JP2003262385A - 空気調和機 - Google Patents
空気調和機Info
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Abstract
(57)【要約】
【課題】製造コストが安価で信頼の向上した空気調和機
を得る。 【解決手段】圧縮機１、凝縮器４、減圧装置７、蒸発器
３とを配管接続して冷凍サイクルとした空気調和機にお
いて、蒸発器入口温度と凝縮器出口温度とを検出し、蒸
発器入口温度から圧縮機１の吸入圧力を、凝縮器出口温
度から圧縮機１の吐出圧力をそれぞれ演算して圧縮機１
の吐出圧力と吸入圧力の比である運転圧力比を求める。
を得る。 【解決手段】圧縮機１、凝縮器４、減圧装置７、蒸発器
３とを配管接続して冷凍サイクルとした空気調和機にお
いて、蒸発器入口温度と凝縮器出口温度とを検出し、蒸
発器入口温度から圧縮機１の吸入圧力を、凝縮器出口温
度から圧縮機１の吐出圧力をそれぞれ演算して圧縮機１
の吐出圧力と吸入圧力の比である運転圧力比を求める。
Description
【０００１】
【発明の属する技術分野】本発明は空気調和機に係り、
特に冷凍サイクルの圧縮機吐出圧力と圧縮機吸入圧力の
比である運転圧力比を検出して容量制御するものに好適
である。
特に冷凍サイクルの圧縮機吐出圧力と圧縮機吸入圧力の
比である運転圧力比を検出して容量制御するものに好適
である。
【０００２】
【従来の技術】従来、空気調和機において、運転圧力比
を求めるため、冷凍サイクルの高圧側及び低圧側に各々
圧力センサを設け、その圧力センサの値の比から演算す
ることが知られ、特開平５−１０６０８号公報に記載さ
れている。また、温度センサを冷凍サイクルの低圧側冷
媒通路に設け、温度センサ設置部の飽和圧力を温度セン
サの出力信号より演算し、温度センサ設置部から圧縮機
吸入側に至るまでの圧力損失を推定して、圧縮機吸入圧
力を演算することが、特開平８−１２１９１６号公報に
記載のように知られている。
を求めるため、冷凍サイクルの高圧側及び低圧側に各々
圧力センサを設け、その圧力センサの値の比から演算す
ることが知られ、特開平５−１０６０８号公報に記載さ
れている。また、温度センサを冷凍サイクルの低圧側冷
媒通路に設け、温度センサ設置部の飽和圧力を温度セン
サの出力信号より演算し、温度センサ設置部から圧縮機
吸入側に至るまでの圧力損失を推定して、圧縮機吸入圧
力を演算することが、特開平８−１２１９１６号公報に
記載のように知られている。
【０００３】
【発明が解決しようとする課題】上記従来技術の圧力セ
ンサを用いるものにおいては、圧力センサ自体のコスト
が高く、価格面で不利であり、圧縮機吸入圧力を低圧側
冷媒通路に設けた温度センサで推定するものは、室内機
と室外機を接続する配管長さが長い場合、圧縮機吸入側
の冷媒が過熱状態であるのにも関わらず温度センサ設置
部が低い温度となり、吸入圧力の推定値に誤差が生じ、
運転圧力比の推定精度が低下する恐れがある。さらに、
冷房運転及び暖房運転共に運転圧力比を検出するために
温度センサを増やさなければならず、やはり価格面で不
利であった。
ンサを用いるものにおいては、圧力センサ自体のコスト
が高く、価格面で不利であり、圧縮機吸入圧力を低圧側
冷媒通路に設けた温度センサで推定するものは、室内機
と室外機を接続する配管長さが長い場合、圧縮機吸入側
の冷媒が過熱状態であるのにも関わらず温度センサ設置
部が低い温度となり、吸入圧力の推定値に誤差が生じ、
運転圧力比の推定精度が低下する恐れがある。さらに、
冷房運転及び暖房運転共に運転圧力比を検出するために
温度センサを増やさなければならず、やはり価格面で不
利であった。
【０００４】本発明の目的は、上記従来の技術的課題を
解決し、製造コストが安価でかつ運転圧力比を高い精度
で検出し、信頼性の高い空気調和機を提供することにあ
る。
解決し、製造コストが安価でかつ運転圧力比を高い精度
で検出し、信頼性の高い空気調和機を提供することにあ
る。
【０００５】
【課題を解決するための手段】上記の目的を達成するた
めに、本発明は、圧縮機、凝縮器、減圧装置、蒸発器と
を配管接続して冷凍サイクルとした空気調和機におい
て、蒸発器入口温度と凝縮器出口温度とを検出し、前記
蒸発器入口温度から前記圧縮機の吸入圧力を、前記凝縮
器出口温度から前記圧縮機の吐出圧力をそれぞれ演算し
て前記圧縮機の吐出圧力と吸入圧力の比である運転圧力
比を求めるものである。
めに、本発明は、圧縮機、凝縮器、減圧装置、蒸発器と
を配管接続して冷凍サイクルとした空気調和機におい
て、蒸発器入口温度と凝縮器出口温度とを検出し、前記
蒸発器入口温度から前記圧縮機の吸入圧力を、前記凝縮
器出口温度から前記圧縮機の吐出圧力をそれぞれ演算し
て前記圧縮機の吐出圧力と吸入圧力の比である運転圧力
比を求めるものである。
【０００６】また、上記のものにおいて、吸入圧力は圧
縮機の運転周波数及び凝縮器と蒸発器を接続する配管長
さに関連して求めることが望ましい。
縮機の運転周波数及び凝縮器と蒸発器を接続する配管長
さに関連して求めることが望ましい。
【０００７】さらに、上記のものにおいて、凝縮器出口
側に開度が可変できる膨脹弁と該膨脹弁の出口に余剰冷
媒を貯留する受液器とを設け、膨脹弁を全開して、つま
り膨脹弁での圧力損失を小さくするように開度を大きく
して運転圧力比を求めることが望ましい。
側に開度が可変できる膨脹弁と該膨脹弁の出口に余剰冷
媒を貯留する受液器とを設け、膨脹弁を全開して、つま
り膨脹弁での圧力損失を小さくするように開度を大きく
して運転圧力比を求めることが望ましい。
【０００８】さらに、上記のものにおいて、吸入圧力
は、吸入側の飽和圧力、圧縮機のモータ回転数に比例す
るものに係数を加えた値、凝縮器と蒸発器を接続する配
管長さ、の和となる値のべき乗に関連して求めることが
望ましい。
は、吸入側の飽和圧力、圧縮機のモータ回転数に比例す
るものに係数を加えた値、凝縮器と蒸発器を接続する配
管長さ、の和となる値のべき乗に関連して求めることが
望ましい。
【０００９】さらに、上記のものにおいて、求めた運転
圧力比が所定の範囲となるように圧縮機の運転周波数を
制御することが望ましい。
圧力比が所定の範囲となるように圧縮機の運転周波数を
制御することが望ましい。
【００１０】
【発明の実施の形態】以下、本発明の一実施の形態を図
１ないし図４を参照して説明する。図１は、冷凍サイク
ル構成を示し、室外機１００と室内機２００に大別さ
れ、室外機１００と室内機２００は液側接続配管５１及
びガス側接続配管５０で接続されている。室外機１００
は圧縮機１、四方弁２、室外熱交換器４、室外ファン５
より構成され、室外熱交換器４には凝縮器として作用し
た場合に出口側、蒸発器として作用した場合に入口側と
なる位置に温度センサ２１が設けられている。また、室
内機２００は室内熱交換器３、室内膨張弁７、室内ファ
ン６より構成され、室内熱交換器３には、室外熱交換器
４と同様に凝縮器として作用した場合に出口側、蒸発器
として作用した場合に入口側となる位置に温度センサ２
２が設けられている。室内熱交換器３及び室外熱交換器
４に設けられている温度センサの信号は、マイクロコン
ピュータ２０内に入力されるように配線されている。
１ないし図４を参照して説明する。図１は、冷凍サイク
ル構成を示し、室外機１００と室内機２００に大別さ
れ、室外機１００と室内機２００は液側接続配管５１及
びガス側接続配管５０で接続されている。室外機１００
は圧縮機１、四方弁２、室外熱交換器４、室外ファン５
より構成され、室外熱交換器４には凝縮器として作用し
た場合に出口側、蒸発器として作用した場合に入口側と
なる位置に温度センサ２１が設けられている。また、室
内機２００は室内熱交換器３、室内膨張弁７、室内ファ
ン６より構成され、室内熱交換器３には、室外熱交換器
４と同様に凝縮器として作用した場合に出口側、蒸発器
として作用した場合に入口側となる位置に温度センサ２
２が設けられている。室内熱交換器３及び室外熱交換器
４に設けられている温度センサの信号は、マイクロコン
ピュータ２０内に入力されるように配線されている。
【００１１】次に、冷凍サイクルの運転動作について説
明する。図１において、実線矢印は冷房運転での冷媒の
流れ方向を示し、破線矢印は暖房運転時での冷媒の流れ
方向を示す。冷房運転の場合、圧縮機１で圧縮された高
温高圧のガス冷媒は、四方弁２を通り室外熱交換器４に
流入し、室外ファン５により室外熱交換器４に送られる
空気と熱交換して凝縮液化して室外熱交換器４から流出
する。凝縮液化した冷媒は、液側接続配管５１を通り室
内膨張弁７で減圧され気液二相状態の冷媒となり、室内
熱交換器３に流入し、室内ファン６により室内熱交換器
３に送られる空気と熱交換して蒸発ガス化して室内熱交
換器３から流出する。蒸発ガス化した冷媒は、ガス接続
配管５０、四方弁２を通り圧縮機１に戻り、再び圧縮機
１で圧縮されることで冷凍サイクルが形成される。
明する。図１において、実線矢印は冷房運転での冷媒の
流れ方向を示し、破線矢印は暖房運転時での冷媒の流れ
方向を示す。冷房運転の場合、圧縮機１で圧縮された高
温高圧のガス冷媒は、四方弁２を通り室外熱交換器４に
流入し、室外ファン５により室外熱交換器４に送られる
空気と熱交換して凝縮液化して室外熱交換器４から流出
する。凝縮液化した冷媒は、液側接続配管５１を通り室
内膨張弁７で減圧され気液二相状態の冷媒となり、室内
熱交換器３に流入し、室内ファン６により室内熱交換器
３に送られる空気と熱交換して蒸発ガス化して室内熱交
換器３から流出する。蒸発ガス化した冷媒は、ガス接続
配管５０、四方弁２を通り圧縮機１に戻り、再び圧縮機
１で圧縮されることで冷凍サイクルが形成される。
【００１２】図２は、冷凍サイクルモリエル線図を表わ
し、点ａは圧縮機１から吐出された状態を示しており、
その圧力である吐出圧力はＰｄとなる。点ｂは室外熱交
換器４出口すなわち凝縮器出口の状態であり、点ｃは室
内膨張弁７で減圧された室内熱交換器３入口すなわち蒸
発器入口の状態を示す。点ｄは圧縮機１に吸入される状
態を示しており、その圧力である吸入圧力はＰｓとな
る。冷房運転時の運転圧力比εは、吐出圧力Ｐｄと吸入
圧力Ｐｓの比となる。
し、点ａは圧縮機１から吐出された状態を示しており、
その圧力である吐出圧力はＰｄとなる。点ｂは室外熱交
換器４出口すなわち凝縮器出口の状態であり、点ｃは室
内膨張弁７で減圧された室内熱交換器３入口すなわち蒸
発器入口の状態を示す。点ｄは圧縮機１に吸入される状
態を示しており、その圧力である吸入圧力はＰｓとな
る。冷房運転時の運転圧力比εは、吐出圧力Ｐｄと吸入
圧力Ｐｓの比となる。
【００１３】圧縮機の運転可能範囲として運転圧力比ε
は、λ１（例えば、１．８）＜ε＜λ２（例えば、８．
０）が望ましく、運転圧力比εがλ１以下、あるいはλ
２以上となると圧縮機の運転寿命が極端に減少し、早期
に故障を起こす恐れがある。このため、運転圧力比εが
λ１とλ２の間になるように、圧縮機周波数、室内外フ
ァンや室内外の膨張弁開度を制御して、圧縮機の信頼性
を確保する。つまり、運転圧力比ε＜λ１となった場合
は、圧縮機周波数の下限値を通常制御時よりも高くし、
冷房運転であれば室外ファンの風量を減少させ、暖房運
転であれば室内ファンの風量を増加させる。また、運転
圧力比ε＞λ２となった場合は、圧縮機周波数の上限値
を通常制御時よりも低くし、冷房運転であれば室外ファ
ンの風量を増加させ、暖房運転であれば室外ファンの風
量を減少させたり、室内膨張弁の開度を開けて凝縮器と
して作用している熱交換器内の冷媒をレシーバ等に回収
させたりする。
は、λ１（例えば、１．８）＜ε＜λ２（例えば、８．
０）が望ましく、運転圧力比εがλ１以下、あるいはλ
２以上となると圧縮機の運転寿命が極端に減少し、早期
に故障を起こす恐れがある。このため、運転圧力比εが
λ１とλ２の間になるように、圧縮機周波数、室内外フ
ァンや室内外の膨張弁開度を制御して、圧縮機の信頼性
を確保する。つまり、運転圧力比ε＜λ１となった場合
は、圧縮機周波数の下限値を通常制御時よりも高くし、
冷房運転であれば室外ファンの風量を減少させ、暖房運
転であれば室内ファンの風量を増加させる。また、運転
圧力比ε＞λ２となった場合は、圧縮機周波数の上限値
を通常制御時よりも低くし、冷房運転であれば室外ファ
ンの風量を増加させ、暖房運転であれば室外ファンの風
量を減少させたり、室内膨張弁の開度を開けて凝縮器と
して作用している熱交換器内の冷媒をレシーバ等に回収
させたりする。
【００１４】次に、冷房運転時の運転圧力比の推定方法
について説明する。運転圧力比の推定は、室内熱交換器
３及び室外熱交換器４に設けた温度センサ２１，２２及
び圧縮機１のモータ回転数の信号を用いてマイクロコン
ピュータ２０で行う。運転圧力比εは、室外熱交換器４
に設けた温度センサ２１の検出値Ｔｃから推定した吐出
圧力Ｐｄと、室内熱交換器３に設けた温度センサ２２の
検出値Ｔｅから推定した吸入圧力Ｐｓとの比となる。
について説明する。運転圧力比の推定は、室内熱交換器
３及び室外熱交換器４に設けた温度センサ２１，２２及
び圧縮機１のモータ回転数の信号を用いてマイクロコン
ピュータ２０で行う。運転圧力比εは、室外熱交換器４
に設けた温度センサ２１の検出値Ｔｃから推定した吐出
圧力Ｐｄと、室内熱交換器３に設けた温度センサ２２の
検出値Ｔｅから推定した吸入圧力Ｐｓとの比となる。
【００１５】
【数１】
【００１６】推定吐出圧力Ｐｄは自然対数の底ｅの｛α
２×（Ｔｃ＋α３）｝乗に比例するとし、推定吸入圧力
Ｐｓは、底ｅの｛β２×（Ｔｅ＋Ｆ１＋Ｌ１）｝乗に比
例するとする。
２×（Ｔｃ＋α３）｝乗に比例するとし、推定吸入圧力
Ｐｓは、底ｅの｛β２×（Ｔｅ＋Ｆ１＋Ｌ１）｝乗に比
例するとする。
【００１７】
【数２】
【００１８】
【数３】
【００１９】Ｔｃは、吐出側の飽和圧力、Ｔｅは、吸入
側の飽和圧力であり、α１〜α３、β１、β２、は空気
調和機に封入する冷媒の種類に応じて変わる係数であ
る。Ｆ１はモータ回転数Ｈｚによる補正値であり、Ｌ１
は、凝縮器と蒸発器又は室外機と室内機とを接続する接
続配管長さによる補正係数である。Ｆ１は数４に示すよ
うに圧縮機１のモータ回転数の検出値Ｈｚに比例するも
のにγ２を加えたものとする。
側の飽和圧力であり、α１〜α３、β１、β２、は空気
調和機に封入する冷媒の種類に応じて変わる係数であ
る。Ｆ１はモータ回転数Ｈｚによる補正値であり、Ｌ１
は、凝縮器と蒸発器又は室外機と室内機とを接続する接
続配管長さによる補正係数である。Ｆ１は数４に示すよ
うに圧縮機１のモータ回転数の検出値Ｈｚに比例するも
のにγ２を加えたものとする。
【００２０】
【数４】
【００２１】Ｌ１は、室内機２００と室外機１００を接
続する配管長さによって変わり、マイクロコンピュータ
２０に予め入力されているか、ディップスイッチや通信
等による外部信号から入力される。
続する配管長さによって変わり、マイクロコンピュータ
２０に予め入力されているか、ディップスイッチや通信
等による外部信号から入力される。
【００２２】図２に示すモリエル線図で説明すると、室
外熱交換器４に設けられている温度センサ２１により飽
和圧力Ｔｃが求められ、Ｔｃを数２により求めて推定吐
出圧力Ｐｄが求められる。推定Ｐｄは、実際の吐出圧力
であるＰｄと比べて四方弁２や室外熱交換器４の圧力損
失及び凝縮器の冷媒過冷却度により若干低くなるが、冷
媒の状態が高温高圧で密度が大きく圧力損失が小さいこ
と、及び温度センサまでに至る距離が変化しないことか
ら、数１の係数を調整することで推定Ｐｄと実際のＰｄ
を同値とすることができる。
外熱交換器４に設けられている温度センサ２１により飽
和圧力Ｔｃが求められ、Ｔｃを数２により求めて推定吐
出圧力Ｐｄが求められる。推定Ｐｄは、実際の吐出圧力
であるＰｄと比べて四方弁２や室外熱交換器４の圧力損
失及び凝縮器の冷媒過冷却度により若干低くなるが、冷
媒の状態が高温高圧で密度が大きく圧力損失が小さいこ
と、及び温度センサまでに至る距離が変化しないことか
ら、数１の係数を調整することで推定Ｐｄと実際のＰｄ
を同値とすることができる。
【００２３】一方、室内熱交換器３に設けられている温
度センサ２２により吸入側の飽和圧力Ｔｅが求められ
る。飽和圧力Ｔｅは、室内熱交換器３やガス接続配管５
０等での圧力損失があるため吸入圧力Ｐｓより高くな
る。この圧力損失は、ガス側接続配管５０の長さ及び冷
凍サイクルを流れる冷媒循環量で変化するため、数４に
示すように補正する。つまり、冷凍サイクルを流れる冷
媒循環量は圧縮機１のモータ回転数Ｈｚに比例すること
から、推定吸入圧力Ｐｓは接続配管長さによる補正係数
Ｌ１と圧縮機１のモータ回転数Ｈｚによる補正値Ｆ１に
より求める。
度センサ２２により吸入側の飽和圧力Ｔｅが求められ
る。飽和圧力Ｔｅは、室内熱交換器３やガス接続配管５
０等での圧力損失があるため吸入圧力Ｐｓより高くな
る。この圧力損失は、ガス側接続配管５０の長さ及び冷
凍サイクルを流れる冷媒循環量で変化するため、数４に
示すように補正する。つまり、冷凍サイクルを流れる冷
媒循環量は圧縮機１のモータ回転数Ｈｚに比例すること
から、推定吸入圧力Ｐｓは接続配管長さによる補正係数
Ｌ１と圧縮機１のモータ回転数Ｈｚによる補正値Ｆ１に
より求める。
【００２４】暖房運転の場合、圧縮機１で圧縮された高
温高圧のガス冷媒は、四方弁２、ガス側接続配管５０を
通り室内熱交換器３に流入し、室内ファン６により室内
熱交換器３に送られる空気と熱交換して凝縮液化して室
内熱交換器３から流出する。凝縮液化した冷媒は、室内
膨張弁７で減圧され気液二相状態の冷媒となり、液側接
続配管５１を通り室外熱交換器４に流入し、室外ファン
５により室外熱交換器４に送られる空気と熱交換して蒸
発ガス化して室外熱交換器４から流出する。蒸発ガス化
した冷媒は、四方弁２を通り圧縮機１に戻り、再び圧縮
機１で圧縮されることで冷凍サイクルが形成される。
温高圧のガス冷媒は、四方弁２、ガス側接続配管５０を
通り室内熱交換器３に流入し、室内ファン６により室内
熱交換器３に送られる空気と熱交換して凝縮液化して室
内熱交換器３から流出する。凝縮液化した冷媒は、室内
膨張弁７で減圧され気液二相状態の冷媒となり、液側接
続配管５１を通り室外熱交換器４に流入し、室外ファン
５により室外熱交換器４に送られる空気と熱交換して蒸
発ガス化して室外熱交換器４から流出する。蒸発ガス化
した冷媒は、四方弁２を通り圧縮機１に戻り、再び圧縮
機１で圧縮されることで冷凍サイクルが形成される。
【００２５】暖房運転の冷凍サイクルをモリエル線図に
示すと、冷房運転と同様に図２となり、暖房運転時の運
転圧力比は、冷房運転時と同様に求めることができる。
また、暖房運転時の運転圧力比の推定は、冷房運転時と
同様に数１ないし４を用いて行う。ただし、数式中のＴ
ｃは室内熱交換器３に設けた温度センサ２２の検出値、
Ｔｅは室外熱交換器４に設けた温度センサ２１の検出値
とする。
示すと、冷房運転と同様に図２となり、暖房運転時の運
転圧力比は、冷房運転時と同様に求めることができる。
また、暖房運転時の運転圧力比の推定は、冷房運転時と
同様に数１ないし４を用いて行う。ただし、数式中のＴ
ｃは室内熱交換器３に設けた温度センサ２２の検出値、
Ｔｅは室外熱交換器４に設けた温度センサ２１の検出値
とする。
【００２６】以上に示すように、凝縮器出口温度及び蒸
発器入口温度を検出することにより空気調和機の運転圧
力比の推定が可能であり、高価な圧力センサを使用せず
に運転圧力比を検出でき、信頼性を向上できる。また、
吐出圧力及び吸入圧力を温度センサ（サーミスタ）で推
定するため、吐出圧力推定値から吐出ガスの飽和温度を
推定することが可能であるため、吐出温度を検出するこ
とで吐出ガス過熱度を推定することが可能であり、吐出
ガス過熱度を膨張弁で制御することができる。さらに、
吸入圧力の推定値を用いて、圧縮機の真空運転を防止す
るように冷凍サイクルの制御機器を制御できるため、圧
縮機の信頼性をより一層向上することができる。
発器入口温度を検出することにより空気調和機の運転圧
力比の推定が可能であり、高価な圧力センサを使用せず
に運転圧力比を検出でき、信頼性を向上できる。また、
吐出圧力及び吸入圧力を温度センサ（サーミスタ）で推
定するため、吐出圧力推定値から吐出ガスの飽和温度を
推定することが可能であるため、吐出温度を検出するこ
とで吐出ガス過熱度を推定することが可能であり、吐出
ガス過熱度を膨張弁で制御することができる。さらに、
吸入圧力の推定値を用いて、圧縮機の真空運転を防止す
るように冷凍サイクルの制御機器を制御できるため、圧
縮機の信頼性をより一層向上することができる。
【００２７】次に、本発明の他の実施形態について図３
ないし４を参照して説明する。図３は、凝縮器の冷媒過
冷却度制御装置を具備した空気調和機の冷凍サイクルを
示し、冷凍サイクルは、室内膨張弁７と室外熱交換器４
の間に受液器９と室外膨張弁８を配置した構成となって
いる。
ないし４を参照して説明する。図３は、凝縮器の冷媒過
冷却度制御装置を具備した空気調和機の冷凍サイクルを
示し、冷凍サイクルは、室内膨張弁７と室外熱交換器４
の間に受液器９と室外膨張弁８を配置した構成となって
いる。
【００２８】受液器９は、余剰冷媒が貯留され、冷房運
転時は室外膨張弁８を全開で、つまり膨脹弁での圧力損
失を小さくするように開度を大きくして使用し、室内膨
張弁７で冷凍サイクルの温度を制御し、暖房運転時は室
内膨張弁７を全開で使用し室外膨張弁８で冷凍サイクル
の温度を制御する。冷凍サイクルの運転をモリエル線図
で示すと図４のようになる。すなわち、凝縮器として作
用している熱交換器の出口に設けられている膨張弁を全
開で使用するため、凝縮器冷媒過冷却度は０となり、凝
縮器出口の温度センサで検知したＴｃの飽和圧力は吐出
圧力Ｐｄと同値となる。よって、受液器９を設け、凝縮
器として作用している熱交換器の出口に設けられている
膨張弁を全開にして凝縮器冷媒過冷却度を制御すること
で、吐出圧力Ｐｄの推定値の精度を向上することがで
き、空気調和機の運転圧力比をより精度良くして、信頼
性を向上できる。
転時は室外膨張弁８を全開で、つまり膨脹弁での圧力損
失を小さくするように開度を大きくして使用し、室内膨
張弁７で冷凍サイクルの温度を制御し、暖房運転時は室
内膨張弁７を全開で使用し室外膨張弁８で冷凍サイクル
の温度を制御する。冷凍サイクルの運転をモリエル線図
で示すと図４のようになる。すなわち、凝縮器として作
用している熱交換器の出口に設けられている膨張弁を全
開で使用するため、凝縮器冷媒過冷却度は０となり、凝
縮器出口の温度センサで検知したＴｃの飽和圧力は吐出
圧力Ｐｄと同値となる。よって、受液器９を設け、凝縮
器として作用している熱交換器の出口に設けられている
膨張弁を全開にして凝縮器冷媒過冷却度を制御すること
で、吐出圧力Ｐｄの推定値の精度を向上することがで
き、空気調和機の運転圧力比をより精度良くして、信頼
性を向上できる。
【００２９】
【発明の効果】以上説明したように、本発明によれば、
高価な圧力センサを使用せずに運転圧力比を検出し、空
気調和機の製造コストを大幅に低減できると共に、信頼
性の向上を図ることができる。
高価な圧力センサを使用せずに運転圧力比を検出し、空
気調和機の製造コストを大幅に低減できると共に、信頼
性の向上を図ることができる。
【図１】本発明の一実施形態を示す空気調和機の冷凍サ
イクル。
イクル。
【図２】図１の冷凍サイクルの運転状態を示したモリエ
ル線図。
ル線図。
【図３】他の実施形態を示す空気調和機の冷凍サイク
ル。
ル。
【図４】図２の冷凍サイクルの運転状態を示したモリエ
ル線図。
ル線図。
１…圧縮機、３…室内熱交換器、４…室外熱交換器、７
…室内膨張弁、８…室外膨張弁、９…受液器、２０…マ
イクロコンピュータ、２１，２２…温度センサ、５０…
ガス側接続配管、５１…液側接続配管、１００…室外
機、２００…室内機。
…室内膨張弁、８…室外膨張弁、９…受液器、２０…マ
イクロコンピュータ、２１，２２…温度センサ、５０…
ガス側接続配管、５１…液側接続配管、１００…室外
機、２００…室内機。
─────────────────────────────────────────────────────
フロントページの続き
(72)発明者 岡部 眞幸
静岡県清水市村松390番地 株式会社日立
空調システム清水生産本部内
(72)発明者 塚田 福治
静岡県清水市村松390番地 株式会社日立
空調システム清水生産本部内
Ｆターム(参考） 3L060 AA08 CC04 DD02 EE02
Claims (5)
- 【請求項１】圧縮機、凝縮器、減圧装置、蒸発器とを配
管接続して冷凍サイクルとした空気調和機において、 蒸発器入口温度と凝縮器出口温度とを検出し、前記蒸発
器入口温度から前記圧縮機の吸入圧力を、前記凝縮器出
口温度から前記圧縮機の吐出圧力をそれぞれ演算して前
記圧縮機の吐出圧力と吸入圧力の比である運転圧力比を
求めることを特徴とする空気調和機。 - 【請求項２】請求項１に記載のものにおいて、前記吸入
圧力は前記圧縮機の運転周波数及び前記凝縮器と前記蒸
発器を接続する配管長さに関連して求めることを特徴と
する空気調和機。 - 【請求項３】請求項１に記載のものにおいて、前記凝縮
器出口側に開度が可変できる膨脹弁と該膨脹弁の出口に
余剰冷媒を貯留する受液器とを設け、前記膨脹弁を全開
して前記運転圧力比を求めることを特徴とする空気調和
機。 - 【請求項４】請求項１に記載のものにおいて、前記吸入
圧力は、吸入側の飽和圧力、前記圧縮機のモータ回転数
に比例するものに係数を加えた値、前記凝縮器と前記蒸
発器を接続する配管長さ、の和となる値のべき乗に関連
して求めることを特徴とする空気調和機。 - 【請求項５】請求項１に記載のものにおいて、求めた運
転圧力比が所定の範囲となるように前記圧縮機の運転周
波数を制御することを特徴とする空気調和機。
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