JP2012122677A

JP2012122677A - 空気調和機

Info

Publication number: JP2012122677A
Application number: JP2010274256A
Authority: JP
Inventors: Hiroaki Makino; 浩招牧野
Original assignee: Mitsubishi Electric Corp
Current assignee: Mitsubishi Electric Corp
Priority date: 2010-12-09
Filing date: 2010-12-09
Publication date: 2012-06-28
Anticipated expiration: 2030-12-09
Also published as: JP5618801B2

Abstract

【課題】冷媒として地球温暖化係数ＧＷＰの小さいＲ３２を用いて、従来よりも冷媒量を削減しつつ、高いエネルギー消費効率（ＣＯＰ）を安定的に達成できる地球温暖化対応省エネルギー型の空気調和機を提供する。
【解決手段】この発明に係る空気調和機は、室内熱交換器が、主熱交換器と、補助熱交換器と、暖房運転での冷媒の流れ方向おいて、主熱交換器の冷媒流路長の中間点付近に設けられ、凝縮温度を検知する凝縮温度サーミスタと、暖房運転での冷媒の流れ方向おいて、補助熱交換器の入口付近の補助熱交換器配管温度を検知する補助熱交換器サーミスタと、を具備し、制御部は、凝縮温度サーミスタと補助熱交換器サーミスタとの検知結果に基づいて、冷凍サイクルの液相であるサブクール領域が、補助熱交換器の中に収められるとともに、主熱交換器が気液二相状態となるように、減圧装置を制御するものである。
【選択図】図４

Description

この発明は、冷媒にＲ３２（化学式ＣＨ_２Ｆ_２、ＨＦＣ３２（ジフルオロメタン））単独、もしくはＲ３２を少なくとも７０重量パーセント含む混合冷媒を用いる空気調和機に関する。

冷媒を使用して冷凍サイクルを作動する空気調和機における地球環境への課題としては、オゾン層保護、地球温暖化対応（ＣＯ_２等排出抑制）、省エネルギー化、資源の再利用（リサイクル）などがある。

これらの地球環境に関する課題のうち、オゾン層保護については、使用する冷媒をオゾン破壊係数が高いＲ２２（ＨＦＣ２２）から、オゾン破壊係数がゼロであるＲ４１０Ａ（ＨＦＣ３２：ＨＦＣ１２５＝５０：５０（重量比））に切り替えた空気調和機が既に製品化されている。尚、ＨＦＣ１２５は、化学式ＣＨＦ_２−ＣＦ_３（化学名ペンタフルオロエタン）である。

一方、地球温暖化防止対策への要求が益々高くなってきている。空気調和機においては、総等価温暖化影響ＴＥＷＩ（ＴｏｔａｌＥｑｕｉｖａｌｅｎｔＷａｒｍｉｎｇＩｍｐａｃｔ）と呼ばれる地球温暖化の指標を用いて評価される。このＴＥＷＩは、冷媒の大気放出による影響（直接影響）と装置のエネルギー消費（間接影響）、並びに空気調和機を構成する素材を製造する際に消費されるエネルギーを作るために排出されるＣＯ_２などの総和で表される。

ＴＥＷＩの算出には、冷媒の地球温暖化係数ＧＷＰ（ＧｌｏｂａｌＷａｒｍｉｎｇＰｏｔｅｎｔｉａｌ）、冷媒量、並びに空気調和機の効率を表す通年エネルギー消費効率ＡＰＦ（ＡｎｎｕａｌＰｅｒｆｏｒｍａｎｃｅＦａｃｔｏｒ）が用いられる。地球温暖化を防止するには、ＴＥＷＩの値を小さくするべく、小さなＧＷＰ値と大きなＡＰＦ値とを持つ冷媒を選定する必要がある。

現在用いられているＲ４１０ＡのＧＷＰは２０９０で、従来用いられていたＲ２２の１８１０よりも大きな値となっている。そこで、地球温暖化防止のために、ＧＷＰ値がゼロの冷媒として、炭化水素系のＲ２９０、ＧＷＰが５０以下の低ＧＷＰ冷媒としてＨＦＯ１２３４ｙｆなどが開発されているが、可燃性や省エネ性の課題があるため、比較的ＧＷＰが低い冷媒としてＲ３２（ＨＦＣ３２）が候補として挙げられている。

このＲ３２のＧＷＰ値は６７５であり、Ｒ２２，Ｒ４１０ＡのＧＷＰ値と比較すると約１／３になり、地球温暖化への影響を軽減することが出来るが、Ｒ２９０やＨＦＯ１２３４ｙｆと比べると低ＧＷＰ冷媒とは言えないため、Ｒ３２を使用する場合は冷媒量の削減が必要となる。

省エネルギーについては、空気調和機を運転した際の電力消費により間接的にＣＯ_２を排出するため、空気調和機の性能を高めて、省エネルギー化することにより、地球温暖化防止に寄与する。

家庭用空気調和機では、使用時の電力消費による間接的なＣＯ_２排出量が占める割合が大きいため、省エネルギー化を進めることで、ＣＯ_２排出量の削減に結びつけることが出来る。冷媒にＲ３２を使用する場合には、前述のように低ＧＷＰ冷媒ではないため、地球温暖化への影響を減らすために、冷媒量を削減しつつ、同時に省エネルギー化を実現する必要がある。

特開２００１−１９４０１６号公報

地球環境の保全対策として、家庭用の冷凍サイクル装置の作動流体として使用する冷媒をオゾン層を破壊するフロンガスであるＨＣＦＣから、オゾン層を破壊しないＨＦＣであるＲ４１０Ａへの転換を行った。近年では、オゾン層の保護に加えて、地球温暖化防止の重要性が高まってきており、冷凍サイクル装置の作動流体として、オゾン層を破壊しないだけでなく、地球温暖化係数が小さい冷媒が求められるようになってきている。このため、ＧＷＰがＲ４１０Ａの約１／３のＲ３２を使用することが温暖化対策として有効である。ただし、Ｒ３２は微燃性を持つため、温暖化対策、安全性の確保の両面から機器に封入する冷媒の量を出来るだけ少なくすることことが求められる。

Ｒ３２は冷媒の物性として、Ｒ４１０Ａに比べて液密度が小さいという特徴がある。２０℃での飽和液密度はＲ４１０Ａが１０８３．１［ｋｇ／ｍ^３］に対して、Ｒ３２は９８１．４ｋｇ／ｍ^３］でＲ３２はＲ４１０Ａに対して、約９０．６％の液密度である。このため、同一内容積での冷媒質量はＲ３２の方が少なくなる。

また、Ｒ３２はＲ４１０Ａに比べて、配管通過時の圧力損失が小さく、約７０％になるという特徴がある。

Ｒ３２の冷媒物性の特徴を考慮すると、冷媒量の削減のためには、熱交換器の配管を細径化することが有効である。但し、配管の断面積で７割以下まで細径化した場合には、管１本当たりの圧力損失が増加するため、パス数を増やすことで、圧力損失を低減するのが得策である。

ＡＰＦの算出において、暖房運転時のエネルギー消費効率（ＣＯＰ）が占める比率が高いため、高いＡＰＦ値を実現するためには暖房運転での効率を高めることが効果的で、高いエネルギー効率を得るためには熱交換器の持つ熱伝達性能を最大限に引き出すことが重要である。

熱交換器の伝熱性能は主にフィンと空気の間の熱伝達（管外熱伝達）、および配管の管内面と冷媒との熱伝達（管内熱伝達）で決まる。管内熱伝達は冷媒の状態が気液二相状態の時に高く、液単相になると熱伝達率が低下する。また、気液二相状態では、冷媒は潜熱変化するため、温度はほとんど変化しないが、液単相状態では顕熱変化するため、空気と熱交換することにより、出口に向かうにしたがって冷媒の温度が低下して空気と冷媒の温度差が小さくなり、管外熱伝達も低下する。特に、冷媒の温度がフィンを通過する空気の温度と同じになった場合には、熱交換が行われず、熱交換器として機能しなくなる。

熱交換器として高い性能を得るためには、冷媒が気液二相状態にある熱交換器の面積を広くし、かつ、熱交換器の入口から出口までのエンタルピー差を大きくするためにサブクールを大きくとれることが求められる。

この手段として、主熱交換器に加えて、補助熱交換器を搭載し、補助熱交換器でサブクールを確保する構成が用いられる。

液相であるサブクール領域は、補助熱交換器の中に収め、主熱交換器は気液二相状態となるように運転することが望ましい。

しかし、冷媒にＲ３２を用いて、熱交換器の管を細径化した場合には、従来に比べて少量の冷媒で広い範囲をサブクール領域にすることができるため、膨張弁の絞りや冷媒封入量の変化に対するサブクール領域の変動の感度が高くなり、主熱交換器にサブクール領域が広がる現象が発生しやすくなる。

管内熱伝達率、管外熱伝達率が低いサブクール領域が主熱交換器に広がると、主熱交換器の伝熱性能が低下すると同時に、補助熱交換器の出口付近では冷媒の温度がフィンを通過する空気の温度に漸近して温度差が小さくなるため、補助熱交換器の伝熱性能も低下することになる。この結果として、ＣＯＰが低下する。

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、冷媒として地球温暖化係数ＧＷＰの小さいＲ３２を用いて、従来よりも冷媒量を削減しつつ、高いエネルギー消費効率（ＣＯＰ）を安定的に達成できる地球温暖化対応省エネルギー型の空気調和機を提供する。

この発明に係る空気調和機は、作動流体としてＨＦＣ３２（ジフルオロメタン）を使用し、前記作動流体を圧縮する圧縮機、前記作動流体の流れる方向を切り替える四方弁、室内熱交換器、減圧装置、室外熱交換器を順次接続してなる冷凍サイクルと、
冷凍サイクルの制御を行う制御部と、
を備え、冷房運転と暖房運転とで四方弁により冷凍サイクルの流れ方向を切り替える空気調和機において、
室内熱交換器は、
主熱交換器と、
補助熱交換器と、
暖房運転での冷媒の流れ方向において、主熱交換器の冷媒流路長の中間点付近に設けられ、凝縮温度を検知する凝縮温度サーミスタと、
暖房運転での冷媒の流れ方向において、補助熱交換器の入口付近の補助熱交換器配管温度を検知する補助熱交換器サーミスタと、を具備し、
制御部は、凝縮温度サーミスタと補助熱交換器サーミスタとの検知結果に基づいて、冷凍サイクルの液相であるサブクール領域が、補助熱交換器の中に収められるとともに、主熱交換器が気液二相状態となるように、減圧装置を制御するものである。

この発明に係る空気調和機は、制御部が、凝縮温度サーミスタと補助熱交換器サーミスタとの検知結果に基づいて、冷凍サイクルの液相であるサブクール領域が、補助熱交換器の中に収められるとともに、主熱交換器が気液二相状態となるように、減圧装置を制御することにより、サブクール領域の範囲が安定し、空気調和機の暖房運転時のＣＯＰを安定的に高く保つことが出来る。これにより、冷媒にＲ３２を使用し、熱交換器を細径化して冷媒量を削減することができ、高い省エネルギー性と地球温暖化への影響が小さい空気調和機を実現することが出来る。

実施の形態１を示す図で、空気調和機１００の冷媒回路図。実施の形態１を示す図で、室内機１００ｂの分解斜視図。実施の形態１を示す図で、室内機１００ｂの縦断面図。実施の形態１を示す図で、室内熱交換器５の構成図。実施の形態１を示す図で、暖房運転時の室内熱交換器５における冷媒の流れを示す概念図。実施の形態１を示す図で、扁平管１８を一部に用いた変形例の室内熱交換器１０５の構成図。実施の形態１を示す図で、室内熱交換器５の入口から出口に向かっての冷媒温度の変化を示す図。実施の形態１を示す図で、室内熱交換器５でのサブクルール領域の範囲が適正な状態を示す図。実施の形態１を示す図で、室内熱交換器５でのサブクルール領域の範囲が広すぎる状態を示す図。実施の形態２を示す図で、圧縮機１の縦断面図。

実施の形態１．
図１は実施の形態１を示す図で、空気調和機１００の冷媒回路図である。先ず、空気調和機の冷媒回路の一例を図１を参照しながら説明する。

空気調和機１００は、室外機１００ａと、室内機１００ｂとを備える。室外機１００ａと室内機１００ｂとは、延長配管（接続配管）であるガス管延長配管４及び液管延長配管６で接続される。

室外機１００ａは、延長配管側の端部に、ガス管延長配管４が接続するチャージポート付き閉止弁３、液管延長配管６が接続する液管閉止弁７を備える。

ガス管延長配管４及び液管延長配管６には、所定の径・長さの銅管が使用される。空気調和機１００の据付時に、ガス管延長配管４及び液管延長配管６は現地の状況に合わせて作られる。

室外機１００ａは、冷媒（作動流体）を圧縮する圧縮機１、冷媒の流れる方向を冷房運転と暖房運転とで切り替える四方弁２、熱源側熱交換器である室外熱交換器９、減圧装置８を備える。

冷媒を圧縮する圧縮機１には、例えば、回転式圧縮機やスクロール圧縮機等が用いられる。図示はしないが、圧縮機１は、圧縮機構（圧縮要素ともいう）と、この圧縮機構を駆動する電動機（電動要素ともいう）とを密閉容器内に収納するとともに、圧縮機構の摺動部を潤滑する冷凍機油を密閉容器内に封入している。電動機には、高効率で、トルク制御が可能なブラシレスＤＣモータが多く使用される。ブラシレスＤＣモータは、インバータにより駆動され、回転数が制御される。

冷媒の流れる方向を冷房運転と暖房運転とで切り替える四方弁２は、図１では、冷房運転時の冷媒の流路を実線で示している。また、暖房運転時の冷媒の流路を破線で示している。

熱源側熱交換器である室外熱交換器９は、冷房運転時は凝縮器として動作し、暖房運転時は蒸発器として動作する。また、室外送風機（図示せず）により室外熱交換器９に送風が行われて冷媒と空気との熱交換が促進される。

減圧装置８には、例えば、電子膨張弁が使用される。

また、圧縮機１には、圧縮機１から吐出される吐出ガスの温度を測定する吐出温度サーミスタ１０が所定の位置に取り付けられている（例えば、図示しない吐出管）。

室内機１００ｂは、利用側熱交換器である室内熱交換器５を備える。室内熱交換器５は、冷房運転時は蒸発器として動作する。また、暖房運転時は凝縮器として動作する。また、室内送風機（図示せず）により室内熱交換器５に送風が行われて冷媒と空気との熱交換が促進されるとともに、調和空気を空調空間に送出する。

後述するが、室内熱交換器５の内部の所定の位置に、通常は開で、再熱除湿運転時に閉じる除湿弁３５が設けられる。除湿弁３５については、説明を省略する。

空気調和機１００の冷媒回路には、作動流体として、比較的ＧＷＰが低い冷媒としてＲ３２（ＨＦＣ３２）が使用される。

図２は実施の形態１を示す図で、室内機１００ｂの分解斜視図である。本実施の形態は、室内機１００ｂの室内熱交換器５もしくは室内熱交換器５に装着する部品（後述する）に特徴があるが、先ず室内機１００ｂの全体構成について説明する。

図２に示すように、室内機１００ｂは、以下に示す要素を備える。
（１）正面開閉パネル４１：正面開閉パネル４１は、室内機１００ｂの正面に開閉自在に取り付けられる。
（２）前面枠体４２：前面枠体４２は、室内機１００ｂの外郭の前面を構成し、正面開閉パネル４１を支持する。
（３）ドレンパン４３：ドレンパン４３は、室内熱交換器５から発生する除霜水を受ける。また、ドレンパン４３の裏面は、室内送風機４６から吹出口（後述する）に至る風路の上面を構成する調和空気流のガイド部になっている。
（４）フィルタ自動清掃機構４４：フィルタ自動清掃機構４４は、室内の空気に含まれる塵埃を除去するフィルタ（図示せず）を自動清掃する機構である。
（５）室内熱交換器５：室内熱交換器５の詳細は、後述する。
（６）電気品箱４５：電気品箱４５には、例えば、室内の制御を行う制御部を構成するマイコン等が実装される基板が収納される。
（７）室内送風機４６：室内送風機４６は、室内熱交換器５で生成される調和空気を室内に送風する。通常、室内送風機４６には、クロスフローファンが使用される。室内送風機４６のクロスフローファンを駆動する駆動部には、インバータ部が実装された基板を内蔵したモールド固定子と、永久磁石（通常、樹脂マグネット）を用いる回転子（軸、軸受けを含む）と、ブラケットとを備える電動機が使用される。
（８）支持枠体４７：室内機１００ｂの外郭の背面を構成し、室内熱交換器５、室内送風機４６等を支持している。

図３は実施の形態１を示す図で、室内機１００ｂの縦断面図である。図３に示すように、室内機１００ｂの上面に室内空気を吸い込む吸込口４８が形成されている。吸込口４８付近には、フィルタ自動清掃機構４４のフィルタ（図示せず）が配置され、室内空気の塵埃を除去する。

吸込口４８に対向するように、略逆Ｖ字形状の室内熱交換器５が配置される。室内熱交換器５の詳細については、後述する。

略逆Ｖ字形状の室内熱交換器５の内側（吸込口４８と反対側）に、室内送風機４６が配置される。

室内機１００ｂの下部には、室内に開口する吹出口４９が形成され、吹出口４９には、調和空気の風向を制御する風向制御部５０が設けられる。図３に図示している風向制御部５０は、上下方向の風向を制御する。図示はしないが、左右方向の風向を制御するものも用いられる。

室内熱交換器５の下方に、ドレンパン４３が設けられる。ドレンパン４３は、室内熱交換器５で生じる除霜水を受け、ドレンパン４３に一時的に貯留された除霜水は、ドレンパン４３に接続されるドレンホースから室外に排出される。尚、背面にもドレンパンが設けられているが、説明は省略する。

図４、図５は実施の形態１を示す図で、図４は室内熱交換器５の構成図、図５は暖房運転時の室内熱交換器５における冷媒の流れを示す概念図である。図４に示すように、略逆Ｖ字形状の室内熱交換器５は、主熱交換器１４と補助熱交換器１５とからなる。

主熱交換器１４は、略逆Ｖ字形状に形成され、前面上部主熱交換器１４ａ、前面下部主熱交換器１４ｂ、背面主熱交換器１４ｃを備える。

主熱交換器１４の冷媒回路は、前面下部主熱交換器１４ｂと背面主熱交換器１４ｃとが並列に接続され、これらに除湿弁３５を間に介して前面上部主熱交換器１４ａが接続される。

除湿弁３５と、前面上部主熱交換器１４ａとの間に、凝縮温度サーミスタ１２が設けられる。

補助熱交換器１５は、前面上部補助熱交換器１５ａと前面下部補助熱交換器１５ｂとを備える。そして、前面上部補助熱交換器１５ａと前面下部補助熱交換器１５ｂとの冷媒回路は、直列に接続される。

前面下部補助熱交換器１５ｂに、補助熱交換器配管１７の温度を検出する補助熱交換器サーミスタ１３が設けられる。

例えば、空気調和機１００の暖房運転時において、図４、図５に示すように、四方弁２を通過したガス冷媒は、前面下部主熱交換器１４ｂ（２パス）と背面主熱交換器１４ｃ（２パス）に流入する。その後、除湿弁３５に流入し、除湿弁３５を出た冷媒は、前面上部主熱交換器１４ａ（２パス）に流入する。さらに、前面下部補助熱交換器１５ｂ（１パス）、前面上部補助熱交換器１５ａ（１パス）の順に流れた後、減圧装置８へ向かう。

冷媒回路中の封入冷媒量を削減するため、主熱交換器１４の主熱交換器配管１６には、Ｒ４１０Ａで広く使われている外径が７ｍｍの円管ではなく、外径が５ｍｍまたは４ｍｍの円管、または、図６に示すような管内が隔壁により複数空間に分割された扁平管１８を用いても良い。

図６は実施の形態１を示す図で、扁平管１８を一部に用いた変形例の室内熱交換器１０５の構成図である。変形例の室内熱交換器１０５は、図４に示す室内熱交換器５と略同様の構成で、主熱交換器１１４（前面上部主熱交換器１１４ａ、前面下部主熱交換器１１４ｂ、背面主熱交換器１１４ｃ）と、補助熱交換器１１５（前面上部補助熱交換器１１５ａ、前面下部補助熱交換器１１５ｂ）とを備える。

変形例の室内熱交換器１０５の特徴は、主熱交換器１１４の配管に、扁平管１８を用いる点である。扁平管１８は、管内が隔壁により複数空間に分割されたものであり、冷媒回路中の封入冷媒量の削減に寄与する。

一方、空気との伝熱面積の確保のため、および、主熱交換器１４での通風抵抗を増加させないために、フィン１９の面積はＲ４１０Ａの場合と同等にする。主熱交換器配管１６の断面積は、外径７ｍｍの管に対して、外径５ｍｍの管で約半分、外径４ｍｍの管で約３分の１である。

室内熱交換器５の温度を検知するため、暖房運転時の冷媒の流れにおける補助熱交換器１５の入口付近の配管（前面下部補助熱交換器１５ｂの配管）に、冷媒の温度を検知する補助熱交換器サーミスタ１３を設ける。この補助熱交換器サーミスタ１３の検知温度を、Ｔ_ＳＣｉｎとする。

また、主熱交換器１４の冷媒流路長の中間地点付近（除湿弁３５と前面上部主熱交換器１４ａとの間の配管）に、凝縮温度を検知するための凝縮温度サーミスタ１２を設置する。この凝縮温度サーミスタ１２の検知温度を、Ｔ_Ｃとする。

図７は実施の形態１を示す図で、室内熱交換器５の入口から出口に向かっての冷媒温度の変化を示す図、図８は室内熱交換器５でのサブクルール領域の範囲が適正な状態を示す図、図９は室内熱交換器５でのサブクルール領域の範囲が広すぎる状態を示す図である。

図７の横軸は、室内熱交換器５の入口からの配管長［ｍ］、縦軸は冷媒温度［℃］である。尚、図７には、凝縮温度サーミスタ１２、補助熱交換器サーミスタ１３の位置を示している。

凝縮温度サーミスタ１２の検知温度Ｔ_Ｃと、補助熱交換器サーミスタ１３の検知温度Ｔ_ＳＣｉｎとの差を、ΔＴとする。
ΔＴ＝Ｔ_Ｃ − Ｔ_ＳＣｉｎ（１）

暖房運転時のエネルギー消費効率（ＣＯＰ）がもっとも良くなるのは、主熱交換器１４内で冷媒の状態が液相にならずに（気液二相状態）、サブクールがもっとも大きくなる状態である。すなわち、補助熱交換器１５では冷媒が液相状態になり、主熱交換器１４では冷媒が気液二相状態になるように（例えば、図８参照）、制御することが望ましい。

図示しない制御部は、この状態を安定的に保つために、ΔＴの目標値の範囲をＴａからＴｂに設定し（Ｔａ＜Ｔｂ）、ΔＴとＴａ、Ｔｂの値の関係から、減圧装置８の絞りを制御する。

図７に示すように、補助熱交換器１５に取り付けた補助熱交換器サーミスタ１３はサブクールが適正な状態でも、凝縮温度よりも温度が低い位置に取り付けるため、取り付け位置に応じてＴａとＴｂの値を設定する。

ΔＴ＜Ｔａの時は、サブクール領域が小さいため、制御部は、減圧装置８を絞る制御を行う。

Ｔａ＜ΔＴ＜Ｔｂの時は、サブクールが適正なため、制御部は、制御を行わない。

Ｔｂ＜ΔＴの時は、サブクールが大きいため、サブクール領域が主熱交換器１４の一部まで広がり（例えば、図９参照）、暖房運転時のエネルギー消費効率（ＣＯＰ）が、サブクールが適正な場合に比べ低下する。そのため、制御部は、減圧装置８を開く制御を行う。

制御部が、上記の制御を行うことで、サブクール領域が安定的に室内熱交換器５の所定の範囲に収めることが出来、安定的に室内熱交換器５の効率が高い状態で、空気調和機１００を運転することが出来る。

実施の形態２．
図１０は実施の形態２を示す図で、圧縮機１の縦断面図である。図１の空気調和機１００の冷媒回路を構成する圧縮機１は、例えば、図１０に示すような２気筒回転式圧縮機である。２気筒回転式圧縮機は公知のものであるから、詳細な説明は割愛する。

圧縮機１は、密閉容器１ｄ内に、冷媒を圧縮する２気筒回転式の圧縮機構部１ａ、圧縮機構部１ａを駆動する電動機１ｂ（例えば、ブラシレスＤＣモータ）等を収納している。電動機１ｂにより圧縮機構部１ａが駆動されると、冷媒（Ｒ３２）を圧縮し、密閉容器１ｄ内に高温・高圧の冷媒ガスが吐出される。この吐出ガスは電動機１ｂを通過し、吐出管１ｃから冷媒回路の四方弁２へ向かう。

吐出管１ｃには、圧縮機１から吐出される吐出ガスの温度を検出する吐出温度サーミスタ１０が取り付けられている。

また、吐出管１ｃ近傍の密閉容器１ｄの上面に、密閉容器１ｄの温度を検出する密閉容器温度サーミスタ１１が取り付けられている。

但し、吐出温度サーミスタ１０もしくは密閉容器温度サーミスタ１１のいずれかが取り付けられる。

上記の実施の形態１の冷媒回路と熱交換器の構成において、減圧装置８の絞りの制御に、圧縮機１の吐出管１ｃに取り付けた吐出温度サーミスタ１０で検知した温度（吐出温度）を用いる。

また、吐出温度サーミスタ１０の代わりに、吐出管１ｃ近傍の密閉容器１ｄの上面に取り付けられた密閉容器温度サーミスタ１１で検知した密閉容器温度を用いても良い。

圧縮機１の回転数毎に目標とする吐出温度を設定し、目標の設定温度になるように減圧装置８の絞りを、制御部が制御する。制御部は、検知した吐出温度が目標値よりも低い時には、減圧装置８の開度を絞り、目標値よりも高い場合には減圧装置８の開度を開く。

上記の吐出温度制御に、サブクール領域を安定化するために、吐出温度の目標温度に補正を加える。

ΔＴ＜Ｔａの時は、吐出温度の目標温度をα℃高く補正する。

Ｔａ＜ΔＴ＜Ｔｂの時は、目標吐出温度の補正は行わない。

Ｔｂ＜ΔＴの時は、吐出温度の目標温度をβ℃低く補正する。

目標温度の補正値α、βは、室内熱交換器５の仕様に応じて設定する。

このように、減圧装置８の開度を制御する基本制御の目標値に補正を加えることで、基本制御に大きな変更を加えることなく、サブクール領域を安定化する制御を実現することが出来る。

１圧縮機、１ａ圧縮機構部、１ｂ電動機、１ｃ吐出管、１ｄ密閉容器、２四方弁、３チャージポート付き閉止弁、４ガス管延長配管、５室内熱交換器、６液管延長配管、７液管閉止弁、８減圧装置、９室外熱交換器、１０吐出温度サーミスタ、１１密閉容器温度サーミスタ、１２凝縮温度サーミスタ、１３補助熱交換器サーミスタ、１４主熱交換器、１４ａ前面上部主熱交換器、１４ｂ前面下部主熱交換器、１４ｃ背面主熱交換器、１５補助熱交換器、１５ａ前面上部補助熱交換器、１５ｂ前面下部補助熱交換器、１６主熱交換器配管、１７補助熱交換器配管、１８扁平管、３５除湿弁、４１正面開閉パネル、４２前面枠体、４３ドレンパン、４４フィルタ自動清掃機構、４５電気品箱、４６室内送風機、４７支持枠体、４８吸込口、４９吹出口、５０風向制御部、１００空気調和機、１００ａ室外機、１００ｂ室内機。

Claims

作動流体としてＨＦＣ３２（ジフルオロメタン）を使用し、前記作動流体を圧縮する圧縮機、前記作動流体の流れる方向を切り替える四方弁、室内熱交換器、減圧装置、室外熱交換器を順次接続してなる冷凍サイクルと、
前記冷凍サイクルの制御を行う制御部と、
を備え、冷房運転と暖房運転とで前記四方弁により前記冷凍サイクルの流れ方向を切り替える空気調和機において、
前記室内熱交換器は、
主熱交換器と、
補助熱交換器と、
暖房運転での冷媒の流れ方向において、前記主熱交換器の冷媒流路長の中間点付近に設けられ、凝縮温度を検知する凝縮温度サーミスタと、
暖房運転での冷媒の流れ方向において、前記補助熱交換器の入口付近の補助熱交換器配管温度を検知する補助熱交換器サーミスタと、を具備し、
前記制御部は、前記凝縮温度サーミスタと前記補助熱交換器サーミスタとの検知結果に基づいて、前記冷凍サイクルの液相であるサブクール領域が、前記補助熱交換器の中に収められるとともに、前記主熱交換器が気液二相状態となるように、前記減圧装置を制御することを特徴とする空気調和機。
前記凝縮温度サーミスタの検知温度Ｔ_Ｃと、前記補助熱交換器サーミスタの検知温度Ｔ_ＳＣｉｎとの差をΔＴとするとき、
前記制御部は、
ΔＴの目標値の範囲をＴａからＴｂに設定し、Ｔａ＜ΔＴ＜Ｔｂとなるように前記減圧装置の制御を行うことを特徴とする請求項１記載の空気調和機。
前記圧縮機の吐出温度を検知する吐出温度サーミスタもしくは前記圧縮機の密閉容器温度を検知する密閉容器温度サーミスタを備え、
前記制御部は、前記吐出温度サーミスタが検知した前記吐出温度と目標とする目標吐出温度との差、もしくは前記密閉容器温度サーミスタが検知した前記密閉容器温度と目標とする目標密閉容器温度との差に応じて前記減圧装置の開度を制御するとともに、
前記凝縮温度サーミスタの検知温度Ｔ_Ｃと、前記補助熱交換器サーミスタの検知温度Ｔ_ＳＣｉｎとの差ΔＴに応じて前記目標吐出温度もしくは前記目標密閉容器温度に補正を加えることを特徴とする請求項２記載の空気調和機。
前記主熱交換器の主熱交換器配管に、外径が４〜５ｍｍの円管を用いることを特徴とする請求項１乃至３のいずれかに記載の空気調和機。
前記主熱交換器の主熱交換器配管に、管内が隔壁により複数空間に分割された扁平管を用いることを特徴とする請求項１乃至３のいずれかに記載の空気調和機。