(57)【特許請求の範囲】
【請求項１】
段階的な容量で運転可能な圧縮機を少なくとも１台と、前記圧縮機とは別に段階的な容量で運転可能な圧縮機または一定の容量で運転する圧縮機を少なくとも１台備え、前記段階的な容量で運転可能な圧縮機を、短周期の時間配分を振り分けた各時間で異なる段階の容量で運転し、前記時間配分を変化させて前記短周期での平均容量を変化させ、複数の前記圧縮機の全体運転容量を連続的に可変とする冷凍空調装置であって、複数の圧縮機全体の運転容量を、少なくとも２台の段階的な容量で運転可能な圧縮機に分担して運転する場合、前記段階的な容量で運転可能な圧縮機に分担する運転容量が、その圧縮機の段階的容量の内のそれぞれ最小容量と一致するのを避けて分担することを特徴とする冷凍空調装置。
【請求項２】
段階的な容量で運転可能な圧縮機を少なくとも１台と、前記圧縮機とは別に段階的な容量で運転可能な圧縮機または一定の容量で運転する圧縮機を少なくとも１台備え、前記段階的な容量で運転可能な圧縮機を、短周期の時間配分を振り分けた各時間で異なる段階の容量で運転し、前記時間配分を変化させて前記短周期での平均容量を変化させ、複数の前記圧縮機の全体運転容量を連続的に可変とする冷凍空調装置であって、少なくとも２台の段階的な容量で運転可能な圧縮機をそれぞれ、短周期の時間配分を振り分けた各時間で異なる段階の容量で運転する場合、前記各圧縮機の運転容量の合計の前記短周期内での時間的な変動が、その短周期に運転する前記各圧縮機の大きい方の運転容量の合計と小さい方の運転容量の合計との差よりも小さくなるように、前記各圧縮機の短周期の時間配分とその各時間の運転容量を組み合わせて運転することを特徴とする冷凍空調装置。
【請求項３】
請求項２において、段階的な容量で運転可能な圧縮機を２台備え、短周期の内で、一方の圧縮機がその段階の大きいほうの容量の運転を行う時間の少なくとも一部の時間に、他方の圧縮機がその段階の小さい方の容量の運転を行うと共に、他方の圧縮機がその段階の大きいほうの容量の運転を行う時間の少なくとも一部の時間に、一方の圧縮機がその段階の小さい方の容量の運転を行うようにしたことを特徴とする冷凍空調装置。
【発明の詳細な説明】
【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、段階的な運転容量で運転され、その容量段階を短周期で切り換えて連続的な運転容量を実現する圧縮機を用いた冷凍空調装置に関するものである。
【０００２】
【従来の技術】
従来の冷凍空調装置には、負荷に対応して電源周波数を変更することで、圧縮機の回転数を連続的に調整し、圧縮機の運転容量を連続的に調整するインバータが用いられており、このインバータにより適切に圧縮機の運転容量を制御することで高効率の運転を実現している。しかし、インバータを用いることで発生する高調波が電源に乗ってしまい、他の機器に悪影響を与えることが近年問題となっている。インバータを用いた場合の高調波対策としては、高調波を冷凍空調装置の外に出さないようにするアクティブフィルタを用いることで実施できるが、アクティブフィルタの分だけコストが高くなる。
【０００３】
そこで、インバータを用いずに機械的に制御して圧縮機の運転容量を連続的に調整する方法がいくつか提案されている。
図３４は例えば、特開昭６２−１２６２８９号公報に示されたロータリー圧縮機を設けた空気調和機を示す冷媒回路図である。図において、５１はロータリー圧縮機の圧縮機部を示す。圧縮機部５１はメインベアリング、サブベアリング（いずれも図示せず）に挟まれたシリンダ５２内に、偏心回転自在なローラ５３を有する。
シリンダ５２内にはブレード５４と、このブレード５４の両側に吸入ポート５５および吐出ポート５６が配設されている。圧縮機部５１の吸入ポート５５と吐出ポート５６の間に、四方弁４を介して室内熱交換器８、膨張弁７、及び室外側熱交換器５が連結され、ヒートポンプ式の空気調和装置を構成している。なお、５７は各冷凍サイクル構成機器を連結するための冷媒配管を示す。
【０００４】
一方、圧縮機部５１のシリンダ５２には、吸入ポート５５および吐出ポート５６と対向する位置にリリーフポート５８が設けられている。
このリリーフポート５８には弁５９が設けられ、圧力導入管６０より高圧側電磁弁１０ａ、低圧側電磁弁１０ｂにより切り換えられた圧力を導入する。また６１は弁５９に開側に付勢力を与えるスプリングである。
【０００５】
高圧側電磁弁１０ａを開くとともに低圧側電磁弁１０ｂを閉じると、吐出圧力により弁５９は押し下げられてリリーフポート５８を閉塞する。リリーフポート５８が閉塞されると、リリーフポート５８を介して圧縮途中の冷媒がバイパスされることが無くなるので、圧縮機部５１では最大容量の運転を実施する。
逆に高圧側電磁弁１０ａを閉じるとともに低圧側電磁弁１０ｂを開くと、スプリング５８により弁５９は押し上げられてリリーフポート５８を開口する。リリーフポート５８が開口されると、圧縮途中のガス冷媒がリリーフポート５８を介して低圧側にバイパスされるので、圧縮機部５１での運転容量は減少し、最小容量での運転を実施する。
上記電磁弁１０ａ、１０ｂの開閉は制御回路（図示せず）で制御し、図３５に示すような制御ルーチンにより短時間で最大容量運転と最小容量運転を切り換え、最大容量と最小容量の間の中間的な容量を複数段階で可変にしている。
【０００６】
例えば図３５のように制御した場合、３秒間最大容量で運転し、２秒間最小容量で運転することになるので、５秒間の平均的な運転容量は（最大容量×３＋最小容量×２）／５となる。高圧側電磁弁１０ａ、低圧側電磁弁１０ｂの開閉時間の長さを変更することで最大容量と最小容量の間の中間的な容量での運転を連続的に実現する。
この方法によると最大容量運転と最小容量運転の運転時間を調整することで、最大容量と最小容量の間の中間的な容量で連続的に運転でき、インバータと同等の運転容量制御が可能となる。またこの圧縮機の運転容量制御ではインバータを用いないので、インバータ部分での電気的損失が発生せず、より高効率の運転が可能となる。
【０００７】
【発明が解決しようとする課題】
上記のような従来の冷凍空調装置においては、段階的な容量で運転する圧縮機の運転容量が最大容量と最小容量とに大きく切り換わるため、圧力変動などの冷凍サイクル上の変動が発生する。冷凍空調装置の冷凍空調能力から圧縮機として必要となる最大運転容量と最小運転容量が設定されるのであるが、例えば従来の技術を用いて最大運転容量１０馬力（以下、ＨＰと記す）の冷凍空調装置を構成し、２ＨＰの運転容量まで連続的に容量制御を実現できるようにする場合には、圧縮機の最大運転容量１０ＨＰ、最小運転容量２ＨＰという構成にする必要がある。この場合最大容量と最小容量の間の中間的な容量を実現するときは、最大運転容量１０ＨＰ、最小容量２ＨＰの運転を短時間で切り換える運転を行うことになるので、圧縮機運転容量の変動幅が大きく、冷凍サイクル上に大きな圧力脈動が発生する。この圧力変動につれて、熱交換器での熱交換量が数秒という短時間に大きく変動し、熱交換器に空気熱交換器を用いた場合には吹出空気温度の変動が大きくなるなど、冷凍空調装置における冷凍能力や空調能力が短時間に大きく変動するので快適性を損なうという課題があった。
【０００８】
また、短時間に圧縮機の運転容量の切り換えを実施するために、高圧側電磁弁１０ａと低圧側電磁弁１０ｂの切り換え回数が増加し、開閉の際に電磁弁内の接触部に大きな衝突力がかかり、電磁弁の寿命が短くなるなど電磁弁駆動の信頼性が低下するという課題があった。
また、この場合電磁弁１０ａ、１０ｂが短時間で駆動されるため、電磁弁を開閉駆動する際に生じる駆動音が頻繁に発生し、騒音が生じるという課題があった。
【０００９】
また、冷凍サイクル上に圧力変動が発生するので、冷凍サイクルの運転制御をフィードバック制御で行おうとした場合、変動した運転情報を基に制御を行うことになるので、安定した制御を行えないという課題があった。
【００１０】
本発明は上記のような従来の課題を解決するためになされたもので、段階的な容量で運転可能な圧縮機を搭載した冷凍空調装置において、インバータを用いることによる高調波の悪影響がなく、この圧縮機の運転容量を短周期で切り換えて連続的な運転容量を実現するときに生じる圧力変動などの冷凍サイクル上の変動幅を抑制し、吹出空気温度の変動など冷凍能力や空調能力の変動を小さくすることで、運転の際の快適性を確保できる冷凍空調装置を得ることを目的とするものである。
【００１１】
また本発明は、段階的な容量で運転可能な圧縮機の運転容量を短周期で切り換えて連続的な運転容量を実現する圧縮機において、運転容量を制御弁で切り換える場合、この制御弁の頻繁な開閉駆動における衝撃を緩和して、駆動音や衝突力を低減することで、低騒音で長寿命な制御弁を実現し、信頼性を向上できる冷凍空調装置を得ることを目的とするものである。
【００１２】
また本発明は、変動した運転情報に対応した制御を行うことで、安定した運転制御を実施できる冷凍空調装置を得ることを目的とする。
【００１３】
【課題を解決するための手段】
本発明の冷凍空調装置は、段階的な容量で運転可能な圧縮機を少なくとも１台と、前記圧縮機とは別に段階的な容量で運転可能な圧縮機または一定の容量で運転する圧縮機を少なくとも１台備え、前記段階的な容量で運転可能な圧縮機を、短周期の時間配分を振り分けた各時間で異なる段階の容量で運転し、前記時間配分を変化させて前記短周期での平均容量を変化させ、複数の前記圧縮機の全体運転容量を連続的に可変とするものである。
【００１４】
本発明の冷凍空調装置は、複数の圧縮機全体の運転容量を、少なくとも２台の段階的な容量で運転可能な圧縮機に分担して運転する場合、前記段階的な容量で運転可能な圧縮機に分担する運転容量が、その圧縮機の段階的容量の内のそれぞれ最小容量と一致するのを避けて分担するものである。
【００１５】
本発明の冷凍空調装置は、少なくとも２台の段階的な容量で運転可能な圧縮機をそれぞれ、短周期の時間配分を振り分けた各時間で異なる段階の容量で運転する場合、前記各圧縮機の運転容量の合計の前記短周期内での時間的な変動が、その短周期に運転する前記各圧縮機の大きい方の運転容量の合計と小さい方の運転容量の合計との差よりも小さくなるように、前記各圧縮機の短周期の時間配分とその各時間の運転容量を組み合わせて運転するものである。
【００１６】
本発明の冷凍空調装置は、段階的な容量で運転可能な圧縮機を２台備え、短周期の内で、一方の圧縮機がその段階の大きいほうの容量の運転を行う時間の少なくとも一部の時間に、他方の圧縮機がその段階の小さい方の容量の運転を行うと共に、他方の圧縮機がその段階の大きいほうの容量の運転を行う時間の少なくとも一部の時間に、一方の圧縮機がその段階の小さい方の容量の運転を行うようにしたものである。
【００４２】
【発明の実施の形態】
実施の形態１．
以下、本発明の実施の形態１による冷凍空調装置として例えば室内の空調を行う装置について説明する。図１は本実施の形態による冷凍空調装置の構成を示す冷媒回路図である。図において、１ａは段階的な容量で運転可能な圧縮機で、例えばバイパス容量制御手段を設けたスクロール圧縮機、１ｂは一定容量の圧縮機、２ａ、２ｂは吐出配管、３ａ、３ｂは吸入配管、４は冷房運転と暖房運転での冷媒流路切り換え手段で例えば四方弁、５は第１熱交換器で例えば室外熱交換器、６は液管、７ａ、７ｂは絞り手段で例えば膨張弁、８ａ、８ｂはそれぞれ第２熱交換器で例えば室内熱交換器、９はガス管である。これらの各機器と配管を接続して冷媒を循環させ、冷凍サイクルを構成している。
【００４３】
また１０ａ、１０ｂはスクロール圧縮機１ａの運転容量を制御するための制御弁で、１０ａは例えば吐出配管２ａからの配管１１ａに設けられた高圧側電磁弁、１０ｂは例えば吸入配管３ａからの配管１２ａに設けられた低圧側電磁弁である。電磁弁１０ａ、１０ｂからの配管１３ａ、１４ａは結合されて、スクロール圧縮機１ａの容量制御用配管１５ａを介してスクロール圧縮機１ａに接続されている。
また本実施の形態での冷凍空調装置の最大運転容量は１０ＨＰであり、圧縮機１ａは最大容量６ＨＰと最小容量２ＨＰの段階的な容量切り換えが可能な圧縮機、圧縮機１ｂは４ＨＰの一定容量で運転する圧縮機である。即ち、圧縮機を２台設け、最大容量６ＨＰの圧縮機１ａと最大容量４ＨＰの圧縮機１ｂとで、最大容量１０ＨＰの冷凍空調装置を構成している。ここで例えば１ＨＰの運転容量で約２.８ｋＷ程度の冷房能力を供給できる。
【００４４】
次に本実施の形態の冷凍サイクルにおける冷媒の流れを説明する。
冷房運転では四方弁４は図１実線の方向に流れるように流路設定される。そして圧縮機１ａ、１ｂから吐出された高温高圧のガス冷媒は吐出配管２ａ、２ｂ、四方弁４を経て室外熱交換器５で凝縮液化された後、液管６を通じて膨張弁７ａ、７ｂで減圧されて低圧の二相冷媒となり室内熱交換器８ａ、８ｂに流入する。さらに低圧の二相冷媒は、室内熱交換器８ａ、８ｂで蒸発ガス化しながら室内側の熱を奪って室内の冷房を行なう。その後冷媒はガス管９、四方弁４、吸入配管３ａ、３ｂを流通して、圧縮機１ａ、１ｂに吸入される。
一方、暖房運転では四方弁４は図１破線の方向に流れるように流路設定される。そして圧縮機１ａ、１ｂから吐出された高温高圧のガス冷媒は吐出配管２ａ、２ｂ、四方弁４、ガス管９を経て室内熱交換器８ａ、８ｂに流入して凝縮液化されながら、室内側に熱を供給して室内の暖房を行なう。その後膨張弁７ａ、７ｂで減圧されて低圧の二相冷媒となり、液管６を経て室外熱交換器５で蒸発ガス化された後、四方弁４、吸入配管３ａ、３ｂを流通して、圧縮機１ａ、１ｂに吸入される。
【００４５】
次に圧縮機１ａの容量制御動作について説明する。ここでは、圧縮機１ａは最大容量（６ＨＰ）と最小容量（２ＨＰ）の２段階で運転可能なスクロール圧縮機で、圧縮機１ａを最大容量で運転する場合は高圧側電磁弁１０ａを開き、低圧側電磁弁１０ｂを閉じる。これにより容量制御用配管１５は吐出配管２ａと連通し、高圧状態となる。逆に圧縮機１ａを最小容量で運転にする場合は高圧側電磁弁１０ａを閉じ、低圧側電磁弁１０ｂを開く。これにより容量制御用配管１５は吸入配管３ａと連通し、低圧状態となる。
【００４６】
このときのスクロール圧縮機の動作を図２及び図３で説明する。図２はスクロール圧縮機１ａの圧縮室を示す断面図であり、図３は図２の断面Ａ−Ａより見た平面図である。図において、２０は固定スクロールで台板部２０ａの下面に渦巻き２０ｂが設けられ、吐出口２０ｃが開口している。２１は揺動スクロールで、台板部２１ａの上面に渦巻き２１ｂが組み合わされ圧縮室２２を形成している。揺動スクロールの台板下方に形成された揺動軸２１ｃは、電動機（図示せず）に連結した回転軸（図示せず）に偏心した軸受け部に連結され、自転防止部材（図示せず）により、自転を阻止されながら公転するいわゆる揺動運動を行う。このため、圧縮室２２が固定側の渦巻き２０ｂと揺動側の渦巻き２１ｂにより形成される。この圧縮室２２の外側、即ち渦巻き２０ｂ、２１ｂの外周から低圧のガス冷媒が流入され、中心側へと搬送されるにつれ、容積を縮小して圧力が高まり、吐出口２０ｃから吐出管２７へ高温高圧のガス冷媒となって送り出される。
【００４７】
容量制御手段として固定スクロール２０の台板部２０ａには、以下の機構が設けられている。２３ａは渦巻き外側よりの圧縮室２２に、中心部に対して対称な位置になるように設けられた一対のバイパス穴で、上方に設けられた大径の弁座穴２３ｂに連通している。
バイパス穴２３ａには穴と同心の環状スリット２３ｃが設けられ、この環状スリット２３ｃから外側の低圧部に通ずる排出口２３ｄが開けられている。２４は弁座穴２３ｂの底部の弁座に接し、バイパス穴２３ａを塞ぐ制御弁で、環状スリット２３ｃに挿入された圧縮バネ２５により上方への押圧力が与えられている。２６は弁座穴２３ｂの上部に取り付けられた弁座栓で、連通穴２６ａが開けられていて、容量制御用配管１５ａに接続する圧力配管２３が結合されている。
【００４８】
圧力配管２３に容量制御用配管１５ａから、吐出配管２ａを通じて高圧冷媒が加えられ、吸入配管３ａからの低圧冷媒が絶たれていると、制御弁２４は下側に押圧されバイパス穴２３ａを閉じ、圧縮室２２の冷媒ガスはバイパスされることなく、全量が圧縮されて吐出口２０ｃより送出され、圧縮機１ａは最大容量で運転を行う。
【００４９】
次に圧力配管２３に対し容量制御用配管１５ａから、吸入配管３ａと通じて低圧冷媒が加えられ、吐出配管２ａからの高圧冷媒が絶たれると、圧縮室２２の圧力と圧縮バネ２５により制御弁２４が押し上げられて、弁座栓２６に接し連通穴２６ａを閉じる。これにより、バイパス穴２３ａと排出穴２３ｄが連通し、圧縮室２２の冷媒ガスの一部が圧縮機内の低圧部に排出され、吐出口２０ｃから送出される冷媒量が減少することで圧縮機１ａは最小容量で運転を行う。
【００５０】
このように最大容量と最小容量の２段階の容量で運転可能な圧縮機１ａにおいて、２段階の間の容量で運転を行う場合、最大容量運転と最小容量運転を短周期の時間配分で切り換えることで実現する。さらに最大容量運転と最小容量運転の短周期の時間配分を変化させて短周期での平均容量を変化させ、圧縮機１ａ、１ｂの運転容量の合計を連続的に変化させることができる。
【００５１】
以下、圧縮機１ａ、１ｂの運転容量の制御方法について説明する。圧縮機１ａ、１ｂを合計した必要運転容量は、冷凍空調装置の運転状態、外気温度、室内空気温度、室内空気温度の目標値、室内熱交換器８ａ、８ｂの運転容量などによって決定される。
例えば、圧縮機１ａ、１ｂの必要運転容量を、冷凍空調装置の運転状態によって決定する場合は以下のように運転容量を決定する。冷房運転時には、冷凍サイクルの低圧側圧力、例えば圧縮機吸入側の圧力を測定し、その低圧測定値と予め定められた低圧目標値とを比較する。この比較の結果、測定値が目標値よりも高ければ現在の圧縮機運転容量よりも運転容量を大きくし、逆に測定値が目標値よりも低ければ現在の圧縮機運転容量よりも運転容量を小さくする。また暖房運転時には、冷凍サイクルの高圧側圧力、例えば圧縮機吐出側の圧力を測定し、その高圧測定値と予め定められた高圧目標値とを比較して、測定値が目標値よりも高ければ現在の圧縮機運転容量よりも運転容量を小さくし、逆に測定値が目標値よりも低ければ現在の圧縮機運転容量よりも運転容量を大きくする。
【００５２】
また圧縮機１ａ、１ｂの必要運転容量を、室内空気温度とリモコンなどにより冷凍空調装置利用者から設定された室内空気温度目標値から決定する場合は、以下のように運転容量を決定する。冷房運転時には、室内空気温度を測定し、この測定値と室内空気温度目標値を比較する。この比較の結果、測定値が目標値よりも高ければ現在の圧縮機運転容量よりも運転容量を大きくし、逆に測定値が目標値よりも低ければ現在の圧縮機運転容量よりも運転容量を小さくする。また暖房運転時にも同様に室内空気温度を測定し、この測定値と室内空気温度目標値を比較して、測定値が目標値よりも高ければ現在の圧縮機運転容量よりも運転容量を小さくし、逆に測定値が目標値よりも低ければ現在の圧縮機運転容量よりも運転容量を大きくする。
【００５３】
また圧縮機の必要運転容量を室内熱交換器８ａ、８ｂの運転容量から決定する場合には、室内熱交換器８ａ、８ｂの運転容量が多いと、冷凍空調装置として必要とされる負荷が多くなるので、圧縮機の運転容量を大きくする。逆に室内熱交換器８ａ、８ｂの運転容量が小さいと、冷凍空調装置として必要とされる負荷が少なくなるので、圧縮機の運転容量を小さくする。
【００５４】
また外気温度については、冷凍空調装置の負荷に影響を与え、外気温度が低ければ冷房負荷は低下し、暖房負荷は増大するので冷房運転の際には圧縮機の運転容量を小さく調整し、また暖房運転の際には圧縮機の運転容量を大きく調整するなどして圧縮機の必要運転容量を調整する。
【００５５】
以上のようにして決定された圧縮機の必要運転容量に応じて、圧縮機１ａの高圧側電磁弁１０ａと低圧側電磁弁１０ｂの短周期での開閉、および一定容量圧縮機１ｂの運転、停止を組み合わせて容量制御を実施する。表１は、合計運転容量２ＨＰ〜１０ＨＰを得るときの圧縮機１ａの高圧側電磁弁１０ａと低圧側電磁弁１０ｂの開閉、および一定容量圧縮機１ｂの運転、停止を示している。この圧縮機１ａの容量制御では、例えば１０秒を１周期とし、高圧電磁弁１０ａを開（低圧電磁弁１０ｂを閉）とした時の最大容量運転（６ＨＰ）と低圧電磁弁１０ｂを開（高圧電磁弁１０ａを閉）とした時の最小容量運転（２ＨＰ）の２段階で１０秒という短周期の時間配分を振り分けている。
【００５６】
【表１】
0004110661.tif 000002
【００５７】
例えば、表１の合計運転容量が３ＨＰのとき、圧縮機１ａでは短周期の時間配分として６ＨＰの最大容量運転を２．５秒、２ＨＰの最小容量運転を７．５秒とすると、短周期の平均容量は、（６×２．５＋２×７．５）／１０＝３となり、圧縮機１ｂは停止しているので、合計の運転容量として３ＨＰが得られる。また、合計運転容量が９ＨＰのとき、圧縮機１ａでは短周期の時間配分として６ＨＰの最大容量運転を７．５秒、２ＨＰの最小容量運転を２．５秒とすると、短周期の平均容量は、（６×７．５＋２×２．５）／１０＝５となり、圧縮機１ｂ（４ＨＰの運転容量）は運転しているので、合計の運転容量として９ＨＰが得られる。このように、最大容量運転と最小容量運転の短周期の時間配分を変化させて短周期での平均容量を変化させ、圧縮機１ａ、１ｂの運転容量の合計を連続的に任意に変化させることができる。ここで、短周期で所定の時間配分で段階的に容量を変化させる運転を、時間制御運転と称する。
【００５８】
なお表１での高圧側電磁弁１０ａと低圧側電磁弁１０ｂの運転では図４に示すように、必ずどちらか一方が開、どちらか一方が閉となるように開閉を制御する。図５は圧縮機１ａ、１ｂの運転容量の変化を示し、必要運転容量［ＨＰ］に対する圧縮機運転容量［ＨＰ］を示すグラフであり、表１によって実現される圧縮機の合計運転容量の変化を図示したものである。表１のような圧縮機の容量で運転することで、本実施の形態では複数の圧縮機１ａ、１ｂの全体運転容量を２ＨＰ〜１０ＨＰまで連続的に運転容量を変化させることができる。
【００５９】
この場合の運転容量の短周期での変動幅を見ると、運転容量が６ＨＰ〜１０ＨＰでは、圧縮機１ａが最大容量で運転している場合には圧縮機１ａ、１ｂ合計で１０ＨＰの容量で運転し、圧縮機１ａが最小容量で運転している場合には圧縮機１ａ、１ｂ合計で６ＨＰの容量で運転することになる。即ち運転容量は短周期に１０ＨＰと６ＨＰで変動する。
従って２ＨＰ〜１０ＨＰまで連続的な運転容量を実現する空調装置であっても、従来技術にあるように圧縮機１台で運転する場合には運転容量は短周期に１０ＨＰと２ＨＰで変動するのに対し、本実施の形態では運転容量の変動幅を小さくできる。
運転容量の変動幅を小さくできると、冷凍サイクル上に発生する圧力脈動は小さくなり、熱交換器での熱交換量の変動幅、熱交換器に空気熱交換器を用いた場合の吹出空気温度の変動幅など、冷凍空調装置における冷凍能力や空調能力の変動を小さくでき、冷凍空調装置運転の際の快適性を確保できる。
【００６０】
また運転容量が２ＨＰ〜６ＨＰでは、運転容量は短周期に２ＨＰと６ＨＰで変動する。この場合も従来技術にあるように圧縮機１台で運転する場合には運転容量は短時間に１０ＨＰと２ＨＰで変動するのに対し、本実施の形態では運転容量の変動幅を小さくできる。
この場合も運転容量の変動幅を小さくでき、冷凍サイクル上に発生する圧力脈動幅、熱交換器での熱交換量の変動幅、熱交換器に空気熱交換器を用いた場合の吹出空気温度の変動幅を小さくでき、冷凍空調装置における冷凍能力や空調能力の変動を小さくできるので、冷凍空調装置運転の際の快適性を確保できる。
【００６１】
以上のように、本実施の形態では、段階的な容量で運転可能な圧縮機１ａと一定容量で運転する圧縮機１ｂとを備え、インバータを用いずに運転することで、インバータを用いることによる高調波の悪影響がなく、且つ、圧縮機１ａの運転容量を短周期で切り換えて連続的な運転容量を実現するときの容量変動幅を小さくして、これにより生じる圧力変動などの冷凍サイクル上の変動幅を抑制できる。このため、吹出空気温度の変動など冷凍能力や空調能力の変動を小さくでき、運転の際の快適性を確保できる冷凍空調装置を得ることができる。
【００６２】
なお表１では運転容量の切り換えの周期を１０秒間隔（最大容量の運転時間と最小容量の運転時間を合わせた時間）で行っているが、この周期は、圧力変動幅や、熱交換器に空気熱交換器を用いた場合の吹出空気温度の変動幅などによって決められる。例えば冷凍空調装置運転の際の快適性を確保するために熱交換器に空気熱交換器を用いた場合の吹出空気温度の変動幅を１℃程度に押さえようとすると、冷凍サイクルの圧力変動幅は高圧で２ｋｇｆ／ｃｍ2 、低圧で１ｋｇｆ／ｃｍ2 程度以下に設定する必要がある。この圧力変動幅に押さえるための運転容量の切り換え間隔は、その短周期内の段階的な運転容量変動幅、即ち最大容量と最小容量の差によって変化するが、一般的な冷凍サイクルでは概ね数秒から数１０秒間隔に設定される。
【００６３】
また上記では、圧縮機１ａとして、最大容量と最小容量の２段階の容量で運転可能な圧縮機としたが、２段階に限るものではなく、もっと多くの段階の容量で運転可能な圧縮機を用いれば、運転パターンが多くなって運転制御は煩雑になるが、短周期の時間配分で切り換える運転容量の差は小さくでき、冷凍サイクルの圧力変動をさらに小さくでき冷凍空調装置運転の際の快適性は高まる。図２、図３に示したスクロール圧縮機で、２以上の複数段階の運転容量を得るには、例えば最小容量を実現するバイパス穴２３ａよりも外側の圧縮室２２に低圧配管と連通する他のバイパス穴を設け、この穴を閉塞、開放することによって圧縮室２２の冷媒ガスの量を変化させれば実現できる。
【００６４】
また上記では、段階的な容量で運転可能な圧縮機１台と一定容量の圧縮機１台の組み合わせとして説明したが、段階的な容量で運転可能な圧縮機１台と一定容量の圧縮機を複数台組み合わせた場合、段階的な容量で運転可能な圧縮機複数台と一定容量の圧縮機を１台組み合わせた場合、段階的な容量で運転可能な圧縮機複数台と一定容量の圧縮機を複数台組み合わせた場合、いずれの場合においても同様の効果を得ることができる。
また、冷凍サイクルの圧力変動を小さくできるという効果から言えば、段階的な容量で運転可能な圧縮機の容量段階数を多く備えたほうが、少ない容量段階数よりも短周期で切り換える容量差を小さくできるため、効果的である。また、圧縮機の台数が多いほうが、台数が少ないよりも短周期で切り換える容量差を小さくできるため、効果的である。
【００６５】
実施の形態２．
以下、本発明の実施の形態２による冷凍空調装置として例えば室内の空調を行う装置について説明する。図６は本実施の形態による冷凍空調装置の構成を示す冷媒回路図である。図において、１ｃは段階的な容量で運転可能な圧縮機で、例えばバイパス容量制御手段を設けたスクロール圧縮機、１０ｃ、１０ｄはスクロール圧縮機１ｃの運転容量を制御するための制御弁で、１０ｃは例えば吐出配管２ｂからの配管１１ｂに設けられた高圧側電磁弁、１０ｄは例えば吸入配管３ｂからの配管１２ｂに設けられた低圧側電磁弁である。電磁弁１０ｃ、１０ｄからの配管１３ｂ、１４ｂは結合されて、スクロール圧縮機１ｃの容量制御用配管１５ｂを介してスクロール圧縮機１ｃに接続されている。
また本実施の形態での冷凍空調装置の最大運転容量は１０ＨＰであり、圧縮機１ａは最大容量６ＨＰと最小容量４ＨＰの段階的な容量切り換えが可能な圧縮機、圧縮機１ｃは最大容量４ＨＰと最小容量２ＨＰの段階的な容量切り換えが可能な圧縮機である。即ち、段階的な容量で運転可能な圧縮機を２台設け、最大容量６ＨＰの圧縮機１ａと最大容量４ＨＰの圧縮機１ｃとで、最大容量１０ＨＰの冷凍空調装置を構成している。
なお、図６の他の要素、並びに冷媒の流れ、および図６における圧縮機の容量の切り換え方法は実施の形態１と同じであるので説明を省略する。
【００６６】
本実施の形態では実施の形態１と同様の方法で、圧縮機の必要運転容量は、冷凍空調装置の運転状態、外気温度、室内空気温度、室内空気温度の目標値、室内熱交換器８ａ、８ｂの運転容量などによって決定される。そして、決定された圧縮機の必要運転容量に応じて、圧縮機１ａ、１ｃの高圧側電磁弁１０ａ、１０ｃと低圧側電磁弁１０ｂ、１０ｄの短周期での開閉、および圧縮機１ａ、１ｃの運転、停止を組み合わせて容量制御を実施する。表２は、合計運転容量２ＨＰ〜１０ＨＰを得るときの圧縮機１ａの高圧側電磁弁１０ａと低圧側電磁弁１０ｂの開閉、運転、停止、および圧縮機１ｃの高圧側電磁弁１０ｃと低圧側電磁弁１０ｄの開閉、運転、停止を示している。この圧縮機１ａ、１ｃのそれぞれの容量制御でも、実施の形態１と同様、例えば１０秒を１周期とし、高圧側電磁弁１０ａ、１０ｃを開（低圧側電磁弁１０ｂ、１０ｄを閉）とした時の最大容量運転（６ＨＰ、４ＨＰ）と低圧側電磁弁１０ｂ、１０ｄを開（高圧側電磁弁１０ａ、１０ｃを閉）とした時の最小容量運転（４ＨＰ、２ＨＰ）の２段階で１０秒という短周期の時間配分を振り分けている。この時間配分を変化させて短周期での平均容量を変化させることにより、圧縮機１ａ、１ｃの運転容量の合計を連続的に任意に変化させることができる。
【００６７】
【表２】
0004110661.tif 000003
【００６８】
なお表２での高圧側電磁弁１０ａ、１０ｃと低圧側電磁弁１０ｂ、１０ｄの運転では図４に示すように、必ずどちらか一方が開、どちらか一方が閉となるように開閉を制御する。図７は、圧縮機１ａ、１ｃの運転容量の変化を示し、必要運転容量［ＨＰ］に対する圧縮機運転容量［ＨＰ］を示すグラフであり、表２によって実現される圧縮機の合計運転容量の変化を図示したものである。
【００６９】
この場合の運転容量の短時間での変動幅を見ると、運転容量が８ＨＰ〜１０ＨＰでは、圧縮機１ａが最大容量で運転している場合には圧縮機１ａ、１ｃ合計で１０ＨＰの容量で運転し、圧縮機１ａが最小容量で運転している場合には圧縮機１ａ、１ｃ合計で８ＨＰの容量で運転することになる。即ち運転容量は短周期に１０ＨＰと８ＨＰで変動する。
他の運転容量においても、運転容量が６ＨＰ〜８ＨＰの場合は、運転容量は短時間に８ＨＰと６ＨＰで変動、運転容量が４ＨＰ〜６ＨＰの場合は、運転容量は短時間に４ＨＰと６ＨＰで変動、運転容量が２ＨＰ〜４ＨＰの場合は、運転容量は短時間に２ＨＰと４ＨＰで変動する。
従って、複数の圧縮機１ａ、１ｃの全体として運転容量を２ＨＰ〜１０ＨＰまで連続的に実現でき、この実現する際、インバータを使用せず、且つ、従来技術にあるように圧縮機１台で運転する場合には運転容量は短周期に１０ＨＰと２ＨＰで変動するのに対し、運転容量の変動幅を小さくできる。また実施の形態１に比べても運転容量の変動幅の小さい運転を行うことができる。
【００７０】
以上のように、本実施の形態では、２台の段階的な容量で運転可能な圧縮機１ａ、１ｃを備え、インバータを用いずに運転することで、インバータを用いることによる高調波の悪影響がなく、且つ、圧縮機１ａ、１ｃの運転容量を短周期で切り換えて連続的な運転容量を実現するときの容量変動幅を小さくして、これにより生じる圧力変動などの冷凍サイクル上の変動幅を抑制できる。このため、吹出空気温度の変動など冷凍能力や空調能力の変動を小さくでき、運転の際の快適性を確保できる冷凍空調装置を得ることができる。
【００７１】
ここで、段階的な容量で運転可能な２台の圧縮機１ａ、１ｃによって２ＨＰ〜１０ＨＰで連続的に運転容量を変化させる組み合わせは、表２および図７に示した方法だけではない。表２での制御では、図７からもわかるように運転容量が６ＨＰ〜１０ＨＰの範囲において、８ＨＰ〜１０ＨＰでは圧縮機１ａの方の時間制御運転を行い、６ＨＰ〜８ＨＰでは圧縮機１ｃの方の時間制御運転を行っているが、図８に示すように、８ＨＰ〜１０ＨＰの範囲では圧縮機１ｃの方の時間制御運転を行い、６ＨＰ〜８ＨＰの範囲で圧縮機１ａの方の時間制御運転を行ってもよい。
【００７２】
また、図９に示すように、６ＨＰ〜１０ＨＰの範囲で圧縮機１ａ、１ｃともに時間制御運転を行っていくという容量制御方法を行ってもよい。このときの圧縮機１ａ、１ｃの容量制御の様子を表３に示す。複数の段階的な容量で運転可能な圧縮機を複数備えている場合、各圧縮機において、短周期の間ずっとその段階のうちの最小容量で運転することを避けて制御している。このため、運転容量が、圧縮機１ａ、１ｂの小さい方の容量の合計（６ＨＰ）よりも大きく、大きい方の容量の合計（１０ＨＰ）よりも小さい場合には、２台の圧縮機１ａ、１ｃで共に時間制御運転を行っている。また合計運転容量が４ＨＰでは、圧縮機１ａで最小容量で運転するか、圧縮機１ｂで最大容量で運転するかの２通りがあるが、圧縮機１ａでの最小容量運転を避け、圧縮機１ｂでの最大容量運転を行う。
【００７３】
【表３】
0004110661.tif 000004
【００７４】
バイパス容量制御手段を設けた圧縮機では、最小容量運転を行う際にはバイパスの影響により、最大容量運転を行う場合に比べ圧縮機の吐出温度が上昇する。従って、図７、図８に示したように、運転容量８ＨＰのときのように１台の圧縮機１ａで最小容量運転、別の１台の圧縮機１ｃでは最大容量運転となった場合、最小容量運転の圧縮機１ａの吐出温度が最大容量運転の圧縮機１ｃに比べて上昇する。この場合圧縮機の運転保護として吐出温度を検知し、吐出温度がある温度以上に上昇した場合圧縮機を停止させる制御を行った場合、最小容量運転の圧縮機１ａの吐出温度のみが保護によって停止する状況が発生し、安定した運転を実施できない。
そこで、図９および表３に示すように６ＨＰ〜１０ＨＰからの範囲で圧縮機１ａ、１ｂともに時間制御運転を行い、両圧縮機の吐出温度を同程度の温度にすることで、圧縮機の運転保護を吐出温度を検知して実行した場合、運転保護を必要とするような運転状況となった場合には、両圧縮機を同時に停止でき、そうでない場合は両圧縮機の運転を継続して行えるので、安定した運転を実施できる。
ただし、ある圧縮機を複数の段階のうちの最小容量で運転しなければ運転容量値が得られない場合、例えば表３の合計運転容量が２ＨＰのような場合には、この限りではない。
【００７５】
このように、段階的な容量で運転可能な圧縮機を複数備えた冷凍空調装置の場合、複数の圧縮機全体の運転容量を段階的な容量で運転可能な圧縮機に分担して運転する際、圧縮機に分担する運転容量が、その圧縮機の段階的な容量のうちの最小容量と一致するのを避けて分担することで、運転する圧縮機の吐出温度を同等にできるので、特定の圧縮機の吐出温度が上昇するのを防止できる。
なお、運転容量０ＨＰは、段階的な容量で運転可能な圧縮機１ａの運転容量段階としては可能であるが、０ＨＰのときには運転しないので吐出温度の上昇は生じないため、前記のような問題は起こらない。このため、ここでいう最小容量とは見なさない。即ち、この最小容量とは、０ＨＰより大きい段階的な容量のうちで最小の容量のことである。
また段階的な容量で運転可能な圧縮機の最小容量をなるべく避けるように運転するのに限らず、ある運転容量を実現するとき、複数の圧縮機にその運転容量を分担させる組み合わせが複数存在するとき、それらの組み合わせの中で運転する圧縮機の吐出温度にばらつきの少なくできる組み合わせを選ぶとよい。圧縮機のそれぞれの容量段階の最小容量の合計値よりも大きく、最大容量の合計値よりも小さい運転容量で運転を行う場合には、複数の圧縮機を時間制御運転させるようにすると、特定の圧縮機から吐出される冷媒の温度が上昇するのを防止でき、安定した運転を行うことができる。
【００７６】
また、図１０、図１１は、本実施の形態に係わる各圧縮機の運転容量の時間変化を示す説明図で、横方向に時間、縦方向に圧縮機運転容量を示している。図９のような運転容量制御を行った場合の時間制御運転で、図１０に示すように、圧縮機１ａ、１ｃの大きい容量での運転と小さい容量での運転を同じタイミングで運転すると、運転容量は短周期に（圧縮機１ａの大きい容量＋圧縮機１ｃの大きい容量＝１０ＨＰ）と（圧縮機１ａの小さい容量＋圧縮機１ｃの小さい容量＝６ＨＰ）とで変動する。これに対し、図１１に示すように圧縮機１ａ、１ｃの大きい容量での運転と小さい容量での運転を反対のタイミング（逆位相）で運転すると、運転容量の短周期での変動は、（圧縮機１ａの大きい容量＋圧縮機１ｃの小さい容量＝８ＨＰ）と（圧縮機１ａの小さい容量＋圧縮機１ｃの大きい容量＝８ＨＰ）となり、全体としてほとんど容量の変動のない状況で運転可能である。従って、圧縮機１ａ、１ｃともに容量制御を行って時間制御運転をする場合には、できるだけ圧縮機１ａ、１ｃの大きい容量と小さい容量での運転が反対のタイミング（逆位相）で運転する時間を長くするように運転することで、圧縮機１ａ、１ｃの運転容量合計値の変動幅を小さくすることができ、冷凍空調装置運転の際の快適性を確保できる。
【００７７】
上記では２台の圧縮機で時間制御運転を行う場合であり、段階的な容量の運転を反対のタイミングで行っているが、３台以上で時間制御運転を行う場合には、互いに反対のタイミングで段階的な容量の運転とすることは困難となる。この場合には、短周期内における各圧縮機の運転容量の合計の時間的な変動が小さくなるように、各圧縮機の短周期容量運転の変化を組み合わせるとよい。例えば、短周期内で圧縮機Ａが４ＨＰと２ＨＰ、圧縮機Ｂが４ＨＰと２ＨＰ、圧縮機Ｃが３ＨＰと２ＨＰの容量変化運転を行っている場合、時間配分の一方では圧縮機Ａで４ＨＰ、圧縮機Ｂで２ＨＰ、圧縮機Ｃで３ＨＰの容量で運転を行うと運転容量の合計は９ＨＰとなり、時間配分の他方では圧縮機Ａで２ＨＰ、圧縮機Ｂで４ＨＰ、圧縮機Ｃで２ＨＰの容量で運転を行うと運転容量の合計は８ＨＰとなり、短周期での容量変動は９ＨＰ−８ＨＰ＝１ＨＰと小さく押さえるように運転できる。もちろん各圧縮機で時間配分が異なっており、２台の時と同様、このタイミングで運転する時間がなるべく長くなるように運転すれば容量の変動をできるだけ小さくすることができる。
【００７８】
もちろん、上記の具体例のように短周期内における各圧縮機の運転容量の合計の時間的な変動を最小にすると、圧力変動が小さくなるので好ましいが、最小にすることに限るものではなく、各圧縮機の運転容量の合計の時間的な変動がすこしでも小さくなるように組み合せるとよい。
即ち、複数の圧縮機をそれぞれ時間制御運転する場合に、各圧縮機の運転容量の合計の短周期内での時間的な変動が一番大きい組み合わせは、その短周期内で全圧縮機が大きい方の容量で運転を行い、全圧縮機が同時に小さい方の容量に切り換えたときである。このとき短周期での容量の変化は大きい方の容量の合計と小さい方の容量の合計の差となる。そこで、本実施の形態では、各圧縮機の運転容量の合計の短周期内での時間的な変動が、その短周期に運転する各圧縮機の大きい方の運転容量の合計と小さい方の運転容量の合計との差よりも小さくなるように、各圧縮機の短周期の時間配分とその各時間の運転容量を組み合せて運転する。このように運転すれば、運転容量の時間的な変動幅がある程度小さくなるので、時間制御運転による圧力変動を抑制し、冷凍空調装置運転の際の快適性を確保できる。
【００７９】
また、本実施の形態のように段階的な容量で運転可能な圧縮機１ａ、１ｃを２台備えている場合には、短周期のうちで、一方の圧縮機がその段階の大きい方の容量の運転を行なう時間の少なくとも一部の時間に、他方の圧縮機がその段階の小さい方の容量の運転を行なうと共に、他方の圧縮機がその段階の大きい方の容量の運転を行なう時間の少なくとも一部の時間に、一方の圧縮機がその段階の小さい方の容量の運転を行なうように運転すると、２台の圧縮機１ａ、１ｃ共に大きい容量で運転するという状態が、短周期内で長時間重なるよりは、圧力変動を小さくできる。
【００８０】
この短周期の時間配分の様子を図１２に示す。図１０では、圧縮機１ａ、１ｃの大きい容量での運転と小さい容量での運転を同じタイミングで運転しているが、図１２では、このタイミングを時間方向にずらしている。このため、運転容量を見ると、短周期のうちのＴ１では、一方の圧縮機１ａが大きい方の容量（６ＨＰ）の運転を行なう時間の少なくとも一部の時間に、他方の圧縮機１ｃが小さい方の容量（２ＨＰ）の運転を行なっている。これと共に短周期のうちのＴ２では、他方の圧縮機１ｃが大きい方の容量（４ＨＰ）の運転を行なう時間の少なくとも一部の時間に、一方の圧縮機１ａが小さい方の容量（４ＨＰ）の運転を行なう。これにより、運転容量の変動は、８ＨＰ−１０ＨＰ−８ＨＰ−６ＨＰとなる。このように運転すれば、図１０のような運転に比べ、運転容量の時間的な変動幅がある程度小さくなるので、時間制御運転による圧力変動を抑制し、冷凍空調装置運転の際の快適性を確保できる。
【００８１】
また、本実施の形態では基本的には段階的な容量で運転可能な圧縮機を２台備えた構成の場合として説明したが、段階的な容量で運転可能な圧縮機を３台以上用いた場合においても同様の効果を得ることができる。
冷凍サイクルの圧力変動を小さくできるという効果から言えば、段階的な容量で運転可能な圧縮機の容量段階数を多く備えたほうが、少ない容量段階数よりも短周期で切り換える容量差を小さくできるため、効果的である。また、圧縮機の台数が多いほうが、台数が少ないよりも短周期で切り換える容量差を小さくできるため、効果的である。
【００８２】
なお、実施の形態１、実施の形態２では、圧縮機１ａ、１ｃをバイパス容量制御手段を設けたスクロール圧縮機として説明したが、圧縮機１ａ、１ｃとして従来技術において説明したようなロータリー圧縮機を用いても同様の効果を得ることができる。
また、モータのポールチェンジによって圧縮機の回転数を短周期で段階的に変化させてもよい。また、圧縮機１ａ、１ｃとしてレシプロ圧縮機を用い、運転する気筒の数を短周期で段階的に変化させても、上記各実施の形態と同様の効果を得ることができる。
【００８３】
参考の形態３．
以下、本発明の実施の形態３による冷凍空調装置として例えば室内の空調を行う装置について説明する。図１３は本参考の形態による冷凍空調装置の構成を示す冷媒回路図である。図において、１６は冷凍サイクルの高圧側に設けられた冷媒容器であり、１７は冷凍サイクルの低圧側に設けられた冷媒容器である。なお、図１３の他の要素、並びに冷媒の流れ、および図１３における圧縮機の容量の切り換え方法は実施の形態１と同様である。
【００８４】
本参考の形態においても段階的な容量で運転可能な圧縮機１ａを少なくとも１台備えている。さらに参考の形態１と同様、一定容量の圧縮機１ｂを少なくとも１台備え、短周期の時間配分を振り分けた各時間で圧縮機１ａを異なる段階の容量で運転する時間制御運転を行なっている。そして、短周期の時間配分を変化させることで、その平均容量を変化させ、複数の圧縮機１ａ、１ｂ全体として運転容量を任意に連続的に変化させることができる。この様に容量制御を行なうことで、高調波によって他の機器に悪影響を及ぼすインバータを用いずに、圧縮機１ａ、１ｂを連続的な容量で運転できる。
この圧縮機１ａの時間制御運転で、冷凍サイクル上に発生する圧力脈動幅、熱交換器での熱交換量の変動幅、熱交換器に空気熱交換器を用いた場合の吹出空気温度の変動などは、圧縮機１ａでの段階的な運転容量の切り換えに伴って生じるもので、圧縮機１ａに吸入または吐出される冷媒流量の変動が原因で発生する。
【００８５】
ここで、変動発生の状況をまず高圧側に注目してみる。冷凍サイクルの高圧側を１つの容器と見なして、圧縮機１ａ、１ｂから吐出された冷媒が高圧側の容器に流入すると考える。圧縮機１ａの運転容量が増加し、圧縮機１ａから吐出される冷媒流量が増加したときには、高圧側の容器に流入する冷媒流量が増加する。このとき高圧側の容器内に存在する冷媒量が増加するため、容器内の冷媒の密度も増加し、容器内の圧力は上昇する。逆に圧縮機１ａの運転容量が減少し、圧縮機１ａから吐出される冷媒流量が減少したときには、高圧側の容器に流入する冷媒流量が減少する。このとき高圧側の容器内に存在する冷媒量が減少するため、容器内の冷媒の密度も減少し、容器内の圧力は低下する。
【００８６】
低圧側の変動発生の状況も同様に捉えることができ、冷凍サイクルの低圧側を１つの容器と見なして、圧縮機１ａ、１ｂに吸入される冷媒が低圧側の容器から流出したと考える。圧縮機１ａの運転容量が増加し、圧縮機１ａに吸入される冷媒流量が増加したときには、低圧側の容器から流出する冷媒流量が増加する。このとき低圧側の容器内に存在する冷媒量が減少するため、容器内の冷媒の密度も減少し、容器内の圧力も低下する。逆に圧縮機１ａの運転容量が減少し、圧縮機１ａに吸入される冷媒流量が減少したときには、低圧側の容器から流出する冷媒流量が減少する。このとき低圧側の容器内に存在する冷媒量が増加するため、容器内の冷媒の密度も増加し、容器内の圧力は上昇する。
【００８７】
このように圧力の変動は、容器内の冷媒量の変動が容器内の冷媒の密度の変動を引き起こすことで発生する。そこで容器内の冷媒の密度は容器内の冷媒量／容器の容積で表せることに着目すると、容器内の冷媒量の変動があっても、容器の容積が大きければ、容器内の冷媒の密度の変動幅を小さくできることがわかる。
本参考の形態では上記のような現象に基づき、冷凍サイクルの高圧側の冷媒容器１６、または低圧側の冷媒容器１７、または両方を設けることで、冷凍サイクルの高圧側の容積を第１の所定容積以上とし、または低圧側の容積を第２の所定容積以上とする。
【００８８】
次に、高圧側容器１６と低圧側容器１７の容積について説明する。高圧側または低圧側の容器の容積［Ｌ］、時間制御運転での運転容量変動幅［ＨＰ］、冷凍サイクル上に発生する圧力変動幅［ｋｇ／ｃｍ2 ］、時間制御運転での短周期の長さ［ｓｅｃ］の４つのパラメータにはそれぞれ互いに関係があり、例えば冷凍空調装置の設計時に低圧側または高圧側の容器の容積を決定する際には、他の３つのパラメータの値が決まれば、その容積を決定できる。ただし、高圧側の容器を構成する機器は、圧縮機吐出配管２ａ、２ｂ−高圧側容器１６−四方弁４−凝縮器（冷房運転では室外熱交換器５であり、暖房運転では室内熱交換器８ａ、８ｂ）−膨張弁７ａ、７ｂの各機器およびこれらを接続する配管である。一方低圧側の容器を構成する機器は、膨張弁７ａ、７ｂ−蒸発器（冷房運転では室内熱交換器８ａ、８ｂであり、暖房運転では室外熱交換器５）−四方弁４−低圧側容器１７−圧縮機吸入配管３ａ、３ｂの各機器およびこれらを接続する配管である。実施の形態１でも述べたが、時間制御運転での短周期の長さ［ｓｅｃ］は、圧力変動幅、熱交換器に空気熱交換器を用いた場合の吹出空気温度の変動幅などによって決められる。例えば冷凍空調装置運転の際の快適性を確保するために熱交換器に空気熱交換器を用いた場合の吹出空気温度の変動幅を１℃程度に押さえようとすると、冷凍サイクルの圧力変動幅は高圧で２ｋｇｆ／ｃｍ2 、低圧で１ｋｇｆ／ｃｍ2 程度以下に設定する必要がある。この圧力変動幅に押さえるための短周期の長さ［ｓｅｃ］は、時間制御運転での運転容量変動幅［ＨＰ］によって変化するが、一般的な冷凍サイクルでは概ね数秒から数１０秒間隔に設定される。また、時間制御運転での運転容量変動幅［ＨＰ］は、最小容量を０．３ＨＰ以上、最大容量を最小容量の２〜３倍程度とし、変動可能幅（最大容量−最小容量）の１／１０〜１倍に設定する。
また、冷凍空調装置を構成するのに最低限必要な各機器と配管の容積は予め計算または推定でき、高圧側容器１６または低圧側容器１７の容積は、上記４つのパラメータのうち他の３つのパラメータを決定することにより決定される低圧側または高圧側の容器の容積から最低限必要な各機器と配管の容積を差し引いた容積以上とすればよい。
なお、ここでは、４つのパラメータのうち容積以外の他のパラメータを決定することにより容積を決定する方法について述べたが、これに限るものではなく、４つのパラメータのうち少なくとも３つのパラメータの値を決定すれば、残りの１つを決定することができ、冷凍空調装置の設計時などに用いれば、快適性の高い装置を得るのに有効である。
【００８９】
実際に高圧側容器１６と低圧側容器１７の容積を決定する手順について説明する。図１４は、横軸に時間制御運転での短周期の長さである運転容量制御間隔を示し、縦軸に｛高圧側を構成する機器および配管の容積（Ｌ）｝／運転容量変動幅［ＨＰ］を示すグラフ、図１５は、横軸に時間制御運転での短周期の長さである運転容量制御間隔を示し、縦軸に｛低圧側を構成する機器および配管の容積（Ｌ）｝／運転容量変動幅［ＨＰ］を示すグラフである。そしてグラフ上の曲線は、図１４ではそれぞれ冷凍サイクルの圧力変動幅が１ｋｇ／ｃｍ2 、２ｋｇ／ｃｍ2 、３ｋｇ／ｃｍ2 を表し、図１５ではそれぞれ冷凍サイクルの圧力変動幅が０．５ｋｇ／ｃｍ2 、１ｋｇ／ｃｍ2 、２ｋｇ／ｃｍ2 を表している。
【００９０】
図１４、図１５の関係は、シュミレーションによって得られたものである。この関係に基づいて、運転容量制御間隔と圧力変動幅を一定値以下にするために必要な低圧側または高圧側の容器の容積を求める方法について説明する。
前述のように冷凍空調装置運転の際の快適性を確保するため、熱交換器に空気熱交換器を用いたときの吹出空気温度の変動幅を１℃程度に押さえようとすると、冷凍サイクルの圧力変動幅は高圧で２ｋｇｆ／ｃｍ2 、低圧で１ｋｇｆ／ｃｍ2 程度以下に設定する必要がある。
【００９１】
そこで高圧の圧力変動幅を２ｋｇｆ／ｃｍ2 に押さえる場合には、運転容量制御間隔を１０秒で運転すると図１４より、高圧側容積［Ｌ］／運転容量変動幅［ＨＰ］＝４となるため、圧縮機の運転容量の変動幅を２ＨＰとすると、必要となる高圧側容積は８Ｌとなる。この値が第１の所定容積である。従って高圧側の容積は８Ｌ以上になるように、高圧側を構成する各機器および配管の容積を考慮して高圧側容器１６の容量を設定する。
同様に、低圧の圧力変動幅を１ｋｇｆ／ｃｍ2 程度に押さえる場合には、運転容量制御間隔を１０秒で運転すると図１５より、低圧側容積［Ｌ］／運転容量変動幅［ＨＰ］＝１２．５となるため、圧縮機の運転容量の変動幅を２ＨＰとすると、必要となる低圧側容積は２５Ｌとなる。この値が第２の所定容積である。従って低圧側の容積は２５Ｌ以上になるように、低圧側を構成する各機器および配管の容積を考慮して低圧側容器１７の容量を設定する。
【００９２】
このように第１の所定容積または第２の所定容積を、圧縮機の運転により冷凍サイクルに発生する高圧側または低圧側の圧力変動幅の許容値と、短周期の長さと、短周期での圧縮機の運転容量変動幅とに基いて決定したことにより、高圧側または低圧側の容積を、運転条件や機器の構成や装置使用の際の快適性を満足するように設定できる。また、高圧側または低圧側に容器１６、１７を設けることで、圧縮機の運転容量の変動が生じても冷媒の密度の変動を小さくして、圧縮機の運転容量の変動に伴う圧力変動などの冷凍サイクル上の変動幅を抑制し、吹出空気温度の変動など冷凍能力、空調能力の変動を小さくし、冷凍空調装置運転の際の快適性を確保できるという効果がある。
【００９３】
なお、図１３では高圧側容器１６を圧縮機吐出側、低圧側容器１７を圧縮機吸入側に設けているが、設置場所はこれに限るものでなく、高圧側容器１６では圧縮機１ａ、１ｂの吐出口から膨張弁７によって減圧されるまでの冷凍サイクルの高圧部分、また低圧側容器１７では膨張弁７によって減圧されてから圧縮機１ａ、１ｂに吸入されるまでの部分のどの部分に設置しても同様の効果を得ることができる。
【００９４】
また、ここでは、高圧側と低圧側の両方の容積を所定値以上になるように構成したが、少なくともどちらか一方の容積を所定値以上になるように構成すれば、程度の差はあるが効果を奏する。
【００９５】
また、圧力変動を抑制するためには容器１６、１７を設けるという構成だけでなく、高圧側または低圧側それぞれの容積を増加させてもよい。例えば、室外機と室内機を接続する延長配管の配管径を大きくしてもよいし、配管長を長くしてもよいし、圧縮機１ａ、１ｂや室外熱交換器５を接続する配管の配管径を大きくしてもよいし、配管長を長くしてもよい。また室内熱交換器８ａ、８ｂや室外熱交換器５に用いられる伝熱管の径を大きくしたり、伝熱管の長さを長くしてもよい。いずれの構成においても、高圧側または低圧側それぞれの容積を増加させることができる。
【００９６】
以上のように、本参考の形態でも、インバータを用いずに運転することで、インバータを用いることによる高調波の悪影響がない。
さらに、段階的な容量で運転可能な圧縮機１ａとは別に圧縮機１ｂを備えており、時間制御運転での容量変動幅を小さくできる。さらに冷凍サイクルの高圧側と低圧側の少なくともどちらか一方の内容積の総量を、冷凍サイクルの圧力変動幅を小さくするような所定値以上とすることにより、段階的な容量で運転可能な圧縮機１ａにおいて、時間制御運転を行ったときの容量変動によって冷凍サイクル上に発生する圧力脈動幅、熱交換器での熱交換量の変動幅、熱交換器に空気熱交換器を用いた場合の吹出空気温度の変動幅などを小さくできる。このため、冷凍空調装置における冷凍能力または空調能力の変動を小さくでき、運転の際の快適性を確保できる冷凍空調装置を得ることができる。
【００９７】
参考の形態４．
以下、本発明の参考の形態４による冷凍空調装置として例えば室内の空調を行う装置について説明する。本参考の形態でも参考の形態３と同様、冷凍サイクルの高圧側と低圧側の少なくともどちらかに容器を設け、高圧側または低圧側の容積を増大させる。これにより、段階的な容量で運転可能な圧縮機を時間制御運転することによって冷凍サイクル上に発生する圧力脈動幅、熱交換器での熱交換量の変動幅、熱交換器に空気熱交換器を用いた場合の吹出空気温度の変動幅などを小さくして、冷凍空調装置における冷凍能力または空調能力の変動を小さくするものである。さらに本実施の形態では、高圧側または低圧側の容積を増加して圧力の変動を抑制することに加えて、高圧側容器または低圧側容器として冷凍サイクルを構成するうえで有効である他の機能も兼ね備えた容器を設けたものである。
【００９８】
図１６は本参考の形態による冷凍空調装置の構成を示す冷媒回路図である。図において、１７は低圧側容器、１８はオイルセパレータ、１９はオイルセパレータ１８で分離された油を圧縮機吸入側に戻す油戻し回路である。なお、図１６の他の構成、並びに冷媒の流れ、および図１６における圧縮機の容量の切り換え方法は実施の形態１と同様である。
【００９９】
圧縮機１ａ、１ｂ内には通常内部に各部材の動作を円滑に行なわせるために潤滑油が充填されている。この油の一部はガス冷媒と共に圧縮機１ａ、１ｂから排出し、冷媒と共に冷凍サイクルを循環する。ところが循環中にこの油が液管６やガス管９に貯まり込むと、圧縮機１ａ、１ｂに戻らずに圧縮機１ａ、１ｂ内の油量が減少する。圧縮機１ａ、１ｂ内の各部材の動作を潤滑に行わせる油が減少すると、圧縮機１ａ、１ｂの動作が円滑に行われなくなる。
本参考の形態では、圧縮機１ａ、１ｂの吐出側配管にオイルセパレータ１８を設け、このオイルセパレータ１８によって、圧縮機１ａ、１ｂからガス冷媒と共に吐出された油を分離し、油戻し回路１９を介して圧縮機１ａ、１ｂの吸入側に戻すことで、圧縮機１ａ、１ｂが破損するという状況を避けることができる。
さらにオイルセパレータ１８の分だけ高圧側の容積を増大させることで、段階的な容量で運転可能な圧縮機１ａの時間制御運転における圧力変動の抑制を可能としている。
【０１００】
このようにオイルセパレータ１８によって高圧側の容積を増加させるという機能と圧縮機１ａ、１ｂから排出される油を戻す機能とを兼ねている。このため、圧縮機１ａの時間制御運転による圧力の変動幅を抑制でき、冷凍空調装置運転の際の快適性を確保できると共に、圧縮機１ａ、１ｂを運転する際の信頼性を向上させることができる。通常、オイルセパレータ１８の容積は３Ｌ程度あり、冷凍サイクルを構成する高圧側の各機器および配管が５Ｌ程度とすると、図１４によれば、運転容量変動幅を２ＨＰ、運転容量制御間隔（短周期の長さ）を１０秒とすると、圧力変動幅を２ｋｇ／ｃｍ2 程度にすることができる。
このように、オイルセパレータ１８を圧縮機１ａ、１ｂの吐出側に設けることにより、冷凍空調装置運転の際の快適性を確保でき、かつ圧縮機を運転する際の信頼性を向上させることができる。
【０１０１】
また、図１７のように室外熱交換器５出口に液レシーバ３０を設けてもよい。室外熱交換器５は冷凍空調装置が冷房運転をしているとき、凝縮器として動作する。この凝縮器の出口に液レシーバ３０を設けることで、冷凍空調装置中の冷媒量を調整し、最適な冷凍サイクルの運転をよる最適な状態にする。さらに冷凍サイクル中の余剰な冷媒保持できるので、冷凍サイクル中に余剰冷媒があっても圧縮機１ａ、１ｂに液が戻る運転とはならず、液圧縮による圧縮機の破損を回避することができる。さらに、液レシーバ３０を設けることで、冷房運転においては高圧側の容積を増加して、段階的な容量で運転可能な圧縮機１ａが時間制御運転を行うことによって発生する圧力の変動幅を抑制する。
このように、液レシーバ３０を凝縮器として動作する熱交換器の出口に設けることにより、冷凍空調装置運転の際の快適性を確保でき、かつ圧縮機を運転する際の信頼性を向上させることができる。
なお、図のように液レシーバ３０を接続すると、暖房運転に切り換えたときには、低圧側の容積を増加する作用がある。
【０１０２】
また、図１８のように圧縮機１ａ、１ｂの吸入側にアキュムレータ３１を設けてもよい。アキュムレータ３１を設けることで、冷凍空調装置中の起動運転の際に圧縮機吸入側に流れてくる液冷媒をアキュムレータ３１に保持することで起動時に圧縮機１ａ、１ｂに液が戻る運転とはならず、液圧縮による圧縮機１ａ、１ｂの破損を回避して信頼性を向上することができる。さらに、アキュムレータ３１を設けることで、冷凍サイクルの低圧側の容積を増加することができ、圧縮機１ａが時間制御運転を行うことによって発生する圧力の変動幅を抑制でき、冷凍空調装置運転の際の快適性を確保することができ、
このように、アキュムレータ３１を冷凍サイクルの低圧側である圧縮機１ａ、１ｂの吸入側に設けることにより、冷凍空調装置運転の際の快適性を確保でき、かつ圧縮機を運転する際の信頼性を向上させることができる。
【０１０３】
なお、図１６、１６、１７では各冷凍空調装置が、オイルセパレータ１８、液レシーバ３０、アキュムレータ３１を有する構成としたが、これらすべてを有する構成でもよく、またいずれか２つを有する構成でもよい。また、オイルセパレータ１８、液レシーバ３０、アキュムレータ３１を有する構成でも容積が足りない場合には、図１５で示したように容積を増加するだけの機能を有するとして高圧側に冷媒容器１６または低圧側に冷媒容器１７を別に設けてもよい。
【０１０４】
参考の形態５．
以下、本発明の参考の形態５による冷凍空調装置として例えば室内の空調を行う装置について説明する。図１９は本参考の形態による冷凍空調装置の構成を示す冷媒回路図である。図において、３２は圧縮機の吐出側に設けられた流動抵抗を付加する抵抗素子で、例えば冷媒配管の一部の径を他の部分の径よりも細くして、冷媒の流れに対する抵抗素子を構成している。３３は圧縮機の吸入側に設けられた流動抵抗を付加する抵抗素子で、例えば抵抗素子３２と同様、冷媒配管の一部の径を他の部分の径よりも細くして、冷媒の流れに対する抵抗素子を構成している。なお、図１９の他の構成、並びに冷媒の流れ、および図１９における圧縮機の容量の切り換え方法は実施の形態１と同様である。
【０１０５】
前に述べたように、段階的な容量で運転可能な圧縮機１ａにおいて、時間制御運転を行う際に冷凍サイクル上に発生する圧力脈動は、圧縮機１ａに吸入および吐出される冷媒流量が短周期で変動することで、高圧側に流入する冷媒流量および低圧側から流出する冷媒流量が短時間で変動し、それに伴い高圧側および低圧側に存在する冷媒量を変動し、冷媒の密度の変動を引き起こすことで発生する。従って高圧側に流入する冷媒流量および低圧側から流出する冷媒流量の変動を抑制することができれば、冷凍サイクル上に発生する圧力脈動を抑制することができる。
【０１０６】
そこで本参考の形態では、圧縮機１ａの吐出側および吸入側に抵抗素子３２および抵抗素子３３を設ける。ここで、例えば圧縮機１ａの吐出側に設けた抵抗素子３２の作用について説明する。圧縮機１ａで時間制御運転を行なっており、運転容量が小さい段階の容量から大きい段階の容量に切り換わったときには、圧縮機１ａから吐出される冷媒流量は増加し、その増加分は抵抗素子３２の圧縮機側の圧力上昇に作用し、その後に抵抗素子３２を通過して冷媒流量の増加に寄与することになる。このため抵抗素子３２を設けないときに比べ、高圧側の冷媒量の増加を抑制することができる。
また、圧縮機１ａの時間制御運転で、運転容量が大きい段階の容量から小さい段階の容量に切り換わったときには、圧縮機１ａから吐出される冷媒流量は減少し、その結果、抵抗素子３２の圧縮機側に圧力減少が起こり、その圧力減少が起こる分だけの冷媒量が抵抗素子３２を通過する。このため抵抗素子３２を設けないときに比べ、高圧側の冷媒量の減少を抑制することができる。この動作は低圧側の抵抗素子３３に関しても同様である。
【０１０７】
このように冷媒流路に抵抗素子３２、３３を設けると、圧縮機１ａの運転容量の変化により圧縮機１ａに吸入および吐出される冷媒流量が変動をしても、抵抗素子３２、３３を冷媒が通過するときの流動抵抗によって、冷媒流量の変動分は抵抗素子３２、３３を通過しにくくなる。このため、高圧側に流入する冷媒流量および低圧側から流出する冷媒流量の変動を、圧縮機１ａで発生する冷媒流量の変動よりも小さくすることができる。
従って、冷凍サイクル上に発生する圧力脈動を抑制することができ、熱交換器での熱交換量の変動幅、熱交換器に空気熱交換器を用いた場合の吹出空気温度の変動幅などを小さくでき、冷凍空調装置における冷凍能力または空調能力の変動を小さくできるので、冷凍空調装置運転の際の快適性を確保できる。
【０１０８】
なお、図１９の構成では高圧側と低圧側にそれぞれ抵抗素子３２、３３を設けており、好ましくはどちらにも設けると効果が大きいが、どちらか一方でもある程度の効果を奏する。
また、流動抵抗を付加する抵抗素子は、キャピラリーのように冷媒配管内に絞り部を設けるなど、その配管を流れる冷媒に流動抵抗を付加する構成なら何でもよい。
【０１０９】
また、圧縮機の吐出側に設けた抵抗素子３２については、圧縮機１ａ、１ｂから四方弁４への方向の流れを通過させ、逆方向の流れを阻止する逆止弁としてもよい。このように高圧側の冷媒の流れに流動抵抗を付加する抵抗素子３２を逆止弁とすることで、冷凍サイクル上に発生する圧力脈動を抑制する効果に加え、冷凍空調装置の停止中に室外熱交換器５または室内熱交換器８ａ、８ｂから四方弁４を介して、圧縮機１ａ、１ｂの吐出側から圧縮機１ａ、１ｂに流入しようとする液冷媒の流れ込みを防ぐことができる。停止中に液冷媒の圧縮機１ａ、１ｂへの流れ込みを放置しておくと、冷凍空調装置を起動しようとしたときに、圧縮機１ａ、１ｂ内に液冷媒が流れ込んでいることにより、液圧縮を生じる恐れがあり、圧縮機１ａ、１ｂの破損をまねく可能性がある。これに対し、逆止弁３２を設けることで、冷凍空調装置を停止していても圧縮機１ａ、１ｂに液が流れ込むのを防止でき、液圧縮による圧縮機破損を防ぐことができ、より信頼性の高い運転が可能となる。
【０１１０】
なお、図２０に示すように、圧縮機１ａ、１ｂの吐出配管２ａ、２ｂのそれぞれに抵抗素子として逆止弁３２ａ、３２ｂを設けても、同様の効果を得ることができる。
【０１１１】
参考の形態６．
以下、本発明の参考の形態６による冷凍空調装置として例えば室内の空調を行う装置について説明する。図２１は、本参考の形態による冷凍空調装置の構成を示す冷媒回路図である。図において、３４はバイパス回路で、例えば圧縮機の吐出側と圧縮機の吸入側を接続する回路であり、３５はバイパス回路３４を流れる冷媒流量をコントロールする制御弁である。なお、図２１の他の構成、並びに冷媒の流れ、および図２１における圧縮機の容量の切り換え方法は実施の形態１と同様である。
【０１１２】
前に述べたように、段階的な容量で運転可能な圧縮機１ａにおいて、時間制御運転を行う際に冷凍サイクル上に発生する圧力脈動は、圧縮機１ａに吸入および吐出される冷媒流量が短周期で変動することで、高圧側に流入する冷媒流量および低圧側から流出する冷媒流量が短時間で変動し、それに伴い高圧側および低圧側に存在する冷媒量を変動し、冷媒の密度の変動を引き起こすことで発生する。従って高圧側に流入する冷媒流量および低圧側から流出する冷媒流量の変動を抑制することができれば、冷凍サイクル上に発生する圧力脈動を抑制することができる。
【０１１３】
そこで本参考の形態では、圧縮機１ａにおいて、時間制御運転を行う際には制御弁３５を開き、圧縮機１ａ、１ｂの吐出側から吸入側に冷媒が流れるようにする。圧縮機１ａが停止または短周期に一定容量運転を行なっている時には制御弁３５は閉じる。
圧縮機１ａで時間制御運転を行なっており、運転容量が小さい段階の容量から大きい段階の容量に切り換わったときには、圧縮機１ａに吸入および吐出される冷媒流量は増加し、高圧側に存在する冷媒量は増加し高圧は上昇すると共に、低圧側から流出する冷媒流量も増加し、低圧は低下する。従って、高圧と低圧の圧力差は増加する。圧力差が増加すると、バイパス回路３４を流れる冷媒流量は増加する。バイパス回路３４を流れる冷媒流量が増加するということは、高圧側から流出する冷媒流量、低圧側に流入する冷媒流量がともに増加するということになるので、バイパス回路３４に冷媒を流さないときに比べ、高圧側に存在する冷媒量の増加、および低圧側に存在する冷媒量の減少を抑制することができる。このように高圧側および低圧側に存在する冷媒量の変動を抑制できるので、冷凍サイクル上に発生する圧力脈動を抑制することが可能となる。
【０１１４】
また圧縮機１ａの時間制御運転で、運転容量が大きい段階の容量から小さい段階の容量に切り換わったときには、圧縮機１ａに吸入および吐出される冷媒流量は減少し、高圧側に存在する冷媒量は減少し高圧は低下するとともに、低圧側から流出する冷媒流量も減少し、低圧は上昇する。従って、高圧と低圧の圧力差は減少する。圧力差が減少すると、バイパス回路３４を流れる冷媒流量は減少する。バイパス回路３４を流れる冷媒流量が減少するということは、高圧側から流出する冷媒流量および低圧側に流入する冷媒流量がともに減少するということになるので、バイパス回路３４に冷媒を流さないときに比べ、高圧側に存在する冷媒量の減少、および低圧側に存在する冷媒量の増加を抑制することができる。このように高圧側および低圧側に存在する冷媒量の変動を抑制できるので、冷凍サイクル上に発生する圧力脈動を抑制することが可能となる。
【０１１５】
以上のように、本参考の形態では、バイパス回路３４と制御弁３５を設け、圧縮機１ａで時間制御運転を行っているときに冷凍サイクルの高圧側と低圧側を接続するので、時間制御運転中に生じる圧力変動によって自動的にその冷媒量の変動を小さくするような適量の冷媒がバイパス回路３４を流通し、時間制御運転により冷凍サイクル上に発生する圧力脈動幅、熱交換器での熱交換量の変動幅、熱交換器に空気熱交換器を用いた場合の吹出空気温度の変動幅などが小さくなる。このため、冷凍空調装置における冷凍能力または空調能力の変動を小さくでき、冷凍空調装置運転の際の快適性を確保できる。
【０１１６】
なお、制御弁３５を設けずに常にバイパス回路３４で高圧側と低圧側とを接続しておいてもよい。この時にはバイパス回路３４は、冷凍サイクルを構成する主配管の冷媒の流れに対して、１／１００〜１０／１００程度の冷媒が流れるように構成するのが望ましい。
もちろん、圧縮機の吐出側と吸入側を接続するバイパス回路３４に冷媒を流すということは、圧縮機の流量の一部を冷凍空調装置の冷房能力あるいは暖房能力に用いないことになるので、冷凍サイクルの運転効率を低下させる。従って、制御弁３５によって圧縮機１ａで時間制御運転を行っている以外のときには、このバイパス回路３４を閉止することで、冷凍サイクルの運転効率の低下を防止できる。
【０１１７】
また、このようにバイパス回路３４を圧縮機の吐出側と吸入側とを接続する回路とすることで、冷凍空調装置の負荷が増大したときや、凝縮器となる熱交換器の異常により、高圧が過上昇した場合には、制御弁３５を開としてバイパス回路３４に冷媒を流し、高圧の過上昇を抑制することもできる。バイパス回路３４によって高圧の冷媒を低圧側にバイパスすることで、高圧の過上昇に起因する圧縮機の破損を防止することができ、冷凍サイクル上に発生する圧力脈動を抑制することに加えて、冷凍空調装置の運転における信頼性を高めることができる。
【０１１８】
また、このバイパス回路３４を図１６にあるように、オイルセパレータ１８で分離した油を圧縮機吸入側に返す油戻し回路１９と兼用させてもよい。オイルセパレータ１８とすることにより、上記効果に加えて、圧縮機１ａ、１ｂの吐出側からガス冷媒と共に流出する圧縮機内の潤滑油を圧縮機に戻すことができ、潤滑油の不足による圧縮機の動作不良や破損を防止することができ、冷凍空調装置の信頼性を高めることができる。
【０１１９】
また、高圧側と低圧側を接続するバイパス回路３４を、圧縮機の吐出側と吸入側を接続するバイパス回路３４に限るものではなく、他の構成にしてもよい。
図２２は本参考の形態による冷凍空調装置の他の構成を示す冷媒回路図である。この構成では、バイパス回路３４の一端を室外熱交換器５と膨張弁７ａ、７ｂの間の液管６に接続し、バイパス回路３４の他端を圧縮機の吸入配管３ａ、３ｂとを接続している。このように構成することで、冷房運転時には、室外熱交換器５は凝縮器として動作している。従って、高圧側となる室外熱交換器５出口と低圧側となる圧縮機吸入側とを接続することになるので、圧縮機の吐出側と吸入側を接続した場合と同様に、冷凍サイクル上に発生する圧力脈動を抑制することが可能となる。
またこのように接続すると、冷房運転時には室外熱交換器５で凝縮された液冷媒を圧縮機１ａ、１ｂに戻すことができる。例えば運転中に圧縮機１ａ、１ｂの吐出温度が上昇した場合には、制御弁３５を開として液冷媒を圧縮機１ａ、１ｂに戻すことで、吐出温度の上昇を抑制することができ、圧縮機運転の信頼性を高めることが可能となる。
図２２、図２３における制御弁３５は、バイパス回路３４を開閉する開閉機能を有するものであればよい。
【０１２０】
また、図２３は本参考の形態による冷凍空調装置のさらに他の構成を示す冷媒回路図である。図において、３６はバイパスされた液冷媒と高圧の液冷媒とを熱交換する熱交換部で、例えば高低圧熱交換器である。この構成の制御弁３５は減圧機能を有するものである。
冷房運転時にバイパス回路３４を流れる液冷媒は、制御弁３５によって減圧されて低圧低温の二相冷媒となる。この二相冷媒と液管６を流れる高圧高温の液冷媒を高低圧熱交換器３６で熱交換することで、低圧の二相冷媒は蒸発ガス化される。従って、バイパス回路３４によって冷凍サイクル上に発生する圧力脈動を抑制することに加え、バイパスされる液冷媒の蒸発潜熱を回収することができ、冷房運転時に液冷媒をバイパスすることによる冷房能力の低下を低減することができる。
さらに、冷房運転中に室外熱交換器５から室内熱交換器８ａ、８ｂを流れる冷媒流量を冷房能力の低下なく減らすことができるため、ガス管９で生じる圧力損失を減らすことが可能となり、より高効率で冷凍空調装置を運転することが可能となる。
【０１２１】
参考の形態７．
以下、本発明の参考の形態７による冷凍空調装置として例えば室内の空調を行う装置について説明する。図２４は、本参考の形態による冷凍空調装置の構成を示す冷媒回路図である。本参考の形態では図に示すように、オイルセパレータ１８で分離された油の油戻し回路１９を高圧側電磁弁１０ａに接続し、オイルセパレータ１８で分離された油を高圧側電磁弁１０ａに供給する。そしてこれが開となったときに高圧側電磁弁１０ａを通過して低圧側電磁弁１０ｂに供給される。供給された油は低圧側電磁弁１０ｂに流入し、その後これが開となったときに低圧側電磁弁１０ｂを通過し、圧縮機吸入側に戻される。なお、図２４の他の構成、並びに冷媒の流れ、および図２４における圧縮機の容量の切り換え方法は実施の形態１と同様である。
【０１２２】
本参考の形態のように、圧縮機１ａの運転容量の切り換えを２つの制御弁である高圧側電磁弁１０ａ、低圧側電磁弁１０ｂの開閉で行う場合、各電磁弁の開閉回数は多くなる。例えば、圧縮機１ａを最大容量で運転する時間と最小容量で運転する時間を１セットで考え、最大容量で運転する時間と最小容量で運転する時間を合計した短周期の長さを１０秒、圧縮機１ａの運転時間を２万５千時間とした場合、電磁弁１０ａ、１０ｂそれぞれの開閉回数は９００万となり、一般の電磁弁における耐用開閉回数の数十万回というレベルよりはかなり多い耐用開閉回数が必要となる。
【０１２３】
図２５は本参考の形態に係わる電磁弁１０ａ、１０ｂの構造を示す断面図である。図において、３７は可動弁、３８は弁座、３９はプランジャー、４０はコイル、４１は弁入口側流路、４２は弁出口側流路である。電磁弁１０ａ、１０ｂの動作は以下のようになる。
弁を開く場合には、コイル４０に電流を流し、電磁力によって可動弁３７からプランジャー３９への磁力を発生させることで可動弁３７をプランジャー３９に吸引させる。プランジャー３９が図における上方に移動すると、可動弁３７と弁座３８の間に空隙が生じ、弁入口側流路４１と弁出口側流路４２が通じ、弁が開いた状態となる。
弁を閉じる場合には、コイル４０に電流が流れないようにする。すると可動弁３７からプランジャー３９への磁力がなくなり可動弁３７をプランジャー３９に吸引させる力がなくなる。このためプランジャー３９が図における下方に移動する一方で、流れる冷媒の圧力は弁出口側４２より弁入口側４１の方が高いので冷媒の圧力差によって、可動弁３７は弁座３８に押しつけられる。こうすることで可動弁３７と弁座３８の間の空隙がなくなり、弁入口側流路４１と弁出口側流路４２の間は閉止される。
【０１２４】
従って、電磁弁１０ａ、１０ｂを開閉するたびに、プランジャー３９と可動弁３７、および可動弁３７と弁座３８が衝突するため、電磁弁１０ａ、１０ｂの開閉回数を増加させるとプランジャー３９、可動弁３７、弁座３８などの摩耗が進む。特に、摩耗によって可動弁３７と弁座３８の間に隙間ができて完全閉止できなくなる恐れがある。そこで本参考の形態では可動弁３７や弁座３８の摩耗を防ぎ、所定の耐用開閉回数を確保するために、オイルセパレータ１８で分離された油を電磁弁１０ａ、１０ｂに供給するように構成している。電磁弁１０ａ、１０ｂに油を供給することで、可動弁３７と弁座３８との接触部、プランジャー３９と可動弁３７との接触部、可動弁３７と容器内面との摺動部などに油膜が形成される。この油膜が電磁弁１０ａ、１０ｂの開閉によって接触する部分、例えば可動弁３７と弁座３８との接触部での衝突における衝撃を緩和する衝撃緩和手段となり、可動弁３７や弁座３８などの接触部の摩耗を防止できる。
【０１２５】
なお、この油膜は少量の油で形成可能であり、圧縮機１ａ、１ｂからの油の持ち出し量が多いと、電磁弁１０ａ、１０ｂに供給される油量が多くなり過ぎてしまう場合も生じる。電磁弁１０ａ、１０ｂに供給される油量が多過ぎて電磁弁１０ａ、１０ｂ内が油で充満すると、冷媒に比べて油の粘性が大きいため、電磁弁１０ａ、１０ｂ内の油の量が多くなるにつれて電磁弁１０ａ、１０ｂの開閉により多くの電磁力が必要となる。従って冷媒を用いた場合に電磁弁１０ａ、１０ｂを開閉できるように設計していると、弁内に油が充満したときは電磁力不足で電磁弁１０ａ、１０ｂが十分に開閉できず、これに起因して圧縮機の容量制御を実施できなくなる場合も生じる。従って電磁弁１０ａ、１０ｂに油を供給する際、その電磁弁１０ａ、１０ｂに最適な量の油を供給する必要がある。
【０１２６】
そこで、本参考の形態では電磁弁１０ａ、１０ｂに油を供給する際の油の状態に対してさまざまな構成を提供している。
まず、図２４に示した構成では、圧縮機から冷媒ガスと共に流出した油をオイルセパレータ１８で分離し、冷媒の混ざっていない油を電磁弁１０ａ、１０ｂに供給している。この場合電磁弁１０ａ、１０ｂに供給される油量は比較的多い。
【０１２７】
また、図２６に示した構成では、圧縮機１ａ、１ｂとオイルセパレータ１８の間の圧縮機吐出側と高圧側電磁弁１０ａを接続することで、電磁弁１０ａ、１０ｂにオイルセパレータ１８通過前の冷媒ガスを供給する。この場合電磁弁１０ａ、１０ｂに供給される油量は、オイルセパレータ１８の油戻し回路１９を電磁弁１０ａに接続する構成、即ち図２４に示した構成のものよりも少なくなる。これは、オイルセパレータ１８を通過前の冷媒ガスを供給することで、電磁弁１０ａ、１０ｂには油と共に冷媒ガスが供給され、分離後の油を供給するよりも油量は少なくなる。
【０１２８】
また、図２７に示した構成では、オイルセパレータ１８と四方弁４の間の圧縮機吐出側と高圧側電磁弁１０ａを接続することで、電磁弁１０ａ、１０ｂにオイルセパレータ１８通過後の冷媒ガスを供給する。この場合にはオイルセパレータ１８で冷媒ガスに含まれる油が除かれるので、電磁弁１０ａ、１０ｂに供給される油量は、オイルセパレータ１８通過前の冷媒ガスを供給する構成、即ち図２６に示した構成のものよりも少なくなる。ただし、オイルセパレータ１８では冷媒ガスに含まれる油を完全に除去できないので、オイルセパレータ１８通過後の冷媒ガスを供給しても少量の油量は供給可能である。どの程度の油量が供給されるかは、オイルセパレータ１８の性能にも大きく左右される。
【０１２９】
図２４、図２６、図２７のように、電磁弁１０ａ、１０ｂに供給する油量は増減可能であるので、圧縮機１ａ、１ｂからの油の流出状態や、油や冷媒の性質、オイルセパレータの性能などに応じてその構成を選べばよい。
例えば圧縮機１ａ、１ｂから持ち出される油量が多過ぎる場合、図２４のようにオイルセパレータ１８の油戻し回路１９を電磁弁１０ａに接続すると、電磁弁１０ａ、１０ｂ内に油が充満してしまう可能性がある。このときには、図２６のようにオイルセパレータ１８通過前の冷媒ガスを供給する。また、図２６のようにオイルセパレータ１８通過前の冷媒ガスを供給しても、電磁弁１０ａ、１０ｂ内に油が充満してしまうときには、図２７のようにオイルセパレータ１８通過後の冷媒ガスを供給すればよい。
【０１３０】
逆に例えば圧縮機１ａ、１ｂから持ち出される油量が少ない場合、図２７のように電磁弁１０ａにオイルセパレータ１８通過後の冷媒ガスを供給すると、可動弁３７と弁座３８の表面などの接触部に衝撃緩和作用のための油膜を形成できない可能性がある。このときには、図２６のように電磁弁１０ａにオイルセパレータ１８通過前の冷媒ガスを供給する。また、図２６のようにオイルセパレータ１８通過前の冷媒ガスを供給しても、可動弁３７と弁座３８の表面に油膜を形成できないときには、図２４のようにオイルセパレータ１８の油戻し回路１９を電磁弁１０ａに接続して分離後の油を供給すればよい。
【０１３１】
以上のように、本参考の形態では、図２４、図２６、図２７の構成によって、圧縮機１ａ、１ｂから冷媒ガスと共に流出した油を電磁弁１０ａ、１０ｂに供給してから圧縮機１ａ、１ｂに戻す構成とした。このため、電磁弁１０ａ、１０ｂの開閉による接触部、例えば可動弁３７、弁座３８の表面に油膜を生じさせて衝撃を緩和することにより、その接触部の摩耗を防止し、弁の閉止性能を確保する。
さらに、図２４、図２６、図２７の構成のうちで、圧縮機１ａ、１ｂからの油の流出量や、油の性質による接触部の油膜のでき具合などに基づいて、その冷凍空調装置に最適な構成を選択することで、電磁弁１０ａ、１０ｂに油を適量供給でき、電磁弁内に油を充満させず、確実に弁の開閉動作を行うことができ、弁駆動の際の信頼性を確保することが可能となる。
【０１３２】
参考の形態８．
以下、本発明の参考の形態８による冷凍空調装置として例えば室内の空調を行う装置について説明する。本参考の形態は、圧縮機１ａの時間制御運転を行う際の制御弁である電磁弁１０ａ、１０ｂを冷却する冷却手段を備え、膨張弁１０ａ、１０ｂの温度上昇による各部材の劣化を防止しようとするものである。
図２８は、本参考の形態による冷凍空調装置の構成を示す冷媒回路図である。図において、７ｃは膨張弁であり、４３は高圧液冷媒を電磁弁１０ａに供給する配管である。なお、図２８の他の構成は実施の形態１と同様である。実施の形態１〜実施の形態７では、冷媒ガスの流れる配管と高圧側電磁弁１０ａを接続する構成だったが、図２８の構成では冷媒液の流れる配管と高圧側電磁弁１０ａとを接続する構成としている。この高圧液冷媒を電磁弁１０ａ、１０ｂに供給することにより、電磁弁１０ａ、１０ｂの開閉による運転容量の制御動作に支障をきたさず、かつ電磁弁１０ａ、１０ｂを冷却し、さらには電磁弁１０ａ、１０ｂに冷媒と共に流れている油を供給する。
【０１３３】
本参考の形態は、膨張弁７ｃを冷房運転時に凝縮器として動作する室外熱交換器５の出口側に設け、その膨張弁７ｃと膨張弁７ａ、７ｂとの間の液管６と高圧側電磁弁１０ａとを配管４３で接続する。ここで室外熱交換器５と膨張弁７ａ、７ｂとの間に膨張弁７ｃを設けたことにより、冷房運転と暖房運転のどちらの運転においても、圧縮機１ａの時間制御運転を行う際の制御弁である電磁弁１０ａ、１０ｂに高圧液冷媒を供給できるようにしている。
冷房運転では膨張弁７ｃを全開として減圧しないようにすることで、室外熱交換器５で凝縮された高圧液冷媒の一部を電磁弁１０ａ、１０ｂに供給する。電磁弁１０ａ、１０ｂに供給されなかった冷媒は、膨張弁７ａ、７ｂで減圧され、室内熱交換器８ａ、８ｂに流入する。冷房運転でのその他の冷媒の流れおよび圧縮機の容量の切り換え方法は実施の形態１と同様である。
一方暖房運転では膨張弁７ａ、７ｂを全開として減圧しないようにすることで、室内熱交換器８ａ、８ｂで凝縮された高圧液冷媒を電磁弁１０ａ、１０ｂに供給する配管４３の接続地点まで冷媒を流す。そして一部は配管４３へ流れて電磁弁１０ａ、１０ｂに供給される。配管４３へ流れなかった高圧液冷媒は、膨張弁７ｃで減圧された後、室外熱交換器５に流入する。暖房運転のその他の冷媒の流れおよび圧縮機の容量の切り換え方法は実施の形態１と同様である。
【０１３４】
本参考の形態でも、圧縮機１ａの時間制御運転での運転容量の切り換えを高圧側電磁弁１０ａ、低圧側電磁弁１０ｂの開閉で行っており、前述のように各電磁弁１０ａ、１０ｂの開閉回数が多くなる。運転容量を切り換える際には、電磁弁１０ａ、１０ｂのコイル４０に間断なく電流が流れるため、コイル４０の発熱量が多くなり、電磁弁１０ａ、１０ｂそのものの温度が上昇する。電磁弁１０ａ、１０ｂの温度が上昇すると、電磁弁１０ａ、１０ｂの材質に劣化を起こしやすくなり、電磁弁１０ａ、１０ｂの動作不良を引き起こしやすくなる。従って電磁弁１０ａ、１０ｂの駆動の信頼性を確保するには、電磁弁１０ａ、１０ｂの冷却が必要となる。本参考の形態では、この冷却熱源として、高圧液冷媒を用いる。なお電磁弁１０ａ、１０ｂの動作としては、圧縮機１ａの容量を切り換えるため、電磁弁１０ａを開（電磁弁１０ｂを閉）としたときに容量制御用配管１５ａに高圧がかかり、電磁弁１０ｂを開（電磁弁１０ａを閉）としたときに容量制御用配管１５ａに低圧がかかればよい。図２８の構成では、冷房運転および暖房運転のどちらにおいても、高圧側電磁弁１０ａを開として配管４３から高圧液冷媒を供給できるので、容量制御用配管１５には高圧がかけられるため圧縮機１ａの運転容量の制御性については問題は生じない。
【０１３５】
ここで、冷凍サイクルで凝縮後の高圧液冷媒を電磁弁１０ａ、１０ｂに供給することで、電磁弁１０ａ、１０ｂを冷却する冷却手段の作用も兼ねている。即ち、配管４３から供給された高圧液冷媒は、高圧側電磁弁１０ａに流入してこれを冷却する。電磁弁１０ａ、１０ｂは短周期で交互に開閉制御されており、この開のタイミングで高圧側電磁弁１０ａから低圧側電磁弁１０ｂに流入してこれを冷却する。
高圧液冷媒の温度は、冷凍サイクルの凝縮温度程度であり、５０℃程度である。電磁弁１０ａ、１０ｂの材質の劣化は電磁弁の温度が１２０℃まで冷却できれば、防止できるように設計されており、５０℃程度の高圧液冷媒を電磁弁１０ａ、１０ｂに供給することで、電磁弁１０ａ、１０ｂを十分に冷却できる。
【０１３６】
このように本参考の形態では、高圧液冷媒を電磁弁１０ａ、１０ｂに供給してこれらを冷却することで、温度上昇による電磁弁１０ａ、１０ｂの材質の劣化を防止し、電磁弁１０ａ、１０ｂの寿命を長くでき、開閉動作における信頼性を高めることができる。
【０１３７】
図２９は本参考の形態８による冷凍空調装置の他の構成を示す説明図であり、図２９（ａ）は室外機を正面から見た時の構成を示し、図２９（ｂ）は室外機を側面から見た時の構成を示す。この構成では、電磁弁１０ａ、１０ｂを冷却する冷却手段として、冷凍空調装置の周囲の外気によって冷却する構成としたものである。
【０１３８】
室外機４４は、圧縮機１ａ、１ｂ、四方弁４、空気を熱源とする室外熱交換器５などを搭載したものであり、図２９では、室外機４４の上３／４程度の部分に室外熱交換器５が配置されている。図２９（ｂ）の矢印のように、前面、背面から吸い込まれた空気が室外熱交換器５において熱交換した後、上部に空気が排出される構造となっている。また室外機４４の下１／４部分は機械室４５となっており、圧縮機１ａや電磁弁１０ａ、１０ｂが配置されている。ここで室外機４４の風の流れを図２９（ｂ）に示すように一部機械室４５を通過させることにより、機械室４５内に配置されている電磁弁１０ａ、１０ｂを外気で冷却することが可能となる。外気の温度は高くても４０℃程度であるので、電磁弁の温度を１２０℃以下に冷却することが可能となる。
【０１３９】
このように空気によっても電磁弁１０ａ、１０ｂを十分に冷却でき、電磁弁１０ａ、１０ｂの温度上昇による各部材の材質の劣化を防止し、電磁弁１０ａ、１０ｂの駆動の際の信頼性を高めることができる。
【０１４０】
参考の形態９．
以下、本発明の参考の形態９による冷凍空調装置に係わる制御弁について説明する。図３０は、本参考の形態による制御弁の構成を示す断面図である。図において、４６ａ、４６ｂは減速手段で、例えばバネである。他の構成は図２５と同様である。
段階的な容量で運転可能な圧縮機１ａの時間制御運転の際の切り換えを行う制御弁は、前述のように多くの耐用開閉回数を要求される。この制御弁は、可動弁３７の移動によって流路を開閉する構成であり、流路を閉とした時の可動弁３７と弁座３８、流路を開とした時のプランジャー３９と可動弁３７などの接触部における強度を考えると、これらの接触部の材質には、石や金属を使うことが望ましい。ただし、接触部のそれぞれの材質として石や金属を用いると、従来技術の課題で述べたように可動弁３７と弁座３８などが衝突したときに衝突音が発生する。特に圧縮機１ａの時間制御運転を行う場合には、電磁弁１０ａ、１０ｂの開閉回数が数秒〜数十秒に一回あるので、数秒〜数十秒に一回、衝突音が発生する。従って衝突音が大きいと騒音として室外機４４に間断なく音が発生することになり、周囲の環境に対して問題となる。このため、電磁弁１０ａ、１０ｂに対しては信頼性を高めると共に、発生する駆動音の低減が必要となる。
【０１４１】
本実施の形態では、衝撃緩和手段として、電磁弁１０ａ、１０ｂを閉とする際に接触する部分、例えば可動弁３７と弁座３８が互いに接触する部分の材質として、樹脂の一つであるテフロンを用いる。テフロンは石や金属に比べ柔らかく、ある程度の衝撃に対して強度もあるので、可動弁３７と弁座３８との衝突の際の衝撃力を吸収し、石や金属を使うときに比べ衝突音を低減することが可能となる。
また同様に、電磁弁１０ａ、１０ｂを開とする際に接触する部分、例えば可動弁３７がプランジャー３９に吸引され、可動弁３７がプランジャー３９に衝突するときの衝突音の低減も必要となる。そこで可動弁３７とプランジャー３９が互いに接触する部分にもそれぞれ例えばテフロンを用い、衝突音を低減させる。
【０１４２】
また他の衝撃緩和手段として、可動弁の移動速度を減速して制御弁の開閉による衝撃を緩和することもできる。図３０に示すように、可動弁３７の上部と下部に弾性体であるバネ４６ａ、４６ｂを配置する。バネ４６ａの一端は弁座３８に接続され他端は可動弁３７に接続されている。このバネ４６ａにより、流路を閉とした時可動弁３７が下方に移動して弁座３８に当たる速度を低減できるので、可動弁３７と弁座３８の衝突をやわらげることができる。このため、可動弁３７と弁座３８の摩耗を抑制でき電磁弁１０ａ、１０ｂの開閉動作の信頼性を高めるとともに、衝突音の発生を低減することが可能となる。
また上部に配置されたバネ４６ｂの一端はプランジャー３９に接続され他端は可動弁３７に接続されている。このバネ４６ｂにより、流路を開とした時可動弁３７が上方に移動してプランジャー３９に当たる速度を低減できるので、衝突するときには、上部に配置されたバネ４６により、衝突の速度を低減できるので、可動弁３７とプランジャー３９の衝突をやわらげる。このため、可動弁３７とプランジャー３９の摩耗を抑制でき電磁弁１０ａ、１０ｂの開閉動作の信頼性を高めるとともに、衝突音の発生を低減することが可能となる。
なお、バネ４６ａ、４６ｂの固定側に接続している端部は、上記構成に限るものではなく、制御弁内の固定側のどこに接続してもよい。
【０１４３】
参考の形態１０．
以下、本参考の実施の形態１０による冷凍空調装置として例えば室内の空調を行う装置について説明する。図３１は、本参考の形態による冷凍空調装置の構成を示す冷媒回路図である。図において、４７ａは冷凍サイクルの高圧を測定する圧力測定手段でここでは圧力センサ、４７ｂは冷凍サイクルの低圧を測定する圧力測定手段でここでは圧力センサ、４８ａ、４８ｂは室内熱交換器８ａ、８ｂの冷房運転での出口温度を測定する温度測定手段でここでは温度センサ、４８ｃ、４８ｄは室内熱交換器８ａ、８ｂの暖房運転での出口温度を測定する温度測定手段でここでは温度センサである。なお、図３１の他の構成、並びに冷媒の流れ、および図３１における圧縮機の容量の切り換え方法は実施の形態１と同様である。
【０１４４】
本参考の形態では、運転中に冷凍サイクルの運転情報として、高圧、低圧、室内熱交換器８ａ、８ｂの出口温度などを圧力センサ４７ａ、４７ｂ、温度センサ４８ａ、４８ｂ、４８ｃ、４８ｄによって測定する。そしてこの測定された運転情報に基づいて、制御手段（図示せず）によって圧縮機１ａ、１ｂの運転容量制御、および膨張弁７ａ、７ｂの開度の制御を行う。制御手段での圧縮機１ａ、１ｂの運転容量制御は実施の形態１に示した方法と同様の方法であり、圧縮機１ａでは短周期の時間配分を振り分けた各時間で圧縮機１ａを異なる段階の容量で運転し、その時間配分を変化させて短周期での平均容量を変化させ、これに圧縮機１ｂの運転、停止を組み合わせて全体として連続的に運転容量を変化させる。また膨張弁７ａ、７ｂの開度は、冷房運転時には低圧（圧力センサ４７ｂで測定）、および冷房運転での室内熱交換器８ａ、８ｂの出口温度（温度センサ４８ａ、４８ｂで測定）に基づいて室内熱交換器出口での過熱度を求め、過熱度が予め設定された目標値となるように制御を行う。また暖房運転時には高圧（圧力センサ４７ａで測定）、および暖房運転での室内熱交換器８ａ、８ｂの出口温度（温度センサ４８ｃ、４８ｄで測定）をもとに室内熱交換器出口での過冷却度を求め、過冷却度が予め設定された目標値となるように制御を行う。
【０１４５】
本参考の形態での課題は、測定した運転情報がばらつき易いという点である。即ち、段階的な容量で運転可能な圧縮機１ａにおいて、時間制御運転を行って段階的に容量を短周期で切り換える場合には、測定される圧力や温度の情報が変動するため、変動した情報を基に制御を行うと安定した制御を行えないことになる。図３２は、運転情報、例えば圧力の測定方法を示す説明図であり、横軸に時間を示し、縦軸に圧縮機の運転容量とそれに伴う圧力を示す。圧縮機１ａが例えば最大容量と最小容量の２段階を短周期で切り換える時間制御運転を行っているとき、圧縮機運転容量が最小容量から最大容量に変化すると、高圧は高く、低圧は低くなり、逆に圧縮機運転容量が最大容量から最小容量に変化すると、高圧は低く、低圧は高く変化する。
【０１４６】
そこで本参考の形態では図３２に点線で示した時間のタイミングで圧力や温度の測定を行っている。例えば圧縮機１ａの運転容量が切り換わる時間、即ち短周期の時間よりも短い一定の時間間隔で圧力や温度を所定期間測定し、その期間に測定された複数の測定値の平均値を求め、その平均値をもとに運転制御を行う。得られた運転情報の平均値には、圧縮機１ａの時間制御運転で生じる変動による影響が無くなりまた無視できるほど低減され、この運転情報に基づいて安定した運転制御を行うことができる。ここで、測定する所定期間は短周期の長さ以上とする。
【０１４７】
また、上記のようにして測定した複数の運転情報の平均値を求めて運転制御を実施する以外にも、所定期間の間に測定された複数の測定値のうちの最大値をもとにして制御を行ってもよいし、また所定期間の間に測定された複数の測定値のうちの最小値をもとにして制御を行ってもよい。また複数の測定値を大から小あるいは小から大の順番に並べ順位付けし、ある一定順位の測定値をもとに制御を行ってもよい。いずれの場合においても、短周期以上の期間に測定した複数の運転情報に基づいて制御することで、圧力や温度などの運転情報の変動を無くして測定することができ、安定した運転制御を行うことができる。
【０１４８】
次に、本参考の形態による冷凍空調装置に係わる運転情報の別の測定方法について説明する。図３３に点線で示した時間のタイミングで圧力や温度の測定を行う。即ち、圧縮機１ａの運転容量が最小容量から最大容量に段階的に切り換わる時間と最大容量から最小容量に段階的に切り換わる時間のおおよそ中間のタイミングで圧力や温度の測定を行うようにしてもよい。このようなタイミングで計測することで、圧力や温度の情報を、変動の影響なく測定することができる。また短周期内の中間のタイミングで測定すると、圧力変動が生じていても変動した圧力のほぼ平均値となる値の測定を行えるので、冷凍サイクルの平均した状況を捉えることが可能となる。
【０１４９】
また、測定を行うタイミングは圧縮機の運転容量が最小容量から最大容量に切り換わる時間と最大容量から最小容量に切り換わる時間のおおよそ中間に限るものでもなく、圧縮機の運転容量が最小容量から最大容量に切り換わる時間と最大容量から最小容量に切り換わる時間の間のある定められたタイミングで行ってもよい。
また圧縮機の運転容量が最大容量から最小容量に切り換わる時間と最小容量から最大容量に切り換わる時間の間のある定められたタイミングで測定を行っても、同様に運転情報を変動を無くして測定することができる。即ち、短周期内の所定の時間に計測すれば、変動の影響ない運転情報が得られ、この情報に基づいて運転制御することにより、安定した制御を行うことができる。この短周期内の所定時間は、予め実験などにより、安定して測定ができることを確認して設定すればよい。
また、常に短周期の範囲の所定の時間に計測しなくても、変動の特徴、例えば短周期の時間とその範囲で計測値が変動する変動幅を予め実験などにより把握しておくことで、測定値を補正できれば、短周期の範囲で常に所定時間に計測しなくてもよく、計測タイミングに制限はなくなる。
【０１５０】
また、参考の形態３〜参考の形態１０において、段階的な容量で運転可能な圧縮機１ａの他に一定容量の圧縮機１ｂを有する冷凍空調装置について説明したが、この一定容量の圧縮機１ｂを有する構成でなくてもよく、また、一定容量の圧縮機１ｂを複数有するものでもよく、また、実施の形態１のように他に段階的な容量で運転可能な圧縮機を複数有する構成でも、各実施の形態や参考の形態と同様の効果を奏する。冷凍空調装置が、少なくとも段階的な容量で運転可能な圧縮機を１台有する構成にしてもよい。特に圧縮機を複数設けることで、運転パターンをさまざまに組み合わせることができるので、運転容量の組み合わせ範囲が広がる。また、段階的な容量で運転可能な圧縮機を複数設けることで、容量変動幅を小さくでき、さらに効果的である。
【０１５１】
また、実施の形態１〜参考の形態１０では、室内熱交換器２台の組み合わせの場合として説明したが、室内熱交換器の台数としては１台であっても３台以上であっても同様の効果を得ることができる。
【０１５２】
また、実施の形態１〜参考の形態１０による冷凍空調装置に使用する冷媒においても、現在冷凍空調装置に多く用いられているＲ２２だけでなく、Ｒ１３４ａ、Ｒ３２などのＨＦＣ系冷媒、ＨＦＣ系冷媒の混合冷媒であるＲ４０７Ｃ、Ｒ４１０Ａ、Ｒ４０４Ａ、またアンモニア、プロパンやブタンなどの自然冷媒、およびこれらの冷媒の混合冷媒を用いても同様の効果を得ることができる。
【０１５３】
【発明の効果】
本発明の冷凍空調装置によれば、段階的な容量で運転可能な圧縮機を少なくとも１台と、前記圧縮機とは別に段階的な容量で運転可能な圧縮機または一定の容量で運転する圧縮機を少なくとも１台備え、前記段階的な容量で運転可能な圧縮機を、短周期の時間配分を振り分けた各時間で異なる段階の容量で運転し、前記時間配分を変化させて前記短周期での平均容量を変化させ、複数の前記圧縮機の全体運転容量を連続的に可変とすることにより、インバータを用いることによる高調波の悪影響がなく、圧縮機の運転容量の変動を小さくしてこれに伴う圧力変動などの冷凍サイクル上の変動幅を抑制し、吹出し空気温度の変動など冷凍能力、空調能力の変動を小さくし、冷凍空調装置運転の際の快適性を確保できるという効果がある。
【０１５４】
本発明の冷凍空調装置によれば、複数の圧縮機全体の運転容量を、少なくとも２台の段階的な容量で運転可能な圧縮機に分担して運転する場合、前記段階的な容量で運転可能な圧縮機に分担する運転容量が、その圧縮機の段階的容量の内のそれぞれ最小容量と一致するのを避けて分担することにより、圧縮機の運転容量の変動に伴う圧力変動などの冷凍サイクル上の変動幅を抑制し、吹出し空気温度の変動など冷凍能力、空調能力の変動を小さくし、運転圧縮機の吐出温度を同等に出来安定して運転できるという効果がある。
【０１５５】
本発明の冷凍空調装置によれば、少なくとも２台の段階的な容量で運転可能な圧縮機をそれぞれ、短周期の時間配分を振り分けた各時間で異なる段階の容量で運転する場合、前記各圧縮機の運転容量の合計の前記短周期内での時間的な変動が、その短周期に運転する前記各圧縮機の大きい方の運転容量の合計と小さい方の運転容量の合計との差よりも小さくなるように、前記各圧縮機の短周期の時間配分とその各時間の運転容量を組み合わせて運転することにより、圧縮機の運転容量の変動を小さくしてこれに伴う圧力変動などの冷凍サイクル上の変動幅を抑制し、吹出し空気温度の変動など冷凍能力、空調能力の変動を小さくし、冷凍空調装置運転の際の快適性を確保できるという効果がある。
【０１５６】
本発明の冷凍空調装置は、段階的な容量で運転可能な圧縮機を２台備え、短周期の内で、一方の圧縮機がその段階の大きいほうの容量の運転を行う時間の少なくとも一部の時間に、他方の圧縮機がその段階の小さい方の容量の運転を行うと共に、他方の圧縮機がその段階の大きいほうの容量の運転を行う時間の少なくとも一部の時間に、一方の圧縮機がその段階の小さい方の容量の運転を行うようにしたことにより、圧縮機の運転容量の変動を小さくしてこれに伴う圧力変動などの冷凍サイクル上の変動幅を抑制し、吹出し空気温度の変動など冷凍能力、空調能力の変動を小さくし、冷凍空調装置運転の際の快適性を確保できるという効果がある。
【図面の簡単な説明】
【図１】  本発明の実施の形態１による冷凍空調装置の構成を示す冷媒回路図である。
【図２】  実施の形態１に係わるスクロール圧縮機の圧縮室を示す断面図である。
【図３】  実施の形態１に係わるスクロール圧縮機の圧縮室を示す平面図である。
【図４】  実施の形態１に係わる電磁弁の時間的な開閉制御の様子を示す説明図である。
【図５】  実施の形態１に係わり、各圧縮機の運転容量の変化を示し、必要運転容量［ＨＰ］に対する圧縮機運転容量［ＨＰ］を示すグラフである。
【図６】  本発明の実施の形態２による冷凍空調装置の構成を示す冷媒回路図である。
【図７】  実施の形態２に係わり、各圧縮機の運転容量の変化の一例を示し、必要運転容量［ＨＰ］に対する圧縮機運転容量［ＨＰ］を示すグラフである。
【図８】  実施の形態２に係わり、各圧縮機の運転容量の変化の他の例を示し、必要運転容量［ＨＰ］に対する圧縮機運転容量［ＨＰ］を示すグラフである。
【図９】  実施の形態２に係わり、各圧縮機の運転容量の変化のさらに他の例を示し、必要運転容量［ＨＰ］に対する圧縮機運転容量［ＨＰ］を示すグラフである。
【図１０】  実施の形態２に係わる各圧縮機の運転容量の時間変化を示す説明図である。
【図１１】  実施の形態２に係わる各圧縮機の運転容量の時間変化を示す説明図である。
【図１２】  実施の形態２に係わる各圧縮機の運転容量の時間変化を示す説明図である。
【図１３】  本発明の参考の形態３による冷凍空調装置の構成を示す冷媒回路図である。
【図１４】  参考の形態３に係わり、運転容量制御間隔に対する｛高圧側を構成する機器および配管の容積（Ｌ）｝／運転容量変動幅［ＨＰ］を示すグラフである。
【図１５】  参考の形態３に係わり、運転容量制御間隔に対する｛低圧側を構成する機器および配管の容積（Ｌ）｝／運転容量変動幅［ＨＰ］を示すグラフである。
【図１６】  本発明の参考の形態４による冷凍空調装置の構成を示す冷媒回路図である。
【図１７】  参考の形態４による冷凍空調装置の他の構成を示す冷媒回路図である。
【図１８】  参考の形態４による冷凍空調装置のさらに他の構成を示す冷媒回路図である。
【図１９】  本発明の参考の形態５による冷凍空調装置の構成を示す冷媒回路図である。
【図２０】  参考の形態５による冷凍空調装置の他の構成を示す冷媒回路図である。
【図２１】  本発明の参考の形態６による冷凍空調装置の構成を示す冷媒回路図である。
【図２２】  参考の形態６による冷凍空調装置の他の構成を示す冷媒回路図である。
【図２３】  参考の形態６による冷凍空調装置のさらに他の構成を示す冷媒回路図である。
【図２４】  本発明の参考の形態７による冷凍空調装置の構成を示す冷媒回路図である。
【図２５】  参考の形態７に係わる制御弁の構造を示す断面図である。
【図２６】  参考の形態７による冷凍空調装置の他の構成を示す冷媒回路図である。
【図２７】  参考の形態７による冷凍空調装置のさらに他の構成を示す冷媒回路図である。
【図２８】  本発明の参考の形態８による冷凍空調装置の構成を示す冷媒回路図である。
【図２９】  参考の形態８による冷凍空調装置の他の構成を示す説明図であり、図２９（ａ）は室外機を正面から見た時の構成を示し、図２９（ｂ）は室外機を側面から見た時の構成を示す。
【図３０】  本発明の参考の形態９による冷凍空調装置に係わる制御弁を示す断面図である。
【図３１】  本発明の参考の形態１０による冷凍空調装置の構成を示す冷媒回路図である。
【図３２】  参考の形態１０に係わる冷凍空調装置の運転情報の測定方法を示す説明図である。
【図３３】  参考の形態１０に係わる冷凍空調装置の運転情報の他の測定方法を示す説明図である。
【図３４】  従来の空気調和機を示す冷媒回路図である。
【図３５】  従来の空気調和機に係り、時間的な電磁弁の開閉制御の様子を示す説明図である。
【符号の説明】
１ａ、１ｃ  段階的な容量で運転可能な圧縮機、１ｂ  一定容量の圧縮機、２ａ、２ｂ  吐出配管、３ａ、３ｂ  吸入配管、４  冷媒流路切り換え手段、５  第1熱交換器、６  液管、７  絞り手段、８ａ、８ｂ  第２熱交換器、９  ガス管、１０ａ、１０ｂ  制御弁、１６高圧側の冷媒容器、１７  低圧側の冷媒容器、１８  オイルセパレータ、１９  油戻し回路、３０  液レシーバ、３１  アキュムレータ、３２、３３  抵抗素子、３４  バイパス回路、３５  制御弁、３６  熱交換部、３７  可動弁、３８  弁座、３９  プランジャー、４０  コイル、４１  弁入口側流路、４２  弁出口側流路、４３  冷却手段、４４  室外機、４５  機械室、４６ａ、４６ｂ  減速手段、４７ａ、４７ｂ  圧力測定手段、４８ａ、４８ｂ、４８ｃ、４８ｄ  温度測定手段。
【図１】
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【図２】
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【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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【図１０】
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【図１１】
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【図１２】
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【図１３】
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【図１４】
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【図１５】
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【図１６】
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【図１７】
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【図１８】
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【図１９】
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【図２０】
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【図２１】
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【図２２】
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【図２３】
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【図２４】
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【図２５】
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【図２６】
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【図２７】
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【図２８】
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【図２９】
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【図３０】
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【図３１】
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【図３２】
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【図３３】
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【図３４】
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【図３５】
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