冷媒の温度である冷媒出口温度を検出する冷媒温度センサと、
前記水冷媒熱交換器に流入する水の温度である戻り温度を検出する戻り温度センサと、
前記水冷媒熱交換器が凝縮器として機能する際に、前記水冷媒熱交換器における冷媒の凝縮圧力を検出する凝縮圧力センサと、
を有し、
前記制御手段は、暖房運転を行っているとき、
前記冷媒の凝縮圧力を用いて求めた冷媒の凝縮温度から前記冷媒出口温度を減じて求めた実冷媒過冷却度が、前記凝縮圧力と前記圧縮機の回転数に基づいて定められた目標冷媒過冷却度となるように、前記膨張弁の開度を調整し、
前記目標冷媒過冷却度から前記実冷媒過冷却度を減じて求めた過冷却度差が所定範囲内の値であり、かつ、前記冷媒出口温度から前記戻り温度を減じて求めた温度差が第１所定値より大きい値である場合は、前記目標冷媒過冷却度に第２所定値を加算する、
ことを特徴とするヒートポンプサイクル装置。 a refrigerant circuit in which a compressor, a water refrigerant heat exchanger, an expansion valve, and a heat source side heat exchanger are sequentially connected by refrigerant piping;
a hot water circuit in which the water refrigerant heat exchanger, the user side unit, and the circulation pump are sequentially connected through water piping;
control means for adjusting the opening degree of the expansion valve;
a refrigerant temperature sensor that detects a refrigerant outlet temperature that is the temperature of the refrigerant flowing out of the water-refrigerant heat exchanger;
a return temperature sensor that detects a return temperature that is the temperature of water flowing into the water-refrigerant heat exchanger;
a condensation pressure sensor that detects the condensation pressure of refrigerant in the water-refrigerant heat exchanger when the water-refrigerant heat exchanger functions as a condenser;
has
The control means, when performing heating operation,
The actual refrigerant supercooling degree obtained by subtracting the refrigerant outlet temperature from the refrigerant condensation temperature obtained using the refrigerant condensation pressure is the target refrigerant supercooling degree determined based on the condensation pressure and the rotation speed of the compressor. Adjust the opening degree of the expansion valve so that the degree of cooling is achieved,
The subcooling degree difference obtained by subtracting the actual refrigerant subcooling degree from the target refrigerant subcooling degree is within a predetermined range, and the temperature difference obtained by subtracting the return temperature from the refrigerant outlet temperature is a 1. If the value is larger than a predetermined value, a second predetermined value is added to the target refrigerant supercooling degree;
A heat pump cycle device characterized by:
前記実冷媒過冷却度が、前記目標冷媒過冷却度に第２所定値を加算した値となるように、前記膨張弁の開度を調整する、
ことを特徴とする請求項１に記載のヒートポンプサイクル装置。 The control means includes:
adjusting the opening degree of the expansion valve so that the actual degree of refrigerant subcooling becomes a value obtained by adding a second predetermined value to the target degree of refrigerant subcooling;
The heat pump cycle device according to claim 1, characterized in that:
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