JPS60211271A

JPS60211271A - 冷凍サイクル

Info

Publication number: JPS60211271A
Application number: JP6678784A
Authority: JP
Inventors: 今飯田　毅
Original assignee: Mitsubishi Heavy Industries Ltd
Current assignee: Mitsubishi Heavy Industries Ltd
Priority date: 1984-04-05
Filing date: 1984-04-05
Publication date: 1985-10-23

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。

Description

【発明の詳細な説明】〔発明の技術分野〕本発明は空気調和機、冷蔵庫、冷凍装置等における冷凍
サイクルに関する。

〔従来技術とその問題点〕

通常、空気調和機は最大負荷に近い負荷において十分な
空気調和を行ないうる能力を有するものが選定されるが
、冷房期間を通してみると、最大負荷となる外気温度を
越える時間比率は僅かであり、大部分の時間はそれ以下
の外気温度で運転される。第１図は室温を一定に保つ場
合の外気温度と冷房負荷の関係を示したもので、外気温
度３５℃での冷房負荷をＡＩ、冷房期間の平均外気温度
（本例では２９℃としている）における冷房負荷をＡ２
とすると、Ａ２はＡ。

に比べ通常半分以下忙なＪ）、ＡＩの能力を持つ空気調
和機は冷房期間の大半に亘って！大な能力を有すること
になる。そこで、従来サーモスタットにより室温を検知
し、その信号により圧縮機を０Ｎ−ＯＦＦ制御して室温
が低下しすぎないようにしている。第２図はこの従来の
ものにおける室温と時間との関係を示したものである。

第２図において、右下シ線は冷房運転中（圧縮機運転中
）、右上）線は冷房停止中（圧縮機停止中）を示す。線
りはす゛−モスタ、トの設定値２７℃、サーモディファ
レンシャル４　ｄｅｇ℃の場合を示す。この場合は室温
が２５℃まで下った時点で圧縮機を停止し、ついで冷房
負荷により室温は上昇し２９℃に達した時点で再び冷房
運転を再開する。線Ｅはサーモスタットの設定値が２７
℃でサーモディファレンシャルを１℃にした場合を示す
。この場合は室温は２６．５℃と２７．５℃の間を往復
するが、圧縮機の発停回数は線りの場合の４倍になる。

快適な温度範囲はほぼ１８℃〜２８℃の間にあるとされ
ているので線りは不快なゾーン（図の斜線部）を有する
こととなるので、多くの場合サーモスタットの設定値が
例えば２６℃に下げられる。第３図に一定外気温度下で
の室温に対する冷房負荷との関係が示されているが、サ
ーモスタットの設定値が２７℃から２６℃に変更される
と冷房負荷は線Ｂから線Ｃへと増加しその分だけ圧縮機
運転時間比率が増大する。第２図の線Ｆはサーモスタッ
トの設定値が２６℃、サーモディファレンシャル４　ｄ
ｅ、ｊｉｌ’ｃの場合を示し、線Ｆの場合は線りに比し
て運転時間が延長し、空調機の消費エネルギーは増加す
る。

以上のように、快適かつ省エネルギー運転を行なうため
にはサーモディファレンシャルを小さくすることが大切
である。

サーモディファレンシャルを小さくする場合、次の２つ
の重要な障害がある。その１は圧縮機の再起動の問題で
ある。即ち、圧縮機を停止した直後はその吐出管は高圧
に、吸入管は低圧になっておシ、圧縮機停止後、冷媒回
路中の絞υ管部等を冷媒が高圧側から低圧側に流入する
ことで均圧される。ところがサーモディファレンシャル
を小さくすれば発停間隔が短くなるため、通常所定時間
（約３分）以内に、圧縮機の吐出側と吸入側は確実に均
圧されることが必要である。もし均圧されないと、圧縮
機は差圧に抗して起動することになシ、起動不良をおこ
し、再起動に失敗することがある。

その２は圧縮機の発停にともなう熱損失の問題である。

第４図は空気調和機の冷媒回路の１例を示したものであ
るが、冷房時は、実線矢印の如く圧縮機１を出た高温高
圧がス状の冷媒は四方切換弁２を通シ、室外熱交換器３
で、凝縮して高温・高圧の液となり、絞＃）４を通る際
に減圧されて低温低圧の液になシ、室内熱交換器５に入
ってここで蒸発する。この蒸発熱で室内空気を冷却して
冷房を行なう。さらに室内熱交換器５で蒸発、気化した
冷媒はアキュムレータ６を経て、再び圧縮機１に吸込ま
れる。

暖房時、冷媒は点線矢印のように流れる。今、この冷房
運転の途中に圧縮機１が停止されるとする。絞シ４及び
圧縮機１を境界として室内熱交換器５を含む低温・低圧
側と室外熱交換器３を含む高温・高圧側の２つの状態に
なっているので、絞シ４を通って高圧側の冷媒は低圧側
へ流入する。このため低圧側の圧力及び温度は上昇し高
圧側の圧力・温度は降下していく。この冷媒の移動は、
高圧側と低圧側とが圧力的に・ｆランスに到るまで、継
続される。

しかしながら、上記従来の空気調和機は、以上のような
過程を経た後、次ゐような損失が生ずることが明らかに
なった。すなわち、冷凍サイクルに封入された冷媒は、
大半が液冷媒としてサイクル中に存在しておシ、定常運
転時には大半が凝縮器（冷房時は室外熱交換器３）に片
寄って存在しておシ、特に凝縮器の中央から絞り４に到
る管路内に液冷媒として存在している。

圧縮機１の停止時には、凝縮器（冷房時は室外熱交換器
３）内の液冷媒が絞り４を通って蒸発器（冷房時は室内
熱交換器５）側に流れるために、蒸発器に大半の液冷媒
が片寄って存在することになる。このような冷媒分布状
態で、圧縮機１を再起動した場合に、蒸発器の大半の液
冷媒は、アキュムレータ６に流れこむと共に、凝縮器内
には十分な液冷媒が存在しないため、蒸発器に絞シ４を
通って供給される冷媒は極めて少なくなる。この結果と
して蒸発器には蒸発すべき液冷媒が存在せず、圧縮機１
を起動しても、なかなか吹出空気の温度が下がらず冷風
が吹き出すまでに２〜３分を要し、立上りの悪い空調機
となっていた。

このような従来例にて、冷房運転で圧縮機１が再起動し
た時の空調機の吸込温度、吹出１′品度、蒸発器中央部
の温度の変化の実験例を第５図に示す。同図中Ｇは空調
機の吸込空気温度、■は空調機の吹出空気温度、■は蒸
発器（室内熱交換器５）の中央部の温度を示す。圧縮機
１が再起動すると、蒸発器内の圧力は低下するため、蒸
発器の温度はいったん低下するが、凝縮器から液冷媒が
絞り４を通じて供給されないため、逆に吸込空気で加熱
されて上昇し、その後低下していく現象を示している。

このため吹出温度Ｈはなかなか低下せず、冷風が定常的
に吹出すまでに２〜３分を要する結果を示している。

以上の熱損失は、圧縮機の発停回数が増加するとともに
増加し、空気調和機の年間エネルギー効率を大きく低下
させる原因となっている。

以上は暖房時でも冷媒の流れが異なり、温度・圧力の高
低が逆になるのが同様である。

〔発明の目的〕

本発明は上記の点に鑑みてさされたもので、圧縮機、四
方弁、蒸発器、凝縮器、絞シを順次接続してなる冷凍サ
イクルにおいて、前記圧縮機と四方弁との間に少なくと
も圧縮機運転停止時に圧縮機側への冷媒流れを阻止する
弁を設け、開弁と圧縮機との間の吐出配管と、圧縮機の
吸入配管との間に圧縮機の起動、停止に対応して開閉す
る弁を設けると共に凝縮器から絞シを含む配管の間に高
圧側圧力と低圧側圧力との圧力差によって開閉する弁を
設けてなることを要旨とし、圧縮機の発停時の熱損失を
低減し、圧縮機の再起動時における圧縮機吐出管と吸入
管の間の差圧を確実に阻止する冷凍サイクルを提供する
ことを目的とする。

〔発明の実施例〕

以下本発明の詳細を第６図に示す実施例を参照して説明
する。第６図において、１ノは圧縮機、１２は四方切換
弁、１３は室外側熱交換器、１４は室内側熱交換器、１
５はアキュムレータ、１６．１７は毛細管、１８．１９
．２０．２１゜２２は逆止弁、２３は圧縮機”Ｊ’　Ｊ
の吐出管、２４は均圧管、２５は圧縮機１ノの吸入管、
２６は開閉弁、２７．２８．２９は配管、３゜は圧力差
開閉弁（パル７”）、３１はバルブの本体、３２はバル
ブの上蓋、３３はダイヤフラム、３４はダイヤフラムに
取付けられた当金軸、３５は球、３６は板バネ、３７は
弁座、３８はバルブの入口管、３９はバルブの出口管、
４０はバルブに圧力信号を伝えるための圧力導入管であ
る。

しかして、上記圧力差開閉弁３θは、バルブ内部がダイ
ヤフラム３３を境界として、高圧側３０ｍと低圧側３０
ｂに分かれている。低圧側は、上蓋３２で仕切られると
共に、圧力導入管４０が連通している。ダイヤフラム３
３の下面にはシャフト３４が取付けられ、その先端には
球３５が溶接されている。そして、上記シャフト３４と
バルブ本体３１の間には板バネ３！が挿入されている。

上記パルプ本体３１の下部には弁座３７が設けられてお
シ１９球３５が弁座３７に当たると、流れは遮断される
。バルブ本体３ノには入口管３８および出口管３９が取
付けられている。

次に上記実施例の動作を説明する。まず、圧力差開閉弁
３００作用について説明する。ダイヤフラム３３の下側
の高圧室３０ａは、入口管３８と常時連通しておシ、入
口圧力（Ｐｌ）が作用し、これが弁を開けようとする力
である。一方、ダイヤフラム３３の上側の低圧室ｓｏｂ
には、圧力導入管４０よシ導入圧力（Ｐ２）が作用して
いる。さらにダイヤフラム３３は板バネ３６の作用で、
バネ力（Ｆ）を受けている。したがって弁を閉じる力は
導入圧力（Ｐ２）とバネ力（Ｆ）の合成した値である。

一方パネカ（Ｆ）はあらかじめ所定の値に設定されてい
るため、入口圧力（Ｐｌ）と導入圧力（Ｐ２）の圧力量
（ΔＰ）が所定値（Ｐ８）よりも大きくなると弁は開き
、逆に圧力差（ΔＰ）が所定値ＣＰ、、）よシも小さく
なると弁は閉じる。

次に冷媒回路の動作について説明する。開閉弁２６は圧
縮機１１の運転中は閉じ、逆に圧縮機１１の停止中は開
ける。また冷媒は、圧縮機１ノ、四方切換弁１２、逆上
弁１Ｂ、１９，２０゜２１の作用によって、冷房時は実
線矢印（→印）の如く循環し、暖房時は点線矢印（・・
・・〉印）の如く循環する。冷房時は、圧縮＠１１を出
た高温・高圧のガス状冷媒は、吐出管２３、逆止弁２２
、四方切換弁１２を通シ、室外側熱交換器１３で凝縮液
化して、高温・高圧の液となる。この高温・高圧のｉ＆
冷媒は逆止弁１８をへて、配管２８を通シ、圧力開閉弁
３θの入口管３８に到シ、入口管３８には高圧圧力が導
かれる。この時圧力差開閉弁３０の圧力導入管４０には
、配管２２を介して低圧圧力が導かれる。この結果、入
口圧力（Ｐ＋）と導入圧力（Ｐ２）の間に圧力差が生じ
、所定値（Ｐ、）よりも犬きくなるので圧力差開閉弁３
θは開く。さらに高温高圧の液冷媒は、出口管３９、配
管２９、逆止弁２０を経て毛細管１６に到り、ここで摩
擦抵抗を受けて減圧・膨張され、低温・低圧の液冷媒と
なる。

さらに、室内熱交換器１４で蒸発・気化し、四方切換弁
１２、アキュムレータ１５を経て圧縮・（幾１１に吸込
まれる。

次に、圧縮機１１の運転を停止すると、開閉弁２６は開
き、圧縮機１）の吐出管２３と吸入管２５は均圧される
と共に圧力導入管内の圧力（Ｐ２）は上昇する。−万、
入口圧力（Ｐｌ）は圧縮機１１の停止に伴い下降し、圧
力差（ΔＰ）が所定値（Ｐ、）よシも小さくなるので圧
力差開閉弁３０は閉じる。第７図は圧縮機１ノの運転と
圧力差開閉弁３０の動作特性を示したものである。なお
、第７図において、（Ｐｌ）は圧縮機１１の吐出管２３
の圧力である。以上は冷房運転で説明したが、暖房運転
時でも冷媒の流れが点線矢印（・・・・＞）の如く変化
するが、圧力差開閉弁３０と圧縮機１ノの動作特性は第
７図と同一である。

上述のように本発明では、凝縮器出口から毛細管に到る
管路の途中に圧力差開閉弁３０を設けているので、第６
図の場合、冷房時には室外熱交換器１３が凝縮器として
働き、毛細管１６で減圧される。一方、暖房時は室内熱
交換器１４が凝縮器として働き、毛細管１７で減圧され
る。このため、圧縮機１１の停止時に、凝縮器から毛細
管を経て蒸発器への液冷媒の移動を、圧力差開閉ｔＰｓ
ｏの作用により阻止している。

ｔ　ｆｔ、高圧がス状の冷媒の存在する圧縮機１１の吐
出’ｆ１２３と吸入管２５０間で均圧を行い、高圧側か
ら低圧側への冷媒の移動は、ガス状冷媒になる様にし、
しかも逆止弁２２の作用で、凝縮器内の高温・高圧のガ
ス状冷媒は、低圧側へ移動しない様にした。仁の結果、
圧縮機１１の停止時に凝縮器内忙残る冷媒量を従来例に
比較して格段に増加することができ、このため圧縮機１
ノを再起動しても凝縮器から蒸発器へ多くの液冷媒を迅
速に供給することが出来、立上）性能を良好にすること
ができる。これにょシ、圧縮機１ノの発停回数が増大し
ても、年間エネルギー効率の良い空調機の実現が可能に
なった。

また、圧縮機１ノの停止時に蒸発器内に存在する冷媒量
を従来例に比較して格段に減少することができ、このた
め圧縮機１ノを再起動した時の液パツクによる圧縮機の
過負荷運転を回避して軽負荷で起動することができ、従
来例で生じていた圧縮機の過負荷保護装置の作動がなく
なシ、円滑な運転ができる。

また、圧縮機１１の停止時に開閉弁２６の作用によシ吐
出管２３と吸入管２５を均圧しているため、短時間で確
実にバランスする。このため従来例で生じていた様な、
圧力バランスに長時間を要し、そのため冷暖房フィーリ
ングを阻害したシ、圧力差が残っているにもかかわらず
再起動して、起動不良を起すという不具合を無くすこと
ができる。

なお、本発明は、ルームエアコン、パッケージエアコン
、チラー、冷凍装置等に実施し得るものである。

〔発明の効果〕

以上詳記したように本発明によれば、圧縮機、四方弁、
蒸発器、凝縮器、絞シを順次接続してなる冷凍サイクル
において、前記圧縮機と四方弁との間に少くとも圧縮機
運転停止時に圧縮機側への冷媒流れを阻止する弁を設け
、向弁と圧縮機との間の吐出配管と、圧縮機の吸入配管
との間に圧縮機の起動、停止に対応して開閉する弁を設
けると共に凝縮器から絞シを含む配管の間に高圧側圧力
と低圧側圧力との圧力差によって開閉する弁を設けてな
ることを要旨としているので、圧縮機の発停時の熱損失
を低減し、圧縮機の再起動時における圧縮機吐出管と吸
入管の間の差圧の発生を確実に阻止する冷凍サイクルを
提供し得るものである。

【図面の簡単な説明】

第１図、第２図、第３図、第５図は従来における空気調
和機の動作特性を示す図、第４図は従来の空気調和機の
冷媒回路を示す図、第６図は本発明の一実施例を示す冷
媒回路図、第７図は同実施例における圧縮機の運転と圧
力差開閉弁の動作特性を示す図である。１ノ・・・圧縮機、１２・・・四方切換弁、１３・・・
室外側熱交換器、１４・・・室内側熱交換器、１５・・
・アキュムレータ、１６．１７・・・毛細管、１８゜１
９．２０．２１．２２・・・逆止弁、２３・・・吐出管
、２４・・・均圧管、２５・・・吸入管、２６・・・開
閉弁、２７．２８．２９・・・配管、３０・・・圧力差
開閉弁、３ノ・・・パルプ本体、３２・・・パルプ上蓋
、３３・・・ダイヤフラム、３４・・・当金軸、３５・
・・球、３６・・・板バネ、３７・・・弁座、３８・・
・パルプの入口管、３９・・・パルプの出口管、４０・
・・圧力導入管。出願人復代理人　弁理士　鈴　江　武　彦ぃ　−Ｉ味

Claims

【特許請求の範囲】

圧縮機、四方弁、蒸発器、凝縮器、絞りを順次接続して
なる冷凍サイクルにおいて、前記圧縮機と四方弁との間
に少なくとも圧縮機運転停止時に圧縮機側への冷媒流れ
を阻止する弁を設け、量弁と圧縮機との間の吐出配管と
、圧縮機の吸入配管との間に圧縮機の起動、停止に対応
して開閉する弁を設けると共に凝縮器から絞りを含む配
管の間に高圧側圧力と低圧側圧力との圧力差によって開
閉する弁を設けたことを特徴とする冷凍サイクル。