JP6266942B2 - 空気調和機 - Google Patents

Description

本発明は、空気調和機に関する。

空気調和機には、圧縮機と、膨張機構として膨張弁が設けられている。圧縮機の吐出温度は、膨張弁の開度を調整することで、予め定められた目標温度となるように制御される。空気調和機の運転効率がピークとなる圧縮機の吐出温度は、圧縮機の回転数にとって異なる。

特許文献１には、圧縮機の各周波数帯に対する最適弁開度、最適吐出温度を制御部に予め記憶させておき、圧縮機の周波数が変化すれば、変化後の周波数に対応した最適弁開度を制御部で選択し、選択値に応じた弁開度指令信号を制御部から出力して弁駆動部を介して電子制御式膨張弁の開度を目標値と一致するように制御する空気調和機が記載されている。

特開２００５−６９６８３号公報

特許文献１に記載の空気調和機は、圧縮機の回転数（周波数）に対して吐出温度目標値は傾きが１つであり、圧縮機の回転数が高速域であるか低速域であるかに係らず、回転数の違いによる吐出温度の変化の感度は同じである。

図２に示すように、圧縮機の各回転数における最適な吐出温度、すなわち最も効率よく運転できる理想的な吐出温度目標値（以下「理想Ｔｄ」という。）と、圧縮機の吐出温度の目標値（以下「目標Ｔｄ」という。）との差Ｔａは低速域から高速域にわたって小さい。そのため、Ｒ４１０Ａを冷媒として採用した場合、回転数の違いによる吐出温度の変化の感度は同じであっても、圧縮機の回転数を理想Ｔｄに近い値にすることができる。

しかしながら、図２に示すように、Ｒ３２を冷媒として採用した場合、Ｒ４１０Ａに比べて、理想Ｔｄと目標Ｔｄとの差Ｔｂが大きくなる。そのため、回転数の違いによる吐出温度の変化の感度は同じである場合、圧縮機の回転数を理想Ｔｄに近い値にすることができない領域が存在する。

つまり、Ｒ３２を冷媒として採用する場合、Ｒ４１０Ａに比べて、理想Ｔｄと目標Ｔｄとの差が大きくなり、Ｒ４１０Ａを使用している装置について、冷媒をＲ３２に入れ換えただけでは、性能が低下し、又、制御不安定を引き起こすおそれがある。

本発明は、制御不安定を回避しつつ、省エネルギーを実現できる空気調和機を提供することを目的とする。

本発明の空気調和機は、圧縮機、室内熱交換器、膨張機構及び室外熱交換器を有する冷凍サイクルと、前記圧縮機の回転数に応じて前記圧縮機の吐出温度が変化し、前記圧縮機の回転数が所定の回転数より小さい場合における前記圧縮機の回転数の変化に対する前記圧縮機の吐出温度の変化幅を、前記圧縮機の回転数が前記所定の回転数より大きい場合における前記圧縮機の回転数の変化に対する前記圧縮機の吐出温度の変化幅より大きくする第１制御手段とを備え、Ｒ３２単体又はＲ３２が５０重量％を越える混合冷媒が用いられ、前記圧縮機の回転数が所定の回転数より小さいとき、前記圧縮機が二相状態の冷媒を吸入して圧縮する。

本発明によれば、制御不安定を回避しつつ、省エネルギーを実現できる空気調和機を提供ことができる。

第１実施形態に係る空気調和機の冷媒回路構成図である。 圧縮機の回転数に対する理想Ｔｄと目標Ｔｄを示すグラフである。 第１実施形態に係る圧縮機の回転数に対する理想Ｔｄと目標Ｔｄを示すグラフである。 第２実施形態に係る圧縮機の回転数に対する理想Ｔｄと目標Ｔｄを示すグラフである。 他の実施形態に係る圧縮機の回転数に対する理想Ｔｄと目標Ｔｄを示すグラフである。 他の実施形態に係る圧縮機の回転数に対する理想Ｔｄと目標Ｔｄを示すグラフである。

以下、本発明の実施形態について添付図面を参照して説明する。なお、各図において共通する部分には同一の符号を付し、重複した説明を省略する。
（第１実施形態）
第１実施形態の空気調和機１の構成、機能および動作に関する概要について、説明する。図１は、第１実施形態の空気調和機１を構成する各構成要素とそれらの接続関係を表す基本構成図である。

空気調和機１は、圧縮機２、流路切換弁（例えば四方弁）３、室外熱交換器４、膨張弁５、室内熱交換器６、サクションタンク７を環状に接続した回路１０で構成される。また、空気調和機１を制御するため、制御部５０とサーミスタなどの温度検出手段５１を備えている。

温度検出手段５１は圧縮機２の吐出温度を検知するため、圧縮機２の上部に設置されている。なお、温度検出手段５１を圧縮機２の吐出配管に設置してもよい。

空気調和機１の各機器の動作について図１を用いて説明する。空気調和機１の運転モードが「冷房」である場合、四方弁３を切り替えることで、冷媒は図２の実線矢印の方向へ流れる。圧縮機２から吐出された冷媒は、四方弁３の実線で示した流路を介して、室外熱交換器４に供給される。そして、室外熱交換器４から排出された冷媒は、膨張弁５で減圧膨張し、室内熱交換器６に供給される。つづいて、室内熱交換器６から排出された冷媒は、四方弁３の実線で示した流路を介して、サクションタンク７及び圧縮機２に戻る。

また、空気調和機１の運転モードが「暖房」である場合、四方弁３を切り替えることで、冷媒は図２の破線矢印の方向へ流れる。圧縮機２から吐出された冷媒は、四方弁３の破線で示した流路を介して、室内熱交換器６に供給される。そして、室外熱交換器６から排出された冷媒は、膨張弁５で減圧膨張し、室外熱交換器４に供給される。室外熱交換器４から排出された冷媒は、四方弁３の破線で示した流路を介して、サクションタンク７及び圧縮機２に戻る。

例えば、室外熱交換器４及び室内熱交換器６はフィンチューブ形式で構成し、フィン側で空気をプロペラファンや貫流ファンなどで通流し、管側に冷媒を通流することで熱の授受が行われる。

制御部５０は、温度検出手段５１から吐出温度の情報を取得する他、四方弁３の切換や膨張弁５の弁開度、圧縮機２の回転数、室外熱交換器４及び室内熱交換器６、室内温度及び室外温度を図示していない温度検出手段によって取得し、室外熱交換器４と室内熱交換器６の空気側の交換熱量を制御する。

温度検出手段５１の温度精度は、概ねサイクルに影響を与えない精度とする。例えば、上限＋１℃、下限−１℃とする。この範囲内において温度検出手段５１で検出される温度は同じ値となる。

膨張弁５の開度は、後述のように圧縮機２の回転数から算出される目標Ｔｄと、温度検出手段５１より検出される吐出温度との温度差に応じて定められる開度差で制御ステップ毎に制御される。

サクションタンク７は運転開始時など冷媒が液のまま圧縮機２で圧縮され信頼性が損なわれることを防ぐため設けられている。

圧縮機２は容積型の圧縮機であり、本実施形態では回転数が可変である圧縮機とする。

図２は、圧縮機の回転数に対する理想Ｔｄと目標Ｔｄを示すグラフである。横軸を圧縮機２の回転数Ｍ、縦軸を圧縮機２の吐出温度Ｔとしたときにおける圧縮機２の吐出温度の変化を示す。Ｒ４１０Ａを冷媒として用いた場合における理想Ｔｄと目標Ｔｄ、及び、Ｒ３２を冷媒として用いた場合における理想Ｔｄと目標Ｔｄを示している。

圧縮機２の吐出温度は、吸込み冷媒の温度圧力、吸込み冷媒の過熱度若しくは乾き度、圧縮機による圧力比および圧縮機２からの放熱量（熱損失）に依存し、圧縮機２が高速で回転して冷媒循環量が増えるほど、圧縮機２の吐出温度は上昇する。ただし、吐出温度の変化率は、低速側と高速側で運転圧力比が異なり、また、圧縮機２の効率によって、変化率が変化する。

圧縮機２の吐出温度が理想Ｔｄより低い場合、冷凍サイクルは湿り気味のサイクルとなる。湿り気味のサイクルの場合、圧縮機２内に冷媒液が混入し、見かけの密度が増加して圧縮機２の仕事が増えるため、理想Ｔｄで運転するより効率は低くなる。そのため、効率の低下を防ぐためには、吐出温度の目標値が過熱ぎみのサイクルを採用する必要がある。そのため、目標Ｔｄを直線で構成する場合、Ｒ４１０Ａ目標ＴｄをＲ４１０Ａ理想Ｔｄに比べて高温側に設定する必要がある。Ｒ４１０Ａを冷媒として採用する場合、図２に示すようにＲ４１０Ａ目標ＴｄをＲ４１０Ａ理想Ｔｄに接するように設定される。

Ｒ３２目標ＴｄはＲ３２理想Ｔｄに接するように設定した場合、図２に示すように、高回転領域において、Ｒ３２の理想Ｔｄと目標Ｔｄとの差Ｔａが、Ｒ４１０Ａの理想Ｔｄと目標Ｔｄとの差Ｔｂよりも大きくなる。このように、Ｒ４１０Ａを冷媒として採用した場合、圧縮機２の効率の変化が吐出温度の変化率に与える影響が軽微であったが、Ｒ３２を冷媒として採用した場合、その影響が顕著に現れる結果となった。

さらに、図２に示すように、Ｒ３２は、冷媒物性上、Ｒ４１０Ａに比べて、高回転領域において理想Ｔｄが１５℃程度上昇する。

すなわち、Ｒ３２は、Ｒ４１０Ａに比べて理想Ｔｄが高く、且つ、目標Ｔｄと理想Ｔｄとの差Ｔｂも大きいため、圧縮機２の吐出温度が高くなりやすい。吐出温度があまりに高温になると、圧縮機２の材料や冷凍機油が劣化し、圧縮機２のモータに用いられる永久磁石の減磁力が低下するという課題がある。

次に、このような課題を解決するための本実施形態の具体的な制御方法について説明する。図３は、第１実施形態に係る圧縮機の回転数に対する理想Ｔｄと目標Ｔｄを示すグラフである。

圧縮機２が起動した後、「冷房」「暖房」それぞれの運転モードに応じた圧縮機２の目標Ｔｄを算出し、目標Ｔｄに基づいた制御を行う。目標Ｔｄは以下の式（１）により算出される。
目標Ｔｄ（℃）＝傾きＡ×圧縮機回転数Ｍ（ｍｉｎ^-1）＋切片Ｃ・・・式（１）

傾きＡと切片Ｃは最適な冷凍サイクルが成立するように予め実験などで定められる値で、空気調和機の能力や熱交換器の構成によって異なる値である。なお、図１の実線も式（１）に基づいて圧縮機２の回転数Ｍに対する目標Ｔｄをとったグラフである。

図２において、図中、Ｒ３２を冷媒として採用した場合における理想Ｔｄを破線、目標Ｔｄを実線で示している。本実施形態では、式（１）に基づいて圧縮機２の回転数Ｍに対する目標Ｔｄをとっているが、傾きＡは、圧縮機２が低速域の傾きＡ＿Ｌ、高速域の傾きＡ＿ｈの２つの値が設定されており、回転数Ｍ＿ｃを変曲点として、２つの値を切り替えている。切片Ｃについても、圧縮機２が低速域の切片Ｃ＿Ｌ、高速域の切片Ｃ＿ｈの２つの値が設定されており、回転数Ｍ＿ｃを変曲点として、２つの値を切り替えている。

本実施形態では、図３に示すように、低速域の傾きＡ＿Ｌ及び高速域の傾きＡ＿ｈは、回転数Ｍが高回転になるほど、目標Ｔｄが高温になる方向に傾いている。また、回転数Ｍ＿ｃにおいて、低速域の傾きＡ＿Ｌ、低速域の切片Ｃ＿Ｌに基づいて式（１）で算出される目標Ｔｄと、高速域の傾きＡ＿ｈ、高速域の切片Ｃ＿ｈに基づいて式（１）で算出される目標Ｔｄは一致するようにしている。なお、目標Ｔｄを多少異なった値になるように設定してもよい。

本実施形態では、予備実験から、高速域の傾きＡ＿ｈは０．０１、低速域の傾きＡ＿Ｌは高速域の傾きＡ＿ｈの約２倍である０．０２、高速域の切片Ｃ＿ｈを５０、低速域の切片Ｃ＿Ｌを４０としている。

例えば、圧縮機２の回転数Ｍが高速域である２０００ｍｉｎ^-1であるとき、目標吐出温度Ｔ＿ｔは７０℃と算出される。また、圧縮機２の回転数Ｍが６００ｍｉｎ^-1であるとき、目標吐出温度Ｔ＿ｔは５２℃と算出される。

本実施形態の空気調和機は、Ｒ３２単体又はＲ３２が５０重量％を越える混合冷媒が用いられ、圧縮機２、室内熱交換器６、膨張機構５及び室外熱交換器４を有する冷凍サイクルと、圧縮機２の回転数に応じて圧縮機２の吐出温度が変化し、圧縮機２の回転数が所定の回転数（回転数Ｍ＿ｃ）より小さい場合における圧縮機２の回転数の変化に対する圧縮機２の吐出温度の変化幅（低速域の傾きＡ＿Ｌ）は、圧縮機２の回転数が所定の回転数（回転数Ｍ＿ｃ）より大きい場合における圧縮機２の回転数の変化に対する圧縮機２の吐出温度の変化幅（高速域の傾きＡ＿ｈ）より大きくなるように制御する第１制御手段を備える。このように、低速域の傾きＡ＿Ｌを高速域の傾きＡ＿ｈよりも大きくすることで、広い回転数域で理想的な吐出温度に近い運転が可能となり、空気調和機の効率低下を防ぎつつ、圧縮機２の吐出温度が理想Ｔｄから高くなるのを防ぐことができる。

次に、低速域における目標Ｔｄと理想Ｔｄとの関係をより詳細に説明する。一般的に、圧縮機２の回転数が低い低速域ほど、膨張弁１開度あたりの流量変化が大きく、特に吸込み側の冷媒が二相域からガス域へ変化する範囲で吐出温度変化が大きくなる。このとき、膨張弁１の開度あたりの吐出温度変化が１℃を超えてしまうと、膨張弁を１開度開閉するたびに１℃以上吐出温度が変化し、サイクルが不安定となる。それでも、Ｒ４１０Ａを冷媒として採用した場合、多少のサイクルが不安定になっても、運転を継続できる範囲内に許容できていた。

一方、Ｒ３２はＲ４１０Ａに対して断熱指数が大きいため、圧縮工程で温度上昇が大きく、単位流量当たりの交換熱量が大きい。すなわち、Ｒ３２を冷媒として採用した場合、膨張弁５の１開度あたりの吐出温度の変化が大きくなり、熱交換器容量に対して流量が少なくなる低速域では、膨張弁５による吐出温度の制御性が悪化する。

そこで、本実施形態の空気調和機は、圧縮機２の回転数が所定の回転数（回転数Ｍ＿ｃ）より小さいとき、圧縮機２が二相状態の冷媒を吸入して圧縮する。すなわち、低速域において目標Ｔｄを理想Ｔｄ以下にしている。このような本実施形態によれば、熱交換器容量に対して流量が少なく、膨張弁１開度あたりの吐出温度変化が大きい低速域において、適正値よりも高く設定してしまうことによる制御不安定を回避することができる。なお、所定の回転数は、回転数Ｍ＿ｃと必ずしも一致する必要はなく、制御性が悪化する領域を任意で設定することができる。

一般的に定格能力の半分より小さい能力では、循環量が少ないため、膨張弁５の特性から制御性が悪化することが多い。特に、Ｒ３２のようにＲ４１０Ａに対して単位流量当たりの交換熱量が大きい冷媒を用いた場合、低能力時の冷媒循環量が少ないため、過熱度が取れる吐出温度の最適点よりも低く設定することが望ましい。

例えば、冷房の定格能力が４ｋＷの空気調和機で、冷房運転時、４ｋＷの能力を出力する圧縮機２の回転数が２０００ｍｉｎ^-1である場合、変曲点である回転数Ｍ＿ｃを１０００ｍｉｎ^-1とすることが望ましい。

暖房運転時においても冷房運転と同様に各パラメータを定めることにより、同様な制御が可能となる。

次に、高速域における目標Ｔｄと理想Ｔｄとの関係をより詳細に説明する。低速域と異なり、高速域では膨張弁１開度あたりの流量変化が小さいため、膨張弁５による吐出温度の制御性は低速域に比べて向上する。一方、高速域では圧縮比が大きくなり、空気調和機の性能や能力が低下しやすい。そこで、本実施形態の空気調和機は、圧縮機２の回転数が所定の回転数（回転数Ｍ＿ｃ）より大きいとき、圧縮機２がガス状態の冷媒を吸入して圧縮する。すなわち、高速域において目標Ｔｄを理想Ｔｄ以上にしている。

上述した傾きＡを複数設定する場合、それぞれの傾きに応じた膨張弁５の開度を設定するなど制御が極めて複雑になる。ところで、圧縮機２は回転数Ｍによって効率が変化し、最も効率が高くなる回転数をピークとして、ピークから離れるほど、圧縮機２の効率が低下する。すなわち、ピークを境にして、目標Ｔｄに２つの傾きＡを設定することで、目標Ｔｄを理想Ｔｄに近づけることができる。すなわち、本実施形態では、目標Ｔｄを２つの傾きの直線によって構成し、制御が複雑になるのを抑えつつ、目標Ｔｄを理想Ｔｄに近づけることができる。なお、所定の回転数は、回転数Ｍ＿ｃと必ずしも一致する必要はなく、空気調和機の性能や能力が低下しやすい領域を任意で設定することができる。

本実施形態では、標準的な負荷での運転に絞って説明したが、室外気温が変化した際などは、前述で算出した目標Ｔｄに補正温度を加えることで、同様な制御が可能となる。
（第２実施形態）
本実施形態において第１実施形態と同様の構成要素についての説明は省略する。図４は、第２実施形態に係る圧縮機の回転数に対する理想Ｔｄと目標Ｔｄを示すグラフである。目標Ｔｄを理想Ｔｄに近づけたとしても、回転数Ｍによっては、理想Ｔｄ自体が圧縮機２の材料や冷凍機油が劣化し、圧縮機２のモータに用いられる永久磁石の減磁力が低下する温度に達する可能性がある。

一般的に、空気調和機には、圧縮機２の吐出温度に上限値を設けて、その上限値に達したら、運転を停止する保護回路が設けられているが、Ｒ３２を冷媒として採用した場合、空気調和機を設置した環境によっては、上限値に達して運転停止を繰り返すおそれがある。

そこで、本実施形態の空気調和機は、圧縮機２の吐出温度を検出する温度検出手段５１と、温度検出手段５１の温度が所定の温度（上限値）以下になるように膨張機構５の開度を制御する第３制御手段とを備え、圧縮機２のモータは、リラクタンストルクによって駆動するように構成される。すなわち、本実施形態では、目標Ｔｄに上限値を設定しており、目標Ｔｄが上限値を超えた場合は、圧縮機２の回転数から算出される目標Ｔｄの代わりに、上限値に置き換えて、上限値と温度検出手段５１より検出される吐出温度との温度差に応じて定められる開度差で制御ステップ毎に膨張弁５の開度を制御するので、圧縮機２の信頼性を維持しつつ、運転を継続することができる。

しかし、目標Ｔを上限値に置き換えると、理想Ｔｄから離れて効率が低下する。そこで、本実施形態の空気調和機は、圧縮機２のモータは、リラクタンストルクによって駆動するように構成している。マグネットトルクは温度の上昇に伴って低下するのに対して、リラクタンストルクは温度上昇に関係せず一定値を保つ。従って、本実施形態によれば、上限値に達する領域におけるモータトルクを高出力に保つことができる。

図５及び図６は、他の実施形態に係る圧縮機の回転数に対する理想Ｔｄと目標Ｔｄを示すグラフである。第１実施形態及び第２実施形態では変曲点がひとつの場合について説明したが、図５に示すように、より効率を優先するために複数の変曲点を設けてもよい。

また、第１実施形態及び第２実施形態では、傾きＡは、圧縮機２が低速域の傾きＡ＿Ｌ、高速域の傾きＡ＿ｈの２つの値が設定されている場合について説明したが、複数の傾きを設定する場合、それぞれの傾きに応じた膨張弁５の開度を設定するなど制御が極めて複雑になる。

そこで、図６に示すように、傾きＡは１つとし、切片Ｃについて、圧縮機２が低速域の切片Ｃ＿Ｌ、高速域の切片Ｃ＿ｈの２つの値が設定し、回転数Ｍ＿ｃを変曲点として２つの値を切り替えてもよい。すなわち、他の実施形態の空気調和機は、Ｒ３２単体又はＲ３２が５０重量％を越える混合冷媒が用いられ、圧縮機２、室内熱交換器６、膨張機構５及び室外熱交換器４を有する冷凍サイクルと、圧縮機２の吐出温度が基準温度（切片Ｃ＿ｈ又は切片Ｃ＿Ｌ）を基準にして圧縮機２の回転数に応じて変化し、圧縮機２の回転数が所定の回転数（回転数Ｍ＿ｃ）より小さい場合における基準温度（切片Ｃ＿Ｌ）は、圧縮機２の回転数が所定の回転数（回転数Ｍ＿ｃ）より大きい場合における基準温度（切片Ｃ＿ｈ）よりも小さくなるように制御する第２制御手段を備える。なお、切片Ｃを３つ以上設定してもよい。

以上、本発明に係る空気調和機について各実施形態により説明したが、本発明の実施態様はこれらの記載に限定されるものではなく、種々の変更などを行うことができる。

冷媒としてＲ３２を用いる場合について説明したが、これに限らない。例えば、冷媒として、Ｒ３２を５０重量％以上含む混合冷媒や、吐出温度対策が必要となる他の冷媒を用いてもよい。

１…空気調和機、２…圧縮機、３…流路切換弁、４…室外熱交換器、５…膨張弁、６…室内熱交換器、７…サクションタンク、５０…制御部、５１…温度検出手段

Claims (4)

1. 圧縮機、室内熱交換器、膨張機構及び室外熱交換器を有する冷凍サイクルと、
   前記圧縮機の回転数に応じて前記圧縮機の吐出温度が変化し、前記圧縮機の回転数が所定の回転数より小さい場合における前記圧縮機の回転数の変化に対する前記圧縮機の吐出温度の変化幅を、前記圧縮機の回転数が前記所定の回転数より大きい場合における前記圧縮機の回転数の変化に対する前記圧縮機の吐出温度の変化幅より大きくする第１制御手段とを備え、
   Ｒ３２単体又はＲ３２が５０重量％を越える混合冷媒が用いられ、
   前記圧縮機の回転数が所定の回転数より小さいとき、前記圧縮機が二相状態の冷媒を吸入して圧縮する空気調和機。
2. 圧縮機、室内熱交換器、膨張機構及び室外熱交換器を有する冷凍サイクルと、
   前記圧縮機の吐出温度が基準温度を基準にして前記圧縮機の回転数に応じて変化し、
   前記圧縮機の回転数が所定の回転数より小さい場合における前記基準温度を、前記圧縮機の回転数が所定の回転数より大きい場合における前記基準温度よりも小さくする第２制御手段とを備え、
   Ｒ３２単体又はＲ３２が５０重量％を越える混合冷媒が用いられ、
   前記圧縮機の回転数が所定の回転数より小さいとき、前記圧縮機が二相状態の冷媒を吸入して圧縮する空気調和機。
3. 前記圧縮機の吐出温度を検出する温度検出手段と、
   前記温度検出手段の温度が所定の温度以下になるように前記膨張機構の開度を制御する第３制御手段とを備え、
   前記圧縮機のモータは、リラクタンストルクによって駆動することを特徴とする請求項１又は２に記載の空気調和機。
4. 前記圧縮機の回転数が所定の回転数より大きいとき、前記圧縮機がガス状態の冷媒を吸入して圧縮することを特徴とする請求項１乃至３のいずれかに記載の空気調和機。