WO2011121634A1

WO2011121634A1 - 空気調和装置

Info

Publication number: WO2011121634A1
Application number: PCT/JP2010/002269
Authority: WO
Inventors: 島津裕輔; 高山啓輔; 鳩村傑
Original assignee: 三菱電機株式会社
Priority date: 2010-03-29
Filing date: 2010-03-29
Publication date: 2011-10-06
Also published as: ES2747998T3; EP2554926A4; US20130000339A1; EP2554926A1; CN102844631B; CN102844631A; EP2554926B1; US9163864B2; JP5709844B2; JPWO2011121634A1

Abstract

圧縮機と、放熱器と、膨張機構と、蒸発器が接続された冷凍サイクル用の冷媒回路に、遷移臨界サイクルとなる冷媒と、前記冷媒に対して相溶性の小さな冷凍機油とを用いる空気調和装置において、前記冷媒回路に設けられた流量調整機構と、前記流量調整機構を制御する流量制御手段を有し、前記放熱器の出口側の冷媒速度が所定の閾値より小さい場合、前記流量制御手段により前記放熱器の出口側の冷媒速度を増加させて、少なくとも所定時間、前記圧縮機から吐出された冷凍機油を前記圧縮機へ戻す返油運転を行う空気調和装置。

Description

空気調和装置

この発明は、遷移臨界サイクルとなる空気調和装置において、圧縮機より吐出された冷凍機油が放熱器に滞留するときの返油処理に関するものである。

従来のフロン系冷媒を用いる空気調和装置では、液冷媒に対して溶解しやすい相溶性を有する冷凍機油が使われていた。特に冷凍サイクルが複雑で大型であるビル空調用途では典型的であり、サイクル内の液冷媒が存在箇所で冷凍機油が滞留し難い利点がある。
しかし近年の二酸化炭素といった自然冷媒化の傾向により、圧縮機などの機械要素に対しては、高粘度の冷凍機油が必要とされる。高粘度の冷凍機油は冷媒に対する溶解性が低く、冷凍サイクル内に滞留しやすい。熱交換器に滞留すれば伝熱性能が低下し、熱交換器、配管、あるいは容器に滞留すれば圧縮機内部の油量が低下し、信頼性が損なわれる。
これに対応して、圧縮機が低周波数で運転していると、室内熱交換器を放熱器となるようにし、周波数を増加させ油戻し運転を行うものがある。（例えば、特許文献１参照。）

特開２００８－１０７０６０号公報（第１１―１２頁、第３図）

しかし従来の空気調和装置は、室内熱交換器に滞留する冷凍機油を対象にしており、室外熱交換器に滞留する冷凍機油を考慮していない。また室内熱交換器が複数あり、その一部が停止するなどの部分負荷を想定していない、といった問題点があった。
さらに遷移臨界サイクルとなるため、フロン系冷媒での二相冷媒－冷凍機油系や液冷媒－冷凍機油系での、冷媒が過熱ガス状態である箇所を主体とした返油技術が適用できず、放熱器、高圧配管、高圧容器における超臨界冷媒－冷凍機油系での返油技術についての考察がない。

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、遷移臨界サイクルの超臨界側で滞留する冷凍機油を圧縮機へ戻すことを可能にして、信頼性を高めた空気調和装置を得るものである。

この発明に係る空気調和装置は、圧縮機と、放熱器と、膨張機構と、蒸発器が接続された冷凍サイクル用の冷媒回路に、遷移臨界サイクルとなる冷媒と、前記冷媒に対して相溶性の小さな冷凍機油とを用いる空気調和装置において、前記冷媒回路に設けられた流量調整機構と、前記流量調整機構を制御する流量制御手段を有し、前記放熱器の出口側の冷媒速度が所定の閾値より小さい場合、前記流量制御手段により前記放熱器の出口側の冷媒速度を増加させて、少なくとも所定時間、前記圧縮機から吐出された冷凍機油を前記圧縮機へ戻す返油運転を行う。

この発明に係る空気調和装置は、放熱器出口側の冷媒速度が所定の閾値より小さい場合、流量制御手段により放熱器の出口側の冷媒速度を増加させて、少なくとも所定時間、圧縮機から吐出された冷凍機油を圧縮機へ戻す返油運転を行う。このため、圧縮機から吐出された冷凍機油が適切に圧縮機へ戻されて、空気調和装置の信頼性が向上する。

この発明の実施の形態１における空気調和装置を示す構成図である。冷房運転における制御装置４０の構成と作用を示す図である。暖房運転における制御装置４０の構成と作用を示す図である。室外熱交換量とファン風速及び伝熱面積との関係を示す図である。冷房運転における制御装置の制御を示すフローチャートである。図５Ａに続くフローチャートである。流動様式を示すBaker線図である。暖房運転における制御装置の制御を示すフローチャートである。図７Ａに続くフローチャートである。

実施の形態１．
図１はこの発明の実施の形態１における空気調和装置の冷媒回路図を示すものである。以下、この発明の実施の形態１について説明する。
図１において、１は室外機、１０ｐ、１０ｑは室内機、１５は室外機１に接続されるガス主管、１３ｐ、１３ｑは室内機１０ｐ、１０ｑに接続されるガス枝管、１４はガス主管１５とガス枝管１３ｐ、１３ｑとの分岐点、７は室外機１に接続される液主管、９ｐ、９ｑは室内機１０ｐ、１０ｑに接続される液枝管、８は液主管７と液枝管９ｐ、９ｑとの分岐点である。

室外機１内においては、圧縮機２の吐出側に、オイルセパレータ１７、流路切替用の四方弁３がある。４ａ、４ｂ、４ｃはそれぞれ伝熱面積が相違する熱交換器のパスであり、全体で室外熱交換器４を構成する。５は過冷却熱交換器、６は室外膨張機構であり、液主管７へと順に接続される。また圧縮機２の吸入側は、アキュームレータ１６、四方弁３、ガス主管１５へと順に接続される。１８は一方をオイルセパレータ１７の下側内部、他方を圧縮機２の吸入側配管に接続される返油バイパスである。
２２は、過冷却熱交換器５と液主管７との間より分岐し、アキュームレータ１６と四方弁３を繋ぐ配管へ合流する過冷却バイパスである。この過冷却バイパス２２に、過冷却調整弁２１、過冷却熱交換器５が接続されている。１６ａは圧縮機２の吸入側に接続されるアキュームレータ１６にあるＵ字管であり、１６ｂ、１６ｃ、１６ｄはアキュームレータ１６の返油穴である。また、４０ａは室外機１の制御装置である。

室内機１０ｐ、１０ｑ内において、１１ｐ、１１ｑは室内膨張機構、１２ｐ、１２ｑは室内熱交換器であり、室内機１０ｐ、１０ｑに接続されるガス枝管９ｐ、９ｑから液枝管１３ｐ、１３ｑへと順に接続される。また、４０ｐ、４０ｑは、それぞれ室内機１０ｐ、１０ｑの制御装置である。

圧縮機２はインバータ回路を有しており、インバータ回路による電源周波数の変換により回転数が制御され、容量制御が可能なタイプである。また、室外膨張機構６、過冷却調整弁２１、室内膨張機構１１ｐ、１１ｑは、開度が可変に制御できる例えば電子膨張弁である。そしてこの例では、制御装置４０ａが室外膨張機構６及び過冷却調整弁２１を制御し、制御装置４０ｐ、４０ｑが室内膨張機構１１ｐ、１１ｑを制御する。

室外機１における圧力センサは、３１ａが圧縮機２の吐出側、３１ｂが圧縮機２の吸入側、３１ｃが室外膨張機構６と室内膨張機構１１ｐ、１１ｑとの間にそれぞれ設けられていて、それぞれの設置場所の圧力を計測する。
室外機１における温度センサは、３２ａが圧縮機２とオイルセパレータ１７の間、３２ｂが圧縮機２とアキュームレータ１６の間、３２ｃは室外熱交換器４と四方弁３の間、３２ｄは室外熱交換器４と過冷却熱交換器５の間、３２ｅは過冷却熱交換器５と室外膨張機構６と過冷却調整弁２１との間、３２ｊは過冷却熱交換器５とアキュームレータ１６と四方弁３との間にそれぞれ設けられていて、それぞれの設置場所の温度を計測する。また温度センサ３２ｋは室外機１の周囲温度を計測する。

室内機１０ｐ、１０ｑ内のセンサのうち、３２ｆ、３２ｇは室内熱交換器１２ｐ、１２ｑと室内膨張機構１１ｐ、１１ｑの間、３２ｈ、３２ｉは室内熱交換器１２ｐ、１２ｑとガス枝管１３ｐ、１３ｑの間に設けられていて、それぞれ設置場所の温度を計測する。

前述のように、室外機１、室内機１０ｐ、１０ｑには、例えばマイクロコンピュータで構成された制御装置４０ａ、４０ｐ、４０ｑがそれぞれ設けられている。これらの制御装置は、圧力センサ３１や温度センサ３２による計測情報や、空気調和装置の使用者から指示される運転内容（負荷要求）に基づいて、圧縮機２の運転周波数、四方弁３の流路切替、室外熱交換器４の熱交換量、室外膨張機構６の開度、過冷却調整弁２１の開度、室内膨張機構１１ｐ、１１ｑの開度などを制御する。さらにこれらの制御装置は、例えば各種データ等を含む通信を送受信することができるものとする。
なお以下では、各制御装置４０ａ、４０ｐ、４０ｑの制御装置全体を指す場合は制御装置４０として説明する。ここでは制御装置４０ａを室外機１に、制御装置４０ｐ、４０ｑを室内機１０ｐ、１０ｑに分けて設置しているが、一箇所にまとめて設置してもよい。また１つの装置で各装置の制御を行うようにしてもよい。制御装置４０の機能を実行する内部構成については後述する。

冷媒は遷移臨界サイクルとなるもので、例えば自然冷媒である二酸化炭素とする。
従来のフロン系冷媒は、冷凍サイクルにおいて超臨界状態は使われず、気相・液相・気液二相のみである。冷凍サイクルでの動作状態や制御目標として、“飽和温度”、“過冷却度”、“過熱度”が広く用いられる。
これに対して二酸化炭素は気相・液相・気液二相の他に超臨界の状態になりうる。“ガス”主管、“過冷却”熱交換器などの名称は、冷媒状態を示すものではなく、超臨界状態も当然含まれる。ここで従来のフロン系冷媒で広く用いられる“飽和温度”、“過冷却度”、“過熱度”の概念を、超臨界状態でも類似解釈することを考える。
“過冷却”という概念は臨界圧力以上では含まれないが、臨界圧力以上の圧力値における“擬似”飽和温度を、　（“擬似”飽和温度）＝（圧力値と臨界エンタルピとなる温度）　で定義することにより、　（“擬似”過冷却度）＝（“擬似”飽和温度）－（温度）　とすることで定義できる。以降では、“擬似”飽和温度や“擬似”過冷却度を、臨界圧力以下の飽和温度や過冷却度と同じ扱いをする。なお、（“擬似”飽和温度）＝（圧力値における定圧比熱が極大値となるときの温度）、（“擬似”過冷却度）＝（“擬似”飽和温度）－（温度）　と定義してもよい。このようにすることで、従来のフロン系冷媒での蒸気圧縮サイクルと同様の制御手法を流用することができ、設計負荷を減少させることができ、信頼性を確保することができる。

次にこの空気調和装置での運転動作について説明する。まず冷房運転時の動作について説明する。四方弁３は、図１の実線方向に接続される。また、室外膨張機構６は全開または全開に近い状態に、そして過冷却調整弁２１、室内膨張機構１１ｐ、１１ｑは適度な開度に設定する。この場合の冷媒の流れは以下の様になる。

圧縮機２から吐出された高圧高温の冷媒ガスは、オイルセパレータ１７を通過する時に冷媒に混在する冷凍機油のおよそ大部分が分離され内側底部に溜められ、そこから返油バイパス１８を通り圧縮機２の吸入側に至る。これによりオイルセパレータ１７からアキュームレータ１６に存在するする冷凍機油を低減でき、圧縮機信頼性改善の効果がある。

一方、冷凍機油が占める割合が低下した高圧高温の冷媒は、四方弁３を通り、室外熱交換器４で放熱して高圧低温の冷媒となり、過冷却熱交換器５に入る。過冷却熱交換器５を出て分岐した一方の流れは過冷却調整弁２１で適度に流量調整され低圧の冷媒となり、室外熱交換器４を出た冷媒と過冷却熱交換器５内で熱交換する。室外熱交換器４を出た冷媒は、過冷却熱交換器５を出ると高圧で温度がさらに低い冷媒となる。過冷却熱交換器５を出た一方の低圧冷媒は、アキュームレータ１６と四方弁３とを結ぶ配管に至る。
これにより同一能力の場合エンタルピ差が増大するため必要冷媒流量を低減でき、圧損低減による性能改善の効果がある。さらには、室外機から出て室内機を経由して再度室外機に戻る経路の冷凍機油を低減でき、圧縮機信頼性改善の効果がある。
なお、ここでいう高圧、低圧は冷媒回路内における圧力の相対的な関係を表すものとする（温度についても同様である）。

一方、過冷却熱交換器５を出た高圧冷媒は、室外膨張機構６を通るが、全開のため大きく減圧することなく高圧低音の冷媒として液配管７に供給される。その後、液主管７の分岐点８で枝分かれし、液枝管９ｐ、９ｑを通り、室内機１０ｐ、１０ｑ内に入り、室内膨張機構１１ｐ、１１ｑで減圧され低圧低乾き度の二相冷媒となる。そして、室内熱交換器１２ｐ、１２ｑで蒸発、ガス化し、ガス配管１３ｐ、１３ｑ、ガス主管の分岐点１４、ガス主管１５、四方弁３、アキュームレータ１６を通り圧縮機２に吸入される。

アキュームレータ１６内に二相冷媒が流入すると液冷媒がその下部に溜まり、Ｕ字管１６ａの上方開口部より流入されたガスリッチな冷媒が、圧縮機２へ吸入される。過渡的な液や二相冷媒をアキュームレータ１６内に溜めきりオーバーフローするまで、圧縮機２の液バックを一時的に防止することができ、圧縮機信頼性の改善効果が得られる。
またオイルセパレータ１７で分離出来なかった冷凍機油は、冷媒回路を長い時間を要しながらも循環してアキュームレータ１６内に溜まる。

アキュームレータ１６内の状態により３通りの冷凍機油の動作がある。一つ目は液冷媒が存在しない場合であり、ある一定量の冷凍機油が滞留すると、Ｕ字管１６ａの上方開口部より最下方に位置するＵ字管の返油穴１６ｂより圧縮機２へ返油される。二つ目はアキュームレータ１６内に液冷媒が存在し液冷媒密度より冷凍機油密度が大きい場合である。この場合、アキュームレータ１６内で冷凍機油は冷媒に溶解せずに液冷媒の下方に溜まるので、一つ目と同じである。三つ目はアキュームレータ１６内に液冷媒が存在し液冷媒密度より冷凍機油密度が小さい場合であり、アキュームレータ１６内で冷凍機油は冷媒に溶解せずに液冷媒の上方に溜まる。この場合冷凍機油は、アキュームレータ１６内の液面高さに応じて、返油穴１６ｂ、１６ｃ、１６ｄより圧縮機２へ返油される。

上記三つのいずれの場合でも、圧縮機２へ冷凍機油を供給することで、アキュームレータ１６内の滞留油量を低減することができ、圧縮機信頼性の向上や、冷凍機油の封入油量低減によるコスト改善といった効果が得られる。ただしアキュームレータ１６下部に滞留した、あるいは冷凍機油に溶解した液冷媒が、返油穴１６ｂ、１６ｃ、１６ｄより圧縮機２へ吸入されて、液冷媒が過剰に圧縮機に吸入されると圧縮機故障などにより圧縮機信頼性が損なわれる。これに対しては、適度なＵ字管形状と返油穴形状を設定することにより、圧縮機に対し冷媒が適度な吸入乾き度を有し、冷凍機油だけを返油できる機能をアキュームレータに持させることができる。

次にこの空気調和装置での制御装置４０により行われる制御動作について説明する。図２は冷房運転における制御装置４０の構成及び作用を示す図である。冷房運転では室内熱交換器１２ｐ、１２ｑが蒸発器となるので、ここで所定の熱交換能力が発揮されるように蒸発温度（蒸発器の二相冷媒温度）が設定され、この蒸発温度を実現する低圧値を低圧目標値として設定する。そして圧縮機制御手段４１でインバータによる圧縮機２の回転数制御（運転容量制御）を行う。圧縮機２の運転容量は圧力センサ３２ｂで計測される低圧値が定められた目標値、例えば飽和温度１０℃に相当する圧力になるよう制御される。また同時に回転数制御により凝縮温度（放熱器の圧力よりなる“擬似”飽和温度）も変化するが、性能、信頼性確保のため“擬似”凝縮温度として一定の範囲が設定され、この“擬似”凝縮温度を実現する圧力の値を、高圧目標値として設定する。伝熱媒体である空気や水を搬送するファン回転数やポンプ流量を、室外熱交換器４の熱交換量や、室内熱交換器１２ｐ、１２ｑの熱交換量から予め定められた状態を基に、圧縮機制御手段４１と室外熱交換量制御手段４２とにより、圧力センサ３１ａ、３１ｂで計測される圧力が目標範囲内になるよう制御される。なお室外熱交換器４の伝熱面積は、熱交開閉弁２３（２３ａ、２３ｂ、２３ｃ）の開閉操作により、パス４ａ、４ｂ、４ｃを利用して調整する。

また室内過熱度制御手段４３により、室内膨張機構１１ｐ、１１ｑを、（温度センサ３２ｈの温度）－（温度センサ３２ｆの温度）、（温度センサ３２ｉの温度－温度センサ３２ｇの温度）で演算される室内熱交換器１２ｐ、１２ｑの出口過熱度が目標値となるように開度制御する。この目標値としては、予め定められた目標値、例えば２℃を用いる。目標となる出口過熱度に制御することで、蒸発器内の二相状態の冷媒が占める割合を好ましい状態に保つことができる
また室外膨張機構６は室外膨張制御手段４５によって予め定められた初期開度、例えば全開または全開に近い開度に制御される。また過冷却調整弁２１は、過冷却熱交換器過熱度制御手段４４によって、（温度センサ３２ｊの温度）－（圧力センサ３１ｂで計測される圧力から換算される飽和温度）、で演算される過冷却熱交換器５の低圧側出口過熱度目標値となるように開度制御される。この目標値として例えば２℃が用いられ、過冷却熱交換器５の仕様に見合った熱交換が実現できる。
さらに、流量制御手段４６は、放熱器の冷媒流量（又は冷媒流速）を調節するために、圧縮機２の容量と室外熱交換器４の熱交換量を制御する。
ここで、圧縮機制御手段４１、室外熱交換量制御手段４２、過冷却熱交換器過熱度制御手段４４、室外膨張制御手段４５、および流量制御手段４６は、室外機１にある制御装置４０ａに備えられ、室内過熱度制御手段４３は室内機１０ｐ，１０ｑにある制御装置４０ｐ、４０ｑに備えられている。

次に暖房運転の動作について説明する。四方弁３は図１の破線方向に接続される。室外膨張機構６は室外膨張機構６の前後で適度な差圧が生じるように開度を予め設定されている。過冷却調整弁２１は全閉、室内膨張機構１１ｐ、１１ｑは適度な開度に設定する。

この場合の冷媒の流れは次のようになる。圧縮機２から吐出された高圧高温の冷媒ガスはオイルセパレータ１７、四方弁３を通りガス主管１５に流入する。オイルセパレータ１７は冷房運転時の記述と同じ動作を行う。ガス主管１５を通り室内機１０ｐ、１０ｑに供給された冷媒は、室内機１０ｐ、１０ｑ内の室内熱交換器１２ｐ、１２ｑで放熱して高圧低温となり、膨張弁１１ｐ、１１ｑで減圧され、中間圧で液相か、飽和に液に近い二相冷媒となる。中間圧の冷媒は液主管７を通った後、室外機１に流入するが、室外膨張機構６を通過して低圧二相状態となる。低圧二相状態となった冷媒は過冷却熱交換器５を通り、室外熱交換器４で蒸発し低圧低温の冷媒となり、アキュームレータ１６を通り圧縮機２に吸入される。アキュームレータ１６は冷房運転時の記述と同じ動作を行う。過冷却調整弁２１は全閉であり流れがなく、過冷却熱交換器５で熱交換はない。もし過冷却調整弁２１に流れがあると熱交換し、それに応じて性能低下することとなる。

図３に暖房運転における制御装置４０の構成及び作用を示す。暖房運転では室内熱交換器１２ｐ、１２ｑが放熱器となるので、ここで所定の熱交換量が発揮されるように“擬似”凝縮温度が設定され、この“擬似”凝縮温度を実現する高圧値を高圧目標値として設定する。そして圧縮機制御手段４１でインバータによる圧縮機２の回転数制御を行う。圧縮機２の運転容量は圧力センサ３１ａで計測される高圧値が定められた目標値、例えば“擬似”飽和温度５０℃に相当する圧力になるよう制御される。また同時に回転数制御により室外熱交換器４の蒸発温度が変化するが、能力、信頼性確保のため一定の範囲が設定され、この蒸発温度を実現する低圧値を低圧目標値として設定する。圧縮機制御手段４１と室外熱交換量制御手段４２とにより、伝熱媒体である空気や水を搬送するファン回転数やポンプ流量を、室外熱交換器４の熱交換量や、室内熱交換器１２ｐ、１２ｑの熱交換量から予め定められた状態を基に、圧力センサ３１ｂで計測される低圧値が目標範囲内になるよう制御される。

また室内過冷却度制御手段４７により、室内膨張機構１１ｐ、１１ｑは、（圧力センサ３１ａで計測される圧力から換算される“擬似”飽和温度）－（温度センサ３２ｆの温度）、（圧力センサ３１ａで計測される圧力から換算される“擬似”飽和温度）－（温度センサ３２ｇの温度）で演算される室内熱交換器１２ｐ、１２ｑの出口過冷却度が目標値（温度）となるように開度制御する。この目標値としては、予め定められた目標値、例えば１０℃を用いる。また過冷却調整弁２１は、過冷却熱交換器過熱度制御手段４４によって予め定められた初期開度、例えば全閉または全閉に近い開度に固定して制御される。

また室外膨張機構６は、（圧力センサ３１ｃで計測される圧力）が、（“擬似”凝縮飽和温度を実現する圧力値）と（（“擬似”飽和温度）－（室内熱交換器出口過冷却度の目標値）で定まるエンタルピがＣＯ２の飽和エンタルピと一致するときの圧力）となるように室外膨張制御手段４５により開度制御される。
さらに、流量制御手段４６は、放熱器の冷媒流量（又は冷媒流速）を調節するために、圧縮機２の容量と室内膨張機構１１ｐ，１１ｑを制御する。
なお、圧縮機制御手段４１、室外熱交換量制御手段４２、過冷却熱交換器過熱度制御手段４４、室外膨張制御手段４５、および流量制御手段４６は、室外機１にある制御装置４０ａに備えられ、室内過冷却度制御手段４７は室内機１０ｐ、１０ｑにある制御装置４０ｐ、４０ｑに備えられる。

ここで、暖房運転と冷房運転の違いをみると、冷房運転では液主管７、液枝管９ｐ、９ｑに高圧の液冷媒が存在する一方、暖房運転では液主管７、液枝管９ｐ、９ｑに中間圧の液相または飽和液に近い二相冷媒が存在する。従って暖房運転では冷房運転に比べて液主管７、液枝管９ｐ、９ｑに冷媒を十分に溜めることができず余剰の冷媒が発生し、この余剰冷媒はアキュームレータ１６に液冷媒として存在する。大容量化した空気調和装置では、液主管７、液枝管９ｐ、９ｑの管径、配管長が増加するので余剰冷媒がさらに増大する。

しかし室外膨張機構６がないと、液主管７、液枝管９ｐ、９ｑ内の冷媒は低圧二相であり、余剰冷媒量が増大する。液主管７、液枝管９ｐ、９ｑ内の冷媒の密度が大きいため、室外膨張機構６の開度の調整により、余剰冷媒量を抑制している。さらに、冷房運転時に室外膨張機構６の開度を適度に調整すると、冷房運転時の液主管７、液枝管９ｐ、９ｑの液冷媒が減少するので、暖房運転時の余剰冷媒を抑制できる。

一般的に熱交換器内の容積は室内熱交換器１２ｐ、１２ｑより室外熱交換器４のほうが大きく、放熱器として使う時の容積差が暖房時の余剰冷媒となる。熱交換器内の余剰冷媒と、前述の液主管７、液枝管９ｐ、９ｑの余剰冷媒の和に安全率を掛け合わせたものがアキュームレータ容積となる。空気調和装置のアキュームレータの総計が大きいと、コスト・コンパクト性に影響を及ぼす。

また過冷却熱交換器５は冷房で使用し、暖房では使用していない。これは冷房時の低圧側回路の圧力損失を低減させるためである。フロン系冷媒と異なり、熱搬送能力が大きいＣＯ２では、圧力損失が小さいため、過冷却熱交換器５を設ける必然性がないように思われる。しかし暖房時の伝熱性能を改善させるため、室内熱交換器１２ｐ、１２ｑの放熱性能を主体に設計すると、パス数が小さくなるため、冷房時の圧力損失がフロン系冷媒より大きくなる可能性があり、冷房・暖房性能を両立させるためにも過冷却熱交換器５は有効である。

以上、冷房運転と暖房運転の動作について述べたが、これは室内負荷が、空気調和装置の定格能力と同等である定格負荷の場合である。次に室内負荷が、空気調和装置の定格能力よりも小さい、部分負荷の場合について述べる。

まず冷房運転時の部分負荷について述べる。室内負荷が小さいと、それに応じて室内機の運転台数が減少し、停止する室内機が存在する。室内機１０ｐが停止すると、室内膨張機構１１ｐの開度が０となり、冷媒循環量は０である。また室内熱交換器１２ｐは低圧ガスであり、停止していても冷媒が寝込みことがない。冷媒循環量が０であるため、冷媒と共に流れる冷凍機油が滞留することがなく、圧縮機信頼性は確保される。
室内機の一部が停止するに応じて蒸発温度を一定に保つため、圧縮機周波数は減少する。室内熱交換量と圧縮機入力が減少するので、（室外熱交換量）＝（室内熱交換量）＋（圧縮機入力）が成立するために室外熱交換量が低下する。

図４は室外熱交換量とファン風速及び伝熱面積との関係を示す図である。室外熱交換量を低下させるために、まずファン風速を減少させる。ファン風速はある一定の下限値となると、さらに室外熱交換量を低下させるため、伝熱面積を減少させる。熱交開閉弁２３ａ、２３ｂ、２３ｃがすべて開であればまず２３ａを閉とし、ファン風速を増速させる。このときのファン風速は、熱交開閉弁がすべて開となる場合の最大風速よりは小さい。熱交開閉弁が切り替わる際に、室外熱交換量を連続的に変化させるためである。さらに室外熱交換量を低下させる場合は、ファン風速を減少させる。ファン風速はある一定の下限値となると、さらに室外熱交換量を低下させるため、伝熱面積を減少させる。熱交開閉弁２３ｂを閉とし、ファン風速を増速させる。

次に暖房運転時の部分負荷について述べる。室内負荷が小さいと、それに応じて室内機の運転台数が減少し、停止する室内機が存在する。室内機１０ｐが停止すると、室内膨張機構１１ｐの開度は微小に開であり、冷媒循環量が微小である。これは、室内膨張機構１１ｐの開度を全閉とすると、室内熱交換器１０ｐ内の冷媒はやがて冷却され低温の高密度冷媒となり停止室内機内の冷媒量が増加するため、冷凍サイクルの冷媒分布が崩れて必要冷媒量が減少して制御安定性が損なわれることを抑制するためである。
ただし、冷媒循環量が微小であるために、冷凍機油が滞留しやすい。かといって冷媒循環量を増加させれば、負荷に応じて室内機を停止したことにはならないので、負荷調整のためにも、冷媒流量は微小としている。冷凍機油の滞留に対しては、後述の返油運転により圧縮機信頼性を確保する。

室内機の停止に応じて“疑似”凝縮温度を一定に保つため、圧縮機周波数は減少する。室内熱交換量と圧縮機入力が減少するので、（室外熱交換量）＝（室内熱交換量）＋（圧縮機入力）が成立するために室外熱交換量が低下する。この低下時の制御装置の操作は冷房と同様である。
以上のように、制御するので冷房運転と暖房運転ともに、室内負荷が変動しても空気調和装置が追従できることができる。

次に冷媒と共に冷凍サイクル内を循環する冷凍機油について述べる。まず冷房運転する場合について説明する。一般的に定格負荷の場合は冷媒循環量が大きく、冷凍機油が滞留しにくい。しかし、非相溶性を有するため、高圧低温冷媒であると流速が小さいため冷凍機油がサイクル内に滞留しやすい傾向である。特に部分負荷ではそれが顕著であり冷媒流速をある値以上にすることが必要である。図５Ａ及び図５Ｂは冷房運転時の制御装置４０による制御の一例を示すフローチャートであり、この動作について説明する。

まず、ステップＳ０で、圧縮機２等が起動して空気調和装置による冷房運転が開始される。ステップＳ１で、制御装置４０を構成する各制御手段は、各センサの初期状態検知に応じた初期設定による固定値を設定する。
次にステップＳ２で、空気調和装置の運転開始後、予め定めた所定時間（例えば５分、１０分等）が経過したかどうかを判断する。

ステップＳ２で運転開始後、上記所定時間が経過したものと判断すると、ステップＳ３で、圧力センサ３１（３１ａ等）及び温度センサ３２（３２ａ等）、並びに室内機１０ｐ、１０ｑの使用状況（負荷状況）等の情報（データ）基づいて流量制御手段４６を除く他の制御手段（４０，４１，４２，４３，４４，４５）が各制御対象の制御を行う。そして、ステップＳ４で、予め定めた所定時間（例えば５分、１０分等）の時間経過を判断する。ここで、他の制御手段が、各々に固有の制御の指令が出る時間間隔（例えば１分）毎に実施するのに対し、流量制御手段４６は、それよりも十分大きい時間間隔（例えば５分）でステップＳ４を実行して流量制御手段４６の実施判定を行う。ハンチング等の発生を防止し、制御を安定させるためである。

ステップＳ４で上記所定時間が経過すれば、ステップＳ５で放熱器である室外熱交換器４の出口側の冷媒速度を演算する。この演算は以下のようにして行うことができる。圧縮機制御手段４１と室外熱交換量制御手段４２は高圧の目標値と低圧の目標値を有しており、低圧目標値を温度センサ３２ｂの検知値と圧縮機周波数より冷媒循環量を演算する。そして高圧目標値と温度センサ３２ｄの検知値より放熱器出口密度を演算する。さらには熱交開閉弁２３ａ、２３ｂ、２３ｃの開閉状態と、予め制御装置４０に記憶している各放熱器のパス数と放熱器の伝熱管の断面積から、室外熱交換器４の出口側の平均的な冷媒速度が演算できる。
ステップＳ６で演算値が予め定めた閾値以上であれば油が滞留することはないので、ステップＳ３に戻る。しかし負荷側要求や外気温度などの環境条件により部分負荷運転となると、冷媒速度が低下し、演算値が閾値より小さくなるとステップＳ７に進む。

ステップＳ７では、現在の熱交開閉弁２３ａ、２３ｂ、２３ｃの開閉状態、室外熱交換器４のファン風速、圧縮機２の周波数を記憶する。そして、状態Ａ（熱交開閉弁２３ａ：閉、２３ｂ：閉、２３ｃ：開）であればステップＳ１０に進む。ここでは閉じるべき開閉弁がないため、流速を増加させるために圧縮機２の周波数を増加させる。そしてステップＳ１１で、ステップＳ５に示した方法で増速後の冷媒速度を演算し、ステップＳ１２でその演算値が予め定めた第２の閾値より大きければステップＳ４０へ進む。ステップＳ１２でそれが第２の閾値以下であればステップＳ１０に戻る。

ステップＳ８で状態Ｂ（熱交開閉弁２３ａ：閉、２３ｂ：開、２３ｃ：開）であればステップＳ２０に進む。ステップＳ２０では開閉弁２３ｃを閉とし、室外熱交換器４の伝熱面積がパス４ｃ低下した分を補うためにファン風速を増加させる。ステップＳ２１でステップＳ５に示した方法で冷媒速度を演算し、ステップＳ２２でその演算値が予め定めた第２の閾値より大きければステップＳ４０へ進む。それが第２の閾値以下であればステップＳ２３に進む。ステップＳ２３では圧縮機２の周波数を増加させ、ステップＳ２４で冷媒速度を演算し、ステップＳ２５でその演算値が第２の閾値より大きければステップＳ４０へ進む。ステップＳ２５でそれが第２の閾値以下であればステップＳ２３に戻る。

ステップＳ８で状態Ｃ（熱交開閉弁２３ａ：開、２３ｂ：開、２３ｃ：開）であればステップ３０に進む。ステップＳ３０で熱交開閉弁２３ｃを閉とすると、室外熱交換器４の伝熱面積がパス４ｃ分低下するので、それを補うためにファン風速を増加させる。そしてステップＳ３１で冷媒速度を演算し、ステップＳ３２でその演算値が第２の閾値より大きければステップＳ４０へ進む。一方、それが第２の閾値以下であれば、ステップＳ３３で開閉弁２３ｂを閉とし、室外熱交換器４の伝熱面積がパス４ｂ分低下したのを、ファン風速を増加して補う。さらに、ステップＳ３４で冷媒速度を演算し、ステップＳ３５でその演算値が第２の閾値より大きければステップＳ４０へ進む。それが第２の閾値以下であれば、ステップＳ３６で圧縮機２の周波数を増加させる。そしてステップＳ３７で冷媒速度を演算し、ステップＳ３８でその演算値が第２の閾値より大きければステップＳ４０へ進み、以下であればステップＳ３６に戻る。

ステップＳ４０で予め定めた所定時間が経過すればステップＳ４１に進む。ステップＳ４１では、ステップＳ７で記憶した状態に戻し、ステップＳ３に戻る。
以上のように放熱器出口の冷媒速度を利用して制御することにより、制御安定性を保ちながら冷凍機油を滞留させないようにすることができる。

冷媒速度の閾値としては、従来は経験的に設計値を設定している。しかし超臨界状態での油の流動様式についての知見や設計手法は見られない。従来では、空気－水系のフラッティング速度式にガス冷媒物性と冷凍機油物性を用いて、冷媒速度の閾値を設定していた。しかし超臨界低温冷媒と冷凍機油では密度差が小さく、フラッティング速度式に物性を代入すると試算上滞留しないような結果となっていた。
しかし可視化実験などを通じて、フラッティング速度式に冷凍機油と冷媒の物性を代入して得られた値（例えば０．２［ｍ／ｓ］）以上の冷媒速度で滞留油量が増加し、その際に流動様式が変化する結果が得られている。

図６は流動様式を示すBaker線図であり、環状流から層状流（図６では成層流）と変化すると滞留油量が増加するといった知見がある。Baker線図も空気－水系の二相流動様式であるが、低粘度である冷媒を“空気”、高粘度である冷凍機油を“水”に置き換えると同じ挙動を示すことが知られている。そして、前述の可視化実験空気調和装置の運転状態より冷媒流速の閾値を求めることができる。ＣＯ２冷媒のおおよその代表的な使用条件では、０．４［ｍ／ｓ］から０．６［ｍ／ｓ］の間である。ただし例外的な場合も考慮して、本実施例におけるＣＯ２冷媒の速度の閾値は、０．３［ｍ／ｓ］から０．７［ｍ／ｓ］の間とする。
また第２の閾値は、ある特定の時間内に滞留した冷凍機油を戻すことより定まっており、上記閾値よりも大きく、例えば、上記閾値の１．５倍が第２の閾値である。

図７Ａ及び図７Ｂは暖房運転時の制御装置４０による制御の一例を示すフローチャートである。この場合は冷房運転時と異なり、放熱器が室内熱交換器１２ｐ、１２ｑとなる。
まず、ステップＳ１００で、圧縮機２等が起動して空気調和装置による暖房運転が開始される。ステップＳ１０１で、制御装置４０を構成する各制御手段は、各センサの初期状態検知に応じた初期設定による固定値を設定する。
次にステップＳ１０２で、空気調和装置の運転開始後、予め定めた所定時間（例えば５分、１０分等）が経過したかどうかを判断する。

ステップＳ１０２で運転開始後、上記所定時間が経過したものと判断すると、ステップＳ１０３で、圧力センサ３１（３１ａ等）及び温度センサ３２（３２ａ等）、並びに室内機１０ｐ、１０ｑの使用状況（負荷状況）等の情報（データ）基づいて流量制御手段４６を除く他の制御手段（４０，４１，４２，４７，４４，４５）が各制御対象の制御を行う。そして、ステップＳ１０４で、室内機の発停状態を判定する。これは運転時と停止時で室内熱交換器内の挙動が異なるためである。特に室内機が停止していれば、温度センサの誤検知が多く、演算方法を変える必要がある。
室内機が運転中では、ステップＳ１０５で冷房運転時と同様にして冷媒速度を演算する。ステップＳ１０６でその演算値が予め定めた閾値以上であれば、冷凍機油が滞留することがないので、ステップＳ１０３に戻る。ステップＳ１０６で演算値が閾値より小さければ、ステップＳ１１０で室内膨張機構１１ｐ，１１ｑと圧縮機２の周波数を記憶する。

続いてステップＳ１１２で室内膨張機構１１ｐ、１１ｑの開度を大きくし、冷媒循環量を増加させる。そしてステップＳ１１３で冷媒速度を演算し、ステップＳ１１４でその演算値が予め定めた第２の閾値より大きければステップＳ１１７へ進む。その演算値が第２の閾値以下であれば、ステップＳ１１５で室内膨張機構の開度を判断し、その開度が最大でなければステップＳ１１２へ戻る。その開度が最大であるならステップＳ１１６で圧縮機２の周波数を増加させステップＳ１１７に進む。
ステップＳ１１７で一定時間が経過すればステップＳ１１８でステップＳ１１０にて記憶した状態に戻し、ステップＳ１０３へ戻る。
ステップＳ１０４で室内機が停止の場合も上記とほぼ同様の操作を行う。ただし、図７Ｂではフローの一部を省略している。なお、ここでは、ステップＳ１１２に対応するステップＳ１３２において、室内膨張機構１１ｐ、１１ｑを増加させると共に圧縮機２の周波数を増加させている。
さらに、室内機１０ｑも室内機１０ｐに準じて制御される。
なお、図７Ｂ中におけるＳ１１１とＳ１３１のステップは省いても良く、上記の説明においては、それらがないものとして説明した。
本実施の形態の空気調和装置は以上のような構成をしているので、どのような運転状況においても放熱器内に多くの冷凍機油を滞留させることがなくなり、装置の信頼性を適切に確保することができる。

以上の実施例では、直接冷媒冷却方式による空気調和装置について説明したが、チラーのように搬送媒体を用いて間接的に空気調和を行うものにも本発明は適用できる。また、室内機の全てが冷房と暖房のどちらかである冷暖切替方式について説明したが、冷暖同時方式であっても、熱交換器が放熱器であれば同様の効果が得られる。また、二酸化炭素の冷凍サイクルは効率が低いので、膨張機構で動力回収を行い、性能を改善させるようにしたものであってもよい。
また本実施例では演算値として、平均的な冷媒速度を演算したが、パスバランスが悪い放熱器で予め最悪となる冷媒速度を把握していれば、該当のパスを対象とした冷媒速度を演算してもよい。それにより滞留するパスで判断するため、信頼性が向上する。

１　室外機、２　圧縮機、３　四方弁、４　室外熱交換器、４ａ，４ｂ，４ｃ　室外熱交換器のパス、５　過冷却熱交換器、６　室外膨張機構、７　液主管、　８　液主管の分岐点、９ｐ，９ｑ　液枝管、１０ｐ，１０ｑ　室内機、１１ｐ，１１ｑ　室内膨張機構、１２ｐ，１２ｑ　室内熱交換器、１３ｐ，１３ｑ　ガス枝管、１４　ガス主管の分岐点、１５　ガス主管、１６　アキュームレータ、１６ａ　Ｕ字管、１６ａ，１６ｂ，１６ｃ　返油穴、１７　オイルセパレータ、１８　返油バイパス、１９　キャピラリーチューブ、２１　過冷却調整弁、２２　過冷却バイパス、２３（２３ａ，２３ｂ，２３ｃ）　熱交開閉弁、３１（３１ａ，３１ｂ，３１ｃ）　圧力センサ、３２（３２ａ～３２ｋ）　温度センサ、４０（４０ａ，４０ｐ，４０ｑ）　制御装置、４１　圧縮機制御手段、４２　室外熱交換量制御手段、４３　室内過熱度制御手段、４４　過冷却熱交換器過熱度制御手段、４５　室外膨張制御手段、４６　流量制御手段、４７　室内過冷却度制御手段。

Claims

圧縮機と、放熱器と、膨張機構と、蒸発器が接続された冷凍サイクル用の冷媒回路に、遷移臨界サイクルとなる冷媒と、前記冷媒に対して相溶性の小さな冷凍機油とを用いる空気調和装置において、
前記冷媒回路に設けられた流量調整機構と、前記流量調整機構を制御する流量制御手段を有し、
前記放熱器の出口側の冷媒速度が所定の閾値より小さい場合、前記流量制御手段により前記放熱器の出口側の冷媒速度を増加させて、少なくとも所定時間、前記圧縮機から吐出された冷凍機油を前記圧縮機へ戻す返油運転を行うことを特徴とする空気調和装置。
前記冷媒速度が、層状流と環状流の境界より定まることを特徴とする請求項１に記載の空気調和装置。
前記放熱器が複数あり、前記放熱器毎に前記冷媒速度を判断し、各放熱器毎に返油運転を実行することを特徴とする請求項１または２に記載の空気調和装置。
前記放熱器が複数のパスを有し、前記冷媒速度が、前記パス毎の冷媒速度のいずれか一つ、あるいは平均値であることを特徴とする請求項１から３のいずれか一項に記載の空気調和装置。
前記膨張機構が前記流量調整機構の機能を備え、前記流量制御手段が前記膨張機構の開度を変化させることを特徴とする請求項１から４のいずれか一項に記載の空気調和装置。
前記放熱器が複数のパスを有し、返油運転の条件となる前記冷媒速度が、前記パス毎の冷媒速度のいずれか一つ、あるいは平均値であり、
前記放熱器の入口に複数の開閉弁を設け、前記膨張機構が前記流量調整機構の機能を備え、前記圧縮機の出口から前記蒸発器の入口までの複数の経路を有し、ある放熱器出口側の冷媒速度がある閾値より小さい場合は、冷媒速度が前記閾値以上の他のいくつかの放熱器に対応する開閉弁を閉とすることを特徴とする請求項１、２または４に記載の空気調和装置。
前記圧縮機が周波数変更による容量制御可能なものであり、前記流量制御手段が前記圧縮機の周波数を変化させることを特徴とする請求項１から４のいずれか一項に記載の空気調和装置。
前記冷媒が二酸化炭素であることを特徴とする請求項１から７のいずれか一項に記載の空気調和装置。
前記閾値が０．３［ｍ／ｓ］から０．７［ｍ／ｓ］までの間であることを特徴とする請求項８に記載の空気調和装置