WO1994012834A1 - Appareil de conditionnement de l'air - Google Patents

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WO1994012834A1
WO1994012834A1 PCT/JP1993/001693 JP9301693W WO9412834A1 WO 1994012834 A1 WO1994012834 A1 WO 1994012834A1 JP 9301693 W JP9301693 W JP 9301693W WO 9412834 A1 WO9412834 A1 WO 9412834A1
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refrigerant
pressure
opening
air conditioner
heat exchanger
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PCT/JP1993/001693
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Kenji Miyata
Hideki Tsujii
Shinichi Oka
Masaaki Takegami
Takeo Ueno
Tetsuya Suda
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Daikin Industries Ltd
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Daikin Industries Ltd
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    • 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
    • F25B43/006—Accumulators
    • 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
    • F25B13/00—Compression machines, plants or systems, with reversible cycle
    • 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
    • F25B2400/00—General features or devices for refrigeration machines, plants or systems, combined heating and refrigeration systems or heat-pump systems, i.e. not limited to a particular subgroup of F25B
    • F25B2400/16—Receivers

Definitions

  • the present invention relates to an air conditioner capable of reversible operation between a cooling operation cycle and a heating operation cycle, and more particularly to a measure for simplifying a refrigerant circuit.
  • the air conditioner includes a compressor, a four-way switching valve, an outdoor heat exchanger, a rectifier circuit, and a rectifier circuit.
  • An indoor heat exchanger connected to an accumulator in order of power, and capable of being used in a cooling operation cycle and a heating operation cycle. It comprises a stop valve, an electric expansion valve, and a receiver located upstream of the electric expansion valve.
  • the above refrigerant circuit is: During the operation cycle, refrigerant from the compressor is condensed by the outdoor heat exchanger, decompressed by the electric expansion valve, and then evaporated by the indoor heat exchanger.At the time of the heating operation cycle, the four-way switching valve is switched.
  • Refrigerant from the compressor is condensed in the indoor heat exchanger, decompressed by the electric expansion valve, and evaporated in the outdoor heat exchanger.
  • a receiver is provided on the high-pressure line through which high-pressure refrigerant flows constantly, an accumulator is provided on the suction side of the compressor, and excess refrigerant during a heating operation cycle is stored in the receiver, while a cooling operation cycle and Heating operation During transition of the cycle, the liquid refrigerant returning to the compressor is removed by the accumulator to prevent liquid back.
  • the receiver only has the storage function of the refrigerant, and the refrigerant circulation amount cannot be adjusted. There is a problem that the allowable width of the filling amount of the storage medium becomes small.
  • a rectifier circuit is provided to always provide the receiver in a high-voltage line, and four check valves are required.
  • the present invention has been made in view of such a point, and at the same time when the number of parts is reduced,? It is an object of the present invention to increase the allowable width of the mixed solvent filling amount and to cope with an increase in the high-pressure refrigerant pressure.
  • the measures taken by the present invention are as follows: Either a refrigerant regulator is installed in the liquid line that becomes a low pressure line and becomes a high pressure line during the heating operation cycle, or a refrigerant regulator is installed in the liquid line that becomes a low pressure line during the heating operation cycle and becomes a high pressure line during the cooling operation cycle That's how it was done.
  • the means taken by the invention according to claim 1 includes a compressor (21), a heat source side heat exchanger (23), and an expansion mechanism (25) through which a refrigerant flows in both directions.
  • the use-side heat exchanger (31) are connected in sequence to form a closed-circuit refrigerant circulation circuit (1) capable of reversible operation in the cooling operation cycle and the heating operation cycle.
  • liquid refrigerant is stored during the cooling operation cycle to correspond to the storage amount of the liquid refrigerant.
  • a refrigerant regulator (4) is provided to supply the used refrigerant amount to the use-side heat exchanger (31) while storing the liquid refrigerant during the heating operation cycle.
  • the means taken by the invention according to claim 2 includes a compressor (21), a heat source side heat exchanger (23),?
  • a closed circuit refrigerant circulation circuit (1) that is connected to the expansion mechanism (25) through which the refrigerant flows in both directions and the user-side heat exchanger (31) in order of power and can reversibly operate between the cooling operation cycle and the heating operation cycle (1) Are formed.
  • liquid refrigerant is stored during the heating operation cycle to correspond to the storage amount of the liquid refrigerant.
  • a refrigerant regulator (4) for supplying the refrigerant amount to the heat source side heat exchanger (23) and storing the liquid refrigerant during the cooling operation cycle is provided.
  • the invention according to claim 3 ⁇ measured means is that, in the invention of claim 1 described above, the refrigerant gp unit (4) includes a storage casing (41) and one end having a heat source side heat exchanger (23).
  • a first inflow / outflow pipe (42) having the other end connected to the storage casing (41) and one end connected to the use side heat exchanger (31).
  • a second inflow / outflow pipe (43) whose other end is introduced into the storage casing (41), and the second inflow / outflow pipe (43) has a second outflow / inflow pipe (43).
  • An opening is formed in which a communication area between the inside and the inside of the storage casing (41) increases or decreases in accordance with an increase or decrease in the storage amount of the liquid refrigerant.
  • the means adopted by the invention according to claim 4 is that, in the invention according to claim 2 described above, the refrigerant regulator (4) is connected to the storage casing (41) and one end to the use side heat exchanger (31). Connected through the expansion mechanism (25), the other end force ⁇ the first inflow / outflow pipe (42) connected to the storage casing (41), and one end connected to the heat source side heat exchanger (23).
  • a second inflow / outflow pipe (43) whose other end is introduced into the storage casing (41), and the second inflow / outflow pipe (43) has a second outflow / inflow pipe (43).
  • An opening is formed in which a communication area between the inside and the inside of the storage casing (41) increases or decreases in accordance with an increase or decrease in the storage amount of the liquid refrigerant.
  • the means taken by the invention of claim 5 is that the opening is formed in the second outflow / inflow pipe (43) by a plurality of refrigerant holes (45 , 45,...), And the means of the invention according to claim 6 is that the opening is formed by a long hole formed in the second outflow / inflow pipe (43) so as to be long in the vertical direction.
  • the expansion mechanism (25) is constituted by an electric expansion valve (25) whose opening is adjustable.
  • High pressure detection means (HPS2) for detecting the high pressure refrigerant pressure of the refrigerant circulation circuit (1), and expansion for adjusting the electric expansion valve (25) to a reference control opening based on the refrigerant state of the refrigerant circulation circuit (1).
  • Valve control means (72) for adjusting the electric expansion valve (25) to a reference control opening based on the refrigerant state of the refrigerant circulation circuit (1).
  • the invention according to claim 8 ⁇ means for implementing the invention is characterized in that, in the invention of claim 7 described above, the high pressure refrigerant pressure in the refrigerant circulation circuit (1) in the cooling operation cycle in which the high pressure detection means (HPS2) detects the force is a predetermined value.
  • the expansion valve control means (72) outputs an opening signal to the expansion valve control means (72) so that the opening of the electric expansion valve (25) is larger than the reference control opening and is controlled to the corrected opening. Opening movement control means (73).
  • the means of the invention according to claim 9 is the invention according to claim 7, wherein the supercooling determination means for determining the degree of supercooling of the refrigerant in the heat source side heat exchanger (23) during the cooling operation cycle ( 75), and when the high-pressure refrigerant pressure of the refrigerant circuit (1) reaches a predetermined value during the cooling operation cycle in which the high-pressure detection means (HPS2) detects the force, the expansion valve control means (72) operates the electric expansion valve (25). Is controlled to be larger than the reference control opening and to the corrected opening, and is controlled so that the corrected opening becomes larger in response to the increase in the degree of supercooling determined by the supercooling determining means (75). And an opening correction means (76) for outputting an opening signal to the expansion valve control means (72).
  • the invention according to the tenth aspect is arranged such that the supercooling determination means (75) determines the degree of subcooling from the outside air temperature.
  • the means of the invention according to Item 11 is that the supercooling determination means (75) It is configured to determine the degree of supercooling from the condensation temperature of the refrigerant in the heat source side heat exchanger (23), and the invention according to claim 12;
  • ⁇ means is a supercooling determination means (75), The supercooling degree is determined based on the outside air temperature, the refrigerant temperature on the discharge side in the compressor (21), and the condensing temperature of the refrigerant in the heat source side heat exchanger (23).
  • the invention as set forth in any one of the first, third, and fifth to twelfth aspects, wherein one end is provided to the refrigerant regulator (4) and the other end is provided to the refrigerant regulator.
  • a bypass path (12) with a shut-off valve (SV) is connected between the (4) and the use side heat exchanger (31).
  • the invention according to claim 14 ⁇ means is that, in the invention of claim 13, the closing valve (SV) is closed during the heating operation cycle, and the closing valve (SV) is opened during the cooling operation cycle.
  • the invention according to claim 15 ⁇ The measures taken in the invention according to claim 13 or 14, wherein the closing valve (SV) is closed during the heating operation cycle and the closing valve (SV) is opened during the cooling operation cycle.
  • the invention according to claim 16 ⁇ measured means is the invention according to claim 7, wherein the high-pressure refrigerant pressure in the refrigerant circulation circuit (1) during the heating operation cycle detected by the high-pressure detection means (HPS2) is a predetermined value.
  • the expansion valve control means (72) is operated by the electric expansion valve (25).
  • the invention according to claim 2 is based on the invention according to claim 7, wherein the supercooling determination for judging the degree of supercooling of the refrigerant in the U-side heat exchanger (31) during the heating operation cycle is performed.
  • Means (75a) and high-pressure detection means (HPS2) force ⁇
  • HPS2 high-pressure detection means
  • the opening degree of (25) is controlled to be larger L than the reference control opening degree and the correction opening degree, and the correction opening degree is made larger in response to the increase of the supercooling degree determined by the supercooling determination means (75) And an opening correction means (76a) for outputting an opening signal to control the expansion valve control means to the expansion valve control means (72).
  • the means according to claim 18 is characterized in that the supercooling determination means (75a) is configured to determine the degree of subcooling from the room temperature.
  • the means according to the present invention is configured such that the supercooling determining means (75a) determines the degree of subcooling based on the indoor temperature and the condensation temperature of the refrigerant in the use side heat exchanger (31).
  • the means according to the invention according to claim 20 is characterized in that the means for subcooling determination (75a) comprises: the indoor temperature, the refrigerant temperature on the discharge side of the compressor (21), and the use side heat exchanger. The supercooling degree is determined based on the condensation temperature of the refrigerant in (31).
  • the invention as set forth in any one of the second, fourth to seventh, and sixteenth to twentieth aspects, wherein one end is connected to the refrigerant regulator (4), and the other end is connected to the refrigerant regulator.
  • Tableware (4) And a bypass passage (12) having a shut-off valve (SV) connected between the heat exchanger and the heat source side heat exchanger (23).
  • SV shut-off valve
  • the invention according to claim 22 ⁇ means taken in the invention of claim 21 is to close the closing valve (SV) during the cooling operation cycle and open the closing valve (SV) during the heating operation cycle.
  • the means taken by the invention according to claim 23 is the invention according to claim 21 or 22, wherein the closing valve (SV) is closed during the cooling operation cycle and the closing valve (SV) is opened during the heating operation cycle.
  • the high-pressure refrigerant discharged from the compressor (21) is supplied to the heat source side heat exchanger (23).
  • the liquid refrigerant is condensed and liquefied, and the pressure of the liquid refrigerant is reduced by an expansion mechanism (25), for example, an electric expansion valve (25), and then flows into a refrigerant controller (4), and then the use side heat exchanger (31) In this way, the water vaporizes and returns to the compressor (21).
  • the high-pressure refrigerant discharged from the compressor (21) is condensed and liquefied in the use-side heat exchanger (31), and the liquid refrigerant flows into the refrigerant controller (4). After that, the pressure is reduced by the electric expansion valve (25), and then the circulation is returned to the compressor (21) by evaporating in the heat source side heat exchanger (23).
  • the refrigerant corresponding to the required load of the IJ side heat exchanger (31) is supplied to the opening of the refrigerant regulator (4), specifically, a plurality of refrigerant holes (45, 45).
  • the control medium controller (4) The lubricating oil accumulated in the refrigerant flows out of the refrigerant holes (45, 45%) Or the long holes and returns to the compressor (21) from the IJ side heat exchanger (31).
  • the high-pressure refrigerant discharged from the compressor (21) is condensed and liquefied in the heat source side heat exchanger (23).
  • the liquid refrigerant After flowing into the refrigerant regulator (4), the liquid refrigerant is decompressed by an expansion mechanism (25), for example, an electric expansion valve (25), and then evaporates by a use-side heat exchanger (31) to be compressed. Return to (21).
  • the high-pressure refrigerant discharged from the compressor (21) is condensed and liquefied in the use-side heat exchanger (31), and this liquid refrigerant is decompressed by the electric expansion valve (25). After that, it flows into the refrigerant controller (4), and then evaporates in the heat source side heat exchanger (23) and returns to the compressor (21).
  • the refrigerant corresponding to the required load of the use side heat exchanger (31) is supplied to the opening of the refrigerant regulator), specifically, a plurality of refrigerant holes (45, 45,%) Or Regulated by one slot, the specified amount of refrigerant is the heat source side heat exchanger (23), and the lubricating oil accumulated in the refrigerant controller (4) flows out of the refrigerant holes (45, 45, %) or the long holes during the heating operation cycle. It will return from the side heat exchanger (23) to the compressor (21).
  • the high pressure detection means HPS2
  • HPS2 high pressure detection means
  • the high-pressure signal is output.
  • the high-pressure signal is received by the opening control means (73) and outputs an opening signal, and the expansion valve control means (72) closes the electric expansion valve (25).
  • the liquid refrigerant accumulated in the heat source side heat exchanger (23) flows to the refrigerant controller () when the high-pressure refrigerant pressure rises, and the high-pressure refrigerant pressure decreases, and the liquid refrigerant flows to the refrigerant controller (4). Pool, liquid back force ⁇ No occurrence.
  • the high-pressure detection means HPS2
  • HPS2 high-pressure detection means
  • the high pressure signal is output, and the high pressure signal is received by the opening control means (7 Sa) and outputs an opening signal, and the expansion valve control means (72) closes the electric expansion valve (25).
  • the high-pressure refrigerant pressure rises, it flows into the liquid refrigerant control medium regulator (4) accumulated in the use-side heat exchanger (31), and the high-pressure refrigerant pressure drops, and the liquid refrigerant is also cooled. ) And liquid back does not occur.
  • the opening correction means (76) is larger than the reference control opening 1 ⁇ in accordance with the degree of supercooling from the subcooling determination means (75), An opening degree signal is output.
  • the degree of subcooling is determined from the outside air temperature
  • the degree of supercooling is determined based on the outside air temperature and the condensation temperature.
  • the supercooling degree is determined from the outside air temperature, the discharge side temperature of the compressor (21) and the condensing temperature, and the expansion valve control means (72) controls the electric expansion valve.
  • the stage base and the opening correction means (76a) are connected to the supercooling determination means (75a).
  • a degree L larger than the reference control degree and an opening degree signal of the correction degree are output.
  • the degree of subcooling is determined from the room temperature
  • the degree of supercooling is determined from the room temperature and the condensing temperature.In the invention according to claim 20, the room temperature and the discharge-side temperature and the condensing temperature of the compressor (21) are determined.
  • the degree of supercooling is further determined, and the expansion valve control means (72) sets the electric expansion valve (25) to a full open state according to the degree of supercooling.
  • the bypass control means (74, 74a) When the high-pressure refrigerant pressure rises above a predetermined value, the shut-off valve (SV) is closed, and the liquid refrigerant is stored in the refrigerant regulator (4) to reduce the high-pressure refrigerant pressure, while the compressor (21) When the refrigerant temperature on the discharge side drops, the shut-off valve (SV) is closed to store the liquid refrigerant in the refrigerant regulator (4) to prevent the wet operation.
  • a refrigerant regulator (4) is provided between the expansion mechanism (25) and the use-side heat exchanger (31), and the cooling operation cycle is performed by the refrigerant regulator (4).
  • the refrigerant is stored at the time and the refrigerant amount corresponding to the stored amount is supplied to the use side heat exchanger (31), and the refrigerant is stored during the heating operation cycle.
  • a refrigerant regulator (4) is provided between the heat source side heat exchanger (23) and the expansion mechanism (25), and the refrigerant regulator (4) stores the refrigerant during the heating operation cycle to correspond to the storage amount.
  • the amount of the refrigerant is supplied to the heat source side heat exchanger (23), and the refrigerant is stored during the cooling operation cycle. Accordingingly, there is no need to store the liquid refrigerant with the accumulator as in the conventional case. Force that can be extremely miniaturized, or The possible Ku force be omitted. As a result, the number of devices can be reduced, and the pressure loss can be reduced, so that the operation capability can be improved and the cost can be reduced.
  • the refrigerant circulation amount is adjusted by the refrigerant regulator (4), the allowable width of the refrigerant charging amount in the refrigerant circulation circuit (1) can be increased. As a result, it is not necessary to increase or decrease the refrigerant charging amount depending on the length of the piping.
  • a plurality of refrigerant holes (45, 45,%) Or an opening such as one long hole is formed in the second outflow / inflow pipe (43) of the refrigerant regulator (4).
  • the amount of the refrigerant circulating can be controlled with high precision by the openings such as the refrigerant holes (45, 45,%) Or the long holes, the operation accuracy can be improved. it can
  • the electric expansion valve (25) is opened when the high-pressure refrigerant pressure rises.
  • the liquid refrigerant in the service side heat exchanger (31) flows into the refrigerant regulator () and is stored, so that the increase in the pressure of the high-pressure refrigerant can be reliably reduced, while the liquid knock and the wetness are reduced.
  • reliable operation control can be performed, and the operation range can be expanded.
  • a dedicated sensor is not required for determining the degree of supercooling, so that it is possible to prevent an increase in high-pressure refrigerant pressure without complicating the configuration. it can.
  • a bypass valve (12) having a shut-off valve (S ⁇ 3 ⁇ 4) is connected to the control medium controller (4), and when the high-pressure refrigerant pressure in the control medium circulation circuit (1) rises to a predetermined high pressure, the bypass control means (74, 74a) closes the shut-off valve (SV) .
  • the liquid refrigerant can be stored in the refrigerant regulator (4) to reduce the high-pressure refrigerant pressure.
  • FIG. 1 is a block diagram showing the configuration of the invention according to claims 1, 3 and 5 to 15.
  • FIG. 2 is a block diagram showing a configuration of the invention according to claims 2, 4 to 7, and claims 16 to 23.
  • FIG. 3 is a refrigerant piping system diagram showing a refrigerant circulation circuit of the first embodiment
  • FIG. 4 is an enlarged sectional view showing a refrigerant regulator
  • FIG. 5 is an enlarged sectional view showing another refrigerant regulator. I can do it.
  • FIG. 6 is a refrigerant piping system diagram showing a refrigerant circuit of the second embodiment. Seventh The figure is a control flow chart of the electric expansion valve showing the third embodiment, FIG. 8 is a control flow chart showing the electric expansion valve control II, and FIG. 9 is a modification of other electric expansion valve control. FIG. 9 is a control flow chart showing an example.
  • FIG. 10 is a refrigerant piping system diagram showing a refrigerant circulation circuit of a fourth embodiment
  • FIG. 11 is a refrigerant piping system diagram showing a refrigerant circulation circuit of a fifth embodiment.
  • FIG. 12 is a control flow chart of an electric expansion valve showing a sixth example
  • FIG. 13 is a control flow chart showing a modified example of electric expansion valve control
  • FIG. 14 is a modification of another electric expansion valve control.
  • FIG. 9 is a control flowchart showing an example.
  • FIG. 3 shows a refrigerant piping system in the air conditioner of the invention according to claims 1, 3, 5, 7 and 8.
  • the medium circulation circuit (1) is configured as a so-called separate type in which one indoor unit (3) is connected to one outdoor unit (2).
  • the outdoor unit (2) has a scroll-type compressor (21) whose operating frequency is variably adjusted by an inverter, and is cut off as indicated by the solid line in the cooling operation and as indicated by the broken line in the heating operation.
  • An electric expansion valve (25) which is an expansion mechanism for reducing the pressure of the refrigerant, and a refrigerant regulator (4) which is a feature of the present invention.
  • An indoor heat exchanger (31) which is a use-side heat exchanger that functions as a condenser during heating operation and as a condenser during heating operation, is provided.
  • the refrigerant circuit (1) is reversibly operable between a cooling operation cycle and a heating operation cycle so as to generate heat transfer by circulation of the refrigerant. It is configured as a closed circuit.
  • the refrigerant circulation circuit (1) is arranged such that the electric expansion valve (25) flows in the refrigerant gas in both directions, that is, the electric expansion valve (25) In the cooling operation cycle and the heating operation cycle, the refrigerant flows in the opposite directions to each other to reduce the pressure (the solid line in FIG. 2 indicates cooling, and the dashed line indicates heating). Further, the refrigerant circulation circuit (1) is configured as a circuit without an accumulator, and performs a heating operation at one end of the indoor heat exchanger (31), specifically, at an outlet side of the refrigerant during a cooling operation cycle. The refrigerant inlet side during the cycle is connected directly to the compressor (21) via the four-way switching valve (22).
  • the refrigerant regulator (4) which is a feature of the present invention, comprises a storage casing (41) in which a first outflow / inflow pipe (42) and a second outflow / inflow pipe (43) are connected. It is interposed in a refrigerant pipe (1) that becomes a low-pressure liquid line during the cooling operation cycle and becomes a high-pressure liquid line during the heating operation cycle.
  • the storage casing (41) The refrigerant circulation circuit (1) is formed so as to be capable of storing the refrigerant and has a capacity corresponding to the amount of refrigerant charged in the refrigerant circuit (1).
  • the first outflow / inflow pipe (42) has one end connected to the bottom surface of the storage casing (41), and the other end connected to the refrigerant pipe (11) on the side of the external heat exchanger (23), for cooling.
  • the liquid refrigerant is introduced into the storage casing (41) from the outdoor heat exchanger (23), while during the heating operation cycle, the liquid refrigerant is led out to the outdoor heat exchanger (23) from the storage casing (41).
  • the solid line in Fig. 4 indicates cooling, and the dashed line indicates heating.
  • one end of the second inflow / outflow pipe (43) is formed in an inner tube (44) introduced into the storage casing (41) from above the storage casing (41), The other end is connected to the refrigerant pipe (11) on the indoor heat exchanger (31) side.
  • the second outflow / inflow pipe (43) is?
  • the liquid refrigerant is led to the indoor heat exchanger (31) from the storage casing (41) during the chamber operation cycle, while the liquid refrigerant is stored to the indoor heat exchanger (31) during the heating operation cycle (41).
  • the inner tube portion (44) of the second inflow / outflow tube (43) is formed in a U-shape, and has a plurality of refrigerant holes (45, 45,...) Which are openings. (45.45,...) Are set to the same diameter or different diameters, so that the liquid refrigerant flows in during the heating operation cycle, and in particular, the liquid refrigerant flows out during the cooling operation cycle, and at the same time, the storage casing (41) It is configured so that the stored lubricating oil power ⁇ spills out.
  • the refrigerant controller (4) stores the liquid refrigerant during the cooling operation cycle and supplies the refrigerant amount corresponding to the stored amount to the indoor heat exchanger (31) through the refrigerant holes (45, 45,). While controlling the amount of circulating refrigerant, excess refrigerant is stored during the heating operation cycle.
  • (F1 F3) is a filter for removing dust in the refrigerant
  • (ER) is a silencer for reducing the operation noise of the compressor (21).
  • sensors are provided in the air conditioner, and a discharge pipe sensor (Thd) for detecting a discharge pipe temperature Td is disposed in a discharge pipe of the compressor (21).
  • An air temperature sensor (Tha) that detects the outdoor air temperature Ta, which is the outdoor air temperature, is placed at the air inlet of (2).
  • the outdoor heat exchanger (23) has a condensing temperature during cooling operation,
  • An outdoor heat exchange sensor (The) that detects the outdoor heat exchange temperature Tc, which is the evaporating temperature during operation, is arranged.
  • the indoor air temperature Tr which is the indoor temperature, is detected at the air intake of the indoor unit (3).
  • a room temperature sensor (T hr) is arranged, and the indoor heat exchanger (31) detects the indoor heat exchange temperature Te that detects the evaporation temperature during cooling operation and the condensing temperature during heating operation. ) Force ⁇ located.
  • a high-pressure protection pressure switch HPS1 that detects a high-pressure refrigerant pressure HP and outputs a high-pressure protection signal when the high-pressure refrigerant pressure HP rises excessively is output to the discharge pipe of the compressor (21).
  • HPS2 high-pressure control pressure switch
  • HPS2 which is a high-pressure detection means for detecting the high-pressure refrigerant pressure HP and outputting a high-pressure control signal when the high-pressure refrigerant pressure HP reaches a predetermined value.
  • the suction pipe of the compressor (21) has a low pressure refrigerant pressure
  • a low-pressure protection pressure switch LPS1 that is turned on due to an excessive drop in the low-pressure refrigerant pressure and outputs an iffiE protection signal.
  • the output signals of the sensors (Thd. To .The) and the switches (HPS1, HPS2, LPS1) are input to a controller (7), and the controller (7) outputs the signals based on the input signals. It is configured to control an air-conditioning operation, and is provided with a capacity control means (71) for a compressor (21), expansion valve control means (72), opening movement control means (73), and a force.
  • the capacity control means (71) divides the operating frequency of the inverter into 0 steps N from zero to the maximum frequency and, for example, an outdoor heat exchange sensor (The) and an indoor heat exchange sensor (The).
  • the expansion valve control means (72) is configured to control the discharge pipe temperature similarly to the capacity control means (71). For example, the outdoor heat exchange sensor (The) and the indoor heat exchange sensor (The) are detected. Calculate the optimum value Tk of the discharge pipe temperature Td that gives a more optimal refrigeration effect and the condensing temperature and evaporation temperature, and set the valve opening so that the discharge pipe temperature Td becomes the optimum value Tk, and set the electric expansion valve ( 25) is controlled to the reference control opening, and it goes low.
  • the opening control means (73) sets the opening of the electric expansion valve (25) as a reference control opening when the high-pressure control pressure switch (HPS2) outputs a high-pressure control signal.
  • An opening signal for controlling to a larger L and a corrected opening is output to the expansion valve control means (72). It is configured to:
  • the high-pressure refrigerant discharged from the compressor (21) is supplied to the outdoor
  • the liquid refrigerant is condensed and liquefied by the heat exchanger (23), and the liquid refrigerant is depressurized by the electric expansion valve (25), flows into the refrigerant controller (4), and then is cooled by the indoor heat exchanger (31). )
  • the high-pressure refrigerant discharged from the compressor (21) is condensed and liquefied in the indoor heat exchanger (31).
  • the capacity control means (71) determines the condensing temperature and the evaporating temperature detected by the outdoor heat exchange sensor (The) and the indoor heat exchange sensor (The), and the discharge pipe temperature Td that gives a more optimal refrigeration effect.
  • the reference pipe opening is set so that the discharge pipe temperature Td force ⁇ optimal value Tk, and the opening of the electric expansion valve (25) is controlled, and air conditioning operation corresponding to the indoor load It is carried out.
  • the refrigerant corresponding to the required load of the indoor heat exchanger (31) is determined by the opening degree of the electric expansion valve (25) and?
  • the refrigerant is regulated by the refrigerant holes (45, 45 ',%) Of the medium controller (4), and is supplied to the indoor heat exchanger (31) with a predetermined refrigerant amount.
  • the high-pressure control pressure switch (HPS2) force ⁇ the high-pressure control signal is output.
  • the high-voltage control signal is received by the opening control means (73) and outputs an opening signal, and the expansion valve control means (72) sets the electric expansion valve (25) to a correction opening larger than the reference control opening. And open it.
  • the indoor heat exchanger (31) does not supply more liquid refrigerant than necessary, so that no liquid back force is generated even if an accumulator is not provided.
  • the lubricating oil accumulated in the refrigerant controller (4) that is, the lubricating oil on the liquid refrigerant, flows out from the refrigerant holes (45, 45,... :) and flows from the indoor heat exchanger (31) to the compressor (21). Will return to.
  • the refrigerant regulator (4) is provided between the expansion mechanism (25) and the indoor heat exchanger (31), and the cooling regulator is used by the refrigerant regulator (4).
  • the liquid refrigerant is stored and the amount of the refrigerant corresponding to the stored amount is supplied to the indoor heat exchanger (31), and the liquid refrigerant is stored during the heating operation cycle. Since there is no need to store the liquid refrigerant in the accumulator, it is possible to minimize the size of the accumulator or to omit the accumulator. As a result, the number of devices can be reduced, and the pressure loss can be reduced, so that the operation capability can be improved and the cost can be reduced.
  • the refrigerant circulation amount is adjusted by the refrigerant regulator (4), it is possible to increase the allowable width of the refrigerant charging amount in the refrigerant circulation circuit (1). As a result, it is not necessary to increase or decrease the refrigerant charging amount depending on the length of the piping.
  • a plurality of refrigerant holes (45, 45,%) are formed in the second outflow / inlet pipe (43) of the refrigerant regulator (4).
  • the refrigerant holes (45, 45,%) Since the amount of circulating refrigerant can be controlled with high accuracy, the ability to improve operation accuracy can be achieved.
  • the liquid refrigerant in the outdoor heat exchanger (23) flows into the refrigerant regulator (4) and is collected.
  • the increase in the high-pressure refrigerant pressure HP can be reliably reduced, the liquid back and the wet operation can be reliably prevented, so that highly reliable operation control can be performed.
  • the operation range can be expanded.
  • FIG. 5 shows another embodiment of the self refrigerant controller (4).
  • the inner tube part (46) of 3) is formed in a straight tube.
  • the second outflow / inflow pipe (43) is introduced into the storage casing (41) from the bottom of the storage casing (41), while the inner pipe (46) is provided with As in the example, a plurality of refrigerant holes (45, 45,...) Are formed. Therefore, according to the present embodiment, since the second inflow / outflow pipe (43) is formed of a straight pipe, the production can be simplified. Other configurations and effects are the same as those of the previous embodiment.
  • the opening of the refrigerant regulator (4) was constituted by a plurality of refrigerant holes (45, 45,%) As shown in FIGS. It is constituted by a long hole formed long in the direction, so that the area of the inside of the second inflow / outflow pipe (43) and the inside of the storage casing (41) increases or decreases in accordance with the increase or decrease of the storage amount of the liquid refrigerant. You may do it.
  • FIG. 6 shows a second embodiment of the invention according to claims 13 to 15, in which a bypass (12) is connected to the refrigerant regulator (4).
  • the bypass passage (12) has a shut-off valve (SV), one end of which is connected to the bottom of the refrigerant regulator (4), and the other end of which is connected to the storage casing (41) and the indoor heat exchanger (31). Connected to the refrigerant pipe (11).
  • SV shut-off valve
  • the controller (7) is provided with a vino control means (74) for controlling the shut-off valve (SV).
  • the bypass control means (74) is provided with a shut-off valve (SV) during a heating operation cycle. Is fully closed, and the shut-off valve (SV) is fully opened during the normal cooling operation cycle, while the high-pressure control pressure switch (HPS2) is controlled during the cooling operation cycle.
  • HPS2 high-pressure control pressure switch
  • the high-pressure control pressure switch (HPS2) outputs 0 N when the high-pressure refrigerant pressure HP reaches 27 kgZcrf and outputs a high-pressure control signal.
  • the bypass control means (74) closes the shut-off valve (SV) and opens when the high-pressure refrigerant pressure HP reaches 24 kgZdf, while the discharge pipe temperature Td It is designed to close the shut-off valve (SV) for 10 minutes below 60 ° C.
  • the electric expansion valve (25) opens and the shut-off valve (SV) closes, and the liquid refrigerant is stored in the refrigerant regulator (4).
  • the valve (SV) is closed and the liquid refrigerant is stored in the refrigerant controller (4) to perform wet operation. Preventing.
  • the high-pressure refrigerant pressure HP can be prevented from rising, and wet operation can be reliably prevented, so that the operation control can be performed with high reliability and the operation range can be expanded.
  • Other configurations and operations ⁇ Effects are the same as in the previous embodiment.
  • FIG. 7 is a control flow chart showing a third embodiment of the invention according to claims 9 and 12, wherein the controller (7) in FIG. Sub-cooling determination means (75) and opening correction means (76) are provided instead of control means (73) .o
  • the supercooling determination means (75) is for determining the degree of supercooling of the refrigerant in the outdoor heat exchanger (23) during the cooling operation, and includes the above-mentioned high-pressure control pressure switch (HPS2) force ⁇ the detected high-pressure refrigerant pressure.
  • HPS2 high-pressure control pressure switch
  • the supercooling determination means (75) determines the wet state when the discharge pipe temperature Td detected by the discharge pipe sensor (Thd) reaches a predetermined temperature, for example, 70 ° C or 80 ° C or less, The supercooling degree is determined in consideration of the wet state.
  • the opening correction means (76) controls the expansion valve control means (72) to operate the electric expansion valve.
  • the opening degree of (25) is controlled to be greater than the reference control opening degree and to a corrected opening degree, and the corrected opening degree power is made larger in response to the increase in the degree of supercooling determined by the supercooling determination means (75).
  • An opening signal for controlling the expansion valve is output to the expansion valve control means (72). That is, the opening correction means (76) previously stores three correction openings larger than the reference control opening, and corresponds to the degree of supercooling determined by the supercooling determination means (75).
  • the first correction opening D with the largest opening amount larger than the semi-control opening A, the second correction opening C with the middle opening amount, and the third correction opening B with a small opening amount
  • the signal is output to the expansion valve control means (72).
  • step ST1 when the opening degree correction routine of the electric expansion valve (25) starts, in step ST1, it is determined whether or not the high-pressure control pressure switch (HPS2) is on, and the high-pressure control pressure switch (HPS2) is determined. Is turned on when the high-pressure refrigerant pressure HP becomes 15 kg / df or more, for example, until the high-pressure control pressure switch (HPS2) turns on, the determination becomes NO, the process proceeds to step ST2, and the discharge pipe temperature Td
  • the expansion valve control means (72) controls the opening of the electric expansion valve (25) to the reference control opening A to return to the optimum value Tk, and returns.
  • step ST 1 is changed to step ST 3 and the outdoor air temperature Ta detected by the outside air temperature sensor (Tha) is, for example, 30 °. It is determined whether the force is higher than C or not. If it is 30 ° C or less, the process proceeds to step ST4. If it is higher than 30 ° C, the process proceeds to step ST5.
  • step ST4 the discharge pipe temperature (Td) detected by the discharge pipe sensor (Thd) ⁇ For example, it is determined whether or not the temperature is 70 ° C or higher. The process moves to step ST6. If the temperature is lower than 70 ° C., the condition is determined to be wet, and the process moves to step ST7.
  • step ST5 the discharge pipe temperature detected by the discharge pipe sensor (Thd) Td force For example, it is determined whether or not the temperature is higher than 80 ° C. If it is less than C, it is determined to be in a wet state, and the process proceeds to step ST9.
  • step ST6 and step ST7 it is determined whether or not the outdoor heat exchange sensor (The) force ⁇ the outdoor heat exchange temperature Tc force to be detected ⁇ , for example, whether it is higher than 40 ° C.
  • the process returns to step ST10 or step ST12, and if it is higher than 40 ° C., the process returns to step ST11 or step ST13 and returns.
  • the outdoor heat exchange temperature Tc detected by the outdoor heat exchange sensor (The) is, for example, 45. It is determined whether it is higher than C. If it is 45 ° C or less, go to step ST14 or step ST16, If it is higher than C, it will return to step ST15 or step ST17.
  • steps ST10 to ST13 since the outdoor air temperature Ta is low, it is considered that the degree of supercooling has increased and the high-pressure refrigerant pressure HP has increased.
  • the opening of the electric expansion valve (25) is set to the large first correction opening D.
  • the opening of the electric expansion valve (25) is set to the second correction opening C where the opening that is larger than the reference control opening A is medium, and the discharge pipe
  • the temperature Td is 80 ° C or more and the outdoor heat exchange temperature Tc is 45 ° C or less, it is considered that the supercooling degree has increased and the high-pressure refrigerant pressure HP has increased.
  • the opening amount force that is larger than the control opening A ⁇ the largest first correction opening D will set the opening of the electric expansion valve (25).
  • the supercooling determination means (75) is configured by the above-described steps ST1 and ST3 to ST9, and the opening correction means (76) is configured by the steps ST10 to ST17. .
  • the degree of opening of the electric expansion valve (25) is largely opened in accordance with the amount of liquid refrigerant accumulated in the outdoor heat exchanger (23), that is, in accordance with the degree of subcooling.
  • the high pressure refrigerant pressure HP is prevented from rising, so that the operation can be performed more accurately, the energy effective ratio (EER) can be improved, and the operation range can be expanded. .
  • FIG. 8 shows an embodiment of the invention according to claim 11, wherein step ST4 and step ST5 of the embodiment in FIG. 7 are omitted, and the discharge pipe temperature Td is not determined. It is.
  • step ST6 it is determined whether or not the outdoor heat exchange temperature Tc detected by the outdoor heat exchange sensor (The) is higher than, for example, 40 ° C. If the temperature is lower than 40 ° C, the process returns to step ST10. If the temperature is higher than 40 ° C, the process returns to step ST11 and returns. Also, in step ST9, it is determined whether or not the outdoor heat exchange temperature Tc detected by the outdoor heat exchange sensor (The) is higher than, for example, 45 ° C. If it is less than C, go to step ST16, 45. If it is higher than C, the process moves to step ST17 and returns.
  • step ST10 and step ST11 since the outdoor air temperature Ta is low, it is considered that the supercooling degree has increased and the high-pressure refrigerant pressure HP has increased, so the opening amount that is larger than the reference control opening degree A is considered. Is the largest first correction opening D The opening of the electric expansion valve (25) is set.
  • step ST16 and step ST17 since the outdoor air temperature Ta is not so low, the degree of supercooling is determined based on the outdoor heat exchange temperature Tc. If the outdoor heat exchange temperature Tc is higher than 45, the process proceeds to step ST17. Since the high-pressure refrigerant pressure HP increases when the degree of subcooling is small, the opening of the electric expansion valve (25) is increased to the third trapping opening B, which is the smallest opening larger than the reference control opening A. Will be set.
  • step ST16 the high-pressure refrigerant pressure HP increases and the opening amount that is larger than the reference opening A Sets the opening of the motor-operated expansion valve (25) to the middle second opening C.
  • Fig. 9 shows an embodiment of the invention according to claim 10, wherein steps ST4 to ST9 of the embodiment in Fig. 7 are omitted, and only the outdoor air temperature Ta is determined, and the discharge pipe temperature is determined. Td and outdoor heat exchange temperature Tc are not determined. Therefore, the process moves from step ST3 to step STiO and step ST15. That is, the outdoor air temperature Ta detected by the outside air temperature sensor (Tha) is 30. It is determined whether the temperature is higher than C. If the temperature is lower than 30 ° C, the process returns to step ST10. In step ST10, since the outdoor air temperature Ta is low L, it is considered that the high-pressure refrigerant pressure HP has increased due to the increase in the degree of supercooling.
  • the opening of the electric expansion valve (25) is set to the largest value t and the first correction opening D.
  • step ST15 since the outdoor air temperature Ta is not so low, the opening of the electric expansion valve (25) is set to the third correction opening B, which is the smallest opening that can be opened more than the reference control opening A. Will do.
  • FIG. 10 shows a fourth embodiment of the invention according to claims 2, 4, 5, 7, and 16.
  • FIG. 3 shows a refrigerant piping system in an air conditioner, in which an electric expansion valve (25) and a refrigerant regulator (4) in the first embodiment shown in FIG. 3 are arranged in reverse.
  • the refrigerant regulator (4) is a refrigerant pipe (11) that becomes a high-pressure liquid line during the cooling operation cycle and a low-pressure liquid line during the heating operation cycle, and is an auxiliary heat exchanger of the outdoor heat exchanger (23).
  • the refrigerant pipe (11) is disposed between the (24) and the electric expansion valve (25).
  • the first outflow / inflow pipe (42) of the refrigerant regulator (4) shown in FIG. 4 is connected to the refrigerant pipe (11) on the indoor heat exchanger (31) side, and the second outflow / inflow pipe (43) is It is connected to the refrigerant pipe (11) on the outdoor heat exchanger (23) side.
  • the refrigerant controller (4) stores the excess refrigerant during the cooling operation cycle, stores the liquid refrigerant during the heating operation cycle, and controls the amount of refrigerant corresponding to the storage amount through the refrigerant holes (45, 45,). Is supplied to the outdoor heat exchanger (23) (the solid line in FIG. 4 indicates heating and the broken line indicates cooling).
  • the high-pressure refrigerant discharged from the compressor (21) is condensed in the outdoor heat exchanger (23).
  • the liquid refrigerant flows into the refrigerant controller (4), and is decompressed by the electric expansion valve (25). Then, the liquid refrigerant evaporates in the indoor heat exchanger (31) and returns to the compressor (21). It becomes a circulation.
  • the high-pressure refrigerant discharged from the compressor (21) is condensed and liquefied in the indoor heat exchanger (31) as shown by the broken line in FIG.
  • the pressure is reduced by the electric expansion valve (25).
  • Outdoor heat exchange after flowing into the medium controller (4) It is circulated back to the compressor (21) after evaporating in the vessel (23).
  • the controller (7) is provided with capacity control means (71), expansion valve control means (72), and opening control means (73a), as in the embodiment of FIG.
  • the high-pressure control pressure switch (HPS2) when the high-pressure refrigerant pressure HP rises, for example, during a transition during a heating operation cycle, when the high-pressure refrigerant pressure HP rises to a predetermined value, the high-pressure control pressure switch (HPS2) outputs a high-pressure control signal.
  • the opening control means (73 a) receives the force ⁇ and outputs an opening signal, and the expansion valve control means (72) sets the electric expansion valve (25) to a corrected opening larger than the reference control opening. Open it up.
  • lubricating oil accumulated in the refrigerant controller (4) that is, lubricating oil on the liquid refrigerant is: It flows out of the medium holes (45, 45,%) and returns from the outdoor heat exchanger (23) to the compressor (21).
  • the refrigerant circulation amount is adjusted by the refrigerant controller (4), It is possible to increase the allowable width of the refrigerant charging amount in the electrolyte circulation circuit (1). As a result, it is not necessary to increase or decrease the refrigerant charging amount depending on the piping length.
  • a plurality of refrigerant holes (45, 45,%) are formed in the second outflow / inlet pipe (43) of the refrigerant regulator (4).
  • the refrigerant holes (45, 45,%) As a result, the amount of circulating refrigerant can be controlled with high accuracy, and the power to improve operation accuracy can be achieved.
  • the liquid refrigerant in the outdoor heat exchanger (23) must be flowed to the refrigerant regulator (4) and stored. Therefore, while the rise of the high-pressure refrigerant pressure HP can be reliably reduced, the liquid back and the wet operation can be reliably prevented, and highly reliable operation control can be performed. At the same time, the operating range can be expanded.
  • FIG. 11 shows a fifth embodiment of the invention according to claims 21, 22 and 23, and corresponds to the second embodiment shown in FIG. 6, and is connected to the refrigerant regulator (4). Road (12) is connected.
  • the bypass passage (12) has a shut-off valve (SV), one end of which is connected to the bottom of the refrigerant regulator (4), and the other end of which is connected to the storage casing (41) and the outdoor heat exchanger (23). Connected to the refrigerant pipe (11).
  • SV shut-off valve
  • the controller (7) is provided with bypass control means (74a) for controlling the shut-off valve (SV).
  • the bypass control means (74a) fully closes the shut-off valve (SV) during the cooling operation cycle. And the closing valve (SV) is fully opened during the normal heating operation cycle, while the closing valve (SV) is output during the heating operation cycle when the high pressure control pressure switch (HPS2) force ⁇ the high pressure control signal is output.
  • HPS2 high pressure control pressure switch
  • the electric expansion valve (25) opens, and at the same time, the shut-off valve (SV) is closed, and the liquid refrigerant is supplied to the refrigerant controller (4). ) And lowers the high-pressure refrigerant pressure HP.
  • the shut-off valve (SV) is closed to store the liquid refrigerant in the refrigerant regulator (4), thereby preventing the wet operation.
  • the high-pressure refrigerant pressure HP can be prevented from rising, and wet operation can be reliably prevented, so that highly reliable operation control can be performed. And the operating range can be expanded.
  • FIG. 12 is a control flow chart showing a sixth embodiment of the invention according to claims 17 and 20, which corresponds to the third embodiment of FIG. 7, and the controller (7) shown in FIG. As shown by a one-dot chain line, a subcooling determining means (75a) and an opening degree correcting means (76a) are provided instead of the opening movement control means (73a).
  • the supercooling determination means (75a) is for determining the degree of supercooling of the refrigerant in the indoor heat exchanger (31) during the heating operation, and is a high-pressure refrigerant detected by the high-pressure control pressure switch (HPS2).
  • HPS2 high-pressure control pressure switch
  • the subcooling determination means (75a) determines that the apparatus is in a wet state, and determines the degree of supercooling in consideration of the wet state. It is configured to
  • the opening correction means (76a) operates the expansion valve control means (72) to open the electric expansion valve (25). Is larger than the reference control opening L and the correction opening is controlled to be larger than the reference control opening, and the supercooling determination means (75a) is controlled to increase the correction opening in response to the increase in the determined supercooling. An opening signal is output to the expansion valve control means (72).
  • the three opening degrees which are larger than the opening degree ⁇ ! Ef tTf B quasi-control opening degree are stored in advance, and correspond to the degree of supercooling determined by the supercooling determination means (75a).
  • Expansion valve control based on the opening signal of the first correction opening D with the largest opening amount larger than A, the second correction opening C with the middle opening amount, and the third correction opening B with the smallest opening force Means (72) for output.
  • step ST21 when the opening degree correction routine of the electric expansion valve (25) starts, in step ST21, it is determined whether or not the high-pressure control pressure switch (HPS2) is turned on, and the high-pressure control pressure switch (HPS2) is turned on. Until the judgment is NO, the process proceeds to step ST22, and the expansion valve control means (72) sets the opening of the electric expansion valve (25) to the reference control opening A so that the discharge pipe temperature Td force ⁇ the optimum value Tk. Control and return.
  • HPS2 high-pressure control pressure switch
  • step ST21 determines whether or not the room air temperature Tr detected by the room temperature sensor (Thr) is higher than a predetermined temperature. If the temperature is equal to or lower than the predetermined temperature, the process proceeds to step ST24. If the temperature is higher than the predetermined temperature, the process proceeds to step ST25. Then, in this step ST24, it is determined whether or not the discharge pipe temperature Td detected by the discharge pipe sensor (Thd) is higher than or equal to a predetermined temperature. However, if the temperature is lower than the predetermined temperature, it is determined to be in a wet state, and the process proceeds to step ST27. You.
  • step ST25 the discharge pipe sensor (Thd) determines whether or not the detected discharge pipe temperature Td force is not a high temperature equal to or higher than a predetermined temperature. On the other hand, when the temperature is lower than the predetermined temperature, it is determined to be in a wet state, and the process proceeds to Step ST29.
  • step ST26 and ST27 it is determined whether or not the indoor heat exchange sensor (The) force ⁇ the detected indoor heat exchange temperature Te is higher than a predetermined temperature, and if it is lower than the predetermined temperature, the flow proceeds to step STS0 or step ST32. If the temperature is higher than the predetermined temperature, the process returns to step ST31 or step ST33 and returns.
  • step ST28 and step ST29 it is determined whether or not the indoor heat exchange temperature Te detected by the indoor heat exchange sensor (The) is higher than a predetermined temperature t. If the temperature is lower than the predetermined temperature, step ST34 or step ST34 is performed. If the temperature is higher than the predetermined temperature in ST36, the process proceeds to step ST35 or step ST37 to resume.
  • steps ST30 to ST33 since the indoor air temperature Tr is low, it is considered that the high-pressure refrigerant pressure HP has increased due to the increase in the degree of supercooling.Therefore, the opening amount that is larger than the standard control opening A is the most.
  • the opening of the electric expansion valve (25) will be set to the magnitude I and the first correction opening D.
  • steps ST34 to ST37 since the indoor air temperature Tr is not so low, the degree of supercooling is determined based on the indoor heat exchange temperature Te, and if the indoor heat exchange temperature Te is higher than a predetermined temperature, the above-described steps are performed.
  • the opening of the electric expansion valve (25) is set to the third correction opening B which is the smallest opening force.
  • the wet state when the discharge pipe temperature Td is lower than the predetermined temperature and the indoor heat exchange temperature Te is equal to or lower than the predetermined temperature, the wet state can be determined.
  • the opening of the motor-operated expansion valve (25) is set to the second correction opening C, which is larger than the reference control opening A, but the opening is medium, and the discharge pipe Td force ⁇
  • the indoor heat exchange temperature Te is equal to or higher than the predetermined value and the indoor heat exchange temperature Te is equal to or lower than the predetermined temperature
  • the first correction opening D which is the largest, sets the opening of the electric expansion valve (25).
  • the supercooling determination means (75a) is constituted by the above-mentioned steps ST21 and ST23 to ST29, and the force of the opening correction means (76a) is constituted by steps ST30 to ST37.
  • the degree of opening of the electric expansion valve (25) is largely opened in accordance with the amount of liquid refrigerant accumulated in the indoor heat exchanger (31), that is, in accordance with the degree of subcooling.
  • the high pressure refrigerant pressure HP is prevented from rising, more accurate operation can be performed, and the energy effective ratio (EER) can be improved. Can be expanded.
  • FIG. 13 shows an embodiment of the invention according to claim 19, in which steps ST24 and ST25 of the embodiment in FIG. 12 are omitted, and the discharge pipe temperature Td is not determined. is there.
  • step ST26 it is determined whether or not the indoor heat exchange temperature Te detected by the indoor heat exchange sensor (The) is higher than a predetermined temperature. If the temperature is higher than the predetermined temperature, the process returns to step ST31.
  • step ST29 it is determined whether or not the indoor heat exchange temperature Te detected by the indoor heat exchange sensor (The) is higher than the predetermined temperature, L. If the temperature is lower than the predetermined temperature, the process proceeds to step ST36. In step ST37, the process returns to step ST37.
  • steps ST30 and ST31 since the indoor air temperature Tr is low, it is considered that the supercooling degree increases and the high-pressure refrigerant pressure HP increases. Therefore, the opening amount of the electric expansion valve (25) is set to the opening amount force that is larger than the reference control opening A ⁇ the largest first correction opening D.
  • step ST36 and step ST37 since the indoor air temperature Tr is not so low, the degree of subcooling is determined based on the indoor heat exchange temperature Te, and the indoor heat exchange temperature Te is determined. If the temperature is higher than the constant temperature, in step ST37, the supercooling degree is small L, and the high-pressure refrigerant pressure HP is increasing in the state, so the third correction opening degree, which is larger than the reference control opening degree A, is the smallest, M The opening of the electric expansion valve (25) is set in B. Further, when the indoor heat exchange temperature Te is equal to or lower than the predetermined temperature, it can be determined as a wet state. Therefore, in step ST36, the high-pressure refrigerant pressure HP increases to L, which is based on the standard control opening A. The opening of the motor-operated expansion valve (25) will be set to the second correction opening C whose opening is large enough.
  • Fig. 14 shows an embodiment of the invention according to claim 18, in which steps ST24 to ST29 of the embodiment in Fig. 12 are omitted, and only the indoor air temperature Tr is determined, and the discharge pipe and the indoor The heat exchange temperature Te is not determined. Therefore, the process moves from step ST23 to step ST30 and step ST35. That is, it is determined whether or not the room air temperature Tr detected by the room temperature sensor (Thr) is higher than a predetermined temperature. If the temperature is lower than the predetermined temperature, the process proceeds to step ST30. If the temperature is higher than the predetermined temperature, the process proceeds to step ST35 and returns. Will be.
  • step ST30 since the indoor air temperature Tr is low, it is considered that the high-pressure refrigerant pressure HP has increased due to the increase in the degree of supercooling, so the opening amount that is larger than the reference control opening A is the most.
  • the opening of the electric expansion valve (25) will be set to the large first trapping opening D.
  • step ST35 since the indoor air temperature Tr is not so low, The amount of opening that is larger than the reference control opening A is the smallest ⁇ , and the opening of the electric expansion valve (25) is set to the third capturing opening B.
  • the expansion valve control means (72) is a force configured to control the discharge pipe temperature.
  • the expansion valve control means (72) depends on the inlet refrigerant temperature and the outlet refrigerant temperature of the indoor heat exchanger (31). Control may be performed.
  • bypass control means (74, 74a) controls the force based on the high-pressure control signal of the high-pressure control pressure switch (HPS2) ⁇ the outdoor heat exchange detected by the outdoor heat exchange sensor (The).
  • the temperature Tc or I ⁇ may be controlled based on the indoor heat exchange temperature Te detected by the indoor heat exchange sensor (T he). That is, the high-pressure refrigerant pressure HP may be derived based on the outdoor heat exchange temperature Tc or the indoor heat exchange temperature Te.
  • the bypass control means (74.74a) may be controlled based on either the high-pressure refrigerant pressure HP alone or the discharge pipe temperature Td alone, that is, only the high-pressure control or the wet operation control. May be performed.
  • a liquid temperature sensor is provided at the liquid side end (outlet side during the cooling operation cycle) of the outdoor heat exchanger (23).
  • the degree of supercooling may be directly detected by an external heat exchange sensor (The).
  • the liquid in the indoor heat exchanger (31) is used.
  • a liquid temperature sensor may be provided at the side end (the outlet side during the heating operation cycle), and the degree of supercooling may be directly detected by the liquid temperature sensor and the indoor heat exchange sensor (The).
  • the air conditioner of the present invention As described above, according to the air conditioner of the present invention, the amount of the refrigerant circulated is adjusted by the refrigerant regulator, and the excess refrigerant is stored. Therefore, the air conditioner is suitable for an air conditioner for a building having a simplified configuration. I have.

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Description

細 書
- " ― - '一
空気調禾口装置 [技術分野] 本発明は、 冷房運転サイクルと暖房運転サイクルとに可逆運転可能な空気調 和装置に関し、 特に、 冷媒循環回路の簡素化対策に係るものである。
[背景技術]
""^に、空気調和装置には、特開平 4 - 2 5 1 1 5 8号公報に開示されてい るように、圧縮機と、 四路切換弁と、室外熱交換器と、 整流回路と、 室内熱交 換器と、 アキュムレータと力順に接続されて冷房運転サイクルと暖房運転サイ クルとに可:^転可能な冷媒循環回路を備えているものがあり、 該整流回路は、 4つの逆止弁と電動膨脹弁と該電動膨脹弁より上流側に位置するレシーバとを 備えている。 そして、上記冷媒循環回路は、 ？令房運転サイクル時に、圧縮機からの冷媒を 室外熱交換器で凝縮させ、 電動膨脹弁で減圧した後、室内熱交換器で蒸発させ る一方、 暖房運転サイクル時に、 四路切換弁を切換え、圧縮機からの冷媒を室 内熱交換器で凝縮させ、電動膨脹弁で減圧した後、 室外熱交換器で蒸発させて いる。 上述した空気調和装置において、 高圧冷媒が常時流れる高圧ラインにレシ バを設ける一方、 圧縮機の吸込側にアキュムレータを設け、 暖房運転サイクル 時の余剰冷媒を上記レシーバに貯溜する一方、 冷房運転サイクル及び暖房運転 サイクルの過渡時等において、 圧縮機に戻る液冷媒をアキュムレータで除去し、 液バックを防止するようにしている。
し力、しな力くら、 この空気調和装置では、 冷媒循環回路にアキュムレータを設 けているので、 機器類が多いという問題があり、 また、 アキュムレータにおけ る圧力損失によつて運転能力が低下するという問題があつた。
そこで、 上記アキュムレータを単に削除すると、 レシーバが冷媒の貯溜機能 のみを有しているに過ぎないので、 冷媒循環量を調節することができず、 ？令媒 充填量の許容幅が小さくなるという問題がある。
また、 上記レシーバを常時高圧ラインに設けるために整流回路を設けており、 4つの逆止弁を要し、 部品^が多く、 高価になるという問題があった。
そこで、 上記電動膨張弁に冷媒が双方向から流れるようにすると、 レシーバ が低圧ラインに位置する運転サイクル時において、 例えば、 電動膨張弁と室内 熱交換器との間にレシーバを設けた場合において、 冷房運転サイクル時に高圧 の液冷媒をレシ一バに貯溜することができないので、 高圧冷媒圧力の上昇に対 応すること力《できないという問題がある。
本発明は、 斯かる点に鑑みてなされたもので、 部品点数の削減を図ると同時 に、 ？合媒充填量の許容幅を大きく し、 且つ高圧冷媒圧力の上昇に対応すること ができるようにすることを目的とするものである。
[発明の開示]
上記の目的を達成するために、 本発明力講じた手段は、 冷房運転サイクル時 に低圧ラインとなり、暖房運転サイクル時に高圧ラインとなる液ラインに冷媒 調節器を設けるか、 或いは、 暖房運転サイクル時に低圧ラインとなり、 冷房運 転サイクル時に高圧ラインとなる液ラインに冷媒調節器を設けるようにしたも のである。
具体的に、 図 1に示すように、 請求項 1に係る発明が講じた手段は、圧縮機 (21)と、 熱源側熱交換器 (23)と、 冷媒が双方向に流れる膨脹機構 (25)と、利用 側熱交換器 (31)と力《順に接続されて冷房運転サイクルと暖房運転サイクルとに 可逆運転可能な閉回路の冷媒循環回路（1 )が形成されている。 加えて、 該冷媒 循環回路（ 1 )における膨脹機構 (25)と利用側熱交換器 (31)との間には、 冷房運 転サイクル時に液冷媒を貯溜して該液冷媒の貯溜量に対応した冷媒量を利用側 熱交換器 (31)に供給する一方、 暖房運転サイクル時に液冷媒を貯溜する冷媒調 節器（4 )が設けられている。
また、 図 2に示すように、 請求項 2に係る発明が講じた手段は、 圧縮機 (21) と、熱源側熱交換器 (23)と、 ？令媒が双方向に流れる膨脹機構 (25)と、 利用側熱 交換器 (31)と力順に接続されて冷房運転サイクルと暖房運転サイクルとに可逆 運転可能な閉回路の冷媒循環回路（1 )が形成されている。加えて、 該冷媒循環 回路 (1) における膨脹機構 (25)と熱源側熱交換器 (23)との間には、 暖房運転サ ィクル時に液冷媒を貯溜して該液冷媒の貯溜量に対応した冷媒量を熱源側熱交 換器 (23)に供給する一方、冷房運転サイクル時に液冷媒を貯溜する冷媒調節器 ( 4 )が設けられている。 また、請求項 3に係る発明力 <講じた手段は、上記請求項 1の発明において、 冷媒 gp器（4 )は、 貯溜ケ一シング (41)と、一端が熱源側熱交換器 (23)に膨脹 機構 (25)を介して接続されると共に、 他端が貯溜ケ一シング (41)に接続された 第 1流出入管 (42)と、一端が利用側熱交換器 (31)に接続されると共に、 他端が 貯溜ケ一シング (41)に導入された第 2流出入管 (43)とを備えており、 該第 2流 出入管 (43)には、第 2流出入管 (43)の内部と貯溜ケ一シング (41)の内部との連 通面積が液冷媒の貯溜量の増減に対応して増減する開口が形成されている。 また、 請求項 4に係る発明が講じた手段は、上記請求項 2の発明において、 冷媒調節器（4 )は、貯溜ケ一シング (41)と、 一端が利用側熱交換器 (31)に膨脹 機構 (25)を介して接続されると共に、他端力 <貯溜ケ一シング (41)に接続された 第 1流出入管 (42)と、一端が熱源側熱交換器 (23)に接続されると共に、 他端が 貯溜ケ一シング (41)に導入された第 2流出入管 (43)とを備えており、 該第 2流 出入管 (43)には、 第 2流出入管 (43)の内部と貯溜ケ一シング (41)の内部との連 通面積が液冷媒の貯溜量の増減に対応して増減する開口が形成されて L、る。 また、上記請求項 3又は 4の発明において、 請求項 5に係る発明が講じた手 段は、 開口が、 第 2流出入管 (43)に上下方向に並んで形成された複数の冷媒孔 (45, 45, … ）によって構成され、 また、 請求項 6に係る発明が講じた手段は、 開口が、 第 2流出入管 (43)に上下方向に長く形成された長孔によって構成され ている。
また、 請求項 7に係る発明力 <講じた手段は、 上記請求項 1〜6の何れか 1の 発明において、膨脹機構 (25)は、 開度調整可能な電動膨脹弁 (25)で構成される 一方、 ？令媒循環回路（ 1 )の高圧冷媒圧力を検出する高圧検出手段 (HPS2)と、 冷 媒循環回路（ 1 )の冷媒状態に基づく基準制御開度に上記電動膨脹弁 (25)を調節 する膨脹弁制御手段 (72)とを備えている。
また、 請求項 8に係る発明力《講じた手段は、上記請求項 7の発明において、 高圧検出手段 (HPS2)力検出する冷房運転サイクル時における冷媒循環回路（ 1 ) の高圧冷媒圧力が所定値になると、上記膨脹弁制御手段 (72)が電動膨脹弁 (25) の開度を基準制御開度より大き 、補正開度に制御するように開動信号を該膨脹 弁制御手段 (72)に出力する開動制御手段 (73)を備えている。
また、 請零項 9に係る発明力講じた手段は、上記請求項 7の発明において、 冷房運転サイクル時における熱源側熱交換器 (23)の冷媒の過冷却度を判別する 過冷却判別手段 (75)と、 高圧検出手段 (HPS2)力検出する冷房運転サイクル時に おける冷媒循環回路（ 1 )の高圧冷媒圧力力所定値になると、上記膨脹弁制御手 段 (72)が電動膨脹弁 (25)の開度を基準制御開度より大き、、補正開度に制御し、 且つ上記過冷却判別手段 (75)が判別した過冷却度の上昇に対応して該補正開度 力 きくなるように制御する開度信号を上記膨脹弁制御手段 (72)に出力する開 度補正手段 (76)とを備えている。
また、 上記請求項 9の発明において、 請求項 10に係る発明力《講じた手段は、 過冷却判别手段 (75)が、 外気温度より過冷却度を判別するように構成され、 ま た、 請求項 11に係る発明力講じた手段は、 過冷却判別手段 (75)が、 外気温度と 熱源側熱交換器 (23)における冷媒の凝縮温度とより過冷却度を判別するように 構成され、 また、 請求項 12に係る発明;^講じた手段は、 過冷却判别手段 (75)が、 外気温度と圧縮機 (21)における吐出側の冷媒温度と熱源側熱交換器 (23)におけ る冷媒の凝縮温度とより過冷却度を判別するように構成されて t、る。
また、 請求項 13に係る発明カ镛じた手段は、上記請求項 1 , 3 , 5 ~12の何 れか 1の発明において、一端が冷媒調節器（4 )に、 他端が冷媒調節器（4 )と利 用側熱交換器 (31)との間にそれぞれ接続されると共に、 閉鎖弁 (SV)を備えたバ ィパス路 (12)を備えている。
また、 請求項 14に係る発明力 <講じた手段は、上記請求項 13の発明において、 暖房運転サイクル時に閉鎖弁 (SV)を閉鎖し、 且つ冷房運転サイクル時に閉鎖弁 (SV)を開口すると共に、 該冷房運転サイクル時に冷媒循環回路（ 1 )の高圧冷媒 圧力が所定の高圧になると該高圧が所定値に低下するまで閉鎖弁 (SV)を閉鎖す るバイパス制御手段 (74)を備え、 また、請求項 15に係る発明力 <講じた手段は、 上記請求項 13又は 14の発明において、暖房運転サイクル時に閉鎖弁 (SV)を閉鎖 し、 且つ冷房運転サイクル時に閉鎖弁 (SV)を開口すると共に、 該冷房運転サイ クル時に圧縮機 (21)における吐出側の冷媒温度力《所定の低温になると閉鎖弁 (S V)を所定時間閉鎖するノ <ィパス制御手段 (74)を備えて 、る。
また、 請求項 16に係る発明力 <講じた手段は、 上記請求項 7の発明において、 高圧検出手段 (HPS2)が検出する暖房運転サイクル時における冷媒循環回路（ 1 ) の高圧冷媒圧力が所定値になると、上記膨脹弁制御手段 (72)が電動膨脹弁 (25)
一 ら — の開度を基準制御開度より大きい補正開度に制御するように開動信号を該膨脹 弁制御手段 (72)に出力する開動制御手段（ 73 a)を備えて L、る。
また、請求項 Πに係る発明力《講じた手段は、上記請求項 7の発明において、 暖房運転サイクノレ時における禾 U用側熱交換器 (31)の冷媒の過冷却度を判别する 過冷却判別手段（75 a)と、 高圧検出手段 (HPS2)力《検出する暖房運転サイクル時 における冷媒循環回路（ 1 )の高圧冷媒圧力が所定値になると、上記膨脹弁制御 手段 (72)が電動膨脹弁 (25)の開度を基準制御開度より大き L、補正開度に制御し、 且つ上記過冷却判別手段 (75)が判別した過冷却度の上昇に対応して該補正開度 カ<大きくなるように制御する開度信号を該膨脹弁制御手段 (72)に出力する開度 補正手段（76 a)とを備えている。
また、 上記請求項 17の発明において、 請求項 18に係る発明カ講じた手段は、 過冷却判別手段（75a)が、室内温度より過冷却度を判別するように構成され、 また、 請求項 19に係る発明力《講じた手段は、過冷却判別手段（75 a)が、上記室 内温度と利用側熱交換器 (31)における冷媒の凝縮温度とより過冷却度を判別す るように構成され、 また、 請求項 20に係る発明カ镛じた手段は、 過冷却判别手 段（7 5 a)が、 上記室内温度と圧縮機 (21)における吐出側の冷媒温度と利用側熱 交換器 (31)における冷媒の凝縮温度とより過冷却度を判別するように構成され ている。
また、 請求項 21に係る発明カ镛じた手段は、上記請求項 2 , 4〜7， 16〜20 の何れか 1の発明において、 一端が冷媒調節器（4 )に、 他端が冷媒調節器（4 ) と熱源側熱交換器 (23)との間にそれぞれ接続されると共に、 閉鎖弁 (SV)を備え たバイパス路（12)を備えている。
また、 請求項 22に係る発明力《講じた手段は、 上記請求項 21の発明において、 冷房運転サイクル時に閉鎖弁 (SV)を閉鎮し、 且つ暖房運転サイクル時に閉鎖弁 (SV)を開口すると共に、 該暖房運転サイクル時に冷媒循環回路（ 1 )の高圧冷媒 圧力が所定の高圧になると該高圧が所定値に低下するまで閉鎖弁 (SV)を閉鎖す るバイパス制御手段（74a)を備え、 また、 請求項 23に係る発明が講じた手段は、 上記請求項 21又は 22の発明において、 冷房運転サイクル時に閉鎖弁 (SV)を閉鎖 し、 且つ暖房運転サイクル時に閉鎖弁 (SV)を開口すると共に、 該暖房運転サイ クル時に圧縮機 (21)における吐出側の冷媒温度力 <所定の低温になると閉鎖弁 (S V)を所定時間閉鎮するバイパス制御手段（74a)を備えている。
上記の構成により、 請求項 1 , 3, 5及び 6に係る発明では、 先ず、 冷房運 転サイクル時には、 圧縮機 (21〉より吐出した高圧の冷媒は、 熱源側熱交換器 (2 3)で凝縮して液化し、 この液冷媒は、 膨脹機構 (25)、 例えば、 電動膨張弁 (25) で減圧した後、 冷媒調節器（4 )に流入し、 その後、 利用側熱交換器 (31〉で蒸発 して圧縮機 (21)に戻る循環となる。
—方、 暖房運転サイクル時には、 圧縮機 (21)より吐出した高圧の冷媒は、 利 用側熱交換器 (31)で凝縮して液化し、 この液冷媒は、 冷媒調節器（4 )に流入し た後、 電動膨脹弁 (25)で減圧し、 その後、 熱源側熱交換器 (23)で蒸発して圧縮 機 (21)に戻る循環となる。 そして、 上記冷房運転サイクル時において、 禾 IJ用側熱交換器 (31)の要求負荷 に対応した冷媒は、 上記冷媒調節器（4〉の開口、 具体的に、 複数の冷媒孔 (45， 45, … ）或いは 1つの長孔によって調節され、 所定の冷媒量が利用側熱交換器 (31)に供給されることになり、 また、 上記冷房運転サイクル時において、 ？令媒 調節器（4 )に溜まった潤滑油は、 冷媒孔 (45, 45. … ）或いは長孔より流出して 禾 IJ用側熱交換器 (31)から圧縮機 (21)に戻ることになる。
—方、 上記暖房運転サイクル時においては、 余剰の冷媒カ '冷媒調節器（4 )に 溜まることになる。
また、 請求項 2及び 4〜6に係る発明では、 先ず、 冷房運転サイクル時には、 圧縮機 (21)より吐出した高圧の冷媒は、 熱源側熱交換器 (23)で凝縮して液化し、 この液冷媒は、 冷媒調節器（4 )に流入した後、 膨脹機構 (25)、 例えば、 電動膨 張弁 (25)で減圧し、 その後、 利用側熱交換器 (31)で蒸発して圧縮機 (21)に戻る 循環となる。
—方、 暖房運転サイクル時には、 圧縮機 (21)より吐出した高圧の冷媒は、 利 用側熱交換器 (31〉で凝縮して液化し、 この液冷媒は、 電動膨脹弁 (25)で減圧し た後、 ？令媒調節器（4 )に流入し、 その後、 熱源側熱交換器 (23)で蒸発して圧縮 機 (21)に戻る循環となる。
そして、 上記暖房運転サイクル時において、 利用側熱交換器 (31)の要求負荷 に対応した冷媒は、 上記冷媒調節器 )の開口、 具体的に、 複数の冷媒孔 (45, 45, … ）或いは 1つの長孔によって調節され、 所定の冷媒量が熱源側熱交換器 (23)に供給されることになり、 また、上記暖房運転サイクル時において、 冷媒 調節器（4 )に溜まった潤滑油は、 冷媒孔 (45, 45, … ）或いは長孔より流出して 熱源側熱交換器 (23)から圧縮機 (21)に戻ることになる。
—方、 上記冷房運転サイクル時においては、 余剰の冷媒が冷媒調節器（4 )に 溜まることになる。
また、請求項 7及び 8に係る発明では、上記冷房運転サイクル時の過渡時な どにおいて、 高圧冷媒圧力が上昇した場台、 この高圧冷媒圧力が所定値に上昇 すると、高圧検出手段 (HPS2)力高圧信号を出力することになり、 この高圧信号 を開動制御手段 (73)が受けて開動信号を出力し、膨脹弁制御手段 (72)が電動膨 脹弁 (25)を開けぎみにする。 この結果、高圧冷媒圧力の上昇時に熱源側熱交換 器 (23)に溜まつた液冷媒が冷媒調節器（ )に流れ、 高圧冷媒圧力が低下すると 共に、 液冷媒が冷媒調節器（4 )に溜まり、 液バック力 <生ずることがない。
また、 請求項 16に係る発明では、 上記暖房運転サイクル時の過渡時などにお いて、 高圧冷媒圧力が上昇した場台、 この高圧冷媒圧力が所定値に上昇すると、 高圧検出手段 (HPS2)が高圧信号を出力することになり、 この高圧信号を開動制 御手段（7 Sa)が受けて開動信号を出力し、上記膨脹弁制御手段 (72)が電動膨脹 弁 (25)を開けぎみにする。 この結果、 高圧冷媒圧力の上昇時に利用側熱交換器 (31)に溜まった液冷媒カ 令媒調節器（4 )に流れ、 高圧冷媒圧力が低下すると共 に、 液冷媒が冷媒調節器（4 )に溜まり、 液バックが生ずることがない。
また、 請求項 9に係る発明では、 上記冷房運転サイクル時の過渡時などにお いて、 高圧冷媒圧力が上昇した場台、 開度補正手段 (76)が、過冷却判别手段 (7 5)からの過冷却度に対応して基準制御開度より大き 1<、補正開度の開度信号を出 力し、 具体的に、請求項 10に係る発明では、 外気温度より過冷却度を判別し、 また、 請求項 11に係る発明では、 外気温度と凝縮温度とより過冷却度を判別し、 また、 請求項 12に係る発明では、 外気温度と圧縮機 (21)の吐出側温度と凝縮温 度とより過冷却度を判别し、膨脹弁制御手段 (72)が電動膨脹弁 (25)を過冷却度 に応じた開けぎみ状態にする。 この結果、 高圧冷媒圧力の上昇時に熱源側熱交 換器 (23).に溜まつた液冷媒が冷媒調節器（ 4 )に流れ、 高圧冷媒圧力が低下する ことになる。
また、 請求項 17に係る発明では、 上記暖房運転サイクル時の過渡時などにお いて、 高圧冷媒圧力が上昇した場台、 開度補正手段（76a)が、 過冷却判別手段 ( 75 a )からの過冷却度に対応して基準制御開度より大き L、補正開度の開度信号 を出力し、 具体的に、 請求項 18に係る発明では、 室内温度より過冷却度を判別 し、 また、 請求項 19に係る発明では、室内温度と凝縮温度とより過冷却度を判 別し、 また、 請求項 20に係る発明では、室内温度と圧縮機 (21)の吐出側温度と 凝縮温度とより過冷却度を判別し、膨脹弁制御手段 (72)が電動膨脹弁 (25)を過 冷却度に応じた開けぎみ状態にする。 この結果、 高圧冷媒圧力の上昇時に利用 側熱交換器 (31)に溜まった液冷媒カ《？会媒調節器（4 )に流れ、 高圧冷媒圧力が低 下することになる。
また、 請求項 1S〜15及び 21~23に係る発明では、 バイパス制御手段 (74, 74a) が、 高圧冷媒圧力が所定値以上に上昇すると、 閉鎖弁 (SV)を閉鎖し、 液冷媒を 冷媒調節器（4 )に貯溜して高圧冷媒圧力を低下させる一方、 圧縮機 (21)におけ る吐出側の冷媒温度が低下すると、 閉鎖弁 (SV)を閉鎮させて液冷媒を冷媒調節 器（4 )に貯溜して湿り運転を防止している。
従って、 請求項 1に係る発明によれば、 膨脹機構 (25)と利用側熱交換器 (31) との間に冷媒調節器（4 )を設け、 該冷媒調節器（4 )によって冷房運転サイクル 時に冷媒を貯溜して貯溜量に対応した冷媒量を利用側熱交換器 (31)に供給する と共に、 暖房運転サイクル時に冷媒を貯溜するようにし、 また、 請求項 2に係 る発明によれば、 熱源側熱交換器 (23)と膨脹機構 (25)との間に冷媒調節器（ 4 ) を設け、 該冷媒調節器（4 )によって暖房運転サイクル時に冷媒を貯溜して貯溜 量に対応した冷媒量を熱源側熱交換器 (23)に供給すると共に、 冷房運転サイク ル時に冷媒を貯溜するようにした、めに、 従来のようにアキュムレータで液冷 媒を貯溜する必要がないので、 アキュムレータを極めて小型化することができ る力、、 或いは、 アキュムレータを省略すること力くできる。 この結果、 機器類を 少なくすることができると共に、 圧力損失を小さくすることができることから、 運転能力の向上を図ることができ、 安価にすることができる。
また、 上記冷媒調節器（4 )によって冷媒循環量を調節するので、 冷媒循環回 路（1 )における冷媒充填量の許容幅を大きくすることができる。 この結果、 配 管長によつて冷媒充填量を増減する必要がなくなる。
また、 従来のような整流回路を設ける必要がないので、 逆止弁を不要とする ことができ、部品点数を減少させること力できることから、安価にすることが できる。
また、 請求項 3〜6に係る発明によれば、 上記冷媒調節器（4 )の第 2流出入 管 (43)に複数の冷媒孔 (45 , 45 , …）或いは 1つの長孔などの開口を形成するよ うにした、めに、 該冷媒孔 (45, 45, … ）或いは長孔などの開口によって冷媒循 環量を高精度に制御することができるので、 運転精度の向上を図ることができ る
また、 請求項 7, 8及び 16に係る発明によれば、上記高圧冷媒圧力の上昇時 に電動膨脹弁 (25)を開動するようにした、めに、熱源側熱交換器 (23)或いは利 用側熱交換器 (31)内の液冷媒を冷媒調節器（ )に流して貯溜することになり、 該高圧冷媒圧力の上昇を確実に低下させることができる一方、 液ノ ック及び湿 り運転を確実に防止することができること力、ら、 信頼性の高い運転制御を行う ことができると共に、運転範囲の拡大を図ることができる。
また、 請求項 9及び 17に係る発明によれば、過冷却度に応じて補正開度を変 えるようにして高圧冷媒圧力の上昇を防止しているので、 より精度のよ 、運転 を行うことができ、 エネルギ有効率 ( E E R) を向上させることができると共 に、 運転範囲の拡大を図ることができる。
また、 請求項 10〜12及び 18〜20に係る発明によれば、過冷却度の判別に専用 のセンサを要しないので、 構成を複雑にすることなく、 高圧冷媒圧力の上昇を 防止することができる。
1 また、請求項 13, 14, 21及び 22に係る発明によれば、 ？令媒調節器（4 )に閉鎖 弁 (S\¾ 有するバイパス路 (12)を接続し、 ？令媒循環回路（ 1 )の高圧冷媒圧力が 所定の高圧に上昇すると、 バイパス制御手段 (74, 74a)が閉鎖弁 (SV)を閉鎖する ようにした、めに、 高圧冷媒圧力の上昇時に液冷媒を冷媒調節器（4 )に貯溜し て高圧冷媒圧力を低下させること力《できるので、 該高圧冷媒圧力の上昇を防止 すること力でき、 信頼性の高い運転制御を行うことができると共に、運転範囲 の拡大を図ることができる。
また、 請求項 15及び 23に係る発明によれば、冷媒調節器（4 )に閉鎖弁 (SV)を 有するバイパス路 (12)を接続し、圧縮機 (21)の吐出管温度が低下すると、 バイ パス制御手段 (74, 74a)が閉鎖弁 (SV)を閉鎮するようにした、めに、 吐出管温度 の低下時に液冷媒を冷媒調節器（ 4 )に貯溜して湿り運転を防止することができ るので、 信頼性の高い運転制御を行うことができる。
. [図面の簡単な説明]
第 1図は、 請求項 1 , 3及び 5〜15に係る発明の構成を示すブロック図であ る。 第 2図は、 請求項 2， 4〜7及び請求項16~23に係る発明の構成を示すブ ロック図である。
第 3図は、 第 1の実施例の冷媒循環回路を示す冷媒配管系統図、 第 4図は、 冷媒調節器を示す拡大断面図、 第 5図は、 他の冷媒調節器を示す拡大断面図で める。
第 6図は、 第 2の実施例の冷媒循環回路を示す冷媒配管系統図である。 第 7 図は、 第 3の実施例を示す電動膨脹弁の制御フロー図、 第 8図は、 電動膨脹弁 制御あ ¾开 II ^示す制御フロー図、第 9図は、 他の電動膨脹弁制御の変形例を 示す制御フロー図である。
第 10図は、 第 4の実施例の冷媒循環回路を示す冷媒配管系統図、 第 11図は、 第 5の実施例の冷媒循環回路を示す冷媒配管系統図である。 第 12図は、第 6の 例を示す電動膨脹弁の制御フロー図、第 13図は、電動膨脹弁制御の変形例 を示す制御フロー図、第 14図は、他の電動膨脹弁制御の変形例を示す制御フロ —図である。
[発明を実施するための最良の形態] 以下、 本発明の実施例を図面に基づいて詳細に説明する。
第 3図は、 請求項 1 , 3, 5, 7及び 8に係る発明の空気調和装置における 冷媒配管系統を示しており、 ？合媒循環回路（1 )は、 一台の室外ュニッ卜（2 )に 対して一台の室内ュニッ卜（3 )が接続された所謂セパレートタイプに構成され ている。
上記室外ュニット（2 )には、 インバ一タにより運転周波数を可変に調節され るスクロールタイプの圧縮機 (21)と、 冷房運転時には図中実線の如く、暖房運 転時には図中破線の如く切換わる四路切換弁 (22)と、 冷房運転時に凝縮器とし て、 暖房運転時に蒸発器として機能する熱源側熱交換器である室外熱交換器 (2 3)と、 該室外熱交換器 (23)の補助熱交換器 (24〉と、 冷媒を減圧するための膨脹 機構である電動膨脹弁 (25)と、 本発明の特徴とする冷媒調節器（ 4 )とが設けら れている。 一方また、 上記室内ュニッ 卜（3 )には、 ？令房運転時に蒸発器として、 暖房運転時に凝縮器として機能する利用側熱交換器である室内熱交換器 (31)が 設けられている。
そして、 上記圧縮機 (21)と四路切換弁 (22)と室外熱交換器 (23)と補助熱交換 器 (24)と電動膨脹弁 (25)と冷媒調節器 (4) と室内熱交換器 (31)とが順に冷媒配 管 (11)によって接続され、 上記冷媒循環回路（1 )は、 冷媒の循環により熱移動 を生ぜしめるように冷房運転サイクルと暖房運転サイクルとに可逆運転可能な 閉回路に構成されている。
また、 上記冷媒循環回路（1 )は、 本発明の特徵の 1つとして、 上記電動膨脹 弁 (25)を冷媒カ <双方向に流れるように配置しており、 つまり、 電動膨脹弁 (25) は、 冷房運転サイクルと暖房運転サイクルとで冷媒カ逆方向に流れて'减圧する ように構成されている （図 2の実線は冷房、 破線は暖房を示す。 ) 。 更に、 上 記冷媒循環回路（1 )は、 アキュムレータを備えていない回路に構成され、 上記 室内熱交換器 (31)の一端、 具体的に、 冷房運転サイクル時における冷媒の出口 側で、 暖房運転サイクノレ時における冷媒の入口側が四路切換弁 (22)を介して直 接に圧縮機 (21)に接続されて L、る。
一方、 本発明の特徴とする冷媒調節器（4 )は、 第 4図に示すように、 貯溜ケ 一シング (41)に第 1流出入管 (42)と第 2流出入管 (43)とが接続されて構成され、 冷房運転サイクル時に低圧液ラインとなり、 暖房運転サイクル時に高圧液ライ ンとなる冷媒配管（1】）に介設されている。 該貯溜ケーシング (41)は、 液冷媒の 貯溜可能に形成され、 上記冷媒循環回路（ 1 )の冷媒充填量等に対応した容量に 構成されている。
また、 上記第 1流出入管 (42)は、一端が貯溜ケ一シング (41)の底面に連接さ れ、 他端力室外熱交換器 (23)側の冷媒配管 (11)に連接され、 冷房運転サイクル 時には室外熱交換器 (23)より液冷媒を貯溜ケーシング (41)に導入させる一方、 暖房運転サイクル時には上記貯溜ケ一シング (41)より液冷媒を室外熱交換器 (2 3)に導出させるように構成されている （第 4図の実線は冷房、 破線は暖房を示 す。 ） 。
また、 上記第 2流出入管 (43)の一端部は、貯溜ケ一シング (41)の上部より該 貯溜ケ一シング (41)内に導入された内菅部 (44)に形成されると共に、 他端が室 内熱交換器 (31)側の冷媒配管 (11)に連接されている。 そして、 上記第 2流出入 管 (43)は、 ？会房運転サイクル時に貯溜ケ一シング (41)より液冷媒を室内熱交換 器 (31)に導出させる一方、 暖房運転サイクル時に室内熱交換器 (31)より液冷媒 を貯溜ケ一シング (41)に導入させるように構成されている （第 4図の実線は冷 房、 破線は暖房を示す。 ) 。 更に、上記第 2流出入管 (43)の内菅部 (44)は、 U 字状に形成されると共に、 開口である複数の冷媒孔 (45, 45, … ）が形成され、 該各冷媒孔 (45.45, … ）は、 同一径又は異径に設定され、 暖房運転サイクル時 に液冷媒が流入すると共に、 特に、 冷房運転サイクル時に液冷媒が流出すると 同時に、上記貯溜ケ一シング (41)に貯溜している潤滑油力《流出するように構成 されている。 そして、上記冷媒調節器（4 )は、 冷房運転サイクル時に液冷媒を貯溜し且つ 冷媒孔 (45 , 45, … ）によって貯溜量に対応した冷媒量を室内熱交換器 (31〉に供 給して冷媒循環量を調節する一方、暖房運転サイクル時に余剰冷媒を貯溜する ように構成されている。
尚、第 3図において、 （F1 F3)は、 冷媒中の塵埃を除去するためのフィル 夕、 （ER)は、圧縮機 (21)の運転音を低減させるための消音器である。
更に、上記空気調和装置にはセンサ類が設けられており、上記圧縮機 (21)の 吐出管には、 吐出管温度 Tdを検出する吐出管センサ（Thd )が配置され、 上記室 外ュニット（2 )の空気吸込口には、外気温度である室外空気温度 Taを検出する 外気温センサ（Tha)が配置され、上記室外熱交換器 (23)には、 冷房運転時に凝 縮温度となり、 暖房運転時に蒸発温度となる室外熱交温度 Tcを検出する室外熱 交センサ（The)が配置され、上記室内ュニット（3 )の空気吸込口には、 室内温 度である室内空気温度 Trを検出する室温センサ（ T h r )力配置され、 上記室内熱 交換器 (31)には、 冷房運転時に蒸発温度となり、 暖房運転時に凝縮温度となる 室内熱交温度 Teを検出する室内熱交センサ（ T h e )力 <配置されている。
更に、 上記圧縮機 (21)の吐出管には、 高圧冷媒圧力 HPを検出して、 該高圧冷 媒圧力 HPの過上昇によりオンとなつて高圧保護信号を出力する高圧保護圧力ス イッチ (HPS1)と、 上記高圧冷媒圧力 HPを検出して、 該高圧冷媒圧力 HPが所定値 になるとオンとなつて高圧制御信号を出力する高圧検出手段である高圧制御圧 カスイッチ (HPS2)と力 <配置され、 上記圧縮機 (21)の吸込管には、 低圧冷媒圧力 を検出して、 該低圧冷媒圧力の過低下によりオンとなつて iffiE保護信号を出力 する低圧保護圧力スィッチ (LPS1)力 置されている。
そして、 上記各センサ (Thd. 〜 .The)及び各スィッチ (HPS1 ,HPS2 ,LPS1)の出 力信号は、 コントローラ（7 )に入力されており、 該コントローラ（7 )は、 入力 信号に基づいて空調運転を制御するように構成され、圧縮機 (21)の容量制御手 段 (71)と、 膨脹弁制御手段 (72)と、 開動制御手段 (73)と力《設けられている。 そして、 該容量制御手段 (71)は、 インバ一夕の運転周波数を零から最大周波 数まで 2 0ステップ Nに区分すると共に、 例えば、 室外熱交センサ（The)及び 室内熱交センサ（The)が検出する凝縮温度と蒸発温度とより最適な冷凍効果を 与える吐出管温度 Tdの最適値 Tkを算出し、 該吐出管温度 Tdが最適値 Tkになるよ うに周波数ステップ Nを設定して圧縮機 (21)の容量を制御しており、 所謂吐出 管温度制御に構成されている。
また、 上記膨脹弁制御手段 (72)は、容量制御手段 (71)と同様に吐出管温度制 御に構成され、 例えば、室外熱交センサ（The)及び室内熱交センサ（The)が検 出する凝縮温度と蒸発温度とより最適な冷凍効果を与える吐出管温度 Tdの最適 値 Tkを算出し、 該吐出管温度 Tdが最適値 Tkになるように弁開度を設定して電動 膨脹弁 (25)を基準制御開度に制御して Lヽる。
また、 上記開動制御手段 (73)は、高圧制御圧力スィッチ (HPS2)が高圧制御信 号を出力すると、 上記膨脹弁制御手段 (72)が電動膨脹弁 (25)の開度を基準制御 開度より大き L、補正開度に制御する開動信号を該膨脹弁制御手段 (72)に出力す るように構成されている。
次に、上述した空気調和装置の冷房運転及び暖房運転の動作について説明す 先ず、 上記冷媒循環回路（1 )において、 冷房運転サイクル時には、圧縮機 (2 1)より吐出した高圧の冷媒は、 室外熱交換器 (23)で凝縮して液化し、 この液冷 媒は、電動膨脹弁 (25)で'减圧した後、 冷媒調節器（4 )に流入し、 その後、 室内 熱交換器 (31)で蒸発して圧縮機 (21)に戻る循環となる。 一方、 暖房運転サイク ル時には、 圧縮機 (21)より吐出した高圧の冷媒は、室内熱交換器 (31)で凝縮し て液化し、 この液冷媒は、 ？令媒調節器（4 )に流入した後、電動膨脹弁 (25)で減 圧し、 その後、室外熱交換器 (23)で蒸発して圧縮機 (21)に戻る循環となる。 この各運転サイクノレ時において、 容量制御手段 (71)は、室外熱交センサ (The )及び室内熱交センサ（The)が検出する凝縮温度と蒸発温度とより最適な冷凍 効果を与える吐出管温度 Tdの最適値 Tkを算出し、 該吐出管温度 Tdが最適値 Tkに なるように周波数ステップ Nを設定して圧縮機 (21)の容量を制御すると共に、 膨脹弁制御手段 (72)は、上記容量制御手段 (71)と同様に吐出管温度 Td力《最適値 Tkになるように基準制御開度を設定して電動膨脹弁 (25)の開度を制御し、 室内 負荷に対応した空調運転を行っている。
一方、 上記冷房運転サイクル時において、 室内熱交換器 (31)の要求負荷に対 応した冷媒は、 上記電動膨脹弁 (25)の開度と、 ？会媒調節器（4 )の冷媒孔 (45 , 45 ' … ）とによって調節され、 所定の冷媒量カ《上記室内熱交換器 (31)に供給され る。
また、上記冷房運転サイクノレ時の過渡時などにおいて、 高圧冷媒圧力 HPが上 昇した場合、 この高圧冷媒圧力 HPが所定値に上昇すると、高圧制御圧カスイツ チ (HPS2)力 <高圧制御信号を出力することになり、 この高圧制御信号を開動制御 手段 (73)が受けて開動信号を出力し、膨脹弁制御手段 (72)が電動膨脹弁 (25)を 基準制御開度より大きい補正開度にして開けぎみにする。 この結果、 高圧冷媒 圧力 HPの上昇時に室外熱交換器 (23)に溜まつた液冷媒が冷媒調節器（ 4 )に流れ、 高圧冷媒圧力 HPが低下すると共に、 液冷媒が冷媒調節器（4 )に溜まることにな る。 従って、 室内熱交換器 (31 こ必要以上の液冷媒が供給されることがないの で、 アキュムレータを備えていなくとも液バック力生ずることがない。
また、 上記冷房運転サイクル時において、 ？令媒調節器 (4) に溜まった潤滑油、 つまり、 液冷媒上の潤滑油は、 冷媒孔 (45,45, … ：)より流出して室内熱交換器 (31)から圧縮機 (21)に戻ることになる。
—方、上記暖房運転サイクル時においては、 余剰の冷媒が冷媒調節器（4 )に 溜まることになり、 この冷媒調節器（ 4 )に冷媒を溜めることによつて高圧冷媒 圧力 HPの上昇を防止している。
以上のように、 本実施例によれば、上記膨脹機構 (25)と室内熱交換器 (31)と の間に冷媒調節器（4 )を設け、 該冷媒調節器（4 )によって冷房運転サイクノレ時 に液冷媒を貯溜して貯溜量に対応した冷媒量を室内熱交換器 (31)に供給すると 共に、 暖房運転サイクル時に液冷媒を貯溜するようにした、めに、 従来のよう にアキュムレータで液冷媒を貯溜する必要がないので、 アキュムレータを極め て小型化することができる力、、 或いは、 アキュムレータを省略することができ る。 この結果、 機器類を少なくすることができると共に、 圧力損失を小さくす ることができることから、 運転能力の向上を図ることができ、 安価にすること ができる。
また、 上記冷媒調節器（4 )によって冷媒循環量を調節するので、 冷媒循環回 路（1 )における冷媒充填量の許容幅を大きくすること力《できる。 この結果、 配 管長によつて冷媒充填量を増減する必要がなくなる。
また、 従来のような整流回路を設ける必要がないので、 逆止弁を不要とする ことができ、 部品点数を減少させることカできることから、 安価にすること力《 できる。
また、 上記冷媒調節器（4 )の第 2流出入管 (43)に複数の冷媒孔 (45 , 45， … ） を形成するようにした、めに、 該冷媒孔 (45 , 45. … ）によって冷媒循環量を高 精度に制御することができるので、 運転精度の向上を図ること力 <できる。
また、 上記高圧冷媒圧力 HPの上昇時に電動膨脹弁 (25)を開動するようにした、 めに、 室外熱交換器 (23)内の液冷媒を冷媒調節器（4 )に流して聍溜することに なり、 該高圧冷媒圧力 HPの上昇を確実に低下させることができる一方、 液バッ ク及び湿り運転を確実に防止することができることから、 信頼性の高い運転制 御を行うことができると共に、 運転範囲の拡大を図ることができる。
第 5図は、 上己冷媒調節器（4 )の他の実施例を示すもので、 第 2流出入管 (4 3)の内菅部 (46)が直菅に形成されたものである。
つまり、 上記第 2流出入管 (43)は、 貯溜ケ一シング (41)の底部より該貯溜ケ 一シング (41)の内部に導入される一方、上記内菅部 (46)には、 前実施例と同様 に複数の冷媒孔 (45 , 45, … ）が形成されている。 従って、 本実施例によれば、 第 2流出入管 (43)が直菅で構成されているので、 製作を簡易にすること力《でき る。 その他の構成並びに作用♦効果は、前実施例と同様である。
また、 上記冷媒調節器（4 )の開口は、 第 4図及び第 5図に示すように、 複数 の冷媒孔 (45 , 45 , … ）で構成したが、 第 2流出入管 (43)に上下方向に長く形成 された長孔によって構成し、第 2流出入管 (43)の内部と貯溜ケ一シング (41)の 内部との連 面積が液冷媒の貯溜量の増減に対応して増減するようにしてもよ い。
第 6図は、 請求項 13〜15に係る発明の第 2の実施例を示すもので、 上記冷媒 調節器（4 )にバイパス路 (12)が接続されたものである。
該バイパス路 (12)は、 閉鎖弁 (SV)を備え、一端が冷媒調節器 (4) の底部に接 続され、 他端が貯溜ケ一シング (41)と室内熱交換器 (31)との間の冷媒配管 (11) に接続されている。
また、 上記コントローラ（ 7 )には、 上記閉鎖弁 (SV)を制御するバイノ、"ス制御 手段 (74)が設けられ、 該バイパス制御手段 (74)は、 暖房運転サイクル時に閉鎖 弁 (SV)を全閉に制御し、 且つ通常の冷房運転サイクル時には閉鎖弁 (SV)を全開 に制御する一方、 冷房運転サイクル時において、 高圧制御圧力スィッチ (HPS2) 力《高圧制御信号を出力すると閉鎖弁 (SV)を閉鎖すると共に、 吐出管センサ (Thd )力 <検出する吐出管温度 Td力《所定温度に低下すると、所定時間閉鎖弁 (SV)を閉 鎖するように構成されている。
具体的に、 例えば、 上記高圧制御圧力スィッチ (HPS2)は、 高圧冷媒圧力 HPが 27kgZcrfになると 0 Nして高圧制御信号を出力し、 高圧冷媒圧力 HPが 24kgZdf になると 0 F Fして高圧制御信号の出力を停止するので、 バイパス制御手段 (7 4)は、 高圧冷媒圧力 HPが 27kgZdfになると閉鎖弁 (SV)を閉鎖し、 高圧冷媒圧力 HPが 24kgZdfになると開口する一方、 吐出管温度 Tdが 60°Cより低下すると、 10 分間閉鎖弁 (SV)を閉鎖するように構成されている。
従って、 冷房運転サイクル時に高圧冷媒圧力 HPが所定の高圧に上昇すると、 電動膨脹弁 (25〉が開動すると同時に、 閉鎖弁 (SV)が閉鎖され、 液冷媒を冷媒調 節器 (4) に貯溜して高圧冷媒圧力 HPを低下させることになる。 また、上記吐出 管温度 Tdが低下すると、 鎮弁 (SV)を閉鎖させて液冷媒を冷媒調節器（ 4 )に貯 溜して湿り運転を防止している。
この結果、 上記高圧冷媒圧力 HPの上昇を防止することができると共に、 湿り 運転を確実に防止することができるので、 信頼性の高 、運転制御を行うこと力く できると共に、 運転範囲の拡大を図ることができる。 その他の構成並びに作用 ♦効果は、 前実施例と同様である。
第 7図は、 請求項 9及び 12に係る発明の第 3の実施例を示す制御フローであ つて、 第 3図におけるコントローラ（7 )には、 1点鎖線で示すように、 開動制 御手段 (73)に代えて過冷却判別手段 (75)と開度補正手段 (76)とを設けたもので める o
該過冷却判別手段 (75)は、冷房運転時における室外熱交換器 (23)の冷媒の過 冷却度を判別するものであって、 上記高圧制御圧力スィッチ (HPS2)力《検出した 高圧冷媒圧力 HPが所定値より上昇し、 且つ外気温センサ（Tha)が検出する室外 空気温度 Taが所定温度になると、 例えば、 30°C以下になると、 過冷却度力大き いと判別し、 また、上記高圧制御圧力スィッチ (HPS2)が検出した高圧冷媒圧力 HPが所定値より上昇し、且つ室外熱交センサ（ T h c )が検出する室外熱交温度 Tc 力所定温度になると、 例えば、 45°C又は 40°C以下になると、過冷却度が大きい と判別するように構成されている。 更に、上記過冷却判別手段 (75)は、 吐出管 センサ（Thd)が検出する吐出管温度 Td力所定温度になると、 例えば、 70°C又は 80°C以下になると、 湿り状態と判別し、 該湿り状態を加味して過冷却度を判別 するように構成されている。
上記開度補正手段 (76)は、高圧制御圧力スィツチ (HPS2)が検出した高圧冷媒 圧力 HPが所定値になると、 例えば、 15kgZcrf以上になると、 上記膨脹弁制御手 段 (72)が電動膨脹弁 (25)の開度を基準制御開度より大^、補正開度に制御し、 且つ上記過冷却判別手段 (75)が判别した過冷却度の上昇に対応して該補正開度 力 <大きくなるように制御する開度信号を該膨脹弁制御手段 (72)に出力する。 つまり、 該開度補正手段 (76)は、 基準制御開度より大きい 3つの補正開度を 予め記憶しており、上記過冷却判別手段 (75)が判別した過冷却度に対応し、 基 準制御開度 Aより大きく開ける開度量が最も大きい第 1補正開度 Dと、 開度量 が中程度の第 2補正開度 Cと、 開度量カ嘬も小さい第 3補正開度 Bとの開度信 号を膨脹弁制御手段 (72)に出力するように構成されて 、る。
次に、 上記電動膨脹弁 (25)の冷房運転サイクル時における開度補正動作につ いて、 第 7図の制御フローに基づき説明する。
先ず、上記電動膨脹弁 (25)の開度補正ルーチンがスター卜すると、 ステップ ST 1において、 高圧制御圧力スィツチ (HPS2)がオンしているか否かを判定し、 該高圧制御圧力スィッチ (HPS2)は、 例えば、 高圧冷媒圧力 HPが 15kg/df以上に なるとオンするので、 該高圧制御圧力スィッチ (HPS2)がォンするまで、 判定が N Oとなり、 ステップ ST 2に移り、 吐出管温度 Td力《最適値 Tkになるように膨脹 弁制御手段 (72)が基準制御開度 Aに電動膨脹弁 (25)の開度を制御してリターン することになる。
一方、上記高圧制御圧力スィッチ（HPS2)がォンすると、 上言己ステップ ST 1力、 らステップ ST 3に移り、 外気温センサ（Tha)が検出する室外空気温度 Taが、 例 えば、 30°Cより高い力、否かを判定し、 30°C以下のときはステップ ST4に、 30°C より高いときはステップ ST 5に移ることになる。 そして、 このステップ ST4に おいて、 吐出管センサ（Thd )が検出する吐出管温度 Td力 \ 例えば、 70°C以上の 高温か否かを判定し、 70°C以上のときは湿り状態でないとしてステップ ST 6に 移り、 70°C未満のときは湿り状態であるとしてステップ ST 7に移ることになる。 また、 上記ステップ ST 5において、 吐出管センサ（Thd )が検出する吐出管温度 Td力 例えば、 80°C以上の高温か否かを判定し、 80°C以上のときは湿り状態で ないとしてステップ ST8に移り、 80。C未満のときは湿り状態であるとしてステ ップ ST 9に移ることになる。
更に、上記ステップ ST 6及びステップ ST 7において、 室外熱交センサ（The) 力 <検出する室外熱交温度 Tc力 <、 例えば、 40°Cより高いか否かを判定し、 40°C以 下のときはステツプ ST10又はステップ ST12に、 40°Cより高いときはステヅプ ST 11又はステップ ST13に移ってリターンすることになる。 また、上記ステップ ST 8及びステツプ ST 9において、 室外熱交センサ（The )が検出する室外熱交温度 Tcが、 例えば、 45。Cより高いか否かを判定し、 45°C以下のときはステップ ST14 又はステップ ST16に、 45。Cより高いときはステップ ST15又はステップ ST17に移 つてリターンすることになる。
このステツプ ST10〜ステツプ ST13においては、室外空気温度 Taが低いので、 過冷却度が大きくなって高圧冷媒圧力 HPが上昇したと考えられることから、 基 準制御開度 Aより大きく開ける開 力《最も大きい第 1補正開度 Dに電動膨脹 弁 (25)の開度を設定することになる。
また、 上記ステップ ST14〜ステップ ST17においては、 室外空気温度 Taがさほ ど低くないので、 室外熱交温度 Tcで過冷却度を判別し、室外熱交温度 Tcが 45°C より高いと、 上記ステップ ST15及びステップ ST17において、過冷却度が小さい 状態で高圧冷媒圧力 HPが上昇しているので、 基準制御開度 Aより大きく開ける 開度量が最も小さ L、第 3補正開度 Bに電動膨脹弁 (25)の開度を設定することに なる。 更に、 湿り状態を加味し、 吐出管温度 Tdが 80°C未満で、 室外熱交温度 Tc が 45°C以下のときは、 湿り状態と判別することができるので、 ステップ ST16に おいて、 高圧冷媒圧力 HPが上昇しているもの、基準制御開度 Aより大きく開け る開 ¾Μが中程度の第 2補正開度 Cに電動膨脹弁 (25)の開度を設定することに なり、 吐出管温度 Tdが 80°C以上で、室外熱交温度 Tcが 45°C以下のときは、 過冷 却度が大きくなつて高圧冷媒圧力 HPが上昇したと考えられることから、 ステツ プ STUにおいて、 基準制御開度 Aより大きく開ける開度量力《最も大きい第 1補 正開度 Dに電動膨脹弁 (25)の開度を設定することになる。
そして、 上記ステップ ST 1及びステップ ST 3〜ステップ ST 9によつて過冷却 判别手段 (75)が構成され、 また、 ステップ ST10〜ステップ ST17によって開度補 正手段 (76)力《構成されている。
この結果、 高圧冷媒圧力 HPの上昇時に室外熱交換器 (23)に溜まつた液冷媒が ？令媒調節器（4 )に流れ、 高圧冷媒圧力 HPが低下すると共に、 液冷媒が冷媒調節 器（4 )に溜まることになる。
従って、 本実施例によれば、 上記室外熱交換器 (23)に溜まった液冷媒量に対 応して、 つまり、過冷却度に応じて電動膨脹弁 (25)の開度を大きく開動させて 高圧冷媒圧力 HPの上昇を防止しているので、 より精度のよ 、運転を行うこと力く でき、 エネルギ有効率 （E E R) を向上させることができると共に、 運転範囲 の拡大を図ることができる。
また、 上記過冷却度の判別に専用のセンサを要しないので、 構成を複雑にす ることなく、高圧冷媒圧力 HPの上昇を防止することができる。
第 8図は、 請求項 11に係る発明の実施例を示し、上記第 7図における実施例 のステップ ST4及びステップ ST 5を省略したもので、 吐出管温度 Tdにつ I、て判 别しないものである。
従って、 ステップ ST 3からステップ ST6又はステップ ST 9に移り、該ステツ プ ST6において、 室外熱交センサ（The)が検出する室外熱交温度 Tcカ、 例えば、 40°Cより高いか否かを判定し、 40°C以下のときはステップ ST10に、 また、 40°C より高いときはステップ ST11に移ってリターンすることになる。 また、上記ス テツプ ST9において、 室外熱交センサ（The)が検出する室外熱交温度 Tcが、 例 えば、 45°Cより高いか否かを判定し、 45。C以下のときはステップ ST16に、 45。C より高いときはステップ ST17に移ってリターンすることになる。
そして、 このステップ ST10及びステップ ST11においては、室外空気温度 Taが 低いので、 過冷却度が大きくなつて高圧冷媒圧力 HPが上昇したと考えられるこ とから、 基準制御開度 Aより大きく開ける開度量が最も大きい第 1補正開度 D 電動膨脹弁 (25)の開度を設定することになる。
また、 上記ステップ ST16及びステップ ST17においては、 室外空気温度 Taがさ ほど低くないので、室外熱交温度 Tcで過冷却度を判別し、 室外熱交温度 Tcが 45 より高いと、 上記ステップ ST17において、 過冷却度が小さい状態で高圧冷媒 圧力 HPが上昇しているので、基準制御開度 Aより大きく開ける開度量が最も小 さい第 3捕正開度 Bに電動膨脹弁 (25)の開度を設定することになる。 更に、 上 記室外熱交温度 Tcが 45 以下のときは、湿り状態と判別すること力できるので、 ステツプ ST16において、 高圧冷媒圧力 HPが上昇して I、るもの、基準制御開度 A より大きく開ける開度量が中 の第 2捕正開度 Cに電動膨脹弁 (25)の開度を 設定することになる。
その他の構成並びに作用 ·効果は、第 7図に示す実施例と同様である。
第 9図は、請求項 10に係る発明の実施例を示し、上記第 7図における実施例 のステツプ ST4〜ステップ ST 9を省略したもので、 上記室外空気温度 Taのみを 判別し、 吐出管温度 Td及び室外熱交温度 Tcについて判別しないものである。 従って、 ステップ ST 3からステツプ STiO及びステップ ST15に移ることになる。 つまり、外気温センサ（Tha)が検出する室外空気温度 Taが、 30。Cより高いか否 かを判定し、 30°C以下のときはステップ ST10に、 30°Cより高いときはステップ ST15に移ってリターンすることになる。 そして、 このステップ ST10においては、 室外空気温度 Taが低 L、ので、 過冷却度が大きくなつて高圧冷媒圧力 HPが上昇し たと考えられることから、 基準制御開度 Aより大きく開ける開 Jg*が最も大き t、第 1補正開度 Dに電動膨脹弁 (25)の開度を設定することになる。
また、 上記ステップ ST15においては、室外空気温度 Taがさほど低くないので、 基準制御開度 Aより大きく開ける開度量が最も小さい第 3補正開度 Bに電動膨 脹弁 (25)の開度を設定することになる。
その他の構成並びに作用♦効果は、 図 7に示す実施例と同様である。
第 10図は、 請求項 2 , 4， 5， 7及び 16に係る発明の第 4の実施例を示す空 気調和装置における冷媒配管系統を示し、 第 3図に示す第 1の実施例における 電動膨脹弁 (25)と冷媒調節器（ 4 )とを逆に配置したものである。
つまり、上記冷媒調節器（4 )は、 冷房運転サイクル時に高圧液ラインとなり、 暖房運転サイクル時に低圧液ラインとなる冷媒配管 (11)であって、室外熱交換 器 (23)の補助熱交換器 (24)と電動膨張弁 (25)との間の冷媒配管 (11)に配設され ている。 そして、第 4図に示す冷媒調節器（4 )の第 1流出入管 (42)は、室内熱 交換器 (31)側の冷媒配管 (11)に接続され、 第 2流出入管 (43)は、 室外熱交換器 (23)側の冷媒配管 (11)に接続されている。
上記冷媒調節器（4 )は、 冷房運転サイクル時に余剰冷媒を貯溜する一方、 暖 房運転サイクル時に液冷媒を貯溜すると共に、冷媒孔 (45, 45, … ）によって貯 溜量に対応した冷媒量を室外熱交換器 (23)に供給するように構成されている (第 4図の実線が暖房時、破線が冷房時となる。 ） 。
従って、 上記冷媒循環回路（1 )において、冷房運転サイクル時には、 第 10図 に実線で示すように、圧縮機 (21)より吐出した高圧の冷媒は、 室外熱交換器 (2 3)で凝縮して液化し、 この液冷媒は、 冷媒調節器（4 )に流入した後、電動膨脹 弁 (25)で減圧し、 その後、 室内熱交換器 (31)で蒸発して圧縮機 (21)に戻る循環 となる。
一方、暖房運転サイクル時には、 第 10図に破線で示すように、 圧縮機 (21)よ り吐出した高圧の冷媒は、室内熱交換器 (31)で凝縮して液化し、 この液冷媒は、 電動膨脹弁 (25)で減圧し、 その後、 ？令媒調節器（4 )に流入した後、 室外熱交換 器 (23)で蒸発して圧縮機 (21)に戻る循環となる。
ま Γ ントローラ（7 )には、 図 3の実施例と同様に、 容量制御手段 (71)と 膨脹弁制御手段 (72)と開動制御手段（73a)とが設けられている。
つまり、 暖房運転サイクル時の過渡時などにおいて、 高圧冷媒圧力 HPが上昇 した場合、 この高圧冷媒圧力 HPが所定値に上昇すると、 高圧制御圧力スィッチ (HPS2)が高圧制御信号を出力することになり、 この高圧制御信号を開動制御手 段（ 73 a )力《受けて開動信号を出力し、 膨脹弁制御手段 (72)が電動膨脹弁 (25)を 基準制御開度より大きい補正開度にして開けぎみにする。 この結果、 高圧冷媒 圧力 HPの上昇時に室外熱交換器 (23)に溜まつた液冷媒が冷媒調節器（ 4 )に流れ、 高圧冷媒圧力 HPが低下すると共に、 液冷媒が冷媒調節器（ 4 )に溜まることにな る。 従って、 室外熱交換器 (23)に必要以上の液冷媒が供給されることがないの で、 アキュムレータを備えていなくとも液バック力；'生ずることがない。
また、 上記暖房運転サイクル時において、 冷媒調節器（4 )に溜まった潤滑油、 つまり、 液冷媒上の潤滑油は、 ？令媒孔 (45, 45, … ）より流出して室外熱交換器 (23)から圧縮機 (21)に戻ることになる。
一方、 上記冷房運転サイクノレ時においては、 余剰の冷媒カ冷媒調節器（4 )に 溜まることになり、 この冷媒調節器（ 4 )に冷媒を溜めることによつて高圧冷媒 圧力 HPの上昇を防止している。 その他の構成並びに作用は第 3図の第 1の実施 例と同様である。
以上のように、 本実施例によれば、 第 3図に示す第]の実施例と同様に、 ァ キュムレー夕を極めて小型化することができる力、、 或いは、 アキュムレータを 省略することができる。 この結果、 機器類を少なくすることができると共に、 圧力損失を小さくすることができることから、運転能力の向上を図ることがで き、安価にすること力できる。
また、上記冷媒調節器（4 )によって冷媒循環量を調節するので、 ？会媒循環回 路（1 )における冷媒充填量の許容幅を大きくすることができる。 この結果、配 管長によつて冷媒充填量を増減する必要がなくなる。
また、 従来のような整流回路を設ける必要がないので、 逆止弁を不要とする こと力でき、 部品点数を減少させることができることから、 安価にすることが できる。
また、上記冷媒調節器（4 )の第 2流出入管 (43)に複数の冷媒孔 (45, 45, … ） を形成するようにした、めに、該冷媒孔 (45, 45, … ；)によって冷媒循環量を高 精度に制御することができるので、運転精度の向上を図ること力 <できる。
また、上記高圧冷媒圧力 HPの上昇時に電動膨脹弁 (25)を開動するようにした、 めに、 室外熱交換器 (23)内の液冷媒を冷媒調節器（ 4 )に流して貯溜することに なり、 該高圧冷媒圧力 HPの上昇を確実に低下させることができる一方、液バッ ク及び湿り運転を確実に防止することができること力、ら、 信頼性の高い運転制 御を行うことができると共に、 運転範囲の拡大を図ることができる。
尚、 本実施例においても、上記冷媒調節器（4 )の第 2流出入管 (43)に複数の 冷媒孔 (45, 45, … ；)を形成した力^ 長孔等の開口であってもよい。 第 11図は、請求項 21， 22及び 23に係る発明の第 5の実施例を示すもので、 第 6図に示す第 2の実施例に対応し、上記冷媒調節器（ 4 )に くィパス路 (12)が接 続されたものである。
該バイパス路 (12)は、 閉鎖弁 (SV)を備え、一端が冷媒調節器（4 )の底部に接 铳され、 他端が貯溜ケ一シング (41)と室外熱交換器 (23)との間の冷媒配管 (11) に接続されている。
また、上記コントローラ（7 )には、上記閉鎖弁 (SV)を制御するバイパス制御 手段（74a)が設けられ、 該バイパス制御手段（74a)は、 冷房運転サイクル時に 閉鎖弁 (SV)を全閉に制御し、且つ通常の暖房運転サイクル時には閉鎖弁 (SV)を 全開に制御する一方、 暖房運転サイクル時において、 高圧制御圧力スィッチ (H PS2)力 <高圧制御信号を出力すると閉鎖弁 (SV)を閉鎮すると共に、 吐出管センサ (Thd )が検出する吐出管温度 Tdが所定温度に低下すると、 所定時間閉鎖弁 (SV) を閉鎖するように構成されている。
従って、 上記暖房運転サイクル時における高圧冷媒圧力 HPが所定の高圧に上 昇すると、電動膨脹弁 (25)が開動すると同時に、 閉鎖弁 (SV)が閉鎖され、 液冷 媒を冷媒調節器 (4) に貯溜して高圧冷媒圧力 HPを低下させることになる。 また、 上記吐出管温度 Tdが低下すると、 閉鎖弁 (SV)を閉鎖させて液冷媒を冷媒調節器 (4) に貯溜して湿り運転を防止している。
この結果、 上記高圧冷媒圧力 HPの上昇を防止することができると共に、 湿り 運転を確実に防止することができるので、 信頼性の高い運転制御を行うことが できると共に、 運転範囲の拡大を図ることができる。 その他の構成並びに作用 •効果は、 前実施例と同様である。
第 12図は、 請求項 17及び 20に係る発明の第 6の実施例を示す制御フローであ つて、第 7図の第 3の実施例に対応しており、第 10図におけるコントローラ（7 )には、 1点鎖線で示すように、 開動制御手段（73a)に代えて過冷却判別手段 ( 75 a)と開度補正手段（76 a)とを設けたものである。
該過冷却判別手段（75 a)は、 暖房運転時における室内熱交換器 (31)の冷媒の 過冷却度を判別するものであつて、上記高圧制御圧力スィッチ (HPS2)が検出し た高圧冷媒圧力 HPが所定値より上昇し、 且つ室温センサ（Th r)が検出する室内 空気温度 Trが所定温度になると、過冷却度が大きいと判別し、 また、上記高圧 制御圧力スィッチ (HPS2)が検出した高圧冷媒圧力 HPが所定値より上昇し、 且つ 室内熱交センサ（The)が検出する室内熱交温度 Teが所定温度になると、 過冷却 度力大きいと判別するように構成されている。 更に、 上記過冷却判別手段 (75a )は、 吐出管センサ（Thd )が検出する吐出管温度 Td力 <所定温度になると、 湿り 状態と判別し、 該湿り状態を加味して過冷却度を判別するように構成されてい る。
上記開度補正手段（76 a)は、 高圧制御圧力スィツチ (HPS2)力検出した高圧冷 媒圧力 HPが所定値になると、 上記膨脹弁制御手段 (72)が電動膨脹弁 (25)の開度 を基準制御開度より大き L、補正開度に制御し、且つ上記過冷却判別手段（ 75 a) カ《判別した過冷却度の上昇に対応して該補正開度が大きくなるように制御する 開度信号を該膨脹弁制御手段 (72)に出力する。
つまり、 該開度 ^!Ef tTf B 準制御開度より大きい 3つの補正開度 を予め記憶しており、上記過冷却判別手段（75a)が判別した過冷却度に対応し、 基準制御開度 Aより大きく開ける開度量が最も大きい第 1補正開度 Dと 開度 量が中程度の第 2補正開度 Cと、 開 力最も小さい第 3補正開度 Bとの開度 信号を膨脹弁制御手段 (72)に出力するように構成されている。
次に、上記電動膨脹弁 (25)の暖房運転サイクル時における開度補正動作につ いて、 第 12図の制御フローに基づき説明する。
先ず、上記電動膨脹弁 (25)の開度補正ルーチンがスタートすると、 ステップ ST21において、 高圧制御圧力スィツチ (HPS2)がオンしているか否かを判定し、 該高圧制御圧力スィッチ (HPS2)がオンするまで、 判定が N Oとなり、 ステップ ST22に移り、 吐出管温度 Td力 <最適値 Tkになるように膨脹弁制御手段 (72)が基準 制御開度 Aに電動膨脹弁 (25)の開度を制御してリターンすることになる。
—方、上記高圧制御圧力スィッチ (HPS2)がオンすると、上記ステップ ST21か らステツプ ST23に移り、室温センサ（Th r)が検出する室内空気温度 Trが所定温 度より高いか否かを判定し、所定温度以下のときはステップ ST24に、 所定温度 より高いときはステップ ST25に移 ¾ことになる。 そして、 このステップ ST24に おいて、 吐出管センサ（Thd)が検出する吐出管温度 Tdが所定温度以上の高温か 否かを判定し、 所定温度以上のときは湿り状態でないとしてステップ ST26に移 り、 所定温度未満のときは湿り状態であるとしてステツプ ST27に移ることにな る。 また、 上記ステップ ST25において、 吐出管センサ（Thd )か'検出する吐出管 温度 Td力《所定温度以上の高温か否力、を判定し、所定温度以上のときは湿り状態 でないとしてステツプ ST28に移り、 所定温度未満のときは湿り状態であるとし てステップ ST29に移ることになる。
更に、 上記ステップ ST26及びステップ ST27において、 室内熱交センサ（The) 力《検出する室内熱交温度 Teが所定温度より高いか否かを判定し、 所定温度以下 のときはステツプ STS0又はステップ ST32に、所定温度より高いときはステップ ST31又はステップ ST33に移ってリターンすることになる。 また、 上記ステップ ST28及びステツプ ST29において、室内熱交センサ（The)が検出する室内熱交温 度 Teが所定温度より高 t、か否かを判定し、所定温度以下のときはステツプ ST34 又はステツプ ST36に、所定温度より高いときはステツプ ST35又はステップ ST37 に移ってリ夕一ンすることになる。
このステップ ST30〜ステップ ST33においては、室内空気温度 Trが低いので、 過冷却度が大きくなつて高圧冷媒圧力 HPが上昇したと考えられることから、 基 準制御開度 Aより大きく開ける開度量が最も大き I、第 1補正開度 Dに電動膨脹 弁 (25)の開度を設定することになる。
また、上記ステップ ST34〜ステップ ST37においては、 室内空気温度 Trがさほ ど低くないので、 室内熱交温度 Teで過冷却度を判別し、室内熱交温度 Teが所定 温度より高いと、 上記ステップ ST35及びステップ ST37において、 過冷却度が小 さ 、状態で高圧冷媒圧力 HPが上昇しているので、 基準制御開度 Aより大きく開 ける開 ¾S力く最も小さい第 3補正開度 Bに電動膨脹弁 (25)の開度を設定するこ とになる。
更に、 湿り状態を加味し、 吐出管温度 Tdが所定温度未満で、 室内熱交温度 Te 力所定温度以下のときは、 湿り状態と判別することができるので、 ステップ ST 36において、 高圧冷媒圧力 HPが上昇しているもの、基準制御開度 Aより大きく 開ける開度量が中程度の第 2補正開度 Cに電動膨脹弁 (25)の開度を設定するこ とになり、 吐出管 Td力《所定 以上で、室内熱交温度 Teが所定温度以下の ときは、過冷却度力 <大きくなつて高圧冷媒圧力 HPが上昇したと考えられること 力、ら、 ステップ ST34において、 基準制御開度 Aより大きく開ける開度量力《最も 大きい第 1補正開度 Dに電動膨脹弁 (25)の開度を設定することになる。
そして、 上記ステツプ ST21及びステツプ ST23〜ステツプ ST29によつて過冷却 判別手段（75 a)が構成され、 また、 ステップ ST30〜ステップ ST37によって開度 補正手段 (76a)力 <構成されている。
この結果、 高圧冷媒圧力 HPの上昇時に室内熱交換器 (31)に溜まつた液冷媒が 冷媒調節器（4 )に流れ、 高圧冷媒圧力 HPが低下すると共に、 液冷媒が冷媒調節 器（4 )に溜まることになる。
従って、 本実施例によれば、上記室内熱交換器 (31)に溜まった液冷媒量に対 応して、 つまり、 過冷却度に応じて電動膨脹弁 (25)の開度を大きく開動させて 高圧冷媒圧力 HPの上昇を防止しているので、 より精度のよい運転を行うことが でき、 エネルギ有効率 （E E R) を向上させることができると共に、運転範囲 の拡大を図ることカできる。
また、上記過冷却度の判別に専用のセンサを要しないので、 構成を複雑にす ることなく、 高圧冷媒圧力 HPの上昇を防止することができる。
第 13図は、 請求項 19に係る発明の実施例を示し、上記第 12図における実施例 のステツプ ST24及びステップ ST25を省略したもので、 吐出管温度 Tdにつ t、て判 别しないものである。
従って、 ステップ ST23からステップ ST26又はステップ ST29に移り、 該ステツ プ ST26において、室内熱交センサ（The)が検出する室内熱交温度 Teが所定温度 より高いか否かを判定し、所定温度以下のときはステップ ST30に、 また、所定 温度より高いときはステ'ソプ ST31に移ってリターンすることになる。
また、 上記ステップ ST29において、室内熱交センサ（The)が検出する室内熱 交温度 Teが所定温度より高 L、か否かを判定し、所定温度以下のときはステップ ST36に、所定温度より高いときはステツプ ST37に移ってリターンすることにな そして、 このステップ ST30及びステップ ST31においては、室内空気温度 Trが 低いので、 過冷却度が大きくなつて高圧冷媒圧力 HPが上昇したと考えられるこ とから、 基準制御開度 Aより大きく開ける開度量力《最も大きい第 1補正開度 D に電動膨脹弁 (25)の開度を設定することになる。
また、 上記ステップ ST36及びステップ ST37においては、室内空気温度 Trがさ ほど低くないので、 室内熱交温度 Teで過冷却度を判別し、 室内熱交温度 Teが所 定温度より高いと、 上記ステツプ ST37において、過冷却度が小さ L、状態で高圧 冷媒圧力 HPが上昇しているので、 基準制御開度 Aより大きく開ける開 ¾Mが最 も小さい第 3補正開度 Bに電動膨脹弁 (25)の開度を設定することになる。 更に、 上記室内熱交温度 Teが所定温度以下のときは、 湿り状態と判別することができ るので、 ステツプ ST36において、高圧冷媒圧力 HPが上昇して L、るものゝ基準制 御開度 Aより大きく開ける開錢が中程度の第 2補正開度 Cに電動膨脹弁 (25) の開度を設定することになる。
その他の構成並びに作用 ·効果は、第 12図に示す実施例と同様である。
第 14図は、 請求項 18に係る発明の実施例を示し、上記第 12図における実施例 のステツプ ST24〜ステップ ST29を省略したもので、上記室内空気温度 Trのみを 判別し、 吐出管 及び室内熱交温度 Teについて判別しないものである。 従って、 ステツプ ST23からステツプ ST30及びステップ ST35に移ることになる。 つまり、 室温センサ（Thr)が検出する室内空気温度 Trが、所定温度より高いか 否かを判定し、 所定温度以下のときはステップ ST30に、 所定温度より高いとき はステップ ST35に移ってリターンすることになる。 そして、 このステップ ST30 においては、 室内空気温度 Trが低いので、 過冷却度が大きくなつて高圧冷媒圧 力 HPが上昇したと考えられることから、 上記基準制御開度 Aより大きく開ける 開度量が最も大きい第 1捕正開度 Dに電動膨脹弁 (25)の開度を設定することに なる。
また、 上記ステップ ST35においては、 室内空気温度 Trがさほど低くないので、 基準制御開度 Aより大きく開ける開度量が最も小さ ^、第 3捕正開度 Bに電動膨 脹弁 (25)の開度を設定することになる。
その他の構成並びに作用 ·効果は、第 12図に示す実施例と同様である。
尚、上記実施例おいて、 膨脹弁制御手段 (72)は、吐出管温度制御するように 構成した力 本発明においては、 室内熱交換器 (31)の入口冷媒温度と出口冷媒 温度とによる過 制御を行うようにしてもよい。
また、上記バイパス制御手段 (74, 74a)は、 高圧制御圧力スィッチ (HPS2)の高 圧制御信号に基づいて制御するようにした力《、室外熱交センサ (The)が検出す る室外熱交温度 Tc或 Iヽは室内熱交センサ（ T h e )が検出する室内熱交温度 Teに基 づ I、て制御するようにしてもよい。 つまり、高圧冷媒圧力 HPを室外熱交温度 Tc 或いは室内熱交温度 Teに基づいて導出するようにしてもよい。 また、 該バイパ ス制御手段 (74.74a)は、高圧冷媒圧力 HPのみ、又は、 吐出管温度 Tdのみの何れ 力、に基づいて制御するようにしてもよく、 つまり、 高圧制御又は湿り運転制御 のみを行うようにしてもよい。
また、 第 7図及び第 8図に示す実施例においては、室外熱交換器 (23)の液側 端部 （冷房運転サイクル時の出口側） に液温センサを設け、 該液温センサと室 外熱交センサ（The)とによつて過冷却度を直接検出するようにしてもよく、 ま た、 第 12図及び第 13図に示す実施例においては、 室内熱交換器 (31)の液側端部 (暖房運転サイクル時の出口側） に液温センサを設け、 該液温センサと室内熱 交センサ（The)とによつて過冷却度を直接検出するようにしてもよい。 [産業上の利用可能性]
以上 ¾¾ぅに、 本発明における空気調和装置によれば、 冷媒調節器で冷媒循 環量を調節すると共に、 余剰冷媒を貯溜するので、 構成を簡素化したビル用空 気調和装置などに適している。

Claims

請求の範囲
Ί，圧縮機 (21)と、.熱源側熱交換器 (23)と、 冷媒が双方向に流れる膨脹機構 (25)と、利用側熱交換 ^(31〉とが順に接続されて冷房運転サイクルと暖房 運転サイクルとに可逆運転可能な閉回路の冷媒循環回路（ 1 )が形成され、 該冷媒循環回路（ 1 )における膨脹機構 (25)と利用側熱交換器 (31)との間 には、冷房運転サイクル時に液冷媒を貯溜して該液冷媒の貯溜量に対応し た冷媒量を利用側熱交換器 (31)に供給する一方、 暖房運転サイクル時に液 冷媒を貯溜する冷媒調節器（ 4 )が設けられていることを特徴とする空気調 和装置 ο
2. 圧縮機 (21)と、熱源側熱交換器 (23)と、 冷媒が双方向に^れる膨脹機構 (25)と、 禾拥側熱交換器 (31)と力順に接続されて冷房運転サイクルと暖房 運転サイクルとに可逆運転可能な閉回路の冷媒循環回路（ 1 )が形成され、 該冷媒循環回路（ 1 )における膨脹機構 (25)と熱源側熱交換器 (23)との間 には、 暖房運転サイクル時に液冷媒を貯溜して該液冷媒の貯溜量に対応し た冷媒量を熱源側熱交換器 (23)に供給する一方、 ？令房運転サイクル時に液 冷媒を貯溜する冷媒調節器（ 4 )が設けられていることを特徵とする空気調
'. 請求項 1記載の空気調和装置において、
冷媒調節器（4 )は、 貯溜ケ一シング (41)と、 一端力熱源側熱交換器 (23) に膨脹機構 (25)を介して接続されると共に、 他端が貯溜ケ一シング (41)に 接続された第 1流出入管 (42)と、一端が利用側熱交換器 (31)に接続される と共に、 他端力《貯溜ケ一シング (41)に導入された第 2流出入管 (43)とを備 え、
該第 2流出入管 (43)には、 第 2流出入管 (43)の内部と貯溜ケ一シング (4 1)の内部との連通面積が液冷媒の貯溜量の増減に対応して増減する開口が 形成されていることを特徴とする空気調和装置。
4. 請求項 2記載の空気調和装置において、
冷媒調節器（4 )は、 貯溜ケ一シング (41)と、 一端が利用側熱交換器 (31) に膨脹機構 (25)を介して接続されると共に、 他端が貯溜ケ一シング (41)に 接続された第 1流出入管 (42)と、一端力《熱源側熱交換器 (23)に接続される と共に、 他端力貯溜ケ一シング (41)に導入された第 2流出入管 (43)とを備 え、
該第 2流出入管 (43)には、 第 2流出入管 (43)の内部と貯溜ケ一シング (4 1)の内部との連通面積が液冷媒の貯溜量の増減に対応して增減する開口が 形成されていることを特徴とする空気調和装置。
5. 請求項 3又は 4記載の空気調和装置において、
開口は、 第 2流出入管 (43)に上下方向に並んで形成された複数の冷媒孔 (45,45. … ：)によって構成されていることを特徴とする空気調和装置。
6. 請求項 3又は 4記載の空気調和装置において、
開口は、 第 2流出入管 (43)に上下方向に長く形成された長孔によって構 成されていることを特徴とする空気調和装置。
7. 請求項 1〜6の何れか； I記載の空気調和装置において、
膨脹機構 (25)は、 開度調整可能な電動膨脹弁 (25)で構成される一方、 ？令媒循環回路（ 1 )の高圧冷媒圧力を検出する高圧検出手段 (HPS2)と、 冷媒循環回路（ 1 )の冷媒状態に基づく基準制御開度に上記電動膨脹弁 (2 5)を調節する膨脹弁制御手段 (72)とを備えていることを特徴とする空気調 和装置。
8. 請求項 7記載の空気調和装置において、
高圧検出手段 (HPS2)力検出する冷房運転サイクル時における冷媒循環回 路（ 1 )の高圧冷媒圧力が所定値になると、上記膨脹弁制御手段 (72)が電動 膨脹弁 (25)の開度を基準制御開度より大きい補正開度に制御するように開 動信号を該膨脹弁制御手段 (72)に出力する開動制御手段 (73)を備えて L、る ことを特徴とする空気調和装置。
9. 請求項 7記載の空気調和装置において、
冷房運転サイクノレ時における熱源側熱交換器 (23)の冷媒の過冷却度を判 別する過冷却判別手段 (75)と、
高圧検出手段 (HPS2)が検出する冷房運転サイクル時における冷媒循環回 路（ 1 )の高圧冷媒圧力力所定値になると、 上記膨脹弁制御手段 (72)が電動 膨脹弁 (25)の開度を基準制御開度より大き ヽ補正開度に制御し、 且つ上記 過冷却判別手段 (75)が判別した過冷却度の上昇に対応して該補正開度が大 きくなるように制御する開度信号を該膨脹弁制御手段 (72)に出力する開度 補正手段 (76)ど t^ Ϊ 特徴とする空気調和装置。
10. 請求項 9記載の空気調和装置において、
過冷却判別手段 (75)は、 外気温度より過冷却度を判別するように構成さ れていることを特徴とする空気調和装置。
11. 請求項 9記載の空気調和装置において、
過冷却判別手段 (75)は、 外気温度と熱源側熱交換器 (23)における冷媒の 凝縮温度とより過冷却度を判別するように構成されていることを特徴とす る空気調和装置。
12. 請求項 9記載の空気調和装置において、
過冷却判別手段 (75)は、 外気温度と圧縮機 (21)における吐出側の冷媒温 度と熱源側熱交換器 (23)における冷媒の凝縮温度とより過冷却度を判別す るように構成されて L、ることを特徵とする空気調和装置。
13. 請求項 1 , 3, 5〜12の何れか 1記載の空気調和装置において、
—端が冷媒調節器（ )に、 他端が冷媒調節器（ )と利用側熱交換器 (31) との間にそれぞれ接続されると共に、 閉鎖弁 (SV)を備えたバイパス路 (12) を備えていることを特徴とす 空気調和装置。
14. 請求項 13記載の空気調和装置において、
暖房運転サイクル時に閉鎖弁 (SV)を閉鎖し、 且つ冷房運転サイクル時に 閉鎖弁 (SV)を開口すると共に、 該冷房運転サイクル時に冷媒循環回路（ 1 ) の高圧冷媒圧力が所定の高圧になると該高圧が所定値に低下するまで閉鎖 弁 (SV)を閉鎖ず ^ f^l S手 (74)を備えていることを特徴とする空
15. 請求項 13又は 14記載の空気調和装置において、
暖房運転サイクル時に閉鎖弁 (SV)を閉鎖し、 且つ冷房運転サイクル時に 閉鎖弁 (SV)を開口すると共に、 該冷房運転サイクル時に圧縮機 (21)におけ る吐出側の冷媒温度が所定の低温になると閉鎖弁 (SV)を所定時間閉鎖する 'くィパス制御手段 (74)を備えて L、ることを特徴とする空気調和装置。
16. 請求項 7記載の空気調和装置において、
高圧検出手段 (HPS2)が検出する暖房運転サイクル時における冷媒循環回 路（ 1 )の高圧冷媒圧力力所定値になると、上記膨脹弁制御手段 (72)が電動 膨脹弁 (25)の開度を基準制御開度より大きい捕正開度に制御するように開 動信号を該膨脹弁制御手段 (72)に出力する開動制御手段（ 73 a)を備えて tヽ ることを特徵とする空気調和装置。
17. 請求項 7記載の空気調和装置において、
暖房運転サイクル時における利用側熱交換器 (31)の冷媒の過冷却度を判 別する過冷却判別手段（ 75 a )と、
高圧検出手段 (HPS2)が検出する暖房運転サイクル時における冷媒循環回 路（ 1 )の高圧冷媒圧力力《所定値になると、上記膨脹弁制御手段 (72)が電動 膨脹弁 (25)の開度を基準制御開度より大き L、補正開度に制御し、 且つ上記 過冷却判別手段 (75)が判別した過冷却度の上昇に対応して該補正開度が大 きくなるように制御する開度信号を該膨脹弁制御手段 (72)に出力する開度 補正手段（76 a)とを備えていることを特徴とする空気調和装置。
18. 請求項 17記載の空気調和装置において、
過冷却判別手段（75a)は、室内温度より過冷却度を判別するように構成 されていることを特徴とする空気調和装置。
19. 請求項 17記載の空気調和装置において、
過冷却判別手段（ 75 a )は、室内温度と利用側熱交換器 (31 )における冷媒 の凝縮温度とより過冷却度を判別するように構成されていることを特徴と する空気調和装置。
20. 請求項 17記載の空気調和装置において、
過冷却判別手段（ 75 a)は、室内温度と圧縮機 (21)における吐出側の冷媒 温度と利用側熱交換器 (31)における冷媒の凝縮温度とより過冷却度を判別 するように構成されていることを特徴とする空気調和装置。
21. 請求項 2 , 4〜7 , 16〜20の何れか 1記載の空気調和装置において、 —端が冷媒調節器（ 4 )に、他端が冷媒調節器（ 4 )と熱源側熱交換器 (23) との間にそれぞれ接続されると共に、 閉鎖弁 (SV)'を備えたバイパス路 (12) を備えていることを特徴とする空気調和装置。
22. 請求項 21記載の空気調和装置において、
冷房運転サイクル時に閉鎖弁 (SV)を閉鎖し、 且つ暖房運転サイクル時に 閉鎖弁 (SV)を開口すると共に、 該暖房運転サイクル時に冷媒循環回路（ 1 ) の高圧冷媒圧力力所定の高圧になると該高圧が所定値に低下するまで閉鎖 弁 (SV)を閉鎖するバイパス制御手段（74a)を備えていることを特徴とする
23. 請求項 21又は 22記載の空気調和装置において、
冷房運転サイクル時に閉鎮弁 (SV)を閉鎖し、 且つ暖房運転サイクル時に 閉鎖弁 (SV)を開口すると共に、 該暖房運転サイクル時に圧縮機 (21)におけ る吐出側の冷媒温度が所定の低温になると閉鎖弁 (SV)を所定時間閉鎖する バイパス制御手段（74a)を備えていることを特徴とする空気調和装置。
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