JP2008008604A - Refrigerant piping structure and air conditioner - Google Patents
Refrigerant piping structure and air conditioner Download PDFInfo
- Publication number
- JP2008008604A JP2008008604A JP2006344137A JP2006344137A JP2008008604A JP 2008008604 A JP2008008604 A JP 2008008604A JP 2006344137 A JP2006344137 A JP 2006344137A JP 2006344137 A JP2006344137 A JP 2006344137A JP 2008008604 A JP2008008604 A JP 2008008604A
- Authority
- JP
- Japan
- Prior art keywords
- refrigerant
- vibration
- pipe
- valve
- self
- 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.)
- Pending
Links
Images
Landscapes
- Pipe Accessories (AREA)
Abstract
Description
本発明は、冷媒配管構造に関し、特に、制御弁を備えた冷媒配管構造における騒音防止対策に係るものである。 The present invention relates to a refrigerant pipe structure, and particularly relates to noise prevention measures in a refrigerant pipe structure provided with a control valve.
従来より、空調機等の冷媒回路には、冷媒流れを遮断する電磁弁や一方向のみの冷媒流れを許容する逆止弁等の各種制御弁が設けられている。例えば、特許文献１の空調機は、室外ユニットと複数の室内ユニットを備えている。そして、室外ユニットと各室内ユニットとのそれぞれの間には、中間ＢＳユニットとしてのＢＳユニットが接続されている。
Conventionally, various control valves such as an electromagnetic valve for blocking refrigerant flow and a check valve for allowing refrigerant flow in only one direction are provided in a refrigerant circuit such as an air conditioner. For example, the air conditioner of
上記ＢＳユニットは、複数の電磁弁等が設けられた冷媒配管構造を備えている。そして、このＢＳユニットは、電磁弁の切換により、室内ユニットで蒸発した冷媒が流入して室外ユニットの圧縮機へ向かって流出する状態と、室外ユニットの圧縮機から吐出された冷媒が流入して室内ユニットへ向かって流出する状態とに切り換わるように構成されている。これにより、室内ユニット毎に冷房と暖房とが個別に切り換わる。
上述した空調機では、特に低負荷時に、電磁弁において冷媒圧力が低くなり、その弁体に設けられたスプリングの作用力との関係で弁体が自励振動を起こすという問題があった。そして、この自励振動により、騒音（チャタリング音）が発生するという問題があった。 The air conditioner described above has a problem that the refrigerant pressure is lowered in the solenoid valve, especially at a low load, and the valve body causes self-excited vibration in relation to the acting force of the spring provided in the valve body. This self-excited vibration has a problem that noise (chattering sound) is generated.
以下で、上述のように弁体の自励振動が発生する原理について詳しく説明する。図１７に示すように、電磁弁（SV）は、本体（101）と、弁体（102）と、バネ（103）と、電磁コイル（104）とを備えている。本体（101）には、冷媒の流通室（106）と弁体（102）の背部室（107）とを連通させる連通管（105）が設けられている。バネ（103）は、背部室（107）に設けられ、弁体（102）を流通室（106）側へ付勢している。電磁コイル（104）は、通電すると、電磁力が発生して弁体（102）を背部室（107）側へ引き上げるように構成されている。また、本体（101）の流通室（106）においては、通常、抵抗によって出口圧力が入口圧力よりも低くなる。 Hereinafter, the principle of the self-excited vibration of the valve body as described above will be described in detail. As shown in FIG. 17, the electromagnetic valve (SV) includes a main body (101), a valve body (102), a spring (103), and an electromagnetic coil (104). The main body (101) is provided with a communication pipe (105) that allows the refrigerant circulation chamber (106) and the back chamber (107) of the valve body (102) to communicate with each other. The spring (103) is provided in the back chamber (107) and urges the valve body (102) toward the flow chamber (106). When energized, the electromagnetic coil (104) is configured to generate an electromagnetic force to lift the valve body (102) toward the back chamber (107). In the circulation chamber (106) of the main body (101), the outlet pressure is usually lower than the inlet pressure due to resistance.
そして、図１７の（Ｘ）に示すように、電磁弁（SV）が閉状態の場合、流通室（106）側の連通管（105）の開口が弁体（102）によって遮断されている。つまり、流通室（106）の圧力が背部室（107）へ作用しないため、弁体（102）はバネ（103）によってのみ流通室（106）側へ押し付けられている。ここで、電磁弁（SV）を開く場合、電磁コイル（104）が通電して弁体（102）が引き上げられ、連通管（105）が連通状態になる。そうすると、流通室（106）の出口側の低圧冷媒が連通管（105）を通って背部室（107）へ流れ込む。したがって、弁体（102）は、自己の重力とバネ（103）の付勢力と低圧冷媒の圧力とによって、流通室（106）側へ押し付けられる。一方、弁体（102）は、電磁コイル（104）の電磁力と流通室（106）の入口圧力とによって、背部室（107）側へ押し付けられる。 And as shown to (X) of FIG. 17, when a solenoid valve (SV) is a closed state, the opening of the communicating pipe (105) by the side of a circulation chamber (106) is interrupted | blocked by the valve body (102). That is, since the pressure in the circulation chamber (106) does not act on the back chamber (107), the valve body (102) is pressed against the circulation chamber (106) only by the spring (103). Here, when the electromagnetic valve (SV) is opened, the electromagnetic coil (104) is energized, the valve body (102) is pulled up, and the communication pipe (105) is in a communication state. Then, the low-pressure refrigerant on the outlet side of the circulation chamber (106) flows into the back chamber (107) through the communication pipe (105). Accordingly, the valve body (102) is pressed toward the flow chamber (106) by its own gravity, the biasing force of the spring (103), and the pressure of the low-pressure refrigerant. On the other hand, the valve body (102) is pressed against the back chamber (107) side by the electromagnetic force of the electromagnetic coil (104) and the inlet pressure of the flow chamber (106).
ここで、流通室（106）における入口圧力と出口圧力との圧力差が十分大きい場合、弁体（102）に対する背部室（107）側への押し付け力が流通室（106）側への押し付け力に打ち勝つ。これにより、弁体（102）が引き上げられた状態（開状態）で固定される（図１７の（Ｙ）参照）。一方、流通室（106）における入口圧力と出口圧力との圧力差が小さいと、弁体（102）に対する流通室（106）側への押し付け力が打ち勝ち、弁体（102）が流通室（106）側へ押し戻される（図１７の（Ｚ）参照）。そうすると、流通室（106）において、入口と出口とが遮断されると共に、連通管（105）が遮断されるため、入口圧力が上昇する。これにより、再び弁体（102）が背部室（107）側へ引き上げられる。そして、これらの動作を繰り返すことにより、弁体（102）が自励振動を起こす。 Here, when the pressure difference between the inlet pressure and the outlet pressure in the flow chamber (106) is sufficiently large, the pressing force on the back chamber (107) side against the valve body (102) is the pressing force on the flow chamber (106) side. Overcome. Thereby, the valve body (102) is fixed in the pulled up state (open state) (see (Y) of FIG. 17). On the other hand, when the pressure difference between the inlet pressure and the outlet pressure in the flow chamber (106) is small, the pressing force of the valve body (102) on the flow chamber (106) side overcomes, and the valve body (102) is moved to the flow chamber (106). ) Side (see (Z) in FIG. 17). Then, in the circulation chamber (106), the inlet and the outlet are blocked, and the communication pipe (105) is blocked, so that the inlet pressure increases. Thereby, the valve body (102) is again pulled up to the back chamber (107) side. Then, by repeating these operations, the valve body (102) causes self-excited vibration.
一方、図１８に示すように、逆止弁（CV）は、弁体（201）と、該弁体（201）のガイド（202）と、流通路（204）の形成された弁座部（203）とを備えている。この弁体（201）は、冷媒が流れていない状態で、自重により下方に位置付けられて、管内部に設けられた弁座部（203）と当接するように配設されている。また、上記弁体（201）は、その自重と冷媒の流れによって受ける力との力関係によって上下動するように構成されている。すなわち、下から上への冷媒の流れによって受ける力が弁体（201）の重さよりも大きくなると、該弁体（201）は上方へ移動し、上記弁座部（203）との間に隙間を生じる（図１８（Ｙ）参照）一方、冷媒が流れていない場合や、上から下へ冷媒が流れる場合には、上記弁体（201）には下方向への力が作用して弁座部（203）に押し付けられる。 On the other hand, as shown in FIG. 18, the check valve (CV) includes a valve body (201), a guide (202) of the valve body (201), and a valve seat ( 203). The valve body (201) is positioned below by its own weight in a state where no refrigerant flows, and is disposed so as to contact a valve seat (203) provided inside the pipe. The valve body (201) is configured to move up and down by the force relationship between its own weight and the force received by the flow of the refrigerant. That is, when the force received by the flow of the refrigerant from the bottom to the top is greater than the weight of the valve body (201), the valve body (201) moves upward and there is a gap between the valve seat (203) and the valve seat portion (203). On the other hand, when the refrigerant is not flowing or when the refrigerant flows from the top to the bottom, a downward force acts on the valve body (201) to cause the valve seat. Pressed against the part (203).
したがって、上記逆止弁（CV）では、弁体（201）を上方へ移動させる方向（下から上へ）に冷媒が流れた場合にのみ弁が開くことになる。このとき、上記弁体（201）を押し上げる力が弱い、すなわち冷媒の流速が低いと、該弁体（201）は自重との力関係によって微小な上下動を繰り返し、自励振動を生じる。 Therefore, in the check valve (CV), the valve opens only when the refrigerant flows in the direction in which the valve body (201) is moved upward (from bottom to top). At this time, if the force for pushing up the valve body (201) is weak, that is, the flow rate of the refrigerant is low, the valve body (201) repeats minute vertical movements due to the force relationship with its own weight, and self-excited vibration is generated.
本発明は、斯かる点に鑑みてなされたものであり、その目的とするところは、電磁弁や逆止弁等の冷媒流れの制御弁が設けられた冷媒配管構造において、制御弁における自励振動の発生を防止することである。 The present invention has been made in view of such points, and an object of the present invention is to provide self-excitation in a control valve in a refrigerant piping structure provided with a control valve for refrigerant flow such as an electromagnetic valve and a check valve. It is to prevent the occurrence of vibration.
第１の発明は、冷媒配管に冷媒流れを制御する制御弁（31）が設けられた冷媒配管構造を前提としている。そして、本発明は、上記制御弁（31）の自励振動を抑制する振動抑制手段（33）が設けられているものである。 1st invention presupposes the refrigerant | coolant piping structure provided with the control valve (31) which controls a refrigerant | coolant flow in refrigerant | coolant piping. And this invention is provided with the vibration suppression means (33) which suppresses the self-excited vibration of the said control valve (31).
上記の発明では、例えば、冷凍装置の冷媒回路の一部を構成し、電磁弁や逆止弁等の制御弁（31）が設けられた冷媒配管構造を対象としている。この種の冷媒配管構造において、制御弁（31）を流れる冷媒流量が少なくなると、制御弁（31）の弁体等に作用する冷媒圧力が低くなる。そうすると、冷媒圧力と弁体に設けられたスプリングのバネ力との関係により、弁体が自励振動を起こし、騒音（チャタリング音）が発生する。ところが、本発明では、弁体の自励振動が振動抑制手段（33）によって抑制される。 In the above invention, for example, a refrigerant piping structure that constitutes a part of the refrigerant circuit of the refrigeration apparatus and is provided with a control valve (31) such as an electromagnetic valve or a check valve is targeted. In this type of refrigerant piping structure, when the flow rate of the refrigerant flowing through the control valve (31) decreases, the refrigerant pressure acting on the valve body and the like of the control valve (31) decreases. Then, due to the relationship between the refrigerant pressure and the spring force of the spring provided on the valve body, the valve body causes self-excited vibration and noise (chattering sound) is generated. However, in the present invention, the self-excited vibration of the valve body is suppressed by the vibration suppressing means (33).
第２の発明は、上記第１の発明において、上記振動抑制手段が、上記制御弁（31）の近傍の冷媒配管に設けられたヘルムホルツ共鳴器（33）である。 The second invention is the Helmholtz resonator (33) provided in the refrigerant pipe in the vicinity of the control valve (31) in the first invention.
上記の発明では、ヘルムホルツ共鳴器（33）において固有の共鳴周波数（固有振動数）が定まる。制御弁（31）において発生する自励振動は、ヘルムホルツ共鳴器（33）の共鳴周波数によって発揮される減衰効果により減衰（抑制）される。 In the above invention, the natural resonance frequency (natural frequency) is determined in the Helmholtz resonator (33). The self-excited vibration generated in the control valve (31) is attenuated (suppressed) by the damping effect exhibited by the resonance frequency of the Helmholtz resonator (33).
第３の発明は、上記第２の発明において、上記振動抑制手段が、互いに共鳴周波数が異なる複数のヘルムホルツ共鳴器（33,34）である。 In a third aspect based on the second aspect, the vibration suppressing means is a plurality of Helmholtz resonators (33, 34) having different resonance frequencies.
上記の発明では、図８に示すように、各ヘルムホルツ共鳴器（33,34）の固有の共鳴周波数が互いに異なるため、それら共鳴周波数によって発揮される減衰効果の領域が広範となる。したがって、制御弁（31）において発生する自励振動の振動周波数域に対して広範に共鳴周波数による減衰作用が及ぶ。つまり、制御弁（31）の自励振動の振動周波数は、その制御弁（31）を流れる冷媒流量によって変化するが、その変化する領域（振動周波数域）に対して幅広く対応することができる。 In the above invention, as shown in FIG. 8, the inherent resonance frequencies of the Helmholtz resonators (33, 34) are different from each other, so that the region of the attenuation effect exhibited by these resonance frequencies is wide. Therefore, the damping action by the resonance frequency is widely applied to the vibration frequency range of the self-excited vibration generated in the control valve (31). That is, the vibration frequency of the self-excited vibration of the control valve (31) varies depending on the flow rate of the refrigerant flowing through the control valve (31), but can correspond widely to the changing region (vibration frequency region).
第４の発明は、上記第２の発明において、上記ヘルムホルツ共鳴器（35）は、容器（35a）の容積が制御弁（31）の冷媒流量に基づいて変化するように構成されているものである。 In a fourth aspect based on the second aspect, the Helmholtz resonator (35) is configured such that the volume of the container (35a) changes based on the refrigerant flow rate of the control valve (31). is there.
上記の発明では、制御弁（31）で発生する振動周波数が冷媒流量によって変化するが、その変化に応じてヘルムホルツ共鳴器（35）の共鳴周波数が変化する。つまり、ヘルムホルツ共鳴器（35）の容器（35a）の容積変化に伴ってその共鳴周波数が変化し、共鳴周波数が制御弁（31）における振動周波数の変化に追従する。したがって、共鳴周波数による減衰効果が効果的に発揮されるので、制御弁（31）の自励振動が確実に抑制される。 In the above invention, the vibration frequency generated by the control valve (31) changes depending on the refrigerant flow rate, and the resonance frequency of the Helmholtz resonator (35) changes according to the change. That is, the resonance frequency changes with the volume change of the container (35a) of the Helmholtz resonator (35), and the resonance frequency follows the change of the vibration frequency in the control valve (31). Therefore, since the damping effect due to the resonance frequency is effectively exhibited, the self-excited vibration of the control valve (31) is reliably suppressed.
第５の発明は、上記第１から第４の発明において、上記制御弁は、電磁弁（SV）であり、上記振動抑制手段（33）は、３０〜７０Ｈｚの振動周波数域の自励振動を抑制するように構成されているものとする。 In a fifth aspect based on the first to fourth aspects, the control valve is a solenoid valve (SV), and the vibration suppression means (33) performs self-excited vibration in a vibration frequency range of 30 to 70 Hz. It shall be comprised so that it may suppress.
上記の発明では、冷凍装置での実際の冷媒の流速に基づき、電磁弁（SV）で自励振動の発生しうる振動周波数域に合わせて上記振動抑制手段（33）を構成したため、該振動周波数域では電磁弁（SV）の自励振動が効果的に抑制される。すなわち、発明者らは、鋭意努力の結果、図４に示すように、実際の冷凍装置において電磁弁（SV）で自励振動の発生しうる振動周波数域を見出し、その振動周波数域に対して効果的に振動を抑制できるように振動抑制手段（33）を構成した。これにより、より効果的にかつ確実に自励振動を抑制することができる。 In the above invention, since the vibration suppression means (33) is configured in accordance with the vibration frequency range in which self-excited vibration can occur in the solenoid valve (SV) based on the actual refrigerant flow rate in the refrigeration apparatus, the vibration frequency In the region, the self-excited vibration of the solenoid valve (SV) is effectively suppressed. That is, as a result of diligent efforts, the inventors have found a vibration frequency range in which self-excited vibration can occur in an electromagnetic valve (SV) in an actual refrigeration apparatus as shown in FIG. The vibration suppressing means (33) is configured so that vibration can be effectively suppressed. Thereby, self-excited vibration can be suppressed more effectively and reliably.
第６の発明は、上記制御弁は、逆止弁（CV）であり、上記振動特性手段（33）は、１０〜７０Ｈｚの振動周波数域の自励振動を抑制するように構成されているものとする。 In a sixth aspect of the invention, the control valve is a check valve (CV), and the vibration characteristic means (33) is configured to suppress self-excited vibration in a vibration frequency range of 10 to 70 Hz. And
上記の発明では、冷凍装置での実際の冷媒の流速に基づき、逆止弁（CV）で自励振動の発生しうる振動周波数域に合わせて上記振動抑制手段（33）を構成したため、該振動周波数域では逆止弁（CV）の自励振動が効果的に抑制される。すなわち、発明者らは、鋭意努力の結果、図１５に示すように、実際の冷凍装置において逆止弁（CV）で自励振動の発生しうる振動周波数域を見出し、その振動周波数域に対して効果的に振動を抑制できるように振動抑制手段（33）を構成した。これにより、より効果的にかつ確実に自励振動を抑制することができる。 In the above invention, since the vibration suppressing means (33) is configured in accordance with the vibration frequency range in which self-excited vibration can occur in the check valve (CV) based on the actual refrigerant flow rate in the refrigeration apparatus, the vibration In the frequency range, the self-excited vibration of the check valve (CV) is effectively suppressed. That is, as a result of diligent efforts, the inventors have found a vibration frequency range in which self-excited vibration can occur in a check valve (CV) in an actual refrigeration apparatus as shown in FIG. The vibration suppressing means (33) is configured to effectively suppress vibration. Thereby, self-excited vibration can be suppressed more effectively and reliably.
第７の発明は、空気調和装置（10）を対象としている。そして、請求項１から５のいずれか一つの冷媒配管構造を有する冷媒回路（R）を備え、上記冷媒回路（R）は、制御弁（31）、熱源側熱交換器（23）及び複数の利用側熱交換器（41,41）を有し、該利用側熱交換器（41,41）が個別に冷暖房運転できるように上記制御弁（31）によって冷媒流れを切り換え可能に構成されているものとする。
The seventh invention is directed to the air conditioner (10). And the refrigerant circuit (R) which has a refrigerant | coolant piping structure as described in any one of
このような構成では、複数の利用側熱交換器（41,41）が個別に冷暖房運転できるように、複数の利用側熱交換器（41,41）に対してそれぞれ制御弁（31）を設け、該制御弁（31）によって冷媒の流れを頻繁に切り換えるため、該制御弁（31）での自励振動に起因する騒音が発生しやすく、騒音が大きくなりやすい。そのため、上述のような構成に対して上記第１から第５の各発明のような振動抑制手段（33）を設けることで、自励振動を効果的に抑制して騒音を確実に低減することができる。 In such a configuration, a control valve (31) is provided for each of the plurality of usage-side heat exchangers (41, 41) so that the plurality of usage-side heat exchangers (41, 41) can be individually cooled and air-conditioned. Since the flow of the refrigerant is frequently switched by the control valve (31), noise due to self-excited vibration in the control valve (31) is likely to be generated and the noise is likely to increase. Therefore, by providing the vibration suppressing means (33) as in the first to fifth inventions for the configuration as described above, the self-excited vibration is effectively suppressed and the noise is reliably reduced. Can do.
本発明によれば、制御弁（31）で発生する自励振動を抑制する振動抑制手段（33）を設けるようにしたため、制御弁（31）において自励振動に起因する騒音（チャタリング音）を防止することができる。 According to the present invention, since the vibration suppressing means (33) for suppressing the self-excited vibration generated in the control valve (31) is provided, noise (chattering sound) caused by the self-excited vibration in the control valve (31) is provided. Can be prevented.
また、第２の発明によれば、振動抑制手段としてヘルムホルツ共鳴器（33）を用いるようにしたため、その共鳴周波数による減衰効果によって制御弁（31）の自励振動を抑制することができる。 Further, according to the second invention, since the Helmholtz resonator (33) is used as the vibration suppressing means, the self-excited vibration of the control valve (31) can be suppressed by the damping effect by the resonance frequency.
さらに、第３の発明によれば、共鳴周波数の異なる複数のヘルムホルツ共鳴器（33,34）を設けるようにしたため、共鳴周波数による減衰効果の領域を広範とすることができる。したがって、制御弁（31）において流量により変化する振動周波数に対して広範に減衰させることができ、確実に騒音（チャタリング音）を防止することができる。 Furthermore, according to the third invention, since the plurality of Helmholtz resonators (33, 34) having different resonance frequencies are provided, the region of the attenuation effect due to the resonance frequency can be widened. Therefore, the control valve (31) can be widely attenuated with respect to the vibration frequency that varies depending on the flow rate, and noise (chattering sound) can be reliably prevented.
また、第４の発明によれば、ヘルムホルツ共鳴器（35）の容器（35a）の容積を制御弁（31）の冷媒流量に基づいて変化させるようにした。これにより、ヘルムホルツ共鳴器（35）の共鳴周波数を制御弁（31）における振動周波数の変化に追従させることができる。したがって、ヘルムホルツ共鳴器（35）の共鳴周波数を制御弁（31）の振動周波数に対して適したものとすることができ、制御弁（31）の自励振動を効果的かつ確実に抑制することができる。 According to the fourth aspect of the invention, the volume of the container (35a) of the Helmholtz resonator (35) is changed based on the refrigerant flow rate of the control valve (31). Thereby, the resonance frequency of the Helmholtz resonator (35) can be made to follow the change of the vibration frequency in the control valve (31). Therefore, the resonance frequency of the Helmholtz resonator (35) can be made suitable for the vibration frequency of the control valve (31), and the self-excited vibration of the control valve (31) can be effectively and reliably suppressed. Can do.
また、第５の発明によれば、制御弁は電磁弁（SV）であり、振動抑制手段（33）は３０〜７０Ｈｚの範囲の自励振動を抑制するように構成されているため、実際の冷凍装置において電磁弁で発生しうる振動周波数域の自励振動を効果的かつ確実に抑制することができる。 According to the fifth invention, the control valve is a solenoid valve (SV), and the vibration suppressing means (33) is configured to suppress self-excited vibration in the range of 30 to 70 Hz. The self-excited vibration in the vibration frequency range that can be generated by the electromagnetic valve in the refrigeration apparatus can be effectively and reliably suppressed.
また、第６の発明によれば、制御弁は逆止弁（CV）であり、振動抑制手段（33）は１０〜７０Ｈｚの範囲の自励振動を抑制するように構成されているため、実際の冷凍装置において逆止弁で発生しうる振動周波数域の自励振動を効果的かつ確実に抑制することができる。 According to the sixth invention, the control valve is a check valve (CV), and the vibration suppressing means (33) is configured to suppress self-excited vibration in the range of 10 to 70 Hz. The self-excited vibration in the vibration frequency region that can be generated by the check valve in the refrigeration apparatus can be effectively and reliably suppressed.
さらに、第７の発明によれば、複数の利用側熱交換器（41,41）が個別に冷暖房運転可能なように冷媒の流れを切り換え可能に構成された空気調和装置（10）の冷媒回路（R）に対し、上記第１から第５のいずれか一つの冷媒配管構造を適用するようにしたため、大きな騒音が発生しやすい上記空気調和装置（10）で効果的かつ確実に騒音を低減することができる。 Further, according to the seventh invention, the refrigerant circuit of the air conditioner (10) configured to be capable of switching the refrigerant flow so that the plurality of usage-side heat exchangers (41, 41) can be individually operated for cooling and heating. For (R), since any one of the first to fifth refrigerant piping structures is applied, the noise is effectively and reliably reduced by the air conditioner (10) that is likely to generate a large noise. be able to.
以下、本発明の実施形態を図面に基づいて詳細に説明する。 Hereinafter, embodiments of the present invention will be described in detail with reference to the drawings.
《発明の実施形態１》
図１に示すように、本実施形態１の空調機（10）は、ビル等に設けられ、各室内を冷暖房するものである。この空調機（10）は、室外ユニット（20）と、２台のＢＳユニット（30A,30B）と、２台の室内ユニット（40A,40B）とを備えている。そして、これら室外ユニット（20）等が冷媒配管である連絡配管で接続されて冷媒回路（R）を構成している。この冷媒回路（R）では、冷媒が循環して蒸気圧縮式冷凍サイクルが行われる。
As shown in FIG. 1, the air conditioner (10) of the first embodiment is provided in a building or the like and heats and cools each room. The air conditioner (10) includes an outdoor unit (20), two BS units (30A, 30B), and two indoor units (40A, 40B). And these outdoor units (20) etc. are connected by the communication piping which is refrigerant piping, and comprise the refrigerant circuit (R). In the refrigerant circuit (R), the refrigerant circulates to perform a vapor compression refrigeration cycle.
上記室外ユニット（20）は、本実施形態の熱源ユニットを構成している。室外ユニット（20）は、冷媒配管である、主管（2c）と第１分岐管（2d）と第２分岐管（2e）とを備えている。また、室外ユニット（20）は、圧縮機（21）、室外熱交換器（23）、室外膨張弁（24）および２つの電磁弁（26,27）を備えている。 The outdoor unit (20) constitutes the heat source unit of the present embodiment. The outdoor unit (20) includes a main pipe (2c), a first branch pipe (2d), and a second branch pipe (2e), which are refrigerant pipes. The outdoor unit (20) includes a compressor (21), an outdoor heat exchanger (23), an outdoor expansion valve (24), and two electromagnetic valves (26, 27).
上記主管（2c）は、一端が室外ユニット（20）外に配設された連絡配管である液配管（13）に接続され、他端が第１分岐管（2d）及び第２分岐管（2e）のそれぞれの一端に接続されている。第１分岐管（2d）の他端は、室外ユニット（20）外に配設された連絡配管である高圧ガス配管（11）に接続されている。第２分岐管（2e）の他端は、室外ユニット（20）外に配設された連絡配管である低圧ガス配管（12）に接続されている。 One end of the main pipe (2c) is connected to a liquid pipe (13) which is a communication pipe disposed outside the outdoor unit (20), and the other end is connected to a first branch pipe (2d) and a second branch pipe (2e). ) Is connected to one end of each. The other end of the first branch pipe (2d) is connected to a high-pressure gas pipe (11) that is a communication pipe disposed outside the outdoor unit (20). The other end of the second branch pipe (2e) is connected to a low-pressure gas pipe (12) that is a connecting pipe disposed outside the outdoor unit (20).
上記圧縮機（21）は、冷媒を圧縮するための流体機械であり、例えば高圧ドーム型のスクロール式圧縮機により構成されている。圧縮機（21）の吐出管（2a）は、第１分岐管（2d）の途中に接続され、吸入管（2b）は、第２分岐管（2e）の途中に接続されている。なお、吸入管（2b）には、アキュムレータ（22）が設けられている。 The compressor (21) is a fluid machine for compressing a refrigerant, and is constituted by, for example, a high-pressure dome type scroll compressor. The discharge pipe (2a) of the compressor (21) is connected in the middle of the first branch pipe (2d), and the suction pipe (2b) is connected in the middle of the second branch pipe (2e). The suction pipe (2b) is provided with an accumulator (22).
上記室外熱交換器（23）は、クロスフィン式のフィン・アンド・チューブ型熱交換器であり、主管（2c）の途中に設けられている。室外膨張弁（24）は、電子膨張弁により構成され、主管（2c）における室外熱交換器（23）よりも液配管（13）側に設けられている。室外熱交換器（23）の近傍には、室外ファン（25）が設けられている。そして、室外熱交換器（23）は、冷媒が室外ファン（25）によって取り込まれた空気と熱交換するように構成されている。 The outdoor heat exchanger (23) is a cross fin type fin-and-tube heat exchanger, and is provided in the middle of the main pipe (2c). The outdoor expansion valve (24) is constituted by an electronic expansion valve, and is provided closer to the liquid pipe (13) than the outdoor heat exchanger (23) in the main pipe (2c). An outdoor fan (25) is provided in the vicinity of the outdoor heat exchanger (23). The outdoor heat exchanger (23) is configured so that the refrigerant exchanges heat with the air taken in by the outdoor fan (25).
上記２つの電磁弁（26,27）は、第１電磁弁（26）および第２電磁弁（27）である。第１電磁弁（26）は、第１分岐管（2d）における吐出管（2a）の接続点よりも室外熱交換器（23）側に設けられている。第２電磁弁（27）は、第２分岐管（2e）における吸入管（2b）の接続点よりも室外熱交換器（23）側に設けられている。これら電磁弁（26,27）は、冷媒流れを許容および遮断する制御弁を構成している。 The two solenoid valves (26, 27) are a first solenoid valve (26) and a second solenoid valve (27). The first solenoid valve (26) is provided closer to the outdoor heat exchanger (23) than the connection point of the discharge pipe (2a) in the first branch pipe (2d). The second solenoid valve (27) is provided closer to the outdoor heat exchanger (23) than the connection point of the suction pipe (2b) in the second branch pipe (2e). These solenoid valves (26, 27) constitute a control valve that allows and blocks the refrigerant flow.
上記各室内ユニット（40A,40B）は、本実施形態の利用ユニットを構成している。各室内ユニット（40A,40B）は、連絡配管である中間配管（17）によって上記各ＢＳユニット（30A,30B）に接続されている。つまり、第１室内ユニット（40A）および第１ＢＳユニット（30A）が、第２室内ユニット（40B）および第２ＢＳユニット（30B）がそれぞれ一対となって接続されている。一方、第１室内ユニット（40A）は、液配管（13）が接続されている。第２室内ユニット（40B）は、液配管（13）の途中から分岐した連絡配管である分岐液配管（16）が接続されている。 Each said indoor unit (40A, 40B) comprises the utilization unit of this embodiment. Each indoor unit (40A, 40B) is connected to each BS unit (30A, 30B) by an intermediate pipe (17) which is a connecting pipe. That is, the first indoor unit (40A) and the first BS unit (30A) are connected in pairs with the second indoor unit (40B) and the second BS unit (30B). On the other hand, the liquid pipe (13) is connected to the first indoor unit (40A). The second indoor unit (40B) is connected to a branched liquid pipe (16) which is a connecting pipe branched from the middle of the liquid pipe (13).
上記各室内ユニット（40A,40B）は、冷媒配管で互いに接続された室内熱交換器（41）と室内膨張弁（42）とを備えている。室内熱交換器（41）は、中間配管（17）に接続されている。第１室内ユニット（40A）の室内膨張弁（42）は液配管（13）に接続されている一方、第２室内ユニット（40B）の室内膨張弁（42）は分岐液配管（16）に接続されている。室内熱交換器（41）は、クロスフィン式のフィン・アンド・チューブ型熱交換器である。室内膨張弁（42）は、電子膨張弁により構成されている。室内熱交換器（41）の近傍には、室内ファン(43)が設けられている。そして、室内熱交換器（41）は、冷媒が室内ファン(43)によって取り込まれた空気と熱交換するように構成されている。 Each of the indoor units (40A, 40B) includes an indoor heat exchanger (41) and an indoor expansion valve (42) connected to each other through a refrigerant pipe. The indoor heat exchanger (41) is connected to the intermediate pipe (17). The indoor expansion valve (42) of the first indoor unit (40A) is connected to the liquid pipe (13), while the indoor expansion valve (42) of the second indoor unit (40B) is connected to the branch liquid pipe (16). Has been. The indoor heat exchanger (41) is a cross-fin type fin-and-tube heat exchanger. The indoor expansion valve (42) is an electronic expansion valve. An indoor fan (43) is provided in the vicinity of the indoor heat exchanger (41). The indoor heat exchanger (41) is configured so that the refrigerant exchanges heat with the air taken in by the indoor fan (43).
上記各ＢＳユニット（30A,30B）は、冷媒配管である、主管（3c）と第１分岐管（3a）と第２分岐管（3b）とを備えると共に、２つの電磁弁（31,32）を備えている。 Each BS unit (30A, 30B) includes a main pipe (3c), a first branch pipe (3a), and a second branch pipe (3b), which are refrigerant pipes, and two solenoid valves (31, 32). It has.
上記主管（3c）は、一端が中間配管（17）に、他端が第１分岐管（3a）及び第２分岐管（3b）のそれぞれの一端に、接続されている。第１ＢＳユニット（30A）において、第１分岐管（3a）の他端は高圧ガス配管（11）に接続され、第２分岐管（3b）の他端は低圧ガス配管（12）に接続されている。一方、第２ＢＳユニット（30B）の第１分岐管（3a）の他端は、高圧ガス配管（11）の途中から分岐した連絡配管である分岐高圧ガス配管（14）に接続されている。第２ＢＳユニット（30B）の第２分岐管（3b）の他端は、低圧ガス配管（12）の途中から分岐した連絡配管である分岐低圧ガス配管（15）に接続されている。なお、液配管（13）は第１ＢＳユニット（30A）内を通過し、分岐液配管（16）は第２ＢＳユニット（30B）内を通過している。 The main pipe (3c) has one end connected to the intermediate pipe (17) and the other end connected to one end of each of the first branch pipe (3a) and the second branch pipe (3b). In the first BS unit (30A), the other end of the first branch pipe (3a) is connected to the high pressure gas pipe (11), and the other end of the second branch pipe (3b) is connected to the low pressure gas pipe (12). Yes. On the other hand, the other end of the first branch pipe (3a) of the second BS unit (30B) is connected to a branch high-pressure gas pipe (14) which is a connecting pipe branched from the middle of the high-pressure gas pipe (11). The other end of the second branch pipe (3b) of the second BS unit (30B) is connected to a branch low-pressure gas pipe (15) which is a connecting pipe branched from the middle of the low-pressure gas pipe (12). The liquid pipe (13) passes through the first BS unit (30A), and the branch liquid pipe (16) passes through the second BS unit (30B).
上記各電磁弁（31,32）は、第１電磁弁（31）が第１分岐管（3a）に設けられ、第２電磁弁（32）が第２分岐管（3b）にそれぞれ設けられている。これらの電磁弁（31,32）は、冷媒流れを許容または遮断する制御弁を構成している。そして、これらの電磁弁（31,32）は、開閉切換によって冷媒流れを切り換え、各室内ユニット（40A,40B）において冷暖房を切り換えるためのものである。また、各ＢＳユニット（30A,30B）において、主管（3c）と２つの分岐管（3a,3b）と２つの電磁弁（31,32）とは、本発明に係る冷媒配管構造を構成している。 Each of the solenoid valves (31, 32) includes a first solenoid valve (31) provided in the first branch pipe (3a) and a second solenoid valve (32) provided in the second branch pipe (3b). Yes. These solenoid valves (31, 32) constitute a control valve that allows or blocks the refrigerant flow. These electromagnetic valves (31, 32) are for switching the refrigerant flow by switching between opening and closing, and switching between cooling and heating in each indoor unit (40A, 40B). In each BS unit (30A, 30B), the main pipe (3c), the two branch pipes (3a, 3b), and the two solenoid valves (31, 32) constitute the refrigerant piping structure according to the present invention. Yes.
また、上記各ＢＳユニット（30A,30B）には、本発明の特徴として、共鳴器（33,34）が２つずつ設けられている。これらの共鳴器（33,34）は、第１電磁弁（31）および第２電磁弁（32）の自励振動を抑制する振動抑制手段を構成している。各ＢＳユニット（30A,30B）において、共鳴器（33,34）は、主管（3c）に設けられ、分岐管（3a,3b）側から順に第１共鳴器（33）および第２共鳴器（34）として配置されている。 Each BS unit (30A, 30B) is provided with two resonators (33, 34) as a feature of the present invention. These resonators (33, 34) constitute vibration suppressing means for suppressing self-excited vibration of the first electromagnetic valve (31) and the second electromagnetic valve (32). In each BS unit (30A, 30B), the resonator (33, 34) is provided in the main pipe (3c), and in order from the branch pipe (3a, 3b) side, the first resonator (33) and the second resonator ( 34) is arranged.
図２に示すように、上記各共鳴器（33,34）は、いわゆるヘルムホルツ共鳴器である。各共鳴器（33,34）は、容器（33a,34a）とパイプ（33b,34b）によって構成されている。容器（33a,34a）は、直方体状に形成され、一定の容積を有している。パイプ（33b,34b）は、細長い直管に形成され、一端が容器（33a,34a）に接続され、他端が主管（3c）に接続されている。そして、第１共鳴器（33）の容器（33a）の容積Ｖ１は、第２共鳴器（34）の容器（34a）の容積Ｖ２より大きい。第１共鳴器（33）のパイプ（33b）の断面積Ｓ１および長さＬ１は、何れも、第２共鳴器（34）のパイプ（34b）の断面積Ｓ２および長さＬ２よりも大きい。 As shown in FIG. 2, the resonators (33, 34) are so-called Helmholtz resonators. Each resonator (33, 34) includes a container (33a, 34a) and a pipe (33b, 34b). The containers (33a, 34a) are formed in a rectangular parallelepiped shape and have a constant volume. The pipes (33b, 34b) are formed in an elongated straight pipe, one end is connected to the container (33a, 34a), and the other end is connected to the main pipe (3c). The volume V1 of the container (33a) of the first resonator (33) is larger than the volume V2 of the container (34a) of the second resonator (34). The cross-sectional area S1 and the length L1 of the pipe (33b) of the first resonator (33) are both larger than the cross-sectional area S2 and the length L2 of the pipe (34b) of the second resonator (34).
ここで、各電磁弁（31,32）において生じる自励振動の振動周波数Ｆは、冷媒流量と相関がある。具体的には、図３に示すように、冷媒流量が少なくなるに従って、電磁弁（31,32）の自励振動の振動周波数が指数関数的に増大する。また、冷媒流量が多くなるに従って振動周波数Ｆは低下するが、冷媒流量が一定値以上になると振動周波数は低下しなくなる。冷媒回路（R）では、冷媒流量が空調負荷に応じて変動する。つまり、空調負荷が大きいときは冷媒流量が増大し、空調負荷が小さいときは冷媒流量が低下する。したがって、想定される空調負荷の範囲から、冷媒流量の変動範囲が定まる。冷媒流量の変動範囲が定まると、それに応じて自励振動の発生領域、即ち振動周波数の領域（以下、振動周波数域という。）が定まることになる（図３参照）。 Here, the vibration frequency F of the self-excited vibration generated in each solenoid valve (31, 32) has a correlation with the refrigerant flow rate. Specifically, as shown in FIG. 3, the vibration frequency of the self-excited vibration of the solenoid valves (31, 32) increases exponentially as the refrigerant flow rate decreases. Further, the vibration frequency F decreases as the refrigerant flow rate increases, but the vibration frequency does not decrease when the refrigerant flow rate exceeds a certain value. In the refrigerant circuit (R), the refrigerant flow rate varies depending on the air conditioning load. That is, the refrigerant flow rate increases when the air conditioning load is large, and the refrigerant flow rate decreases when the air conditioning load is small. Therefore, the fluctuation range of the refrigerant flow rate is determined from the assumed air conditioning load range. When the fluctuation range of the refrigerant flow rate is determined, a self-excited vibration generation region, that is, a vibration frequency region (hereinafter referred to as a vibration frequency region) is determined accordingly (see FIG. 3).
本発明者らは、鋭意努力の結果、上述のような構成の空調機（10）における電磁弁（31,32）の振動周波数域として以下のような範囲を見出した。図４に、流速を変化させた場合の電磁弁の自励振動の振動周波数の実測値を示す。なお、上記図４の実測値を得るために実験で用いた電磁弁は、パイロット式電磁弁であり、該電磁弁の設けられる管は３／８インチのサイズである。また、上記振動周波数は、図５の回路を用いて圧力センサ（51）の出力値から求めた。すなわち、電磁弁（SV）の入口側の圧力を圧力センサ（51）によって検出し、その圧力値を周波数分析装置（52）によって分析することで自励振動の振動周波数を求めた。一方、流速は、流量計（53）によって求めた。上記図５において、符号54は流量調整のための流量調整弁である。
As a result of diligent efforts, the present inventors have found the following ranges as vibration frequency ranges of the electromagnetic valves (31, 32) in the air conditioner (10) configured as described above. FIG. 4 shows an actual measurement value of the vibration frequency of the self-excited vibration of the solenoid valve when the flow velocity is changed. Note that the solenoid valve used in the experiment to obtain the actually measured values in FIG. 4 is a pilot solenoid valve, and the pipe provided with the solenoid valve is 3/8 inch in size. Moreover, the said vibration frequency was calculated | required from the output value of the pressure sensor (51) using the circuit of FIG. That is, the pressure on the inlet side of the solenoid valve (SV) was detected by the pressure sensor (51), and the pressure value was analyzed by the frequency analyzer (52) to obtain the vibration frequency of the self-excited vibration. On the other hand, the flow velocity was determined by a flow meter (53). In FIG. 5,
ここで、実際に空調機（10）に使用される冷媒（Ｒ４１０Ａ）の流速は、冷凍機油の戻り条件によって、水平方向に延びる横走り管で約３．５ｍ／ｓ以上、上下方向に延びる縦走り管で約６ｍ／ｓ以上であり、これよりも低い流速になると弁の自励振動が発生する。 Here, the flow rate of the refrigerant (R410A) actually used in the air conditioner (10) is approximately 3.5 m / s or more in the horizontal running pipe extending in the horizontal direction depending on the return condition of the refrigerating machine oil. In the running tube, it is about 6 m / s or more, and when the flow velocity is lower than this, self-excited vibration of the valve occurs.
上記図４から明らかなように、冷媒の流速が約６ｍ／ｓ以下の範囲は、自励振動の振動周波数の範囲、すなわち振動周波数域が３０〜７０Ｈｚの間であり、この周波数域に合わせた共鳴器を設ければよい。 As is clear from FIG. 4 above, the range where the flow velocity of the refrigerant is about 6 m / s or less is the range of the vibration frequency of self-excited vibration, that is, the vibration frequency range is between 30 and 70 Hz, and is adjusted to this frequency range. A resonator may be provided.
次に、上記振動周波数域に応じた共鳴器の設計方法及び消音量の算出について以下で説明する。 Next, a method for designing a resonator according to the vibration frequency range and calculation of the muffled volume will be described below.
まず、ヘルムホルツ共鳴器の共鳴振動数は、一般的に下式によって求められる。 First, the resonance frequency of the Helmholtz resonator is generally obtained by the following equation.
ここで、ｃは冷媒ガス中の音速であり、図６に示すように、圧力と温度との関係から求められる。なお、上記図６は、Ｒ４１０の場合のグラフである。また、Ｖは共鳴器の容器の容積であり、Ｇは下式によって求められる値である。 Here, c is the speed of sound in the refrigerant gas, and is obtained from the relationship between pressure and temperature as shown in FIG. FIG. 6 is a graph in the case of R410. V is the volume of the container of the resonator, and G is a value obtained by the following equation.
上記（２）式において、ａは共鳴器のパイプの内径、Ｌは該パイプの長さである。 In the above equation (2), a is the inner diameter of the pipe of the resonator, and L is the length of the pipe.
上記（１）式で求められた共鳴振動数が上記振動周波数域に近くなるような共鳴器を設計することによって、各電磁弁（31,32）の自励振動を効果的に抑制することができる。具体的には、共鳴器の容積、パイプの長さ及びパイプの内径を変えることによって最適な共鳴器を得ることができる。 By designing a resonator in which the resonance frequency obtained by the above equation (1) is close to the vibration frequency range, the self-excited vibration of each solenoid valve (31, 32) can be effectively suppressed. it can. Specifically, an optimum resonator can be obtained by changing the volume of the resonator, the length of the pipe, and the inner diameter of the pipe.
共鳴器の容積を変化させた場合の消音効果の一例を図７に示す。この図から、該共鳴器の容積を大きくすると、共鳴周波数が小さくなり、該共鳴周波数が消音対象周波数から離れた値になると消音効果が小さくなることが分かる。逆に、消音対象周波数に共鳴周波数を合わせるように上記共鳴器の容積を選ぶことで、消音効果が大きくなるため、上記自励振動の振動周波数域に近い共鳴周波数になるように共鳴器の容積を設計すればよい。 An example of the silencing effect when the volume of the resonator is changed is shown in FIG. From this figure, it can be seen that when the volume of the resonator is increased, the resonance frequency is decreased, and when the resonance frequency is a value away from the muffling target frequency, the silencing effect is decreased. Conversely, the volume of the resonator is adjusted so that the resonance frequency is close to the vibration frequency range of the self-excited vibration because the noise reduction effect is increased by selecting the volume of the resonator so as to match the resonance frequency with the frequency to be silenced. Should be designed.
なお、上記図７において、主流管の内径は０．００７９２ｍであり、冷媒の音速ｃは１９０ｍ／ｓ、パイパ長さＬは０．１ｍ、パイプ内径は０．００７９２ｍであり、消音量Ｌωは下式を用いて求められる。 In FIG. 7, the inner diameter of the main flow pipe is 0.00792 m, the sound velocity c of the refrigerant is 190 m / s, the piper length L is 0.1 m, the pipe inner diameter is 0.00792 m, and the silence volume Lω is lower. It is obtained using an equation.
ここで、Ｓはパイプの断面積であり、ｆは消音対象周波数、ｆ０は共鳴周波数である。 Here, S is the cross-sectional area of the pipe, f is the muffling target frequency, and f 0 is the resonance frequency.
また、本実施形態において、第１共鳴器（33）および第２共鳴器（34）は、互いの共鳴周波数がラップして電磁弁（31,32）の振動周波数域に対応するように構成されている。ここで、第１共鳴器（33）の共鳴周波数ｆ１と第２共鳴器（34）の共鳴周波数ｆ２は、それぞれ次式により求められる。 Further, in the present embodiment, the first resonator (33) and the second resonator (34) are configured so that the resonance frequencies of the first resonator (33) and the second resonator (34) wrap to correspond to the vibration frequency range of the electromagnetic valves (31, 32). ing. Here, the resonance frequency f1 of the first resonator (33) and the resonance frequency f2 of the second resonator (34) are respectively obtained by the following equations.
ｆ１＝（３４０／２π）×（Ｓ１／Ｖ１／Ｌ１）1/2 ・・・（1）式
ｆ２＝（３４０／２π）×（Ｓ２／Ｖ２／Ｌ２）1/2 ・・・（2）式
つまり、第２共鳴器（34）の共鳴周波数ｆ２は、第１共鳴器（33）の共鳴周波数ｆ１より大きい。
f1 = (340 / 2π) × (S1 / V1 / L1) 1/2 (1) Formula f2 = (340 / 2π) × (S2 / V2 / L2) 1/2 (2) That is, the resonance frequency f2 of the second resonator (34) is higher than the resonance frequency f1 of the first resonator (33).
図８に示すように、共鳴器（33,34）は、共鳴周波数ｆ１（ｆ２）と同じ振動周波数に対してその減衰効果が最も高く、振動周波数が共鳴周波数ｆ１（ｆ２）からずれていくに従ってその振動周波数の減衰効果が低くなる。つまり、１つの共鳴周波数によって発揮される減衰効果の領域は山型形状になる。ところが、本実施形態では、大きさの異なる２つの共鳴器（33,34）が設けられ、その各共鳴周波数による減衰効果の領域の一部が互いにラップするようにした。これにより、共鳴器が１つの場合に比べて、電磁弁（31,32）で発生する振動周波数域の殆どの振動周波数が減衰される。 As shown in FIG. 8, the resonator (33, 34) has the highest damping effect with respect to the same vibration frequency as the resonance frequency f1 (f2), and as the vibration frequency shifts from the resonance frequency f1 (f2). The damping effect of the vibration frequency is reduced. That is, the region of the attenuation effect exhibited by one resonance frequency has a mountain shape. However, in this embodiment, two resonators (33, 34) having different sizes are provided, and a part of the attenuation effect region due to each resonance frequency is overlapped with each other. Thereby, compared with the case where there is one resonator, most vibration frequencies in the vibration frequency region generated by the electromagnetic valves (31, 32) are attenuated.
−運転動作−
次に、上記空調機（10）の運転動作を図面に基づいて説明する。この空調機（10）では、２つの室内ユニット（40A,40B）の双方が冷房または暖房を行う運転と、一方が冷房を行い他方が暖房を行う運転とがある。
-Driving action-
Next, the operation of the air conditioner (10) will be described with reference to the drawings. In this air conditioner (10), there are an operation in which both of the two indoor units (40A, 40B) perform cooling or heating, and an operation in which one performs cooling and the other performs heating.
〈冷房運転〉
先ず、上記第１室内ユニット（40A）および第２室内ユニット（40B）の双方が冷房を行う場合について説明する。この冷房運転の場合、図１に示すように、室外ユニット（20）では、第１電磁弁（26）が開状態に、第２電磁弁（27）が閉状態に、室外膨張弁（24）が全開状態にそれぞれ設定される。各ＢＳユニット（30A,30B）では、第１電磁弁（31）が閉状態に、第２電磁弁（32）が開状態にそれぞれ設定される。各室内ユニット（40A,40B）では、室内膨張弁（42）が適切な開度に設定される。
<Cooling operation>
First, the case where both the first indoor unit (40A) and the second indoor unit (40B) perform cooling will be described. In this cooling operation, as shown in FIG. 1, in the outdoor unit (20), the first electromagnetic valve (26) is opened, the second electromagnetic valve (27) is closed, and the outdoor expansion valve (24). Are set to the fully open state. In each BS unit (30A, 30B), the first solenoid valve (31) is set to the closed state, and the second solenoid valve (32) is set to the open state. In each indoor unit (40A, 40B), the indoor expansion valve (42) is set to an appropriate opening degree.
上記の状態において、圧縮機（21）を駆動すると、該圧縮機（21）から吐出された高圧ガス冷媒が第１分岐管（2d）を通って室外熱交換器（23）へ流れる。室外熱交換器（23）では、冷媒が室外ファン（25）によって取り込まれた空気と熱交換して凝縮する。凝縮した冷媒は、主管（3c）を通って室外ユニット（20）外へ流れ、液配管（13）へ流入する。液配管（13）の冷媒は、一部が分岐液配管（16）へ流れて第２室内ユニット（40B）へ流入し、残りが第１室内ユニット（40A）へ流入する。 In the above state, when the compressor (21) is driven, the high-pressure gas refrigerant discharged from the compressor (21) flows through the first branch pipe (2d) to the outdoor heat exchanger (23). In the outdoor heat exchanger (23), the refrigerant exchanges heat with the air taken in by the outdoor fan (25) and condenses. The condensed refrigerant flows out of the outdoor unit (20) through the main pipe (3c) and flows into the liquid pipe (13). Part of the refrigerant in the liquid pipe (13) flows into the branch liquid pipe (16) and flows into the second indoor unit (40B), and the rest flows into the first indoor unit (40A).
上記第１室内ユニット（40A）および第２室内ユニット（40B）では、冷媒が室内膨張弁（42）で減圧された後、室内熱交換器（41）へ流れる。室内熱交換器（41）では、冷媒が室内ファン(43)によって取り込まれた空気と熱交換して蒸発する。これにより、空気が冷却され、室内の冷房が行われる。そして、室内熱交換器（41）で蒸発したガス冷媒は、各室内ユニット（40A,40B）外へ流れ、中間配管（17）を通って各ＢＳユニット（30A,30B）へ流入する。 In the first indoor unit (40A) and the second indoor unit (40B), the refrigerant is depressurized by the indoor expansion valve (42) and then flows to the indoor heat exchanger (41). In the indoor heat exchanger (41), the refrigerant exchanges heat with the air taken in by the indoor fan (43) and evaporates. Thereby, air is cooled and indoor cooling is performed. The gas refrigerant evaporated in the indoor heat exchanger (41) flows out of the indoor units (40A, 40B) and flows into the BS units (30A, 30B) through the intermediate pipe (17).
上記第１ＢＳユニット（30A）では、ガス冷媒が主管（3c）および第２分岐管（3b）を通ってユニット外へ流れ、低圧ガス配管（12）へ流入する。第２ＢＳユニット（30B）では、ガス冷媒が主管（3c）および第２分岐管（3b）を通ってユニット外へ流れ、分岐低圧ガス配管（15）へ流入する。この分岐低圧ガス配管（15）のガス冷媒は、低圧ガス配管（12）へ流れる。低圧ガス配管（12）のガス冷媒は、室外ユニット（20）へ流入し、吸入管（2b）を通って再び圧縮機（21）へ戻り、この循環が繰り返される。 In the first BS unit (30A), the gas refrigerant flows out of the unit through the main pipe (3c) and the second branch pipe (3b), and flows into the low-pressure gas pipe (12). In the second BS unit (30B), the gas refrigerant flows out of the unit through the main pipe (3c) and the second branch pipe (3b), and flows into the branch low-pressure gas pipe (15). The gas refrigerant in the branch low-pressure gas pipe (15) flows to the low-pressure gas pipe (12). The gas refrigerant in the low-pressure gas pipe (12) flows into the outdoor unit (20), returns to the compressor (21) through the suction pipe (2b), and this circulation is repeated.
〈暖房運転〉
次に、上記第１室内ユニット（40A）および第２室内ユニット（40B）の双方が暖房を行う場合について説明する。この暖房運転の場合、図９に示すように、室外ユニット（20）では、第１電磁弁（26）が閉状態に、第２電磁弁（27）が開状態に、室外膨張弁（24）が適切な開度にそれぞれ設定される。各ＢＳユニット（30A,30B）では、第１電磁弁（31）が開状態に、第２電磁弁（32）が閉状態にそれぞれ設定される。各室内ユニット（40A,40B）では、室内膨張弁（42）が全開状態に設定される。
<Heating operation>
Next, a case where both the first indoor unit (40A) and the second indoor unit (40B) perform heating will be described. In this heating operation, as shown in FIG. 9, in the outdoor unit (20), the first electromagnetic valve (26) is closed, the second electromagnetic valve (27) is opened, and the outdoor expansion valve (24). Are set to appropriate opening degrees. In each BS unit (30A, 30B), the first solenoid valve (31) is set in the open state, and the second solenoid valve (32) is set in the closed state. In each indoor unit (40A, 40B), the indoor expansion valve (42) is set to a fully open state.
上記の状態において、圧縮機（21）を駆動すると、該圧縮機（21）から吐出された高圧ガス冷媒が室外ユニット（20）外へ流れ、高圧ガス配管（11）へ流入する。高圧ガス配管（11）の冷媒は、一部が分岐高圧ガス配管（14）から第２ＢＳユニット（30B）へ流入し、残りが第１ＢＳユニット（30A）へ流入する。各ＢＳユニット（30A,30B）へ流入した冷媒は、第１分岐管（3a）および主管（3c）を流れた後、中間配管（17）を通って各室内ユニット（40A,40B）へ流入する。 When the compressor (21) is driven in the above state, the high-pressure gas refrigerant discharged from the compressor (21) flows out of the outdoor unit (20) and flows into the high-pressure gas pipe (11). A part of the refrigerant in the high-pressure gas pipe (11) flows from the branch high-pressure gas pipe (14) to the second BS unit (30B), and the rest flows into the first BS unit (30A). The refrigerant flowing into each BS unit (30A, 30B) flows through the first branch pipe (3a) and the main pipe (3c), and then flows into each indoor unit (40A, 40B) through the intermediate pipe (17). .
上記各室内ユニット（40A,40B）では、冷媒が空気と熱交換して凝縮する。これにより、空気が加熱され、室内の暖房が行われる。第１室内ユニット（40A）で凝縮した冷媒は、液配管（13）へ流れる。第２室内ユニット（40B）で凝縮した冷媒は、分岐液配管（16）を通って液配管（13）へ流入する。液配管（13）の冷媒は、室外ユニット（20）へ流入し、主管（2c）を流れる。この主管（2c）の冷媒は、室外膨張弁（24）で減圧された後、室外熱交換器（23）へ流入する。室外熱交換器（23）では、冷媒が空気と熱交換して蒸発する。蒸発したガス冷媒は、第２分岐管（2e）および吸入管（2b）を通って再び圧縮機（21）へ戻り、この循環が繰り返される。 In each of the indoor units (40A, 40B), the refrigerant exchanges heat with air and condenses. Thereby, air is heated and indoor heating is performed. The refrigerant condensed in the first indoor unit (40A) flows to the liquid pipe (13). The refrigerant condensed in the second indoor unit (40B) flows into the liquid pipe (13) through the branch liquid pipe (16). The refrigerant in the liquid pipe (13) flows into the outdoor unit (20) and flows through the main pipe (2c). The refrigerant in the main pipe (2c) is decompressed by the outdoor expansion valve (24) and then flows into the outdoor heat exchanger (23). In the outdoor heat exchanger (23), the refrigerant evaporates by exchanging heat with air. The evaporated gas refrigerant returns to the compressor (21) again through the second branch pipe (2e) and the suction pipe (2b), and this circulation is repeated.
〈冷暖房運転〉
次に、一方の室内ユニット（40A,40B）で冷房を行い、他方の室内ユニット（40A,40B）で暖房を行う場合について説明する。先ず、上記冷房運転時に第２室内ユニット（40B）のみを暖房運転に切り換える場合について説明する。なお、ここでは、上記冷房運転と異なる点について説明する。
<Air conditioning operation>
Next, a description will be given of a case where one indoor unit (40A, 40B) performs cooling and the other indoor unit (40A, 40B) performs heating. First, the case where only the second indoor unit (40B) is switched to the heating operation during the cooling operation will be described. Here, differences from the cooling operation will be described.
この冷暖房運転の場合、図１０に示すように、上記冷房運転の状態において、第２ＢＳユニット（30B）の第１電磁弁（31）が開状態に、第２電磁弁（32）が閉状態にそれぞれ切り換えられる。また、第２室内ユニット（40B）の室内膨張弁（42）が全開状態に設定される。そうすると、圧縮機（21）から吐出された高圧のガス冷媒は、一部が第１分岐管（2d）へ、残りが高圧ガス配管（11）へそれぞれ流れる。高圧ガス配管（11）へ流れた冷媒は、分岐高圧ガス配管（14）を通って第２ＢＳユニット（30B）の第１分岐管（3a）へ流入する。第１分岐管（3a）の冷媒は、主管（3c）および中間配管（17）を通り、第２室内ユニット（40B）の室内熱交換器（41）へ流れる。 In this cooling / heating operation, as shown in FIG. 10, in the cooling operation state, the first electromagnetic valve (31) of the second BS unit (30B) is opened and the second electromagnetic valve (32) is closed. Each can be switched. Further, the indoor expansion valve (42) of the second indoor unit (40B) is set to a fully open state. Then, a part of the high-pressure gas refrigerant discharged from the compressor (21) flows to the first branch pipe (2d) and the rest flows to the high-pressure gas pipe (11). The refrigerant that has flowed to the high-pressure gas pipe (11) flows into the first branch pipe (3a) of the second BS unit (30B) through the branch high-pressure gas pipe (14). The refrigerant in the first branch pipe (3a) flows through the main pipe (3c) and the intermediate pipe (17) to the indoor heat exchanger (41) of the second indoor unit (40B).
上記第２室内ユニット（40B）の室内熱交換器（41）では、冷媒が空気と熱交換して凝縮する。これにより、空気が加熱され、室内の暖房が行われる。第２室内ユニット（40B）で凝縮した冷媒は、分岐液配管（16）を通って液配管（13）へ流入し、室外ユニット（20）からの冷媒と合流する。合流後の冷媒は、そのまま液配管（13）を流れ、第１室内ユニット（40A）で蒸発する。これにより、室内の冷房が行われる。 In the indoor heat exchanger (41) of the second indoor unit (40B), the refrigerant exchanges heat with air and condenses. Thereby, air is heated and indoor heating is performed. The refrigerant condensed in the second indoor unit (40B) flows into the liquid pipe (13) through the branch liquid pipe (16) and merges with the refrigerant from the outdoor unit (20). The combined refrigerant flows through the liquid pipe (13) as it is, and evaporates in the first indoor unit (40A). Thereby, indoor cooling is performed.
次に、上記暖房運転時に第２室内ユニット（40B）のみを冷房運転に切り換える場合について説明する。なお、ここでは、上記暖房運転と異なる点について説明する。 Next, a case where only the second indoor unit (40B) is switched to the cooling operation during the heating operation will be described. Here, differences from the heating operation will be described.
この冷暖房運転の場合、図１１に示すように、上記暖房運転の状態において、第２ＢＳユニット（30B）の第１電磁弁（31）が閉状態に、第２電磁弁（32）が開状態にそれぞれ切り換えられる。また、第２室内ユニット（40B）の室内膨張弁（42）が適切な開度に設定される。そうすると、圧縮機（21）から高圧ガス配管（11）へ流れた冷媒の全量が第１ＢＳユニット（30A）へ流入する。この第１ＢＳユニット（30A）を流れた冷媒は、第１室内ユニット（40A）へ流れて凝縮する。これにより、第１室内ユニット（40A）で暖房が行われる。 In this cooling / heating operation, as shown in FIG. 11, in the heating operation state, the first electromagnetic valve (31) of the second BS unit (30B) is closed and the second electromagnetic valve (32) is opened. Each can be switched. Moreover, the indoor expansion valve (42) of the second indoor unit (40B) is set to an appropriate opening degree. Then, the entire amount of refrigerant flowing from the compressor (21) to the high pressure gas pipe (11) flows into the first BS unit (30A). The refrigerant flowing through the first BS unit (30A) flows to the first indoor unit (40A) and condenses. Thereby, heating is performed in the first indoor unit (40A).
上記第１室内ユニット（40A）で凝縮した冷媒は、液配管（13）へ流れる。液配管（13）の冷媒は、一部が分岐液配管（16）を通って第２室内ユニット（40B）へ流入し、残りが室外ユニット（20）へ流入する。第２室内ユニット（40B）では、冷媒が室内膨張弁（42）で減圧された後、室内熱交換器（41）で蒸発する。これにより、第２室内ユニット（40B）で冷房が行われる。第２室内ユニット（40B）で蒸発したガス冷媒は、中間配管（17）を通って第２ＢＳユニット（30B）へ流入する。第２ＢＳユニット（30B）を流れた冷媒は、分岐低圧ガス配管（15）を通って低圧ガス配管（12）へ流入する。低圧ガス配管（12）の冷媒は、室外ユニット（20）の第２分岐管（2e）へ流入し、室外熱交換器（23）からの冷媒と合流する。合流後の冷媒は、吸入管（2b）を通って再び圧縮機（21）へ戻る。 The refrigerant condensed in the first indoor unit (40A) flows to the liquid pipe (13). Part of the refrigerant in the liquid pipe (13) flows into the second indoor unit (40B) through the branch liquid pipe (16), and the rest flows into the outdoor unit (20). In the second indoor unit (40B), the refrigerant is depressurized by the indoor expansion valve (42) and then evaporated by the indoor heat exchanger (41). Thereby, cooling is performed in the second indoor unit (40B). The gas refrigerant evaporated in the second indoor unit (40B) flows into the second BS unit (30B) through the intermediate pipe (17). The refrigerant flowing through the second BS unit (30B) flows into the low-pressure gas pipe (12) through the branch low-pressure gas pipe (15). The refrigerant in the low pressure gas pipe (12) flows into the second branch pipe (2e) of the outdoor unit (20) and merges with the refrigerant from the outdoor heat exchanger (23). The merged refrigerant returns to the compressor (21) again through the suction pipe (2b).
〈自励振動の抑制〉
上記運転中には、各ＢＳユニット（30A,30B）の第２電磁弁（32）においてその冷媒流量に応じて自励振動が生じる。例えば、各室内ユニット（40A,40B）において冷房負荷が小さくなると、圧縮機（21）の運転周波数が減少されるか、各室内ユニット（40A,40B）の室内膨張弁（42）が絞られる。つまり、冷媒回路（R）において冷媒循環量が低下し、各ＢＳユニット（30A,30B）の主管（3c）および第２分岐管（3b）の冷媒流量が低下する。そうすると、各ＢＳユニット（30A,30B）の第２電磁弁（32）において自励振動の振動周波数が高くなり、騒音が発生する。ところが、この第２電磁弁（32）の振動周波数は、２つの共鳴器（33,34）の作用によって減衰する。したがって、第２電磁弁（32）の振動周波数が低下し、騒音が抑制される。
<Suppression of self-excited vibration>
During the operation, self-excited vibration is generated in the second electromagnetic valve (32) of each BS unit (30A, 30B) according to the refrigerant flow rate. For example, when the cooling load is reduced in each indoor unit (40A, 40B), the operating frequency of the compressor (21) is reduced or the indoor expansion valve (42) of each indoor unit (40A, 40B) is throttled. That is, the refrigerant circulation amount is reduced in the refrigerant circuit (R), and the refrigerant flow rates of the main pipe (3c) and the second branch pipe (3b) of each BS unit (30A, 30B) are reduced. If it does so, the vibration frequency of self-excited vibration will become high in the 2nd solenoid valve (32) of each BS unit (30A, 30B), and noise will generate | occur | produce. However, the vibration frequency of the second electromagnetic valve (32) is attenuated by the action of the two resonators (33, 34). Therefore, the vibration frequency of the second solenoid valve (32) is reduced, and noise is suppressed.
また、本実施形態では、共鳴周波数の異なる共鳴器（33,34）が２つ設けられているため、共鳴器が１つの時に比べて、減衰効果が及ぶ振動周波数の領域が広範となる。したがって、第２電磁弁（32）の振動周波数が冷房負荷に応じて変動しても、その振動周波数（自励振動）が確実に減衰し、騒音が抑制される。 Further, in the present embodiment, since two resonators (33, 34) having different resonance frequencies are provided, the vibration frequency region where the damping effect is exerted is wider than when one resonator is used. Therefore, even if the vibration frequency of the second solenoid valve (32) varies according to the cooling load, the vibration frequency (self-excited vibration) is surely attenuated and noise is suppressed.
−実施形態１の効果−
本実施形態によれば、電磁弁（31,32）が設けられた冷媒配管にヘルムホルツ共鳴器（33,34）を設けたので、電磁弁（31,32）における自励振動（振動周波数）を減衰させることができる。そのため、電磁弁（31,32）の自励振動に起因する騒音を抑制することができる。
-Effect of Embodiment 1-
According to this embodiment, since the Helmholtz resonator (33, 34) is provided in the refrigerant pipe provided with the solenoid valve (31, 32), the self-excited vibration (vibration frequency) in the solenoid valve (31, 32) is reduced. Can be attenuated. Therefore, noise caused by the self-excited vibration of the electromagnetic valves (31, 32) can be suppressed.
また、発明者らは、実験によって上記電磁弁（31,32）の自励振動の振動周波数域を見出したため、上記共鳴器（33,34）をその振動周波数域で自励振動を抑制できるような構成にすることで、該電磁弁（31,32）の自励振動を効果的にかつ確実に抑制することが可能となる。 In addition, since the inventors found the vibration frequency range of the self-excited vibration of the solenoid valve (31, 32) through experiments, the resonator (33, 34) can suppress the self-excited vibration in the vibration frequency range. By adopting a simple configuration, it becomes possible to effectively and reliably suppress the self-excited vibration of the electromagnetic valves (31, 32).
さらに、共鳴周波数の異なる２つの共鳴器（33,34）を設けるようにしたため、共鳴周波数によって発揮される自励振動に対する減衰効果の領域を広げることができる。したがって、電磁弁（31,32）の振動周波数域のほぼ全域に減衰効果を及ぼすことができる。その結果、確実に電磁弁（31,32）の自励振動を減衰させることができ、確実に騒音を抑制することができる。 Furthermore, since the two resonators (33, 34) having different resonance frequencies are provided, it is possible to widen the region of the damping effect for the self-excited vibration exhibited by the resonance frequency. Therefore, a damping effect can be exerted over almost the entire vibration frequency range of the solenoid valve (31, 32). As a result, the self-excited vibration of the solenoid valves (31, 32) can be surely attenuated, and noise can be reliably suppressed.
−実施形態１の変形例−
この変形例は、図１２に示すように、上記実施形態１における共鳴器（33,34）の配置を変更したものである。具体的に、各ＢＳユニット（30A,30B）において、第１共鳴器（33）および第２共鳴器（34）は、各分岐管（3a,3b）毎に設けられている。第１共鳴器（33）は、各電磁弁（31,32）より分岐高圧ガス配管（14）または分岐低圧ガス配管（15）側に設けられ、第２共鳴器（34）は各電磁弁（31,32）より主管（3c）側に設けられている。つまり、２つの共鳴器（33,34）は、電磁弁（31,32）の上下流に設けられている。
-Modification of Embodiment 1-
In this modified example, as shown in FIG. 12, the arrangement of the resonators (33, 34) in the first embodiment is changed. Specifically, in each BS unit (30A, 30B), the first resonator (33) and the second resonator (34) are provided for each branch pipe (3a, 3b). The first resonator (33) is provided on the branch high-pressure gas pipe (14) or branch low-pressure gas pipe (15) side from each solenoid valve (31, 32), and the second resonator (34) is provided on each solenoid valve ( 31, 32) on the main pipe (3c) side. That is, the two resonators (33, 34) are provided upstream and downstream of the electromagnetic valves (31, 32).
この場合も、第１共鳴器（33）による減衰効果の領域と第２共鳴器（34）による減衰効果の領域とを一部ラップさせる。その結果、各電磁弁（31,32）で発生する自励振動の振動周波数域に対して広範に減衰させることができる。したがって、各電磁弁（31,32）の自励振動による騒音を確実に抑制することができる。なお、本発明は、本変形例において、第１共鳴器（33）と第２共鳴器（34）の配置を入れ替えるようにしても、同様の効果を得ることができる。 Also in this case, the region of the attenuation effect by the first resonator (33) and the region of the attenuation effect by the second resonator (34) are partially overlapped. As a result, it is possible to widely attenuate the vibration frequency range of the self-excited vibration generated in each solenoid valve (31, 32). Therefore, noise due to self-excited vibration of each solenoid valve (31, 32) can be reliably suppressed. In the present modification, the same effect can be obtained even if the arrangement of the first resonator (33) and the second resonator (34) is switched in this modification.
《発明の実施形態２》
図１３に示すように、本実施形態２の空調機（10）は、上記実施形態１における共鳴器（33,34）の構成を変更したものである。つまり、上記実施形態１では、共鳴周波数の異なる２つの共鳴器（33,34）を個別に設けたが、本実施形態２では、２種類の共鳴周波数を有する共鳴器（35）を設けるようにした。
<<
As shown in FIG. 13, the air conditioner (10) of the second embodiment is obtained by changing the configuration of the resonator (33, 34) in the first embodiment. That is, in the first embodiment, two resonators (33, 34) having different resonance frequencies are individually provided. In the second embodiment, a resonator (35) having two types of resonance frequencies is provided. did.
具体的に、本実施形態の共鳴器（35）は、円筒状の容器（35a）と、２つのパイプ（35b）で構成されている。容器（35a）は、全体が円弧状に曲げられている。各パイプ（35b）は、細長い直管に形成され、容器（35a）の両端に接続されている。そして、各パイプ（35b）の開口端は主管（3c）に繋がっている。この２つのパイプ（35b）は、何れも長さＬが同じで、横断面積Ｓが同じである。また、容器（35a）内には、可動仕切板（35c）が設けられている。この可動仕切板（35c）は、容器（35a）内を横断して、その内部空間を図１３における左側空間と右側空間とに仕切るように設けられている。そして、可動仕切板（35c）は、容器（35a）内を左右方向（図１３に示す矢印方向）に可動することにより、左側空間の容積（以下、左側容積Ｖ１という）と右側空間の容積（以下、右側容積Ｖ２という。）がそれぞれ変化するように構成されている。 Specifically, the resonator (35) of the present embodiment includes a cylindrical container (35a) and two pipes (35b). The container (35a) is entirely bent in an arc shape. Each pipe (35b) is formed as an elongated straight pipe and is connected to both ends of the container (35a). The open end of each pipe (35b) is connected to the main pipe (3c). The two pipes (35b) have the same length L and the same cross-sectional area S. A movable partition plate (35c) is provided in the container (35a). The movable partition plate (35c) is provided so as to cross the inside of the container (35a) and partition the internal space into a left space and a right space in FIG. The movable partition plate (35c) moves in the left-right direction (the arrow direction shown in FIG. 13) in the container (35a), thereby allowing the left space volume (hereinafter referred to as the left volume V1) and the right space volume ( Hereinafter, the right volume V2) is configured to change.
この共鳴器（35）では、容器（35a）の左側空間および右側空間のそれぞれにおいて共鳴周波数が定まる。左側空間の共鳴周波数ｆ１、右側空間の共鳴周波数ｆ２は、それぞれ次式によって求められる。 In the resonator (35), the resonance frequency is determined in each of the left space and the right space of the container (35a). The resonance frequency f1 in the left space and the resonance frequency f2 in the right space are obtained by the following equations, respectively.
ｆ１＝（３４０／２π）×（Ｓ／Ｖ１／Ｌ）1/2 ・・・（3）式
ｆ２＝（３４０／２π）×（Ｓ／Ｖ２／Ｌ）1/2 ・・・（4）式
上記容器（35a）内において、可動仕切板（35c）が左方向に可動すると、左側容積Ｖ１が減少し、その分右側容積Ｖ２が増大する。逆に、可動仕切板（35c）が右方向に可動すると、左側容積Ｖ１が増大し、その分右側容積Ｖ２が減少する。つまり、可動仕切板（35c）の可動により、共鳴周波数ｆ１およびｆ２が変化する。
f1 = (340 / 2π) × (S / V1 / L) 1/2 (3) Formula f2 = (340 / 2π) × (S / V2 / L) 1/2 (4) When the movable partition plate (35c) moves leftward in the container (35a), the left volume V1 decreases and the right volume V2 increases accordingly. Conversely, when the movable partition plate (35c) is moved in the right direction, the left volume V1 is increased and the right volume V2 is decreased accordingly. That is, the resonance frequencies f1 and f2 change due to the movement of the movable partition plate (35c).
上記共鳴器（35）は、可動仕切板（35c）が各電磁弁（31,32）における流量に基づいて可動するように構成されている。具体的に、ＢＳユニット（30A,30B）の主管（3c）には、共鳴器（35）よりも分岐管（3a,3b）側に冷媒流量を検出するための流量センサ（36）が設けられている。この流量センサ（36）の検出流量は、第１電磁弁（31）または第２電磁弁（32）における流量に相当する。なお、この流量センサ（36）は、主管（3c）における中間配管（17）側に設けてもよい。そして、共鳴器（35）の可動仕切板（35c）は、流量センサ（36）の検出流量に基づいて可動する。つまり、電磁弁（31,32）の振動周波数はその電磁弁（31,32）の流量に応じて定まるため（図３参照）、その振動周波数に対応して共鳴器（35）の共鳴周波数ｆ１およびｆ２が変化する。したがって、共鳴周波数ｆ１およびｆ２による減衰効果の領域を電磁弁（31,32）の振動周波数域に確実に対応させることができ、電磁弁（31,32）の自励振動を確実に減衰させることができる。その結果、自励振動に起因する騒音が抑制される。その他の構成、作用および効果は実施形態１と同様である。 The resonator (35) is configured such that the movable partition plate (35c) is movable based on the flow rate in each electromagnetic valve (31, 32). Specifically, the main pipe (3c) of the BS unit (30A, 30B) is provided with a flow rate sensor (36) for detecting the refrigerant flow rate on the branch pipe (3a, 3b) side of the resonator (35). ing. The detected flow rate of the flow rate sensor (36) corresponds to the flow rate in the first electromagnetic valve (31) or the second electromagnetic valve (32). The flow sensor (36) may be provided on the intermediate pipe (17) side of the main pipe (3c). The movable partition plate (35c) of the resonator (35) is moved based on the flow rate detected by the flow rate sensor (36). That is, since the vibration frequency of the solenoid valve (31, 32) is determined according to the flow rate of the solenoid valve (31, 32) (see FIG. 3), the resonance frequency f1 of the resonator (35) corresponding to the vibration frequency. And f2 change. Therefore, the region of the damping effect by the resonance frequencies f1 and f2 can be made to correspond to the vibration frequency region of the solenoid valve (31, 32), and the self-excited vibration of the solenoid valve (31, 32) can be surely attenuated. Can do. As a result, noise caused by self-excited vibration is suppressed. Other configurations, operations, and effects are the same as those of the first embodiment.
−実施形態２の変形例−
この変形例は、図１４に示すように、上記実施形態２における共鳴器（35）および流量センサ（36）の配置を変更したものである。
-Modification of Embodiment 2-
In this modification, as shown in FIG. 14, the arrangement of the resonator (35) and the flow sensor (36) in the second embodiment is changed.
具体的に、各ＢＳユニット（30A,30B）において、共鳴器（35）および流量センサ（36）は、各分岐管（3a,3b）毎に設けられている。つまり、共鳴器（35）は、各パイプ（35b）が電磁弁（31,32）の上下流の分岐管（3a,3b）に接続されて、電磁弁（31,32）を跨ぐように設けられている。また、流量センサ（36）は、分岐管（3a,3b）における共鳴器（35）よりも分岐高圧ガス配管（14）および分岐低圧ガス配管（15）側に設けられている。なお、この流量センサ（36）は、分岐管（3a,3b）における共鳴器（35）よりも主管（3c）側に設けてもよい。 Specifically, in each BS unit (30A, 30B), a resonator (35) and a flow sensor (36) are provided for each branch pipe (3a, 3b). In other words, the resonator (35) is provided so that each pipe (35b) is connected to the upstream and downstream branch pipes (3a, 3b) of the solenoid valve (31, 32) and straddles the solenoid valve (31, 32). It has been. The flow sensor (36) is provided on the branch high-pressure gas pipe (14) and branch low-pressure gas pipe (15) side of the resonator (35) in the branch pipe (3a, 3b). The flow sensor (36) may be provided closer to the main pipe (3c) than the resonator (35) in the branch pipe (3a, 3b).
この場合も、共鳴周波数ｆ１およびｆ２によって発揮される減衰効果の領域を電磁弁（31,32）における振動周波数域に確実に対応させることができる。その結果、電磁弁（31,32）の自励振動を確実に減衰させることができ、騒音を確実に抑制することができる。 Also in this case, the region of the damping effect exerted by the resonance frequencies f1 and f2 can be surely made correspond to the vibration frequency region in the electromagnetic valve (31, 32). As a result, the self-excited vibration of the solenoid valves (31, 32) can be reliably attenuated, and noise can be reliably suppressed.
《その他の実施形態》
上記各実施形態については、以下のような構成としてもよい。
<< Other Embodiments >>
About each said embodiment, it is good also as the following structures.
例えば、本発明は、上述した共鳴器（33,34,35）を室外ユニット（20）の電磁弁（26,27）に対して設けるようにしてもよい。その場合、共鳴器（33,34,35）は、室外ユニット（20）において、第１分岐管（2d）および第２分岐管（2e）に設けられるか、または室外熱交換器（23）の出口側の主管（3c）に設けられる。 For example, in the present invention, the above-described resonator (33, 34, 35) may be provided for the electromagnetic valve (26, 27) of the outdoor unit (20). In that case, the resonator (33, 34, 35) is provided in the first branch pipe (2d) and the second branch pipe (2e) in the outdoor unit (20), or of the outdoor heat exchanger (23). Provided on the main pipe (3c) on the outlet side.
また、各実施形態では、空調機（10）の冷媒回路（R）に設けられる電磁弁（31,32）について適用したが、これに限らず、各種冷凍装置に設けられる電磁弁に対して適用することができる。 Moreover, in each embodiment, although applied about the solenoid valve (31, 32) provided in the refrigerant circuit (R) of an air conditioner (10), it is not restricted to this but applied with respect to the solenoid valve provided in various refrigeration equipment. can do.
また、各実施形態では、電磁弁（31,32）の騒音防止対策について説明したが、これに限らず、本発明は、一方向の冷媒流れのみを許容する逆止弁の騒音対策についても同様に適用することができる。この場合、冷媒の流速が小さい状態で逆止弁が開く際に自励振動が発生するため、図１５に示すように、１０〜７０Ｈｚの振動周波数域で自励振動を抑制できるように共鳴器を構成するのが好ましい。この振動周波数域に合わせた共鳴器の設計方法は、上述の電磁弁の場合と同様である。ここで、上記図１５の実測結果は、７／８インチの主管に設けられた、図１８に示すようなバネ無しの逆止弁から得られた値である。具体的には、図１６に示すような構成において、逆止弁（CV）の入口側（下側）の圧力を圧力センサ（61）で検出し、その圧力値に基づいて周波数分析装置により自励振動の振動周波数を求めている。冷媒の流速は流量計（63）によって検出している。上記図１６において、符号（64）は流量調整用の流量調整弁である。 In each embodiment, the noise prevention measures for the solenoid valves (31, 32) have been described. However, the present invention is not limited to this, and the present invention also applies to the check valve noise measures that allow only one-way refrigerant flow. Can be applied to. In this case, since the self-excited vibration is generated when the check valve is opened in a state where the flow rate of the refrigerant is small, as shown in FIG. 15, the resonator can suppress the self-excited vibration in a vibration frequency range of 10 to 70 Hz. Is preferably configured. The design method of the resonator according to this vibration frequency range is the same as that of the above-described electromagnetic valve. Here, the actual measurement result in FIG. 15 is a value obtained from a non-spring check valve as shown in FIG. 18 provided in a 7/8 inch main pipe. Specifically, in the configuration shown in FIG. 16, the pressure on the inlet side (lower side) of the check valve (CV) is detected by the pressure sensor (61), and the frequency analyzer automatically detects the pressure value. The vibration frequency of the excitation vibration is obtained. The flow rate of the refrigerant is detected by a flow meter (63). In FIG. 16, reference numeral (64) denotes a flow rate adjusting valve for adjusting the flow rate.
なお、以上の実施形態は、本質的に好ましい例示であって、本発明、その適用物、あるいはその用途の範囲を制限することを意図するものではない。 In addition, the above embodiment is an essentially preferable illustration, Comprising: It does not intend restrict | limiting the range of this invention, its application thing, or its use.
以上説明したように、本発明は、冷媒配管に冷媒流れを制御する制御弁が設けられた冷媒配管構造を備えた冷凍装置として有用である。 As described above, the present invention is useful as a refrigeration apparatus having a refrigerant pipe structure in which a control valve for controlling the refrigerant flow is provided in the refrigerant pipe.
10 空調機（空気調和装置）
31,SV 電磁弁（制御弁）
33,34 ヘルムホルツ共鳴器
35 ヘルムホルツ共鳴器
35a 容器
CV 逆止弁（制御弁）
10 Air conditioner (air conditioner)
31, SV Solenoid valve (control valve)
33,34 Helmholtz resonator
35 Helmholtz resonator
35a container
CV check valve (control valve)
Claims (7)
上記制御弁（31）の自励振動を抑制する振動抑制手段（33）が設けられている
ことを特徴とする冷媒配管構造。 A refrigerant pipe structure provided with a control valve (31) for controlling a refrigerant flow in the refrigerant pipe,
A refrigerant piping structure characterized in that vibration suppression means (33) for suppressing self-excited vibration of the control valve (31) is provided.
上記振動抑制手段は、上記制御弁（31）の近傍の冷媒配管に設けられたヘルムホルツ共鳴器（33）である
ことを特徴とする冷媒配管構造。 In claim 1,
The refrigerant piping structure characterized in that the vibration suppressing means is a Helmholtz resonator (33) provided in a refrigerant piping in the vicinity of the control valve (31).
上記振動抑制手段は、互いに共鳴周波数が異なる複数のヘルムホルツ共鳴器（33,34）である
ことを特徴とする冷媒配管構造。 In claim 2,
The refrigerant piping structure according to claim 1, wherein the vibration suppressing means is a plurality of Helmholtz resonators (33, 34) having different resonance frequencies.
上記ヘルムホルツ共鳴器（35）は、容器（35a）の容積が制御弁（31）の冷媒流量に基づいて変化するように構成されている
ことを特徴とする冷媒配管構造。 In claim 2,
The said Helmholtz resonator (35) is comprised so that the volume of a container (35a) may change based on the refrigerant | coolant flow volume of a control valve (31), The refrigerant | coolant piping structure characterized by the above-mentioned.
上記制御弁は、電磁弁（SV）であり、
上記振動抑制手段（33）は、３０〜７０Ｈｚの振動周波数域の自励振動を抑制するように構成されている
ことを特徴とする冷媒配管構造。 In any one of Claims 1-4,
The control valve is a solenoid valve (SV)
The said vibration suppression means (33) is comprised so that the self-excited vibration of a 30-70 Hz vibration frequency area may be suppressed, The refrigerant | coolant piping structure characterized by the above-mentioned.
上記制御弁は、逆止弁（CV）であり、
上記振動抑制手段は（33）、１０〜７０Ｈｚの振動周波数域の自励振動を抑制するように構成されている
ことを特徴とする冷媒配管構造。 In any one of Claims 1-4,
The control valve is a check valve (CV),
(33) A refrigerant piping structure, wherein the vibration suppressing means is configured to suppress self-excited vibration in a vibration frequency range of 10 to 70 Hz.
上記冷媒回路（R）は、制御弁（31）、熱源側熱交換器（23）及び複数の利用側熱交換器（41,41）を有し、該利用側熱交換器（41,41）が個別に冷暖房運転できるように上記制御弁（31）によって冷媒流れを切り換え可能に構成されている
ことを特徴とする空気調和装置。 A refrigerant circuit (R) having the refrigerant piping structure according to any one of claims 1 to 5,
The refrigerant circuit (R) includes a control valve (31), a heat source side heat exchanger (23), and a plurality of usage side heat exchangers (41, 41), and the usage side heat exchanger (41, 41). The air conditioner is configured so that the refrigerant flow can be switched by the control valve (31) so that the air conditioning operation can be individually performed.
Priority Applications (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP2006344137A JP2008008604A (en) | 2006-06-02 | 2006-12-21 | Refrigerant piping structure and air conditioner |
Applications Claiming Priority (2)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP2006154255 | 2006-06-02 | ||
| JP2006344137A JP2008008604A (en) | 2006-06-02 | 2006-12-21 | Refrigerant piping structure and air conditioner |
Publications (1)
| Publication Number | Publication Date |
|---|---|
| JP2008008604A true JP2008008604A (en) | 2008-01-17 |
Family
ID=39066973
Family Applications (1)
| Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
|---|---|---|---|
| JP2006344137A Pending JP2008008604A (en) | 2006-06-02 | 2006-12-21 | Refrigerant piping structure and air conditioner |
Country Status (1)
| Country | Link |
|---|---|
| JP (1) | JP2008008604A (en) |
Cited By (7)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| WO2011152915A3 (en) * | 2010-06-01 | 2012-04-19 | Carrier Corporation | Pulsation cancellation |
| CN102758991A (en) * | 2012-05-23 | 2012-10-31 | 浙江工业大学 | Pneumatic control system of walking device in large-gradient pipeline |
| WO2013057105A1 (en) * | 2011-10-21 | 2013-04-25 | BSH Bosch und Siemens Hausgeräte GmbH | Refrigeration appliance featuring sound damping |
| JP2018119776A (en) * | 2017-01-27 | 2018-08-02 | 三菱重工サーマルシステムズ株式会社 | Refrigeration machine |
| JP2018128153A (en) * | 2017-02-06 | 2018-08-16 | 三菱重工サーマルシステムズ株式会社 | Refrigeration machine |
| JP2018136080A (en) * | 2017-02-22 | 2018-08-30 | 三菱重工サーマルシステムズ株式会社 | refrigerator |
| JP2018136086A (en) * | 2017-02-22 | 2018-08-30 | 三菱重工サーマルシステムズ株式会社 | refrigerator |
Citations (6)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| JPS61119073A (en) * | 1984-11-15 | 1986-06-06 | Nec Corp | Integrated circuit |
| JPH11241844A (en) * | 1998-11-11 | 1999-09-07 | Daikin Ind Ltd | Air conditioner |
| JP2000111175A (en) * | 1998-10-07 | 2000-04-18 | Denso Corp | Refrigerating cycle apparatus |
| JP2000161218A (en) * | 1998-11-27 | 2000-06-13 | Sanden Corp | Reciprocating compressor |
| JP2004011416A (en) * | 2002-06-03 | 2004-01-15 | Sanden Corp | Compressor |
| JP2005249154A (en) * | 2004-03-08 | 2005-09-15 | Tgk Co Ltd | Non-return valve |
-
2006
- 2006-12-21 JP JP2006344137A patent/JP2008008604A/en active Pending
Patent Citations (6)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| JPS61119073A (en) * | 1984-11-15 | 1986-06-06 | Nec Corp | Integrated circuit |
| JP2000111175A (en) * | 1998-10-07 | 2000-04-18 | Denso Corp | Refrigerating cycle apparatus |
| JPH11241844A (en) * | 1998-11-11 | 1999-09-07 | Daikin Ind Ltd | Air conditioner |
| JP2000161218A (en) * | 1998-11-27 | 2000-06-13 | Sanden Corp | Reciprocating compressor |
| JP2004011416A (en) * | 2002-06-03 | 2004-01-15 | Sanden Corp | Compressor |
| JP2005249154A (en) * | 2004-03-08 | 2005-09-15 | Tgk Co Ltd | Non-return valve |
Cited By (7)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| WO2011152915A3 (en) * | 2010-06-01 | 2012-04-19 | Carrier Corporation | Pulsation cancellation |
| WO2013057105A1 (en) * | 2011-10-21 | 2013-04-25 | BSH Bosch und Siemens Hausgeräte GmbH | Refrigeration appliance featuring sound damping |
| CN102758991A (en) * | 2012-05-23 | 2012-10-31 | 浙江工业大学 | Pneumatic control system of walking device in large-gradient pipeline |
| JP2018119776A (en) * | 2017-01-27 | 2018-08-02 | 三菱重工サーマルシステムズ株式会社 | Refrigeration machine |
| JP2018128153A (en) * | 2017-02-06 | 2018-08-16 | 三菱重工サーマルシステムズ株式会社 | Refrigeration machine |
| JP2018136080A (en) * | 2017-02-22 | 2018-08-30 | 三菱重工サーマルシステムズ株式会社 | refrigerator |
| JP2018136086A (en) * | 2017-02-22 | 2018-08-30 | 三菱重工サーマルシステムズ株式会社 | refrigerator |
Similar Documents
| Publication | Publication Date | Title |
|---|---|---|
| JP2008008604A (en) | Refrigerant piping structure and air conditioner | |
| JP4254863B2 (en) | Air conditioner | |
| JP5318099B2 (en) | Refrigeration cycle apparatus and control method thereof | |
| JP4715561B2 (en) | Refrigeration equipment | |
| JP5137494B2 (en) | Equipment and air conditioner using refrigeration cycle | |
| JP2005226987A (en) | Piping structure for outdoor unit of air conditioner | |
| JP2008039276A (en) | Refrigerant flow passage switching unit and air conditioner using this unit | |
| JP2011208860A (en) | Air conditioner | |
| JP2009085570A (en) | Silencer for refrigerating cycle | |
| US20090019871A1 (en) | Expansion Valve and Air Conditioner | |
| JP6311830B2 (en) | Compressor with muffler function | |
| JP4462435B2 (en) | Refrigeration equipment | |
| JP6224079B2 (en) | Air conditioner | |
| JP4599190B2 (en) | Flow rate adjusting device and air conditioner | |
| JP2011163674A (en) | Reversible receiver and air conditioner | |
| EP2093508A1 (en) | Air Conditioner and Method of Controlling the Same | |
| JP2007051824A (en) | Air-conditioner | |
| EP2048457B1 (en) | Refrigeration device | |
| JP2006250480A (en) | Refrigeration device | |
| JP2002061508A (en) | Noise suppressor | |
| KR100696712B1 (en) | System and method for protecting compressor of multi air-conditioner | |
| JP2004324982A (en) | Air conditioner | |
| KR100575693B1 (en) | Air conditioner with sub compression loop | |
| JP2006125738A (en) | Refrigeration unit | |
| JP2008101787A (en) | Air conditioner |
Legal Events
| Date | Code | Title | Description |
|---|---|---|---|
| A621 | Written request for application examination |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A621 Effective date: 20091016 |
|
| A977 | Report on retrieval |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A971007 Effective date: 20110815 |
|
| A131 | Notification of reasons for refusal |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A131 Effective date: 20110830 |
|
| A02 | Decision of refusal |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A02 Effective date: 20111227 |