JPS5847964A - 空気調和機の冷凍サイクル - Google Patents
空気調和機の冷凍サイクルInfo
- Publication number
- JPS5847964A JPS5847964A JP56146803A JP14680381A JPS5847964A JP S5847964 A JPS5847964 A JP S5847964A JP 56146803 A JP56146803 A JP 56146803A JP 14680381 A JP14680381 A JP 14680381A JP S5847964 A JPS5847964 A JP S5847964A
- Authority
- JP
- Japan
- Prior art keywords
- refrigerant
- liquid receiver
- heat exchanger
- temperature
- suction pipe
- Prior art date
- Legal status (The legal status 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 status listed.)
- Granted
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- Sorption Type Refrigeration Machines (AREA)
- Transition And Organic Metals Composition Catalysts For Addition Polymerization (AREA)
- Compression-Type Refrigeration Machines With Reversible Cycles (AREA)
Abstract
(57)【要約】本公報は電子出願前の出願データであるた
め要約のデータは記録されません。
め要約のデータは記録されません。
Description
【発明の詳細な説明】
本発明は、空気調和機の冷凍サイクル、特に分離型空気
調和機の冷凍サイクルに関するもめで、冷凍サイクルの
高効率化および、負荷変動に対する追随性の向上を目的
としたものである。
調和機の冷凍サイクルに関するもめで、冷凍サイクルの
高効率化および、負荷変動に対する追随性の向上を目的
としたものである。
従来、空気調和機に用いられている主な冷凍サ ・イク
ルは、第１図に示すように、圧縮機１１．室外側熱交換
器（凝縮器）２ａ、キャピラリチー−プ等の減圧装置３
ａ、室内側熱交換器（蒸発器）４ａの順に環状に配管に
て連結した構成となっている。また、一般的に空気調和
機の電源は５０Ｈｚと６０Ｈｚを共用するように設計し
ておシ、シかもＪＩＳ（日本゛工業規格）によって決め
られた空調条件下において最高の効率となるように冷凍
サイクルを設計している。
ルは、第１図に示すように、圧縮機１１．室外側熱交換
器（凝縮器）２ａ、キャピラリチー−プ等の減圧装置３
ａ、室内側熱交換器（蒸発器）４ａの順に環状に配管に
て連結した構成となっている。また、一般的に空気調和
機の電源は５０Ｈｚと６０Ｈｚを共用するように設計し
ておシ、シかもＪＩＳ（日本゛工業規格）によって決め
られた空調条件下において最高の効率となるように冷凍
サイクルを設計している。
しかるに、５ｏＨｚ運転時は、圧縮機１ａの吐出流量が
６０Ｈｚ運転時に比べて小さくなり、減圧装置３ａの減
圧効果が小さくなり、室内側熱交換器４ａに多量の冷媒
が流入するため、圧縮機１ａに吸入される冷媒の過熱度
は６０Ｈｚ運転の場合より小さくなる。冷凍サイクルの
効率は過熱度によって影響され、おおむね過熱度が５
ｄｏｇ〜１０ｄｅｇ程度にて最適値を示す。ところがＦ
記のように６ｏＨｚ運転時とｅｏＨｚ゛運転時では過熱
度が異なるため、各々の周波数の妥協点において使用す
ることと々す、各々の周波数での運転の最高効率点では
運転できないことが多かった。
６０Ｈｚ運転時に比べて小さくなり、減圧装置３ａの減
圧効果が小さくなり、室内側熱交換器４ａに多量の冷媒
が流入するため、圧縮機１ａに吸入される冷媒の過熱度
は６０Ｈｚ運転の場合より小さくなる。冷凍サイクルの
効率は過熱度によって影響され、おおむね過熱度が５
ｄｏｇ〜１０ｄｅｇ程度にて最適値を示す。ところがＦ
記のように６ｏＨｚ運転時とｅｏＨｚ゛運転時では過熱
度が異なるため、各々の周波数の妥協点において使用す
ることと々す、各々の周波数での運転の最高効率点では
運転できないことが多かった。
また、室内側の負荷が上昇した場合、室内１す熱交換器
４ａの能力が上昇するが、それに見合って減圧装置３ａ
の冷媒供給量が増大しないため、圧縮機１ａに吸入され
る冷媒の過熱度は大巾に増大し、最高効率点よりずれる
こととなっていた。
４ａの能力が上昇するが、それに見合って減圧装置３ａ
の冷媒供給量が増大しないため、圧縮機１ａに吸入され
る冷媒の過熱度は大巾に増大し、最高効率点よりずれる
こととなっていた。
さらＫ、上記のように冷媒過熱度が大きく増大した場合
、室内側熱交換器４ａの一部は過熱蒸気のため温度が上
昇し、高温高湿の空気がその室内側熱交換器４ａを通過
したｉ合、ファンや風胴に結露するという欠点を有して
いた。
、室内側熱交換器４ａの一部は過熱蒸気のため温度が上
昇し、高温高湿の空気がその室内側熱交換器４ａを通過
したｉ合、ファンや風胴に結露するという欠点を有して
いた。
こういった欠点を補うものとして従来においては、第２
図のように、圧縮機１ａの吸入管６ａの温度を感知して
減圧量を調整する温度式自動膨張弁６ａを組み込んだ冷
凍サイクルが用いられていたが、室外ユニットと室内ユ
ニットに分離した分離型空気調和機においては、室外ユ
ニットと室内ユニットを連結する内外接続配管７ａがあ
ることによって室内側熱交換器４ａと圧縮機１ａの間の
圧力損失が大きい場合は、感熱部８ａの近傍の圧力を検
知する機構９ａを付加して圧力と温度の両方で動作する
外圧均等型温度自動膨張弁６ａを用いなければならず、
これは高価であるばかりでなく、感熱部８ａの感熱状態
によっては冷凍サイクルが不安定になってハンチング現
象を起こし、また、機構が複雑で可動部分があるため故
障が多い等の種々の欠点を有していた。
図のように、圧縮機１ａの吸入管６ａの温度を感知して
減圧量を調整する温度式自動膨張弁６ａを組み込んだ冷
凍サイクルが用いられていたが、室外ユニットと室内ユ
ニットに分離した分離型空気調和機においては、室外ユ
ニットと室内ユニットを連結する内外接続配管７ａがあ
ることによって室内側熱交換器４ａと圧縮機１ａの間の
圧力損失が大きい場合は、感熱部８ａの近傍の圧力を検
知する機構９ａを付加して圧力と温度の両方で動作する
外圧均等型温度自動膨張弁６ａを用いなければならず、
これは高価であるばかりでなく、感熱部８ａの感熱状態
によっては冷凍サイクルが不安定になってハンチング現
象を起こし、また、機構が複雑で可動部分があるため故
障が多い等の種々の欠点を有していた。
また、第３図に示す如く、冷媒を貯蔵する受液器１０
ａを減圧装置３ａと室内側熱交換器４ａとの間に連結し
、さらに圧縮機１ａの吸入管５ａを受液器１０ａに貫通
させ、負荷に応じて受液器内に貯蔵される冷媒の液相の
割合を変化させて冷媒回路中の冷媒循環量を最適なもの
に調節する冷凍サイクル（例えば、吸入管６ａの温度が
上昇すると、受液器内の冷媒が蒸発して液相の割合が少
なくなり、その結果、冷媒回路中の冷媒循環量が多くな
って過熱度が調節される冷凍サイクル）が知られている
が、分離型空気調和機では内外接続配管７ａがあシ、こ
の接続配管７ａが減圧装置の一部として働くため、減圧
装置３ａの出口の圧力に対する飽和温度は、空調負荷が
増大して吸入管６ａの温度が高くなった場合より高く、
したがって、負荷増大時においても受液器内には過冷却
液が充満したままで冷媒量の調節が行なわれないという
欠点があった。
ａを減圧装置３ａと室内側熱交換器４ａとの間に連結し
、さらに圧縮機１ａの吸入管５ａを受液器１０ａに貫通
させ、負荷に応じて受液器内に貯蔵される冷媒の液相の
割合を変化させて冷媒回路中の冷媒循環量を最適なもの
に調節する冷凍サイクル（例えば、吸入管６ａの温度が
上昇すると、受液器内の冷媒が蒸発して液相の割合が少
なくなり、その結果、冷媒回路中の冷媒循環量が多くな
って過熱度が調節される冷凍サイクル）が知られている
が、分離型空気調和機では内外接続配管７ａがあシ、こ
の接続配管７ａが減圧装置の一部として働くため、減圧
装置３ａの出口の圧力に対する飽和温度は、空調負荷が
増大して吸入管６ａの温度が高くなった場合より高く、
したがって、負荷増大時においても受液器内には過冷却
液が充満したままで冷媒量の調節が行なわれないという
欠点があった。
本発明は、上記従来の冷凍サイクルに見られる種々の欠
点を解消するもので、以下、本発明の一実施例を第４図
、第５図を参照して説明する。
点を解消するもので、以下、本発明の一実施例を第４図
、第５図を参照して説明する。
第４図は本発明の一実施例を示す分離型空気調和機の冷
凍サイクル図で、Ａは室外ユニット、Ｂは室内ユニット
である。この２つのユニットは、接続配管１２．１３に
より連結されている。１は圧縮機、２は室外側熱交換器
（凝縮器）、３Ｆ、ｔキャピラリチー−プよりなる減圧
装置、４は室内側熱交換器（蒸発器）、５は圧縮機１の
吸入管で、これらは図示する順に環状に連結されている
。６は冷媒を貯蔵する第１の受液器で、第５図に示す如
く吸入管６がその内部を貫通し、連結管７によって減圧
装置３の出口点Ｘと連結されている。８は配管９及び１
０によシ第１の受液器６と上部及び下部で連結された第
２の受液器で、室外ｉ１１熱交通している。
凍サイクル図で、Ａは室外ユニット、Ｂは室内ユニット
である。この２つのユニットは、接続配管１２．１３に
より連結されている。１は圧縮機、２は室外側熱交換器
（凝縮器）、３Ｆ、ｔキャピラリチー−プよりなる減圧
装置、４は室内側熱交換器（蒸発器）、５は圧縮機１の
吸入管で、これらは図示する順に環状に連結されている
。６は冷媒を貯蔵する第１の受液器で、第５図に示す如
く吸入管６がその内部を貫通し、連結管７によって減圧
装置３の出口点Ｘと連結されている。８は配管９及び１
０によシ第１の受液器６と上部及び下部で連結された第
２の受液器で、室外ｉ１１熱交通している。
次に冷媒量の調節について説明すると、今、空気調和機
の冷媒回路中には、最高負荷時に必要な量の冷媒が充填
されているものとする。
の冷媒回路中には、最高負荷時に必要な量の冷媒が充填
されているものとする。
−一 一般に、冷凍装置の冷媒回路に負荷に対して適応
する量の冷媒が充填されているときには、吸入管の温度
はある温度に保たれる。
する量の冷媒が充填されているときには、吸入管の温度
はある温度に保たれる。
したがって、上記装置が最適の負荷条件で運転されてい
る間は、吸入管６の温度はある温度に保たれている。こ
の場合、冷媒回路中のＸの点では、分離型空気調和機で
あるため内外接続配管１２があり、この接続配管１２も
減圧機能を持つため、比較的高い圧力となっており、そ
の飽和温度は吸入管６よシ高くなっている。したがって
受液器７の内部では冷媒の凝縮が行なわれある高さの液
がたまっている。一方、第１０受液器６と第２０受液器
８は前記の如く接続されているため、第２の・ 受液器
８にも第１の受液器６と同じ高さの液がたまっている。
る間は、吸入管６の温度はある温度に保たれている。こ
の場合、冷媒回路中のＸの点では、分離型空気調和機で
あるため内外接続配管１２があり、この接続配管１２も
減圧機能を持つため、比較的高い圧力となっており、そ
の飽和温度は吸入管６よシ高くなっている。したがって
受液器７の内部では冷媒の凝縮が行なわれある高さの液
がたまっている。一方、第１０受液器６と第２０受液器
８は前記の如く接続されているため、第２の・ 受液器
８にも第１の受液器６と同じ高さの液がたまっている。
第２の受液器８には高温の配管１１が貫通しているため
、第２の受液器８内部では冷媒の蒸発が行なわれる。す
なわち、第１の受液器６内での凝縮と第２の受液器８内
の蒸発のバランスによって液面はある高さに保た汎てい
るのである。
、第２の受液器８内部では冷媒の蒸発が行なわれる。す
なわち、第１の受液器６内での凝縮と第２の受液器８内
の蒸発のバランスによって液面はある高さに保た汎てい
るのである。
ここで、負荷が減少した場合を考えると、冷媒回路中の
冷媒は過充填の状態となり、冷媒［ｉｉｌ路中を過剰の
冷媒が循環するので、吸入管５内でのｔ？Ｙ媒の過熱度
は小さくなり、吸入管５の温度は下る。
冷媒は過充填の状態となり、冷媒［ｉｉｌ路中を過剰の
冷媒が循環するので、吸入管５内でのｔ？Ｙ媒の過熱度
は小さくなり、吸入管５の温度は下る。
したがって、吸入管６が貫通している第１の受液器ｅ内
での凝縮量が多くなり、より高い液位でバランスする。
での凝縮量が多くなり、より高い液位でバランスする。
この結果、冷媒が冷媒回路中」７り受液器６および８内
に流入し冷媒回路中の過剰な冷媒が取除かれ吸入管６の
温度は元の最適値に近づく。
に流入し冷媒回路中の過剰な冷媒が取除かれ吸入管６の
温度は元の最適値に近づく。
これとは逆に、負荷がある負荷条件よりも増加したとき
には、上記吸入管６の温度がトがり、第１０受液器θ内
の凝縮９°は減少するた必、よ）低い液位でバランスす
る。このため、冷媒回路中の有効冷媒ばか増大し、吸入
管６の温度は丸め最適値に近づく。
には、上記吸入管６の温度がトがり、第１０受液器θ内
の凝縮９°は減少するた必、よ）低い液位でバランスす
る。このため、冷媒回路中の有効冷媒ばか増大し、吸入
管６の温度は丸め最適値に近づく。
これから明らかなように負荷の変動に応じて、吸入管６
の温度が変化し、第１の受液器６と第２の受液器８内の
冷媒の凝縮と蒸発のバランスによって受液器６，８内の
液量を制御し、冷凍サイクル内の冷媒量を常に最適な値
に保てるのである。
の温度が変化し、第１の受液器６と第２の受液器８内の
冷媒の凝縮と蒸発のバランスによって受液器６，８内の
液量を制御し、冷凍サイクル内の冷媒量を常に最適な値
に保てるのである。
第６図は上記第１の受液器６と第２の受液器８の具体的
構造の一例を示しているが、同図のように直径大なる管
に吸入管６なり配管１１なりを貫通して両端を偏平にす
れば比較的簡単に製作できる。また第１の受液器６内の
凝縮量と第２の受液器８内の蒸発量の調整は吸入管５お
よび配管１１の管径を適切に選ぶことによって簡単に行
なえる。
構造の一例を示しているが、同図のように直径大なる管
に吸入管６なり配管１１なりを貫通して両端を偏平にす
れば比較的簡単に製作できる。また第１の受液器６内の
凝縮量と第２の受液器８内の蒸発量の調整は吸入管５お
よび配管１１の管径を適切に選ぶことによって簡単に行
なえる。
上記したように本発明は圧縮機、室外側熱交換器、減圧
装置、室内側熱交換器を順に連結し、減圧装置と室内側
熱交換器との間に第１０受液器を連結し、この第１の受
液器に第２の受液器をそれぞれ１．、下２カ所で連結し
、第１の受液器に圧縮機の吸入管を熱交換的に配設する
と共に、第２の受液器に室外側熱交換器と減圧装置間の
配管を熱交換的に配設してなるもので、負荷条件に対し
て循環冷媒が適量であるときは、芦圧装置の出口におけ
る圧力に対する飽和温度より低い温度となる吸入管によ
る凝縮と高い温度となる室外側熱交換器の配管による蒸
発とがある液位でノ（ランスし、負荷が減少すれば吸入
管の温度が下がり凝縮量が増加し受液器内の冷媒量が増
大して冷媒回路内の冷媒を減少させ、負荷が増大すると
凝縮量が減り受液器内の冷媒量が減少して冷媒回路内の
冷媒を増大させることとなり、冷媒回路中の冷媒を負荷
に応じて適量に保持することができ、従来のものに比し
て負荷条件にかかわらず効率のよい冷凍装置を提供する
ことができる。また低負荷時に液冷媒が圧縮機に帰還す
るのを防ぐことができるので、液圧縮による圧縮機の故
障を防止できるとともに高負荷時に熱交換器の過熱度が
大きくなり、高温高湿度の空気が通過した場合未凝縮の
水分がファンや風胴に結露するという問題は解消される
。さ゛ らに従来のｒうな温度式自動膨張弁による過
熱度゛調節装置に比して構造が簡単で可動がないんめ、
故障が少なくまた極めて安価につくることができるとい
う種々の利点を有するものである。
装置、室内側熱交換器を順に連結し、減圧装置と室内側
熱交換器との間に第１０受液器を連結し、この第１の受
液器に第２の受液器をそれぞれ１．、下２カ所で連結し
、第１の受液器に圧縮機の吸入管を熱交換的に配設する
と共に、第２の受液器に室外側熱交換器と減圧装置間の
配管を熱交換的に配設してなるもので、負荷条件に対し
て循環冷媒が適量であるときは、芦圧装置の出口におけ
る圧力に対する飽和温度より低い温度となる吸入管によ
る凝縮と高い温度となる室外側熱交換器の配管による蒸
発とがある液位でノ（ランスし、負荷が減少すれば吸入
管の温度が下がり凝縮量が増加し受液器内の冷媒量が増
大して冷媒回路内の冷媒を減少させ、負荷が増大すると
凝縮量が減り受液器内の冷媒量が減少して冷媒回路内の
冷媒を増大させることとなり、冷媒回路中の冷媒を負荷
に応じて適量に保持することができ、従来のものに比し
て負荷条件にかかわらず効率のよい冷凍装置を提供する
ことができる。また低負荷時に液冷媒が圧縮機に帰還す
るのを防ぐことができるので、液圧縮による圧縮機の故
障を防止できるとともに高負荷時に熱交換器の過熱度が
大きくなり、高温高湿度の空気が通過した場合未凝縮の
水分がファンや風胴に結露するという問題は解消される
。さ゛ らに従来のｒうな温度式自動膨張弁による過
熱度゛調節装置に比して構造が簡単で可動がないんめ、
故障が少なくまた極めて安価につくることができるとい
う種々の利点を有するものである。
第１図、第２図、第３図はそれぞれ異なった従来例を示
す冷凍サイクル図；第４図は本発明の一実施例を示す空
気調和機の冷凍サイクル図、第５図は同冷凍サイクルに
設けた受液器部の斜視図である。 １・・・・・・圧縮機、２・・・・・・室外側熱交換器
、３・・・・・・減圧装置、４・・・・・・室内側熱交
換器、６・・鬼 ・・・・・・吸入管、６・・・・・・第１の受液器、７
・・・・・・連結管、８・・・・・・第２の受液器、９
，１０．１１・・・・・・−己管。
す冷凍サイクル図；第４図は本発明の一実施例を示す空
気調和機の冷凍サイクル図、第５図は同冷凍サイクルに
設けた受液器部の斜視図である。 １・・・・・・圧縮機、２・・・・・・室外側熱交換器
、３・・・・・・減圧装置、４・・・・・・室内側熱交
換器、６・・鬼 ・・・・・・吸入管、６・・・・・・第１の受液器、７
・・・・・・連結管、８・・・・・・第２の受液器、９
，１０．１１・・・・・・−己管。
Claims (1)
- 圧縮機、室外側熱交換器、減圧装置、及び室内側熱交換
器をそわそれ環状に連結し、前記減圧装置と室内側熱交
換器との間に第１の受液器を連結し、この第１の受液器
に第２の受液器をそれぞれ上下２カ所で連結し、前記第
１の受液器に前記圧縮機の吸入管を熱交換的に配設する
と共に、前記第２の受液器に前記室外側熱交換器と減圧
装置間の配管を熱交換的に配設してなる空気調和機の冷
凍サイクル。。
Priority Applications (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP56146803A JPS5847964A (ja) | 1981-09-16 | 1981-09-16 | 空気調和機の冷凍サイクル |
Applications Claiming Priority (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP56146803A JPS5847964A (ja) | 1981-09-16 | 1981-09-16 | 空気調和機の冷凍サイクル |
Publications (2)
| Publication Number | Publication Date |
|---|---|
| JPS5847964A true JPS5847964A (ja) | 1983-03-19 |
| JPS6222392B2 JPS6222392B2 (ja) | 1987-05-18 |
Family
ID=15415879
Family Applications (1)
| Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
|---|---|---|---|
| JP56146803A Granted JPS5847964A (ja) | 1981-09-16 | 1981-09-16 | 空気調和機の冷凍サイクル |
Country Status (1)
| Country | Link |
|---|---|
| JP (1) | JPS5847964A (ja) |
Cited By (1)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| JPS60133272A (ja) * | 1983-12-21 | 1985-07-16 | 三菱重工業株式会社 | 冷凍装置 |
-
1981
- 1981-09-16 JP JP56146803A patent/JPS5847964A/ja active Granted
Cited By (1)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| JPS60133272A (ja) * | 1983-12-21 | 1985-07-16 | 三菱重工業株式会社 | 冷凍装置 |
Also Published As
| Publication number | Publication date |
|---|---|
| JPS6222392B2 (ja) | 1987-05-18 |
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