(57)【特許請求の範囲】
【請求項１】
少なくとも、圧縮機、四路切換弁、室外熱交換器、膨張弁、室内熱交換器が冷媒管によって順次に環状に接続されて構成された冷媒回路を有する空気調和装置であって、
前記四路切換弁の切換により前記室外熱交換器あるいは前記室内熱交換器が蒸発器である場合に、冷媒の蒸発温度を検出する蒸発温度検出手段と、
前記蒸発器の出口の冷媒温度を検出する出口温度検出手段と、
前記圧縮機の吸入冷媒の圧力を検出する吸入圧力検出手段と、
前記圧縮機の運転容量に基づいて冷媒循環量を算出し、前記蒸発温度検出手段により検出された蒸発温度および前記出口温度検出手段により検出された冷媒温度から蒸発器出口の過熱度を算出する演算部と、
前記過熱度を基に過熱度目標値を仮定し、かつ前記冷媒循環量と前記過熱度に基づいて該過熱度が前記過熱度目標値に変化したときの前記圧縮機の吸入冷媒の圧力を推測する推測部と、
前記吸入圧力検出手段により検出された吸入冷媒の圧力と前記推測部により推測された吸入冷媒の圧力とを比較し、その比較結果に基づいて前記過熱度目標値を変更し、かつ前記過熱度が当該過熱度目標値になるように前記膨張弁の弁開度を制御する制御部と
を備えたことを特徴とする空気調和装置。
【請求項２】
前記蒸発器内を流れる冷媒循環量に対して過熱度が増加したときの伝熱性能のデータが前記熱交換器毎に保存された記憶部を備え、
前記推測部は、前記圧縮機の吸入冷媒の圧力を推測する際に、前記記憶部に記憶されたデータを用いることを特徴とする請求項１記載の空気調和装置。
【請求項３】
前記蒸発器内を流れる冷媒循環量と蒸発器出口の過熱度を変化させたときの前記圧縮機の運転容量を保存するための記憶部を備え、
前記推測部は、前記運転容量に基づいて、前記過熱度が前記過熱度目標値に変化したときの前記圧縮機の吸入冷媒の圧力を推測することを特徴とする請求項１記載の空気調和装置。
【請求項４】
前記蒸発器内を流通する冷媒と、前記蒸発器に流入する空気の流れが対向流になっていることを特徴とする請求項１乃至３の何れかに記載の空気調和装置。
【請求項５】
前記冷媒は、非共沸混合冷媒であることを特徴とする請求項１乃至４の何れかに記載の空気調和装置。
【請求項６】
蒸発器出口の過熱度および過熱度目標値を施工者に知らせる表示手段を備えたことを特徴とする請求項１乃至５の何れかに記載の空気調和装置。
【発明の詳細な説明】
【技術分野】
【０００１】
本発明は、室内機と室外機を連結管で接続して構成される分離型の空気調和装置に関するものである。
【背景技術】
【０００２】
従来の分離型の空気調和装置において、膨張弁によって冷凍サイクルの冷媒循環量を制御するものとして、例えば特許第３８４９４６７号公報を挙げることができる。
【０００３】
この従来例においては、冷房運転時に冷媒循環量および入力した配管長情報から圧縮機の吸入冷媒圧力を推定することにより圧縮機吸入の冷媒過熱度を制御し、冷媒の過熱度の上昇を抑え、蒸発器の乾き過ぎを防止するといった技術が公開されている。
【先行技術文献】
【特許文献】
【０００４】
【特許文献１】特許第３８４９４６７号公報（第５頁、図１）
【発明の概要】
【発明が解決しようとする課題】
【０００５】
前述した従来の空気調和装置においては、冷媒の過熱度の上昇や、蒸発器の乾き過ぎや、圧縮機への液冷媒のバックを防止するための過熱度の制御目標値は、蒸発器の熱交換性能が最大となるように極力小さい過熱度（例えば１℃）となるように設定される。これは、過熱ガスと比較して、熱伝達率の高い冷媒の二相領域を極力大きくなるように制御するためである。
【０００６】
一方、大きい過熱度を得るということは、冷媒から多くの熱量（エンタルピ差）を取り出していることになり、蒸発器の所定能力に対し必要な冷媒流量が少なくなり、蒸発器から圧縮機吸入に至る圧力損失が低減される。圧力損失の低減量が、蒸発器性能低下による圧力低下より大きければ、空気調和装置の運転効率（「空気調和装置の運転効率」を以後「ＣＯＰ」と称す）としては向上する。したがって、接続配管長や圧力損失が大きい空調システムによっては、ＣＯＰ最大となる最適過熱度が存在するため、従来の空気調和装置では室内機の結露防止や圧縮機の信頼性は確保できる適正な過熱度であっても、ＣＯＰとして最大性能となるような最適な省エネ運転を実現できないという課題があった。
【０００７】
本発明は、前記のような課題を解決するためになされたものであり、様々な運転条件下や施工条件下でも蒸発器出口の冷媒過熱度を最適な過熱度に制御し、システムとして最大効率となる運転を実現できる安価な空気調和装置を提供することを目的とする。
【課題を解決するための手段】
【０００８】
本発明に係る空気調和装置は、少なくとも、圧縮機、四路切換弁、室外熱交換器、膨張弁、室内熱交換器が冷媒管によって順次に環状に接続されて構成された冷媒回路を有する空気調和装置であって、四路切換弁の切換により室外熱交換器あるいは室内熱交換器が蒸発器である場合に、冷媒の蒸発温度を検出する蒸発温度検出手段と、蒸発器の出口の冷媒温度を検出する出口温度検出手段と、圧縮機の吸入冷媒の圧力を検出する吸入圧力検出手段と、圧縮機の運転容量に基づいて冷媒循環量を算出し、蒸発温度検出手段により検出された蒸発温度および出口温度検出手段により検出された冷媒温度から蒸発器出口の過熱度を算出する演算部と、過熱度を基に過熱度目標値を仮定し、かつ冷媒循環量と過熱度に基づいてその過熱度が過熱度目標値に変化したときの圧縮機の吸入冷媒の圧力を推測する推測部と、吸入圧力検出手段により検出された吸入冷媒の圧力と推測部により推測された吸入冷媒の圧力とを比較し、その比較結果に基づいて過熱度目標値を変更し、かつ過熱度が過熱度目標値になるように膨張弁の弁開度を制御する制御部とを備えたものである。
【発明の効果】
【０００９】
本発明によれば、圧縮機の運転容量に基づいて冷媒循環量を算出し、蒸発器の蒸発温度および蒸発器出口の冷媒温度から蒸発器出口の過熱度を算出し、算出した過熱度を基に過熱度目標値を仮定し、かつ冷媒循環量と過熱度に基づいてその過熱度が過熱度目標値に変化したときの圧縮機の吸入冷媒の圧力を推測するようにしている。これにより、空気調和装置の運転状態や施工条件によらず、蒸発器出口の過熱度を最適な過熱度に制御でき、常に高効率な運転が実現可能で、安価な空気調和装置を得ることができる。
【図面の簡単な説明】
【００１０】
【図１】本発明の実施の形態を示す空気調和装置の冷媒回路および制御システム図。
【図２】本発明の実施の形態に係る空気調和装置の過熱度変化時のｐ−ｈ線図。
【図３】冷媒循環量の違いによる過熱度と熱交換器の熱コンダクタンスの関係を表す概念図。
【図４】蒸発器の過熱度の違いによる二相部とガス相部の割合を表す概念図。
【図５】配管長の違いによる冷媒循環量と圧力損失の大きさを表す概念図。
【図６】配管長の違いによる過熱度に対するＣＯＰの改善率を表す概念図。
【図７】本発明の実施の形態に係る空気調和装置における運転制御の動作を示すフローチャート。
【図８】蒸発器の冷媒と空気の流れ方の違いによる温度変化を表す概念図。
【図９】本発明の実施の形態の変形例を示す空気調和装置の冷媒回路および制御システム図。
【発明を実施するための形態】
【００１１】
以下、本発明の実施の形態を図面に基づいて詳細に説明する。
図１は本発明の実施の形態を示す空気調和装置の冷媒回路および制御システム図である。
本実施の形態に係る空気調和装置は、圧縮機５、冷房と暖房の運転切換を行うための四路切換弁９、室外熱交換器１２、膨張弁６、室内熱交換器２２が冷媒管により順次に環状に接続されて構成される冷媒回路１０を備えている。圧縮機５、四路切換弁９、室外熱交換器１２および膨張弁６は、屋外に設置される室外機１に設けられ、室内熱交換器２２は、室内に設置される室内機２に設けられている。圧縮機５は、インバータによって駆動される容量可変型である。膨張弁６は、例えばステッピングモータ等により弁開度が制御可能な絞り弁である。室外機１と室内機２は、前述の冷媒管の一部である第１連結管７と第２連結管８により接続されている。前述の冷媒回路１０には冷媒が封入されており、その冷媒が冷媒回路１０を循環することにより、冷凍サイクルが形成される。
【００１２】
冷媒回路１０は、四路切換弁９の切換動作により、冷房運転状態から暖房運転状態、あるいは暖房運転状態から冷房運転状態への切り換えが可能に構成されている。ここで、冷房運転状態とは、四路切換弁９が、図１に示す実線のように切り換えられた場合の運転状態であり、暖房運転状態とは、同図に示す破線のように切り換えられた場合の運転状態である。また、冷媒回路１０においては、四路切換弁９が冷房運転状態である場合には、冷凍サイクルの放熱行程が室外熱交換器１２で行われ、四路切換弁９が暖房運転状態である場合には、冷凍サイクルの放熱行程が室内熱交換器２２で行われるように構成されている。
【００１３】
また、冷媒回路１０には、圧縮機５の吸入冷媒の圧力を検出する圧力センサー４０（吸入圧力検出手段）と、冷房運転時に膨張弁６に流入する液冷媒の温度を検出する第１温度センサー４１と、室内熱交換器２２において冷媒と熱交換する流体（例えば空気、水）の流入温度を検出する第２温度センサー４２と、室内熱交換器２２が蒸発器となる冷房運転時に、冷媒の蒸発温度を検出する第３温度センサー４３（蒸発温度検出手段）と、蒸発器（室内熱交換器２２）の出口近傍の冷媒温度を検出する第４温度センサー４４（出口温度検出手段）とが設けられている。なお、前述の第２温度センサー４２で検出する流体として空気の流入温度を検出するものとして説明する。
【００１４】
さらに、本実施の形態に係る空気調和装置は、測定部３１と、演算部３２と、記憶部３３と、推測部３４と、制御部３５を備えている。測定部３１は、例えば冷房運転時に、圧縮機５の運転容量である例えば回転数を運転データとして測定し、前記４つの温度センサー４１、４２、４３、４４により検出される冷媒回路１０上の各部位の温度を測定する。演算部３２は、測定部３１により測定された圧縮機５の回転数に基づいて冷媒循環量を算出し、測定部３１により測定された第３温度センサー４３の蒸発温度および第４温度センサー４４の蒸発器出口の冷媒温度から蒸発器出口の過熱度を算出する。
【００１５】
記憶部３３には、蒸発器（室内熱交換器２２）内を流れる冷媒循環量に対して過熱度が増加したときの伝熱性能のデータが保存されている。また、記憶部３３は、測定部３１により測定された圧縮機５の回転数、測定部３１により測定された前記４つの温度センサー４１、４２、４３、４４の各温度をデータとして一時的に保存する。
【００１６】
推測部３４は、演算部３２により算出された過熱度を基に過熱度目標値を推測し、かつ記憶部３３に保存された伝熱性能のデータを用いて、その過熱度が過熱度目標値に変化したときの圧縮機５の吸入冷媒の圧力を推測する。制御部３５は、測定部３１により測定された現在の圧縮機５の吸入冷媒の圧力と推測部３４により推測された吸入冷媒の圧力とを比較し、その比較結果に基づいて過熱度目標値を変更し、かつ過熱度がその過熱度目標値になるように膨張弁６の弁開度を制御する。
【００１７】
次に、蒸発器出口の過熱度の変化に対する、圧縮機５の吸入冷媒の圧力を推測する方法について説明をする。
【００１８】
図２は冷凍サイクルのｐ−ｈ線図で、実線で示す冷凍サイクルは蒸発器出口の過熱度が小さい状態を示し、破線で示す冷凍サイクルは過熱度が大きい状態を示している。
【００１９】
ここで、室内熱交換器２２が蒸発器である場合の熱交換量Ｑａについて説明する。熱交換量Ｑａ［ｗ］は、熱通過率をＫ［ｗ／ｍ2ｋ］、 蒸発温度と空気温度の温度差をΔＴ［ｋ］および管外伝熱面積をＡ［ｍ2 ］とすると、下記の（１）式で求まる。
【００２０】
【数１】
0005430602.tif 000002
【００２１】
前述のΔＴは、室内機２に設置された第２温度センサー４２の空気温度と第３温度センサー４３の冷媒温度の温度差である。また、管外伝熱面積Ａは、室内熱交換器２２の仕様から決まるため一定値である。管外伝熱面積Ａと熱通過率Ｋの積である熱コンダクタンスＡ×Ｋ［ｗ／ｋ］は、図３に示すように、蒸発器出口の過熱度が同一であれば、冷媒循環量が大きいほど、管内側の熱伝達率が増加して伝熱性能が向上するため、熱コンダクタンスは増加する。そして、冷媒循環量が一定の場合は、図４に示すように、蒸発器出口の過熱度が大きいほど、蒸発器の伝熱性能の高い二相部の割合が小さくなるので、熱コンダクタンスは減少する。
【００２２】
ここで、室内熱交換器２２の熱コンダクタンスであるＡ×Ｋの値を、冷媒循環量と蒸発器出口の過熱度の関数として予め記憶部３３に保存しておくことによって、運転状態が変化した場合でも、冷媒循環量や蒸発器出口の過熱度に応じて熱コンダクタンスを算出することができる。
【００２３】
また、熱コンダクタンスの特性を室内機２の機種や容量毎にデータベース化して記憶部３３に保存しておくことによって、さらに高精度に熱コンダクタンスを算出することが可能となる。
【００２４】
冷媒循環量Ｇｒ［ｋｇ／ｓ］は、圧縮機５の運転容量である回転数にほぼ比例するため、圧縮機５の回転数を測定部３１にて測定し、吸入冷媒密度と圧縮機５の押しのけ量をかけあわせることで求めることが可能である。なお、さらに冷媒循環量Ｇｒの推定精度を高めるために、圧力センサー４０の検出による圧縮機５の吸入冷媒の圧力や、圧縮機５の吐出側に設置される圧力センサー（図示せず）によって検出される吐出冷媒の圧力を演算のパラメータとして加えてもよい。
【００２５】
また、蒸発器出口の過熱度は、第４温度センサー４４により検出される温度から第３温度センサー４３にて検出される温度を減じることによって演算可能である。この演算は、前述したように演算部３２によって行われている。
【００２６】
一方、この時、冷媒は空気から熱をもらうので、熱交換量Ｑｒ［ｗ］は、冷媒循環量Ｇｒ［ｋｇ／ｓ］と、蒸発器入口・出口のエンタルピー差Δｈ１［ｋＪ／ｋｇ］とで、下記に示す（２）式によって求まる。
【００２７】
【数２】
0005430602.tif 000003
【００２８】
ここで、Δｈ１は、図２に示すように蒸発器入口・出口のエンタルピー差、すなわち冷凍効果を表す。蒸発器入口のエンタルピーは、第１温度センサー４１にて検出される膨張弁６の流入冷媒の温度と冷媒物性情報から求めることができる。蒸発器出口のエンタルピーは、第４温度センサー４４により検出される蒸発器出口の冷媒温度と第３温度センサー４３にて検出される冷媒の蒸発温度と冷媒物性情報から求めることができる。
【００２９】
定常状態であれば、熱交換量Ｑａ＝冷媒循環量Ｑｒの関係が成り立つ。ここで、過熱度が現在の運転状態から増加したと仮定した場合、図２に示すように、冷凍効果がΔｈ１からΔｈ２に増加する。このとき、空調負荷が一定、つまり熱交換量Ｑａが一定とすると、空気調和装置の冷媒循環量ＧｒはΔｈ１／Δｈ２倍に低下する。
【００３０】
また、冷媒循環量Ｇｒと過熱度に対する熱コンダクタンスＡ×Ｋの関係が記憶部３３に記憶保持されているため、前述の（１）式と（２）式より蒸発温度について解くことによって、過熱度増加時の蒸発温度を推測することができる。ここで、図２に示すように、過熱度増加前の蒸発温度に対する飽和圧力をＰｅとし、過熱度増加時の蒸発温度に対する飽和圧力をＰｅ’とする。
【００３１】
次に、室内熱交換器２２の出口から圧縮機５の吸入に至る配管（冷媒管）での圧力損失ΔＰは、ダルシー・ワイスバッハの式より、下記の（３）式で求めることができる。
【００３２】
【数３】
0005430602.tif 000004
【００３３】
ここで、ΔＰは、蒸発温度相当の飽和圧力Ｐｅと圧縮機５の吸入冷媒の圧力Ｐｓとの差であり、ΔＰ＝Ｐｅ−Ｐｓで表される。（３）式に示すａは、蒸発器出口から圧縮機５の吸入に至る配管の仕様によって決まる係数であり、配管径が細く、配管長が長いほど値が大きくなる。ρは蒸発器出口での冷媒密度［ｋｇ／ｍ3 ］を表す。
【００３４】
ここでも同様に、過熱度が増加した場合の圧力損失ΔＰについて求めると、冷媒循環量Ｇｒは、前述の通りΔｈ１／Δｈ２倍に減少するため、図５に示すように、過熱度が大きいほど冷媒循環量Ｇｒの減少量が大きいので圧力損失ΔＰの減少量は大きく、配管長が長いほど圧力損失ΔＰの減少量は大きくなることがわかる。
【００３５】
冷媒密度ρは過熱ガスであり過熱度の変化によって殆ど変わらないため、過熱度増加前後での、圧力損失ΔＰの比をとると下記の（４）式が成り立つ。
【００３６】
【数４】
0005430602.tif 000005
【００３７】
Ｐｓ’について解くと、下記の（５）式のようになる。
【００３８】
【数５】
0005430602.tif 000006
【００３９】
ここで、飽和圧力Ｐｅ’は、前述のように、熱交換器での熱交換量Ｑａの熱バランスから算出可能であり、吸入冷媒の圧力Ｐｓは圧縮機５の圧力センサー４０にて検出可能であるため、上記処理を推測部３４にて行うことで、過熱度増加時のＰｓ’を推測することが可能となる。
【００４０】
このように、過熱度の増加により蒸発器の伝熱性能が低下し、蒸発（飽和）圧力Ｐｅが低下することに対して、過熱度の増加により冷媒循環量Ｇｒが減少し、配管での圧力損失ΔＰが低減することでの圧縮機吸入部の吸入冷媒の圧力Ｐｓの増加量が大きい場合は、圧縮機５の吸入冷媒の圧力Ｐｓが増加するため、圧縮比が小さくなり、高効率な運転が可能となる。逆に、蒸発器の伝熱性能が低下し、蒸発圧力Ｐｅの低下することに対して、配管での圧力損失ΔＰの低減量が小さい場合は、運転効率（ＣＯＰ）が低下する。したがって、施工時の設置条件や冷媒循環量Ｇｒによって空気調和装置の運転効率が最大となる最適な過熱度が存在することになる。
【００４１】
図６は配管長の違いによる、過熱度に対するＣＯＰの改善率を表す概念図で、配管長が長い場合と、短い場合とでグラフ化したものである。
図中に示すように、配管長が短い場合は、過熱度増加に伴う冷媒循環量Ｇｒの低下による圧力損失ΔＰの低減効果が殆どないため、ＣＯＰが最大となる過熱度は小さい。一方、配管長が長い場合は、相対的に圧力損失ΔＰの低減効果が大きくなるため、過熱度が大きい部分でＣＯＰが最大となる。
【００４２】
次に、実施の形態の空気調和装置における運転制御の動作について図７のフローチャートを用いて説明する。
まず、測定部３１は、圧力センサー４０により検出された圧縮機５の吸入冷媒の圧力（以下、「吸入圧力」と称する）Ｐｓ、４つの温度センサー４１〜４４により検出された冷媒回路１０上の各部位の温度、圧縮機５の回転数（運転容量）を測定する（ＳＴ１）。次に、演算部３２は、測定部３１により測定された圧縮機５の回転数、吸入冷媒密度と圧縮機５の押しのけ量から冷媒循環量Ｇｒを算出すると共に、測定部３１により測定された第３温度センサーの蒸発温度および第４温度センサーの蒸発器出口の冷媒温度から蒸発器出口の過熱度ＳＨを算出する（ＳＴ２）。
【００４３】
推測部３４は、演算部３２により算出された過熱度ＳＨから所定量α大きい過熱度目標値ＳＨｍ＝ＳＨ＋αを仮定する。次いで、推測部３４は、その過熱度ＳＨが過熱度目標値ＳＨｍに変化したときの過熱度増加時の熱交換器性能の低下量を、予め冷媒循環量Ｇｒと過熱度ＳＨの関数として記憶部３３に保存された値から蒸発圧力Ｐｅ’を求める。そして、推測部３４は、求めた蒸発圧力Ｐｅ’を用いて前述の圧力損失ΔＰの予測式（（５）式）より圧縮機５の吸入圧力Ｐｓ’を推測する（ＳＴ３）。
【００４４】
制御部３５は、吸入圧力Ｐｓ’が推測されると、吸入圧力Ｐｓ’と測定部３１により測定された現在の圧力センサー４０の吸入圧力Ｐｓとを比較する（ＳＴ４）。制御部３５は、推測された圧縮機５の吸入圧力Ｐｓ’が現在の圧縮機５の吸入圧力Ｐｓよりも大きいときには、運転効率（ＣＯＰ）が向上する運転であるため、過熱度目標値をＳＨｍ＝ＳＨ＋αとする（ＳＴ５）。また、制御部３５は、逆に、推測された圧縮機５の吸入圧力Ｐｓ’が小さいときには、過熱度目標値をＳＨｍ＝ＳＨ−αに変更する（ＳＴ６）。そして、制御部３５は、過熱度ＳＨが過熱度目標値ＳＨｍになるように、膨張弁６の弁開度を制御する（ＳＴ７）。過熱度を大きくする場合は、膨張弁６の弁開度を小さくし、過熱度を小さくする場合は、弁開度を大きくする。
【００４５】
このように本実施の形態においては、圧縮機５の回転数に基づいて冷媒循環量Ｇｒを算出し、蒸発器の蒸発温度および蒸発器出口の冷媒温度から蒸発器出口の過熱度ＳＨを算出し、算出した過熱度ＳＨを基に過熱度目標値ＳＨｍを仮定し、かつ冷媒循環量Ｇｒと過熱度ＳＨに基づいてその過熱度ＳＨが過熱度目標値ＳＨｍに変化したときの圧縮機５の吸入圧力Ｐｓ’を推測するようにしている。これにより、空気調和装置の運転条件や施工条件によらず、蒸発器出口の過熱度を最適な過熱度に制御でき、常にＣＯＰが最大となる運転を実現可能で、安価な空気調和装置を得ることができる。
【００４６】
また、本実施の形態においては、特に配管の長さや、配管径、バルブの流量係数などの仕様情報は必要としないため、空調設備の更新等で施工配管の仕様が変更になった場合であっても、また経年劣化などにより、ストレーナのフィルタに目詰まりが発生し、流量抵抗値が変化した場合であっても、常にＣＯＰが最大となる運転を実現可能である。
【００４７】
なお、本実施の形態では、記憶部３３に、過熱度増加時の熱交換器性能の低下量を予め冷媒循環量Ｇｒと過熱度ＳＨの関数として記憶するように述べたが、特に予め記憶しておく必要はない。例えば、空気調和装置の初期設置時あるいは通常運転時において、過熱度ＳＨと冷媒循環量Ｇｒを変化させた運転データ（圧縮機５の回転数）を記憶部３３に記憶し、その統計運転データに基づいて、熱交換器の性能低下量を推測するようにしてもよい。このようにすることで、機器のデータベースを保持する必要がなくなるため、前述の記憶部３３のメモリ容量を削減できる。
【００４８】
前述の蒸発器での熱交換量の式に基づく熱交換器性能である熱コンダクタンスＡ×Ｋの値は、計測している運転データから推算できるため、過熱度ＳＨと冷媒循環量Ｇｒに対する熱交換器の熱コンダクタンスＡ×Ｋの値を２変数の近似式として関数化することは可能である。
【００４９】
次に、蒸発器での空気と冷媒の流し方に対する過熱度の関係について説明する。
【００５０】
図８は、蒸発器での空気と冷媒の流し方が同一方向の並行流である場合と、逆方向の対向流である場合の温度変化について示している。並行流の場合は、蒸発器出口の冷媒温度と空気温度（吹出側）が近接しているために過熱度ＳＨの増加がそのまま蒸発温度の低下となり性能の低下が大きくなる。そのため、過熱度ＳＨを必要以上に大きくすることができない。一方、対向流の場合は、蒸発器出口の冷媒温度と空気温度（吸込側）の温度差が大きいため、過熱度ＳＨを大きく変化させることが可能となる。
【００５１】
また、図８の一点鎖線で示しているように、冷媒の飽和温度に温度勾配があるような非共沸混合冷媒の場合は、対向流化することにより、空気との温度差が小さくなるため、熱交換効率が向上し、そのため、過熱度ＳＨの変化幅を大きく変化させることができる。
【００５２】
過熱度の変化幅が大きいということは、膨張弁６の過熱度ＳＨの制御可能範囲が拡大するので、第１および第２連結管７、８の長さがより長い設置条件の空気調和装置においてもＣＯＰの高い運転が実現可能となる。
【００５３】
また、本実施の形態においては、膨張弁６が室外機１に内蔵されている形態であるが、図９に示すように、室内機２に内蔵される形態であっても構わない。クーラやショーケースにおいては室内機２に膨張弁６が内蔵されているが、膨張弁６が温度式膨張弁の場合、蒸発器出口の配管につけられた感温筒に封入された冷媒ガスの飽和圧力と入口の膨張弁を通過する冷媒圧力の差圧と膨張弁６に内蔵されたバネ力の関係によって膨張弁６の開度調整を行っている。
【００５４】
通常、空気調和装置の初期設置時に、バネ力を調整するために温度式膨張弁の付属ねじによりバネ力の調整を行うことで過熱度ＳＨを過熱度目標値ＳＨｍに設定できる。例えば図９に示すように、前述の演算部３２にて演算された過熱度ＳＨおよびその加熱度ＳＨから仮定される過熱度目標値ＳＨｍを表示手段３６に表示させることによって、施工者は、過熱度ＳＨが過熱度目標値ＳＨｍとなるようにバネ力の調整で行うことができ、ＣＯＰが最適となるようなシステムを構築することが可能となる。
【００５５】
また、本実施の形態においては、冷媒の種類を特に限定するものではなく、例えば、二酸化炭素（ＣＯ2 ）や炭化水素、ヘリウム等のような自然冷媒や、Ｒ４１０Ａはもちろん、Ｒ４０７Ｃ、Ｒ４０４Ａ、ＨＦＯ１２３４ｙｆ等の代替冷媒等の塩素を含まない冷媒を採用してもよい。
【００５６】
そして、冷媒循環量Ｇｒの低減量はΔｈ１／Δｈ２倍に比例することから、本実施の形態に適用した場合には、冷媒の潜熱量が小さい冷媒ほどＣＯＰへの改善効果への寄与が高くなる。例えば、Ｒ４１０Ａよりも潜熱量が小さいＨＦＯ１２３４ｙｆ冷媒を用いたシステムにおいて、本実施の形態では好適であるといえる。
【００５７】
なお、以上の実施の形態は、本質的に好ましい例示であって、本発明、その適用物、あるいはその用途の範囲を制限することを意図するものではない。
【符号の説明】
【００５８】
１  室外機、２  室内機、５  圧縮機、６  膨張弁、７  第１連結管、８  第２連結管、９  四路切換弁、１０  冷媒回路、１２  室外熱交換器、２２  室内熱交換器、３１  測定部、３２  演算部、３３  記憶部、３４  推測部、３５  制御部、３６  表示手段、４０  圧力センサー、４１  第１温度センサー、４２  第２温度センサー、４３  第３温度センサー、４４  第４温度センサー。
【図１】
0005430602.tif 000007
【図２】
0005430602.tif 000008
【図３】
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【図４】
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【図５】
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【図６】
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【図７】
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【図８】
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【図９】
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