JP2009257756A - Heat pump apparatus, and outdoor unit for heat pump apparatus - Google Patents
Heat pump apparatus, and outdoor unit for heat pump apparatus Download PDFInfo
- Publication number
- JP2009257756A JP2009257756A JP2009178122A JP2009178122A JP2009257756A JP 2009257756 A JP2009257756 A JP 2009257756A JP 2009178122 A JP2009178122 A JP 2009178122A JP 2009178122 A JP2009178122 A JP 2009178122A JP 2009257756 A JP2009257756 A JP 2009257756A
- Authority
- JP
- Japan
- Prior art keywords
- heat exchanger
- refrigerant
- heat
- compressor
- expansion valve
- Prior art date
- Legal status (The legal status 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 status listed.)
- Granted
Links
Images
Landscapes
- Air Conditioning Control Device (AREA)
- Compression-Type Refrigeration Machines With Reversible Cycles (AREA)
Abstract
Description
この発明は、ヒートポンプ装置及びヒートポンプ装置の室外機に関するものであり、特にガスインジェクションを行い低外気温度時の暖房能力を向上させるヒートポンプ装置及びヒートポンプ装置の室外機に関するものである。 The present invention relates to a heat pump device and an outdoor unit of the heat pump device, and more particularly, to a heat pump device and an outdoor unit of the heat pump device that perform gas injection to improve the heating capability at a low outside air temperature.
従来の冷凍空調装置として、凝縮器と蒸発器との間の中間圧部分に気液分離器を設け、気液分離器で分離されたガス冷媒を圧縮機の中間圧部分にインジェクションし、暖房能力の向上をもたらすようにしたものがある（例えば、特許文献１参照）。
また、気液分離器の代わりに、高圧液冷媒の一部をバイパスし、減圧した後で高圧液冷媒と熱交換し蒸発ガス化させた後で、圧縮機にインジェクションし暖房能力の向上をもたらすようにしたものがある（例えば、特許文献２参照）。
また、凝縮器と蒸発器との間の中間圧部分に液レシーバを設け、液レシーバ内の冷媒と圧縮機吸入の冷媒を熱交換させる構成としたものがある（例えば、特許文献３参照）。
As a conventional refrigeration air conditioner, a gas-liquid separator is installed at the intermediate pressure part between the condenser and the evaporator, and the gas refrigerant separated by the gas-liquid separator is injected into the intermediate pressure part of the compressor to increase the heating capacity. (For example, refer to Patent Document 1).
Also, instead of the gas-liquid separator, a part of the high-pressure liquid refrigerant is bypassed, and after reducing the pressure, heat exchange with the high-pressure liquid refrigerant is carried out to evaporate gas, and then injected into the compressor to improve the heating capacity. There is something like this (see, for example, Patent Document 2).
In addition, there is a configuration in which a liquid receiver is provided in an intermediate pressure portion between the condenser and the evaporator so that heat is exchanged between the refrigerant in the liquid receiver and the refrigerant sucked by the compressor (for example, see Patent Document 3).
しかし、従来の冷凍空調装置には以下のような問題があった。
まず、特許文献１記載の従来例のように、気液分離器を設けたインジェクションを行う場合、気液分離器内の液量がインジェクション量によって変化し、それに伴い冷凍サイクル内の液冷媒量分布が変動し、運転が不安定になるという問題があった。
インジェクションされるガス冷媒流量と気液分離器に流入する二相冷媒のうちのガス冷媒流量とが釣り合っている場合は、蒸発器側に流出するのは液冷媒のみとなり、気液分離器内の液冷媒量は安定するが、インジェクションされる冷媒流量が減少し、その冷媒流量が気液分離器に流入するガス冷媒流量より少なくなると、蒸発器側にガス冷媒も流出する運転となり、気液分離器底部からガスが流出するために、気液分離器内の液はほとんど流出した運転となる。
逆に、インジェクションされる冷媒流量が増加すると、ガス冷媒が足りないため、ガス冷媒に混じって液冷媒もインジェクションされる状態となり、気液分離器頂部から液が流出するために、気液分離器内の液はほとんど満液となる。
However, the conventional refrigeration and air-conditioning apparatus has the following problems.
First, as in the conventional example described in
When the injected gas refrigerant flow rate and the gas refrigerant flow rate of the two-phase refrigerant flowing into the gas-liquid separator are balanced, only the liquid refrigerant flows out to the evaporator side, Although the amount of liquid refrigerant is stable, the flow rate of injected refrigerant decreases, and when the refrigerant flow rate becomes smaller than the gas refrigerant flow rate flowing into the gas-liquid separator, the gas refrigerant also flows out to the evaporator side. Since the gas flows out from the bottom of the vessel, the liquid in the gas-liquid separator is almost discharged.
On the contrary, when the flow rate of the injected refrigerant increases, the gas refrigerant is insufficient, so the liquid refrigerant is also injected into the gas refrigerant, and the liquid flows out from the top of the gas-liquid separator. The liquid inside is almost full.
インジェクション流量は冷凍サイクルの高低圧や気液分離器の圧力、および圧縮機の運転容量などによって変動しやすいため、インジェクション流量が気液分離器に流入するガス冷媒流量と釣り合うことはほとんどなく、実際は気液分離器内の液冷媒量はほとんど０か満液の状態となり、運転状況に応じて、気液分離器内の冷媒量変動が生じやすい。その結果、冷凍サイクル内の冷媒量分布が変動し、運転の不安定が生じやすくなる。
このような気液分離器内の冷媒量変動に伴う運転不安定は、特許文献２記載の従来例のように、高圧液冷媒の一部をバイパスしてインジェクションする形式をとると、液貯留部が存在しないために解決される。しかし、この形式をとっても以下のような問題が残る。
The injection flow rate is likely to fluctuate depending on the high and low pressures of the refrigeration cycle, the pressure of the gas-liquid separator, the operating capacity of the compressor, etc., so the injection flow rate rarely matches the gas refrigerant flow rate flowing into the gas-liquid separator. The amount of liquid refrigerant in the gas-liquid separator is almost zero or full, and the amount of refrigerant in the gas-liquid separator is likely to vary depending on the operating conditions. As a result, the refrigerant amount distribution in the refrigeration cycle fluctuates and operation instability is likely to occur.
Such operation instability due to fluctuations in the amount of refrigerant in the gas-liquid separator takes the form of bypassing a part of the high-pressure liquid refrigerant and injecting it as in the conventional example described in
一般にガスインジェクションを行う冷凍サイクルでは、インジェクション流量を増加させ、圧縮機から吐出され室内熱交換器に流入する冷媒流量が増加するほど暖房能力を増加させることができる。
しかし、インジェクション流量を増加させると、ガス冷媒に混じって液冷媒もインジェクションされるようになり、圧縮機吐出温度が低下し、室内熱交換器入口の冷媒温度も低下することにより室内熱交換器の熱交換能力が低下する。従って、冷媒流量と熱交換能力との釣り合いで暖房能力最大となるインジェクション流量が存在する。
通常の空気熱源式ヒートポンプ冷凍空調装置では、外気が−１０℃以下となるような寒冷地では暖房能力が低下し、十分な暖房運転が行えない状況にあり、より多くの暖房能力を発揮できる装置が求められているが、前述したようなガスインジェクションサイクルでは、暖房能力の限界があり、十分な暖房運転が行えないという問題があった。
In general, in a refrigeration cycle in which gas injection is performed, the heating capacity can be increased as the injection flow rate is increased and the refrigerant flow rate discharged from the compressor and flowing into the indoor heat exchanger is increased.
However, when the injection flow rate is increased, the liquid refrigerant is also injected into the gas refrigerant, the compressor discharge temperature is lowered, and the refrigerant temperature at the inlet of the indoor heat exchanger is also lowered. Heat exchange capacity is reduced. Therefore, there exists an injection flow rate that maximizes the heating capacity in balance between the refrigerant flow rate and the heat exchange capacity.
In a normal air heat source type heat pump refrigeration air conditioner, the heating capacity is lowered in a cold district where the outside air is -10 ° C. or less, and sufficient heating operation cannot be performed. However, in the gas injection cycle as described above, there is a problem that the heating capacity is limited and sufficient heating operation cannot be performed.
また、特許文献３記載の従来例においても、その回路構成には暖房能力を増加させる作用は無く、同様に寒冷地での暖房能力が低下し十分な暖房運転が行えないという問題があった。
この発明は以上の課題に鑑み、ヒートポンプ装置及びヒートポンプ装置の室外機の暖房能力を従来のガスインジェクションサイクルよりも向上させ、外気が−１０℃以下となるような寒冷地においても十分な暖房能力を発揮できるヒートポンプ装置及びヒートポンプ装置の室外機を得ることを目的とする。
Further, even in the conventional example described in
In view of the above problems, the present invention improves the heating capacity of the heat pump apparatus and the outdoor unit of the heat pump apparatus as compared with the conventional gas injection cycle, and has sufficient heating capacity even in a cold district where the outside air is -10 ° C or lower. It aims at obtaining the outdoor unit of the heat pump apparatus and heat pump apparatus which can be exhibited.
本発明に係るヒートポンプ装置は、空気の熱を冷媒に吸熱させる熱交換器（１２）と、前記熱交換器（１２）から冷媒を吸入する圧縮機（３）と、前記圧縮機（３）から吐出された冷媒の熱を負荷側媒体に与える熱交換器（６）と、前記熱交換器（６）から前記熱交換器（１２）に流れる冷媒の圧力を下げる膨張弁（１１）と、が冷媒を循環させるように接続されているヒートポンプ装置において、前記熱交換器（６）から前記熱交換器（１２）に向かって流れる冷媒の熱を、前記熱交換器（１２）から前記圧縮機（３）に向かって流れる冷媒に与える熱交換器（９）と、前記熱交換器（６）から前記熱交換器（１２）に向かって流れる冷媒の一部を、前記熱交換器（１２）を経て前記圧縮機（３）に吸入されて中間圧に圧縮された冷媒に合流させるバイパス経路（１３）と、前記バイパス経路（１３）に設けられ、前記パイパス経路（１３）を流れる冷媒の圧力を下げる膨張弁（１４）と、前記バイパス経路（１３）に設けられ、前記熱交換器（６）から前記熱交換器（１２）に向かって流れる冷媒の熱を、前記バイパス経路（１３）を流れる冷媒に与える熱交換器（１０）と、を有するものである。 A heat pump device according to the present invention includes a heat exchanger (12) that absorbs heat of air into a refrigerant, a compressor (3) that sucks refrigerant from the heat exchanger (12), and the compressor (3). A heat exchanger (6) for applying heat of the discharged refrigerant to the load-side medium, and an expansion valve (11) for reducing the pressure of the refrigerant flowing from the heat exchanger (6) to the heat exchanger (12). In the heat pump device connected to circulate the refrigerant, the heat of the refrigerant flowing from the heat exchanger (6) toward the heat exchanger (12) is transferred from the heat exchanger (12) to the compressor ( 3) a heat exchanger (9) for the refrigerant flowing toward the refrigerant, and a part of the refrigerant flowing from the heat exchanger (6) toward the heat exchanger (12) to the heat exchanger (12). After that, it is combined with the refrigerant sucked into the compressor (3) and compressed to an intermediate pressure. A bypass path (13) that is provided, an expansion valve (14) that is provided in the bypass path (13) and that lowers the pressure of the refrigerant flowing through the bypass path (13), and is provided in the bypass path (13). A heat exchanger (10) for supplying heat of the refrigerant flowing from the exchanger (6) toward the heat exchanger (12) to the refrigerant flowing through the bypass path (13).
以上説明したように本発明によれば、低外気条件などで暖房能力が低下しやすい条件でも十分な暖房能力を確保することができる。 As described above, according to the present invention, sufficient heating capacity can be ensured even under conditions in which the heating capacity tends to be reduced under low outside air conditions.
実施の形態１．
図１は本発明に係る実施の形態１の冷凍空調装置（ヒートポンプ装置）の冷媒回路図である。
図１において、室外機１内には圧縮機３、暖房と冷房の運転切換を行う四方弁４、室外熱交換器１２（熱交換器（１２））、減圧装置である第１膨張弁１１（膨張弁（１１））、第２内部熱交換器１０（熱交換器（１０））、第１内部熱交換器９（熱交換器（９））、減圧装置である第２膨張弁８（膨張弁（８））、インジェクション回路１３（バイパス経路（１３））、インジェクション用減圧装置である第３膨張弁１４（膨張弁（１４））が搭載されている。
圧縮機３はインバータにより回転数が制御され容量制御されるタイプであり、圧縮機３内の圧縮室内にインジェクション回路１３から供給される冷媒をインジェクションすることが可能な構造となっている。
1 is a refrigerant circuit diagram of a refrigerating and air-conditioning apparatus (heat pump apparatus) according to
In FIG. 1, an
The
また第１膨張弁１１、第２膨張弁８、第３膨張弁１４は開度が可変に制御される電子膨張弁である。また室外熱交換器１２はファンなどで送風される外気と熱交換する。
室内機２内には室内熱交換器６（熱交換器（６））が搭載されている。ガス管５、液管７は室外機１と室内機２を接続する接続配管である。この冷凍空調装置の冷媒としてはＨＦＣ系の混合冷媒であるＲ４１０Ａが用いられる。
The
An indoor heat exchanger 6 (heat exchanger (6)) is mounted in the
室外機１内には計測制御装置１５及び各温度センサ１６が設置されている。温度センサ１６ａが圧縮機３の吐出側、温度センサ１６ｂが室外熱交換器１２と四方弁４の間、温度センサ１６ｃが室外熱交換器１２の中間部の冷媒流路上、温度センサ１６ｄが室外熱交換器１２と第１膨張弁１１の間、温度センサ１６ｅが第１内部熱交換器９と第２膨張弁８との間、温度センサ１６ｆが圧縮機３の吸入側に設けられ、それぞれ設置場所の冷媒温度を計測する。また温度センサ１６ｇは室外機１の周囲の外気温度を計測する。
A
室内機２内には温度センサ１６ｈ、１６ｉ、１６ｊが設置されており、温度センサ１６ｈは室内熱交換器６の中間部の冷媒流路上、温度センサ１６ｉは室内熱交換器６と液管７の間に設けられており、それぞれ設置場所での冷媒温度を計測する。温度センサ１６ｊは室内熱交換器６に吸気される空気温度を計測する。なお、負荷となる熱媒体が水など他の媒体である場合には温度センサ１６ｊはその媒体の流入温度を計測する。
温度センサ１６ｃ、１６ｈはそれぞれ熱交換器中間で気液二相状態となっている冷媒温度を検知することにより、高低圧の冷媒飽和温度を検知することができる。
また室外機１内の計測制御装置１５は温度センサ１６の計測情報や、冷凍空調装置使用者から指示される運転内容に基づいて、圧縮機３の運転方法、四方弁４の流路切換、室外熱交換器１２のファン送風量、各膨張弁の開度などを制御する。
The
In addition, the
次に、この冷凍空調装置での運転動作について説明する。
まず暖房運転時の動作について図１および図２に示す暖房運転時のＰＨ線図をもとに説明する。
暖房運転時には、四方弁４の流路は図１の実線方向に設定される。そして圧縮機３から吐出された高温高圧のガス冷媒（図２点１）は四方弁４を経て室外機１を流出しガス管５を経て室内機２に流入する。そして、室内熱交換器６に流入し、凝縮器となる室内熱交換器６で放熱しながら凝縮液化し高圧低温の液冷媒となる（図２点２）。冷媒から放熱された熱を負荷側の空気や水などの負荷側媒体に与えることで暖房を行う。
Next, the operation of this refrigeration air conditioner will be described.
First, the operation during the heating operation will be described with reference to the PH diagrams during the heating operation shown in FIGS.
During the heating operation, the flow path of the four-
室内熱交換器６を出た高圧低温の冷媒は液管７を経由して、室外機１に流入した後で、第２膨張弁８で若干減圧された後（図２点３）で、第１内部熱交換器９で圧縮機３に吸入される低温の冷媒に熱を与え冷却される（図２点４）。
そして、インジェクション回路１３に一部冷媒をバイパスした後で、第２内部熱交換器１０で、インジェクション回路１３にバイパスされ第３膨張弁１４で減圧され低温となった冷媒と熱交換し、さらに冷却される（図２点５）。その後、冷媒は第１膨張弁１１で低圧まで減圧され二相冷媒となり（図２点６）、その後蒸発器となる室外熱交換器１２に流入し、そこで吸熱し、蒸発ガス化される（図２点７）。その後、四方弁４を経て第１内部熱交換器９で高圧の冷媒と熱交換し、さらに加熱され（図２点８）、圧縮機３に吸入される。
The high-pressure and low-temperature refrigerant that has exited the
Then, after partially bypassing the refrigerant to the
一方、インジェクション回路１３にバイパスされた冷媒は、第３膨張弁１４で、中間圧まで減圧され、低温の二相冷媒となり（図２点９）、その後は第２内部熱交換器１０で高圧冷媒と熱交換し加熱され（図２点１０）、圧縮機３にインジェクションされる。
圧縮機３内部では、吸入された冷媒（図２点８）が中間圧まで圧縮、加熱された（図２点１１）後で、インジェクションされる冷媒と合流し、温度低下した後で（図２点１２）、高圧まで圧縮され吐出される（図２点１）。
On the other hand, the refrigerant bypassed to the
Inside the
次に冷房運転時の動作について図１および図３に示す冷房運転時のＰＨ線図をもとに説明する。
冷房運転時には、四方弁４の流路は図１の点線方向に設定される。そして、圧縮機３から吐出された高温高圧のガス冷媒（図３点１）は四方弁４を経て凝縮器となる室外熱交換器１２に流入し、ここで放熱しながら凝縮液化し、高圧低温の冷媒となる（図３点２）。 室外熱交換器１２を出た冷媒は第１膨張弁１１で若干減圧された後で（図３点３）、第２内部熱交換器１０で、インジェクション回路１３を流れる低温の冷媒と熱交換し冷却され（図３点４）、ここで一部冷媒をインジェクション回路１３にバイパスした後、引き続き第１内部熱交換器９で、圧縮機３に吸入される冷媒と熱交換し冷却される（図３点５）。
Next, the operation during the cooling operation will be described based on the PH diagrams during the cooling operation shown in FIGS. 1 and 3.
During the cooling operation, the flow path of the four-
その後、第２膨張弁８で低圧まで減圧され二相冷媒となった後で（図３点６）、室外機１を流出し、液管７を経て室内機２に流入する。そして、蒸発器となる室内熱交換器６に流入し、そこで吸熱し、蒸発ガス化（図３点７）しながら室内機２側の空気や水などの負荷側媒体に冷熱を供給する。
室内熱交換器６を出た低圧ガス冷媒は室内機２を出て、ガス管５を経て室外機１に流入し、四方弁４を経た後で、第１内部熱交換器９で高圧冷媒と熱交換し加熱された後で（図３点８）、圧縮機３に吸入される。
Thereafter, the pressure is reduced to a low pressure by the
The low-pressure gas refrigerant that has exited the
一方、インジェクション回路１３にバイパスされた冷媒は、第３膨張弁１４で、中間圧まで減圧され、低温の二相冷媒となり（図３点９）、その後に第２内部熱交換器１０で高圧冷媒と熱交換し加熱され（図３点１０）、圧縮機３にインジェクションされる。圧縮機３内部では、吸入された冷媒（図３点８）が中間圧まで圧縮、加熱された（図３点１１）後で、インジェクションされる冷媒と合流し、温度低下した後で（図３点１２）、再度高圧まで圧縮され吐出される（図３点１）。
冷房運転時のＰＨ線図は暖房運転時とほぼ同一になり、どちらの運転モードでも同様の運転を実現できる。
On the other hand, the refrigerant bypassed to the
The PH diagram during the cooling operation is almost the same as that during the heating operation, and the same operation can be realized in either operation mode.
次に、この冷凍空調装置での運転制御動作について説明する。
まず、暖房運転時の制御動作について図４のフローチャートに基づいて説明する。
暖房運転時には、まず圧縮機３の容量、第１膨張弁１１の開度、第２膨張弁８の開度、第３膨張弁１４の開度が初期値に設定される（ステップＳ１）。
そして、それから所定時間経過すると（ステップＳ２）、それ以降運転状態に応じた各アクチュエータは以下のように制御される。
また、圧縮機３の容量は、基本的に室内機２の温度センサ１６ｊで計測される空気温度が、冷凍空調装置使用者が設定する温度になるように制御される。
Next, the operation control operation in this refrigeration air conditioner will be described.
First, the control operation during the heating operation will be described based on the flowchart of FIG.
During the heating operation, first, the capacity of the
Then, when a predetermined time has elapsed (step S2), the actuators corresponding to the operating state are controlled as follows.
The capacity of the
即ち、室内機２の空気温度と設定値とを比較する（ステップＳ３）。そして、空気温度が設定温度と等しいか或いは近接している場合には、圧縮機３の容量はそのまま維持されて次のステップに進む。
また、空気温度が設定温度より大きく低下している場合は、圧縮機３の容量は増加され、空気温度が設定温度に近接している場合には、圧縮機３の容量はそのまま維持され、空気温度が設定温度より高くなる場合には圧縮機３の容量は低下されるというように圧縮機３の容量を変更する（ステップＳ４）。
That is, the air temperature of the
When the air temperature is significantly lower than the set temperature, the capacity of the
各膨張弁の制御は以下のように行われる。
まず、第２膨張弁８は、温度センサ１６ｈで検知される高圧冷媒の飽和温度と温度センサ１６ｉで検知される室内熱交換器６の出口温度との差温で得られる室内熱交換器６出口の冷媒過冷却度ＳＣが予め設定された目標値、例えば１０℃になるように制御される。
即ち、室内熱交換器６出口の冷媒過冷却度ＳＣと目標値とを比較する（ステップＳ５）。そして、室内熱交換器６出口の冷媒過冷却度ＳＣが目標値と等しいか或いは近接している場合には、第２膨張弁８の開度はそのまま維持されて次のステップに進む。
また、室内熱交換器６出口の冷媒過冷却度ＳＣが目標値より大きい場合には、第２膨張弁８の開度は大きく、冷媒過冷却度ＳＣが目標値より小さい場合には、第２膨張弁８の開度は小さく制御されるというように第２膨張弁８の開度を変更する（ステップＳ６）。
Each expansion valve is controlled as follows.
First, the
That is, the refrigerant supercooling degree SC at the outlet of the
When the refrigerant supercooling degree SC at the outlet of the
次に、第１膨張弁１１は、温度センサ１６ｆで検知される圧縮機３吸入温度と温度センサ１６ｃで検知される低圧冷媒の飽和温度との差温で検知される圧縮機３吸入の冷媒過熱度ＳＨが予め設定された目標値、例えば１０℃になるように制御される。
即ち、圧縮機３吸入の冷媒過熱度ＳＨと目標値とを比較する（ステップＳ７）。そして、圧縮機３吸入の冷媒過熱度ＳＨが目標値と等しいか或いは近接している場合には、第１膨張弁１１の開度はそのまま維持されて次のステップに進む。
また、圧縮機３吸入の冷媒過熱度ＳＨが目標値より大きい場合には、第１膨張弁１１の開度は大きく、冷媒過熱度ＳＨが目標値より小さい場合には、第１膨張弁１１の開度は小さくされるというように第１膨張弁１１の開度を変更する（ステップＳ８）。
Next, the
That is, the refrigerant superheating degree SH sucked in the
Further, when the refrigerant superheat degree SH sucked by the
更に、第３膨張弁１４は、温度センサ１６ａで検知される圧縮機３の吐出温度が予め設定された目標値、例えば９０℃になるように制御される。
即ち、圧縮機３の吐出温度と目標値とを比較する（ステップＳ９）。そして、圧縮機３の吐出温度が目標値と等しいか或いは近接している場合には、第３膨張弁１４の開度はそのまま維持されてステップＳ２に戻る。
第３膨張弁１４の開度を変化させた時の冷媒状態変化は以下のようになる。
第３膨張弁１４の開度が大きくなると、インジェクション回路１３に流れる冷媒流量が増加する。第２内部熱交換器１０での熱交換量はインジェクション回路１３の流量によって、大きく変化しないので、インジェクション回路１３に流れる冷媒流量が増加すると、第２内部熱交換器１０でのインジェクション回路１３側の冷媒エンタルピ差（図２の点９→１０の差）は小さくなり、インジェクションされる冷媒エンタルピ（図２点１０）は低下する。
Further, the
That is, the discharge temperature of the
The refrigerant state change when the opening degree of the
When the opening degree of the
従って、インジェクションされた冷媒が合流後の冷媒エンタルピ（図２点１２）のエンタルピも低下し、その結果、圧縮機３の吐出エンタルピ（図２点１）も低下し、圧縮機３の吐出温度は低下する。
逆に、第３膨張弁１４の開度が小さくなると、圧縮機３の吐出エンタルピは上昇し、圧縮機３の吐出温度は上昇する。従って、第３膨張弁１４の開度制御は、圧縮機３の吐出温度が目標値より高い場合には、第３膨張弁１４の開度を大きく制御し、逆に吐出温度が目標値より低い場合には第３膨張弁１４の開度を小さく制御するというように第３膨張弁１４の開度を変更し（ステップＳ１０）、その後はステップＳ２に戻る。
Therefore, the enthalpy of the refrigerant enthalpy (
Conversely, when the opening of the
次に冷房運転時の制御動作について図５のフローチャートに基づいて説明する。
冷房運転時には、まず圧縮機３の容量、第１膨張弁１１の開度、第２膨張弁８の開度、第３膨張弁１４の開度が初期値に設定される（ステップＳ１１）。
それから所定時間経過すると（ステップＳ１２）、それ以降運転状態に応じた各アクチュエータは以下のように制御される。
Next, the control operation during the cooling operation will be described based on the flowchart of FIG.
During the cooling operation, first, the capacity of the
Thereafter, when a predetermined time elapses (step S12), each actuator corresponding to the operating state is controlled as follows.
まず、圧縮機３の容量は、基本的に室内機２の温度センサ１６ｊで計測される空気温度が、冷凍空調装置使用者が設定する温度になるように制御される。
即ち、室内機２の空気温度と設定温度とを比較する（ステップＳ１３）。そして、空気温度が設定温度と等しいか或いは近接している場合には、圧縮機３の容量はそのまま維持されて次のステップに進む。
また、空気温度が設定温度より大きく上昇している場合は、圧縮機３の容量は増加され、空気温度が設定温度より低くなる場合には圧縮機３の容量は低下されるというように圧縮機３の容量を変更する（ステップＳ１４）。
First, the capacity of the
That is, the air temperature of the
When the air temperature is higher than the set temperature, the capacity of the
各膨張弁の制御は以下のように行われる。
まず、第１膨張弁１１は、温度センサ１６ｃで検知される高圧冷媒の飽和温度と温度センサ１６ｄで検知される室外熱交換器１２の出口温度との差温で得られる室外熱交換器１２出口の冷媒過冷却度ＳＣが予め設定された目標値、例えば１０℃になるように制御される。
即ち、室外熱交換器１２出口の冷媒過冷却度ＳＣと目標値とを比較する（ステップＳ１５）。そして、室外熱交換器１２出口の冷媒過冷却度ＳＣが目標値と等しいか或いは近接している場合には、第１膨張弁１１の開度はそのまま維持されて次のステップに進む。
また、室外熱交換器１２出口の冷媒過冷却度ＳＣが目標値より大きい場合には、第１膨張弁１１の開度は大きく、冷媒過冷却度ＳＣが目標値より小さい場合には、第１膨張弁１１の開度は小さく制御されるというように第１膨張弁１１の開度を変更する（ステップＳ１６）。
Each expansion valve is controlled as follows.
First, the
That is, the refrigerant supercooling degree SC at the outlet of the
When the refrigerant supercooling degree SC at the outlet of the
次に、第２膨張弁８は、温度センサ１６ｆで検知される圧縮機３吸入温度と温度センサ１６ｈで検知される低圧冷媒の飽和温度との差温で検知される圧縮機３吸入の冷媒過熱度ＳＨが予め設定された目標値、例えば１０℃になるように制御される。
即ち、圧縮機３吸入の冷媒過熱度ＳＨと目標値とを比較する（ステップＳ１７）。そして、圧縮機３吸入の冷媒過熱度ＳＨと目標値と等しいか或いは近接している場合には、第２膨張弁８の開度はそのまま維持されて次のステップに進む。
また、圧縮機３吸入の冷媒過熱度ＳＨが目標値より大きい場合には、第２膨張弁８の開度は大きく、冷媒過熱度ＳＨが目標値より小さい場合には、第３膨張弁８の開度は小さく制御されるというように第２膨張弁８の開度を変更する（ステップＳ１８）。
Next, the
That is, the refrigerant superheating degree SH sucked into the
Further, when the refrigerant superheat degree SH sucked by the
次に、第３膨張弁１４は、温度センサ１６ａで検知される圧縮機３の吐出温度が予め設定された目標値、例えば９０℃になるように制御される。
即ち、圧縮機３の吐出温度と目標値とを比較する（ステップＳ１９）。そして、圧縮機３の吐出温度が目標値と等しいか或いは近接している場合には、第３膨張弁８の開度はそのまま維持されてステップＳ１２に戻る。
また、第３膨張弁１４の開度を変化させた時の冷媒状態変化は暖房運転時と同様であるので、圧縮機３の吐出温度が目標値より高い場合には、第３膨張弁１４の開度を大きく制御し、逆に吐出温度が目標値より低い場合には第３膨張弁１４の開度を小さく制御するというように第３膨張弁１４の開度を変更し（ステップＳ２０）、ステップＳ１２に戻る。
Next, the
That is, the discharge temperature of the
Moreover, since the refrigerant | coolant state change when changing the opening degree of the
次に、本実施の形態の回路構成、および制御によって実現される作用効果について説明する。本装置の構成では、冷暖いずれの運転でも同様の運転を行えるので、以下特に暖房運転について説明する。
本装置の回路構成はいわゆるガスインジェクション回路となっている。即ち、凝縮器となる室内熱交換器６を出た後で中間圧まで減圧された冷媒のうちガス冷媒を圧縮機３にインジェクションする構成となっている。
Next, the circuit configuration of the present embodiment and the operational effects realized by the control will be described. In the configuration of the present apparatus, the same operation can be performed in both the cooling and heating operations, and therefore the heating operation will be particularly described below.
The circuit configuration of this apparatus is a so-called gas injection circuit. That is, the refrigerant is injected into the
一般には、気液分離器で中間圧の冷媒を液・ガスに分離しインジェクションされる構成が多いが、本装置では、図６に示されるように、第２内部熱交換器１０での熱交換により、熱的に液・ガスを分離し、インジェクションする構成としている。
ガスインジェクション回路とすることにより以下のような効果が得られる。
まず、ガスインジェクションを行うことにより、圧縮機３から吐出される冷媒流量が増加し、圧縮機３から吐出される冷媒流量Gdis＝圧縮機３で吸入される冷媒流量Gsuc＋インジェクションされる冷媒流量Ginjとなる。
従って、凝縮器となる熱交換器に流れる冷媒流量が増加するので、暖房運転の場合には、暖房能力が増加する。
In general, the gas-liquid separator often separates the intermediate pressure refrigerant into liquid / gas and is injected, but in this apparatus, as shown in FIG. 6, the heat exchange in the second
By using a gas injection circuit, the following effects can be obtained.
First, by performing gas injection, the refrigerant flow rate discharged from the
Therefore, since the flow rate of the refrigerant flowing through the heat exchanger serving as a condenser increases, the heating capacity increases in the heating operation.
一方、第２内部熱交換器１０での熱交換により図６に示されるように、蒸発器となる熱交換器に流入する冷媒エンタルピが低下し、蒸発器での冷媒エンタルピ差が増大する。従って冷房運転時においても、冷房能力が増加する。
また、ガスインジェクションを行う場合は効率改善効果も得られる。
蒸発器に流入する冷媒は、一般に気液二相冷媒であるが、このうちガス冷媒は冷房能力に寄与しない。圧縮機３から見ると、この低圧のガス冷媒も、蒸発器で蒸発したガス冷媒と一緒に高圧に昇圧する仕事を行っている。
On the other hand, as shown in FIG. 6 due to heat exchange in the second
In addition, when gas injection is performed, an efficiency improvement effect can be obtained.
The refrigerant flowing into the evaporator is generally a gas-liquid two-phase refrigerant, but the gas refrigerant does not contribute to the cooling capacity. When viewed from the
ガスインジェクションを行うと、蒸発器に流入するガス冷媒のうちのいくらかを中間圧で抜き出して、インジェクションし、中間圧から高圧に昇圧し圧縮することになる。
従って、インジェクションされるガス冷媒の流量については、低圧から中間圧まで昇圧する圧縮仕事が不要になり、この分効率改善される。この効果は冷暖房のいずれの運転でも得られる。
When gas injection is performed, some of the gas refrigerant flowing into the evaporator is extracted at an intermediate pressure, injected, boosted from the intermediate pressure to a high pressure, and compressed.
Therefore, with respect to the flow rate of the injected gas refrigerant, compression work for increasing the pressure from a low pressure to an intermediate pressure becomes unnecessary, and the efficiency is improved accordingly. This effect can be obtained in any operation of air conditioning.
次に、ガスインジェクション流量と暖房能力の相関について説明する。
ガスインジェクション流量を増加すると、前述したように圧縮機３から吐出される冷媒流量は増加する一方で、圧縮機３の吐出温度は低下し凝縮器に流入する冷媒温度も低下する。
凝縮器の熱交換性能を見ると、一般に熱交換器内での温度分布が高い程熱交換量が増加する。同一凝縮温度で凝縮器入口の冷媒温度が異なる場合の冷媒温度変化は図７に示すようになり、凝縮器内で冷媒が過熱ガス状態である部分の温度分布が異なってくる。
Next, the correlation between the gas injection flow rate and the heating capacity will be described.
When the gas injection flow rate is increased, the refrigerant flow rate discharged from the
Looking at the heat exchange performance of the condenser, in general, the higher the temperature distribution in the heat exchanger, the greater the amount of heat exchange. The refrigerant temperature change when the refrigerant temperature at the condenser inlet is different at the same condensation temperature is as shown in FIG. 7, and the temperature distribution of the portion where the refrigerant is in the superheated gas state in the condenser is different.
凝縮器では冷媒が凝縮温度で二相状態にあるときの熱交換量が多くを占めるが、過熱ガス状態である部分の熱交換量も全体の２０％〜３０％程度存在し、熱交換量への影響は大きい。
インジェクション流量が多くなりすぎ、過熱ガス部分での冷媒温度の低下が著しいと、凝縮器での熱交換性能が低下し、暖房能力も低下する。上記のガスインジェクション流量と暖房能力の相関を表すと図８のようになり、暖房能力が最大となるガスインジェクション流量が存在する。
In the condenser, the heat exchange amount when the refrigerant is in the two-phase state at the condensation temperature occupies a large amount, but the heat exchange amount of the part that is in the superheated gas state is also about 20% to 30% of the total, and the heat exchange amount The impact of is great.
If the injection flow rate is excessively increased and the refrigerant temperature is significantly reduced in the superheated gas portion, the heat exchange performance in the condenser is lowered and the heating capacity is also lowered. The correlation between the gas injection flow rate and the heating capacity is shown in FIG. 8, and there is a gas injection flow rate at which the heating capacity is maximized.
次に、本実施の形態における第１内部熱交換器９の作用効果について説明する。
第１内部熱交換器９では、凝縮器を出た高圧液冷媒と圧縮機３の吸入冷媒が熱交換される。高圧液冷媒が第１内部熱交換器９にて冷却されることにより、蒸発器に流入する冷媒のエンタルピは低くなるので、蒸発器での冷媒エンタルピ差が拡大される。
従って、冷房運転時には冷房能力が増加する。
Next, the effect of the 1st
In the first
Therefore, the cooling capacity increases during the cooling operation.
一方、圧縮機３に吸入される冷媒は加熱され、吸入温度が上昇する。これに伴い圧縮機３の吐出温度も上昇する。また圧縮機３の圧縮行程では、同じ昇圧を行う場合でも一般的に高温の冷媒を圧縮するほどより多くの仕事を必要とする。
従って、第１内部熱交換器９を設けることによる効率面での影響は、蒸発器エンタルピ差拡大による能力増加と、圧縮仕事の増加の両面が表れ、蒸発器エンタルピ差拡大による能力増加の影響が大きい場合には、装置の運転効率が上昇する。
On the other hand, the refrigerant sucked into the
Therefore, the effect on the efficiency due to the provision of the first
次に、本実施の形態のように、第１内部熱交換器９による熱交換と、インジェクション回路１３によるガスインジェクションを組み合わせた場合の効果について説明する。
第１内部熱交換器９による熱交換を行うと、圧縮機３吸入温度が上昇する。従って、インジェクションを行った場合の圧縮機３内部の変化においては、低圧から中間圧に昇圧された冷媒エンタルピ（図２、図３の点１１）が高くなり、インジェクションされる冷媒と合流した後の冷媒エンタルピ（図２、図３の点１２）も高くなる。
Next, the effect of combining heat exchange by the first
When heat exchange is performed by the first
従って、圧縮機３の吐出エンタルピ（図２、図３の点１）も高くなり、圧縮機３の吐出温度は上昇する。そこで、第１内部熱交換器９による熱交換の有無に伴う、ガスインジェクション流量と暖房能力の相関の変化を表すと図９のようになる。
第１内部熱交換器９による熱交換が有る場合には、同一インジェクション量を行った場合の圧縮機３吐出温度は高くなるので、凝縮器入口の冷媒温度も高くなり、凝縮器熱交換量が増加し、暖房能力が増加する。従って暖房能力ピークとなるインジェクション流量が増加し、暖房能力のピーク値そのものも増加し、より多くの暖房能力を得ることができる。
Therefore, the discharge enthalpy (
When there is heat exchange by the first
なお、第１内部熱交換器９が存在しない場合でも、第１膨張弁１１の開度制御により、圧縮機３の吸入過熱度を上昇させて、圧縮機３の吐出温度を上昇させることができる。
しかし、この場合は、同時に蒸発器となる室外熱交換器１２出口の冷媒過熱度も大きくなることから、室外熱交換器１２の熱交換効率が低下する。
室外熱交換器１２の熱交換効率が低下すると、同一熱交換量を得るためには、蒸発温度を低下させねばならず、低圧の低下する運転となる。
Even when the first
However, in this case, since the degree of refrigerant superheat at the outlet of the
When the heat exchange efficiency of the
低圧が低下すると、圧縮機３で吸入される冷媒流量も減少するため、このような運転を行うと、かえって暖房能力を低下させることになる。
逆にいうと、第１内部熱交換器９を用いると、蒸発器となる室外熱交換器１２の出口の冷媒状態が適切な状態となり、熱交換効率のよい状態のまま、圧縮機３吐出温度を上昇させることができ、前記のような低圧の低下を回避し、暖房能力増加を容易に実現できる。
When the low pressure is lowered, the refrigerant flow rate sucked by the
In other words, when the first
また、本実施の形態の回路構成では、高圧冷媒の一部をバイパスし減圧後、第２内部熱交換器１０で過熱ガス化したあとインジェクションを行う構成をとっている。
従って、従来例のように気液分離器を用いて分離したガスをインジェクションする場合に比べ、制御や運転状態などに応じてインジェクション量が変化したときの冷媒量分布の変動が発生しないので、より安定した運転を実現できる。
In the circuit configuration of the present embodiment, a part of the high-pressure refrigerant is bypassed and decompressed, and after being superheated and gasified by the second
Therefore, compared to the case of injecting gas separated using a gas-liquid separator as in the conventional example, the refrigerant amount distribution does not change when the injection amount changes according to the control or operating state, etc. Stable operation can be realized.
なお、第３膨張弁１４は圧縮機３の吐出温度が目標値となるように制御すると前述したが、この制御目標値は暖房能力が最大となるように設定する。
図９に示したように、ガスインジェクション流量−暖房能力−吐出温度の相関から、暖房能力最大となる吐出温度が存在するので、予めこの吐出温度を求めておいて目標値に設定する。なお、吐出温度の目標値は必ずしも一定値である必要は無く、運転条件や凝縮器などの機器の特性に応じて随時変更してもよい。
このように吐出温度制御を行うことで、ガスインジェクション量を暖房能力最大となるように制御できる。
Although the
As shown in FIG. 9, since there is a discharge temperature that maximizes the heating capacity based on the correlation between the gas injection flow rate, the heating capacity, and the discharge temperature, this discharge temperature is obtained in advance and set to the target value. Note that the target value of the discharge temperature is not necessarily a constant value, and may be changed as needed according to operating conditions and characteristics of equipment such as a condenser.
By performing the discharge temperature control in this way, the gas injection amount can be controlled to be the maximum heating capacity.
ガスインジェクション量については暖房能力最大となるようにするだけでなく、運転効率最大となるように制御することもできる。
冷凍空調装置起動時のように、多量の暖房能力を必要とする場合は能力最大に制御するが、装置を一定時間運転後、暖房により室温が上昇した場合などには、それほど多くの暖房能力を必要としなくなるので、このような場合には、効率最大となるように制御する。
The gas injection amount can be controlled not only to maximize the heating capacity but also to maximize the operating efficiency.
When a large amount of heating capacity is required, such as when the refrigeration air conditioner is activated, the maximum capacity is controlled. In such a case, control is performed to maximize efficiency.
インジェクション流量と暖房能力と運転効率の間には、図１０に示すような相関があり、暖房能力最大となる場合に比べ、運転効率最大となるとき、インジェクション流量は少なく、吐出温度は高くなる。
暖房能力最大となるインジェクション流量では、吐出温度を低くしていることから、凝縮器の熱交換性能が低下していること、またインジェクション流量を多くするために、中間圧力が低くなり、インジェクション分を圧縮する圧縮仕事が多くなることにより、運転効率最大となる場合に比べ効率が低下する。
There is a correlation as shown in FIG. 10 between the injection flow rate, the heating capacity, and the operation efficiency. Compared to the maximum heating capacity, the injection flow rate is small and the discharge temperature is high when the operation efficiency is maximum.
At the injection flow rate at which the heating capacity is maximized, the discharge temperature is lowered, so that the heat exchange performance of the condenser is lowered, and in order to increase the injection flow rate, the intermediate pressure is lowered and the injection amount is reduced. By increasing the compression work to be compressed, the efficiency is reduced as compared with the case where the operation efficiency is maximized.
そこで、インジェクション回路１３の第３膨張弁１４で制御する吐出温度目標値として、暖房能力最大となる目標値だけでなく運転効率最大となる目標値も持ち、運転状況、例えば圧縮機３の運転容量や、室内機側空気温度の状況に応じて、暖房能力が必要とされるときは、暖房能力最大となる目標値に設定し、そうでない場合は運転効率最大となる目標値に設定する。
このような運転を行うことにより、多量の暖房能力を実現するとともに、効率の高い装置の運転を行うことができる。
Therefore, the discharge temperature target value controlled by the
By performing such an operation, it is possible to realize a large amount of heating capacity and to operate a highly efficient apparatus.
また第１膨張弁１１は圧縮機３の吸入過熱度が目標値となるように制御するとしたが、この制御により蒸発器となる熱交換器出口の過熱度を最適にでき、蒸発器での熱交換性能を高く確保するとともに、冷媒エンタルピ差も適度に確保するように運転することができ、高効率の運転を行うことができる。
このような運転となる蒸発器出口の過熱度は熱交換器の特性によって異なるが、概ね２℃前後であり、それから第１内部熱交換器９で冷媒が加熱されるので、圧縮機３の吸入過熱度の目標値はこの値より高くなり、例えば前述した１０℃が目標値に設定される。
Further, the
Although the degree of superheat at the outlet of the evaporator in such an operation varies depending on the characteristics of the heat exchanger, it is about 2 ° C., and since the refrigerant is heated by the first
従って、第１膨張弁１１の制御としては、蒸発器出口の過熱度、暖房運転の場合は温度センサ１６ｂと温度センサ１６ｃの差温で求められる室外熱交換器１２出口の過熱度が目標値、例えば前述した２℃になるように制御してもよい。
ただし、蒸発器出口の過熱度を直接制御する場合、その目標値が２℃程度と低い値である場合には過渡的に蒸発器出口が気液二相状態となり、過熱度が適切に検知できず制御が難しくなることが生じる。
Therefore, as the control of the
However, when directly controlling the degree of superheat at the outlet of the evaporator, if the target value is a low value of about 2 ° C, the evaporator outlet becomes a gas-liquid two-phase state transiently, and the degree of superheat can be detected appropriately. It becomes difficult to control.
圧縮機３の吸入過熱度で検知すると、目標値を高く設定できるとともに第１内部熱交換器９での加熱により、吸入が気液二相となって過熱度が適切に検知できないという状況は発生しないので、制御としては、より容易に行うことができ、安定した制御を行うことができる。
If the suction superheat degree of the
また、第２膨張弁８は凝縮器となる室内熱交換器６出口の過冷却度が目標値となるように制御するとしたが、この制御により凝縮器での熱交換性能を高く確保するとともに、冷媒エンタルピ差も適度に確保するように運転することができ、高効率の運転を行うことができる。
このような運転となる凝縮器出口の過冷却度は熱交換器の特性によって異なるが概ね５〜１０℃前後である。
In addition, the
The degree of supercooling at the outlet of the condenser for such operation varies depending on the characteristics of the heat exchanger, but is generally around 5 to 10 ° C.
なお、過冷却度の目標値はこの値より高く設定する、例えば１０〜１５℃前後に設定することによって、暖房能力を増加した運転も行うことができる。
そこで、運転状況に応じて、過冷却度の目標値を変更し、装置起動時は高めの過冷却度目標値で暖房能力確保、室温安定時は低めの過冷却度目標値で高効率運転を行うようにすることもできる。
In addition, the operation which increased the heating capability can also be performed by setting the target value of a supercooling degree higher than this value, for example, setting to about 10-15 degreeC.
Therefore, the target value of the degree of supercooling is changed according to the operating conditions, and the heating capacity is secured with a higher target value of supercooling when starting up the device, and high efficiency operation is performed with a lower target value of subcooling when the room temperature is stable. You can also do it.
なお、冷凍空調装置の冷媒としては、Ｒ４１０Ａに限るものではなく、他の冷媒、ＨＦＣ系冷媒であるＲ１３４ａやＲ４０４Ａ、Ｒ４０７Ｃ、自然冷媒であるＣＯ2、ＨＣ系冷媒、アンモニア、空気、水などに用いることができる。特に冷媒としてＣＯ2を用いた場合、蒸発器での冷媒エンタルピ差が小さく運転効率が低くなるという欠点に対して、本装置の構成として第１内部熱交換器９、第２内部熱交換器１０により蒸発器エンタルピ差を拡大することができるので、より大きな効率改善を行うことができ、本装置の適用に好適である。
As the refrigerant in the refrigerating and air-conditioning apparatus is not limited to R410A, other refrigerants, R134a and R404A is a HFC refrigerant, R407C, CO 2, HC-based refrigerant is a natural refrigerant, ammonia, air, etc. in water Can be used. In particular, when CO 2 is used as the refrigerant, the first
また、ＣＯ2 の場合には、凝縮温度が存在せず、放熱器となる高圧側熱交換器では流れに伴い温度低下する。従って、放熱器での熱交換量変化は、ある一定区間凝縮温度となり一定量の熱交換量が確保できるＨＦＣ系冷媒などとは異なり、入口温度の影響が大きくなる。
従って、本実施の形態のように、吐出温度を高くしながらインジェクション流量を増加できる構成とすることで、ＨＦＣ系冷媒などより暖房能力の増加率が大きくなり、この面でもＣＯ2 冷媒は本装置の適用に好適である。
In the case of CO 2 , the condensation temperature does not exist, and the temperature of the high-pressure side heat exchanger serving as a radiator decreases with the flow. Therefore, the change in the heat exchange amount in the radiator becomes a certain constant section condensation temperature, and the influence of the inlet temperature becomes larger, unlike an HFC refrigerant that can secure a constant amount of heat exchange.
Therefore, as in the present embodiment, while raising the discharge temperature by a configuration capable of increasing the injection flow rate, HFC system such as from the greater the rate of increase in heating capacity refrigerant, CO 2 refrigerant in this plane the apparatus It is suitable for application.
また、第１内部熱交換器９、第２内部熱交換器１０の配置位置は図１の構成に限るものではなく、上流下流の位置関係が反対であっても同様の効果を得ることができる。またインジェクション回路１３を取り出す位置も図１の位置に限るものではなく、他の中間圧部分、および高圧液部から取り出せる位置であれば同様の効果を得ることができる。
なお、第３膨張弁１４の制御安定性を考慮するとインジェクション回路１３を取り出す位置としては、気液二相状態であるよりは完全に液となっている位置の方が望ましい。
Further, the arrangement positions of the first
In consideration of the control stability of the
なお、本実施の形態では、第１膨張弁１１、第３膨張弁８の間に第１内部熱交換器９、第２内部熱交換器１０及びインジェクション回路１３の取り出し位置を配置しているので、冷暖いずれの運転モードでも同様のインジェクションを行った運転を実施できる。
また、冷媒の飽和温度を凝縮器、蒸発器中間の冷媒温度センサで検知しているが、高低圧を検知する圧力センサを設け、計測された圧力値を換算して飽和温度を求めてもよい。
In the present embodiment, since the first
Further, the refrigerant saturation temperature is detected by the refrigerant temperature sensor between the condenser and the evaporator. However, a pressure sensor for detecting high and low pressures may be provided, and the measured pressure value may be converted to obtain the saturation temperature. .
実施の形態２．
以下本発明の実施の形態２を図１１に示す。図１１は実施の形態２における冷凍空調装置の冷媒回路図であり、室外機内に中圧レシーバ１７が設けられ、その内部に圧縮機３の吸入配管が貫通している。
この貫通部分の冷媒と中圧レシーバ１７内の冷媒が熱交換可能な構成となっており、実施の形態１における第１内部熱交換器９と同じ機能を実現する。
A second embodiment of the present invention is shown in FIG. FIG. 11 is a refrigerant circuit diagram of the refrigerating and air-conditioning apparatus according to
The refrigerant in the penetrating portion and the refrigerant in the
本形態における作用効果は、中圧レシーバ１７を除き、実施の形態１と同じであるので、その部分については説明を省略する。中圧レシーバ１７では、暖房運転時には室内交換器６出口の気液二相冷媒が流入し、中圧レシーバ１７内で冷却され液となって流出する。冷房運転時には第１膨張弁１１を出た気液二相冷媒が流入し、中圧レシーバ１７内で冷却され液となって流出する。
Since the operational effects in this embodiment are the same as those in the first embodiment except for the
中圧レシーバ１７内での熱交換は、主に気液二相冷媒のうちガス冷媒が吸入配管と触れて凝縮液化して熱交換される。従って、中圧レシーバ１７内に滞留する液冷媒量が少ないほど、ガス冷媒と吸入配管が接触する面積が多くなり、熱交換量は増加する。逆に、中圧レシーバ１７内に滞留する液冷媒量が多いと、ガス冷媒と吸入配管が接触する面積が少なくり、熱交換量は減少する。
The heat exchange in the
このように中圧レシーバ１７を備えることで以下の効果を持つ。
まず、中圧レシーバ１７の出口は液となるので、暖房運転時に第３膨張弁１４に流入する冷媒は、必ず液冷媒となるので、第３膨張弁１４の流量特性が安定し、制御安定性が確保され、安定した装置運転を行うことができる。
また中圧レシーバ１７内で熱交換を行うことで中圧レシーバ１７の圧力が安定的になり、第３膨張弁１４の入口圧力が安定し、インジェクション回路１３に流れる冷媒流量が安定するという効果もある。例えば負荷変動などがあり、高圧が変動したりすると、それに伴い中圧レシーバ１７内の圧力変動が生じるが、中圧レシーバ１７内の熱交換により圧力変動が抑制される。
By providing the
First, since the outlet of the
In addition, heat exchange in the
負荷が増加し、高圧が上昇すると中圧レシーバ１７内の圧力も上昇するが、そのときには、低圧との圧力差が広がり、中圧レシーバ１７内の熱交換器での温度差も広がるので熱交換量が増加する。熱交換量が増加すると、中圧レシーバ１７に流入する気液二相冷媒のうちのガス冷媒が凝縮する量が多くなるので、圧力が上がりにくくなり、中圧レシーバ１７の圧力上昇が抑制される。
When the load increases and the high pressure rises, the pressure in the
逆に、負荷が減少し、高圧が低下すると中圧レシーバ１７内の圧力も低下するが、そのときには、低圧との圧力差が狭まり、中圧レシーバ１７内の熱交換器での温度差も狭まるので熱交換量が減少する。熱交換量が減少すると、中圧レシーバ１７に流入する気液二相冷媒のうちのガス冷媒が凝縮する量が少なくなるので、圧力が下がりにくくなり、中圧レシーバ１７の圧力は低下が抑制される。
このように、中圧レシーバ１７内で熱交換を行うことにより、運転状態変動に伴う熱交換量変動が自律的に発生し、その結果として中圧レシーバ１７内の圧力変動が抑制される。
On the contrary, when the load decreases and the high pressure decreases, the pressure in the
As described above, by performing heat exchange in the
また、中圧レシーバ１７内で熱交換を行うことで装置運転そのものが安定するという効果もある。例えば低圧側の状態が変動し、蒸発器である室外熱交換器１２の出口の冷媒過熱度が大きくなった場合には、中圧レシーバ１７内での熱交換の際の温度差が減少するため、熱交換量が減少し、ガス冷媒が凝縮されにくくなるので、中圧レシーバ１７内のガス冷媒量が増加し、液冷媒量が減少する。
減少した分の液冷媒量は、室外熱交換器１２に移動し、室外熱交換器１２内の液冷媒量が増加することから、室外熱交換器１２出口の冷媒過熱度が大きくなることが抑制され、装置の運転変動が抑制される。
Moreover, there is an effect that the operation of the apparatus itself is stabilized by exchanging heat in the
The reduced amount of liquid refrigerant moves to the
逆に、低圧側の状態が変動し、蒸発器である室外熱交換器１２出口の冷媒過熱度が小さくなった場合には、中圧レシーバ１７内での熱交換の際の温度差が増加するため、熱交換量が増加し、ガス冷媒が凝縮されやすくなるので、中圧レシーバ１７内のガス冷媒量が減少し、液冷媒量が増加する。この分の液冷媒量は、室外熱交換器１２から移動することになり、室外熱交換器１２内の液冷媒量が減少することから、室外熱交換器１２出口の冷媒過熱度が小さくなることが抑制され、装置の運転変動が抑制される。
この過熱度変動を抑制する作用も、中圧レシーバ１７内で熱交換を行うことにより、運転状態変動に伴う熱交換量変動が自律的に発生することによって生じている。
Conversely, when the state on the low pressure side fluctuates and the degree of refrigerant superheating at the outlet of the
The effect of suppressing the fluctuation in superheat is also caused by the fact that the heat exchange amount in the
以上のように、実施の形態１における第１内部熱交換器９での熱交換を中圧レシーバ１７で行う構成とすることで、装置の運転変動が起きても、自律的な熱交換量変動により変動を抑制し、装置運転を安定的に行うことができる。
As described above, the heat exchange in the first
なお、中圧レシーバ１７で熱交換を行う構造であるが、中圧レシーバ１７内の冷媒と熱交換する構成であればどのような構成をとっても同様の効果を得ることができる。例えば、中圧レシーバ１７容器外周に圧縮機３の吸入配管を接触させて熱交換させる構成を用いてもよい。
また、インジェクション回路１３に供給する冷媒を中圧レシーバ１７底部から供給してもよい。この場合には、冷暖房の各運転で、第３膨張弁１４に液冷媒が流入することになるので、冷暖いずれの運転においても第３膨張弁１４の流量特性が安定し、制御安定性が確保される。
In addition, although it is the structure which heat-exchanges with the
Further, the refrigerant supplied to the
１ 室外機、２ 室内機、３ 圧縮機、４ 四方弁、５ ガス管、６ 室内熱交換器、７ 液管、８ 第２膨張弁、９ 第１内部熱交換器、１０ 第２内部熱交換器、１１ 第１膨張弁、１２ 室外熱交換器、１３ インジェクション回路、１４ インジェクション用の膨張弁、１５ 計測制御装置。
DESCRIPTION OF
Claims (22)
前記熱交換器（６）から前記熱交換器（１２）に向かって流れる冷媒の熱を、前記熱交換器（１２）から前記圧縮機（３）に向かって流れる冷媒に与える熱交換器（９）と、
前記熱交換器（６）から前記熱交換器（１２）に向かって流れる冷媒の一部を、前記熱交換器（１２）を経て前記圧縮機（３）に吸入されて中間圧に圧縮された冷媒に合流させるバイパス経路（１３）と、
前記バイパス経路（１３）に設けられ、前記パイパス経路（１３）を流れる冷媒の圧力を下げる膨張弁（１４）と、
前記バイパス経路（１３）に設けられ、前記熱交換器（６）から前記熱交換器（１２）に向かって流れる冷媒の熱を、前記バイパス経路（１３）を流れる冷媒に与える熱交換器（１０）と、を有する
ことを特徴とするヒートポンプ装置。 A heat exchanger (12) for absorbing the heat of air into the refrigerant, a compressor (3) for sucking the refrigerant from the heat exchanger (12), and the heat of the refrigerant discharged from the compressor (3) are loaded. A heat exchanger (6) applied to the side medium and an expansion valve (11) for reducing the pressure of the refrigerant flowing from the heat exchanger (6) to the heat exchanger (12) are connected to circulate the refrigerant. In the heat pump device
A heat exchanger (9) that gives heat of the refrigerant flowing from the heat exchanger (6) toward the heat exchanger (12) to the refrigerant flowing from the heat exchanger (12) toward the compressor (3). )When,
Part of the refrigerant flowing from the heat exchanger (6) toward the heat exchanger (12) is sucked into the compressor (3) through the heat exchanger (12) and compressed to an intermediate pressure. A bypass path (13) for joining the refrigerant;
An expansion valve (14) provided in the bypass path (13) for reducing the pressure of the refrigerant flowing through the bypass path (13);
A heat exchanger (10) that is provided in the bypass path (13) and applies heat of the refrigerant flowing from the heat exchanger (6) toward the heat exchanger (12) to the refrigerant flowing through the bypass path (13). And a heat pump device characterized by comprising:
前記膨張弁（１４）によって気液二相状態になる
ことを特徴とする請求項１に記載のヒートポンプ装置。 The refrigerant flowing through the bypass path (13) is
The heat pump device according to claim 1, wherein the expansion valve (14) is in a gas-liquid two-phase state.
前記熱交換器（６）と前記膨張弁（１１）との間から分岐している
ことを特徴とする請求項１又は２に記載のヒートポンプ装置。 The bypass path (13)
The heat pump device according to claim 1, wherein the heat pump device is branched from between the heat exchanger (6) and the expansion valve (11).
前記熱交換器（９）と前記熱交換器（１０）との間から分岐している
ことを特徴とする請求項３に記載のヒートポンプ装置。 The bypass path (13)
The heat pump device according to claim 3, wherein the heat pump device is branched from between the heat exchanger (9) and the heat exchanger (10).
ことを特徴とする請求項１〜４のいずれかに記載のヒートポンプ装置。 The heat pump device according to any one of claims 1 to 4, further comprising an expansion valve (8) between the heat exchanger (6) and the heat exchanger (9).
前記レシーバの内部に貯留された冷媒と、前記熱交換器（１２）から前記圧縮機（３）に向かう冷媒とで熱交換させる
ことを特徴とする請求項１〜５のいずれかに記載のヒートポンプ装置。 The heat exchanger (9) is a receiver having a function of storing a part of the refrigerant flowing from the heat exchanger (6) toward the heat exchanger (12),
Heat is exchanged between the refrigerant stored in the receiver and the refrigerant from the heat exchanger (12) toward the compressor (3).
The heat pump device according to claim 1, wherein the heat pump device is a heat pump device.
前記熱交換器（６）から前記レシーバ（１７）に向かって流れる冷媒の圧力を下げるものである
ことを特徴とする請求項６に記載のヒートポンプ装置。 The expansion valve (8)
The heat pump device according to claim 6, wherein the pressure of the refrigerant flowing from the heat exchanger (6) toward the receiver (17) is reduced.
ことを特徴とする請求項１〜７のいずれかに記載のヒートポンプ装置。 The heat pump device according to any one of claims 1 to 7, wherein the heat exchanger (6) is a condenser.
ことを特徴とする請求項１〜８のいずれかに記載のヒートポンプ装置。 The heat pump device according to any one of claims 1 to 8, wherein the load-side medium that exchanges heat with the refrigerant discharged from the compressor (3) in the heat exchanger (6) is air.
ことを特徴とする請求項１〜８のいずれかに記載のヒートポンプ装置。 The heat pump device according to any one of claims 1 to 8, wherein the load-side medium that exchanges heat with the refrigerant discharged from the compressor (3) in the heat exchanger (6) is water.
前記吐出温度センサ（１６ａ）によって検知される冷媒の吐出温度が、目標値よりも高い場合には冷媒のエンタルピを下げるように前記膨張弁（１４）の開度を大きく制御し、目標値よりも低い場合には冷媒のエンタルピを上げるように前記膨張弁（１４）の開度を小さく制御する制御手段と、を有する
ことを特徴とする請求項１〜９のいずれかに記載のヒートポンプ装置。 A discharge temperature sensor (16a) for detecting the discharge temperature of the refrigerant discharged from the compressor (3);
When the discharge temperature of the refrigerant detected by the discharge temperature sensor (16a) is higher than the target value, the opening of the expansion valve (14) is controlled to be large so as to lower the enthalpy of the refrigerant. The heat pump device according to any one of claims 1 to 9, further comprising control means for controlling the opening of the expansion valve (14) to be small so that the enthalpy of the refrigerant is increased when the temperature is low.
前記熱交換器（６）から前記熱交換器（１２）に向かって流れる冷媒の熱を、前記熱交換器（１２）から前記圧縮機（３）に向かって流れる冷媒に与える熱交換器（９）と、
前記熱交換器（６）から前記熱交換器（１２）に向かって流れる冷媒の一部を、前記熱交換器（１２）を経て前記圧縮機（３）に吸入されて中間圧に圧縮された冷媒に合流させるバイパス経路（１３）と、
前記バイパス経路（１３）に設けられ、前記パイパス経路（１３）を流れる冷媒の圧力を下げる膨張弁（１４）と、
前記バイパス経路（１３）に設けられ、前記熱交換器（６）から前記熱交換器（１２）に向かって流れる冷媒の熱を、前記バイパス経路（１３）を流れる冷媒に与える熱交換器（１０）と、を有する
ことを特徴とするヒートポンプ装置の室外機。 A heat exchanger (12) that absorbs the heat of air into the refrigerant, and a compressor (3) that sucks the refrigerant from the heat exchanger (12) and discharges the refrigerant to the heat exchanger (6) provided outside. And an expansion valve (11) for lowering the pressure of the refrigerant flowing toward the heat exchanger (12) after heat is applied to the load-side medium by the heat exchanger (6) provided outside. In the outdoor unit of the device,
A heat exchanger (9) that gives heat of the refrigerant flowing from the heat exchanger (6) toward the heat exchanger (12) to the refrigerant flowing from the heat exchanger (12) toward the compressor (3). )When,
Part of the refrigerant flowing from the heat exchanger (6) toward the heat exchanger (12) is sucked into the compressor (3) through the heat exchanger (12) and compressed to an intermediate pressure. A bypass path (13) for joining the refrigerant;
An expansion valve (14) provided in the bypass path (13) for reducing the pressure of the refrigerant flowing through the bypass path (13);
A heat exchanger (10) that is provided in the bypass path (13) and applies heat of the refrigerant flowing from the heat exchanger (6) toward the heat exchanger (12) to the refrigerant flowing through the bypass path (13). And an outdoor unit of the heat pump device.
前記膨張弁（１４）によって気液二相状態になる
ことを特徴とする請求項１２に記載のヒートポンプ装置の室外機。 The refrigerant flowing through the bypass path (13) is
The outdoor unit of the heat pump apparatus according to claim 12, wherein the expansion valve (14) is in a gas-liquid two-phase state.
前記熱交換器（６）と前記膨張弁（１１）との間から分岐している
ことを特徴とする請求項１２又は１３に記載のヒートポンプ装置の室外機。 The bypass path (13)
The outdoor unit of the heat pump device according to claim 12 or 13, wherein the outdoor unit branches from between the heat exchanger (6) and the expansion valve (11).
前記熱交換器（９）と前記熱交換器（１０）との間から分岐している
ことを特徴とする請求項１４に記載のヒートポンプ装置の室外機。 The bypass path (13)
It has branched from between the said heat exchanger (9) and the said heat exchanger (10). The outdoor unit of the heat pump apparatus of Claim 14 characterized by the above-mentioned.
ことを特徴とする請求項１２〜１５のいずれかに記載のヒートポンプ装置の室外機。 The outdoor unit of the heat pump device according to any one of claims 12 to 15, further comprising an expansion valve (8) between the heat exchanger (6) and the heat exchanger (9).
前記レシーバの内部に貯留された冷媒と、前記熱交換器（１２）から前記圧縮機（３）に向かう冷媒とで熱交換させる
ことを特徴とする請求項１２〜１６のいずれかに記載のヒートポンプ装置の室外機。 The heat exchanger (9) is a receiver having a function of storing a part of the refrigerant flowing from the heat exchanger (6) toward the heat exchanger (12),
Heat is exchanged between the refrigerant stored in the receiver and the refrigerant from the heat exchanger (12) toward the compressor (3).
The outdoor unit of the heat pump device according to any one of claims 12 to 16, wherein the outdoor unit is a heat pump device.
前記熱交換器（６）から前記レシーバ（１７）に向かって流れる冷媒の圧力を下げるものである
ことを特徴とする請求項１７に記載のヒートポンプ装置の室外機。 The expansion valve (8)
The outdoor unit of the heat pump device according to claim 17, wherein the pressure of the refrigerant flowing from the heat exchanger (6) toward the receiver (17) is reduced.
ことを特徴とする請求項１２〜１８のいずれかに記載のヒートポンプ装置の室外機。 The outdoor unit of the heat pump device according to any one of claims 12 to 18, wherein the heat exchanger (6) provided outside is a condenser.
ことを特徴とする請求項１２〜１９のいずれかに記載のヒートポンプ装置の室外機。 The outdoor of the heat pump device according to any one of claims 12 to 19, wherein the load-side medium that exchanges heat with the refrigerant discharged from the compressor (3) in the heat exchanger (6) is air. Machine.
ことを特徴とする請求項１２〜１９のいずれかに記載のヒートポンプ装置の室外機。 The load-side medium that exchanges heat with the refrigerant discharged from the compressor (3) in the heat exchanger (6) is water. Outdoor of the heat pump device according to any one of claims 12 to 19, Machine.
前記吐出温度センサ（１６ａ）によって検知される冷媒の吐出温度が、目標値よりも高い場合には冷媒のエンタルピを下げるように前記膨張弁（１４）の開度を大きく制御し、目標値よりも低い場合には冷媒のエンタルピを上げるように前記膨張弁（１４）の開度を小さく制御する制御手段と、を有する
ことを特徴とする請求項１２〜２１のいずれかに記載のヒートポンプ装置の室外機。 A discharge temperature sensor (16a) for detecting the discharge temperature of the refrigerant discharged from the compressor (3);
When the discharge temperature of the refrigerant detected by the discharge temperature sensor (16a) is higher than the target value, the opening of the expansion valve (14) is controlled to be large so as to lower the enthalpy of the refrigerant. The control unit for controlling the opening degree of the expansion valve (14) to be small so that the enthalpy of the refrigerant is increased when the temperature is low, and the outdoor of the heat pump device according to any one of claims 12 to 21 Machine.
Priority Applications (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP2009178122A JP4550153B2 (en) | 2009-07-30 | 2009-07-30 | Heat pump device and outdoor unit of heat pump device |
Applications Claiming Priority (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP2009178122A JP4550153B2 (en) | 2009-07-30 | 2009-07-30 | Heat pump device and outdoor unit of heat pump device |
Related Parent Applications (1)
| Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
|---|---|---|---|
| JP2004300022A Division JP2006112708A (en) | 2004-10-14 | 2004-10-14 | Refrigerating air conditioner |
Related Child Applications (1)
| Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
|---|---|---|---|
| JP2010096148A Division JP2010159967A (en) | 2010-04-19 | 2010-04-19 | Heat pump device and outdoor unit for the heat pump device |
Publications (2)
| Publication Number | Publication Date |
|---|---|
| JP2009257756A true JP2009257756A (en) | 2009-11-05 |
| JP4550153B2 JP4550153B2 (en) | 2010-09-22 |
Family
ID=41385382
Family Applications (1)
| Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
|---|---|---|---|
| JP2009178122A Active JP4550153B2 (en) | 2009-07-30 | 2009-07-30 | Heat pump device and outdoor unit of heat pump device |
Country Status (1)
| Country | Link |
|---|---|
| JP (1) | JP4550153B2 (en) |
Cited By (6)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| JP2011242056A (en) * | 2010-05-18 | 2011-12-01 | Mitsubishi Electric Corp | Refrigeration device |
| JP2012132680A (en) * | 2012-04-12 | 2012-07-12 | Mitsubishi Electric Corp | Refrigeration device |
| JP2012193897A (en) * | 2011-03-16 | 2012-10-11 | Mitsubishi Electric Corp | Refrigeration cycle device |
| JP2014142158A (en) * | 2013-01-25 | 2014-08-07 | Denso Corp | Refrigeration cycle device |
| WO2018235125A1 (en) * | 2017-06-19 | 2018-12-27 | 三菱電機株式会社 | Heat-pump utilization device |
| WO2023068188A1 (en) * | 2021-10-22 | 2023-04-27 | パナソニックＩｐマネジメント株式会社 | Air conditioner |
Families Citing this family (2)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| JP2010159967A (en) * | 2010-04-19 | 2010-07-22 | Mitsubishi Electric Corp | Heat pump device and outdoor unit for the heat pump device |
| JP2013053849A (en) * | 2012-12-17 | 2013-03-21 | Mitsubishi Electric Corp | Heat pump device, and outdoor unit thereof |
Citations (14)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| JPS57118255U (en) * | 1981-01-16 | 1982-07-22 | ||
| JPS6490961A (en) * | 1987-09-30 | 1989-04-10 | Daikin Ind Ltd | Refrigeration circuit |
| JPH01239350A (en) * | 1988-03-18 | 1989-09-25 | Hitachi Ltd | Refrigerating cycle device |
| JPH1089780A (en) * | 1996-09-13 | 1998-04-10 | Mitsubishi Electric Corp | Refrigerating system |
| JPH10115470A (en) * | 1996-08-22 | 1998-05-06 | Nippon Soken Inc | Steam compression type regrigeration cycle |
| JP2000249413A (en) * | 1999-03-01 | 2000-09-14 | Daikin Ind Ltd | Refrigeration unit |
| JP2000274859A (en) * | 1999-03-18 | 2000-10-06 | Daikin Ind Ltd | Refrigerator |
| JP2001174091A (en) * | 1999-12-15 | 2001-06-29 | Mitsubishi Electric Corp | Refrigeration cycle |
| JP2001296067A (en) * | 2000-04-13 | 2001-10-26 | Daikin Ind Ltd | Refrigerating system using co2 refrigerant |
| JP2001304714A (en) * | 2000-04-19 | 2001-10-31 | Daikin Ind Ltd | Air conditioner using co2 refrigerant |
| JP2002228275A (en) * | 2001-01-31 | 2002-08-14 | Mitsubishi Heavy Ind Ltd | Supercritical steam compression refrigerating cycle |
| JP2004100608A (en) * | 2002-09-11 | 2004-04-02 | Hitachi Home & Life Solutions Inc | Compressor |
| JP2004183913A (en) * | 2002-11-29 | 2004-07-02 | Mitsubishi Electric Corp | Air conditioner |
| JP2004218964A (en) * | 2003-01-16 | 2004-08-05 | Matsushita Electric Ind Co Ltd | Refrigerating plant |
-
2009
- 2009-07-30 JP JP2009178122A patent/JP4550153B2/en active Active
Patent Citations (14)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| JPS57118255U (en) * | 1981-01-16 | 1982-07-22 | ||
| JPS6490961A (en) * | 1987-09-30 | 1989-04-10 | Daikin Ind Ltd | Refrigeration circuit |
| JPH01239350A (en) * | 1988-03-18 | 1989-09-25 | Hitachi Ltd | Refrigerating cycle device |
| JPH10115470A (en) * | 1996-08-22 | 1998-05-06 | Nippon Soken Inc | Steam compression type regrigeration cycle |
| JPH1089780A (en) * | 1996-09-13 | 1998-04-10 | Mitsubishi Electric Corp | Refrigerating system |
| JP2000249413A (en) * | 1999-03-01 | 2000-09-14 | Daikin Ind Ltd | Refrigeration unit |
| JP2000274859A (en) * | 1999-03-18 | 2000-10-06 | Daikin Ind Ltd | Refrigerator |
| JP2001174091A (en) * | 1999-12-15 | 2001-06-29 | Mitsubishi Electric Corp | Refrigeration cycle |
| JP2001296067A (en) * | 2000-04-13 | 2001-10-26 | Daikin Ind Ltd | Refrigerating system using co2 refrigerant |
| JP2001304714A (en) * | 2000-04-19 | 2001-10-31 | Daikin Ind Ltd | Air conditioner using co2 refrigerant |
| JP2002228275A (en) * | 2001-01-31 | 2002-08-14 | Mitsubishi Heavy Ind Ltd | Supercritical steam compression refrigerating cycle |
| JP2004100608A (en) * | 2002-09-11 | 2004-04-02 | Hitachi Home & Life Solutions Inc | Compressor |
| JP2004183913A (en) * | 2002-11-29 | 2004-07-02 | Mitsubishi Electric Corp | Air conditioner |
| JP2004218964A (en) * | 2003-01-16 | 2004-08-05 | Matsushita Electric Ind Co Ltd | Refrigerating plant |
Cited By (9)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| JP2011242056A (en) * | 2010-05-18 | 2011-12-01 | Mitsubishi Electric Corp | Refrigeration device |
| JP2012193897A (en) * | 2011-03-16 | 2012-10-11 | Mitsubishi Electric Corp | Refrigeration cycle device |
| JP2012132680A (en) * | 2012-04-12 | 2012-07-12 | Mitsubishi Electric Corp | Refrigeration device |
| JP2014142158A (en) * | 2013-01-25 | 2014-08-07 | Denso Corp | Refrigeration cycle device |
| WO2018235125A1 (en) * | 2017-06-19 | 2018-12-27 | 三菱電機株式会社 | Heat-pump utilization device |
| JPWO2018235125A1 (en) * | 2017-06-19 | 2020-01-09 | 三菱電機株式会社 | Equipment using heat pump |
| CN110741210A (en) * | 2017-06-19 | 2020-01-31 | 三菱电机株式会社 | Heat pump utilization equipment |
| US11293672B2 (en) | 2017-06-19 | 2022-04-05 | Mitsubishi Electric Corporation | Heat-pump using apparatus |
| WO2023068188A1 (en) * | 2021-10-22 | 2023-04-27 | パナソニックＩｐマネジメント株式会社 | Air conditioner |
Also Published As
| Publication number | Publication date |
|---|---|
| JP4550153B2 (en) | 2010-09-22 |
Similar Documents
| Publication | Publication Date | Title |
|---|---|---|
| JP4459776B2 (en) | Heat pump device and outdoor unit of heat pump device | |
| JP4906894B2 (en) | Heat pump device and outdoor unit of heat pump device | |
| EP2000751B1 (en) | Refrigeration air conditioning device | |
| JP4651627B2 (en) | Refrigeration air conditioner | |
| JP5318099B2 (en) | Refrigeration cycle apparatus and control method thereof | |
| JP5042058B2 (en) | Heat pump type hot water supply outdoor unit and heat pump type hot water supply device | |
| JP2006112708A (en) | Refrigerating air conditioner | |
| JP4550153B2 (en) | Heat pump device and outdoor unit of heat pump device | |
| JP4781390B2 (en) | Refrigeration cycle equipment | |
| JP4895883B2 (en) | Air conditioner | |
| US20100192607A1 (en) | Air conditioner/heat pump with injection circuit and automatic control thereof | |
| JP5132708B2 (en) | Refrigeration air conditioner | |
| KR20090098691A (en) | Air conditioning system and accumulator thereof | |
| JP2007147218A (en) | Refrigerating device | |
| JP4273493B2 (en) | Refrigeration air conditioner | |
| JP2011196684A (en) | Heat pump device and outdoor unit of the heat pump device | |
| JP2011214753A (en) | Refrigerating device | |
| JP2009243881A (en) | Heat pump device and outdoor unit of heat pump device | |
| JP4767340B2 (en) | Heat pump control device | |
| JP6758506B2 (en) | Air conditioner | |
| JP2010159967A (en) | Heat pump device and outdoor unit for the heat pump device | |
| JP2008267653A (en) | Refrigerating device | |
| JP2007155143A (en) | Refrigerating device | |
| JP5659909B2 (en) | Heat pump equipment | |
| JP2013053849A (en) | Heat pump device, and outdoor unit thereof |
Legal Events
| Date | Code | Title | Description |
|---|---|---|---|
| A521 | Request for written amendment filed |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A523 Effective date: 20090730 |
|
| A621 | Written request for application examination |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A621 Effective date: 20090730 |
|
| A871 | Explanation of circumstances concerning accelerated examination |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A871 Effective date: 20090731 |
|
| A975 | Report on accelerated examination |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A971005 Effective date: 20090831 |
|
| A131 | Notification of reasons for refusal |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A131 Effective date: 20091027 |
|
| A521 | Request for written amendment filed |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A523 Effective date: 20091225 |
|
| A131 | Notification of reasons for refusal |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A131 Effective date: 20100223 |
|
| A521 | Request for written amendment filed |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A523 Effective date: 20100419 |
|
| TRDD | Decision of grant or rejection written | ||
| A01 | Written decision to grant a patent or to grant a registration (utility model) |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A01 Effective date: 20100629 |
|
| A01 | Written decision to grant a patent or to grant a registration (utility model) |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A01 |
|
| A61 | First payment of annual fees (during grant procedure) |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A61 Effective date: 20100707 |
|
| R150 | Certificate of patent or registration of utility model |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: R150 Ref document number: 4550153 Country of ref document: JP Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: R150 |
|
| FPAY | Renewal fee payment (event date is renewal date of database) |
Free format text: PAYMENT UNTIL: 20130716 Year of fee payment: 3 |
|
| R250 | Receipt of annual fees |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: R250 |
|
| R250 | Receipt of annual fees |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: R250 |
|
| R250 | Receipt of annual fees |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: R250 |
|
| R250 | Receipt of annual fees |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: R250 |
|
| R250 | Receipt of annual fees |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: R250 |
|
| R250 | Receipt of annual fees |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: R250 |
|
| R250 | Receipt of annual fees |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: R250 |
|
| R250 | Receipt of annual fees |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: R250 |
|
| R250 | Receipt of annual fees |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: R250 |