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WO2016017718A1 - ターボ冷凍機及びその制御装置並びにその制御方法 - Google Patents

ターボ冷凍機及びその制御装置並びにその制御方法 Download PDF

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WO2016017718A1
WO2016017718A1 PCT/JP2015/071559 JP2015071559W WO2016017718A1 WO 2016017718 A1 WO2016017718 A1 WO 2016017718A1 JP 2015071559 W JP2015071559 W JP 2015071559W WO 2016017718 A1 WO2016017718 A1 WO 2016017718A1
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WO
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temperature
expansion valve
condensation
heat source
source water
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Ceased
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PCT/JP2015/071559
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English (en)
French (fr)
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紀行 松倉
松尾　実
浩毅 立石
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Mitsubishi Heavy Industries Ltd
Original Assignee
Mitsubishi Heavy Industries Ltd
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Publication date
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Priority to KR1020167035002A priority patent/KR101867207B1/ko
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    • F25B2700/21163—Temperatures of a condenser of the refrigerant at the outlet of the condenser

Definitions

  • the present invention relates to a turbo chiller, a control device thereof, and a control method thereof.
  • the turbo refrigerator 100 includes a main circuit of a refrigeration cycle in which a two-stage turbo compressor 102, a condenser 103, an economizer 104, a main expansion valve 105, and an evaporator 107 are sequentially connected.
  • the gas refrigerant compressed in the turbo compressor 102 and having a high temperature and high pressure is sent to the condenser 103.
  • the condenser 103 is a plate heat exchanger, and heats the hot water up to a predetermined temperature by exchanging heat between the hot water circulating in the hot water circuit 111 and the gas refrigerant.
  • the refrigerant condensed and liquefied in the condenser 103 is supplied to the economizer 104.
  • the economizer 104 exchanges heat between the liquid refrigerant from the condenser 103 (a liquefied refrigerant flowing in the main circuit) and the refrigerant diverted from the main circuit and depressurized by the sub-expansion valve 113, and the main circuit uses the latent heat of vaporization of the refrigerant.
  • It is a plate type refrigerant / refrigerant heat exchanger for supercooling a liquid refrigerant flowing inside.
  • the economizer 104 includes a gas circuit for injecting the gas refrigerant evaporated by supercooling the liquid refrigerant into the intermediate-pressure compressed refrigerant from the intermediate suction port 102C of the two-stage turbo compressor 102.
  • the main expansion valve 105 expands the supercooled refrigerant through the economizer 104 and supplies it to the evaporator 107.
  • the evaporator 107 is a plate-type heat exchanger, and evaporates the refrigerant by exchanging heat between the refrigerant led from the main expansion valve 105 and the heat source water circulated through the heat source water circuit 115, and the latent heat of evaporation causes the refrigerant to evaporate. Cool the heat source water.
  • thermometer 131 As measuring means for measuring the temperature and pressure of the refrigerant, hot water and heat source water, pressure gauges 141, 142, 143 and thermometer 131 are provided in the suction port 102A, the discharge port 102B and the intermediate suction port 102C of the two-stage turbo compressor 2. 132, 133, thermometers 135, 136, 137, 138 are respectively provided at the inlet and outlet of the hot water circuit 111 and at the inlet and outlet of the heat source water circuit 15, and at the inlet of the main expansion valve 105, respectively. A thermometer 134 is provided.
  • FIG. 10 shows a configuration example of a thermometer.
  • FIG. 10A shows an example in which a resistance temperature detector with a protective tube (a thermometer having a double structure) is inserted into the pipe
  • FIG. 10B shows the temperature by welding a thermometer to the outer wall of the pipe. It shows an example of indirectly measuring.
  • the response of a thermometer is bad as mentioned above, the following problems arise. For example, taking the turbo chiller 100 shown in FIG.
  • An object of the present invention is to provide a turbo chiller, a control device therefor, and a control method that can alleviate a control delay of an expansion valve caused by a measurement delay of a thermometer.
  • a first aspect of the present invention includes a main circuit of a refrigeration cycle in which a compressor, a condenser, an expansion valve, and an evaporator are sequentially connected to circulate a refrigerant, and an inlet temperature of a heat medium flowing into the condenser. It is applied to a turbo chiller comprising first temperature measuring means for measuring the temperature, second temperature measuring means for measuring the outlet temperature of the heat medium flowing out from the condenser, and pressure measuring means for measuring the condensation pressure. A control device for correcting the temperature measured by the first temperature measuring means and the second temperature measuring means; and the heat medium inlet temperature and the heat medium outlet temperature corrected by the temperature correcting means.
  • An expansion valve control means for controlling the opening degree of the expansion valve, and the temperature correction means includes a condensation temperature acquisition means for acquiring a condensation temperature from the condensation pressure acquired by the pressure measurement means, and a current Whether the condensation temperature
  • the condensation temperature based on the condensation pressure is acquired by the condensation temperature acquisition means, and the temperature difference between the current condensation temperature and the condensation temperature before a certain period is calculated by the temperature difference calculation means. The Then, it is determined by the determining means whether the absolute value of the temperature difference is equal to or greater than a predetermined threshold value.
  • the first temperature measuring means and the second temperature measurement are corrected by the correcting means.
  • the temperature is corrected by adding a temperature difference to each temperature measured by the means. Thereby, it becomes possible to catch a temperature change early, and it becomes possible to relieve the measurement delay of a temperature measurement means.
  • the control of the expansion valve using the corrected temperature is performed by the expansion valve control means, so that the control delay of the expansion valve due to the measurement delay by the first temperature measuring means and the second temperature measuring means is reduced. Is possible.
  • the certain period may be set to a period in which the refrigerant makes a round of the main circuit.
  • turbo chiller control device it is possible to accurately grasp the fluctuation of the inlet temperature of the heat medium.
  • the turbo chiller control device is provided between the condenser and the expansion valve, and exchanges heat between the liquid refrigerant flowing through the main circuit and the refrigerant diverted from the main circuit and decompressed by the sub expansion valve.
  • the expansion valve control means may perform opening control of the sub expansion valve using the heat medium inlet temperature and the heat medium outlet temperature corrected by the temperature correction means.
  • the sub-expansion valve is controlled using the corrected temperature, so that the sub-expansion valve is controlled due to the measurement delay by the first temperature measuring means and the second temperature measuring means. It becomes possible to reduce the delay.
  • a compressor, a condenser, an expansion valve, and an evaporator are sequentially connected, a main circuit of a refrigeration cycle in which refrigerant circulates, and an inlet temperature of heat source water flowing into the evaporator
  • an expansion valve control means for controlling the opening of the expansion valve using the evaporation pressure obtained from the evaporation temperature corrected by the evaporation temperature correction means.
  • the ratio of the value obtained by subtracting the evaporation temperature from the heat source water inlet temperature to the value obtained by subtracting the heat source water inlet temperature from the heat source water outlet temperature by the evaporation temperature correction means is stable.
  • An evaporation temperature that matches the target ratio is calculated. Then, by reflecting the evaporation temperature calculated by the evaporation temperature correction means in the valve opening control of the expansion valve, it is possible to avoid the valve opening of the expansion valve from becoming excessive.
  • a third aspect of the present invention is a turbo refrigerator provided with the above-described control device.
  • a compressor, a condenser, an expansion valve, and an evaporator are sequentially connected, a main circuit of a refrigeration cycle in which refrigerant circulates, and an inlet temperature of the heat medium flowing into the condenser It is applied to a turbo chiller comprising first temperature measuring means for measuring the temperature, second temperature measuring means for measuring the outlet temperature of the heat medium flowing out from the condenser, and pressure measuring means for measuring the condensation pressure.
  • An expansion valve control step for controlling the opening of the expansion valve, and the temperature correction step includes a condensing temperature acquisition step for acquiring a condensing temperature from the condensing pressure acquired by the pressure measuring means, and a current Whether the condensation temperature
  • a compressor, a condenser, an expansion valve, and an evaporator are sequentially connected, a main circuit of a refrigeration cycle in which refrigerant circulates, and an inlet temperature of heat source water that flows into the evaporator
  • an expansion valve control step for controlling the opening of the expansion valve using the evaporation pressure obtained from the evaporation temperature corrected in the evaporation temperature correction step.
  • FIG. 1 is a diagram showing a schematic configuration of a turbo refrigerator according to the first embodiment of the present invention.
  • a turbo refrigerator 1 includes a closed circuit refrigerant main circuit 8 in which a compressor 2, a condenser 3, an economizer 4, a main expansion valve 5, and an evaporator 7 are sequentially connected. I have.
  • the compressor 2 is a multistage centrifugal compressor that is driven by an inverter motor 6.
  • the compressor 2 has an intermediate suction port 2C provided between the first impeller and the second impeller.
  • the low-pressure gas refrigerant sucked from the suction port 2A is sequentially centrifugally compressed by the rotation of the first impeller and the second impeller, and the compressed high-pressure gas refrigerant is discharged from the discharge port 2B.
  • the high-pressure gas refrigerant discharged from the discharge port 2 ⁇ / b> B of the compressor 2 is guided to the condenser 3.
  • the condenser 3 is, for example, a plate heat exchanger, and exchanges heat between the high-pressure gas refrigerant supplied from the compressor 2 and hot water (heat medium) circulating in the hot water circuit, whereby the hot water is reduced to a predetermined temperature. Raise the temperature.
  • the refrigerant condensed and liquefied in the condenser 3 is supplied to the economizer 4.
  • the economizer 4 exchanges heat between the liquid refrigerant that flows in the refrigerant main circuit 8 and the refrigerant that is diverted from the refrigerant main circuit 8 and decompressed by the sub-expansion valve 9, and the refrigerant main circuit 8 is generated by the latent heat of vaporization of the refrigerant after decompression. It is a plate type refrigerant / refrigerant heat exchanger for supercooling a liquid refrigerant flowing inside.
  • the economizer 4 includes a gas circuit 10 for injecting a gas refrigerant (intermediate pressure refrigerant) evaporated by supercooling the liquid refrigerant into an intermediate pressure compressed refrigerant from the intermediate suction port 2C of the compressor 2. Constitutes an intermediate cooler type economizer cycle.
  • the refrigerant supercooled through the economizer 4 is expanded by passing through the main expansion valve 5 and supplied to the evaporator 7.
  • the evaporator 7 is a heat exchanger (for example, a plate heat exchanger), and evaporates the refrigerant by exchanging heat between the refrigerant introduced from the main expansion valve 5 and the heat source water circulating in the heat source water circuit 15.
  • the heat source water is cooled by the latent heat of evaporation.
  • the turbo refrigerator 1 includes a temperature sensor 12 that measures a hot water inlet temperature Thwi that is the temperature of hot water flowing into the condenser 3, and a temperature sensor 13 that measures a hot water outlet temperature Thwo that is the temperature of hot water that flows out of the condenser 3.
  • the temperature sensor 14 is provided on the refrigerant outlet side of the condenser 3 and measures the condenser outlet temperature Tc.
  • the temperature sensor 14 is provided between the ecomizer 4 and the main expansion valve 5 in the refrigerant main circuit 8 to set the main expansion valve inlet temperature Tecoh.
  • the temperature sensor 19 to be measured, the temperature sensor 16 to measure the intermediate pressure refrigerant temperature Tm that is the temperature of the intermediate pressure refrigerant flowing through the gas circuit 10, and the heat source water inlet temperature Tswi that is the temperature of the heat source water flowing into the evaporator 7 are measured.
  • the temperature sensor 17 and the temperature sensor 18 that measures the heat source water outlet temperature Tswo, which is the temperature of the heat source water flowing out from the evaporator 7, are provided.
  • the turbo refrigerator 1 includes a pressure sensor 20 that measures a condensation pressure (compressor discharge pressure) Pd, a pressure sensor 21 that measures an intermediate pressure refrigerant pressure Pm that is a pressure of an intermediate pressure refrigerant flowing through the gas circuit 10, and an evaporation pressure (compression).
  • a pressure sensor 22 for measuring the machine suction pressure (Ps) is provided.
  • the measurement values of the various sensors are transmitted to the control device 30 and used for compressor speed control, opening control of the main expansion valve 5 and the sub-expansion valve 9, and the like.
  • the control device 30 is, for example, a computer, and communicates with a main storage device such as a CPU (Central Processing Unit) and a RAM (Random Access Memory), an auxiliary storage device, and an external device to communicate information.
  • Equipment a main storage device such as a CPU (Central Processing Unit) and a RAM (Random Access Memory), an auxiliary storage device, and an external device to communicate information.
  • Equipment The auxiliary storage device is a computer-readable recording medium, such as a magnetic disk, a magneto-optical disk, a CD-ROM, a DVD-ROM, or a semiconductor memory.
  • Various programs are stored in the auxiliary storage device, and various processes are realized by the CPU reading and executing the program from the auxiliary storage device to the main storage device.
  • FIG. 2 is a functional block diagram of the control device 30.
  • the control device 30 includes a temperature correction unit 31 and an expansion valve control unit 32.
  • the temperature correction unit 31 corrects the hot water inlet temperature Thwi and the hot water outlet temperature Thwo. That is, as described above, a measurement delay occurs in the temperature sensors 12, 13 and the like.
  • the temperature correction unit 31 is a configuration for correcting a measurement delay caused by the temperature sensors 12 and 13.
  • the temperature control unit 31 includes a condensation temperature acquisition unit 41, a temperature difference calculation unit 42, a determination unit 43, and a correction unit 44.
  • the condensation temperature acquisition unit 41 acquires the condensation temperature Tc from the condensation pressure Pd measured by the pressure sensor 20. Specifically, the condensing temperature acquisition unit 41 has correspondence information (function or table) in which the condensing pressure Pd and the condensing temperature CT are uniquely associated, and the condensing pressure Pd is used using this correspondence information. To obtain the condensation temperature CT.
  • the temperature difference calculation unit 42 calculates the temperature difference ⁇ CT by subtracting the condensation temperature obtained before a certain period from the current condensation temperature obtained by the condensation temperature acquisition unit 41.
  • the fixed period corresponds to, for example, a period in which the refrigerant makes a round of the refrigerant main circuit 8, and is obtained by dividing the refrigerant charging amount [kg] by the refrigerant circulation amount [kg / min].
  • a period in which a predetermined margin (margin) is taken into consideration for this value may be a fixed period.
  • the determination unit 43 determines whether or not the absolute value
  • the threshold is, for example, a value derived from a change rate determined by the specification of the main expansion valve 5.
  • the change rate of the main expansion valve 5 is 10 [%] / 60 [sec] at the maximum
  • the hot water inlet temperature Thwi is about 70 [° C.]
  • the hot water outlet temperature Thwo is 80 [° C.]
  • the above-mentioned fixed period is 30 [sec]. Is determined by the following equation (1).
  • ⁇ is a margin (margin), which may be a fixed value or a value determined according to the value in parentheses in the above equation (1).
  • the correction unit 44 adds the temperature difference ⁇ CT to the hot water inlet temperature Thwi and the hot water outlet temperature Thwo, thereby setting the hot water inlet temperature Thwi and the hot water outlet temperature Thwo. to correct.
  • the expansion valve control unit 32 calculates the expansion valve opening using the corrected hot water inlet temperature Thwi and the corrected hot water outlet temperature Thwo during the period in which the temperature correction is performed by the temperature correction unit 31, During a period when the temperature is not corrected by the temperature correction unit 31, the expansion valve opening is calculated using the hot water inlet temperature Thwi and the hot water outlet temperature Thwo measured by the temperature sensors 12 and 13.
  • the expansion valve control unit 32 will be described.
  • the expansion valve control unit 32 includes, for example, a current flow rate calculation unit 51, a set flow rate calculation unit 52, a main expansion valve opening degree calculation unit 53, and a sub expansion valve opening degree calculation unit 54.
  • the expansion valve control is not limited to the method shown below, and various known control methods can be employed. In this case, when the hot water inlet temperature Thwi and the hot water outlet temperature Thwo are used as parameters, if the temperature correction unit 31 performs temperature correction, the corrected hot water inlet temperature Thwi and hot water outlet are corrected.
  • the temperature Thwo shall be used.
  • the current flow rate calculation unit 51 performs flow rate calculation using the hot water inlet temperature Thwi and the hot water outlet temperature Thwo as parameters.
  • FIG. 3 shows a flowchart of processing executed by the current flow rate calculation unit 51.
  • the current flow rate calculation unit 51 calculates the current heating capacity Qcon [kW] using the hot water inlet temperature Thwi and the hot water outlet Thwo (step SA1).
  • the condenser flow rate Gcon [kg / s] is calculated using the following equation (2) (step SA2).
  • Hd is the discharge enthalpy [kJ / kg]
  • Hc is the condenser outlet enthalpy [kJ / kg].
  • Geva (Gcon-Gmo-Goc) / (1 + x) (3)
  • x (Hc ⁇ Hecoh) / (Hecom ⁇ Hc) (4)
  • Equation (3) Gcon is a condenser flow rate [kg / s]
  • Gmo is a motor cooling flow rate [kg / s]
  • Goc is an oil cooling refrigerant flow rate [kg / s].
  • Hc is the condenser outlet enthalpy [kJ / kg]
  • Hecoh is the main expansion valve inlet enthalpy [kJ / kg]
  • Hecom is the intermediate suction gas enthalpy [kJ / kg].
  • the current flow rate calculation unit 51 calculates the current flow rate Geco of the sub expansion valve 9 using the condenser flow rate Gcon (step SA4). Specifically, the calculation is performed using the following equation (5).
  • x is as described in the above equation (4).
  • Geva is the current flow rate Geva of the main expansion valve calculated in the above equation (3).
  • the current flow rate Geva of the main expansion valve and the current flow rate Geco of the sub expansion valve calculated in this way are output to the main expansion valve opening degree calculation unit 53 and the sub expansion valve opening degree calculation unit 54.
  • the set flow rate calculation unit 52 calculates the set flow rate Geva * of the main expansion valve 5 and the set flow rate Geco * of the sub expansion valve 9.
  • the calculation by the set flow rate calculation unit 52 differs only in that the preset hot water outlet set temperature Thwo * is used instead of the hot water outlet temperature Thwo in the calculation formula used in the current flow rate calculation unit 51 described above. The others are the same. Therefore, detailed description is omitted.
  • the set flow rate Geva * of the main expansion valve 5 and the set flow rate Geco * of the sub expansion valve 9 are output to the main expansion valve opening calculation unit 53 and the sub expansion valve opening calculation unit 54.
  • the main expansion valve opening degree calculation unit 53 includes the current flow rate Geva of the main expansion valve 5 calculated by the current flow rate calculation unit 51, the current flow rate Geco of the sub expansion valve 9, and the main expansion valve 5 set by the set flow rate calculation unit 52.
  • the feedforward opening degree command is calculated by performing feedforward control using the set flow rate Geva * of the sub-expansion valve 9 and the set flow rate Geco * of the sub-expansion valve 9, and the feedback opening degree by performing feedback control using the evaporator end temperature. By calculating the command and adding them together, an opening command is generated.
  • FIG. 4 is a flowchart showing processing executed by the main expansion valve opening degree calculation unit 53.
  • the set opening Cveva * of the main expansion valve is calculated using the set flow rate Geva * of the main expansion valve 5 and the differential pressure ⁇ P2 as parameters (step SB2).
  • an opening degree command OP_FF in the feedforward control is calculated by apportioning the current opening degree Cveva and the set opening degree Cveva * of the main expansion valve 5 (step SB3).
  • the opening degree command OP_FB is calculated such that the temperature difference ⁇ Tswo between the heat source water outlet temperature Tswo and the evaporation temperature ET converted from the evaporation pressure Ps in the evaporator 7 matches the target value ⁇ Tswo * (step SB4). ).
  • the opening degree command OP_FB in the feedback control is calculated by performing PID control on the difference between the temperature difference ⁇ Tswo and the target value ⁇ Tswo * .
  • the final opening command OP OP_FF + OP_FB is calculated by adding them (step SB5). And the opening degree of the main expansion valve 5 is controlled based on this opening degree command OP.
  • the sub-expansion valve opening calculation unit 54 calculates the current flow rate Geva of the main expansion valve 5 calculated by the current flow rate calculation unit 51, the current flow rate Geco of the sub-expansion valve 9, and the main expansion valve 5 set by the set flow rate calculation unit 52.
  • the feed-forward opening degree command is calculated by performing feedforward control using the set flow rate Geva * of the secondary expansion valve 9 and the set flow rate Geco * of the sub-expansion valve 9, and feedback is performed by performing feedback control using the main expansion valve inlet temperature Tecoh.
  • the opening degree command OPeco is generated by calculating the opening degree command and adding them together.
  • FIG. 5 is a flowchart showing a process executed by the sub expansion valve opening degree calculation unit 54.
  • the set opening degree Cveco * of the sub expansion valve 9 is calculated using the set flow rate Geco * of the sub expansion valve 9 and the differential pressure ⁇ P1 as parameters (step SC2).
  • a command value OPeco_FF in the feedforward control is calculated by apportioning the current opening Cveco and the set opening Cveco * of the sub-expansion valve 9 (step SC3).
  • an opening degree command OPeco_FB is calculated to make the current main expansion valve inlet temperature Tecoh coincide with the main expansion valve inlet temperature target value Tecoh * (step SC5).
  • the opening degree command OPeco_FB in the feedback control is calculated by performing PID control on the difference between the current main expansion valve inlet temperature Tecoh and the main expansion valve inlet temperature target value Tecoh * .
  • the final opening command OPeco OPeco_FF + OPeco_FB is calculated by adding them (step SC6).
  • the valve opening degree of the sub expansion valve 9 is controlled based on this opening degree command OPeco.
  • FIG. 6 is a diagram for explaining the control of the control device 30 according to the present embodiment.
  • is close to zero. Therefore, in the determination unit 43, it is determined that the temperature difference
  • the condensation pressure Pd decreases rapidly with this, and the condensation temperature acquired by the condensation temperature acquisition unit 41 decreases.
  • of the temperature difference calculated by the temperature difference calculation unit 42 is a relatively large value.
  • the determination unit 43 determines that the temperature difference
  • the expansion valve control unit 32 performs flow rate calculation and opening degree calculation using the hot water outlet temperature Thwo.
  • the sub-expansion valve 9 is controlled in a direction in which the valve opening becomes smaller (period from time t1 to t2 in FIG. 6).
  • the valve opening is calculated using the temperature measured by the temperature sensors 12, 13, that is, the temperature with a measurement delay, so the hot water inlet temperature Thwi actually decreases. Nevertheless, the sub-expansion valve 9 is controlled to open, which causes the compressor 2 to suck in the liquid.
  • the condensation temperature is acquired based on the condensation pressure, and the temperature between the current condensation temperature and the condensation temperature before a certain time is obtained. If the absolute value of the difference
  • the control delay of the expansion valve due to the measurement delay by the temperature sensors 12 and 13 can be alleviated. Thereby, it becomes possible to avoid the liquid refrigerant suction of the compressor 2.
  • the expansion valve is prevented from opening too much by correcting the hot water inlet temperature Thwi and the hot water outlet temperature Thwo.
  • the change rate of the opening degree of the sub expansion valve 9 can be determined by specifications. It is also possible to avoid the suction of liquid refrigerant in the compressor by adopting a technique of keeping the pressure below the rated value.
  • FIG. 7 shows temporal transitions of the heat source water inlet temperature Tswi measured by the temperature sensor 17, the heat source water outlet temperature Tswo measured by the temperature sensor 18, the evaporation temperature ET converted from the evaporation pressure Ps, and the compressor discharge temperature. An example is shown.
  • the ratio K in this embodiment may be set to the value of the ratio K in a stable state as a target ratio K *, always by the ratio K corrects the evaporation temperature ET so that the target ratio K *, promptly The change in the heat source water inlet temperature Tswi was reflected in the expansion valve control.
  • FIG. 8 is a functional block diagram of the control device 35 according to the present embodiment.
  • the control device 35 further includes an evaporation temperature correction unit 33 in addition to the configuration of the control device 30 shown in FIG. 2.
  • Evaporating temperature correction unit 33 holds the value of the ratio K in a stable state as a target ratio K *, so that the ratio K becomes a target ratio K *, corrects the evaporation temperature.
  • the evaporation temperature ET is calculated by substituting the heat source water inlet temperature Tswi, the heat source water outlet temperature Tswo, and the previously held target ratio K * into the following equation (7) derived from the above equation (6). To do.
  • the evaporation temperature ET is converted into an evaporation pressure Ps, and this evaporation pressure Ps is used for expansion valve control. That is, the main expansion valve opening calculation unit 53 and the sub expansion valve opening calculation unit 54 use the evaporation pressure Ps based on the evaporation temperature ET calculated by the evaporation temperature correction unit 33 to use the main expansion valve opening command OP and A sub-expansion valve opening command OPeco is calculated.
  • the evaporation temperature ET decreases due to a decrease in the heat source water inlet temperature Tswi
  • the evaporation pressure Ps also decreases.
  • the feed forward control of the opening command of the main expansion valve 5 steps SB1 to SB3 in FIG.
  • an opening degree command OP_FB is calculated so that the temperature difference ⁇ Tswo between the heat source water outlet temperature Tswo and the evaporation temperature ET in the evaporator 7 matches the target value ⁇ Tswo * .
  • the temperature difference ⁇ Tswo does not act in the direction in which the main expansion valve 5 opens because it can be said to be substantially constant even if the heat source water inlet temperature Tswi varies (see FIG. 7). From the above, by reflecting the evaporation temperature ET by the evaporation temperature correction unit 33 in the valve opening degree control of the main expansion valve 5, it is possible to avoid the main expansion valve 5 from opening too much, and the liquid refrigerant of the compressor 2 Inhalation can be avoided.
  • the control devices 30 and 35 applied to the turbo refrigerator 1 having the configuration shown in FIG. 1 have been described.
  • the turbo refrigerator 1 to which the control device of the present invention is applied is illustrated in FIG.
  • the configuration is not limited to that shown.
  • a turbo chiller that does not have a configuration related to the economizer 4, specifically, a configuration in which the economizer 4, the secondary expansion valve 9, the gas circuit 10, the temperature sensor 16, and the pressure sensor 21 are omitted in FIG. Applicable to turbo chillers.
  • the above calculation may be performed with the flow rate flowing through the sub expansion valve 9 being zero.
  • the present invention is not limited to the above-described embodiments, and various modifications can be made without departing from the spirit of the invention.

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Abstract

　温度計の計測遅れに起因する膨張弁の制御遅れを緩和することを目的とする。ターボ冷凍機の制御装置（３０）は、温水入口温度及び温水出口温度を補正する温度補正部（３１）と、温度補正部（３１）によって補正された温水入口温度及び温水出口温度を用いて、主膨張弁の開度制御を行う膨張弁制御部（３２）とを備えている。温度補正部（３１）は、凝縮圧力から凝縮温度を取得する凝縮温度取得部（４１）と、現在の凝縮温度から一定期間前の凝縮温度を減算して温度差を演算する温度差演算部（４２）と、温度差の絶対値が予め設定されている閾値以上であるか否かを判定する判定部（４３）と、温度差の絶対値が閾値以上である場合に、温水入口温度及び温水出口温度に前記温度差を加算する補正部（４４）とを有している。

Description

ターボ冷凍機及びその制御装置並びにその制御方法
　本発明は、ターボ冷凍機及びその制御装置並びにその制御方法に関するものである。
　従来、図９に示すようなターボ冷凍機１００が知られている。ターボ冷凍機１００は、２段ターボ圧縮機１０２と、凝縮器１０３と、エコノマイザ１０４と、主膨張弁１０５と、蒸発器１０７とを順次接続する冷凍サイクルの主回路を備えている。ターボ圧縮機１０２において圧縮され、高温高圧とされたガス冷媒は凝縮器１０３に送出される。凝縮器１０３は、プレート式熱交換器であり、温水回路１１１を循環する温水とガス冷媒とを熱交換させることにより、温水を所定温度まで昇温させる。
　凝縮器１０３において凝縮液化された冷媒は、エコノマイザ１０４に供給される。エコノマイザ１０４は、凝縮器１０３からの液冷媒（主回路中を流れる液化冷媒）と、主回路から分流されて副膨張弁１１３により減圧された冷媒とを熱交換させ、冷媒の蒸発潜熱により主回路中を流れる液冷媒を過冷却するプレート式の冷媒／冷媒熱交換器である。エコノマイザ１０４は、液冷媒を過冷却することにより蒸発されたガス冷媒を２段ターボ圧縮機１０２の中間吸入口１０２Ｃから中間圧の圧縮冷媒中に注入するためのガス回路を備えている。主膨張弁１０５は、エコノマイザ１０４を経て過冷却された冷媒を膨張させて蒸発器１０７に供給する。蒸発器１０７は、プレート式熱交換器であり、主膨張弁１０５から導かれた冷媒と熱源水回路１１５を循環される熱源水とを熱交換させることにより、冷媒を蒸発させ、その蒸発潜熱により熱源水を冷却する。
　冷媒、温水および熱源水の温度や圧力を測定する測定手段として、２段ターボ圧縮機２の吸入口１０２Ａ、吐出口１０２Ｂ、中間吸入口１０２Ｃには、圧力計１４１、１４２、１４３および温度計１３１、１３２、１３３が設けられ、温水回路１１１の入口および出口、熱源水回路１５の入口および出口には、各々温度計１３５、１３６、１３７、１３８が設けられ、主膨張弁１０５の入口には、温度計１３４が設けられている。
特開２０１２－７７９７１号公報
　上述したようなターボ冷凍機１００に限らず、ターボ冷凍機等に一般的に用いられる温度計は、応答性が悪く、数分程度の遅れが生じることが知られている。これは、安全面やメンテナンスのしやすさなどから、温度計測部を直接的に管に差し込むことができないからである。例えば、図１０に温度計の一構成例を示す。図１０（ａ）は、保護管付測温抵抗体（２重構造とされた温度計）を管に挿入した例、図１０（ｂ）は、管の外壁に温度計を溶接することにより温度を間接的に計測する例を示している。
　そして、上記のように温度計の応答が悪いことにより、以下のような問題が生ずる。
　例えば、図９に示したターボ冷凍機１００を例に挙げると、温水回路１１１を循環する温水に急激な温度変化が生じた場合（例えば、ユーザによって温水に多量の水が加えられることにより、凝縮器１０３の入口側温水温度が急激に低下する場合など）には、この温度変化を速やかに捉え主膨張弁１０５及び副膨張弁１１３の開度を絞る必要がある。しかしながら、温度計の計測遅れにより、主膨張弁１０５、副膨張弁１１３の制御が遅れるため、膨張弁の開度が実際の温度に比べて過大となり、蒸発器１０７やエコノマイザ１０４から蒸発しきれない液冷媒が２段ターボ圧縮機１０２に吸い込まれ、２段ターボ圧縮機１０２が損傷するおそれがあった。
　本発明は、温度計の計測遅れに起因する膨張弁の制御遅れを緩和することのできるターボ冷凍機及びその制御装置並びに制御方法を提供することを目的とする。
　本発明の第１態様は、圧縮機と、凝縮器と、膨張弁と、蒸発器とが順次接続され、冷媒が循環する冷凍サイクルの主回路と、前記凝縮器に流入する熱媒の入口温度を計測する第１温度計測手段と、前記凝縮器から流出する熱媒の出口温度を計測する第２温度計測手段と、凝縮圧力を計測する圧力計測手段とを具備するターボ冷凍機に適用される制御装置であって、前記第１温度計測手段及び前記第２温度計測手段によって計測された温度を補正する温度補正手段と、前記温度補正手段によって補正された熱媒入口温度及び熱媒出口温度を用いて、前記膨張弁の開度制御を行う膨張弁制御手段とを備え、前記温度補正手段は、前記圧力計測手段によって取得された凝縮圧力から凝縮温度を取得する凝縮温度取得手段と、現在の前記凝縮温度から一定期間前の凝縮温度を減算して温度差を演算する温度差演算手段と、前記温度差の絶対値が予め設定されている閾値以上であるか否かを判定する判定手段と、前記温度差の絶対値が前記閾値以上である場合に、前記第１温度計測手段及び前記第２温度計測手段によって計測されたそれぞれの温度に前記温度差を加算する補正手段とを具備するターボ冷凍機の制御装置である。
　上記ターボ冷凍機の制御装置によれば、凝縮温度取得手段によって凝縮圧力に基づく凝縮温度が取得され、温度差演算手段によって、現在の凝縮温度と一定期間前の凝縮温度との温度差が演算される。そして、判定手段によって、この温度差の絶対値が所定の閾値以上であるかが判定され、温度差の絶対値が閾値以上である場合に、補正手段によって第１温度計測手段及び第２温度計測手段によって計測されたそれぞれの温度に温度差が加算されることにより、温度が補正される。これにより、温度変化を早期に捉えることが可能となり、温度計測手段の計測遅れを緩和させることが可能となる。そして、補正後の温度を用いた膨張弁の制御が膨張弁制御手段によって行われることにより、第１温度計測手段及び第２温度計測手段による計測遅れに起因する膨張弁の制御遅れを緩和することが可能となる。
　上記ターボ冷凍機の制御装置において、前記一定期間は、冷媒が前記主回路を一巡する期間に設定されていてもよい。
　上記ターボ冷凍機の制御装置によれば、熱媒の入口温度の変動を的確にとらえることが可能となる。
　前記ターボ冷凍機の制御装置は、前記凝縮器と前記膨張弁との間に設けられ、前記主回路を流れる液冷媒と前記主回路から分流されて副膨張弁により減圧された冷媒とを熱交換させ、前記主回路を流れる液冷媒を過冷却する熱交換器と、前記熱交換器において前記主回路を流れる液冷媒と熱交換を終えた冷媒を前記圧縮機に戻すガス回路とを備えていてもよく、前記制御装置において、前記膨張弁制御手段は、前記温度補正手段によって補正された熱媒入口温度及び熱媒出口温度を用いて前記副膨張弁の開度制御を行うこととしてもよい。
　上記ターボ冷凍機の制御装置によれば、補正後の温度を用いて副膨張弁の制御が行われるので、第１温度計測手段及び第２温度計測手段による計測遅れに起因する副膨張弁の制御遅れを緩和することが可能となる。
　本発明の第２態様は、圧縮機と、凝縮器と、膨張弁と、蒸発器とが順次接続され、冷媒が循環する冷凍サイクルの主回路と、前記蒸発器に流入する熱源水の入口温度を計測する熱源水入口温度計測手段と、前記蒸発器から流出する熱源水の出口温度を計測する熱源水出口温度計測手段とを具備するターボ冷凍機に適用される制御装置であって、前記熱源水出口温度から前記熱源水入口温度を引いた値に対する、前記熱源水入口温度から蒸発温度を引いた値の比率が、安定時における目標比率に一致するような前記蒸発温度を算出する蒸発温度補正手段と、前記蒸発温度補正手段によって補正された蒸発温度から得られた蒸発圧力を用いて、前記膨張弁の開度制御を行う膨張弁制御手段とを備えるターボ冷凍機の制御装置である。
　上記ターボ冷凍機の制御装置によれば、蒸発温度補正手段によって、熱源水出口温度から熱源水入口温度を引いた値に対する、熱源水入口温度から蒸発温度を引いた値の比率が、安定時における目標比率に一致するような蒸発温度が算出される。そして、蒸発温度補正手段によって算出された蒸発温度を膨張弁の弁開度制御に反映させることで、膨張弁の弁開度が過大になることを回避することが可能となる。
　本発明の第３態様は、上記の制御装置を備えたターボ冷凍機である。
　本発明の第４態様は、圧縮機と、凝縮器と、膨張弁と、蒸発器とが順次接続され、冷媒が循環する冷凍サイクルの主回路と、前記凝縮器に流入する熱媒の入口温度を計測する第１温度計測手段と、前記凝縮器から流出する熱媒の出口温度を計測する第２温度計測手段と、凝縮圧力を計測する圧力計測手段とを具備するターボ冷凍機に適用される制御方法であって、前記第１温度計測手段及び前記第２温度計測手段によって計測された温度を補正する温度補正工程と、前記温度補正工程において補正された熱媒入口温度及び熱媒出口温度を用いて、前記膨張弁の開度制御を行う膨張弁制御工程とを含み、前記温度補正工程は、前記圧力計測手段によって取得された凝縮圧力から凝縮温度を取得する凝縮温度取得工程と、現在の前記凝縮温度から一定期間前の凝縮温度を減算して温度差を演算する温度差演算工程と、前記温度差の絶対値が予め設定されている閾値以上であるか否かを判定する判定工程と、前記温度差の絶対値が前記閾値以上である場合に、前記第１温度計測手段及び前記第２温度計測手段によって計測されたそれぞれの温度に前記温度差を加算する温度補正工程とを含むターボ冷凍機の制御方法である。
　本発明の第５態様は、圧縮機と、凝縮器と、膨張弁と、蒸発器とが順次接続され、冷媒が循環する冷凍サイクルの主回路と、前記蒸発器に流入する熱源水の入口温度を計測する熱源水入口温度計測手段と、前記蒸発器から流出する熱源水の出口温度を計測する熱源水出口温度計測手段とを具備するターボ冷凍機に適用される制御方法であって、前記熱源水出口温度から前記熱源水入口温度を引いた値に対する、前記熱源水入口温度から蒸発温度を引いた値の比率が、安定時における目標比率に一致するような前記蒸発温度を算出する蒸発温度補正工程と、前記蒸発温度補正工程において補正された蒸発温度から得られた蒸発圧力を用いて、前記膨張弁の開度制御を行う膨張弁制御工程とを備えるターボ冷凍機の制御方法である。
　本発明によれば、温度計の計測遅れに起因する膨張弁の制御遅れを緩和することができるという効果を奏する。
本発明の第１実施形態に係るターボ冷凍機の概略構成を示した図である。 本発明の第１実施形態に係る制御装置の機能ブロック図である。 現在流量演算部によって実行される処理のフローチャートを示した図である。 主膨張弁開度演算部により実行される処理を示したフローチャートである。 副膨張弁開度演算部により実行される処理を示したフローチャートである。 本発明の第１実施形態に係る制御装置の制御について説明するための図である。 温度センサによって計測された熱源水入口温度Ｔｓｗｉ、温度センサによって計測された熱源水出口温度Ｔｓｗｏ、蒸発圧力Ｐｓから換算した蒸発温度ＥＴ、及び圧縮機吐出温度の時間的推移の一例を示した図である。 本発明の第２実施形態に係る制御装置の機能ブロック図である。 従来のターボ冷凍機の一構成例を示した図である。 温度計の一構成例を示した図である。
〔第１実施形態〕
　以下に、本発明の第１実施形態に係るターボ冷凍機及びその制御装置並びに制御方法について、図面を参照して説明する。
　図１は、本発明の第１実施形態に係るターボ冷凍機の概略構成を示した図である。図１に示すように、ターボ冷凍機１は、圧縮機２と、凝縮器３と、エコノマイザ４と、主膨張弁５と、蒸発器７とが順次接続された閉回路の冷媒主回路８を備えている。
　圧縮機２は、インバータモータ６により駆動される多段遠心圧縮機であり、吸入口２Ａおよび吐出口２Ｂの他に、第１羽根車と第２羽根車との間に設けられる中間吸入口２Ｃを備え、吸入口２Ａから吸い込んだ低圧ガス冷媒を第１羽根車および第２羽根車の回転により順次遠心圧縮し、圧縮した高圧ガス冷媒を吐出口２Ｂから吐き出すように構成されている。
　圧縮機２の吐出口２Ｂから吐き出された高圧ガス冷媒は、凝縮器３へと導かれる。凝縮器３は、例えば、プレート式熱交換器であり、圧縮機２から供給される高圧ガス冷媒と温水回路を循環する温水（熱媒）とを熱交換させることにより、温水を所定の温度まで昇温させる。凝縮器３において凝縮液化された冷媒は、エコノマイザ４に供給される。
　エコノマイザ４は、冷媒主回路８中を流れる液冷媒と、冷媒主回路８から分流されて副膨張弁９により減圧された冷媒とを熱交換させ、減圧後の冷媒の蒸発潜熱により冷媒主回路８中を流れる液冷媒を過冷却するプレート式の冷媒／冷媒熱交換器である。エコノマイザ４は、液冷媒を過冷却することにより蒸発されたガス冷媒（中間圧冷媒）を圧縮機２の中間吸入口２Ｃから中間圧の圧縮冷媒中に注入するためのガス回路１０を備え、これによって、中間冷却器方式のエコノマイザサイクルを構成している。
　エコノマイザ４を経て過冷却された冷媒は、主膨張弁５を通過することにより膨張して蒸発器７に供給される。蒸発器７は、熱交換器（例えば、プレート式熱交換器）であり、主膨張弁５から導かれた冷媒と熱源水回路１５を循環する熱源水とを熱交換させることにより、冷媒を蒸発させ、その蒸発潜熱により熱源水を冷却するものである。
　ターボ冷凍機１には、凝縮器３に流入する温水の温度である温水入口温度Ｔｈｗｉを計測する温度センサ１２、凝縮器３から流出する温水の温度である温水出口温度Ｔｈｗｏを計測する温度センサ１３、凝縮器３の冷媒出口側に設けられ、凝縮器出口温度Ｔｃを計測する温度センサ１４、冷媒主回路８においてエコマイザ４と主膨張弁５との間に設けられ、主膨張弁入口温度Ｔｅｃｏｈを計測する温度センサ１９、ガス回路１０を流れる中間圧冷媒の温度である中間圧冷媒温度Ｔｍを計測する温度センサ１６、蒸発器７に流入する熱源水の温度である熱源水入口温度Ｔｓｗｉを計測する温度センサ１７、蒸発器７から流出する熱源水の温度である熱源水出口温度Ｔｓｗｏを計測する温度センサ１８が設けられている。ターボ冷凍機１は、凝縮圧力（圧縮機吐出圧力）Ｐｄを計測する圧力センサ２０、ガス回路１０を流れる中間圧冷媒の圧力である中間圧冷媒圧力Ｐｍを計測する圧力センサ２１、蒸発圧力（圧縮機吸込圧力）Ｐｓを計測する圧力センサ２２を備えている。
　上記各種センサの計測値は、制御装置３０に送信され、圧縮機の回転数制御や主膨張弁５及び副膨張弁９の開度制御等に用いられる。
　制御装置３０は、例えば、コンピュータであり、ＣＰＵ（中央演算処理装置）、ＲＡＭ（Ｒａｎｄｏｍ　Ａｃｃｅｓｓ　Ｍｅｍｏｒｙ）等の主記憶装置、補助記憶装置、外部の機器と通信を行うことにより情報の授受を行う通信装置などを備えている。
　補助記憶装置は、コンピュータ読取可能な記録媒体であり、例えば、磁気ディスク、光磁気ディスク、ＣＤ－ＲＯＭ、ＤＶＤ－ＲＯＭ、半導体メモリ等である。この補助記憶装置には、各種プログラムが格納されており、ＣＰＵが補助記憶装置から主記憶装置にプログラムを読み出し、実行することにより種々の処理を実現させる。
　図２は、制御装置３０の機能ブロック図である。図２に示すように、制御装置３０は、温度補正部３１及び膨張弁制御部３２を備えている。
　温度補正部３１は、温水入口温度Ｔｈｗｉ及び温水出口温度Ｔｈｗｏを補正する。すなわち、上述したように、温度センサ１２、１３等には計測遅れが発生する。温度補正部３１は、温度センサ１２、１３による計測遅れを補正するための構成である。
　具体的には、温度制御部３１は、凝縮温度取得部４１、温度差演算部４２、判定部４３、及び補正部４４を備えている。
　凝縮温度取得部４１は、圧力センサ２０によって計測された凝縮圧力Ｐｄから凝縮温度Ｔｃを取得する。具体的には、凝縮温度取得部４１は、凝縮圧力Ｐｄと凝縮温度ＣＴとが一意的に対応付けられた対応情報（関数やテーブル）を有しており、この対応情報を用いて凝縮圧力Ｐｄから凝縮温度ＣＴを得る。
　温度差演算部４２は、凝縮温度取得部４１によって得られた現在の凝縮温度から一定期間前に得られた凝縮温度を減算することにより、温度差ΔＣＴを演算する。ここで、一定期間とは、例えば、冷媒が冷媒主回路８を一巡する期間に相当し、冷媒充填量[ｋｇ]を冷媒循環量[ｋｇ／ｍｉｎ]で除算することによって得られる。この値に所定の余裕度（マージン）を考慮した期間を一定期間としてもよい。
　判定部４３は、温度差ΔＣＴの絶対値｜ΔＣＴ｜が予め設定されている閾値以上であるか否かを判定する。閾値は、例えば、主膨張弁５の仕様で決められている変化レートから導き出される値である。例えば、主膨張弁５の変化レートが最大１０［％］／６０［ｓｅｃ］、温水入口温度Ｔｈｗｉが約７０［℃］、温水出口温度Ｔｈｗｏが８０［℃］、上記一定期間が３０［ｓｅｃ］と決められていた場合、閾値は以下の（１）式によって設定される。
　閾値＝（１０［％］×１０［℃］×３０［ｓｅｃ］／６０［ｓｅｃ］）＋α＝０．５＋α［℃］　　　（１）
　ここで、αは、余裕度（マージン）であり、固定値であってもよいし、上記（１）式におけるカッコ内の値に応じて決定される値であってもよい。
　補正部４４は、温度差の絶対値｜ΔＣＴ｜が閾値以上である場合に、温水入口温度Ｔｈｗｉ及び温水出口温度Ｔｈｗｏに温度差ΔＣＴを加算することにより、温水入口温度Ｔｈｗｉと温水出口温度Ｔｈｗｏを補正する。
　膨張弁制御部３２は、温度補正部３１によって温度の補正が行われている期間においては補正後の温水入口温度Ｔｈｗｉ及び補正後の温水出口温度Ｔｈｗｏを用いて膨張弁開度の演算を行い、温度補正部３１によって温度の補正が行われていない期間においては、温度センサ１２、１３によって計測された温水入口温度Ｔｈｗｉ及び温水出口温度Ｔｈｗｏを用いて膨張弁開度の演算を行う。以下、膨張弁制御部３２について説明する。
　膨張弁制御部３２は、例えば、現在流量演算部５１、設定流量演算部５２、主膨張弁開度演算部５３、及び副膨張弁開度演算部５４を備えている。膨張弁制御については、以下に示す方法に限定されず、公知の様々な制御方法を採用することができる。そして、その場合において、温水入口温度Ｔｈｗｉ及び温水出口温度Ｔｈｗｏをパラメータとして用いる場合には、上記温度補正部３１によって温度補正が行われていた場合には、補正後の温水入口温度Ｔｈｗｉ及び温水出口温度Ｔｈｗｏを用いるものとする。
　現在流量演算部５１は、温水入口温度Ｔｈｗｉ及び温水出口温度Ｔｈｗｏをパラメータとして用いて流量演算を行う。図３に、現在流量演算部５１によって実行される処理のフローチャートを示す。図３に示すように、現在流量演算部５１は、温水入口温度Ｔｈｗｉ及び温水出口Ｔｈｗｏを用いて現在の加熱能力Ｑｃｏｎ［ｋＷ］を演算する（ステップＳＡ１）。続いて、以下の（２）式を用いて凝縮器流量Ｇｃｏｎ［ｋｇ／ｓ］を演算する（ステップＳＡ２）。
　Ｇｃｏｎ＝Ｑｃｏｎ／（Ｈｄ－Ｈｃ）　　　（２）
　（２）式において、Ｈｄは吐出エンタルピ［ｋＪ／ｋｇ］、Ｈｃは凝縮器出口エンタルピ［ｋＪ／ｋｇ］である。
　続いて、以下の（３）式を用いて主膨張弁５の現在流量Ｇｅｖａを算出する（ステップＳＡ３）。
　Ｇｅｖａ＝（Ｇｃｏｎ－Ｇｍｏ－Ｇｏｃ）／（１＋ｘ）　　　（３）
　ここで、ｘ＝（Ｈｃ－Ｈｅｃｏｈ）／（Ｈｅｃｏｍ－Ｈｃ）　　　（４）
　（３）式において、Ｇｃｏｎは凝縮器流量［ｋｇ／ｓ］、Ｇｍｏはモータ冷却流量［ｋｇ／ｓ］、Ｇｏｃは油冷却冷媒流量［ｋｇ／ｓ］である。（４）式において、Ｈｃは凝縮器出口エンタルピ［ｋＪ／ｋｇ］、Ｈｅｃｏｈは主膨張弁入口エンタルピ［ｋＪ／ｋｇ］、Ｈｅｃｏｍは中間吸い込みガスエンタルピ［ｋＪ／ｋｇ］である。
　次に、現在流量演算部５１は、凝縮器流量Ｇｃｏｎを用いて副膨張弁９の現在流量Ｇｅｃｏを算出する（ステップＳＡ４）。具体的には、以下の（５）式を用いて演算する。
　Ｇｅｃｏ＝ｘ×Ｇｅｖａ　　　（５）
　（５）式において、ｘは上記（４）式で述べたとおりである。Ｇｅｖａは、上記（３）式において算出された主膨張弁の現在流量Ｇｅｖａである。
　このようにして算出された主膨張弁の現在流量Ｇｅｖａ及び副膨張弁の現在流量Ｇｅｃｏは、主膨張弁開度演算部５３及び副膨張弁開度演算部５４に出力される。
　設定流量演算部５２は、主膨張弁５の設定流量Ｇｅｖａ＊及び副膨張弁９の設定流量Ｇｅｃｏ＊を演算する。ここで、設定流量演算部５２による演算は、上述した現在流量演算部５１で用いた演算式において、温水出口温度Ｔｈｗｏの代わりに、予め設定されている温水出口設定温度Ｔｈｗｏ＊を用いる点のみ異なり、他は同様である。したがって、詳細な説明は省略する。
　主膨張弁５の設定流量Ｇｅｖａ＊及び副膨張弁９の設定流量Ｇｅｃｏ＊は、主膨張弁開度演算部５３及び副膨張弁開度演算部５４に出力される。
　主膨張弁開度演算部５３は、現在流量演算部５１によって算出された主膨張弁５の現在流量Ｇｅｖａ及び副膨張弁９の現在流量Ｇｅｃｏ並びに設定流量演算部５２によって設定された主膨張弁５の設定流量Ｇｅｖａ＊及び副膨張弁９の設定流量Ｇｅｃｏ＊を用いてフィードフォワード制御を行うことによりフィードフォワード開度指令を演算し、蒸発器終端温度を用いてフィードバック制御を行うことによりフィードバック開度指令を演算し、これらを足し合わせることにより、開度指令を生成する。
　図４は、主膨張弁開度演算部５３により実行される処理を示したフローチャートである。
　まず、フィードフォワード制御では、主膨張弁の現在流量Ｇｅｖａ及び凝縮圧力と蒸発圧力との差圧ΔＰ２（＝Ｐｄ－Ｐｓ）等をパラメータとして用いて、主膨張弁５の現在開度Ｃｖｅｖａを演算する（ステップＳＢ１）。次に、主膨張弁５の設定流量Ｇｅｖａ＊及び上記差圧ΔＰ２等をパラメータとして用いて、主膨張弁の設定開度Ｃｖｅｖａ＊を演算する（ステップＳＢ２）。
　そして、主膨張弁５の現在開度Ｃｖｅｖａと設定開度Ｃｖｅｖａ＊とを按分することにより、フィードフォワード制御における開度指令ＯＰ＿ＦＦを演算する（ステップＳＢ３）。
　フィードバック制御では、蒸発器７における熱源水出口温度Ｔｓｗｏと蒸発圧力Ｐｓから換算される蒸発温度ＥＴとの温度差ΔＴｓｗｏが、目標値ΔＴｓｗｏ＊に一致するような開度指令ＯＰ＿ＦＢを演算する（ステップＳＢ４）。例えば、温度差ΔＴｓｗｏと目標値ΔＴｓｗｏ＊との差分に対してＰＩＤ制御を行うことにより、フィードバック制御における開度指令ＯＰ＿ＦＢを演算する。
　このようにして、フィードフォワード制御による開度指令ＯＰ＿ＦＦとフィードバック制御による開度指令ＯＰ＿ＦＢを演算すると、これらを加算することにより最終的な開度指令ＯＰ＝ＯＰ＿ＦＦ＋ＯＰ＿ＦＢを演算する（ステップＳＢ５）。
　そして、この開度指令ＯＰに基づいて、主膨張弁５の開度が制御される。
　副膨張弁開度演算部５４は、現在流量演算部５１によって算出された主膨張弁５の現在流量Ｇｅｖａ及び副膨張弁９の現在流量Ｇｅｃｏ並びに設定流量演算部５２によって設定された主膨張弁５の設定流量Ｇｅｖａ＊及び副膨張弁９の設定流量Ｇｅｃｏ＊を用いてフィードフォワード制御を行うことによりフィードフォワード開度指令を演算し、主膨張弁入口温度Ｔｅｃｏｈを用いてフィードバック制御を行うことによりフィードバック開度指令を演算し、これらを足し合わせることにより、副膨張弁の開度指令ＯＰｅｃｏを生成する。
　図５は、副膨張弁開度演算部５４により実行される処理を示したフローチャートである。
　まず、フィードフォワード制御では、副膨張弁９の現在流量Ｇｅｃｏ及び凝縮圧力Ｐｄと中間圧力Ｐｍとの差圧ΔＰ１（＝Ｐｄ－Ｐｍ）等をパラメータとして用いて、副膨張弁９の現在開度Ｃｖｅｃｏを演算する（ステップＳＣ１）。次に、副膨張弁９の設定流量Ｇｅｃｏ＊及び上記差圧ΔＰ１等をパラメータとして用いて、副膨張弁９の設定開度Ｃｖｅｃｏ＊を演算する（ステップＳＣ２）。
　そして、副膨張弁９の現在開度Ｃｖｅｃｏと設定開度Ｃｖｅｃｏ＊とを按分することにより、フィードフォワード制御における指令値ＯＰｅｃｏ＿ＦＦを演算する（ステップＳＣ３）。
　フィードバック制御では、副膨張弁入口温度ＭＴに予め設定されているエコノマイザ出口温度差ΔＴ２を加算することで、主膨張弁入口温度目標値Ｔｅｃｏｈｓｅｔ（＝ΔＴ２＋ＭＴ）を設定する（ステップＳＣ４）。次に、現在の主膨張弁入口温度Ｔｅｃｏｈを主膨張弁入口温度目標値Ｔｅｃｏｈ＊に一致させるような開度指令ＯＰｅｃｏ＿ＦＢを演算する（ステップＳＣ５）。例えば、現在の主膨張弁入口温度Ｔｅｃｏｈと主膨張弁入口温度目標値Ｔｅｃｏｈ＊の差分に対してＰＩＤ制御を行うことにより、フィードバック制御における開度指令ＯＰｅｃｏ＿ＦＢを演算する。
　このようにして、フィードフォワード制御による指令値ＯＰｅｃｏ＿ＦＦとフィードバック制御による指令値ＯＰｅｃｏ＿ＦＢを演算すると、これらを加算することにより最終的な開度指令ＯＰｅｃｏ＝ＯＰｅｃｏ＿ＦＦ＋ＯＰｅｃｏ＿ＦＢを演算する（ステップＳＣ６）。そして、この開度指令ＯＰｅｃｏに基づいて副膨張弁９の弁開度が制御される。
　次に、上記制御装置３０の動作につい図６を参照して説明する。
　図６は、本実施形態に係る制御装置３０の制御について説明するための図である。
　図６において、時刻ｔ１で温水入口温度Ｔｈｗｉに変動が生ずる前においては、温水入口温度Ｔｈｗｉは安定した数値を示しているため、温度補正部３１の温度差演算部４２によって演算される温度差｜ΔＣＴ｜はゼロに近い値となる。このため、判定部４３においては、温度差｜ΔＣＴ｜が閾値未満であると判定され、補正部４４による温度補正は行われない。
　これに対し、時刻ｔ１において温水入口温度Ｔｈｗｉが急激に低下すると、凝縮圧力Ｐｄがこれに伴い速やかに低下し、凝縮温度取得部４１によって取得される凝縮温度は低下する。この結果、温度差演算部４２において演算される温度差の絶対値｜ΔＣＴ｜は比較的大きな値となる。この結果、判定部４３において温度差｜ΔＣＴ｜が閾値以上であると判断され、補正部４４による温度補正が行われる。これにより、温度センサ１２によって計測された温水入口温度Ｔｈｗｉ及び温度センサ１３によって計測された温水出口温度ＴｈｗｏにそれぞれΔＣＴ（負の値）が加算されることとなり、下降修正された温水入口温度Ｔｈｗｉ及び温水出口温度Ｔｈｗｏを用いた流量演算や開度演算が膨張弁制御部３２において行われる。これにより、例えば、副膨張弁９については、弁開度が小さくなる方向に制御される（図６の時刻ｔ１～ｔ２の期間）。従来の副膨張弁の開度制御では、温度センサ１２、１３によって計測された温度、すなわち、計測遅れのある温度を用いて弁開度を演算していたため、実際は温水入口温度Ｔｈｗｉが下がっているにも関わらず、副膨張弁９を開く方向に制御しており、これが圧縮機２の液吸い込みの原因となっていた。
　以上説明したように、本実施形態に係るターボ冷凍機及びその制御装置並びに制御方法によれば、凝縮圧力に基づいて凝縮温度を取得し、現在の凝縮温度と一定時間前の凝縮温度との温度差の絶対値｜ΔＣＴ｜が所定の閾値以上である場合には、温度センサ１２、１３によって計測された温水入口温度Ｔｈｗｉ及び温水出口温度Ｔｈｗｏにそれぞれ温度差ΔＣＴを加算して温度を補正するので、温度センサ１２、１３による計測遅れに起因する膨張弁の制御遅れを緩和することができる。これにより、圧縮機２の液冷媒吸込みを回避することが可能となる。
　本実施形態では、温水入口温度Ｔｈｗｉ及び温水出口温度Ｔｈｗｏを補正することにより、膨張弁が開きすぎることを抑制していたが、例えば、副膨張弁９の開度の変化レートを仕様で決められている定格以下に抑えるという手法を採用することにより、圧縮機の液冷媒の吸い込みを回避することも可能である。
〔第２実施形態〕
　以下に、本発明の第２実施形態に係るターボ冷凍機及びその制御装置並びに制御方法について、図面を参照して説明する。
　上述した第１実施形態においては、温水入口温度Ｔｈｗｉ及び温水出口温度Ｔｈｗｏを補正したが、本実施形態においては、これに加えて、あるいは、これに代えて、蒸発器７における蒸発温度ＥＴ、換言すると、蒸発圧力Ｐｓを補正する。これにより、膨張弁制御の更なる精度向上を図ることとしている。
　第１実施形態では、温水入口温度Ｔｈｗｉが変化すると、その影響が凝縮圧力Ｐｄに比較的早期に現れるため、凝縮圧力Ｐｄから換算した凝縮温度ＣＴを用いて温度補正を行っていた。しかしながら、蒸発器７に関しては、熱源水入口温度Ｔｓｗｉが低下した場合、その影響が蒸発圧力Ｐｓに早期に現れないことが実験によって明らかとなった。図７に、温度センサ１７によって計測された熱源水入口温度Ｔｓｗｉ、温度センサ１８によって計測された熱源水出口温度Ｔｓｗｏ、蒸発圧力Ｐｓから換算した蒸発温度ＥＴ、及び圧縮機吐出温度の時間的推移の一例を示す。
　図７に示すように、蒸発圧力Ｐｓから換算した蒸発温度ＥＴの変化は、熱源水入口温度Ｔｓｗｉや熱源水出口温度Ｔｓｗｏの変化よりも遅いことがわかる。このため、蒸発器７においては、蒸発圧力Ｐｓを用いて熱源水入口温度Ｔｓｉ及び熱源水出口温度Ｔｓｗｏを補正するといった上記蒸発器３と同様の手法を採用することができない。
　ここで、図７を分析してみると安定時においては、熱源水入口温度Ｔｓｗｉと蒸発温度ＥＴ（蒸発圧力Ｐｓの換算値）との差ΔＴｅと、熱源水入口温度Ｔｓｗｉと熱源水出口温度Ｔｓｗｏとの差ΔＴｓとの比率Ｋが等しいことがわかった。すなわち、以下の式が成立することがわかった。
　Ｋ＝ΔＴｅ／ΔＴｓ＝（Ｔｓｗｉ－ＥＴ）／（Ｔｓｗｉ－Ｔｓｗｏ）＝一定　　（６）
　そこで、本実施形態においては、安定時における比率Ｋの値を目標比率Ｋ＊として設定しておき、常に、比率Ｋが目標比率Ｋ＊となるように蒸発温度ＥＴを補正することにより、速やかに熱源水入口温度Ｔｓｗｉの変化を膨張弁制御に反映させることとした。
　図８は、本実施形態に係る制御装置３５の機能ブロック図である。図８に示すように、制御装置３５は、図２に示した制御装置３０の構成に加えて、蒸発温度補正部３３を更に備えている。
　蒸発温度補正部３３は、安定時における比率Ｋの値を目標比率Ｋ＊として保有しており、比率Ｋが目標比率Ｋ＊となるように、蒸発温度を補正する。つまり、上記（６）式から導出した以下の（７）式に熱源水入口温度Ｔｓｗｉ、熱源水出口温度Ｔｓｗｏ、及び予め保有している目標比率Ｋ＊を代入することで、蒸発温度ＥＴを演算する。
　ＥＴ＝Ｔｓｗｉ－（Ｔｓｗｉ－Ｔｓｗｏ）Ｋ＊　　　（７）
　そして、蒸発温度ＥＴを蒸発圧力Ｐｓに換算し、この蒸発圧力Ｐｓを膨張弁制御に用いる。すなわち、主膨張弁開度演算部５３及び副膨張弁開度演算部５４は、蒸発温度補正部３３によって算出された蒸発温度ＥＴに基づく蒸発圧力Ｐｓを用いて、主膨張弁開度指令ＯＰ及び副膨張弁開度指令ＯＰｅｃｏを演算する。
　ここで、例えば、熱源水入口温度Ｔｓｗｉが低下することにより、蒸発温度ＥＴが低下した場合、蒸発圧力Ｐｓも小さくなる。主膨張弁５の開度指令のフィードフォワード制御（図４のステップＳＢ１～ＳＢ３）において、蒸発圧力Ｐｓが小さくなると、主膨張弁前後差圧ΔＰ２＝Ｐｄ－Ｐｓは大きな値となる。この結果、主膨張弁の現在流量Ｃｖｅｖａ及び設定流量Ｃｅｖａ＊は小さくなり、主膨張弁のフィードフォワード制御の開度指令ＯＰ＿ＦＦは小さくなる。
　フィードバック制御（図４のステップＳＢ４）では、蒸発器７における熱源水出口温度Ｔｓｗｏと蒸発温度ＥＴとの温度差ΔＴｓｗｏを目標値ΔＴｓｗｏ＊に一致させるような開度指令ＯＰ＿ＦＢが演算される。ここで、温度差ΔＴｓｗｏについては、熱源水入口温度Ｔｓｗｉが変動しても略一定といえるので（図７参照）、主膨張弁５が開く方向には作用しない。以上から、蒸発温度補正部３３による蒸発温度ＥＴを主膨張弁５の弁開度制御に反映させることで、主膨張弁５が開きすぎることを回避することができ、圧縮機２の液冷媒の吸い込みを回避させることが可能となる。
　上述した実施形態においては、図１に示した構成を備えるターボ冷凍機１に適用される制御装置３０、３５について説明したが、本発明の制御装置が適用されるターボ冷凍機１は図１に示した構成のものに限られない。例えば、エコノマイザ４に関連する構成を備えていないターボ冷凍機、具体的には、図１において、エコノマイザ４、副膨張弁９、ガス回路１０、温度センサ１６、及び圧力センサ２１を省略した構成のターボ冷凍機にも適応可能である。この場合、主膨張弁５の開度制御においては、副膨張弁９に流れる流量をゼロとして上記演算を行えばよい。
　本発明は、上述の実施形態のみに限定されるものではなく、発明の要旨を逸脱しない範囲において、種々変形実施が可能である。
１　ターボ冷凍機
２　圧縮機
３　凝縮器
５　主膨張弁
７　蒸発器
８　冷媒主回路
９　副膨張弁
１２～１４、１６～１８　温度センサ
２０～２２　圧力センサ
３０　制御装置
３１　温度補正部
３２　膨張弁制御部
３３　蒸発温度補正部
４１　凝縮温度取得部
４２　温度差演算部
４３　判定部
４４　補正部
５１　現在流量演算部
５２　設定流量演算部
５３　主膨張弁開度演算部
５４　副膨張弁開度演算部

Claims (7)

  1. 　圧縮機と、凝縮器と、膨張弁と、蒸発器とが順次接続され、冷媒が循環する冷凍サイクルの主回路と、前記凝縮器に流入する熱媒の入口温度を計測する第１温度計測手段と、前記凝縮器から流出する熱媒の出口温度を計測する第２温度計測手段と、凝縮圧力を計測する圧力計測手段とを具備するターボ冷凍機に適用される制御装置であって、
    　前記第１温度計測手段及び前記第２温度計測手段によって計測された熱媒入口温度及び熱媒出口温度を補正する温度補正手段と、
    　前記温度補正手段によって補正された熱媒入口温度及び熱媒出口温度を用いて、前記膨張弁の開度制御を行う膨張弁制御手段と
    を備え、
    　前記温度補正手段は、
    　前記圧力計測手段によって取得された凝縮圧力から凝縮温度を取得する凝縮温度取得手段と、
    　現在の前記凝縮温度から一定期間前の凝縮温度を減算して温度差を演算する温度差演算手段と、
    　前記温度差の絶対値が予め設定されている閾値以上であるか否かを判定する判定手段と、
    　前記温度差の絶対値が前記閾値以上である場合に、前記第１温度計測手段及び前記第２温度計測手段によって計測されたそれぞれの温度に前記温度差を加算する補正手段と
    を具備するターボ冷凍機の制御装置。
  2. 　前記一定期間は、冷媒が前記主回路を一巡する期間に設定されている請求項１に記載のターボ冷凍機の制御装置。
  3. 　前記ターボ冷凍機は、
    　前記凝縮器と前記膨張弁との間に設けられ、前記主回路を流れる液冷媒と前記主回路から分流されて副膨張弁により減圧された冷媒とを熱交換させ、前記主回路を流れる液冷媒を過冷却する熱交換器と、
    　前記熱交換器において前記主回路を流れる液冷媒と熱交換を終えた冷媒を前記圧縮機に戻すガス回路と
    を備え、
    　前記膨張弁制御手段は、前記温度補正手段によって補正された熱媒入口温度及び熱媒出口温度を用いて前記副膨張弁の開度制御を行う請求項１または請求項２に記載のターボ冷凍機の制御装置。
  4. 　圧縮機と、凝縮器と、膨張弁と、蒸発器とが順次接続され、冷媒が循環する冷凍サイクルの主回路と、前記蒸発器に流入する熱源水の入口温度を計測する熱源水入口温度計測手段と、前記蒸発器から流出する熱源水の出口温度を計測する熱源水出口温度計測手段とを具備するターボ冷凍機に適用される制御装置であって、
    　熱源水出口温度から熱源水入口温度を引いた値に対する、前記熱源水入口温度から蒸発温度を引いた値の比率が、安定時における目標比率に一致するような前記蒸発温度を算出する蒸発温度補正手段と、
    　前記蒸発温度補正手段によって補正された蒸発温度から得られた蒸発圧力を用いて、前記膨張弁の開度制御を行う膨張弁制御手段と
    を備えるターボ冷凍機の制御装置。
  5. 　請求項１から請求項４のいずれかに記載の制御装置を備えたターボ冷凍機。
  6. 　圧縮機と、凝縮器と、膨張弁と、蒸発器とが順次接続され、冷媒が循環する冷凍サイクルの主回路と、前記凝縮器に流入する熱媒の入口温度を計測する第１温度計測手段と、前記凝縮器から流出する熱媒の出口温度を計測する第２温度計測手段と、凝縮圧力を計測する圧力計測手段とを具備するターボ冷凍機に適用される制御方法であって、
    　前記第１温度計測手段及び前記第２温度計測手段によって計測された温度を補正する温度補正工程と、
    　前記温度補正工程において補正された熱媒入口温度及び熱媒出口温度を用いて、前記膨張弁の開度制御を行う膨張弁制御工程と
    を含み、
    　前記温度補正工程は、
    　前記圧力計測手段によって取得された凝縮圧力から凝縮温度を取得する凝縮温度取得工程と、
    　現在の前記凝縮温度から一定期間前の凝縮温度を減算して温度差を演算する温度差演算工程と、
    　前記温度差の絶対値が予め設定されている閾値以上であるか否かを判定する判定工程と、
    　前記温度差の絶対値が前記閾値以上である場合に、前記第１温度計測手段及び前記第２温度計測手段によって計測されたそれぞれの温度に前記温度差を加算する温度補正工程と
    を含むターボ冷凍機の制御方法。
  7. 　圧縮機と、凝縮器と、膨張弁と、蒸発器とが順次接続され、冷媒が循環する冷凍サイクルの主回路と、前記蒸発器に流入する熱源水の入口温度を計測する熱源水入口温度計測手段と、前記蒸発器から流出する熱源水の出口温度を計測する熱源水出口温度計測手段とを具備するターボ冷凍機に適用される制御方法であって、
    　熱源水出口温度から熱源水入口温度を引いた値に対する、前記熱源水入口温度から蒸発温度を引いた値の比率が、安定時における目標比率に一致するような前記蒸発温度を算出する蒸発温度補正工程と、
    　前記蒸発温度補正工程において補正された蒸発温度から得られた蒸発圧力を用いて、前記膨張弁の開度制御を行う膨張弁制御工程と
    を備えるターボ冷凍機の制御方法。
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