WO2018154653A1 - 空気調和装置 - Google Patents

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WO2018154653A1
WO2018154653A1 PCT/JP2017/006578 JP2017006578W WO2018154653A1 WO 2018154653 A1 WO2018154653 A1 WO 2018154653A1 JP 2017006578 W JP2017006578 W JP 2017006578W WO 2018154653 A1 WO2018154653 A1 WO 2018154653A1
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WO
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accumulator
pipe
refrigerant
accumulators
air conditioner
Prior art date
Application number
PCT/JP2017/006578
Other languages
English (en)
French (fr)
Inventor
淳平 濱口
外囿　圭介
裕之 森本
隆直 木村
康平 名島
Original Assignee
三菱電機株式会社
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 三菱電機株式会社 filed Critical 三菱電機株式会社
Priority to CN201790001603.0U priority Critical patent/CN210569394U/zh
Priority to PCT/JP2017/006578 priority patent/WO2018154653A1/ja
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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
    • F25B43/00—Arrangements for separating or purifying gases or liquids; Arrangements for vaporising the residuum of liquid refrigerant, e.g. by heat

Definitions

  • the present invention relates to an air conditioner having a configuration in which an accumulator is connected to a refrigerant circuit.
  • an air conditioner such as a building multi-air conditioner has, for example, a cooling operation or a heating operation by circulating a refrigerant between an outdoor unit that is a heat source unit arranged outdoors and an indoor unit arranged indoors. Execute.
  • an accumulator is connected to the refrigerant inlet side.
  • An accumulator is an example of a container that separates refrigerant into gas and liquid and stores liquid refrigerant.
  • the refrigerant flows into the compressor as a liquid even if the refrigerant has not completely evaporated in the evaporator. Can be prevented.
  • the compressor compresses the liquid refrigerant, the compressor breaks down, but this failure can be prevented by the accumulator.
  • the volume of the accumulator is mainly determined by the amount of refrigerant sealed in the air conditioner. The smaller the volume per accumulator is, the lighter the accumulator is, and the more accumulator can be manufactured at a low cost. On the other hand, in order to increase the volume with one accumulator, it is necessary to increase the thickness of the housing in order to increase the strength against the refrigerant pressure. In this case, the manufacturing cost increases, such as an increase in material cost and processing cost.
  • Patent Document 1 discloses an air conditioner having a configuration in which two accumulators having the same volume are connected in parallel to a refrigerant circuit.
  • the present invention has been made in order to solve the above-described problems, and provides an air conditioner that can increase the volume of an accumulator while suppressing an increase in the installation area of the accumulator.
  • An air conditioner according to the present invention includes a refrigerant circuit including a compressor, and a plurality of accumulators connected in parallel to the suction port of the compressor in the refrigerant circuit, and the plurality of accumulators with respect to the ground Installed vertically.
  • the plurality of accumulators are installed in the vertical direction, the volume for storing the refrigerant increases, and the installation area occupied by the accumulator can be suppressed from increasing.
  • FIG. 5B is a top view of the accumulator shown in FIG. 5A.
  • FIG. 5B is a side view of the accumulator shown in FIG. 5A when viewed from a direction different from FIG.
  • FIG. 5A is a perspective view illustrating a configuration example of a suction pipe in the first accumulator illustrated in FIG. 5B.
  • FIG. 6 is a top view showing a configuration of Modification 1 of the accumulator shown in FIGS. 5A to 5C.
  • FIG. 6 is a side view showing the configuration of Modification 2 of the accumulator shown in FIGS. 5A to 5C.
  • 5C is a side view showing an installation example when there are three accumulators in the accumulator shown in FIG. 5C.
  • FIG. It is a refrigerant circuit diagram which shows another structural example about the air conditioning apparatus which concerns on Embodiment 1 of this invention.
  • FIG. 1 is a refrigerant circuit diagram illustrating a configuration example of an air-conditioning apparatus according to Embodiment 1 of the present invention.
  • the relative size difference between devices may be different from the actual one.
  • the air conditioner 1 has an outdoor unit 10 and a plurality of indoor units 20a to 20d.
  • the outdoor unit 10 is an example of a heat source unit, and the indoor units 20a to 20d are examples of a load side device.
  • the outdoor unit 10 includes a compressor 11, an oil separator 12, a flow path switching valve 13, a heat source side heat exchanger 14, an accumulator 15, an oil return capillary 16, and a control unit 35.
  • the compressor 11, the oil separator 12, the flow path switching valve 13, the heat source side heat exchanger 14, the accumulator 15, and the oil return capillary 16 are connected by a refrigerant pipe 30b.
  • the indoor unit 20a has a load-side heat exchanger 22a and an expansion device 21a.
  • the indoor unit 20b includes a load side heat exchanger 22b and a throttle device 21b.
  • the indoor unit 20c includes a load-side heat exchanger 22c and an expansion device 21c.
  • the indoor unit 20d includes a load side heat exchanger 22d and a throttle device 21d.
  • the load side heat exchanger 22a and the expansion device 21a are connected via a refrigerant pipe 30a.
  • the other indoor units 20b to 20d have the same configuration as the indoor unit 20a, and detailed description thereof will be omitted.
  • the outdoor unit 10 and the indoor units 20a to 20d are connected through refrigerant pipes 30a and 30b.
  • the load side heat exchangers 22a to 22d are connected to the flow path switching valve 13 of the outdoor unit 10 through the refrigerant pipe 30b.
  • the expansion devices 21a to 21d are connected to the heat source side heat exchanger 14 through the refrigerant pipe 30a.
  • FIG. 1 shows the case where there are four indoor units, the number of indoor units is not limited to four.
  • the control unit 35 is provided in the outdoor unit 10, but the control unit 35 may be provided in any of the indoor units 20a to 20d.
  • the accumulator 15 separates the refrigerant into a gas and a liquid and stores a liquid surplus refrigerant.
  • the accumulator 15 prevents the refrigerant from flowing into the compressor 11 as a liquid.
  • the accumulator 15 has a first accumulator 15a and a second accumulator 15b connected in parallel. Details of the configurations of the first accumulator 15a and the second accumulator 15b will be described later.
  • the compressor 11 has a refrigerant inlet connected to the accumulator 15 and a refrigerant outlet connected to the oil separator 12.
  • the compressor 11 compresses the refrigerant sucked from the accumulator 15 and discharges it to the oil separator 12 side.
  • the oil separator 12 separates the refrigeration oil from the refrigerant discharged from the compressor 11.
  • the oil return capillary 16 serves to minimize the refrigerant contained in the refrigerating machine oil returned from the oil separator 12 to the compressor 11.
  • the flow path switching valve 13 switches the refrigerant flow path according to the operating state of the air conditioner 1.
  • the flow path switching valve 13 is, for example, a four-way switching valve.
  • the heat source side heat exchanger 14 exchanges heat between outdoor air and the refrigerant.
  • the heat source side heat exchanger 14 functions as a condenser when the air conditioner 1 is in the cooling operation, and functions as an evaporator when the air conditioner 1 is in the heating operation.
  • the load side heat exchangers 22a to 22d exchange heat between the indoor air and the refrigerant.
  • the load-side heat exchangers 22a to 22d function as an evaporator when the air conditioner 1 is in the cooling operation, and function as a condenser when the air conditioner 1 is in the heating operation.
  • the expansion devices 21a to 21d reduce the high-pressure refrigerant liquefied by the condenser to the pressure of the evaporator, and evaporate the refrigerant by the evaporator.
  • the control unit 35 is, for example, a microcomputer.
  • the control unit 35 is connected to the compressor 11, the flow path switching valve 13, and the expansion devices 21a to 21d via signal lines not shown.
  • the control unit 35 controls the refrigeration cycle by adjusting the rotation frequency of the compressor 11, the flow path of the flow path switching valve 13, and the throttle amounts of the throttle devices 21a to 21d.
  • the refrigerant is, for example, R410A.
  • the type of refrigerant is not limited to R410A.
  • a fan (not shown) may be provided in the heat source side heat exchanger 14, and a fan (not shown) may be provided in the load side heat exchangers 22a to 22d.
  • the control unit 35 may control the rotation frequency of these fans.
  • a sensor for measuring temperature and a sensor for measuring pressure may be provided in the refrigerant circuit 2, and the control unit 35 adjusts the degree of supercooling and the degree of superheat based on the measured values of the plurality of sensors. Also good.
  • FIG. 2 is a refrigerant circuit diagram for explaining the cooling operation of the air conditioner shown in FIG. In FIG. 2, the direction in which the refrigerant flows is indicated by arrows.
  • the oil separator 12 separates the refrigerating machine oil from the refrigerant.
  • the refrigerating machine oil separated here passes through the oil return capillary 16 and is returned to the suction side of the compressor 11 to lubricate the inside of the compressor 11 again.
  • the high-temperature and high-pressure refrigerant that has passed through the oil separator 12 flows into the heat source side heat exchanger 14 by the flow path switching valve 13 and releases the heat to the outside to be liquefied.
  • the refrigerant flows out of the heat source side heat exchanger 14 in a liquid state.
  • the heat source side heat exchanger 14 acts as a condenser during the cooling operation.
  • the refrigerant whose temperature is lowered in the high pressure state passes through the refrigerant pipe 30a from the outdoor unit 10 and flows into the indoor units 20a to 20d.
  • the refrigerant flowing into the indoor units 20a to 20d is depressurized by the expansion devices 21a to 21d, and becomes a low-temperature and low-pressure state in a gas-liquid two-phase state.
  • the low-temperature and low-pressure refrigerant flows into the load-side heat exchangers 22a to 22d, exchanges heat with indoor air, and becomes low-pressure gas refrigerant and flows out of the indoor units 20a to 20d.
  • temperature sensors are attached to the refrigerant outlets and the refrigerant inlets of the load-side heat exchangers 22a to 22d, respectively. Based on the measured values of these temperature sensors, the control unit 35 adjusts the throttle amounts of the throttle devices 21a to 21d so that the degree of superheat (exit temperature ⁇ inlet temperature) is about 2 to 5 °.
  • the load side heat exchangers 22a to 22d function as an evaporator during the cooling operation.
  • the refrigerant that has flowed into the outdoor unit 10 passes through the flow path switching valve 13 and flows into the first accumulator 15a and the second accumulator 15b.
  • the refrigerant flowing into the first accumulator 15a and the second accumulator 15b is separated into gas and liquid, and the gas refrigerant is sucked into the compressor 11 again.
  • FIG. 3 is a refrigerant circuit diagram for explaining the heating operation of the air conditioner shown in FIG. 1.
  • the direction in which the refrigerant flows is indicated by arrows.
  • the high-temperature and high-pressure refrigerant discharged from the compressor 11 flows out from the oil separator 12 after the refrigeration oil is separated from the refrigerant in the oil separator 12.
  • the high-temperature and high-pressure refrigerant that has passed through the oil separator 12 passes through the refrigerant pipe 30b by the flow path switching valve 13 and flows into the indoor units 20a to 20d.
  • the high-temperature and high-pressure refrigerant that has flowed into the indoor units 20a to 20d is liquefied by releasing the heat thereof indoors in the load-side heat exchangers 22a to 22d.
  • the refrigerant flows out of the load side heat exchangers 22a to 22d in a liquid state.
  • the liquid refrigerant flowing out of the load-side heat exchangers 22a to 22d passes through the expansion devices 21a to 21d and is depressurized to become a low-temperature and low-pressure gas-liquid two-phase refrigerant.
  • the refrigerant in the gas-liquid two-phase state passes through the refrigerant pipe 30a and flows into the outdoor unit 10.
  • a pressure sensor is attached to the refrigerant outlet of the compressor 11, and a temperature sensor is attached to the refrigerant outlets of the load side heat exchangers 22a to 22d.
  • the control unit 35 Based on the measured values of the pressure sensor and the temperature sensor, the control unit 35 adjusts the degree of subcooling (saturation temperature converted from pressure ⁇ outlet temperature) to about 2 to 5 ° so that the expansion devices 21a to 21d Adjust the aperture. In this way, during the heating operation, the load-side heat exchangers 22a to 22d function as condensers.
  • the low-temperature and low-pressure refrigerant that has flowed into the outdoor unit 10 flows into the heat source side heat exchanger 14, exchanges heat with the surrounding air, and increases its dryness as it proceeds through the heat source side heat exchanger 14.
  • the refrigerant flows out in a gas-liquid two-phase state with a high degree of dryness.
  • the refrigerant that has flowed out of the heat source side heat exchanger 14 passes through the flow path switching valve 13 and flows into the first accumulator 15a and the second accumulator 15b.
  • the refrigerant flowing into the first accumulator 15a and the second accumulator 15b is separated into gas and liquid, and the gas refrigerant is sucked into the compressor 11 again.
  • the heat source side heat exchanger 14 acts as an evaporator.
  • the design pressure of the accumulator is 2.3 MPa.
  • the wall thickness of the container In order to manufacture an accumulator that can withstand such a high pressure, the wall thickness of the container must be increased.
  • An air conditioner having a short refrigerant pipe length such as a home room air conditioner, has a small amount of refrigerant, so that the volume of the accumulator can be small.
  • the volume required for the accumulator is several tens of liters. It is not only technically difficult to manufacture a container having a large volume and high pressure resistance, but the unit price of the accumulator becomes high.
  • the accumulator a configuration in which two or more accumulators are connected in parallel to the refrigerant circuit is conceivable as a configuration for ensuring a sufficient pressure resistance against the refrigerant pressure and reducing the product cost.
  • the installation area of the accumulator is larger than that in the case of one. For example, if two accumulators are installed on the floor surface of the casing of the outdoor unit 10, the installation area of the accumulator is twice as large as the installation area for one unit.
  • FIG. 4 is a schematic diagram showing an installation example of the accumulator shown in FIG. In the following, a case where there are two accumulators will be described, but three or more accumulators may be used.
  • the second accumulator 15 b and the first accumulator 15 a are sequentially installed in the vertical direction (Z-axis arrow direction) with respect to the floor surface of the outdoor unit 10.
  • the first accumulator 15a is installed on the second accumulator 15b with a space from the second accumulator 15b.
  • the interval is a distance necessary to route the suction pipe 41b and the outflow pipe 42b between two accumulators and attach these pipes to the upper surface of the second accumulator 15b.
  • the suction pipe 41 a is connected to the inlet side where the refrigerant flows from the flow path switching valve 13 through the refrigerant pipe 30 b, and the outlet side where the refrigerant flows out to the compressor 11.
  • the outflow pipe 42a is connected.
  • the suction pipe 41b is connected to the refrigerant inlet side
  • the outflow pipe 42b is connected to the refrigerant outlet side.
  • the first accumulator 15a may be supported by the second accumulator 15b installed on the floor surface of the outdoor unit 10 via the suction pipes 41a and 41b and the outflow pipes 42a and 42b. It may be supported on a body wall or floor by holding means not shown. As a holding means attached to the wall, for example, there is a pole band.
  • a necessary large volume can be secured by providing a plurality of small volume accumulators. Further, by increasing the number of small-volume accumulators manufactured, not only the manufacturing cost per unit can be reduced by reducing the volume, but also the manufacturing cost can be further reduced by the mass production effect. Further, since the plurality of accumulators are installed in the vertical direction, the installation area of the accumulator with respect to the floor surface of the outdoor unit 10 can be an area corresponding to the installation area of the lowermost accumulator. As a result, even if the volume of the entire accumulator increases, it is possible to suppress an increase in the installation area of the accumulator.
  • the gas-liquid two-phase refrigerant flowing into the accumulator 15 from the flow path switching valve 13 for example, when the proportion of the gas is larger than the liquid, the gas is evenly divided into the suction pipe 41a and the suction pipe 41b. It is thought that. However, when the ratio of the liquid flowing into the accumulator 15 is larger than the gas, the amount of refrigerant accumulated in the second accumulator 15b may be larger than that in the first accumulator 15a. In this case, the liquid refrigerant may overflow in the second accumulator 15b.
  • the suction pipe 41b is longer than the suction pipe 41a.
  • the pressure loss in the piping is larger in the suction pipe 41b than in the suction pipe 41a. Therefore, it is considered that the refrigerant flowing into the accumulator 15 from the flow path switching valve 13 has a larger amount of refrigerant accumulated in the first accumulator 15a than in the second accumulator 15b even if the ratio of gas and liquid is equal. In this case, the liquid refrigerant may overflow in the first accumulator 15a.
  • the outflow pipes 42a and 42b are longer than the outflow pipe 42a when compared with the length from the branch point of the refrigerant pipe 30b.
  • the first accumulator 15a has higher potential energy than the second accumulator 15b. Therefore, the refrigerant in the first accumulator 15a seems to flow out more easily than the refrigerant in the second accumulator 15b.
  • the refrigerant flowing out from the outflow pipes 42a and 42b is a gas, the influence of pressure loss or the like is not considered to be a problem as compared with the intake pipes 41a and 41b.
  • FIG. 5A is a side view showing a configuration example of the accumulator shown in FIG.
  • FIG. 5B is a top view of the accumulator shown in FIG. 5A.
  • FIG. 5C is a side view of the accumulator shown in FIG. 5A when viewed from a direction different from FIG. 5A.
  • the outer shape of the piping provided inside the accumulator and the piping provided behind the accumulator is indicated by a broken line to indicate that it is a perspective figure.
  • the second accumulator 15b and the first accumulator 15a are arranged in a direction perpendicular to the ground (in the direction of the Z-axis arrow).
  • the flow of the refrigerant is indicated by arrows, but the arrows of the patterns different from each other so that the flows of the refrigerant passing through the first accumulator 15a and the refrigerant passing through the second accumulator 15b can be seen.
  • the suction pipe 41a and the suction pipe 41b are connected to the refrigerant pipe 30b via the T-shaped branch pipe 18.
  • the outflow pipe 42a and the outflow pipe 42b are connected to the suction port of the compressor 11 through the T-shaped joining pipe 19 and the refrigerant pipe 30b.
  • the T-shaped branch pipe 18 has a base portion 18c connected to the refrigerant pipe 30b and branch portions 18a and 18b that branch horizontally from the base portion 18c in two directions.
  • the branch portions 18a and 18b extend in the opposite directions along the Y axis from the base portion 18c.
  • the branch portion 18a is connected to the suction pipe 41a, and the branch portion 18b is connected to the suction pipe 41b.
  • the refrigerant sucked into the compressor 11 from the accumulator 15 returns to the accumulator 15 through the refrigerant circuit 2.
  • the refrigerant that has returned to the accumulator 15 is divided into the branch portion 18a and the branch portion 18b by the T-shaped branch pipe 18, and flows equally to the suction pipe 41a and the suction pipe 41b.
  • the T-shaped joining pipe 19 is connected to the outflow pipe 42a of the first accumulator 15a and the outflow pipe 42b of the second accumulator 15b.
  • the T-shaped junction pipe 19 has the same configuration as the T-shaped branch pipe 18.
  • the T-shaped joining pipe 19 is configured to join the outflow pipes 42a and 42b and connect to the suction port of the compressor 11 via the refrigerant pipe 30b. With this configuration, it is not necessary to extend each of the outflow pipes 42a and 42b to the compressor 11 and connect to the compressor 11, and it is possible to suppress an increase in the manufacturing cost of the piping.
  • the outflow pipe 42a is bent in a U shape inside the first accumulator 15a, and the pipe port 51a into which the gaseous refrigerant flows is directed upward. This is to prevent the liquid refrigerant stored in the first accumulator 15a from entering the outflow pipe 42a.
  • the outflow pipe 42b in the second accumulator 15b has the same configuration as the outflow pipe 42a, and a detailed description thereof will be omitted.
  • the insides of the first accumulator 15a and the second accumulator 15b are connected by a pressure equalizing pipe 17.
  • the tube diameter of the pressure equalizing tube 17 is, for example, about 9.52 mm.
  • the pipe port 71a is located higher than the pipe port 51a of the outflow pipe 42a. This is to prevent the liquid refrigerant stored in the first accumulator 15a from entering the pressure equalizing pipe 17.
  • the positional relationship between the tube port 51b of the outflow tube 42b and the tube port 71b is the same as the positional relationship between the tube port 51a and the tube port 71a, and detailed description thereof is omitted.
  • FIG. 6 is a perspective view showing a configuration example of the suction pipe in the first accumulator shown in FIG. 5B.
  • the inlet 52a of the suction pipe 41a is formed by obliquely cutting a cylindrical pipe, and its cross-sectional shape is elliptical. This is because the refrigerant flowing into the first accumulator 15a is caused to flow along the wall of the cylindrical container to cause a swirling flow.
  • the arrows in FIG. 6 indicate the direction of the swirling flow. Due to the difference in density between the refrigerant liquid and the gas, the liquid refrigerant is separated near the side wall of the container, and the gaseous refrigerant is separated near the center of the container. Due to the swirling flow, the pressure is higher than the average pressure inside the container near the side wall of the container.
  • the position of the pipe port 71a is different from the position of the pipe port 52a as shown in FIG. 5C.
  • the positional relationship between the tube port 71b and the tube port 52b is the same as the positional relationship between the tube port 71a and the tube port 52a, and detailed description thereof is omitted.
  • the pipe port 71a is located in a predetermined range from the center on the horizontal plane in the first accumulator 15a.
  • the range can be determined based on the measurement result obtained by conducting an experiment in advance and measuring the pressure distribution from the center of the container to the side wall.
  • the position of the tube port 71a may be the same height as the position of the tube port 52a.
  • the position of the horizontal surface of the tube port 71b is the same as that of the tube port 71a in the first accumulator 15a, and the detailed description thereof is omitted.
  • FIG. 7 is a top view showing a configuration of Modification 1 of the accumulator shown in FIGS. 5A to 5C.
  • FIG. 7 corresponds to a top view of the first accumulator 15a in Modification 1 when viewed from the same direction as FIG. 5B.
  • the pressure equalizing tube 17 is connected to the center of the upper surface of each container of the first accumulator 15a and the second accumulator 15b. As shown in FIG. 7, the pipe port 71a of the pressure equalizing pipe 17 is connected to the first accumulator 15a at the center of the upper surface of the first accumulator 15a.
  • the second accumulator 15b is also not shown in the figure, but the pipe port 71a of the pressure equalizing pipe 17 is connected to the center of the upper surface of the first accumulator 15a.
  • the pipe port 71a is centered on the horizontal plane of the first accumulator 15a, and the pipe port 71b is centered on the horizontal plane of the second accumulator 15b. Therefore, the influence of the swirl flow is further suppressed.
  • FIG. 8 is a side view showing the configuration of Modification 2 of the accumulator shown in FIGS. 5A to 5C.
  • FIG. 8 corresponds to a side view of the first accumulator 15a and the second accumulator 15b in Modification 2 when viewed from the same direction as FIG. 5A.
  • the pressure equalizing tube 17 extends linearly from the second accumulator 15b to the first accumulator 15a in the vertical direction (Z-axis arrow direction).
  • the pressure equalizing pipe 17 passes through the wall on the upper surface of the second accumulator 15b through the opening 81b, and passes through the wall on the lower surface of the first accumulator 15a through the opening 81a.
  • the opening 81a is centered on the horizontal plane of the first accumulator 15a
  • the opening 81b is centered on the horizontal plane of the second accumulator 15b.
  • the pressure equalizing pipe 17 is brazed to the wall on the upper surface of the second accumulator 15b through the opening 81b, and is brazed to the wall on the lower surface of the first accumulator 15a through the opening 81a. Also in the modified example 2, as in FIG. 5A, the tube port 71a is located at a position higher than the tube ports 51a and 52a, and the tube port 71b is located at a position higher than the tube ports 51b and 52b.
  • the first accumulator 15a is supported by the second accumulator 15b via the pressure equalizing pipe 17, and the stability of the accumulator 15 is improved. Moreover, since the pressure equalizing pipe 17 extends linearly from the second accumulator 15b to the first accumulator 15a, the process of bending the pipe is not necessary. Further, the number of connecting portions between the pressure equalizing pipe 17 and the first accumulator 15a and the second accumulator 15b is the same as that described with reference to FIGS. 5A to 5C. Therefore, an increase in brazing work can be prevented.
  • two accumulators are described. However, three or more accumulators may be used. A case where there are three accumulators will be described.
  • FIG. 9 is a side view showing an installation example in the case where there are three accumulators in the accumulator shown in FIG. 5C.
  • the drawing of the suction pipe and the outflow pipe is omitted.
  • a third accumulator 15c is provided in addition to the first accumulator 15a and the second accumulator 15b shown in FIGS. 5A to 5C.
  • the third accumulator 15c is installed on the floor surface of the outdoor unit 10 as the lowermost stage, and two accumulators are installed on the second accumulator 15b and the first accumulator 15a in this order.
  • FIG. 9 is a side view showing an installation example in the case where there are three accumulators in the accumulator shown in FIG. 5C.
  • the drawing of the suction pipe and the outflow pipe is omitted.
  • a third accumulator 15c is provided in addition to the first accumulator 15a and the second accumulator 15b shown in FIGS. 5A to 5C.
  • the third accumulator 15c is installed
  • the pressure equalizing tube 17 is connected to the side wall of the third accumulator 15c, similarly to the first accumulator 15a and the second accumulator 15b. Even when there are three accumulators, the pressure inside the three accumulators can be equalized by providing the pressure equalizing pipe 17.
  • the refrigerant flowing from the flow path switching valve 13 can be evenly distributed to the four accumulators by combining the three T-shaped branch pipes 18 with the four accumulators. .
  • the base parts 18 c of the other two T-shaped branch pipes 18 are connected to the two branch parts 18 a and 18 b of the one T-shaped branch pipe 18.
  • two accumulator suction pipes are connected to the branch portions 18 a and 18 b of each T-shaped branch pipe 18.
  • the refrigerant flowing from the flow path switching valve 13 is bisected by the first T-shaped branch pipe 18, and the bisected refrigerant is further divided into two by each of the remaining two T-shaped branch pipes 18. Divided equally. As a result, the refrigerant flowing from the flow path switching valve 13 is divided into four equal parts, and the refrigerant can be evenly distributed to the four accumulators.
  • the refrigerant can be evenly distributed to a plurality of installed accumulators by combining three or more T-shaped branch pipes 18.
  • three or more T-shaped junction pipes 19 may be combined with the pipe on the side from which the refrigerant flows out of the accumulator 15.
  • the air conditioner 1 of the first embodiment has a refrigerant circuit 2 including a compressor 11 and a plurality of accumulators connected in parallel to the suction port of the compressor 11 in the refrigerant circuit 2. It is installed perpendicular to the ground.
  • the volume for storing the refrigerant is increased, and the outdoor unit 10 can be prevented from increasing the installation area occupied by the accumulator.
  • the first embodiment by using a plurality of accumulators in combination, a large volume can be secured even if the volume per accumulator is reduced. Therefore, it is not necessary to manufacture a large-capacity accumulator that is technically difficult and requires a high pressure resistance, and the accumulator can be manufactured at a low cost. By mass-producing accumulators of the same standard, the unit price of the accumulator can be reduced. Furthermore, when the required amount of refrigerant differs for each air conditioner, the number of accumulators to be combined may be changed according to the required volume.
  • the air conditioner 1 may have a pressure equalizing pipe 17 that connects the insides of a plurality of accumulators.
  • the difference in pressure loss due to the difference in the pipe lengths of the suction pipes 41a and 41b of the plurality of accumulators is reduced, and the internal pressure between the plurality of accumulators becomes more uniform.
  • the positions of the pipe ports 71a and 71b of the pressure equalizing pipe 17 may be higher than the pipe ports 51a and 51b of the outflow pipes 42a and 42b.
  • the liquid refrigerant is prevented from entering the pressure equalizing tube 17, and the pressure equalizing tube 17 can serve to equalize the internal pressure between the plurality of accumulators.
  • the heights of the pipe ports 71a and 71b of the pressure equalizing pipe 17 are different from the heights of the pipe ports 52a and 52b of the suction pipes 41a and 41b. Also good. In this case, since the influence of the swirling flow is small in the vicinity of the pipe ports 71a and 71b of the pressure equalizing pipe 17, the uniformity of the internal pressure among the plurality of accumulators is improved.
  • the pipe ports 71a and 71b of the pressure equalizing pipe 17 may be positioned in a predetermined range from the center of the accumulator on the horizontal plane. In this case, the influence of the swirling flow is further suppressed, and the uniformity of the internal pressure among the plurality of accumulators can be improved.
  • the pressure equalizing pipe 17 may be configured to extend linearly from the second accumulator 15b to the first accumulator 15a in the vertical direction.
  • the first accumulator 15a is supported by the second accumulator 15b via the pressure equalizing pipe 17, and the stability of the accumulator 15 is improved.
  • the refrigerant circuit 2 includes the T-shaped branch pipe 18 including the two branch portions 18a and 18b that branch horizontally in two directions, and the two branch portions 18a and 18b are
  • the configuration may be such that the refrigerant that is connected to the two suction pipes 41a and 41b and flows in from the refrigerant circuit 2 is divided into the first accumulator 15a and the second accumulator 15b.
  • the refrigerant and the refrigerating machine oil are evenly distributed to the second accumulator 15b and the first accumulator 15a regardless of the state of the refrigerant.
  • the air conditioner 1 has the T-shaped joining pipe 19 that joins the two outflow pipes 42a and 42b and connects to the suction port of the compressor 11 via the refrigerant pipe 30b. It may be a configuration. In this case, it is not necessary to extend each of the outflow pipes 42a and 42b to the compressor 11, and it is possible to suppress an increase in the manufacturing cost of the pipe.
  • the pressure equalizing pipe 17 is used as the means for equalizing the pressures inside the plurality of accumulators.
  • the present invention is not limited to the case where the pressure equalizing pipe 17 is used.
  • Bernoulli's law is that pressure decreases as fluid velocity increases.
  • the thickness of the suction pipe 41a and the suction pipe 41b so that the difference in pressure loss due to the pipe length is reduced.
  • the T-shaped branch pipe 18 may not be used on the refrigerant suction side of the accumulator 15.
  • FIG. 10 is a refrigerant circuit diagram illustrating another configuration example of the air-conditioning apparatus according to Embodiment 1 of the present invention.
  • a throttle device 60 is provided in the suction pipe 41a.
  • the expansion device 60 adjusts the amount of expansion so that the pressure difference between the first accumulator 15a and the second accumulator 15b becomes small.
  • each of the first accumulator 15a and the second accumulator 15b is provided with a pressure sensor (not shown), and the control unit 35 causes the throttling device 60 to adjust the throttling amount based on the measurement values of these pressure sensors. Conceivable.
  • the plurality of accumulators are described as having the same volume, but the volumes of the plurality of accumulators may be different from each other.
  • a case where the volumes of the plurality of accumulators are different will be described in the case of the accumulator 15 described with reference to FIG.
  • the accumulator 15 shown in FIG. 4 is not provided with the T-shaped branch pipe 18 and the pressure equalizing pipe 17.
  • the amount of refrigerant distributed to the two accumulators is greatly affected by the difference in pressure loss due to the difference in the pipe lengths of the suction pipes 41a and 41b.
  • the amount of refrigerant distributed to the first accumulator 15a tends to be larger than the amount of refrigerant distributed to the second accumulator 15b.
  • the volume of the first accumulator 15a may be made larger than the volume of the second accumulator 15b.
  • the installation area of the first accumulator 15a is set to be smaller than twice the installation area of the second accumulator 15b.
  • the air conditioner 1 mainly performs an operation in which the ratio of the liquid in the refrigerant flowing into the accumulator 15 increases.
  • the amount of refrigerant distributed to the second accumulator 15b tends to be larger than the amount of refrigerant distributed to the first accumulator 15a.
  • the volume of the second accumulator 15b may be larger than the volume of the first accumulator 15a.
  • the installation area of the second accumulator 15b is made smaller than twice the installation area of the first accumulator 15a.
  • the installation area of the accumulator on the floor can be made smaller than the area obtained by doubling the installation area for one accumulator having a small volume.
  • the second accumulator 15b is disposed below the first accumulator 15a, the stability of the accumulator 15 is improved if the volume of the second accumulator 15b is larger than that of the first accumulator 15a.

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Abstract

空気調和装置は、圧縮機を含む冷媒回路と、冷媒回路において圧縮機の吸入口に並列に接続された複数のアキュムレータとを有し、複数のアキュムレータは地面に対して垂直方向に設置されているものである。

Description

空気調和装置
　本発明は、冷媒回路にアキュムレータが接続された構成を有する空気調和装置に関する。
　従来、ビル用マルチエアコンなどの空気調和装置は、例えば、室外に配置された熱源機である室外機と室内に配置された室内機との間で冷媒を循環させることによって、冷房運転または暖房運転を実行する。
　空気調和装置の圧縮機において、冷媒の吸入口側にアキュムレータが接続されている。アキュムレータは、冷媒を気体と液体に分離し、液状の冷媒を貯留する容器の一例である。空気調和装置において、蒸発器と圧縮機とをつなぐ配管の途中にアキュムレータを接続することで、冷媒が蒸発器内で完全に蒸発しなかった場合でも、冷媒が液体のまま圧縮機に流入することが防げる。圧縮機が液体の冷媒を圧縮してしまうと、圧縮機が故障してしまうが、アキュムレータによって、この故障が発生することを防ぐことができる。
　アキュムレータの容積の大きさは、主に、空気調和装置に封入される冷媒量によって決まる。アキュムレータ１台当たりの容積が小さいほど、アキュムレータは軽量になり、また、アキュムレータを安価に製造することができる。一方、アキュムレータ１台で大容積化を実現しようとすると、冷媒圧力に対する強度を高めるために、筐体の肉厚を大きくする必要がある。この場合、材料費および加工費が増大するなど、製造コストが高くなってしまう。
　その対策の一例が特許文献１に開示されている。特許文献１には、同じ容積のアキュムレータが２台並列に冷媒回路に接続された構成を有する空気調和装置が開示されている。
国際公開第２０１１／０９９０５６号
　特許文献１に開示された空気調和装置では、２台のアキュムレータが室外機内の同じ床面上に設置されると、アキュムレータが占める設置面積として、アキュムレータ１台分の設置面積の２倍必要になってしまう。１台のアキュムレータを対象に、設置面積を維持したまま、アキュムレータの容積を２倍に増やそうとすると、上述したように、アキュムレータの製造コストが高くなってしまう。
　本発明は、上記のような課題を解決するためになされたもので、アキュムレータの設置面積の増加を抑制しながら、アキュムレータの容積を増やすことができる空気調和装置を提供するものである。
　本発明に係る空気調和装置は、圧縮機を含む冷媒回路と、前記冷媒回路において前記圧縮機の吸入口に並列に接続された複数のアキュムレータと、を有し、前記複数のアキュムレータは地面に対して垂直方向に設置されているものである。
　本発明は、複数のアキュムレータが垂直方向に設置されているので、冷媒を貯留する容積が増加するとともに、アキュムレータが占める設置面積が大きくなることを抑制できる。
本発明の実施の形態１に係る空気調和装置の一構成例を示す冷媒回路図である。 図１に示した空気調和装置について冷房運転の動作を説明するための冷媒回路図である。 図１に示した空気調和装置について暖房運転の動作を説明するための冷媒回路図である。 図１に示したアキュムレータの設置例を示す模式図である。 図１に示したアキュムレータの一構成例を示す側面図である。 図５Ａに示したアキュムレータの上面図である。 図５Ａに示したアキュムレータについて、図５Ａとは異なる方向から見たときの側面図である。 図５Ｂに示した第１アキュムレータ内における吸入管の一構成例を示す透視図である。 図５Ａ～図５Ｃに示したアキュムレータの変形例１の構成を示す上面図である。 図５Ａ～図５Ｃに示したアキュムレータの変形例２の構成を示す側面図である。 図５Ｃに示したアキュムレータにおいて、アキュムレータが３台の場合の設置例を示す側面図である。 本発明の実施の形態１に係る空気調和装置について、別の構成例を示す冷媒回路図である。
実施の形態１．
　本実施の形態１の空気調和装置の構成を説明する。図１は、本発明の実施の形態１に係る空気調和装置の一構成例を示す冷媒回路図である。図１において、機器間の相対的な大きさの違いは、実際のものとは異なる場合がある。
　図１に示すように、空気調和装置１は、室外機１０と、複数の室内機２０ａ～２０ｄとを有する。室外機１０は熱源機の一例であり、室内機２０ａ～２０ｄは負荷側装置の一例である。室外機１０は、圧縮機１１と、油分離機１２と、流路切換え弁１３と、熱源側熱交換器１４と、アキュムレータ１５と、油戻しキャピラリ１６と、制御部３５とを有する。圧縮機１１、油分離機１２、流路切換え弁１３、熱源側熱交換器１４、アキュムレータ１５および油戻しキャピラリ１６は、冷媒配管３０ｂで接続されている。
　室内機２０ａは、負荷側熱交換器２２ａおよび絞り装置２１ａを有する。室内機２０ｂは、負荷側熱交換器２２ｂおよび絞り装置２１ｂを有する。室内機２０ｃは、負荷側熱交換器２２ｃおよび絞り装置２１ｃを有する。室内機２０ｄは、負荷側熱交換器２２ｄおよび絞り装置２１ｄを有する。室内機２０ａにおいて、負荷側熱交換器２２ａと絞り装置２１ａとは冷媒配管３０ａを介して接続されている。他の室内機２０ｂ～２０ｄについても、室内機２０ａと同様な構成であり、その詳細な説明を省略する。圧縮機１１、流路切換え弁１３、熱源側熱交換器１４、負荷側熱交換器２２ａ～２２ｄおよび絞り装置２１ａ～２１ｄと、これらの機器を接続する冷媒配管３０ａ、３０ｂとで、冷媒回路２が構成される。
　図１に示すように、室外機１０および室内機２０ａ～２０ｄは冷媒配管３０ａ、３０ｂを介して接続されている。具体的に説明すると、負荷側熱交換器２２ａ～２２ｄが冷媒配管３０ｂを介して室外機１０の流路切換え弁１３と接続されている。また、絞り装置２１ａ～２１ｄが冷媒配管３０ａを介して熱源側熱交換器１４と接続されている。
　なお、図１は、室内機が４台の場合を示しているが、室内機の台数は４台に限らない。また、図１では、制御部３５が室外機１０に設けられているが、制御部３５は、室内機２０ａ～２０ｄのいずれかに設けられていてもよい。
　図１に示す空気調和装置１の各機器の構成を説明する。アキュムレータ１５は、冷媒を気体と液体とに分離し、液状の余剰冷媒を貯留する。アキュムレータ１５は、冷媒が液体のまま圧縮機１１に流入することを防ぐ。アキュムレータ１５は、並列に接続された第１アキュムレータ１５ａおよび第２アキュムレータ１５ｂを有する。第１アキュムレータ１５ａおよび第２アキュムレータ１５ｂの構成についての詳細は後で説明する。
　圧縮機１１は、冷媒の吸入口がアキュムレータ１５と接続され、冷媒の吐出口が油分離機１２と接続されている。圧縮機１１は、アキュムレータ１５から吸入する冷媒を圧縮して油分離機１２側に吐出する。油分離機１２は、圧縮機１１が吐出する冷媒から冷凍機油を分離する。油戻しキャピラリ１６は、油分離機１２から圧縮機１１に戻す冷凍機油にできるだけ冷媒を含まないようにする役目を果たす。流路切換え弁１３は、空気調和装置１の運転状態にしたがって冷媒の流路を切り替える。流路切換え弁１３は、例えば、四方切換弁である。
　熱源側熱交換器１４は、室外の空気と冷媒との間で熱交換する。熱源側熱交換器１４は、空気調和装置１が冷房運転のとき、凝縮器として機能し、空気調和装置１が暖房運転のとき、蒸発器として機能する。負荷側熱交換器２２ａ～２２ｄは、室内の空気と冷媒との間で熱交換する。負荷側熱交換器２２ａ～２２ｄは、空気調和装置１が冷房運転のとき、蒸発器として機能し、空気調和装置１が暖房運転のとき、凝縮器として機能する。絞り装置２１ａ～２１ｄは、凝縮器で液化された高圧の冷媒を蒸発器の圧力まで減圧し、蒸発器で冷媒を蒸発させる。
　制御部３５は、例えば、マイクロコンピュータである。制御部３５は、圧縮機１１、流路切換え弁１３および絞り装置２１ａ～２１ｄと、図に示さない信号線を介して接続されている。制御部３５は、圧縮機１１の回転周波数、流路切換え弁１３の流路および絞り装置２１ａ～２１ｄの絞り量を調整することで、冷凍サイクルを制御する。冷媒は、例えば、Ｒ４１０Ａである。冷媒の種類はＲ４１０Ａに限定されない。
　なお、熱源側熱交換器１４に図に示さないファンが設けられ、負荷側熱交換器２２ａ～２２ｄに図に示さないファンが設けられていてもよい。この場合、これらのファンの回転周波数を制御部３５が制御してもよい。また、温度を測定するセンサおよび圧力を測定するセンサが冷媒回路２に設けられていてもよく、制御部３５は、複数のセンサの測定値に基づいて、過冷却度および過熱度を調整してもよい。
　次に、本実施の形態１の空気調和装置１の動作を説明する。はじめに、空気調和装置１の冷房運転時の動作を説明する。図２は、図１に示した空気調和装置について冷房運転の動作を説明するための冷媒回路図である。図２には、冷媒が流れる方向を矢印で示している。
　まず圧縮機１１から吐出された高温高圧の冷媒は、油分離機１２に流れ込むと、油分離機１２において冷媒から冷凍機油が分離される。ここで分離された冷凍機油は、油戻しキャピラリ１６を通過して、圧縮機１１の吸入側に戻され、再度、圧縮機１１の内部を潤滑する。油分離機１２を通過した高温高圧の冷媒は、流路切換え弁１３により熱源側熱交換器１４へ流入し、その熱を外部に放出して液化する。冷媒は液状態で熱源側熱交換器１４から流出する。このように冷房運転時に熱源側熱交換器１４は凝縮器として作用する。
　続いて、高圧状態で温度が低くなった冷媒は、室外機１０から冷媒配管３０ａを通過して室内機２０ａ～２０ｄに流入する。室内機２０ａ～２０ｄに流入した冷媒は、絞り装置２１ａ～２１ｄによって減圧され、気液二相状態の低温低圧状態となる。低温低圧となった冷媒は、負荷側熱交換器２２ａ～２２ｄへと流入し、室内の空気と熱交換をし、低圧のガス冷媒となって室内機２０ａ～２０ｄから流出する。
　図に示していないが、負荷側熱交換器２２ａ～２２ｄの冷媒出口および冷媒入口のそれぞれに温度センサが取り付けられている。制御部３５は、これらの温度センサの測定値に基づいて、過熱度(出口温度－入口温度)が２～５°程度となるように、絞り装置２１ａ～２１ｄの絞り量を調整する。このように冷房運転時に負荷側熱交換器２２ａ～２２ｄは蒸発器として作用する。
　室内機２０ａ～２０ｄから流出する、低圧ガスとなった冷媒は、冷媒配管３０ｂを通過して室外機１０に流入する。室外機１０に流入した冷媒は、流路切換え弁１３を通過し、第１アキュムレータ１５ａおよび第２アキュムレータ１５ｂに流入する。第１アキュムレータ１５ａおよび第２アキュムレータ１５ｂに流れ込んだ冷媒は、それぞれ気液が分離され、ガス冷媒が再び圧縮機１１へと吸入される。
　次に、本実施の形態１の空気調和装置１の暖房運転時の動作を説明する。図３は、図１に示した空気調和装置について暖房運転の動作を説明するための冷媒回路図である。図３には、冷媒が流れる方向を矢印で示している。
　圧縮機１１から吐出された高温高圧の冷媒は、油分離機１２において、冷媒から冷凍機油が分離された後、油分離機１２から流出する。油分離機１２を通過した高温高圧の冷媒は、流路切換え弁１３により冷媒配管３０ｂを通過し、室内機２０ａ～２０ｄに流入する。室内機２０ａ～２０ｄに流入した高温高圧の冷媒は、負荷側熱交換器２２ａ～２２ｄにおいて、その熱を室内へと放出して液化する。冷媒は液状態で負荷側熱交換器２２ａ～２２ｄから流出する。負荷側熱交換器２２ａ～２２ｄから流出した液状態の冷媒は、絞り装置２１ａ～２１ｄを通過して減圧され、低温低圧の気液二相状態の冷媒となる。気液二相状態になった冷媒は、冷媒配管３０ａを通過して室外機１０に流入する。
　図に示していないが、圧縮機１１の冷媒出口に圧力センサが取り付けられ、負荷側熱交換器２２ａ～２２ｄの冷媒出口に温度センサが取り付けられている。制御部３５は、これらの圧力センサおよび温度センサの測定値に基づいて、過冷却度(圧力から換算された飽和温度－出口温度)が２～５°程度になるように絞り装置２１ａ～２１ｄの絞り量を調整する。このように暖房運転時に、負荷側熱交換器２２ａ～２２ｄは凝縮器として作用する。
　室外機１０に流れ込んだ低温低圧の冷媒は、熱源側熱交換器１４に流入し、周囲空気と熱交換し、熱源側熱交換器１４内を進むに連れてその乾き度を大きくしていく。熱源側熱交換器１４の出口では、冷媒は、乾き度の大きい気液二相の状態となって流出する。熱源側熱交換器１４を流出した冷媒は、流路切換え弁１３を通過し、第１アキュムレータ１５ａおよび第２アキュムレータ１５ｂに流入する。第１アキュムレータ１５ａおよび第２アキュムレータ１５ｂに流れ込んだ冷媒は、それぞれ気液が分離され、ガス冷媒が再び圧縮機１１へと吸入される。このように暖房運転時には、熱源側熱交換器１４は蒸発器として作用する。
　次に、本実施の形態１におけるアキュムレータ１５の構成について、詳しく説明する。冷媒が、例えば、Ｒ４１０Ａである場合、アキュムレータの設計圧力は２．３ＭＰａである。このように高い圧力に耐え得るアキュムレータを製造するためには容器の肉厚を大きくしなければならない。家庭用ルームエアコンのように、冷媒配管の長さが短い空気調和装置では余剰となる冷媒が少ないため、アキュムレータの容積は小さくて済む。一方、接続される室内機の数が多く、冷媒配管の長さも長いビル用マルチエアコンのようなシステムでは、余剰となる冷媒が多く、アキュムレータに必要な容積は数十リットルとなる。大容積を有し、かつ耐圧が高い容器を製造することは、技術的に難しいだけでなく、アキュムレータの単価が高くなってしまう。
　アキュムレータについて、冷媒圧力に対する耐圧を十分に確保するとともに、製品コストを低減する構成として、冷媒回路に２台以上のアキュムレータが並列に接続された構成が考えられる。しかし、２台以上のアキュムレータが同じ床面の上に設置されると、課題の欄で述べたように、アキュムレータの設置面積が１台の場合に比べて大きくなる。例えば、室外機１０の筐体の床面上に２台のアキュムレータを設置すると、アキュムレータの設置面積として、１台分の設置面積の２倍必要になる。
　そこで、本実施の形態１では、並列に接続された２台以上のアキュムレータが地面に対して垂直方向に配置された構成である。図４は、図１に示したアキュムレータの設置例を示す模式図である。以下では、アキュムレータが２台の場合で説明するが、アキュムレータは３台以上であってもよい。
　図４に示すように、第２アキュムレータ１５ｂおよび第１アキュムレータ１５ａは、室外機１０の床面に対して垂直方向（Ｚ軸矢印方向）に順に設置されている。図４に示す設置例では、第１アキュムレータ１５ａが、第２アキュムレータ１５ｂの上に第２アキュムレータ１５ｂと間隔を空けて設置されている。その間隔は、例えば、図４に示すように、２台のアキュムレータ間に吸入管４１ｂおよび流出管４２ｂを引き回し、これらの配管を第２アキュムレータ１５ｂの上面に取り付けるのに必要な距離である。
　図４に示すように、第１アキュムレータ１５ａにおいて、流路切換え弁１３から冷媒配管３０ｂを介して冷媒が流入する入口側に吸入管４１ａが接続され、圧縮機１１に冷媒が流出する出口側に流出管４２ａが接続されている。第２アキュムレータ１５ｂにおいては、冷媒の入口側に吸入管４１ｂが接続され、冷媒の出口側に流出管４２ｂが接続されている。なお、第１アキュムレータ１５ａは、室外機１０の床面上に設置された第２アキュムレータ１５ｂによって、吸入管４１ａ、４１ｂおよび流出管４２ａ、４２ｂを介して支持されてもよく、室外機１０の筐体の壁または床面に、図に示さない保持手段を介して支持されてもよい。壁に取り付ける保持手段として、例えば、ポールバンドがある。
　本実施の形態１における空気調和装置１では、図４に示すように、小容積のアキュムレータを複数設けることで、必要な大容積を確保することができる。また、小容積のアキュムレータの製造数が増えることで、小容積化による１台当たりの製造コストが低減するだけでなく、量産効果により製造数全体でさらに製造コストを低減することができる。さらに、複数のアキュムレータが垂直方向に設置されているので、室外機１０の床面に対するアキュムレータの設置面積は、最下段のアキュムレータの設置面積に相当する面積ですむ。その結果、アキュムレータ全体の容積が増加しても、アキュムレータの設置面積が大きくなることを抑制できる。
　図４に示す設置例では、流路切換え弁１３からアキュムレータ１５に流入する気液二相の冷媒について、例えば、液体よりも気体の割合が大きい場合、吸入管４１ａおよび吸入管４１ｂに均等に分流すると考えられる。しかし、アキュムレータ１５に流入する冷媒について、気体よりも液体の割合が大きい場合、第１アキュムレータ１５ａよりも第２アキュムレータ１５ｂに溜まる冷媒量が多くなることが考えられる。この場合、第２アキュムレータ１５ｂにおいて、液冷媒がオーバーフローしてしまうおそれがある。
　また、図４に示す設置例では、吸入管４１ａ、４１ｂについて、冷媒配管３０ｂの分岐点からの長さを比べると、吸入管４１ｂの方が吸入管４１ａよりも長い。配管での圧力損失は、吸入管４１ｂの方が吸入管４１ａよりも大きくなる。そのため、流路切換え弁１３からアキュムレータ１５に流入する冷媒について、気体および液体の割合が同等であっても、第２アキュムレータ１５ｂよりも第１アキュムレータ１５ａに溜まる冷媒量が多くなることが考えられる。この場合、第１アキュムレータ１５ａにおいて、液冷媒がオーバーフローしてしまうおそれがある。
　図４に示す設置例のように、２台のアキュムレータが並列に接続される場合、冷媒および冷凍機油が２台のアキュムレータに均等に分配されなければ、一方のアキュムレータに冷媒および冷凍機油が偏り、一方のアキュムレータで冷媒および冷凍機油がオーバーフローしてしまう。アキュムレータが３台以上の場合、３台以上のアキュムレータのうち、一部のアキュムレータで冷媒および冷凍機油がオーバーフローしてしまうおそれがある。
　なお、図４に示す設置例では、流出管４２ａ、４２ｂについても、冷媒配管３０ｂの分岐点からの長さを比べると、流出管４２ｂの方が流出管４２ａよりも長い。また、冷媒の位置エネルギーについて注目すると、第１アキュムレータ１５ａの方が第２アキュムレータ１５ｂよりも位置エネルギーが高い。そのため、第２アキュムレータ１５ｂの冷媒よりも第１アキュムレータ１５ａの冷媒の方がより流出しやすいように見える。しかし、流出管４２ａ、４２ｂから流出する冷媒は気体なので、吸入管４１ａ、４１ｂに比べて、圧力損失等の影響は問題にならないと考えられる。
　次に、本実施の形態１におけるアキュムレータ１５について、流入する冷媒の状態によらず、冷媒および冷凍機油を２台のアキュムレータにより均等に分配できるようにした構成を説明する。
　図５Ａは、図１に示したアキュムレータの一構成例を示す側面図である。図５Ｂは、図５Ａに示したアキュムレータの上面図である。図５Ｃは、図５Ａに示したアキュムレータについて、図５Ａとは異なる方向から見たときの側面図である。図５Ａ～図５Ｃにおいては、アキュムレータの内部に設けられた配管およびアキュムレータの背後に設けられた配管の外形を破線で示し、透視図形であることを示している。
　図５Ａおよび図５Ｃに示すように、第２アキュムレータ１５ｂおよび第１アキュムレータ１５ａは地面に対して垂直方向（Ｚ軸矢印方向）に配置されている。図５Ａ～図５Ｃでは、冷媒の流れを矢印で示しているが、第１アキュムレータ１５ａを通過する冷媒および第２アキュムレータ１５ｂを通過する冷媒のそれぞれの流れがわかるように、互いに異なる模様の矢印で示している。図５Ａ～図５Ｃに示すように、吸入管４１ａおよび吸入管４１ｂは、Ｔ字分岐管１８を介して冷媒配管３０ｂと接続されている。流出管４２ａおよび流出管４２ｂは、Ｔ字合流管１９および冷媒配管３０ｂを介して、圧縮機１１の吸入口と接続されている。
　図５Ｂに示すように、Ｔ字分岐管１８は、冷媒配管３０ｂに接続された基部１８ｃと、基部１８ｃから水平に２方向に分岐する分岐部１８ａ、１８ｂとを有する。分岐部１８ａ、１８ｂは、基部１８ｃからＹ軸で互いに反対方向に延びている。分岐部１８ａが吸入管４１ａに接続され、分岐部１８ｂが吸入管４１ｂに接続されている。
　図２および図３を参照して説明したように、アキュムレータ１５から圧縮機１１に吸い込まれた冷媒は、冷媒回路２を一巡してアキュムレータ１５に戻ってくる。アキュムレータ１５に戻ってきた冷媒は、Ｔ字分岐管１８で分岐部１８ａと分岐部１８ｂとに分流し、吸入管４１ａおよび吸入管４１ｂに均等に流れる。アキュムレータ１５が冷媒配管３０ｂと接続される箇所にＴ字分岐管１８を設けることで、冷媒の状態によらず、第２アキュムレータ１５ｂおよび第１アキュムレータ１５ａに、冷媒および冷凍機油が均等に分配される。
　また、第１アキュムレータ１５ａの流出管４２ａおよび第２アキュムレータ１５ｂの流出管４２ｂにＴ字合流管１９が接続されている。Ｔ字合流管１９は、Ｔ字分岐管１８と同様な構成である。Ｔ字合流管１９は、流出管４２ａ、４２ｂを合流して、圧縮機１１の吸入口に冷媒配管３０ｂを介して接続する構成である。この構成により、流出管４２ａ、４２ｂのそれぞれを圧縮機１１まで延ばして圧縮機１１に接続する必要がなく、配管の製造コストが高くなることを抑制できる。
　流出管４２ａは、図５Ａに示すように、第１アキュムレータ１５ａの内部でＵ字状に曲がっており、気体の冷媒が流入する管口５１ａが上側を向いている。これは、第１アキュムレータ１５ａ内に貯留した液冷媒が流出管４２ａに入り込まないようにするためである。第２アキュムレータ１５ｂにおける流出管４２ｂも、流出管４２ａと同様な構成であり、その詳細な説明を省略する。
　また、図５Ａ～図５Ｃに示すように、第１アキュムレータ１５ａおよび第２アキュムレータ１５ｂの内部同士が均圧管１７で接続されている。この構成により、吸入管４１ａおよび吸入管４１ｂの配管長の違いによる、圧力損失の差が軽減され、第１アキュムレータ１５ａおよび第２アキュムレータ１５ｂの内部の圧力がより均等になる。均圧管１７の管径は、例えば、９．５２ｍｍ程度である。
　次に、均圧管１７が第１アキュムレータ１５ａと接続される管口７１ａおよび均圧管１７が第２アキュムレータ１５ｂと接続される管口７１ｂのそれぞれの位置について、説明する。第１アキュムレータ１５ａおよび第２アキュムレータ１５ｂは同様な構成なので、ここでは、第１アキュムレータ１５ａの場合で説明する。
　図５Ａに示すように、管口７１ａは、流出管４２ａの管口５１ａよりも高い位置にある。これは、第１アキュムレータ１５ａ内に貯留した液冷媒が均圧管１７に入らないようにするためである。第２アキュムレータ１５ｂにおいて、流出管４２ｂの管口５１ｂと管口７１ｂとの位置関係は、管口５１ａおよび管口７１ａの位置関係と同様であり、その詳細な説明を省略する。
　また、管口７１ａは、吸入管４１ａの第１アキュムレータ１５ａ内における管口５２ａ（図５Ａ参照）に近い位置であって、管口５２ａとは異なる高さに位置していることが望ましい。図５Ａに示す構成例では、管口７１ａは管口５２ａよりも高い位置にある。管口７１ａが管口５２ａとは異なる高さに位置することが望ましい理由を、図５Ａおよび図６を参照して説明する。図６は、図５Ｂに示した第１アキュムレータ内における吸入管の一構成例を示す透視図である。
　吸入管４１ａの管口５２ａは、円柱状の配管が斜めにカットされて形成されており、その断面形状が楕円形になっている。これは、第１アキュムレータ１５ａに流入する冷媒を円柱状の容器の壁に沿って流し、旋回流を起こすためである。図６の矢印は旋回流の方向を示している。冷媒の液体と気体との密度の差から、液体の冷媒は容器の側壁付近に分離され、気体の冷媒は容器の中心付近に分離される。旋回流により容器の側壁付近では容器内部の平均的な圧力よりも圧力が高くなる。そのため、均圧管１７を第１アキュムレータ１５ａの側壁に取り付ける場合、図５Ｃに示したように、管口７１ａの位置が管口５２ａの位置とは高さが異なるようにしている。第２アキュムレータ１５ｂにおいて、管口７１ｂと管口５２ｂとの位置関係についても、管口７１ａおよび管口５２ａの位置関係と同様であり、その詳細な説明を省略する。
　さらに、上述したように、旋回流によって容器の側壁付近で圧力が高くなるので、第１アキュムレータ１５ａにおいて、容器の中心付近の方が容器内の平均的な圧力に近い。そのため、管口７１ａは第１アキュムレータ１５ａにおいて水平面で中心から予め決められた範囲に位置していることが望ましい。その範囲は、予め実験を行って容器の中心から側壁にかけて圧力分布を測定し、その計測結果を基に決めることができる。管口７１ａが第１アキュムレータ１５ａにおいて水平面で中心から予め決められた範囲に位置している場合、管口７１ａの位置が管口５２ａの位置と同等の高さであってもよい。第２アキュムレータ１５ｂにおいて、管口７１ｂの水平面の位置についても、第１アキュムレータ１５ａにおける管口７１ａと同様であり、その詳細な説明を省略する。
　ここで、本実施の形態１における均圧管１７の構成の変形例１を説明する。図７は、図５Ａ～図５Ｃに示したアキュムレータの変形例１の構成を示す上面図である。図７は、変形例１における第１アキュムレータ１５ａを、図５Ｂと同じ方向から見たときの上面図に相当する。
　変形例１では、均圧管１７は第１アキュムレータ１５ａおよび第２アキュムレータ１５ｂのそれぞれの容器の上面の中心に接続されている。図７に示すように、均圧管１７の管口７１ａは、第１アキュムレータ１５ａの上面の中心で第１アキュムレータ１５ａと接続されている。第２アキュムレータ１５ｂについても、図に示していないが、均圧管１７の管口７１ａは第１アキュムレータ１５ａの上面の中心に接続されている。
　変形例１の構成では、均圧管１７の管口７１ａ、７１ｂのうち、管口７１ａが第１アキュムレータ１５ａの水平面で中心にあり、管口７１ｂが第２アキュムレータ１５ｂの水平面で中心にある。そのため、旋回流の影響がより抑制される。
　続いて、本実施の形態１における均圧管１７の構成の変形例２を説明する。図８は、図５Ａ～図５Ｃに示したアキュムレータの変形例２の構成を示す側面図である。図８は、変形例２における第１アキュムレータ１５ａおよび第２アキュムレータ１５ｂを、図５Ａと同じ方向から見たときの側面図に相当する。
　図８に示すように、均圧管１７は、第２アキュムレータ１５ｂから第１アキュムレータ１５ａに垂直方向（Ｚ軸矢印方向）に直線状に延びている。均圧管１７は、開口８１ｂで第２アキュムレータ１５ｂの上面の壁を貫通し、開口８１ａで第１アキュムレータ１５ａの下面の壁を貫通している。開口８１ａは第１アキュムレータ１５ａの水平面で中心に位置し、開口８１ｂは第２アキュムレータ１５ｂの水平面で中心に位置している。均圧管１７は、開口８１ｂで第２アキュムレータ１５ｂの上面の壁にロウ付けされ、開口８１ａで第１アキュムレータ１５ａの下面の壁にロウ付けされている。変形例２においても、図５Ａと同様に、管口７１ａは管口５１ａおよび管口５２ａよりも高い位置にあり、管口７１ｂは管口５１ｂおよび管口５２ｂよりも高い位置にある。
　変形例２の構成では、第１アキュムレータ１５ａは、均圧管１７を介して第２アキュムレータ１５ｂに支持され、アキュムレータ１５の安定性が向上する。また、均圧管１７は第２アキュムレータ１５ｂから第１アキュムレータ１５ａに直線状に延びているので、配管を曲げる加工が不要となる。さらに、均圧管１７と第１アキュムレータ１５ａおよび第２アキュムレータ１５ｂとの接続箇所の数は図５Ａ～図５Ｃを参照して説明した構成と同じである。そのため、ロウ付け作業の増加を防げる。
　なお、本実施の形態１では、アキュムレータが２台の場合で説明したが、アキュムレータは３台以上であってもよい。アキュムレータが３台の場合を説明する。
　図９は、図５Ｃに示したアキュムレータにおいて、アキュムレータが３台の場合の設置例を示す側面図である。図９では、吸入管および流出管を図に示すことを省略している。図９に示すように、図５Ａ～図５Ｃに示した第１アキュムレータ１５ａおよび第２アキュムレータ１５ｂの他に、第３アキュムレータ１５ｃが設けられている。第３アキュムレータ１５ｃが最下段として室外機１０の床面上に設置され、その上に第２アキュムレータ１５ｂ、第１アキュムレータ１５ａの順に２台のアキュムレータが設置されている。図９に示すように、均圧管１７は、第１アキュムレータ１５ａおよび第２アキュムレータ１５ｂと同様に、第３アキュムレータ１５ｃの側壁に接続されている。アキュムレータが３台の場合でも、均圧管１７を設けることで、これら３台のアキュムレータの内部の圧力を均等にすることができる。
　また、アキュムレータが４台の場合には、４台のアキュムレータに３つのＴ字分岐管１８を組み合わせることで、流路切換え弁１３から流入する冷媒を４台のアキュムレータに均等に分配することができる。このことを具体的に説明する。３つのＴ字分岐管１８のうち、１つのＴ字分岐管１８の２つの分岐部１８ａ、１８ｂのそれぞれに他の２つのＴ字分岐管１８の基部１８ｃを接続する。これら他の２つのＴ字分岐管１８について、各Ｔ字分岐管１８の分岐部１８ａ、１８ｂに２台のアキュムレータの吸入管を接続する。この構成により、流路切換え弁１３から流入する冷媒が１つ目のＴ字分岐管１８で二等分され、二等分された冷媒が残りの２つのＴ字分岐管１８のそれぞれでさらに二等分される。その結果、流路切換え弁１３から流入する冷媒が四等分され、４台のアキュムレータに冷媒を均等に分配することができる。
　本実施の形態１において、設置されるアキュムレータの数が偶数であれば、３つ以上のＴ字分岐管１８を組み合わせることで、設置された複数のアキュムレータに均等に冷媒を分配できる。この場合、アキュムレータ１５から冷媒が流出する側の配管にも、３つ以上のＴ字合流管１９を組み合わせてもよい。
　本実施の形態１の空気調和装置１は、圧縮機１１を含む冷媒回路２と、冷媒回路２において圧縮機１１の吸入口に並列に接続された複数のアキュムレータとを有し、複数のアキュムレータは地面に対して垂直方向に設置されたものである。
　本実施の形態１では、複数のアキュムレータが垂直方向に設置されているので、冷媒を貯留する容積が増加するとともに、室外機１０において、アキュムレータが占める設置面積が大きくなることを抑制できる。
　また、本実施の形態１では、複数のアキュムレータを組み合わせて用いることで、アキュムレータ１台当たりの容積を小さくしても、大容積を確保することができる。そのため、技術的に困難が伴う、高い耐圧が必要な大容積のアキュムレータを製造する必要がなく、低コストでアキュムレータを製造できる。同一規格のアキュムレータを量産することで、アキュムレータの単価を下げることができる。さらに、空気調和装置毎に必要な冷媒量が異なる場合、必要な容積に合わせて、組み合わせるアキュムレータの台数を変更すればよい。
　本実施の形態１で説明したように、空気調和装置１は、複数のアキュムレータの内部同士を接続する均圧管１７を有する構成であってもよい。この場合、複数のアキュムレータの吸入管４１ａ、４１ｂの配管長の違いに起因する、圧力損失の差が低減し、複数のアキュムレータ間の内部の圧力がより均等になる。
　本実施の形態１で説明したように、複数のアキュムレータのそれぞれにおいて、均圧管１７の管口７１ａ、７１ｂの位置が流出管４２ａ、４２ｂの管口５１ａ、５１ｂよりも高い位置にある構成でもよい。この場合、均圧管１７に液冷媒が入り込むことを防ぎ、均圧管１７は複数のアキュムレータ間の内部の圧力を均等にする役目を果たせる。
　本実施の形態１で説明したように、複数のアキュムレータのそれぞれにおいて、均圧管１７の管口７１ａ、７１ｂの高さが吸入管４１ａ、４１ｂの管口５２ａ、５２ｂの高さと異なる構成であってもよい。この場合、均圧管１７の管口７１ａ、７１ｂ付近は旋回流の影響が小さいため、複数のアキュムレータ間の内部圧力の均等性が向上する。
　本実施の形態１で説明したように、複数のアキュムレータのそれぞれにおいて、均圧管１７の管口７１ａ、７１ｂは水平面においてアキュムレータの中心から予め決められた範囲に位置する構成であってもよい。この場合、旋回流の影響がさらに抑制され、複数のアキュムレータ間の内部圧力の均等性の向上を図ることができる。
　本実施の形態１で説明したように、均圧管１７は、第２アキュムレータ１５ｂから第１アキュムレータ１５ａに垂直方向に直線状に延びる構成であってもよい。この場合、第１アキュムレータ１５ａは、均圧管１７を介して第２アキュムレータ１５ｂに支持され、アキュムレータ１５の安定性が向上する。
　本実施の形態１で説明したように、冷媒回路２は、水平に２方向に分岐する２つの分岐部１８ａ、１８ｂを備えたＴ字分岐管１８を有し、２つの分岐部１８ａ、１８ｂは２つの吸入管４１ａ、４１ｂに接続され、冷媒回路２から流入する冷媒を第１アキュムレータ１５ａおよび第２アキュムレータ１５ｂに分流する構成であってもよい。この場合、冷媒の状態によらず、第２アキュムレータ１５ｂおよび第１アキュムレータ１５ａに、冷媒および冷凍機油が均等に分配される。
　本実施の形態１で説明したように、空気調和装置１は、２つの流出管４２ａ、４２ｂを合流して圧縮機１１の吸入口に冷媒配管３０ｂを介して接続するＴ字合流管１９を有する構成であってもよい。この場合、流出管４２ａ、４２ｂのそれぞれを圧縮機１１まで延ばす必要がなく、配管の製造コストが高くなることを抑制できる。
　なお、本実施の形態１では、複数のアキュムレータの内部の圧力を均等にする手段として、均圧管１７を用いる場合で説明したが、均圧管１７を用いる場合に限定されない。例えば、図５Ａ～図５Ｃを参照して説明したアキュムレータ１５の吸入管４１ａ、４１ｂに、ベルヌーイの法則を適用することが考えられる。ベルヌーイの法則は、流体の速度が増加すると圧力が下がるというものである。この法則に基づいて、配管長に起因する、圧力損失の差が低減するように、吸入管４１ａおよび吸入管４１ｂの太さを設計することが考えられる。さらに、この場合、アキュムレータ１５の冷媒吸入側にＴ字分岐管１８を用いなくてもよい。
　また、図５Ａ～図５Ｃを参照して説明したアキュムレータ１５において、均圧管１７を設ける代わりに、吸入管４１ａに絞り装置を設けてもよい。図１０は、本発明の実施の形態１に係る空気調和装置について、別の構成例を示す冷媒回路図である。図１０に示す空気調和装置１ａにおいて、吸入管４１ａに絞り装置６０が設けられている。絞り装置６０は、第１アキュムレータ１５ａおよび第２アキュムレータ１５ｂの圧力の差が小さくなるように絞り量を調整する。例えば、第１アキュムレータ１５ａおよび第２アキュムレータ１５ｂのそれぞれに図に示さない圧力センサが設けられ、制御部３５がこれらの圧力センサの測定値に基づいて、絞り装置６０に絞り量を調整させることが考えられる。
　また、本実施の形態１では、複数のアキュムレータは容積が同一の場合で説明したが、複数のアキュムレータの容積が互いに異なってもよい。複数のアキュムレータの容積が異なる場合について、図４を参照して説明したアキュムレータ１５の場合で説明する。図４に示すアキュムレータ１５には、Ｔ字分岐管１８および均圧管１７が設けられていない。
　２台のアキュムレータに分配される冷媒量が、吸入管４１ａ、４１ｂの配管長の違いによる圧力損失の差が大きく影響する場合を考える。図４を参照して説明したように、第１アキュムレータ１５ａに分配される冷媒量が第２アキュムレータ１５ｂに分配される冷媒量より多くなる傾向がある。この場合、第１アキュムレータ１５ａの容積が第２アキュムレータ１５ｂの容積よりも大きくなるようにすればよい。ただし、第１アキュムレータ１５ａの設置面積が第２アキュムレータ１５ｂの設置面積の２倍よりも小さくなるようにする。
　一方、２台のアキュムレータに分配される冷媒量が、配管長の違いによる圧力損失の差よりも、冷媒における液体の割合が大きく影響する場合を考える。例えば、空気調和装置１が、アキュムレータ１５に流入する冷媒について液体の割合が高くなる運転を主に実行する場合である。図４を参照して説明したように、第２アキュムレータ１５ｂに分配される冷媒量が第１アキュムレータ１５ａに分配される冷媒量より多くなる傾向がある。この場合、第２アキュムレータ１５ｂの容積が第１アキュムレータ１５ａの容積よりも大きくなるようにすればよい。ただし、第２アキュムレータ１５ｂの設置面積が第１アキュムレータ１５ａの設置面積の２倍よりも小さくなるようにする。
　このように、複数のアキュムレータの容積が異なっていても、床面における、アキュムレータの設置面積を、容積の小さいアキュムレータ１台分の設置面積を２倍した面積よりも小さくすることができる。また、第２アキュムレータ１５ｂが第１アキュムレータ１５ａの下側に配置されているため、第２アキュムレータ１５ｂの容積が第１アキュムレータ１５ａよりも大きければ、アキュムレータ１５の安定性が向上する。
　１、１ａ　空気調和装置、２　冷媒回路、１０　室外機、１１　圧縮機、１２　油分離機、１３　流路切換え弁、１４　熱源側熱交換器、１５　アキュムレータ、１５ａ　第１アキュムレータ、１５ｂ　第２アキュムレータ、１５ｃ　第３アキュムレータ、１６　油戻しキャピラリ、１７　均圧管、１８　Ｔ字分岐管、１８ａ、１８ｂ　分岐部、１８ｃ　基部、１９　Ｔ字合流管、２０ａ～２０ｄ　室内機、２１ａ～２１ｄ　絞り装置、２２ａ～２２ｄ　負荷側熱交換器、３０ａ、３０ｂ　冷媒配管、３５　制御部、４１ａ、４１ｂ　吸入管、４２ａ、４２ｂ　流出管、５１ａ、５１ｂ、５２ａ、５２ｂ　管口、６０　絞り装置、７１ａ、７１ｂ　管口、８１ａ、８１ｂ　開口。

Claims (9)

  1. 　圧縮機を含む冷媒回路と、
    　前記冷媒回路において前記圧縮機の吸入口に並列に接続された複数のアキュムレータと、を有し、
    　前記複数のアキュムレータは地面に対して垂直方向に設置されている、空気調和装置。
  2. 　前記複数のアキュムレータの内部同士を接続する均圧管をさらに有する、請求項１に記載の空気調和装置。
  3. 　前記複数のアキュムレータのそれぞれにおいて、前記均圧管の該アキュムレータ内の管口の位置が、該アキュムレータから前記圧縮機に冷媒が流出する流出管の該アキュムレータ内の管口よりも高い位置にある、請求項２に記載の空気調和装置。
  4. 　前記均圧管の該アキュムレータ内の管口の前記垂直方向の高さは、前記冷媒回路から冷媒が前記アキュムレータに流入する吸入管の該アキュムレータ内の管口の前記垂直方向の高さと異なる、請求項３に記載の空気調和装置。
  5. 　前記均圧管の該アキュムレータ内の管口は、水平面において前記アキュムレータの中心から予め決められた範囲に位置する、請求項３または４に記載の空気調和装置。
  6. 　前記複数のアキュムレータは２台のアキュムレータであり、
    　前記均圧管は、前記２台のアキュムレータのうち、一方のアキュムレータから他方の２アキュムレータに、前記垂直方向に直線状に延びる構成である、請求項５に記載の空気調和装置。
  7. 　前記複数のアキュムレータは２台のアキュムレータであり、
    　前記冷媒回路に接続され、水平に２方向に分岐する２つの分岐部を備えたＴ字分岐管をさらに有し、
    　前記２つの分岐部は、前記２台のアキュムレータに冷媒が流入する２つの吸入管に接続され、前記冷媒回路から流入する冷媒を前記２台のアキュムレータに分流する、請求項１～６のいずれか１項に記載の空気調和装置。
  8. 　前記２台のアキュムレータから冷媒が流出する２つの流出管を合流して前記圧縮機の吸入口に１本の冷媒配管を介して接続するＴ字合流管をさらに有する、請求項６または７に記載の空気調和装置。
  9. 　前記２台のアキュムレータは冷媒を貯留する容積が互いに異なる、請求項６～８のいずれか１項に記載の空気調和装置。
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