JPWO2014155545A1 - 空気調和機 - Google Patents
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Abstract
冷凍サイクルを循環する冷媒にＲ３２単一又はＲ３２を７０質量％以上含む混合冷媒が封入された空気調和機において、暖房運転時に室内膨張弁における冷媒流動音を抑制することで快適性の向上を図ることを目的とする。このため、本発明においては、圧縮機及び室外熱交換器を備えた室外機と、室内熱交換器、室内膨張弁を備えた室内機とを、液配管及びガス配管を用いて接続することで冷凍サイクルを構成し、該冷凍サイクルを循環する冷媒にＲ３２単一又はＲ３２を７０質量％以上含む混合冷媒が封入された空気調和機において、暖房運転時に、前記室外膨張弁による絞り制御を行うとともに、前記室内膨張弁による絞り制御を行うことを特徴とする。
Description
本発明は、空気調和機の制御方法に関し、特に冷媒にＲ３２を採用したときの暖房運転時の冷媒流動音の抑制に適するものである。
本技術分野の背景技術として、特許第３９５６５８９号公報（特許文献１）がある。この公報には、ＨＦＣ系冷媒のＲ３２は、圧縮機の吐出側の冷媒温度が従来の冷媒であるＲ４１０Ａより１０〜１５℃高くなるため、これを抑制するために圧縮機入口の冷媒かわき度を０．６５以上かつ０．８５以下にすることが記載されている。また特許第３４３５６２６号公報（特許文献２）には膨張弁から発生する冷媒流動音を抑えるために、膨張弁流入前にオリフィスとテーパーからなる流速調整手段を設置することが記載されている。
空気調和機は、蒸発器として作用する熱交換器出口を飽和ガス付近に制御することで、冷凍サイクルの運転効率を高くすることが出来る。ここで、地球温暖化係数の比較的低い冷媒であるＲ３２は圧縮機の吐出側の冷媒温度が従来の冷媒であるＲ４１０Ａに比べて１０〜１５℃高くなる。Ｒ３２を採用した場合に吐出側の冷媒温度を下げるため、圧縮機の入口側の冷媒かわき度をＲ４１０Ａより小さくして制御することが考えられる。圧縮機の入口側の冷媒かわき度を小さくするために、暖房運転時に蒸発器として作用する室外熱交換器の出口側の冷媒を湿り状態で運転すると、蒸発器内に保有される冷媒量が多くなる。すると、凝縮器として作用する室内熱交換器の出口側の過冷却度が不足し、気液二相状態となるため、室内機から気液二相状態による冷媒流動音が発生するという問題がある。
そこで本発明は、冷凍サイクルを循環する冷媒にＲ３２単一又はＲ３２を７０質量％以上含む混合冷媒が封入された空気調和機において、暖房運転時に室内膨張弁における冷媒流動音を抑制することで快適性の向上を図ることを目的とする。
そこで本発明は、冷凍サイクルを循環する冷媒にＲ３２単一又はＲ３２を７０質量％以上含む混合冷媒が封入された空気調和機において、暖房運転時に室内膨張弁における冷媒流動音を抑制することで快適性の向上を図ることを目的とする。
本願は上記課題を解決するために、「圧縮機及び室外熱交換器を備えた室外機と、室内熱交換器、室内膨張弁を備えた室内機とを、液配管及びガス配管を用いて接続することで冷凍サイクルを構成し、該冷凍サイクルを循環する冷媒にＲ３２単一又はＲ３２を７０質量％以上含む混合冷媒が封入された空気調和機において、暖房運転時に、前記室外膨張弁による絞り制御を行うとともに、前記室内膨張弁による絞り制御を行うこと」を特徴とする。
本発明によれば、冷凍サイクルを循環する冷媒にＲ３２単一又はＲ３２を７０質量％以上含む混合冷媒が封入された空気調和機において、暖房運転時に室内膨張弁における冷媒流動音を抑制することで快適性の向上を図ることが可能となる。
以下、本発明の実施例について図面を用いて説明する。
図１は、本実施例の多室空気調和機の冷凍サイクル構成図の一例である。
室外機１００は、室外熱交換器１０１、室外ファン１０２、室外膨張弁１０３、圧縮機１０４、アキュムレータ１０５、四方弁１０６、吐出温度センサ１０７、吐出圧力センサ１０８で構成されている。室内機２００は、室内熱交換器２０１、室内ファン２０２、室内膨張弁２０３、冷媒液側温度センサ２０４で構成されている。室外機１００と室内機２００は液配管１２１とガス配管１２２で接続されている。
室外機１００は、室外熱交換器１０１、室外ファン１０２、室外膨張弁１０３、圧縮機１０４、アキュムレータ１０５、四方弁１０６、吐出温度センサ１０７、吐出圧力センサ１０８で構成されている。室内機２００は、室内熱交換器２０１、室内ファン２０２、室内膨張弁２０３、冷媒液側温度センサ２０４で構成されている。室外機１００と室内機２００は液配管１２１とガス配管１２２で接続されている。
次に、動作を説明する。
冷房運転時は、圧縮機１０４から吐出した高温のガス冷媒は四方弁１０６を通って室外熱交換器１０１へ送られる。室外熱交換器１０１へ入った高温のガス冷媒は室外ファン１０２によって送られた室外空気と熱交換して凝縮して、液冷媒になる。その後、室外膨張弁１０３を通過後、液配管１２１を介して室内機２００へ送られる。室内機２００へ送られた冷媒は、室内膨張弁２０３で減圧されて室内熱交換器２０１へ入る。室内熱交換器２０１で室内ファン２０２によって送られた室内空気と熱交換して蒸発して、ガス冷媒になる。この時、室内機２００から冷風が室内に送られて冷房が行われる。室内機２００を出たガス冷媒は、ガス配管１２２を介して室外機１００へ送られる。室外機１００に入ったガス冷媒は四方弁１０６を通ってアキュムレータ１０５へ入る。アキュムレータ１０５は過渡的に液冷媒が戻った際に液冷媒を貯めるバッファタンクとして作用し、圧縮機１０４に液冷媒が戻ることによる液圧縮を防止する。通常時にはガス冷媒がアキュムレータ１０５から圧縮機１０４へ入り圧縮される。
冷房運転時は、圧縮機１０４から吐出した高温のガス冷媒は四方弁１０６を通って室外熱交換器１０１へ送られる。室外熱交換器１０１へ入った高温のガス冷媒は室外ファン１０２によって送られた室外空気と熱交換して凝縮して、液冷媒になる。その後、室外膨張弁１０３を通過後、液配管１２１を介して室内機２００へ送られる。室内機２００へ送られた冷媒は、室内膨張弁２０３で減圧されて室内熱交換器２０１へ入る。室内熱交換器２０１で室内ファン２０２によって送られた室内空気と熱交換して蒸発して、ガス冷媒になる。この時、室内機２００から冷風が室内に送られて冷房が行われる。室内機２００を出たガス冷媒は、ガス配管１２２を介して室外機１００へ送られる。室外機１００に入ったガス冷媒は四方弁１０６を通ってアキュムレータ１０５へ入る。アキュムレータ１０５は過渡的に液冷媒が戻った際に液冷媒を貯めるバッファタンクとして作用し、圧縮機１０４に液冷媒が戻ることによる液圧縮を防止する。通常時にはガス冷媒がアキュムレータ１０５から圧縮機１０４へ入り圧縮される。
暖房運転は、圧縮機１０４から吐出した高温のガス冷媒は四方弁１０６を通ってガス配管１２２へ送られる。ガス配管１２２へ入った高温のガス冷媒は、室内機２００へ送られる。室内機２００へ入った高温のガス冷媒は室内熱交換器２０１で室内ファン２０２によって送られた室内空気と熱交換して凝縮して液冷媒になり、室内膨張弁２０３を通って室内機２００から出る。室内熱交換器２００で高温冷媒と室内空気が熱交換することによって暖房が行われる。室内機２００を出た液冷媒は、その後、液配管１２１を介して室外機１００へ流れる。室外機１００へ入った液冷媒は室外膨張弁１０３を通過する際に減圧され、室外熱交換器１０１へ入る。室外熱交換器１０１で室外ファン１０２によって送られた室外空気と熱交換して蒸発して、ガス冷媒になる。ガス冷媒は四方弁１０６を通ってアキュムレータ１０５へ入る。アキュムレータ１０５では、過渡的に多く液冷媒が通過した際にバッファタンクとして作用し、液圧縮により圧縮機が損傷することを防止する。通常時にはガス冷媒がアキュムレータ１０５から圧縮機１０４へ入り圧縮される。
暖房運転時には室内機２００の冷媒液側温度センサ２０４で室内熱交換器２０１を出た冷媒温度が検知される。また、室外機１００の吐出圧力センサ１０８で圧縮機１０４の吐出圧力が検知されている。圧縮機１０４の出口側から室内熱交換器２０１の出口側では、冷媒が高圧状態であるため、圧力損失が比較的小さい。よって、室内熱交換器２０１の出口側の過冷却度は以下の（１）式で推定することが出来る。
ＳＣ＝Ｔｓａｔ（Ｐｄ）−ＴＬ−Ｃ ・・・ （１）
ここで、ＳＣ（Ｋ）は室内熱交換器出口過冷却度、Ｔｓａｔ（ ）は圧力の飽和温度、Ｐｄは圧縮機吐出圧力（ＭＰａ）、ＴＬは室内熱交換器出口温度（℃）、Ｃは冷媒圧力損失に関わる補正係数である。
また、ＳＣ≦０（Ｋ）と算出された場合には、室内熱交換器２０１の出口側では気液二相状態と判定することができる。
ＳＣ＝Ｔｓａｔ（Ｐｄ）−ＴＬ−Ｃ ・・・ （１）
ここで、ＳＣ（Ｋ）は室内熱交換器出口過冷却度、Ｔｓａｔ（ ）は圧力の飽和温度、Ｐｄは圧縮機吐出圧力（ＭＰａ）、ＴＬは室内熱交換器出口温度（℃）、Ｃは冷媒圧力損失に関わる補正係数である。
また、ＳＣ≦０（Ｋ）と算出された場合には、室内熱交換器２０１の出口側では気液二相状態と判定することができる。
図２はＲ３２冷媒を使用した空気調和機における暖房運転時の圧縮機１０４の吐出温度抑制による凝縮器の出口側における状態変化の説明図である。
冷媒Ｒ３２を単一で又は７０％以上の割合で使用する空気調和機においては、冷媒物性の影響により冷媒Ｒ４１０Ａを使用した場合に比べて吐出温度が高くなる傾向がある。特に吐出温度の高くなりやすい条件としては、圧縮機１０４の圧力比が大きくなりやすい外気低温での暖房運転が挙げられる。
冷媒Ｒ３２を単一で又は７０％以上の割合で使用する空気調和機においては、冷媒物性の影響により冷媒Ｒ４１０Ａを使用した場合に比べて吐出温度が高くなる傾向がある。特に吐出温度の高くなりやすい条件としては、圧縮機１０４の圧力比が大きくなりやすい外気低温での暖房運転が挙げられる。
図２は暖房低温での運転状態を示したモリエル線図であり、実線で示した運転状態は、圧縮機１０４の吸入側の冷媒の状態として若干（２〜３Ｋ）の過熱度ＳＨ（Ｋ）をつけた状態で運転した状態を示している。このような運転状態においては、圧縮機１０４の吐出温度Ｔｄ１が圧縮機１０４の信頼性上の許容上限温度（例えば、１２０℃）を超えてしまう場合がある。そのため、室外膨張弁１０３の開度を大きくすることにより、圧縮機１０４の吸入側の冷媒を湿り状態（吸入乾き度Ｘｓ）にして、圧縮機１０４の吐出温度をＴｄ２（例えば、１００℃）まで低下させることが望ましい。これにより、圧縮機１０４内の冷凍機油や高分子材料の劣化および希土類磁石の減磁などの圧縮機１０４の信頼性低下が生じることが防止される。
ここで、圧縮機１０４の吸入側冷媒の吸入かわき度Ｘｓを過剰に低下させると、冷凍機油の冷媒による希釈による粘度低下が生じることから、圧縮機１０４内部の摺動部の潤滑が不十分になるため、圧縮機１０４の吸入乾き度はＸｓ＞０．８５とすることが望ましい。なお、ここで吸入乾き度とは、冷媒ガス質量流量を冷媒全質量流量で除した値であり、吸入乾き度≒冷媒ガス質量流量／冷媒全質量流量であり、冷媒中の冷凍機油は除いたものとする。したがって、圧縮機１０４には吸入乾き度がＸｓ＞０．８５となる冷媒が吸入されるようにする。
ここで、圧縮機１０４の吸入かわき度Ｘｓを低下させると、その上流側に位置するアキュムレータ１０５や蒸発器として作用する室外熱交換器１０１の出口側でもかわき度が低い状態となる。そのため、アキュムレータ１０５と室外熱交換器１０１の内部に保有される冷媒量が増加することになる。すると、サイクル内の全冷媒量は不変であるため、凝縮器として作用する室内熱交換器２０１内の冷媒保有量が減少し、図２のＸｃｏで示すように室内熱交換器２０１の出口側の冷媒状態が気液二相状態のかわき度Ｘｃｏ（例えばＸｃｏ＝０．０１〜０．１）となる。室内熱交換器２０１の出口側には室内膨張弁２０３が設置されており、通過する冷媒状態によっては冷媒流動音を発生させ、空気調和機の室内機２００からの異音として在室者への不快感を生じさせることになる。
図３は垂直上昇流におけるフローパターン判定図（Ｈｅｉｗｉｔｔ−Ｒｏｂｅｒｔｓ線図）である（出典：気液二相流ハンドブック １０頁 日本機会学会編 １９８９年）。この図３は暖房運転時における、室内膨張弁２０３の入口側の配管部での冷媒流動様式を推定するために用いる。図３の横軸に示すのは、液冷媒の見かけの運動量ρL（ｊL）2であり、ここで、ρLは液冷媒密度（ｋｇ／ｍ3）、ｊL（ｍ／ｓ）は液冷媒が全断面積を満たして流れたとした液冷媒の見かけ流速である。図３の縦軸に示すのは、ガス冷媒の見かけの運動量ρG（ｊG）2であり、ここで、ρGはガス冷媒密度（ｋｇ／ｍ3）、ｊG（ｍ／ｓ）はガス冷媒が全断面積を満たして流れたとしたガス冷媒の見かけ流速である。
また、図３の中で領域が分割されているのは、スラグ流やチャーン流、環状流など流動様式のタイプであり、どの領域に入っているかを検証することで、おおよその流動様式を推定することができる。例として、暖房運転時の状態を線図に載せてみると、配管内径１０．７ｍｍでは●、７．９３ｍｍでは△、５．０ｍｍでは◆で示すことが出来る。また、かわき度Ｘｃｏの値によって状態が変化し、Ｘｃｏ＝０．０１ではスラグ流または、気泡流、Ｘｃｏ＝０．１以上では環状流に遷移することが分かる。冷媒流動音が特に不快に感じるのは間欠的にガスの塊が膨張弁を通過するスラグ流または、チャーン流の領域であり、この領域を常に避けて、たとえば気泡流の領域にすることが望ましい。
図３から配管内径を細くすれば右上側の領域になるため、気泡流の領域になると考えられる。しかし、圧縮機１０４の容量制御が行われる場合には冷媒循環量は一定ではないため、このように配管内径を細くして冷媒流動音を低減することは難しい。また、冷媒Ｒ４１０Ａを用いた空気調和機と冷媒Ｒ３２を用いた空気調和機で、室内機を共用した際においては、配管内径が変わらないと冷媒Ｒ３２の方が冷媒Ｒ４１０Ａよりも冷媒流量を少なくすることができる。よって冷媒流速が小さくなるため、よりスラグ流やチャーン流の領域となりやすく室内熱交換器２０１の出口側が二相域となることに起因する冷媒流動音が発生してしまう可能性がある。
そこで、本実施例の空気調和機では図４に示す室内膨張弁制御を実施するものである。
図４は本実施例の室内膨張弁２０３の制御による暖房運転時の冷媒流動音抑制の動作説明図である。吐出温度抑制のために吸入かわき度Ｘｓを例えば０．９程度に制御すると、前述のように室内熱交換器２０１の出口側の冷媒は気液二相状態（かわき度Ｘｃｏ＝０．０１〜０．１程度）になるが、このとき、室内膨張弁２０３はほぼ全開状態に制御されているため、その減圧量はΔＰｅｘｐｉと小さく、蒸発器として作用する室外熱交換器１０１の前に設けられている室外膨張弁１０３での減圧量ΔＰｅｘｐｏは大きく制御されている。このときの液配管１２１のかわき度はＸＬｐである。
図４は本実施例の室内膨張弁２０３の制御による暖房運転時の冷媒流動音抑制の動作説明図である。吐出温度抑制のために吸入かわき度Ｘｓを例えば０．９程度に制御すると、前述のように室内熱交換器２０１の出口側の冷媒は気液二相状態（かわき度Ｘｃｏ＝０．０１〜０．１程度）になるが、このとき、室内膨張弁２０３はほぼ全開状態に制御されているため、その減圧量はΔＰｅｘｐｉと小さく、蒸発器として作用する室外熱交換器１０１の前に設けられている室外膨張弁１０３での減圧量ΔＰｅｘｐｏは大きく制御されている。このときの液配管１２１のかわき度はＸＬｐである。
これに対して、本実施例の空気調和器では、前述の室内熱交換器２０１の出口側の過冷却度の演算式（１）を用いて過冷却度がゼロと判定されると、室内膨張弁２０３を絞るように制御する。これにより、室内膨張弁２０３による減圧量がΔＰｅｘｐｉ’と大きくなるので、液配管のかわき度ＸＬｐ’までかわき度を大きくさせる。これにより、液配管１２１の冷媒保有量を低減させるとともに、不足していた室内熱交換器２０１の冷媒保有量を増やすことができる。よって、室内熱交換器２０１の出口側の冷媒状態は過冷却度ＳＣが２〜３Ｋ以上確保して液状態とすることが出来る。したがって、室内膨張弁２０３で生じていた不快な冷媒流動音の発生を防止することが可能となる。また、また、冷媒Ｒ４１０Ａを用いた空気調和機と冷媒Ｒ３２を用いた空気調和機で、室内機が冷媒Ｒ４１０Ａを用いた室内機から共用して用いられた場合、つまり室内機を共用した際に配管内径が変わらない場合であっても本実施例の制御方法によれば、不快な冷媒流動音の低減が可能となる。
１００ 空気調和機の室外機
１０１ 室外熱交換器
１０２ 室外ファン
１０３ 室外膨張弁
１０４ 圧縮機
１０５ アキュムレータ
１０６ 四方弁
１０７ 吐出温度センサ
１０８ 吐出圧力センサ
１２１ 液配管
１２２ ガス配管
２００ 室内機
２０１ 室内熱交換器
２０２ 室内ファン
２０３ 室内膨張弁
２０４ 冷媒液側温度センサ
１０１ 室外熱交換器
１０２ 室外ファン
１０３ 室外膨張弁
１０４ 圧縮機
１０５ アキュムレータ
１０６ 四方弁
１０７ 吐出温度センサ
１０８ 吐出圧力センサ
１２１ 液配管
１２２ ガス配管
２００ 室内機
２０１ 室内熱交換器
２０２ 室内ファン
２０３ 室内膨張弁
２０４ 冷媒液側温度センサ
Claims (4)
- 圧縮機及び室外熱交換器を備えた室外機と、室内熱交換器、室内膨張弁を備えた室内機とを、液配管及びガス配管を用いて接続することで冷凍サイクルを構成し、
該冷凍サイクルを循環する冷媒にＲ３２単一又はＲ３２を７０質量％以上含む混合冷媒が封入された空気調和機において、
暖房運転時に、前記室外膨張弁による絞り制御を行うとともに、前記室内膨張弁による絞り制御を行うことを特徴とする空気調和機。 - 請求項１に記載の空気調和機において、
暖房運転時に前記室内熱交換器の出口側の過冷却度が設定値以下となった場合に、前記室外膨張弁による絞り制御を行うとともに、さらに前記室内膨張弁による絞り制御を行うことを特徴とする空気調和機。 - 請求項１又は２に記載の空気調和機において、
前記圧縮機には吸入乾き度Ｘｓが０．８５より大きい冷媒が吸入されることを特徴とする空気調和機。 - 請求項１又は２に記載の空気調和機において、
前記室内機は、冷媒Ｒ４１０Ａを用いた室内機から共用して用いられたことを特徴とする空気調和機。
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