WO2011122085A1 - 冷凍サイクル装置及び冷媒循環方法 - Google Patents
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Definitions
- the present invention relates to a refrigeration cycle apparatus provided with an ejector, and relates to a refrigeration cycle apparatus that realizes a high-performance operation by a compressor with injection and a high-efficiency operation by a power recovery effect of the ejector in a low outside air environment.
- a conventional refrigeration cycle apparatus equipped with an ejector suppresses a decrease in the evaporation capacity and the operating efficiency of the refrigeration cycle apparatus due to a decrease in the refrigerant flow rate to the evaporator due to an insufficient driving force of the ejector (for example, a patent) Reference 1).
- a check valve bridge circuit is provided for using the ejector in both the cooling operation and the heating operation.
- a bypass circuit for bypassing the check valve bridge circuit has a high pressure side inlet and a low pressure side outlet of the check valve bridge circuit connected by a refrigerant pipe and a bypass valve. This bypass circuit opens the bypass valve when the evaporation capacity and efficiency of the refrigeration cycle decrease due to insufficient recovery power in the ejector, and at the same time fully closes the valve opening of the nozzle in the ejector.
- a refrigeration cycle in which pressure is reduced by a normal expansion valve that is not present is configured.
- a refrigeration cycle apparatus that uses a compressor having an injection port to improve heating capacity
- a refrigeration cycle apparatus is known.
- the injection flow rate is controlled by the throttle mechanism, and in order to avoid liquid injection into the compressor, the refrigerant is compressed by injecting a high dryness refrigerant into the heat exchanger in the internal heat exchanger.
- the reliability of the machine can be obtained (see, for example, Patent Document 2).
- JP 2008-116124 A (Claim 1, FIG. 1) Japanese Patent Laying-Open No. 2009-024939 (claim, FIG. 1)
- the suction density of the compressor becomes small due to the decrease in the evaporation pressure, so that there is a problem that the refrigerant circulation amount decreases and the heating capacity decreases.
- the compressor frequency is increased to increase the heating capacity and the refrigerant circulation rate is increased, there is a problem that the power consumption of the compressor increases and the operation efficiency of the refrigeration cycle decreases.
- the present invention has been made in order to solve the above-described problems, and provides a refrigeration cycle apparatus capable of improving heating capacity and improving efficiency under low outside air conditions.
- the refrigeration cycle apparatus includes a high-pressure side refrigerant circuit in which a compressor, a condenser, an ejector, and a gas-liquid separator are sequentially connected by a refrigerant pipe, and a fourth flow rate adjustment valve that supplies liquid refrigerant flowing out of the gas-liquid separator.
- the gas refrigerant of the gas-liquid separator is A compressor suction circuit for sucking into the compressor; A first bypass circuit connected from between the condenser and the ejector of the high-pressure refrigerant circuit to an intermediate pressure part of the compressor via a second flow rate adjusting valve 109; and the second bypass circuit of the first bypass circuit
- An internal heat exchanger that exchanges heat between the refrigerant whose pressure has been reduced by the flow rate adjustment valve 109 and the high-pressure refrigerant that flows through the high-pressure side refrigerant circuit, and a first flow rate adjustment that is disposed between the internal heat exchanger and the ejector
- a high-pressure refrigerant is connected between the valve 105 and the internal heat exchanger via the third flow rate adjustment valve 111 between the fourth flow rate adjustment valve 113
- the refrigeration cycle apparatus of the present invention is a refrigeration cycle apparatus that can improve heating capacity by increasing the amount of refrigerant circulation to the high-pressure side refrigerant circuit using the first bypass circuit, and that can be operated with high efficiency by recovering power by an ejector. Can be provided. Furthermore, when impurities in the refrigeration cycle apparatus block the nozzle portion of the ejector, a refrigeration cycle apparatus that does not stop operation can be obtained by using the second bypass circuit.
- Embodiment 1 of the present invention It is a schematic diagram of the refrigeration cycle apparatus showing Embodiment 1 of the present invention. It is a schematic diagram which shows the internal structure of the ejector with which the refrigeration cycle apparatus of Embodiment 1 of this invention is equipped. It is a figure which shows the relationship between the outside temperature which concerns on Embodiment 1 of this invention, heating capability, and COP. It is a Mollier diagram concerning Embodiment 1 of this invention. It is a Mollier diagram concerning Embodiment 1 of this invention. It is a Mollier diagram concerning Embodiment 1 of this invention. It is a Mollier diagram concerning Embodiment 1 of this invention. It is a control flowchart of the 1st flow regulating valve which constitutes Embodiment 1 of this invention.
- Embodiment 2 of this invention It is a figure which shows the relationship between the outside temperature which concerns on Embodiment 2 of this invention, heating capability, and COP. It is a Mollier diagram concerning Embodiment 2 of this invention. It is a schematic diagram of the refrigeration cycle apparatus showing Embodiment 3 of the present invention. It is a Mollier diagram concerning Embodiment 3 of this invention.
- FIG. FIG. 1 is a schematic diagram showing a configuration of a refrigeration cycle apparatus according to Embodiment 1 of the present invention.
- the refrigeration cycle apparatus of the present invention includes a compressor 101, a four-way valve 102, a condenser 103 as a radiator, a supercooler 104 that cools refrigerant flowing out of the condenser 103, a first flow rate adjustment valve 105, an ejector 106, and an ejector.
- a gas-liquid separator 107 that separates the gas-liquid two-phase refrigerant flowing out from the liquid refrigerant into a gas refrigerant, an evaporator 108 is connected to the liquid refrigerant side of the gas-liquid separator 107, and a compressor is connected to the gas refrigerant side.
- 101 is connected to the low pressure inlet.
- the outlet of the evaporator and the suction unit 204 of the ejector 106 are connected via a four-way valve 102.
- a first bypass that injects from between the condenser 103 and the supercooler 104 through the second flow rate adjusting valve 109 to the injection port that is the intermediate pressure portion of the compressor 101 through the low-pressure refrigerant pipe of the supercooler 104.
- a fourth flow rate adjusting valve 113 is connected to the liquid side refrigerant outlet.
- Each pipe where the refrigerant circulates is provided with a supercooler outlet temperature sensor 116, a high pressure temperature sensor 119, an ejector suction temperature sensor 120, an evaporator inlet temperature sensor 121, an outside air temperature sensor 118 for measuring the outside air temperature, and a compressor discharge
- Signals from various sensors such as a high pressure sensor 117 for detecting the refrigerant pressure on the side are collected in a detection value receiving unit 301 in the control unit 300 provided outside the room.
- Various signals are processed by arithmetic means provided in the microcomputer in the control unit, and are similarly compared and judged based on the stored various set values. From the control signal transmission unit 302, various actuators, various valves, compressors, ejectors Is controlled.
- FIG. 2 shows a configuration diagram of the ejector 106.
- the ejector 106 includes a nozzle unit 201, a mixing unit 202, and a diffuser unit 203.
- the nozzle unit 201 further includes a decompression unit 201a, a throat unit 201b, and a divergent unit 201c.
- the ejector 106 decompresses and accelerates the high-pressure refrigerant, which is a driving flow, by the decompression unit 201a to make the sound velocity at the nozzle throat portion 201b, and further depressurizes and accelerates the supersonic velocity at the divergent portion 201c.
- the state of the refrigerant in the driving flow may be either supercooled liquid or gas-liquid two-phase flow.
- the refrigerant is sucked from the surroundings through the suction unit 204 (suction refrigerant).
- suction refrigerant The drive refrigerant and suction refrigerant of the ejector 106 are mixed by the mixing unit 202, and the pressure is recovered (increased) by exchanging the momentum of each other. Further, in the diffuser unit 203, the pressure recovers due to the deceleration effect due to the channel expansion, and flows out of the diffuser unit 203.
- FIG. 3 shows the relationship between the outside air temperature, the capacity and the COP in the heating operation, and the relationship between the flow rate regulating valves controlled in each temperature zone.
- FIG. 3 is a diagram showing the relationship between the capacity of the refrigeration cycle apparatus shown in FIG. 1 and the COP, which is the efficiency, and FIG. The conceptual diagram explaining the state performed between them, The lower figure (b) is explanatory drawing explaining the example actually used including a specific circuit.
- the horizontal axis indicates the outside air temperature
- the vertical axis indicates the capacity and COP.
- the broken line part in FIG. 3 shows the characteristic of the state which does not use injection or does not use an ejector.
- FIG. 3 shows the characteristic of the state which does not use injection or does not use an ejector.
- the capacity is lowered at the outside air temperature B or lower.
- the ability can be maintained up to A, which is lower than B.
- the efficiency can be increased compared to when the ejector is not used.
- the outside air temperature is low (for example, less than 2 ° C.)
- the suction density of the compressor decreases due to a decrease in the evaporation pressure, so the flow rate of refrigerant discharged from the compressor decreases and the heating capacity decreases.
- the number of rotations of the compressor is increased to increase the refrigerant flow rate, the power consumption of the compressor increases, and the COP decreases.
- Compressor with injection port aims to improve capacity by injecting refrigerant to the intermediate pressure of the compressor and increasing the amount of refrigerant circulating to the condenser.
- the ejector recovers and uses the expansion power in the expansion process of the refrigerant, thereby reducing the power consumption of the compressor and improving the COP.
- the first flow rate adjustment valve 105, the second flow rate adjustment valve 109, and the fourth flow rate adjustment valve 113 are set to an opening based on the control described later, and the third flow rate adjustment valve 111 is fully closed. .
- the low-pressure refrigerant in the state a at the suction port of the compressor 101 is compressed to the state b by the compressor 101.
- the refrigerant in the state b passes through the refrigerant four-way valve 102, is cooled by exchanging heat with room air in the condenser 103, and enters the state c.
- the refrigerant in the state c is divided into a refrigerant flowing to the refrigerant inlet of the ejector 106 and a refrigerant flowing to the first bypass circuit 110.
- the refrigerant in the state c flowing through the first bypass circuit 110 is reduced in pressure by the second flow rate adjusting valve 109 to become a low temperature / low pressure state k and flows into the low pressure side inlet of the subcooler 104.
- the high-temperature and high-pressure refrigerant in the state c flowing to the ejector 106 flows into the high-pressure side inlet of the supercooler.
- the high-temperature and high-pressure refrigerant in the state k and the low-temperature and low-pressure refrigerant in the state c exchange heat with each other, so that the refrigerant in the state k is heated to the state l and then injected into the intermediate pressure of the compressor. .
- the refrigerant in the state c is cooled to the state d and flows into the ejector 106.
- the refrigerant flowing into the ejector 106 is depressurized from the state d by the first flow rate adjustment valve 105 to the state e, and then depressurized by the decompression unit 201a to the state f, becoming a high-speed gas-liquid two-phase refrigerant and the nozzle outlet Erupts from.
- the refrigerant in the state f is mixed with the refrigerant in the state j flowing in from the ejector suction unit 204.
- the refrigerant flows into the state g and flows out from the ejector 106.
- the gas-liquid two-phase refrigerant in the state g flowing out from the ejector 106 is separated into a liquid refrigerant and a gas refrigerant by the gas-liquid separator 107.
- the refrigerant in the state h that has flowed out of the liquid refrigerant outlet of the gas-liquid separator 107 enters the state i at the fourth flow rate adjustment valve 113 and flows into the evaporator 108.
- the refrigerant in the state i becomes the state j due to the absorption of heat from the outside air in the evaporator 108 and flows into the ejector suction unit 204.
- the refrigerant in the state a flowing out from the gas refrigerant outlet of the gas-liquid separator 107 is guided to the suction port of the compressor 101.
- the gas refrigerant pipe inside the gas-liquid separator 107 has a U shape with an oil hole, and the oil staying in the gas-liquid separator 107 flows into the compressor 101 together with the gas refrigerant. .
- a refrigeration cycle is formed by the above operation.
- the suction pressure of the compressor 101 can be increased by the boosting effect of the ejector 106 as compared with the case where the ejector is not used, so the power consumption of the compressor 101 is reduced and the COP is improved.
- coolant flow volume to the condenser 103 increases by injecting a refrigerant
- the first bypass circuit 110 is used at a temperature lower than the outside air temperature B (for example, less than 2 ° C.), and the outside air temperature B may be set to a temperature range in which the performance improvement operation is started.
- the shape of the ejector throat 201b shown in FIG. 2 may be designed so that the cross-sectional area of the flow path and the throat end wideness become a throttle suitable for the outside air temperature.
- the first flow rate adjustment valve 105 and the fourth flow rate adjustment valve 113 are set to an opening based on the control described later, and the second flow rate adjustment valve 109 and the third flow rate adjustment valve 111 are fully closed.
- the operation in FIG. 5 is the state of the circuit 3 in FIG.
- the refrigerant in the state a flowing into the compressor 101 becomes a high-temperature and high-pressure state b.
- the refrigerant in the state b is cooled by the heat exchange with room air in the condenser 103 to be in the state c.
- the refrigerant in the state c flowing out of the condenser passes through the high-pressure side refrigerant flow path of the subcooler 104 and then flows into the ejector 106.
- the second flow rate adjustment valve 109 since the second flow rate adjustment valve 109 is closed, the refrigerant does not flow into the first bypass circuit 110. Therefore, since heat exchange is not performed in the subcooler 104, the state of the refrigerant at the subcooler outlet is the same as the state c.
- the refrigerant flowing into the ejector 106 is depressurized from the state d by the first flow rate adjustment valve 105 to the state e, and then depressurized by the decompression unit 201a to the state f, becoming a high-speed gas-liquid two-phase refrigerant and the nozzle outlet Erupts from.
- the refrigerant in the state f is mixed with the refrigerant in the state j flowing from the ejector suction unit 204 to become a state g ′.
- the refrigerant is changed to the state g. leak.
- the gas-liquid two-phase refrigerant in the state g flowing out from the ejector 106 is separated into the liquid refrigerant and the gas refrigerant by the gas-liquid separator 107, the liquid refrigerant is in the state h, and the gas refrigerant is in the state a.
- the liquid refrigerant in the state h that has flowed out of the liquid refrigerant outlet of the gas-liquid separator 107 becomes the state at the fourth flow rate adjustment valve 113 and flows into the evaporator 108.
- the refrigerant in the state i is absorbed by heat from the outside air in the evaporator 108, enters the state j, and flows into the ejector suction unit 204.
- the gas refrigerant in the state a flowing out from the gas refrigerant outlet of the gas-liquid separator 107 is guided to the suction port of the compressor 101.
- a refrigeration cycle is formed by the above operation.
- the suction pressure of the compressor 101 can be increased as compared with the case where the ejector is not used due to the boosting effect of the ejector, so the power consumption of the compressor 101 is reduced and the COP is improved.
- the power recovery efficiency of the ejector 106 decreases, and the suction flow rate and pressure increase amount of the ejector decrease.
- the operation of performing only the performance improvement operation without using the ejector will be described with reference to the Mollier diagram of FIG.
- the first flow rate adjustment valve 105 and the fourth flow rate adjustment valve 113 are fully closed, and the second flow rate adjustment valve 109 and the third flow rate adjustment valve 111 are adjusted to an opening degree based on the control.
- the state of the Mollier diagram of FIG. 6 is a state of a temperature lower than the outside air temperature A of FIG. 3A or the state of the circuit 1 of FIG.
- the low-pressure refrigerant in the state a at the suction port of the compressor 101 is compressed by the compressor 101 to the state b.
- the refrigerant in the state b passes through the refrigerant four-way valve 102, is cooled by exchanging heat with room air in the condenser 103, and enters the state c.
- the refrigerant in the state c is divided into a refrigerant flowing to the refrigerant inlet of the ejector 106 and a refrigerant flowing to the first bypass circuit 110.
- the refrigerant in the state c flowing through the first bypass circuit 110 is reduced in pressure by the second flow rate adjusting valve 109 to be in a low temperature / low pressure state k and flows into the low pressure side inlet of the subcooler 104.
- the high-temperature and high-pressure refrigerant in the state c flowing to the third flow rate adjusting valve 111 flows into the high-pressure side inlet of the supercooler.
- the low-temperature and low-pressure refrigerant in the state k and the high-temperature and high-pressure refrigerant in the state c exchange heat with each other, so that the refrigerant in the state k is heated to the state l and then injected into the intermediate pressure of the compressor. .
- the refrigerant in the state c flowing in the high-pressure side flow path of the subcooler 104 is cooled to the state d and flows into the third flow rate adjustment valve 111.
- the refrigerant in the state d is freshly throttled by the third flow rate adjusting valve 111 and flows into the evaporator 108.
- the refrigerant exchanges heat with the outside air to be in the state j, and then flows to the suction unit 204 of the ejector 106 and the gas refrigerant outlet of the gas-liquid separator 107, and the refrigerant in the state a flows to the compressor 101. Inhaled.
- a refrigeration cycle is formed by the above operation, and by injecting the refrigerant into the compressor, the refrigerant flow rate to the condenser 103 is increased, and the capacity can be increased.
- the power recovery efficiency of the ejector 106 is reduced, and when the suction flow rate and the pressure increase amount of the ejector 106 are reduced, the ejector 106 and the injection are not used.
- movement operated by a cycle is demonstrated using the Mollier diagram of FIG.
- the state of the Mollier diagram in FIG. 7 is the state of the outside air temperature C in FIG. 3A or the state of the circuit 4 in FIG.
- the first flow rate adjustment valve 105, the second flow rate adjustment valve 109, and the fourth flow rate adjustment valve 113 are fully closed, and the third flow rate adjustment valve 111 is adjusted based on control described later.
- the refrigerant in the state a flowing into the compressor 101 becomes a high-temperature and high-pressure state b by the compressor.
- the refrigerant in the state b is cooled by the heat exchange with room air in the condenser 103 to be in the state c.
- the refrigerant in the state c flowing out of the condenser 103 passes through the high-pressure side refrigerant flow path of the subcooler 104 and then flows into the third flow rate adjustment valve 111. At this time, since the second flow rate adjustment valve 109 is closed, the refrigerant does not flow into the first bypass circuit 110.
- the state d of the refrigerant at the subcooler outlet is the same as the state c.
- the refrigerant that has flowed out of the condenser 103 is throttled by the third flow rate adjusting valve 111 to be in the state i and flows into the evaporator 108.
- the refrigerant After the refrigerant flowing into the evaporator 108 exchanges heat with the outside air, the refrigerant enters the state j, passes through the gas refrigerant outlet of the gas-liquid separator 107 via the suction unit 204 and the mixing unit 202 of the ejector 106, and enters the state a.
- the refrigerant that has become is sucked into the compressor.
- the defrosting operation Since the outdoor heat exchanger functions as an evaporator in the heating operation, the saturation temperature of the refrigerant flowing in the outdoor heat exchange is lower than the outside air. When the evaporation temperature is less than 0 ° C., water vapor in the atmosphere becomes frost and adheres to the outdoor heat exchanger. If frost adheres to the outdoor heat exchanger, the thermal resistance increases and the evaporation capacity decreases, so it is necessary to periodically perform a defrosting operation. In the defrosting operation, the four-way valve 102 is switched, the first flow rate adjustment valve 105, the second flow rate adjustment valve 109, and the fourth flow rate adjustment valve 113 are fully closed, and the third flow rate adjustment valve 111 is opened.
- the flow path of the four-way valve 102 is switched, and the refrigerant sent from the compressor 101 flows into the outdoor heat exchanger 108.
- the frost attached to the outdoor heat exchange is melted by the high-temperature and high-pressure refrigerant.
- the outdoor heat exchanger 108 functions as a condenser, and after the refrigerant is liquefied, the pressure is reduced by the third flow rate adjustment valve 111 and flows into the indoor heat exchanger.
- the refrigerant flowing in the indoor heat exchanger evaporates by exchanging heat with the indoor air, and then sequentially passes through the suction unit 204, the mixing unit 202, the diffuser unit 203, and the gas-liquid separator 107 of the ejector 106, and then the compressor 101.
- the cooling operation is the same as the defrosting operation, and is established by appropriately adjusting the valve opening degree of the third flow rate adjusting valve 111.
- the refrigeration cycle diagram for the cooling operation is the same as that in FIG. 7, but the refrigerant flow direction is switched by the four-way valve 102, so that some piping position symbols are different from those in FIG. 7.
- the power that can be recovered by the ejector 106 is a product of adiabatic heat drop (enthalpy difference when adiabatically expanding from the ejector nozzle state to the outlet pressure of the ejector nozzle), the flow rate of refrigerant flowing into the ejector nozzle unit 201, and power recovery efficiency (ejector efficiency). Determined by.
- FIG. 9 shows the relationship between the refrigerant subcooling degree and the adiabatic heat drop when the refrigerant is a fluorocarbon refrigerant R410A and propane.
- a supercooling degree of 0 is a saturated liquid state, and when the supercooling degree increases, the adiabatic heat drop decreases. Therefore, it is preferable to adjust the degree of supercooling of the refrigerant at point D shown in FIGS. 1 and 4 with the first flow rate adjustment valve 105 so that the adiabatic heat drop becomes large.
- a control flow of the first flow rate adjusting valve 105 is shown in FIG.
- the temperature sensor 116 attached to the outlet of the subcooler 104 which is an internal heat exchanger, is detected.
- the pressure sensor 117 attached to the discharge pipe of the compressor 101 is detected.
- the refrigerant saturation temperature is calculated from the detected pressure value of ST102.
- the difference between the calculated value of the refrigerant saturation temperature and the detected temperature value of the subcooler outlet is used to calculate the point at the outlet of the subcooler 104. Calculate the degree of supercooling.
- the calculated value of the degree of supercooling is determined in ST105, and the opening degree of the first flow rate adjustment valve 105 is controlled.
- the degree of supercooling increases by reducing the opening of the first flow rate adjustment valve 105 and reducing the refrigerant flow rate (ST106-1a) in ST106-1. (ST106-1b).
- the degree of supercooling is lowered by increasing the opening of the first flow rate adjustment valve 105 and increasing the refrigerant flow rate (ST106-2a) in ST106-2 (ST103-). 2b).
- the target value of the degree of supercooling is preferably smaller than that shown in FIG.
- the second flow rate adjusting valve 109 detects the outside air temperature by the outside air temperature sensor 118 in ST201, and makes an open / close judgment in ST202 based on the detected value.
- the second flow rate adjustment valve 109 is opened, and when the detected value is equal to or greater than the first set value, the second flow rate adjustment valve 109 is closed.
- the first set value may be set to a temperature at which the heating capacity starts to decrease when the second flow rate adjustment valve 109 is closed.
- the opening degree is controlled by the calculated value of the discharge superheat degree of the compressor 101 in ST203.
- the discharge superheat degree of the compressor 101 is calculated from the difference between the saturation temperature of the refrigerant obtained from the detection value of the temperature sensor 119 attached to the discharge pipe of the compressor 101 and the detection value of the pressure sensor 117 attached to the discharge pipe of the compressor 101. Is done. If the degree of superheat is less than the second set value in ST203, the opening degree of the second flow rate adjustment valve 109 is decreased in ST204-1 to reduce the refrigerant flow rate to the first bypass circuit 110 (ST204-1a).
- the degree of superheat is increased (ST204-1b). If the degree of superheat is greater than or equal to the second set value in ST203, the opening of the second flow rate adjusting valve 109 is increased in ST204-2 to increase the amount of refrigerant to the first bypass circuit 110 (ST204-2a). ) Decreasing superheat (ST204-2b). This control is periodically repeated to adjust the discharge superheat degree at the point b of the compressor 101.
- the second set value When the second set value is set to a small value, the refrigerant flow rate to the first bypass circuit 110 increases, the low-pressure refrigerant flowing through the subcooler cannot be sufficiently evaporated, and the liquid refrigerant is injected to the intermediate pressure of the compressor 101 in a state where there is a lot of liquid refrigerant. Therefore, it may cause a compressor failure. For this reason, the second set value may be determined in consideration of the reliability of the compressor.
- FIG. 11 shows the relationship between the degree of superheat, the suction flow rate, and the COP of the ejector suction unit 204 obtained by the actual machine test. From this figure, the suction flow rate monotonously decreases as the degree of superheat increases, and COP decreases rapidly after the superheat degree of the ejector suction unit 204 reaches a peak value at 6 ° C. For this reason, when the degree of superheat is higher than 6K (for example, 10K), the power recovery operation by the ejector 106 is stopped, the third flow rate adjustment valve 111 is opened, and the operation is performed in the refrigeration cycle using the second bypass circuit 112. It is possible to drive with higher efficiency.
- 6K for example, 10K
- FIG. 12 shows a control flow chart of the third flow rate adjusting valve 111.
- the temperature sensor 120 detects the refrigerant temperature at the point of the ejector suction unit 204. After detecting the evaporator inlet temperature with the temperature sensor 121 in ST302, the difference between the detected values of ST301 and ST302 is calculated in ST303, and the degree of superheat of the ejector suction unit 204 is calculated. If the degree of superheat is less than the third set value in ST304, it is determined that the ejector 106 is sucking the refrigerant, the first flow rate adjustment valve 105 is opened (ST305-1), and the third flow rate adjustment valve 111 is opened.
- the third set value may be set to 6 ° C. or less at which the COP decreases.
- the third set value is not limited to this, and if it is desired to increase the suction flow rate of the ejector 106 to obtain the evaporation capacity, A small value may be set.
- control of the third flow rate adjusting valve 111 may be determined by the outside air temperature.
- FIG. 13 shows the relationship of the adiabatic heat drop when the outside air temperature changes and the evaporation temperature of the refrigeration cycle changes when the pressure and temperature at the point D at the subcooler outlet are close to the actual operating state. From FIG. 13, when the evaporation temperature rises, the adiabatic heat drop becomes small, so the recovery power of the ejector decreases, and as a result, the COP decreases as the suction flow rate and pressure increase amount of the ejector decrease.
- the degree of superheat of the ejector suction unit 204 can be calculated from the detection value of the pressure sensor and the detection value of the temperature sensor 120 of the suction unit of the ejector by providing a pressure sensor at the refrigerant inlet of the evaporator 108. it can.
- the ejector when the outside air is low, the ejector is disengaged from the proper expansion of the refrigeration cycle, and the power recovery efficiency is lowered. As shown in FIG. 3, the COP of the operation using the ejector is lower than that in the normal cycle. At this time, the operation is performed without using the ejector.
- FIG. 14 is a flow chart for controlling the third flow rate adjusting valve 111 based on the outside air temperature.
- the outside air temperature sensor 118 detects the outside air temperature in ST401, and if it is equal to or higher than the first outside air temperature in ST402, the ejector The second bypass circuit 112 is operated without using.
- the first flow rate adjustment valve 105 is closed in ST404-2
- the third flow rate adjustment valve 111 is opened in ST405-2
- the fourth flow rate adjustment valve 113 is closed in ST406-2
- the bypass circuit is set.
- the refrigerant flows in (ST407-2).
- the first outside air temperature and the second outside air temperature set value should be set to a temperature range where efficiency is to be improved by the ejector, and the ejector should be designed so that the power recovery efficiency of the ejector becomes the maximum value in this temperature range.
- the opening / closing of the third flow rate adjusting valve 111 may be determined from the rotational speed of the compressor 101.
- the recovery power of the ejector 106 is determined by the product of the adiabatic heat drop, the ejector drive refrigerant flow rate, and the power recovery efficiency. For this reason, when the ejector drive refrigerant flow rate is large, that is, under the operating condition where the rotation speed of the compressor 101 is high, the ejector performs high efficiency operation.
- the refrigerant flow rate is small, the recovery power becomes small, so the suction refrigerant flow rate of the ejector 106 decreases, the degree of superheat of the ejector suction part increases, and the COP decreases as shown in FIG.
- FIG. 15 shows a control flow chart when the opening and closing of the third flow rate adjusting valve 111 is controlled by the rotation speed of the compressor 101.
- the rotational speed is detected by the compressor rotational speed detection means, and in ST502, the opening / closing of the flow rate adjusting valves 105, 111, 113 is determined based on the rotational speed of the compressor. If the compressor rotational speed is equal to or greater than the fourth set value, the first flow rate adjustment valve 105 is opened in ST503-1, the third flow rate adjustment valve 111 is closed in ST504-1, and the fourth flow rate is adjusted in ST505-1.
- the flow rate adjustment valve 113 is opened, and the refrigerant flows into the ejector 106 (ST506-1).
- the first flow rate adjustment valve 105 is closed in ST503-2, the third flow rate adjustment valve 111 is opened in ST504-2, and ST505. -2 closes the fourth flow rate adjustment valve 113, and the refrigerant flows into the second bypass circuit (ST506-2).
- FIG. 16 shows a control flow diagram of the fourth flow rate adjusting valve 113.
- the detection value of the temperature sensor 120 attached to the suction unit 204 of the ejector 106 is read, and the temperature of the temperature sensor 121 attached to the evaporator inlet is detected in ST602.
- the difference between the temperatures detected in ST601 and ST602 is defined as the superheat degree of the refrigerant at point n in FIG. 1. If this superheat degree is not less than the fifth set value (for example, less than 5 ° C.) in ST604, the fourth difference is determined in ST605-1.
- the opening amount of the flow rate adjusting valve 113 is increased to increase the refrigerant amount in the ejector suction part (ST606-1), and the degree of superheat of the ejector suction part is decreased (ST607-1).
- the opening of the fourth flow rate adjustment valve 113 is decreased in ST605-2 to reduce the refrigerant amount in the ejector suction part (ST606-2),
- the degree of superheat of the ejector suction unit is increased (ST607-2).
- the compressor 101 with an injection port by high-capacity operation in low outside air operation and power recovery by the ejector 106.
- the operation state of the refrigerant circuit can be varied by opening and closing the flow control valve. If the recovery power of the ejector is reduced due to changes in the outside air temperature or the compressor frequency, use the ejector. Instead, the second bypass circuit 112 can be used for operation.
- the nozzle part of an ejector obstruct
- the first flow rate adjustment valve 105 is provided on the upstream side of the ejector 106.
- an ejector in which the ejector 106 and the movable needle valve 205 are integrated is used. Also good.
- FIG. 17A shows an overall view of an ejector with a needle valve
- FIG. 17B shows the structure of the needle valve 205.
- the needle valve 205 includes a coil part 205a, a rotor part 205b, and a needle part 205c.
- the coil unit 205a When the coil unit 205a receives a pulse signal from the control signal transmission unit 303 via the signal cable 205d, the coil unit 205a generates a magnetic pole, and the rotor unit 205b inside the coil rotates. Screws and needles are machined on the rotation shaft of the rotor portion 205b, and the rotation of the screws becomes an axial movement, and the needle portion 205c moves.
- the function of the first flow rate adjusting valve 105 can be replaced with the movable needle valve 205 by moving the needle portion 205c in the left-right direction in the figure so that the drive flow rate flowing from the condenser 103 can be adjusted. . Thereby, since the ejector 106 and the 1st flow regulating valve 105 can be integrated, the piping which connects both is lost and cost can be reduced.
- a compressor with an injection port is used as an example.
- the present invention is not limited to a compressor with an injection port, and a two-stage compressor or a plurality of compressors are connected in series. The same effect can be obtained by using an equivalent configuration in which the refrigerant discharged from this compressor and the low-pressure side refrigerant of the supercooler 104 are mixed and sucked into the second compressor.
- FIG. 18 shows a refrigeration cycle apparatus having another configuration to which the present invention is applied.
- the heat exchanger corresponding to the evaporator 108 is an air heat exchanger, but the second embodiment is configured by water heat exchange.
- the structure and operation of components and the like denoted by the same reference numerals in other configuration diagrams and characteristic diagrams are the same as those in the first embodiment.
- a check valve 114 instead of the fourth flow rate adjusting valve 113
- a second flow rate adjusting valve 109 is attached to the outlet instead of the inlet of the supercooler 104. Since the performance of the subcooler does not affect the mounting position, it may be determined by handling the refrigerant piping in the outdoor unit installed on site.
- FIG. 20 shows a Mollier diagram of the second embodiment.
- Each point a-1 in the diagram indicates the refrigerant state at each point of the piping of the refrigeration cycle in FIG.
- the state d flowing into the first flow rate adjustment valve 105 and the state c flowing into the second flow rate adjustment valve 109 are the same, and other than that is the same as in the first embodiment.
- the cold water generation temperature in the evaporator is, for example, a feed water temperature of 12 ° C. and an outflow temperature of 5 ° C.
- high-capacity operation can be performed without injecting refrigerant into the compressor 101.
- the temperature region in which the ejector is used can be set between the high temperature regions AC as shown in FIG.
- the horizontal axis represents the outside air temperature
- the vertical axis represents the capacity and COP.
- the water flowing to the evaporator may be brine, and when the production temperature in the brine is low (for example, minus 5 ° C.), the refrigerant is injected into the compressor 101 to enable high-performance operation and high-efficiency operation by the ejector. It is.
- FIG. 21 shows a refrigeration cycle apparatus having another configuration to which the present invention is applied.
- the heat exchanger corresponding to the condenser 103 is an air heat exchanger, but the third embodiment is configured by water heat exchange for generating hot water (hot water heater).
- the structure and operation of components and the like denoted by the same reference numerals in other configuration diagrams and characteristic diagrams are the same as those in the first embodiment.
- FIG. 22 shows a Mollier diagram of the third embodiment.
- Each point a-1 in the diagram indicates the refrigerant state at each point of the piping of the refrigeration cycle in FIG.
- the refrigerant in the state c flowing out from the condenser 103 is cooled by supercooling to become the state c ′, and the low-temperature low-pressure flowing out from the gas refrigerant outlet of the gas-liquid separator 107 in the second subcooler 104a.
- the refrigerant in the state g ′ By exchanging heat with the refrigerant in the state g ′, the refrigerant is further cooled to the state d.
- the refrigerant in the state d flows into the ejector 106.
- the gas refrigerant in the state a ′ at the gas refrigerant outlet of the gas-liquid separator 107 is heated by heat exchange with the high-temperature and high-pressure refrigerant in the state c ′ in the second subcooler, and becomes the state a and sucked into the compressor 101. Is done.
- the refrigerant in the state h at the liquid refrigerant outlet of the gas-liquid separator 107 passes through the on-off valve 115 to become the state i, and after changing to the state j by absorption of heat from the outside air in the evaporator 108, the ejector 106 Flows into the suction part 204.
- an on-off valve 115 is used to reduce pressure loss.
- the separation efficiency of the gas-liquid separator 107 is poor, and the liquid refrigerant flows into the compressor suction, which may cause a decrease in the concentration of refrigeration oil in the compressor and seizure due to liquid compression.
- the reliability of the compressor is obtained by providing the second supercooler 104a and completely evaporating the gas-liquid two-phase refrigerant flowing out from the gas-liquid separator 107 and sucking it into the compressor. Can do.
- the refrigerant used in the refrigeration cycle of Embodiment 1-3 may be a chlorofluorocarbon refrigerant such as R410A or a natural refrigerant such as propane or carbon dioxide. Even when propane or CO 2 is used, the same effect as in the present embodiment can be obtained.
- propane is a flammable refrigerant, but the evaporator and the condenser are housed in the same casing and installed separately, and the hot water is heat-exchanged by the water heat exchanger as shown in the second or third embodiment.
- a safe refrigeration cycle apparatus can be obtained by circulating cold water.
- the same effect can be acquired even if it uses the HFO type
- coolant even if it uses the HFO type
- coolant even
- the refrigeration cycle apparatus of the present invention can provide a refrigeration cycle apparatus capable of high-capacity operation and high-efficiency operation by using a compressor with an injection and an ejector to reduce the capacity and efficiency under operating conditions where the outside air temperature is low. . Also in air conditioners, chillers, and water heaters, the annual power consumption can be reduced by optimally designing the ejector under the operating conditions that most contribute to the annual power consumption.
- the refrigeration cycle apparatus can be grasped as a refrigerant circulation method as described below. That is, Forming a high-pressure side refrigerant circuit in which the compressor, condenser, ejector, and gas-liquid separator are sequentially connected by refrigerant piping, Forming a low-pressure refrigerant circuit for flowing liquid refrigerant flowing out of the gas-liquid separator to a refrigerant suction portion of the ejector via a fourth flow rate adjustment valve and an evaporator; Connecting the upper outlet of the gas-liquid separator and the suction port of the compressor to form a compressor suction circuit for sucking the gas refrigerant of the gas-liquid separator into the compressor; Forming a first bypass circuit connected from the condenser of the high-pressure refrigerant circuit to the intermediate pressure portion of the compressor through a second flow rate adjustment valve from between the condenser and the ejector; The first heat exchanger disposed between the
- a high pressure refrigerant is connected between the flow rate adjusting valve and the internal heat exchanger via the third flow rate adjusting valve between the fourth flow rate adjusting valve and the evaporator of the low pressure refrigerant circuit to bypass the refrigerant.
- Forming a second bypass circuit The fourth flow rate adjustment valve is switched to open or close and the third flow rate adjustment valve is closed or open while the second flow rate adjustment valve is opened and the refrigerant flows through the first bypass circuit.
- Refrigerant circulation method is used to open or close and the third flow rate adjustment valve is closed or open while the second flow rate adjustment valve is opened and the refrigerant flows through the first bypass circuit.
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Abstract
低外気条件において暖房能力向上と効率改善を行うことができる冷凍サイクル装置を得る。この発明に係る冷凍サイクル装置は、圧縮機、凝縮器、エジェクタ、気液分離器を冷媒配管で順次接続し、気液分離器の液冷媒流出口と蒸発器とエジェクタの冷媒吸引口を順次接続し、気液分離器のガス冷媒流出口と圧縮機吸入口とを接続し、凝縮器とエジェクタの冷媒流入口との間に内部熱交換器と第一流量調整弁を直列に接続し、凝縮器の冷媒流出口から第二流量調整弁と内部熱交換器を介して圧縮機の中間圧力部へ接続する第一のバイパス回路で構成し、内部熱交換器の冷媒流出口と気液分離器の液冷媒流出口とが第三流量調整弁を介して接続する第二のバイパス回路で構成し、第二流量調整弁を開にして第一のバイパス回路に冷媒を流しながら、第四流量調整弁を開または閉に切り替えるとともに第三流量調整弁を閉または開とするものである。
Description
この発明は、エジェクタを備えた冷凍サイクル装置に関するものであり、低外気環境においてインジェクション付き圧縮機による高能力運転とエジェクタの動力回収効果による高効率運転を実現する冷凍サイクル装置に関するものである。
従来のエジェクタを備えた冷凍サイクル装置は、エジェクタの駆動力不足により蒸発器への冷媒流量が低下することで蒸発能力と冷凍サイクル装置の運転効率が低下することを抑制している(例えば、特許文献1参照)。
従来例では、エジェクタを冷房運転と暖房運転の両運転で利用するための逆止弁ブリッジ回路を備える。さらに、この逆止弁ブリッジ回路を迂回するためのバイパス回路が逆止弁ブリッジ回路の高圧側入口と低圧側出口を冷媒配管とバイパス弁で接続されている。このバイパス回路は、エジェクタでの回収動力が不足することで蒸発能力と冷凍サイクルの効率が低下したときに、バイパス弁を開放すると同時にエジェクタ内のノズルの弁開度を全閉し、エジェクタを用いない通常の膨張弁で減圧させる冷凍サイクルを構成させる。
このような構成により、エジェクタの動力回収による高効率運転が可能で、バイパス回路を取り付けることにより信頼性の高い冷凍サイクル装置を得ることができる。また、除霜運転時は負荷側の高温熱源を利用できるため、除霜運転時間の短縮を図ることができ、暖房運転の停止時間が短縮され、快適性の低下を抑える効果を得ることができる。
また、インジェクションポートを有する圧縮機を使用して暖房能力を向上させる冷凍サイクル装置については、例えば、凝縮器の出口側配管から絞り機構、内部熱交換器を介してインジェクションポートへと配管接続する構造の冷凍サイクル装置が知られている。このような構成により、絞り機構でインジェクション流量を制御するとともに、圧縮機への液インジェクションを回避するために、内部熱交換器での熱交換器により高い乾き度の冷媒をインジェクションすることで、圧縮機の信頼性を得ることができる(例えば、特許文献2参照)。
従来例では、低外気条件での暖房運転時では、蒸発圧力低下により圧縮機の吸入密度が小さくなるため、冷媒循環量が減少し、暖房能力が低下する課題がある。また、暖房能力増大のために圧縮機周波数を上げて冷媒循環量を増やした場合、圧縮機の消費動力が増大し、冷凍サイクルの運転効率が低下する課題があった。
この発明は、上記のような課題を解決するためになされたもので、低外気条件において暖房能力向上と効率改善を行うことができる冷凍サイクル装置を得るものである。
この発明は、上記のような課題を解決するためになされたもので、低外気条件において暖房能力向上と効率改善を行うことができる冷凍サイクル装置を得るものである。
この発明に係る冷凍サイクル装置は、圧縮機、凝縮器、エジェクタ、気液分離器が冷媒配管で順次接続する高圧側冷媒回路と、前記気液分離器から流出する液冷媒を第四流量調整弁113および蒸発器を介して前記エジェクタの冷媒吸引口に流す低圧冷媒回路と、前記気液分離器の上部流出口と前記圧縮機の吸入口とを接続し前記気液分離器のガス冷媒を前記圧縮機に吸入させる圧縮機吸入回路と、
前記高圧冷媒回路の前記凝縮器と前記エジェクタの間から第二流量調整弁109を介して前記圧縮機の中間圧力部へ接続する第一のバイパス回路と、前記第一のバイパス回路の前記第二流量調整弁109にて圧力が低下した冷媒と前記高圧側冷媒回路を流れる高圧冷媒と熱交換をする内部熱交換器と、前記内部熱交換器と前記エジェクタの間に配置された第一流量調整弁105と前記内部熱交換器との間から高圧冷媒を第三流量調整弁111を介して前記低圧冷媒回路の前記第四流量調整弁113と蒸発器との間に接続して冷媒をバイパスさせる第二のバイパス回路と、を備え、前記第二流量調整弁109を開にして前記第一のバイパス回路に冷媒を流しながら、前記第四流量調整弁113を開または閉に切り替えるとともに前記第三流量調整弁111を閉または開とするものである。
前記高圧冷媒回路の前記凝縮器と前記エジェクタの間から第二流量調整弁109を介して前記圧縮機の中間圧力部へ接続する第一のバイパス回路と、前記第一のバイパス回路の前記第二流量調整弁109にて圧力が低下した冷媒と前記高圧側冷媒回路を流れる高圧冷媒と熱交換をする内部熱交換器と、前記内部熱交換器と前記エジェクタの間に配置された第一流量調整弁105と前記内部熱交換器との間から高圧冷媒を第三流量調整弁111を介して前記低圧冷媒回路の前記第四流量調整弁113と蒸発器との間に接続して冷媒をバイパスさせる第二のバイパス回路と、を備え、前記第二流量調整弁109を開にして前記第一のバイパス回路に冷媒を流しながら、前記第四流量調整弁113を開または閉に切り替えるとともに前記第三流量調整弁111を閉または開とするものである。
この発明の冷凍サイクル装置は、第一のバイパス回路を利用して高圧側冷媒回路への冷媒循環量を増大させることで暖房能力が向上でき、エジェクタによる動力回収により高効率運転できる冷凍サイクル装置を提供できる。
さらに、冷凍サイクル装置内の不純物がエジェクタのノズル部が閉塞した場合、第二のバイパス回路を利用することで運転停止することのない冷凍サイクル装置を得ることができる。
さらに、冷凍サイクル装置内の不純物がエジェクタのノズル部が閉塞した場合、第二のバイパス回路を利用することで運転停止することのない冷凍サイクル装置を得ることができる。
実施形態1.
図1は本発明の実施形態1における冷凍サイクル装置の構成を示す模式図である。本発明の冷凍サイクル装置は、圧縮機101、四方弁102、放熱器である凝縮器103、凝縮器103から流出した冷媒を冷却する過冷却器104、第一流量調整弁105、エジェクタ106、エジェクタ106から流出した気液二相冷媒を液冷媒とガス冷媒とに分離する気液分離器107、この気液分離器107の液冷媒側は蒸発器108が配管接続され、ガス冷媒側は圧縮機101の低圧吸入口に接続されている。蒸発器出口とエジェクタ106の吸引部204とは四方弁102を介して接続されている。凝縮器103と過冷却器104の間から第二流量調整弁109を介して過冷却器104の低圧側冷媒配管を通って圧縮機101の中間圧部分であるインジェクションポートへインジェクションする第一のバイパス回路110、過冷却器104と第一流量調整弁105の間から第三流量調整弁111を介して気液分離器の液側配管と接続する第二のバイパス回路112、気液分離器107の液側冷媒流出口に第四流量調整弁113が接続されて構成される。冷媒が循環する各部配管には過冷却器出口温度センサー116、高圧温度センサー119、エジェクタ吸引温度センサー120、蒸発器入口温度センサー121が設けられ、外気温度を計測する外気温度センサー118、圧縮機吐出側の冷媒圧力を検出する高圧圧力センサー117などの各種センサーからの信号が室外側に設けられた制御ユニット300内の検出値受信部301に集められる。制御ユニット内にてマイコンに設けられた演算手段にて各種信号は処理され、同様に記憶された各種設定値により比較され判断されて制御信号送信部302から各種アクチュエータ、各種弁、圧縮機、エジェクタが制御される。
図1は本発明の実施形態1における冷凍サイクル装置の構成を示す模式図である。本発明の冷凍サイクル装置は、圧縮機101、四方弁102、放熱器である凝縮器103、凝縮器103から流出した冷媒を冷却する過冷却器104、第一流量調整弁105、エジェクタ106、エジェクタ106から流出した気液二相冷媒を液冷媒とガス冷媒とに分離する気液分離器107、この気液分離器107の液冷媒側は蒸発器108が配管接続され、ガス冷媒側は圧縮機101の低圧吸入口に接続されている。蒸発器出口とエジェクタ106の吸引部204とは四方弁102を介して接続されている。凝縮器103と過冷却器104の間から第二流量調整弁109を介して過冷却器104の低圧側冷媒配管を通って圧縮機101の中間圧部分であるインジェクションポートへインジェクションする第一のバイパス回路110、過冷却器104と第一流量調整弁105の間から第三流量調整弁111を介して気液分離器の液側配管と接続する第二のバイパス回路112、気液分離器107の液側冷媒流出口に第四流量調整弁113が接続されて構成される。冷媒が循環する各部配管には過冷却器出口温度センサー116、高圧温度センサー119、エジェクタ吸引温度センサー120、蒸発器入口温度センサー121が設けられ、外気温度を計測する外気温度センサー118、圧縮機吐出側の冷媒圧力を検出する高圧圧力センサー117などの各種センサーからの信号が室外側に設けられた制御ユニット300内の検出値受信部301に集められる。制御ユニット内にてマイコンに設けられた演算手段にて各種信号は処理され、同様に記憶された各種設定値により比較され判断されて制御信号送信部302から各種アクチュエータ、各種弁、圧縮機、エジェクタが制御される。
図2はエジェクタ106の構成図を示す。エジェクタ106は、ノズル部201、混合部202、ディフューザー部203で構成され、ノズル部201はさらに減圧部201a、喉部201b、末広部201cで構成されている。
エジェクタ106は駆動流である高圧の冷媒を減圧部201aで減圧膨張させてノズル喉部201bで音速とし、更に末広部201cで超音速として減圧・加速させる。駆動流の冷媒の状態は過冷却液でも気液二相流のどちらでもよい。このとき、吸引部204を通って周囲から冷媒を吸引する(吸引冷媒)。エジェクタ106の駆動冷媒と吸引冷媒は混合部202で混合し、互いの運動量交換により圧力が回復(上昇)する。さらに、ディフューザー部203においても流路拡大による減速効果で圧力が回復し、ディフューザー部203を流出する。
エジェクタ106は駆動流である高圧の冷媒を減圧部201aで減圧膨張させてノズル喉部201bで音速とし、更に末広部201cで超音速として減圧・加速させる。駆動流の冷媒の状態は過冷却液でも気液二相流のどちらでもよい。このとき、吸引部204を通って周囲から冷媒を吸引する(吸引冷媒)。エジェクタ106の駆動冷媒と吸引冷媒は混合部202で混合し、互いの運動量交換により圧力が回復(上昇)する。さらに、ディフューザー部203においても流路拡大による減速効果で圧力が回復し、ディフューザー部203を流出する。
次に動作について、暖房運転を例に挙げて説明する。
暖房運転での外気温度と能力およびCOPの関係および各温度帯で制御する流量調整弁の関係を図3に示す。図3は図1に示した冷凍サイクル装置の外気温度に対する能力と効率であるCOPの関係を示す図で、上図(a)はインジェクションの使用とエジェクタの使用を同一の外気温度範囲A-B間で行った状態を説明する概念図、下図(b)は具体的な回路を含めて実際に使用される例を説明する説明図である。図において横軸は外気温度を示し、縦軸は能力とCOPを示している。なお図3における破線部分はインジェクションを使用しない、またはエジェクタを使用しない状態の特性を示す。図3(a)においてインジェクションを使用しないと外気温度B以下では能力が低下する。一方インジェクションを利用するとBより低い温度であるAまで能力を維持できる。エジェクタを適正に使用した場合は使用しない場合に比べ効率を上昇させることができる。外気温度が低温(例えば2℃未満)の場合、蒸発圧力の低下により圧縮機の吸入密度が低下するため、圧縮機から吐出する冷媒流量が減少し、暖房能力が低下する。この場合、圧縮機の回転数を増加させて冷媒流量を増大すると、圧縮機の消費電力が増大するためCOPは低下する。そこで、インジェクションポート付き圧縮機による暖房能力向上運転とエジェクタを利用した効率運転について図3(b)と図4に示すモリエル線図を用いて説明する。図4のモリエル線図の横軸は比エンタルピ、縦軸は圧力であり、線図の中のa-lの各点は図1の冷凍サイクルの配管各点の冷媒状態を示す。
暖房運転での外気温度と能力およびCOPの関係および各温度帯で制御する流量調整弁の関係を図3に示す。図3は図1に示した冷凍サイクル装置の外気温度に対する能力と効率であるCOPの関係を示す図で、上図(a)はインジェクションの使用とエジェクタの使用を同一の外気温度範囲A-B間で行った状態を説明する概念図、下図(b)は具体的な回路を含めて実際に使用される例を説明する説明図である。図において横軸は外気温度を示し、縦軸は能力とCOPを示している。なお図3における破線部分はインジェクションを使用しない、またはエジェクタを使用しない状態の特性を示す。図3(a)においてインジェクションを使用しないと外気温度B以下では能力が低下する。一方インジェクションを利用するとBより低い温度であるAまで能力を維持できる。エジェクタを適正に使用した場合は使用しない場合に比べ効率を上昇させることができる。外気温度が低温(例えば2℃未満)の場合、蒸発圧力の低下により圧縮機の吸入密度が低下するため、圧縮機から吐出する冷媒流量が減少し、暖房能力が低下する。この場合、圧縮機の回転数を増加させて冷媒流量を増大すると、圧縮機の消費電力が増大するためCOPは低下する。そこで、インジェクションポート付き圧縮機による暖房能力向上運転とエジェクタを利用した効率運転について図3(b)と図4に示すモリエル線図を用いて説明する。図4のモリエル線図の横軸は比エンタルピ、縦軸は圧力であり、線図の中のa-lの各点は図1の冷凍サイクルの配管各点の冷媒状態を示す。
インジェクションポート付き圧縮機は、圧縮機の中間圧力へ冷媒をインジェクションさせ、凝縮器への冷媒循環量を増加させて能力向上を図る。一方、エジェクタは冷媒の膨張過程での膨張動力を回収利用することで圧縮機の消費電力を削減し、COP向上を図る。このとき、第一流量調整弁105、第二流量調整弁109および第四流量調整弁113は後述する制御に基づいた開度に設定させており、第三流量調整弁111は全閉されている。
圧縮機101の吸入口の状態aの低圧冷媒は圧縮機101により状態bまで圧縮される。状態bとなった冷媒は冷媒四方弁102を通り、凝縮器103にて室内空気と熱交換することで冷却し、状態cとなる。状態cの冷媒はエジェクタ106の冷媒流入口へ流れる冷媒と第一のバイパス回路110へ流れる冷媒とに分流する。第一のバイパス回路110を流れる状態cの冷媒は第二流量調整弁109で減圧が低下して低温低圧の状態kとなり、過冷却器104の低圧側入口へ流入する。一方、エジェクタ106へ流れる状態cの高温高圧冷媒は過冷却器の高圧側入口へ流入する。過冷却器104では状態kの高温高圧冷媒と状態cの低温低圧冷媒が互いに熱交換することで、状態kの冷媒は加熱されて状態lとなったのち、圧縮機の中間圧へインジェクションされる。また、状態cの冷媒は冷却されて状態dとなりエジェクタ106へ流入する。
エジェクタ106へ流入する冷媒は状態dから第一流量調整弁105で減圧されて状態eとなったのち、減圧部201aで減圧されて状態fとなり、高速の気液二相冷媒となってノズル出口から噴出する。ノズル出口直後、状態fの冷媒はエジェクタ吸引部204から流入した状態jの冷媒と混合し、混合部202とディフューザー部203において圧力が上昇したのち、状態gとなってエジェクタ106から流出する。エジェクタ106から流出した状態gの気液二相冷媒は気液分離器107で液冷媒とガス冷媒に分離される。気液分離器107の液冷媒流出口を流出した状態hの冷媒は第四流量調整弁113にて状態iとなり、蒸発器108へ流入する。状態iの冷媒は蒸発器108にて外気からの熱の吸収により、状態jとなってエジェクタ吸引部204へと流入する。一方、気液分離器107のガス冷媒流出口から流出する状態aの冷媒は圧縮機101の吸入口へ導かれる。図示していないが、気液分離器107の内部のガス冷媒配管は油穴を備えたU字形状をしており、気液分離器107に滞留した油がガス冷媒とともに圧縮機101へ流入する。
以上の動作により冷凍サイクルが形成される。
以上の動作により冷凍サイクルが形成される。
図4の動作の説明は、インジェクションとエジェクタ106を同時に利用した状態、すなわち図3(b)における回路2の状態である。この状態の冷凍サイクルで運転することで、エジェクタ106の昇圧効果により圧縮機101の吸入圧力がエジェクタを利用しない場合と比べて高めることができるため圧縮機101の消費電力が減少し、COPが向上する。また、圧縮機へ冷媒をインジェクションすることで凝縮器103への冷媒流量が増大し、能力増大を図ることができる。
ここにおける外気温度B未満(例えば、2℃未満)で第一のバイパス回路110を利用し、この外気温度Bは能力向上運転を開始する温度帯に設定するとよい。この場合、図2のエジェクタ喉部201bの流路断面積、喉部末広長さが外気温度に適した絞りとなるような形状に設計するとよい。
次に外気温度がB以上で、圧縮機101へ冷媒をインジェクションしないで暖房能力を得ることができ、エジェクタで高効率運転する動作について、図5のモリエル線図を用いて説明する。このとき、第一流量調整弁105と第四流量調整弁113は後述する制御に基づいた開度に設定され、第二流量調整弁109、第三流量調整弁111は全閉している。図5における動作は図3(b)における回路3の状態である。
圧縮機101へ流入した状態aの冷媒は高温高圧の状態bとなる。状態bの冷媒は凝縮器103にて室内空気との熱交換により冷却されて状態cとなる。凝縮器を流出した状態cの冷媒は過冷却器104の高圧側冷媒流路を通過した後、エジェクタ106へ流入する。このとき第二流量調整弁109は閉止しているため、第一のバイパス回路110への冷媒の流入はない。したがって、過冷却器104で熱交換しないため、過冷却器出口の冷媒の状態は状態cと同じである。エジェクタ106へ流入する冷媒は状態dから第一流量調整弁105で減圧されて状態eとなったのち、減圧部201aで減圧されて状態fとなり、高速の気液二相冷媒となってノズル出口から噴出する。ノズル出口直後、状態fの冷媒はエジェクタ吸引部204から流入した状態jの冷媒と混合し状態g´となり、混合部202とディフューザー部203において圧力が上昇したのち、状態gとなってエジェクタ106から流出する。エジェクタ106から流出した状態gの気液二相冷媒は気液分離器107で液冷媒とガス冷媒に分離され、液冷媒は状態h、ガス冷媒は状態aとなる。気液分離器107の液冷媒流出口を流出した状態hの液冷媒は第四流量調整弁113にて状態リとなり、蒸発器108へ流入する。状態iの冷媒は蒸発器108にて外気からの熱に吸収により、状態jとなってエジェクタ吸引部204へと流入する。一方、気液分離器107のガス冷媒流出口から流出する状態aのガス冷媒は圧縮機101の吸入口へ導かれる。
以上の動作により冷凍サイクルが形成される。
以上の動作により冷凍サイクルが形成される。
この冷凍サイクルで運転することで、エジェクタの昇圧効果により圧縮機101の吸入圧力がエジェクタを利用しない場合と比べて高めることができるため圧縮機101の消費電力が減少し、COPが向上する。
次に圧縮機へ冷媒をインジェクションして能力増大を要求される外気温度A未満(例えば-15℃未満)にて、エジェクタ106の動力回収効率が低下してエジェクタの吸引流量と昇圧量が低下して効率改善が見込めない場合、エジェクタを利用せず、能力向上運転のみを行う動作について図6のモリエル線図を用いて説明する。
このとき、第一流量調整弁105と第四流量調整弁113は全閉しており、第二流量調整弁109と第三流量調整弁111は制御に基づいた開度に調整されている。図6のモリエル線図の状態は図3(a)の外気温度Aより低い温度の状態、または図3(b)の回路1の状態である。
このとき、第一流量調整弁105と第四流量調整弁113は全閉しており、第二流量調整弁109と第三流量調整弁111は制御に基づいた開度に調整されている。図6のモリエル線図の状態は図3(a)の外気温度Aより低い温度の状態、または図3(b)の回路1の状態である。
圧縮機101の吸入口の状態aの低圧冷媒は圧縮機101により状態bまで圧縮される。状態bとなった冷媒は冷媒四方弁102を通り、凝縮器103にて室内空気と熱交換することで冷却し、状態cとなる。状態cの冷媒はエジェクタ106の冷媒流入口へ流れる冷媒と第一のバイパス回路110へ流れる冷媒とに分流する。第一のバイパス回路110を流れる状態cの冷媒は第二流量調整弁109で圧力が低下して低温低圧の状態kとなり、過冷却器104の低圧側入口へ流入する。第三流量調整弁111へ流れる状態cの高温高圧冷媒は過冷却器の高圧側入口へ流入する。過冷却器104では状態kの低温低圧冷媒と状態cの高温高圧冷媒が互いに熱交換することで、状態kの冷媒は加熱されて状態lとなったのち、圧縮機の中間圧へインジェクションされる。過冷却器104の高圧側流路に流れる状態cの冷媒は冷却されて状態dとなり第三流量調整弁111へ流入する。状態dの冷媒は第三流量調整弁111で絞られたて状態iとなり、蒸発器108へ流入する。蒸発器108では、冷媒は外気と熱交換して状態jとなったのち、エジェクタ106の吸引部204、気液分離器107のガス冷媒流出口へと流れて状態aの冷媒が圧縮機101へ吸入される。
以上の動作により冷凍サイクルが形成され、圧縮機へ冷媒をインジェクションすることで凝縮器103への冷媒流量が増大し、能力増大を図ることができる。
以上の動作により冷凍サイクルが形成され、圧縮機へ冷媒をインジェクションすることで凝縮器103への冷媒流量が増大し、能力増大を図ることができる。
次に外気温度がC以上(例えば7℃以上)において、エジェクタ106の動力回収効率が低下し、エジェクタ106の吸引流量と昇圧量が低下した場合、エジェクタ106とインジェクションを利用せず、従来の冷媒サイクルで運転する動作について図7のモリエル線図を用いて説明する。図7のモリエル線図の状態は図3(a)の外気温度C以上の状態、または図3(c)の回路4の状態である。このとき、第一流量調整弁105、第二流量調整弁109と第四流量調整弁113は全閉しており、第三流量調整弁111は後述する制御に基づいて調整されている。
圧縮機101へ流入した状態aの冷媒は圧縮機により高温高圧の状態bとなる。状態bの冷媒は凝縮器103にて室内空気との熱交換により冷却されて状態cとなる。凝縮器103を流出した状態cの冷媒は過冷却器104の高圧側冷媒流路を通過した後、第三流量調整弁111へ流入する。このとき第二流量調整弁109は閉止しているため、第一のバイパス回路110への冷媒の流入はない。したがって、過冷却器104で熱交換しないため、過冷却器出口の冷媒の状態dは状態cと同じである。凝縮器103を流出した冷媒は、第三流量調整弁111で絞られて状態iとなり、蒸発器108へ流入する。蒸発器108へ流入した冷媒は外気と熱交換したとのち状態jとなり、エジェクタ106の吸引部204、混合部202を介して気液分離器107のガス冷媒流出口からを通過し、状態aとなった冷媒が圧縮機へ吸入される。
この運転では、エジェクタ106のノズル部が閉塞した場合においてもバイパス回路を利用することで、信頼性の高い冷凍サイクルを提供できる。
次に除霜運転について説明する。
暖房運転において室外熱交換器は蒸発器として機能するため、室外熱交換内を流れる冷媒の飽和温度は外気よりも低い温度となる。蒸発温度が0℃未満になると、大気中の水蒸気が霜となって室外熱交換器に付着する。室外熱交換器に霜が付着すると熱抵抗が増大して蒸発能力が低下するため、定期的に除霜運転を実施する必要がある。除霜運転では四方弁102が切り替わり、第一流量調整弁105、第二流量調整弁109および第四流量調整弁113が全閉され、第三流量調整弁111が開く。
暖房運転において室外熱交換器は蒸発器として機能するため、室外熱交換内を流れる冷媒の飽和温度は外気よりも低い温度となる。蒸発温度が0℃未満になると、大気中の水蒸気が霜となって室外熱交換器に付着する。室外熱交換器に霜が付着すると熱抵抗が増大して蒸発能力が低下するため、定期的に除霜運転を実施する必要がある。除霜運転では四方弁102が切り替わり、第一流量調整弁105、第二流量調整弁109および第四流量調整弁113が全閉され、第三流量調整弁111が開く。
除霜運転が開始すると四方弁102の流路が切り替わり、圧縮機101から送出した冷媒が室外熱交換器108へ流入する。高温高圧の冷媒により室外熱交換に付着した霜が融解される。この場合、室外熱交換器108は凝縮器として機能し、冷媒は液化したのち、第三流量調整弁111にて減圧し、室内熱交換器へと流入する。室内熱交換器を流入した冷媒は室内空気と熱交換して蒸発し、その後、エジェクタ106の吸引部204、混合部202、ディフューザー部203、気液分離器107を順次通過したのち、圧縮機101へ吸入されることで、冷凍サイクルが成立する。冷房運転の場合も除霜運転と同一で、第三流量調整弁111の弁開度を適切に調整することで成立する。また、冷房運転の冷凍サイクル線図は図7と同様であるが、四方弁102にて冷媒の流れる方向が切り替えられるので一部の配管位置記号は図7とは異なってくる。
次に流量調整弁105、109、111、113の制御方法について説明する。
エジェクタ106で回収できる動力は、断熱熱落差(エジェクタノズル状態からエジェクタノズルの出口圧力まで断熱膨張したときのエンタルピ差)、エジェクタノズル部201へ流入する冷媒流量および動力回収効率(エジェクタ効率)の積で決まる。図9は冷媒がフロン系冷媒R410Aとプロパンにおける冷媒の過冷却度と断熱熱落差の関係を示す。過冷却度が0は飽和液の状態であり、過冷却度が上昇すると、断熱熱落差は減少する。よって、図1、図4に示す点ニにおける冷媒の過冷却度を断熱熱落差が大きくなるように第一流量調整弁105で調整するとよい。
エジェクタ106で回収できる動力は、断熱熱落差(エジェクタノズル状態からエジェクタノズルの出口圧力まで断熱膨張したときのエンタルピ差)、エジェクタノズル部201へ流入する冷媒流量および動力回収効率(エジェクタ効率)の積で決まる。図9は冷媒がフロン系冷媒R410Aとプロパンにおける冷媒の過冷却度と断熱熱落差の関係を示す。過冷却度が0は飽和液の状態であり、過冷却度が上昇すると、断熱熱落差は減少する。よって、図1、図4に示す点ニにおける冷媒の過冷却度を断熱熱落差が大きくなるように第一流量調整弁105で調整するとよい。
第一流量調整弁105の制御フローを図8に示す。
ST101では、内部熱交換器である過冷却器104の出口に取り付けた温度センサー116を検出する。ST102にて、圧縮機101の吐出配管に取り付けた圧力センサー117を検出する。ST103にて、ST102の圧力検出値より冷媒の飽和温度を演算し、ST104にて、冷媒の飽和温度の演算値と過冷却器出口の温度検出値の差より過冷却器104出口における点ニの過冷却度を演算する。この過冷却度の演算値をST105で判定し、第一流量調整弁105の開度を制御する。
ST101では、内部熱交換器である過冷却器104の出口に取り付けた温度センサー116を検出する。ST102にて、圧縮機101の吐出配管に取り付けた圧力センサー117を検出する。ST103にて、ST102の圧力検出値より冷媒の飽和温度を演算し、ST104にて、冷媒の飽和温度の演算値と過冷却器出口の温度検出値の差より過冷却器104出口における点ニの過冷却度を演算する。この過冷却度の演算値をST105で判定し、第一流量調整弁105の開度を制御する。
過冷却度の演算値が目標値より小さい場合は、ST106-1にて第一流量調整弁105の開度を小さくして冷媒流量を減少(ST106-1a)させことで過冷却度が上昇する(ST106-1b)。過冷却度の目標値が大きい場合は、ST106-2にて第一流量調整弁105の開度を大きくして冷媒流量を増大(ST106-2a)させることで過冷却度が低下する(ST103-2b)。この制御を周期的に繰り返して過冷却器104の出口の点ニにおける冷媒の過冷却度を調整することができる。過冷却度の目標値は、図9より、小さくする方が望ましいが、過熱度を演算する際に利用する温度センサーの検出値の分解能が1℃程度とすると、2~5℃程度にすると断熱熱落差が大きくなり、エジェクタ106での回収動力が大きくなる。
次に第二流量調整弁109の制御について図10を用いて説明する。
第二流量調整弁109は、ST201にて外気温度センサー118により外気温度を検出し、この検出値にもとづいてST202で開閉の判断を行う。外気温度センサー118の検出値が第一設定値未満では第二流量調整弁109を開き、第一の設定値以上では、第二流量調整弁109を閉じる。なお第一設定値は、第二流量調整弁109が閉止状態にて、暖房能力が低下し始める温度に設定するとよい。
第二流量調整弁109は、ST201にて外気温度センサー118により外気温度を検出し、この検出値にもとづいてST202で開閉の判断を行う。外気温度センサー118の検出値が第一設定値未満では第二流量調整弁109を開き、第一の設定値以上では、第二流量調整弁109を閉じる。なお第一設定値は、第二流量調整弁109が閉止状態にて、暖房能力が低下し始める温度に設定するとよい。
ST202にて、第一設定値未満で第二流量調整弁109を開くと判断した場合、ST203にて、圧縮機101の吐出過熱度の演算値により開度を制御させる。この圧縮機101の吐出過熱度は圧縮機101の吐出配管に取り付けた温度センサー119の検出値と圧縮機101の吐出配管に取り付けた圧力センサー117の検出値から求まる冷媒の飽和温度の差より演算される。ST203にて過熱度が第二設定値未満の場合は、ST204-1にて第二流量調整弁109の開度を下げて第一のバイパス回路110への冷媒流量を減らして(ST204-1a)過熱度を上昇させる(ST204-1b)。ST203にて過熱度が第二設定値以上の場合は、ST204-2にて第二流量調整弁109の開度を上げて、第一のバイパス回路110への冷媒量を増やして(ST204-2a)過熱度を低下させる(ST204-2b)。この制御を周期的に繰り返して圧縮機101の点bにおける吐出過熱度出を調整する。
第二設定値を小さく設定すると、第一のバイパス回路110への冷媒流量が増大し、過冷却器を流れる低圧冷媒が十分蒸発しきれず、液冷媒が多い状態で圧縮機101の中間圧力へインジェクションされるため、圧縮機の故障の原因となる。そのため、第二設定値は圧縮機の信頼性を考慮して決定するとよい。
次に第三流量調整弁111の制御について説明する。
図11は実機試験により得たエジェクタ吸引部204の過熱度と吸引流量およびCOPの関係を示したものである。この図より、吸引流量は過熱度の増大とともに単調減少し、COPはエジェクタ吸引部204の過熱度が6℃でピーク値を示したのち急激に低下する。このことから、過熱度が6Kより高い値(例えば、10K)ではエジェクタ106による動力回収運転を停止し、第三流量調整弁111を開放して第二のバイパス回路112を利用した冷凍サイクルで運転させた方が高効率で運転できる。
図11は実機試験により得たエジェクタ吸引部204の過熱度と吸引流量およびCOPの関係を示したものである。この図より、吸引流量は過熱度の増大とともに単調減少し、COPはエジェクタ吸引部204の過熱度が6℃でピーク値を示したのち急激に低下する。このことから、過熱度が6Kより高い値(例えば、10K)ではエジェクタ106による動力回収運転を停止し、第三流量調整弁111を開放して第二のバイパス回路112を利用した冷凍サイクルで運転させた方が高効率で運転できる。
図12は第三流量調整弁111の制御フロー図を示す。ST301にてエジェクタ吸引部204の点ヌにおける冷媒温度を温度センサー120にて検出する。ST302にて温度センサー121で蒸発器入口温度を検出した後、ST303でST301とST302の検出値の差を演算し、エジェクタ吸引部204の過熱度とする。
ST304にて過熱度が第三設定値未満の場合は、エジェクタ106は冷媒を吸引していると判断して、第一流量調整弁105を開放(ST305-1)、第三流量調整弁111を閉止(ST306-1)、第四流量調整弁113を開放(ST307-1)し、エジェクタ106へ冷媒流入(ST308-1)させてエジェクタ106を利用した効率運転を行う。一方、ST304にて過熱度が第三設定値以上の場合は、エジェクタ106の吸引流量が低下しており、異常と判断して、第一流量調整弁105を閉止(ST305-2)、第三流量調整弁111を開放(ST306-2)、第四流量調整弁113を閉止(ST307-2)し、エジェクタ106への冷媒流入を停止、第二のバイパス回路112に冷媒を流入(ST308-2)させてエジェクタ106をバイパスさせる回路を利用した運転に切り替える。
ST304にて過熱度が第三設定値未満の場合は、エジェクタ106は冷媒を吸引していると判断して、第一流量調整弁105を開放(ST305-1)、第三流量調整弁111を閉止(ST306-1)、第四流量調整弁113を開放(ST307-1)し、エジェクタ106へ冷媒流入(ST308-1)させてエジェクタ106を利用した効率運転を行う。一方、ST304にて過熱度が第三設定値以上の場合は、エジェクタ106の吸引流量が低下しており、異常と判断して、第一流量調整弁105を閉止(ST305-2)、第三流量調整弁111を開放(ST306-2)、第四流量調整弁113を閉止(ST307-2)し、エジェクタ106への冷媒流入を停止、第二のバイパス回路112に冷媒を流入(ST308-2)させてエジェクタ106をバイパスさせる回路を利用した運転に切り替える。
第三設定値は図11に示すようにCOPが低下する6℃以下と定めてもよいが、これに限らず、エジェクタ106の吸引流量を増大させて蒸発能力を得たい場合は、6℃より小さい値に設定してもよい。
また、第三流量調整弁111の制御は外気温度で判断してもよい。図13は過冷却器出口の点ニにおける圧力と温度が実際の運転状態に近い場合において、外気温度が変化して冷凍サイクルの蒸発温度が変化したときの断熱熱落差の関係を示す。図13より、蒸発温度が上昇した場合、断熱熱落差は小さくなるため、エジェクタの回収動力が低下し、結果、エジェクタの吸引流量と昇圧量が低下することでCOPが低下する。
なお、エジェクタ吸引部204の過熱度は、蒸発器108の冷媒入り口に圧力センサーを設けることにより、この圧力センサーの検出値と、エジェクタの吸引部の温度センサー120の検出値からも算出することができる。
一方、低外気では、エジェクタが冷凍サイクルの適正膨張から外れて動力回収効率が低下し、図3に示すように、エジェクタを利用した運転のCOPが通常サイクルで運転した場合よりも低くなる。このときは、エジェクタを利用しない運転にする。
図14は外気温度により第三流量調整弁111の制御するフロー図を示しており、ST401にて外気温度センサー118にて外気温度を検出し、ST402にて第一外気温度以上の場合は、エジェクタを利用しないで第二のバイパス回路112で運転させる。このとき、ST404-2にて第一流量調整弁105を閉止させ、ST405-2にて第三流量調整弁111を開放し、ST406-2にて第四流量調整弁113を閉止しバイパス回路に冷媒が流入(ST407-2)する。また、外気温度が第一外気温度未満であったとしても、さらに外気温度センサー118の検出値が第二外気温度未満の場合においても先に説明したST404-2、ST405-2、ST406-2、ST407-2により各制御弁を制御する。温度センサー118の検出値が第一外気温度未満、第二外気温度以上では、ST404-1にて第一流量調整弁105を開放、ST405-2にて第三流量調整弁を閉止、ST405-3に第四流量調整弁113を開放させて、エジェクタに冷媒を流入(ST407-1)させて、エジェクタ106を利用した動力回収運転で冷凍サイクルを運転させる。
第一外気温度と第二外気温度設定値は、エジェクタにより効率改善を図りたい温度帯に設定し、この温度帯でエジェクタの動力回収効率が最大値となるようにエジェクタを設計するとよい。
さらに、第三流量調整弁111の開閉を圧縮機101の回転数より判断してもよい。エジェクタ106の回収動力は、断熱熱落差、エジェクタ駆動冷媒流量および動力回収効率の積で決まる。このため、エジェクタ駆動冷媒流量が多い場合、すなわち圧縮機101の回転数が高い運転条件ではエジェクタによる高効率運転を行う。冷媒流量が少ない場合は、回収動力が小さなくなるため、エジェクタ106の吸引冷媒流量が減少し、エジェクタ吸引部の過熱度が上昇して図11に示すようにCOPが低下する。よって、圧縮機101の回転数が第四設定値以下では、エジェクタ106の異常と判断してエジェクタ106を利用せず、第三流量調整弁111を利用した冷凍サイクルで運転する。
図15は圧縮機101の回転数で第三流量調整弁111の開閉を制御した場合の制御フロー図を示す。
ST501にて圧縮機回転数の検出手段により回転数を検出し、ST502にて圧縮機の回転数により流量調整弁105、111、113の開閉を判断する。圧縮機回転数が第四設定値以上の場合、ST503-1にて第一流量調整弁105を開放させ、ST504-1にて第三流量調整弁111を閉止し、ST505-1にて第四流量調整弁113を開放し、エジェクタ106に冷媒が流入する(ST506-1)。
一方、圧縮機回転数の検出値が第四設定値未満の場合は、ST503-2にて第一流量調整弁105を閉止させ、ST504-2にて第三流量調整弁111を開放し、ST505-2にて第四流量調整弁113を閉止し、第二のバイパス回路に冷媒が流入する(ST506-2)。
ST501にて圧縮機回転数の検出手段により回転数を検出し、ST502にて圧縮機の回転数により流量調整弁105、111、113の開閉を判断する。圧縮機回転数が第四設定値以上の場合、ST503-1にて第一流量調整弁105を開放させ、ST504-1にて第三流量調整弁111を閉止し、ST505-1にて第四流量調整弁113を開放し、エジェクタ106に冷媒が流入する(ST506-1)。
一方、圧縮機回転数の検出値が第四設定値未満の場合は、ST503-2にて第一流量調整弁105を閉止させ、ST504-2にて第三流量調整弁111を開放し、ST505-2にて第四流量調整弁113を閉止し、第二のバイパス回路に冷媒が流入する(ST506-2)。
次に第四流量調整弁113の制御について説明する。
図11に示すようにエジェクタ吸引部204が二相状態(図11の乾き度=0.95の点)では、エジェクタの回収動力が高く、エジェクタが過剰に冷媒を吸引している。このことから、第四流量調整弁113の弁開度でエジェクタの吸引冷媒量を調整することでCOPが最大値となる状態で冷凍サイクルを運転できる。
図11に示すようにエジェクタ吸引部204が二相状態(図11の乾き度=0.95の点)では、エジェクタの回収動力が高く、エジェクタが過剰に冷媒を吸引している。このことから、第四流量調整弁113の弁開度でエジェクタの吸引冷媒量を調整することでCOPが最大値となる状態で冷凍サイクルを運転できる。
図16は第四流量調整弁113の制御フロー図を示す。ST601では、エジェクタ106の吸引部204に取り付けた温度センサー120の検出値を読み取り、ST602にて蒸発器入口に取り付けた温度センサー121の温度を検出する。ST601とST602で検出した温度の差分を図1の点ヌにおける冷媒の過熱度とし、ST604にてこの過熱度が第五設定値以上(例えば5℃未満)の場合、ST605-1にて第四流量調整弁113の開度を上げてエジェクタ吸引部の冷媒量を増加(ST606-1)させ、エジェクタ吸引部の過熱度低下させる(ST607-1)。一方、ST604にて過熱度が第五設定値未満と判定した場合、ST605-2にて第四流量調整弁113の開度を下げてエジェクタ吸引部の冷媒量を減少(ST606-2)させ、エジェクタ吸引部の過熱度を上昇させる(ST607-2)。第五設定値は第四設定値より小さい値に設定すると、COPの高い運転ができる。
以上のように、本実施形態では、インジェクションポート付き圧縮機101により低外気運転での高能力運転とエジェクタ106による動力回収により高効率運転が可能である。また、流量調整弁の開閉により冷媒回路の運転状態に多様性を持たすことが可能であり、外気温度や圧縮機の周波数が変化することでエジェクタの回収動力が低減した場合は、エジェクタを利用せずに、第二のバイパス回路112を用いて運転することができる。また、エジェクタのノズル部が閉塞した場合には、エジェクタと並列して設置した第二のバイパス回路112を利用することで効率が良く信頼性の高い冷凍サイクル装置を提供できるという効果がある。
本実施形態では、エジェクタ106の上流側に第一流量調整弁105を備えた構成であるが、図17に示すようにエジェクタ106と可動式のニードル弁205を一体構造としたエジェクタを利用してもよい。図17(a)はニードル弁付きのエジェクタの全体図を示し、図17(b)はニードル弁205の構造を示す。ニードル弁205はコイル部205a、ローター部205b、ニードル部205cで構成される。コイル部205aは、制御信号送信部303から信号ケーブル205dを介してパルス信号を受信すると、磁極を発生し、コイル内部のローター部205bが回転する。ローター部205bの回転軸には、ねじとニードルが加工してあり、ねじの回転が軸方向の動きとなり、ニードル部205cが移動する。このニードル部205cを図の左右方向に動かして凝縮器103から流入する駆動流量の調整を行える構造にすることにより、第一流量調整弁105の機能を可動式のニードル弁205で置き換えることができる。これにより、エジェクタ106と第一流量調整弁105を一体構造化できるため、両者を接続する配管がなくなり、コストを削減することができる。
また、本実施形態ではインジェクションポート付きの圧縮機を実施例として使用したが、本発明はインジェクションポート付き圧縮機に限らず、二段圧縮機や複数の圧縮機を直列に接続し、1機目の圧縮機から吐出された冷媒と過冷却器104の低圧側冷媒とを混合させて2機目の圧縮機へ吸入させるなど同等の構成を使用しても同じ効果が得られる。
実施形態2.
図18は本発明を適用した別の構成の冷凍サイクル装置である。
実施形態1では蒸発器108にあたる熱交換器が空気熱交換器であったが、実施形態2は水熱交換で構成されている。その他の構成図や特性図にて同じ符号を付した部品などの構造や動作は実施形態1と同様である。気液分離器107の液冷媒流出口には第四流量調整弁113の代わりに逆止弁114で構成することで、コスト低減できる。さらに、第二流量調整弁109が過冷却器104入口のかわりに出口に取り付けられている。過冷却器の性能は取り付け位置に影響しないため、現地にて据え付けられる室外ユニット内の冷媒配管の取り回しにより決定してよい。
図18は本発明を適用した別の構成の冷凍サイクル装置である。
実施形態1では蒸発器108にあたる熱交換器が空気熱交換器であったが、実施形態2は水熱交換で構成されている。その他の構成図や特性図にて同じ符号を付した部品などの構造や動作は実施形態1と同様である。気液分離器107の液冷媒流出口には第四流量調整弁113の代わりに逆止弁114で構成することで、コスト低減できる。さらに、第二流量調整弁109が過冷却器104入口のかわりに出口に取り付けられている。過冷却器の性能は取り付け位置に影響しないため、現地にて据え付けられる室外ユニット内の冷媒配管の取り回しにより決定してよい。
図20は実施形態2のモリエル線図を示す。線図の中のa-lの各点は図18の冷凍サイクルの配管各点の冷媒状態を示す。実施形態2では、第一流量調整弁105へ流入する状態dと第二流量調整弁109へ流入する状態cが同じであり、それ以外は実施形態1と同じである。
本実施形態において、蒸発器での冷水の生成温度が、例えば、給水温度が12℃で流出温度が5℃の場合、圧縮機101への冷媒をインジェクションせずに高能力運転が可能である。このような運転では、エジェクタを利用する温度領域を図19に示すように高温度領域A-C間に設定して、高効率運転を図ることができる。図19は図3(a)と同様に横軸は外気温度、縦軸は能力とCOPを表している。また、蒸発器へ流れる水はブラインでも良く、ブラインでの生成温度が低温(例えばマイナス5℃)の場合には、圧縮機101に冷媒をインジェクションして高能力運転とエジェクタによる高効率運転が可能である。
実施形態3.
図21は本発明を適用した別の構成の冷凍サイクル装置である。
実施形態1では凝縮器103にあたる熱交換器が空気熱交換器であったが、実施形態3は温水生成(給湯器)するための水熱交換で構成されている。その他の構成図や特性図にて同じ符号を付した部品などの構造や動作は実施形態1と同様である。
図21は本発明を適用した別の構成の冷凍サイクル装置である。
実施形態1では凝縮器103にあたる熱交換器が空気熱交換器であったが、実施形態3は温水生成(給湯器)するための水熱交換で構成されている。その他の構成図や特性図にて同じ符号を付した部品などの構造や動作は実施形態1と同様である。
図22は実施形態3のモリエル線図を示す。線図の中のa-lの各点は図21の冷凍サイクルの配管各点の冷媒状態を示す。実施形態3では、凝縮器103より流出した状態cの冷媒が過冷却で冷却されて状態c´となり、第二の過冷却器104aで気液分離器107のガス冷媒流出口から流出した低温低圧の状態g´の冷媒と熱交換することで、さらに冷却されて状態dとなる。状態dとなった冷媒はエジェクタ106へと流入する。気液分離器107のガス冷媒流出口における状態a´のガス冷媒は第二の過冷却器にて状態c´の高温高圧冷媒と熱交換により加熱さて、状態aとなって圧縮機101へ吸入される。一方、気液分離器107の液冷媒流出口における状態hの冷媒は、開閉弁115を通って状態iとなり、蒸発器108にて外気からの熱の吸収により状態jとなった後、エジェクタ106の吸引部204へ流入する。
本実施形態の構成では、気液分離器107の液冷媒流出口に接続する第一流量調整弁105の代わりに開閉弁115で構成し、圧力損失を低減している。また、実施形態1の構成では、気液分離器107の分離効率が悪く液冷媒が圧縮機吸入へ流入し、圧縮機内の冷凍機油の濃度低下や液圧縮による焼付きが生じる可能性がある。本実施形態では、第二の過冷却器104aを設けて気液分離器107から流出する気液二相冷媒を完全に蒸発させて圧縮機に吸入させることで、圧縮機の信頼性を得ることができる。
本実施形態1-3の冷凍サイクルに用いる冷媒はR410Aなどのフロン系冷媒や、プロパン、二酸化炭素などの自然冷媒を用いてもよい。プロパンまたはCO2を利用した場合においても、本実施形態と同じ効果を得ることができる。この場合、プロパンは可燃性冷媒であるが、蒸発器と凝縮器を同じ筐体内に収納して隔離して設置し、実施形態2または3に示したような水熱交換器で熱交換した温水または冷水を循環させることで、安全な冷凍サイクル装置を得る事ができる。また、低GWP冷媒のHFO系冷媒やその混合冷媒を用いても同様の効果を得ることができる。
本発明の冷凍サイクル装置は、外気温度が低い運転条件にて能力と効率が低下する課題をインジェクション付き圧縮機とエジェクタの利用により、高能力運転と高効率運転か可能な冷凍サイクル装置を提供できる。また、空調機、チラー、給湯器においても、年間の消費電力に最も寄与する運転条件でエジェクタを最適設計することで、年間消費電力を削減することができる。
以上の実施の形態では冷凍サイクル装置を説明したが、この冷凍サイクル装置を以下のような冷媒循環方法として把握することも可能である。
すなわち、
圧縮機、凝縮器、エジェクタ、気液分離器が冷媒配管で順次接続される高圧側冷媒回路を形成し、
前記気液分離器から流出する液冷媒を第四流量調整弁および蒸発器を介して前記エジェクタの冷媒吸引部に流す低圧冷媒回路を形成し、
前記気液分離器の上部流出口と前記圧縮機の吸入口とを接続し前記気液分離器のガス冷媒を前記圧縮機に吸入させる圧縮機吸入回路を形成し、
前記高圧冷媒回路の前記凝縮器と前記エジェクタの間から第二流量調整弁を介して前記圧縮機の中間圧力部へ接続する第一のバイパス回路を形成し、
前記第一のバイパス回路の前記第二流量調整弁にて圧力が低下した冷媒と前記高圧側冷媒回路を流れる高圧冷媒と熱交換をする内部熱交換器と前記エジェクタの間に配置された第一流量調整弁と前記内部熱交換器との間から高圧冷媒を第三流量調整弁を介して前記低圧冷媒回路の前記第四流量調整弁および前記蒸発器との間に接続して冷媒をバイパスさせる第二のバイパス回路を形成し、
前記第二流量調整弁を開にして前記第一のバイパス回路に冷媒を流しながら、前記第四流量調整弁を開または閉に切り替えるとともに前記第三流量調整弁を閉または開とすることを特徴とする冷媒循環方法。
すなわち、
圧縮機、凝縮器、エジェクタ、気液分離器が冷媒配管で順次接続される高圧側冷媒回路を形成し、
前記気液分離器から流出する液冷媒を第四流量調整弁および蒸発器を介して前記エジェクタの冷媒吸引部に流す低圧冷媒回路を形成し、
前記気液分離器の上部流出口と前記圧縮機の吸入口とを接続し前記気液分離器のガス冷媒を前記圧縮機に吸入させる圧縮機吸入回路を形成し、
前記高圧冷媒回路の前記凝縮器と前記エジェクタの間から第二流量調整弁を介して前記圧縮機の中間圧力部へ接続する第一のバイパス回路を形成し、
前記第一のバイパス回路の前記第二流量調整弁にて圧力が低下した冷媒と前記高圧側冷媒回路を流れる高圧冷媒と熱交換をする内部熱交換器と前記エジェクタの間に配置された第一流量調整弁と前記内部熱交換器との間から高圧冷媒を第三流量調整弁を介して前記低圧冷媒回路の前記第四流量調整弁および前記蒸発器との間に接続して冷媒をバイパスさせる第二のバイパス回路を形成し、
前記第二流量調整弁を開にして前記第一のバイパス回路に冷媒を流しながら、前記第四流量調整弁を開または閉に切り替えるとともに前記第三流量調整弁を閉または開とすることを特徴とする冷媒循環方法。
101 圧縮機、102 四方弁、103 凝縮器、104 過冷却器、104a 第二の過冷却器、105 第一流量調整弁、106 エジェクタ、107 気液分離器、108 蒸発器、109 第二流量調整弁、110 第一のバイパス回路、111 第三流量調整弁、112 第二のバイパス回路、113 第四流量調整弁、114 逆止弁、115 開閉弁、116,118,119,120,121 温度センサー、117 圧力センサー、201 ノズル、201a 減圧部、201b 喉部、201c 末広部、202 混合部、203 ディフューザー部、204 吸引部、205 ニードル弁、205a コイル部、205b ローター部、205c ニードル部、205d 信号ケーブル、300 制御ユニット、301 検出値受信部、302 制御信号送信部。
Claims (10)
- 圧縮機、凝縮器、エジェクタ、気液分離器が冷媒配管で順次接続される高圧側冷媒回路と、
前記気液分離器から流出する液冷媒を第四流量調整弁および蒸発器を介して前記エジェクタの冷媒吸引部に流す低圧冷媒回路と、
前記気液分離器の上部流出口と前記圧縮機の吸入口とを接続し前記気液分離器のガス冷媒を前記圧縮機に吸入させる圧縮機吸入回路と、
前記高圧冷媒回路の前記凝縮器と前記エジェクタの間から第二流量調整弁を介して前記圧縮機の中間圧力部へ接続する第一のバイパス回路と、
前記第一のバイパス回路の前記第二流量調整弁にて圧力が低下した冷媒と前記高圧側冷媒回路を流れる高圧冷媒と熱交換をする内部熱交換器と、
前記内部熱交換器と前記エジェクタの間に配置された第一流量調整弁と前記内部熱交換器との間から高圧冷媒を第三流量調整弁を介して前記低圧冷媒回路の前記第四流量調整弁および前記蒸発器との間に接続して冷媒をバイパスさせる第二のバイパス回路と、
を備え、
前記第二流量調整弁を開にして前記第一のバイパス回路に冷媒を流しながら、前記第四流量調整弁を開または閉に切り替えるとともに前記第三流量調整弁を閉または開とすることを特徴とする冷凍サイクル装置。 - 外気温度検出器の検出値が第一の外気温度以上かつ前記第一の外気温度よりも高い第二の外気温度未満の場合には、前記第一流量調整弁は、前記高圧側冷媒回路の前記内部熱交換器の冷媒流出口に備えた温度検出器の検出値と前記圧縮機の出口に備えた圧力検出器の検出値より演算した飽和温度の差が目標過冷却度になるように弁開度が調整され、
前記外気温度検出器の検出値が前記第一の外気温度未満の場合には、前記第二流量調整弁は、前記第一のバイパス回路に冷媒が流れるように開に調整されることを特徴とする請求項1に記載の冷凍サイクル装置。 - 前記エジェクタ吸引部に取り付けた温度検出器と前記蒸発器の入口に取り付けた温度検出器の差で求めた冷媒過熱度が第三の設定値以上で異常とする異常検出手段を設け、
前記異常検出手段が異常を検出した場合、前記第一流量調整弁と前記第四流量調整弁は全閉するとともに前記第三流量調整弁は開いて前記第一のバイパス回路へ冷媒が流れるようにしたことを特徴とする請求項1または2に記載の冷凍サイクル装置。 - 前記圧縮機の回転数があらかじめ設定された回転数以下のときを異常とする異常検出手段を設け、
前記異常検出手段が異常を検出した場合、前記第一流量調整弁と前記第四流量調整弁は全閉するとともに前記第三流量調整弁は開いて前記第二のバイパス回路へ冷媒が流れるようにしたことを特徴とする請求項1または2に記載の冷凍サイクル装置。 - 前記第二流量調整弁は、前記圧縮機の吐出口に取り付けた温度検出器から検出した検出値と前記圧縮機の吐出口に取り付けた圧力検出器から検出した検出値より演算した飽和温度の差で計算した前記圧縮機の吐出口の過熱度が、あらかじめ設定された値になるように開度が調整されることを特徴とする請求項1乃至4のいずれかに記載の冷凍サイクル装置。
- 前記第四流量調整弁は、前記エジェクタの冷媒吸引口の冷媒過熱度があらかじめ設定された値となるように、流量を調整されることを特徴とする請求項1乃至5のいずれかに記載の冷凍サイクル装置。
- 前記気液分離器からの液冷媒の出口に設けられた前記第四流量調整弁の代わりに逆止弁を設けたことを特徴とする請求項1乃至6のいずれかに記載の冷凍サイクル装置。
- 前記気液分離器からの液冷媒の出口に設けられた前記第四流量調整弁の代わりに開閉弁を設けたことを特徴とする請求項1乃至6のいずれかに記載の冷凍サイクル装置。
- 前記気液分離器の上流出口から前記圧縮機へ吸入する間の回路に第二の過冷却器を設けたことを特徴とする請求項1乃至8のいずれかに記載の冷凍サイクル装置。
- 圧縮機、凝縮器、エジェクタ、気液分離器が冷媒配管で順次接続される高圧側冷媒回路を形成し、
前記気液分離器から流出する液冷媒を第四流量調整弁および蒸発器を介して前記エジェクタの冷媒吸引部に流す低圧冷媒回路を形成し、
前記気液分離器の上部流出口と前記圧縮機の吸入口とを接続し前記気液分離器のガス冷媒を前記圧縮機に吸入させる圧縮機吸入回路を形成し、
前記高圧冷媒回路の前記凝縮器と前記エジェクタの間から第二流量調整弁を介して前記圧縮機の中間圧力部へ接続する第一のバイパス回路を形成し、
前記第一のバイパス回路の前記第二流量調整弁にて圧力が低下した冷媒と前記高圧側冷媒回路を流れる高圧冷媒と熱交換をする内部熱交換器と前記エジェクタの間に配置された第一流量調整弁と前記内部熱交換器
との間から高圧冷媒を第三流量調整弁を介して前記低圧冷媒回路の前記第四流量調整弁および前記蒸発器との間に接続して冷媒をバイパスさせる第二のバイパス回路を形成し、
前記第二流量調整弁を開にして前記第一のバイパス回路に冷媒を流しながら、前記第四流量調整弁を開または閉に切り替えるとともに前記第三流量調整弁を閉または開とすることを特徴とする冷媒循環方法。
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