JPWO2013160949A1 - 空気調和装置 - Google Patents

Abstract

空気調和装置の冷凍サイクルを構成する圧縮機３および負荷側熱交換器６の仕様、および空気調和装置の運転状態に基づき、絞り装置７の開度変更時の応答時定数を推測する時定数演算手段２０と、時定数演算手段２０の演算結果に基づき、絞り装置７の開度の制御ゲインもしくは制御間隔の少なくとも１つの値を演算する制御定数演算手段２１と、制御定数を変更する制御定数変更手段２２とを備えた。

Description

本発明は、冷凍サイクルに係り、特に冷凍サイクルの状態量を制御するのに好適な、電動式膨張弁の制御装置に関する。

従来、電動式膨張弁を使用して冷媒の温度や圧力等の冷凍サイクルの状態量が所定の値となるように冷媒流量を制御する方法として、室内温度、外気温度および圧縮機回転数に応じて、あらかじめマイクロコンピュータに記憶されているＰＩＤ制御の制御ゲインを演算し、ＰＩＤ制御により電動式膨張弁を駆動して、冷媒流量を制御する方法が提案されている。（たとえば、特許文献１参照）。

また、複数接続された、室内機の運転台数や、制御目標との偏差に応じて、あらかじめマイクロコンピュータにテーブルとして記憶されているＰＩＤ制御の制御ゲインや制御間隔を決定し、ＰＩＤ制御により電動式膨張弁を駆動して、冷媒流量を制御する方法が提案されている。（たとえば、特許文献２参照）。

また、電動式膨張弁の開度や圧縮機運転容量や制御目標との偏差に応じて、ＰＩＤ制御の制御ゲインや制御間隔を決定し、ＰＩＤ制御により電動式膨張弁を駆動して、冷媒流量を制御する方法が提案されている。（たとえば、特許文献３参照）。

特許第２５１５７１６号（第３頁、第６図） 特開平３−２８６７６（第５頁、表２） 特開２００１−０１２８０８（第７頁、第図２）

しかし、従来の空気調和装置には以下のような問題があった。まず、特許文献１記載の制御においては、ＰＩＤ制御の制御ゲインは該空気調和装置のシステム固有の値であるため、冷媒の種類や、空気調和装置の熱交換器の内容積が異なる場合は、時定数や無駄時間が異なる。したがって、空気調和装置の仕様もしくは機種が変わった場合は、その都度、試験やシミュレーションによって、最適な制御ゲインや制御間隔を求め、マイクロコンピュータに記憶する必要があるため、膨大な記憶領域が必要であり、定数決定のために膨大な時間を費やす必要があるといった課題があった。

また、特許文献２記載、特許文献３記載の制御においては、稼動室内機台数や制御目標との偏差に応じてゲインや制御間隔を決定しているが、制御定数がテーブル保持であるため、室内外の環境条件や、冷媒循環量などの運転状態が変わった場合でも一定値（固定値）となっており、冷凍サイクルの高圧、低圧などの運転状態が変わった場合の影響が考慮されていない。したがって、環境条件や運転状態に応じて常に最適な状態で制御することが困難である。そのため、冷凍サイクルの系が安定せず、ハンチングを引き起こし空調能力が安定しない。また、場合によっては、オーバーシュート量が大きく高圧の過昇もしくは低圧の低下に至り、空調機器の動作保護のため停止させなければならない事態に陥るといった課題があった。

本発明は、かかる点に鑑みてなされたものであり、その目的は、空気調和装置の運転状態、システム構成に応じて、電動式膨張弁の制御ゲインもしくは制御間隔を適性化し、制御対象の値が制御目標となるように常に最短の整定時間でオーバーシュートを抑制でき、最適制御可能な空気調和装置を提供するものである。

上述の目的を達成するために、この発明は以下の手段を講じたものである。

本発明に係る空気調和装置は、負荷側熱交換器で構成された１つ以上の負荷側ユニットと、圧縮機、熱源側熱交換器、および絞り装置を備えた熱源側ユニットとを接続し、それらの間に冷媒を循環させることで冷凍サイクルを形成する空気調和装置であって、前記空気調和装置の前記冷凍サイクルの運転状態量を計測する計測部と、前記冷凍サイクルを構成する圧縮機の仕様、凝縮器熱交換器の仕様、および前記冷凍サイクルの運転状態量を基に、前記絞り装置の開度変更時の応答時定数を推測する時定数演算手段と、前記時定数演算手段の演算結果および、前記計測部の計測結果に基づき、前記絞り装置の開度の制御ゲインもしくは制御間隔の少なくとも１つの値を演算する制御定数演算手段と、前記制御定数演算手段の演算結果をもとに制御ゲインもしくは制御間隔を変更する制御定数変更手段と、前記制御定数に基づき前記絞り装置の開度を変更する絞り装置制御手段とで構成された制御部と、を備えたものである。

空気調和装置を構成する圧縮機の仕様、負荷側熱交換器の仕様、および冷凍サイクルの運転状態量に応じて、最適な時間間隔もしくは制御ゲインで、絞り装置を制御するため、オーバーシュートすることなく迅速に安定な冷凍サイクル状態を得ることができ、一層の省エネ性および快適性、製品品質の向上を計ることができる。
また、冷凍サイクルが短時間で安定化するので、絞り装置を構成している電動式膨張弁を駆動する駆動部の変更量が減少するため、電動式膨張弁の摺動部の摩耗が抑えられ、信頼性の向上が図れる。

本発明の実施の形態１に係る空気調和装置のシステム図。 本発明の実施の形態１に係る空気調和装置のｐ−ｈ線図。 無駄時間＋１次遅れ系での制御対象が制御目標値に制御されるときの変化を表す概念図。 最大行過ぎ比を固定した場合の、制御間隔、時定数、無駄時間、応答ゲイン、制御ゲインの関係を示す図。 制御間隔、時定数、無駄時間、制御ゲイン比に対する行過ぎ比および整定時間の関係を示す図。 凝縮器内容積、圧縮機周波数、体積効率と吸入過熱度の応答時定数の関係を示す図。 本発明の実施の形態１に係る空気調和装置において、制御間隔を固定した場合の絞り装置の制御フローチャート。 本発明の実施の形態１に係る空気調和装置において、制御ゲイン比を固定した場合の絞り装置の制御フローチャート。

実施の形態１．
以下、本発明の実施形態を図面に基づいて詳細に説明する。

図１は本発明に係る実施の形態１の空気調和装置１００の冷媒回路図である。空気調和装置１００は、室外機１と室内機２を備えている。室外機１には圧縮機３、暖房と冷房の運転切換を行う流路切換弁としての四方弁４、絞り装置７、室外熱交換器（熱源側熱交換器）９が搭載されている。また、室内機２には室内熱交換器（負荷側熱交換器）６が搭載されている。

圧縮機３はインバータにより回転数が制御され容量制御されるタイプである。

また、絞り装置７は開度が可変に制御される電動式膨張弁である。室外熱交換器９はファンなどで送風される外気と熱交換する。ガス管５、液管８は室外機１と室内機２を接続する接続配管である。

空気調和装置１００の冷凍サイクルに使用できる冷媒には、非共沸混合冷媒や擬似共沸混合冷媒、単一冷媒等がある。非共沸混合冷媒には、ＨＦＣ（ハイドロフルオロカーボン）冷媒であるＲ４０７Ｃ（Ｒ３２／Ｒ１２５／Ｒ１３４ａ）等がある。この非共沸混合冷媒は、沸点が異なる冷媒の混合物であるので、液相冷媒と気相冷媒との組成比率が異なるという特性を有している。擬似共沸混合冷媒には、ＨＦＣ冷媒であるＲ４１０Ａ（Ｒ３２／Ｒ１２５）やＲ４０４Ａ（Ｒ１２５／Ｒ１４３ａ／Ｒ１３４ａ）等がある。この擬似共沸混合冷媒は、非共沸混合冷媒と同様の特性の他、Ｒ２２の約１．６倍の動作圧力という特性を有している。

また、単一冷媒には、ＨＣＦＣ（ハイドロクロロフルオロカーボン）冷媒であるＲ２２やＨＦＣ冷媒であるＲ１３４ａ、ＨＦＯ冷媒（ハイドロフルオロオレフィン）であるＲ１２３４ｙｆ、Ｒ１２３４ｚｅ等がある。この単一冷媒は、混合物ではないので、取扱いが容易であるという特性を有している。その他、自然冷媒である二酸化炭素やプロパン、イソブタン、アンモニア等を使用することもできる。なお、Ｒ２２はクロロジフルオロメタン、Ｒ３２はジフルオロメタンを、Ｒ１２５はペンタフルオロエタンを、Ｒ１３４ａは１，１，１，２−テトラフルオロエタンを、Ｒ１４３ａは１，１，１−トリフルオロエタンをそれぞれ示している。したがって、空気調和装置１００の用途や目的に応じた冷媒を使用するとよい。

室外機１には計測制御装置１８及び複数の温度センサが設置されている。温度センサ４３が圧縮機３の吐出側、温度センサ４４が圧縮機３の吸入側、温度センサ４５が室外熱交換器９と絞り装置７の間、のそれぞれ設置場所の冷媒温度を計測する。さらに、室外機１には圧力センサ５１、５２が設置されており、圧力センサ５１は圧縮機３の吸入冷媒の圧力を、圧力センサ５２は圧縮機３の吐出冷媒の圧力をそれぞれ計測する。

室内機２には温度センサ４１、４２が設置されている。温度センサ４２は室内熱交換器６と絞り装置７の間に設けられており、そこを流れる冷媒温度を計測する。温度センサ４１は室内熱交換器６に吸気される空気温度を計測する。なお、負荷となる熱媒体が水など他の媒体である場合には温度センサ４１はその媒体の流入温度を計測する。

室外機１の計測制御装置１８は、各センサや空気調和装置の利用者から指示される運転情報を計測する計測部１６と、計測された情報を基に、圧縮機３の運転方法、四方弁４の流路切換、室外熱交換器９のファン送風量、絞り装置７の開度などを制御する制御部１７から構成されている。なお、図１では、操作対象が絞り装置の場合のみを示しており、他の操作対象については図示していない。また、計測部１６は、室内熱交換器６と室外熱交換器９の内容積、および圧縮機の（流体）押しのけ量に係る情報を、あらかじめ保持しているものとする。

次に、この空気調和装置１００の冷房運転動作について、図１を基に説明する。冷房運転時には、四方弁４の流路は図１の実線方向に設定される。そして圧縮機３から吐出された高温高圧のガス冷媒は四方弁４を経て凝縮器となる室外熱交換器９で放熱しながら凝縮液化し高圧の液冷媒となる。室外熱交換器９を出た高圧の冷媒は、絞り装置７で減圧された後、液管８を経由して、室内機２に流入し、蒸発器である室内熱交換器６に流入し、そこで吸熱し、蒸発ガス化される。室内機側の空気や水などの負荷側媒体の熱を吸熱することで冷房を行う。その後、ガス管５を経て室外機１に流入する。そして、四方弁４を経て、圧縮機３に吸入される。

空気調和装置１００では、室内側の熱負荷等に応じて空気調和装置１に要求される冷房能力が変化するため、このような冷房運転時に要求される冷房能力の変化に対応できるようにする必要がある。そこで、空気調和装置１００では、室内側（負荷側）の温度センサ４１によって検出される温度が、空気調和装置利用者から指示される室内温度に近づくように、圧縮機３の運転容量を変更する制御を行っている。ここで、圧縮機３の運転容量の制御は、圧縮機３の運転周波数ｆを変更することによって行われる。

次に、本発明の特徴に係る絞り装置７の制御方法の一例を、図２を用いて説明する。空気調和装置１００は、圧縮機３の吸入冷媒の過熱度ＳＨが目標過熱度ＳＨｍになるように、絞り装置７の開度を制御している。ここで、圧縮機３の吸入における冷媒の過熱度ＳＨは、圧力センサ５１によって検出される吸入圧力Ｐｓと圧縮機３の吸入部の温度センサ４４によって検出される冷媒の温度Ｔｓから算出される。より具体的には、まず、圧力センサ５１によって検出される吸入圧力Ｐｓを冷媒の飽和温度に換算して、蒸発温度Ｔｅを得る。そして、温度センサ４４によって検出される冷媒の温度Ｔｓから蒸発温度Ｔｅを差し引くことによって過熱度ＳＨを得る。

ここで、現在の圧縮機の吸入状態が図２の（ｄ）の状態であるとき、この時の過熱度ＳＨとして、絞り装置７を一回の操作で開き、目標過熱度ＳＨｍの状態、図２の（ｄ２）に制御できたとする。このとき、冷凍サイクルの高圧、低圧の変化がなく、室内熱交換器６での冷房能力が等しいと仮定する。絞り装置７の開口面積を制御する電動パルスモータの駆動開度をＬＰ［パルス］とすると、絞り装置７を流通する冷媒循環量はＬＰに比例する。現在の開度をＬＰ、一回の操作で目標過熱度ＳＨｍに制御するのに必要な開度変更量をΔＬＰとする。また、制御対象である現在の過熱度ＳＨと目標過熱度ＳＨｍの偏差をΔＳＨｍ＝ＳＨ−ＳＨｍとすると、（ｄ）と（ｄ２）の比エンタルピー差ΔＨｓ［ｋＪ／ｋｇ］は、次式で表すことができる。

（数１）
ΔＨｓ＝Ｃｐｇ×ΔＳＨｍ （式１）

ここで、Ｃｐｇは定圧ガス比熱［ｋＪ／ｋｇＫ］である。この値は、具体的には、圧力センサ５１の圧力と圧縮機３の吸入部の温度センサ４４から演算される。また、絞り装置７の操作の前後で冷房能力が一定であるという仮定と、冷媒循環量がＬＰに比例するという仮定から、次式が成り立つ。

（数２）
ＬＰ×（ΔＨｅ＋ΔＨｓ）＝（ＬＰ＋ΔＬＰ）×ΔＨｅ (式２)

ここで、ΔＨｅは圧縮機３の吸入過熱度が目標過熱度ＳＨｍであるときの、蒸発器（冷房の場合、室内熱交換器６）での冷媒のエンタルピー変化を表す。エンタルピー差ΔＨｅは、具体的には、圧力センサ５１の圧力から求まる飽和ガス温度に目標過熱度ＳＨｍを足し合わせた温度から演算されるエンタルピーＨｅｏから、圧力センサ５２と絞り装置７の入口の温度センサ４５から演算されるエンタルピーＨｅｉを差し引くことによって演算可能である。式１を式２に代入して整理すると、次式が成り立つ。

（数３）
ΔＬＰ＝Ｃｐｇ／ΔＨｅ×ＬＰ×ΔＳＨｍ (式３)

式３は、制御対象の偏差ΔＳＨｍと操作量ΔＬＰの関係を表しているため、右辺のＣｐｇ／ΔＨｅ×ＬＰは、一回の操作で制御目標に到達するための制御対象の応答ゲイン（以下、Ｋ∞と表記）を表している。

空気調和装置１００の制御は、ある制御間隔ＣＩ［ｓｅｃ］で制御されることになるので、応答ゲインＫ∞で制御すると、一回の制御動作でよい操作量になるところを複数回動作させることになるため、場合によっては動かし過ぎになり、ハンチングを引き起こす。そのため実際の制御ゲイン（以下、Ｋと表記）は、応答ゲインＫ∞よりも小さい値を選定する必要がある。選定すべき最適制御ゲインＫを求めるため、過熱度ＳＨの変化を「無駄時間＋１次遅れ」系とし、この系に対する制御応答特性を定量化する。

「無駄時間＋１次遅れ」系の制御対象の応答特性を図３に示す。制御系において制御ゲインをある値に設定して、操作量をステップ上に変化させ制御量の応答特性をとると図３のようになる。制御量が制御目標値を超えた最大値は、行過ぎ量あるいはオーバーシュートと一般的に言われている。また、制御量が制御目標値を中心として、所望の許容範囲である整定範囲内に収まるまでの時間は、整定時間ＳＴと言われている。制御目標値と現在の制御量の偏差をＡ、行過ぎ量をａとし、ａ／Ａを行過ぎ比として定義する。また、無駄時間ＤＴは、絞り装置７に対する開度変更指令発信時点から制御目標対象に変化が現れるまでの時間とも言える。

空気調和装置としては、省エネ性や負荷追従性の観点から、速い目標値応答を求められるが、整定時間を短くすると行過ぎ比が大きくなる。また、条件によっては、行過ぎ比が許容されない場合がある。例えば、Ｒ３２冷媒のような高圧冷媒は、冷媒の特性上比熱比が大きく、圧縮機の吐出温度が上昇しやすい。吐出温度を制御対象とする場合は、行過ぎ比が大きい場合は、吐出温度の上昇により圧縮機３のモータに使用されている磁石の減磁による圧縮機の効率低下、冷凍機油の焼き付きによる損傷があるため、行過ぎ比を小さくする必要がある。

図４は、行過ぎ比が所望の整定範囲の最大値となる状態を示した図である。つまり、整定時間最小となる最適な状態の、制御間隔ＣＩ、時定数τ、無駄時間ＤＴに対する、応答ゲインＫ∞に対する制御ゲインＫの比率として定義する制御ゲイン比β（＝Ｋ／Ｋ∞）の関係を示したものである。横軸、縦軸ともに無次元化されているため、「無駄時間＋１次遅れ」の系であれば常にこの関係が成立する。例えば、制御間隔ＣＩおよび無駄時間ＤＴが一定の場合、時定数τが大きいほど、系の応答は遅いため、制御ゲイン比βを小さくする必要あることを示している。また、時定数τおよび無駄時間ＤＴが一定の場合、制御間隔ＣＩが短いほど、制御ゲイン比βを小さくする必要があることを示している。

このように、例えば、制御間隔ＣＩが固定の場合、対象の系の時定数τ、無駄時間ＤＴに応じて制御ゲイン比βを演算し、制御ゲインＫを決定することで、常に所望の行過ぎ比以下で整定時間が最小となる最適な運転が実現できる。

図５は、制御間隔ＣＩ、時定数τ、無駄時間ＤＴ、制御ゲイン比βをパラメータとして、行過ぎ比ａ／Ａ、整定時間ＳＴの関係を示したものである。図５の上段のグラフ５０１、グラフ５０２の横軸は、ξ＝（制御間隔ＣＩ／制御ゲイン比β）／（時定数τ＋無駄時間ＤＴ）と定義した無次元化パラメータ又は指標である。
図５のグラフ５０１は、縦軸が行過ぎ比であり、例えば、制御ゲイン比β、時定数τ、無駄時間ＤＴを固定した場合、制御間隔ＣＩが大きいほど、行過ぎ比が小さくなることを示している。

図５のグラフ５０２は、縦軸が整定時間に相当するものであり、例えば、制御間隔ＣＩ、時定数τ、無駄時間ＤＴを固定した場合、制御ゲイン比βが整定時間最小となるパラメータξｍでのβ（図中Ｂ）よりも大きい時（図中Ａ）、行過ぎ比が増大し、ハンチングが増大するため、整定時間が長くなることを示している。また、逆に制御ゲイン比βが整定時間最小となるパラメータξｍでのβ（図中Ｂ）よりも小さい時（図中Ｃ）、行過ぎ比は小さいが、変化量が小さく整定時間が長くなることを示している。

整定時間最小となるパラメータξｍは、制御対象の系の許容整定範囲の設定によって決まる固有値(具体的には２〜３)である。一方、制御対象の系の、時定数τ、無駄時間ＤＴは運転状態によって決まる。したがって、整定時間最小となるパラメータξｍ＝（制御間隔ＣＩ／制御ゲイン比β）／（時定数τ＋無駄時間ＤＴ）の関係を満たすように、制御間隔ＣＩまたは制御ゲイン比βの少なくとも１つの値を変更することで、常に所望の行過ぎ比以下で整定時間が最小となる最適な運転が実現できる。

ここで、制御対象の時定数τについて図６を用いて説明する。過熱度ＳＨの時定数τは、一次遅れ系と仮定すると、質量保存則から、存在冷媒量が大きい凝縮器の内容積Vcond［ｍ^３］を圧縮機３の押しのけ量Ｖｓｔ［ｍ^３］と圧縮機周波数ｆ［Ｈｚ］と圧縮機の体積効率ηｖ［−］とを掛け合わせたもので割った値と線形な相関式を導くことができる。したがって、室内熱交換器６の内容積、室外熱交換器９の内容積および圧縮機３の押しのけ量をあらかじめ情報として保持しておくことで、制御部１７によって指定される圧縮機周波数ｆより、過熱度ＳＨの時定数τを推測することが可能となる。圧縮機の体積効率ηｖは固定値（例えば０．９）としてもよいし、圧縮機の運転周波数ｆおよび圧力センサ５２によって計測される高圧と圧力センサ５１によって計測される低圧との圧縮比の関数として演算してもよい。

また、整定時間最小となるパラメータξｍの固有値は２〜３程度であり、無駄時間ＤＴは、ほぼゼロと仮定した場合、制御ゲイン比βは１以下の値であることから、制御対象の系の、時定数τに対して、制御間隔ＣＩは、３倍以下に設定すればよい。つまり、制御ゲイン比βが大きい場合は、制御間隔CIも大きくなり、電動式膨張弁を駆動する駆動部の駆動回数が減少するため、電動式膨張弁の摺動部の摩耗が抑えられ、信頼性の向上が図れる。

次に、以上の制御応答性を考慮した絞り装置７の過熱度ＳＨの制御を、図７および図８のフローチャートを用いて説明する。
図７は、制御間隔ＣＩを固定した場合の制御フローチャートである。まず、計測制御装置１８にて制御間隔ＣＩおよび過熱度目標値ＳＨｍをあらかじめ設定しておく（Ｓ１）。なお、過熱度目標値ＳＨｍは、冷凍サイクルの省エネ性から小さい値ほど省エネ効果が大きい。次に、計測部１６にて、圧縮機３の過熱度ＳＨ、絞り装置７の現在の開度ＬＰｎｏｗを計測する（Ｓ２）。次に、凝縮器内容積Ｖcond、圧縮機３の圧縮機周波数ｆ、圧縮機３の押しのけ量Ｖｓｔおよび圧縮機３の体積効率ηｖの情報から、時定数演算手段２０にて時定数τを推測する（Ｓ３）。なお、凝縮器内容積は、空調機の馬力比例なので、圧縮機の最大運転容量などからある程度推測でき、一方、圧縮機の押しのけ量も空調機の馬力からある程度推測可能である。
次に、制御定数演算手段２１にて、制御ゲイン比βを制御間隔ＣＩ、整定時間最小固有パラメータξｍ（固有値）、時定数τおよび無駄時間ＤＴを用いて演算する（Ｓ４）。ここで、無駄時間ＤＴは、ほぼ０であるため、固定値としてあらかじめ設定しておいてもよい。次に、前回の絞り装置７の操作後から制御間隔ＣＩ以上経過しているかを判定する（Ｓ５）。経過していれば、制御定数演算手段２１にて、応答ゲインＫ∞（＝Ｃｐｇ／Δｈｅ×ＬＰｎｏｗ）を、冷凍サイクルの運転状態からえた各値を基に演算する（Ｓ６）。次に、制御定数演算手段２１にて、制御ゲインＫ（＝β×Ｋ∞）を演算する（Ｓ７）。次に、過熱度ＳＨの目標過熱度ＳＨｍとの偏差ΔＳＨｍ（＝ＳＨ−ＳＨｍ）を演算する（Ｓ８）。次に、制御定数変更手段２２にて、制御ゲインＫを変更し、変更した制御ゲインＫと偏差ΔＳＨｍとを掛け合わせて、絞り装置７の開度変更量ΔＬＰ＝Ｋ×ΔＳＨｍを演算する（Ｓ９）。次に、現在の絞り装置７の開度ＬＰｎｏｗに開度変更量ΔＬＰを足し合わせ、絞り開度ＬＰ＝ＬＰｎｏｗ＋ΔＬＰを演算し、絞り装置制御手段２３にて絞り装置７の開度を、演算した絞り開度ＬＰに設定する（Ｓ１０）。

図８は、制御ゲイン比βを固定した場合の制御フローチャートである。制御方法は、図７に示した方法と基本的に同様であるが、この制御方法では、ステップＳ４において、最適な制御間隔ＣＩをその都度演算することで、制御間隔が可変になっている点で図７と相違している。

以上のように制御することで、空気調和装置のシステム構成や運転状態に応じて、常に所定の許容範囲の行過ぎ比以下で、整定時間が最小となる最適な運転を実現できる。

なお、実施の形態１では、冷房運転について説明したが、暖房運転の場合でも上記の制御方法により同様に絞り装置７の制御を実施することができる。暖房の場合は、負荷側熱交換器内容積情報が凝縮器内容積Ｖcondに置き換わるが、図７、図８に対応するフローチャートは同じになる。
また、制御量である冷凍サイクルの状態量を過熱度ＳＨとしたが、圧縮機３の吐出側冷媒温度（温度センサ４３の検出温度）または室外熱交換器９出口の過冷却度ＳＣについても、計測制御装置１８にあらかじめ設定されている値を変更することにより同様に実施でき、本発明の域を脱するものではない。

また、実施の形態１では、負荷側の室内機が１台の場合で説明したが、室内機が複数台あるようなマルチタイプの空気調和装置においても同様の効果を奏する。

さらに、実施の形態１では、圧縮機３が容量可変式の圧縮機である場合で説明したが、一定速の圧縮機の空気調和装置においても同様の効果を奏する。

１ 室外機、２ 室内機、３ 圧縮機、４ 四方弁、５ ガス管、６ 室内熱交換器（負荷側熱交換器）、７ 絞り装置、８ 液管、９ 室外熱交換器(熱源側熱交換器)、１６ 計測部、１７ 制御部、１８ 計測制御装置、２０ 時定数演算手段、２１ 制御定数演算手段、２２ 制御定数変更手段、２３ 絞り装置制御手段、４１ 温度センサ、４２ 温度センサ、４３ 温度センサ、４４ 温度センサ、４５ 温度センサ、５１ 圧力センサ、５２ 圧力センサ、１００ 空気調和装置。

本発明に係る空気調和装置は、負荷側熱交換器で構成された１つ以上の負荷側ユニットと、圧縮機、熱源側熱交換器、および絞り装置を備えた熱源側ユニットとを接続し、それらの間に冷媒を循環させることで冷凍サイクルを形成する空気調和装置であって、前記冷凍サイクルの運転状態量を基に、前記絞り装置の開度の制御定数である制御ゲインもしくは制御間隔の少なくとも１つの値を演算する制御定数演算手段と、前記制御定数演算手段の演算結果をもとに前記制御ゲインもしくは前記制御間隔を変更する制御定数変更手段と、前記制御定数に基づき前記絞り装置の開度を変更する絞り装置制御手段と、を備えたものである。

空気調和装置のシステム構成や運転状態に応じて、常に所定の許容範囲の行過ぎ比以下で、整定時間が最小となる最適な運転を実現できる。

Claims (7)

1. 負荷側熱交換器で構成された１つ以上の負荷側ユニットと、圧縮機、熱源側熱交換器、および絞り装置を備えた熱源側ユニットとを接続し、それらの間に冷媒を循環させることで冷凍サイクルを形成する空気調和装置であって、
   前記空気調和装置の前記冷凍サイクルの運転状態量を計測する計測部と、
   前記冷凍サイクルを構成する圧縮機の仕様、凝縮器熱交換器の仕様、および前記冷凍サイクルの運転状態量を基に、前記絞り装置の開度変更時の応答時定数を推測する時定数演算手段と、前記時定数演算手段の演算結果および、前記計測部の計測結果に基づき、前記絞り装置の開度の制御ゲインもしくは制御間隔の少なくとも１つの値を演算する制御定数演算手段と、前記制御定数演算手段の演算結果をもとに制御ゲインもしくは制御間隔を変更する制御定数変更手段と、前記制御定数に基づき前記絞り装置の開度を変更する絞り装置制御手段とで構成された制御部と、
   を備えた空気調和装置。
2. 前記制御間隔は、前記時定数演算手段にて演算される応答時定数の３倍以下になるように設定される請求項１に記載の空気調和装置。
3. 前記時定数演算手段において応答時定数を推測する際に、前記圧縮機の運転周波数の情報が利用される請求項１または２に記載の空気調和装置。
4. 前記時定数演算手段において応答時定数を推測する際に、前記熱源側熱交換器の内容積、前記負荷側熱交換器の内容積、および前記圧縮機の押しのけ量のうち少なくとも１つの情報が利用される請求項３に記載の空気調和装置。
5. 前記時定数演算手段において応答時定数を推測する際に、前記圧縮機の体積効率が利用され、前記体積効率を前記圧縮機の吐出圧力、吸入圧力および運転周波数から推測することを特徴とする請求項３または４に記載の空気調和装置。
6. 前記時定数演算手段で推定する前記応答時定数は、
   整定時間が最小値となる固有値＝（前記制御間隔／前記制御ゲイン比）／（前記応答時定数＋無駄時間）の関係を満たし、
   前記整定時間は、制御目標の対象が制御目標値を中心として所定範囲内に収まるまでの時間、
   前記ゲイン比は、前記制御ゲインを一回の操作で制御目標値に到達するための前記制御目標対象の応答ゲインで割った値、
   前記無駄時間は、前記絞り装置に対する開度変更指令発信時点から前記制御目標対象に変化が現れるまでの時間、
   であることを特徴とする請求項１〜５のいずれか一項に記載の空気調和装置。
7. 前記無駄時間をゼロとみなして前記応答時定数を推定する請求項６に記載の空気調和装置。

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