JP2016183859A - Air conditioner - Google Patents
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Abstract
Description
本発明は、空気調和機に関する。 The present invention relates to an air conditioner.
例えば特許文献1には、「圧縮機(1)が、乾き度0.65以上かつ0.85以下のR32冷媒、もしくは、R32を少なくとも70重量%以上含む乾き度が0.65以上かつ0.85以下の混合冷媒を吸入して圧縮する」と記載されている(特許請求の範囲参照)。
For example,
空気調和機の冷凍サイクルでは、蒸発器として作用する熱交換器出口での冷媒状態を飽和ガス付近に制御することによって蒸発潜熱を最大限に活用し、運転効率を高めている。一方、R410A(R32+R125:50+50wt%)などに比べて地球温暖化係数GWPが低いR32(HFC32:ジフルオロメタン)を冷媒として使用する場合、R32は比熱比が大きいため、蒸発器出口での冷媒状態が飽和ガス付近になるように冷凍サイクルを運転すると、圧縮機吐出の冷媒温度がR410Aに比べて10〜15℃程度高くなる。したがって、R32を冷媒として使用する場合、圧縮機入口側で冷媒の乾き度をR410Aを使用するときよりも小さくすることが必要になる。
特許文献1には、圧縮機入口側における冷媒(R32)の乾き度を0.65から0.85に設定する空気調和機(冷凍機)が記載されている。
In the refrigeration cycle of the air conditioner, the latent heat of vaporization is maximized by controlling the refrigerant state at the outlet of the heat exchanger acting as an evaporator to the vicinity of the saturated gas, thereby improving the operation efficiency. On the other hand, when R32 (HFC32: difluoromethane), which has a lower global warming potential GWP than R410A (R32 + R125: 50 + 50 wt%), is used as a refrigerant, R32 has a large specific heat ratio. When the refrigeration cycle is operated so as to be in the vicinity of saturated gas, the refrigerant temperature discharged from the compressor becomes higher by about 10 to 15 ° C. than R410A. Therefore, when using R32 as a refrigerant, it is necessary to make the dryness of the refrigerant on the compressor inlet side smaller than when using R410A.
しかしながら、圧縮機入口側における乾き度を小さくすると吐出温度の上昇を抑えることはできるが、圧縮機入口側から吸い込まれる冷媒の液体成分が多くなる。そして、圧縮機内の冷凍機油が冷媒の液体成分で希釈されて粘度が低下し、潤滑性能が劣化して機構部の磨耗が促進されるなど、圧縮機の寿命が短くなるという問題が生じる。 However, if the dryness at the compressor inlet side is reduced, an increase in the discharge temperature can be suppressed, but the liquid component of the refrigerant sucked from the compressor inlet side increases. And the refrigerator oil in a compressor is diluted with the liquid component of a refrigerant | coolant, a viscosity falls, the lubrication performance deteriorates, the problem that the lifetime of a compressor becomes short, such as the abrasion of a mechanism part arises arises.
そこで本発明は、R32を冷媒に使用して、圧縮機に対する負荷を小さくできる空気調和機を提供することを課題とする。 Then, this invention makes it a subject to provide the air conditioner which can make the load with respect to a compressor small using R32 for a refrigerant | coolant.
前記課題を解決するため本発明は、少なくとも圧縮機と熱源側熱交換器と利用側熱交換器と膨張弁が接続されてR32が70重量%以上含まれる冷媒が循環する冷凍サイクルと、制御装置と、を有し、前記制御装置は、暖房運転時に、前記圧縮機における前記冷媒の吸入圧力が高いほど前記圧縮機の圧力比が小さくなるように前記圧縮機の回転速度を調節し、前記圧縮機の入口側における前記冷媒の乾き度が0.85より高くなるよう制御するという特徴を有する。
また、別の発明は、少なくとも圧縮機と熱源側熱交換器と利用側熱交換器と膨張弁が接続されてR32が70重量%以上含まれる冷媒が循環する冷凍サイクルと、制御装置と、を有し、前記制御装置は、冷房運転時に、前記圧縮機における前記冷媒の吸入圧力が高いほど前記圧縮機の圧力比が小さくなるように前記圧縮機の回転速度を調節し、前記圧縮機の入口側における前記冷媒の乾き度が0.85より高くなるよう制御することを特徴とする。
In order to solve the above problems, the present invention provides a refrigeration cycle in which at least a compressor, a heat source side heat exchanger, a use side heat exchanger, an expansion valve are connected, and a refrigerant containing 70 wt% or more of R32 circulates, and a control device And the control device adjusts the rotation speed of the compressor so that the higher the refrigerant suction pressure in the compressor, the smaller the pressure ratio of the compressor during heating operation, and the compression The refrigerant is controlled so that the dryness of the refrigerant on the inlet side of the machine is higher than 0.85.
Another invention includes a refrigeration cycle in which at least a compressor, a heat source side heat exchanger, a use side heat exchanger, an expansion valve are connected, and a refrigerant containing 70 wt% or more of R32 circulates, and a control device. The control device adjusts the rotational speed of the compressor so that the higher the suction pressure of the refrigerant in the compressor, the smaller the pressure ratio of the compressor during cooling operation, and the inlet of the compressor Control is performed such that the dryness of the refrigerant on the side becomes higher than 0.85.
本発明によると、R32を冷媒に使用して、圧縮機に対する負荷を小さくできる空気調和機、および空気調和機の運転方法を提供できる。 ADVANTAGE OF THE INVENTION According to this invention, the operating method of an air conditioner which can make the load with respect to a compressor small using R32 as a refrigerant | coolant, and an air conditioner can be provided.
以下、適宜図面を参照しながら、本発明の実施例を詳細に説明する。 Hereinafter, embodiments of the present invention will be described in detail with appropriate reference to the drawings.
図1は、本実施例に係る空気調和機の構成を示す図である。
本実施例の空気調和機1は、室外機10、室内機20、および制御装置1aを含んで構成される。室外機10は、室外熱交換器11(熱源側熱交換器)、室外ファン12、室外膨張弁13、圧縮機14、アキュムレータ15、および四方弁16を含んで構成される。一方、室内機20は、室内熱交換器21(利用側熱交換器)、室内ファン22、室内膨張弁23を含んで構成される。
そして、室外機10と室内機20は、配管30,31で接続される。
また、本実施例の空気調和機1は、圧縮機14、室外熱交換器11(熱源側熱交換器)、室外膨張弁13、室内熱交換器21(利用側熱交換器)、室内膨張弁23で冷凍サイクルが構成され、この冷凍サイクルを循環する冷媒としてR32(ジフルオロメタン)が使用される。
FIG. 1 is a diagram illustrating a configuration of an air conditioner according to the present embodiment.
The
The
Moreover, the
なお、例えば前記した特許文献1には、R32を少なくとも70%(70重量%)以上含んだ冷媒であれば、R32が100%含まれる冷媒と同様のメリットを発揮できる旨が記載されている。したがって、本実施例の空気調和機1に使用される冷媒は、R32が100%含まれるものに限定されず、R32が70重量%以上含まれる冷媒(混合冷媒)であってもよい。
For example,
制御装置1aは、室外機10の室外ファン12の起動や停止、室外膨張弁13の弁開度の調節、圧縮機14の回転速度Frの調節、四方弁16の制御、などによって室外機10を制御する。また、制御装置1aは、室内ファン22の起動や停止、室内膨張弁23の弁開度の調節、などによって室内機20を制御する。
The
冷房運転時、制御装置1aは四方弁16を制御して、圧縮機14の出口側と室外熱交換器11を接続するとともに、アキュムレータ15と配管31を接続する。そして、制御装置1aは圧縮機14、室外ファン12、室内ファン22を駆動する。
圧縮機14で圧縮された冷媒(気体)は、四方弁16を経由して室外熱交換器11に流入し、室外ファン12で送風される外気との熱交換で冷却されて凝縮する。室外熱交換器11で凝縮した冷媒(液体)は、室外膨張弁13を経由し配管30を流通して室内機20に導入される。
During the cooling operation, the
The refrigerant (gas) compressed by the
室内機20に導入された冷媒(液体)は室内膨張弁23で減圧されて室内熱交換器21に流入する。室内熱交換器21に流入した冷媒(液体、または気液二相状態)は、室内ファン22で送風される室内空気との熱交換で気化する。このとき、室内熱交換器21で気化する冷媒(液体)が室内空気から気化熱を奪って室内空気を冷却する。
室内熱交換器21で気化した冷媒(気体)は、配管31を流通して室外機10に導入され、四方弁16を流通してアキュムレータ15に流入する。アキュムレータ15は、過渡的に液冷媒が過剰に流入した際に冷媒(液体)を貯留するバッファタンクとして機能し、これによって圧縮機14での液圧縮が防止される。したがって、アキュムレータ15において冷媒の乾き度が高まり、圧縮機14には乾き度の高い冷媒が流入する。
The refrigerant (liquid) introduced into the
The refrigerant (gas) vaporized in the
暖房運転時、制御装置1aは四方弁16を制御して、圧縮機14の出口側と配管31を接続するとともに、室外熱交換器11とアキュムレータ15を接続する。そして、制御装置1aは圧縮機14、室外ファン12、室内ファン22を駆動する。
圧縮機14で圧縮された冷媒(気体)は、四方弁16を経由して配管31を流通し、室内機20に導入される。室内機20に導入された冷媒(気体)は室内熱交換器21に流入し、室内ファン22で送風される室内空気との熱交換で冷却されて凝縮する。このとき、室内熱交換器21で凝縮する冷媒(気体)が凝縮熱を室内空気に与えて室内空気を加熱する。室内熱交換器21で凝縮した冷媒(液体)は室内膨張弁23を経由して配管30を流通し、室外機10に導入される。室外機10に導入された冷媒(液体)は、室外膨張弁13で減圧されて室外熱交換器11に流入する。室外熱交換器11に流入した冷媒(液体)は、室外ファン12で送風される外気との熱交換で気化し、四方弁16を経由してアキュムレータ15に流入する。そして、アキュムレータ15で乾き度が高まった冷媒(気体、または気液二相状態)が圧縮機14に流入する。
During the heating operation, the
The refrigerant (gas) compressed by the
なお、室外機10には、圧縮機14で吐出される冷媒の温度(吐出温度Td)を計測する吐出温度センサ10taと、圧縮機14の出口側での冷媒の圧力(吐出圧力Pd)を計測する吐出圧力センサ10paと、圧縮機14の入口側での冷媒の圧力(吸入圧力Ps)を計測する吸入圧力センサ10pbと、が備わっている。
また、室外機10には、室外熱交換器11での冷媒の凝縮温度Tc(冷房運転時)、または蒸発温度Te(暖房運転時)を計測するための温度センサ10tbが備わり、室内機20には、室内熱交換器21での冷媒の蒸発温度Te(冷房運転時)、または凝縮温度Tc(暖房運転時)を計測するための温度センサ20taが備わっている。
なお、吐出温度Tdに替えて、圧縮機14のチャンバー上部温度を計測して使用する構成としてもよい。
The
Further, the
Instead of the discharge temperature Td, the chamber upper temperature of the
図2はR32を冷媒に使用する空気調和機のモリエル線図(P−H線図)である。
例えば、空気調和機1(図1参照)が暖房運転されるとき、点A1の状態にある冷媒(気体)は、圧縮機14で圧縮されて温度(比エンタルピ)と圧力が上昇して点A2の状態になり室内機20に導入される。室内機20に導入された冷媒(気体)は、室内熱交換器21においてほぼ等圧で凝縮して点A3の状態(液体)になり、室外機10に導入される。点A3の状態で室外機10に導入された冷媒(液体)は室外膨張弁13で減圧されて点A4の状態になり、室外熱交換器11で気化して点A1の状態(気体)になる。このように、暖房運転する空気調和機1では、冷媒(R32)が点A1〜A4の状態を遷移しながら循環する。つまり、圧縮機14で圧縮(点A1→A2)された冷媒(気体)が室内機20の室内熱交換器21で凝縮(点A2→A3)するときに室内空気を加熱する。
FIG. 2 is a Mollier diagram (PH diagram) of an air conditioner using R32 as a refrigerant.
For example, when the air conditioner 1 (see FIG. 1) is operated for heating, the refrigerant (gas) in the state of the point A1 is compressed by the
このとき、R32はR410Aに比べて比熱比が大きいため、圧縮機14で圧縮されるときに(点A1→A2)、圧縮機14の出口側における冷媒の温度(吐出温度Td)が高くなる(Td1)。例えば、吐出温度TdはR410Aに比べて、10〜15℃程度高くなる。このことによって、圧縮された冷媒の吐出温度Tdが圧縮機14の許容上限温度を超えて、圧縮機14に過大な負荷がかかってしまう場合がある。そこで、冷媒にR32を使用するときには、圧縮機14の出口側での吐出温度Tdを低くすることが要求される(例えば、Td1→Td2)。
At this time, since the specific heat ratio of R32 is larger than that of R410A, when it is compressed by the compressor 14 (point A1 → A2), the refrigerant temperature (discharge temperature Td) at the outlet side of the
例えば、室外膨張弁13の弁開度が大きくなると、室外膨張弁13における温度低下が促進され、図2に破線で示すように、圧縮機14の入口側での冷媒の温度または乾き度を低くすることができる(点A1’)。これによって、圧縮機14の出口側における冷媒の吐出温度Tdが低くなる(点A2→A2’)。
しかしながら、圧縮機14の入口側における冷媒の状態(点A1’)が飽和線C100よりも低い温度(または比エンタルピ)になると圧縮機14の入口側における冷媒の乾き度が1.00よりも低くなる。
For example, when the valve opening degree of the
However, when the refrigerant state (point A1 ′) on the inlet side of the
乾き度が低い冷媒は液体成分の含有率が多く、乾き度の低い冷媒が圧縮機14に流入すると、この冷媒に含まれる液体成分によって圧縮機14の冷凍機油が希釈され、機構部の磨耗が促進されるなどの影響が生じる。つまり、乾き度の低い冷媒が圧縮機14に流入すると、圧縮機14に対する負荷が大きくなる。よって、圧縮機14の入口側における冷媒の乾き度が過剰に低い状態は好ましくない。
A refrigerant with a low dryness has a high content of liquid components, and when a refrigerant with a low dryness flows into the
そこで、圧縮機14の機械的性能の変化(磨耗の促進状態など)と、圧縮機14の入口側における冷媒の乾き度(以下、「吸入乾き度Xs」と称する)と、圧縮機14における冷凍機油の粘度低下と、の相関関係を調べる実験により、圧縮機14の機械的性能を劣化させない(あるいは、劣化が許容範囲になる)吸入乾き度Xsの境界値を0.85とした。換言すると、吸入乾き度Xsが0.85より高ければ(Xs>0.85)、圧縮機14に与える影響が許容できる範囲になり、圧縮機14に対する負荷を小さくできることが分かった。
そこで、本実施例の空気調和機1は、吸入乾き度Xsが0.85より高い状態で運転される構成とする。なお、図2に示す二点鎖線は、乾き度が0.85になる「等乾き度線C85」を示す。
Therefore, changes in the mechanical performance of the compressor 14 (accelerated wear state, etc.), the dryness of the refrigerant on the inlet side of the compressor 14 (hereinafter referred to as “suction dryness Xs”), and the freezing in the
Therefore, the
図3は、圧縮機の入口側での冷媒の圧力(吸入圧力Ps)と出口側での冷媒の圧力(吐出圧力Pd)と、が変化する場合のモリエル線図である。
例えば、図3に示すように、圧縮機14の出口側における冷媒の吐出温度Tdを圧縮機14の許容上限温度以下の上限温度(Tdmax)に維持する場合、圧縮機14の出口側における冷媒の状態を示す点(点A2−n:n=1,2,3,・・・)が、吐出温度Tdが上限温度(Tdmax)を示す等温線上(一点鎖線)になるように状態変化させる。
例えば、圧縮機14の許容上限温度が120℃の場合、冷媒の吐出温度Tdの上限温度を100℃程度に設定する(「Tdmax=100[℃]」とする)。
FIG. 3 is a Mollier diagram in the case where the refrigerant pressure (suction pressure Ps) on the inlet side of the compressor and the refrigerant pressure (discharge pressure Pd) on the outlet side change.
For example, as shown in FIG. 3, when the refrigerant discharge temperature Td on the outlet side of the
For example, when the allowable upper limit temperature of the
また、飽和線C100は乾き度が1.00になる線であり、乾き度0.85を示す「等乾き度線C85」は飽和線C100よりも比エンタルピが低くなる(二点鎖線で図示)。そして、吸入乾き度Xsを0.85とするには、圧縮機14の入口における冷媒の温度(比エンタルピ)が、乾き度0.85を示す等乾き度線C85上で吸入圧力Psとなる点(点A1−n:n=1,2,3,・・・)が示す温度になるようにすればよい。
このようにして決定される点A1−nと、点A2−nから圧縮機14の圧力比ε(吐出圧力Pd/吸入圧力Ps)が決定される。つまり、吸入圧力Psに対する圧力比εが決定される。
図3に示すように、吸入圧力Psが高いほど(Ps1→Ps2→Ps3)、吐出圧力Pdを高くすることができるが(Pd1→Pd2→Pd3)、吸入圧力Psが上昇する割合よりも吐出圧力Pdが上昇する割合が小さくなる。つまり、吸入圧力Psが高いほど圧力比εを小さくする必要がある。
Further, the saturation line C100 is a line where the dryness becomes 1.00, and the “isodryness line C85” indicating the dryness 0.85 has a lower specific enthalpy than the saturation line C100 (illustrated by a two-dot chain line). . In order to set the suction dryness Xs to 0.85, the temperature of the refrigerant (specific enthalpy) at the inlet of the
The pressure ratio ε (discharge pressure Pd / suction pressure Ps) of the
As shown in FIG. 3, the higher the suction pressure Ps (Ps1 → Ps2 → Ps3), the higher the discharge pressure Pd (Pd1 → Pd2 → Pd3), but the discharge pressure is higher than the rate at which the suction pressure Ps increases. The rate at which Pd rises decreases. That is, the higher the suction pressure Ps, the smaller the pressure ratio ε needs to be.
図4は、吸入乾き度が0.85となる吸入圧力と圧力比の関係を示すグラフであり、横軸が吸入圧力Ps、縦軸が圧力比ε(吐出圧力Pd/吸入圧力Ps)を示す。
なお、図4に示される「εU」は圧力比εの最大値である。また、実線は、吸入乾き度Xsが0.85より高くなる圧力比εの上限値(圧力比上限εmax)を示している。圧力比上限εmaxは、吸入乾き度Xsが0.85より高くなるように圧力比εを規制する上限値であり、圧力比εが圧力比上限εmax以下となるように冷媒の圧縮(圧縮機14の回転速度Fr)が制限されることによって、吸入乾き度Xsが0.85より高くなる。
そして「PsL」は、吸入乾き度Xsを0.85にする圧力比εが最大値「εU」となる吸入圧力Psである。つまり、吸入圧力Psが「PsL」以下の領域は、吸入乾き度Xsを0.85にするための圧力比εが最大値「εU」を超える領域である。
また、「PsU」は空気調和機1における吸入圧力Psの上限値である。そして、図4に示す吸入圧力Psの下限値「PsL」および上限値「PsU」、圧力比εの最大値「εU」は空気調和機1の特性値であり、空気調和機1ごとに決定されている設計値である。
FIG. 4 is a graph showing the relationship between the suction pressure and the pressure ratio at which the suction dryness is 0.85, where the horizontal axis represents the suction pressure Ps and the vertical axis represents the pressure ratio ε (discharge pressure Pd / suction pressure Ps). .
Note that “εU” shown in FIG. 4 is the maximum value of the pressure ratio ε. The solid line indicates the upper limit value of the pressure ratio ε (pressure ratio upper limit εmax) at which the suction dryness Xs is higher than 0.85. The pressure ratio upper limit εmax is an upper limit value that regulates the pressure ratio ε so that the suction dryness Xs becomes higher than 0.85. The refrigerant is compressed (compressor 14) so that the pressure ratio ε is equal to or lower than the pressure ratio upper limit εmax. The rotation speed Fr) is limited, whereby the suction dryness Xs becomes higher than 0.85.
“PsL” is the suction pressure Ps at which the pressure ratio ε for setting the suction dryness Xs to 0.85 becomes the maximum value “εU”. That is, the region where the suction pressure Ps is equal to or lower than “PsL” is a region where the pressure ratio ε for setting the suction dryness Xs to 0.85 exceeds the maximum value “εU”.
“PsU” is an upper limit value of the suction pressure Ps in the
図4に示すように、圧力比上限εmaxは、吸入圧力Psが下限値「PsL」以下の領域(Ps≦PsL)では圧力比の最大値「εU」となり(εmax=εU)、吸入圧力Psが下限値「PsL」より高い領域(Ps>PsL)では次式(1)で示される。
εmax=εU−(εU−εL)/(PsU−PsL)×(Ps−PsL)
・・・(1)
図3に示すように、吸入圧力Psが高いほど圧力比εは小さくなるため、図4に示すように、圧力比上限εmaxも吸入圧力Psが高いほど低くなる。
As shown in FIG. 4, the pressure ratio upper limit εmax is the maximum pressure ratio value “εU” (εmax = εU) in the region where the suction pressure Ps is lower than the lower limit value “PsL” (Ps ≦ PsL) (εmax = εU). In a region higher than the lower limit “PsL” (Ps> PsL), it is expressed by the following equation (1).
εmax = εU− (εU−εL) / (PsU−PsL) × (Ps−PsL)
... (1)
As shown in FIG. 3, the higher the suction pressure Ps, the smaller the pressure ratio ε. Therefore, as shown in FIG. 4, the higher the suction pressure Ps, the lower the pressure ratio upper limit εmax.
そして、本実施例の空気調和機1(図1参照)において、制御装置1a(図1参照)は、圧力比εが式(1)で示される圧力比上限εmaxよりも小さくなるように冷媒(R32)を圧縮する回転速度Frで圧縮機14(図1参照)を運転する。つまり、制御装置1aは、圧力比εが圧力比上限εmaxよりも小さくなるように圧縮機14の回転速度Frを調節する。これによって、空気調和機1の吸入乾き度Xsが0.85より高く維持される。
And in the air conditioner 1 (refer FIG. 1) of a present Example, the
また、制御装置1a(図1参照)は、圧力比εが圧力比上限εmaxに近づくように圧縮機14の回転速度Frを調節する構成であってもよい。例えば、圧力比εが圧力比上限εmaxより小さく、かつ、空調能力の増加を要求されるとき、制御装置1aは圧縮機14の回転速度Frを上昇して圧力比εを高める構成であってもよい。制御装置1aがこのように構成される場合、空気調和機1(図1参照)は、吸入乾き度Xsが0.85に近い状態で運転される。
Further, the
図1に示す空気調和機1では、吐出圧力センサ10paが吐出圧力Pdを計測するとともに、吸入圧力センサ10pbが吸入圧力Psを計測する。そして、制御装置1aは、吸入圧力センサ10pbが計測する吸入圧力Psの計測値と、吐出圧力センサ10paが計測する吐出圧力Pdの計測値から演算する圧力比ε(吐出圧力Pd(計測値)/吸入圧力Ps(計測値))が、式(1)で演算される圧力比上限εmaxとなるように、圧縮機14の回転速度Frを調節して空気調和機1を暖房運転する。
In the
ここで、吐出圧力センサ10paおよび吸入圧力センサ10pbの一方あるいは双方に替えて、凝縮温度Tcおよび蒸発温度Teを計測するセンサ(温度センサ)が備わる構成であってもよい。
暖房運転時に凝縮温度Tcは、室内熱交換器21に備わる温度センサ20ta(図1参照)で計測可能であり、蒸発温度Teは、室外熱交換器11に備わる温度センサ10tb(図1参照)で計測可能である。
一般的に、温度センサは圧力センサよりも安価であり、圧力センサ(吐出圧力センサ10pa,吸入圧力センサ10pb)に替えて温度センサ(温度センサ10tb,温度センサ20ta)を用いることで安価な空気調和機1とすることができる。
Here, instead of one or both of the discharge pressure sensor 10pa and the suction pressure sensor 10pb, a configuration may be provided in which a sensor (temperature sensor) for measuring the condensation temperature Tc and the evaporation temperature Te is provided.
During the heating operation, the condensation temperature Tc can be measured by a temperature sensor 20ta (see FIG. 1) provided in the
In general, a temperature sensor is less expensive than a pressure sensor, and inexpensive air conditioning is achieved by using a temperature sensor (temperature sensor 10tb, temperature sensor 20ta) instead of a pressure sensor (discharge pressure sensor 10pa, suction pressure sensor 10pb).
また、本実施例の空気調和機1(図1参照)は、制御装置1a(図1参照)が吸入乾き度Xsを演算によって推定するように構成されていてもよい。そして、制御装置1aは、推定した吸入乾き度Xsが0.85より高くなるように圧縮機14(図1参照)を制御する構成であってもよい。
図5は吸入乾き度の推定に使用される変数を示す図、図6は制御装置が演算によって吸入乾き度を推定する手順を示すフローチャートである。
Further, the air conditioner 1 (see FIG. 1) of the present embodiment may be configured such that the
FIG. 5 is a diagram showing variables used for estimating the suction dryness, and FIG. 6 is a flowchart showing a procedure for the controller to estimate the suction dryness by calculation.
本実施例の空気調和機1に備わる制御装置1aは吸入乾き度Xsを推定する場合、図6に示す手順で、吐出温度Tdと、吐出圧力Pdと、吸入圧力Psと、圧縮機14の回転速度Frと、冷媒(R32)の物性値と、に基づいた演算によって吸入乾き度Xsを推定する。そして、制御装置1aは、推定した吸入乾き度Xsが0.85より高くなるように空気調和機1を運転(例えば暖房運転)する。なお、制御装置1aは、空気調和機1を運転するときに、所定のサイクルで吸入乾き度Xsを推定(演算)するように構成される。
When estimating the suction dryness Xs, the
図6を参照して、制御装置1aが演算によって吸入乾き度Xsを推定する手順を説明する(適宜、図1〜5参照)。
制御装置1aは、吐出温度センサ10taが計測する吐出温度Tdの計測値と、吐出圧力センサ10paが計測する吐出圧力Pdの計測値と、吸入圧力センサ10pbが計測する吸入圧力Psの計測値と、圧縮機14に備わる図示しない回転速度計が計測する回転速度Frの計測値と、に基づいて、吐出温度Tdと、吐出圧力Pdと、吸入圧力Psと、圧縮機14の回転速度Frと、を取得する(ステップS1)。
そして、制御装置1aは取得した吐出温度Tdと、吐出圧力Pdに基づいて、吐出ガス比エンタルピhdを演算する(ステップS2)。
図5に示すように、吐出ガス比エンタルピhdは、圧縮機14の出口側における冷媒の比エンタルピを示す。
With reference to FIG. 6, the procedure in which the
The
Then, the
As shown in FIG. 5, the discharge gas specific enthalpy hd indicates the specific enthalpy of the refrigerant on the outlet side of the
また、制御装置1aは、吸入乾き度Xsを仮定し(ステップS3)、さらに、吸入圧力Psと冷媒の物性値(R32の物性値)に基づいて、吸入圧力Psにおける飽和液比エンタルピhsL、および吸入圧力Psにおける飽和ガス比エンタルピhsGを演算する(ステップS4)。
例えばステップS3で、制御装置1aは、前のサイクルで演算した吸入乾き度Xsの推定値を吸入乾き度Xsの仮定値とする。
また、制御装置1aは、あらかじめ設定されている近似式に基づいて、吸入圧力Psにおける飽和液比エンタルピhsL、および飽和ガス比エンタルピhsGを算出する(ステップS4)。この近似式は、R32の特性式として予め設定されているものであることが好ましい。
Further, the
For example, in step S3, the
Further, the
そして、制御装置1aは、仮定した吸入乾き度Xsと、演算した飽和液比エンタルピhsLと、演算した飽和ガス比エンタルピhsGと、を使用して、下式(2)に基づいて、吸入比エンタルピhsを演算する(ステップS5)。
Xs=(hs−hsL)/(hsG−hsL) ・・・(2)
Then, the
Xs = (hs−hsL) / (hsG−hsL) (2)
また、制御装置1aは、吸入圧力Psと、演算した吸入比エンタルピhsと、R32の物性値と、に基づいて吸入比エントロピSsを演算し(ステップS6)、さらに、演算した吸入比エントロピSsと、吐出圧力Pdと、R32の物性値と、に基づいて、断熱圧縮吐出ガス比エンタルピhd’を演算する(ステップS7)。
ステップS6で制御装置1aは、予め設定されている近似式に基づいて、吸入圧力Psと吸入比エンタルピhsにおける吸入比エントロピSsを演算するように構成される。この近似式は、R32の特性式として予め設定されているものであることが好ましい。
Further, the
In step S6, the
また、制御装置1aがステップS7で演算する断熱圧縮吐出ガス比エンタルピhd’は、図5に示すように、制御装置1aがステップS3で仮定した吸入乾き度Xsの冷媒を、圧縮機14の効率(圧縮機効率ηt)を「1」とする等エントロピ圧縮(ηt=1)した場合の、吐出圧力Pdにおける比エンタルピを示す。図5には、等エントロピ圧縮を破線で示している。
Further, the adiabatic compression discharge gas ratio enthalpy hd ′ calculated by the
この場合、制御装置1aがステップS3で仮定した吸入乾き度Xsに対する、圧縮機14の圧縮機効率(仮効率)ηtreal’は次式(3)で示される。
ηtreal’=(hd’−hs)/(hd−hs) ・・・(3)
制御装置1aは、ステップS2で演算した吐出ガス比エンタルピhd、ステップS5で演算した吸入比エンタルピhs、およびステップS7で演算した断熱圧縮吐出ガス比エンタルピhd’に基づいて式(3)から、仮効率ηtreal’を演算する(ステップS8)。
In this case, the compressor efficiency (temporary efficiency) ηt real ′ of the
ηt real '= (hd′−hs) / (hd−hs) (3)
Based on the discharge gas ratio enthalpy hd calculated in step S2, the suction ratio enthalpy hs calculated in step S5, and the adiabatic compression discharge gas ratio enthalpy hd ′ calculated in step S7, the
また、圧縮機14の実際の効率(実効率)ηtrealは、次式(4)で示される。
ηtreal=f(Xs,Pd,Ps,Fr) ・・・(4)
なお、「f(Xs,Pd,Ps,Fr)」は、吸入乾き度Xs、吐出圧力Pd、吸入圧力Ps、および圧縮機14の回転速度Frを変数として圧縮機14の特性を表す関数であり、圧縮機14の形式ごとに予め設定されている関数である。
そして、制御装置1aは、ステップS3で仮定した吸入乾き度Xs、ステップS1で取得した、吐出圧力Pd、吸入圧力Ps、および圧縮機14の回転速度Frに基づいて式(4)から、実効率ηtrealを演算する(ステップS9)。
Further, the actual efficiency (actual efficiency) ηt real of the
ηt real = f (Xs, Pd, Ps, Fr) (4)
Note that “f (Xs, Pd, Ps, Fr)” is a function that represents the characteristics of the
Then, the
制御装置1aは、ステップS8で演算した仮効率ηtreal’を、ステップS9で演算した実効率ηtrealで除した比(ηtreal’/ηtreal)を演算し(ステップS10)、この値が所定の下限値以上、かつ、所定の上限値以下であれば(ステップS10→Yes)、ステップS3で仮定した吸入乾き度Xsを吸入乾き度Xsの推定値に決定する。
一方、ステップS10で演算した比(ηtreal’/ηtreal)の値が所定の下限値未満であるか、所定の上限値より大きい場合(ステップS10→No)、制御装置1aは、手順をステップS3に戻し、新たに吸入乾き度Xsを仮定してステップS3〜ステップS10の手順を実行する。
例えば、ステップS10で演算した比(ηtreal’/ηtreal)の値が所定の下限値未満の場合、制御装置1aは、仮効率ηtreal’が大きくなる方向に吸入乾き度Xsを変化させた値を、新たな吸入乾き度Xsの仮定値とする。
On the other hand, when the value of the ratio (ηt real '/ ηt real ) calculated in step S10 is less than the predetermined lower limit value or larger than the predetermined upper limit value (step S10 → No), the
For example, 'if the value of (/ ηt real is less than a predetermined lower limit value, the
なお、ステップS10で制御装置1aが「ηtreal’/ηtreal」と比較する所定の下限値および上限値は、要求される吸入乾き度Xsの演算精度等に基づいて適宜設定されることが好ましい。例えば、下限値を「0.999」、上限値を「1.001」とすれば、制御装置1aは、「±0.1%」の誤差で吸入乾き度Xsを推定(演算)可能になる。
It should be noted that the predetermined lower limit value and upper limit value that the
そして、制御装置1a(図1参照)は、図6に示す手順で吸入乾き度Xsを推定(演算)しながら空気調和機1(図1参照)を運転する(例えば暖房運転する)。このとき、制御装置1aは、推定した吸入乾き度Xsが0.85より高くなるように空気調和機1を制御する。具体的に制御装置1aは、演算によって推定した吸入乾き度Xsが0.85より高くなるように圧縮機14の回転速度Frを調節して圧力比εを調節する。
制御装置1aは、演算によって推定した吸入乾き度Xsが下がって0.85に近づいたときには、圧縮機14の回転速度Frを低下して圧力比εを低くする。例えば、制御装置1aは、圧力比上限εmaxとなる回転速度Frで運転されている圧縮機14の回転速度Frを低下するように圧縮機14を制御する。これによって吐出圧力Pdが低下し、圧縮機14の入口側における冷媒は湿りにくくなって吸入乾き度Xsが上昇する。
Then, the
When the suction dryness Xs estimated by the calculation decreases and approaches 0.85, the
このように制御装置1a(図1参照)が吸入乾き度Xsを推定するとともに、推定した吸入乾き度Xsが0.85より高くなるように空気調和機1(図1参照)を運転することによって、より確実に吸入乾き度Xsを0.85より高く維持できる。
As described above, the
また、本実施例の制御装置1a(図1参照)は、凝縮温度Tcと吐出温度Tdの差である吐出過熱度TdSH(=Td−Tc)が、予め設定される目標値を超えないように空気調和機1(図1参照)を暖房運転する構成であってもよい。
Further, the
図7は、吐出温度と凝縮温度と吐出過熱度の関係を示すグラフであり、縦軸を温度(吐出温度Td,凝縮温度Tc,吐出過熱度TdSH)、横軸を吐出圧力Pdとする。
また、図7の実線は凝縮温度Tcを示し、一点鎖線は吐出温度Tdを示す。そして、破線は、吐出圧力Pdごとの吐出過熱度TdSHの目標値(目標過熱度SHtgt)を示す。前記したように、吐出過熱度TdSHは、同じ吐出圧力Pdにおける吐出温度Tdと凝縮温度Tcの差(Td−Tc)であり、その目標過熱度SHtgtは、例えば、図7に破線で示すように設定される。
FIG. 7 is a graph showing the relationship between the discharge temperature, the condensation temperature, and the discharge superheat degree. The vertical axis represents temperature (discharge temperature Td, condensation temperature Tc, discharge superheat degree TdSH), and the horizontal axis represents discharge pressure Pd.
Moreover, the continuous line of FIG. 7 shows the condensation temperature Tc, and a dashed-dotted line shows the discharge temperature Td. A broken line indicates a target value (target superheat degree SHtgt) of the discharge superheat degree TdSH for each discharge pressure Pd. As described above, the discharge superheat degree TdSH is a difference (Td−Tc) between the discharge temperature Td and the condensation temperature Tc at the same discharge pressure Pd, and the target superheat degree SHtgt is, for example, as shown by a broken line in FIG. Is set.
凝縮温度Tcは吐出圧力Pdに対応して決定される冷媒固有の値(物性値)であり、制御装置1aは吐出圧力センサ10pa(図1参照)が計測する吐出圧力Pdの計測値に基づいて凝縮温度Tcを演算可能である。
例えば、制御装置1aは、吐出圧力センサ10paが計測する吐出圧力Pdに基づいて、吐出圧力Pdと凝縮温度Tcの関係を示す近似式から凝縮温度Tcを演算できる。この近似式は、R32の特性式として予め設定されているものであることが好ましい。
The condensing temperature Tc is a refrigerant-specific value (physical property value) determined corresponding to the discharge pressure Pd, and the
For example, the
また、図7に示す一例では、吐出圧力Pdが所定値(境界吐出圧:Pda)のときに吐出温度Tdが圧縮機14の上限温度(Tdmax)となるため、吐出圧力Pdが境界吐出圧(Pda)より高い領域では、吐出温度Tdが上限温度(Tdmax)となるように、目標過熱度SHtgtが設定されている。
In the example shown in FIG. 7, when the discharge pressure Pd is a predetermined value (boundary discharge pressure: Pda), the discharge temperature Td becomes the upper limit temperature (Tdmax) of the
制御装置1a(図1参照)は吐出温度センサ10ta(図1参照)が計測する吐出温度Tdと、吐出圧力Pdの計測値に基づいて演算する凝縮温度Tcと、から吐出過熱度TdSHを演算する。そして、制御装置1aは、演算する吐出過熱度TdSHが、図7に破線で示す目標過熱度SHtgtに近づくように空気調和機1(図1参照)を暖房運転する。
例えば、演算する吐出過熱度TdSHが目標過熱度SHtgtより低くなった場合、制御装置1aは、室外膨張弁13の弁開度を小さくする。室外膨張弁13における冷媒の温度低下が抑制されて吐出温度Tdは上昇する。一方、吸入圧力Psおよび吐出圧力Pdはそれほど変化しないため凝縮温度Tcの変化は小さい。よって、吐出過熱度TdSH(Td−Tc)は上昇して目標過熱度SHtgtに近づく。
このように、制御装置1aは、演算する吐出過熱度TdSHが目標過熱度SHtgtの近傍に維持されるように室外膨張弁13を制御して、その弁開度を調節する。
The
For example, when the discharge superheat degree TdSH to be calculated becomes lower than the target superheat degree SHtgt, the
Thus, the
例えば、吐出温度Tdの上限(上限温度)が設定され、吐出温度Tdが上限温度になるように圧縮機14(図1参照)の回転速度Frが調節される場合、圧縮機14の回転速度Frの変化にともなって吐出圧力Pdと吐出温度Tdが変化する。そして、吸入乾き度Xsは、吐出圧力Pdと吐出温度Tdの両方に対応して変化する。よって、吸入乾き度Xsを0.85より高く維持するために、制御装置1a(図1参照)は、吐出圧力Pdと吐出温度Tdを統合的に調整することになり空気調和機1(図1参照)の制御が複雑になる。
For example, when the upper limit (upper limit temperature) of the discharge temperature Td is set and the rotation speed Fr of the compressor 14 (see FIG. 1) is adjusted so that the discharge temperature Td becomes the upper limit temperature, the rotation speed Fr of the
これに対し、目標過熱度SHtgtが設定されて、吐出過熱度TdSHが目標過熱度SHtgtに近づくように室外膨張弁13(図1参照)の弁開度が調節される場合、吐出圧力Pdはそれほど変化せずに吐出温度Tdが変化する。したがって、吸入乾き度Xsは吐出圧力Pdに対応して変化する。
よって、制御装置1a(図1参照)は、吸入乾き度Xsを0.85より高く維持するように室外膨張弁13の弁開度を調節すればよく、空気調和機1(図1参照)の制御が簡単になる。
On the other hand, when the target superheat degree SHtgt is set and the valve opening degree of the outdoor expansion valve 13 (see FIG. 1) is adjusted so that the discharge superheat degree TdSH approaches the target superheat degree SHtgt, the discharge pressure Pd is not so much. The discharge temperature Td changes without changing. Therefore, the suction dryness Xs changes corresponding to the discharge pressure Pd.
Therefore, the
なお、前記したように、圧力比εが圧力比上限εmaxに近づくように制御装置1a(図1参照)が圧縮機14の回転速度Frを調節する構成とし、さらに、吐出過熱度TdSHが目標過熱度SHtgtに近づくように、制御装置1aが室外膨張弁13の弁開度を調節する構成であってもよい。
例えば、圧力比εが圧力比上限εmaxより小さく、演算する吐出過熱度TdSHが目標過熱度SHtgtより小さいとき、制御装置1aは圧縮機14の回転速度Frを上昇して圧力比εを高めるとともに、室外膨張弁13の弁開度を小さくして吐出過熱度TdSHを上昇させる。
この構成によると、圧力比εは圧力比上限εmaxの近傍に維持され、吐出過熱度TdSHは目標過熱度SHtgtの近傍に維持される。このことによって、制御装置1a(図1参照)は、空気調和機1(図1参照)の吸入乾き度Xsを0.85に近い状態で維持することができ、吐出温度Tdを高く設定できる。これによって、空気調和機1は、吐出温度Tdが可能な限り高い状態で運転されることになり、蒸発潜熱が最大限に活用され、効率の高い運転状態を実現できる。
As described above, the
For example, when the pressure ratio ε is smaller than the pressure ratio upper limit εmax and the calculated discharge superheat degree TdSH is smaller than the target superheat degree SHtgt, the
According to this configuration, the pressure ratio ε is maintained in the vicinity of the pressure ratio upper limit εmax, and the discharge superheat degree TdSH is maintained in the vicinity of the target superheat degree SHtgt. Thus, the
以上のように、図1に示す本実施例の制御装置1aは、空気調和機1を暖房運転するとき、圧縮機14および室外膨張弁13を制御して、吐出温度Td、吐出圧力Pd、吸入圧力Ps、圧縮機14の回転速度frを調節し、吸入乾き度Xsを0.85より高く維持する。これによって、冷媒としてR32が使用される場合においても吐出温度Tdを圧縮機14の上限温度(Tdmax)以下に維持することができる。また、冷媒に含まれる液体成分が圧縮機14に与える負荷を小さくできる。
As described above, the
なお、本発明は前記した実施例に限定されるものではない。例えば、前記した実施例は本発明をわかりやすく説明するために詳細に説明したものであり、必ずしも説明した全ての構成を備えるものに限定されるものではない。
また、ある実施例の構成の一部を他の実施例の構成に置き換えることも可能であり、また、ある実施例の構成に他の実施例の構成を加えることも可能である。
In addition, this invention is not limited to an above-described Example. For example, the above-described embodiments have been described in detail for easy understanding of the present invention, and are not necessarily limited to those having all the configurations described.
Further, a part of the configuration of a certain embodiment can be replaced with the configuration of another embodiment, and the configuration of another embodiment can be added to the configuration of a certain embodiment.
例えば、以上の説明は、空気調和機1(図1参照)が暖房運転される場合であるが、空気調和機1が冷房運転される場合も、制御装置1a(図1参照)は空気調和機1を同様に制御する。
制御装置1aは、空気調和機1を冷房運転する場合、圧縮機14の回転速度Frおよび室内膨張弁23の弁開度を調節して、吸入乾き度Xsを0.85より高く維持し、さらに、吐出過熱度TdSHを上限値近傍に維持する。
つまり、制御装置1aは、圧力比εが、式(1)に基づいて算出する圧力比上限εmaxとなるように圧縮機14の回転速度Frを調節する。
また、制御装置1aは、図6に示す手順で吸入乾き度Xsを演算して推定し、推定した吸入乾き度Xsが0.85より高くなるように空気調和機1を制御する。
さらに制御装置1aは、吐出過熱度TdSHが予め設定される目標過熱度SHtgtに近づくように室内膨張弁23の弁開度を調節する。
このように制御装置1aは、圧縮機14および室内膨張弁23を制御して空気調和機1を冷房運転する。
For example, although the above description is a case where the air conditioner 1 (see FIG. 1) is operated for heating, the
When the
That is, the
Further, the
Furthermore, the
In this way, the
また、本実施例の制御装置1a(図1参照)は、図6に示すステップS4で、予め設定されている近似式によって飽和液比エンタルピhsLを演算する構成であるが、例えば、吸入圧力Psと飽和液比エンタルピhsLとの関係を示すマップが図示しない記憶部に記憶されている構成であってもよい。
このような構成にすると、制御装置1aは図6に示すステップS4で、吸入圧力Psに基づいて当該マップを参照して飽和液比エンタルピhsLを演算できる。これによって、制御装置1aが飽和液比エンタルピhsLを演算するときの負荷を軽減できる。
Further, the
With this configuration, the
同様に、吸入圧力Psと飽和ガス比エンタルピhsGの関係を示すマップが図示しない記憶部に記憶されている構成であってもよいし、吸入圧力Psと吸入比エントロピSsの関係を示すマップが図示しない記憶部に記憶されている構成であってもよい。
また、吐出圧力Pdと凝縮温度Tcの関係を示すマップが図示しない記憶部に記憶されている構成であってもよい。
Similarly, a map showing the relationship between the suction pressure Ps and the saturated gas ratio enthalpy hsG may be stored in a storage unit (not shown), or a map showing the relationship between the suction pressure Ps and the suction ratio entropy Ss is shown. The structure memorize | stored in the memory | storage part not to be sufficient may be sufficient.
Moreover, the structure by which the map which shows the relationship between discharge pressure Pd and the condensation temperature Tc is memorize | stored in the memory | storage part which is not shown in figure may be sufficient.
この他、本発明は、前記した実施例に限定されるものではなく、発明の趣旨を逸脱しない範囲で適宜設計変更が可能である。
例えば、図1に示すように、本実施例の空気調和機1は圧縮機14が室外機10に配設されているが、圧縮機14が室内機20に配設される構成であってもよい。
また、四方弁16に替えて、複数の開閉弁(図示せず)が備わる構成であってもよい。複数の開閉弁が備わる構成の場合、圧縮機14の出口側と室外熱交換器11を接続する配管を開閉する開閉弁と、アキュムレータ15と配管31を接続する配管を開閉する開閉弁と、圧縮機14の出口側と配管31を接続する配管を開閉する開閉弁と、室外熱交換器11とアキュムレータ15を接続する配管を開閉する開閉弁と、の少なくとも4つの開閉弁が備わる構成とすればよい。
In addition, the present invention is not limited to the above-described embodiments, and appropriate design changes can be made without departing from the spirit of the invention.
For example, as shown in FIG. 1, in the
Moreover, it may replace with the four-
1 空気調和機
1a 制御装置
11 室外熱交換器(熱源側熱交換器)
13 室外膨張弁(膨張弁)
14 圧縮機
21 室内熱交換器(利用側熱交換器)
23 室内膨張弁(膨張弁)
Fr 回転速度
Pd 吐出圧力
Ps 吸入圧力
SHtgt 目標過熱度(吐出過熱度の目標値)
Tc 凝縮温度
Td 吐出温度
TdSH 吐出過熱度
Xs 吸入乾き度(圧縮機の入口側における冷媒の乾き度)
ε 圧力比
εmax 圧力比上限(圧力比の上限値)
DESCRIPTION OF
13 Outdoor expansion valve (expansion valve)
14
23 Indoor expansion valve (expansion valve)
Fr Rotational speed Pd Discharge pressure Ps Suction pressure SHtgt Target superheat (target value of discharge superheat)
Tc Condensation temperature Td Discharge temperature TdSH Discharge superheat degree Xs Suction dryness (dryness of refrigerant on the inlet side of the compressor)
ε Pressure ratio εmax Pressure ratio upper limit (pressure ratio upper limit)
Claims (7)
前記制御装置は、暖房運転時に、前記圧縮機における前記冷媒の吸入圧力が高いほど前記圧縮機の圧力比が小さくなるように前記圧縮機の回転速度を調節し、前記圧縮機の入口側における前記冷媒の乾き度が0.85より高くなるよう制御することを特徴とする空気調和機。 A refrigeration cycle in which at least a compressor, a heat source side heat exchanger, a use side heat exchanger, an expansion valve are connected, and a refrigerant containing R32 in an amount of 70% by weight or more circulates, and a control device,
The controller adjusts the rotational speed of the compressor so that the higher the refrigerant suction pressure in the compressor, the smaller the pressure ratio of the compressor during heating operation, and the compressor on the inlet side of the compressor An air conditioner characterized by controlling the dryness of the refrigerant to be higher than 0.85.
前記制御装置は、冷房運転時に、前記圧縮機における前記冷媒の吸入圧力が高いほど前記圧縮機の圧力比が小さくなるように前記圧縮機の回転速度を調節し、前記圧縮機の入口側における前記冷媒の乾き度が0.85より高くなるよう制御することを特徴とする空気調和機。 A refrigeration cycle in which at least a compressor, a heat source side heat exchanger, a use side heat exchanger, an expansion valve are connected, and a refrigerant containing R32 in an amount of 70% by weight or more circulates, and a control device,
The controller adjusts the rotational speed of the compressor so that the higher the refrigerant suction pressure in the compressor, the smaller the pressure ratio of the compressor during the cooling operation, and the compressor on the inlet side of the compressor An air conditioner characterized by controlling the dryness of the refrigerant to be higher than 0.85.
前記制御装置は、前記圧縮機の回転速度および前記室外膨張弁の弁開度を調節することで、前記圧縮機の入口側における前記冷媒の乾き度が0.85より高くなるように制御することを特徴とする請求項1に記載の空気調和機。 The expansion valve includes an outdoor expansion valve on the outdoor side,
The control device controls the dryness of the refrigerant on the inlet side of the compressor to be higher than 0.85 by adjusting a rotation speed of the compressor and a valve opening degree of the outdoor expansion valve. The air conditioner according to claim 1.
前記制御装置は、前記圧縮機の回転速度および前記室内膨張弁の弁開度を調節することで、前記圧縮機の入口側における前記冷媒の乾き度が0.85より高くなるように制御することを特徴とする請求項2に記載の空気調和機。 The expansion valve includes an indoor expansion valve on the indoor side,
The control device controls the dryness of the refrigerant on the inlet side of the compressor to be higher than 0.85 by adjusting a rotation speed of the compressor and a valve opening degree of the indoor expansion valve. The air conditioner according to claim 2.
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- 2016-07-28 JP JP2016147950A patent/JP6590768B2/en active Active
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