JP6779361B2 - 空気調和装置 - Google Patents

Description

本発明は、冷媒を循環させる冷媒回路を有する空気調和装置に関するものである。

従来から、冷媒を圧縮し冷凍機油により潤滑される圧縮機、凝縮器、絞り部機構および蒸発器を有し、圧縮機と凝縮器の間の圧縮機吐出部より上部に、冷凍機油と冷媒を分離・貯留する油分離器を設置し、油分離器底面から圧縮機吸入部へ開閉弁を介して油戻し配管を接続する構成とした冷凍サイクルが提案されている（例えば、特許文献１、２参照）。

また従来技術として、圧縮機が始動した後に据付配管の長さに応じて所定時間、圧縮機を一定の周波数に保持できる時間を可変できるようにした制御手段を備え、圧縮機から吐出された潤滑油が冷凍サイクル内を通って圧縮機に戻った後に、圧縮機の運転周波数を上げるように動作する空気調和機が提案されている（例えば、特許文献３参照）。

また従来技術として、冷房または暖房の運転モードを判断するとともに、室外温度と基準温度との比較により起動周波数の上昇速度を相違させて設定し、設定された起動周波数上昇速度に応じて圧縮機を起動させた後、その周波数を目標周波数に変更させ圧縮機を運転する空気調和機の圧縮機起動制御方法が提案されている（例えば、特許文献４参照）。

特開２００９−１０３４４９号公報 特開２００１−２０１１９１号公報 特開平１−６６５３号公報 特開平６−１０１９２５号公報

しかしながら、特許文献１及び特許文献２の従来技術においては、圧縮機から冷媒とともに流出する冷凍機油を高精度に圧縮機へ戻すことが可能となるため返油性は向上するが、追加要素部品として冷媒回路内を循環する冷媒と冷凍機油を分離する油分離器を必要とするため、この装置を所定の冷媒回路内に設置するためのスペースが必要となり製品本体サイズの大型化となり、製品としてはコストアップになる問題があった。
また、冷凍サイクル中の冷媒の流れの面からは冷媒の流れを抑制して抵抗となるため、性能ロスとなる問題もあった。

また、特許文献３の従来技術においては、据付配管長さのような機器据付条件の違いに対応して圧縮機への冷凍機油の返油性を確保することができるが、冷凍サイクル動作状態の変化への対応ができないという問題があった。

また、特許文献４の従来技術においては、冷房・暖房の運転モードの違いや、外気温・室内設定温度の変化に対応した返油性の確保は可能となるが、冷凍サイクル動作状態の経時的変化に対応した返油性の確保ができないという問題があった。

本発明は、上記のような課題を解決するためになされたもので、油分離器などコストアップ要因となる追加要素を必要とせず、かつ、室外ユニットと室内ユニットとを接続する冷媒配管長さやユニット据付場所の高低差、冷媒充填量など空調機器の据付条件や運転条件、運転状態によらず、圧縮機内に一定量以上の冷凍機油を維持する返油性を確保し、空調機器の信頼性を担保するとともに、冷媒回路内要素に冷凍機油が貯留することに伴う冷凍サイクル性能低下を回避することにより高性能化を実現する空気調和装置を得ることを目的とする。

本発明に係る空気調和装置は、運転周波数を可変に回転駆動する圧縮機、四方弁、室外熱交換器、室外送風装置、開度可変の減圧装置を有する室外ユニットと、室内熱交換器、室内送風装置を有する少なくとも１つの室内ユニットと、室外ユニットと室内ユニットが冷媒配管で配管接続され、圧縮機、四方弁、室外熱交換器、減圧装置及び室内熱交換器が順次接続され冷媒が循環する冷媒回路と、からなる空気調和装置において、空気調和装置の空調運転を制御する制御装置は、空気調和装置の運転状態を検出する運転状態検出手段と、運転状態検出手段により検出した運転状態に基づいて、冷媒回路を循環する冷媒流量を推定し、予め設定した閾値を基に冷媒流量が多い運転か否かを判定する冷媒流量判定手段と、冷媒流量判定手段により冷媒流量が所定量よりも多い運転と判定した場合に、圧縮機の最大運転周波数を低く設定する制御手段とを備え、冷媒回路には冷媒とともに封入された冷凍機油が循環し、制御手段は、冷媒と冷凍機油を合わせた全質量流量に対する冷凍機油の質量流量の比で定義される冷凍機油の油循環率が、冷媒流量に対して圧縮機から冷凍機油が冷媒回路内に過剰に排出されないレベルとなるように設定された油循環率以下となるように、圧縮機の最大運転周波数を設定するものである。

本発明の空気調和装置は、空気調和装置の運転状態を検出する運転状態検出手段と、運転状態検出手段により検出した運転状態に基づいて、冷媒回路を循環する冷媒流量を推定し、冷媒流量が多い運転条件か否かを判定する冷媒流量判定手段と、冷媒流量判定手段により冷媒流量が所定量よりも多い運転条件と判定した場合に、圧縮機の起動から所定時間経過するまでの圧縮機の最大運転周波数を低くなるように制御する制御手段とを備えたので、油分離器などコストアップ要因となる追加要素を必要とせず、かつ、運転条件や運転状態によらず圧縮機内に一定量以上の冷凍機油を維持する返油性を確保することが可能となるため、信頼性の高い空気調和装置を実現できるという効果を奏する。

本発明の実施の形態１に係る空気調和装置の冷媒回路構成図である。 本発明の実施の形態１に係る空気調和装置の制御装置の電気的な構成を示すブロック図である。 本発明の実施の形態１に係る空気調和装置の冷媒の状態遷移を示すＰ−ｈ線図である。 本発明の実施の形態１に係る空気調和装置の制御動作を示すフローチャートである。 本発明の実施の形態２に係る空気調和装置の制御動作を示すフローチャートである。 本発明の実施の形態３に係る空気調和装置の制御動作を示すフローチャートである。

実施の形態１．
《機器構成》
以下、図示実施形態により本発明を説明する。
図１は、本発明の実施の形態１に係る空気調和装置１００を概略的に示す冷媒回路図である。
空気調和装置１００は、蒸気圧縮式の冷凍サイクル運転を行うことによって、屋内の冷暖房に使用される装置であり、熱源ユニットＡと、それに冷媒連絡配管となる液接続配管６及びガス接続配管９を介して並列に接続された複数台（本実施の形態では１台）の利用ユニットＢとから構成されている。

空気調和装置に用いられる冷媒としては、例えば、Ｒ４１０Ａ、Ｒ４０７Ｃ、Ｒ４０４Ａ、Ｒ３２などのＨＦＣ冷媒や、Ｒ１２３４ｙｆ／ｚｅなどのＨＦＯ冷媒、Ｒ２２、Ｒ１３４ａなどのＨＣＦＣ冷媒、もしくは二酸化炭素（ＣＯ_２）や炭化水素、ヘリウム、プロパン等のような自然冷媒などがある。

＜利用ユニット＞
利用ユニットＢは屋内の天井に埋め込みや吊り下げ等により、または屋内の壁面に壁掛け等により設置され、既述したように液接続配管６及びガス接続配管９を介して熱源ユニットＡに接続されて冷媒回路の一部を構成している。

次に、利用ユニットＢの詳細な構成について説明する。利用ユニットＢは冷媒回路の一部である室内側冷媒回路を構成しており、室内送風装置８と、利用側熱交換器である室内熱交換器７とを備えている。

室内熱交換器７は、ここでは伝熱管と多数のフィンとにより構成されるクロスフィン式のフィン・アンド・チューブ型熱交換器からなり、冷房運転時には冷媒の蒸発器として機能して室内の空気を冷却し、暖房運転時には冷媒の凝縮器として機能して室内の空気を加熱する。

室内送風装置８は、室内熱交換器７に供給する空気の流量を可変することが可能なファンであり、例えば、ＤＣモータ（図示せず）によって駆動される遠心ファンや多翼ファン等から構成されており、これによって利用ユニットＢ内に室内空気を吸入し、室内熱交換器７により冷媒との間で熱交換した空気を供給空気として室内に供給する機能を有する。

また、利用ユニットＢには、各種センサが設置されている。すなわち、室内熱交換器７の液側には、液状態または気液二相状態の冷媒の温度（暖房運転時における過冷却液温度Ｔｃｏまたは冷房運転時における蒸発温度Ｔｅに対応する冷媒温度）を検出する液側温度センサ２０５が設けられている。また、室内熱交換器７には、気液二相状態の冷媒の温度（暖房運転時における凝縮温度Ｔｃまたは冷房運転時における蒸発温度Ｔｅに対応する冷媒温度）を検出するガス側温度センサ２０７が設けられている。さらに利用ユニットＢの室内空気の吸入口側には、ユニット内に流入する室内空気の温度を検出する室内温度センサ２０６が設けられている。なお、ここでは液側温度センサ２０５、ガス側温度センサ２０７、及び室内温度センサ２０６はいずれもサーミスタから構成されている。室内送風装置８の動作は、運転制御手段（制御部３０）によって制御されるようになっている。

＜熱源ユニット＞
熱源ユニットＡは、屋外に設置されており、液接続配管６及びガス接続配管９を介して利用ユニットＢに接続されており、冷媒回路の一部を構成している。

次に、熱源ユニットＡの詳細な構成について説明する。熱源ユニットＡは、圧縮機１と、四方弁２と、熱源側熱交換器としての室外熱交換器３と、室外送風装置４と、減圧装置５ａ、減圧装置５ｂと、レシーバ１１と、を備えている。

減圧装置５ａ及び５ｂは、冷媒回路内を流れる冷媒の流量調整等を行うために、熱源ユニットＡの液側に接続配置されている。

圧縮機１は、運転容量（周波数）を可変させることが可能な圧縮機であり、ここではインバータにより制御されるモータ（図示せず）によって駆動される容積式圧縮機を用いている。なお、圧縮機１は、ここでは１台のみであるが、これに限定されず、利用ユニットの接続台数等に応じて、２台以上の圧縮機が並列に接続されたものであってもよい。

四方弁２は、冷媒の流れの方向を切り換える機能を有する弁である。冷房運転時には、室外熱交換器３を圧縮機１において圧縮される冷媒の凝縮器として、かつ室内熱交換器７を室外熱交換器３において凝縮される冷媒の蒸発器として機能させるために、圧縮機１の吐出側と室外熱交換器３のガス側とを接続するとともに、圧縮機１の吸入側とガス接続配管９側とを接続するように冷媒流路を切り換える（図１の四方弁２の破線）。暖房運転時には、室内熱交換器７を圧縮機１において圧縮される冷媒の凝縮器として、かつ室外熱交換器３を室内熱交換器７において凝縮される冷媒の蒸発器として機能させるために、圧縮器１の吐出側とガス接続配管９側とを接続するとともに、圧縮機１の吸入側と室外熱交換器３のガス側とを接続するように冷媒流路を切り換える（図１の四方弁２の実線）。

室外熱交換器３は、そのガス側が四方弁２に接続され、その液側が液接続配管６に接続された伝熱管と多数のフィンとにより構成されるクロスフィン式のフィン・アンド・チューブ型の熱交換器からなり、冷房運転時には冷媒の凝縮器として機能し、暖房運転時には冷媒の蒸発器として機能する。

室外送風装置４は、室外熱交換器３に供給する空気の流量を可変することが可能なファンであり、例えば、ＤＣモータ（図示せず）によって駆動されるプロペラファンから構成されており、これによって熱源ユニットＡ内に室外空気を吸入し、室外熱交換器３により冷媒との間で熱交換した空気を室外に排出する機能を有する。

レシーバ１１は液冷媒を貯留する冷媒容器であり、運転中に余剰となった液冷媒を貯留するとともに気液分離機能を合わせて有している。内部熱交換器１２はレシーバ１１内部に内蔵され、四方弁２と圧縮機１の吸入部とを接続するガス接続配管９を循環する冷媒と、レシーバ１１内に貯留されている液冷媒とを熱交換するように冷媒配管が接続されて構成される。

また、熱源ユニットＡには、各種センサが設置されている。すなわち、圧縮機１には、吐出温度Ｔｄを検出する吐出温度センサ２０１が設けられているとともに、室外熱交換器３には気液二相状態の冷媒の温度（冷房運転時における凝縮温度Ｔｃまたは暖房運転時における蒸発温度Ｔｅに対応する冷媒温度）を検出するガス側温度センサ２０２が設けられている。さらに室外熱交換器３の液側には、液状態または気液二相状態の冷媒の温度を検出する液側温度センサ２０４が設けられている。また熱源ユニットＡの室外空気の吸入口側には、ユニット内に流入する室外空気の温度すなわち外気温度Ｔａを検出する室外温度センサ２０３が設けられている。なお、ここでは吐出温度センサ２０１、ガス側温度センサ２０２、及び室外温度センサ２０３、液側温度センサ２０４はいずれもサーミスタから構成されている。なお、圧縮機１、四方弁２、室外送風装置４、減圧装置５ａ、５ｂの動作は、運転制御手段（制御部３０）によって制御されるようになっている。

以上のように、熱源ユニットＡと利用ユニットＢとが液接続配管６とガス接続配管９を介して接続されて、空気調和装置の冷媒回路が構成されている。本実施の形態では、液接続配管６とガス接続配管９は長尺（例えば全長１００ｍ以上）の冷媒配管で構成される。この冷媒配管長が長くなるほど必要な冷媒量も増えるにつれて、圧縮機からの油排出量も増大するため、排出された冷凍機油が圧縮機に戻ってくるまでの返油性も悪化します。そのため、据え付け条件として現在許容されている全長１００ｍを目安として、それを超える条件にも信頼性を維持できる効果を有するものである。

ここで、熱源ユニットＡと利用ユニットＢとを接続する冷媒配管の長さが長くなる場合には、冷媒回路において適正な冷凍サイクル動作をさせるために、その長さに応じて空気調和装置の冷媒充填量を増加させる必要がある。冷媒充填量に応じて冷媒回路を循環する冷媒流量は相対的に増加する。

一般的な圧縮機の特性として、冷媒流量増大により圧縮機内潤滑のために充填されている冷凍機油が冷媒回路内へ冷媒とともに排出されやすくなる。つまり、冷媒と冷凍機油を合わせた全質量流量に対する冷凍機油の質量流量の比で定義される、冷凍機油の油循環率が増大する。

なお、本実施の形態では、熱源ユニットＡが１台の場合の構成を例に説明するが、本発明はこれに限定されるものではなく、熱源ユニットＡが２台以上の複数であっても良い。また、熱源ユニットＡと利用ユニットＢのいずれも複数のユニットの場合にそれぞれの容量が大から小まで異なっても、全てが同一容量でも良い。

また、本実施の形態では熱源ユニットＡと利用ユニットＢの据付場所の高さが同じ（高低差０ｍ）場合の構成を例に説明するが、本発明はこれに限定されるものではなく、熱源ユニットＡと利用ユニットＢの据付場所高さの高低差が大きい設置条件（例えば高低差３０ｍ以上）で構成されても良い。

一般的に、ユニット据付場所の高低差が大きくなるほど、熱源ユニットＡに搭載される圧縮機内の冷凍機油が冷媒回路内へ冷媒とともに大量に排出されると、流体力学的エネルギーとしてのヘッド差の影響を受けて、冷凍機油が冷媒回路を循環して圧縮機へ戻りにくくなるため返油性が悪化する。そのため、据え付け高さ条件として現在許容されている高低差３０ｍを目安として、それを超える条件にも信頼性を維持できる効果を有するものである。

図２は本発明の実施の形態１に係る制御ブロック図である。
図２には、本実施の形態１の空気調和装置１００の計測制御を行う制御部３０及びこれに接続される運転情報、アクチュエータ類の接続構成を表している。

制御部３０は、空気調和装置１００に内蔵されており、測定部３０ａと、演算部３０ｂと、駆動部３０ｃと、記憶部３０ｄと、判定部３０ｅとを備えている。

測定部３０ａには、各種センサ類等により検出された運転情報が入力され、圧力や温度、周波数等の運転状態量の測定を行う。測定部３０ａで計測された運転状態量は演算部３０ｂに入力される。

演算部３０ｂは、測定部３０ａで測定された運転状態量に基づき、予め与えられた式等を用いて例えば冷媒物性値（飽和圧力、飽和温度、密度など）を演算する。また、演算部３０ｂは測定部３０ａで測定された運転状態量に基づき、演算処理を行う。

駆動部３０ｃは、演算部３０ｂの演算結果に基づき、圧縮機、減圧装置、送風装置、等を駆動する。

記憶部３０ｄは、演算部３０ｂによって得られた結果や予め定められた定数、機器及びその構成要素の仕様値、冷媒の物性値（飽和圧力、飽和温度、密度等）を計算する関数式や関数表（テーブル）などを記憶する。記憶部３０ｄ内のこれらの記憶内容は、必要に応じて参照、書き換えることが可能である。記憶部３０ｄには、更に制御プログラムが記憶されており、記憶部３０ｄ内のプログラムに従って制御部３０が空気調和装置１００を制御する。

判定部３０ｅは、演算部３０ｂによって得られた結果に基づいて大小の比較、判定等の処理を行う。

測定部３０ａ、演算部３０ｂ、駆動部３０ｃ及び判定部３０ｅは例えばマイコンにより構成され、記憶部３０ｄは半導体メモリ等によって構成される。

なお、本実施の形態の構成例では制御部３０を空気調和装置に内蔵する構成としたが、本発明はこれに限るものではない。熱源ユニットＡにメイン制御部を、利用ユニットＢに制御部の機能の一部を持つサブ制御部を設けて、メイン制御部とサブ制御部との間でデータ通信を行うことにより連携処理を行う構成や、利用ユニットＢに全ての機能を持つ制御部を設置する構成、あるいはこれらの外部に制御部を別置する形態等としてもよい。

《空気調和装置の基本運転動作》
続いて、本実施の形態１の空気調和装置１００の各運転モードにおける動作を説明する。まず、冷房運転の動作について図１及び図３を用いて説明する。

冷房運転時は四方弁２が図１の破線で示される状態、すなわち、圧縮機１の吐出側が室外熱交換器３のガス側に接続され、かつ圧縮機１の吸入側が室内熱交換器７のガス側に接続された状態となっている。

圧縮機１から吐出した高温高圧のガス冷媒は、四方弁２を経由して凝縮器である室外熱交換器３へ至り、室外送風装置４の送風作用により冷媒は凝縮液化し、高圧低温の冷媒となる。凝縮液化した高温低圧の冷媒は減圧装置５ａで減圧されて中圧二相冷媒となって、レシーバ１１を経由し、減圧装置５ｂでさらに減圧され、液接続配管６を経由して利用ユニットＢに送られ、室内熱交換器７へ送られる。減圧された二相冷媒は蒸発器である室内熱交換器７にて室内送風装置８の送風作用により蒸発し、低圧のガス冷媒となる。そして、低圧ガス冷媒は四方弁２を経由して、内部熱交換器１２にて減圧装置５ａ、５ｂとの間の中圧二相冷媒と熱交換した後に、再び圧縮機１へ吸入される。

レシーバ１１に内設された内部熱交換器１２では減圧装置５ａで減圧された高温の中圧二相冷媒が、四方弁２と圧縮機１吸入側の間を循環する低温の低圧冷媒により飽和液冷媒まで冷却される（図３の点Ｄ→点Ｅの変化）。これと同時に、低圧冷媒は過熱されて低圧の過熱ガス冷媒となって圧縮機１へ流入する（図３の点Ｇ→点Ａの変化）。この内部熱交換器１２における熱交換作用により、室内熱交換器７に流入する冷媒のエンタルピが小さくなり、室内熱交換器７の出入口のエンタルピ差が大きくなる。これにより、所定能力を得るために必要な冷媒循環量が小さくなり、圧力損失を低減することで、冷凍サイクルの運転効率ＣＯＰを向上させる。またそれと同時に、圧縮機１へ流入する低圧冷媒は過熱ガス状態となるため、圧縮機１への液冷媒過剰流入による液バック状態を回避する。

ここで、減圧装置５ａは室外熱交換器３の出口における冷媒過冷却度が所定値になるように開度を調整して冷媒の流量を制御しているため、室外熱交換器３において凝縮された液冷媒は、所定の過冷却度を有する状態となる。室外熱交換器３の出口における冷媒過冷却度は、液側温度センサ２０４の検出値からガス側温度センサ２０２（冷媒の凝縮温度Ｔｃ相当）を引いた値で検出する。

また、減圧装置５ｂは圧縮機１の吐出冷媒温度が所定値になるように開度を調整して室内熱交換器７を循環する冷媒の流量を制御しているため、圧縮機１より吐出された吐出ガス冷媒は、所定の温度状態となる。圧縮機１の吐出冷媒温度は、圧縮機吐出温度センサ２０１もしくは圧縮機シェル温度センサ２０８で検出する。このように、室内熱交換器７には利用ユニットＢが設置された空調空間において要求される運転負荷に応じた流量の冷媒が流れている。

次に、暖房運転の動作について図１及び図３を用いて説明する。

暖房運転時は四方弁２が図１の実線で示される状態、すなわち、圧縮機１の吐出側が室内熱交換器７のガス側に接続され、かつ圧縮機１の吸入側が室外熱交換器３のガス側に接続された状態となっている。

圧縮機１から吐出した高温高圧のガス冷媒は、四方弁２及びガス接続配管９を経由して利用ユニットＢへ送られ、凝縮器である室内熱交換器７へ至り、室内送風装置８の送風作用により冷媒は凝縮液化し、高圧低温の冷媒となる。凝縮液化した高温低圧の冷媒は、液接続配管６を経由して熱源ユニットＡに送られ、減圧装置５ｂで減圧されて中圧二相冷媒となって、レシーバ１１を経由し、減圧装置５ａでさらに減圧され、室外熱交換器３へ送られる。減圧された二相冷媒は蒸発器である室外熱交換器３にて室外送風装置４の送風作用により蒸発し、低圧のガス冷媒となる。そして、低圧ガス冷媒は四方弁２を経由して、内部熱交換器１２にて減圧装置５ａ、５ｂとの間の中圧二相冷媒と熱交換した後に、再び圧縮機１へ吸入される。

内部熱交換器１２では減圧装置５ｂで減圧された高温の中圧二相冷媒が、四方弁２と圧縮機１吸入側の間を循環する低温の低圧冷媒により飽和液冷媒まで冷却される（図３の点Ｄ→点Ｅの変化）。これと同時に、低圧冷媒は過熱されて低圧の過熱ガス冷媒となって圧縮機１へ流入する（図３の点Ｇ→点Ａの変化）。この内部熱交換器１２における熱交換作用により、室内熱交換器７に流入する冷媒のエンタルピが小さくなり、室内熱交換器７の出入口のエンタルピ差が大きくなる。これにより、所定能力を得るために必要な冷媒循環量が小さくなり、圧力損失を低減することで、冷凍サイクルのＣＯＰを向上させる。またそれと同時に、圧縮機１へ流入する低圧冷媒は過熱ガス状態となるため、圧縮機１への液冷媒過剰流入による液バック状態を回避する。

ここで、減圧装置５ｂは室内熱交換器７の出口における冷媒過冷却度が所定値になるように開度を調整して室内熱交換器７を流れる冷媒の流量を制御しているため、室内熱交換器７において凝縮された液冷媒は、所定の過冷却度を有する状態となる。室内熱交換器７の出口における冷媒過冷却度は、液側温度センサ２０５の検出値からガス側温度センサ２０７（冷媒の凝縮温度Ｔｃ相当）を引いた値で検出する。

また、減圧装置５ａは圧縮機１の吐出冷媒温度が所定値になるように開度を調整して室外熱交換器３を循環する冷媒の流量を制御しているため、圧縮機１より吐出された吐出ガス冷媒は所定の温度状態となる。圧縮機１の吐出冷媒温度は、圧縮機吐出温度センサ２０１もしくは圧縮機シェル温度センサ２０８で検出する。このように、室内熱交換器７には利用ユニットＢが設置された空調空間において要求される運転負荷に応じた流量の冷媒が流れている。

なお、ここでは冷媒の凝縮温度として各熱交換器に設置された温度センサの検出値を用いたが、圧縮機１の吐出側に圧力センサを設置して冷媒の吐出圧力を検出し、吐出圧力の検出値を飽和温度換算して冷媒の凝縮温度として用いてもよい。

《空気調和装置の起動制御方法》
本実施の形態１の空気調和装置１００における起動時の制御動作について図４に基づいて説明する。図４は、本発明の実施の形態１に係る空気調和装置１００の起動制御の流れを示すフローチャートである。

フロー開始後、駆動部３０ｃにて圧縮機１を起動するとともに、測定部３０ａにて時間ｔ計測を開始する（ＳＴＥＰ１１）。この時、圧縮機１の最大運転周波数Ｆｍａｘの制御値は初期値Ｆｍａｘ０に設定する。

次に、測定部３０ａにて空気調和装置１００の運転状態を検出する（ＳＴＥＰ１２）。運転状態の検出手段としては例えば、空気調和装置１００の熱源ユニットＡもしくは利用ユニットＢに設置され、冷媒温度や空気温度を測定する温度センサと、圧縮機１の運転周波数を検出するセンサ（図示せず）を用いる。これらのセンサ検出値に基づいて運転状態量として検出する。

続いて、検出した運転状態量を基に演算部３０ｂにて冷媒流量Ｇｒを算出することで空気調和装置１００の冷媒回路を循環する冷媒流量Ｇｒを検出する（ＳＴＥＰ１３）。ここで冷媒流量Ｇｒは、例えば下記式を用いて算出する。

（１）

ここで、Ｖｓｔは圧縮機のストロークボリューム［ｍ^３］、Ｆは圧縮機の運転周波数［Ｈｚ］、ρｓは圧縮機の吸入冷媒密度［ｋｇ／ｍ^３］、ηｖは体積効率［―］である。圧縮機の運転周波数Ｆは測定部３０ａにて検出した運転状態量を用いる。圧縮機ストロークボリュームＶｓｔは冷媒回路の構成要素である圧縮機の仕様値であり、機器情報として予め記憶部３０ｄに記憶させておき、演算部３０ｂで演算する時に演算情報（定数）として用いる。

圧縮機吸入冷媒密度ρｓは冷媒物性値であり、記憶部３０ｄに予め記憶させておいた冷媒物性値の情報と、測定部３０ａで検出した運転状態量に基づいて、その運転状態に対応する値を演算部３０ｂで演算する時に演算情報として用いる。この時に必要な運転状態量としては、圧縮機の吸入冷媒圧力Ｐｓ、吸入冷媒温度Ｔｓから求めることができる。吸入冷媒圧力Ｐｓの検出方法としては例えば、まず冷媒の蒸発温度Ｔｅを検出し、その検出値から飽和圧力換算することで求める。冷媒の蒸発温度Ｔｅは室内熱交換器７に設けられたガス側温度センサ２０７の検出値（冷房運転時）、もしくは室外熱交換器３に設けられたガス側温度センサ２０２の検出値（暖房運転時）を用いる。

吸入冷媒温度Ｔｓは、冷媒の蒸発温度Ｔｅを飽和圧力換算した低圧圧力Ｐｓ（圧縮機の吸入圧力相当）と、冷媒の凝縮温度Ｔｃを飽和圧力換算した高圧圧力Ｐｄ（圧縮機の吐出圧力相当）と、冷媒の吐出温度Ｔｄとを用いて、圧縮機１の圧縮工程はポリトロープ指数ｎのポリトロープ変化と仮定して、下記式より算出することができる。

（１）

ここで、Ｔｓ、Ｔｄは温度［Ｋ］、Ｐｓ、Ｐｄは圧力［ＭＰａ］、ｎはポリトロープ指数［―］である。ポリトロープ指数は一定値（例えばｎ＝１．２）としてもよいが、Ｐｓ、Ｐｄの関数として定義することで、より精度よく圧縮機吸入冷媒温度Ｔｓを推測することができる。

なお、冷媒の高圧圧力や低圧圧力を算出するのに、ここでは冷媒の凝縮温度や蒸発温度より換算しているが、圧縮機１の吸入側、吐出側に直接圧力センサを設置して求めるようにしてもよい。また、圧縮機１の吸入側に温度センサを設置し、吸入冷媒温度Ｔｓを直接検出してももちろんよい。

体積効率ηｖは、記憶部３０ｄに予め記憶させておいた圧縮機の性能特性と、測定部３０ａで検出した運転状態量に基づいて、その運転状態に対応する値を演算部３０ｂで演算する時に演算情報として用いる。体積効率ηｖは、主に圧縮機周波数Ｆ、圧縮比（高圧圧力Ｐｄと低圧圧力Ｐｓの比）により変化するため、それらの状態量に対応した体積効率の値を記憶部３０ｄに記憶しておく。

続いて、判定部３０ｅにおいて、演算部３０ｂで検出した冷媒流量Ｇｒが予め設定しておいた冷媒流量Ｇｒの判定閾値（所定値Ｇｒ０）以上かどうか判定する（ＳＴＥＰ１４）。検出した冷媒流量Ｇｒが所定値Ｇｒ０以上であれば、冷媒流量が多い条件であると判断し（ＳＴＥＰ１４；ＹＥＳ）、駆動部３０ｃで圧縮機１の最大運転周波数Ｆｍａｘの制御値を現状よりも低いＦｍａｘ１に変更する（ＳＴＥＰ１５）。条件を満たしていなければ、冷媒流量が多い条件ではないと判断し（ＳＴＥＰ１４；ＮＯ）、駆動部３０ｃは圧縮機１の最大運転周波数Ｆｍａｘを現状維持のまま運転を継続する（ＳＴＥＰ１６）。

ここで、前述の冷媒流量Ｇｒの判定閾値（所定値Ｇｒ０）、及び、最大運転周波数Ｆｍａｘは、冷媒流量Ｇｒに対して圧縮機１から冷凍機油が冷媒回路内に過剰に排出されないレベルとなるように設定する。例えば、冷媒と冷凍機油を合わせた全質量流量に対する冷凍機油の質量流量の比で定義される、冷凍機油の油循環率が１．５％以下となるように判定閾値Ｇｒ０、及び、最大運転周波数Ｆｍａｘを設定する。

次に、空気調和装置１００の起動制御を終了するか否か判断するために、判定部３０ｅにおいて圧縮機１起動後時間ｔが所定時間ｔ０経過したかどうか判定する（ＳＴＥＰ１７）。所定時間ｔ０経過していなければ（ＳＴＥＰ１７；ＮＯ）、ＳＴＥＰ１２へ戻って繰り返す。所定時間ｔ０を経過していれば（ＳＴＥＰ１７；ＹＥＳ）、起動制御は終了となり、圧縮機１の最大運転周波数Ｆｍａｘを通常運転時の制御値Ｆｍａｘ２に変更し（ＳＴＥＰ１８）、制御フローを終了する。

ここで、圧縮機１の最大運転周波数Ｆｍａｘの制御値はＦｍａｘ２＞Ｆｍａｘ０＞Ｆｍａｘ１となるように設定する。

実施の形態２．
本発明の実施の形態２に係る空気調和装置２００の構成について説明する。なお、この実施の形態２では実施の形態１との相違点を中心に説明し、同様の箇所については説明を割愛する。空気調和装置２００の冷媒回路、制御部の構成、基本運転動作は実施の形態１と同様である。

《空気調和装置の起動制御方法》
本実施の形態２の空気調和装置２００における起動時の制御動作について図５に基づいて説明する。図５は、本発明の実施の形態２に係る空気調和装置２００における起動時の制御動作の流れを示すフローチャートである。

フロー開始後、測定部３０ａにて空気調和装置２００の運転モード（冷房運転／暖房運転）を検出し（ＳＴＥＰ２１）、運転モードが冷房運転モードか否かを判定する（ＳＴＥＰ２２）。運転モードが冷房運転モードであれば（ＳＴＥＰ２２；ＹＥＳ）、駆動部３０ｃは圧縮機１の最大運転周波数Ｆｍａｘを冷房運転時の制御値Ｆｍａｘ＿ｃに設定する（ＳＴＥＰ２３）。冷房運転モードでない場合、つまり暖房運転モードであれば（ＳＴＥＰ２２；ＮＯ）、駆動部３０ｃは圧縮機１の最大運転周波数Ｆｍａｘを暖房運転時の制御値Ｆｍａｘ＿ｈに設定する（ＳＴＥＰ２４）。その後、駆動部３０ｃにて圧縮機１を起動するとともに、測定部３０ａにて時間ｔ計測を開始する（ＳＴＥＰ２５）。

ここで、一般的な空気調和装置の冷凍サイクル動作状態として、低外気温条件での運転となる暖房運転時よりも、高外気温条件での運転となる冷房運転時の方が冷媒流量は多くなる。したがって、最大運転周波数Ｆｍａｘの制御値は冷房運転時Ｆｍａｘ＿ｃ＜暖房運転時Ｆｍａｘ＿ｈとなるように設定する。

次に、空気調和装置２００の起動制御を終了するか否か判断するために、判定部３０ｅにおいて圧縮機１起動後時間ｔが所定時間ｔ０経過したかどうか判定する（ＳＴＥＰ２６）。所定時間ｔ０経過していなければ（ＳＴＥＰ２６；ＮＯ）、ＳＴＥＰ２６へ戻って繰り返す。所定時間ｔ０を経過していれば（ＳＴＥＰ２６；ＹＥＳ）、起動制御は終了となり、圧縮機１の最大運転周波数Ｆｍａｘを通常運転の制御値Ｆｍａｘ２に変更し（ＳＴＥＰ２７）、制御フローを終了する。

ここで、圧縮機１の最大運転周波数Ｆｍａｘの制御値はＦｍａｘ２＞Ｆｍａｘ＿ｈ＞Ｆｍａｘ＿ｃとなるように設定する。

なお、ここでは運転モードによる冷媒流量判定の場合を説明したが、実施の形態１で説明したような冷媒流量Ｇｒの検出値に基づいた冷媒流量判定＋運転モードによる冷媒流量判定での制御動作としてもよい。具体的な制御動作については次の実施の形態にて説明する。

実施の形態３．
本発明の実施の形態３に係る空気調和装置３００の構成について説明する。なお、この実施の形態２では実施の形態１及び２との相違点を中心に説明し、同様の箇所については説明を割愛する。空気調和装置３００の冷媒回路、制御部の構成、基本運転動作は実施の形態１及び２と同様である。

《空気調和装置の起動制御方法》
本実施の形態３の空気調和装置３００における起動時の制御動作について図６に基づいて説明する。図６は、本発明の実施の形態３に係る空気調和装置３００における起動時の制御動作の流れを示すフローチャートである。

ＳＴＥＰ３１〜ＳＴＥＰ３４は図５に示すＳＴＥＰ２１〜ＳＴＥＰ２４と同様の動作であり、運転モードが冷房運転／暖房運転のいずれかによって、起動初期における圧縮機１の最大運転周波数Ｆｍａｘの制御値を冷房運転時Ｆｍａｘ＿ｃ／暖房運転時Ｆｍａｘ＿ｈのいずれかに設定する。ここで設定された圧縮機１の最大運転周波数Ｆｍａｘの制御値を初期値Ｆｍａｘ０として、ＳＴＥＰ２５と同様に駆動部３０ｃにて圧縮機１を起動するとともに、測定部３０ａにて時間ｔ計測を開始する（ＳＴＥＰ３５）。以降のＳＴＥＰ３６〜ＳＴＥＰ４２は図４に示すＳＴＥＰ１２〜ＳＴＥＰ１８と同様の動作となる。

《作用効果》
本実施の形態に係る空気調和装置によれば、油分離器などコストアップ要因となる追加要素を必要とせず、かつ、運転条件や運転状態によらず、圧縮機内に一定量以上の冷凍機油を維持する返油性を確保することが可能となるため、信頼性の高い空気調和装置を実現できる。

本実施の形態に係る空気調和装置によれば、運転動作により圧縮機から冷媒とともに流出する冷凍機油の冷媒回路内への排出量を抑制することが可能となるため、冷媒回路内要素に冷凍機油が貯留することに伴う冷凍サイクル性能低下を回避でき、空気調和装置の高性能化を実現できる。

本実施の形態に係る空気調和装置によれば、室外ユニットと室内ユニットとを接続する冷媒配管長さやユニット据付場所の高低差、冷媒充填量などの空調機器の据付条件によらず、圧縮機内に一定量以上の冷凍機油を維持する返油性を確保することが可能となるため、空調機器の使用における据付条件（冷媒配管長や機器据付場所の高低差など）の許容範囲上限拡大が実現できる。

《冷却装置の変形例》
本発明の特徴事項を各実施の形態において説明したが、例えば、冷媒の流路構成（配管接続）、圧縮機・熱交換器・膨張弁等の冷媒回路要素の構成、等の内容は、各実施の形態で説明した内容に限定されるものではなく、本発明の技術の範囲内で適宜変更が可能である。

１ 圧縮機、２ 四方弁、３ 室外熱交換器、４ 室外送風装置、５ａ 減圧装置、５ｂ 減圧装置、６ 液接続配管、７ 室内熱交換器、８ 室内送風装置、９ ガス接続配管、１１ レシーバ、１２ 内部熱交換器、３０ 制御部、３０a 測定部、３０ｂ 演算部、３０ｃ 駆動部、３０ｄ 記憶部、３０e 判定部、２０１ 吐出温度センサ、２０２ ガス側温度センサ、２０３ 室外温度センサ、２０４ 液側温度センサ、２０５ 液側温度センサ、２０６ 室内温度センサ、２０７ ガス側温度センサ、２０８ 圧縮機シェル温度センサ、Ａ 熱源ユニット、Ｂ 利用ユニット。

Claims (7)

1. 運転周波数を可変に回転駆動する圧縮機、四方弁、室外熱交換器、室外送風装置、開度可変の減圧装置を有する室外ユニットと、室内熱交換器、室内送風装置を有する少なくとも１つの室内ユニットと、前記室外ユニットと前記室内ユニットが冷媒配管で配管接続され、前記圧縮機、前記四方弁、前記室外熱交換器、前記減圧装置及び前記室内熱交換器が順次接続され冷媒が循環する冷媒回路と、からなる空気調和装置において、前記空気調和装置の空調運転を制御する制御装置は、前記空気調和装置の運転状態を検出する運転状態検出手段と、前記運転状態検出手段により検出した運転状態に基づいて、前記冷媒回路を循環する冷媒流量を推定し、予め設定した閾値を基に冷媒流量が多い運転か否かを判定する冷媒流量判定手段と、前記冷媒流量判定手段により冷媒流量が所定量よりも多い運転と判定した場合に、前記圧縮機の最大運転周波数を低く設定する制御手段とを備え、前記冷媒回路には前記冷媒とともに封入された冷凍機油が循環し、前記制御手段は、前記冷媒と前記冷凍機油を合わせた全質量流量に対する前記冷凍機油の質量流量の比で定義される前記冷凍機油の油循環率が、前記冷媒流量に対して前記圧縮機から前記冷凍機油が前記冷媒回路内に過剰に排出されないレベルとなるように設定された油循環率以下となるように、前記圧縮機の最大運転周波数を設定することを特徴とする空気調和装置。
2. 前記運転状態検出手段は、前記冷媒回路における高圧側の冷媒圧力を検出する高圧冷媒圧力検出手段と、前記冷媒回路における低圧側の冷媒圧力を検出する低圧冷媒圧力検出手段と、前記圧縮機の吸入冷媒温度を検出する吸入温度検出手段と、前記圧縮機の運転周波数を検出する圧縮機周波数検出手段と、を有し、前記制御装置は、前記運転状態検出手段により検出した運転状態検出値を用いて前記冷媒回路を循環する冷媒流量を推定する冷媒流量推定手段を備えたことを特徴とする請求項１記載の空気調和装置。
3. 前記運転状態検出手段は、前記冷媒回路が冷房運転もしくは暖房運転のいずれかの運転モードであるかを検出する運転モード検出手段を有し、前記運転モード検出手段により冷房運転モードであると検出された場合に、前記冷媒流量判定手段は冷媒流量が多い運転と判定することを特徴とする請求項１または２記載の空気調和装置。
4. 前記制御手段は、前記圧縮機の起動から所定時間経過するまでの間、前記圧縮機の最大運転周波数を低く設定することを特徴とする請求項１〜３のいずれかに記載の空気調和装置。
5. 前記制御手段は、前記冷凍機油の油循環率が１．５％以下となるように、前記圧縮機の最大運転周波数を設定することを特徴とする請求項１〜４のいずれかに記載の空気調和装置。
6. 前記室外ユニットと前記室内ユニットとを接続する冷媒配管は、全長１００ｍ以上の長尺の冷媒配管であ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装置。
7. 前記室外ユニットと前記室内ユニットの据付位置高さは、高低差３０ｍ以上であることを特徴とする請求項１〜６のいずれかに記載の空気調和装置。

Images