JP2011208860A - 空気調和機 - Google Patents

Abstract

【課題】空気調和機の運転状態に対応して、油分離器から適切な量の冷凍機油を圧縮機に戻すことで空気調和機の性能向上を図る。
【解決手段】空気調和機は、運転周波数可変式の圧縮機１、四方弁８、室外熱交換器２及び室外膨張弁３ａを備える室外ユニットＡと、室内熱交換器４及び室内膨張弁３ｂを備える室内ユニットＢと、前記室外ユニットと前記室内ユニットを接続する冷媒配管とを備えている。更に、前記圧縮機の吐出側に設けられた油分離器１０と、前記圧縮機の吸入側配管６ｃと前記油分離器とを接続する油戻し回路１５と、この油戻し配管に設けられた電子膨張弁３ｃと、前記圧縮機の運転周波数と、前記圧縮機の吸入側と吐出側の圧力差に応じて前記油戻し回路の電子膨張弁の開度を制御する制御手段とを備えている。
【選択図】図１

Description

本発明は空気調和機に関し、特に、空気調和機の冷凍サイクル内を循環する冷凍機油を分離して、その冷凍機油を圧縮機に戻すことで、圧縮機内の冷凍機油の量を適正にする油量調整機能を備えた空気調和機に関する。

一般に、空気調和機には圧縮機の潤滑のために冷凍機油が封入されている。冷凍機油の必要量は、使用される冷媒配管の配管長により異なり、冷媒配管の長さに比べ、冷凍機油量が少ない場合、油不足になってしまう。このため、空気調和機の室外ユニットを製作する場合には、予想される最大配管長の場合でも油量不足とならない十分な油量を封入していた。

最近、環境意識の高まりにより、空気調和機は性能向上に対する要求度合いが非常に高くなってきている。この性能向上策の一つとして、圧縮機から冷凍サイクルへ冷媒と共に持ち去られる冷凍機油の量（油上り量）をできるだけ低減することが有効である。このためには、圧縮機の吐出側に油分離効率の高い油分離器を設置する必要がある。また、油分離器で分離した油を適量だけ圧縮機に戻すための回路設計も性能に大きく影響する。

従来の空気調和機の例としては、特開２００１−３４９６４４号公報（特許文献１）に記載のものなどがある。この文献のものは、圧縮機内の油面高さを検知するセンサを設けると共に、油分離器と圧縮機を接続する油戻し配管に開閉弁と絞りを設け、前記開閉弁の開閉制御と前記絞りにより、各圧縮機への油の戻り制御を行なうものである。

特開２００１−３４９６４４号公報

上記特許文献１に記載された空気調和機では、圧縮機内の油面高さを検知するセンサを設ける必要があるため、大幅なコストアップになり採用し難い。

また、圧縮機内の油面高さを検知するセンサを設けない従来の空気調和機では、圧縮機の運転周波数(冷媒の循環量)が最大のときでも油不足にならないようにしており、運転周波数が低い場合には、運転周波数に対して多量の油が圧縮機内に戻るため、圧縮機内の油面が上昇して、液圧縮を起し、圧縮機入力の増加や圧縮機の故障の原因ともなる。更に、圧縮機から冷凍サイクル内に冷凍機油が多量に放出されて、冷凍サイクル中の冷媒配管や熱交換器に冷凍機油が大量に滞留するため、冷房能力や暖房能力が低下し、空気調和機の性能低下を引起す。

本発明の目的は、圧縮機から冷凍サイクル内に放出される冷凍機油の量を低減することのできる空気調和機を得ることにある。

上記目的を達成するため、本発明は、運転周波数可変式の圧縮機、四方弁、室外熱交換器及び室外膨張弁を備える室外ユニットと、室内熱交換器及び室内膨張弁を備える室内ユニットと、前記室外ユニットと前記室内ユニットを接続する冷媒配管とを備えた空気調和機において、前記圧縮機の吐出側に設けられた油分離器と、前記圧縮機の吸入側の配管と前記油分離器とを接続する油戻し回路と、この油戻し配管に設けられた電子膨張弁と、前記圧縮機の運転周波数と、前記圧縮機の吸入側と吐出側の圧力差に応じて前記油戻し回路の電子膨張弁の開度を制御する制御手段とを備えることを特徴とする。

本発明の他の特徴は、運転周波数可変式の圧縮機、室外熱交換器及び室外膨張弁を備えた空気調和機において、前記圧縮機の吐出側に設けられた油分離器と、前記圧縮機の吸入側の配管と前記油分離器とを接続する油戻し配管と、この油戻し配管に設けられた電子膨張弁と、前記圧縮機の運転周波数と、前記圧縮機の吸入側と吐出側の圧力差に応じて前記油戻し回路の電子膨張弁の開度を制御する制御手段とを備えることにある。

本発明の更に他の特徴は、運転周波数可変式の圧縮機、四方弁、室外熱交換器及び室外膨張弁を備える室外ユニットと、室内熱交換器及び室内膨張弁を備える室内ユニットと、前記室外ユニットと前記室内ユニットを接続する冷媒配管とを備えた空気調和機において、前記圧縮機の吐出側に設けられた油分離器と、前記圧縮機の吸入側の配管と前記油分離器とを接続する油戻し回路と、この油戻し配管に設けられた絞り機構及び電磁開閉弁と、前記圧縮機の運転周波数と、前記圧縮機の吸入側と吐出側の圧力差に応じて前記油戻し回路の前記電磁開閉弁の回路開比率を制御する制御手段とを備えることにある。

本発明の更に他の特徴は、運転周波数可変式の圧縮機、室外熱交換器及び室外膨張弁を備えた空気調和機において、前記圧縮機の吐出側に設けられた油分離器と、前記圧縮機の吸入側の配管と前記油分離器とを接続する油戻し回路と、この油戻し配管に設けられた絞り機構及び電磁開閉弁と、前記圧縮機の運転周波数と、前記圧縮機の吸入側と吐出側の圧力差に応じて前記油戻し回路の前記電磁開閉弁の回路開比率を制御する制御手段とを備えることにある。

本発明によれば、圧縮機から冷凍サイクル内に放出される冷凍機油の量を低減することができる。

本発明の空気調和機の実施例１を示す冷凍サイクル構成図。 圧縮機の運転周波数と油上りとの関係を説明する線図。 圧縮機の運転周波数と、圧縮機から吐出される冷媒と冷凍機油を合わせた全流量及び該全流量のうちの冷凍機油の流量との関係を説明する線図。 図１に示す電子膨張弁開度と油戻し回路を流れる流量との関係を説明する線図。 圧縮機の運転周波数及び圧縮機の吸入側と吐出側との圧力差に対する適切な膨張弁開度を説明する線図。 本発明の空気調和機の実施例２を示す冷凍サイクル構成図。 図６に示す油戻し回路の電磁開閉弁の開閉比率を説明する線図。 圧縮機の運転周波数及び圧縮機の吸入側と吐出側との圧力差に対する電磁開閉弁の適切な回路開比率を説明する線図。

以下、図面に基づいて本発明の実施例を説明する。

図１は本発明の空気調和機の実施例１を示す冷凍サイクル構成図である。図において、Ａは室外ユニット、Ｂは室内ユニットである。
室外ユニットＡは、圧縮機１、油分離器１０、四方弁８、室外熱交換器２、室外膨張弁（絞り機構）３ａ、液タンク９、液阻止弁１１ａ、ガス阻止弁１１ｂ、気液分離器７などが冷媒配管６で接続されている。なお、５ａは室外ファン、１２ａは圧縮機の吐出側の温度を検出する温度検出器、１２ｂは室外機へ流入する室外空気の温度を検出する温度検出器、１２ｃは室外熱交換器２から出た冷媒の温度を検出する温度検出器、１３ａは吸込圧力検出器、１３ｂは吐出圧力検出器である。前記圧縮機１の吸入側と前記四方弁８とを接続する吸入側冷媒配管６ｃには前記気液分離器７が設けられ、前記油分離器１０の下部と前記気液分離器７上流側の吸入側冷媒配管６ｃとは油戻し回路１５で接続されている。この油戻し回路１５には電子膨張弁（絞り機構）３ｃが設けられている。

前記室内ユニットＢは、室内熱交換器４、室内膨張弁（絞り機構）３ｂ、室内ファン５ｂ、前記室内熱交換器４の両側の冷媒配管に設けられた温度検出器１２ａ、前記室内熱交換器４に導入される室内空気の温度を検出する温度検出器１２ｂ、前記室内熱交換器４で熱交換された空気の温度を検出する温度検出器１２ｃなどにより構成されている。
前記室外機Ａと室内機Ｂとは現地冷媒配管である液側冷媒配管６ａとガス側冷媒配管６ｂで接続されている。

圧縮機１で圧縮された冷媒ガスは、油分離器１０に流入して、冷媒ガス中に含まれている冷凍機油が分離され、冷媒ガスは前記四方弁８に流れて、冷房時であれば室外熱交換器２側に流れ、暖房時であれば前記室内ユニットＢの室内熱交換器４側に流れる。

例えば、冷房運転の場合、冷媒は、室外熱交換器２で凝縮し、室内ユニットＢ側の室内膨張弁３ｂで膨張して、室内熱交換器４で蒸発する。その後、冷媒は、気液分離器７で圧縮機１へ吸入される冷媒ガスとして適した乾き度に調整された後、再び圧縮機に吸入される一連のサイクルを形成している。また、室外熱交換器２及び室内熱交換器４にそれぞれ設けられたファン５ａ,５ｂにより導入された空気と熱交換することにより空調を行う。室外ユニットＡには、前記温度検出器１２ａ，１２ｂ，１２ｃ、吸込圧力検出器１３ａ及び吐出圧力検出器１３ｂからの出力（信号）を用いて前記圧縮機１や膨張弁３ａ，３ｃなどを制御する制御機器（図示せず）も設置され、空気温度、冷媒温度、冷媒圧力を検出して適切な運転が行なわれるよう構成されている。

前記圧縮機１はインバータなどにより運転周波数を可変できるものが使用されている。なお、運転周波数可変型の圧縮機と運転周波数固定型の圧縮機とを組合せて使用することも可能である。

圧縮機１の内部には冷媒を圧縮するための機構部品が内蔵されており、これら機構部品の潤滑剤として冷凍機油が封入されている。冷凍機油は冷媒と共に冷凍サイクル内を循環するが、室外熱交換器２や室内熱交換器４の内面に付着すると、冷媒の熱交換を阻害する要因となるため、圧縮機１の内部で冷媒と冷凍機油が一次分離される構造となっている。更に、冷凍機油が冷凍サイクルを循環する量を減らすため、油分離器１０が設置されている。この油分離器１０で分離された冷凍機油は、油戻し回路１５及び電子膨張弁（絞り機構）３ｃを介して、圧縮機１の吸入側である気液分離器７上流側の吸入側冷媒配管６ｃに戻され、再び前記圧縮機１内に流れる構成となっている。なお、この例では、分離した冷凍機油を気液分離器７の上流に戻すようにしたが、気液分離器７に直接戻したり、或いは圧縮機１と気液分離器７との間の吸入側冷媒配管６ｃなどに戻すようにしても良い。

前記油分離器１０で分離できなかった冷凍機油は冷媒と共に冷凍サイクル内を循環するが、前述したように、室外熱交換器２や室内熱交換器４の内面に付着すると、冷媒の熱交換を阻害する要因となり性能低下を引起すため、冷凍機油が冷凍サイクルに循環する量をできるだけ減らすようにすべきであり、そのためには圧縮機から冷凍サイクルに吐出される冷凍機油量もできるだけ少なくする必要がある。

前記油戻し回路１５の電子膨張弁３ｃの開度を大きくすると、油分離器１０からの冷凍機油が圧縮機１内に多量に戻され、圧縮機内の油面が上昇して、前述したように、液圧縮して圧縮機入力を増大させたり、圧縮機から冷凍サイクルに吐出される冷凍機油量も増大して空気調和機の性能が低下する。前記油戻し回路１５の電子膨張弁３ｃの開度を小さくし過ぎると、油分離器１０からの冷凍機油の戻し量が減少して圧縮機１内は油量不足となり、圧縮機の機構部品への給油が不足して信頼性を低下させる。

従って、空気調和機の運転状態に対応して、油分離器から適切な量の冷凍機油を圧縮機に戻すことができるようにして、圧縮機の液圧縮や、圧縮機から冷凍サイクル内に冷凍機油が多量に放出されるのを防止するようにすべきである。

従来は、前記油戻し回路１５に設けた電子膨張弁３ｃの代わりに、キャピラリチューブなどの固定抵抗式絞り機構を設置すると共に、運転休止時に回路を遮断するための電磁開閉弁を設置することが多い。

図２に、圧縮機の運転周波数と油上りとの関係を示す。一般に、圧縮機の運転周波数が上昇すると圧縮機内での冷媒の流動速度が高まり、冷凍機油が圧縮機から流出し易くなる。吐出された冷凍機油と冷媒の比率を油上り率と言い、油上り率が大きいほど油の流出が多いことになる。すなわち、運転周波数が高いほど油上り率が大きくなるといえる。また、圧縮機の吸込圧力と吐出圧力との圧力差が大きくなると、油上り率が大きくなることも知られている。従って、油戻し回路に前述したような固定抵抗式絞り機構を採用する場合、これらを考慮して油上り率（または油上り量）が最大となる運転条件においても圧縮機内の油が消失しない返油流量（油戻し回路１５からの油戻し流量）を確保するように設計することが一般的である。

前記油戻し回路には、冷凍機油だけでなく冷媒も流れるため、圧縮機１から吐出された冷媒のうちの油戻し回路の返油比率分だけは冷媒が利用側熱交換器２に流れず、直接圧縮機１の上流に戻ることになり、性能低下の一因となる。なお、返油比率とは、圧縮機から吐出される全流量（冷媒と冷凍機油を合わせた流量）に対する油戻し回路１５を介して圧縮機側に戻される返油流量（冷凍機油と冷媒を合わせた流量）の割合である。

図３は、運転周波数に対する、圧縮機から吐出される全流量の変化（線２０）と、従来の固定抵抗式絞り機構採用時の返油流量（線２１）及び返油比率を固定したときの返油流量の変化（点線２２）を示す図である。

この図に示すように、固定抵抗式絞り機構を採用する場合には、圧縮機１の運転周波数が高い状態の全流量Ｑa1でも、圧縮機内の油が消失しないように、次の式で求まる返油比率ε1で設計し、返油流量を確保するようにしている。
返油比率ε1＝固定抵抗式絞り機構での返油流量Ｑo÷全流量Ｑa1 …（１）
上記（１）式で設計されたものでは、圧縮機の運転周波数が高い場合には返油比率ε1が適切な値となっており、空気調和機の性能低下が許容範囲になる。

しかし、固定抵抗式絞り機構を採用すると、運転周波数が低い状態では返油比率ε2が次式のようになってしまう。
返油比率ε2＝固定抵抗式絞り機構での返油流量Ｑo÷全流量Ｑa2 …（２）
即ち、運転周波数が低いと、圧縮機から吐出される全流量Ｑa2は図３に示すように、運転周波数に応じて低減されるのに対し、固定抵抗式絞り機構での返油流量Ｑoは運転周波数が高い場合と同じで変化しないため、返油比率ε2は運転周波数が低くなるほど、運転周波数が高い場合の返油比率ε1よりも高くなり、空気調和機の性能低下が大きくなってしまう。

そこで、本実施例では、図３の点線２２で示すように、運転周波数が低くなった場合にはそれに応じて返油流量Ｑo2が減少するようにして、運転周波数低下時の全流量Ｑa2に対しても返油比率が変化しないようにする。即ち、運転周波数低下時の返油比率ε2’を、運転周波数が高い状態（定格運転状態）のときの全流量Ｑa1に対する前記返油比率ε1とほぼ同様になるように、前記制御機器（制御手段）で制御するものである。 このようにすることにより、運転周波数低下時でも空気調和機の性能低下が許容範囲になる返油比率ε1を維持することができる。即ち
ε2’＝Ｑo2÷Ｑa2＝ε1 …（３）
とすることで、圧縮機の運転周波数が低下したときでも、空気調和機の性能低下を防止することができる。
図４により、図１に示す電子膨張弁３ｃの開度と油戻し回路１５を流れる流量との関係を説明する。また、曲線２３は電子膨張弁前後の圧力差（圧縮機１の吸入側と吐出側の圧力差と略同一）が小さい場合の膨張弁開度に対する流量の関係を示し、曲線２４、曲線２５となるに従って前記圧力差がより大きくなった場合の膨張弁開度に対する流量の関係を示している。

この図に示すように、電子膨張弁は開度が大きくなると流量が大きくなる特性を持つが、電子膨張弁前後の圧力差により、同じ開度でも流量が異なる。即ち、運転周波数だけを制御の指令値とした場合には返油量に過不足が生じることになる。そこで、本実施例では図５に示す手法で電子膨張弁開度を制御するようにしている。即ち、図５は、圧縮機の運転周波数及び圧縮機の吸入側と吐出側の圧力差に対する適切な膨張弁開度を説明するものである。

図５において、曲線２６は圧縮機の吸入側と吐出側の圧力差が小さい場合の運転周波数に対応した適切な膨張弁開度を示し、曲線２７、曲線２８となるに従って前記圧力差がより大きくなった場合の運転周波数に対応した適切な膨張弁開度を示している。この図５に示す考え方で電子膨張弁３ｃの開度指令値を決める。なお、圧縮機の吸入側と吐出側の圧力差が線図にない圧力差となった場合、例えば圧力差が曲線２６と曲線２７との間の圧力差の場合には、図５に点線で示すように、曲線２６と曲線２７の２本の曲線で挟まれた間を圧力差に応じて按分点をとることで、実際の圧力差に応じた膨張弁開度の指令値を求めることができる。

図５のデータは予め実験により求めておく。また、図５のデータは、圧縮機の個体差による油上りのバラツキなども考慮し、返油流量が不足して圧縮機内の油量が減少することによる信頼性低下を生じないように、電子膨張弁の前記開度指令値は若干大きめの値になるようにすると良い。なお、圧縮機の吸入側の圧力は図１に示す吸込圧力検出器１３ａで、圧縮機の吐出側の圧力は吐出圧力検出器１３ｂで検出でき、これらの圧力検出器からの検出値に基づいて圧縮機の吸入側と吐出側の圧力差を求めることができる。

このように本実施例では、絞り機構３ｃとして連続的に絞り量を調節することが可能な電子膨張弁を用い、運転周波数と、圧縮機の吸入側と吐出側の圧力差とに応じて膨張弁開度指令値を決めるので、油上りによる性能低下の影響を最小限にすることができると共に、圧縮機内の油量低下や油量過多による信頼性低下も防止できる。

また、本実施例によれば、運転周波数可変式の圧縮機１を使用し、室外熱交換器２と室内熱交換器４とが１対の空気調和機において、運転周波数が小さくなった場合でもそのときの圧力差に基づいて油分離機１０からの油戻し量を適切に制御できるから、空気調和機の性能低下を抑えることができる。

なお、図１に示す例は、圧縮機１と室内熱交換器４とが共に１台づつで構成された空気調和機を示しているが、室内熱交換器４が複数台組み合わされたいわゆるマルチタイプの空気調和機であっても本実施例は同様に実施でき、運転中の室内熱交換器４の台数が少ない場合には、図１に示す室内熱交換器の負荷が小さくなった場合と同様の効果を得ることができる。

即ち、室内熱交換器の運転台数が少ない場合、圧縮機の運転周波数も低くなっていることが多く、圧縮機からの油上りも少ないことから、必要な返油量も少なくて良い。このような場合、膨張弁開度が大きいと、油上り量に対して油戻し回路１５の流量が多くなり、本来油のみを戻すべき回路に冷媒が流れてしまうことになる。このため室内熱交換器４に流れる冷媒が減少するので、この減った分を補うように圧縮機の運転周波数は高くなるから、圧縮機への入力が増大し、効率低下を招いてしまう。本実施例では、圧力差も考慮した制御を行うことで前記不具合を解消することができる。

本実施例では、上述したように、運転周波数と、圧縮機の吸入側と吐出側の圧力差とに応じて膨張弁開度指令値を決めるようにしているが、運転周波数と、圧縮機の吸入側と吐出側の圧力比で膨張弁開度指令値を決めることも考えられる。しかし、圧力比で返油量を決めるようにした場合、以下の問題が発生し、本実施例と同様の効果を得ることはできない。

例えば、圧縮機の吸入圧力が０．４ＭＰａで吐出圧力が０．８ＭＰａの場合、圧力比は２となる。一方、吸入圧力が０．６ＭＰａ、吐出圧力１．２ＭＰａの場合も圧力比は同様に２となる。従って、これらの場合、両方共同じ膨張弁開度指令値となる。しかし、圧力差を考慮すると、前者は圧力差が０．４ＭＰａとなるのに対して、後者は０．６ＭＰａとなっている。このため前記両者のケースで同じ膨張弁開度とすると、後者のケースでは圧力差が大きい分、返油流量が増えてしまうことになる。本実施例は、圧力比ではなく、膨張弁を流れる流量に直接関係する圧力差を用いて膨張弁開度を制御することにより、返油流量が過剰になることを防止している。

なお、絞り機構３ｃに電子膨張弁を用いる場合、電子膨張弁の使用温度範囲内に作動流体（冷凍機油）の温度を下げることができるように、油戻し回路１５を構成する冷媒配管に、回路を流れる作動流体を冷却するための放熱装置を設置すると良い。放熱装置としては、一般的な熱交換器を用いても良いし、配管に直接放熱フィンを形成した所謂サーモチューブなどを用いても良い。

図６〜図９により、本発明の実施例２を説明する。
図６は本発明の空気調和機の実施例２を示す冷凍サイクル構成図で、図６において、図１と同一符号を付した部分は同一または相当する部分を示している。

図６に示す例は、図１に示す油戻し回路１５に設けられた電子膨張弁３ｃの代わりに、絞り機構としてキャピラリチューブ３ｄなどの固定抵抗式絞り機構を油戻し回路１５に設置したものである。また、この例では、空気調和機の運転休止時や圧縮機の停止時に油戻し回路１５を遮断するための電磁開閉弁１４を設置している。他の構成は図１と同様である。

このように油戻し回路１５に固定抵抗式絞り機構（キャピラリチューブ）３ｄを採用した空気調和機の場合、前記油戻し回路１５に電磁開閉弁１４も併設することがほとんどである。
そこで、この実施例では、実施例１における電子膨張弁３ｃの開度制御をする代わりに、前記電磁開閉弁１４の開閉時間を制御することで電子膨張弁の開度制御と同様の効果が得られるようにしたものである。

即ち図７において、Ｔonは電磁開閉弁を開にする電磁開閉弁開時間、Ｔoffは磁開閉弁を閉にする電磁開閉弁閉時間、Ｔは開閉頻度演算周期で、
Ｔ＝Ｔon＋Ｔoff …（４）
となる。また、開閉頻度演算周期Ｔの間に、油戻し回路１５の電磁開閉弁１４が開いている割合を回路開比率（油戻し回路の開閉時間比率）εonとすると、
εon＝Ｔon÷Ｔ …（５）
となり、この回路開比率εonを制御することで、実施例１と同様の機能を得ることができる。

図８は圧縮機の運転周波数及び圧縮機の吸入側と吐出側との圧力差に対する電磁開閉弁１４の適切な回路開比率を説明する線図で、図において、曲線２９は、圧縮機の吸入側と吐出側の圧力差が小さい場合の運転周波数に対応した適切な回路開比率を示し、曲線３０、曲線３１となるに従って前記圧力差がより大きくなった場合の運転周波数に対応した適切な回路開比率を示している。この図８に示す考え方で電磁開閉弁１４の回路開比率を決める。なお、実施例１の場合と同様に、圧縮機の吸入側と吐出側の圧力差が線図にない圧力差となった場合には、例えば曲線２９と曲線３０の２本の曲線で挟まれた間を圧力差に応じて按分点をとることで、実際の圧力差に応じた電磁開閉弁１４の回路開比率の指令値を求めるができる（図８の点線参照）。

上記図８のデータも予め実験により求めておく。また、この実施例２の場合も実施例１と同様に、図８のデータは、圧縮機の個体差による油上りのバラツキなども考慮して、返油流量が不足しないよう、前記回路開比率の指令値を若干大きめの値にすると良い。
この実施例２では、油戻し回路１５に、絞り機構として固定抵抗式絞り機構３ｄと、電磁開閉弁１４とを用い、運転周波数と、圧縮機の吸入側と吐出側の圧力差とに応じて電磁開閉弁の回路開比率の指令値を決めるようにしているので、実施例１と同様に、油上りによる性能低下の影響を最小限にすることができると共に、圧縮機内の油量低下や油量過多による信頼性低下も防止できる。

１：圧縮機
２：室外熱交換器
３ａ：室外膨張弁（絞り機構）、３ｂ：室内膨張弁（絞り機構）、３ｃ：電子膨張弁（絞り機構）、３ｄ：キャピラリチューブ（固定抵抗式絞り機構）
４：室内熱交換器
５ａ：室外ファン、５ｂ：室内ファン
６：冷媒配管、６ａ：液側冷媒配管、６ｂ：ガス側冷媒配管、６ｃ：吸入側冷媒配管
７：気液分離器
８：四方弁
９：液タンク
１０：油分離器
１１ａ：液阻止弁、１１ｂ：ガス阻止弁
１２ａ，１２ｂ，１２ｃ：温度検出器
１３ａ：吸込圧力検出器、１３ｂ：吐出圧力検出器
１４：電磁開閉弁
１５：油戻し回路
Ａ：室外ユニット、Ｂ：室内ユニット
Ｑa1，Ｑa2：全流量
Ｑo：固定抵抗式絞り機構での返油流量
Ｑo2：比率固定としたときの返油流量
ε1：返油比率、ε2：返油比率、ε2’：返油比率
Ｔ：開閉頻度演算周期、Ｔon：電磁開閉弁開時間、Ｔoff：電磁開閉弁閉時間
εon：回路開比率。

Claims (10)

1. 運転周波数可変式の圧縮機、四方弁、室外熱交換器及び室外膨張弁を備える室外ユニットと、室内熱交換器及び室内膨張弁を備える室内ユニットと、前記室外ユニットと前記室内ユニットを接続する冷媒配管とを備えた空気調和機において、
   前記圧縮機の吐出側に設けられた油分離器と、
   前記圧縮機の吸入側の配管と前記油分離器とを接続する油戻し回路と、
   この油戻し配管に設けられた電子膨張弁と、
   前記圧縮機の運転周波数と、前記圧縮機の吸入側と吐出側の圧力差に応じて前記油戻し回路の電子膨張弁の開度を制御する制御手段と
   を備えることを特徴とする空気調和機。
2. 運転周波数可変式の圧縮機、室外熱交換器及び室外膨張弁を備えた空気調和機において、
   前記圧縮機の吐出側に設けられた油分離器と、
   前記圧縮機の吸入側の配管と前記油分離器とを接続する油戻し配管と、
   この油戻し配管に設けられた電子膨張弁と、
   前記圧縮機の運転周波数と、前記圧縮機の吸入側と吐出側の圧力差に応じて前記油戻し回路の電子膨張弁の開度を制御する制御手段と
   を備えることを特徴とする空気調和機。
3. 運転周波数可変式の圧縮機、四方弁、室外熱交換器及び室外膨張弁を備える室外ユニットと、室内熱交換器及び室内膨張弁を備える室内ユニットと、前記室外ユニットと前記室内ユニットを接続する冷媒配管とを備えた空気調和機において、
   前記圧縮機の吐出側に設けられた油分離器と、
   前記圧縮機の吸入側の配管と前記油分離器とを接続する油戻し回路と、
   この油戻し配管に設けられた絞り機構及び電磁開閉弁と、
   前記圧縮機の運転周波数と、前記圧縮機の吸入側と吐出側の圧力差に応じて前記油戻し回路の前記電磁開閉弁の回路開比率を制御する制御手段と
   を備えることを特徴とする空気調和機。
4. 運転周波数可変式の圧縮機、室外熱交換器及び室外膨張弁を備えた空気調和機において、
   前記圧縮機の吐出側に設けられた油分離器と、
   前記圧縮機の吸入側の配管と前記油分離器とを接続する油戻し回路と、
   この油戻し配管に設けられた絞り機構及び電磁開閉弁と、
   前記圧縮機の運転周波数と、前記圧縮機の吸入側と吐出側の圧力差に応じて前記油戻し回路の前記電磁開閉弁の回路開比率を制御する制御手段と
   を備えることを特徴とする空気調和機。
5. 請求項１〜４の何れかに記載の空気調和機において、前記圧縮機の吸入側の冷媒配管の途中に気液分離器を設け、この気液分離器の上流側の吸入側冷媒配管に、前記油戻し回路の一端側が接続されていることを特徴とする空気調和機。
6. 請求項１〜４の何れかに記載の空気調和機において、前記圧縮機の吸入側の冷媒配管の途中に気液分離器を設け、圧縮機と気液分離器との間の吸入側冷媒配管に、前記油戻し回路の一端側が接続されていることを特徴とする空気調和機。
7. 請求項１〜６の何れかに記載の空気調和機において、前記制御手段は、運転周波数低下時の返油比率を、運転周波数が高い状態（定格運転状態）のときの全流量に対する前記返油比率とほぼ同様になるように前記電子膨張弁の開度または前記電磁開閉弁の回路開比率を制御することを特徴とする空気調和機。
8. 請求項１〜７の何れかに記載の空気調和機において、圧縮機の運転周波数及び圧縮機の吸入側と吐出側の圧力差に対する適切な膨張弁開度のデータ、または圧縮機の運転周波数及び圧縮機の吸入側と吐出側との圧力差に対する電磁開閉弁の適切な回路開比率のデータを予め実験で求めておき、前記データに基づいて、前記電子膨張弁の開度または前記電磁開閉弁の回路開比率を制御することを特徴とする空気調和機。
9. 請求項３または４に記載の空気調和機において、前記絞り機構はキャピラリチューブであることを特徴とする空気調和機。
10. 請求項１または２に記載の空気調和機において、油戻し回路を構成する冷媒配管に、回路を流れる作動流体を冷却するための放熱装置を設置したことを特徴とする空気調和機。

Images