JP6005002B2 - 空気調和装置 - Google Patents

Description

本発明は、アキュムレータを備えた空気調和機に関する。

従来の空気調和機では、ＨＦＣ系冷媒のＲ３２を用いたことにより、圧縮機の吐出温度が冷媒Ｒ４１０Ａより１０〜１５℃高くなることを抑制するため、圧縮機の吸入側での冷媒かわき度を０．６５以上かつ０．８５以下にしている（例えば、特許文献１参照）。

特許３９５６５８９号公報

地球温暖化係数が比較的小さい冷媒として知られるＲ３２は、Ｒ４１０Ａと比較し吐出温度が上昇する傾向がある。吐出温度の上昇を回避するために特許文献１では、圧縮機の吸入側の冷媒乾き度を小さくしている。これにより、吐出温度の過昇による圧縮機の信頼性低下を抑制している。

しかし、非常に低い外気温度の暖房運転時など、運転条件によっては、圧縮機の吸入乾き度の過剰な低下によって、液圧縮や冷凍機油の粘度の低下による圧縮機の摺動部の潤滑性悪化など、圧縮機の信頼性が悪化する課題があった。

本発明は、上述の課題に鑑みてなされたもので、その目的は、冷媒としてＲ３２を用いて非常に低い外気温度条件において暖房運転したとしても、圧縮機の信頼性を確保可能な空気調和機を提供することを目的とする。

上記課題を解決すべく、本発明の一態様である空気調和機は、冷媒としてＲ３２を７０重量％以上含む冷媒を用い、ガス冷媒を吐出する圧縮機と、冷媒を開口部から吸入して前記圧縮機に供給する供給配管を有するアキュムレータとを備える空気調和機であって、定格冷房能力をＱ［ｋＷ］としたときに、前記供給配管の内径Ｄｕ［ｍ］が、
０．７×１０^−３×Ｑ≦Ｄｕ≦１．６×１０^−３×Ｑ
の範囲内に設定され、
前記供給配管には、前記アキュムレータに溜められた液冷媒を含む液を前記供給配管内に導入する第１の導入穴が形成され、前記第１の導入穴から前記開口部までの高さを前記アキュムレータの有効高さＨ［ｍ］とし、前記有効高さＨが０．５ｍより小さい場合、前記第１の導入穴の内径Ｄｏ［ｍ］が、
Ｄｏ＝−１．７９×１０^−６×Ｑ^２＋１．０２×１０^−４×Ｑ＋１．２５×１０^−３
で算出される値に対して±１．０×１０^−３ｍの範囲内に設定されている。

また、本発明の他の一態様である空気調和機は、冷媒としてＲ３２を７０重量％以上含む冷媒を用い、ガス冷媒を吐出する圧縮機と、冷媒を開口部から吸入して前記圧縮機に供給する供給配管を有するアキュムレータとを備える空気調和機であって、定格冷房能力をＱ［ｋＷ］としたときに、前記供給配管の内径Ｄｕ［ｍ］が、
０．７×１０^−３×Ｑ≦Ｄｕ≦１．６×１０^−３×Ｑ
の範囲内に設定され、
前記供給配管には、前記アキュムレータに溜められた液冷媒を含む液を前記供給配管内に導入する導入穴が形成され、前記導入穴から前記開口部までの高さを前記アキュムレータの有効高さＨ［ｍ］とし、前記有効高さＨが０．５ｍ以上の場合、前記導入穴の内径Ｄｏ［ｍ］が、
Ｄｏ＝−１．７９×１０^−６×Ｑ^２＋１．０２×１０^−４×Ｑ＋１．２５×１０^−３
で算出される値に対して＋０〜−１．０×１０^−３ｍの範囲内に設定されている。

本発明によれば、冷媒としてＲ３２を用いて非常に低い外気温度条件において暖房運転したとしても、圧縮機の信頼性を確保可能な空気調和機を提供することができる。

本発明の第１の実施の形態による空気調和機の冷凍サイクル系統図である。 本発明の第１の実施の形態によるアキュムレータの内部構造を示す図である。 アキュムレータのＵ字管の内径と定格冷房能力との関係を示す図である。 アキュムレータのＵ字管の内径と圧力損失との関係を示す図である。 アキュムレータの返油穴の内径の範囲についての説明図である。 冷媒循環量と圧縮機の吸入乾き度との関係を示す図である。 本発明の第２の実施の形態によるアキュムレータの内部構造を示す図である。 アキュムレータ内の液面高さと圧縮機の吸入乾き度との関係を示す図である。 空気調和機における（ａ）吸入乾き度Ｘｓが０．６５の場合、（ｂ）吸入乾き度Ｘｓが０．９の場合のモリエル線図（Ｐ−ｈ線図）である。 除霜運転時の吸入乾き度と除霜時間との関係を示す図である。 スクロール型の圧縮機の内部構造を示す図である。 本発明の第３の実施の形態によるアキュムレータの内部構造を示す図である。 冷媒循環量と圧縮機の吸入乾き度との関係を示す図である。 本発明の第３の実施の形態によるアキュムレータの内部構造を示す図である。

以下、本発明の第１の実施の形態の空気調和機１について、図面に基づいて説明する。図１は、第１の実施の形態による空気調和機１の冷凍サイクル系統図である。本実施の形態の空気調和装置１で使用する冷媒は、Ｒ３２冷媒、もしくは、Ｒ３２を７０重量％以上含む混合冷媒である。

空気調和機１は、室外機１０と室内機３０とを備えている。室外機１０と室内機３０とは、ガス接続配管２および液接続配管３により接続される。本実施の形態では、室外機１０と室内機３０とを１対１で接続しているが、一台の室内機に対し複数台の室外機を接続しても良いし、一台の室外機に対し複数台の室内機を接続しても良い。

室外機１０は、圧縮機１１と、四方弁１２と、室外熱交換器１３と、室外送風機１４と、室外膨張弁１５と、アキュムレータ２０と、圧縮機吸入配管１６と、ガス冷媒配管１７とを有している。

圧縮機１１とアキュムレータ２０とは圧縮機吸入配管１６により接続され、四方弁１２とアキュムレータ２０とは冷媒配管１７により接続されている。

圧縮機１１は、冷媒を圧縮して配管に吐出する。四方弁１２を切り替えることで、冷媒の流れが変化し、冷房運転と暖房運転が切り替わる。室外熱交換器１３は、冷媒と外気の間で熱交換させる。室外送風機１４は、室外熱交換器１３に対し外気を供給する。室外膨張弁１５は、冷媒を減圧して低温にする。アキュムレータ２０は、過渡時の液戻りを貯留するために設けられており、冷媒を適度な乾き度に調整する。

室内機３０は、室内熱交換器３１と、室外送風機３２と、室内膨張弁３３とを備える。室内熱交換器３１は、冷媒と内気の間で熱交換させる。室外送風機３２は、室外熱交換器３１に対し外気を供給する。室内膨張弁３３は、その絞り量を変化させることにより室内熱交換器３１を流れる冷媒の流量を変化させることが可能である。

次に、空気調和機１における冷房運転について説明する。図１における実線の矢印は、空気調和機１の冷房運転における冷媒の流れを示している。冷房運転において四方弁１２は、実線で示すように、圧縮機１１の吐出側と室外熱交換器１３とを連通させ、アキュムレータ２０とガス接続配管２とを連通させる。

そして、圧縮機１１より圧縮され吐出された高温高圧のガス冷媒は、四方弁１２を経由して、室外熱交換器１３に流入し、室外送風機１４により送風された室外空気により冷却されて凝縮される。凝縮した液冷媒は、室外膨張弁１５および液接続配管３を通過して、室内機３０へ送られる。室内機３０に流入した液冷媒は、室内膨張弁３３で減圧され、低圧低温の気液二相冷媒になり室内熱交換器３１に流入する。室内熱交換器３１において、気液二層液冷媒は、室内送風機３２によって送風される室内空気により加熱されて蒸発し、ガス冷媒となる。この際に、室内空気が冷媒の蒸発潜熱により冷却され、冷風が室内に送られる。その後、ガス冷媒は、ガス接続配管２を通って、室外機１０に戻される。

室外機１０に戻ったガス冷媒は、四方弁１２およびガス冷媒配管１７を通過し、アキュムレータ２０へと流入する。アキュムレータ２０で所定の冷媒かわき度に調整され、圧縮機吸入配管１６を介して圧縮機１１に吸入され、再度圧縮機１１で圧縮されることにより、一連の冷凍サイクルが形成される。

次に、空気調和機１における暖房運転について説明する。図１における点線の矢印は、空気調和機１００の暖房運転における冷媒の流れを示している。暖房運転において四方弁１２は、点線で示すように、圧縮機１１の吐出側とガス接続配管２とを連通させ、アキュムレータ２０と室外熱交換器１３とを連通させる。

そして、圧縮機１１より圧縮され吐出された高温高圧のガス冷媒は、ガス接続配管２および四方弁１２を通過して、室内機３０へ送られる。室内機３０に流入したガス冷媒は、室内熱交換器３１に流入し、室内送風機３２により送風された室内空気によって冷媒が冷却されて凝縮し、高圧の液冷媒となる。この際に、室内空気は冷媒によって加熱され、温風が室内に送られる。その後、液化した冷媒は、室内膨張弁３３および液接続配管３を通過して、室外機１０へと戻される。

室外機１０へ戻った液冷媒は、室外膨張弁１５で所定量減圧されて、低温の気液二相状態となり、室外熱交換器１３に流入する。室外熱交換器１３に流入した冷媒は、室外送風機１４により送風された室外空気と熱交換し、低圧のガス冷媒となる。室外熱交換器１３から流出したガス冷媒は、四方弁１２およびガス冷媒配管１７を通って、アキュムレータ２０に流入し、アキュムレータ２０で所定の冷媒かわき度に調整され、圧縮機１１に吸入され、再度圧縮機１１圧縮されることにより一連の冷凍サイクルが形成される。

次に、本実施の形態の空気調和機１のアキュムレータ２０の構造および動作について、図２を参照して説明する。図２は、第１の実施の形態におけるアキュムレータ２０の内部構造を示す図である。

図２に示すように、アキュムレータ２０は、本体部２１と、入口配管２２と、Ｕ字管２３とを備える。本体部２１は、有蓋有底円筒状であり、液冷媒を含む液Ｆを貯留可能に構成される。例えば、定格冷房能力が１４ｋＷの場合では、本体部２１の円筒部の径が約１０ｃｍ、本体部２１の高さが約５５ｃｍであるアキュムレータ２０が使用される。入口配管２２は、冷媒を流入させるための配管であり、一端部がガス冷媒配管１７に接続され、他端部が本体部２１内の上部において水平方向に向かって開口している。Ｕ字管２３は、冷媒を圧縮機１１へ流出させるための配管であり、略Ｕ字状をなし、一端部が圧縮機吸入配管１６に接続され、他端部が本体部２１内の上部において上方に向かって開口している。なお、Ｕ字管２３は供給配管に相当する。

Ｕ字管２３の下部（曲管部）には、第１の導入穴に相当する返油穴２３ａが形成されている。また、Ｕ字管２３の圧縮機吸入配管１６側の上部には均圧穴２３ｂが形成されている。均圧穴２３ｂは、液面高さｈＬ（返油穴２３ａの中心部から液面ＦＬまでの高さ）が高い状態において、圧縮機１１が起動された際に、アキュムレータ２０の上部空間にあるガス冷媒を吸い込んで、圧縮機１１の吸入乾き度を高くし、圧縮機１１が液圧縮で損傷するのを防止する。

アキュムレータ２０へ流入する冷媒が気液二相状態の場合には、本体部２１に流入した冷媒は一旦、気液の密度差によって気液分離され、アキュムレータ２０の下部には液、上部にはガス冷媒が溜められる。その後、アキュムレータ２０の上部に溜められたガス冷媒は、Ｕ字管２３の開口部（他端部）と均圧穴２３ｂから吸入され、下部に溜められる液は返油穴２３ａから吸い上げられる。

ここで、返油穴２３ａより吸い込まれる液冷媒の循環量（質量流量）ＧＬ［ｋｇ／ｓ］は、返油穴２３ａ近傍におけるＵ字管２３の内部とＵ字管２３の外部（開口部）との差圧をΔＰｏ［Ｐａ］、返油穴２３ａの内径をＤｏ[ｍ]として以下の数式１のように表される。
［数式１］

ここで、ａは流量係数を表し、返油穴２３ａの穴径が小さいほど小さくなる特性を有しているが、ここではその特性を省略してａ＝ｆ（Ｄｏ）と表記しており、ａ＝ｆ（Ｄｏ）とは、ａがＤｏの関数であることを示している。

また、返油穴２３ａ近傍におけるＵ字管２３の内部とＵ字管２３の外部との差圧をΔＰｏは、Ｕ字管２３内のガス冷媒の流速Ｕ［ｍ／ｓ］および、ガス冷媒密度ρ［ｋｇ／ｍ^３］、液面高さｈＬ［ｍ］などを用いて以下の数式２のように表される。
［数式２］
ΔＰｏ＝（１＋ζ＋λ×Ｌｏ／Ｄｕ）Ｕ^２×ρ／２＋ρＬ×ｇ×ｈＬ
ここで、ζはＵ字管２３の入口部の縮流損失係数、λは管摩擦係数、Ｌｏ［ｍ］はＵ字管入口から返油穴２３ａまでの相当長、Ｄｕ［ｍ］はＵ字管２３の内径、ρＬ［ｋｇ／ｍ^３］は液密度、ｇ［ｍ／ｓ^２］は重力加速度である。

数式２によれば、ΔＰｏは、Ｕ字管２３の内径Ｄｕが大きいほど小さくなり、液面高さｈＬが低いほど小さくなることが分かる。更に数式２を数式１に代入すると、返油穴２３ａの内径Ｄｏが小さい、またはＵ字管の内径Ｄｕが大きい、または液面高さｈＬが低いほど、返油穴２３ａから吸い込まれる液冷媒量ＧＬは少なくなる。その結果、冷媒の圧縮機１１における吸入乾き度Ｘｓが高くなることが分かる。

また、Ｕ字管２３の内径Ｄｕは小さいほど、乾き度が小さくなる一方、Ｕ字管２３内の圧力損失は増大する。そして、本実施の形態では、Ｕ字管２３の内径Ｄｕは、定格冷房能力Ｑ［ｋＷ］との関係において、図３の直線Ｌ１と直線Ｌ２との間の範囲Ｒ１、すなわち数式３を満たす範囲に設定されている。
［数式３］
０．７×１０^−３×Ｑ≦Ｄｕ≦１．６×１０^−３×Ｑ

図３のＬ１は、Ｄｕ＝０．７×１０^−３×Ｑに対応し、Ｌ２は、Ｄｕ＝１．６×１０^−３×Ｑに対応している。Ｕ字管２３の内径Ｄｕが、図３の直線Ｌ１よりも下側の値であるとＵ字管２３の圧力損失が増加し、消費電力の増加につながり、空気調和機１の成績係数（Ｃｏｅｆｆｉｃｉｅｎｔ ｏｆ Ｐｅｒｆｏｒｍａｎｃｅ：ＣＯＰ）が低下する。

例えば、空気調和機１の定格冷房能力Ｑが１４ｋＷの場合、Ｕ字管２３の内径ＤｕとＵ字管２３の圧力損失、成績係数との関係は、図４の曲線Ｃ、曲線Ｃａのようになる。曲線ＣａはＵ字管の内径Ｄｕが１．７×１０^−２ｍの成績係数を１００％としたときの成績係数の低下割合を示す。図４の曲線Ｃに示すように、Ｕ字管２３の内径Ｄｕが小さくなると圧力損失が大きくなる。アキュムレータ２０のＵ字管２３の圧力損失が増加すると、圧縮機１１の吸入側の冷媒圧力が低下する。このため、空気調和機１として一定の空調能力を発生させるためには、圧縮機１１の回転数の増加を必要とし、消費電力の増加につながり、空気調和機１の成績係数が曲線Ｃａのように低下する。実際の空気調和機１では、Ｕ字管２３の圧力損失が３５ｋＰａ以下であれば、成績係数の低下が１％以内となり許容可能な値となる。

図４において圧力損失が３５ｋＰａ以下となるのは、Ｕ字管２３の内径Ｄｕが９．８×１０^−３ｍ以上の場合である。そして、図３の直線Ｌ１上の点Ａ１において、定格冷房能力Ｑが１４ｋＷであり、Ｕ字管２３の内径Ｄｕが９．８×１０^−３ｍとなる。

一方、Ｕ字管２３の内径Ｄｕが、図３の直線Ｌ２よりも上側の値であるとアキュムレータ２０の寸法が大きくなる。具体的には、Ｕ字管２３の内径Ｄｕが大きいほど曲げ加工が可能な最小半径が大きくなるため、Ｕ字管２３を収納するアキュムレータ２０の本体部２１の胴径は大きくなり、室外機１０内への設置スペースの増大を招く。このため、室外機１０をコンパクトにすることができない。

なお、定格冷房能力Ｑが１４ｋＷのときに、Ｕ字管２３の内径Ｄｕが２．２４×１０^−２ｍより大きくなると、一般的に定格冷房能力Ｑが１４ｋＷで使用されるアキュムレータのサイズよりも大きくなってしまう。そして、図３の直線Ｌ２上の点Ａ２において、定格冷房能力Ｑが１４ｋＷであり、Ｕ字管２３の内径Ｄｕが２．２４×１０^−２ｍとなる。よって、定格冷房能力Ｑが１４ｋＷの空気調和機の場合には、Ｕ字管の内径Ｄｕは９．８×１０^−３〜２．２４×１０^−２ｍの範囲内で選択され、例えば、図３の点Ａ３である１．７０５×１０^−２ｍが選択される。

以上のように、Ｕ字管２３の内径Ｄｕを、定格冷房能力Ｑとの関係において、数式３を満たすように設定すれば、アキュムレータ２０の小型化を図ることができ、Ｒ３２からなる冷媒を圧縮機１１において適度な吸入乾き度にすることができる。

次に、図５を用いて、数式３を満たすＵ字管２３の返油穴２３ａの内径Ｄｏ［ｍ］について説明する。返油穴２３ａの内径Ｄｏの大きさは圧縮機１１の吸入乾き度に影響を及ぼす。まず、乾き度について詳細に説明する。吸入乾き度Ｘｓとは、冷媒の全循環量に占めるガス冷媒の質量流量割合であり、数式４で表される。
［数式４］
Ｘｓ＝１−ＧＬ／Ｇｒ
ここで、Ｇｒは冷媒の全質量流量［ｋｇ／ｓ］、ＧＬ［ｋｇ／ｓ］は液冷媒の質量流量であり、吸入乾き度Ｘの添え字ｓは圧縮機１１の吸入部を表している。

なお、アキュムレータ２０と圧縮機１１とを接続する圧縮機吸入配管１６が比較的短く、それらの間の圧力損失や、吸熱量などが少ない場合には、圧縮機１１の吸入乾き度Ｘｓは、アキュムレータ２０の出口での乾き度にほぼ等しくなる。したがって、アキュムレータ２０の出口側において乾き度が設定できれば、圧縮機１１の吸入乾き度を所望の値にコントロールすることは容易である。

そして、本実施の形態では、圧縮機１１の吸入乾き度が、０．８５より大きくなるように、返油穴２３ａの内径Ｄｏを設定している。具体的には、返油穴２３ａの内径Ｄｏは、アキュムレータの有効高さＨが０．５ｍより小さい場合、定格冷房能力Ｑとの関係において、下記の数式５から算出される値に対して、±１．０×１０^−３ｍを満たすように設定している。
［数式５］
Ｄｏ＝−１．７９×１０^−６×Ｑ^２＋１．０２×１０^−４×Ｑ＋１．２５×１０^−３
すなわち、返油穴２３ａの内径Ｄｏは、図５（ａ）における曲線Ｂ１と曲線Ｂ２との間の範囲Ｒ２内に入るように設定されている。なお、アキュムレータ２０の有効高さとは、図２に示すように返油穴２３ａの中心部からＵ字管２３の開口部までの高さである。

返油穴２３ａの内径Ｄｏが、曲線Ｂ１よりも大きくなると、吸入乾き度Ｘｓが０．８５よりも小さくなってしまう。一方、曲線Ｂ２よりも小さくなると、酸化スケールやスラッジなどのサイクル内に混入する異物により返油穴２３ａが閉塞してしまう。

図５における曲線Ｂ１は、Ｄｏ＝−１．７９×１０^−６×Ｑ^２＋１．０２×１０^−４×Ｑ＋２．２５×１０^−３に対応し、曲線Ｂ２は、Ｄｏ＝−１．７９×１０^−６×Ｑ^２＋１．０２×１０^−４×Ｑ＋０．２５×１０^−３に対応し、曲線Ｂ３は数式５に対応する。

また、返油穴２３ａの内径Ｄｏは、アキュムレータ２０の有効高さＨが０．５ｍ以上の場合、定格冷房能力Ｑとの関係において、数式５から算出される値に対して、＋０〜−１．０×１０^−３ｍを満たすように設定している。すなわち、返油穴２３ａの内径Ｄｏは、図５（ｂ）における曲線Ｂ２と曲線Ｂ３との間の範囲Ｒ３内に入るように設定されている。

返油穴２３ａの内径Ｄｏが、曲線Ｂ３よりも大きくなると、吸入乾き度Ｘｓが０．８５よりも低くなってしまう。一方、曲線Ｂ２よりも小さくなると、酸化スケールやスラッジなどのサイクル内に混入する異物により返油穴２３ａが閉塞してしまう。

アキュムレータ２０の有効高さＨに応じて、返油穴２３ａの内径Ｄｏの設定範囲を変更する理由を以下に示す。

アキュムレータ２０の有効高さＨが低い場合、すなわちアキュムレータ２０の有効高さＨが０．５ｍより小さい場合、想定される最大の液面ＦＬの高さが低い。よって、アキュムレータ２０内に溜まる液冷媒の絶対量が少なく、液面ＦＬの高さは低くなり、液冷媒の液ヘッド（液面と返油穴２３ａとの差）は小さくなる。したがって、返油穴２３ａの内径Ｄｏの範囲Ｒ２を広めに設定したとしても、吸入乾き度Ｘｓが０．８５より高くなることはない。

これに対し、アキュムレータ有効高さＨが高い場合、すなわちアキュムレータ２０の有効高さＨが０．５ｍ以上の場合、アキュムレータ２０に過渡的に多くの液冷媒が溜まることが想定される。そして、溜まった液冷媒の液ヘッドにより、有効高さＨが低い場合よりも多くの液冷媒が返油穴２３ａから吸い込まれる可能性がある。その結果、液戻り過多により、吸入乾き度が小さくなり、圧縮機１１の信頼性が低下する。これを防止するために、返油穴２３ａの内径Ｄｏの範囲Ｒ３を、アキュムレータ２０の有効高さＨが０．５ｍより小さい場合の範囲Ｒ２の返油穴２３ａの内径Ｄｏが小さい側に設定し、返油穴２３ａからの吸い込まれる液冷媒の量が過度に増加しないようにしている。

一例として、定格冷房能力が１４ｋＷである空気調和機１の場合について説明を行う。例えば、Ｕ字管の内径Ｄｕを数式３で算出される値は、Ｄｕ=９．８×１０^−３〜２．２４×１０^−２ｍであり、ここでは、図３の点Ａで示されるＤｕ＝１．７０５×１０^−２ｍに設定する。次に、返油穴径Ｄｏは数式５により算出され、０．００２３±０．００１ｍの範囲に設定すると良い。ここでは、Ｄｏ＝０．００２３［ｍ］に設定した場合を点Ｂで示している。

冷媒Ｒ３２のような吐出温度が上昇しやすい特性を有する冷媒を用いた場合、吐出温度を抑制するように室外膨張弁１５を制御すると、過剰な液戻りが生じやすい。しかし、上記のように、アキュムレータ２０のＵ字管２３の内径Ｄｕ、Ｄｏの寸法を設定することにより、圧縮機１１の吸入乾き度を確実に０．８５よりも高くすることができる。よって、暖房運転時の−２５℃という非常に低い外気温条件においても、液圧縮や冷凍機油の粘度の低下による圧縮機１１の摺動部の潤滑性悪化を防止することができ、圧縮機１１の信頼性を確保することができる。

図６は、空気調和機１の定格冷房能力が１４ｋＷの時の圧縮機１１の吸入乾き度Ｘｓと冷媒循環量Ｇｒとの関係を示している。なお、空気調和機１の圧縮機１１は、その回転数（周波数）を変更可能な可変速型圧縮機を用いた場合を示しており、圧縮機回転数Ｎ［ｓ^−１］が変化することで、横軸に示される冷媒循環量Ｇｒ［ｋｇ／ｓ］が変化する。縦軸にはアキュムレータ２０の特性（形状）から決定される吸入乾き度Ｘｓを示している。そして、冷媒循環量ＧｒのＧｒ１とＧｒ２との間の範囲Ｒ４が、空気調和機１の冷媒循環量の可変範囲である。すなわち、Ｇｒ１が、定格冷房能力が１４ｋＷである空気調和機１の冷媒循環量の下限値であり、Ｇｒ２がその上限値である。例えば、Ｇｒ１の値は、０．０１ｋｇ／ｓであり、Ｇｒ２の値は、０．０６ｋｇ／ｓである。

図６において、実線で示す曲線Ｃ１は、定格冷房能力が１４ｋＷであって、Ｄｕ＝０．０１７０５ｍ、Ｄｏ＝０．００２３ｍ、液面高さｈＬ＝０．０５ｍの場合の圧縮機１１の吸入乾き度Ｘｓの特性を示している。図６に示すように、本実施の形態のアキュムレータ２０を備える空気調和機１においては、空気調和機１の運転範囲（冷媒循環量の可変範囲）の全領域で吸入乾き度を０．８５より大きくすることができる。

一方、図６において、破線で示す曲線Ｃ２は、定格冷房能力が１４ｋＷであって、Ｄｕ＝０．０１７０５ｍ、Ｄｏ＝０．００３５ｍ、液面高さｈＬ＝０．０５ｍの場合の圧縮機１１の吸入乾き度Ｘｓの特性を示している。よって、曲線Ｃ２における返油穴２３ａの内径Ｄｏは、本実施の形態の内径Ｄｏの範囲外に設定されている。

図６に示すように、曲線Ｃ２の特性では、冷媒循環量が少ない領域で吸入乾き度が０．８５以下になっている。つまり、曲線Ｃ２の特性においては圧縮機１１の信頼性の悪化につながる過剰な液戻り運転が生じることになる。

以上のように、本実施の形態におけるアキュムレータ２０の寸法に設定することによって、空気調和機１の冷媒循環量の可変範囲内において圧縮機１１の吸入乾き度Ｘｓを０．８５より大きくすることができる。その結果、圧縮機１１への過度な液戻りを抑えて、確実に圧縮機１１の信頼性低下を防止できる。

なお、定格冷房能力Ｑの範囲が７．１〜３０．０ｋＷである場合には、特に吸入乾き度を０．８５より大きく設定する効果が顕著である。その理由は、７．１〜３０．０ｋＷの定格冷房能力の空気調和機１においては、室内機３０の接続台数が多く、接続配管の長さも長くなる傾向があるため、室内機３０の稼働台数の増減が生じた際にアキュムレータ２０に過渡的に貯留される余剰冷媒の量が多くなるためである。すなわち、アキュムレータ２０において適正な乾き度に設定しなければ、過剰な液戻りが生じて圧縮機１１の損傷が生じ易くなる。

また、定格冷房能力Ｑが７．１ｋＷより小さい定格冷房能力の空気調和機においては、配管長が短く、封入冷媒量が少ないため、余剰冷媒が生じにくく、アキュムレータに溜まる冷媒量が極めて少ないため、液戻りによる信頼性悪化が生じにくい。

一方、３０．０ｋＷ以上の定格冷房能力Ｑを有する比較的大型の空気調和機においては、一般的に室外機の筐体寸法に余裕のある、いわゆるビル用マルチ型の形態を使用することが多く、アキュムレータだけでなく、高圧の液冷媒を保有するレシーバや、その他付属のバイパス回路等により、余剰冷媒量のコントロールが行ないやすいため、圧縮機への液戻りが容易に調整できるためである。

次に、本発明の第２の実施の形態における空気調和機について、図面に基づいて説明する。本実施の形態の空気調和機と、第１の実施の形態の空気調和機１とでは、アキュムレータのみが異なるので、アキュムレータについてのみ説明する。図７は、本実施の形態におけるアキュムレータ４０を示している。また、第１の実施の形態と同一の部材については同一の参照番号を付して説明を省略し、異なる部分についてのみ説明する。

アキュムレータ４０のＵ字管２３には、第２の導入穴に相当する上側返油穴２３ｃが形成されている。上側返油穴２３ｃは、冷媒の流れる方向において、返油穴２３ｂの下流側に形成され、返油穴２３ａと均圧穴２３ｂとの間に位置している。よって、上側返油穴２３ｃは返油穴２３ａよりも高い位置ｈｏ［ｍ］に設置されており、液面高さｈＬ［ｍ］が上側返油穴２３ｃまで達した場合に、アキュムレータ４０から液を多く流出させる、つまり乾き度を小さくする機能がある。

次に、本実施の形態における空気調和機の除霜運転について説明する。第１の実施の形態において説明したように、空気調和機１は、冷房運転および暖房運転を行い、その運転動作の切り替えは四方弁１２による冷媒の流れる方向の切り替えにより行われる。

空気調和機において、暖房運転時に外気温度が所定温度以下になった場合には、蒸発器として作用している室外熱交換器１３の表面には霜が付着することがある。このようなときに暖房運転が所定時間継続されると、霜により風路が閉塞されて風量が次第に低下し、暖房能力が低下する。

そのため、一定の着霜量となった時点にて、室外熱交換器１３に付着した霜を融解させる、いわゆる除霜運転が行われる。ここでは、暖房運転時の冷媒のサイクルと逆となる逆サイクル（冷房サイクル）除霜運転での除霜について説明する。

除霜運転時には、室外送風機１４は停止し、外気への放熱を避け、霜の融解に利用される熱量を確保する。また、室内送風機３２も停止し、室内機３０の吹出口から冷風が吹き出して室内にいる人へ不快感を与えることを防止する。

除霜運転中の冷媒循環は冷房運転時の冷媒循環と同一方向であり、四方弁１２は冷房モードに切り替えられる。すなわち、除霜運転中、冷媒は図１の実線の矢印で示す方向に沿って流れる。このため、圧縮機１１から圧縮された高温高圧のガス冷媒は、四方弁１２を経由し、室外熱交換器１３へ流入する。室内熱交換器１３へ流入した高温高圧のガス冷媒は、室外熱交換器１３に付着する霜を冷媒の凝縮熱により加熱して融解する。

室外熱交換器１３にて霜の融解に使用され比エンタルピが小さくなった冷媒は、室外膨張弁１５および液接続配管３を通過して、室内機３０へ送られる。室内機３０に流入した液冷媒は、室内膨張弁３３にて所定量減圧され、送風をされていない室内熱交換器３１を通過する際に暖房時に暖められていた熱交換器の熱容量を消費して加熱され、ガス接続配管２を通って、室外機１０へと戻される。

室外機１０に戻った冷媒は、四方弁１２およびガス冷媒配管１７を通過し、アキュムレータ２０へ流入する。冷媒が気液二相状態であれば、アキュムレータ２０の下部に液冷媒を分離して貯留し、乾き度を所定値に調整した上で圧縮機１１へと戻されて再度圧縮され、一連の冷凍サイクルが形成される。

上記のように除霜運転時には、空気調和機は暖房運転とは逆サイクル（冷房サイクル）で動作する。よって、室内熱交換器３１は、蒸発器として機能する。そして、室内熱交換器３１に対する送風が止められているので、暖房運転時に室内熱交換器３１に貯められていた熱容量が、次第に消費される。その結果、蒸発器として機能する室内熱交換器３１における冷媒の蒸発が不十分となり、アキュムレータ４０に乾き度の小さい冷媒、つまり液冷媒が多く流入する。

このため、暖房運転時に溜まった液に加え、除霜運転時に液が流入するので、アキュムレータ４０の下部には液が多く溜まり、液面高さｈＬが上昇する。液面高さｈＬが、上側返油穴２３ｃの位置よりも上昇した際には、返油穴２３ａからの液流量に加えて、上側返油穴２３ｃからの液流量が加わり、アキュムレータ４０から流出する乾き度は低下する。

次に、上側返油穴２３ｃの高さｈｏ［ｍ］の位置について説明する。なお、上側返油穴２３ｃの高さｈｏは、返油穴２３ａの中心部から上側返油穴２３ｃの中央部までの高さに相当する。

除霜運転時にアキュムレータ４０に貯留される液Ｆの質量ＷｒａＤ［ｋｇ］は、数式６で表される。
［数式６］
０．４Ｗｒｔ≦ＷｒａＤ≦０．４５Ｗｒｔ
ここで、Ｗｒｔ［ｋｇ］は、全冷媒封入量である。

すなわち、数式６に示すように、除霜運転時には、全冷媒封入量の４０〜４５％の冷媒がアキュムレータ４０に貯留される。また、暖房運転時にアキュムレータ４０に貯留される液Ｆの質量ＷｒａＨ［ｋｇ］は、数式１および数式２により、液面高さｈＬを算出することにより求めることができる。

そして、上側返油穴２３ｃの高さｈｏは、以下の数式７を満たす範囲に設定される。
［数式７］
ＷｒａＨ／（ρＬ・Ａ）＜ｈｏ＜（ＷｒａＨ＋ＷｒａＤ）／（ρＬ・Ａ）
ここで、ρＬは液密度［ｋｇ／ｍ^２］、Ａ［ｍ^２］はアキュムレータ４０の本体部２１の円筒部の水平断面積（横断面積）を示す。

数式７に示すように、上側返油穴２３ｃは、暖房運転時に溜まる液の液面ＦＬより高い位置であって、暖房運転時に溜まった液に加えさらに除霜運転時に溜まる液の液面ＦＬよりも低い位置に形成される。

このような位置に上側返油穴２３ｃを形成することにより、除霜運転時に圧縮機１１の吸入乾き度Ｘｓを０．５８≦Ｘｓ≦０．６５となるようにしている。図８に液面高さｈＬと吸入乾き度Ｘｓとの関係を示している。図８に示すように、液面高さｈＬが、上側返油穴２３ｃの高さｈｏよりも低い位置にある場合には、吸入乾き度Ｘｓは０．８５よりも高いが、液面高さｈＬが上側返油穴２３ｃの高さｈｏよりも高くなると、図８の実線Ｓで示すように、吸入乾き度Ｘｓは０．６５よりも低くなる。なお、上側返油穴２３ｃがない場合には、図８の点線Ｄで示すように、液面高さｈＬが上側返油穴２３ｃの高さｈｏより高くなっても、吸入乾き度Ｘｓは０．８５よりも高いままである。

図９は、空気調和機１におけるモリエル線図（Ｐ−ｈ線図）を示しており、（ａ）は圧縮機１１の吸入側の乾き度を比較的低くした場合（Ｘｓ＝０．６５）、（ｂ）は圧縮機１１の吸入側の乾き度を比較的高くした場合（Ｘｓ＝０．９）を示している。なお、図９（ａ）は、空気調和機１の除霜運転時におけるモリエル線図を示しており、図９（ｂ）は空気調和機１の除霜運転前の暖房運転時におけるモリエル線図を示している。

図中の状態１ａ、１ｂは圧縮機１１の入口での状態、状態２ａ、２ｂは圧縮機１１の出口での状態、状態２ａ’、２ｂ’は、圧縮機１１の圧縮過程にて、圧縮機１１の動力分のみを考慮した出口側の比エンタルピを示したものである。つまり、圧縮機１１内部での熱影響を考慮しない圧縮機１１の吐出状態である。さらに、状態３ａ、３ｂは室外熱交換器１３の出口、状態４ａ、４ｂは室内熱交換器３１の入口の状態を表す。曲線ＴａおよびＴｂは、各図における圧縮機吐出温度の等温線である。

また、曲線Ｃ６５（図９（ａ））およびＣ９０（図９（ｂ））は、それぞれ乾き度０．６５および０．９０の等乾き度線を表している。

状態２ａ→３ａおよび状態２ｂ→３ｂの比エンタルピ変化Δｈ２３ａおよびΔｈ２３ｂは、室外熱交換器１３のおける放熱、つまり除霜に利用される熱量を示している。さらに、状態４ａ→１ａおよび状態４ｂ→１ｂの比エンタルピの変化は、室内熱交換器３１およびガス接続配管２からの吸熱量を示している。

図９（ａ）の吸入乾き度の低い（Ｘ＝０．６５）場合のくみ上げ側吸熱量に相当する比エンタルピ差Δｈ４１と、図９（ｂ）の吸入乾き度の高い（Ｘｓ＝０．９）場合の比エンタルピ差Δｈ４１とは等しい。つまり、ここでの吸熱量は暖房運転時に暖められた室内熱交換器３１およびガス接続配管２の熱容量に依存するため、暖房運転時の吐出温度や運転圧力等が同等であれば吸熱量も等しくなるためである。

また、図９（ａ）の状態１ａ→２ａは、圧縮機１１の入口および出口における比エンタルピ変化を示している。圧縮機１１での圧縮過程において、圧縮機１１の動力分のみでは、状態１ａ→２ａ’となる。しかし、図９（ａ）の状態１ａでは吸入乾き度Ｘｓが０．６５であるため、気液二層状態をより長い時間経ることとなる。このため、暖房運転時に高温で運転されていた圧縮機１１の熱容量より多く吸熱することができ、比エンタルピの変化は状態１ａ→２ａとなる。このように、吸入乾き度Ｘｓが０．６５では、圧縮機１１での圧縮過程における状態１ａ→２ａの比エンタルピ変化を、状態１ａ→２ａ’の圧縮機１１の動力分のみによる比エンタルピ変化と比較して大きくすることができる。

これに対し、図９（ｂ）の圧縮機１１での圧縮過程における状態１ｂ→２ｂの比エンタルピ変化は、状態１ｂ→２ｂ’の圧縮機１１の動力分のみによる比エンタルピ変化と比較して、あまり大きくならない。これは、図９（ｂ）の状態１ｂでは吸入乾き度Ｘｓが０．９と比較的大きな値であるため、冷媒がすぐにガス状態となり、圧縮機１１の熱容量をそれほど吸熱できないからである。

その結果、吸入乾き度Ｘｓが０．６５の場合の、除霜に利用される加熱量に相当する比エンタルピ差Δｈ２３ａは、吸入乾き度Ｘｓが０．９の場合の比エンタルピ差Δｈ２３ｂに比べて大きくすることができる。よって、除霜運転時に吸入乾き度Ｘｓを０．６５にすれば、室外熱交換器１３に付着した霜を効率的に融解することができる。すなわち、除霜運転で圧縮機１１の吸入乾き度Ｘｓを低く設定すれば、除霜運転を効率的に行なえることにつながる。

次に、本実施の形態において、除霜運転時に圧縮機１１の吸入乾き度Ｘｓを０．５８以上かつ０．６５以下となるようにした理由について説明する。

図１０は、空気調和機１の除霜運転時の吸入乾き度Ｘｓ（横軸）と除霜時間（縦軸）との関係を示している。図１０に示すように、吸入乾き度Ｘｓが低くなると除霜時間が短くなる。なお、除霜時間は、暖房運転の停止時間に相当する。

そして、吸入乾き度Ｘｓが０．６５では、除霜時間は約３分１５秒であり、これ以上暖房の停止時間が長くなると、室温が下がるため、在室者が不快を感じる可能性が高くなる。よって、本実施の形態では、吸入乾き度Ｘｓを０．６５以下とし、空気調和機１の快適な運転を確保している。

また、吸入乾き度Ｘｓが０．５８より低くなると、除霜運転時に液戻り運転となり、圧縮機１１内の異常な圧力上昇や潤滑不良により摺動部摩耗が発生し、圧縮機１１の信頼性を確保することができない。すなわち、吸入乾き度Ｘｓが０．５８よりも低い場合には、吸入冷媒に含まれる液冷媒量が多くなり急激な圧力上昇が生じやすくなる。さらに、吐出温度の上昇に伴い、冷凍機油の粘度が低下し圧縮機１１の摺動部の潤滑が低下し、かじりや摩耗といった圧縮機１１の信頼性が極端に低下する。

したがって、除霜時間を短縮し、且つ圧縮機１１の信頼性を担保するために、圧縮機１１の吸入乾き度Ｘｓを除霜運転時には０．５８以上かつ０．６５以下になるようにし、空気調和機１の信頼性を確保している。

また、本実施の形態では、圧縮機１１として高圧チャンバ方式のスクロール型の圧縮機を用いている。図１１は、スクロール型の圧縮機１１の内部構造を示す図である。図１１に示すように、スクロール型の圧縮機１１は、吸入パイプ１０１と吐出パイプ１０２とが設けられた圧力容器１０３を備える。圧力容器１０３により吐出圧室１０３ａが形成される。圧力容器１０３内には、電動機１０４と圧縮機構部１０５とが収容され、下部には冷凍機油が貯留されている。

圧縮機構１０５は、渦巻状のガス通路を有する固定スクロール１０６と、渦巻状ラップ１０７を有する旋回スクロール１０８とを備える。旋回スクロール１０７は、固定スクロール１０６に対して相対的に移動可能に配置され、固定スクロール１０６と旋回スクロール１０７とが互いにかみ合わさることにより圧縮室１０９が形成される。旋回スクロール１０７は、その自転を阻止しながら、公転運動させるオルダムリングに連結されるとともに、電動機１０４により回転駆動されるクランク軸１１０の偏心部分１１１に連結される。また、固定スクロール１０６には吐出口１０６ａが形成されている。

電動機１０４の駆動により、クランク軸１１０を回転させ、旋回スクロール１０８を旋回させながら、吸入パイプ１０１から吸込んだ冷媒を圧縮室１０９に導入し、順次圧縮する。圧縮された冷媒は、固定スクロール１０６の吐出口１０６ａから吐出圧室１０３ａに排出される。

このように、スクロール型の圧縮機１１では、冷媒が吐出されるまでに、圧縮機１１が数回回転するように構成されている。よって、圧縮室１０９内での冷媒の滞在時間を長く、冷媒が接する圧縮室１０９の表面積が大きい。

このため１回転で圧縮工程が完了するロータリ型やレシプロ型といった他の方式の圧縮機よりも圧縮過程における冷媒の圧縮室１０９での滞在時間が長く、圧縮途中の冷媒が接している圧縮室１０９の表面積も広いため、除霜運転時において圧縮機１１内部での高温部からの吸熱量を増大させることができる。

また、本実施の形態の圧縮機１１は、高圧チャンバ方式の圧縮機であるので、冷凍サイクルが通常運転時に、吐出ガスによって他の方式の圧縮機に比べ、多くの熱量を蓄えることができる。したがって、圧縮機１１として高圧チャンバ方式の圧縮機を用いることにより、除霜運転時に利用できる圧縮機１１の熱容量が大きくなり、除霜に利用する加熱量を増加させることができる。

また、除霜運転時に吸入乾き度の比較的小さな冷媒（気液二相状態の冷媒）を吸入した場合であっても、圧縮機１１の熱容量が大きいので、全ての冷媒をガス冷媒にすることができる。その結果、液圧縮のリスクを減らせるとともに、湿り運転による油の希釈から生じる潤滑性悪化を緩和する効果が得られるため、除霜運転時の圧縮機１１へのダメージを回避することが可能である。

次に、本発明の第３の実施の形態における空気調和機について、図面に基づいて説明する。本実施の形態の空気調和機と、第１の実施の形態の空気調和機１とでは、アキュムレータのみが異なるので、アキュムレータについてのみ説明する。図１２は、本実施の形態におけるアキュムレータ５０を示している。また、第１の実施の形態と同一の部材については同一の参照番号を付して説明を省略し、異なる部分についてのみ説明する。

図１２に示すように、Ｕ字管２３の出口側には、開閉弁２４を有する液バイパス回路２５が接続されている。液バイパス回路２５の下部は、液面ＦＬより下側に位置している。そして、開閉弁２４を開状態にすることにより、液バイパス回路２５の下端から液を導入し、アキュムレータ５０の流出側に導き、吸入乾き度を低下させる。

つまり、本実施の形態では、冷房・暖房運転時においては、開閉弁２４を閉状態にして、吸入乾き度Ｘｓを０．８５より高く保ち、除霜運転時においては、開閉弁２４を閉状態にして、液をＵ字管２３に導入し、冷媒の吸入乾き度Ｘｓを０．５８以上かつ０．６５以下となるようにしている。なお、液の流出量、つまり乾き度の低下量（吸入乾き度）は、Ｕ字管２３の圧力損失による差圧ΔＰｕ［Ｐａ］と、液面とのヘッド差ｈＬｂ［ｍ］、および液バイパス回路２５の圧力損失に依存する。よって、除霜運転時の液面上昇を考慮して、除霜運転時の吸入乾き度が０．５８以上かつ０．６５以下になるように液バイパス回路２５の寸法が設定される。

図１３は、圧縮機１１の吸入乾き度Ｘｓと冷媒循環量Ｇｒとの関係を示している。冷媒循環量ＧｒのＧｒ３とＧｒ４との間の範囲Ｒ５が、空気調和機の除霜運転時の冷媒循環量の可変範囲である。開閉弁２４を開状態にした時には、図１３の実線Ｓで示すように、吸入乾き度Ｘｓが０．５８以上かつ０．６５以下に低下する。一方、開閉弁２４を閉状態にした時には、図１３の点線Ｃで示すように吸入乾き度Ｘｓは、０．８５よりも高くなる。

すなわち、除霜運転時には、開閉弁２４を開状態にして吸入乾き度Ｘｓを０．５８以上かつ０．６５以下とすることができ、暖房運転時には、開閉弁２４を閉状態にして吸入乾き度Ｘｓを０．８５よりも高くすることができる。このような構成によれば、任意のタイミングにて吸入乾き度Ｘｓの設定を変更することが可能となり、運転状態に応じた最適な吸入乾き度の制御が実施され、圧縮機１１の信頼性をより高めることが可能となる。

なお、上述した本発明の実施形態および実施例は、本発明の説明のための例示であり、本発明の範囲をそれらの実施形態あるいは実施例のみに限定する趣旨ではない。当業者は、本発明の要旨を逸脱することなしに、他の様々な態様で本発明を実施することができる。

例えば、第３の実施の形態のアキュムレータ５０の変形例として、図１４に示すアキュムレータ６０のように、開閉弁２６を有する液バイパス回路２７の一端部を本体部２１の下部に貫通させ、他端部をＵ字管２３の出口側に接続するようにしても良い。そして、開閉弁２６を開閉することにより、吸入乾き度Ｘｓを制御するようにしても良い。

かかる構成によれば、第３の実施の形態のアキュムレータ５０よりも、液ヘッド差ｈＬｂ［ｍ］の違いにより液バイパス量を多くすることができる。これにより、より広い運転範囲で吸入乾き度の調整を行なうことが可能になる。

１：空気調和機、１１：圧縮機、２０、４０、５０：アキュムレータ、２３：Ｕ字管、２３ａ：返油穴、２３ｃ：上側返油穴、２４、２６：開閉弁、２５、２７：液バイパス回路

Claims (8)

1. 冷媒としてＲ３２を７０重量％以上含む冷媒を用い、ガス冷媒を吐出する圧縮機と、冷媒を開口部から吸入して前記圧縮機に供給する供給配管を有するアキュムレータとを備える空気調和機であって、
   定格冷房能力をＱ［ｋＷ］としたときに、前記供給配管の内径Ｄｕ［ｍ］が、
   ０．７×１０^−３×Ｑ≦Ｄｕ≦１．６×１０^−３×Ｑ
   の範囲内に設定され、
   前記供給配管には、前記アキュムレータに溜められた液冷媒を含む液を前記供給配管内に導入する第１の導入穴が形成され、
   前記第１の導入穴から前記開口部までの高さを前記アキュムレータの有効高さＨ［ｍ］とし、前記有効高さＨが０．５ｍより小さい場合、前記第１の導入穴の内径Ｄｏ［ｍ］が、
   Ｄｏ＝−１．７９×１０^−６×Ｑ^２＋１．０２×１０^−４×Ｑ＋１．２５×１０^−３
   で算出される値に対して±１．０×１０^−３ｍの範囲内に設定されている空気調和機。
2. 冷媒としてＲ３２を７０重量％以上含む冷媒を用い、ガス冷媒を吐出する圧縮機と、冷媒を開口部から吸入して前記圧縮機に供給する供給配管を有するアキュムレータとを備える空気調和機であって、
   定格冷房能力をＱ［ｋＷ］としたときに、前記供給配管の内径Ｄｕ［ｍ］が、
   ０．７×１０^−３×Ｑ≦Ｄｕ≦１．６×１０^−３×Ｑ
   の範囲内に設定され、
   前記供給配管には、前記アキュムレータに溜められた液冷媒を含む液を前記供給配管内に導入する第１の導入穴が形成され、
   前記第１の導入穴から前記開口部までの高さを前記アキュムレータの有効高さＨ［ｍ］とし、前記有効高さＨが０．５ｍ以上の場合、前記第１の導入穴の内径Ｄｏ［ｍ］が、
   Ｄｏ＝−１．７９×１０^−６×Ｑ^２＋１．０２×１０^−４×Ｑ＋１．２５×１０^−３
   で算出される値に対して＋０〜−１．０×１０^−３ｍの範囲内に設定されている空気調和機。
3. 前記圧縮機の吸入乾き度が０．８５より高い請求項１に記載の空気調和機。
4. 前記供給配管には、前記第１の導入穴よりも上側の位置に第２の導入穴が形成され、
   前記アキュムレータ内の前記液の液面高さが、前記第２の導入穴の位置に達した状態において、前記圧縮機の吸入乾き度が、０．５８以上かつ０．６５以下となる請求項２に記載の空気調和機。
5. 暖房運転時に前記アキュムレータに溜まる前記液の質量をＷｒａＨ［ｋｇ］、
   除霜運転時に 前記暖房運転時に溜まった前記液に加え、さらに前記アキュムレータに溜まる液の質量をＷｒａＤ［ｋｇ］、
   前記液の密度をρＬ［ｋｇ／ｍ^３］、
   前記アキュムレータの横断面積をＡ[ｍ^２]とした場合、
   前記第１の導入穴から前記第２の導入穴までの高さｈｏ[ｍ]は、
   ＷｒａＨ／（ρＬ・Ａ）＜ｈｏ＜（ＷｒａＨ＋ＷｒａＤ）／（ρＬ・Ａ）
   に設定される請求項４に記載の空気調和機。
6. 開閉弁を有し、前記アキュムレータ内の前記液を導入して前記供給配管の出口側に導くバイパス回路を更に備え、
   前記開閉弁を開状態にすることにより、前記圧縮機の吸入乾き度を、０．５８以上かつ０．６５以下にする請求項１乃至請求項３のいずれか一項に記載の空気調和機。
7. 前記圧縮機は、高圧チャンバ方式の圧縮機である請求項１乃至請求項６のいずれか一項に記載の空気調和機。
8. 定格冷房能力が７．１ｋＷ〜３０．０ｋＷである請求項１乃至請求項７のいずれか一項に記載の空気調和機。
   
   
   

Images