JP4679401B2 - 空気調和機 - Google Patents

Description

この発明は、蒸気圧縮式冷凍サイクルによる空気調和機に関するものであり、特に、冷媒流路の切替えによって冷房運転と暖房運転の双方が可能であり、かつ、圧縮機の回転数変化により幅広く能力調整を行う空気調和機の運転効率向上に関するものである。

現在、家庭用ルームエアコンなどに代表される空気調和機のほとんどは、冷房と暖房が切り替えられるように冷媒回路が構成されている。また、この種の空気調和機は一般に室内熱交換器より室外熱交換器の方が冷媒流通経路の内容積が大きく、このため、冷房運転時により多くの冷媒量が必要となる。これは、蒸発器よりも凝縮器として機能した方が液冷媒で満たされる熱交換器の容積が増大するためである。よって、暖房運転時は余剰となった液冷媒が貯留され、冷房運転時には減圧装置で絞られたガスリッチな気液二相状態の冷媒が流通する配管位置、すなわち暖房時に内容積がより小さい凝縮器となる室内熱交換器と減圧装置との間の配管に余剰となった液冷媒を収容するための所定の容積をもつ液溜容器を設置することで冷房と暖房との必要冷媒量の差を吸収する方法が知られている（例えば、特許文献１参照）。

また、圧縮機回転数調整可能な空気調和機では、冷房運転あるいは暖房運転においてもその圧縮機回転数に応じて必要冷媒量が変化する。このような場合には、２つの減圧手段の中間に液溜容器を配置して、その中間圧力の制御によって必要冷媒量を任意に調整する方法が知られている（例えば、特許文献２参照）。

特開平１０−２５９９６０号公報（段落００１９，図３） 特開平１１−２４８２６６号公報（段落００２４〜００２５，図１）

しかしながら、室内熱交換器と減圧手段との間に液溜容器を配置した場合、冷房と暖房との必要冷媒量差は吸収できるが、圧縮機回転数の変化に対する必要冷媒量差を吸収することはできない。
また、２つの減圧手段を用いた場合、圧縮機回転数変化による必要冷媒量差を吸収することは可能となるが、機器構成が複雑となり、高コストとなる。

この発明の目的は、上記のような課題を解決するためになされたもので、簡易な構成でありながら、冷房と暖房との必要冷媒量差を吸収でき、かつ、圧縮機回転数変化による必要冷媒量差を吸収できる空気調和機を得ることを目的とする。

この発明に係る空気調和機は、回転数調整可能な圧縮機、切換え弁、室外熱交換器、減圧装置を備えた室外ユニットと、室内熱交換器を備えた室内ユニットを接続してなる空気調和機において、前記室外熱交換器の冷媒出入口の内、前記切換え弁側とは反対側の口との接続口を略上端に有し、前記減圧装置の一方の接続口と接続する接続口を略下端に有する第１の液留容器と、前記室内熱交換器の冷媒出入口の内、前記切換え弁側とは反対側の口と接続する接続口を略上端に有し、前記減圧装置の他方の接続口と接続する接続口を略下端に有し、前記第１の液留容器よりも内容積が大きい第２の液留容器と、前記圧縮機の回転数および前記減圧装置の開度を制御する制御手段とを備え、前記制御手段は、冷房または暖房における設定能力に応じて前記圧縮機の回転速度を変化させ、前記第１の液留容器および前記第２の液留容器の内、前記減圧装置の下流に位置する液溜容器内では、前記減圧装置によって生成された低圧二相冷媒が前記下端の接続口から流入し、前記上端の接続口まで上昇する間に、前記低圧二相冷媒を構成するガス冷媒と液冷媒の流速比が前記圧縮機の回転速度に基づいて定まることを特徴とするものである。

この発明の空気調和機は、冷房運転時に２つの貯留容器（液溜容器）に貯留される冷媒量の合計が暖房運転時よりも少なくなるので、その分冷房運転時の冷凍サイクルを循環する有効冷媒量が多くなり、高効率な運転を行うことができる。
さらに、減圧装置を通過し、低圧二相状態となった冷媒がその液溜容器を上昇方向に流通するようにしたので、冷媒の流速が速いとき、すなわち圧縮機回転数が大きいときは、ガスリッチな状態で液溜容器内に冷媒が存在し、圧縮機回転数が小さいときは液リッチな状態で液溜容器内に冷媒が存在する。そのため、圧縮機回転数が大きいほど有効冷媒量が多くなり、高効率な運転を行うことができる。

実施の形態１．
図１はこの発明の実施の形態１における空気調和機の冷媒回路の一例を示す図である。図１において、空気調和機は、室外ユニット１と、室内ユニット２で構成される。室外ユニット１と室内ユニット２は接続配管であるガス管３、液管４で接続されて閉回路を形成し、冷媒としてＲ４１０Ａが１．９ｋｇ封入されている。この冷媒Ｒ４１０Ａは液冷媒状態の比重が１前後であり、液冷媒１ｇ＝１ｃｃとして扱う。また、この発明のすべての実施の形態では、冷房定格能力で２．８ｋＷ容量である。

ここで、まず冷媒量の表現方法を定義する。冷媒回路に封入された冷媒量の総量を封入冷媒量と呼ぶ。そのうち、液溜容器に貯留される冷媒量を余剰冷媒量、封入冷媒量から余剰冷媒量を減じた冷媒量、すなわち液溜容器以外に存在する冷媒量を有効冷媒量と呼ぶ。そして、運転効率（成績係数ＣＯＰ）が最大となる有効冷媒量を最適冷媒量と呼ぶ。最適冷媒量は、冷房、暖房および圧縮機回転数の大小によって変化する。

室外ユニット１には、回転数調節可能な圧縮機５、冷房と暖房で流路を切り替える四方弁６、室外熱交換器７、減圧装置１０、そして、減圧装置１０の前後に第１の液溜容器９と第２の液溜容器１１が備えられている。なお、四方弁６は流路切換え弁を構成する。

室内ユニット２には、室内熱交換器１２、室内送風機１３が備えられており、ガス管３，液管４を介して室外ユニット１（接続口１４、１５）に繋がっている。また、制御用に温度センサが４つ備えられている。吐出ガス温度センサ１６、室外冷媒温度センサ１７、室内冷媒温度センサ１８、室温センサ１９である。室外熱交換器に設置された室外冷媒温度センサ１７は凝縮温度を検知し、室内熱交換器に設置された室内冷媒温度センサ１８は蒸発温度を検知する。
なお、図示しないが、室外ユニットのマイコンはこれらのセンサによる各温度に基づいて室外ユニット内の圧縮装置５および減圧装置１０を制御する。
なお、室外ユニットのマイコンは制御手段を構成する。

次に、このように構成された本実施の形態１の空気調和機における運転制御について説明する。制御手段である室外ユニット１のマイコン（図示せず）は、冷房、暖房によらず、ユーザがリモコンなどのスイッチを用いて設定した目標室温と室温センサ１９が検知する実際の室温との偏差、すなわち空調負荷に応じて圧縮機回転数を制御する。また、室外ユニット１のマイコンは、圧縮機５の吸入冷媒乾き度がおおよそ１．０となるように減圧装置１０の開度を制御する。この状態が最も高効率な運転を行うことができる。ただし、吸入乾き度は温度センサによる検知が不可能であるため、その代替として目標吐出温度に基づいて制御する。
なお、上記の各機能は、予めマイコンに内蔵されるメモリ（図示せず）に搭載され、各機能に対応するプログラムをマイコンに内蔵されるＣＰＵ（図示せず）が実行することで実現される。

温度センサ１７、１８によって冷凍サイクルの凝縮温度と蒸発温度、すなわち高圧と低圧がマイコンに入力され、把握される。さらに、あらかじめマイコンによって把握され、メモリに設定されている圧縮機の性能特性をもとに、吸入乾き度１．０である場合の吐出温度を予測演算し、それを目標吐出温度としてメモリの別領域に設定する。そして、吐出ガス温度センサ１６で検知される実際の吐出温度が前記メモリ内の目標吐出温度に近づくようにマイコンが減圧装置１０の開度を調整する。

次に、液溜容器の内容積について説明する。図２は、冷房定格運転、暖房定格運転それぞれにおける有効冷媒量に対するＣＯＰ（＝空調能力／消費電力）を示している。図２によれば、暖房運転での最適冷媒量（１．３ｋｇ）に対して、冷房運転での最適冷媒量（１．６ｋｇ）は３００ｇ多いことがわかる。これは前述のように、冷房時に凝縮器となる室外熱交換器の方が室内熱交換器に比べて内容積が大きいことに起因するものである。

ここで、図１における第１の液溜容器９の冷媒は冷房運転時に過冷却液であり、第２の液溜容器１１の冷媒は低圧二相状態である一方、暖房運転ではその逆となる。減圧装置１０で減圧された後の低圧二相冷媒の乾き度は、一般的な空調条件ではおおよそ０．１〜０．２程度の値となる。質量比でこそガス割合は小さいが、ガス冷媒の密度は液冷媒に対して３０分の１から５０分の１と小さく、体積比では大部分がガス状態と考えることができる。よって、冷房運転時と暖房運転時との最適冷媒量差を第１の液溜容器９と第２の液溜容器１１の内容積差とすればよい。例えば、第１の液溜容器９を３００ｃｃ、第２の液溜容器１１を６００ｃｃとすれば、冷房運転時にはおよそ３００ｇが第１の液溜容器９に貯留され、暖房運転時にはおよそ６００ｇが第２の液溜容器１１に貯留される。封入冷媒量は１．９ｋｇであるから、有効冷媒量としては冷房運転時には１．６ｋｇ、暖房運転時には１．３ｋｇとなり、双方とも最適冷媒量となる。このように、冷房運転時と暖房運転時での最適冷媒量差分だけ第１の液溜容器９と第２の液溜容器１１との内容積差をつけることで、冷房運転と暖房運転の双方で最適冷媒量での運転が可能となる。

次に、図３には暖房運転時に圧縮機回転数を変化させたときのＣＯＰ特性を示している。暖房定格運転に対して、暖房中間運転はおよそ半分の暖房能力での運転であり、圧縮機回転数も暖房定格運転の１／２程度である。また、暖房低温運転は圧縮機回転数を最大として暖房最大能力を発揮する運転を行うものであり、このときの圧縮機回転数は暖房定格時の圧縮機回転数の２倍程度である。図３のように、本実施の形態１においては、圧縮機回転数が大きいほど最適冷媒量が多くなるという特性を示す。

このようなＣＯＰ特性が発現する要因としては、暖房中間運転においては内容積の大きい室外熱交換器７（蒸発器）の出口側過熱度が大きくなることで圧縮動力が小さくなり有効冷媒量が減少し、暖房低温運転では吐出温度を過剰に高くしないような制御がはたらき、室外熱交換器７（蒸発器）の出口過熱度が小さくなることで圧縮動力が小さくなり、結果として室外熱交換器１７に存在する有効冷媒量が増えることによる。

一方、これとは逆の特性を示す場合もある。圧縮機の特性として圧縮比が小さくなったときに過圧縮などの損失が大きくなる場合、例えばスクロール型圧縮機などでは、暖房中間あるいは冷房中間などの小容量運転において凝縮器出口過冷却度（液部長さ）を大きくして高圧を高く維持し、熱交換器のエンタルピ差を稼いだ方が効率が向上する特性があり、中間能力帯で最適冷媒量が多くなる。

いずれにしても、冷媒回路内を流通する冷媒の流速も定格運転時の１／２〜２倍程度まで変化する。この実施の形態では、図３に示すように圧縮機回転数が大きくなるほど最適冷媒量が増加するような特性であることから、圧縮機回転数の増加に対して液溜容器に貯留される液冷媒を減らすような構成であることが望ましい。

そこで、暖房運転時に低圧二相冷媒が流通する第１の液溜容器９の入口および出口の配管接続位置に関し、二相冷媒の入口となる減圧装置１０側の接続位置を下方に、ガス冷媒の出口となる室外熱交換器７側の接続位置を上方になるように配置する。すなわち、暖房運転時には下から流入して上から流出するような位置関係に配置する。

このように配置すると、冷媒の流速が大きいとき、すなわち暖房低温時の運転のように圧縮機回転数が大きいときには、図４（ａ）に模式的に表したように、低圧二相冷媒はガスリッチな流れが中央を流れ、液冷媒は容器内壁側を流れるような流動状態を形成する。

暖房定格運転の場合のように、上述の状態より圧縮機回転数が小さくなると、ガス冷媒部分が液冷媒に寸断されるような流れとなり、液溜容器内に滞留する液冷媒量が徐々に大きくなる。図４（ｂ）にこのときの冷媒の流通状態を模式的に表す。

暖房中間運転の場合のように、さらに圧縮機回転数が小さくなると、今度は液冷媒が重力によって下降する流れが形成され、第１の液溜容器９の下方はほとんど液冷媒となる。このときの流れの状態を図４（ｃ）に模式的に表している。

第１の液溜容器９の流動状態がこのように変化すると、暖房低温運転では有効冷媒量が多くなり、また、暖房中間運転では有効冷媒量が少なくなる。よって、図３に示したような運転容量すなわち圧縮機回転数に応じて内容積３００ｃｃ程度である第１の液溜容器９の中で、ほとんどガス冷媒となる場合と、ほとんど液冷媒となる状態が冷媒流速の差異によって作り出され、いかなる運転容量においても最適冷媒量で運転することが可能となる。

液溜容器内に存在する冷媒量が冷媒流速によって変化する理由は、液冷媒とガス冷媒との流速の比、すなわち、気液界面のスリップ比が変化することによる。図５は、横軸に冷媒流速、縦軸に液溜容器内の冷媒量をとった特性を示している。鉛直上昇流においては、冷媒流速が小さくなるほどスリップ比が大きくなるため、同じ乾き度（液冷媒とガス冷媒との質量流量比）であっても、ガス冷媒の流速の方が速くなることでガス冷媒が相対的に速く液溜容器内を通過し、液溜容器内に存在する液冷媒量が増大する。

前述したように、一般的な空調条件では、減圧装置で減圧され、蒸発器に流入する低圧二相冷媒の乾き度は０．１〜０．２程度となる。一般に、液管径は直径が６．３５ｍｍ、冷媒流量範囲は２０〜８０ｋｇ／時である。乾き度を０．２とすると液流速は０．２５〜１．０ｍ／ｓｅｃ程度となる。この領域ではまだ液冷媒とガス冷媒とのスリップ比がそれほど大きくなく、このような乾き度のとき、図５に示すような冷媒量変化特性を得るには、ガス流速を液流速と同等レベルの１．０ｍ／ｓｅｃ以下とすることが望ましく、液冷媒存在比が大きくなる。これは、液冷媒中を大きな気泡が上昇するような流動様式が形成されることによる。通常、低圧二相状態で液管を流れる場合のガス流速は２．０ｍ／ｓｅｃ以上であるから、ガス流速を１．０ｍ／ｓｅｃ以下とするためには液溜容器の断面積としては少なくともその前後に接続される液管の断面積の２倍以上であることが必要である。多少の余裕を考慮して液溜容器の断面積は前後に接続される液管径の２倍以上であることが好ましい。

本実施の形態においては、冷房運転における最大能力運転と最小能力運転での最適冷媒量の差異がほとんどないことから冷房運転における記載は省略したが、冷房でも最適冷媒量に差異が生じる場合は、第２の液溜容器１１の流動状態が前述の第１の液溜容器９と同様になるように操作することができる。差異が生じない場合には、下方から流入、上方から流出、という配置の制約を考えず、容積だけが所定量であればよい。また、圧縮機回転数が小さいほど最適冷媒量が大きくなるような特性の空気調和機の場合には、上から流入、下から流出するような位置関係に配置することで対応できる。流速が遅い場合の重力による気液分離作用で、液冷媒が下に、ガス冷媒が上方に集中するような流動状態を形成することで、有効冷媒量が多くなり、流速が小さい方が液溜容器に貯留される液冷媒が少なくなる。

以上のように、この発明に関わる空気調和機は、回転数調整可能な圧縮機、切換え弁、室外熱交換器、減圧装置を備えた室外ユニットと、室内熱交換器を備えた室内ユニットを接続してなる空気調和機において、前記室内熱交換器と前記減圧装置の間に第１の冷媒貯留容器を備え、前記減圧装置と前記室外熱交換器との間に第２の冷媒貯留容器を備え、前記第１の冷媒貯留容器を前記第２の冷媒貯留容器より内容積が大きくなるようにしたので、冷房と暖房との最適冷媒量差を吸収し、どちらの運転モードでも効率の高い運転が可能となる。また、その２つの液溜容器のいずれか一方を下方から流入、上方から流出するような配置にしたので、圧縮機回転数による最適冷媒量差を吸収し、運転容量によらず効率の良い運転を行うことができる。

この発明の実施の形態１における空気調和機の冷媒回路の一例を示す図である。 この発明の実施の形態１の空気調和機における有効冷媒量に対する冷房・暖房それぞれのＣＯＰ特性を示す図である。 この発明の実施の形態１における有効冷媒量に対する暖房のＣＯＰ特性である。 この発明の実施の形態１における第１の液溜容器９の流動状態を示す図である。 この発明の実施の形態１における第１の液溜容器９内に滞留する冷媒量変化特性を示す図である。

符号の説明

１ 室外ユニット、２ 室内ユニット、３ ガス管、４ 液管、５ 圧縮機、６ 四方弁、７ 室外熱交換器、８ 室外送風機、９ 第１の液溜容器、１０ 減圧装置、１１ 第２の液溜容器、１２ 室内熱交換器、１３ 室内送風機、１４ 接続口、１５ 接続口、１６ 吐出ガス温度センサ、１７ 室外冷媒温度センサ、１８ 室内冷媒温度センサ、１９ 室温センサ。

Claims (6)

1. 回転数調整可能な圧縮機、切換え弁、室外熱交換器、減圧装置を備えた室外ユニットと、室内熱交換器を備えた室内ユニットを接続してなる空気調和機において、
   前記室外熱交換器の冷媒出入口の内、前記切換え弁側とは反対側の口との接続口を略上端に有し、前記減圧装置の一方の接続口と接続する接続口を略下端に有する第１の液留容器と、前記室内熱交換器の冷媒出入口の内、前記切換え弁側とは反対側の口と接続する接続口を略上端に有し、前記減圧装置の他方の接続口と接続する接続口を略下端に有し、前記第１の液留容器よりも内容積が大きい第２の液留容器と、
   前記圧縮機の回転数および前記減圧装置の開度を制御する制御手段とを備え、
   前記制御手段は、冷房または暖房における設定能力に応じて前記圧縮機の回転速度を変化させ、
   前記第１の液留容器および前記第２の液留容器の内、前記減圧装置の下流に位置する液溜容器内では、前記減圧装置によって生成された低圧二相冷媒が前記下端の接続口から流入し、前記上端の接続口まで上昇する間に、前記低圧二相冷媒を構成するガス冷媒と液冷媒の流速比が前記圧縮機の回転速度に基づいて定まることを特徴とする空気調和機。
2. 前記第１の液留容器及び前記第２の液留容器の内、前記減圧装置よりも下流のものの上部から、前記室内熱交換器及び前記室外熱交換器の内、蒸発器となるものへ少なくともガス冷媒を供給することを特徴とする請求項１記載の空気調和機。
3. 冷房と暖房の最適冷媒量の偏差は前記第１の液留容器と第２の液留容器の偏差と等しいことを特徴とする請求項１または請求項２に記載の空気調和機。
4. 前記制御手段は、予め設定した目標室温と室温センサが検知する実際の室温との偏差に応じて圧縮機の回転数を制御することを特徴とする請求項１または請求項２に記載の空気調和機。
5. 前記制御手段は、圧縮機吸入冷媒の乾き度が１．０となるように減圧装置の開度を制御することを特徴とする請求項１または請求項２に記載の空気調和機。
6. 前記第１、第２の液留容器は、その前後に接続する配管の２倍以上の断面積を有することを特徴とする請求項１〜５のいずれかに記載の空気調和機。

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