WO2007013382A1 - 冷凍空調装置 - Google Patents

冷凍空調装置 Download PDF

Info

Publication number
WO2007013382A1
WO2007013382A1 PCT/JP2006/314541 JP2006314541W WO2007013382A1 WO 2007013382 A1 WO2007013382 A1 WO 2007013382A1 JP 2006314541 W JP2006314541 W JP 2006314541W WO 2007013382 A1 WO2007013382 A1 WO 2007013382A1
Authority
WO
WIPO (PCT)
Prior art keywords
heat exchanger
refrigerant
outdoor
temperature
defrosting
Prior art date
Application number
PCT/JP2006/314541
Other languages
English (en)
French (fr)
Inventor
Masanori Aoki
Original Assignee
Mitsubishi Electric Corporation
Priority date (The priority date 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 date listed.)
Filing date
Publication date
Application filed by Mitsubishi Electric Corporation filed Critical Mitsubishi Electric Corporation
Priority to JP2007528444A priority Critical patent/JP5063347B2/ja
Priority to US11/662,519 priority patent/US7856836B2/en
Priority to EP06781463.2A priority patent/EP1826513B1/en
Publication of WO2007013382A1 publication Critical patent/WO2007013382A1/ja

Links

Classifications

    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F25—REFRIGERATION OR COOLING; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS; MANUFACTURE OR STORAGE OF ICE; LIQUEFACTION SOLIDIFICATION OF GASES
    • F25B—REFRIGERATION MACHINES, PLANTS OR SYSTEMS; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS
    • F25B47/00—Arrangements for preventing or removing deposits or corrosion, not provided for in another subclass
    • F25B47/02—Defrosting cycles
    • F25B47/022—Defrosting cycles hot gas defrosting
    • F25B47/025—Defrosting cycles hot gas defrosting by reversing the cycle
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F25—REFRIGERATION OR COOLING; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS; MANUFACTURE OR STORAGE OF ICE; LIQUEFACTION SOLIDIFICATION OF GASES
    • F25B—REFRIGERATION MACHINES, PLANTS OR SYSTEMS; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS
    • F25B2313/00—Compression machines, plants or systems with reversible cycle not otherwise provided for
    • F25B2313/031—Sensor arrangements
    • F25B2313/0314—Temperature sensors near the indoor heat exchanger
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F25—REFRIGERATION OR COOLING; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS; MANUFACTURE OR STORAGE OF ICE; LIQUEFACTION SOLIDIFICATION OF GASES
    • F25B—REFRIGERATION MACHINES, PLANTS OR SYSTEMS; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS
    • F25B2313/00—Compression machines, plants or systems with reversible cycle not otherwise provided for
    • F25B2313/031—Sensor arrangements
    • F25B2313/0315—Temperature sensors near the outdoor heat exchanger
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F25—REFRIGERATION OR COOLING; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS; MANUFACTURE OR STORAGE OF ICE; LIQUEFACTION SOLIDIFICATION OF GASES
    • F25B—REFRIGERATION MACHINES, PLANTS OR SYSTEMS; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS
    • F25B2400/00—General features or devices for refrigeration machines, plants or systems, combined heating and refrigeration systems or heat-pump systems, i.e. not limited to a particular subgroup of F25B
    • F25B2400/05—Compression system with heat exchange between particular parts of the system
    • F25B2400/053—Compression system with heat exchange between particular parts of the system between the storage receiver and another part of the system
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F25—REFRIGERATION OR COOLING; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS; MANUFACTURE OR STORAGE OF ICE; LIQUEFACTION SOLIDIFICATION OF GASES
    • F25B—REFRIGERATION MACHINES, PLANTS OR SYSTEMS; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS
    • F25B2700/00—Sensing or detecting of parameters; Sensors therefor
    • F25B2700/21—Temperatures
    • F25B2700/2106—Temperatures of fresh outdoor air
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F25—REFRIGERATION OR COOLING; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS; MANUFACTURE OR STORAGE OF ICE; LIQUEFACTION SOLIDIFICATION OF GASES
    • F25B—REFRIGERATION MACHINES, PLANTS OR SYSTEMS; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS
    • F25B41/00—Fluid-circulation arrangements
    • F25B41/30—Expansion means; Dispositions thereof
    • F25B41/39—Dispositions with two or more expansion means arranged in series, i.e. multi-stage expansion, on a refrigerant line leading to the same evaporator
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F25—REFRIGERATION OR COOLING; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS; MANUFACTURE OR STORAGE OF ICE; LIQUEFACTION SOLIDIFICATION OF GASES
    • F25D—REFRIGERATORS; COLD ROOMS; ICE-BOXES; COOLING OR FREEZING APPARATUS NOT OTHERWISE PROVIDED FOR
    • F25D21/00—Defrosting; Preventing frosting; Removing condensed or defrost water
    • F25D21/002—Defroster control
    • F25D21/008—Defroster control by timer

Definitions

  • the present invention relates to an air conditioner or the like that performs a cooling / heating operation, and relates to a refrigeration air conditioner that performs a defrosting operation by accurately determining frost formation in an outdoor unit.
  • a conventional refrigeration and air-conditioning apparatus such as a heat pump air conditioner detects an outdoor air temperature and a refrigerant evaporation temperature of an outdoor heat exchanger, and a temperature difference in a predetermined time after the heating operation is started and frost formation is expected. There are those that perform a defrosting operation when the temperature difference exceeds a set value.
  • another conventional refrigeration and air-conditioning apparatus such as a heat pump air conditioner includes a refrigerant temperature sensor and an outdoor air temperature sensor provided between an indoor heat exchanger and a flow path switching valve, respectively. Defrosting may be terminated when the difference in temperature detected by these sensors exceeds a specified value.
  • this refrigeration air conditioner such as an air conditioner has, as frost detection means, a temperature sensor for a heat exchanger of an outdoor heat exchanger and a passing air that detects the pressure of air passing through the outdoor heat exchanger.
  • the defrosting is started when the temperature is equal to or lower than the predetermined value and the pressure is equal to or higher than the predetermined value (see, for example, Patent Document 2).
  • another refrigeration air conditioner such as an air conditioner includes outdoor pipe temperature sensing means and outdoor temperature sensing means for sensing the temperature of the outdoor heat exchanger during heating operation, and the outdoor heat exchanger temperature Some determine the frosting state according to the outside air temperature and the operation time of the compressor.
  • the outdoor heat exchanger temperature is maintained for 20 minutes or more below the L1 line with respect to the outdoor temperature.
  • the defrosting operation is performed (for example, see Patent Document 3).
  • Patent Document 1 Japanese Patent Application Laid-Open No. 57-164245 (Page 2-3, Figure 3-5)
  • Patent Document 2 JP-A-60-218551 (Page 2-3, Fig. 1)
  • Patent Document 3 Japanese Patent Laid-Open No. 11-23112 (Page 2-6, Fig. 3)
  • Patent Document 1 does not consider the temperature difference after a predetermined time due to air conditioning load fluctuations.
  • the compressor operating frequency variable model is not satisfactory.
  • Patent Document 2 since a passing air pressure sensor is used as the frost detection means, an expensive device is required, the calculation process is complicated, and the distinction between dust adhesion and frost formation on the heat exchanger ⁇ There are also problems such as becoming necessary.
  • Patent Document 3 since the presence or absence of frost formation is determined based on the detected temperature of the outdoor heat exchanger and the absolute value of the outdoor temperature, the frost formation is almost complete even when the outdoor temperature is low and the humidity is low. There is a risk that problems such as defrosting operation and a reduction in the heating operation rate may impair comfort.
  • the present invention has been made to solve the above-described problems, and can accurately detect the presence or absence of frost on the outdoor heat exchanger and improve the heating operation rate and comfort. For the purpose of providing refrigeration and air conditioning equipment.
  • a refrigerating and air-conditioning apparatus includes a compressor, an indoor heat exchange, a first decompression device, an outdoor heat exchanger, and a refrigerant that switches a refrigerant flow direction during heating and cooling.
  • the refrigerating and air-conditioning apparatus comprising a circuit and supplying warm heat from the indoor heat exchanger, a refrigerant temperature detecting means and an outdoor air temperature detecting means of the outdoor heat exchanger used for determining the frosting state on the outdoor heat exchanger;
  • the heating operation is continuously performed according to the length of 2.
  • Two types of defrosting prohibition times 1 and 3 can be set, and frost formation on the outdoor heat exchanger is possible.
  • the defrosting prohibition time is set longer, and when it is determined that the amount of frost on the outdoor heat exchanger is large, the defrosting is prohibited. It is provided with a control device that controls the defrosting operation by setting the time short.
  • the defrosting prohibition times ⁇ 1 and ⁇ 3 are determined in advance according to the length of the defrosting time ⁇ 2.
  • FIG. 1 is a refrigerant circuit diagram showing a refrigerating and air-conditioning apparatus according to Embodiment 1 of the present invention.
  • FIG. 2 is a control flowchart relating to a defrosting operation of the refrigerating and air-conditioning apparatus according to Embodiment 1 of the present invention.
  • FIG. 3 is a characteristic diagram at the time of defrosting operation of the refrigeration air-conditioning apparatus according to Embodiment 1 of the present invention.
  • FIG. 3 (a) shows a case where the amount of frost formation is determined to be large; It is figure (b) when judged.
  • FIG. 4 is a relational diagram showing the relationship between a defrost time 2 of the refrigerating and air-conditioning apparatus according to Embodiment 1 of the present invention and defrosting prohibited times ⁇ 1 and ⁇ 3.
  • FIG. 1 is a refrigerant circuit (refrigeration cycle refrigerant circuit) diagram showing a refrigeration air-conditioning apparatus according to Embodiment 1 of the present invention.
  • a compressor 3 in the outdoor unit 1 a switching unit that switches the flow of refrigerant, a four-way valve 4 that switches between heating and cooling, an outdoor heat exchanger 11, and a first pressure reducing device
  • a first expansion valve 10 that is a device, a second expansion valve 8 that is a second pressure reducing device, and an intermediate pressure receiver 9 are mounted.
  • a suction pipe 13 of the compressor 3 passes through the inside of the intermediate pressure receiver 9, and the refrigerant in the through pipe 13a of the suction pipe 13 and the heat exchange refrigerant 9a in the intermediate pressure receiver 9 can exchange heat. It becomes.
  • the compressor 3 is a type in which the rotation speed is controlled by an inverter and the capacity is controlled, and the first expansion valve 10 and the second expansion valve 8 are electronic expansion valves whose opening degree is variably controlled.
  • the outdoor heat exchanger 11 exchanges heat with the outside air blown by a fan (not shown).
  • An indoor heat exchanger 6 is mounted in the indoor unit 2.
  • the gas pipe 5 and the liquid pipe 7 are connecting pipes that connect the outdoor unit 1 and the indoor unit 2.
  • R41 OA which is an HFC mixed refrigerant, is used as the refrigerant for this refrigeration air conditioner.
  • a measurement control device 12 and temperature sensors 14 are installed.
  • the first temperature sensor 14a is on the discharge side of the compressor 3
  • the second temperature sensor 14b is on the refrigerant flow path in the middle of the outdoor heat exchange 11
  • the third temperature sensor 14c which is the outdoor pipe temperature detection means, is connected to the outdoor heat exchanger 11 It is provided between the first expansion valves 10 and measures the refrigerant temperature at each installation location.
  • the fourth temperature sensor 14d which is an outside air temperature detecting means, is an outside air sensor that measures the outside air temperature around the outdoor unit 1.
  • the second temperature sensor 14b and the third temperature sensor 14c act as refrigerant temperature detection means for the outdoor heat exchanger 11.
  • a fifth temperature sensor 14e, a sixth temperature sensor 14f, and a seventh temperature sensor 14g are installed in the indoor unit 2, and the fifth temperature sensor 14e is a refrigerant in the middle of the indoor heat exchanger 6
  • the sixth temperature sensor 14f is provided between the indoor heat exchanger 6 and the liquid pipe 7, and measures the refrigerant temperature at each installation location.
  • the seventh temperature sensor 14g measures the temperature of the air drawn into the indoor heat exchanger 6.
  • the seventh temperature sensor 14g measures the inflow temperature of the medium.
  • Each of the second temperature sensor 14b and the fifth temperature sensor 14e detects a refrigerant temperature that is in a gas-liquid two-phase state in the middle of the heat exchanger, thereby detecting a high and low pressure refrigerant saturation temperature. It is out.
  • the measurement control device 12 in the outdoor unit 1 is based on the measurement information of the first to seventh temperature sensors 14a to 14g and the operation content instructed by the user power of the refrigeration air conditioner. Luck It controls the switching method, the flow path switching of the four-way valve 4, the fan air flow rate of the outdoor heat exchanger 11, the opening degree of the first expansion valve 10 and the second expansion valve 8.
  • the measurement control device 12 condenses in the decompression device upstream of the intermediate pressure receiver 9 with respect to the refrigerant flow (the first expansion valve 10 corresponds to cooling and the second expansion valve 8 corresponds to heating). Control is performed so that the degree of supercooling of the heat exchange outlet acting as a cooler reaches a predetermined target value, and a pressure reducing device downstream of the intermediate pressure receiver 9 (the second expansion valve 8 is applicable during cooling, Is the first expansion valve 10), the refrigerant superheat degree at the compressor intake, the refrigerant superheat degree at the outlet of the heat exchanger acting as an evaporator, the compressor discharge temperature or the refrigerant superheat degree at the compressor discharge are determined in advance.
  • the target value is controlled.
  • Heating is performed by applying heat radiated from the refrigerant to a load-side medium such as air or water on the load side.
  • the high-pressure and low-temperature refrigerant that has exited the indoor heat exchanger 6 flows into the outdoor unit 1 via the liquid pipe 7, and after being slightly decompressed by the second expansion valve 8, it becomes a gas-liquid two-phase refrigerant and becomes a medium pressure It flows into the receiver 9.
  • Heat is applied to the low-temperature refrigerant sucked by the compressor 3 in the medium-pressure receiver 9 to cool it and flow out as a liquid. After that, it flows into the outdoor heat exchanger 11 that becomes an evaporator, where it absorbs heat and is evaporated and gasified. Thereafter, the heat is exchanged with a high-pressure refrigerant through a four-way valve 4 with a medium pressure ratio, further heated, and sucked into the compressor 3.
  • the flow path of the four-way valve 4 is set in the direction of the solid line in FIG.
  • the high-temperature and high-pressure gas refrigerant discharged from the compressor 3 flows through the four-way valve 4 into the outdoor heat exchanger 11 serving as a condenser, where it condensates while dissipating heat and becomes high-pressure and low-temperature refrigerant.
  • the refrigerant that has exited the outdoor heat exchanger 11 is slightly depressurized by the first expansion valve 10, and is subsequently cooled by exchanging heat with the refrigerant sucked into the compressor 3 in the intermediate pressure receiver 9.
  • the pressure is reduced to a low pressure by the second expansion valve 8 to become a two-phase refrigerant, and then flows out of the outdoor unit 1 and flows into the indoor unit 2 through the liquid pipe 7. And Then, it flows into the indoor heat exchanger 6 serving as an evaporator, absorbs heat there, and supplies cold heat to a load side medium such as air or water on the indoor unit 2 side while evaporating gas.
  • the low-pressure gas refrigerant exiting the indoor heat exchanger 6 exits the indoor unit 2, flows into the outdoor unit 1 through the gas pipe 5, passes through the four-way valve 4, and then exchanges heat with the high-pressure refrigerant in the medium-pressure receiver 9. After being heated, it is sucked into the compressor 3.
  • the circuit configuration of the first embodiment and the operational effects realized by the control will be described.
  • the operation and effect of the through pipe 13a of the compressor 3 suction pipe 13 and the heat exchange refrigerant 9a in the intermediate pressure receiver 9 in the first embodiment will be described.
  • the intermediate pressure receiver 9 is cooled by heat exchange with the heat exchange refrigerant 9 a with the through pipe 13 a of the compressor 3 suction pipe 13 and flows out as a liquid.
  • the gas-liquid two-phase refrigerant that has flowed out of the first expansion valve 10 flows in, is cooled in the intermediate pressure receiver 9 and flows out as a liquid, so that the refrigerant flowing into the indoor heat exchanger 6 that serves as an evaporator Since the enthalpy becomes lower, the refrigerant enthalpy difference in the evaporator is expanded. Therefore, the cooling capacity increases during the cooling operation.
  • the refrigerant sucked into the compressor 3 is heated, and the suction temperature rises. Along with this, the discharge temperature of the compressor 3 also rises. Further, in the compression stroke of the compressor 3, even when the same pressure increase is performed, more work is generally required as the high-temperature refrigerant is compressed. Therefore, the effect on efficiency due to the heat exchange between the compressor 3 in the intermediate pressure receiver 9 and the through pipe 13a of the suction pipe 13 and the heat exchange refrigerant 9a is due to the increase in capacity due to the increase in the evaporator enthalpy difference and the compression work. If the increase in capacity due to the increase in the evaporator enthalpy difference is significant, the operating efficiency of the system will increase.
  • the heat exchange between the through pipe 13a of the suction pipe 13 and the heat exchange refrigerant 9a in the intermediate pressure receiver 9 is mainly performed by the gas refrigerant out of the gas-liquid two-phase refrigerant through the through pipe 13a of the suction pipe 13. Touch to condensate and heat exchange. Therefore, the smaller the amount of liquid refrigerant that stays in the intermediate pressure receiver 9, the more the area where the heat exchange refrigerant 9a is in contact with the gas refrigerant and the through pipe 13a of the suction pipe 13, and the amount of heat exchange increases.
  • the reduced amount of liquid refrigerant moves to outdoor heat exchange, and the amount of liquid refrigerant in the outdoor heat exchange ⁇ 11 increases, so that the degree of refrigerant superheat at the outdoor heat exchange outlet is suppressed, Operational fluctuations of the equipment are suppressed.
  • the state of the low-pressure side fluctuates and the refrigerant superheat degree at the outlet of the outdoor heat exchanger 11 that is an evaporator becomes small, the temperature difference during heat exchange in the medium-pressure receiver 9 increases. Therefore, the amount of heat exchange increases and the gas refrigerant is easily condensed, so that the amount of gas refrigerant in the intermediate pressure receiver 9 decreases and the amount of liquid refrigerant increases.
  • This amount of liquid refrigerant moves from the outdoor heat exchanger 11 and the amount of liquid refrigerant in the outdoor heat exchanger decreases, so that the degree of refrigerant superheat at the outdoor heat exchanger is suppressed. This reduces fluctuations in the operation of the equipment.
  • the effect of suppressing the fluctuation in superheat is also caused by autonomously generating a heat exchange amount fluctuation accompanying a fluctuation in the operation state by performing heat exchange in the intermediate pressure receiver 9.
  • the first expansion valve 10 is controlled so that the suction superheat degree of the compressor 3 becomes a target value.
  • This control can optimize the superheat degree of the heat outlet serving as the evaporator.
  • it is possible to operate in such a way as to ensure a moderate difference in refrigerant enthalpy, and it is possible to perform highly efficient operation.
  • FIG. 2 is a flowchart showing an example of a control operation related to the defrosting operation of the refrigeration air conditioner.
  • step S1 the capacity of the compressor 3, the opening of the first expansion valve 10, and the opening of the second expansion valve 8 are first set to initial values.
  • the capacity of the compressor 3 is basically controlled so that the air temperature measured by the seventh temperature sensor 14g of the indoor unit 2 becomes the temperature set by the user of the refrigeration air conditioner.
  • step S3 in order to detect the frost formation state of the outdoor unit 1 (especially the outdoor heat exchanger 11), the outdoor pipe temperature of the outdoor unit 1 detected by the third temperature sensor 14c as the evaporator refrigerant temperature is determined in advance. Compare with the set value. Then, as shown in FIG. 3 (a), the outdoor pipe temperature is equal to or lower than the set value, for example, -5 ° C or lower, and the temperature difference ⁇ T between the outdoor air temperature and the outdoor pipe temperature is expressed.
  • step S4 the compressor frequency is reduced to minHz, for example, 25Hz, and the process proceeds to step S5.
  • step S5 the compressor frequency is reduced to the min frequency, and the four-way valve 4 is switched to start the defrosting operation.
  • step S6 the compressor frequency is fixed to the defrosting frequency, for example, 92 Hz.
  • step 7 the outdoor pipe temperature is compared with a preset value. If the outdoor pipe temperature is equal to or higher than the set value (for example, 8 ° C), step In S8, the compressor 3 is stopped for 1 minute, and after that time, in step S9, the four-way valve 4 is switched and the compressor 3 is restarted to restart the heating operation.
  • step S 10 the defrosting prohibition times ⁇ 1 and ⁇ 3 are set in accordance with the defrosting time (previous defrosting time) ⁇ 2 in step 7 to prohibit the defrosting and continue the heating operation.
  • the relationship between the defrosting time 2 and the defrosting prohibition time ⁇ 1, ⁇ 3 is as follows.
  • the heating performance is improved by quickly recovering the performance degradation of the evaporator by performing defrosting operation at relatively short intervals.
  • the amount of frost formation is assumed to be small, that is, if the frost removal time 2 is short, the next frost removal prohibition time (( ⁇ 1, 3) is changed and set longer, and the heating operation duration time is set.
  • Figure 4 shows an example of setting the frost removal prohibition time ⁇ 1, ⁇ 3 with the frost removal time ⁇ 2, but when the frost removal time ⁇ 2 is short, for example, ⁇ 2 is 3 If it is less than or equal to minutes, ⁇ 1 is set to 150 minutes and ⁇ 3 is set to 30 minutes, and if the defrost time ⁇ 2 is long, for example, if ⁇ 2 is 12 minutes, ⁇ 1 is 30 minutes, ⁇ 3 The defrosting time ⁇ 2 is specified as 15 minutes at the longest, and ⁇ 1 and ⁇ 3 are set so that the relationship of ⁇ 1 ⁇ ⁇ 3 holds.
  • the cycle is the same as that for cooling, and the high-pressure, high-temperature refrigerant discharged from the compressor 3 is allowed to flow to the outdoor heat exchanger 11 to perform the defrosting operation. After that, the operation is controlled again in a cycle returning to step S3.
  • step 3 the outdoor pipe temperature is equal to or lower than a predetermined set value, and the temperature difference ⁇ is smaller than 10 ° C.
  • the defrosting prohibition time ⁇ 1 for example, 150 minutes
  • the process proceeds to Step 4 and Step 5 to start the defrosting operation.
  • the defrosting prohibition time 1 is set to be relatively long in advance, the heating operation can be performed for a long time (150 minutes), and the comfort can be improved.
  • Steps S5 to S10 are as described above.
  • Figure 3 (a) shows the characteristics when the amount of frost on the outdoor heat exchanger 11 is large due to the high humidity conditions, etc.
  • the defrosting prohibition time ⁇ 3 (30 minutes here) set based on the previous defrosting time ⁇ 2 has passed, the outdoor piping temperature is negative (for example, 5 ° C or less), and is sufficiently higher than the outside air temperature.
  • the decrease in the outdoor pipe temperature with respect to the outdoor temperature is also small.
  • the defrosting prohibition time ⁇ 1 150 minutes here
  • the outdoor pipe temperature is a negative temperature, for example, 2 ° C or less
  • Switch to defrost operation since the defrosting prohibition time ⁇ 1 is set to a sufficiently long time, the heating operation can be performed for a long time, and the operation efficiency can be improved.
  • the defrosting operation in which frost formation on the refrigerant pipe of the outdoor heat exchanger 11 during the heating operation is dissolved by the heat of the refrigerant is performed by switching the four-way valve 4 and flowing the refrigerant in the same manner as in the cooling operation.
  • the frequency of the compressor 3 is fixed to the defrost frequency, but the defrost frequency is lower than the rated frequency.
  • the frequency By setting the frequency to high, the flow rate of refrigerant discharged from the compressor 3 increases, and the flow rate of refrigerant flowing into the outdoor heat exchanger 11 that is a condenser increases, so that the defrosting time can be shortened.
  • the compressor 3 is temporarily stopped when switching to the heating operation after the completion of the defrosting operation, so that the four-way valve 4 can be switched reliably with a small difference in pressure between the high and low pressures. It is intended to suppress sound and the like.
  • the third temperature sensor 14c is used as the evaporator refrigerant temperature detecting means during the heating operation.
  • the same effect can be obtained even if the second temperature sensor 14b is used or used together.
  • R410A is used as the refrigerant to be used, but it goes without saying that the same effect can be obtained by using other refrigerants.

Abstract

　圧縮機３、室内熱交換器６、第１の減圧装置１０、室外熱交換器１１、及び暖房時と冷房時で冷媒の流れ方向を切替える切替器４を有した冷媒回路を備え、室内熱交換器６から温熱を供給する冷凍空調装置において、室外熱交換器１１への着霜状態の判断に供される室外熱交換器１１の冷媒温度検出センサ１４ｃと外気温度検出センサ１４ｄとが設けられ、前回の霜取り時間τ２の長さに応じて暖房運転を連続して行う２種類の霜取り禁止時間τ１、τ３が複数設定可能であり、室外熱交換器１１への着霜量が少ないと判断された場合には、霜取り禁止時間を長く設定し、室外熱交換器１１への着霜量が多いと判断された場合には、霜取り禁止時間を短く設定して、除霜運転を行う様に制御する制御装置１２を備えた。

Description

明 細 書
冷凍空調装置
技術分野
[0001] この発明は、冷暖房運転を行う空気調和機等に係り、室外機の着霜を適確に判断 して除霜運転を行う冷凍空調装置に関するものである。
背景技術
[0002] 従来のヒートポンプ式空気調和機等の冷凍空調装置は、外気温度と室外熱交換器 の冷媒蒸発温度とを検知し、暖房運転開始後の所定時間における温度差と、着霜が 予想される所定時間における温度差とを比較し、その差が設定された値を越えたとき に除霜運転を行うものがある。
[0003] そして、この空気調和機等の冷凍空調装置は、暖房運転開始約 20分経過後、室 外温度と冷媒温度を検知してその温度差 TAを記憶し、次に所定時間後の温度差 T Bを計算して、 TAと TBの温度差が設定値 TCを越えたときに除霜運転を開始する。 また、外気温度の高低により丁八=大又は小の値を基準として着霜の有無を判断す るものである（例えば、特許文献 1参照)。
[0004] また、別の従来のヒートポンプ式空気調和機等の冷凍空調装置は、室内熱交換器 と流路切換弁の間に設けられた冷媒用温度センサと外気用温度センサを備え、それ ぞれのセンサにより検知した温度の差が所定値以上になったとき除霜終了とするもの がある。
[0005] そして、この空気調和機等の冷凍空調装置は、着霜感知手段として、室外熱交換 器の熱交換器用温度センサと、室外熱交換器を通過する空気の圧力を感知する通 過空気用圧力センサとを有し、温度が所定値以下でかつ圧力が所定値以上のときに 除霜開始するものである (例えば、特許文献 2参照)。
[0006] また、別の空気調和機等の冷凍空調装置は、暖房運転時に室外熱交換器の温度 を感知する室外配管温度感知手段と室外温度感知手段とを備え、室外熱交換器温 度と外気温度と圧縮機の運転時間にしたがって着霜状態を判断するものがある。
[0007] そして、室外温度に対して室外熱交換器温度が L1ライン以下で 20分以上維持さ れ、圧縮機の運転時間が 35分を経過すると除霜運転を行うものである（例えば、特 許文献 3参照)。
特許文献 1：特開昭 57— 164245号公報 (第 2— 3頁、第 3— 5図）
特許文献 2 :特開昭 60— 218551号公報 (第 2— 3頁、第 1図）
特許文献 3 :特開平 11— 23112号公報 (第 2— 6頁、第 3図）
発明の開示
発明が解決しょうとする課題
[0008] し力しながら、上記のように構成されている従来の空気調和機等の冷凍空調装置 には、次のような問題があった。例えば、特許文献 1では空調負荷変動による所定時 間後の温度差が考慮されていない。また、圧縮機の運転周波数可変機種では不充 分である。特許文献 2では、着霜感知手段に通過空気圧力センサを用いるので、高 価な装置が必要で、その演算処理も複雑となることや、熱交^^への埃付着と着霜と の区別も必要となるなどの問題がある。また、特許文献 3では、検知した室外熱交換 器の温度と室外温度の絶対値で着霜の有無を判定するので、外気温度が低く低湿 度条件の場合に着霜が殆どないにも拘わらず霜取り動作に入り、暖房運転率が低下 して快適性を損なうなどの問題が生じるおそれもある。
[0009] この発明は、上記のような課題を解決するためになされたもので、室外熱交^^へ の着霜の有無を適確に検知し、暖房運転率や快適性の向上が図れる等の冷凍空調 装置を提供することを目的として!ヽる。
課題を解決するための手段
[0010] この発明に係る冷凍空調装置は、圧縮機、室内熱交翻、第 1の減圧装置、室外 熱交換器、及び暖房時と冷房時で冷媒の流れ方向を切替える切替器を有した冷媒 回路を備え、前記室内熱交換器から温熱を供給する冷凍空調装置において、前記 室外熱交換器への着霜状態の判断に供される室外熱交換器の冷媒温度検出手段 と外気温度検出手段とが設けられ、前回の霜取り時間て 2の長さに応じて暖房運転 を連続して行う 2種類の霜取り禁止時間て 1、 て 3が複数設定可能であり、前記室外 熱交換器への着霜量が少ないと判断された場合には、前記霜取り禁止時間を長く設 定し、前記室外熱交換器への着霜量が多いと判断された場合には、前記霜取り禁止 時間を短く設定して、除霜運転を行う様に制御する制御装置を備えたものである。な お、霜取り禁止時間 τ 1、 τ 3は、霜取り時間 τ 2の長さに応じて予め定めておくもの とする。
発明の効果
[0011] この発明に係る冷凍空調装置は、上記のように構成したので、低外気条件などで 暖房能力が低下しやすい条件でも、十分な暖房能力を確保することができるとともに 、除霜運転時の効率ィ匕を図ることができる。
図面の簡単な説明
[0012] [図 1]この発明の実施の形態 1に係る冷凍空調装置を示す冷媒回路図である。
[図 2]この発明の実施の形態 1に係る冷凍空調装置の除霜運転に関する制御フロー チャートである。
[図 3]この発明の実施の形態 1に係る冷凍空調装置の除霜運転時の特性図であり、 着霜量が大きいと判断される場合の図 (a)と、着霜量が小さいと判断される場合の図 (b)である。
[図 4]この発明の実施の形態 1に係る冷凍空調装置の霜取り時間て 2と、霜取り禁止 時間 τ 1、 τ 3との関係を示す関係図である。
符号の説明
[0013] 1 室外機、 2 室内機、 3 圧縮機、 4 四方弁、 5 ガス管、 6 室内熱交換器、 7 液管、 8 第 2膨張弁、 9 中圧レシーバ、 9a 熱交換冷媒、 10 第 1膨張弁、 11 室 外熱交換器、 12 計測制御装置、 13 吸入配管、 13a 貫通部配管、 14a 第 1温 度センサ、 14b 第 2温度センサ、 14c 第 3温度センサ、 14d 第 4温度センサ、 14e 第 5温度センサ、 14f 第 6温度センサ、 14g 第 7温度センサ。
発明を実施するための最良の形態
[0014] 実施の形態 1.
図 1はこの発明の実施の形態 1による冷凍空調装置を示す冷媒回路 (冷凍サイクル 冷媒回路）図である。図 1において、室外機 1内には圧縮機 3、冷媒の流れを切替え る切替器であり暖房と冷房とを切替える四方弁 4、室外熱交 11、第 1の減圧装 置である第 1膨張弁 10、第 2の減圧装置である第 2膨張弁 8、中圧レシーバ 9が搭載 されている。この中圧レシーバ 9の内部には圧縮機 3の吸入配管 13が貫通しており、 この吸入配管 13の貫通部配管 13aの冷媒と中圧レシーバ 9内の熱交換冷媒 9aが熱 交換可能な構成となって 、る。
[0015] 前記圧縮機 3はインバータにより回転数が制御され容量制御されるタイプであり、第 1膨張弁 10、第 2膨張弁 8は開度が可変に制御される電子膨張弁である。また室外 熱交 11はファン（図示されて ヽな ヽ)などで送風される外気と熱交換する。室内 機 2内には室内熱交換器 6が搭載されている。ガス管 5、液管 7は室外機 1と室内機 2 を接続する接続配管である。この冷凍空調装置の冷媒としては HFC系の混合冷媒 である R41 OAが用いられる。
[0016] 室外機 1内には計測制御装置 12、および各温度センサ 14が設置されている。第 1 温度センサ 14aが圧縮機 3吐出側、第 2温度センサ 14bが室外熱交翻11中間部 の冷媒流路上、室外配管温度検出手段である第 3温度センサ 14cが室外熱交換器 1 1と第 1膨張弁 10の間に設けられ、それぞれ設置場所の冷媒温度を計測する。また、 外気温度検出手段である第 4温度センサ 14dは、室外機 1周囲の外気温度を計測す る外気センサである。第 2温度センサ 14bと第 3温度センサ 14cは、室外熱交翻11 の冷媒温度検出手段として作用する。
[0017] また、室内機 2内には第 5温度センサ 14e、第 6温度センサ 14f、第 7温度センサ 14 gが設置されており、第 5温度センサ 14eは室内熱交換器 6中間部の冷媒流路上、第 6温度センサ 14fは室内熱交換器 6と液管 7の間に設けられており、それぞれ設置場 所での冷媒温度を計測する。第 7温度センサ 14gは室内熱交換器 6に吸気される空 気温度を計測する。なお、負荷となる熱媒体が水など他の媒体である場合には第 7 温度センサ 14gはその媒体の流入温度を計測する。
[0018] 第 2温度センサ 14b、第 5温度センサ 14eはそれぞれ熱交換器中間で気液二相状 態となつている冷媒温度を検知することにより、高低圧の冷媒飽和温度を検知するこ とがでさる。
[0019] また室外機 1内の計測制御装置 12は第 1乃至第 7の各温度センサ 14a〜14gの計 測情報や、冷凍空調装置使用者力 指示される運転内容に基づいて、圧縮機 3の運 転方法、四方弁 4の流路切替え、室外熱交換器 11のファン送風量、第 1膨張弁 10、 第 2膨張弁 8の開度などを制御する。
計測制御装置 12は、冷媒の流れに対し中圧レシーバ 9の上流側の減圧装置 (冷房 時は第 1膨張弁 10が該当し、暖房時は第 2膨張弁 8が該当する）にて、凝縮器として 作用する熱交 出口の過冷却度が予め定めた目標値となるように制御し、中圧レ シーバ 9の下流側の減圧装置 (冷房時は第 2膨張弁 8が該当し、暖房時は第 1膨張 弁 10が該当する）にて、圧縮機吸入の冷媒過熱度、蒸発器として作用する熱交換器 出口の冷媒過熱度、圧縮機吐出温度もしくは圧縮機吐出の冷媒過熱度が予め定め た目標値となるよう制御を行う。
[0020] 次にこの冷凍空調装置での運転動作について説明する。まず暖房運転時の動作 について図 1に示す冷媒回路図をもとに説明する。暖房運転時には、四方弁 4の流 路は図 1に示す点線方向に設定される。そして圧縮機 3から吐出された高温高圧の ガス冷媒は四方弁 4を経て室外機 1を流出しガス管 5を経て室内機 2に流入する。そ して室内熱交 6に流入し、凝縮器となる室内熱交 6で放熱しながら凝縮液 化し高圧低温の液冷媒となる。冷媒から放熱された熱を負荷側の空気や水などの負 荷側媒体に与えることで暖房を行う。室内熱交 6を出た高圧低温の冷媒は液管 7を経由して、室外機 1に流入した後で、第 2膨張弁 8で若干減圧された後で、気液 二相冷媒となり中圧レシーバ 9に流入する。中圧レシーバ 9内で圧縮機 3吸入の低温 の冷媒に熱を与え冷却され、液となって流出する。その後、蒸発器となる室外熱交換 器 11に流入し、そこで吸熱し蒸発、ガス化される。その後四方弁 4を経て中圧レシ一 ノ^で高圧の冷媒と熱交換し、さらに加熱され、圧縮機 3に吸入される。
[0021] 次に冷房運転時の動作について図 1に示す冷媒回路図をもとに説明する。冷房運 転時には、四方弁 4の流路は図 1の実線方向に設定される。そして圧縮機 3から吐出 された高温高圧のガス冷媒は四方弁 4を経て凝縮器となる室外熱交 11に流入 し、ここで放熱しながら凝縮液ィ匕し、高圧低温の冷媒となる。室外熱交翻11を出た 冷媒は第 1膨張弁 10で若干減圧された後で、引き続き中圧レシーバ 9内で、圧縮機 3に吸入される冷媒と熱交換し冷却される。その後第 2膨張弁 8で低圧まで減圧され 二相冷媒となった後で、室外機 1を流出し、液管 7を経て室内機 2に流入する。そして 、蒸発器となる室内熱交 6に流入し、そこで吸熱し、蒸発ガス化しながら室内機 2 側の空気や水などの負荷側媒体に冷熱を供給する。室内熱交換器 6を出た低圧ガ ス冷媒は室内機 2を出て、ガス管 5を経て室外機 1に流入し、四方弁 4を経た後で、中 圧レシーバ 9で高圧冷媒と熱交換し加熱された後で、圧縮機 3に吸入される。
[0022] 次にこの実施の形態 1の回路構成、および制御によって実現される作用効果につ いて説明する。この実施の形態 1における中圧レシーバ 9内での圧縮機 3吸入配管 1 3の貫通配管 13aと熱交換冷媒 9aとの作用効果について説明する。中圧レシーバ 9 では、中圧レシーバ 9内で圧縮機 3吸入配管 13の貫通配管 13aとの熱交換冷媒 9aと の熱交換により冷却され液となって流出する。冷房運転時には第 1膨張弁 10を出た 気液二相冷媒が流入し、中圧レシーバ 9内で冷却され液となって流出することにより 、蒸発器となる室内熱交 6に流入する冷媒のェンタルピは低くなるので、蒸発器 での冷媒ェンタルピ差が拡大される。従って冷房運転時には冷房能力が増加する。
[0023] 一方、圧縮機 3に吸入される冷媒は加熱され、吸入温度が上昇する。これに伴い圧 縮機 3の吐出温度も上昇する。また圧縮機 3の圧縮行程では、同じ昇圧を行う場合で も一般的に高温の冷媒を圧縮するほどより多くの仕事を必要とする。従って、中圧レ シーバ 9内での圧縮機 3吸入配管 13の貫通配管 13aと熱交換冷媒 9aとの熱交換に よる効率面での影響は、蒸発器ェンタルピ差拡大による能力増加と、圧縮仕事の増 加の両面が表れ、蒸発器ェンタルピ差拡大による能力増加の影響が大きい場合に は、装置の運転効率が上昇する。
[0024] また、中圧レシーバ 9内での吸入配管 13の貫通配管 13aと熱交換冷媒 9aとの熱交 換は、主に気液二相冷媒のうちガス冷媒が吸入配管 13の貫通配管 13aと触れて凝 縮液ィ匕して熱交換される。従って、中圧レシーバ 9内に滞留する液冷媒量が少ない ほど、ガス冷媒と吸入配管 13の貫通配管 13aとの熱交換冷媒 9aが接触する面積が 多くなり、熱交換量は増加する。逆に、中圧レシーバ 9内に滞留する液冷媒量が多い と、ガス冷媒と吸入配管 13の貫通配管 13aとの熱交換冷媒 9aが接触する面積が少 なくり、熱交換量は減少する。
[0025] このように、中圧レシーバ 9内で熱交換を行うことにより、運転状態変動に伴う熱交 換量変動が自律的に発生し、その結果として中圧レシーバ 9内の圧力変動が抑制さ れる。
[0026] また中圧レシーバ 9内で熱交換を行うことで装置運転そのものが安定するという効 果もある。例えば低圧側の状態が変動し、蒸発器である室外熱交換器 11出口の冷 媒過熱度が大きくなつた場合には、中圧レシーバ 9内での熱交換の際の温度差が減 少するため、熱交換量が減少し、ガス冷媒が凝縮されにくくなるので、中圧レシーノ 9 内のガス冷媒量が増加し、液冷媒量が減少する。減少した分の液冷媒量は、室外熱 交 に移動し、室外熱交^^ 11内の液冷媒量が増加することから、室外熱交 l l出口の冷媒過熱度が大きくなることが抑制され、装置の運転変動が抑制され る。逆に、低圧側の状態が変動し、蒸発器である室外熱交換器 11出口の冷媒過熱 度が小さくなつた場合には、中圧レシーバ 9内での熱交換の際の温度差が増加する ため、熱交換量が増加し、ガス冷媒が凝縮されやすくなるので、中圧レシーバ 9内の ガス冷媒量が減少し、液冷媒量が増加する。この分の液冷媒量は、室外熱交換器 1 1から移動することになり、室外熱交 内の液冷媒量が減少することから、室外 熱交 出口の冷媒過熱度が小さくなることが抑制され、装置の運転変動が抑制 される。
[0027] この過熱度変動を抑制する作用も、中圧レシーバ 9内で熱交換を行うことにより、運 転状態変動に伴う熱交換量変動が自律的に発生することによって生じている。
[0028] なお、第 1膨張弁 10は圧縮機 3の吸入過熱度が目標値となるように制御するとした 力 この制御により蒸発器となる熱交 出口の過熱度を最適にでき、蒸発器での 熱交換性能を高く確保するとともに、冷媒ェンタルピ差も適度に確保するように運転 することができ、高効率の運転を行うことができる。
[0029] 図 2は、上記冷凍空調装置の除霜運転に関する制御動作の一例を示すフローチヤ ートである。この例では、暖房運転を開始すると、ステップ S1で、まず圧縮機 3の容量 、第 1膨張弁 10の開度、第 2膨張弁 8の開度がそれぞれ初期値に設定される。そして 、ステップ S2で、予め設定されていた霜取り禁止時間 τ 1、 τ 3の経過後（例えば、 て 1 = 90分、 て 3 =40分）、運転状態に応じて以下のように制御される。
圧縮機 3の容量は、基本的に室内機 2の第 7温度センサ 14gで計測される空内温 度が、冷凍空調装置使用者が設定する温度になるように制御される。 ステップ S3では、室外機 1 (特に室外熱交換器 11)の着霜状態を検知するため、蒸 発器冷媒温度として第 3温度センサ 14cで検出した室外機 1の室外配管温度と、予 め定めた設定値とを比較する。そして、図 3 (a)に示すように、室外配管温度が設定 値と等しいかあるいはそれ以下、例えば— 5°C以下で、かつ外気温度と室外配管温 度の温度差 Δ Tに表すように室外配管温度が外気センサ（第 4温度センサ 14d)の温 度より 10°C以上あり、かつ霜取り禁止時間 τ 3 (例えば 30分)経過後の場合は、蒸発 器である室外熱交換器 11への着霜量大と判定し、ステップ S4で圧縮機の周波数を minHz、例えば 25Hzまでダウンしてステップ S5へ進む。ステップ S5では、圧縮機 周波数をー且 min周波数に落とし、四方弁 4を切替え除霜運転を開始し、ステップ S 6で圧縮機周波数を霜取り周波数、例えば 92Hzに固定する。次に、ステップ 7で室 外配管温度と予め定めた設定値とを比較し、室外配管温度が設定値と等しいか、あ るいはそれ以上 (例えば 8°C)となった場合には、ステップ S8において圧縮機 3を 1分 間停止し、その時間経過後ステップ S9において、四方弁 4を切替え圧縮機 3を再起 動させて、暖房運転を再開する。そして、ステップ S 10で、ステップ 7における霜取り 時間（前回の霜取り時間） τ 2に応じて霜取り禁止時間 τ 1、 τ 3を設定して、霜取り を禁止し暖房運転を継続する。
ここで霜取り時間て 2と霜取り禁止時間 τ 1、 τ 3の関係としては、霜取り時間て 2が 長くなる程次回の霜取り禁止時間（ τ 1、 て 3)、すなわち暖房運転継続時間が短くな るが、これは着霜量が多いと想定される場合には、比較的短い間隔で霜取り運転を 行うことで蒸発器の性能ダウンを早く回復させることで暖房性能の改善を図る。逆に 着霜量が少ないと想定される場合、すなわち霜取り時間て 2が短い場合には、次回 の霜取り禁止時間（（ τ 1、 て 3)を変更して長く設定し、暖房運転継続時間を長くする 事で暖房快適性の向上を図っている。霜取り時間 τ 2による霜取り禁止時間 τ 1、 τ 3の設定例を図 4に示すが、霜取り時間 τ 2が短い場合、例えば τ 2が 3分以下の場 合は τ 1は 150分、 τ 3は 30分に設定される。また霜取り時間 τ 2が長い場合、例え ば τ 2が 12分の場合は、 τ 1は 30分、 τ 3は 20分に設定される。また、霜取り時間 τ 2は最長で 15分までと規定されている。なお、 τ 1、 τ 3については、 τ 1≥ τ 3の関 係が成り立つ様に設定される。 除霜運転を行う際は冷房と同様のサイクルとし、圧縮機 3より吐出された高圧 '高温 冷媒を室外熱交換器 11に流し、除霜運転を実施する。その後は再度ステップ S3〖こ 戻るサイクルで運転制御されるものである。
[0031] 一方、図 3 (b)に示すように、ステップ 3で、室外配管温度が予め定めた設定値と等 しいかあるいはそれ以下であって、温度差 Δ Τが 10°Cより小さぐかつ霜取り禁止時 間 τ 1 (例えば 150分)経過後の場合、例えば、室外配管温度が 2°Cとなった場合 はステップ 4及びステップ 5に進み、除霜運転を開始する。但し、この場合、予め霜取 り禁止時間て 1は比較的長く設定されているため、長時間（150分)暖房運転を行え 、快適性の向上が図られる。
[0032] なお、ステップ S5〜ステップ S 10は上述したとおりである。
[0033] 図 3 (a)に示す多湿条件等により室外熱交換器 11への着霜量が多い場合の特性 図では、着霜に伴う伝熱性能低下、また圧力損失増加による風量低下により、蒸発 温度は序々に低下するため、外気温度と室外配管温度の差が多くなる。従って、前 回の霜取り時間 τ 2を基に設定された霜取り禁止時間 τ 3 (ここでは 30分)を経過し、 室外配管温度がマイナス温度 (例えば 5°C以下)で、かつ外気温度より充分低い場 合 (例えば、室外配管温度が外気温度より 10°C低い場合、室外熱交翻への着霜 が多いと判断し、霜取り運転に切替え、着霜を溶解し、蒸発器として作用する室外熱 交 の伝熱性能の回復を図る。
[0034] これに対し、図 3 (b)に示す低湿度等により室外熱交換器 11への着霜量が少ない 場合の特性図では、外気温度に対する室外配管温度の低下も少ない。この場合に は、前回の霜取り時間 τ 2を基に設定された霜取り禁止時間 τ 1 (ここでは 150分)を 経過し、かつ室外配管温度がマイナス温度、例えば、 2°C以下であれば、霜取り運 転に切替える。但しこの場合霜取り禁止時間 τ 1は充分長い時間が設定されている ため、長時間の暖房運転が可能となり、運転効率の改善が図れる。
[0035] 次に暖房除霜運転時に実現される作用効果について説明する。暖房運転時にお ける室外熱交換器 11の冷媒配管への着霜を冷媒の熱により溶解させる除霜運転は 、四方弁 4を切替え冷房運転時と同様に冷媒を流す事で実施される。その際、圧縮 機 3の周波数を霜取り周波数に固定するが、その霜取り周波数は定格周波数よりも 高 、周波数に設定することで、圧縮機 3から吐出される冷媒流量が増加し凝縮器で ある室外熱交換器 11に流入する冷媒流量が増えるため、除霜時間の短縮化が図れ る。
また除霜運転終了後の暖房運転への切り替わり時に圧縮機 3を一旦停止させること で、高低圧の差圧を小さく確実に四方弁 4の切替えを行い、また、その際に発生する 振動、冷媒音等の抑制を図るものである。
なお上記説明は暖房運転時蒸発器冷媒温度検出手段として第 3温度センサ 14cを 使用した例について説明を行ったが、第 2温度センサ 14bを使用または併用しても同 様の効果が得られる事は言うまでも無い。また上記説明は使用冷媒として R410Aを 使用した場合の説明を行ったが、他の冷媒を用いても同様の効果が得られる事は言 うまでも無い。

Claims

請求の範囲
[1] 圧縮機、室内熱交換器、第 1の減圧装置、室外熱交換器、及び暖房時と冷房時で 冷媒の流れ方向を切替える切替器を有した冷媒回路を備え、前記室内熱交換器か ら温熱を供給する冷凍空調装置にぉ ヽて、
前記室外熱交換器への着霜状態の判断に供される室外熱交換器の冷媒温度検 出手段と外気温度検出手段とが設けられ、
前回の霜取り時間 τ 2の長さに応じて暖房運転を連続して行う 2種類の霜取り禁止 時間て 1、 て 3が複数設定可能であり、
前記室外熱交換器への着霜量が少な!、と判断された場合には、前記霜取り禁止 時間を長く設定し、前記室外熱交換器への着霜量が多いと判断された場合には、前 記霜取り禁止時間を短く設定して、除霜運転を行う様に制御する制御装置を備えた ことを特徴とする冷凍空調装置。
[2] 前記 2種類の霜取り禁止時間 τ 1、 τ 3は、 τ 1≥ τ 3の関係を有し、
前記室外熱交換器への着霜量が少ないと判断されるときは、前記室外熱交換器の 冷媒温度に対応する室外配管温度と霜取り禁止時間て 1より霜取り運転への切替え を判断するとともに、
前記室外熱交換器への着霜量が多いと判断されるときは、前記室外配管温度、室 外温度、及び霜取り禁止時間て 3より霜取り運転への切替えを判断することを特徴と する請求項 1記載の冷凍空調装置。
[3] 前記室内熱交^^と第 1の減圧装置との間に中圧レシーバを備え、前記室内熱交 と中圧レシーバとの間に第 2の減圧装置を備えたことを特徴とする請求項 1また は 2に記載の冷凍空調装置。
[4] 冷媒の流れに対し前記中圧レシーバの下流側に位置する減圧装置により、圧縮機 吸入の冷媒過熱度、蒸発器として作用する前記熱交換器出口の冷媒過熱度、圧縮 機吐出温度、もしくは圧縮機吐出冷媒過熱度のいずれかが予め定めた目標値となる ように制御し、
冷媒の流れに対し前記中圧レシーバの上流側に位置する減圧装置により、凝縮器 として作用する前記熱交 出口の過冷却度が予め定めた目標値となるように制御 する制御装置を備えたことを特徴とする請求項 3記載の冷凍空調装置。
PCT/JP2006/314541 2005-07-26 2006-07-24 冷凍空調装置 WO2007013382A1 (ja)

Priority Applications (3)

Application Number Priority Date Filing Date Title
JP2007528444A JP5063347B2 (ja) 2005-07-26 2006-07-24 冷凍空調装置
US11/662,519 US7856836B2 (en) 2005-07-26 2006-07-24 Refrigerating air conditioning system
EP06781463.2A EP1826513B1 (en) 2005-07-26 2006-07-24 Refrigerating air conditioner

Applications Claiming Priority (2)

Application Number Priority Date Filing Date Title
JP2005215878 2005-07-26
JP2005-215878 2005-07-26

Publications (1)

Publication Number Publication Date
WO2007013382A1 true WO2007013382A1 (ja) 2007-02-01

Family

ID=37683279

Family Applications (1)

Application Number Title Priority Date Filing Date
PCT/JP2006/314541 WO2007013382A1 (ja) 2005-07-26 2006-07-24 冷凍空調装置

Country Status (5)

Country Link
US (1) US7856836B2 (ja)
EP (1) EP1826513B1 (ja)
JP (1) JP5063347B2 (ja)
CN (1) CN100465555C (ja)
WO (1) WO2007013382A1 (ja)

Cited By (10)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JP2008224135A (ja) * 2007-03-13 2008-09-25 Mitsubishi Electric Corp 冷凍装置
WO2012120868A1 (ja) * 2011-03-07 2012-09-13 三菱電機株式会社 空気調和機
WO2014068833A1 (ja) * 2012-10-31 2014-05-08 ダイキン工業株式会社 空気調和装置
JP2014194311A (ja) * 2013-03-29 2014-10-09 Fujitsu General Ltd 空気調和機
JP2014194310A (ja) * 2013-03-29 2014-10-09 Fujitsu General Ltd 空気調和機
JP2014202367A (ja) * 2013-04-01 2014-10-27 株式会社デンソー 冷凍サイクル装置
WO2015046228A1 (ja) * 2013-09-30 2015-04-02 ダイキン工業株式会社 空気調和装置
WO2015046350A1 (ja) * 2013-09-30 2015-04-02 ダイキン工業株式会社 空気調和装置
JP2016205716A (ja) * 2015-04-23 2016-12-08 株式会社コロナ 温水暖房システム
CN112303816A (zh) * 2020-09-29 2021-02-02 东风汽车集团有限公司 一种室外换热器结霜识别方法及除霜控制方法

Families Citing this family (37)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
DE10315523A1 (de) * 2003-04-04 2004-10-14 BSH Bosch und Siemens Hausgeräte GmbH Kältegerät mit adaptiver Abtauautomatik und Abtauverfahren dafür
DE10315524A1 (de) * 2003-04-04 2004-10-14 BSH Bosch und Siemens Hausgeräte GmbH Kältegerät und Betriebsverfahren dafür
JP4666061B2 (ja) * 2008-11-17 2011-04-06 ダイキン工業株式会社 空気調和装置
US8452459B2 (en) * 2009-08-31 2013-05-28 Fisher-Rosemount Systems, Inc. Heat exchange network heat recovery optimization in a process plant
CN102012138B (zh) * 2009-09-04 2012-11-07 海尔集团公司 一种空调器及控制其进行除霜运行的方法
CN101806519B (zh) * 2010-04-19 2012-07-11 广东吉荣空调有限公司 具有防霜功能的宽温高效空气源热泵机组及其运行方法
US9222372B2 (en) 2010-06-02 2015-12-29 Dwayne M Benson Integrated power, cooling, and heating apparatus utilizing waste heat recovery
US9927157B2 (en) * 2010-06-02 2018-03-27 Dwayne M. Benson Integrated power, cooling, and heating device and method thereof
CN103069230B (zh) * 2010-07-01 2017-08-04 开利公司 蒸发器制冷剂饱和即时除霜
CN102141334B (zh) * 2011-04-22 2016-06-22 张明亮 制冷设备翅片结霜检测装置及其应用的自动化霜装置
CN102331119A (zh) * 2011-08-04 2012-01-25 广东美的电器股份有限公司 空调器及其除霜控制方法
CN102384558B (zh) * 2011-10-18 2013-07-03 集美大学 用于直接膨胀式变风量空调系统的能力控制方法
CN103998878A (zh) * 2011-12-02 2014-08-20 韦尔比尔特冰柜基赛尔面板系统有限公司 制冷装置和方法
US9383126B2 (en) * 2011-12-21 2016-07-05 Nortek Global HVAC, LLC Refrigerant charge management in a heat pump water heater
CN103827593B (zh) * 2011-12-26 2017-03-15 松下电器产业株式会社 空气调节机
CN102538300B (zh) * 2012-02-14 2014-10-01 青岛海尔空调电子有限公司 风冷热泵机组、板式换热器的防冻方法
US9239183B2 (en) 2012-05-03 2016-01-19 Carrier Corporation Method for reducing transient defrost noise on an outdoor split system heat pump
JP5897994B2 (ja) * 2012-06-06 2016-04-06 シャープ株式会社 空気調和機
SE537022C2 (sv) * 2012-12-21 2014-12-09 Fläkt Woods AB Förfarande och anordning för avfrostning av en förångare vidett luftbehandlingsaggregat
JP5590195B1 (ja) 2013-07-11 2014-09-17 株式会社富士通ゼネラル 空気調和装置
JP5574028B1 (ja) * 2013-07-31 2014-08-20 株式会社富士通ゼネラル 空気調和装置
CN103542651B (zh) * 2013-08-26 2016-06-15 宁波奥克斯空调有限公司 一种热泵空调除霜的控制方法
JP5549771B1 (ja) * 2013-09-12 2014-07-16 株式会社富士通ゼネラル 空気調和装置
JP6201872B2 (ja) * 2014-04-16 2017-09-27 三菱電機株式会社 空気調和機
JP5999171B2 (ja) * 2014-12-26 2016-09-28 ダイキン工業株式会社 空気調和装置
JP2016161256A (ja) * 2015-03-04 2016-09-05 株式会社富士通ゼネラル 空気調和装置
CA2993328A1 (en) 2015-08-14 2017-02-23 Danfoss A/S A vapour compression system with at least two evaporator groups
CA2997658A1 (en) 2015-10-20 2017-04-27 Danfoss A/S A method for controlling a vapour compression system with a variable receiver pressure setpoint
PL3365619T3 (pl) * 2015-10-20 2020-03-31 Danfoss A/S Sposób sterowania układem sprężania pary w trybie eżektora przez wydłużony czas
JP6447742B2 (ja) * 2015-10-27 2019-01-09 株式会社デンソー 冷凍サイクル装置
CN106500248B (zh) * 2016-10-31 2019-11-26 广东美的制冷设备有限公司 空调器加热管开启时间控制方法、控制器及空调器
SE540735C2 (sv) * 2017-03-31 2018-10-23 Flaektgroup Sweden Ab Metod för att motverka uppbyggnad av frost på en värmeåtervinnare anordnad vid ett luftbehandlingsaggregat
JP7049148B2 (ja) * 2018-03-28 2022-04-06 三菱重工サーマルシステムズ株式会社 制御装置、空気調和機、制御方法及びプログラム
DK180146B1 (en) 2018-10-15 2020-06-25 Danfoss As Intellectual Property Heat exchanger plate with strenghened diagonal area
CN109357343B (zh) * 2018-10-24 2021-06-29 青岛海尔空调器有限总公司 空调器
JP7409105B2 (ja) * 2020-01-20 2024-01-09 株式会社デンソー 空調システムおよび空調制御方法
CN114264094B (zh) * 2021-12-15 2023-03-21 珠海格力电器股份有限公司 一种化霜控制方法及制冷系统

Citations (3)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JPS63286676A (ja) * 1987-05-18 1988-11-24 三菱電機株式会社 空気調和装置
JP2001099529A (ja) * 1999-09-30 2001-04-13 Hitachi Ltd 空気調和機
JP2003065638A (ja) * 2001-08-28 2003-03-05 Hitachi Ltd 空気調和装置

Family Cites Families (13)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
US4694657A (en) 1979-06-20 1987-09-22 Spectrol Electronics Corporation Adaptive defrost control and method
JPS57164245A (en) 1981-03-31 1982-10-08 Mitsubishi Heavy Ind Ltd Air conditioner
JPS60218551A (ja) 1984-04-13 1985-11-01 Sharp Corp ヒ−トポンプ式空気調和機の除霜装置
JPH01134146A (ja) * 1987-11-18 1989-05-26 Mitsubishi Electric Corp 空気調和機の霜取り装置
JP3893676B2 (ja) 1996-08-08 2007-03-14 株式会社日立製作所 空気調和装置
KR100225640B1 (ko) 1997-06-27 1999-10-15 윤종용 공기조화기의 제상제어방법
JP3609286B2 (ja) * 1999-05-25 2005-01-12 シャープ株式会社 空調機器
JP2002318039A (ja) * 2001-04-20 2002-10-31 Hitachi Ltd 空気調和機
JP2004093020A (ja) 2002-08-30 2004-03-25 Chofu Seisakusho Co Ltd ヒートポンプエアコンの除霜運転制御方法
JP3852591B2 (ja) * 2002-09-24 2006-11-29 三菱電機株式会社 冷凍サイクル
JP4100135B2 (ja) * 2002-11-07 2008-06-11 三菱電機株式会社 冷凍サイクル装置及び冷凍サイクル装置の制御方法
US6851270B2 (en) * 2003-06-09 2005-02-08 Texas Instruments Incorporated Integrated refrigeration control
EP2000751B1 (en) 2006-03-27 2019-09-18 Mitsubishi Electric Corporation Refrigeration air conditioning device

Patent Citations (3)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JPS63286676A (ja) * 1987-05-18 1988-11-24 三菱電機株式会社 空気調和装置
JP2001099529A (ja) * 1999-09-30 2001-04-13 Hitachi Ltd 空気調和機
JP2003065638A (ja) * 2001-08-28 2003-03-05 Hitachi Ltd 空気調和装置

Cited By (17)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JP2008224135A (ja) * 2007-03-13 2008-09-25 Mitsubishi Electric Corp 冷凍装置
US9404681B2 (en) 2011-03-07 2016-08-02 Mitsubishi Electric Corporation Air-conditioning apparatus
WO2012120868A1 (ja) * 2011-03-07 2012-09-13 三菱電機株式会社 空気調和機
JPWO2012120868A1 (ja) * 2011-03-07 2014-07-17 三菱電機株式会社 空気調和機
JP6045489B2 (ja) * 2011-03-07 2016-12-14 三菱電機株式会社 空気調和機
WO2014068833A1 (ja) * 2012-10-31 2014-05-08 ダイキン工業株式会社 空気調和装置
JP2014194311A (ja) * 2013-03-29 2014-10-09 Fujitsu General Ltd 空気調和機
JP2014194310A (ja) * 2013-03-29 2014-10-09 Fujitsu General Ltd 空気調和機
JP2014202367A (ja) * 2013-04-01 2014-10-27 株式会社デンソー 冷凍サイクル装置
WO2015046350A1 (ja) * 2013-09-30 2015-04-02 ダイキン工業株式会社 空気調和装置
JP2015068568A (ja) * 2013-09-30 2015-04-13 ダイキン工業株式会社 空気調和装置
JP2015068567A (ja) * 2013-09-30 2015-04-13 ダイキン工業株式会社 空気調和装置
WO2015046228A1 (ja) * 2013-09-30 2015-04-02 ダイキン工業株式会社 空気調和装置
US10168088B2 (en) 2013-09-30 2019-01-01 Daikin Industries, Ltd. Air conditioning device having bypass and being operable in a positive cycle defrosting mode
JP2016205716A (ja) * 2015-04-23 2016-12-08 株式会社コロナ 温水暖房システム
CN112303816A (zh) * 2020-09-29 2021-02-02 东风汽车集团有限公司 一种室外换热器结霜识别方法及除霜控制方法
CN112303816B (zh) * 2020-09-29 2021-12-14 东风汽车集团有限公司 一种室外换热器结霜识别方法及除霜控制方法

Also Published As

Publication number Publication date
JP5063347B2 (ja) 2012-10-31
CN101052848A (zh) 2007-10-10
US7856836B2 (en) 2010-12-28
US20090266093A1 (en) 2009-10-29
CN100465555C (zh) 2009-03-04
EP1826513A4 (en) 2009-04-22
EP1826513A1 (en) 2007-08-29
JPWO2007013382A1 (ja) 2009-02-05
EP1826513B1 (en) 2019-10-23

Similar Documents

Publication Publication Date Title
JP5063347B2 (ja) 冷凍空調装置
JP2008224135A (ja) 冷凍装置
JP6403887B2 (ja) 冷凍サイクル装置、遠隔監視システム、遠隔監視装置および異常判定方法
WO2007110908A9 (ja) 冷凍空調装置
JP6611829B2 (ja) 空気調和装置
JP2010506132A (ja) 空気調和機の停止運転制御方法及び装置
JP5274174B2 (ja) 空気調和装置
AU2019436796B2 (en) Air-conditioning apparatus
WO2010070932A1 (ja) 冷凍装置
JP2013178046A (ja) 空気調和装置
JP2006349258A (ja) 空気調和機
JP2008232588A (ja) 空気調和装置
KR20180093342A (ko) 공기조화기의 제어방법
JP2011169475A (ja) 冷凍機及びこの冷凍機が接続された冷凍装置
KR102500807B1 (ko) 공기 조화기 및 그 제어방법
JP5601890B2 (ja) 空気調和装置
JP5517891B2 (ja) 空気調和装置
JP4767340B2 (ja) ヒートポンプ装置の制御装置
JP2017142017A (ja) 空気調和装置
JP2000018777A (ja) 冷暖房装置
JP3661014B2 (ja) 冷凍装置
WO2020179005A1 (ja) 冷凍サイクル装置
JP2004233015A (ja) 空気調和機
JP2011127775A (ja) 空気調和装置
KR20070064908A (ko) 공기조화기 및 그 운전방법

Legal Events

Date Code Title Description
WWE Wipo information: entry into national phase

Ref document number: 2007528444

Country of ref document: JP

WWE Wipo information: entry into national phase

Ref document number: 11662519

Country of ref document: US

WWE Wipo information: entry into national phase

Ref document number: 2006781463

Country of ref document: EP

WWE Wipo information: entry into national phase

Ref document number: 200680001075.5

Country of ref document: CN

121 Ep: the epo has been informed by wipo that ep was designated in this application
WWP Wipo information: published in national office

Ref document number: 2006781463

Country of ref document: EP

NENP Non-entry into the national phase

Ref country code: DE