JP2006250479A - 空気調和機 - Google Patents

Abstract

【課題】 過冷却熱交換器を有する空気調和機において、冷媒回路内の冷媒循環量に不足を来さないように、過冷却熱交換器に流される冷却用の冷媒流量を適正に制御する。
【解決手段】 室外熱交換器と室内熱交換器との間に、室外熱交換器により凝縮された液冷媒が貯留されるレシーバタンク１４と、内管１５ｂと外管１５ａのうちの一方の管路内にレシーバタンク１４から室内熱交換器に至る冷媒が流され、他方の管路内にレシーバタンク１４内の液冷媒が冷却用の冷媒として開度可変の膨張弁１７により減圧されて流される過冷却熱交換器１５とが接続されている空気調和機において、上記一方の管路内の冷媒循環量が室内熱交換器での冷房能力が所定値（特には最大値）を示す流量時に、上記他方の管路内に流れる冷却用の冷媒流量を上限値として膨張弁１７の最大開度を決定する。
【選択図】 図２

Description

本発明は空気調和機に関し、さらに詳しく言えば、室外機に過冷却熱交換器を備えている空気調和機に関するものである。

空気調和機には、圧縮機，四方弁および室外熱交換器を有する室外機と、室内熱交換器を有する室内機とが含まれ、四方弁を切り替えることにより、室外熱交換器側が凝縮器で室内熱交換器側が蒸発器となる冷房運転と、これとは逆に、室外熱交換器側が蒸発器で室内熱交換器側が凝縮器となる暖房運転とを選択することができる。

上記したように、冷房運転時には凝縮器となる室外熱交換器により圧縮機から吐出される高圧ガス冷媒が液冷媒とされ、その液冷媒が室内熱交換器に送られる。室内機側で高い冷房能力を得るうえで、液冷媒のまま室内熱交換器に送られることが好ましいが、往々にして配管系内での圧力損失などにより液冷媒が気液二相状態に変化してしまう。

このように、室内熱交換器の前で液冷媒が気液二相状態となると、室内熱交換器の冷房能力が低下するばかりでなく、気液二相の冷媒が室内機側の膨張弁を通過する際に不快な音が発生することがある。

これを防止するため、特許文献１に記載の発明では、室外熱交換器から室内熱交換器に送られる液冷媒を、レシーバタンク（気液分離器）から冷却用としてバイパス的に抜き出した冷媒と過冷却熱交換器で熱交換して過冷却するようにしている。

特許文献１のほかに、この種の過冷却熱交換器を備えた空気調和機としては、特許文献２，３があり、特許文献２に記載の発明では、室外熱交換器から室内熱交換器に送られる液冷媒の過冷却度が目標値となるように膨張弁を制御する点と、冷却用の冷媒が気化するように膨張弁を制御する点とを開示している。

また、特許文献３に記載の発明では、室内熱交換器（蒸発器）の入口での冷媒温度と、過冷却熱交換器の出口での温度とを検出して、その温度差に基づいて膨張弁の開度を調節し、室内熱交換器の入口での温度を冷媒の乾き度がほぼ零になる温度にすることにより、室内機の運転効率を向上させる技術を開示している。

特開２０００−２８３５８３号公報 特開平６−２６５２３２号公報 特開平１０−３８３９９号公報

このように、過冷却熱交換器を用いることにより、室外熱交換器から室内熱交換器に液冷媒をそのまま送ることができる。しかしながら、過冷却熱交換器に流入する冷媒が気液二相状態である場合には、気液二相冷媒の潜熱が奪われるだけで、その入口側と出口側の温度差が大きくならないため、制御手段は冷却用の冷媒流量を増やすように膨張弁を制御する。そうすると、相対的に室内機に流れる冷媒循環量が不足し、室内機での冷房能力の低下が起こり得る。この点については、上記した従来技術のいずれも触れられていない。

したがって、本発明の課題は、室外機側に室内熱交換器に送られる液冷媒を冷却用の冷媒にて冷却する過冷却熱交換器を有する空気調和機において、室内機に流れる冷媒循環量に不足を来さないように、過冷却熱交換器に流される冷却用の冷媒流量を適正に制御することにある。

上記課題を解決するため、本発明は、冷房運転時に、圧縮機の吐出側から室外熱交換器，室内熱交換器，上記圧縮機の吸入側へと冷媒が循環される冷媒回路を含み、上記室外熱交換器と上記室内熱交換器との間に、上記室外熱交換器により凝縮された液冷媒が貯留されるレシーバタンクと、互いに熱交換可能な２本の管路のうちの一方の管路内に上記レシーバタンクから上記室内熱交換器に至る冷媒が流され、他方の管路内に上記レシーバタンク内の液冷媒が冷却用の冷媒として開度可変の膨張弁により減圧されて流される過冷却熱交換器とが接続されているとともに、少なくとも上記圧縮機および上記膨張弁を制御する制御手段を備えている空気調和機において、上記制御手段は、上記一方の管路内の冷媒循環量が上記室内熱交換器での冷房能力が所定値を示す流量時に、上記他方の管路内に流れる冷却用の冷媒流量を上限値として、上記膨張弁の最大開度を決定することを特徴としている。

上記の所定値は、当該空気調和機の運転状況に応じて任意に設定することができるが、好ましくは上記室内熱交換器での冷房能力の最大値である。

本発明の好ましい態様によれば、上記制御手段は、上記圧縮機の体積流量Ｖ〔ｍ^３／ｓ〕，圧縮機制御変数（圧縮機の馬力係数）Ｘｃ，低圧ガス密度ＤＧ〔ｋｇ／ｍ^３〕および体積効率ｎを入力パラメータとして、上記膨張弁の最大開度を決定する。

本発明によれば、過冷却熱交換器に冷却用の冷媒を流すにあたって、室内熱交換器での冷房能力を優先し、冷却用の冷媒流量の上限値を室内熱交換器での冷房能力が所定値（好ましくは最大値）を示す流量となるように膨張弁の最大開度を決定するようにしたことにより、冷却用の冷媒が上記上限値以上流されることがないため、過冷却熱交換器の動作時に、室内熱交換器に流れる冷媒循環量不足の発生を確実に防止することができる。

次に、図１および図２により、本発明の実施形態について説明するが、本発明はこれに限定されるものではない。図１は本発明による空気調和機の全体的な構成を示す模式図，図２は本発明の空気調和機が備える過冷却熱交換器を含む要部を示す模式図である。

まず、図１を参照して、本発明による空気調和機の全体的な構成を説明する。この空気調和機には、室外機１０と室内機２０とが含まれている。室外機１０と室内機２０は、同一筐体内に収納される一体型であってもよいし、分離して構成されそれらが所定の配管部材を介して接続されるスプリット型であってもよい。スプリット型の場合、室内機２０は壁掛け式，天井埋め込み式もしくは床置き式のいずれであってもよい。

この例における空気調和機は、冷房運転と暖房運転とが可能なヒートポンプ式の冷媒回路を備えている。そのため、室外機１０には、その基本的な構成として、圧縮機１１，四方弁１２，室外送風ファン１３ａを有する室外熱交換器１３，レシーバタンク（気液分離器）１４，過冷却熱交換器１５およびアキュムレータ１６が設けられている。圧縮機１１は、インバータ制御による可変速圧縮機，一定速圧縮機のいずれでもよい。

室内機２０は、基本的な構成として、室内送風ファン２１ａを有する室内熱交換器２１を備え、その一端は過冷却熱交換器１５に接続され、他端は四方弁１２を介して圧縮機１１もしくはアキュムレータ１６のいずれか一方に選択的に接続される。

冷房運転時には、四方弁１２が図１の実線のように切り替えられ、冷媒が圧縮機１１→四方弁１２→室外熱交換器１３→レシーバタンク１４→過冷却熱交換器１５→室内熱交換器２１→四方弁１２→アキュムレータ１６→圧縮機１１へと流れる。この場合、室外熱交換器１３が凝縮器として作用し、室内熱交換器２１が蒸発器となる。

この冷房運転時において、室内熱交換器２１の冷媒流入側に設けられている蒸発温度検出サーミスタ２２ａの検出温度をＴＨ_ｉｎ，冷媒流出側に設けられているスーパーヒート（ＳＨ）検出サーミスタ２２ｂの検出温度をＴＨ_ｏｕｔとすると、室内機２０側の図示しない制御部は、室内機２０側の電子膨張弁２３をつぎのように制御して、目標ＳＨ制御（能力最大制御）を行う。

すなわち、実際のＳＨをＳＨ_Ｒ（＝ＴＨ_ｏｕｔ−ＴＨ_ｉｎ）とし、目標ＳＨをＳＨ_Ｔとして、
ＳＨ_Ｔ＜ＳＨ_Ｒの場合には、電子膨張弁２３を絞るように制御し、ＳＨ_Ｔ＞ＳＨ_Ｒの場合には、電子膨張弁２３を開くように制御する。一般的に能力を最大限発揮させるには、ＳＨ_Ｔ＝１〜３℃に設定される。

また、室温制御との関係についていえば、室内機２０の設定温度Ｔ_ＳＥＴ（通常，１８〜３０℃）と、図示しない温度センサにより検出される室内温度Ｔ_ＲＯＯＭとの差に応じて、目標ＳＨ（ＳＨ_Ｔ）を変える。すなわち、Ｔ_ＲＯＯＭ−Ｔ_ＳＥＴが小さい場合には、電子膨張弁２３を絞って目標ＳＨ_Ｔを大きくし、Ｔ_ＲＯＯＭ−Ｔ_ＳＥＴが大きい場合には、電子膨張弁２３を開いて目標ＳＨ_Ｔを小さくする。

暖房運転時には、四方弁１２が図１の鎖線のように切り替えられ、冷媒が圧縮機１１→四方弁１２→室内熱交換器２１→過冷却熱交換器１５→レシーバタンク１４→室外熱交換器１３→四方弁１２→アキュムレータ１６→圧縮機１１へと流れる。この場合、室内熱交換器２１が凝縮器として作用し、室外熱交換器１３が蒸発器となる。

次に、図２を参照して、過冷却熱交換器１５は、外管１５ａ内に内管１５ｂを同軸的に挿通した２重管からなる液−ガス熱交換器で、この例では、外管１５ａ内にレシーバタンク１４から室内熱交換器２１に向かう液冷媒が流される。なお、２重管に代えて、例えば２本の配管を並べて溶接もしくはフィンにて連結して熱交換可能としたものを過冷却熱交換器１５に用いてもよい。

これに対して、内管１５ｂは、電子膨張弁１７を有するバイパス管１５ｃを介してレシーバタンク１４と接続され、レシーバタンク１４から冷却用の冷媒が電子膨張弁１７により気化（減圧）されてガス冷媒として流される。

この場合、冷却用の冷媒を確実に液相として取り出せるように、バイパス管１５ｃはレシーバタンク１４の底部に接続することが好ましい。なお、上記の例とは異なり、内管１５ｂ内にレシーバタンク１４から室内熱交換器２１に向かう液冷媒を流し、外管１５ａ内に冷却用の冷媒を流してもよい。

電子膨張弁１７は、ステッピングモータにより開度が調節される開度可変型であり、その開度が制御手段（ＣＰＵ）１９により制御される。その開度制御のため、第１ないし第３温度センサ１８ａ〜１８ｃが用いられる。

第１温度センサ１８ａは、過冷却熱交換器１５の入口側で液冷媒の温度を検出する。第２温度センサ１８ｂは、過冷却熱交換器１５の出口側で液冷媒の温度を検出する。第３温度センサ１８ｃは、冷却用の冷媒の出口側の温度を検出する。このほかに、圧縮機１１の吐出側には高圧圧力センサ１８ｄが設けられ、アキュムレータ１６の低圧配管側には低圧圧力センサ１８ｅが設けられる。

ＣＰＵ１９は、第３温度センサ１８ｃにて検出された温度と、低圧飽和温度（低圧圧力センサ１８ｅの検出値から算出される温度）とを比較して、蒸発しきれない冷媒をアキュムレータ１６に戻さないようにするため、すなわち冷却用の冷媒を無駄に多く使用しないようにするため、ＳＨ（スーパーヒート）が目標値に追従するように電子膨張弁１７の開度を制御する。

ただし、第１温度センサ１８ａの検出温度ＴＬ_ｉｎと第２温度センサ１８ｂの検出温度ＴＬ_ｏｕｔの温度差ＳＣ（＝ＴＬ_ｉｎ−ＴＬ_ｏｕｔ）が設定値（例えば１２℃）を超えると、電子膨張弁１７の開度を絞る方向に制御する。

ここで図２に示すように、冷媒回路の冷媒循環量をｑ_１〔ｋｇ／ｓ〕，過冷却熱交換器１５から室内熱交換器２１に供給される冷媒流量をｑ_２〔ｋｇ／ｓ〕，過冷却熱交換器１５に流される冷却用の冷媒流量をｑ_３〔ｋｇ／ｓ〕，過冷却熱交換器１５の入口側のエンタルピをＩ_１〔ｋＪ／ｋｇ〕，過冷却熱交換器１５の出口側のエンタルピをＩ_２〔ｋＪ／ｋｇ〕として、図３（ａ）にこの冷媒回路のモリエル線図を示す。なお、この例で圧縮機１１は一定速圧縮機で、冷媒循環量ｑ_１は一定としている。

図３（ｂ）に冷却用の冷媒流量ｑ_３と上記温度差ＳＣ（＝ＴＬｉｎ−ＴＬｏｕｔ）の相関グラフを示す（横軸は冷媒循環量ｑ_１に対する冷却用の冷媒流量ｑ_３のバイパス流量割合で、ｑ_３ ／ｑ_１×１００〔％〕としている）。このグラフから分かるように、冷却用の冷媒流量ｑ_３を大きくすると温度差ＳＣも大きくなり、したがって、図３（ａ）のモリエル線図において冷凍効果ΔＩ（＝Ｉ_ｏｕｔ−Ｉ_２）が大きくなることを意味している。なお、過冷却熱交換器１５に流れる冷媒が気液二相状態であるときの温度差ＳＣを点線で示す。

また、図３（ｃ）にバイパス流量割合ｑ_３ ／ｑ_１×１００〔％〕と冷凍効果ΔＩ〔ｋＪ／ｋｇ〕の相関グラフを示す。室内熱交換器２１の冷房能力Ｑ〔ｋＷ〕は、
Ｑ＝ｑ_２〔ｋｇ／ｓ〕×ΔＩ〔ｋＪ／ｋｇ〕
で表される。

冷媒回路に冷媒の流量損失がないとすると、ｑ_２＝ｑ_１−ｑ_３である。したがって、過冷却熱交換器１５に冷却用の冷媒を流しすぎると、室内熱交換器２１に供給される冷媒流量ｑ_２が減ることになるため、図３（ｄ）のグラフに示すように、室内熱交換器２１の冷房能力Ｑは、能力最大点を境に低下することになる。

この現象を防止するため、冷房運転時において、ＣＰＵ１９は室内熱交換器２１の冷房能力を考慮して、室内熱交換器２１に流れる冷媒循環量に不足が生じないように電子膨張弁１７の開度を制御する。

この制御にあたって、ＣＰＵ１９はまず、圧縮機１１の体積流量Ｖ〔ｍ^３／ｓ〕，低圧ガス密度ＤＧ〔ｋｇ／ｍ^３〕および体積効率ｎを入力パラメータとして、冷媒回路の冷媒循環量（質量流量）ｑ_１〔ｋｇ／ｓ〕を算出する。

体積流量Ｖ〔ｍ^３／ｓ〕は、一定速圧縮機の場合「１秒間に圧縮機に流入する冷媒の体積」であり、インバータ制御による可変速圧縮機の場合には「（１回転あたりに圧縮機に流入する冷媒体積）×（回転数）」である。

なお、室外機１０に複数台の圧縮機１１が搭載されており、室内機２０側で要求されている冷房能力に応じて、圧縮機１１の稼働台数が選択される場合の体積流量には、稼働中の圧縮機１１に流入する冷媒の総和を用いる。

圧縮機１１の低圧側（吸入側）と高圧側（吐出側）には冷媒がガス状態で存在する。上記低圧ガス密度ＤＧ〔ｋｇ／ｍ^３〕とは、その低圧側のガス状態で存在するガス密度である。また、上記体積効率ｎとは、圧縮機固有の体積流量のロス割合で１より小さい値である。

冷媒回路の冷媒循環量（質量流量）ｑ_１は、
ｑ_１＝ｎ×（Ｖ×Ｘｃ）×ＤＧ
により求められる。Ｘｃは圧縮機制御変数（圧縮機容量）で、Ｘｃ＝１は０．１馬力（ＨＰ）に相当する。

ＣＰＵ１９は、冷媒の低圧圧力値を目標低圧圧力値に近づくように圧縮機制御変数Ｘｃの値を制御する。室内機の運転台数や室内負荷が増加すると冷媒の低圧圧力値が上昇し、また、室内機の運転台数や室内負荷が減少すると、冷媒の低圧圧力値が下降する。すなわち、運転の状態が変化しても、個々の室内機が一定の能力を確保できるように、ＣＰＵ１９は圧縮機１１の運転容量を制御する。一定速圧縮機の場合には、その台数を制御し、可変速圧縮機の場合には、その周波数を制御する。

ＣＰＵ１９は、上記のようにして冷媒回路の冷媒循環量ｑ_１を算出し、室内熱交換器２１に流れる冷媒循環量（ｑ_１−ｑ_３）が不足して室内熱交換器２１の冷房能力Ｑが能力最大点を境に低下しないように、過冷却熱交換器１５に流される冷却用の冷媒流量（バイパス流量）ｑ_３の最大流量値、すなわち電子膨張弁１７の最大開度を決定する。

本発明によれば、このようにして電子膨張弁１７の最大開度が決定されるため、冷却用の冷媒の流しすぎにより能力低下が生ずることがない。一つの目安として、冷却用の冷媒流量ｑ_３が冷媒循環量ｑ_１の１５％となる際の開度を最大開度とするとよい。

なお、電子膨張弁１７はステッピングモータにより駆動されるため、ＣＰＵ１９からステッピングモータに与えるパルス数によって、電子膨張弁１７の開度を制御することができる。

本発明による空気調和機の全体的な構成を示す模式図。 本発明の空気調和機が備える過冷却熱交換器を含む要部を示す模式図。 （ａ）上記空気調和機の冷媒回路のモリエル線図，（ｂ）過冷却温度と冷却用冷媒のバイパス流量との相関を示すグラフ，（ｃ）冷凍効果と冷却用冷媒のバイパス流量との相関を示すグラフ，（ｄ）冷房能力と冷却用冷媒のバイパス流量との相関を示すグラフ。

符号の説明

１０ 室外機
１１ 圧縮機
１２ 四方弁
１３ 室外熱交換器
１４ レシーバタンク
１５ 過冷却熱交換器
１５ａ 外管
１５ｂ 内管
１５ｃ バイパス管
１６ アキュムレータ
１７ 電子膨張弁
１８ａ〜１８ｃ 温度センサ
１９ ＣＰＵ（制御手段）
２０ 室内機
２１ 室内熱交換器

Claims (3)

1. 冷房運転時に、圧縮機の吐出側から室外熱交換器，室内熱交換器，上記圧縮機の吸入側へと冷媒が循環される冷媒回路を含み、上記室外熱交換器と上記室内熱交換器との間に、上記室外熱交換器により凝縮された液冷媒が貯留されるレシーバタンクと、互いに熱交換可能な２本の管路のうちの一方の管路内に上記レシーバタンクから上記室内熱交換器に至る冷媒が流され、他方の管路内に上記レシーバタンク内の液冷媒が冷却用の冷媒として開度可変の膨張弁により減圧されて流される過冷却熱交換器とが接続されているとともに、少なくとも上記圧縮機および上記膨張弁を制御する制御手段を備えている空気調和機において、
   上記制御手段は、上記一方の管路内の冷媒循環量が上記室内熱交換器での冷房能力が所定値を示す流量時に、上記他方の管路内に流れる冷却用の冷媒流量を上限値として、上記膨張弁の最大開度を決定することを特徴とする空気調和機。
2. 上記所定値が、上記室内熱交換器での冷房能力の最大値である請求項１に記載の空気調和機。
3. 上記制御手段は、上記圧縮機の体積流量Ｖ〔ｍ^３／ｓ〕，圧縮機制御変数（圧縮機の馬力係数）Ｘｃ，低圧ガス密度ＤＧ〔ｋｇ／ｍ^３〕および体積効率ｎを入力パラメータとして、上記膨張弁の最大開度を決定する請求項１または２に記載の空気調和機。
   

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