JPS5847968A - 空気調和機の冷凍サイクル - Google Patents
空気調和機の冷凍サイクルInfo
- Publication number
- JPS5847968A JPS5847968A JP14680781A JP14680781A JPS5847968A JP S5847968 A JPS5847968 A JP S5847968A JP 14680781 A JP14680781 A JP 14680781A JP 14680781 A JP14680781 A JP 14680781A JP S5847968 A JPS5847968 A JP S5847968A
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- JP
- Japan
- Prior art keywords
- refrigerant
- amount
- temperature
- suction pipe
- pipe
- Prior art date
- Legal status (The legal status is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the status listed.)
- Granted
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- Compression-Type Refrigeration Machines With Reversible Cycles (AREA)
- Transition And Organic Metals Composition Catalysts For Addition Polymerization (AREA)
- Sorption Type Refrigeration Machines (AREA)
Abstract
(57)【要約】本公報は電子出願前の出願データであるた
め要約のデータは記録されません。
め要約のデータは記録されません。
Description
【発明の詳細な説明】
本発明は、空気調和機の冷凍サイクル、特に分離型空気
調和機の冷凍サイクルに関するもので、冷凍サイクルの
高効率化および、負荷変動に対する追随性の向上を目的
としたものである。
調和機の冷凍サイクルに関するもので、冷凍サイクルの
高効率化および、負荷変動に対する追随性の向上を目的
としたものである。
従来、空気調和機に用いらｈている主な冷凍サイクルは
第１図に示すように、圧縮機１ａ、室外側熱交換器（Ｒ
ｍｅｒ）２６．キャピラリチューで等の減圧装置３ａ、
室内側熱交換器（蒸発器）４ａの順に環状に配管にて連
結した構成となっている。
第１図に示すように、圧縮機１ａ、室外側熱交換器（Ｒ
ｍｅｒ）２６．キャピラリチューで等の減圧装置３ａ、
室内側熱交換器（蒸発器）４ａの順に環状に配管にて連
結した構成となっている。
また、一般的に空気調和機の電源は６０ Ｈｚと６０Ｊ
ＩＳ（日本工業規格）によって決められた空調条件下に
おいて最高の効率となるように冷凍サイクルを設計して
いる。゛ しかるに、５０Ｈｚ 運転時は、圧縮機１ａの吐出流
量がｅｏＨｚ運転時に比べて小さくなり、減圧装置３ａ
の減圧効果が小さくなシ、室す側熱交換器４ａに多量の
冷媒が流入するため、圧縮機１ａに吸入される冷媒の過
熱度はｅｏＨｚ運転の場合よシ小さくなる。冷凍サイク
ルの効率は過熱度によって影響され、おおむね過熱度が
５ ｄｏｇ〜１゜ｄｏｇ程度にて最高値を示す。ところ
が上記のように５０Ｈｚ運転時と６０Ｈｚ運転時では過
熱度が異なるため、各々の周波数の妥協点において使用
することとなシ、各々の周波数での運転の最高効率点で
は運転できないことが多かった。
ＩＳ（日本工業規格）によって決められた空調条件下に
おいて最高の効率となるように冷凍サイクルを設計して
いる。゛ しかるに、５０Ｈｚ 運転時は、圧縮機１ａの吐出流
量がｅｏＨｚ運転時に比べて小さくなり、減圧装置３ａ
の減圧効果が小さくなシ、室す側熱交換器４ａに多量の
冷媒が流入するため、圧縮機１ａに吸入される冷媒の過
熱度はｅｏＨｚ運転の場合よシ小さくなる。冷凍サイク
ルの効率は過熱度によって影響され、おおむね過熱度が
５ ｄｏｇ〜１゜ｄｏｇ程度にて最高値を示す。ところ
が上記のように５０Ｈｚ運転時と６０Ｈｚ運転時では過
熱度が異なるため、各々の周波数の妥協点において使用
することとなシ、各々の周波数での運転の最高効率点で
は運転できないことが多かった。
また、室内側の負荷が上昇した場合、室内側熱交換器４
ａの一力が上昇するが、それに見合って減圧装置３ａの
冷媒供給量は増大しないため、圧縮機１ａに吸入爪ハる
冷媒の過熱度は大巾に増大し、最高効率点よりずれるこ
ととなっていた。。
ａの一力が上昇するが、それに見合って減圧装置３ａの
冷媒供給量は増大しないため、圧縮機１ａに吸入爪ハる
冷媒の過熱度は大巾に増大し、最高効率点よりずれるこ
ととなっていた。。
さらに１．上記のように冷媒過熱度が大きく増大した場
合、室内側熱交換器（蒸′発器）４ａの一部は過熱蒸気
のため温度が−Ｆ昇し、高温高湿の空気がその室内側熱
交換器４＆を通過した場合、ファンや風胴に結露すると
いう欠点を有していた。
合、室内側熱交換器（蒸′発器）４ａの一部は過熱蒸気
のため温度が−Ｆ昇し、高温高湿の空気がその室内側熱
交換器４＆を通過した場合、ファンや風胴に結露すると
いう欠点を有していた。
こういった欠点を補うものとして従来においては第２図
のように、圧縮機１ａの吸入管５ａの温度を感知して減
圧量を調整する温度式自動膨張弁６ａを組み込んだ冷凍
サイクルが用いられていたが、室外ユニットと室内ユテ
ットに分離した分離型空気調和機においては、室外ユニ
ットと室内ユニットを連結する内外接続配管７ａがある
ことに°よって室内側熱交換器４ａと圧縮機１ａの間の
圧力損失が大きい場合は、感熱部８ａの近傍の圧力を検
知する機構９ａを付加して圧力と温度の両方で動作する
外圧均等型温度自動膨張弁６ａを用いなければならず、
これは高価であるばかりでなく、感熱部８ａの感熱状態
によっては冷凍サイクルが不安定になってハンチング現
象を起こし、また、機構が複雑で可動部分があるため故
障が多い等の種々の欠点を有していた。
のように、圧縮機１ａの吸入管５ａの温度を感知して減
圧量を調整する温度式自動膨張弁６ａを組み込んだ冷凍
サイクルが用いられていたが、室外ユニットと室内ユテ
ットに分離した分離型空気調和機においては、室外ユニ
ットと室内ユニットを連結する内外接続配管７ａがある
ことに°よって室内側熱交換器４ａと圧縮機１ａの間の
圧力損失が大きい場合は、感熱部８ａの近傍の圧力を検
知する機構９ａを付加して圧力と温度の両方で動作する
外圧均等型温度自動膨張弁６ａを用いなければならず、
これは高価であるばかりでなく、感熱部８ａの感熱状態
によっては冷凍サイクルが不安定になってハンチング現
象を起こし、また、機構が複雑で可動部分があるため故
障が多い等の種々の欠点を有していた。
また、第３図に示す如く、冷媒を貯蔵する受液器１ｏａ
を減圧装置３ａと室内側熱交換器４ａとの間に連結し、
さらに圧縮機１ａの吸入管６ａを受液器１０ ａに貫通
させ、負荷に応じて受液器内に貯蔵される冷媒の液相の
割合を変化させて冷媒回路中の冷媒循環量を最適なもの
に調節する冷凍サイクル（例えば、吸入管６ａの温度が
上昇すると、受液器内の冷媒が蒸発して液相の割合が少
なくなり、その結果、冷媒回路中の冷媒循環量が多くな
って過熱度が調節される冷凍サイクル）が知られている
が、分離型空気調和機では内外接続配管７ａがあり、こ
の接続配管７ａが減圧装置の一部として働くため、減圧
装置３ａの出口の圧力に対する飽和温度は、空調負荷が
増大して吸入管６ａ簀荷増大時においても受液器内には
過冷却液が充満したままで冷媒量の調節が行なわれない
という欠点があった。
を減圧装置３ａと室内側熱交換器４ａとの間に連結し、
さらに圧縮機１ａの吸入管６ａを受液器１０ ａに貫通
させ、負荷に応じて受液器内に貯蔵される冷媒の液相の
割合を変化させて冷媒回路中の冷媒循環量を最適なもの
に調節する冷凍サイクル（例えば、吸入管６ａの温度が
上昇すると、受液器内の冷媒が蒸発して液相の割合が少
なくなり、その結果、冷媒回路中の冷媒循環量が多くな
って過熱度が調節される冷凍サイクル）が知られている
が、分離型空気調和機では内外接続配管７ａがあり、こ
の接続配管７ａが減圧装置の一部として働くため、減圧
装置３ａの出口の圧力に対する飽和温度は、空調負荷が
増大して吸入管６ａ簀荷増大時においても受液器内には
過冷却液が充満したままで冷媒量の調節が行なわれない
という欠点があった。
本発明は、上記従°来の冷凍サイクルに見られる種々の
欠点を解消するもので、以下、本発明の一実施例を第４
図、第６図を参照して説明する。
欠点を解消するもので、以下、本発明の一実施例を第４
図、第６図を参照して説明する。
第４図は本発明の一実施例を示す分離型空気調和機の冷
凍サイクル図で、Ａは室外ユニット、Ｂは室内ユニット
である。この２つのユニットは、接続配管ＩＱ、１１に
より連結されている。１は圧縮機、２は室外側熱交換器
（凝縮器）、３はキャピラリチューブよりなる減圧装置
、４は室内側熱交換器（蒸発器）、５は圧縮機１の吸入
管で、これらは図示する順に環状に連結されている。６
は冷媒を貯蔵する受液器で、第６図、に示す如く吸入管
５がその内部を貫通し、連結管７によって減圧装置３の
出口管８に連結した出口側が小径で入口側が大径の急拡
大管９に連結されている。なお減圧装置３の出口管８は
急拡大管９の急拡大部に搏入され、この挿入根元部に連
結管７の一端が配設されている。
凍サイクル図で、Ａは室外ユニット、Ｂは室内ユニット
である。この２つのユニットは、接続配管ＩＱ、１１に
より連結されている。１は圧縮機、２は室外側熱交換器
（凝縮器）、３はキャピラリチューブよりなる減圧装置
、４は室内側熱交換器（蒸発器）、５は圧縮機１の吸入
管で、これらは図示する順に環状に連結されている。６
は冷媒を貯蔵する受液器で、第６図、に示す如く吸入管
５がその内部を貫通し、連結管７によって減圧装置３の
出口管８に連結した出口側が小径で入口側が大径の急拡
大管９に連結されている。なお減圧装置３の出口管８は
急拡大管９の急拡大部に搏入され、この挿入根元部に連
結管７の一端が配設されている。
次に冷媒量の調節について説明すると、今、空気調和機
の冷媒回路中には、最高負荷時に必彎な量の冷媒が充填
されているものとする。
の冷媒回路中には、最高負荷時に必彎な量の冷媒が充填
されているものとする。
一般に、冷凍装置の冷媒回路に負荷に対して適応する量
の冷媒が充填されているときには、吸入管の温度はある
温度に保たれる。
の冷媒が充填されているときには、吸入管の温度はある
温度に保たれる。
したがって、上記装置が最適の負荷条件で運転されてい
る間は、吸入管６の温度はある温度に保たれている。こ
の場合、冷媒回路中のＸの点では。
る間は、吸入管６の温度はある温度に保たれている。こ
の場合、冷媒回路中のＸの点では。
分離型空気調和機アあるため内外接続配管１ｏがあり、
この接続配管１０も減圧機能を持つため、比較的高い圧
力となっており、−その飽和温度は吸入管６の温度より
高くなっている。
この接続配管１０も減圧機能を持つため、比較的高い圧
力となっており、−その飽和温度は吸入管６の温度より
高くなっている。
しかし、急拡大管９の内部では、出口管８より流。
出した冷媒が急激な管径の拡大により死水域が生じてい
る。したがって、Ｙ点の圧力はＸ点の圧力より低い値と
なっている。一方、急拡大管９の出口では管出口のなめ
らかな形状により圧力は回復してＸ点の圧力に近い圧力
となっている。これによシ受液温６の内部ではＹ点で代
表される冷媒の飽和温度と吸入管６の温度が近い値とな
っている。
る。したがって、Ｙ点の圧力はＸ点の圧力より低い値と
なっている。一方、急拡大管９の出口では管出口のなめ
らかな形状により圧力は回復してＸ点の圧力に近い圧力
となっている。これによシ受液温６の内部ではＹ点で代
表される冷媒の飽和温度と吸入管６の温度が近い値とな
っている。
そのため、受液器６の内部では吸入管６により冷媒の凝
縮が行なわれ、受液器６の外表面からの吸′熱による蒸
発とバランスしである高さの液面となっている。
縮が行なわれ、受液器６の外表面からの吸′熱による蒸
発とバランスしである高さの液面となっている。
ここで、負荷が減少した場合を考えると、冷媒回路中の
冷媒は過充填の状態となり、冷媒回路中を過剰の冷媒が
循環するので、吸入管６内での冷媒の過熱度は小さくな
り、吸入管６の温度は下る。
冷媒は過充填の状態となり、冷媒回路中を過剰の冷媒が
循環するので、吸入管６内での冷媒の過熱度は小さくな
り、吸入管６の温度は下る。
したがって吸入管６が貫通している受液器ｅ内での凝縮
量が多くなり、より高い液位でバランスする。この結果
、受液器６の内部に含まれる冷媒の質量は負荷減少前と
比較して増加する。この増加した冷媒は、冷媒−五回路
中より受液器６内に流入した冷媒であるため、冷媒回路
中の過剰な冷媒が取除かれたこととなり、吸入管６の温
度は元の最適値に近づく。
量が多くなり、より高い液位でバランスする。この結果
、受液器６の内部に含まれる冷媒の質量は負荷減少前と
比較して増加する。この増加した冷媒は、冷媒−五回路
中より受液器６内に流入した冷媒であるため、冷媒回路
中の過剰な冷媒が取除かれたこととなり、吸入管６の温
度は元の最適値に近づく。
これとは逆に、負荷がある負荷条件よりも増加したとき
には、上記吸入管６の温度が上が９、受パ液器内の凝縮
量は減少するため、より低い蝋付でバランスする。この
ことは、冷媒回路中の有効冷媒量が増大したこととなり
、吸入管５の温度は元の最適値に近づく。
には、上記吸入管６の温度が上が９、受パ液器内の凝縮
量は減少するため、より低い蝋付でバランスする。この
ことは、冷媒回路中の有効冷媒量が増大したこととなり
、吸入管５の温度は元の最適値に近づく。
これから明らかなように負荷の変動に応じて、吸入管６
の温ｉが変化し、受液器６内の冷媒の凝縮と蒸発のバラ
ンスによって受液器６内の液量を制御し、冷凍サイクル
内の冷媒量を常に最適な値に保てるあである。
の温ｉが変化し、受液器６内の冷媒の凝縮と蒸発のバラ
ンスによって受液器６内の液量を制御し、冷凍サイクル
内の冷媒量を常に最適な値に保てるあである。
第６図は上記受液器６と急拡大管９の具体的構造の一例
を示しているが、受液器６は同図のように直径大なる管
に吸入管６を貫通して両端を偏平にすれば比較的簡単に
製作できる。また受液器ｅ内の凝縮量と蒸発量の調整は
吸入管６および急拡大管９の管径を適切に選ぶことによ
って簡単に行みえる。
を示しているが、受液器６は同図のように直径大なる管
に吸入管６を貫通して両端を偏平にすれば比較的簡単に
製作できる。また受液器ｅ内の凝縮量と蒸発量の調整は
吸入管６および急拡大管９の管径を適切に選ぶことによ
って簡単に行みえる。
以上の説明から明らかなように本発明は、圧縮機、室外
側熱交換器、減圧装置２．室内側熱交換器を環状に連結
するとともに、減圧装置の出口管に込拡大管を連結し、
この急拡大管の急拡大部に一端を受液器に連結した連結
管の他端を挿入し、かつ、受液器に圧縮機の吸入管を熱
交換的に配設したので、受液器に流入する冷媒の飽和温
度が低下し、この結果、吸入管の温度（負荷の大きさ）
に応じて受液器内の冷媒の量が変化することになり。
側熱交換器、減圧装置２．室内側熱交換器を環状に連結
するとともに、減圧装置の出口管に込拡大管を連結し、
この急拡大管の急拡大部に一端を受液器に連結した連結
管の他端を挿入し、かつ、受液器に圧縮機の吸入管を熱
交換的に配設したので、受液器に流入する冷媒の飽和温
度が低下し、この結果、吸入管の温度（負荷の大きさ）
に応じて受液器内の冷媒の量が変化することになり。
冷媒回路中の冷媒循環量が最適なものとなる。すなわち
、負荷条件に対して循環冷媒が適量であるときは、急拡
大管内の死水域における圧力に対する飽和温度より低い
温度となる吸入管による凝縮と高い温度となる受液器外
表面からの吸熱による蒸発とがある液位でバランスし、
負荷が減少すｔｌば吸入管の温度が下がり凝縮量が増加
し受液器内の冷媒量が増大して冷媒回路内の冷媒を減少
させ、負荷が増大すると凝縮量が減り受液器内の冷媒量
が減少して冷媒回路内の冷媒を増大させることとなり、
冷媒回路中の冷媒を負荷に応じて適量に保持することが
でき、従来のものに比して負荷条件にかかわらず効率の
よい冷凍装置を提供すること、ができる。また、低負荷
時に液冷媒が圧縮機に帰還するのを防ぐことができるの
で、液圧縮による圧縮機の故障を防止できるとともに高
負荷時に熱交換器の過熱度が大きくなり、高温高湿度の
空気が通過した場合未凝縮の水分がファンや風胴に結露
するという問題は解消される。さらに従来のような温度
式自動膨張弁による過熱度調節装置に比して構造が簡単
で可動がないため、故障が少なくまた極めて安価につく
ることができ、さらに受液器内の凝縮・蒸発のバランス
のため蒸発の促進をする発熱体等が不要となり、その制
御装置も含めてコストを低減でき、一時減圧機構として
は構造が簡単で作りやすいという種々の利点を有するも
のである。
、負荷条件に対して循環冷媒が適量であるときは、急拡
大管内の死水域における圧力に対する飽和温度より低い
温度となる吸入管による凝縮と高い温度となる受液器外
表面からの吸熱による蒸発とがある液位でバランスし、
負荷が減少すｔｌば吸入管の温度が下がり凝縮量が増加
し受液器内の冷媒量が増大して冷媒回路内の冷媒を減少
させ、負荷が増大すると凝縮量が減り受液器内の冷媒量
が減少して冷媒回路内の冷媒を増大させることとなり、
冷媒回路中の冷媒を負荷に応じて適量に保持することが
でき、従来のものに比して負荷条件にかかわらず効率の
よい冷凍装置を提供すること、ができる。また、低負荷
時に液冷媒が圧縮機に帰還するのを防ぐことができるの
で、液圧縮による圧縮機の故障を防止できるとともに高
負荷時に熱交換器の過熱度が大きくなり、高温高湿度の
空気が通過した場合未凝縮の水分がファンや風胴に結露
するという問題は解消される。さらに従来のような温度
式自動膨張弁による過熱度調節装置に比して構造が簡単
で可動がないため、故障が少なくまた極めて安価につく
ることができ、さらに受液器内の凝縮・蒸発のバランス
のため蒸発の促進をする発熱体等が不要となり、その制
御装置も含めてコストを低減でき、一時減圧機構として
は構造が簡単で作りやすいという種々の利点を有するも
のである。
第１図、第２図、第３図はそれぞれ異なった従来例を示
す冷凍サイクル図、第４図は本発明の一実施例を示す空
気調和機の冷凍サイクル図、第６図は同冷凍サイクルに
設けた受液器部の斜視図である。 １・・・・・・圧縮機、２・・・・・・室外側熱交換器
、３・・・・・・減圧装置、４・・・・・・室内ＩＩＩ
熱交換器、６・・′・・・・・・Ｉｐシ人省、６・・・
・・・・’： ／ｌｋ ｉ（＋＋ 、” ・・・・・・
−・１・結７°１゜８・・・・・・減圧装置の出口管、
９・・・・・・急拡大管。 代理人の氏名 弁理士 中 尾 敏 男 ほか１名第２
図 り 第３図 第５図
す冷凍サイクル図、第４図は本発明の一実施例を示す空
気調和機の冷凍サイクル図、第６図は同冷凍サイクルに
設けた受液器部の斜視図である。 １・・・・・・圧縮機、２・・・・・・室外側熱交換器
、３・・・・・・減圧装置、４・・・・・・室内ＩＩＩ
熱交換器、６・・′・・・・・・Ｉｐシ人省、６・・・
・・・・’： ／ｌｋ ｉ（＋＋ 、” ・・・・・・
−・１・結７°１゜８・・・・・・減圧装置の出口管、
９・・・・・・急拡大管。 代理人の氏名 弁理士 中 尾 敏 男 ほか１名第２
図 り 第３図 第５図
Claims (1)
- 圧縮機、室外側熱交換器、減圧装置、及び室内側熱交換
器をそれぞれ環状に連結すると共に、前記減圧装置の出
口管に急拡大管を連結し、この急拡大管の急拡′大部に
一端を受液器に連結した連結管の他端を挿入し、かつ、
前記受液器に前記圧縮機の吸入管を熱交換的に配設して
なる空気調和機の冷凍サイクル。
Priority Applications (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP14680781A JPS5847968A (ja) | 1981-09-16 | 1981-09-16 | 空気調和機の冷凍サイクル |
Applications Claiming Priority (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP14680781A JPS5847968A (ja) | 1981-09-16 | 1981-09-16 | 空気調和機の冷凍サイクル |
Publications (2)
| Publication Number | Publication Date |
|---|---|
| JPS5847968A true JPS5847968A (ja) | 1983-03-19 |
| JPS621517B2 JPS621517B2 (ja) | 1987-01-13 |
Family
ID=15415967
Family Applications (1)
| Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
|---|---|---|---|
| JP14680781A Granted JPS5847968A (ja) | 1981-09-16 | 1981-09-16 | 空気調和機の冷凍サイクル |
Country Status (1)
| Country | Link |
|---|---|
| JP (1) | JPS5847968A (ja) |
Cited By (2)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| JP2002174462A (ja) * | 2000-12-06 | 2002-06-21 | Mitsubishi Heavy Ind Ltd | 空調装置用冷却サイクルおよび冷却サイクル用潤滑油 |
| WO2015056635A1 (ja) * | 2013-10-17 | 2015-04-23 | 日立アプライアンス株式会社 | 空気調和機 |
-
1981
- 1981-09-16 JP JP14680781A patent/JPS5847968A/ja active Granted
Cited By (3)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| JP2002174462A (ja) * | 2000-12-06 | 2002-06-21 | Mitsubishi Heavy Ind Ltd | 空調装置用冷却サイクルおよび冷却サイクル用潤滑油 |
| WO2015056635A1 (ja) * | 2013-10-17 | 2015-04-23 | 日立アプライアンス株式会社 | 空気調和機 |
| JP2015078792A (ja) * | 2013-10-17 | 2015-04-23 | 日立アプライアンス株式会社 | 空気調和機 |
Also Published As
| Publication number | Publication date |
|---|---|
| JPS621517B2 (ja) | 1987-01-13 |
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