JP7400857B2 - air conditioner - Google Patents

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Description

本発明は、過冷却熱交換器を有する空気調和機に関する。 The present invention relates to an air conditioner having a subcooling heat exchanger.

高負荷時に冷房能力を向上させる目的で、凝縮器出口に配置された過冷却熱交換器を備え、凝縮器出口から流出する冷媒の過冷却をとるために用いた中圧二相冷媒を圧縮機の中間圧に注入するインジェクション経路を有する冷凍回路が知られている。 In order to improve cooling capacity during high loads, the compressor is equipped with a supercooling heat exchanger placed at the condenser outlet, and the medium-pressure two-phase refrigerant used to supercool the refrigerant flowing out from the condenser outlet. A refrigeration circuit having an injection path for injecting at an intermediate pressure is known.

例えば特許文献１には、凝縮器で凝縮された冷媒の一部を減圧する流量調整弁と、上記流量調整弁で減圧された冷媒と凝縮器で凝縮された残りの冷媒とを熱交換する過冷却熱交換器と、上記過冷却熱交換器の主流である液側流路の出口から流出する冷媒の液温度を検出する液出口温度センサと、上記過冷却熱交換器の支流であるガス側流路の出口から流出する冷媒を圧縮機の中間圧に注入するインジェクション経路とを備えた冷凍サイクル装置が開示されている。この冷凍サイクル装置は、上記液出口温度センサにより検出される冷媒温度に応じて、圧縮機の中間圧へ注入される冷媒の流量を調整することで、高負荷時における冷房能力の向上を図るようにしている。 For example, Patent Document 1 describes a flow rate regulating valve that reduces the pressure of a part of the refrigerant condensed in a condenser, and a flow regulating valve that exchanges heat between the refrigerant whose pressure has been reduced by the flow regulating valve and the remaining refrigerant condensed in the condenser. a cooling heat exchanger, a liquid outlet temperature sensor that detects the liquid temperature of the refrigerant flowing out from the outlet of the liquid side flow path, which is the main stream of the supercooling heat exchanger, and a gas side, which is a tributary of the supercooling heat exchanger. A refrigeration cycle device is disclosed that includes an injection path for injecting refrigerant flowing out from an outlet of a flow path into an intermediate pressure of a compressor. This refrigeration cycle device improves cooling capacity during high loads by adjusting the flow rate of refrigerant injected into the intermediate pressure of the compressor according to the refrigerant temperature detected by the liquid outlet temperature sensor. I have to.

特開２０１８－１７９３８３号公報Japanese Patent Application Publication No. 2018-179383

しかしながら、上記過冷却熱交換器の液出口温度に基づくインジェクション制御では、非インジェクション制御時に比べて、冷房能力（出力）を消費電力（入力）で除した値であるエネルギ消費効率（ＥＥＲ）が低下するおそれがある。 However, in the injection control based on the liquid outlet temperature of the supercooling heat exchanger, the energy consumption efficiency (EER), which is the value obtained by dividing the cooling capacity (output) by the power consumption (input), decreases compared to non-injection control. There is a risk of

すなわち、過冷却熱交換器の利点は、主流側に流れる冷媒の量が少なくなることで蒸発器での圧力損失が小さくなり、蒸発器における冷媒の蒸発温度を高くする（圧縮機に吸入される冷媒の比体積を小さくする）ことで、圧縮機の回転数を低下させても冷凍能力を維持し、さらに圧縮動力を抑制できることにある。一方、インジェクション制御時は、非インジェクション制御時よりも冷凍能力は増加するが、インジェクションされる冷媒の密度が大きい場合においては圧縮機の高段における冷媒の流量の増加に伴って凝縮圧力が高くなるため、非インジェクション制御時よりも所定回転数で回転する圧縮機の動力が増加する傾向にある。したがって、過冷却熱交換器の液出口温度を監視するだけでは、冷凍能力の最大化を図れても、エネルギ消費効率（ＥＥＲ）の低下を抑えられない場合がある。 In other words, the advantage of a subcooling heat exchanger is that the amount of refrigerant flowing into the mainstream side is reduced, which reduces the pressure loss in the evaporator, and increases the evaporation temperature of the refrigerant in the evaporator (as it is sucked into the compressor). By reducing the specific volume of the refrigerant, the refrigerating capacity can be maintained even if the rotation speed of the compressor is lowered, and the compression power can be further suppressed. On the other hand, during injection control, the refrigerating capacity increases compared to non-injection control, but when the density of the injected refrigerant is high, the condensation pressure increases as the flow rate of refrigerant increases in the higher stage of the compressor. Therefore, the power of the compressor that rotates at a predetermined rotation speed tends to increase more than during non-injection control. Therefore, even if the refrigerating capacity can be maximized by simply monitoring the liquid outlet temperature of the supercooling heat exchanger, it may not be possible to suppress the decrease in energy consumption efficiency (EER).

以上のような事情に鑑み、本発明の目的は、冷凍能力の最大化を図りつつ、エネルギ消費効率（ＥＥＲ）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。 In view of the above circumstances, an object of the present invention is to provide an air conditioner that can suppress a decrease in energy consumption efficiency (EER) while maximizing refrigeration capacity.

本発明の一形態に係る空気調和機は、冷媒回路と、第１温度検出器と、第１圧力検出器と、制御装置とを備える。
前記冷媒回路は、圧縮機と、室外熱交換器と、室内熱交換器と、前記室外熱交換器と前記室内熱交換器との間に配置された減圧器と、前記圧縮機から吐出される非共沸混合冷媒である冷媒の流れ方向を切り替える四方弁と、冷房運転時において前記室外熱交換器で凝縮された冷媒の一部である第１冷媒を減圧するインジェクション制御弁と、前記インジェクション制御弁で減圧された前記第１冷媒と前記室外熱交換器で凝縮された冷媒の残りである第２冷媒とを熱交換する冷媒間熱交換器と、前記冷媒間熱交換器から流出した前記第１冷媒を前記圧縮機の中間圧力部へ導くインジェクション配管と、を有する。
前記第１温度検出器は、前記冷媒間熱交換器から流出し前記圧縮機の中間圧力部へ導入される前記第１冷媒の温度を検出する。
前記第１圧力検出器は、前記冷媒間熱交換器から流出し前記圧縮機の中間圧力部へ導入される前記第１冷媒の圧力を検出する。
前記制御装置は、前記第１温度検出器により検出される冷媒温度と前記第１圧力検出器により検出される冷媒圧力とに基づいて算出される前記第１冷媒の比エンタルピが、前記インジェクション配管と前記圧縮機の中間圧力部との合流点における冷媒である第３冷媒の乾き度が１となる比エンタルピ目標値となるように、前記インジェクション制御弁の開度を制御する。 An air conditioner according to one embodiment of the present invention includes a refrigerant circuit, a first temperature detector, a first pressure detector, and a control device.
The refrigerant circuit includes a compressor, an outdoor heat exchanger, an indoor heat exchanger, a pressure reducer disposed between the outdoor heat exchanger and the indoor heat exchanger, and a refrigerant discharged from the compressor. a four-way valve that switches the flow direction of a refrigerant that is a non-azeotropic mixed refrigerant; an injection control valve that reduces the pressure of a first refrigerant that is a part of the refrigerant condensed in the outdoor heat exchanger during cooling operation; a refrigerant heat exchanger that exchanges heat between the first refrigerant whose pressure has been reduced by a valve and a second refrigerant that is the remainder of the refrigerant condensed in the outdoor heat exchanger; 1 refrigerant to an intermediate pressure section of the compressor.
The first temperature detector detects the temperature of the first refrigerant flowing out from the refrigerant heat exchanger and introduced into the intermediate pressure section of the compressor.
The first pressure detector detects the pressure of the first refrigerant flowing out from the refrigerant heat exchanger and introduced into the intermediate pressure section of the compressor.
The control device is configured such that the specific enthalpy of the first refrigerant, which is calculated based on the refrigerant temperature detected by the first temperature detector and the refrigerant pressure detected by the first pressure detector, is different from the injection piping. The opening degree of the injection control valve is controlled so that the degree of dryness of the third refrigerant, which is the refrigerant at the confluence point with the intermediate pressure section of the compressor, reaches a specific enthalpy target value of 1.

空気調和機は、前記圧縮機に吸入される冷媒の温度を検出する第２温度検出器と、前記圧縮機に吸入される冷媒の圧力を検出する第２圧力検出器とをさらに備えてもよい。
前記制御装置は、前記第２温度検出器により検出される冷媒温度と、前記第１圧力検出器により検出される冷媒圧力と、前記第２圧力検出器により検出される冷媒圧力とに基づいて、前記圧縮機の中間圧力部における冷媒温度を算出してもよい。
前記制御装置は、前記第１圧力検出器により検出される冷媒圧力と前記圧縮機の中間圧力部における冷媒温度とに基づいて算出される前記圧縮機の中間圧力部における冷媒の比エンタルピに基づいて、前記第３冷媒の乾き度１に相当する比エンタルピを算出してもよい。
前記制御装置は、前記圧縮機の中間圧力部における冷媒の比エンタルピと前記第３冷媒の乾き度１に相当する比エンタルピとに基づいて、前記第１冷媒の前記比エンタルピ目標値を算出してもよい。 The air conditioner may further include a second temperature detector that detects the temperature of the refrigerant sucked into the compressor, and a second pressure detector that detects the pressure of the refrigerant sucked into the compressor. .
The control device is based on the refrigerant temperature detected by the second temperature detector, the refrigerant pressure detected by the first pressure detector, and the refrigerant pressure detected by the second pressure detector, A refrigerant temperature in an intermediate pressure section of the compressor may be calculated.
The control device is configured to calculate the specific enthalpy of the refrigerant in the intermediate pressure section of the compressor, which is calculated based on the refrigerant pressure detected by the first pressure detector and the refrigerant temperature in the intermediate pressure section of the compressor. , a specific enthalpy corresponding to the dryness level 1 of the third refrigerant may be calculated.
The control device calculates the specific enthalpy target value of the first refrigerant based on the specific enthalpy of the refrigerant in the intermediate pressure section of the compressor and the specific enthalpy of the third refrigerant corresponding to a degree of dryness of 1. Good too.

空気調和機は、前記圧縮機から吐出される冷媒の圧力を検出する第３圧力検出器と、冷房運転時において前記室外熱交換器から流出する冷媒の温度を検出する第３温度検出器と、冷房運転時において前記冷媒間熱交換器から流出する前記第２冷媒の温度を検出する第４温度検出器と、をさらに備えてもよい。
前記制御装置は、前記第３圧力検出器により検出される圧力と前記第３温度検出器により検出される温度とに基づいて、冷房運転時において前記室外熱交換器から流出する冷媒の比エンタルピを算出してもよい。
前記制御装置は、前記第３圧力検出器により検出される圧力と前記第４温度検出器により検出される温度とに基づいて、冷房運転時において前記冷媒間熱交換器から流出する前記第２冷媒の比エンタルピを算出してもよい。
前記制御装置は、前記第１冷媒の比エンタルピと、冷房運転時において前記室外熱交換器から流出する冷媒の比エンタルピと、冷房運転時において前記冷媒間熱交換器から流出する前記第２冷媒の比エンタルピとに基づいて、前記第２冷媒に対する前記第１冷媒の比率であるインジェクション率を算出してもよい。
The air conditioner includes a third pressure detector that detects the pressure of refrigerant discharged from the compressor, and a third temperature detector that detects the temperature of the refrigerant flowing out from the outdoor heat exchanger during cooling operation. The air conditioner may further include a fourth temperature detector that detects the temperature of the second refrigerant flowing out from the refrigerant heat exchanger during cooling operation.
The control device calculates the specific enthalpy of the refrigerant flowing out from the outdoor heat exchanger during cooling operation based on the pressure detected by the third pressure detector and the temperature detected by the third temperature detector. It may be calculated.
The control device controls the second refrigerant flowing out from the refrigerant heat exchanger during cooling operation based on the pressure detected by the third pressure detector and the temperature detected by the fourth temperature detector. You may also calculate the specific enthalpy of .
The control device is configured to control the specific enthalpy of the first refrigerant, the specific enthalpy of the refrigerant flowing out from the outdoor heat exchanger during cooling operation, and the specific enthalpy of the second refrigerant flowing out from the interrefrigerant heat exchanger during cooling operation. An injection rate, which is a ratio of the first refrigerant to the second refrigerant, may be calculated based on the specific enthalpy.

前記制御装置は、前記インジェクション率が、前記第１冷媒の比エンタルピが前記比エンタルピ目標値であるときの目標インジェクション率となるように、前記インジェクション制御弁の開度を制御してもよい。 The control device may control the opening degree of the injection control valve so that the injection rate becomes a target injection rate when the specific enthalpy of the first refrigerant is the specific enthalpy target value.

前記圧縮機は、スクロール圧縮機であってもよい。 The compressor may be a scroll compressor.

本発明によれば、冷凍能力の最大化を図りつつ、エネルギ消費効率（ＥＥＲ）の低下を抑えることができる。 According to the present invention, it is possible to maximize the refrigerating capacity while suppressing a decrease in energy consumption efficiency (EER).

本発明の一実施形態に係る空気調和機の冷媒回路を示す図である。1 is a diagram showing a refrigerant circuit of an air conditioner according to an embodiment of the present invention. 上記空気調和機における室外機制御装置の構成を示すブロック図である。It is a block diagram showing the composition of the outdoor unit control device in the above-mentioned air conditioner. 冷房運転時における上記冷媒回路のモリエル線図である。FIG. 4 is a Mollier diagram of the refrigerant circuit during cooling operation. 上記室外機制御装置において実行される処理の手順の一例を示すフローチャートである。It is a flowchart which shows an example of the procedure of the process performed in the said outdoor unit control apparatus. 従来の空気調和機における冷媒回路のモリエル線図である。It is a Mollier diagram of a refrigerant circuit in a conventional air conditioner.

以下、図面を参照しながら、本発明の実施形態を説明する。 Embodiments of the present invention will be described below with reference to the drawings.

［空気調和機の冷媒回路］
図１は、本発明の一実施形態に係る空気調和機１の冷媒回路を示す図である。
図１に示すように、本実施形態における空気調和機１は、屋外に設置される室外機２と、室内に設置され室外機２に液管４及びガス管５で接続された室内機３を備えている。詳細には、室外機２の液側閉鎖弁２５と室内機３の液管接続部３３が液管４で接続されている。また、室外機２のガス側閉鎖弁２６と室内機３のガス管接続部３４がガス管５で接続されている。以上により、空気調和機１の冷媒回路１０が形成される。 [Air conditioner refrigerant circuit]
FIG. 1 is a diagram showing a refrigerant circuit of an air conditioner 1 according to an embodiment of the present invention.
As shown in FIG. 1, the air conditioner 1 in this embodiment includes an outdoor unit 2 installed outdoors and an indoor unit 3 installed indoors and connected to the outdoor unit 2 through a liquid pipe 4 and a gas pipe 5. We are prepared. Specifically, the liquid side closing valve 25 of the outdoor unit 2 and the liquid pipe connection portion 33 of the indoor unit 3 are connected by the liquid pipe 4. Further, the gas side shutoff valve 26 of the outdoor unit 2 and the gas pipe connecting portion 34 of the indoor unit 3 are connected by a gas pipe 5. Through the above steps, the refrigerant circuit 10 of the air conditioner 1 is formed.

（冷媒）
冷媒には、非共沸混合冷媒が用いられる。本実施形態では、ＨＦＯ系の非共沸混合冷媒が用いられる。非共沸混合冷媒としては、Ｒ１２３４ｙｆ冷媒とＲ３２冷媒を含む混合冷媒が用いられる。 (refrigerant)
A non-azeotropic mixed refrigerant is used as the refrigerant. In this embodiment, an HFO-based non-azeotropic refrigerant mixture is used. As the non-azeotropic mixed refrigerant, a mixed refrigerant containing R1234yf refrigerant and R32 refrigerant is used.

（室外機の冷媒回路）
まずは、室外機２について説明する。
室外機２は、圧縮機２１と、四方弁２２と、室外熱交換器２３と、アキュムレータ２４と、液管４が接続された液側閉鎖弁２５と、ガス管５が接続されたガス側閉鎖弁２６と、室外ファン２７と、暖房運転時において室内機３に設けられた室内膨張弁３５（減圧器）の下流側に位置する室外膨張弁２８（減圧器）と、インジェクション制御弁２９と、冷媒間熱交換器８２とを備えている。そして、室外ファン２７を除くこれら各装置が後述する各冷媒配管で相互に接続されて、冷媒回路１０の一部をなす室外機冷媒回路１０ａを形成している。 (Refrigerant circuit of outdoor unit)
First, the outdoor unit 2 will be explained.
The outdoor unit 2 includes a compressor 21, a four-way valve 22, an outdoor heat exchanger 23, an accumulator 24, a liquid side closing valve 25 to which the liquid pipe 4 is connected, and a gas side closing valve to which the gas pipe 5 is connected. A valve 26, an outdoor fan 27, an outdoor expansion valve 28 (pressure reducer) located downstream of the indoor expansion valve 35 (pressure reducer) provided in the indoor unit 3 during heating operation, and an injection control valve 29. The refrigerant heat exchanger 82 is also provided. These devices except for the outdoor fan 27 are connected to each other through refrigerant piping, which will be described later, to form an outdoor unit refrigerant circuit 10a that forms a part of the refrigerant circuit 10.

なお、室内膨張弁３５は室外機２（例えば、液側閉鎖弁２５と冷媒間熱交換器８２との間）に配置されてもよい。ここでは便宜上、室外機２の説明において室内膨張弁３５についても言及する。 Note that the indoor expansion valve 35 may be arranged in the outdoor unit 2 (for example, between the liquid side closing valve 25 and the refrigerant heat exchanger 82). Here, for convenience, the indoor expansion valve 35 will also be mentioned in the description of the outdoor unit 2.

圧縮機２１は、図示しないインバータにより回転数が制御されることで、運転容量を変えることができる容量可変型圧縮機である。本実施形態において圧縮機２１は、低段圧縮部と高段圧縮部とを有する二段圧縮機であり、例えば、スクロール圧縮機あるいはロータリ圧縮機が採用される。圧縮機２１の冷媒吐出側は、四方弁２２のポートａと吐出管６１で接続されている。また、圧縮機２１の冷媒吸入側は、アキュムレータ２４を介して四方弁２２のポートｃと吸入管６６で接続されている。 The compressor 21 is a variable capacity compressor whose operating capacity can be changed by controlling the rotation speed by an inverter (not shown). In this embodiment, the compressor 21 is a two-stage compressor having a low-stage compression section and a high-stage compression section, and for example, a scroll compressor or a rotary compressor is adopted. The refrigerant discharge side of the compressor 21 is connected to port a of the four-way valve 22 through a discharge pipe 61. Further, the refrigerant suction side of the compressor 21 is connected to port c of the four-way valve 22 via an accumulator 24 and a suction pipe 66 .

四方弁２２は、冷媒の流れる方向を切り替えるための弁であり、ａ、ｂ、ｃ、ｄの４つのポートを備えている。ポートａは、上述したように圧縮機２１の冷媒吐出側と吐出管６１で接続されている。ポートｂは、室外熱交換器２３の一方の冷媒出入口と冷媒配管６２で接続されている。ポートｃは、上述したように圧縮機２１の冷媒吸入側と吸入管６６で接続されている。そして、ポートｄは、ガス側閉鎖弁２６と室外機ガス管６４で接続されている。 The four-way valve 22 is a valve for switching the direction in which the refrigerant flows, and includes four ports a, b, c, and d. Port a is connected to the refrigerant discharge side of the compressor 21 through the discharge pipe 61, as described above. Port b is connected to one refrigerant inlet/outlet of the outdoor heat exchanger 23 through a refrigerant pipe 62 . The port c is connected to the refrigerant suction side of the compressor 21 through the suction pipe 66, as described above. The port d is connected to the gas side closing valve 26 through an outdoor unit gas pipe 64.

室外熱交換器２３は、冷媒と、室外ファン２７の回転により室外機２の内部に取り込まれた外気を熱交換させるものである。室外熱交換器２３の一方の冷媒出入口は、上述したように四方弁２２のポートｂと冷媒配管６２で接続され、他方の冷媒出入口は液側閉鎖弁２５と室外機液管６３で接続されている。室外熱交換器２３は、四方弁２２の切り替えによって、冷房時は凝縮器として機能し、暖房運転時は蒸発器として機能する。 The outdoor heat exchanger 23 exchanges heat between the refrigerant and the outside air taken into the outdoor unit 2 by the rotation of the outdoor fan 27. As described above, one refrigerant inlet/outlet of the outdoor heat exchanger 23 is connected to port b of the four-way valve 22 through the refrigerant pipe 62, and the other refrigerant inlet/outlet is connected to the liquid side closing valve 25 through the outdoor unit liquid pipe 63. There is. The outdoor heat exchanger 23 functions as a condenser during cooling operation and as an evaporator during heating operation by switching the four-way valve 22.

室内膨張弁３５及び室外膨張弁２８は、図示しないパルスモータにより駆動される電子膨張弁である。具体的には、パルスモータに加えられるパルス数によりその開度が調整される。暖房運転時は、室内膨張弁３５は全開とされ、室外膨張弁２８は、圧縮機２１の吐出温度が所定の目標値（圧縮機２１に吸入される冷媒が適切な状態になる値）となるように調整されるか、若しくは、圧縮機２１に吸入される冷媒の吸入過熱度（吸入ＳＨ）が所定の目標値（圧縮機２１に吸入される冷媒が適切な状態になる値）となるように調整される。また、冷房運転時あるいは除湿運転時は、室内膨張弁３５は、圧縮機２１に吸入される冷媒の吸入過熱度（吸入ＳＨ）が所定の目標値となるように調整され、室外膨張弁２８は全開とされる。 The indoor expansion valve 35 and the outdoor expansion valve 28 are electronic expansion valves driven by a pulse motor (not shown). Specifically, the opening degree is adjusted by the number of pulses applied to the pulse motor. During heating operation, the indoor expansion valve 35 is fully opened, and the outdoor expansion valve 28 allows the discharge temperature of the compressor 21 to reach a predetermined target value (a value at which the refrigerant sucked into the compressor 21 is in an appropriate state). Or, the degree of suction superheat (intake SH) of the refrigerant sucked into the compressor 21 is adjusted to a predetermined target value (a value at which the refrigerant sucked into the compressor 21 is in an appropriate state). is adjusted to Further, during cooling operation or dehumidification operation, the indoor expansion valve 35 is adjusted so that the suction superheat degree (intake SH) of the refrigerant sucked into the compressor 21 becomes a predetermined target value, and the outdoor expansion valve 28 is It is said to be fully opened.

室外ファン２７は樹脂材で形成されており、室外熱交換器２３の近傍に配置されている。室外ファン２７は、その中心部が図示しないファンモータの回転軸に接続されている。ファンモータが回転することで室外ファン２７が回転する。室外ファン２７の回転によって、室外機２の図示しない吸込口から室外機２の内部へ外気を取り込み、室外熱交換器２３において冷媒と熱交換した外気を、室外機２の図示しない吹出口から室外機２外部へ放出する。 The outdoor fan 27 is made of a resin material and is placed near the outdoor heat exchanger 23. The outdoor fan 27 has its center connected to a rotating shaft of a fan motor (not shown). The outdoor fan 27 rotates as the fan motor rotates. As the outdoor fan 27 rotates, outside air is drawn into the outdoor unit 2 from an inlet (not shown) of the outdoor unit 2, and the outside air, which has undergone heat exchange with the refrigerant in the outdoor heat exchanger 23, is sent outside from an outlet (not shown) of the outdoor unit 2. Release to outside of machine 2.

室外機冷媒回路１０ａは、インジェクション配管６５を有する。インジェクション配管６５は、室外膨張弁２８と冷媒間熱交換器８２との間において室外機液管６３から分岐し、インジェクション制御弁２９および冷媒間熱交換器８２を介して、圧縮機２１の低段圧縮部と高段圧縮部との間である中間圧力部２１ａに接続されている。 The outdoor unit refrigerant circuit 10a has an injection pipe 65. The injection pipe 65 branches from the outdoor unit liquid pipe 63 between the outdoor expansion valve 28 and the refrigerant heat exchanger 82, and is connected to the lower stage of the compressor 21 via the injection control valve 29 and the refrigerant heat exchanger 82. It is connected to an intermediate pressure section 21a between the compression section and the high-stage compression section.

インジェクション配管６５は、冷房運転時において室外熱交換器２３で凝縮された冷媒の一部を圧縮機２１へ流入させるインジェクション回路の一部であり、インジェクション制御弁２９で減圧された冷媒を圧縮機２１の中間圧力部２１ａへ導く冷媒配管である。インジェクション配管６５の途中には、インジェクション配管６５を流れる冷媒（第１冷媒）と室外熱交換器２３で凝縮された残りの室外機液管６３を流れる冷媒（第２冷媒）との間で熱交換を行う冷媒間熱交換器８２が設けられている。 The injection pipe 65 is a part of an injection circuit that causes a part of the refrigerant condensed in the outdoor heat exchanger 23 to flow into the compressor 21 during cooling operation, and supplies the refrigerant whose pressure has been reduced by the injection control valve 29 to the compressor 21. This is a refrigerant pipe leading to the intermediate pressure section 21a. In the middle of the injection pipe 65, heat exchange is performed between the refrigerant (first refrigerant) flowing through the injection pipe 65 and the refrigerant (second refrigerant) flowing through the remaining outdoor unit liquid pipe 63 that has been condensed in the outdoor heat exchanger 23. A refrigerant heat exchanger 82 is provided.

冷媒間熱交換器８２は、冷房運転時において、室外機液管６３を流れる冷媒とインジェクション配管６５を流れる冷媒との間で熱交換を行う過冷却熱交換器である。冷媒間熱交換器８２において、室外機液管６３は冷媒間熱交換器８２の主流（液側流路）を形成し、インジェクション配管６５は冷媒間熱交換器８２の支流（ガス側流路）を形成する。 The refrigerant heat exchanger 82 is a subcooling heat exchanger that exchanges heat between the refrigerant flowing through the outdoor unit liquid pipe 63 and the refrigerant flowing through the injection pipe 65 during cooling operation. In the refrigerant heat exchanger 82, the outdoor unit liquid pipe 63 forms the main stream (liquid side flow path) of the refrigerant heat exchanger 82, and the injection pipe 65 forms a tributary flow (gas side flow path) of the refrigerant heat exchanger 82. form.

インジェクション制御弁２９は、図示しないパルスモータにより駆動される電子膨張弁であり、室外機液管６３とインジェクション配管６５との分岐点３０と冷媒間熱交換器８２との間の配管途中に設けられる。インジェクション制御弁２９は、インジェクション配管６５の開閉手段、及び、インジェクション配管６５における冷媒の流量調整手段として設けられる。 The injection control valve 29 is an electronic expansion valve driven by a pulse motor (not shown), and is provided in the middle of the pipe between the branch point 30 between the outdoor unit liquid pipe 63 and the injection pipe 65 and the refrigerant heat exchanger 82. . The injection control valve 29 is provided as a means for opening and closing the injection pipe 65 and as a means for adjusting the flow rate of refrigerant in the injection pipe 65.

以上説明した構成の他に、室外機２には各種のセンサが設けられている。図１に示すように、吐出管６１には、圧縮機２１から吐出される冷媒の圧力を検出する吐出圧力センサ７１と、圧縮機２１から吐出される冷媒の温度を検出する吐出温度センサ７３が設けられている。吸入管６６には、圧縮機２１に吸入される冷媒の圧力を検出する吸入圧力センサ７２と、圧縮機２１に吸入される冷媒の温度を検出する吸入温度センサ７４が設けられている。室外機液管６３には、冷房運転時に室外膨張弁２８に流入する冷媒の温度を検出する室外機液管温度センサ７７ｃと、冷房運転時に冷媒間熱交換器８２から流出する冷媒の温度を検出する冷媒間熱交液管温度センサ４３が設けられている。 In addition to the configuration described above, the outdoor unit 2 is provided with various sensors. As shown in FIG. 1, the discharge pipe 61 includes a discharge pressure sensor 71 that detects the pressure of the refrigerant discharged from the compressor 21, and a discharge temperature sensor 73 that detects the temperature of the refrigerant discharged from the compressor 21. It is provided. The suction pipe 66 is provided with a suction pressure sensor 72 that detects the pressure of the refrigerant sucked into the compressor 21 and a suction temperature sensor 74 that detects the temperature of the refrigerant sucked into the compressor 21. The outdoor unit liquid pipe 63 includes an outdoor unit liquid pipe temperature sensor 77c that detects the temperature of the refrigerant flowing into the outdoor expansion valve 28 during cooling operation, and an outdoor unit liquid pipe temperature sensor 77c that detects the temperature of the refrigerant flowing out from the interrefrigerant heat exchanger 82 during cooling operation. A refrigerant heat exchanger pipe temperature sensor 43 is provided.

室外熱交換器２３の図示しない冷媒パスの略中間部には、室外熱交換器２３の温度である室外熱交温度を検出する室外熱交中間温度センサ７５が設けられている。そして、室外機２の図示しない吸込口付近には、室外機２の内部に流入する外気の温度、すなわち外気温度を検出する外気温度センサ７６が備えられている。 An outdoor heat exchanger intermediate temperature sensor 75 is provided approximately in the middle of a refrigerant path (not shown) of the outdoor heat exchanger 23 to detect the outdoor heat exchanger temperature, which is the temperature of the outdoor heat exchanger 23 . An outside air temperature sensor 76 is provided near a suction port (not shown) of the outdoor unit 2 to detect the temperature of outside air flowing into the interior of the outdoor unit 2, that is, the outside air temperature.

インジェクション配管６５には、冷房運転時において、冷媒間熱交換器８２から流出し圧縮機２１の中間圧力部２１ａへ導入される冷媒（第１冷媒）の温度を検出する注入温度センサ４１と、冷媒間熱交換器８２から流出し圧縮機２１の中間圧力部２１ａへ導入される冷媒（第１冷媒）の圧力を検出する注入圧力センサ４２が設けられている。 The injection pipe 65 includes an injection temperature sensor 41 that detects the temperature of the refrigerant (first refrigerant) flowing out from the refrigerant heat exchanger 82 and introduced into the intermediate pressure section 21a of the compressor 21 during cooling operation; An injection pressure sensor 42 is provided to detect the pressure of the refrigerant (first refrigerant) flowing out from the intermediate heat exchanger 82 and introduced into the intermediate pressure section 21a of the compressor 21.

また、室外機２には、室外機制御装置２００が備えられている。室外機制御装置２００は、室外機２の図示しない電装品箱に格納されている制御基板に搭載されている。図２に示すように、室外機制御装置２００は、ＣＰＵ２１０と、記憶部２２０と、通信部２３０と、センサ入力部２４０を備えている。室外機制御装置２００は、本発明における制御装置に相当する。 Furthermore, the outdoor unit 2 is equipped with an outdoor unit control device 200. The outdoor unit control device 200 is mounted on a control board stored in an electrical component box (not shown) of the outdoor unit 2. As shown in FIG. 2, the outdoor unit control device 200 includes a CPU 210, a storage section 220, a communication section 230, and a sensor input section 240. The outdoor unit control device 200 corresponds to a control device in the present invention.

記憶部２２０は、フラッシュメモリで構成されており、室外機２の制御プログラムや各種センサからの検出信号に対応した検出値、圧縮機２１や室外ファン２７等の制御状態等を記憶している。また、図示は省略するが、記憶部２２０には室内機３から受信する要求能力に応じて圧縮機２１の回転数を定めた回転数テーブルが予め記憶されている。 The storage unit 220 is configured with a flash memory, and stores a control program for the outdoor unit 2, detected values corresponding to detection signals from various sensors, control states of the compressor 21, the outdoor fan 27, etc., and the like. Although not shown, the storage unit 220 stores in advance a rotation speed table that determines the rotation speed of the compressor 21 according to the requested capacity received from the indoor unit 3.

通信部２３０は、室内機３との通信を行うインターフェイスである。センサ入力部２４０は、室外機２の各種センサでの検出結果を取り込んでＣＰＵ２１０に出力する。 The communication unit 230 is an interface that communicates with the indoor unit 3. The sensor input unit 240 takes in detection results from various sensors of the outdoor unit 2 and outputs them to the CPU 210.

ＣＰＵ２１０は、前述した室外機２の各センサでの検出結果を、センサ入力部２４０を介して取り込む。さらには、ＣＰＵ２１０は、室内機３から送信される制御信号を、通信部２３０を介して取り込む。ＣＰＵ２１０は、取り込んだ検出結果や制御信号等に基づいて、圧縮機２１や室外ファン２７の駆動制御を行う。また、ＣＰＵ２１０は、取り込んだ検出結果や制御信号に基づいて、四方弁２２の切り替え制御を行う。さらには、ＣＰＵ２１０は、取り込んだ検出結果や制御信号に基づいて、室内膨張弁３５及び室外膨張弁２８の開度調整、インジェクション制御弁２９の開閉制御及び開度調整を行う。 The CPU 210 takes in the detection results from each sensor of the outdoor unit 2 described above via the sensor input section 240. Further, the CPU 210 receives a control signal transmitted from the indoor unit 3 via the communication unit 230. The CPU 210 controls the drive of the compressor 21 and the outdoor fan 27 based on the acquired detection results, control signals, and the like. Further, the CPU 210 performs switching control of the four-way valve 22 based on the captured detection results and control signals. Furthermore, the CPU 210 performs opening degree adjustment of the indoor expansion valve 35 and outdoor expansion valve 28, and opening/closing control and opening degree adjustment of the injection control valve 29, based on the captured detection results and control signals.

（室内機の冷媒回路）
次に、図１を用いて、室内機３について説明する。
室内機３は、室内熱交換器３１と、室内ファン３２と、液管４の他端が接続された液管接続部３３と、ガス管５の他端が接続されたガス管接続部３４と、室内熱交換器３１と液管接続部３３との間に配置された室内膨張弁３５を備えている。そして、室内ファン３２を除くこれら各装置が以下で詳述する各冷媒配管で相互に接続されて、冷媒回路１０の一部をなす室内機冷媒回路１０ｂを形成している。 (refrigerant circuit of indoor unit)
Next, the indoor unit 3 will be explained using FIG. 1.
The indoor unit 3 includes an indoor heat exchanger 31, an indoor fan 32, a liquid pipe connection part 33 to which the other end of the liquid pipe 4 is connected, and a gas pipe connection part 34 to which the other end of the gas pipe 5 is connected. , an indoor expansion valve 35 disposed between the indoor heat exchanger 31 and the liquid pipe connection section 33. These devices except for the indoor fan 32 are connected to each other through refrigerant piping, which will be described in detail below, to form an indoor unit refrigerant circuit 10b that forms a part of the refrigerant circuit 10.

室内熱交換器３１は、冷媒と後述する室内ファン３２の回転により室内機３の図示しない吸込口から室内機３の内部に取り込まれた室内空気を熱交換させるものである。室内熱交換器３１の一方の冷媒出入口は、液管接続部３３と室内機液管６７で接続されている。室内熱交換器３１の他方の冷媒出入口は、ガス管接続部３４と室内機ガス管６８で接続されている。室内熱交換器３１は、室内機３が冷房運転を行う場合は蒸発器として機能し、室内機３が暖房運転を行う場合は凝縮器として機能する。 The indoor heat exchanger 31 heat-exchanges indoor air taken into the indoor unit 3 from a suction port (not shown) of the indoor unit 3 using a refrigerant and the rotation of an indoor fan 32 (described later). One refrigerant inlet/outlet of the indoor heat exchanger 31 is connected to the liquid pipe connection part 33 by an indoor unit liquid pipe 67. The other refrigerant inlet and outlet of the indoor heat exchanger 31 is connected to the gas pipe connecting portion 34 through an indoor unit gas pipe 68. The indoor heat exchanger 31 functions as an evaporator when the indoor unit 3 performs a cooling operation, and functions as a condenser when the indoor unit 3 performs a heating operation.

室内ファン３２は樹脂材で形成されており、室内熱交換器３１の近傍に配置されている。室内ファン３２は、図示しないファンモータによって回転することで、室内機３の図示しない吸込口から室内機３の内部に室内空気を取り込み、室内熱交換器３１において冷媒と熱交換した室内空気を室内機３の図示しない吹出口から室内へ吹き出す。 The indoor fan 32 is made of a resin material and is placed near the indoor heat exchanger 31. The indoor fan 32 is rotated by a fan motor (not shown), draws indoor air into the interior of the indoor unit 3 from a suction port (not shown) of the indoor unit 3, and exchanges heat with a refrigerant in the indoor heat exchanger 31 to return the indoor air to the room. The air is blown into the room from the air outlet (not shown) of the machine 3.

以上説明した構成の他に、室内機３には各種のセンサが設けられている。室内熱交換器３１内の流路の中間部には室内熱交換器３１内の冷媒の温度を検出する室内熱交中間温度センサ７７ａが設けられている。室内機ガス管６８には、暖房運転時に室内膨張弁３５へ流入する冷媒の温度を検出する室内機ガス管温度センサ７７ｂと、室内熱交換器３１から流出あるいは室内熱交換器３１に流入する冷媒の温度を検出するガス側温度センサ７８が設けられている。そして、室内機３の図示しない吸込口付近には、室内機３の内部に流入する室内空気の温度、すなわち室温を検出する室温センサ７９が備えられている。 In addition to the configuration described above, the indoor unit 3 is provided with various sensors. An indoor heat exchanger intermediate temperature sensor 77a that detects the temperature of the refrigerant in the indoor heat exchanger 31 is provided in the middle of the flow path in the indoor heat exchanger 31. The indoor unit gas pipe 68 includes an indoor unit gas pipe temperature sensor 77b that detects the temperature of the refrigerant flowing into the indoor expansion valve 35 during heating operation, and an indoor unit gas pipe temperature sensor 77b that detects the temperature of the refrigerant flowing into the indoor heat exchanger 31 during heating operation. A gas side temperature sensor 78 is provided to detect the temperature of the gas. A room temperature sensor 79 is provided near a suction port (not shown) of the indoor unit 3 to detect the temperature of indoor air flowing into the interior of the indoor unit 3, that is, the room temperature.

［冷媒回路の動作の概要］
次に、本実施形態における空気調和機１の動作の概要について説明する。 [Overview of refrigerant circuit operation]
Next, an overview of the operation of the air conditioner 1 in this embodiment will be explained.

（暖房運転）
まず、暖房運転時の冷媒の流れについて説明する。
暖房運転を行うとき、ＣＰＵ２１０は、図１に示すように四方弁２２を実線で示す状態、すなわち、四方弁２２のポートａとポートｄが連通し、ポートｂとポートｃが連通するように、切り替える。これにより、冷媒回路１０において実線矢印で示す方向に冷媒が循環し、室外熱交換器２３が蒸発器として機能するとともに、室内熱交換器３１が凝縮器として機能する暖房サイクルとなる。 (Heating operation)
First, the flow of refrigerant during heating operation will be explained.
When performing heating operation, the CPU 210 sets the four-way valve 22 to the state shown by the solid line as shown in FIG. Switch. Thereby, the refrigerant circulates in the direction shown by the solid arrow in the refrigerant circuit 10, resulting in a heating cycle in which the outdoor heat exchanger 23 functions as an evaporator and the indoor heat exchanger 31 functions as a condenser.

また、暖房運転を行うとき、ＣＰＵ２１０は、室内膨張弁３５を全開にし、インジェクション制御弁２９を全閉にする。さらにＣＰＵ２１０は、室外膨張弁２８の開度を、圧縮機２１の吐出温度が所定の目標値となるように、若しくは、圧縮機２１に吸入される冷媒の吸入過熱度（吸入ＳＨ）が所定の目標値となるように調整する。 Further, when performing heating operation, the CPU 210 fully opens the indoor expansion valve 35 and fully closes the injection control valve 29. Furthermore, the CPU 210 controls the opening degree of the outdoor expansion valve 28 so that the discharge temperature of the compressor 21 reaches a predetermined target value, or the suction superheat degree (suction SH) of the refrigerant sucked into the compressor 21 reaches a predetermined target value. Adjust to reach the target value.

圧縮機２１から吐出された高温高圧のガス冷媒は、吐出管６１を流れて四方弁２２に流入する。四方弁２２のポートａに流入した高温高圧のガス冷媒は、四方弁２２のポートｄから室外機ガス管６４を流れて、ガス側閉鎖弁２６を介してガス管５に流入する。ガス管５を流れる高温高圧のガス冷媒は、ガス管接続部３４を介して室内機３に流入する。 The high-temperature, high-pressure gas refrigerant discharged from the compressor 21 flows through the discharge pipe 61 and flows into the four-way valve 22 . The high-temperature, high-pressure gas refrigerant that has flowed into port a of the four-way valve 22 flows through the outdoor unit gas pipe 64 from port d of the four-way valve 22, and flows into the gas pipe 5 via the gas-side closing valve 26. The high-temperature, high-pressure gas refrigerant flowing through the gas pipe 5 flows into the indoor unit 3 via the gas pipe connection part 34 .

室内機３に流入した高温高圧のガス冷媒は、室内機ガス管６８を流れて室内熱交換器３１に流入し、室内ファン３２の回転により室内機３の内部に取り込まれた室内空気と熱交換を行って凝縮して高温高圧の液冷媒になる。このように、室内熱交換器３１が凝縮器として機能し、室内熱交換器３１で冷媒と熱交換を行った室内空気が図示しない吹出口から室内に吹き出されることによって、室内機３が設置された室内の暖房が行われる。 The high-temperature, high-pressure gas refrigerant that has flowed into the indoor unit 3 flows through the indoor unit gas pipe 68 and flows into the indoor heat exchanger 31, where it exchanges heat with the indoor air taken into the indoor unit 3 by the rotation of the indoor fan 32. It condenses into a high-temperature, high-pressure liquid refrigerant. In this way, the indoor heat exchanger 31 functions as a condenser, and the indoor air that has undergone heat exchange with the refrigerant in the indoor heat exchanger 31 is blown into the room from the outlet (not shown), so that the indoor unit 3 is installed. The room will be heated.

室内熱交換器３１から流出した高温高圧の液冷媒は、室内機液管６７を流れ、全開状態の室内膨張弁３５を通過し、液管接続部３３を介して液管４に流入する。液管４を流れ、液側閉鎖弁２５を介して室外機２に流入した高温高圧の液冷媒は、室外機液管６３を流れて、室外膨張弁２８を通過する際に減圧されて低温低圧の気液二相冷媒になる。上述したように、暖房運転時において、室外膨張弁２８の開度は、圧縮機２１の吐出温度が所定の目標値となるように調整されるか、若しくは、圧縮機２１に吸入される冷媒の吸入過熱度（吸入ＳＨ）が所定の目標値となるように調整される。
なお、暖房運転時における室内膨張弁３５の開度は全開とされる場合に限られず、例えば、室内熱交換器３１流出後の冷媒の過冷却度（ＳＣ）が所定の目標値となるように調整されてもよい。
The high-temperature, high-pressure liquid refrigerant flowing out of the indoor heat exchanger 31 flows through the indoor unit liquid pipe 67 , passes through the fully open indoor expansion valve 35 , and flows into the liquid pipe 4 via the liquid pipe connection part 33 . The high-temperature, high-pressure liquid refrigerant that flows through the liquid pipe 4 and flows into the outdoor unit 2 via the liquid-side closing valve 25 flows through the outdoor unit liquid pipe 63 and is depressurized as it passes through the outdoor expansion valve 28 and becomes low-temperature and low-pressure. It becomes a gas-liquid two-phase refrigerant. As described above, during heating operation, the opening degree of the outdoor expansion valve 28 is adjusted so that the discharge temperature of the compressor 21 reaches a predetermined target value, or the opening degree of the outdoor expansion valve 28 is adjusted so that the discharge temperature of the compressor 21 reaches a predetermined target value, or The suction superheat degree (suction SH) is adjusted to a predetermined target value.
Note that the opening degree of the indoor expansion valve 35 during the heating operation is not limited to the case where it is fully opened, but, for example, the degree of subcooling (SC) of the refrigerant after flowing out of the indoor heat exchanger 31 may be set to a predetermined target value. May be adjusted.

室外膨張弁２８を通過して室外熱交換器２３に流入した低温低圧の気液二相冷媒は、室外ファン２７の回転により室外機２の内部に取り込まれた外気と熱交換を行って蒸発して低温低圧のガス冷媒になる。室外熱交換器２３から冷媒配管６２に流出した低温低圧のガス冷媒は、四方弁２２のポートｂ及びポートｃ、吸入管６６を流れ、圧縮機２１に吸入されて再び圧縮される。 The low-temperature, low-pressure gas-liquid two-phase refrigerant that has passed through the outdoor expansion valve 28 and flowed into the outdoor heat exchanger 23 exchanges heat with the outside air taken into the outdoor unit 2 by the rotation of the outdoor fan 27, and evaporates. It becomes a low-temperature, low-pressure gas refrigerant. The low-temperature, low-pressure gas refrigerant flowing out from the outdoor heat exchanger 23 into the refrigerant pipe 62 flows through ports b and c of the four-way valve 22 and the suction pipe 66, and is sucked into the compressor 21 and compressed again.

［冷房運転］
次に、冷房運転時の冷媒の流れについて説明する。
冷房運転を行うとき、ＣＰＵ２１０は、図１に示すように四方弁２２を破線で示す状態、すなわち、四方弁２２のポートａとポートｂが連通し、ポートｃとポートｄが連通するように、切り替える。これにより、冷媒回路１０において破線矢印で示す方向に冷媒が循環し、室外熱交換器２３が凝縮器として機能するとともに、室内熱交換器３１が蒸発器として機能する冷房サイクルとなる。 [Cooling operation]
Next, the flow of refrigerant during cooling operation will be explained.
When performing the cooling operation, the CPU 210 sets the four-way valve 22 to the state shown by the broken line as shown in FIG. Switch. As a result, the refrigerant circulates in the direction indicated by the dashed arrow in the refrigerant circuit 10, forming a cooling cycle in which the outdoor heat exchanger 23 functions as a condenser and the indoor heat exchanger 31 functions as an evaporator.

また、冷房運転を行うとき、ＣＰＵ２１０は、室外膨張弁２８を全開にし、室内膨張弁２８の開度を、圧縮機２１に吸入される冷媒の吸入過熱度（吸入ＳＨ）が所定の目標値となるように調整する。さらにＣＰＵ２１０は、インジェクション制御弁２９の開度を、後に詳述するように、目標とするインジェクション率となるように調整する。 Furthermore, when performing cooling operation, the CPU 210 fully opens the outdoor expansion valve 28 and adjusts the opening degree of the indoor expansion valve 28 so that the suction superheat degree (suction SH) of the refrigerant sucked into the compressor 21 is a predetermined target value. Adjust accordingly. Further, the CPU 210 adjusts the opening degree of the injection control valve 29 so as to achieve a target injection rate, as will be described in detail later.

圧縮機２１から吐出された高温高圧のガス冷媒は、吐出管６１を流れて四方弁２２に流入する。四方弁２２のポートａに流入した高温高圧のガス冷媒は、四方弁２２のポートｂから冷媒配管６２を流れて室外熱交換器２３に流入し、室外ファン２７の回転により室外機２の内部に取り込まれた外気と熱交換を行って凝縮して高温高圧の液冷媒になる。 The high-temperature, high-pressure gas refrigerant discharged from the compressor 21 flows through the discharge pipe 61 and flows into the four-way valve 22 . The high-temperature, high-pressure gas refrigerant that has flowed into port a of the four-way valve 22 flows through the refrigerant pipe 62 from port b of the four-way valve 22, flows into the outdoor heat exchanger 23, and enters the interior of the outdoor unit 2 by the rotation of the outdoor fan 27. It exchanges heat with the outside air that is taken in and condenses to become a high-temperature, high-pressure liquid refrigerant.

室外熱交換器２３から流出した高温高圧の液冷媒は、全開状態の室外膨張弁２８を通過し、冷媒間熱交換器８２の主流を形成する室外機液管６３を流れる冷媒と、インジェクション制御弁２９を介して冷媒間熱交換器８２の支流（ガス側流路）を形成するインジェクション配管６５を流れる冷媒とに分岐する。室外機液管６３を流れる高温高圧の液冷媒は、液側閉鎖弁２５を介して液管４に流入する。インジェクション配管６５を流れる高温高圧の液冷媒は、インジェクション制御弁２９によって減圧された後、冷媒間熱交換器８２において冷媒間熱交換器８２の主流を流れる冷媒と熱交換して中圧の気液二相冷媒になり、圧縮機２１の中間圧力部２１ａに導入される。 The high-temperature, high-pressure liquid refrigerant flowing out of the outdoor heat exchanger 23 passes through the fully open outdoor expansion valve 28, and the refrigerant flows through the outdoor unit liquid pipe 63, which forms the main stream of the refrigerant heat exchanger 82, and the injection control valve. 29, the refrigerant flows through the injection pipe 65, which forms a tributary (gas side flow path) of the refrigerant heat exchanger 82. The high temperature and high pressure liquid refrigerant flowing through the outdoor unit liquid pipe 63 flows into the liquid pipe 4 via the liquid side closing valve 25 . The high-temperature, high-pressure liquid refrigerant flowing through the injection pipe 65 is depressurized by the injection control valve 29, and then heat exchanged with the refrigerant flowing in the main stream of the refrigerant heat exchanger 82 to form an intermediate-pressure gas liquid. The refrigerant becomes a two-phase refrigerant and is introduced into the intermediate pressure section 21a of the compressor 21.

液管４を流れ、液管接続部３３を介して室内機３に流入した冷媒は、室内機液管６７を流れて、室内膨張弁３５を通過する際に減圧される。上述したように、冷房運転時において、室内膨張弁３５の開度は、圧縮機２１に吸入される冷媒の吸入過熱度（吸入ＳＨ）が所定の目標値となるように調整される。 The refrigerant flowing through the liquid pipe 4 and flowing into the indoor unit 3 via the liquid pipe connection part 33 flows through the indoor unit liquid pipe 67 and is depressurized when passing through the indoor expansion valve 35 . As described above, during cooling operation, the opening degree of the indoor expansion valve 35 is adjusted so that the suction superheat degree (suction SH) of the refrigerant sucked into the compressor 21 reaches a predetermined target value.

室内膨張弁３５を通過して室内熱交換器３１に流入した低温低圧の気液二相冷媒は、室内ファン３２の回転により室内機３の内部に取り込まれた室内空気と熱交換を行って蒸発して低温低圧のガス冷媒になる。このように、室内熱交換器３１が蒸発器として機能し、室内熱交換器３１で冷媒と熱交換を行った室内空気が図示しない吹出口から室内に吹き出されることによって、室内機３が設置された室内の冷房が行われる。 The low-temperature, low-pressure gas-liquid two-phase refrigerant that has passed through the indoor expansion valve 35 and flowed into the indoor heat exchanger 31 exchanges heat with the indoor air taken into the indoor unit 3 by the rotation of the indoor fan 32, and evaporates. It becomes a low-temperature, low-pressure gas refrigerant. In this way, the indoor heat exchanger 31 functions as an evaporator, and the indoor air that has undergone heat exchange with the refrigerant in the indoor heat exchanger 31 is blown into the room from the outlet (not shown), whereby the indoor unit 3 is installed. The room will be cooled.

室内熱交換器３１から流出した低温低圧のガス冷媒は、室内機ガス管６８を流れ、ガス管接続部３４を介してガス管５に流入する。ガス管５を流れ、ガス側閉鎖弁２６を介して室外機２に流入した低温低圧のガス冷媒は、四方弁２２のポートｄ及びポートｃ、吸入管６６を流れ、圧縮機２１に吸入されて再び圧縮される。 The low-temperature, low-pressure gas refrigerant flowing out of the indoor heat exchanger 31 flows through the indoor unit gas pipe 68 and flows into the gas pipe 5 via the gas pipe connection part 34 . The low-temperature, low-pressure gas refrigerant that flows through the gas pipe 5 and flows into the outdoor unit 2 via the gas-side shutoff valve 26 flows through ports d and c of the four-way valve 22, the suction pipe 66, and is sucked into the compressor 21. It will be compressed again.

［インジェクション制御について］
本実施形態の空気調和機１は、高負荷時に冷房能力を向上させる目的で、過冷却熱交換器としての冷媒間熱交換器８２と、過冷却に用いた中圧の気液二相冷媒を圧縮機２１の中間圧力部２１ａに注入するインジェクション配管６５と、インジェクション配管６５に流入する冷媒の流量を制御するインジェクション制御弁２９とを備える。 [About injection control]
The air conditioner 1 of this embodiment has a refrigerant heat exchanger 82 as a supercooling heat exchanger and a medium-pressure gas-liquid two-phase refrigerant used for supercooling in order to improve cooling capacity during high loads. It includes an injection pipe 65 that injects the refrigerant into the intermediate pressure section 21a of the compressor 21, and an injection control valve 29 that controls the flow rate of refrigerant flowing into the injection pipe 65.

図３は、冷房運転時における冷媒回路１０のモリエル線図である。図中の各動作点Ｍ１～Ｍ９についてはそれぞれ以下のとおりである。
Ｍ１：室内熱交換器３１と圧縮機２１との間、
Ｍ２：非インジェクション制御時（インジェクション制御弁２９の全閉時）における圧縮機２１と室外熱交換器２３との間、
Ｍ３：圧縮機２１の中間圧力部２１ａ、
Ｍ４：圧縮機２１の中間圧力部２１ａとインジェクション配管６５との合流点、
Ｍ５：インジェクション制御時における圧縮機２１と室外熱交換器２３との間、
Ｍ６：室外機液管６３と冷媒間熱交換器８２との間、
Ｍ７：インジェクション制御弁２９と冷媒間熱交換器８２との間、
Ｍ８：冷媒間熱交換器８２と圧縮機２１の中間圧力部２１ａとの間、
Ｍ９：冷媒間熱交換器８２と室内膨張弁３５との間 FIG. 3 is a Mollier diagram of the refrigerant circuit 10 during cooling operation. The operating points M1 to M9 in the figure are as follows.
M1: between the indoor heat exchanger 31 and the compressor 21,
M2: between the compressor 21 and the outdoor heat exchanger 23 during non-injection control (when the injection control valve 29 is fully closed);
M3: intermediate pressure section 21a of compressor 21,
M4: confluence point of intermediate pressure section 21a of compressor 21 and injection pipe 65;
M5: between the compressor 21 and the outdoor heat exchanger 23 during injection control,
M6: between the outdoor unit liquid pipe 63 and the refrigerant heat exchanger 82,
M7: between the injection control valve 29 and the refrigerant heat exchanger 82,
M8: between the refrigerant heat exchanger 82 and the intermediate pressure section 21a of the compressor 21,
M9: Between refrigerant heat exchanger 82 and indoor expansion valve 35

インジェクション制御時は、非インジェクション制御時と比べて、以下の点が異なる。
（１）圧縮機２１での圧縮過程（点Ｍ１～Ｍ３～Ｍ４～Ｍ５間）において、インジェクション配管６５を介して凝縮過程の冷媒の一部（第１の冷媒）が二相状態で圧縮機２１の中間圧力部２１ａに流入することにより、圧縮機２１で圧縮される冷媒の温度が圧縮途中で低下し、インジェクション配管６５に冷媒を循環させない場合（非インジェクション制御時）の圧縮機２１の吐出温度（ｔ２）と比較して、圧縮機２１の吐出温度（ｔ５）が下がる。
（２）冷媒は、凝縮過程（点Ｍ５～Ｍ６間）を通過して液相状態になった後、点Ｍ６～Ｍ９間においてインジェクション配管６５の点Ｍ７～Ｍ８間を流れる冷媒と冷媒間熱交換器８２によって熱交換され過冷却される。
（３）点Ｍ５～Ｍ６間から分岐しインジェクション配管６５に流入した冷媒は、点Ｍ６～Ｍ７間でインジェクション制御弁２９を介して圧力が下げられ、二相状態になり、その後、点Ｍ７～Ｍ８間において点Ｍ６～Ｍ９間を流れる冷媒と冷媒間熱交換器８２によって熱交換されて乾き度が上昇し、点Ｍ８から圧縮機２１の中間圧力部２１ａにインジェクションされる。 The following points differ during injection control compared to non-injection control.
(1) During the compression process (between points M1-M3-M4-M5) in the compressor 21, a part of the refrigerant (first refrigerant) in the condensing process is transferred to the compressor 21 in a two-phase state via the injection pipe 65. The temperature of the refrigerant compressed by the compressor 21 decreases during compression due to the refrigerant flowing into the intermediate pressure section 21a of The discharge temperature (t5) of the compressor 21 decreases compared to (t2).
(2) After the refrigerant passes through the condensation process (between points M5 and M6) and becomes a liquid phase, the refrigerant exchanges heat between the refrigerant and the refrigerant flowing between points M7 and M8 of the injection pipe 65 between points M6 and M9. The heat exchanger 82 performs heat exchange and supercooling.
(3) The refrigerant that branches from between points M5 and M6 and flows into the injection pipe 65 has its pressure lowered through the injection control valve 29 between points M6 and M7, becoming a two-phase state, and then flows through points M7 and M8. In between, heat is exchanged with the refrigerant flowing between points M6 to M9 by the refrigerant heat exchanger 82, the degree of dryness increases, and the refrigerant is injected from point M8 to the intermediate pressure section 21a of the compressor 21.

その結果、冷媒間熱交換器８２の支流（ガス側流路）を流れる冷媒の量（Ｇｉｎｊ）が０より大きくなり、対して、冷媒間熱交換器８２の主流（液側流路）に流れる冷媒の量（Ｇｅ）が少なくなる。これにより、蒸発器（室内熱交換器３１）での圧力損失が非インジェクション制御時よりも小さくなる。その結果、蒸発器における冷媒の蒸発温度が高くなる（圧縮機に吸入される冷媒の比体積が小さくなる）ため、圧縮機の回転数を低下させても冷凍能力を維持しつつ、圧縮動力を抑制できる。このため、高負荷時において冷房能力を向上させることができるとともに、圧縮動力の抑制を図ることができる。 As a result, the amount of refrigerant (Ginj) flowing through the tributary (gas side flow path) of the refrigerant heat exchanger 82 becomes larger than 0, whereas the amount of refrigerant flowing into the main flow (liquid side flow path) of the refrigerant heat exchanger 82 The amount of refrigerant (Ge) decreases. As a result, the pressure loss at the evaporator (indoor heat exchanger 31) becomes smaller than during non-injection control. As a result, the evaporation temperature of the refrigerant in the evaporator increases (the specific volume of the refrigerant sucked into the compressor decreases), so even if the rotation speed of the compressor is reduced, the refrigeration capacity is maintained and the compression power is increased. It can be suppressed. Therefore, the cooling capacity can be improved during high loads, and the compression power can be suppressed.

しかし、インジェクションされる冷媒の密度が大きい場合においては、圧縮機２１の高段における冷媒の流量の増加に伴って凝縮圧力が高くなるため、非インジェクション制御時よりも同じ回転数で回転する圧縮機２１の動力が増加し、冷房能力（出力）を消費電力（入力）で除した値であるエネルギ消費効率（ＥＥＲ）の低下を抑えられない場合がある。 However, when the density of the injected refrigerant is high, the condensation pressure increases as the refrigerant flow rate increases in the higher stage of the compressor 21, so the compressor rotates at the same rotation speed than during non-injection control. 21 increases, and a decrease in energy consumption efficiency (EER), which is a value obtained by dividing cooling capacity (output) by power consumption (input), may not be suppressed.

そこで本実施形態では、インジェクション配管６５を介して圧縮機２１の中間圧力部２１ａへ注入される冷媒（第１冷媒）の比エンタルピ（ｈ８）が、インジェクション配管６５と圧縮機２１の中間圧力部２１ａとの合流点（図３の点Ｍ４）における冷媒（第３冷媒）の乾き度が１となる比エンタルピ目標値となるように、インジェクション制御弁２９の開度を制御する。
上記第３冷媒は、上記第１冷媒が、圧縮機２１の中間圧力部２１ａにおける冷媒（低段圧縮部から吐出される冷媒）と合流した後の冷媒であり、この合流後の冷媒が圧縮機２１の高段圧縮部にて圧縮される。
これにより、インジェクションされる冷媒の密度が大きい場合であっても、圧縮機２１の中間圧力部２１ａにおける圧縮負荷の上昇が抑えられるため、冷凍能力の最大化を図りつつ、エネルギ消費効率（ＥＥＲ）の低下を抑えることができる。 Therefore, in this embodiment, the specific enthalpy (h8) of the refrigerant (first refrigerant) injected into the intermediate pressure section 21a of the compressor 21 through the injection piping 65 is The opening degree of the injection control valve 29 is controlled so that the degree of dryness of the refrigerant (third refrigerant) at the confluence point (point M4 in FIG. 3) with the refrigerant (point M4 in FIG. 3) reaches a specific enthalpy target value of 1.
The third refrigerant is the refrigerant after the first refrigerant joins with the refrigerant (refrigerant discharged from the low-stage compression section) in the intermediate pressure section 21a of the compressor 21, and the refrigerant after this joining is the refrigerant that flows into the compressor. It is compressed in a high-stage compression section 21.
As a result, even if the density of the injected refrigerant is high, an increase in the compression load in the intermediate pressure section 21a of the compressor 21 is suppressed, so that the refrigerating capacity can be maximized and the energy consumption efficiency (EER) can be improved. can suppress the decline in

［インジェクション制御の詳細］
以下、インジェクション制御の詳細について説明する。図４は、室外機制御装置２００（ＣＰＵ２１０）において実行される処理の手順の一例を示すフローチャートである。 [Injection control details]
Details of the injection control will be explained below. FIG. 4 is a flowchart illustrating an example of a processing procedure executed by the outdoor unit control device 200 (CPU 210).

（開始条件）
冷房運転を開始すると、ＣＰＵ２１０は、インジェクション制御の開始条件を満たすか否かを判定する（ステップ１０１）。インジェクション制御の開始条件は特に限定されないが、例えば以下の２つの条件が挙げられる。 (Initiation condition)
When the cooling operation is started, the CPU 210 determines whether the injection control start conditions are satisfied (step 101). The conditions for starting injection control are not particularly limited, but include, for example, the following two conditions.

（１）圧縮機２１の回転数
第１の条件は、圧縮機２１の回転数が所定の閾値以上であるか否かである。その目的は、圧縮機２１の低速運転時は、インジェクションポートが開いている時間（中間圧力部２１ａに連通する時間）が比較的長いため、インジェクション量が過剰にならないようにすることにある。上記所定の閾値は、例えば、５０ｒｐｓである。
(1) Rotation speed of compressor 21
The first condition is whether the rotation speed of the compressor 21 is equal to or higher than a predetermined threshold. The purpose of this is to prevent the injection amount from becoming excessive when the compressor 21 is operated at low speed, since the time during which the injection port is open (the time during which it communicates with the intermediate pressure section 21a) is relatively long. The predetermined threshold value is, for example, 50 rps.

（２）凝縮器出口過冷却度
第２の条件は、凝縮器（室外熱交換器２３）の出口での冷媒の過冷却度（ＳＣ）が所定の閾値以上であるか否かである。その目的は、インジェクション制御弁２９へ冷媒を液状態で導入し、流量を担保することにある。上記所定の閾値は、例えば、８℃である。
(2) Degree of supercooling at condenser outlet
The second condition is whether the degree of subcooling (SC) of the refrigerant at the outlet of the condenser (outdoor heat exchanger 23) is greater than or equal to a predetermined threshold value. The purpose of this is to introduce the refrigerant in a liquid state to the injection control valve 29 and ensure the flow rate. The predetermined threshold value is, for example, 8°C.

凝縮器出口過冷却度は、例えば次式にて算出される。
（凝縮器出口過冷却度）＝（高圧液飽和温度）－（過冷却液温度）
高圧液飽和温度は、上述のように、吐出管６１に設置された吐出圧力センサ７１による検出値（図３における圧力Ｐｄに相当）を飽和温度へ換算することで得ることができる。
過冷却液温度は、室外熱交換器２３の出口に設置された室外機液管温度センサ７７ｃの検出値（図３における点Ｍ６の温度ｔ６に相当）を代用できる。 The degree of supercooling at the condenser outlet is calculated, for example, using the following equation.
(Condenser outlet supercooling degree) = (high pressure liquid saturation temperature) - (supercooled liquid temperature)
As described above, the high-pressure liquid saturation temperature can be obtained by converting the value detected by the discharge pressure sensor 71 installed in the discharge pipe 61 (corresponding to the pressure Pd in FIG. 3) to the saturation temperature.
For the supercooled liquid temperature, the detected value of the outdoor unit liquid pipe temperature sensor 77c installed at the outlet of the outdoor heat exchanger 23 (corresponding to the temperature t6 at point M6 in FIG. 3) can be substituted.

本実施形態では、上記２つの条件をすべて満たす場合にインジェクション制御を開始する。なおこれに限られず、上記２つの条件のうち少なくとも１つの条件が満たされる場合にインジェクション制御を開始するようにしてもよいし、他の条件が採用されてもよい。 In this embodiment, injection control is started when both of the above two conditions are satisfied. Note that the present invention is not limited to this, and the injection control may be started when at least one of the above two conditions is satisfied, or other conditions may be adopted.

ＣＰＵ２１０は、インジェクション制御の開始条件を満たすと判定したとき（ステップ１０１においてＹｅｓ）、インジェクション制御弁２９の初期開度を調整する（ステップ１０２）。インジェクション制御弁２９の初期開度は、過剰なインジェクション量による液圧縮を防止できる開度であれば特に限定されず、例えば、最大パルス出力（全開時）に比べて１０％の出力に相当する開度に設定される。 When the CPU 210 determines that the injection control start condition is satisfied (Yes in step 101), the CPU 210 adjusts the initial opening degree of the injection control valve 29 (step 102). The initial opening degree of the injection control valve 29 is not particularly limited as long as it can prevent liquid compression due to an excessive injection amount. set at the same time.

続いて、ＣＰＵ２１０は、実インジェクション率αを算出する（ステップ１０３）。
実インジェクション率αは、図３に示すように、以下の式で定義される。
インジェクション率α＝Ｇｉｎｊ／Ｇｅ＝ΔｈL／ΔｈG
＝（ｈ６－ｈ９）／（ｈ８－ｈ６）
＝（ｈ３－ｈ４）／（ｈ４－ｈ８） Subsequently, the CPU 210 calculates the actual injection rate α (step 103).
The actual injection rate α is defined by the following formula, as shown in FIG.
Injection rate α=Ginj/Ge=Δh L /Δh G
=(h6-h9)/(h8-h6)
=(h3-h4)/(h4-h8)

ここで、Ｇｉｎｊは、冷媒間熱交換器８２の支流（ガス側流路）、すなわちインジェクション配管６５を流れる冷媒（第１の冷媒）の流量であり、Ｇｅは、冷媒間熱交換器８２の主流（液側流路）、すなわち室外機液管６３を流れる冷媒（第２冷媒）の流量である。すなわち、実インジェクション率とは、インジェクション制御弁２９の現在の開度によって実現される、上記第２冷媒の流量に対する上記第１冷媒の流量の流量比（Ｇｉｎｊ／Ｇｅ）を意味する。 Here, Ginj is the flow rate of the refrigerant (first refrigerant) flowing through the tributary (gas side flow path) of the refrigerant heat exchanger 82, that is, the injection pipe 65, and Ge is the flow rate of the refrigerant (first refrigerant) flowing through the tributary flow (gas side flow path) of the refrigerant heat exchanger 82 (liquid side flow path), that is, the flow rate of the refrigerant (second refrigerant) flowing through the outdoor unit liquid pipe 63. That is, the actual injection rate means the flow rate ratio (Ginj/Ge) of the flow rate of the first refrigerant to the flow rate of the second refrigerant, which is realized by the current opening degree of the injection control valve 29.

また、ΔｈLは、冷媒間熱交換器８２の主流における支流との熱交換前後での冷媒の比エンタルピ差であり、ΔｈGは、冷媒間熱交換器８２の支流における主流との熱交換前後での冷媒の比エンタルピ差である。
さらに、ｈ６は、室外熱交換器２３出口における冷媒の比エンタルピ、ｈ８は、冷媒間熱交換器８２の主流（液側流路）出口における冷媒の比エンタルピ、そして、ｈ９は、冷媒間熱交換器８２の支流（ガス側流路）出口における冷媒の比エンタルピである（図３参照）。 Further, Δh L is the specific enthalpy difference of the refrigerant before and after heat exchange with the tributary in the mainstream of the refrigerant heat exchanger 82, and Δh G is the difference in specific enthalpy of the refrigerant before and after heat exchange with the mainstream in the tributary of the refrigerant heat exchanger 82. is the specific enthalpy difference of the refrigerant at .
Furthermore, h6 is the specific enthalpy of the refrigerant at the outlet of the outdoor heat exchanger 23, h8 is the specific enthalpy of the refrigerant at the outlet of the main stream (liquid side flow path) of the inter-refrigerant heat exchanger 82, and h9 is the specific enthalpy of the refrigerant at the outlet of the inter-refrigerant heat exchanger 82. This is the specific enthalpy of the refrigerant at the outlet of the tributary (gas side flow path) of the vessel 82 (see FIG. 3).

比エンタルピは、冷媒の圧力と温度を参照することで算出することができる。
例えば、ｈ６の算出に際し、圧力は、吐出管６１に設置された吐出圧力センサ７１の検出値（図３においてＰｄに相当）を代用できる。温度は、室外熱交換器７１の出口に設置した室外機液管温度センサ７７ｃの検出値（図３においてｔ６に相当）を代用できる。
ｈ９の算出に際しては、圧力は、吐出管６１に設置された吐出圧力センサ７１の検出値（図３においてＰｄに相当）を代用できる。温度は、冷媒間熱交換器８２の主流側出口に配置した冷媒間熱交液管温度センサ４３の検出値（図３においてｔ９に相当）を代用できる。
そして、ｈ８の算出に際しては、圧力は、インジェクション配管６５に設置した注入圧力センサ４２の検出値（図３においてＰｉｎｊに相当）を代用でき、温度は、インジェクション配管６５に設置した注入温度センサ４１の検出値（図３においてｔ８に相当）を代用できる。 Specific enthalpy can be calculated by referring to the pressure and temperature of the refrigerant.
For example, when calculating h6, the detected value of the discharge pressure sensor 71 installed in the discharge pipe 61 (corresponding to Pd in FIG. 3) can be substituted for the pressure. For the temperature, the detected value (corresponding to t6 in FIG. 3) of the outdoor unit liquid pipe temperature sensor 77c installed at the outlet of the outdoor heat exchanger 71 can be used instead.
When calculating h9, the detected value of the discharge pressure sensor 71 installed in the discharge pipe 61 (corresponding to Pd in FIG. 3) can be used as the pressure. For the temperature, the detected value (corresponding to t9 in FIG. 3) of the refrigerant heat exchanger pipe temperature sensor 43 disposed at the mainstream side outlet of the refrigerant heat exchanger 82 can be used instead.
When calculating h8, the detected value of the injection pressure sensor 42 installed in the injection pipe 65 (corresponding to Pinj in FIG. 3) can be used as a substitute for the pressure, and the detected value of the injection temperature sensor 41 installed in the injection pipe 65 can be used as the temperature. The detected value (corresponding to t8 in FIG. 3) can be substituted.

続いてＣＰＵ２１０は、目標インジェクション率αｔｇｔを算出する（ステップ１０４）。
目標インジェクション率αｔｇｔは、以下のように表される。
目標インジェクション率αｔｇｔ＝Ｇｉｎｊ／Ｇｅ＝ΔｈL／ΔｈG
＝（ｈ６－ｈ９）／（ｈ８＊－ｈ６）
＝（ｈ３－ｈ４＊）／（ｈ４＊－ｈ８＊）・・・（式１） Subsequently, the CPU 210 calculates the target injection rate αtgt (step 104).
The target injection rate αtgt is expressed as follows.
Target injection rate αtgt=Ginj/Ge=ΔhL/ΔhG
=(h6-h9)/(h8*-h6)
=(h3-h4*)/(h4*-h8*)...(Formula 1)

式（１）において、ｈ８＊は、インジェクション配管６５を介して圧縮機２１の中間圧力部２１ａへ注入される冷媒の比エンタルピ（ｈ８）の目標値（比エンタルピ目標値）であって、インジェクション配管６５と圧縮機２１の中間圧力部２１ａとの合流点における冷媒の乾き度が１となる比エンタルピである。つまり、目標インジェクション率とは、インジェクション配管６５を介して圧縮機２１の中間圧力部２１ａへ注入される冷媒（第１冷媒）の比エンタルピ（ｈ８）が比エンタルピ目標値ｈ８＊となるインジェクション率である。 In equation (1) , h8 * is the target value (specific enthalpy target value) of the specific enthalpy (h8) of the refrigerant injected into the intermediate pressure section 21a of the compressor 21 via the injection pipe 65, and This is the specific enthalpy at which the dryness of the refrigerant at the junction of 65 and the intermediate pressure section 21a of the compressor 21 is 1. In other words, the target injection rate is the injection rate at which the specific enthalpy (h8) of the refrigerant (first refrigerant) injected into the intermediate pressure section 21a of the compressor 21 via the injection pipe 65 becomes the specific enthalpy target value h8 * . be.

また、ｈ４＊は、インジェクション配管６５と圧縮機２１の中間圧力部２１ａとの合流点（Ｍ４）における冷媒（第３冷媒）の乾き度１に相当する比エンタルピである。ｈ４＊は、以下のように表すことができる。
ｈ４＊＝（ｈ３＋αｔｇｔ・ｈ８＊）／（１＋αｔｇｔ）
展開すると、
ｈ８＊＝｛（１＋αｔｇｔ）ｈ４＊－ｈ３｝／αｔｇｔ ・・・（式２） Further, h4 * is the specific enthalpy corresponding to the dryness level 1 of the refrigerant (third refrigerant) at the confluence (M4) of the injection pipe 65 and the intermediate pressure section 21a of the compressor 21. h4 * can be expressed as follows.
h4 * = (h3 + αtgt・h8 * ) / (1 + αtgt)
When expanded,
h8 * = {(1+αtgt)h4 * -h3}/αtgt (Formula 2)

（式１）と（式２）の連立解として、目標インジェクション率αｔｇｔと、比エンタルピ目標値ｈ８＊を求めることができる。 As a simultaneous solution of (Equation 1) and (Equation 2), the target injection rate αtgt and the specific enthalpy target value h8 * can be obtained.

ｈ３は、注入圧力センサ４２の検出値（Ｐｉｎｊ）と、圧縮機２１の低段吐出温度（図３においてｔ３に相当）を用いて算出することができる。
低段吐出温度ｔ３は、以下の式（Ａ）のように、圧縮過程の温度として、圧縮機２１の低段吸入温度（吸入温度センサ７４の検出値（ｔ１に相当））および低段吸入圧力（吸入圧力センサ７２の検出値（Ｐｓに相当））と、注入圧力センサ４２の検出値（Ｐｉｎｊに相当）と、実圧縮時ポリトロープ定数ｎを用いて算出することができる。Ｐｓ、Ｐｉｎｊは、絶対圧力である。

Figure 0007400857000001
h3 can be calculated using the detection value (Pinj) of the injection pressure sensor 42 and the low stage discharge temperature of the compressor 21 (corresponding to t3 in FIG. 3).
The low stage discharge temperature t3 is determined by the low stage suction temperature of the compressor 21 (detected value of the suction temperature sensor 74 (corresponding to t1)) and the low stage suction pressure as the temperature in the compression process, as shown in the following equation (A). It can be calculated using the detection value of the suction pressure sensor 72 (corresponding to Ps), the detection value of the injection pressure sensor 42 (corresponding to Pinj), and the polytropic constant n during actual compression. Ps and Pinj are absolute pressures.
Figure 0007400857000001

実圧縮時ポリトロープ定数ｎは、理想的な断熱圧縮時の断熱指数に相当し、圧縮機２１の仕様、吐出圧力センサ７１の検出値（Ｐｄ）、低段吸入圧力（Ｐｓ）、冷媒の種類等に依存する変数である。本実施形態では、所定の負荷、冷媒温度下での圧縮機単体性能実験により、実圧縮時ポリトロープ定数ｎが決定される。 The polytropic constant n during actual compression corresponds to the adiabatic index during ideal adiabatic compression, and is based on the specifications of the compressor 21, the detection value (Pd) of the discharge pressure sensor 71, the low stage suction pressure (Ps), the type of refrigerant, etc. It is a variable that depends on . In this embodiment, the polytropic constant n during actual compression is determined by a compressor unit performance experiment under a predetermined load and refrigerant temperature.

ｈ４は、圧縮機２１の中間圧力部２１ａとインジェクション配管６５との合流点（図３の点Ｍ４）に対する、インジェクション配管６５側と圧縮機２１の低段吐出部側からの流入を考慮したエネルギ（比エンタルピ×流量）収支として以下の式（Ｂ）から算出できる。

Figure 0007400857000002
したがって、ｈ４＊は、式（Ｂ）において、「ｈ８」をｈ８＊に、「α」をαｔｇｔにそれぞれ置き換えることで算出することができる。 h4 is the energy (taking into consideration the inflow from the injection pipe 65 side and the low-stage discharge part side of the compressor 21 to the confluence point of the intermediate pressure section 21a of the compressor 21 and the injection pipe 65 (point M4 in FIG. 3) The balance (specific enthalpy x flow rate) can be calculated from the following formula (B).
Figure 0007400857000002
 Therefore, h4 * can be calculated by replacing "h8" with h8 * and "α" with αtgt in equation (B).

続いてＣＰＵ２１０は、目標インジェクション率αｔｇｔから実インジェクション率αを減じた差分であるΔα（αｔｇｔ－α）を算出し、Δαが－β以上β以下か判定する（ステップ１０５，１０６）。 Next, the CPU 210 calculates Δα (αtgt−α), which is the difference obtained by subtracting the actual injection rate α from the target injection rate αtgt, and determines whether Δα is greater than or equal to −β and less than or equal to β (steps 105 and 106).

βは、インジェクション率の目標値（目標インジェクション率αｔｇｔ）と現在値（実インジェクション率α）との差分である制御偏差量（Δα＝α－αｔｇｔ）の偏差の閾値であり、β＝Δα／αで定義される。閾値βの値は特に限定されず、制御周期や圧縮機２１のインジェクションポートの大きさ等に応じて任意に設定可能であり、本実施形態では２％である。 β is the threshold value of the deviation of the control deviation amount (Δα=α−αtgt), which is the difference between the target value of the injection rate (target injection rate αtgt) and the current value (actual injection rate α), and β=Δα/α Defined by The value of the threshold value β is not particularly limited, and can be arbitrarily set depending on the control cycle, the size of the injection port of the compressor 21, etc., and is 2% in this embodiment.

判定の結果、－β≦Δα≦βの場合は（ステップ１０５，１０６のいずれにおいてもＹｅｓ）、インジェクション配管６５を介して圧縮機２１の中間圧力部２１ａへ注入される冷媒（第１冷媒）の比エンタルピ（ｈ８）が制御目標値である比エンタルピ目標値ｈ８＊と一致あるいはほぼ一致するとみなして、インジェクション制御弁２９の開度を現在の開度に維持する（ステップ１０７）。 As a result of the determination, if -β≦Δα≦β (Yes in both steps 105 and 106), the refrigerant (first refrigerant) injected into the intermediate pressure section 21a of the compressor 21 via the injection pipe 65 It is assumed that the specific enthalpy (h8) matches or almost matches the specific enthalpy target value h8 * , which is the control target value, and the opening degree of the injection control valve 29 is maintained at the current opening degree (step 107).

一方、Δαが閾値βより大きい場合は（ステップ１０５においてＮｏ）、インジェクション制御弁２９の開度を所定量緩める（開度を所定量大きくする）制御を実行する（ステップ１０８）。これにより、実インジェクション率αを目標ターゲット率αｔｇｔに近づけることができる。 On the other hand, if Δα is larger than the threshold β (No in step 105), control is performed to loosen the opening degree of the injection control valve 29 by a predetermined amount (increase the opening degree by a predetermined amount) (step 108). Thereby, the actual injection rate α can be brought closer to the target target rate αtgt.

反対に、Δαが閾値－βより小さい場合は（ステップ１０６においてＮｏ）、インジェクション制御弁２９の開度を所定量絞る（開度を所定量小さくする）制御を実行する（ステップ１０９）。これにより、実インジェクション率αを目標ターゲット率αｔｇｔに近づけることができる。 On the other hand, if Δα is smaller than the threshold −β (No in step 106), control is performed to reduce the opening degree of the injection control valve 29 by a predetermined amount (reduce the opening degree by a predetermined amount) (step 109). Thereby, the actual injection rate α can be brought closer to the target target rate αtgt.

続いてＣＰＵ２１０は、インジェクション制御の終了条件を満たすか否かを判定する（ステップ１１０）。本実施形態では、上述したインジェクション制御の２つの開始条件のうち少なくとも１つが非該当になった場合、インジェクション制御の終了条件を満たすと判定される。 Subsequently, the CPU 210 determines whether the conditions for ending the injection control are satisfied (step 110). In the present embodiment, when at least one of the above-described two start conditions for injection control is not applicable, it is determined that the end condition for injection control is satisfied.

インジェクション制御の終了条件を満たさない場合（ステップ１１０においてＮｏ）、ステップ１０３に移行して再び実インジェクション率αが目標インジェクション率αｔｇｔとなるようにインジェクション制御弁２９の開度制御が行われる。一方、インジェクション制御の終了条件を満たす場合（ステップ１１０においてＹｅｓ）、ＣＰＵ２１０はインジェクション制御弁２９を閉じてインジェクション制御を終了する（ステップ１１１）。 If the injection control end condition is not satisfied (No in step 110), the process moves to step 103 and the opening control of the injection control valve 29 is performed again so that the actual injection rate α becomes the target injection rate αtgt. On the other hand, if the conditions for ending the injection control are met (Yes in step 110), the CPU 210 closes the injection control valve 29 and ends the injection control (step 111).

以上の処理を繰り返し実行することにより、インジェクション配管６５を介して圧縮機２１の中間圧力部２１ａへ注入される冷媒（第１冷媒）の比エンタルピ（ｈ８）が、インジェクション配管６５と圧縮機２１の中間圧力部２１ａとの合流点における冷媒（第３冷媒）の乾き度が１となる比エンタルピ目標値（ｈ８＊）となるように、インジェクション制御弁２９の開度が制御される。上記第３冷媒の乾き度が１ということは、圧縮機２１の中間圧力部２１ａにおける冷媒がすべてガス冷媒であることを意味する。このため、インジェクションされる冷媒の密度が大きい場合であっても、圧縮機２１の中間圧力部２１ａにおける圧縮負荷の上昇が抑えられるため、冷凍能力の最大化を図りつつ、エネルギ消費効率（ＥＥＲ）の低下を抑えることができる。 By repeatedly performing the above process, the specific enthalpy (h8) of the refrigerant (first refrigerant) injected into the intermediate pressure section 21a of the compressor 21 via the injection pipe 65 is changed between the injection pipe 65 and the compressor 21. The opening degree of the injection control valve 29 is controlled so that the degree of dryness of the refrigerant (third refrigerant) at the junction with the intermediate pressure section 21a reaches a target specific enthalpy value (h8 * ) of 1. The fact that the dryness of the third refrigerant is 1 means that all the refrigerant in the intermediate pressure section 21a of the compressor 21 is a gas refrigerant. Therefore, even if the density of the injected refrigerant is high, an increase in the compression load at the intermediate pressure section 21a of the compressor 21 is suppressed. can suppress the decline in

また本実施形態においては、冷媒に非共沸混合冷媒を用いているため、二相領域での冷媒の比エンタルピを適切に求めることができ、目標とするインジェクション率が得られるようにインジェクション制御弁２９の開度を適切に制御することができる。すなわち、非共沸混合冷媒は、温度勾配により、比エンタルピで温度が変わる。温度と圧力の２変数で冷媒の乾き度が定まることを利用して、圧縮機２１の中間圧力部２１ａにおける冷媒の乾き度を算出することができる。 In addition, in this embodiment, since a non-azeotropic mixed refrigerant is used as the refrigerant, the specific enthalpy of the refrigerant in the two-phase region can be appropriately determined, and the injection control valve is adjusted so that the target injection rate can be obtained. 29 can be appropriately controlled. That is, the temperature of the non-azeotropic mixed refrigerant changes with specific enthalpy due to the temperature gradient. By utilizing the fact that the dryness of the refrigerant is determined by two variables, temperature and pressure, the dryness of the refrigerant in the intermediate pressure section 21a of the compressor 21 can be calculated.

さらに、冷凍能力の向上を図るために冷媒間熱交換器の液側出口温度に応じてインジェクション制御弁の開度を調整する従来の技術（例えば特許文献１参照）では、図５に示すように、圧縮機の高段部での冷媒吸入点（Ｍ４に相当）が飽和蒸気線よりも左側にシフトしてしまい、この点における冷媒の乾き度を１にできない。このため、圧縮機の高段負荷が高くなり、エネルギ消費効率の低下の要因になっていた。 Furthermore, in the conventional technology (for example, see Patent Document 1) in which the opening degree of the injection control valve is adjusted according to the liquid side outlet temperature of the refrigerant heat exchanger in order to improve the refrigerating capacity, as shown in FIG. , the refrigerant suction point (corresponding to M4) at the high stage of the compressor shifts to the left side of the saturated vapor line, and the dryness of the refrigerant at this point cannot be set to 1. For this reason, the high-stage load on the compressor becomes high, which is a factor in reducing energy consumption efficiency.

これに対して本実施形態によれば、圧縮機２１の中間圧力部２１ａにおける冷媒の乾き度が１となるようにインジェクション制御弁２９の開度を調整するため、圧縮機２１の高段部での冷媒吸入点（Ｍ４）が飽和蒸気線上に位置し、これにより圧縮機２１の高段負荷が抑えられるため、図５の場合と比較して、エネルギ消費効率を向上させることができる。 On the other hand, according to the present embodiment, in order to adjust the opening degree of the injection control valve 29 so that the degree of dryness of the refrigerant in the intermediate pressure section 21a of the compressor 21 is 1, The refrigerant suction point (M4) is located on the saturated vapor line, thereby suppressing the high stage load on the compressor 21, so that the energy consumption efficiency can be improved compared to the case of FIG.

さらに本実施形態によれば、圧縮機２１にスクロール圧縮機が用いられているため、ロータリ圧縮機等と比較して、インジェクションポートが広く、圧縮機内圧も低いため、インジェクション量を増加させることができる。これにより、圧縮機２１の回転数に依存せず、目的とするインジェクション制御を安定に行うことができる。 Furthermore, according to the present embodiment, since a scroll compressor is used as the compressor 21, the injection port is wider and the compressor internal pressure is lower than in a rotary compressor or the like, so it is not possible to increase the injection amount. can. Thereby, the intended injection control can be performed stably without depending on the rotation speed of the compressor 21.

１…空気調和機
２…室外機
３…室内機
１０…冷媒回路
２１…圧縮機
２１ａ…中間圧力部
２２…四方弁
２３…室外熱交換器
２８…室外膨張弁
２９…インジェクション制御弁
４１…注入温度センサ（第１温度検出器）
４２…注入圧力センサ（第１圧力検出器）
６５…インジェクション配管
７２…吸入圧力センサ（第２圧力検出器）
７４…吸入温度センサ（第２温度検出器）
７１…吐出圧力センサ（第３圧力検出器）
７７ｃ…室外機液管温度センサ（第３温度検出器）
２００…室外機制御装置 1...Air conditioner 2...Outdoor unit 3...Indoor unit 10...Refrigerant circuit 21...Compressor 21a...Intermediate pressure section 22...Four-way valve 23...Outdoor heat exchanger 28...Outdoor expansion valve 29...Injection control valve 41...Injection temperature Sensor (first temperature detector)
42...Injection pressure sensor (first pressure detector)
65...Injection piping 72...Suction pressure sensor (second pressure detector)
74...Suction temperature sensor (second temperature detector)
71...Discharge pressure sensor (third pressure detector)
77c...Outdoor unit liquid pipe temperature sensor (third temperature detector)
200...Outdoor unit control device

Claims (4)

圧縮機と、室外熱交換器と、室内熱交換器と、前記室外熱交換器と前記室内熱交換器との間に配置された減圧器と、前記圧縮機から吐出される非共沸混合冷媒である冷媒の流れ方向を切り替える四方弁と、冷房運転時において前記室外熱交換器で凝縮された冷媒の一部である第１冷媒を減圧するインジェクション制御弁と、前記インジェクション制御弁で減圧された前記第１冷媒と前記室外熱交換器で凝縮された冷媒の残りである第２冷媒とを熱交換する冷媒間熱交換器と、前記冷媒間熱交換器から流出した前記第１冷媒を前記圧縮機の中間圧力部へ導くインジェクション配管と、を有する冷媒回路と、
前記冷媒間熱交換器から流出し前記圧縮機の中間圧力部へ導入される前記第１冷媒の温度を検出する第１温度検出器と、
前記冷媒間熱交換器から流出し前記圧縮機の中間圧力部へ導入される前記第１冷媒の圧力を検出する第１圧力検出器と、
前記第１温度検出器により検出される冷媒温度と前記第１圧力検出器により検出される冷媒圧力とに基づいて算出される前記第１冷媒の比エンタルピが、前記インジェクション配管と前記圧縮機の中間圧力部との合流点における冷媒である第３冷媒の乾き度が１となる比エンタルピ目標値となるように、前記インジェクション制御弁の開度を制御する制御装置と
を備えた空気調和機。 a compressor, an outdoor heat exchanger, an indoor heat exchanger, a pressure reducer disposed between the outdoor heat exchanger and the indoor heat exchanger, and a non-azeotropic mixed refrigerant discharged from the compressor. a four-way valve that switches the flow direction of the refrigerant; an injection control valve that reduces the pressure of a first refrigerant that is part of the refrigerant condensed in the outdoor heat exchanger during cooling operation; a refrigerant heat exchanger that exchanges heat between the first refrigerant and a second refrigerant that is the remainder of the refrigerant condensed in the outdoor heat exchanger; a refrigerant circuit having an injection pipe leading to an intermediate pressure section of the machine;
a first temperature detector that detects the temperature of the first refrigerant flowing out of the refrigerant heat exchanger and introduced into the intermediate pressure section of the compressor;
a first pressure detector that detects the pressure of the first refrigerant flowing out of the refrigerant heat exchanger and introduced into the intermediate pressure section of the compressor;
The specific enthalpy of the first refrigerant, which is calculated based on the refrigerant temperature detected by the first temperature detector and the refrigerant pressure detected by the first pressure detector, is located between the injection pipe and the compressor. and a control device that controls the opening degree of the injection control valve so that the degree of dryness of the third refrigerant, which is the refrigerant at the confluence with the pressure section, reaches a specific enthalpy target value of 1. 請求項１に記載の空気調和機であって、
前記圧縮機に吸入される冷媒の温度を検出する第２温度検出器と、前記圧縮機に吸入される冷媒の圧力を検出する第２圧力検出器とをさらに備え、
前記制御装置は、
前記第２温度検出器により検出される冷媒温度と、前記第１圧力検出器により検出される冷媒圧力と、前記第２圧力検出器により検出される冷媒圧力とに基づいて、前記圧縮機の中間圧力部における冷媒温度を算出し、
前記第１圧力検出器により検出される冷媒圧力と前記圧縮機の中間圧力部における冷媒温度とに基づいて算出される前記圧縮機の中間圧力部における冷媒の比エンタルピに基づいて、前記第３冷媒の乾き度１に相当する比エンタルピを算出し、
前記圧縮機の中間圧力部における冷媒の比エンタルピと前記第３冷媒の乾き度１に相当する比エンタルピとに基づいて、前記第１冷媒の前記比エンタルピ目標値を算出する
空気調和機。 The air conditioner according to claim 1,
Further comprising a second temperature detector that detects the temperature of the refrigerant sucked into the compressor, and a second pressure detector that detects the pressure of the refrigerant sucked into the compressor,
The control device includes:
Based on the refrigerant temperature detected by the second temperature detector, the refrigerant pressure detected by the first pressure detector, and the refrigerant pressure detected by the second pressure detector, Calculate the refrigerant temperature in the pressure section,
The third refrigerant is determined based on the specific enthalpy of the refrigerant in the intermediate pressure section of the compressor, which is calculated based on the refrigerant pressure detected by the first pressure detector and the refrigerant temperature in the intermediate pressure section of the compressor. Calculate the specific enthalpy corresponding to the dryness of 1,
The air conditioner calculates the specific enthalpy target value of the first refrigerant based on the specific enthalpy of the refrigerant in the intermediate pressure section of the compressor and the specific enthalpy of the third refrigerant corresponding to a degree of dryness of 1. 請求項１又は２に記載の空気調和機であって、
前記圧縮機から吐出される冷媒の圧力を検出する第３圧力検出器と、
冷房運転時において前記室外熱交換器から流出する冷媒の温度を検出する第３温度検出器と、
冷房運転時において前記冷媒間熱交換器から流出する前記第２冷媒の温度を検出する第４温度検出器と、をさらに備え、
前記制御装置は、
前記第３圧力検出器により検出される圧力と前記第３温度検出器により検出される温度とに基づいて、冷房運転時において前記室外熱交換器から流出する冷媒の比エンタルピを算出し、
前記第３圧力検出器により検出される圧力と前記第４温度検出器により検出される温度とに基づいて、冷房運転時において前記冷媒間熱交換器から流出する前記第２冷媒の比エンタルピを算出し、
前記第１冷媒の比エンタルピと、冷房運転時において前記室外熱交換器から流出する冷媒の比エンタルピと、冷房運転時において前記冷媒間熱交換器から流出する前記第２冷媒の比エンタルピとに基づいて、前記第２冷媒に対する前記第１冷媒の比率であるインジェクション率を算出する
空気調和機。 The air conditioner according to claim 1 or 2,
a third pressure detector that detects the pressure of refrigerant discharged from the compressor;
a third temperature detector that detects the temperature of the refrigerant flowing out from the outdoor heat exchanger during cooling operation;
further comprising a fourth temperature detector that detects the temperature of the second refrigerant flowing out from the refrigerant heat exchanger during cooling operation,
The control device includes:
Based on the pressure detected by the third pressure detector and the temperature detected by the third temperature detector, calculate the specific enthalpy of the refrigerant flowing out from the outdoor heat exchanger during cooling operation,
Based on the pressure detected by the third pressure detector and the temperature detected by the fourth temperature detector, calculate the specific enthalpy of the second refrigerant flowing out from the refrigerant heat exchanger during cooling operation. death,
Based on the specific enthalpy of the first refrigerant, the specific enthalpy of the refrigerant flowing out from the outdoor heat exchanger during cooling operation, and the specific enthalpy of the second refrigerant flowing out from the refrigerant heat exchanger during cooling operation. and calculates an injection rate that is a ratio of the first refrigerant to the second refrigerant. 請求項３に記載の空気調和機であって、
前記制御装置は、前記インジェクション率が、前記第１冷媒の比エンタルピが前記比エンタルピ目標値であるときの目標インジェクション率となるように、前記インジェクション制御弁の開度を制御する
空気調和機。 The air conditioner according to claim 3,
The control device controls the opening degree of the injection control valve so that the injection rate becomes a target injection rate when the specific enthalpy of the first refrigerant is the specific enthalpy target value.
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