JP2009162388A - 冷凍空調装置、冷凍空調装置の室外機および冷凍空調装置の制御装置 - Google Patents

Abstract

【課題】蒸発器出口冷媒の乾き度を所定の目標値に保ち、高効率な運転を実現し、また、蒸発器が乾く事に起因する露飛び等の不具合を起こすことの無い信頼性の高い冷凍空調装置を得ることを目的とする。更に、そのような冷凍空調装置に用いられる室外機および制御装置を得ることを目的とする。
【解決手段】圧縮機３、凝縮器用熱交換器１５、減圧装置１０、蒸発器用熱交換器１６が環状に接続された冷凍空調装置において、内部熱交換器１４と、内部熱交換器１４の熱交換量を検出する熱交換量検出手段１２ａと、圧縮機入り口の冷媒の過熱度を検出する過熱度検出手段１２ｂと、内部熱交換量に基づいて蒸発器用熱交換器出口状態が飽和ガス状態となる、圧縮機入り口の冷媒の過熱度（目標過熱度）を求める目標過熱度演算手段１２ｃと、圧縮機入り口の冷媒の過熱度が目標過熱度になるように減圧装置１０の流量調整を行う制御装置１２とを備える。
【選択図】図１

Description

この発明は、冷凍空調装置、冷凍空調装置の室外機および冷凍空調装置の制御装置に関するものであり、特に圧縮機吸入冷媒を過熱する再蒸発手段を有する冷凍空調装置に関するものである。

従来の冷凍空調装置として、例えば「…冷凍サイクルと、前記蒸発器と前記圧縮機の間に設けられ、湿り状態である前記蒸発器の出口の冷媒を過熱し目標過熱度に過熱するのに必要な熱交換量を有する再蒸発手段と、前記再蒸発手段にて過熱された後の前記圧縮機の入り口の吸入冷媒の過熱度に相当する過熱特性を検知する過熱検知手段と、前記過熱検知手段により検知された前記過熱度の情報に基づき湿り状態である前記蒸発器出口の冷媒を前記圧縮機の入り口では目標過熱度になるように前記低圧側絞り装置の開口面積を調整し制御する制御手段」を設けたものがある（例えば、特許文献１参照）。

特開２００１−２６３８３１号公報（請求項１、図１）

しかし、従来の冷凍空調装置には以下のような問題点があった。
まず、上記の特許文献１記載の従来例のように、再蒸発手段にヒータを用いる場合には入力増加による製品ＣＯＰの低下、またコストの増加があった。再蒸発手段に、高低圧熱交を用いた場合には、熱交換量が冷媒の状態、すなわち冷媒温度、循環量によって変化するため、負荷条件の変化によるユニットの運転状態変化、圧縮機運転周波数変化等により熱交換量が変化するため、圧縮機入り口の冷媒状態を所定の目標過熱度に制御しても、蒸発器出口の冷媒状態は必ずしも目標の乾き度にならないため、性能の低下や信頼性の低下を招く恐れがあった。

この発明は、以上の課題に鑑み、高低圧熱交換器（内部熱交換器）での熱交換量を検知し、その熱交換量に応じて圧縮機入り口の目標過熱度を変化させることにより蒸発器出口冷媒の乾き度を所定の目標値に保ち、高効率な運転を実現し、また、蒸発器が乾く事に起因する露飛び等の不具合を起こすことの無い信頼性の高い冷凍空調装置を得ることを目的とする。更に、そのような冷凍空調装置に用いられる室外機および制御装置を得ることを目的とする。

この発明に係る冷凍空調装置は、圧縮機、凝縮器、減圧装置および蒸発器が環状に接続された冷凍空調装置において、前記凝縮器と前記減圧装置との間の冷媒と、前記蒸発器と前記圧縮機との間の冷媒とを熱交換する内部熱交換器と、前記内部熱交換器での熱交換量を検出する熱交換量検出手段と、前記内部熱交換器により過熱された後の前記圧縮機入り口の冷媒の過熱度を検出する過熱度検出手段と、前記内部熱交換量より蒸発器出口状態が飽和ガス状態となる場合の圧縮機入り口の冷媒の過熱度を算出する目標過熱度演算手段と、前記目標過熱度演算手段により算出された過熱度を目標過熱度とし、前記過熱度検出手段が検出した圧縮機入り口の冷媒の過熱度が前記目標過熱度になるように前記減圧装置の流量調整を行う制御装置とを備えたものである。

この発明においては、内部熱交換器での熱交換量を検出することにより、運転状態の変化や圧縮機周波数の変化等により内部熱交換量が変化した場合であっても、熱交換量に応じて圧縮機吸入冷媒の目標乾き度を変化させることにより、蒸発器出口冷媒の乾き度を所定の目標値に保ち、高効率な運転を実現し、且つ、蒸発器が乾く事に起因する露飛び等の不具合を起こすことの無い信頼性の高い冷凍空調装置の運転を実現することができる。

実施の形態１．
以下この発明の実施の形態１を図１に示す。図１は、本実施の形態の冷凍空調装置の冷媒回路図であり、圧縮機３、凝縮器用熱交換器１５、内部熱交換器１４、減圧装置である第１膨張弁１０および蒸発器用熱交換器１６が環状に接続されている。第１膨張弁１０は、開度が可変に制御される電子膨張弁である。また、凝縮器用熱交換器１５および蒸発器用熱交換器１６はファン（図示せず）等で送風される空気と熱交換する。

計測制御装置１２には温度センサ１３（後述の温度センサ１３ａ、１３ｋ…を総称するときにはこのように「温度センサ１３」と称するものとする）および膨張弁１０が接続されている。温度センサ１３ａが圧縮機３吐出側、温度センサ１３ｋが凝縮器用熱交換器１５の中間部の冷媒流路上、温度センサ１３ｌが凝縮器用熱交換機１５と内部熱交換器１４の間、温度センサ１３ｄが内部熱交換器１４と膨張弁１０との間、温度センサ１３ｅが圧縮機３吸入側（入り口側）に設けられ、それぞれ設置場所の冷媒温度を計測する。また、温度センサ１３ｍは凝縮器用熱交換器１５の周囲の空気温度を計測する。

蒸発器用熱交換器１６およびその周辺には温度センサ１３ｎ、１３ｏ、１３ｐが設置されており、温度センサ１３ｎは蒸発器用熱交換器１６中間部の冷媒流路上、温度センサ１３ｏは蒸発器用熱交換器１６と膨張弁１０の間に設けられており、それぞれ設置場所での冷媒温度を計測する。温度センサ１３ｐは蒸発器用熱交換器１６に吸気される空気温度を計測する。

温度センサ１３ｋ、１３ｎはそれぞれ熱交換器中間で気液二相状態となっている冷媒温度を検知することにより、高低圧の冷媒飽和温度を検知することができる。

また、室外機１内の計測制御装置１２は、温度センサ１３の計測情報や、冷凍空調装置使用者から指示される運転内容に基づいて、圧縮機３の運転方法、凝縮器用熱交換器１５および蒸発器用熱交換器１６のファン送風量、膨張弁１０の開度などを制御する。なお、この計測制御装置１２は、この発明の制御装置として機能するだけではなく、この発明の熱交換量検出手段１２ａ、過熱度検出手段１２ｂおよび目標過熱度算出手段１２ｃの演算処理部としての機能を果たす（但し、図１においてはこれらの手段１２ａ〜１２ｃが内蔵されているかのように便宜上記載されている。）。この発明の熱交換量検出手段１２ａは、温度センサ１３ｌ、１３ｄおよび計測制御装置１２から構成されており、温度センサ１３ｌ、１３ｄの出力に基づいて内部熱交換器１４での熱交換量（Ｑ）を求める。過熱度検出手段１２ｂは、温度センサ１３ｅ、１３ｎおよび計測制御装置１２から構成されており、温度センサ１３ｅ、１３ｎの出力に基づいて圧縮機吸入冷媒の過熱度を求める。目標過熱度算出手段１２ｃは、温度センサ１３ｎおよび計測制御装置１２から構成されており、温度センサ１３ｎの出力に基づいて冷媒の飽和ガスの定圧比熱（Ｃｐ）を求め、この定圧比熱（Ｃｐ）および上記の熱交換量（Ｑ）に基づいて蒸発器出口状態が飽和ガス状態となる場合の圧縮機吸入冷媒の過熱度を算出する。なお、これらの熱交換量検出手段１２ａ、過熱度検出手段１２ｂおよび目標過熱度算出手段１２ｃの演算処理についての詳細は後述する。

次に、この冷凍空調装置での運転動作について、図２に示すＰｈ線図（モリエル線図）に基づいて説明する。圧縮機３から吐出された高温高圧のガス冷媒（図２点１）は凝縮器用熱交換器１５に流入し、ここで放熱しながら凝縮液化し、高圧低温の冷媒となる（図２点２）。凝縮器用熱交換器１５を出た冷媒は内部熱交換器１４で、圧縮機３に吸入される冷媒と熱交換し冷却される（図２点３）。その後膨張弁１０で低圧まで減圧され二相冷媒となった後で（図２点５）、蒸発器用熱交換器１６に流入し、そこで吸熱し、蒸発ガス化（図２点６）しながら空気や水などの負荷側媒体に冷熱を供給する。蒸発器用熱交換器１６を出た低圧ガス冷媒は、内部熱交換器１４で高圧冷媒と熱交換し加熱された後で（図２点７）、圧縮機３に吸入され高圧まで圧縮され吐出される（図２点１）。

次に、膨張弁の制御方法について説明する。膨張弁１０は、温度センサ１３ｅで検知される圧縮機３吸入温度と温度センサ１３ｎで検知される低圧冷媒の飽和温度との差温で検知される圧縮機３吸入の冷媒過熱度ＳＨが予め設定された目標値、例えば１０℃になるように制御される。冷媒過熱度ＳＨが目標値より大きい場合には、膨張弁１０の開度は大きく、冷媒過熱度ＳＨが目標値より小さい場合には、膨張弁１０の開度は小さく制御される。

この冷凍サイクルにおいて、圧縮機３の吸入冷媒過熱度ＳＨは、内部熱交換器１４における高温冷媒との熱交換によって生じるものであるため、熱交換量に応じて、膨張弁１０の制御目標である冷媒過熱度の目標値を変化させる必要がある。

すなわち膨張弁１０の制御目標である、圧縮機３の吸入冷媒過熱度の目標値が、内部熱交換器１４での熱交換量によって生じる圧縮機３の吸入冷媒過熱度よりも大きく設定された場合には、蒸発器用熱交換器１６の出口冷媒状態は乾き度１よりも大きい過熱ガス状態となり、性能の低下や蒸発器用熱交換器１６内の冷媒の一部が加熱ガス状態となることに起因する、露飛び等の問題が生じる。また、圧縮機３の吸入冷媒過熱度の目標値が小さく設定された場合には、蒸発器用熱交換器１６の出口冷媒状態は乾き度１以下の二相状態となり、性能低下等の問題が生じる。

蒸発器出口乾き度と蒸発器能力の関係を図３に示す。蒸発器出口冷媒状態が乾き度１の飽和ガス状態となる場合が蒸発器能力は最大となる。このため冷凍サイクルの高効率化の観点より、内部熱交換量に応じて、蒸発器出口冷媒状態が乾き度１となる様に圧縮機３の吸入冷媒過熱度を設定することが望ましい。

ここで、膨張弁１０の制御目標となる圧縮機３の吸入冷媒過熱度の設定方法について、図２のＰｈ線図を用いて説明する。先の説明のとおり、圧縮機３の吸入冷媒加熱度は内部熱交換器１４での高圧状態の冷媒との熱交換により生じるため、負荷の変動等で運転状態が変化すると圧力状態も変わり熱交換量も変化することになる。内部熱交換器１４での熱交換量は以下の式により求めることができる。
Ｑ＝Ｇｒ×Δｈ＝Ｇｒ×ＳＨｍ×Ｃｐ
ここで、Ｑ：熱交換量[kJ]、Δh：エンタルピ差［kJ/kg］、Ｇr：冷媒循環量[kg/h]、ＳＨm：吸入冷媒過熱度[℃]、Ｃp：定圧比熱[kJ/kg・℃]を示す。高圧冷媒のエンタルピ差については、内部熱交換器１４入り口温度（温度センサ１３ｌ）と内部熱交換器１４出口温度（温度センサ１３ｄ）より、各温度における飽和液エンタルピをそれぞれ算出し、その差を求めれば良い。また、定圧比熱[kJ/kg・℃]については蒸発器用熱交換器１６の温度センサ１３ｎの検知温度の飽和ガス状態の定圧比熱を算出すれば良い。以上の状態量が判れば、蒸発器用熱交換器１６の出口冷媒の乾き度が１．０の飽和ガス状態での圧縮機３の吸入冷媒過熱度を求めることができるため、この値を膨張弁１０の制御目標値とすれば良い。

すなわち、計測制御装置１２は次のような演算処理および制御をする。
（１）計測制御装置１２（熱交換量検出手段１２ａ）は、温度センサ１３ｌおよび温度センサ１３ｄの出力に基づいて飽和液エンタルピ（第１のエンタルピ、第２のエンタルピ）をそれぞれ算出し、そのエンタルピの差（Δｈ）を求める。そして、そのエンタルピ差（Δｈ）および冷媒循環量（Ｇｒ）に基づいて内部熱交換器１４での熱交換量（Ｑ）を求める。
（２）計測制御装置１２（過熱度検出手段１２ｂ）は、温度センサ１３ｅ、１３ｎの出力に基づいて内部熱交換器１４により過熱された後の圧縮機３の吸入冷媒過熱度を検出する。
（３）計測制御装置１２（目標過熱度算出手段１２ｃ）は、温度センサ１３ｎの出力に基づいて飽和ガス状態の定圧比熱（Ｃｐ）を算出し、上記の熱交換量（Ｑ）および定圧比熱（Ｃｐ）に基づいて蒸発器用熱交換器１６の出口状態が飽和ガス状態となる場合の圧縮機３の吸入冷媒過熱度を求め、それを目標過熱度として設定する。
（４）計測制御装置１２は、上記に算出された過熱度を目標過熱度とし、上記により検出された圧縮機３吸入冷媒過熱度が目標過熱度になるように膨張弁１０の流量調整を行う。

以上のように本実施の形態１によれば、内部熱交換器１４での熱交換量（Ｑ）を検出し、内部熱交換器１４により過熱された後の圧縮機３の吸入冷媒過熱度を検出し、内部熱交換量（Ｑ）により蒸発器用熱交換器１６出口状態が飽和ガス状態となる場合の圧縮機３吸入冷媒過熱度を目標過熱度として算出し、圧縮機３の吸入冷媒過熱度が前記目標過熱度になるように膨張弁１０の流量調整を行うようにしたので、運転状態の変化や圧縮機周波数の変化等により内部熱交換量が変化した場合であっても、熱交換量（Ｑ）に応じて圧縮機吸入冷媒の目標乾き度を変化させることにより、蒸発器出口冷媒の乾き度を所定の目標値に保ち、高効率な運転を実現し、且つ、蒸発器用熱交換器１６が乾く事に起因する露飛び等の不具合を起こすことの無い信頼性の高い冷凍空調装置が得られる。

実施の形態２．
次にこの発明の実施の形態２を図４に示す。図４は、本実施の形態の冷凍空調装置の冷媒回路図であり、室外機１内には圧縮機３、四方弁４、室外熱交換器１１、減圧装置である第１膨張弁１０、内部熱交換器１４、減圧装置である第２膨張弁８が搭載されている。圧縮機３はインバータにより回転数が制御され容量制御されるタイプである。また、第１膨張弁１０および第２膨張弁８は開度が可変に制御される電子膨張弁である。また、室外熱交換器１１はファン（図示せず）などで送風される外気と熱交換する。室内機２内には室内熱交換器６が搭載されている。ガス管５および液管７は室外機１と室内機２を接続する接続配管である。この冷凍空調装置の冷媒としては、ＨＦＣ系の混合冷媒であるＲ４１０Ａが用いられる（このことは後述の実施の形態２および３も同様である。）。

室外機１内には計測制御装置１２および温度センサ１３が設置されている。温度センサ１３ａが圧縮機３吐出側、温度センサ１３ｂが室外熱交換器１１中間部の冷媒流路上、温度センサ１３ｃが室外熱交換器１１と第１膨張弁１０の間、温度センサ１３ｄが第２膨張弁８と内部熱交換器１４との間、温度センサ１３ｅが圧縮機３吸入側に、温度センサ１３ｊが内部熱交換器１４と第２膨張弁１０との間に設けられ、それぞれ設置場所の冷媒温度を計測する。また、温度センサ１３ｆは室外機１周囲の外気温度を計測する。

室内機２内には温度センサ１３ｇ、１３ｈ、１３ｉが設置されており、温度センサ１３ｇは室内熱交換器６中間部の冷媒流路上、温度センサ１３ｈは室内熱交換器６と液管７の間に設けられており、それぞれ設置場所での冷媒温度を計測する。温度センサ１３ｉは室内熱交換器６に吸気される空気温度を計測する。なお、負荷となる熱媒体が水など他の媒体である場合には温度センサ１３ｉはその媒体の流入温度を計測する。

温度センサ１３ｂおよび１３ｇはそれぞれ熱交換器中間で気液二相状態となっている冷媒温度を検知することにより、高低圧の冷媒飽和温度を検知することができる。

また、室外機１内の計測制御装置１２は温度センサ１３の計測情報や、冷凍空調装置使用者から指示される運転内容に基づいて、圧縮機３の運転方法、四方弁４の流路切り換え、室外熱交換器１１のファン送風量、各膨張弁の開度などを制御する。なお、計測制御装置１２は、上記の実施形態１の場合と同様に、熱交換量検出手段１２ａ、過熱度検出手段１２ｂ、および目標過熱度算出手段１２ｃの演算処理部としての機能を果たすが、それに加えて過冷却度検出手段１２ｄの演算処理部としての機能も果たしている。この発明の過冷却度検出手段１２ｄは、温度センサ１３ｂおよび温度センサ１３ｃ（又は温度センサ１３ｇおよび温度センサ１３ｈ）と計測制御装置１２から構成されており、冷房運転時には温度センサ１３ｂおよび温度センサ１３ｃの出力に基づいて過冷却度を求め、暖房運転時には温度センサ１３ｇおよび温度センサ１３ｈの出力に基づいて過冷却度を求める。

次に、この冷凍空調装置での運転動作について説明する。
まず、冷房運転時の動作について図４および図５に示すＰｈ線図をもとに説明する。冷房運転時には、四方弁４の流路は図１の実線方向に設定される。圧縮機３から吐出された高温高圧のガス冷媒（図５点１）は四方弁４を経て凝縮器となる室外熱交換器１１に流入し、ここで放熱しながら凝縮液化し、高圧低温の冷媒となる（図５点２）。室外熱交換器１１を出た冷媒は第１膨張弁１０で若干減圧された後で（図５点３）、内部熱交換器１４で、圧縮機３に吸入される冷媒と熱交換し冷却される（図５点４）。その後第２膨張弁８で低圧まで減圧され二相冷媒となった後で（図５点５）、室外機１を流出し、液管７を経て室内機２に流入する。そして、蒸発器となる室内熱交換器６に流入し、そこで吸熱し、蒸発ガス化（図５点６）しながら室内機２側の空気や水などの負荷側媒体に冷熱を供給する。室内熱交換器６を出た低圧ガス冷媒は室内機２を出て、ガス管５を経て室外機１に流入し、四方弁４を経た後で、内部熱交換器１４で高圧冷媒と熱交換し加熱された後で（図５点７）、圧縮機３に吸入され高圧まで圧縮され吐出される（図５点１）。

次に、暖房運転時の動作について図４および図５に示すＰｈ線図をもとに説明する。暖房運転時には、四方弁４の流路は図１の点線方向に設定される。圧縮機３から吐出された高温高圧のガス冷媒（図５点１）は四方弁４を経て室外機１を流出しガス管５を経て室内機２に流入する。そして、室内熱交換器６に流入し、凝縮器となる室内熱交換器６で放熱しながら凝縮液化し高圧低温の液冷媒となる（図５点２）。冷媒から放熱された熱を負荷側の空気や水などの負荷側媒体に与えることで暖房を行う。室内熱交換器６を出た高圧低温の冷媒は液管７を経由して、室外機１に流入した後で、第２膨張弁８で若干減圧された後（図５点３）で、内部熱交換器１４で圧縮機３吸入の低温の冷媒に熱を与え冷却される（図５点４）。そして第１膨張弁１０で低圧まで減圧され二相冷媒となり（図５点５）、その後蒸発器となる室外熱交換器１１に流入し、そこで吸熱し蒸発、ガス化される（図５点６）。その後四方弁４を経て内部熱交換器１４で高圧の冷媒と熱交換し、さらに加熱され（図５点７）、圧縮機３に吸入され高圧まで圧縮され吐出される（図５点１）。このように、暖房運転時のＰｈ線図は冷房運転時とほぼ同一になり、どちらの運転モードでも同様の運転を実現できる。

次に、冷房運転時の制御動作について説明する。冷房運転時にはまず圧縮機３の容量、第１膨張弁１０の開度、第２膨張弁８の開度が初期値に設定される。そして以降運転状態に応じた各アクチュエータは以下のように制御される。圧縮機３の容量は、基本的に室内機２の温度センサ１３ｉで計測される空気温度が、冷凍空調装置使用者が設定する温度になるように制御される。従って、空気温度が設定温度より大きく上昇している場合は、圧縮機３の容量は増加され、空気温度が設定温度に近接している場合には、圧縮機３の容量はそのまま維持され、空気温度が設定温度より低くなる場合には圧縮機３の容量は低下される。

各膨張弁の制御は以下のように行われる。まず第１膨張弁１０は、温度センサ１３ｂで検知される高圧冷媒の飽和温度と温度センサ１３ｃで検知される室外熱交換器１１出口温度との差温で得られる室外熱交換器１１出口の冷媒過冷却度ＳＣが予め設定された目標値、例えば１０℃になるように制御される。なお、この冷媒過冷却度ＳＣは、計測制御装置１２（過冷却度検出手段１２ｄ）が温度センサ１３ｂおよび温度センサ１３ｃの出力に基づいて求める。冷媒過冷却度ＳＣが目標値より大きい場合には、第１膨張弁１０の開度は大きく、冷媒過冷却度ＳＣが目標値より小さい場合には、第１膨張弁１０の開度は小さく制御される。

次に、第２膨張弁８は、温度センサ１３ｅで検知される圧縮機３吸入温度と温度センサ１３ｇで検知される低圧冷媒の飽和温度との差温で検知される圧縮機３吸入冷媒過熱度ＳＨが予め設定された目標値、例えば１０℃になるように制御される。冷媒過熱度ＳＨが目標値より大きい場合には、第３膨張弁８の開度は大きく、冷媒過熱度ＳＨが目標値より小さい場合には、第２膨張弁８の開度は小さく制御される。

ここで、第２膨張弁８の制御目標となる圧縮機３吸入冷媒過熱度の目標値は、先述のとおり内部熱交換器１４での熱交換量により、蒸発器となる室内機２の室内熱交換器６の出口冷媒状態が飽和ガス状態である乾き度１になるように算出されることで、運転状態の変化等により内部熱交換量が変化した場合でも高効率な運転が継続して行うことができる。

なお、この冷房運転時における圧縮機３吸入冷媒過熱度の目標値は、温度センサ１３ｃの出力（室外機熱交換器の出口温度情報）を用いて、内部熱交換器１４の高圧冷媒入り口エンタルピ（第１のエンタルピ）を算出し、温度センサ１３ｄ（内部熱交換器の出口冷媒温度情報）より高圧冷媒出口エンタルピ（第２のエンタルピ）を算出し、高圧冷媒入り口エンタルピと高圧冷媒出口エンタルピとのエンタルピ差（Δｈ）を算出する。そして、温度センサ１３ｇの出力（室内機熱交換器の温度情報）により飽和ガス状態での定圧比熱（Ｃｐ）を算出し、エンタルピ差（Δｈ）および定圧比熱（Ｃｐ）に基づいて室内熱交換器６の出口冷媒の乾き度が１となる状態での過熱ガス度を算出し、それを目標値として設定する。

次に、この冷凍空調装置での暖房運転制御動作について説明する。暖房運転時には、まず圧縮機３の容量、第１膨張弁１０の開度および第２膨張弁８の開度が初期値に設定される。そして、以降運転状態に応じた各アクチュエータは以下のように制御される。圧縮機３の容量は、基本的に室内機２の温度センサ１３ｉで計測される空気温度が、冷凍空調装置使用者が設定する温度になるように制御される。従って、空気温度が設定温度より大きく低下している場合は、圧縮機３の容量は増加され、空気温度が設定温度に近接している場合には、圧縮機３の容量はそのまま維持され、空気温度が設定温度より高くなる場合には圧縮機３の容量は低下される。

各膨張弁の制御は以下のように行われる。まず第２膨張弁８は、温度センサ１３ｇで検知される高圧冷媒の飽和温度と温度センサ１３ｈで検知される室内熱交換器６出口温度との差温で得られる室内熱交換器６出口の冷媒過冷却度ＳＣが予め設定された目標値、例えば１０℃になるように制御される。なお、この冷媒過冷却度ＳＣは、計測制御装置１２（過冷却度検出手段１２ｄ）が温度センサ１３ｇおよび温度センサ１３ｈの出力に基づいて求める。冷媒過冷却度ＳＣが目標値より大きい場合には、第２膨張弁８の開度は大きく、冷媒過冷却度ＳＣが目標値より小さい場合には、第２膨張弁８の開度は小さく制御される。

次に、第１膨張弁１０は、温度センサ１３ｅで検知される圧縮機３吸入温度と温度センサ１３ｂで検知される低圧冷媒の飽和温度との差温で検知される圧縮機３吸入の冷媒過熱度ＳＨが予め設定された目標値、例えば１０℃になるように制御される。冷媒過熱度ＳＨが目標値より大きい場合には、第１膨張弁１０の開度は大きく、冷媒過熱度ＳＨが目標値より小さい場合には、第１膨張弁１０の開度は小さくされる。

ここで、第１膨張弁１０の制御の目標となる、圧縮機３吸入の冷媒過熱度の目標値は、先述のとおり内部熱交換器１４での熱交換量より、蒸発器となる室外機１の室外熱交換器１１の出口冷媒状態が飽和ガス状態である乾き度１になるように算出されることで、運転状態の変化等により内部熱交換量が変化した場合でも高効率な運転が継続して行える。

なお、この暖房運転時における圧縮機３吸入冷媒過熱度の目標値は、温度センサ１３ｈの出力（室内機熱交換器の出口冷媒温度情報）を用いて、内部熱交換器１４の高圧冷媒入り口エンタルピ（第１のエンタルピ）を算出し、温度センサ１３ｊ（内部熱交換器の出口冷媒温度情報）より高圧冷媒出口エンタルピ（第２のエンタルピ）を算出し、高圧冷媒入り口エンタルピと高圧冷媒出口エンタルピとのエンタルピ差（Δｈ）を算出する。そして、温度センサ１３ｂの出力（室外用熱交換器の温度情報）により飽和ガス状態での定圧比熱（Ｃｐ）を算出し、上記のエンタルピ差（Δｈ）および定圧比熱（Ｃｐ）に基づいて室外熱交換器１１の出口冷媒の乾き度が１となる状態での過熱ガス度を算出し、それを目標値として設定する。

次に、本実施の形態の回路構成および制御によって実現される作用効果について説明する。本実施の形態２における冷凍空調装置においては、冷房および暖房いずれの運転においても同様な効果が得られ、高効率な運転の継続が可能となる。また、本実施の形態とする事により、凝縮器出口の冷媒状態を過冷却状態に制御することで、内部熱交換器入り口冷媒のエンタルピを確実に算出することが可能となる効果がある。

実施の形態３．
以下この発明の実施の形態３を図６に示す。図６は実施の形態３における冷凍空調装置の冷媒回路図であり、室外機１内に内部熱交換機能付き中圧レシーバ（以下、中圧レシーバという）９が設けられ、その内部に圧縮機３吸入配管が貫通している。この貫通部分の冷媒と中圧レシーバ９内の冷媒が熱交換可能な構成となっており、実施の形態１および２における内部熱交換器１４と同じ機能を実現する。

本形態における動作は中圧レシーバ９を除き、実施の形態２と同じであるので、その部分については説明を省略する。中圧レシーバ９では、冷房運転時には第１膨張弁１０出口の気液二相冷媒が流入し、中圧レシーバ９内で冷却されて液となって流出する。暖房運転時には第２膨張弁８を出た気液二相冷媒が流入し、中圧レシーバ９内で冷却され液となって流出する。中圧レシーバ９内での熱交換は、主に気液二相冷媒のうちガス冷媒が吸入配管と触れて凝縮液化して熱交換される。従って、中圧レシーバ９内に滞留する液冷媒量が少ないほど、ガス冷媒と吸入配管が接触する面積が多くなり、熱交換量は増加する。逆に、中圧レシーバ９内に滞留する液冷媒量が多いと、ガス冷媒と吸入配管が接触する面積が少なくなり、熱交換量は減少する。

このように中圧レシーバ９を備えることで以下の効果を持つ。まず、中圧レシーバ９出口は液となるので、冷房運転時に第２膨張弁８に流入する冷媒は、必ず液冷媒となるので、第２膨張弁８の流量特性が安定し、制御安定性が確保され、安定した装置運転を行うことができる。

また、中圧レシーバ９内が液冷媒で満たされない限りは、中圧レシーバ９出口は飽和液状態となるため、レシーバ下部の飽和液温度を検知できる位置に温度センサ１３ｄを設置することで、冷房運転および暖房運転いずれの場合でも、中圧レシーバ９出口冷媒温度を検知できるため、温度センサを１個設置することで兼用することが可能となる。

なお、中圧レシーバ９で熱交換を行う構造は、中圧レシーバ９内の冷媒と熱交換する構成であればどのような構成をとっても同様の効果を得ることができる。例えば、中圧レシーバ９の容器外周に圧縮機３の吸入配管を接触させて熱交換させる構成を用いてもよい。

なお、実施の形態３においては実施の形態２の内部熱交換器１４を中圧レシーバ９に置き換えた例であるが、実施の形態１の内部熱交換器１４を中圧レシーバ９に置き換えても同様な効果が得られる。

実施の形態４．
一般の冷凍サイクルの蒸発器においては熱交換器内での冷媒圧損を低減するため多パス化されており、パス毎の冷媒流量調整用の毛細管等の減圧調整手段を使用している。しかし、蒸発器出口状態を乾き度１の飽和ガス状態に制御しようとすると、パスによっては循環量不足により冷媒が過熱ガス状態となってしまい伝熱性能が低下する状態となる場合がある。このような状態ではパス毎の冷媒流量のバランス、いわゆるパスバランスがくずれ、最終的には性能低下につながる。またそのような状態が起きた場合には、過熱ガスとなった伝熱管周囲を通過する室内空気は除湿されないため、高湿度の状態で蒸発器用熱交換器を通過してしまい、蒸発器内部や吹き出し口部で結露の原因となり室内空間へ水滴となって滴下、飛散する、いわゆる露飛びの原因となり、信頼性を損ねる可能性がある。そこでこのような不具合を防ぐために、蒸発器出口冷媒状態を乾き度が１よりも若干低め（０．９〜１．０）の湿り状態で制御するのが望ましい場合もある。具体的な方法としては先ほど説明した中圧レシーバ９での熱交換量より算出した目標冷媒過熱度の値に対し、１〜２℃低くした値を制御目標値とすれば良い。

例えば、実施の形態３の冷房運転を例にすると、室外機熱交換器（凝縮器）１１出口温度センサ１３ｃ＝４１．０［℃］、中圧レシーバ温度センサ１３ｄ＝３７．５［℃］、冷媒循環量Gｒ＝２２０[kg/h]、の場合、内部熱交換器熱交換量Ｑは、Ｑ＝Δｈ×Ｇｒ＝６．４７［kJ/ｋg］×２２０[kg/h]＝１４２３．３[kJ/ｈ]、一方、温度センサ１３ｇ＝１１．５[℃]の場合、Ｃｐａ＝１．２４[ｋJ/kg・℃]であるため、蒸発器出口冷媒が飽和ガス状態の場合の圧縮機３吸入冷媒過熱度ＳＨｍは、ＳＨｍ＝Ｑ／Ｇｒ／Ｃｐａ＝５．２［℃］となる。従って、蒸発器出口冷媒状態を乾き度１の飽和ガス状態に制御する場合には、膨張弁の制御目標となる目標過度を５．２℃に設定すれば良い。ここで膨張弁の目標過熱度を４℃に設定した場合には、蒸発器出口乾き度＝０．９９、目標過熱度を３℃とした場合には蒸発器出口乾き度＝０．９８となる。

このように周囲環境等に応じて目標とする蒸発器乾き度を変化させても良い。すなわち高湿度条件により蒸発器での結露や露飛び等が懸念される場合は蒸発器出口乾き度を１より小さくし、低湿度条件や高効率運転を行いたい場合は蒸発器出口乾き度を１にすれば良い。

また、上記の実施の形態２および３の室外機１に着目すると、室外機１は室内機２から必要な温度情報（温度センサ１３ｇ、１３ｈ、１３ｉ）を受け取っており、このため、室内機２の形態によらず同様に高効率な運転を実現することができる。
また、室外機１は、室内機２から必要な温度情報を受け取っているので、室内機２の形態によらず同様に、露飛び等の不具合を回避する信頼性の高い運転を実現することができる。
また、上記の実施の形態１〜３の冷凍空調装置の計測制御装置１２に着目すると、例えば機器の故障等により室内機２や室外機１の交換を行った場合等でも、計測制御装置１２を流用する事により同様に高効率な運転を実現することができるとともに、露飛び等の不具合を回避する信頼性の高い運転を実現することができる。

なお、上記の実施の形態１〜３においては冷凍空調装置の冷媒としてＲ４１０Ａの例を説明したが、冷媒はＲ４１０Ａに限定されるものではなく、他の冷媒にも用いることができる。

また、上記の実施の形態１〜３においては冷媒の飽和温度を凝縮器および蒸発器中間の冷媒温度センサ（１３ｋ、１３ｎ／１３ｂ、１３ｇ）で検出する例について説明したが、高低圧を検知する圧力センサを設け、計測された圧力値を換算して飽和温度を求めてもよい。

また、上記の実施の形態１〜３においては冷媒温度に基づいてエンタルピや定圧比熱を算出している例について説明しているが、この算出に際しては、例えば予め使用冷媒に対応した演算式を計測制御装置１２に内蔵したマイコンに持たせることにより演算処理するものとする。

この発明の第１の実施の形態を示す冷凍空調装置の冷媒回路図である。 この発明の第１の実施の形態に係わる冷凍空調装置の運転状況を表したＰｈ線図である。 蒸発器出口乾き度と蒸発器能力の関係を示す図である。 この発明の第２の実施の形態を示す冷凍空調装置の冷媒回路図である。 この発明の第２の実施の形態に係わる冷凍空調装置の運転状況を表したＰｈ線図である。 この発明の第３の実施の形態を示す冷凍空調装置の冷媒回路図である。

符号の説明

１ 室外機、２ 室内機、３ 圧縮機、４ 四方弁、５ ガス管、６ 室内熱交換器、７ 液管、８ 第２膨張弁、９ 内部熱交換機能付き中圧レシーバ、１０ 第１膨張弁、１１ 室外熱交換器、１２ 計測制御装置、１２ａ 熱量交換検出手段、１２ｂ 過熱度検出手段、１２ｃ 目標過熱度算出手段、１２ｄ 過冷却度検出手段、１３ａ、１３ｂ、１３ｃ、１３ｄ、１３ｅ、１３ｆ、１３ｇ、１３ｈ、１３ｉ、１３ｊ、１３ｋ、１３ｌ、１３ｍ、１３ｎ、１３ｏ、１３ｐ 温度センサ、１４ 内部熱交換器、１５ 凝縮器用熱交換器、１６ 蒸発器用熱交換器。

Claims (13)

1. 圧縮機、凝縮器、減圧装置及び蒸発器が環状に接続された冷凍空調装置において、
   前記凝縮器と前記減圧装置との間の冷媒と、前記蒸発器と前記圧縮機との間の冷媒とを熱交換する内部熱交換器と、
   前記内部熱交換器での熱交換量を検出する熱交換量検出手段と、
   前記内部熱交換器により過熱された後の前記圧縮機入り口の冷媒の過熱度を検出する過熱度検出手段と、
   前記内部熱交換量より蒸発器出口状態が飽和ガス状態となる場合の圧縮機入り口の冷媒の過熱度を算出する目標過熱度演算手段と、
   前記目標過熱度演算手段により算出された過熱度を目標過熱度とし、前記過熱度検出手段が検出した圧縮機入り口の冷媒の過熱度が前記目標過熱度になるように前記減圧装置の流量調整を行う制御装置と
   を備えたことを特徴とする冷凍空調装置。
2. 前記内部熱交換器は、前記凝縮器と前記減圧装置との間に配置されたレシーバを備え、前記レシーバ内の冷媒と、前記蒸発器と前記圧縮機との間の冷媒とを熱交換することを特徴とする請求項１記載の冷凍空調装置。
3. 圧縮機、凝縮器、第１の減圧装置、第２の減圧装置及び蒸発器が環状に接続された冷凍空調装置において、
   前記第１の減圧装置と前記第２の減圧装置の間の冷媒と、前記蒸発器と前記圧縮機との間の冷媒とを熱交換する内部熱交換器と、
   前記凝縮器出口の冷媒の過冷却度を検出する過冷却度検出手段と、
   前記過冷却度検出手段により検出された過冷却度が予め定められた値となるように前記第１の減圧装置の流量調整を行う第１の制御手段と、
   前記内部熱交換器での熱交換量を検出する熱交換量検出手段と、
   前記内部熱交換器により過熱された後の前記圧縮機入り口の冷媒の過熱度を検出する過熱度検出手段と、
   前記熱交換量検出手段により検出された前記内部熱交換量より前記蒸発器出口の冷媒が飽和ガス状態となる場合の圧縮機入り口の冷媒の過熱度を算出する目標過熱度算出手段と、
   前記過熱度算出手段により算出された過熱度を目標過熱度とし、前記過熱度検出手段が検出する圧縮機入り口の冷媒の過熱度が前記目標過熱度に近づくように前記第２の減圧装置の流量調整を行う第２の制御装置と
   を備えたことを特徴とする冷凍空調装置。
4. 前記内部熱交換器は、前記第１の減圧装置と前記第２の減圧装置の間に配置されたレシーバを備え、前記レシーバ内の冷媒と、前記蒸発器と前記圧縮機との間の冷媒とを熱交換することを特徴とする請求項３記載の冷凍空調装置。
5. 前記熱交換量検出手段は、高温側冷媒の内部熱交換器入口エンタルピ及び出口エンタルピをそれぞれ検出し、それらのエンタルピ差（Δｈ）に基づいて前記内部熱交換器での熱交換量（Ｑ）を求める
   ことを特徴とする請求項１〜４の何れかに記載の冷凍空調装置。
6. 前記熱交換量検出手段は、
   前記凝縮器出口の冷媒温度を検出する第１の温度検出手段と、
   前記内部熱交換器出口の冷媒温度を検出する第２の検出手段と、
   を備え、
   前記第１の温度検出手段の検出温度に基づいて高温側冷媒の内部熱交換器入口の冷媒の第１のエンタルピを求め、
   前記第２の温度検出手段の検出温度に基づいて高温側冷媒の内部熱交換器出口の冷媒の第２のエンタルピを求め、
   前記第１のエンタルピと前記第２のエンタルピとのエンタルピ差（Δｈ）を求め、前記エンタルピ差（Δｈ）に基づいて前記内部熱交換器での熱交換量（Ｑ）を求める
   ことを特徴とする請求項５記載の冷凍空調装置。
7. 前記目標過熱度算出手段は、前記熱交換量（Ｑ）及び低温側冷媒の内部熱交換器入口での定圧比熱（Ｃｐ）に基づいて圧縮機入り口の冷媒の過熱度を算出する
   ことを特徴とする請求項１〜６の何れかに記載の冷凍空調装置。
8. 前記目標過熱度算出手段は、前記蒸発器内の冷媒温度を検出する第３の温度検出手段を備え、前記第３の温度検出手段の検出温度に基づいて冷媒の飽和ガス状態での前記定圧比熱（Ｃｐ）を求めることを特徴とする請求項７記載の冷凍空調装置。
9. 前記蒸発器出口の冷媒の乾き度の目標値を１より小さくしたことを特徴とする請求項１〜８の何れかに記載の冷凍空調装置。
10. 圧縮機、四方弁、室外熱交換器、第１の減圧装置及び第２の減圧装置を搭載した冷凍空調装置の室外機において、
    前記第１の減圧装置と前記第２の減圧装置の間の冷媒と、前記四方弁と前記圧縮機との間の冷媒とを熱交換する内部熱交換器と、
    冷房運転時は、前記室外機熱交換器の中間冷媒温度及び出口冷媒温度を使用し、暖房運転時は、室内機より送られてくる室内熱交換器の中間冷媒温度及び出口冷媒温度を使用して、前記圧縮機の出口冷媒の過冷却度を検出する過冷却度検出手段と、
    前記過冷却度が予め定められた値となるように前記第１の減圧装置の流量調整を行う第１の制御装置と、
    前記内部熱交換器での熱交換量を検出する熱交換量検出手段と、
    前記内部熱交換器により過熱された後の前記圧縮機入り口の冷媒の過熱度を検出する過熱度検出手段と、
    前記熱交換量検出手段により検出された前記内部熱交換量より前記蒸発器出口の冷媒が飽和ガス状態となる場合の圧縮機入り口の冷媒の過熱度を算出する目標過熱度算出手段と、
    前記目標過熱度算出手段により算出された過熱度を目標過熱度とし、前記過熱度検出手段が検出する圧縮機入り口過熱度が前記目標過熱度になるように前記第２の減圧装置の流量調整を行う第２の制御装置と
    を備えたことを特徴とする冷凍空調装置の室外機。
11. 冷房運転時は室内機熱交換器出口の冷媒の乾き度の目標値を１より小さくし、暖房運転時は前記室外熱交換器出口の冷媒の乾き度の目標値を１より小さくすることを特徴とする請求項１０記載の冷凍空調装置の室外機。
12. 圧縮機、室外熱交換器、第１の減圧装置、内部熱交換器、第２の減圧装置及び室内熱交換器が環状に接続され、前記第１の減圧装置と前記第２の減圧装置の間の冷媒と、前記室内熱交換器と前記圧縮機との間の冷媒とを熱交換する内部熱交換器を備えた冷凍空調装置の制御装置において、
    （ａ）暖房運転時は前記室内機熱交換器の中間冷媒温度及び出口冷媒温度情報より、冷房運転時は前記室外機熱交換器の中間温度および出口温度情報より、前記凝縮器の出口冷媒の過冷却度を算出し、その値があらかじめ定められた目標値に近づくように、前記第１の減圧装置による流量調整を行い、
    （ｂ）暖房時は前記室内機熱交換器の出口温度情報を、冷房時は前記室外機熱交換器の出口冷媒温度情報をそれぞれ用いて、前記内部熱交換器の高圧冷媒入り口エンタルピを算出し、前記内部熱交換器の出口冷媒温度情報より高圧冷媒出口エンタルピを算出し、前記高圧冷媒入り口エンタルピと前記高圧冷媒出口エンタルピとのエンタルピ差（Δｈ）を算出し、
    （ｃ）冷房時は前記室内機熱交換器の温度情報より、暖房時は前記室外機熱交換器の温度情報より、飽和ガス状態での定圧比熱（Ｃｐ）を算出し、
    （ｄ）前記エンタルピ差（Δｈ）及び前記定圧比熱（Ｃｐ）に基づいて前記蒸発器の出口冷媒の乾き度が所定値となる状態での過熱ガス度を算出し、
    （ｅ）前記過熱ガス度を前記第２減圧装置の制御目標値とし、前記圧縮機の吸入冷媒温度情報と、冷房時は前記室内機熱交換器の温度情報から、暖房時は前記室外機熱交換器の温度情報から、それぞれ圧縮機入り口の冷媒の過熱度を算出し、その値が前記目標値となるように、前記第２の減圧装置の流量調整を行う
    ことを特徴とする冷凍空調装置の制御装置。
13. 冷房運転時は、前記室内機熱交換器の出口冷媒の乾き度の目標値を１より小さくして前記目標過熱度を設定し、
    暖房運転時は、前記室外熱交換器の出口冷媒の乾き度の目標値を１より小さくして前記目標過熱度を設定する
    ことを特徴とする請求項１２記載の冷凍空調装置の制御装置。

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