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WO2019021464A1 - 空気調和装置 - Google Patents

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WO2019021464A1
WO2019021464A1 PCT/JP2017/027465 JP2017027465W WO2019021464A1 WO 2019021464 A1 WO2019021464 A1 WO 2019021464A1 JP 2017027465 W JP2017027465 W JP 2017027465W WO 2019021464 A1 WO2019021464 A1 WO 2019021464A1
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WO
WIPO (PCT)
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refrigerant
expansion valve
electronic expansion
load
temperature
Prior art date
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Ceased
Application number
PCT/JP2017/027465
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English (en)
French (fr)
Inventor
周平 水谷
Current Assignee (The listed assignees may be inaccurate. Google has not performed a legal analysis and makes no representation or warranty as to the accuracy of the list.)
Mitsubishi Electric Corp
Original Assignee
Mitsubishi Electric Corp
Priority date (The priority date is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the date listed.)
Filing date
Publication date
Application filed by Mitsubishi Electric Corp filed Critical Mitsubishi Electric Corp
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Priority to PCT/JP2017/027465 priority patent/WO2019021464A1/ja
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Ceased legal-status Critical Current

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    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F24—HEATING; RANGES; VENTILATING
    • F24F—AIR-CONDITIONING; AIR-HUMIDIFICATION; VENTILATION; USE OF AIR CURRENTS FOR SCREENING
    • F24F1/00—Room units for air-conditioning, e.g. separate or self-contained units or units receiving primary air from a central station
    • F24F1/06—Separate outdoor units, e.g. outdoor unit to be linked to a separate room comprising a compressor and a heat exchanger
    • F24F1/20—Electric components for separate outdoor units
    • F24F1/24—Cooling of electric components
    • 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
    • F25B1/00—Compression machines, plants or systems with non-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
    • F25B13/00—Compression machines, plants or systems, with reversible cycle

Definitions

  • the present invention relates to an air conditioner provided with a refrigerant cooler of a control device.
  • the present invention has been made to solve the problems as described above, and an air conditioner provided with a refrigerant cooler capable of suppressing condensation due to cooling of a control device using a refrigerant in each operation mode. Intended to provide.
  • the compressor, the heat source side heat exchanger, the intermediate pressure adjusting electronic expansion valve, the load side electronic expansion valve, and the load side heat exchanger constitute a refrigerant circuit connected by refrigerant piping, and compressed Between the electronic expansion valve for intermediate pressure adjustment and the load-side electronic expansion valve, which is provided on the discharge side of the compressor and that switches the circulation direction of the refrigerant, the controller that controls each device that constitutes the refrigerant circuit And a refrigerant cooler for cooling the control device using a refrigerant, and in the cooling operation mode, the opening degree of the intermediate pressure adjusting electronic expansion valve is maximized.
  • dew condensation due to cooling of the control device using the refrigerant can be suppressed in each operation mode.
  • FIG. 1 is a refrigerant circuit diagram of an air conditioner according to Embodiment 1 of the present invention.
  • the air conditioning apparatus 100 is installed in, for example, a building or an apartment and can perform a cooling operation, a heating operation, and a defrosting operation by using a refrigeration cycle (a heat pump cycle) that circulates a refrigerant.
  • the air conditioning apparatus 100 includes a heat source side unit 80 and a load side unit 90, and forms a refrigeration cycle by connecting the heat source side unit 80 and the load side unit 90 with a refrigerant pipe 70.
  • fluorocarbon refrigerants for example, R32 refrigerant of HFC refrigerant, R125, R134a, R410A, R407c, R404A of these mixed refrigerants, etc.
  • HFO refrigerant for example, HFO-1234yf, HFO-1234ze (E), HFO-1234ze (Z)
  • CO2 refrigerant for example, propane, isobutane refrigerant
  • ammonia refrigerant mixed refrigerant of R32 and HFO-1234yf such as mixed refrigerant of the above refrigerants, etc. used in vapor compression type heat pump Refrigerant is used.
  • the air conditioner 100 includes a compressor 1, a four-way valve 2, a heat source side heat exchanger 3, an intermediate pressure adjusting electronic expansion valve 4, a refrigerant cooler 5, a load side electronic expansion valve 6, a load side heat exchanger 7 and an accumulator.
  • a refrigerant circuit 8 is connected by a refrigerant pipe 70, and the refrigerant circulates inside.
  • the heat source side unit 80 has a function of supplying cold or heat to the load side unit 90.
  • the heat source side unit 80 is mounted with a compressor 1, a four-way valve 2, a heat source side heat exchanger 3, an intermediate pressure adjusting electronic expansion valve 4, a refrigerant cooler 5 and an accumulator 8. These devices are connected in series to form a part of the main refrigerant circuit.
  • the compressor 1 is a fluid machine that compresses low-pressure refrigerant that has been taken in and discharges it as high-pressure refrigerant.
  • the compressor 1 is configured as, for example, a rotary compressor or a scroll compressor.
  • the compressor 1 may be configured as, for example, a compressor having a constant rotational frequency, or may be configured as a compressor capable of controlling a rotational frequency on which an inverter is mounted.
  • the four-way valve 2 is provided on the discharge side of the compressor 1 and is a flow path switching device for switching the circulation direction of the refrigerant in the cooling operation mode and the circulation direction of the refrigerant in the heating operation mode.
  • the flow of the refrigerant in the cooling operation mode and the heating operation mode will be described later.
  • the heat source side heat exchanger 3 is an air cooling type heat exchanger capable of performing heat exchange between the refrigerant flowing inside and the air.
  • the heat source side heat exchanger 3 functions as a condenser in the cooling operation mode and functions as an evaporator in the heating operation mode.
  • the load-side heat exchanger 3 is configured, for example, as a cross fin type fin-and-tube heat exchanger composed of a heat transfer tube and a plurality of fins, or a plate fin type heat exchanger.
  • the heat source side unit 80 takes in the air which exchanges heat with the heat source side heat exchanger 3 into the heat source side unit 80
  • the heat source side blower 18 is provided for this purpose.
  • the rotation number of the heat source side fan 18 is controlled by the control device 10 described later, and controls the condensing capacity or the evaporation capacity of the heat source side heat exchanger 3.
  • the heat source side blower 18 is configured as, for example, a centrifugal fan such as a sirocco fan or a turbo fan, a cross flow fan, a diagonal flow fan, or a propeller fan.
  • the intermediate pressure adjusting electronic expansion valve 4 has a function as a pressure reducing valve or an expansion valve, and decompresses and expands the refrigerant.
  • the intermediate pressure adjusting electronic expansion valve 4 is configured, for example, as a pressure reducing device such as a linear electronic expansion valve whose opening degree can be adjusted in multiple stages or continuously.
  • the refrigerant cooler 5 includes a cooling pipe 51 and a cooling plate 52 which are a part of refrigerant piping between the intermediate pressure adjusting electronic expansion valve 4 and a load-side electronic expansion valve 6 described later.
  • the refrigerant cooler 5 absorbs heat of the control device 10 described later using a refrigerant to cool the control device 10.
  • the cooling plate 52 is fixed in contact with the surface of the control device 10
  • the cooling pipe 51 is fixed to the surface of the cooling plate 52 opposite to the surface in contact with the control device 10.
  • a refrigerant is flowed into the inside of the cooling pipe 51, and the heat generation of the control device 10 is absorbed via the cooling plate 52 to cool the control device 10.
  • the cooling pipe 51 and the cooling plate 52 are preferably made of the same material, and for example, aluminum is used.
  • the cooling pipe 51 has a temperature lower than the outside air temperature depending on the operating condition, and there is a possibility that dew condensation water may occur on the surface.
  • the cooling pipe 51 and the cooling plate 52 are made of different materials, the electrolytic corrosion will easily occur, so that the electrolytic corrosion can be prevented by using the same material.
  • the cooling pipe 51 and the cooling plate 52 may be closely fixed via silicon, or may be fixed by welding by brazing.
  • the accumulator 8 is provided on the suction side of the compressor 1 and has a function of separating a liquid refrigerant and a gas refrigerant and a function of storing an excess refrigerant.
  • the heat source side unit 80 also has a high pressure sensor 11 that detects the pressure (high pressure) of the refrigerant discharged from the compressor 1.
  • the heat source side unit 80 also has a low pressure sensor 12 that detects the pressure (low pressure) of the refrigerant drawn into the compressor 1.
  • the heat source side unit 100 further includes a cooling pipe temperature sensor 13 that detects the pipe temperature of the refrigerant pipe upstream of the refrigerant cooler 5 in the heating operation mode.
  • the heat source side unit 100 further includes an outside air temperature sensor 14 for detecting the outside air temperature. Each of these sensors sends a signal related to the detected pressure and a signal related to the detected temperature to the control device 10 that controls the operation of the air conditioner 100.
  • the load side unit 90 supplies the cold heat or the heat from the heat source side unit 80 to the cooling load or the heating load.
  • the load-side electronic expansion valve 6 and the load-side heat exchanger 7 are connected in series and mounted on the load-side unit 90, and constitute a refrigerant circuit together with the heat-source-side unit 80.
  • the load-side electronic expansion valve 6 has a function as a pressure reducing valve or an expansion valve, and decompresses and expands the refrigerant.
  • the load-side electronic expansion valve 6 is configured, for example, as a pressure reducing device such as a linear electronic expansion valve whose opening degree can be adjusted in multiple stages or continuously.
  • the load-side heat exchanger 7 is an air-cooled heat exchanger capable of performing heat exchange between the refrigerant flowing inside and the air.
  • the load side heat exchanger 7 functions as an evaporator in the cooling operation mode, and functions as a condenser in the heating operation mode.
  • the load-side heat exchanger 3 is configured, for example, as a cross fin type fin-and-tube heat exchanger composed of a heat transfer tube and a plurality of fins, or a plate fin type heat exchanger.
  • the load-side heat exchanger 7 is an air-cooled heat exchanger as in the first embodiment, the load-side unit 90 takes in air, which exchanges heat with the load-side heat exchanger 7, into the heat source-side unit 90.
  • the load side blower 19 is provided.
  • the rotation speed of the load-side fan 19 is controlled by the control device 10 described later, and controls the condensing capacity or the evaporation capacity of the load-side heat exchanger 7.
  • the load-side blower 19 is configured as, for example, a centrifugal fan such as a sirocco fan or a turbo fan, a cross flow fan, a diagonal flow fan, or a propeller fan.
  • the load side unit 90 also has a load side piping temperature sensor 15 that detects the temperature of the refrigerant pipe between the load side electronic expansion valve 6 and the load side heat exchanger 7.
  • the load-side pipe temperature sensor 15 sends a signal related to the detected temperature to the control device 10 that controls the operation of the air conditioner 100.
  • the control device 10 operates the air conditioning device 100 using a control program loaded in advance based on information and operation information from other various sensors mounted on the air conditioning device 100 and setting information of the user. It is to control.
  • the control device 10 controls, for example, drive frequency control of the compressor 1, switching control of the four-way valve 2, opening degree control of each electronic expansion valve, rotation speed control of each blower, and the like. Further, the control device 10 calculates the temperature of the refrigerant flowing into the refrigerant cooler 5 in the heating operation mode based on the pipe temperature information from the cooling pipe temperature sensor 13.
  • the control device 10 is configured by, for example, hardware such as a circuit device that realizes such a function, or software executed on an arithmetic device such as a microcomputer or a CPU.
  • control unit 10 may be provided on the load side unit 90.
  • control device 10 may be provided outside the heat source side unit 80 and the load side unit 90.
  • control device 10 may be divided into a plurality of units according to the function, and provided in each of the heat source side unit 80 and the load side unit 90. In this case, each control device may be connected wirelessly or in a wired manner to enable communication.
  • FIG. 2 is a refrigerant circuit diagram showing a refrigeration cycle in the cooling operation mode of the air conditioning apparatus according to the embodiment of the present invention.
  • FIG. 3 is a refrigerant circuit diagram showing a refrigeration cycle in the heating operation mode of the air conditioning apparatus according to the embodiment of the present invention.
  • the circulation direction of the refrigerant in the cooling operation mode and in the heating operation mode can be switched by the four-way valve 2.
  • the operation in the cooling operation mode will be described with reference to FIG.
  • a high temperature and high pressure gas refrigerant is discharged from the compressor 1 and flows into the heat source side heat exchanger 3 via the four-way valve 2.
  • the refrigerant flowing into the heat source side heat exchanger 3 exchanges heat with air and is condensed to be a low temperature and high pressure refrigerant.
  • the condensed refrigerant passes through the intermediate pressure adjustment electronic expansion valve 4 and then flows into the refrigerant cooler 5 to cool the control device 10. Thereafter, it flows out from the heat source side unit 80, flows into the load side unit 90, is decompressed by the load side electronic expansion valve 6, and becomes a gas-liquid two-phase refrigerant.
  • the gas-liquid two-phase refrigerant exchanges heat with air in the load side heat exchanger 7 and is evaporated.
  • the evaporated refrigerant flows out of the load side unit 90, flows into the heat source side unit 80, is sucked into the compressor 1 through the four-way valve 2, and is compressed again.
  • the load-side heat exchanger 7 functions as an evaporator to cool the room.
  • the opening degree of the intermediate pressure adjusting electronic expansion valve 4 is controlled to the maximum in order to minimize the pressure loss.
  • the refrigerant condensed in the heat source side heat exchanger 3 is not decompressed, and can be made to flow into the refrigerant cooler 5 while maintaining the temperature higher than the outside air temperature. It can be suppressed.
  • the load-side electronic expansion valve 6 can reduce the pressure to the target evaporation temperature. Note that the maximum described here also includes the vicinity of the maximum.
  • the operation in the heating operation mode will be described with reference to FIG.
  • a high temperature and high pressure gas refrigerant is discharged from the compressor 1, flows out from the heat source side unit 80 through the four-way valve 2, flows into the load side unit 90, It flows into the side heat exchanger 7.
  • the refrigerant flowing into the load-side heat exchanger 7 exchanges heat with air and is condensed to be a low-temperature high-pressure refrigerant.
  • the condensed refrigerant is decompressed by the load-side electronic expansion valve 6 to be a gas-liquid two-phase refrigerant, and flows out from the load-side unit 90 and flows into the heat-source-side unit 80.
  • the refrigerant flowing into the heat source side unit 80 flows into the refrigerant cooler 5 and cools the control device 10. Thereafter, the pressure is reduced by the intermediate pressure adjusting electronic expansion valve 4 and flows into the heat source side heat exchanger 3.
  • the refrigerant flowing into the heat source side heat exchanger 3 exchanges heat with air and is evaporated.
  • the evaporated refrigerant is drawn into the compressor 1 through the four-way valve 2 and compressed again.
  • the load-side heat exchanger 7 functions as a condenser to heat the room.
  • the refrigerant flowing into the refrigerant cooler 5 is after passing through the load side electronic expansion valve 6, if the opening degree of the load side electronic expansion valve 6 is small, it becomes a low pressure low temperature refrigerant Condensation may occur in the device 10.
  • the temperature of the refrigerant flowing into the refrigerant cooler 5 needs to be equal to or higher than the dew point temperature. Therefore, when the temperature of the refrigerant detected by the cooling pipe temperature sensor 13 is equal to or lower than the dew point temperature, the opening degree of the intermediate pressure adjusting electronic expansion valve 4 is reduced, whereby the gas-liquid flowing into the refrigerant cooler 5 The pressure of the phase refrigerant can be raised to raise the temperature.
  • the refrigerant cooling can be performed by further increasing the opening degree of the load side electronic expansion valve 6.
  • the pressure of the refrigerant flowing into the vessel 5 can be further raised, and the temperature of the refrigerant can be further raised.
  • the refrigerant condensed by the heat source side heat exchanger 3 by controlling the opening degree of the intermediate pressure adjusting electronic expansion valve 4 to the maximum in the cooling operation mode. Since the refrigerant can be made to flow into the refrigerant cooler 5 while maintaining the temperature higher than the outside air temperature, dew condensation in the control device 10 can be suppressed. Further, by reducing the opening degree of the intermediate pressure adjusting electronic expansion valve 4 in the heating operation mode, the temperature of the refrigerant flowing into the refrigerant cooler 5 can be raised, and condensation can be suppressed.
  • the temperature of the refrigerant can be further raised, so the temperature of the refrigerant flowing into the refrigerant cooler 5 can be made higher than the dew point temperature more reliably. it can.
  • FIG. 4 is a refrigerant circuit diagram of an air conditioner according to Embodiment 2 of the present invention.
  • the same reference numerals as in FIG. 1 denote the same or corresponding components, and the description thereof will be omitted.
  • the air conditioner 101 according to the second embodiment of the present invention branches from the refrigerant pipe on the discharge side of the compressor 1 and is connected to the refrigerant pipe between the refrigerant cooler 5 and the load-side electronic expansion valve 6. And, it differs from the air conditioning apparatus 100 of the first embodiment in that the bypass valve 20 provided in the bypass circuit 21 is provided.
  • the opening degree of the intermediate pressure adjusting electronic expansion valve 4 can not be reduced. There is a case. If the opening degree of the intermediate pressure adjustment electronic expansion valve 4 is reduced, the suction density of the compressor 1 is reduced, the circulation flow rate is reduced, and the heating air conditioning capacity is reduced, or it takes time to start the heating operation. is there. Such a phenomenon is likely to occur when the state of pressure or temperature of the refrigerant is unstable, and is particularly likely to occur during transient operation such as heating operation start and defrost operation end.
  • the refrigerant piping between the refrigerant cooler 5 and the load-side electronic expansion valve 6 is branched off from the refrigerant piping on the discharge side of the compressor 1.
  • a bypass circuit 21 to be connected is provided.
  • a bypass valve 20 is provided on the bypass circuit 21.
  • the bypass valve 20 is configured, for example, as a pressure reducing device such as a linear electronic expansion valve whose opening degree can be adjusted in multiple stages or continuously. Moreover, you may comprise as a capillary tube.
  • the bypass circuit 21 can merge the high temperature and high pressure gas refrigerant discharged from the compressor 1 with the refrigerant flowing into the refrigerant cooler 5. Therefore, the temperature of the refrigerant flowing into the refrigerant cooler 5 can be raised.
  • FIG. 5 is a flowchart showing control of the bypass valve of the air conditioning apparatus according to Embodiment 2 of the present invention.
  • the control device 10 determines whether the temperature of the refrigerant detected by the cooling pipe temperature sensor 13 is higher than the dew point temperature (ST1). If the temperature of the refrigerant is higher than the dew point temperature, nothing is performed because the possibility of condensation within the control device 10 is low.
  • the temperature of the refrigerant is equal to or lower than the dew point temperature, it is determined whether the low pressure detected by the low pressure sensor 12 is higher than a predetermined value (ST2).
  • the suction density of the compressor 1 is large to some extent, so the opening degree of the intermediate pressure adjusting electronic expansion valve 4 can be reduced (ST6).
  • the suction density of the compressor 1 is reduced and the circulation flow rate is reduced. Therefore, the opening degree of the intermediate pressure adjusting electronic expansion valve 4 can not be reduced. Therefore, the bypass valve 20 is opened to flow the refrigerant to the bypass circuit 21 (ST3). By so doing, the temperature of the refrigerant flowing into the refrigerant cooler 5 can be raised.
  • the control device 10 determines whether the temperature of the refrigerant detected by the cooling pipe temperature sensor 13 is higher than the dew point temperature, and the degree of subcooling of the indoor unit outlet is larger than a predetermined value determined in advance ST4). If one of the conditions is not met, the pie bus valve 20 is kept open. If either condition is satisfied, the bypass valve 20 is closed (ST5).
  • the reason why the degree of supercooling at the outlet of the load unit 90 is set as a condition for closing the bypass valve 20 is to confirm that the dryness of the refrigerant flowing into the refrigerant cooler 5 is reduced. is there.
  • the degree of subcooling at the outlet of the load unit 90 is calculated by subtracting the temperature at the outlet of the condenser measured by the temperature sensor 15 on the load side from the condensation temperature determined by the high pressure sensor 11.
  • the bypass circuit branched from the refrigerant pipe on the discharge side of the compressor 1 and connected to the refrigerant pipe between the refrigerant cooler 5 and the load-side electronic expansion valve 6
  • the refrigerant valve can be opened by opening the bypass valve 20. A decrease in the temperature of the refrigerant flowing to 5 can be prevented, and condensation in the control device 10 can be suppressed.
  • the temperature of the refrigerant detected by the cooling pipe temperature sensor 13 becomes higher than the dew point temperature, and the degree of supercooling of the outlet of the load side unit 90 becomes larger than a predetermined value determined in advance. By closing, it is possible to prevent the decrease of the refrigerant temperature more reliably.
  • the temperature of the refrigerant flowing into the refrigerant cooler 5 is controlled to be equal to or higher than the dew point temperature.
  • the temperature of the refrigerant flowing into the refrigerant cooler 5 may be controlled to be equal to or more than a value obtained by subtracting the ⁇ degree from the outside air temperature detected by the outside air temperature sensor 14.
  • the temperature in the control device 10, which is a heat generating member, is cooled by the refrigerant flowing into the refrigerant cooler 5.
  • the temperature needs to be equal to or higher than the dew point temperature.
  • the degree to which the inside of the control device 10 is cooled is calculated in advance from the heat capacity of the cooling plate 52 and the like, and the temperature ⁇ which causes no problem even if the temperature of the refrigerant flowing into the refrigerant cooler 5 is lower than the outside air temperature is calculated.

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Abstract

空気調和装置１００は、圧縮機１、熱源側熱交換器３、中間圧力調整用電子膨張弁４、負荷側電子膨張弁６、負荷側熱交換器７が冷媒配管により接続された冷媒回路を構成し、圧縮機１の吐出側に設けられ、冷媒の循環方向を切り替える流路切替装置２と、冷媒回路を構成する各機器を制御する制御装置１０と、中間圧力調整用電子膨張弁４と負荷側電子膨張弁６の間に設けられ、冷媒を用いて制御装置１０を冷却する冷媒冷却器５と、を備え、冷房運転モード時には、中間圧力調整用電子膨張弁４の開度を最大にする。

Description

空気調和装置
　本発明は、制御装置の冷媒冷却器を備えた空気調和装置に関するものである。
　従来より、発熱部材である制御装置を冷凍サイクルの冷媒を用いて冷却する技術が知られている。例えば、冷凍サイクルの中間圧力の冷媒が発熱機器を冷却する冷却器を備え、この冷却器の上流側および下流側のそれぞれに電気膨張弁を配置し、この両電気膨張弁の弁開度をそれぞれ制御することにより中間圧力を可変し、発熱機器からの冷却量を制御する技術などがある（例えば、特許文献１参照）。
特開平１１－２３０８１号公報
　特許文献１のような冷媒を用いた制御装置の冷却において、結露を抑制するために冷媒の温度を制御し、制御装置内の温度を周囲の露点温度以上に保つ必要がある。しかし、冷房運転、暖房運転など各運転モードにおいて冷凍サイクルを流れる冷媒の温度や圧力は異なるため、各運転モードにおいて冷媒の制御を行う必要がある。
　しかしながら、特許文献１のような制御では、特に暖房運転時において、冷媒の温度が外気温度以下になる場合があり、制御装置を露点温度以下まで冷却してしまう可能性があった。
　本発明は、上述のような問題を解決するためになされたものであり、各運転モードにおいて、冷媒を用いた制御装置の冷却による結露を抑制することができる冷媒冷却器を備えた空気調和装置を提供することを目的とする。
　本発明における空気調和装置は、圧縮機、熱源側熱交換器、中間圧力調整用電子膨張弁、負荷側電子膨張弁、負荷側熱交換器が冷媒配管により接続された冷媒回路を構成し、圧縮機の吐出側に設けられ、冷媒の循環方向を切り替える流路切替装置と、冷媒回路を構成する各機器を制御する制御装置と、中間圧力調整用電子膨張弁と負荷側電子膨張弁の間に設けられ、冷媒を用いて制御装置を冷却する冷媒冷却器と、を備え、冷房運転モード時には、中間圧力調整用電子膨張弁の開度を最大にするものである。
　本発明における空気調和装置によれば、各運転モードにおいて、冷媒を用いた制御装置の冷却による結露を抑制することができる。
本発明の実施の形態１に係る空気調和装置の冷媒回路図である。 本発明の実施の形態１に係る空気調和装置の冷房運転モード時における冷凍サイクルを示す冷媒回路図である。 本発明の実施の形態１に係る空気調和装置の暖房運転モード時における冷凍サイクルを示す冷媒回路図である。 本発明の実施の形態２に係る空気調和装置の冷媒回路図である。 本発明の実施の形態２に係る空気調和装置のバイパス弁の制御を示すフローチャートである。
　以下、本発明の実施の形態に係る空気調和装置について図面等を参照しながら説明する。なお、各図中、同一または相当する部分には、同一符号を付して、その説明を適宜省略または簡略化する。また、各図に記載の構成について、その形状、大きさおよび配置等は、この発明の範囲内で適宜変更することができる。
実施の形態１．
　図１は、本発明の実施の形態１に係る空気調和装置の冷媒回路図である。空気調和装置１００は、例えばビル、マンション等に設置され、冷媒を循環させる冷凍サイクル（ヒートポンプサイクル）を利用して、冷房運転、暖房運転、除霜運転を実行できるものである。空気調和装置１００は、熱源側ユニット８０と、負荷側ユニット９０とを有しており、熱源側ユニット８０と負荷側ユニット９０とを冷媒配管７０で接続することで冷凍サイクルを形成している。
　冷媒としてはフロン冷媒（例えばＨＦＣ系冷媒のＲ３２冷媒やＲ１２５、Ｒ１３４ａ、またこれらの混合冷媒のＲ４１０ＡやＲ４０７ｃ、Ｒ４０４Ａなど）やＨＦＯ冷媒（例えばＨＦＯ－１２３４ｙｆ、ＨＦＯ－１２３４ｚｅ（Ｅ）、ＨＦＯ－１２３４ｚｅ（Ｚ））が用いられる。その他、冷媒としては、ＣＯ２冷媒、ＨＣ冷媒（例えばプロパン、イソブタン冷媒）、アンモニア冷媒や、Ｒ３２とＨＦＯ－１２３４ｙｆとの混合冷媒のように前記の冷媒の混合冷媒など、蒸気圧縮式のヒートポンプに用いられる冷媒が用いられる。
　まず、本発明の実施の形態１に係る冷凍サイクルについて説明する。空気調和装置１００は、圧縮機１、四方弁２、熱源側熱交換器３、中間圧力調整用電子膨張弁４、冷媒冷却器５、負荷側電子膨張弁６、負荷側熱交換器７及びアキュムレータ８が冷媒配管７０で接続され、内部を冷媒が循環する冷媒回路を備えている。
　熱源側ユニット８０は、負荷側ユニット９０に冷熱又は温熱を供給する機能を有している。熱源側ユニット８０は、圧縮機１、四方弁２、熱源側熱交換器３、中間圧力調整用電子膨張弁４、冷媒冷却器５及びアキュムレータ８を搭載する。これらの機器を直列に接続し、メインの冷媒回路の一部を構成する。
　圧縮機１は、吸入した低圧冷媒を圧縮し、高圧冷媒として吐出する流体機械である。圧縮機１は、例えば、ロータリ圧縮機又はスクロール圧縮機として構成される。なお、圧縮機１は、例えば、回転周波数が一定の圧縮機として構成してもよいし、インバータを搭載した回転周波数を制御可能な圧縮機として構成してもよい。
　四方弁２は、圧縮機１の吐出側に設けられ、冷房運転モード時における冷媒の循環方向と暖房運転モード時における冷媒の循環方向を切り替えるための流路切替装置である。冷房運転モード時及び暖房運転モード時における冷媒の流れについては、後述する。
　熱源側熱交換器３は、内部に流れる冷媒と空気との間で熱交換を行うことが可能な空冷式熱交換器である。熱源側熱交換器３は、冷房運転モード時には凝縮器として機能し、暖房運転モード時には蒸発器として機能する。負荷側熱交換器３は、例えば、伝熱管と複数のフィンとにより構成されたクロスフィン式のフィン・アンド・チューブ型熱交換器、またはプレートフィン型熱交換器として構成される。
　本実施の形態１のように、熱源側熱交換器３が空冷式熱交換器であれば、熱源側ユニット８０は、熱源側熱交換器３と熱交換する空気を熱源側ユニット８０内に取り込むために熱源側送風機１８を有している。熱源側送風機１８は、後述する制御装置１０によって回転数が制御され、熱源側熱交換器３の凝縮能力又は蒸発能力を制御する。熱源側送風機１８は、例えば、シロッコファン若しくはターボファン等の遠心ファン、クロスフローファン、斜流ファン、又はプロペラファンとして構成される。
　中間圧力調整用電子膨張弁４は、減圧弁や膨張弁としての機能を有し、冷媒を減圧して膨張させるものである。中間圧力調整用電子膨張弁４は、例えば、多段階若しくは連続的に開度を調節可能なリニア電子膨張弁等の減圧装置として構成される。
　冷媒冷却器５は、中間圧力調整用電子膨張弁４と後述する負荷側電子膨張弁６の間の冷媒配管の一部である冷却配管５１と冷却板５２から構成される。冷媒冷却器５は、冷媒を用いて後述する制御装置１０の発熱を吸熱し、制御装置１０を冷却する。具体的には、冷却板５２は制御装置１０の表面に接触して固定され、冷却配管５１は冷却板５２における制御装置１０と接触する面とは反対側の面に固定される。そして、冷却配管５１の内部に冷媒を流し、冷却板５２を介して制御装置１０の発熱を吸熱し、制御装置１０を冷却する。冷却配管５１と冷却板５２は、同素材にすることが好ましく、例えばアルミニウムを用いる。冷却配管５１は、運転状態によっては外気温度よりも低温になり、表面に結露水が生じる可能性がある。このとき、冷却配管５１と冷却板５２が異なる素材だと電食の起こり易くなってしまうため、同素材にすることで電食を防ぐことができる。また、冷却配管５１と冷却板５２は、シリコンを介して密着固定させても良いし、またろう付けで溶接固定しても良い。
　アキュムレータ８は、圧縮機１の吸入側に設けられ、液冷媒とガス冷媒とを分離する機能と余剰冷媒を貯留する機能とを有している。
　また、熱源側ユニット８０は、圧縮機１から吐出された冷媒の圧力（高圧圧力）を検知する高圧圧力センサ１１を有している。また、熱源側ユニット８０は、圧縮機１に吸入される冷媒の圧力（低圧圧力）を検知する低圧圧力センサ１２を有している。熱源側ユニット１００は更に、暖房運転モード時において冷媒冷却器５の上流となる冷媒配管の配管温度を検知する冷却配管温度センサ１３を有している。熱源側ユニット１００は更に、外気温度を検出するための外気温度センサ１４を有している。これらの各センサは、検知した圧力に係る信号、検知した温度に係る信号を空気調和装置１００の動作を制御する制御装置１０に送る。
　負荷側ユニット９０は、冷房負荷又は暖房負荷に対し、熱源側ユニット８０からの冷熱又は温熱を供給する。負荷側ユニット９０には、負荷側電子膨張弁６と負荷側熱交換器７とが、直列に接続されて搭載されており、熱源側ユニット８０と共に冷媒回路を構成している。
　負荷側電子膨張弁６は、減圧弁や膨張弁としての機能を有し、冷媒を減圧して膨張させるものである。負荷側電子膨張弁６は、例えば、多段階若しくは連続的に開度を調節可能なリニア電子膨張弁等の減圧装置として構成される。
　負荷側熱交換器７は、内部に流れる冷媒と空気との間で熱交換を行うことが可能な空冷式熱交換器である。負荷側熱交換器７は、冷房運転モード時には蒸発器として機能し、暖房運転モード時には凝縮器として機能する。負荷側熱交換器３は、例えば、伝熱管と複数のフィンとにより構成されたクロスフィン式のフィン・アンド・チューブ型熱交換器、またはプレートフィン型熱交換器として構成される。
　本実施の形態１のように、負荷側熱交換器７が空冷式熱交換器であれば、負荷側ユニット９０は、負荷側熱交換器７と熱交換する空気を熱源側ユニット９０内に取り込むために負荷側送風機１９を有している。負荷側送風機１９は、後述する制御装置１０によって回転数が制御され、負荷側熱交換器７の凝縮能力又は蒸発能力を制御する。負荷側送風機１９は、例えば、シロッコファン若しくはターボファン等の遠心ファン、クロスフローファン、斜流ファン、又はプロペラファンとして構成される。
　また、負荷側ユニット９０は、負荷側電子膨張弁６と負荷側熱交換器７との間における冷媒配管の温度を検知する負荷側配管温度センサ１５を有している。負荷側配管温度センサ１５は、検知した温度に係る信号を空気調和装置１００の動作を制御する制御装置１０に送る。
　制御装置１０は、空気調和装置１００に搭載される他の各種センサからの情報及び運転情報と、使用者の設定情報に基づき、予め搭載されている制御プログラムを用いて空気調和装置１００の運転を制御するものである。制御装置１０は、例えば、圧縮機１の駆動周波数制御、四方弁２の切り替え制御、各電子膨張弁の開度制御、各送風機の回転数制御等の制御を行う。また、制御装置１０は、冷却配管温度センサ１３からの配管温度情報に基づいて、暖房運転モード時に冷媒冷却器５に流入する冷媒の温度を算出する。制御装置１０は、例えば、このような機能を実現する回路デバイスなどのハードウェア、又はマイコン若しくはＣＰＵなどの演算装置上で実行されるソフトウェアで構成される。
　本実施の形態１では、空気調和装置１００の動作を制御する制御装置１０を熱源側ユニット８０に搭載した場合を例に示しているが、負荷側ユニット９０に設けるようにしてもよい。また、制御装置１０を、熱源側ユニット８０及び負荷側ユニット９０の外部に設けるようにしてもよい。また、制御装置１０を機能に応じて複数に分けて、熱源側ユニット８０と負荷側ユニット９０とのそれぞれに設けるようにしてもよい。この場合、各制御装置を無線又は有線で接続し、通信可能にしておくとよい。
　次に、空気調和装置１００の冷媒回路の動作について図２及び図３を用いて説明する。空気調和装置１００においては、例えば室内等に設置されたリモートコントローラ等からの冷房運転や暖房運転等の要求を受信する。図２は、本発明の実施の形態に係る空気調和装置の冷房運転モード時における冷凍サイクルを示す冷媒回路図である。図３は、本発明の実施の形態に係る空気調和装置の暖房運転モード時における冷凍サイクルを示す冷媒回路図である。冷房運転モード時と暖房運転モード時の冷媒の循環方向は四方弁２により切り替えることができる。
　まず、図２を用いて冷房運転モード時の動作について説明する。冷房運転モード時において、圧縮機１を駆動すると、高温高圧のガス冷媒が圧縮機１から吐出され、四方弁２を介して熱源側熱交換器３へ流入する。熱源側熱交換器３に流入した冷媒は、空気と熱交換して凝縮され、低温高圧の冷媒となる。凝縮された冷媒は、中間圧力調整用電子膨張弁４を通過したあと、冷媒冷却器５へ流入し、制御装置１０を冷却する。その後、熱源側ユニット８０から流出し、負荷側ユニット９０に流入し、負荷側電子膨張弁６で減圧され、気液二相冷媒となる。気液二相冷媒は、負荷側熱交換器７で空気と熱交換して蒸発される。蒸発した冷媒は、負荷側ユニット９０から流出し、熱源側ユニット８０に流入し、四方弁２を介して圧縮機１に吸引され、再び圧縮される。上記のように、冷房運転モード時においては負荷側熱交換器７を蒸発器として機能させることで室内を冷却するものである。
　冷房運転モード時においては、圧力損失を最小にするため、中間圧力調整用電子膨張弁４の開度を最大に制御する。そうすることで、熱源側熱交換器３で凝縮された冷媒は減圧されず、外気温度以上の温度を保ったまま冷媒冷却器５に流入させることができるため、制御装置１０内での結露を抑制することができる。また、中間圧力調整用電子膨張弁４の開度を最大としても、負荷側電子膨張弁６で目標蒸発温度まで減圧することができるため、冷房運転モードにおける空調能力が不足することはない。なお、ここで述べる最大とは最大付近も含むものとする。
　次に、図３を用いて暖房運転モード時の動作について説明する。暖房運転モード時において、圧縮機１を駆動すると、高温高圧のガス冷媒が圧縮機１から吐出され、四方弁２を介して、熱源側ユニット８０から流出し、負荷側ユニット９０に流入し、負荷側熱交換器７へ流入する。負荷側熱交換器７に流入した冷媒は、空気と熱交換して凝縮され、低温高圧の冷媒となる。凝縮された冷媒は、負荷側電子膨張弁６で減圧され、気液二相冷媒となり、負荷側ユニット９０から流出し、熱源側ユニット８０に流入する。熱源側ユニット８０に流入した冷媒は、冷媒冷却器５へ流入し、制御装置１０を冷却する。その後、中間圧力調整用電子膨張弁４で減圧され、熱源側熱交換器３に流入する。熱源側熱交換器３に流入した冷媒は、空気と熱交換して蒸発される。蒸発した冷媒は、四方弁２を介して圧縮機１に吸引され、再び圧縮される。上記のように、暖房運転モード時においては負荷側熱交換器７を凝縮器として機能させることで室内を加熱するものである。
　暖房運転モード時においては、冷媒冷却器５に流入する冷媒は、負荷側電子膨張弁６を通過した後であるため、負荷側電子膨張弁６の開度が小さいと低圧低温の冷媒となり、制御装置１０内で結露が発生する可能性がある。結露を抑制するためには、冷媒冷却器５に流入する冷媒の温度を露点温度以上にする必要がある。そのために、冷却配管温度センサ１３によって検知された冷媒の温度が露点温度以下だった場合、中間圧力調整用電子膨張弁４の開度を小さくすることで、冷媒冷却器５に流入する気液二相冷媒の圧力を上げて、温度を上昇させることができる。
　また、中間圧力調整用電子膨張弁４の制御だけでは冷媒冷却器５に流入する冷媒の温度を露点温度より高くできない場合、更に負荷側電子膨張弁６の開度を大きくすることで、冷媒冷却器５へ流入する冷媒の圧力をさらに上昇させることができ、冷媒の温度をさらに上昇させることができる。
　上記のように構成された実施の形態１によれば、冷房運転モード時において中間圧力調整用電子膨張弁４の開度を最大に制御することで、熱源側熱交換器３で凝縮された冷媒は減圧されず、外気温度以上の温度を保ったまま冷媒冷却器５に流入させることができるため、制御装置１０内での結露を抑制することができる。
　また、暖房運転モード時において中間圧力調整用電子膨張弁４の開度を小さくすることで、冷媒冷却器５に流入する冷媒の温度を上昇させることができ、結露を抑制することができる。更に、負荷側電子膨張弁６の開度を大きくすることで、冷媒の温度をさらに上昇させることができるため、より確実に冷媒冷却器５に流入する冷媒の温度を露点温度より高くすることができる。
実施の形態２．
　本発明の実施の形態２における空気調和装置について説明する。図４は、本発明の実施の形態２に係る空気調和装置の冷媒回路図である。図４において、図１と同じ符号を付けたものは、同一または対応する構成を示しており、その説明を省略する。
　本発明の実施の形態２における空気調和装置１０１は、圧縮機１の吐出側の冷媒配管から分岐して冷媒冷却器５と負荷側電子膨張弁６の間の冷媒配管に接続されたバイパス回路２１と、バイパス回路２１に設けられたバイパス弁２０を備えている点で、実施の形態１の空気調和装置１００と相違している。
　具体的に説明すると、冷媒冷却器５に流入する冷媒の温度が露点温度以下だったとしても、低圧圧力が極端に低下しているため、中間圧力調整用電子膨張弁４の開度を小さくできない場合がある。中間圧力調整用電子膨張弁４の開度を小さくすると、圧縮機１の吸入密度が小さくなり循環流量が低下し、暖房空調能力が低下したり、暖房運転の立ち上がりに時間がかかってしまうからである。このような現象は、冷媒の圧力や温度の状態が不安定であるときに生じやすく、特に暖房運転起動時や除霜運転終了時といった過渡的な運転時に生じやすい。
　そこで、一時的な冷媒冷却器５に流入する冷媒温度の低下を防ぐために、圧縮機１の吐出側の冷媒配管から分岐して冷媒冷却器５と負荷側電子膨張弁６の間の冷媒配管に接続するバイパス回路２１を設ける。さらに、バイパス回路２１を流れる冷媒流量を調整するために、バイパス回路２１上にバイパス弁２０を設ける。バイパス弁２０は、例えば、多段階若しくは連続的に開度を調節可能なリニア電子膨張弁等の減圧装置として構成される。また、キャピラリーチューブとして構成してもよい。
　バイパス回路２１は、圧縮機１から吐出された高温高圧のガス冷媒を冷媒冷却器５に流入する冷媒に合流させることができる。そのため、冷媒冷却器５に流入する冷媒の温度を上昇させることができる。
　図５は、本発明の実施の形態２に係る空気調和装置のバイパス弁の制御を示すフローチャートである。最初の時点では、バイパス弁２０は閉じた状態であるためバイパス回路２１には冷媒は流れていない。まず、制御装置１０は、冷却配管温度センサ１３によって検知された冷媒の温度が露点温度より高いか判断する（ＳＴ１）。冷媒の温度が露点温度より高い場合、制御装置１０内で結露する可能性が低いため何も行わない。
　冷媒の温度が露点温度以下の場合、低圧圧力センサ１２によって検知された低圧圧力が予め決められた所定値よりも高いか判断する（ＳＴ２）。低圧圧力が所定値よりも高い場合、圧縮機１の吸入密度がある程度大きいため、中間圧力調整用電子膨張弁４の開度を小さくすることができる（ＳＴ６）。
　低圧圧力が所定値以下の場合、圧縮機１の吸入密度が小さくなり循環流量が低下しているため、中間圧力調整用電子膨張弁４の開度を小さくできない。そのため、バイパス弁２０を開き、バイパス回路２１に冷媒を流す（ＳＴ３）。こうすることで冷媒冷却器５に流入する冷媒の温度を上昇させることができる。
　その後、制御装置１０は、冷却配管温度センサ１３によって検知された冷媒の温度が露点温度より高くなり、かつ室内機出口の過冷却度が予め決められた所定値よりも大きくなったかを判断する（ＳＴ４）。いずれかの条件を満たさなかった場合、パイバス弁２０を開いたままする。いずれの条件も満たした場合、バイパス弁２０を閉じる（ＳＴ５）。ここで、負荷側ユニット９０出口の過冷却度を、バイパス弁２０を閉じる条件として設定しているのは、冷媒冷却器５に流入する冷媒の乾き度が小さくなっていることを確認するためである。乾き度が大きい場合、中間圧力調整用電子膨張弁４を閉じたとしても、冷媒冷却器５に流入する冷媒の圧力は上昇しづらく、バイパス弁２０を閉じると再び一時的に圧力が低下してしまう可能性が高い。そのため、負荷側ユニット９０出口の過冷却度が所定値に達したことを確認し十分に冷媒冷却器５に流れる冷媒の圧力が上昇していると判断できてからバイパス弁２０を閉じる制御としている。バイパス弁２０を閉じたあとは、再びＳＴ１に戻り、冷媒の温度が露点温度より高いか判断する。
　なお、負荷側ユニット９０出口の過冷却度は、高圧圧力センサ１１によって求められる凝縮温度から負荷側配管温度センサ１５によって測定された凝縮器出口温度を減算することにより算出される。
　上記のように構成された実施の形態２によれば、圧縮機１の吐出側の冷媒配管から分岐して冷媒冷却器５と負荷側電子膨張弁６の間の冷媒配管に接続されるバイパス回路２１を設けることで、冷媒冷却器５３に流入する冷媒の温度が露点温度以下、且つ、低圧圧力が予め決められた所定値以下になった場合に、バイパス弁２０を開くことで、冷媒冷却器５に流れる冷媒の温度の低下を防ぐことができ、制御装置１０内での結露を抑制することができる。
　さらに、冷却配管温度センサ１３によって検知された冷媒の温度が露点温度より高くなり、且つ、負荷側ユニット９０出口の過冷却度が予め決められた所定値よりも大きくなったことによってバイパス弁２０を閉じることにより、より確実に冷媒温度の低下を防ぐことができる。
　以上、本発明を、上記実施の形態を用いて説明したが、本発明の技術的範囲は上記実施の形態に記載の範囲には限定されない。発明の要旨を逸脱しない範囲で上記各実施の形態に多様な変更又は改良を加えることができ、該変更又は改良を加えた形態も本発明の技術的範囲に含まれる。
　例えば、本実施の形態では、制御装置１０内での結露を抑制するために、冷媒冷却器５に流入する冷媒の温度を露点温度以上になるように制御したが、露点温度がわからない場合は、冷媒冷却器５に流入する冷媒の温度を外気温度センサ１４により検出した外気温度からα度を差し引いた値以上になるように制御しても良い。発熱部材である制御装置１０内の温度は冷媒冷却器５に流入する冷媒により冷やされるが、結露を抑制するためには露点温度以上である必要がある。そのため、あらかじめ冷却板５２の熱容量などから制御装置１０内が冷やされる度合いを計算し、冷媒冷却器５に流入する冷媒の温度が外気温度より低くても問題が無い温度αを算出する。
　１　圧縮機、　２　四方弁、　３　熱源側熱交換器、　４　中間圧力調整用電子膨張弁、　５　冷媒冷却器、　６　負荷側電子膨張弁、　７　負荷側熱交換器、　８　アキュムレータ、　１０　制御装置、　１１　高圧圧力センサ、　１２　低圧圧力センサ、　１３　冷却配管温度センサ、　１４　外気温度センサ、１５　負荷側配管温度センサ、　１８　熱源側送風機、　１９　負荷側送風機、　２０　バイパス弁、　２１　バイパス回路、　５１　冷却配管、　５２　冷却板、　７０　冷媒配管、　８０　熱源側ユニット、　９０　負荷側ユニット、　１００　空気調和装置

Claims (7)

  1. 　圧縮機、熱源側熱交換器、中間圧力調整用電子膨張弁、負荷側電子膨張弁、負荷側熱交換器が冷媒配管により接続された冷媒回路を構成し、
    　前記圧縮機の吐出側に設けられ、冷媒の循環方向を切り替える流路切替装置と、
    　前記冷媒回路を構成する各機器を制御する制御装置と、
    　前記中間圧力調整用電子膨張弁と前記負荷側電子膨張弁の間に設けられ、冷媒を用いて前記制御装置を冷却する冷媒冷却器と、を備え、
    　冷房運転モード時には、前記中間圧力調整用電子膨張弁の開度を最大にする空気調和装置。
  2. 　暖房運転モード時には、前記冷媒冷却器に流れる冷媒の温度が露点温度以下であった場合、前記中間圧力調整用電子膨張弁の開度を小さくする請求項１に記載の空気調和装置。
  3. 　暖房運転モード時には、さらに前記負荷側電子膨張弁の開度を大きくする請求項２に記載の空気調和装置。
  4. 　前記圧縮機の吐出側の冷媒配管から分岐して前記冷媒冷却器と前記負荷側電子膨張弁の間の冷媒配管に接続されたバイパス回路と、
    　前記バイパス回路に設けられたバイパス弁と、を備える請求項１～３の何れか一項に記載の空気調和装置。
  5. 　前記冷媒冷却器に流れる冷媒の温度が露点温度以下、且つ、前記圧縮機に吸入される冷媒の圧力が所定値以下の場合、前記バイパス弁を開く請求項４に記載の空気調和装置。
  6. 　前記冷媒冷却器に流れる冷媒の温度が露点温度以下、且つ、前記圧縮機に吸入される冷媒の圧力が所定値より高い場合、前記中間圧力調整用電子膨張弁の開度を小さくする請求項４又は請求項５に記載の空気調和装置。
  7. 　前記冷媒冷却器は、前記中間圧力調整用電子膨張弁と前記負荷側電子膨張弁の間の冷媒配管の一部と、前記制御装置と接触して固定される冷却板と、を備え、
    　前記冷媒配管の一部は、前記冷却板における前記制御装置と接触する面とは反対側の面に固定される請求項１～６の何れか一項に記載の空気調和装置。
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