(57)【特許請求の範囲】
【請求項１】
第１の冷凍サイクル装置と、この第１の冷凍サイクル装置と同じ構成の第２の冷凍サイクル装置とを備え、
前記第１の冷凍サイクル装置及び前記第２の冷凍サイクル装置は、冷媒が流通する冷媒配管を介して圧縮機、四方弁、水熱交換器、膨張弁及び空気熱交換器がそれぞれ直列に接続され、
また、前記第１の冷凍サイクル装置及び前記第２の冷凍サイクル装置は、水が流通する水配管を介して並列に接続され、
前記水配管は、途中、分岐部で分岐されて一方は前記第１の冷凍サイクル装置の前記水熱交換器を通過し、他方は前記第２の冷凍サイクル装置の前記水熱交換器を通過するとともに、それぞれの水熱交換器の下流で結集し、その後負荷側ユニットを介して前記分岐部の上流側に接続され、
また、前記第１の冷凍サイクル装置の前記空気熱交換器に対向した第１の送風機、前記第２の冷凍サイクル装置の前記空気熱交換器に対向した第２の送風機が、それぞれ吹き出し方向が向かい合って対向して配置された空気調和機の運転方法であって、
前記第１の冷凍サイクル装置が、前記水熱交換器において前記冷媒から前記水に放熱する暖房運転、前記第２の冷凍サイクル装置が前記空気熱交換器において前記冷媒から前記空気熱交換器に付着した霜に放熱する除霜運転のときに、
前記圧縮機の回転数が最大のもと、前記第１の送風機の回転による前記第２の冷凍サイクル装置の前記空気熱交換器に向かって吹き出される空気の温度が０℃以下のときには、前記第２の送風機の運転を停止し、暖房能力を最大にする前記第１の送風機の回転数を選択し、
前記空気の温度が０℃より高いときには、前記第１の送風機、前記第２の送風機のそれぞれの回転数を最大とすることで暖房能力を最大にする空気調和機の運転方法。
【請求項２】
前記第１の送風機及び前記第２の送風機は、それぞれ前面に第１のダンパ及び第２のダンパが配置され、前記第２の送風機の運転が停止しているときには、第１のダンパは、開放されているとともに、前記第２のダンパは、第１の送風機からの吹き出し空気により閉じられている請求項１に記載の空気調和機の運転方法。
【発明の詳細な説明】
【技術分野】
【０００１】
この発明は、暖房運転及び除霜運転を同時に行なう、一対の冷凍サイクル装置を備えた空気調和機の運転方法に関する。
【背景技術】
【０００２】
従来、空気熱交換器を上下に分割し、例えば上側空気熱交換器が除霜運転、下側空気熱交換器が暖房運転となった場合に、上下暖房運転時よりも室外送風装置の回転数を低下させ、更に外気温度が所定値より低い場合の除霜運転時に室外送風の運転を停止するように制御した空気調和機が知られている。
【先行技術文献】
【特許文献】
【０００３】
【特許文献１】特開２００８−０６４３８１号公報
【発明の概要】
【発明が解決しようとする課題】
【０００４】
上記空気調和機では、強制対流で外気に奪い去られる熱量を削減し、除霜効率を向上させることで除霜時間の短縮を図っているが、送風機の回転数を落とし過ぎると、除霜効率は向上するが、暖房能力が低下し、快適な暖房運転を損ねる可能性があるという問題点があった。【０００５】
この発明は、かかる問題点を解決することを課題とするものであって、暖房及び除霜のぞれぞれの運転が同時に行なわれた場合においても快適な暖房運転を実現できる空気調和機の運転方法に得ることを目的とする。
【課題を解決するための手段】
【０００６】
この発明に係る空気調和機の運転方法は、
第１の冷凍サイクル装置と、この第１の冷凍サイクル装置と同じ構成の第２の冷凍サイクル装置とを備え、
前記第１の冷凍サイクル装置及び前記第２の冷凍サイクル装置は、冷媒が流通する冷媒配管を介して圧縮機、四方弁、水熱交換器、膨張弁及び空気熱交換器がそれぞれ直列に接続され、
また、前記第１の冷凍サイクル装置及び前記第２の冷凍サイクル装置は、水が流通する水配管を介して並列に接続され、
前記水配管は、途中、分岐部で分岐されて一方は前記第１の冷凍サイクル装置の前記水熱交換器を通過し、他方は前記第２の冷凍サイクル装置の前記水熱交換器を通過するとともに、それぞれの水熱交換器の下流で結集し、その後負荷側ユニットを介して前記分岐部の上流側に接続され、
また、前記第１の冷凍サイクル装置の前記空気熱交換器に対向した第１の送風機、前記第２の冷凍サイクル装置の前記空気熱交換器に対向した第２の送風機が、それぞれ吹き出し方向が向かい合って対向して配置された空気調和機の運転方法であって、
前記第１の冷凍サイクル装置が、前記水熱交換器において前記冷媒から前記水に放熱する暖房運転、前記第２の冷凍サイクル装置が前記空気熱交換器において前記冷媒から前記空気熱交換器に付着した霜に放熱する除霜運転のときに、
前記圧縮機の回転数が最大のもと、前記第１の送風機の回転による前記第２の冷凍サイクル装置の前記空気熱交換器に向かって吹き出される空気の温度が０℃以下のときには、前記第２の送風機の運転を停止し、暖房能力を最大にする前記第１の送風機の回転数を選択し、
前記空気の温度が０℃より高いときには、前記第１の送風機、前記第２の送風機のそれぞれの回転数を最大とすることで暖房能力を最大にする。
【発明の効果】
【０００７】
この発明に係る空気調和機の運転方法によれば、暖房運転及び除霜運転がそれぞれ同時に行なわれた際には、圧縮機の回転数が最大のもと、第１の送風機の回転による第２の冷凍サイクル装置の空気熱交換器に向かって吹き出される空気の温度が０℃以下のときには、第２の送風機の運転を停止し、第１の送風機の回転数を暖房能力を最大にするように選択するので、暖房及び除霜のぞれぞれの運転が同時に行なわれた場合においても、快適な暖房運転を実現できる。
【図面の簡単な説明】
【０００８】
【図１】空気調和機の第１の冷凍サイクル装置及び第２の冷凍サイクル装置が共に暖房運転のときの冷凍サイクル図である。
【図２】図１の空気調和機を示す斜視図である。
【図３】空気調和機の第１の冷凍サイクル装置及び第２の冷凍サイクル装置が共に除霜運転のときの冷凍サイクル図である。
【図４】空気調和機の第１の冷凍サイクル装置が暖房運転、第２の冷凍サイクル装置が除霜運転のときの冷凍サイクル図である。
【図５】第１の冷凍サイクル装置の空気熱交換器の要部を示す構成図である。
【図６】第２の冷凍サイクル装置の空気熱交換器の要部を示す構成図である。
【図７】この発明の実施の形態１の空気調和機の全暖房能力特性図である。
【図８】第１の冷凍サイクル装置が暖房運転、第２の冷凍サイクル装置が除霜運転のときの各熱交換器の要部を示す構成図である。
【発明を実施するための形態】
【０００９】
以下、この発明の各実施の形態について図に基づいて説明するが、各図において同一、または相当部材、部位には同一符号を付して説明する。
【００１０】
実施の形態１．
図１はこの発明の実施の形態１の空気調和機を示す冷凍サイクル図、図２は図１の空気調和機を示す斜視図である。
この空気調和機は、第１の冷凍サイクル装置１と、この第１の冷凍サイクル装置１と同じ構成の第２の冷凍サイクル装置２とを備えている。
第１の冷凍サイクル装置１及び第２の冷凍サイクル装置２は、冷媒が流通する冷媒配管９を介して、圧縮機３、四方弁４、水熱交換器５、膨張弁６及び空気熱交換器７が直列にそれぞれ接続されている。
第１の冷凍サイクル装置1及び第２の冷凍サイクル装置２は、水配管１０を介して並列に接続されている。この水配管１０の第１の冷凍サイクル装置1及び第２の冷凍サイクル装置２の上流には、水ポンプ１５が取付けられている。
【００１１】
水配管１０は、水ポンプ１５の下流の分岐部２０で分岐されて、一方は第１の冷凍サイクル装置１の水熱交換器５を通過し、他方は第２の冷凍サイクル装置２の水熱交換器５を通過し、それぞれの水熱交換器５の下流で集結している。この水配管１０は、引き続き負荷側ユニット（図示せず、例えば床下）を介して水ポンプ１０の上流に接続されている。
水配管１０には、水熱交換器５の下流側に水温検知センサーである水温検知用サーミス１１が取付けられている。
各空気熱交換器７には、第１の送風機８Ａ及び第２の送風機８Ｂがそれぞれ対向し、かつ第１の送風機８Ａ及び第２の送風機８Ｂは、互いに空気の吹き出し方向が向かい合うように対向して配置されている。
第１の送風機８Ａと第２の送風機８Ｂ第１の送風機８Ａ、第２の送風機８Ｂの上流側には，それぞれの吸い込み空気の温度を検知する第１の温度センサーであるサーミスタ１２が配置されており、空気熱交換器７の下流には、吹き出し空気の温度を検知する第２の温度センサーである第２のサーミスタ１３が配置されている。
各圧縮機３の吸入配管には、吸入圧力検知用の圧力センサー１４が取付けられている。
【００１２】
上記構成の空気調和機において、暖房運転では、冷媒配管９を通じて、冷媒は、圧縮機３、四方弁４、水熱交換器５、膨張弁６、空気熱交換器７の順に循環する。
除霜運転では、冷媒配管９を通じて、冷媒は、圧縮機３、四方弁４、空気熱交換器７、膨張弁６、水熱交換器５の順に循環する。
暖房運転と除霜運転とは、四方弁４の作動により切り替えられる。
【００１３】
次に、上記構成の空気調和機において、図１に示す、第１の冷凍サイクル装置1及び第２の冷凍サイクル装置２が共に暖房運転時の動作について説明する。
なお、特に明記してない場合には、空気調和機の各構成要素名(圧縮機３等)は、第１の冷凍サイクル装置1及び第２の冷凍サイクル装置２の両方を指すものとする。
冬場の低外気条件において、圧縮機３と水熱交換器５との間に配置した四方弁４を水熱交換器５側に切り替え、暖房運転として水熱交換器５にて生成した温水を屋内(負荷側)に循環させる。
暖房運転において、冷媒は、圧縮機３、四方弁４、水熱交換器５、膨張弁６、空気熱交換器７の順に循環する。圧縮機３において低圧の気体冷媒は昇圧され、高温高圧の気体冷媒となる。気体冷媒は四方弁４を通過し水熱交換器５において水に放熱する。冷媒の水への放熱により水熱交換器５の出口水温は入口水温より上昇する。水への放熱によりガス冷媒は凝縮し、温度が低下して液冷媒となる。液冷媒は膨張弁６において減圧され低圧二相冷媒となる。
二相冷媒は、空気熱交換器７において外気から受熱し液部が蒸発する。液冷媒の蒸発により、空気熱交換器７に吸い込まれた空気は温度が低下し、吹き出される空気は外気以下の低温となる。蒸発し温度が上昇した気体冷媒は、圧縮機３に再び流入する。
【００１４】
この空気調和機では、この第１の冷凍サイクル装置１及び第２の冷凍サイクル装置2が暖房運転においては、暖房能力は最大としようとした場合には、圧縮機３、第１の送風機８Ａの回転数を最大にすればよい。ここで暖房能力とは水熱交換器５における水と冷媒の熱交換量のことを指す。
【００１５】
次に、上記構成の空気調和機において、図３に示す、第１の冷凍サイクル装置１及び第２の冷凍サイクル装置２が共に除霜運転時の動作について説明する。
低外気暖房運転を続けると、空気熱交換器７が０℃以下の低温になると外部空気は冷却され、空気に含まれる水分が凝縮し空気熱交換器７の表面に付着するため、空気熱交換器７は着霜する。
着霜により空気熱交換器７の風路が閉塞し、空気熱交換器７の通過風量が低下するため、空気側の熱交換量が低下する。
熱交換量が低下すると、冷媒と空気の熱交換量のバランスにより、圧縮機３の吸入圧力は低下(冷媒と空気の温度差が増加)する。吸入圧力の低下により、冷凍サイクルの性能は低下するため、圧力センサー１０で検知された冷凍サイクルの吸入圧力が設定値以下となったら除霜運転する。
除霜運転では圧縮機３と空気熱交換器７との間の四方弁４は、図３に示すように、空気熱交換器７側に切り替えられる。
【００１６】
除霜運転では、冷媒は、圧縮機３、四方弁４、空気熱交換器７、膨張弁６、水熱交換器５の順に循環する。
圧縮機３において低圧の気体冷媒は昇圧され、高温高圧の気体冷媒となる。気体冷媒は四方弁４を通過し空気熱交換器７において霜に放熱する。冷媒の霜への放熱により霜は融解し水となる。霜への放熱により気体冷媒は一部が凝縮し、温度が低下した二相冷媒となる。二相冷媒の液部は、膨張弁６により減圧され低圧の二相冷媒となる。
二相冷媒は、水熱交換器５において水から受熱し液部が蒸発する。液冷媒の蒸発により水熱交換器５の出口の水温は入口水温より低下する。
温度が低下した水は負荷側に流れる。
一方、水からの受熱により蒸発し、温度が上昇した気体冷媒は、圧縮機３に再び流入する。
【００１７】
この空気調和機では、第１の冷凍サイクル装置1及び第２の冷凍サイクル装置２が除霜運転においては、冷媒の霜への放熱量が最大となるように、圧縮機３の回転数を最大にする。
また、第１の送風機８Ａ、第２の送風機８Ｂの回転により空気熱交換器７から吹き出される空気の温度が０℃以下の低外気条件下では、除霜能力が最大となるように第１の送風機８Ａ、第２の送風機８Ｂの運転を停止する。
ここで、除霜能力とは空気熱交換器７における霜、外気との熱交換量のことを指す。
【００１８】
次に、上記構成の空気調和機において、図４に示す、第１の冷凍サイクル装置１が暖房運転、第２の冷凍サイクル装置２が除霜運転の動作について説明する。
図３の除霜運転で説明したように、第１の冷凍サイクル装置1及び第２の冷凍サイクル装置２が同時に除霜運転に入ると、冬場にも関わらず、負荷側ユニットに流入する水温が低下するため、快適性が損なわれる。
因って、圧縮機３の圧力センサー１４の圧力が設定値以下になったら除霜運転とし、第１の冷凍サイクル装置１及び第２の冷凍サイクル装置２をそれぞれ独立して制御することになる。
周囲の環境(特に湿球温度)が第１の冷凍サイクル装置１及び第２の冷凍サイクル装置２で完全に一致することは少なく、除霜運転に入るタイミングは第１の冷凍サイクル装置1と第２の冷凍サイクル装置2とでは異なる。
因って、第１の冷凍サイクル装置１の暖房運転、第２の冷凍サイクル装置２の除霜運転がそれぞれ同時に行なわれる状態となる。
【００１９】
この空気調和機では、第１の冷凍サイクル装置１と第２の冷凍サイクル装置２とが水配管１０で並列接続されており、第１の冷凍サイクル装置１が暖房運転、第２の冷凍サイクル装置２が除霜運転の場合には、暖房運転により加熱された水と除霜運転により冷却された水とが負荷側ユニットに流入するため、第１の冷凍サイクル装置１及び第２の冷凍サイクル装置2が共に暖房運転となっている場合に比べ、全暖房能力が低下する。
さらに、暖房運転では第１の冷凍サイクル装置１の第１の送風機８Ａの回転により空気熱交換器７から吹き出される空気は、０℃以下であり、この低温の空気は、そのまま除霜運転の第２の冷凍サイクル装置２の空気熱交換器７に吹き付けられる一方、第２の冷凍サイクル装置2の空気熱交換器７では冷媒から霜に放熱し、除霜がなされる。
なお、第２の冷凍サイクル装置２は除霜運転であり、第２の冷凍サイクル装置２の圧縮機３の回転数は最大であり、また第２の送風機８Ｂの運転は停止している。
【００２０】
ところで、先に説明したように、第１の冷凍サイクル装置１の暖房能力を高めるには、圧縮機３及び第１の送風機８Ａの回転数を上げればよいが、それだけ第２の冷凍サイクル装置２の空気熱交換器７には、より低温の空気が第２の冷凍サイクル装置２の空気熱交換器７に吹き付けられることになり、このことは第２の冷凍サイクル装置２の空気熱交換器７の除霜を妨げる要因になる。
そこで、圧縮機３の回転数が最大の状態で暖房運転している第１の冷凍サイクル装置１の第１の送風機８Ａの回転数を低下させ、第１の冷凍サイクル装置１の空気熱交換器７で冷却された空気温度を上げることで第２の冷凍サイクル装置２の空気熱交換器７の除霜を促進させることができるが、このことは、第１の冷凍サイクル装置１の空気熱交換器７における熱交換量(冷却能力)が低下することになり、空気調和機の暖房能力が低下してしまう。
因って、空気調和機において、暖房―除霜同時運転時においては、全暖房能力を最大とする最適な、第１の冷凍サイクル装置１の第１の送風機８Ａの回転数が存在する。
【００２１】
図5は、空気調和機において、暖房―除霜同時運転時における第１の冷凍サイクル装置１の空気熱交換器７の熱の授受を示す説明図である。
第１の冷凍サイクル装置１の暖房能力は、（１）式のように冷却能力Ｑｈと圧縮機入力Ｑｗの足し合わせで表現できる。
冷却能力は空気熱交換器７の伝熱面積Ａｆと冷媒‐空気の熱通過率Ｋｈと冷媒‐外気の温度差(ｔｉ-ｔｏ)との積である。
圧縮機入力Ｑｗは、圧縮機３の回転数に依存する値であるが、同時運転においても圧縮機３の回転数は最大とし、簡易的に変化しないものとする。
熱通過率Ｋｈは、配管１６の、管外熱伝達率αｏ、管内伝達率αｉ、管厚ｔ及び管熱伝導率λを用いて（２）式で表現できる。
ここで、管外熱伝達率αｏは第１の送風機８Ａの回転数により変化する値である。
その他の変数は簡易的に変化しないものとする。
管外熱伝達率αｏを小さくすると１／αｏの項が大きくなるため、Ｋｈが小さくなり、冷却能力が低下する。冷却能力の低下によりＱｗが一定であるため、暖房能力も低下する。
【００２２】
【数１】
0006009093.tif 000002
【００２３】
図６は第２の冷凍サイクル装置２の空気熱交換機７の熱の授受を示す説明図である。
除霜運転の冷却熱量は、（３）式のように除霜能力と圧縮機入力の差分で表現きる。
また除霜能力は、空気熱交換器７の伝熱面積Ａｆと、冷媒−第１の冷凍サイクル装置1の吹き出し空気の熱通過率Ｋｆと、冷媒−第２の冷凍サイクル装置２の吹き出し空気の冷風温度差(ｔｉ'-ｔｏ')との積である。
ここで、圧縮機入力Ｑｗ'は圧縮機３の回転数に依存する値であるが、同時運転においても圧縮機３の回転数は最大とし、簡易的に変化しないものとする。
熱通過率Ｋｆは、配管１６の、管外熱伝達率αｏ'、管内熱伝達率αｉ'、管厚ｔ、管熱伝導率λ、及び除霜熱伝達率αｆを用いて（４）)式で表現できる。
ここで、管外熱伝達率αｏ'は第２の冷凍サイクル装置２の送風機８Ｂの回転数に依存する。
その他は簡易的に変化しないものとする。
管外熱伝達率αｏ'を小さくすると１／αｏ'の項が大きくなり、Ｋｆが小さくなり、除霜能力が低下する。
除霜能力の低下により、Ｑｗが一定であるため、冷却能力も低下する。
全暖房能力は（５）式で表現でき、全暖房能力は、第１の冷凍サイクル装置１の暖房能力と、第２の冷凍サイクル装置２の冷却能力との差となる。
【００２４】
【数２】
0006009093.tif 000003
【００２５】
第１の冷凍サイクル装置１の第１の送風機８Ａの回転数変更により、第１の冷凍サイクル装置1の暖房能力と第２の冷凍サイクル装置2の除霜能力のそれぞれの変化量が異なるため、図７に示す通り、全暖房能力には最大値が生じる。
管外熱伝達率αｏ，αｏ'は、第１の送風機８Ａ、第２の送風機８Ｂの回転数と冷凍サイクル装置１，２の設置状況により決まる固有の値であり、第１の送風機８Ａ、第２の送風機８Ｂの回転数の関数としてあらかじめ記憶しておく。
冷媒温度ｔｉ，ｔｉ'、外気温度ｔｏ、冷風温度ｔｏ'は周囲の環境に応じて変化する値であり、その都度実測する必要がある。
その他の変数は固定値であり、こちらも予め記憶しておく。
これにより（１）〜（５）式の演算により外部条件に合わせて全暖房能力が最大となる第１の送風機８Ａの回転数を算出でき、暖房‐除霜同時運転においても快適な暖房運転が実現可能となる。
【００２６】
なお、第１の冷凍サイクル装置１の空気熱交換器７からの吹き出し空気温度が０℃以上となる場合には、式（３）冷風温度ｔｏ'が正の値となるため、Ｑｆが減少し、全暖房能力が大きくなる。よって、第１の送風機８Ａの回転数を最大、第２の送風機８Ｂの回転数も最大とする。
【００２７】
実施の形態２．
図８は、この発明の実施の形態２の空気調和機の要部を示す構成図であって、第１の冷凍サイクル装置１の第１の送風機８Ａと第２の冷凍サイクル装置２の第２の送風機８Ｂが対向した構成図である。
この空気調和機では、それぞれ第１の送風機８Ａの前に第１のダンパ１７Ａ、第２の送風機８Ｂの前に第２のダンパ１７Ｂが配置されている。
それぞれのダンパ１７Ａ，１７Ｂは、送風機８Ａ，８Ｂとダンパ1７Ａ，１７Ｂとの間の静圧が、ダンパ1７Ａ，１７Ｂと外気との間の静圧を上回ったとき開となる仕組みである。
因って、第１の冷凍サイクル装置1が暖房運転、第２の冷凍サイクル装置2が除霜運転においては、第１の冷凍サイクル装置１の第１の送風機８Ａは回転しているため、第１のダンパ1７Ａは開となる。
一方、第２の冷凍サイクル装置２は、除霜運転であり、第２の送風機８Ｂは、停止しており、また第１の送風機８Ａにより吹き出された空気が第２のダンパ１７Ｂに衝突することから、第２のダンパ１７Ｂと外気との間の静圧が第２の送風機８Ｂと第２のダンパ1７Ｂとの間よりも高くなり、第２のダンパ１７Ｂは閉となる。
【００２８】
この実施の形態では、第２の送風機８Ｂの回転の有無により、第２のダンパ１７Ｂが自動的に開閉するように、それぞれの空気熱交換器を配置することで、式（２）の管外熱伝導率αｏを最大としつつ、送風が生じない、つまり強制対流の生じない、第２の冷凍サイクル装置２の（４）式の管外熱伝導率αｏ'の項を削除できるため、全暖房能力が常に最大となり、快適な暖房運転を実現できる。
【符号の説明】
【００２９】
１  第１の冷凍サイクル装置、２  第２の冷凍サイクル装置、３  圧縮機、４  四方弁、５  水熱交換器、６  膨張弁、７  空気熱交換器、８Ａ  第１の送風機、８Ｂ  第２の送風機、９  冷媒配管、１１  水温検知用サーミスタ（水温検知計）、１２  吸い込み空気温度検知用サーミスタ（第１の空気温度検知計）、１３  吹き出し空気温度検知用サーミスタ（第２の空気温度検知計）、１４  吸入圧力検知用センサー、１５  水ポンプ、１７Ａ  第１のダンパ、１７Ｂ  第２のダンパ、２０  分岐部。
【図１】
0006009093.tif 000004
【図２】
0006009093.tif 000005
【図３】
0006009093.tif 000006
【図４】
0006009093.tif 000007
【図５】
0006009093.tif 000008
【図６】
0006009093.tif 000009
【図７】
0006009093.tif 000010
【図８】
0006009093.tif 000011