JP7705757B2 - Air conditioners - Google Patents
Air conditioners Download PDFInfo
- Publication number
- JP7705757B2 JP7705757B2 JP2021139439A JP2021139439A JP7705757B2 JP 7705757 B2 JP7705757 B2 JP 7705757B2 JP 2021139439 A JP2021139439 A JP 2021139439A JP 2021139439 A JP2021139439 A JP 2021139439A JP 7705757 B2 JP7705757 B2 JP 7705757B2
- Authority
- JP
- Japan
- Prior art keywords
- compressor
- motor
- speed fluctuation
- order
- suction pressure
- Prior art date
- Legal status (The legal status is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the status listed.)
- Active
Links
Images
Landscapes
- Air Conditioning Control Device (AREA)
- Control Of Electric Motors In General (AREA)
Description
本発明は、空気調和機に関する。 The present invention relates to an air conditioner.
圧縮機のトルク脈動（負荷トルクの変動）に伴う振動を抑制する技術として、例えば、特許文献１に記載の技術が知られている。すなわち、特許文献１には、負荷に連結されたモータの回転速度及び負荷トルクのうち少なくとも一方に基づいて、制御部が、モータの回転速度の変動許容幅を調整することが記載されている。
As a technology for suppressing vibrations caused by torque pulsation (fluctuations in load torque) of a compressor, for example, the technology described in
特許文献１に記載の技術では、モータの回転速度の変動許容幅を調整することで、圧縮機の振動を抑制するようにしているが、さらに改善の余地がある。
The technology described in
そこで、本発明は、圧縮機の振動抑制と高効率化とを両立可能な空気調和機を提供することを課題とする。 Therefore, the objective of the present invention is to provide an air conditioner that can simultaneously suppress compressor vibration and achieve high efficiency.
前記した課題を解決するために、本発明に係る空気調和機は、モータで駆動される圧縮機と、前記モータを制御する制御部と、を備え、前記制御部は、前記圧縮機の吸込圧力が低いほど、前記モータの回転速度の変動を抑制する速度変動抑制制御の効きを強くし、前記圧縮機の吸込圧力に基づいて、前記速度変動抑制制御における補償次数を変更し、前記補償次数としての回転ｎ次成分（ｎ：自然数）は、前記モータの回転速度の変動に含まれる成分のうち、前記速度変動抑制制御によって抑制されるものであって、前記モータが機械角で１回転する間の波形がｎ周期分の正弦波状を呈する成分であることとした。なお、その他については実施形態の中で説明する。
In order to solve the above-mentioned problems, the air conditioner according to the present invention comprises a compressor driven by a motor, and a control unit that controls the motor, and the control unit strengthens the effectiveness of speed fluctuation suppression control that suppresses fluctuations in the rotation speed of the motor as the suction pressure of the compressor decreases, and changes the compensation order in the speed fluctuation suppression control based on the suction pressure of the compressor, and the nth rotational component (n: natural number) as the compensation order is a component contained in the fluctuations in the rotation speed of the motor that is suppressed by the speed fluctuation suppression control, and the waveform during one rotation of the motor in mechanical angle is a component that exhibits a sine wave shape for n periods . Other details will be explained in the embodiments.
本発明によれば、圧縮機の振動抑制と高効率化とを両立可能な空気調和機を提供できる。 The present invention provides an air conditioner that can simultaneously suppress compressor vibration and achieve high efficiency.
≪第１実施形態≫
＜空気調和機の構成＞
図１は、第１実施形態に係る空気調和機１００の構成図である。
なお、図１の実線矢印は、暖房サイクルにおける冷媒の流れを示している。
また、図１の破線矢印は、冷房サイクルにおける冷媒の流れを示している。
空気調和機１００は、冷房運転や暖房運転等の空調を行う機器である。図１に示すように、空気調和機１００は、圧縮機１１と、室外熱交換器１２と、室外ファン１３と、膨張弁１４と、を備えている。さらに、空気調和機１００は、室内熱交換器１５と、室内ファン１６と、四方弁１７と、を備える他、室内温度センサ２１等の複数のセンサを備えている。また、空気調和機１００は、圧縮機１１のモータＭ１の駆動に用いられる構成として、コンバータ３１と、平滑コンデンサ３２と、インバータ３３と、電圧検出器３４と、電流検出器３５と、モータ駆動装置５０と、を備えている。
First Embodiment
<Air conditioner configuration>
FIG. 1 is a configuration diagram of an
In addition, the solid arrows in FIG. 1 indicate the flow of the refrigerant in the heating cycle.
The dashed arrows in FIG. 1 indicate the flow of refrigerant in the cooling cycle.
The
圧縮機１１は、低温・低圧のガス冷媒を圧縮し、高温・高圧のガス冷媒として吐出する機器であり、駆動源であるモータＭ１を備えている。このようなモータＭ１として、例えば、永久磁石同期モータが用いられる。また、モータＭ１で駆動される圧縮機１１として、例えば、ロータリ圧縮機やスクロール圧縮機が用いられる。圧縮機１１は、冷媒の圧縮過程でモータＭ１の負荷トルクが周期的に変動するという特性を有している。
The
室外熱交換器１２は、その伝熱管（図示せず）を通流する冷媒と、外気と、の間で熱交換が行われる熱交換器である。室外ファン１３は、室外熱交換器１２に外気を送り込むファンである。室外ファン１３は、駆動源である室外ファンモータ１３ａを備え、室外熱交換器１２の付近に設置されている。
膨張弁１４は、「凝縮器」（室外熱交換器１２及び室内熱交換器１５の一方）で凝縮した冷媒を減圧する弁である。なお、膨張弁１４で減圧された冷媒は、「蒸発器」（室外熱交換器１２及び室内熱交換器１５の他方）に導かれる。
The
The
室内熱交換器１５は、その伝熱管（図示せず）を通流する冷媒と、室内空気（空調室の空気）と、の間で熱交換が行われる熱交換器である。室内ファン１６は、室内熱交換器１５に室内空気を送り込むファンである。室内ファン１６は、駆動源である室内ファンモータ１６ａを備え、室内熱交換器１５の付近に設置されている。
The
四方弁１７は、空気調和機１００の運転モードに応じて、冷媒の流路を切り替える弁である。例えば、冷房運転時（図１の破線矢印を参照）には、冷媒回路１０において、圧縮機１１、室外熱交換器１２（凝縮器）、膨張弁１４、及び室内熱交換器１５（蒸発器）を順次に介して、冷媒が循環する。一方、暖房運転時（図１の実線矢印を参照）には、冷媒回路１０において、圧縮機１１、室内熱交換器１５（凝縮器）、膨張弁１４、及び室外熱交換器１２（蒸発器）を順次に介して、冷媒が循環する。
The four-
なお、図１の例では、圧縮機１１、室外熱交換器１２、室外ファン１３、膨張弁１４、及び四方弁１７が、室外機３０に設置されている。また、室内熱交換器１５や室内ファン１６は、室内機２０に設置されている。
In the example shown in FIG. 1, the
図１に示す室内温度センサ２１は、空調室の温度を検出するセンサであり、室内機２０に設置されている。室内熱交換器温度センサ２２は、室内熱交換器１５の温度を検出するセンサであり、室内熱交換器１５（又はその接続配管）に設置されている。吐出温度センサ２３は、圧縮機１１から吐出される冷媒の温度（吐出温度）を検出するセンサであり、圧縮機１１の吐出側に設置されている。
The
室外温度センサ２４は、外気の温度を検出するセンサであり、室外機３０に設置されている。室外熱交換器温度センサ２５は、室外熱交換器１２の温度を検出するセンサであり、室外熱交換器１２（又はその接続配管）に設置されている。これらの各センサの検出値は、モータ駆動装置５０の負荷状態判定部５１等に出力される。
The
コンバータ３１は、交流電源Ｅ１から印加される交流電圧を直流電圧に変換する電力変換器である。平滑コンデンサ３２は、コンバータ３１の出力側の直流電圧（脈流を含む直流電圧）を平滑化するコンデンサである。インバータ３３は、平滑コンデンサ３２で平滑化された直流電圧を交流電圧に変換し、この交流電圧をモータＭ１の巻線に印加する電力変換器である。このようなインバータ３３として、例えば、三相フルブリッジインバータが用いられる。
The
電圧検出器３４は、平滑コンデンサ３２の両端の直流電圧を検出するものである。電流検出器３５は、例えば、シャント抵抗であり、コンバータ３１からインバータ３３に流れる電流を検出する。電圧検出器３４や電流検出器３５の検出値は、モータ駆動装置５０の制御部５２に出力される。
The
モータ駆動装置５０は、モータＭ１を駆動させる装置であり、図示はしないが、ＣＰＵ（Central Processing Unit）、ＲＯＭ（Read Only Memory）、ＲＡＭ（Random Access Memory）、各種インタフェース等の電子回路を含んで構成されている。そして、ＲＯＭに記憶されたプログラムを読み出してＲＡＭに展開し、ＣＰＵが各種処理を実行するようになっている。図１に示すように、モータ駆動装置５０は、負荷状態判定部５１と、制御部５２と、を備えている。
The
負荷状態判定部５１は、室内温度センサ２１等の複数のセンサの検出値の他、モータＭ１の回転速度等に基づいて、圧縮機１１の負荷状態を判定する。第１実施形態では、負荷状態判定部５１が、圧縮機１１の吸込圧力を算出し、この吸込圧力と所定値との比較結果を負荷判定情報として制御部５２に出力するようにしている。
The load
制御部５２は、電圧検出器３４や電流検出器３５の検出値の他、負荷状態判定部５１から入力される負荷判定情報等に基づいて、所定のベクトル演算を行い、モータＭ１を制御する。例えば、制御部５２は、所定のＰＷＭ（Pulse Width Modulation）パルスを生成し、このＰＷＭパルスをドライバ回路（図示せず）に出力する。そして、ドライバ回路からインバータ３３の各スイッチング素子（図示せず）に所定の指令信号が出力されることで、モータＭ１が駆動される。
The
＜制御部の構成＞
図２は、空気調和機のモータ駆動装置が備える制御部５２の機能ブロック図である。
図２に示すように、制御部５２は、３相／２軸変換部５２ａと、軸誤差演算部５２ｂと、ＰＬＬ回路５２ｃ（Phase Locked Loop）と、積分器５２ｄと、速度制御部５２ｅと、を備えている。また、制御部５２は、前記した構成の他に、減算器５２ｆ，５２ｇと、電流制御部５２ｈと、電圧指令演算部５２ｉと、２軸／３相変換部５２ｊと、ＰＷＭ信号生成部５２ｋと、を備えている。
<Configuration of control unit>
FIG. 2 is a functional block diagram of the
2, the
なお、電流検出器３５（図１参照）の電流検出値に基づき、制御部５２において３相座標系の電流（Ｉu，Ｉv，Ｉw）が再現され、この電流（Ｉu，Ｉv，Ｉw）の値が３相／２軸変換部５２ａに出力される。
Based on the current detection value of the current detector 35 (see FIG. 1), the
３相／２軸変換部５２ａは、モータＭ１（図１参照）の回転子の位相θdcに基づいて、３相座標系の電流（Ｉu，Ｉv，Ｉw）をｄｃ軸・ｑｃ軸の電流検出値（Ｉdc，Ｉqc）に変換する。なお、モータＭ１における実際の磁石磁束Φの向きをｄ軸とし、このｄ軸に直交する軸をｑ軸としている。また、制御部５２において仮定されるｄ軸をｄｃ軸としている（ｑｃ軸も同様）。つまり、電流検出値（Ｉdc，Ｉqc）とは、制御部５２において仮定されたｄｃ軸・ｑｃ軸のモータ電流である。
The three-phase/two-
軸誤差演算部５２ｂは、モータＭ１（図１参照）における実際の磁石磁束Φの位相と、積分器５２ｄの演算結果である位相θdと、の間の軸誤差Δθを、例えば、以下の式（１）に基づいて算出する。なお、式（１）に示すＲはモータＭ１の巻線抵抗であり、ＬqcはモータＭ１のｑ軸インダクタンスである。また、ｄ軸電圧指令Ｖd＊等に付している上付きの「＊」は、指令値であることを表している。
The axis
ＰＬＬ回路５２ｃは、軸誤差演算部５２ｂによって演算された軸誤差Δθがゼロになるように、ＰＩ制御（Proportional Integral Control）に基づいて、モータＭ１（図１参照）の実回転速度ωrを算出する。これによって、制御部５２において仮定されているｄｃ軸・ｑｃ軸が、モータＭ１の実際の磁石磁束Φに対応したｄ軸・ｑ軸に一致するため、モータＭ１を位置センサレスでベクトル制御できる。積分器５２ｄは、実回転速度ωrを積分することで、モータＭ１の回転子の位相θdcを算出する。
The
速度制御部５２ｅは、負荷状態判定部５１（図１参照）から入力される負荷判定情報と、制御部５２において演算される所定の回転速度指令ωr＊と、ＰＬＬ回路５２ｃから入力されるモータＭ１（図１参照）の実回転速度ωrと、に基づいて、トルク電流指令Ｉq＊を算出する。この速度制御部５２ｅの処理が、第１実施形態の主な特徴の一つであるが、その詳細については後記する。
The
減算器５２ｆは、所定の励磁電流指令Ｉd＊と、３相／２軸変換部５２ａの演算結果である電流検出値Ｉdcと、の差ΔＩdを算出する。なお、モータＭ１（図１参照）が非突極型（Ｌd＝Ｌq）である場合には、励磁電流指令Ｉd＊がゼロに設定される。また、モータＭ１が逆突極型（Ｌd＜Ｌq）である場合には、トルク電流指令Ｉq＊に基づく所定の励磁電流指令Ｉd＊が設定される。減算器５２ｇは、速度制御部５２ｅの演算結果であるトルク電流指令Ｉq＊と、３相／２軸変換部５２ａの演算結果である電流検出値Ｉqcと、の差ΔＩqを算出する。
The
電流制御部５２ｈは、前記した差ΔＩd，ΔＩqがゼロになるように、第二の励磁電流指令Ｉd＊＊及び第二のトルク電流指令Ｉq＊＊を算出する。
電圧指令演算部５２ｉは、電流制御部５２ｈの演算結果である第二の励磁電流指令Ｉd＊＊及び第二のトルク電流指令Ｉq＊＊に基づき、周知の電圧方程式を用いて、電圧指令（Ｖd＊，Ｖq＊）を算出する。
The
The voltage
２軸／３相変換部５２ｊは、電圧指令演算部５２ｉの演算結果であるｄ軸・ｑ軸の電圧指令（Ｖd＊，Ｖq＊）を、積分器５２ｄの演算結果である位相θdcに基づいて、三相の電圧指令（Ｖu＊，Ｖv＊，Ｖw＊）に変換する。
The two-axis/three-
ＰＷＭ信号生成部５２ｋは、２軸／３相変換部５２ｊの演算結果である三相の電圧指令（Ｖu＊，Ｖv＊，Ｖw＊）に基づいて、所定のＰＷＭパルス）を生成する。このＰＷＭパルスに基づいて、インバータ３３の各スイッチング素子（図示せず）のオン／オフが切り替えられ、モータＭ１（図１参照）の巻線に三相交流電流が流れるようになっている。
The PWM
＜圧縮機のトルク脈動について＞
空気調和機１００（図１参照）の圧縮機１１において、モータＭ１を機械角で１回転させると、冷媒の圧縮過程で負荷トルクが変動する。このような負荷トルクの変動を「トルク脈動」という。このトルク脈動の特性について、発明者らは、次に示す新たな知見を得た。なお、以下の図１６～図２２に関する説明において、圧縮機やモータ等の文言には、符号を特に付けていない。
<Compressor torque pulsation>
In the
図１６は、１シリンダ型ロータリ圧縮機において、駆動源のモータを機械角で１回転させた場合のトルク脈動を示すシミュレーション結果である。
なお、図１６の横軸は、圧縮機のクランク角である。また、図１６の縦軸は、圧縮機の負荷トルクである。図１６のシミュレーション結果は、圧縮機の負荷トルクの特性を説明するものであり、第１実施形態のモータ制御は特に行われていない（図１７～図２２も同様）。
FIG. 16 shows a simulation result showing torque pulsation when the motor serving as the drive source of a one-cylinder rotary compressor is rotated one mechanical angle.
The horizontal axis of Fig. 16 represents the crank angle of the compressor. The vertical axis of Fig. 16 represents the load torque of the compressor. The simulation results of Fig. 16 are for explaining the characteristics of the load torque of the compressor, and the motor control of the first embodiment is not particularly performed (the same applies to Figs. 17 to 22).
図１６のシミュレーションの対象である１シリンダ型ロータリ圧縮機とは、モータの駆動に伴ってシリンダ（図示せず）内でローラ（図示せず）が公転することで、シリンダとローラとの間の圧縮室において冷媒を圧縮する機器である。このような１シリンダ型ロータリ圧縮機は、１対のシリンダ（図示せず）及びローラ（図示せず）を備えている。また、１シリンダ型ロータリ圧縮機では、駆動源のモータが機械角で１回転する過程で１回のトルク脈動が生じる。 The one-cylinder rotary compressor, which is the subject of the simulation in Figure 16, is a device that compresses a refrigerant in a compression chamber between a cylinder (not shown) by rotating a roller (not shown) inside the cylinder (not shown) as the motor is driven. Such a one-cylinder rotary compressor has a pair of cylinders (not shown) and rollers (not shown). In addition, in a one-cylinder rotary compressor, a torque pulsation occurs once during the process in which the motor, the driving source, rotates once at a mechanical angle.
図１６では、圧縮機の吸込圧力Ｐｓが低い場合（実線のグラフ）の他、吸込圧力Ｐｓが中程度の場合（一点鎖線のグラフ）や、吸込圧力Ｐｓが高い場合（破線のグラフ）を示している。これらの３つのパターンに関して、駆動源のモータが機械角で１回転する際の負荷トルクの平均値（図１６では、破線で示す約１．９［Ｎ・ｍ］）が同一になっている。ちなみに、吸込圧力Ｐｓが異なる３つのパターンにおいて、吸込圧力Ｐｓが低いほど、吐出圧力（図示せず）と吸込圧力Ｐｓとの差圧も大きくなる。 In FIG. 16, in addition to the case where the compressor suction pressure Ps is low (solid line graph), the case where the suction pressure Ps is medium (dash line graph) and the case where the suction pressure Ps is high (dashed line graph) are also shown. For these three patterns, the average load torque when the drive motor rotates once in mechanical angle (approximately 1.9 [N·m] shown by the dashed line in FIG. 16) is the same. Incidentally, in the three patterns with different suction pressures Ps, the lower the suction pressure Ps, the greater the pressure difference between the discharge pressure (not shown) and the suction pressure Ps.
図１６に示すように、負荷トルクの平均値が同一であっても、吸込圧力Ｐｓが低くなるほど、圧縮機（つまり、１シリンダ型ロータリ圧縮機）のトルク脈動が大きくなる。これは、吸込圧力Ｐｓが低いほど、圧縮機の吐出弁（図示せず）が開くまでの（つまり、冷媒の圧力が吐出弁の弾性力に打ち勝つまでの）冷媒の圧縮期間が長くなるためであると考えられる。このように、吸込圧力Ｐｓが低いほど、圧縮機のトルク脈動が大きくなるというは、発明者らによって新たに得られた知見である。 As shown in Figure 16, even if the average value of the load torque is the same, the lower the suction pressure Ps, the larger the torque pulsation of the compressor (i.e., a one-cylinder rotary compressor). This is thought to be because the lower the suction pressure Ps, the longer the refrigerant compression period until the compressor discharge valve (not shown) opens (i.e., until the refrigerant pressure overcomes the elastic force of the discharge valve). Thus, the fact that the lower the suction pressure Ps, the larger the torque pulsation of the compressor is is a new finding made by the inventors.
図１７は、１シリンダ型ロータリ圧縮機において、吸込圧力が異なる複数パターンでトルク脈動の周波数解析を行った場合のシミュレーション結果である。
なお、図１７の横軸は、圧縮機の吸込圧力Ｐｓである。また、図１７の縦軸は、負荷トルクの平均値を１００％とした場合のトルク脈動である。例えば、吸込圧力Ｐｓが０．５［Ｍｐａ］の場合、トルク脈動の回転１次成分（図１７に示す「１st」）が１４４［％］になっており、また、回転２次成分（「２nd」）は６６［％］になっている。その他、図１７には、トルク脈動の回転３次成分（「３rd」）や回転４次成分（「４th」）も示している。
FIG. 17 shows a simulation result in the case where a frequency analysis of torque pulsation is performed in a single-cylinder rotary compressor with a plurality of patterns of different suction pressures.
The horizontal axis in Fig. 17 is the suction pressure Ps of the compressor. The vertical axis in Fig. 17 is the torque pulsation when the average value of the load torque is set to 100%. For example, when the suction pressure Ps is 0.5 [Mpa], the first-order rotation component of the torque pulsation ("1st" in Fig. 17) is 144 [%], and the second-order rotation component ("2nd") is 66 [%]. In addition, Fig. 17 also shows the third-order rotation component ("3rd") and fourth-order rotation component ("4th") of the torque pulsation.
ここで、回転１次成分とは、圧縮機のトルク脈動に含まれる成分のうち、圧縮機のモータが機械角で１回転する間の波形が１周期分の正弦波状を呈するものである。同様に、回転ｎ次成分（ｎ：自然数）とは、圧縮機のトルク脈動に含まれる成分のうち、圧縮機のモータが機械角で１回転する間の波形がｎ周期分の正弦波状を呈するものである。図１７の白抜き矢印で示すように、圧縮機の吸込圧力Ｐｓが低くなるほど、トルク脈動の回転１次成分の他、回転２次成分も大きくなっている。また、例えば、吸込圧力Ｐｓが０．５［Ｍｐａ］のように低い場合、トルク脈動の回転３次成分も比較的大きくなっている。 Here, the first-order rotation component is a component included in the torque pulsation of the compressor, the waveform of which is a sine wave for one period while the compressor motor rotates once at a mechanical angle. Similarly, the nth-order rotation component (n: natural number) is a component included in the torque pulsation of the compressor, the waveform of which is a sine wave for n periods while the compressor motor rotates once at a mechanical angle. As shown by the white arrow in Figure 17, the lower the suction pressure Ps of the compressor, the larger the second-order rotation component as well as the first-order rotation component of the torque pulsation becomes. Furthermore, for example, when the suction pressure Ps is low, such as 0.5 [Mpa], the third-order rotation component of the torque pulsation also becomes relatively large.
図１８は、２シリンダ型ロータリ圧縮機において、駆動源のモータを機械角で１回転させた場合のトルク脈動を示すシミュレーション結果である。
なお、図１８の横軸は、圧縮機のクランク角である。また、図１８の縦軸は、圧縮機の負荷トルクである。図１８に示すように、圧縮機の吸込圧力Ｐｓが低い場合（実線のグラフ）の他、吸込圧力Ｐｓが中程度の場合（一点鎖線のグラフ）や、吸込圧力Ｐｓが高い場合（破線のグラフ）に関して、負荷トルクの平均値（図１８では、破線で示す約３．０［Ｎ・ｍ］）は同一になっている。
FIG. 18 shows a simulation result showing torque pulsation when the motor serving as the drive source of a two-cylinder rotary compressor is rotated one mechanical angle.
The horizontal axis of Fig. 18 represents the crank angle of the compressor, and the vertical axis of Fig. 18 represents the load torque of the compressor. As shown in Fig. 18, the average load torque (approximately 3.0 [N·m] shown by the dashed line in Fig. 18) is the same when the suction pressure Ps of the compressor is low (solid line graph), when the suction pressure Ps is medium (dotted line graph), and when the suction pressure Ps is high (dashed line graph).
図１８のシミュレーションの対象である２シリンダ型ロータリ圧縮機とは、モータの駆動に伴ってシリンダ（図示せず）内でローラ（図示せず）が公転することで、シリンダとローラとの間の圧縮室において冷媒を圧縮する機器である。このような２シリンダ型ロータリ圧縮機は、２対のシリンダ（図示せず）及びローラ（図示せず）を備えている。また、２シリンダ型ロータリ圧縮機では、駆動源のモータが機械角で１回転する過程で２回のトルク脈動が生じる。図１８に示すように、負荷トルクの平均値が同一であっても、吸込圧力Ｐｓが低くなるほど、圧縮機（つまり、２シリンダ型ロータリ圧縮機）のトルク脈動が大きくなっている。 The two-cylinder rotary compressor, which is the subject of the simulation in Figure 18, is a device that compresses a refrigerant in a compression chamber between a cylinder (not shown) and a roller (not shown) by revolving inside the cylinder (not shown) as the motor is driven. Such a two-cylinder rotary compressor has two pairs of cylinders (not shown) and rollers (not shown). Furthermore, in a two-cylinder rotary compressor, torque pulsation occurs twice during one mechanical angle rotation of the motor that is the driving source. As shown in Figure 18, even if the average value of the load torque is the same, the lower the suction pressure Ps, the larger the torque pulsation of the compressor (i.e., the two-cylinder rotary compressor).
図１９は、２シリンダ型ロータリ圧縮機において、吸込圧力が異なる複数パターンでトルク脈動の周波数解析を行った場合のシミュレーション結果である。
なお、図１９の横軸は、圧縮機の吸込圧力Ｐｓである。また、図１９の縦軸は、負荷トルクの平均値を１００％とした場合のトルク脈動である。図１９の白抜き矢印で示すように、圧縮機の吸込圧力Ｐｓが低くなるほど、回転２次成分が大きくなる他、回転４次成分も大きくなっている。なお、２シリンダ型ロータリ圧縮機のトルク脈動には、回転１次成分や回転３次成分はほとんど含まれていない。
FIG. 19 shows a simulation result in the case where a frequency analysis of torque pulsation is performed for a plurality of patterns with different suction pressures in a two-cylinder rotary compressor.
The horizontal axis in Fig. 19 is the suction pressure Ps of the compressor. The vertical axis in Fig. 19 is the torque pulsation when the average value of the load torque is set to 100%. As shown by the white arrows in Fig. 19, the lower the suction pressure Ps of the compressor, the larger the second order rotational component and the fourth order rotational component also become. The torque pulsation of a two-cylinder rotary compressor contains almost no first order rotational component or third order rotational component.
図２０は、スクロール圧縮機において、駆動源のモータを機械角で１回転させた場合のトルク脈動を示すシミュレーション結果である。
なお、図２０の横軸は、圧縮機のクランク角である。また、図２０の縦軸は、圧縮機の負荷トルクである。図２０に示すように、圧縮機の吸込圧力Ｐｓが低い場合（実線のグラフ）の他、吸込圧力Ｐｓが中程度の場合（一点鎖線のグラフ）や、吸込圧力Ｐｓが高い場合（破線のグラフ）に関して、負荷トルクの平均値（図２０では、破線で示す約２０［Ｎ・ｍ］）は同一になっている。
FIG. 20 shows a simulation result showing torque pulsation when the motor serving as the drive source in the scroll compressor is rotated by one mechanical angle.
The horizontal axis of Fig. 20 represents the crank angle of the compressor, and the vertical axis of Fig. 20 represents the load torque of the compressor. As shown in Fig. 20, when the suction pressure Ps of the compressor is low (solid line graph), when the suction pressure Ps is medium (dotted line graph), and when the suction pressure Ps is high (dashed line graph), the average load torque (approximately 20 [N·m] shown by the dashed line in Fig. 20) is the same.
図２０のシミュレーションの対象であるスクロール圧縮機とは、渦巻状の固定スクロール（図示せず）に対して、渦巻状の旋回スクロール（図示せず）が噛み合いながら旋回することで、固定スクロールと旋回スクロールとの間の圧縮室で冷媒を圧縮する機器である。図２０に示すように、負荷トルクの平均値が同一であっても、吸込圧力Ｐｓが低くなるほど、圧縮機（つまり、スクロール圧縮機）のトルク脈動が大きくなっている。 The scroll compressor, which is the subject of the simulation in Figure 20, is a device in which a spiral-shaped fixed scroll (not shown) rotates while meshing with a spiral-shaped orbiting scroll (not shown), compressing refrigerant in a compression chamber between the fixed scroll and the orbiting scroll. As shown in Figure 20, even if the average value of the load torque is the same, the lower the suction pressure Ps, the larger the torque pulsation of the compressor (i.e., the scroll compressor).
図２１は、スクロール圧縮機において、吸込圧力が異なる複数パターンでトルク脈動の周波数解析を行った場合のシミュレーション結果である。
なお、図２１の横軸は、圧縮機の吸込圧力Ｐｓである。また、図２１の縦軸は、負荷トルクの平均値を１００％とした場合のトルク脈動である。スクロール圧縮機の場合、ロータリ圧縮機（１シリンダ型は図１７参照、２シリンダ型は図１９参照）と比較すると、トルク脈動が小さくなっている。ただし、図２１の白抜き矢印で示すように、圧縮機の吸込圧力Ｐｓが低くなるほど、トルク脈動の回転１次成分や回転２次成分が大きくなっている。したがって、吸込圧力Ｐｓが低い運転条件では、モータのトルク脈動に伴う振動で騒音が生じるおそれがある。
FIG. 21 shows the results of a simulation performed on a scroll compressor when a frequency analysis of torque pulsation was performed for a plurality of patterns with different suction pressures.
The horizontal axis of Fig. 21 is the suction pressure Ps of the compressor. The vertical axis of Fig. 21 is the torque pulsation when the average value of the load torque is set to 100%. In the case of a scroll compressor, the torque pulsation is smaller than that of a rotary compressor (see Fig. 17 for the one-cylinder type and Fig. 19 for the two-cylinder type). However, as shown by the white arrows in Fig. 21, the lower the suction pressure Ps of the compressor, the larger the rotational primary component and the rotational secondary component of the torque pulsation. Therefore, under operating conditions where the suction pressure Ps is low, there is a risk of noise being generated due to vibrations associated with the torque pulsation of the motor.
このように、１シリンダ型ロータリ圧縮機（図１６、図１７参照）、２シリンダ型ロータリ圧縮機（図１８、図１９参照）、及びスクロール圧縮機（図２０、図２１参照）のいずれにおいても、吸込圧力Ｐｓが低くなるほど、圧縮機のトルク脈動が大きくなる。より詳しく説明すると、負荷トルクの平均値が同一の条件であっても、吸込圧力Ｐｓが低くなるほど、トルク脈動の回転１次成分の他、回転２次成分や回転３次成分といった高次成分も大きくなる傾向がある。これらは、発明者らによって、新たに得られた知見である。 Thus, in one-cylinder rotary compressors (see Figures 16 and 17), two-cylinder rotary compressors (see Figures 18 and 19), and scroll compressors (see Figures 20 and 21), the torque pulsation of the compressor increases as the suction pressure Ps decreases. To explain in more detail, even under the same average load torque condition, the torque pulsation tends to have larger higher-order components such as the second-order and third-order rotational components as well as the first-order rotational component. These are new findings obtained by the inventors.
＜トルク脈動がモータの回転速度に与える影響＞
前記したように、圧縮機においては、冷媒の圧縮過程で負荷トルクが周期的に変動する。このような負荷トルクの変動（トルク脈動）がモータの回転速度の変動に与える影響について説明する。まず、回転体の運動方程式に基づいて、モータトルクＴは、以下の式（２）で与えられる。なお、式（２）に示すＪはモータのイナーシャであり、ωはモータの角速度である。
<Effect of torque pulsation on motor rotation speed>
As described above, in a compressor, the load torque fluctuates periodically during the refrigerant compression process. The effect of such load torque fluctuation (torque pulsation) on the fluctuation of the motor rotation speed will be described. First, based on the equation of motion of a rotating body, the motor torque T is given by the following equation (2). In addition, J in equation (2) is the inertia of the motor, and ω is the angular velocity of the motor.
さらに、式（１）の両辺を時間ｔで微分すると、以下の式（３）が得られる。 Furthermore, by differentiating both sides of equation (1) with respect to time t, we obtain the following equation (3).
図２２は、圧縮機において、モータを機械角で１回転させた場合の負荷トルクの最大値Ｔpeak、負荷トルクの平均値Ｔave、及びトルク脈動の関係を示す説明図である。
なお、図２２の横軸は、圧縮機のクランク角である。また、図２２の縦軸は、圧縮機の負荷トルクである。図２２の例では、圧縮機の種類として、スクロール圧縮機を用いている。図２２に示すＴpeakは、圧縮機の負荷トルクの最大値である。また、Ｔaveは、負荷トルクの平均値である。また、ｄＴは、圧縮機のモータのトルク脈動を示している。
FIG. 22 is an explanatory diagram showing the relationship between the maximum load torque Tpeak, the average load torque Tave, and torque pulsation when the motor rotates once at a mechanical angle in a compressor.
The horizontal axis of Fig. 22 indicates the crank angle of the compressor. The vertical axis of Fig. 22 indicates the load torque of the compressor. In the example of Fig. 22, a scroll compressor is used as the type of compressor. Tpeak shown in Fig. 22 indicates the maximum value of the load torque of the compressor. Tave indicates the average value of the load torque. dT indicates the torque pulsation of the compressor motor.
図２２に示すように、トルク脈動ｄＴは、負荷トルクの最大値Ｔpeakと、負荷トルクの平均値Ｔaveと、の差分になる。ここで、トルク脈動ｄＴをモータの回転１次成分の正弦波で近似すると、以下の式（４）で表される。なお、ΔＴampはトルク脈動の振幅であり、ωは角周波数であり、tは時間である。 As shown in FIG. 22, the torque pulsation dT is the difference between the maximum load torque Tpeak and the average load torque Tave. If the torque pulsation dT is approximated by a sine wave of the primary component of the motor's rotation, it can be expressed by the following equation (4). Note that ΔTamp is the amplitude of the torque pulsation, ω is the angular frequency, and t is the time.
さらに、式（３）、（４）を用いると、圧縮機のモータの回転速度変動ｄωは、以下の式（５）で表される。 Furthermore, using equations (3) and (4), the rotational speed fluctuation dω of the compressor motor is expressed by the following equation (5).
式（５）に示すように、圧縮機のモータの回転速度変動ｄωは、トルク脈動の振幅ΔＴampに比例している。なお、式（５）は、圧縮機のトルク脈動ｄＴの回転１次成分、及び、モータの回転速度変動ｄωの回転１次成分に関するものであるが、回転２次成分以上の高次成分についても同様のことがいえる。つまり、圧縮機のトルク脈動に含まれる成分の次数と、モータの回転速度変動に含まれる成分の次数と、は対応している。 As shown in equation (5), the rotational speed fluctuation dω of the compressor motor is proportional to the amplitude ΔTamp of the torque pulsation. Note that equation (5) relates to the first-order rotational component of the compressor torque pulsation dT and the first-order rotational component of the motor rotational speed fluctuation dω, but the same can be said for higher-order components such as the second-order rotational component and above. In other words, the order of the component contained in the compressor torque pulsation corresponds to the order of the component contained in the motor rotational speed fluctuation.
また、圧縮機の吸込圧力Ｐｓが低くなり、トルク脈動が大きくなるほど、トルク脈動の各成分の回転速度変動も大きくなる。ただし、モータの回転速度変動に含まれる全ての成分（回転１次成分、回転２次成分、・・・、回転ｎ次成分）を一律に低減しようとすると、モータ電流の波高値が大きく変動し、モータの損失（銅損）がかえって大きくなる可能性がある。 In addition, the lower the compressor suction pressure Ps and the larger the torque pulsation, the larger the rotational speed fluctuation of each component of the torque pulsation. However, if you try to uniformly reduce all components included in the motor's rotational speed fluctuation (first rotation component, second rotation component, ... nth rotation component), the peak value of the motor current will fluctuate significantly, and there is a possibility that the motor loss (copper loss) will actually increase.
そこで、第１実施形態では、圧縮機１１（図１参照）の吸込圧力と所定値との比較結果に基づいて、次に説明する速度制御部５２ｅ（図３参照）が、モータＭ１（図１参照）の速度変動の回転１次成分、回転２次成分、・・・、回転ｎ次成分のうち、どの成分を低減させるかを選択するようにしている。
Therefore, in the first embodiment, based on the comparison result between the suction pressure of the compressor 11 (see Figure 1) and a predetermined value, the
＜速度制御部の構成＞
図３は、第１実施形態に係る空気調和機が備える速度制御部５２ｅの機能ブロック図である。
図３に示す速度制御部５２ｅは、モータ駆動装置５０（図１参照）の制御部５２（図１、図２参照）に含まれている。前記したように、速度制御部５２ｅは、負荷判定情報と、回転速度指令ωr＊と、モータＭ１の実回転速度ωrと、に基づいて、トルク電流指令Ｉq＊を生成する。図３に示すように、速度制御部５２ｅは、減算器５２１ｅと、速度制御器５２２ｅと、速度変動抑制制御部５２３ｅと、加算器５２４ｅと、を備えている。
<Configuration of speed control section>
FIG. 3 is a functional block diagram of a
The
減算器５２１ｅは、回転速度指令ωr＊からモータＭ１の実回転速度ωrを減算することで、回転速度偏差Δωを算出する。
速度制御器５２２ｅは、例えば、ＰＩ制御に基づいて、回転速度偏差Δωをゼロに近づけるように、モータＭ１の平均的なトルク電流指令値に相当するトルク電流指令Ｉq0＊を算出する。
速度変動抑制制御部５２３ｅは、負荷判定情報と、回転速度指令ωr＊と、回転速度偏差Δωと、に基づいて、速度変動抑制ｑ軸電流指令Iq*_trqを算出する。なお、速度変動抑制制御部５２３ｅの処理の詳細については後記する。
加算器５２４ｅは、前記したトルク電流指令Ｉq0＊に速度変動抑制ｑ軸電流指令Iq*_trqを加算することで、トルク電流指令Ｉq＊を演算する。このトルク電流指令Ｉq＊は、前記したように、制御部５２（図２参照）の減算器５２ｇ（図２参照）に出力される。
The
The
The speed fluctuation
The
＜速度変動抑制制御部の構成＞
図４は、第１実施形態に係る空気調和機が備える速度変動抑制制御部５２３ｅの機能ブロック図である。
図４に示す速度変動抑制制御部５２３ｅは、モータＭ１（図１参照）のトルク脈動に伴う速度変動の回転１次成分、回転２次成分、・・・、回転ｎ次成分のうち、一つ又は複数を選択的に抑制する機能を有している。このようにモータＭ１の速度変動を抑制する際、以下の式（６）に示す伝達関数が用いられる。なお、式（６）に含まれるｓはラプラス演算子であり、Ｋ１，Ｋ２，Ｋ３は制御係数であり、ω0は所定の中心周波数である。
<Configuration of the speed fluctuation suppression control unit>
FIG. 4 is a functional block diagram of a speed fluctuation
The speed fluctuation
図５は、速度変動抑制制御部で用いられる伝達関数のゲイン特性を示す説明図である。
なお、図５の横軸は、モータＭ１（図１参照）の角周波数であり、縦軸は、前記した式（６）のゲイン（増幅率）である。
図５に示すように、式（６）の伝達関数は、所定の中心周波数ω０に大きな感度を有し、他の周波数にはほとんど感度を有しないという特性を有している。したがって、この中心周波数ω０を所定の周波数に設定することで、他の周波数の感度をほとんど上げることなく、所定の周波数での高感度化（高ゲイン化）を図ることができる。また、式（６）の伝達関数に含まれる制御係数Ｋ１，Ｋ２，Ｋ３の大きさを適宜に変更することで、この伝達関数のゲインを調整できる。
FIG. 5 is an explanatory diagram showing the gain characteristic of a transfer function used in the speed fluctuation suppression control unit.
In addition, the horizontal axis of FIG. 5 represents the angular frequency of the motor M1 (see FIG. 1), and the vertical axis represents the gain (amplification factor) of the above-mentioned equation (6).
As shown in Fig. 5, the transfer function of the formula (6) has a characteristic that it has a high sensitivity to a predetermined center frequency ω0 and has almost no sensitivity to other frequencies. Therefore, by setting this center frequency ω0 to a predetermined frequency, it is possible to achieve high sensitivity (high gain) at the predetermined frequency without increasing the sensitivity to other frequencies. In addition, the gain of the transfer function of the formula (6) can be adjusted by appropriately changing the magnitudes of the control coefficients K1, K2, and K3 included in the transfer function of the formula (6).
図４に示すように、速度変動抑制制御部５２３ｅは、ゲイン指令演算部６１と、速度変動抑制ｑ軸電流指令生成部６２と、加算器６３と、を備えている。
ゲイン指令演算部６１には、負荷判定情報と、回転速度指令ωr＊と、回転速度偏差Δωと、が入力される。そして、ゲイン指令演算部６１は、モータＭ１（図１参照）の速度変動の回転１次成分（図４に示す「１st」）、回転２次成分（「２nd」）、回転３次成分（「３rd」）・・・、回転ｎ次成分（「ｎth」）のそれぞれについて、式（６）に含まれる制御係数Ｋ１，Ｋ２を設定する。このような制御係数Ｋ１，Ｋ２の設定は、負荷判定情報に基づいて行われる。
As shown in FIG. 4, the speed fluctuation
The gain
前記したように、負荷判定情報とは、圧縮機１１（図１参照）の吸込圧力Ｐｓと所定値との比較結果を示す情報であり、負荷状態判定部５１（図１参照）から制御部５２（図１参照）に出力される。
例えば、圧縮機１１の吸込圧力Ｐｓが比較的小さい場合には、前記したように、トルク脈動が大きいため、モータＭ１の速度変動が大きくなりやすい。このような場合、速度変動抑制制御部５２３ｅは、モータＭ１の速度変動を抑制するために、回転１次成分や回転２次成分といった所定の次数に対応する制御係数Ｋ１，Ｋ２を大きくする。その結果、式（６）の伝達関数のゲインが大きくなるため、モータＭ１の速度変動を抑制する制御の効きが強くなる。なお、式（６）に含まれる残りの制御係数Ｋ３（ダンピング定数）については、ボード線図に基づく安定判別や事前の実験等に基づいて、予め設定されている。
As described above, the load determination information is information indicating the result of comparison between the suction pressure Ps of the compressor 11 (see FIG. 1) and a predetermined value, and is output from the load condition determination unit 51 (see FIG. 1) to the control unit 52 (see FIG. 1).
For example, when the suction pressure Ps of the
また、モータＭ１の速度変動の回転１次成分、回転２次成分、回転３次成分、・・・、回転ｎ次成分のうち、どの次数において、式（６）に基づく制御の効きを強くするか（又は弱くするか）は、負荷判定情報の他、圧縮機１１の種類や運転モード等に基づいて、ゲイン指令演算部６１で決定される。ゲイン指令演算部６１は、式（６）の制御係数Ｋ１，Ｋ２の他、回転速度指令ωr＊や回転速度偏差Δωを含む情報を、それぞれの次数に対応付けて、速度変動抑制ｑ軸電流指令生成部６２に出力する。
Furthermore, at which order of the first rotation component, second rotation component, third rotation component, ..., nth rotation component of the speed fluctuation of the motor M1, the effectiveness of the control based on equation (6) should be strengthened (or weakened) is determined by a gain
速度変動抑制ｑ軸電流指令生成部６２は、モータＭ１（図１参照）のトルク脈動に伴う回転速度の変動を抑制するためのｑ軸電流指令を次数ごとに生成する。図４に示すように、速度変動抑制ｑ軸電流指令生成部６２は、１次成分演算部６２ａと、２次成分演算部６２ｂと、３次成分演算部６２ｃと、を備える他、ｎ次成分演算部６２ｎ等を備えている。
The speed fluctuation suppression q-axis current
例えば、１次成分演算部６２ａは、モータＭ１（図１参照）のトルク脈動に伴う速度変動の回転１次成分を打ち消す（抑制する）ためのｑ軸電流指令Ｉq*_trq_1stを生成する。具体的には、１次成分演算部６２ａは、ゲイン指令演算部６１で設定された制御係数Ｋ１，Ｋ２_１stを式（６）に代入し、さらに、式（６）の中心周波数ω0にモータＭ１の回転速度指令ωr＊（又は実回転速度ωr）を代入することで、ｑ軸電流指令Ｉq*_trq_1stを生成する。このｑ軸電流指令Ｉq*_trq_1stは、モータＭ１の速度変動の回転１次成分を抑制するための制御指令値である。
For example, the primary
なお、２次成分演算部６２ｂや３次成分演算部６２ｃ等が行う処理も同様である。ただし、２次成分演算部６２ｂでは、式（６）の中心周波数ω0にモータＭ１の回転速度指令ωr＊の２倍の値（２・ωr＊）が代入される。また、３次成分演算部６２ｃでは、式（６）の中心周波数ω0にモータＭ１の回転速度指令ωr＊の３倍の値（３・ωr＊）が代入される。これによって、モータＭ１の速度変動を次数ごとに抑制するようにしている。このような制御を「速度変動抑制制御」という。
The second-order
図４に示す加算器６３は、１次成分演算部６２ａ、２次成分演算部６２ｂ、３次成分演算部６２ｃ、・・・、ｎ次成分演算部６２ｎのそれぞれの演算結果の和をとって、速度変動抑制ｑ軸電流指令Ｉq*_trqを算出する。この速度変動抑制ｑ軸電流指令Ｉq*_trqは、速度制御部５２ｅ（図３参照）の加算器５２４ｅ（図３参照）に出力される。
The
＜モータ駆動装置の処理＞
図６は、空気調和機のモータ駆動装置が実行する処理のフローチャートである（適宜、図１、図４を参照）。
なお、図６に示す一連の処理の対象となる圧縮機は、例えば、１シリンダ型ロータリ圧縮機である。また、図６の「ＳＴＡＲＴ」時には、冷房運転や暖房運転といった所定の空調運転が行われているものとする。
ステップＳ１０１においてモータ駆動装置５０は、負荷状態判定部５１によって、圧縮機１１の吸込圧力Ｐｓを算出する。例えば、負荷状態判定部５１は、モータＭ１の回転速度（回転速度指令ωr＊又は実回転速度ωr）、室内温度（空調室の温度）、及び室外温度に基づいて、圧縮機１１の吸込圧力Ｐｓを算出する。このように第１実施形態では、負荷状態判定部５１が、圧縮機１１の吸込圧力Ｐｓを算出するようにしている。したがって、空気調和機１００（図１参照）に吸込圧力センサ（図示せず）を特に設ける必要がないため、製造コストを削減できる。
<Processing of the motor driving device>
FIG. 6 is a flowchart of a process executed by the motor drive device of the air conditioner (see FIG. 1 and FIG. 4 as appropriate).
The compressor that is the target of the series of processes shown in Fig. 6 is, for example, a one-cylinder type rotary compressor. Also, at the time of "START" in Fig. 6, it is assumed that a predetermined air conditioning operation such as a cooling operation or a heating operation is being performed.
In step S101, the
ステップＳ１０２においてモータ駆動装置５０は、負荷状態判定部５１によって、圧縮機１１の吸込圧力Ｐｓが所定値以上であるか否かを判定する。この所定値は、前記した速度変動抑制制御の効きを強くするか（Ｓ１０４に対応）、それとも弱くするか（Ｓ１０３に対応）の判定基準となる閾値であり、予め設定されている。
In step S102, the
ステップＳ１０２において、圧縮機１１の吸込圧力Ｐｓが所定値以上である場合（Ｓ１０２：Ｙｅｓ）、モータ駆動装置５０の処理はステップＳ１０３に進む。このように吸込圧力Ｐｓが比較的高い場合には、前記したように、圧縮機１１のトルク脈動はそれほど大きくない（図１６の破線のグラフを参照）。
ステップＳ１０３においてモータ駆動装置５０の制御部５２は、速度変動抑制制御部５２３ｅ（図４参照）によって、モータＭ１の速度変動の回転１次成分を補償する。すなわち、圧縮機１１の吸込圧力Ｐｓが所定値以上である場合（Ｓ１０２：Ｙｅｓ）、制御部５２は、速度変動抑制制御における補償次数をモータＭ１の速度変動の回転１次成分とする（Ｓ１０３）。
In step S102, if the suction pressure Ps of the
In step S103, the
なお、回転１次成分を「補償する」とは、モータＭ１の速度変動の回転１次成分を打ち消す（抑制する）ように、速度変動抑制制御部５２３ｅ（図４参照）が、所定の速度変動抑制ｑ軸電流指令Ｉq*_trq（図４参照）を出力することを意味している。また、補償次数としての回転ｎ次成分（ｎ：自然数）とは、モータＭ１の回転速度の変動に含まれる成分のうち、速度変動抑制制御によって抑制されるものであって、モータＭ１が機械角で１回転する間の波形がｎ周期分の正弦波状を呈する成分である。要するに、モータＭ１の速度変動に含まれる各成分のうち、速度変動抑制制御の対象になる成分の次数が、補償次数である。
"Compensating" for the first-order rotation component means that the speed fluctuation
ステップＳ１０３の処理の具体例を挙げると、速度変動抑制制御部５２３ｅ（図４参照）は、ゲイン指令演算部６１（図４参照）によって、モータＭ１の速度変動の回転１次成分に対応する制御係数Ｋ１，Ｋ２_１st（図４参照）を所定に設定する。また、速度変動抑制制御部５２３ｅは、１次成分演算部６２ａ（図４参照）によって、前記した式（６）の中心周波数ω０をモータＭ１の回転速度指令ωr＊に設定する。
なお、モータＭ１の速度変動に含まれる各成分のうち、回転２次成分以上の高次成分については、それぞれの制御係数Ｋ１，Ｋ２がゼロに設定される。その結果、加算器６３（図４参照）からは、モータＭ１の速度変動の回転１次成分を打ち消すような速度変動抑制ｑ軸電流指令Ｉq*_trqが出力される。
As a specific example of the process of step S103, the speed fluctuation
Of the components included in the speed fluctuation of the motor M1, the control coefficients K1, K2 for the higher order components equal to or higher than the second order rotation component are set to 0. As a result, the adder 63 (see FIG. 4) outputs a speed fluctuation suppressing q-axis current command Iq*_trq that cancels out the first order rotation component of the speed fluctuation of the motor M1.
図１７に示すように、１シリンダ型ロータリ圧縮機において、吸込圧力Ｐｓが高い場合（例えば、吸込圧力が２［Ｍｐａ］以上の場合）、トルク脈動の回転１次成分が比較的大きいが、回転２次成分・回転３次成分・回転４次成分といった高次成分はそれほど大きくない。したがって、回転２次成分以上の高次成分については、速度変動抑制制御の対象から敢えて外すようにしている。これによって、モータ電流の波高値の変動を抑制し、モータＭ１を高効率で駆動させることができる。 As shown in Figure 17, in a one-cylinder rotary compressor, when the suction pressure Ps is high (for example, when the suction pressure is 2 MPa or more), the first-order rotational component of the torque pulsation is relatively large, but higher-order components such as the second-order rotational component, the third-order rotational component, and the fourth-order rotational component are not so large. Therefore, the second-order rotational component and higher-order components are deliberately excluded from the target of the speed fluctuation suppression control. This makes it possible to suppress fluctuations in the peak value of the motor current and drive the motor M1 with high efficiency.
また、図６のステップＳ１０２において、圧縮機１１の吸込圧力Ｐｓが所定値未満である場合（Ｓ１０２：Ｎｏ）、モータ駆動装置５０の処理はステップＳ１０４に進む。このように吸込圧力Ｐｓが低い場合には、前記したように、圧縮機１１のトルク脈動が大きくなりやすい（図１６の実線のグラフを参照）。
ステップＳ１０４においてモータ駆動装置５０の制御部５２は、速度変動抑制制御部５２３ｅ（図４参照）によって、モータＭ１の速度変動の回転１次成分・回転２次成分を補償する。すなわち、圧縮機１１の吸込圧力Ｐｓが所定値未満である場合（Ｓ１０２：Ｎｏ）、制御部５２は、速度変動抑制制御における補償次数として、モータＭ１の速度変動の回転１次成分及び回転２次成分を含めるようにする（Ｓ１０４）。
6, if the suction pressure Ps of the
In step S104, the
ステップＳ１０４の処理の具体例を挙げると、速度変動抑制制御部５２３ｅ（図４参照）は、ゲイン指令演算部６１（図４参照）によって、速度変動の回転１次成分に対応する制御係数Ｋ１，Ｋ２_１stの他、回転２次成分に対応する制御係数Ｋ１，Ｋ２_２ndを所定に設定する。
なお、速度変動抑制制御部５２３ｅが、回転１次成分に対応する制御係数Ｋ１，Ｋ２_１stを、ステップＳ１０３の場合よりも大きくするようにしてもよい。これによって、前記した式（６）の伝達関数におけるゲインが大きくなるため、モータＭ１の速度変動の回転１次成分に関して、速度変動抑制制御の効きを強めることができる。
As a specific example of the process of step S104, the speed fluctuation
The speed fluctuation
また、速度変動抑制制御部５２３ｅは、１次成分演算部６２ａ（図４参照）によって、前記した式（６）の中心周波数ω０をモータＭ１の回転速度指令ωr＊に設定する。同様に、速度変動抑制制御部５２３ｅは、２次成分演算部６２ｂ（図４参照）によって、前記した式（６）の中心周波数ω０をモータＭ１の回転速度指令ωr＊の２倍に設定する。その結果、加算器６３（図４参照）からは、モータＭ１の速度変動の回転１次成分・回転２次成分を打ち消すような速度変動抑制ｑ軸電流指令Ｉq*_trqが出力される。
Furthermore, the speed fluctuation
このように、制御部５２（図１参照）は、圧縮機１１（図１参照）の吸込圧力Ｐｓが低いほど、モータＭ１の回転速度の変動を抑制する速度変動抑制制御の効きを強くする。例えば、モータＭ１の速度変動に含まれる所定の成分（次数）を抑制する際、制御の伝達関数（式（６）参照）のゲインを大きくする処理は、速度変動抑制制御の「効きを強くする」という事項に含まれる。また、吸込圧力Ｐｓが高いときには対象外としていた速度変動の次数を、速度変動抑制制御の対象に含めるようにする処理も、速度変動抑制制御の「効きを強くする」という事項に含まれる。 In this way, the lower the suction pressure Ps of the compressor 11 (see FIG. 1), the stronger the effectiveness of the speed fluctuation suppression control that suppresses fluctuations in the rotation speed of the motor M1. For example, when suppressing a specific component (order) contained in the speed fluctuation of the motor M1, the process of increasing the gain of the control transfer function (see equation (6)) is included in the "strengthening the effectiveness" of the speed fluctuation suppression control. In addition, the process of including orders of speed fluctuation that were excluded when the suction pressure Ps was high as targets of the speed fluctuation suppression control is also included in the "strengthening the effectiveness" of the speed fluctuation suppression control.
要するに、速度変動抑制制御の「効きを強くする」とは、モータＭ１の速度変動を抑制するためのｑ軸電流指令Ｉq*_trq_1st、Ｉq*_trq_2nd、Ｉq*_trq_3rd、・・・、及びＩq*_trq_nth（図４参照）のうち少なくとも一つを、吸込圧力Ｐｓが高い場合に比べて、大きくするということである。制御部５２（図１参照）は、速度変動抑制制御の効きを強くする際、前記した補償次数のうち少なくとも一つに対応するトルク電流（ｑ軸電流）の補償分（例えば、ｑ軸電流指令Ｉq*_trq_1st）を増加させる。このように、トルク電流の補償分を増加させることで、圧縮機１１（図１参照）のトルク脈動に伴う振動を適切に抑制できる。 In short, "strengthening the effectiveness" of the speed fluctuation suppression control means increasing at least one of the q-axis current commands Iq* _trq_1st , Iq* _trq_2nd , Iq* _trq_3rd , ..., and Iq* _trq_nth (see FIG. 4) for suppressing the speed fluctuation of the motor M1, compared to when the suction pressure Ps is high. When strengthening the effectiveness of the speed fluctuation suppression control, the control unit 52 (see FIG. 1) increases the compensation amount (e.g., the q-axis current command Iq* _trq_1st ) of the torque current (q-axis current) corresponding to at least one of the compensation orders described above. In this way, by increasing the compensation amount of the torque current, it is possible to appropriately suppress vibrations associated with torque pulsation of the compressor 11 (see FIG. 1).
図１７に示すように、１シリンダ型ロータリ圧縮機において、吸込圧力Ｐｓが低い場合（例えば、吸込圧力が２［Ｍｐａ］未満の場合）、トルク脈動の回転１次成分の他、回転２次成分も比較的大きくなる。前記したように、速度変動抑制制御部５２３ｅが、モータＭ１の速度変動の回転１次成分・回転２次成分を打ち消すように、速度変動抑制ｑ軸電流指令Ｉq*_trq（図４参照）を生成することで、圧縮機１１のトルク脈動に伴う振動や騒音を抑制できる。
図６のステップＳ１０３又はＳ１０４の処理を行った後、モータ駆動装置５０の処理は「ＳＴＡＲＴ」に戻る（「ＲＥＴＵＲＮ」）。このようにして、モータ駆動装置５０は、図６に示す一連の処理を所定に繰り返す。
17, in a one-cylinder rotary compressor, when the suction pressure Ps is low (for example, when the suction pressure is less than 2 MPa), not only the primary rotation component but also the secondary rotation component of the torque pulsation becomes relatively large. As described above, the speed fluctuation
After performing the process of step S103 or S104 in Fig. 6, the process of the
図６を用いて説明したように、制御部５２（図１参照）が、圧縮機１１の吸込圧力Ｐｓに基づいて、速度変動抑制制御における補償次数を変更することが好ましい。これによって、圧縮機１１の振動を抑制しつつ、モータＭ１を高効率で駆動させることができる。
As explained with reference to FIG. 6, it is preferable that the control unit 52 (see FIG. 1) changes the compensation order in the speed fluctuation suppression control based on the suction pressure Ps of the
また、制御部５２（図１参照）は、圧縮機１１の吸込圧力Ｐｓが低いほど、速度変動抑制制御における補償次数の上限値を高くすることが好ましい。これによって、圧縮機１１の吸込圧力Ｐｓが低い場合に、速度変動抑制制御の対象として、モータＭ１の速度変動の高次成分（回転２次成分以上）も含めることで、トルク脈動に伴う振動を適切に抑制できる。
In addition, the control unit 52 (see FIG. 1) preferably sets a higher upper limit of the compensation order in the speed fluctuation suppression control as the suction pressure Ps of the
＜シミュレーション結果＞
図７は、１シリンダ型ロータリ圧縮機のモータの速度変動に関するシミュレーション結果である。
なお、図７の横軸は、モータＭ１（図１参照）の速度変動の次数である。また、図７の縦軸は、モータＭ１の速度変動である。また、図７のシミュレーションは、以下の表１の特性を有するモータＭ１を用いて行われた。なお、モータＭ１の指令回転速度は２０００［ｒｐｍ］（＝［ｍｉｎ－１］）であり、圧縮機１１の吸込圧力は１．０［Ｍｐａ］であり、吐出圧力は３．５［ＭＰａ］の条件下で行われた。
<Simulation results>
FIG. 7 shows the results of a simulation regarding the speed fluctuation of the motor of a one-cylinder type rotary compressor.
The horizontal axis of Fig. 7 represents the order of the speed fluctuation of the motor M1 (see Fig. 1). The vertical axis of Fig. 7 represents the speed fluctuation of the motor M1. The simulation of Fig. 7 was performed using the motor M1 having the characteristics shown in Table 1 below. The simulation was performed under the following conditions: the command rotation speed of the motor M1 was 2000 [rpm] (= [min -1 ]), the suction pressure of the
図７では、速度変動抑制制御を行わない場合と、モータＭ１の速度変動の回転１次成分を抑制した場合と、回転１次成分及び回転２次成分を抑制した場合と、の３パターンのそれぞれについて、シミュレーションを行った。図７に示すように、１シリンダ型ロータリ圧縮機において、回転速度変動抑制御を行わない場合には、回転１次成分（「１st」）に大きな速度変動が生じている他、回転２次成分（「２nd」）では回転１次成分の約１／５の大きさの速度変動が生じている。 In Fig. 7, a simulation was performed for each of three patterns: when speed fluctuation suppression control is not performed, when the first-order rotation component of the speed fluctuation of the motor M1 is suppressed, and when the first-order rotation component and the second-order rotation component are suppressed. As shown in Fig. 7, in the one-cylinder type rotary compressor, when rotation speed fluctuation suppression control is not performed, a large speed fluctuation occurs in the first-order rotation component (" 1st "), and a speed fluctuation of about 1/5 of the first-order rotation component occurs in the second-order rotation component (" 2nd ").
また、速度変動抑制制御を行わない場合に比べて、回転１次成分を抑制した（つまり、伝達関数に感度を持たせた）場合、回転１次成分の速度変動が大幅に小さくなっている。また、速度変動抑制制御を行わない場合に比べて、回転１次成分及び回転２次成分を抑制した（つまり、伝達関数に感度を持たせた）場合、回転１次成分の速度変動が大幅に小さくなっている他、回転２次成分の速度変動も小さくなっている。 In addition, when the first-order rotation component is suppressed (i.e., the transfer function is made sensitive), the speed fluctuation of the first-order rotation component is significantly smaller than when speed fluctuation suppression control is not performed.In addition, when the first-order rotation component and the second-order rotation component are suppressed (i.e., the transfer function is made sensitive), the speed fluctuation of the first-order rotation component is significantly smaller than when speed fluctuation suppression control is not performed, and the speed fluctuation of the second-order rotation component is also smaller.
図８は、１シリンダ型ロータリ圧縮機において、速度変動抑制制御を行わない場合のモータの回転速度の波形を示す比較例１のシミュレーション結果である。
なお、図８の横軸は時間であり、縦軸はモータＭ１の回転速度である。また、縦軸の回転速度の単位［ｒｐｍ］は、１分間当たりのモータＭ１の回転数であり、［ｍｉｎ－１］と同義である（次の図９、図１０も同様）。また、図８で用いたモータＭ１の特性や圧縮機１１の使用条件は、図７のシミュレーション結果におけるものと同一である（次の図９、図１０も同様）。図８に示すように、速度変動抑制制御を行わない場合には、モータＭ１の回転速度の変動が比較的大きくなっている。
FIG. 8 is a simulation result of Comparative Example 1 showing a waveform of the rotation speed of the motor in a one-cylinder rotary compressor when the speed fluctuation suppression control is not performed.
In Fig. 8, the horizontal axis represents time, and the vertical axis represents the rotation speed of the motor M1. The unit of rotation speed on the vertical axis [rpm] is the number of rotations of the motor M1 per minute, and is synonymous with [min -1 ] (the same applies to Figs. 9 and 10 below). The characteristics of the motor M1 and the operating conditions of the
図９は、１シリンダ型ロータリ圧縮機において、回転１次成分を抑制した場合のモータの回転速度の波形を示す比較例２のシミュレーション結果である。
図９に示すように、回転１次成分を抑制した場合には、速度変動抑制制御を行わない場合（図８参照）に比べて、モータＭ１の速度変動が大幅に小さくなっている。
FIG. 9 shows a simulation result of Comparative Example 2, which shows the waveform of the rotation speed of the motor in a one-cylinder rotary compressor when the first-order rotation component is suppressed.
As shown in FIG. 9, when the primary rotation component is suppressed, the speed fluctuation of the motor M1 is significantly smaller than when the speed fluctuation suppression control is not performed (see FIG. 8).
図１０は、１シリンダ型ロータリ圧縮機において、回転１次成分及び回転２次成分を抑制した場合のモータの回転速度の波形を示す第１実施形態のシミュレーション結果である。
図１０に示すように、回転１次成分及び回転２次成分を抑制した場合には、回転１次成分のみを抑制した場合（図９参照）に比べて、回転速度の波形の振幅（速度変動の脈動幅）がさらに小さくなっている。つまり、モータＭ１の速度変動が抑えられている。
FIG. 10 is a simulation result of the first embodiment showing waveforms of the rotation speed of the motor in the one-cylinder rotary compressor when the first-order rotation component and the second-order rotation component are suppressed.
As shown in Fig. 10, when the first and second rotation components are suppressed, the amplitude of the rotation speed waveform (pulsation width of the speed fluctuation) is further reduced compared to when only the first rotation component is suppressed (see Fig. 9). In other words, the speed fluctuation of the motor M1 is suppressed.
図１１は、１シリンダ型ロータリ圧縮機において、速度変動抑制制御を行わない場合のモータトルク及び負荷トルクの波形を示す比較例１のシミュレーション結果である。
なお、図１１の横軸は時間であり、縦軸はモータＭ１のトルクである。また、図１１で用いたモータＭ１の特性や圧縮機１１の使用条件は、図７のシミュレーション結果におけるものと同一である（次の図１２、図１３も同様）。図１１に示すように、速度変動抑制制御を行わない場合には、モータトルクと負荷トルクの振幅・位相が大きくずれている。その結果、図８に示すような大きな速度変動がモータＭ１で生じている。
FIG. 11 shows simulation results of Comparative Example 1, which shows waveforms of motor torque and load torque when speed fluctuation suppression control is not performed in a one-cylinder type rotary compressor.
In Fig. 11, the horizontal axis represents time, and the vertical axis represents the torque of the motor M1. The characteristics of the motor M1 and the operating conditions of the
図１２は、１シリンダ型ロータリ圧縮機において、回転１次成分を抑制した場合のモータトルク及び負荷トルクの波形を示す比較例２のシミュレーション結果である。
図１２に示すように、回転１次成分を抑制した場合には、速度変動抑制制御を行わない場合（図１１参照）に比べて、モータトルクと負荷トルクの振幅・位相のずれが小さくなっている。その結果、図９に示すように、モータＭ１の回転速度の変動が比較的小さくなっている。
FIG. 12 shows a simulation result of Comparative Example 2, which shows waveforms of the motor torque and the load torque when the first-order rotational component is suppressed in a one-cylinder type rotary compressor.
As shown in Fig. 12, when the first-order rotation component is suppressed, the deviation in amplitude and phase between the motor torque and the load torque is smaller than when the speed fluctuation suppression control is not performed (see Fig. 11). As a result, as shown in Fig. 9, the fluctuation in the rotation speed of the motor M1 is relatively small.
図１３は、１シリンダ型ロータリ圧縮機において、回転１次成分及び回転２次成分を抑制した場合のモータトルク及び負荷トルクの波形を示す第１実施形態のシミュレーション結果である。
図１３に示すように、回転１次成分及び回転２次成分を抑制した場合には、回転１次成分を抑制した場合（図１２参照）に比べて、モータトルクと負荷トルクの振幅・位相のずれがさらに小さくなっている。その結果、図１０に示すように、モータＭ１の回転速度の変動が十分に抑えられている。
FIG. 13 shows a simulation result of the first embodiment, illustrating waveforms of the motor torque and the load torque when the primary rotation component and the secondary rotation component are suppressed in the one-cylinder type rotary compressor.
As shown in Fig. 13, when the first and second rotation components are suppressed, the shift in amplitude and phase between the motor torque and the load torque is smaller than when the first rotation component is suppressed (see Fig. 12). As a result, as shown in Fig. 10, the fluctuation in the rotation speed of the motor M1 is sufficiently suppressed.
なお、２シリンダ型ロータリ圧縮機やスクロール圧縮機の場合も同様に、トルク脈動に起因するモータＭ１の速度変動を抑制する際、所定の補償次数に対して速度変動抑制制御を行うことで、圧縮機１１の振動を低減できる。
Similarly, in the case of a two-cylinder rotary compressor or scroll compressor, when suppressing the speed fluctuation of the motor M1 caused by torque pulsation, the vibration of the
例えば、圧縮機１１として、２シリンダロータリ圧縮機が用いられる場合、制御部５２（図１参照）が次の処理を行うことが好ましい。すなわち、圧縮機１１の吸込圧力Ｐｓが所定値以上である場合、制御部５２は、速度変動抑制制御における補償次数をモータＭ１の速度変動の回転２次成分とする。これによって、圧縮機１１の振動を抑制しつつ、モータ電流の波高値の変動も抑制し、モータＭ１を高効率で駆動させることができる。また、圧縮機１１の吸込圧力Ｐｓが所定値未満である場合、制御部５２は、速度変動抑制制御における補償次数として、モータＭ１の速度変動の回転２次成分及び回転４次成分を含めるようにする。これによって、吸込圧力Ｐｓが所定値未満の場合でも、圧縮機１１のトルク脈動に伴う振動を適切に抑制できる。
For example, when a two-cylinder rotary compressor is used as the
また、圧縮機１１として、スクロール圧縮機が用いられる場合、制御部５２（図１参照）は、圧縮機１１の吸込圧力Ｐｓに基づいて、速度変動抑制制御の実行の有無を切り替えることが好ましい。具体的には、吸込圧力Ｐｓが第１の所定値以上である場合、制御部５２は、速度変動抑制制御を特に行わないようにする。スクロール圧縮機において、吸込圧力Ｐｓが比較的高い場合、圧縮機１１のトルク脈動が比較的小さいからである（図２０の破線のグラフを参照）。一方、吸込圧力Ｐｓが第１の所定値以未満である場合、制御部５２は、速度変動抑制制御を実行する。これによって、圧縮機１１のトルク脈動（図２０参照の実線のグラフを参照）に伴う振動を抑制できる。
When a scroll compressor is used as the
また、スクロール圧縮機において、圧縮機１１の吸込圧力が所定値（前記した「第１の所定値」よりも低い第２の所定値）以上である場合、制御部５２は、速度変動抑制制御における補償次数をモータＭ１の速度変動の回転１次成分とする。一方、圧縮機１１の吸込圧力Ｐｓが所定値未満である場合、制御部５２は、速度変動抑制制御における補償次数として、モータＭ１の速度変動の回転１次成分及び回転２次成分を含めるようにする。これによって、圧縮機１１のトルク脈動に伴う振動を適切に抑制できる。
In addition, in a scroll compressor, when the suction pressure of the
＜効果＞
第１実施形態によれば、圧縮機１１の吸込圧力Ｐｓが低いほど、制御部５２が速度変動抑制制御の効きを強くするようにしている。また、圧縮機１１の吸込圧力Ｐｓの高さに基づいて、制御部５２が、速度変動抑制制御の対象とする補償次数を選択する。これによって、制御部５２が速度変動抑制制御を行う際、補償次数を無駄に広くとることがほとんどないため、モータ電流の波高値の変動を抑制し、モータＭ１を高効率で駆動させることができる。
＜Effects＞
According to the first embodiment, the lower the suction pressure Ps of the
なお、仮にｎ次の速度変動抑制制御の全てを動作させた場合、電流の誤検出等の影響で、本来は速度変動抑制制御を動作させたくない負荷状態（吸込圧力Ｐｓ）においても、誤って動作してしまい、不要な電流が増えるおそれがある。その結果、モータＭ１の損失の増加や、制御の不安定化といった不具合が生じるおそれがある。 If all n-th order speed fluctuation suppression controls were activated, there is a risk that the speed fluctuation suppression control would erroneously operate even under load conditions (suction pressure Ps) in which it should not be activated due to erroneous current detection, resulting in an increase in unnecessary current. As a result, there is a risk of problems such as increased losses in motor M1 and unstable control.
これに対して、第１実施形態では、圧縮機１１の吸込圧力Ｐｓに基づいて、モータＭ１の速度変動を抑制したい周波数成分（次数）を絞り込むようにしている。このような選択を時々刻々の吸込圧力Ｐｓに基づいて切り替えることで、モータＭ１において無駄な電流や損失を発生させることなく、トルク脈動に伴う回転速度の変動を抑制できる。このように、第１実施形態によれば、圧縮機１１の振動抑制と高効率化とを両立可能な空気調和機１００（図１参照）を提供できる。
In contrast, in the first embodiment, the frequency components (orders) for which it is desired to suppress speed fluctuations of the motor M1 are narrowed down based on the suction pressure Ps of the
≪第２実施形態≫
第２実施形態は、速度制御部５２Ａｅ（図１４参照）が、第１ゲイン指令演算部５２５ｅ（図１４参照）を備える点が、第１実施形態とは異なっている。また、第２実施形態は、速度変動抑制制御部５２３Ａｅ（図１５参照）において、前記した式（６）の制御係数Ｋ１，Ｋ２の他、制御係数Ｋ３の大きさも調整される点が、第１実施形態とは異なっている。なお、その他については、第１実施形態と同様である。したがって、第１実施形態とは異なる部分について説明し、重複する部分については説明を省略する。
Second Embodiment
The second embodiment differs from the first embodiment in that the speed control unit 52Ae (see FIG. 14) includes a first gain
図１４は、第２実施形態に係る空気調和機が備える速度制御部５２Ａｅの機能ブロック図である。
図１４に示す速度制御部５２Ａｅは、第１実施形態の構成（図３参照）に加えて、第１ゲイン指令演算部５２５ｅを備えている。第１ゲイン指令演算部５２５ｅは、負荷判定情報（つまり、吸込圧力Ｐｓ）及び速度変動情報Δω＊に基づいて、前記した式（６）の伝達関数における制御係数Ｋ３を次数ごとに算出する。そして、第１ゲイン指令演算部５２５ｅは、制御係数Ｋ３の算出結果を、それぞれの次数に対応付けて、速度変動抑制制御部５２３Ａｅに出力する。なお、速度変動情報Δω＊は、モータＭ１の回転速度の変動分（例えば、回転速度の平均値からの差分）を示す情報であり、制御部５２（図１参照）によって生成される。
FIG. 14 is a functional block diagram of a speed control unit 52Ae provided in the air conditioner according to the second embodiment.
The speed control unit 52Ae shown in FIG. 14 includes a first gain
例えば、第１ゲイン指令演算部５２５ｅは、圧縮機１１の吸込圧力Ｐｓが低いほど、前記した式（６）の制御係数Ｋ３の値を小さくする。式（６）では、制御係数Ｋ３が分母に含まれているため、制御係数Ｋ３の値が小さいほど、伝達関数のゲインが大きくなり、結果的に速度変動抑制制御の効きが強くなる。
For example, the first gain
さらに具体的に説明すると、モータＭ１の回転１次成分において、速度変動抑制制御の効きを強くする場合、第１ゲイン指令演算部５２５ｅは、回転１次成分の制御係数Ｋ３_１stを小さめの値にする。また、モータＭ１の回転３次成分において、速度変動抑制制御の効きをほとんど無くす場合、第１ゲイン指令演算部５２５ｅは、回転３次成分の制御係数Ｋ３_３rdをなるべく大きめの値にする。このようにして、第１ゲイン指令演算部５２５ｅは、モータＭ１の速度変動の各次数に対応付けて、制御係数Ｋ３_１st、Ｋ３_２nd、Ｋ３_３rd、・・・、Ｋ３_ｎthを速度変動抑制制御部５２３Ａｅに出力する。なお、モータＭ１の速度変動に含まれる各次数（周波数成分）において、どの次数を重点的に補償するかは、負荷判定情報等に基づいて決定される。
More specifically, when the effectiveness of the speed fluctuation suppression control is to be increased in the first rotation component of the motor M1, the first gain
図１５は、第２実施形態に係る空気調和機が備える速度変動抑制制御部５２３Ａｅの機能ブロック図である。
図１５に示すように、速度変動抑制制御部５２３Ａｅは、第２ゲイン指令演算部６１Ａと、速度変動抑制ｑ軸電流指令生成部６２Ａと、加算器６３と、を備えている。
第２ゲイン指令演算部６１Ａは、第１実施形態（図４参照）で説明したゲイン指令演算部６１と同様に、負荷判定情報等に基づいて、モータＭ１の速度変動に含まれる各次数の制御係数Ｋ１，Ｋ２を算出する。そして、第２ゲイン指令演算部６１Ａは、制御係数Ｋ１，Ｋ２の算出結果を各次数に一対一で対応付けて、速度変動抑制ｑ軸電流指令生成部６２Ａに出力する。
FIG. 15 is a functional block diagram of a speed fluctuation suppression control unit 523Ae provided in the air conditioner according to the second embodiment.
As shown in FIG. 15, the speed fluctuation suppression control unit 523Ae includes a second gain
Similar to the gain
速度変動抑制ｑ軸電流指令生成部６２Ａは、モータＭ１の速度変動に含まれる各次数について、第１ゲイン指令演算部５２５ｅ（図１４参照）から入力される制御係数Ｋ３と、第２ゲイン指令演算部６１Ａから入力される制御係数Ｋ１，Ｋ２と、に基づいて、各次数のｑ軸電流指令Ｉq*_trq_ｋth（ｋ＝１，２，３，・・・，ｎ）を算出する。
The speed fluctuation suppression q-axis current
具体的には、圧縮機１１の吸込圧力Ｐｓが低いほど、速度変動抑制制御の効きが強くなるように、各次数の制御係数Ｋ１，Ｋ２，Ｋ３が設定される。加算器６３は、１次成分演算部６２ａ、２次成分演算部６２ｂ、３次成分演算部６２ｃ、・・・、ｎ次成分演算部６２ｎのそれぞれの演算結果の和とって、速度変動抑制ｑ軸電流指令Ｉq*_trqを生成する。これによって、圧縮機１１のトルク脈動に伴う振動を適切に抑制できる。
Specifically, the control coefficients K1, K2, and K3 of each order are set so that the lower the suction pressure Ps of the
なお、速度変動抑制制御の効きを強くする場合、第１ゲイン指令演算部５２５ｅ（図１４参照）によって制御係数Ｋ３を小さくしてもよいし、また、第２ゲイン指令演算部６１Ａ（図１５参照）によって制御係数Ｋ１，Ｋ２を大きくしてもよい。
一方、速度変動抑制制御の効きを弱くする場合、第１ゲイン指令演算部５２５ｅ（図１４参照）によって制御係数Ｋ３を大きくしてもよいし、また、第２ゲイン指令演算部６１Ａ（図１５参照）によって制御係数Ｋ１，Ｋ２を小さくしてもよい。
In addition, when the effectiveness of the speed fluctuation suppression control is to be strengthened, the control coefficient K3 may be decreased by the first gain
On the other hand, when weakening the effectiveness of the speed fluctuation suppression control, the control coefficient K3 may be increased by the first gain
＜効果＞
第２実施形態によれば、制御係数Ｋ１，Ｋ２の大きさの調整の他、第１ゲイン指令演算部５２５ｅ（図１４参照）による制御係数Ｋ３の大きさの調整によっても、速度変動抑制制御の効きの強さを各次数（周波数成分）について設定できる。また、圧縮機１１の吸込圧力Ｐｓに基づいて、モータＭ１の回転速度の変動を抑制したい成分を絞り込むように補償次数を選択することで、圧縮機１１の振動抑制と高効率化とを両立できる。
＜Effects＞
According to the second embodiment, the strength of effectiveness of the speed fluctuation suppression control can be set for each order (frequency component) by adjusting the magnitude of the control coefficients K1 and K2, as well as the magnitude of the control coefficient K3 by the first gain
≪変形例≫
以上、本発明に係る空気調和機１００等について各実施形態により説明したが、本発明はこれらの記載に限定されるものではなく、種々の変更を行うことができる。
例えば、各実施形態では、負荷状態判定部５１（図１参照）が、モータＭ１の回転速度、室内温度（空調室の温度）、及び室外温度を含む情報に基づいて、圧縮機１１の吸込圧力Ｐｓを算出する処理について説明したが、これに限らない。すなわち、負荷状態判定部５１が、室外熱交換器１２の温度（室外熱交換器温度センサ２５の検出値：図１参照）、室内熱交換器１５の温度（室内熱交換器温度センサ２２の検出値）、及び圧縮機１１の吐出温度（吐出温度センサ２３の検出値）のうち少なくとも一つを、前記した情報に含めるようにしてもよい。例えば、圧縮機１１の吸込圧力Ｐｓの他、前記した各温度や、モータＭ１の回転速度の相関データを設計者等が予め取得しておき、各温度の検出値やモータＭ１の実際の回転速度の他、前記した相関データに基づいて、負荷状態判定部５１が、圧縮機１１の吸込圧力Ｐｓを算出（推定）するようにしてもよい。このような相関データが、冷房運転や暖房運転といった運転モードごとに予め取得され、モータ駆動装置５０に記憶されるようにしてもよい。なお、吸込圧力Ｐｓに基づく速度変動抑制制御については、各実施形態と同様である。これによって、圧縮機１１の吸込圧力Ｐｓを高精度に算出でき、また、圧縮機１１のトルク脈動に伴う振動を適切に抑制できる。
なお、圧縮機１１の吸込側に吸込圧力センサ（図示せず）を設け、この吸込圧力センサによって、吸込圧力Ｐｓを直接的に検出するようにしてもよい。
<<Variations>>
Although the
For example, in each embodiment, the load state determination unit 51 (see FIG. 1) calculates the suction pressure Ps of the
Alternatively, a suction pressure sensor (not shown) may be provided on the suction side of the
また、各実施形態では、圧縮機１１（図１参照）の吸込圧力Ｐｓが低いほど、制御部５２が、速度変動抑制制御の効きを強くする処理について説明したが、これに限らない。例えば、圧縮機１１の吸込圧力Ｐｓと吐出圧力Ｐｄとの差圧（Ｐｄ－Ｐｓ）が大きいほど、制御部５２が、速度変動抑制制御の効きを強くするようにしてもよい。このような処理でも、各実施形態と同様の効果が奏される。
In addition, in each embodiment, the
また、各実施形態では、モータ駆動装置５０（図１参照）が、負荷状態判定部５１と、制御部５２と、を備える構成について説明したが、これに限らない。例えば、制御部５２が負荷状態判定部５１の機能も担うようにしてもよい。このような構成でも、各実施形態と同様の効果が奏される。
In addition, in each embodiment, the motor drive device 50 (see FIG. 1) is described as having a configuration including a load
また、各実施形態では、圧縮機１１（図１参照）として、ロータリ圧縮機やスクロール圧縮機を用いる場合について説明したが、これに限らない。すなわち、レシプロ圧縮機等の他の種類の圧縮機にも各実施形態を適用できる。 In addition, in each embodiment, a rotary compressor or a scroll compressor is used as the compressor 11 (see FIG. 1), but this is not limited thereto. In other words, each embodiment can be applied to other types of compressors, such as a reciprocating compressor.
また、各実施形態では、空気調和機１００の圧縮機１１の制御について説明したが、これに限らない。すなわち、周期的なトルク脈動が生じ得る圧縮機をモータで駆動する構成であれば、給湯機や冷蔵庫といった他の種類の冷凍サイクル装置にも各実施形態を適用できる。
In addition, in each embodiment, the control of the
また、各実施形態では、モータ駆動装置５０が備える制御部５２として、図２の構成を例示したが、これに限らない。すなわち、制御部５２の構成として、位置センサレスのベクトル制御に関する他の周知の構成を用いてもよい。
また、第１実施形態で説明した伝達関数は、式（６）に限定されるものではない。すなわち、特定の周波数に高い感度を有する伝達関数であれば、他の伝達関数を用いるようにしてもよい。
2 has been described as an example of the
Furthermore, the transfer function described in the first embodiment is not limited to the formula (6). In other words, any other transfer function may be used as long as it has high sensitivity to a specific frequency.
なお、各実施形態は本発明を分かりやすく説明するために詳細に記載したものであり、必ずしも説明した全ての構成を備えるものに限定されない。また、各実施形態の構成の一部について、他の構成の追加・削除・置換をすることが可能である。
また、前記した各構成、機能、処理部、処理手段等は、それらの一部又は全部を、例えば集積回路で設計する等によりハードウェアで実現しても良い。また、機構や構成は説明上必要と考えられるものを示しており、製品上必ずしも全ての機構や構成を示しているとは限らない。
Note that each embodiment has been described in detail to clearly explain the present invention, and is not necessarily limited to having all of the configurations described. In addition, it is possible to add, delete, or replace part of the configuration of each embodiment with other configurations.
In addition, the above-mentioned configurations, functions, processing units, processing means, etc. may be realized in part or in whole by hardware, for example, by designing them as integrated circuits, etc. In addition, the mechanisms and configurations shown are those considered necessary for explanation, and do not necessarily show all mechanisms and configurations of the product.
１１ 圧縮機
１２ 室外熱交換器
１３ 室外ファン
１４ 膨張弁
１５ 室内熱交換器
１６ 室内ファン
１７ 四方弁
２０ 室内機
３０ 室外機
３１ コンバータ
３２ 平滑コンデンサ
３３ インバータ
３４ 電圧検出器
３５ 電流検出器
５０ モータ駆動装置
５１ 負荷状態判定部
５２ 制御部
１００ 空気調和機
Ｍ１ モータ
REFERENCE SIGNS
Claims (9)
前記モータを制御する制御部と、を備え、
前記制御部は、前記圧縮機の吸込圧力が低いほど、前記モータの回転速度の変動を抑制する速度変動抑制制御の効きを強くし、前記圧縮機の吸込圧力に基づいて、前記速度変動抑制制御における補償次数を変更し、
前記補償次数としての回転ｎ次成分（ｎ：自然数）は、前記モータの回転速度の変動に含まれる成分のうち、前記速度変動抑制制御によって抑制されるものであって、前記モータが機械角で１回転する間の波形がｎ周期分の正弦波状を呈する成分である、空気調和機。 A compressor driven by a motor;
A control unit that controls the motor,
the control unit increases effectiveness of speed fluctuation suppression control for suppressing fluctuations in the rotation speed of the motor as the suction pressure of the compressor decreases , and changes a compensation order in the speed fluctuation suppression control based on the suction pressure of the compressor;
The nth rotational component (n: natural number) as the compensation order is a component contained in the fluctuation in the rotational speed of the motor that is suppressed by the speed fluctuation suppression control, and the waveform of the motor during one rotation of a mechanical angle is a sine wave for n periods .
前記モータを制御する制御部と、を備え、
前記制御部は、前記圧縮機の吸込圧力が低いほど、前記モータの回転速度の変動を抑制する速度変動抑制制御の効きを強くし、前記圧縮機の吸込圧力に基づいて、前記速度変動抑制制御の実行の有無を切り替える、空気調和機。 a compressor which is a scroll compressor driven by a motor;
A control unit that controls the motor,
The control unit strengthens the effectiveness of speed fluctuation suppression control that suppresses fluctuations in the rotational speed of the motor as the suction pressure of the compressor is lower, and switches whether or not to execute the speed fluctuation suppression control based on the suction pressure of the compressor .
を特徴とする請求項１に記載の空気調和機。 The air conditioner according to claim 1 , wherein the control unit increases a compensation amount of a torque current corresponding to at least one of the compensation orders when increasing the effectiveness of the speed fluctuation suppression control.
を特徴とする請求項１に記載の空気調和機。 The air conditioner according to claim 1 , wherein the control unit is configured to increase an upper limit value of the compensation order in the speed fluctuation suppression control as the suction pressure of the compressor decreases.
前記圧縮機の吸込圧力が所定値以上である場合、前記制御部は、前記速度変動抑制制御における前記補償次数を前記モータの速度変動の回転１次成分とし、
前記圧縮機の吸込圧力が前記所定値未満である場合、前記制御部は、前記速度変動抑制制御における前記補償次数として、前記モータの速度変動の回転１次成分及び回転２次成分を含めること
を特徴とする請求項４に記載の空気調和機。 The compressor is a one-cylinder rotary compressor,
When a suction pressure of the compressor is equal to or higher than a predetermined value, the control unit sets the compensation order in the speed fluctuation suppression control to a rotation first-order component of the speed fluctuation of the motor,
5. The air conditioner according to claim 4, wherein when the suction pressure of the compressor is less than the predetermined value, the control unit includes a first-order rotation component and a second-order rotation component of the speed fluctuation of the motor as the compensation order in the speed fluctuation suppression control.
前記圧縮機の吸込圧力が所定値以上である場合、前記制御部は、前記速度変動抑制制御における前記補償次数を前記モータの速度変動の回転２次成分とし、
前記圧縮機の吸込圧力が前記所定値未満である場合、前記制御部は、前記速度変動抑制制御における前記補償次数として、前記モータの速度変動の回転２次成分及び回転４次成分を含めること
を特徴とする請求項４に記載の空気調和機。 The compressor is a two-cylinder rotary compressor,
When a suction pressure of the compressor is equal to or higher than a predetermined value, the control unit sets the compensation order in the speed fluctuation suppression control to a rotation second-order component of the speed fluctuation of the motor,
5. The air conditioner according to claim 4, wherein when the suction pressure of the compressor is less than the predetermined value, the control unit includes a second-order rotation component and a fourth-order rotation component of the speed fluctuation of the motor as the compensation order in the speed fluctuation suppression control.
前記圧縮機の吸込圧力が所定値以上である場合、前記制御部は、前記速度変動抑制制御における前記補償次数を前記モータの速度変動の回転１次成分とし、
前記圧縮機の吸込圧力が前記所定値未満である場合、前記制御部は、前記速度変動抑制制御における前記補償次数として、前記モータの速度変動の回転１次成分及び回転２次成分を含めること
を特徴とする請求項４に記載の空気調和機。 The compressor is a scroll compressor,
When a suction pressure of the compressor is equal to or higher than a predetermined value, the control unit sets the compensation order in the speed fluctuation suppression control to a rotation first-order component of the speed fluctuation of the motor,
5. The air conditioner according to claim 4, wherein when the suction pressure of the compressor is less than the predetermined value, the control unit includes a first-order rotation component and a second-order rotation component of the speed fluctuation of the motor as the compensation order in the speed fluctuation suppression control .
を特徴とする請求項１から請求項７のいずれか一項に記載の空気調和機。 The air conditioner according to any one of claims 1 to 7 , further comprising a load condition determination unit that calculates a suction pressure of the compressor based on information including a rotation speed of the motor, a temperature of the air-conditioned room, and an outdoor temperature.
前記負荷状態判定部は、前記室外熱交換器の温度、前記室内熱交換器の温度、及び前記圧縮機の吐出温度のうち少なくとも一つを前記情報に含めること
を特徴とする請求項８に記載の空気調和機。
The system includes an outdoor heat exchanger provided in the outdoor unit and an indoor heat exchanger provided in the indoor unit,
The air conditioner according to claim 8 , wherein the load state determination unit includes at least one of a temperature of the outdoor heat exchanger, a temperature of the indoor heat exchanger, and a discharge temperature of the compressor in the information.
Priority Applications (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP2021139439A JP7705757B2 (en) | 2021-08-27 | 2021-08-27 | Air conditioners |
Applications Claiming Priority (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP2021139439A JP7705757B2 (en) | 2021-08-27 | 2021-08-27 | Air conditioners |
Publications (2)
| Publication Number | Publication Date |
|---|---|
| JP2023033006A JP2023033006A (en) | 2023-03-09 |
| JP7705757B2 true JP7705757B2 (en) | 2025-07-10 |
Family
ID=85415820
Family Applications (1)
| Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
|---|---|---|---|
| JP2021139439A Active JP7705757B2 (en) | 2021-08-27 | 2021-08-27 | Air conditioners |
Country Status (1)
| Country | Link |
|---|---|
| JP (1) | JP7705757B2 (en) |
Family Cites Families (1)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| JP6319997B2 (en) * | 2013-11-19 | 2018-05-09 | 東芝ライフスタイル株式会社 | Air conditioner control device |
-
2021
- 2021-08-27 JP JP2021139439A patent/JP7705757B2/en active Active
Also Published As
| Publication number | Publication date |
|---|---|
| JP2023033006A (en) | 2023-03-09 |
Similar Documents
| Publication | Publication Date | Title |
|---|---|---|
| KR100738755B1 (en) | Motor controlling device, compressor, air conditioner and refrigerator | |
| US8269438B2 (en) | Apparatus for driving motor of air conditioner and method for driving the same | |
| JP5222640B2 (en) | Refrigeration equipment | |
| JP6364463B2 (en) | Motor driving apparatus, refrigeration cycle apparatus including the same, and motor driving method | |
| JP2012100369A (en) | Refrigerator, and control device for permanent magnet synchronous motors | |
| JP6010071B2 (en) | Motor control device and refrigeration / air-conditioning device | |
| JP2004343993A (en) | Motor control device, compressor, air conditioner, and refrigerator | |
| JP7058562B2 (en) | Motor control device and air conditioner | |
| KR101886049B1 (en) | Apparatus for controlling compressor and air conditioner having the same | |
| US20240405694A1 (en) | Power converting apparatus, motor drive unit, and refrigeration cycle-incorporating device | |
| JP7705757B2 (en) | Air conditioners | |
| JP6838999B2 (en) | Motor control device and air conditioner | |
| KR101770425B1 (en) | Refrigerator and controlling method thereof | |
| JP7042028B2 (en) | Motor control device and air conditioner | |
| KR101918058B1 (en) | Apparatus and method for driving brushless motor, and air conditioner having the same | |
| JP5385557B2 (en) | Motor control device, compressor drive device, and refrigeration / air conditioning device | |
| JP2024088980A (en) | Motor drive control device, motor device, refrigeration/air-conditioning machine, fan device, and drive control method | |
| JP6846939B2 (en) | Motor control device, rotary compressor system and motor control method | |
| TWI662782B (en) | Motor driving device, refrigeration cycle device including the same, and motor driving method | |
| JP7696510B2 (en) | AC motor control device and air conditioning device | |
| JP7825794B1 (en) | Power conversion devices, motor drive devices, and refrigeration cycle application equipment | |
| Omi et al. | Vibration Reduction Method by Instantaneous Current Control in 120-degree Conduction Mode of Compressor Motor | |
| JP2020124085A (en) | Control device, a motor drive device, and refrigeration apparatus including the same | |
| WO2020070879A1 (en) | Compressor and refrigeration air conditioning apparatus using same | |
| US20250219560A1 (en) | Power conversion apparatus, motor drive apparatus, and refrigeration cycle application device |
Legal Events
| Date | Code | Title | Description |
|---|---|---|---|
| A621 | Written request for application examination |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A621 Effective date: 20240730 |
|
| A977 | Report on retrieval |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A971007 Effective date: 20250219 |
|
| A131 | Notification of reasons for refusal |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A131 Effective date: 20250225 |
|
| A521 | Request for written amendment filed |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A523 Effective date: 20250410 |
|
| TRDD | Decision of grant or rejection written | ||
| A01 | Written decision to grant a patent or to grant a registration (utility model) |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A01 Effective date: 20250603 |
|
| A61 | First payment of annual fees (during grant procedure) |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A61 Effective date: 20250630 |
|
| R150 | Certificate of patent or registration of utility model |
Ref document number: 7705757 Country of ref document: JP Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: R150 |