JP3298225B2

JP3298225B2 - 空気調和機

Info

Publication number: JP3298225B2
Application number: JP09411493A
Authority: JP
Inventors: 光夫工藤; 正昭伊藤; 麻理内田; 敏彦福島; 博志小暮; 弘章松嶋
Original assignee: Hitachi Ltd
Current assignee: Hitachi Ltd
Priority date: 1993-04-21
Filing date: 1993-04-21
Publication date: 2002-07-02
Anticipated expiration: 2017-07-02
Also published as: JPH06307725A

Description

【発明の詳細な説明】

【０００１】

【産業上の利用分野】本発明は空気調和機に係り、特に
地球環境に対する影響が少ない塩素を含まない冷媒を作
動媒体とする空気調和機に関する。

【０００２】

【従来の技術】ヒ−トポンプ型の空気調和機は、冷房時
には室内熱交換器を蒸発器、室外熱交換器を凝縮器とし
て用い、暖房時には室内熱交換器を凝縮器、室外熱交換
器を蒸発器として用いる。前記室内外熱交換器として
は、例えば特公平４−４５７５３号公報に示されるよう
に、複数のフィンを所定の間隔をおいて並置し、これに
直行するように複数の伝熱管を全体として千鳥状になる
ように貫通して構成されたいわゆるクロスフィンチュ−
ブ型の熱交換器が使用され、伝熱管としては例えば特開
平４−２６０７９２号公報に示されるように、内面に溝
加工等を施した内面溝付管が多用されている。冷媒は単
一冷媒であるＨＣＦＣ２２（ハイドロクロロフルオロカ
−ボンの略）が用いられ、熱交換器の外形寸法や冷媒通
路断面積等はＨＣＦＣ２２に対して効率が最も良くなる
ように設定されている。

【０００３】すなわち、上記従来技術は、熱交換の過程
で沸点が変化しない単一冷媒ＨＣＦＣ２２を対象とした
運転方法であるため、定格能力点での圧力損失を抑える
ように冷媒通路断面積が設定されている。例えば、暖房
時に蒸発器として作動する室外熱交換器の冷媒質量速度
Ｇは、１００〜２００ｋｇ／ｍ ^２・ｓ程度と比較的小さ
く、能力当りの管内通路断面積は０．２〜０．４ｃｍ²
／ｋＷ程度に設定されている。

【０００４】

【発明が解決しようとする課題】近年問題となっている
オゾン層保護のため、従来の空気調和機で使用される冷
媒ＨＣＦＣ２２の代替冷媒として非共沸混合冷媒を用い
た場合、非共沸混合冷媒の特性として凝縮器内では、ま
ず入口側で沸点の高い冷媒成分の凝縮が始まり出口側に
向かって沸点の低い冷媒成分の凝縮が進行するので、凝
縮温度は伝熱管内を通過する間にかなり低下する。蒸発
器内では最初に沸点の低い冷媒成分の多い液相冷媒が蒸
発し、さらに加熱されると沸点の高い液冷媒成分も蒸発
するというように、蒸発温度が出口側に向かって高くな
るように冷媒の蒸発が進行するので、管内の蒸発温度は
熱交換器入口で最も低い温度となる。

【０００５】このため、非共沸混合冷媒を上記したよう
な小さい冷媒質量速度で運転すると、伝熱管内での凝縮
過程においては、沸点の低い冷媒蒸気層が沸点の高い凝
縮液膜を囲むように壁面に沿って発達してしまい凝縮熱
伝達率が顕著に低下する。また、蒸発過程においては、
沸点の高い冷媒蒸気層が沸点の低い沸騰液膜を囲むよう
に壁面に沿って発達するので沸騰熱伝達率も顕著に低下
する。

【０００６】すなわち、上記従来技術は、凝縮および蒸
発過程において成分の偏りによって壁面に沿って生じる
伝熱を阻害する蒸気層の発達による伝熱特性低下という
非共沸混合冷媒特有の問題点につては配慮されていな
い。また、非共沸混合冷媒では、冷媒流れ方向に沿って
蒸発温度が上昇するので熱交換器入口部の蒸発温度が特
に低くなり暖房運転時に室外熱交換器が局所的に着霜し
易くなる点についても配慮されていないため、単一冷媒
ＨＣＦＣ２２を用いた従来の運転方法そのままでは、熱
交換器の伝熱性能が著しく低下し、ヒートポンプ型空気
調和機の冷房能力や暖房能力を発揮できないという問題
があった。

【０００７】本発明の第１の目的は、ＨＣＦＣ２２の代
替冷媒として非共沸混合冷媒を用いても熱交換器の伝熱
特性の低下を抑えることができる空気調和機を提供する
ことにある。

【０００８】又、本発明の第２の目的は、低外気温時に
暖房能力を発揮できる空気調和機を提供することにあ
る。

【０００９】又、本発明の第３の目的は、非共沸混合冷
媒の混合割合が大きくずれて性能が低下したまま運転す
ることを防止できる空気調和機を提供することにある。

【００１０】

【課題を解決するための手段】上記課題を解決するた
め、本発明は室内熱交換器、室外熱交換器、圧縮機、四
方弁、膨張機構からなる空気調和機において、作動媒体
として非共沸混合冷媒を用いるとともに、圧縮機回転数
が定格能力回転数のとき、冷媒質量速度が２００〜４０
０ｋｇ／ｍ^２・ｓとなるように室内熱交換器、室外熱交
換器のパス数や伝熱管の内径を設定し、前記室内熱交換
器の冷媒通路断面積を室外熱交換器の冷媒通路断面積に
比べて小さくなるように設定したものである。

【００１１】又、室内熱交換器、室外熱交換器、圧縮
機、四方弁、膨張機構からなり、前記圧縮機の回転数を
制御する制御装置を備え、作動媒体として非共沸混合冷
媒を用いた空気調和機であって、前記室外熱交換器の入
口側及び出口側に冷媒温度検出用センサを備え、前記室
外熱交換器が蒸発器として作用するときの前記室外熱交
換器の入口側冷媒温度が出口冷媒温度に比べて許容値よ
り低いと判断されたときは前記制御装置により圧縮機回
転数を増す方向に制御するものである。

【００１２】さらに、上記のものにおいて、室外熱交換
器の周囲に外気温度センサを設け、外気温が５℃以下に
なったら、室外熱交換器の入口側及び出口側の冷媒温度
が等しくなるように圧縮機回転数を上げるものである。

【００１３】上記のものにおいて、室外熱交換器の出口
側に冷媒蒸発温度の検出用センサを備え、該センサによ
り検出される冷媒温度が蒸発器として作用するときの熱
交換器の出口側スーパーヒート量の許容値より大きいと
判断されたときは冷媒漏れの警報を出力することが望ま
しい。

【００１４】上記のものにおいて、室内熱交換器の冷媒
通路断面積を室外熱交換器の冷媒通路断面積に比べて小
さくなるように設定したことが望ましい。

【００１５】

【００１６】

【００１７】

【００１８】上記のように圧縮機回転数が定格能力回転
数のとき、冷媒質量流量が２００〜４００ｋｇ／ｍ ^２・
ｓとなるように室内熱交換器、室外熱交換器のパス数や
伝熱管の内径を設定、つまり、冷媒質量速度を高めにす
るので、非共沸混合冷媒特有の凝縮および蒸発過程にお
ける成分の偏りによって壁面に沿って形成される伝熱阻
害蒸気層と主流との混合が促進される結果、伝熱特性低
下が抑えられて熱交換効率が良くなり空気調和機の性能
を大幅に向上できる。

【００１９】

【００２０】

【００２１】

【実施例】以下、本発明の一実施例を図１ないし図５に
基づいて説明する。図１は本実施例に係るヒ−トポンプ
型の空気調和器の冷凍サイクル構成図、図２は室外熱交
換器の側面図、図３は室内熱交換器５の側面図、図４は
管内を流れる冷媒の質量速度を変えたときの凝縮熱伝達
率の変化を示す図、図５は冷凍サイクル内を循環してい
る冷媒の状態変化をＴＳ線図上で模式的に示した図であ
る。

【００２２】図１に示すように冷凍サイクルは、インバ
ータ駆動の圧縮機を搭載した冷媒圧縮機１、四方弁２、
室外熱交換器３、減圧器４および室内熱交換器５を冷媒
配管で接続して内部を冷媒が循環するように構成されて
いる。冷媒圧縮機１は、チャンバに内包された例えばＤ
Ｃブラシレスモータなどの可変速モータ１ａによって駆
動される。暖房運転時の冷媒の流れ方向は破線の矢印１
９（冷房運転時の冷媒の流れ方向は実線の矢印１８で示
される）で示されるが、その時の室外熱交換器３の冷媒
入口位置には温度センサ１０１が、冷媒出口位置には温
度センサ１０２が各々設けられており、室外ユニット２
００内には外気温を検出するための温度センサ１０３が
設けられている。これらの温度センサ１０１、１０２、
１０３の出力は制御装置１００に入力されており、この
制御装置１００により圧縮機１の回転数をフィードバッ
ク制御するように構成されている。なお、温度センサ１
０１及び１０２の代わりに圧力センサ（図示せず）を設
け、その検出した圧力値から冷媒物性値により換算して
温度を求めてもよい。

【００２３】室外熱交換器３は、図２に示す構造となっ
ている。図２において、矢印２０は熱交換器３に対する
空気の通過方向を示す。８は所定の間隔をおいて並置さ
れた複数の伝熱フィンで、伝熱フィン８は、図２に示す
ように中間部には分離するスリット８０が設けられ、こ
のスリット８０を挟んで、伝熱管挿入用の円孔の列が長
手方向に沿って穿たれている。９は、この伝熱フィン８
に直角に円孔に挿入接合された内部を冷媒が流動する冷
媒管、１０は冷媒管を接続するベンドで、このベンド１
０によって接続された伝熱管９群によって、Ｕ字型の冷
媒回路が上下に２回路構成されており、熱交換器３の入
口、出口に設けられたＹ字型の冷媒分流器１２によって
夫々の回路に冷媒を分流させる。

【００２４】室内熱交換器５は、図３に示す構造となっ
ている。図３において、矢印２１は熱交換器５に対する
空気の通過方向を示す。図３において図２と符号が同じ
ものは図２と共通のものであり説明を省略する。熱交換
器５の中間部には冷媒を分流させるＴ字型冷媒分流器１
１が配置されており、このＴ字型冷媒分流器１１を介し
て熱交換器内部ではＵ字型冷媒回路が上下に２回路構成
されている。なお、通常室外熱交換器の伝熱管は、室内
伝熱管より太いものが使われている。

【００２５】室内熱交換器５および室外熱交換器３にお
いて、２回路合わせた冷媒通路断面積は、圧縮機回転数
が定格能力回転数に設定されたとき管内冷媒質量速度Ｇ
が比較的大きく、例えばＧ＝２００〜４００ｋｇ／ｍ ^２
・ｓ程度であって、蒸発器として作用するときの冷媒通
路圧損が、図２に示す熱交換器出入口間での蒸発温度上
昇量を打ち消す程度となるように設定されていれば良
く、この条件を満足できるように、パス数や伝熱管の内
径を設定している。

【００２６】パス数や伝熱管の内径をこのように設定す
る理由は、次の理由による。管内を流れる冷媒の質量速
度を変えたときの凝縮熱伝達率の変化を図４に示す。図
４には単一冷媒としてはＨＦＣ３２（ハイドロフルオロ
カ−ボン２２の略）とＨＦＣ１３４ａを用い、非共沸混
合冷媒としてはＨＦＣ３２とＨＦＣ１３４ａを質量分率
を３０／７０ｗｔ％の割合で混合した非共沸混合冷媒
（ＨＦＣ３２／ＨＦＣ１３４ａ）を用いた場合を示して
いる。平滑管の場合、単一冷媒ＨＦＣ１３４ａの凝縮熱
伝達率は、図４から分かるように全体的に質量速度Ｇの
減少に従って低下し、質量速度が２００ｋｇ／ｍ ^２・ｓ
以下になるとほぼ一定になるのに対して、非共沸混合冷
媒の場合は、直線的に低下する傾向が認められる。

【００２７】これに対して、溝付管の場合、単一冷媒Ｈ
ＦＣ３２、ＨＦＣ１３４ａの凝縮熱伝達率は、質量速度
によらずほぼ一定の値となっているのに対して、非共沸
混合冷媒の凝縮熱伝達率は、図４から分かるように質量
速度の減少にともなって大幅な低下がみられる。

【００２８】このように非共沸混合冷媒の熱伝達率が単
一冷媒の場合に比べて、特に質量速度が小さいところで
大幅に低下するのは、非共沸混合冷媒では凝縮過程にお
いて沸点の高い凝縮液膜を囲むように生じた沸点の低い
冷媒蒸気層が、管中心部で発達してしまい凝縮熱伝達率
が顕著に低下するからであり、質量速度を上げて管内流
れを乱すことによって高い熱伝達率が得られることを示
している。

【００２９】図４に示す結果から、従来の単一冷媒の場
合は、質量速度が２００ｋｇ／ｍ ^２・ｓ以下にしても熱
伝達率の低下は僅かであり、むしろ質量速度をこれより
小さく設定することによって圧力損失が抑えられて熱交
換効率が改善されるため、従来は、質量速度が大略２０
０ｋｇ／ｍ ^２・ｓ以下になるように冷媒通路断面積が設
定されている。

【００３０】ところが非共沸混合冷媒の場合は、従来の
単一冷媒とは違って質量速度を下げると熱伝達率が大幅
に低下してしまうので熱交換効率は逆に低下してしまう
ため、熱交換効率を改善するためには、従来の単一冷媒
を用いた空気調和機での質量速度（大略２００ｋｇ／ｍ
^２・ｓ以下）より大きく設定することが必要である。し
かし、冷媒質量速度が高くなると熱伝達率の改善される
一方で、圧力損失が増加して悪影響も生じるので大略４
００ｋｇ／ｍ ^２・ｓが上限となり、本実施例では２００
〜４００ｋｇ／ｍ ^２・ｓに設定するのが好ましい。

【００３１】次に、以上のように構成された本実施例の
空気調和機の作動について説明する。まず、冷房運転の
場合について説明する。冷房運転時には、圧縮機１から
吐出される高温高圧の冷媒ガスは実線矢印１８で示すよ
うに、四方弁２を通って凝縮器として作用する室外側熱
交換器３へ送られ、室外ファン６によって送風された空
気によって冷され、高圧、低温の冷媒となり、減圧器４
によって断熱膨張され低圧、低温の冷媒となって蒸発器
として作用する室内側熱交換器５へ流入し、室内ファン
７によって送風された空気によって加熱されて蒸発した
後、四方弁２を通って圧縮機１に戻り再び圧縮されて循
環する。この時冷却された空気を室内に放出して冷房す
る。

【００３２】冷房運転の場合、圧縮機１から吐出された
高温高圧のガス冷媒１８は、入口パイプ１６を通って室
外熱交換器へ流入する。室外熱交換器へ流入した冷媒
は、Ｙ字型の冷媒分流器１２を介して上下２つのＵ字型
の冷媒回路内を分流する。この時、凝縮器内の非共沸混
合冷媒は、単一冷媒とは違って混合比によって決まる露
点温度まで冷却されると、沸点の高い冷媒成分の凝縮が
始まり、凝縮の進行につれて沸点の低い冷媒成分の凝縮
割合が多くなり、ついには混合比によって決まる液相温
度まで冷却されて全て凝縮する。したがって、Ｕ字型の
冷媒回路を構成している伝熱管内での冷媒凝縮温度は伝
熱管内を通過する間にかなり低下する。このため、スリ
ット８０を挟む風上側の伝熱管と風下側伝熱管との間の
温度差を生じるが伝熱フィンの風上側半部分及び風下側
半部分とをスリット８０によって熱的に分離した構成と
したので、フィンを介して両伝熱管での不必要な熱移動
現象が生じるのを防ぐことができるので、凝縮器として
の熱交換性能が改善される。

【００３３】凝縮液化された冷媒は、減圧器４を通って
膨張し低温低圧の霧状の気液２相状態の冷媒となって蒸
発器として作用する室内熱交換器５へ流入する。室内熱
交換器中央部に配置された冷媒入口パイプ１１から流入
した気液２相状態の冷媒は、熱交換器内に設けられたＴ
字型分流器１１を介して上下２方向に分流し、Ｕ字型の
冷媒回路を構成している伝熱管群内へ流入する。蒸発器
として作用する室内熱交換器内では、単一冷媒とは違っ
て沸点の低い冷媒成分の多い液相の冷媒が蒸発し、さら
に加熱されると沸点の高い液冷媒成分も蒸発するように
なり、混合比によって決まる露点温度まで加熱されると
全て気相状態の冷媒となる。

【００３４】このように非共沸混合冷媒は、単一冷媒と
は違って凝縮あるいは蒸発の過程で成分の偏りが起こる
ため、質量速度が比較的小さく設定されている従来の室
内、室外熱交換器では、熱伝達率が大幅に低下してしま
う。

【００３５】また、図５に一点鎖線で示すように、蒸発
器として作用する室内熱交換器出入口（図５中にＣＤで
示す）間で冷媒の蒸発温度はかなり上昇する。図５は、
冷凍サイクル内を循環している冷媒の状態変化を示す。
図５において横軸は冷媒のエントロピＳ、縦軸は温度Ｔ
を示している。ここで、Ｔｃは凝縮器内圧力に対応した
凝縮温度であり、Ｔｅは蒸発器内圧力に対応した蒸発温
度である。又、Ａ、Ｂは各々凝縮器として作用する熱交
換器の入口、出口を、Ｃ、Ｄは各々蒸発器として作用す
る熱交換器の入口、出口を示す。図５中の破線及び一点
鎖線は従来の空気調和機に於ける冷媒の状態変化を示し
ており、破線は単一冷媒ＨＣＦＣ２２を用いた場合、一
点鎖線は非共沸混合冷媒を用いた場合である。本実施例
の非共沸混合冷媒を用いた空気調和機の場合は、実線で
示されている。

【００３６】本実施例の室内熱交換器５は前記したよう
に、冷媒通路断面積を、管内冷媒質量速度Ｇが比較的大
きく、例えばＧ＝２００〜４００ｋｇ／ｍ ^２・ｓ程度と
なるように設定してあるので、図４から分かるように、
高い熱伝達率が得られサイクル効率が改善されるととも
に、蒸発器として作用するときの冷媒通路圧損が、冷媒
質量速度Ｇが２００ｋｇ／ｍ ^２・ｓ以下に設定されてい
る従来の熱交換器に比べて大きくなる。このため蒸発器
入口温度が上がり入口蒸発温度も上昇するので図５に実
線で示すように、熱交換器出入口（図５中にＣＤで示
す）間で冷媒の蒸発温度はほぼ一定となる。したがっ
て、冷房時の吐気温度の分布も一様になり室内ユニット
の吹出しグリル等への露付きや、水滴の飛び出し等の問
題を生じない。

【００３７】次に暖房運転時の動作について説明する。
暖房時には四方弁２が切り替えられて冷媒の流れ方向が
冷房運転時とは反対方向となり図１に示すように冷房運
転時とは反対に室内熱交換器は凝縮器として、室外熱交
換器は蒸発器として作用する。すなわち、暖房運転時に
は、圧縮機１から吐出される高温高圧の冷媒ガスは破線
矢印１９で示すように、四方弁２を通って凝縮器として
作用する室内熱交換器５へ送られ、室内ファン７によっ
て送風された空気によって冷され、高圧、低温の冷媒と
なり、減圧器４によって断熱膨張され低圧、低温の冷媒
となって蒸発器として作用する室外側熱交換器３へ流入
し、室外ファン６によって送風された空気によって加熱
されて蒸発した後、四方弁２を通って圧縮機１に戻り再
び圧縮されて循環する。この時加熱された空気を室内に
放出して暖房する。

【００３８】圧縮機１から吐出された高温高圧のガス冷
媒１９は、入口パイプ１４を通って室内熱交換器５へ流
入する。室内熱交換器へ流入した冷媒は、Ｙ字型の冷媒
分流器１２を介して上下２つのＵ字型冷媒回路内を分流
する。冷媒回路内の非共沸混合冷媒は、室内空気と熱交
換されることによって混合比によって決まる露点温度ま
で冷却されると、沸点の高い冷媒成分の多い凝縮が始ま
る。凝縮の進行につれて沸点の低い冷媒成分の凝縮割合
が増え、ついには混合比によって決まる液相温度まで冷
却されて全て凝縮する。したがって、Ｕ字型の冷媒回路
を構成している伝熱管内での冷媒凝縮温度は伝熱管内を
通過する間にかなり低下する。このため、冷房運転時の
室外熱交換器と同じようにスリット８０を挟む風上側の
伝熱管と風下側伝熱管との間の温度差を生じるが伝熱フ
ィンの風上側半部分及び風下側半部分とをスリット８０
によって熱的に分離した構成としているので、フィンを
介して両伝熱管での不必要な熱移動現象が生じるのを防
ぐことができ、凝縮器としての熱交換性能が改善され
る。２つのＵ字型の冷媒回路を通って凝縮された冷媒
は、Ｔ字型の冷媒分流器１１を介して再び合流して質量
速度を増しながら伝熱管内でさらに冷却され過冷却液冷
媒となって出口パイプ１３から流出する。このように、
合流して質量速度が上がることにより管内熱伝達率が改
善されるので凝縮器としての熱交換性能がさらに改善さ
れる。

【００３９】室内熱交換器を出た液冷媒は、減圧器４を
通って膨張して低温低圧の霧状の気液２相状態の冷媒と
なって蒸発器として作用する室外熱交換器５に流入す
る。室外熱交換器中央部に配置された冷媒入口パイプ１
７から流入した気液２相状態の冷媒は、Ｙ字型の冷媒分
流器１２を介して上下２つのＵ字型の冷媒回路内を分流
する。このとき蒸発器として作用する室外熱交換器内で
は、空気による加熱によって最初は沸点の低い冷媒成分
が多い液相の冷媒が蒸発し、さらに加熱されると沸点の
高い液冷媒成分も蒸発するようになり、混合比によって
決まる露点温度まで加熱されると全て気相冷媒となる。

【００４０】なお、暖房運転の場合も凝縮あるいは蒸発
の過程で成分の偏りが起こるという管内凝縮および蒸発
の熱伝達メカニズムは変わらないので、質量速度が比較
的小さく、Ｇ＝２００ｋｇ／ｍ ^２・ｓ程度以下に設定さ
れている従来の室内、室外熱交換器では、熱伝達率が大
幅に低下してしまう。また、図５に一点鎖線で示すよう
に、蒸発器として作用する室外熱交換器は入口部の蒸発
温度が最も低く、出口に向かって蒸発温度が上昇するよ
うになる。本実施例の室内熱交換器５、室外熱交換器３
は前記したように、管内冷媒質量速度Ｇが比較的大き
く、例えばＧ＝２００〜４００ｋｇ／ｍ ^２・ｓ程度とな
るように冷媒通路断面積を設定してあり、図４に示され
るように高い熱伝達率が得られるので、凝縮器、蒸発器
としての室内外熱交換器の性能が大幅に改善される。

【００４１】上記冷媒質量速度Ｇを満足するためには、
室内熱交換器、室外熱交換器の冷媒通路断面積Ａｓ（ｍ
²）は、以下のように定格能力Ｑ（ｋＷ）と質量速度Ｇ
との関係式である次式を用いて設定することができる。

【００４２】Ｑ＝Ａｓ×Ｇ×γ×（１＋Ｃ）（１）ここで、γ（Ｊ／ｋｇ）は冷媒の潜熱、Ｃは凝縮器出入
口部での冷媒顕熱変化成分と潜熱の比であり、定数Ｃの
値は通常０．３〜０．４である。又、潜熱γの値は、従
来の冷媒ＨＣＦＣ２２の場合、約１６０ｋＪ／ｋｇであ
り、ＨＦＣ３２、ＨＦＣ１３４ａ、ＨＦＣ１２５等の冷
媒を２種類又は３種類混合した非共沸混合冷媒の場合は
大略１８０ｋＪ／ｋｇであることから、本実施例におい
ては、定格能力当りの冷媒通路断面積Ａｓ／Ｑは、次の
ように設定するのが好ましい。すなわち、１／（４００
×１８０×１．４）〜１／（２００×１８０×１．３）
の範囲である０．１〜０．２１（ｃｍ²／ｋＷ）に設定
することが好ましい。

【００４３】蒸発器として作用する室外熱交換器３は、
冷媒通路圧損が従来に比べて大きく蒸発器入口圧力が上
がり蒸発温度も高くなるので冷媒流れ方向に沿う蒸発温
度の上昇が打ち消される。この結果、図５に実線で示す
ように室外熱交換器出入口（図５中にＣＤで示す）間で
の冷媒蒸発温度Ｔｅはほぼ一定となる。冷媒蒸発温度Ｔ
ｅがほぼ一定になっているので、暖房時のフィン温度も
熱交換器全体にわたって大略一様になり、従来のように
温度が低いところに偏って生じた着霜による目詰まりに
よって暖房能力が急激に低下してしまう等の問題を生じ
ない。

【００４４】なお、本実施例において室内熱交換器は、
室外熱交換器に比べて蒸発器として動作するときの作動
圧力が高く、圧力損失に対する限界質量速度も高くなる
ので冷媒通路断面積としては室内熱交換器の通路断面積
を小さく設定してもよい。

【００４５】又、本実施例は少なくとも定格能力発生時
に、着霜による能力低下や管内熱伝達率の低下等による
能力低下等を防止して効率の良い運転ができるように、
熱交換器の通路断面積や圧縮機の回転数を設定して比較
的大きい管内冷媒質量速度を確保できれば良く、圧縮機
回転数は運転中一定でもよいものである。

【００４６】本発明の第２の実施例を図６により説明す
る。図６は本実施例に係わる運転制御方法であるフロー
チャートを示す図である。

【００４７】本実施例においてもサイクル構成、室内熱
交換器、室外熱交換器は図１から図３に示す実施例と同
様に構成されているが、本実施例では、暖房運転時に蒸
発器として作用する室外熱交換器３の冷媒入口温度Ｔｃ
１、出口温度Ｔｃ２が大略同じになるように冷媒循環流
量を制御するものである。

【００４８】本実施例において運転制御方法は次のよう
に行う。室外熱交換器３の冷媒入口温度Ｔｃ１、出口温
度Ｔｃ２を温度センサ１０１、１０２を用いて測定す
る。温度センサ１０１、１０２としては例えばサーミス
タ温度センサが用いられており、冷媒出口温度Ｔｃ２
は、圧縮機吸入冷媒温度がほぼ飽和温度となるように、
制御器（図示せず）を介して膨張弁４の開度を制御する
ことによってほぼ飽和温度に保たれている。このように
して測定された冷媒入口温度Ｔｃ１が、出口温度Ｔｃ２
の許容値より低ければ、図１に示すインバータ制御装置
１００から回転数可変速モータに信号が送られ圧縮機１
の回転数を上げて冷媒循環流量を増やす。

【００４９】このように制御することにより、冷媒質量
速度が増し圧力損失が増えるので、冷媒流れ方向に沿う
蒸発温度上昇が打ち消される。また、冷媒質量速度が増
したことによって管内熱伝達率が改善されるとともに熱
交換器の温度が全体的にほぼ一様になり、低外気温時の
着霜が抑えられ暖房能力が大幅に向上する。なお、本実
施例では、圧縮機吸入冷媒温度を介して間接的に冷媒出
口温度Ｔｃ２を制御しているが、冷媒出口温度Ｔｃ２を
直接制御するようにしてもよい。

【００５０】本発明の第３の実施例を図７により説明す
る。図７は本実施例に係わる運転制御方法であるフロー
チャートを示す図である。

【００５１】第２の実施例では、暖房負荷の大小にかか
わらず冷媒入口温度と出口が大略等しくなるように制御
していたのに対して、本実施例では外気温を検出し、外
気温度が大略５℃以下となって暖房負荷が大きいときに
暖房能力を発揮できるように圧縮機回転数を変えて冷媒
循環流量を制御したものである。

【００５２】室外熱交換器３の周囲に配置した外気温度
センサ１０３を用いて外気温度を検出する。このとき、
外気温度と蒸発温度との温度差は通常７〜１０℃であ
り、外気温が５〜６℃以下に低下するとフィン表面温度
も０℃以下となって空気中の水分がフィン表面に霜とな
って付着するようになる。ところが、非共沸混合冷媒を
用いた場合には、フィン表面温度が平均的には０℃であ
っても、従来の運転方法では冷媒流れ方向に沿う温度勾
配によって熱交換器入口部の温度が０℃以下になって、
局部的に着霜が進行して性能低下を生じるという問題が
あった。これに対して本実施例では、図７に示すよう
に、室外熱交換器３の周囲に設けられた外気温度センサ
１０３を用いて外気温度Ｔｏを測定する。外気温Ｔｏが
５℃以下になったら、さらに室外熱交換器３の冷媒入口
温度Ｔｃ１、出口温度Ｔｃ２を測定する。このようにし
て測定された冷媒入口温度Ｔｃ１と出口温度Ｔｃ２が大
略等しくなるように、図１に示すインバータ制御回路１
００から回転数可変速モータに信号を送り、圧縮機１の
回転数を上げて冷媒循環流量を増やす。

【００５３】以上の制御により外気温度が５℃以下に低
下して暖房負荷が大きくなったとき、冷媒質量速度が増
して、冷媒流れ方向に沿う蒸発温度上昇が打ち消される
よう圧力損失を生じる。これによって管内熱伝達率が改
善されるとともに熱交換器の温度が全体的にほぼ一様に
なり、低外気温時の着霜が抑えられ暖房能力が大幅に向
上する。

【００５４】上記した実施例では、熱交換器の出入口の
蒸発温度が略等しくなるように圧縮機回転数を制御する
ものであるが、熱交換器の出口に設けられた温度センサ
と圧力センサを用いて冷媒漏れを検出してもよい。この
場合、図１に示すように、冷媒入口位置には温度センサ
１０１が、冷媒出口位置には温度センサ１０２が各々設
けられるとともに、出口には圧力センサ（図示せず）が
設置されている。通常の運転時に熱交換器の出口圧力を
圧力センサにより検出し、その圧力から換算して冷媒の
飽和温度を求める。次に温度センサ１０２で検出した冷
媒温度との温度差として熱交換器の出口のス−パ−ヒ−
ト量を制御回路により求める。この求めたス−パ−ヒ−
ト量が所定値より大きければ、冷媒が漏れたと判断し
て、制御回路は警報信号あるいは表示するための信号を
生成し、警報あるいは表示を行うようになっている。

【００５５】このようにすることにより、適正な冷媒の
混合割合から大きくずれた空気調和機の運転を防止で
き、性能が低下したまま運転することを防止できる。

【００５６】以上説明したように、室内熱交換器、室外
熱交換器の冷媒通路断面積が、圧縮機回転数が定格能力
発生回転数に設定されたとき管内冷媒質量速度Ｇが比較
的大きく、例えばＧ＝２００〜４００ｋｇ／ｍ ^２・ｓ程
度となるように設定されているので、凝縮あるいは蒸発
の過程での冷媒成分の偏りによる熱伝達率の大幅な低下
が防止できる。また、蒸発器として作用するときの冷媒
通路圧損が、熱交換器出入口間の沸点上昇を打ち消す程
度となるように設定されているので熱交換器出入口間で
冷媒の蒸発温度はほぼ一定となる。

【００５７】したがって、冷房時の吐気温度の分布も一
様になり、室内ユニットの吹出しグリル等への露付き、
水滴の飛び出し等の問題や、低外気温時に室外熱交換器
へ局部的な着霜を生じるという問題を生じないので、非
共沸混合冷媒用冷凍サイクルを有するヒートポンプ型の
空気調和器の性能が著しく向上する。

【００５８】なお、図４から分かるように、非共沸混合
冷媒の性能変化は平滑管においても溝付管においても同
様に生じるので、平滑管を用いても溝付管をはじめとす
る内面加工管において奏するものと同様な効果を発揮す
ることができる。

【００５９】

【発明の効果】以上説明したように、本発明によれば、
凝縮あるいは蒸発の過程での冷媒成分の偏りによる熱伝
達率の大幅な低下が防止できる。

【００６０】また、蒸発器として作用するときの冷媒通
路圧損が、熱交換器出入口間の沸点上昇を打ち消す程度
となるように設定されているので熱交換器出入口間で冷
媒の蒸発温度はほぼ一定となる。したがって、冷房時の
吐気温度の分布も一様になり室内ユニットの吹出しグリ
ル等への露付き、水滴の飛び出し等の問題や、低外気温
時に室外熱交換器へ局部的な着霜を生じるという問題を
生じないので、非共沸混合冷媒用冷凍サイクルを有する
ヒートポンプ型の空気調和機の性能が著しく向上する。

【００６１】又、冷媒が漏れた場合でも、非共沸混合冷
媒の混合割合が大きくずれたまま運転することを防止で
きる。

【００６２】

【図面の簡単な説明】

【図１】本発明の一実施例である空気調和機の冷凍サイ
クル構成図である。

【図２】室外熱交換器の側面図である。

【図３】室内熱交換器の側面図である。

【図４】冷凍サイクルを構成する内面溝付管及び平滑管
の凝縮熱伝達実験結果を示す図である。

【図５】空気調和機の冷凍サイクルＴＳ線図である。

【図６】本発明の第２の実施例である運転制御のフロー
チャートを示す図である。

【図７】本発明の第３の実施例である運転制御のフロー
チャートを示す図である。

【符号の説明】

１…圧縮機、１ａ…可変速モータ、３…室外側熱交換
器、４…減圧器、５…室内側熱交換器、８…伝熱フィ
ン、９…内面溝付伝熱管、１８…冷房時の冷媒流れ方向
を示す矢印、１９…暖房時の冷媒流れ方向を示す矢印、
８０…スリット部、１００…インバータ制御装置、１０
１、１０２、１０３…温度センサ、２００…室内ユニッ
ト、２０１…室外ユニット。

───────────────────────────────────────────────────── フロントページの続き (72)発明者福島敏彦茨城県土浦市神立町502番地株式会社日立製作所機械研究所内 (72)発明者小暮博志栃木県下都賀郡大平町大字富田800番地株式会社日立製作所リビング機器事業部内 (72)発明者松嶋弘章茨城県土浦市神立町502番地株式会社日立製作所機械研究所内 (56)参考文献特開平２−97898（ＪＰ，Ａ) 特開平２−254269（ＪＰ，Ａ) 特公平４−45753（ＪＰ，Ｂ２) (58)調査した分野(Int.Cl.⁷，ＤＢ名) F25B 1/00 F25B 13/00

Claims

(57)【特許請求の範囲】

【請求項１】室内熱交換器、室外熱交換器、圧縮機、四
方弁、膨張機構からなる空気調和機において、作動媒体として非共沸混合冷媒を用いるとともに、圧縮
機回転数が定格能力回転数のとき、冷媒質量速度が２０
０〜４００ｋｇ／ｍ^２・ｓとなるように前記室内熱交換
器、室外熱交換器のパス数や伝熱管の内径を設定し、前
記室内熱交換器の冷媒通路断面積を室外熱交換器の冷媒
通路断面積に比べて小さくなるように設定したことを特
徴とする空気調和機。
【請求項２】室内熱交換器、室外熱交換器、圧縮機、四
方弁、膨張機構からなり、前記圧縮機の回転数を制御す
る制御装置を備え、作動媒体として非共沸混合冷媒を用
いた空気調和機であって、前記室外熱交換器の入口側及
び出口側に冷媒温度検出用センサを備え、前記室外熱交
換器が蒸発器として作用するときの前記室外熱交換器の
入口側冷媒温度が出口冷媒温度に比べて許容値より低い
と判断されたときは前記制御装置により圧縮機回転数を
増す方向に制御することを特徴とする空気調和機。
【請求項３】請求項２に記載のものにおいて、前記室外
熱交換器の周囲に外気温度センサを設け、外気温が５℃
以下になったら、前記室外熱交換器の入口側及び出口側
の冷媒温度が等しくなるように圧縮機回転数を上げるこ
とを特徴とする空気調和機。
【請求項４】請求項２に記載のものにおいて、前記室外
熱交換器の出口側に冷媒蒸発温度の検出用センサを備
え、該センサにより検出される冷媒温度が蒸発器として
作用するときの熱交換器の出口側スーパーヒート量の許
容値より大きいと判断されたときは冷媒漏れの警報を出
力することを特徴とする空気調和機。
【請求項５】請求項２に記載のものにおいて、前記室内
熱交換器の冷媒通路断面積を室外熱交換器の冷媒通路断
面積に比べて小さくなるように設定したことを特徴とす
る空気調和機。