JP4743223B2 - Air conditioner - Google Patents
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Description
本発明は温度と湿度の両者を制御目標とする空気調和装置に関するものである。 The present invention relates to an air conditioner that has both temperature and humidity as control targets.
従来、ルームエアコンなどの冷凍サイクル応用空気調和装置については、能力制御及び制御信号が室内空気の温度と温度目標値の偏差に応じて実施されるものや、例えば特開平６−２４１５３４号公報に示されるように、ドライ運転時に、室内温度と設定温度との偏差、室内湿度と設定湿度との偏差に応じてファジー制御ルールに従って室外ファンの風量および圧縮機の容量を制御するものが示されている。 2. Description of the Related Art Conventionally, with respect to refrigeration cycle applied air conditioners such as room air conditioners, capacity control and control signals are implemented according to the deviation between the temperature of room air and a temperature target value. As shown in the figure, during dry operation, the air flow rate of the outdoor fan and the capacity of the compressor are controlled according to the fuzzy control rule according to the deviation between the room temperature and the set temperature, and the deviation between the room humidity and the set humidity. .
上記のような従来の空気調和装置では、室内空気の温度と温度目標値の偏差に応じて制御する場合は、人間の快適性にとって重要な要素である湿度という要因が考慮されず、快適性の向上が図れないという課題があった。 In the conventional air conditioner as described above, when the control is performed according to the deviation between the temperature of the indoor air and the temperature target value, the factor of humidity, which is an important factor for human comfort, is not considered, and the comfort of There was a problem that improvement could not be achieved.
この発明は、上記のような課題を解決するためになされたもので、人間の快適性にとって、温度と湿度の両者が重要であることに着目し、両目標値を同時に満足する運転制御方法を考案し、暖房ぎみ除湿を可能とし、室内気温が低い条件においても快適な室内温湿度環境を実現することができる空気調和装置を得るものである。 The present invention has been made to solve the above-described problems, and pays attention to the fact that both temperature and humidity are important for human comfort, and an operation control method that satisfies both target values at the same time. The present invention provides an air-conditioning apparatus that can be dehumidified by heating and can realize a comfortable indoor temperature and humidity environment even under conditions where the room temperature is low.
この発明に係る空気調和装置においては、冷媒を高温高圧に圧縮する圧縮機、この圧縮機からの冷媒を凝縮液化する室外熱交換器、この室外熱交換器による冷媒を断熱膨張させ中圧二相冷媒とする室外絞り機構、前記室外熱交換器に設けられた室外熱交換器用送風機を有する室外機と、この室外機からの冷媒を中圧二相冷媒から中圧の液冷媒に凝縮させ、室内空気に放熱する第１の室内熱交換器、この第１の室内熱交換器からの冷媒を断熱膨張させ低圧二相冷媒とする室内絞り機構、この室内絞り機構から低圧二相冷媒を流入し蒸発ガス化させ、室内の空気を冷却除湿し、冷媒を前記圧縮機へ帰す第２の室内熱交換器、室内の温湿度を検出する温湿度検出手段、室内の温湿度を設定する温湿度設定手段を有する室内機とを備える空気調和装置において、前記圧縮機と前記室外熱交換器との間と前記室外熱交換器と前記第１の室内熱交換器との間に開閉自在の吐出バイパス弁を有する配管が設けられたものである。 In the air conditioner according to the present invention, a compressor that compresses the refrigerant to a high temperature and a high pressure, an outdoor heat exchanger that condenses and liquefies the refrigerant from the compressor, and a medium pressure two-phase by adiabatic expansion of the refrigerant by the outdoor heat exchanger. An outdoor throttle mechanism as a refrigerant, an outdoor unit having a fan for an outdoor heat exchanger provided in the outdoor heat exchanger, and the refrigerant from the outdoor unit is condensed from a medium-pressure two-phase refrigerant to a medium-pressure liquid refrigerant, A first indoor heat exchanger that radiates heat to the air, an indoor throttle mechanism that adiabatically expands the refrigerant from the first indoor heat exchanger to form a low-pressure two-phase refrigerant, and a low-pressure two-phase refrigerant that flows from the indoor throttle mechanism to evaporate A second indoor heat exchanger that gasifies, cools and dehumidifies indoor air, and returns the refrigerant to the compressor; temperature / humidity detection means for detecting indoor temperature / humidity; temperature / humidity setting means for setting indoor temperature / humidity Air conditioner provided with indoor unit having And a pipe having a discharge bypass valve that can be opened and closed is provided between the compressor and the outdoor heat exchanger and between the outdoor heat exchanger and the first indoor heat exchanger. .
また、前記室外熱交換器用送風機の回転数を前記室外機の電子部品を冷却するに要する回転数以下には下げないものである。 In addition, the rotational speed of the outdoor heat exchanger fan is not reduced below the rotational speed required for cooling the electronic components of the outdoor unit.
さらに、前記第２の室内熱交換器への配管の温度を検出する室内熱交換器配管温度センサーを備え、この室内熱交換器配管温度センサーにより検出される前記第２の室内熱交換器への配管の温度による冷凍サイクル蒸発温度の設定値を、機器側顕熱比を低減する所定の温度以上にするものである。 Furthermore, an indoor heat exchanger piping temperature sensor for detecting the temperature of the piping to the second indoor heat exchanger is provided, and the second indoor heat exchanger detected by the indoor heat exchanger piping temperature sensor is provided. The set value of the refrigeration cycle evaporation temperature according to the temperature of the pipe is set to be equal to or higher than a predetermined temperature for reducing the equipment-side sensible heat ratio.
この発明は、以上説明したように構成されているので、以下に示すような効果を奏する。 Since the present invention is configured as described above, the following effects can be obtained.
冷媒を高温高圧に圧縮する圧縮機、この圧縮機からの冷媒を凝縮液化する室外熱交換器、この室外熱交換器による冷媒を断熱膨張させ中圧二相冷媒とする室外絞り機構、前記室外熱交換器に設けられた室外熱交換器用送風機を有する室外機と、この室外機からの冷媒を中圧二相冷媒から中圧の液冷媒に凝縮させ、室内空気に放熱する第１の室内熱交換器、この第１の室内熱交換器からの冷媒を断熱膨張させ低圧二相冷媒とする室内絞り機構、この室内絞り機構から低圧二相冷媒を流入し蒸発ガス化させ、室内の空気を冷却除湿し、冷媒を前記圧縮機へ帰す第２の室内熱交換器、室内の温湿度を検出する温湿度検出手段、室内の温湿度を設定する温湿度設定手段を有する室内機とを備える空気調和装置において、前記圧縮機と前記室外熱交換器との間と前記室外熱交換器と前記第１の室内熱交換器との間に開閉自在の吐出バイパス弁を有する配管が設けられたので、暖房ぎみ除湿を可能とし、室内気温が低い条件においても快適な室内温湿度環境を実現することができる。 A compressor that compresses the refrigerant to a high temperature and a high pressure; an outdoor heat exchanger that condenses and liquefies the refrigerant from the compressor; an outdoor throttle mechanism that adiabatically expands the refrigerant by the outdoor heat exchanger to form a medium-pressure two-phase refrigerant; and the outdoor heat An outdoor unit having an outdoor heat exchanger fan provided in the exchanger, and a first indoor heat exchange for condensing refrigerant from the outdoor unit from medium-pressure two-phase refrigerant to medium-pressure liquid refrigerant and radiating heat to indoor air , An indoor throttle mechanism that adiabatically expands the refrigerant from the first indoor heat exchanger to form a low-pressure two-phase refrigerant, the low-pressure two-phase refrigerant flows from the indoor throttle mechanism to evaporate, and the indoor air is cooled and dehumidified. And an indoor unit having a second indoor heat exchanger for returning the refrigerant to the compressor, a temperature / humidity detecting means for detecting the temperature / humidity in the room, and a temperature / humidity setting means for setting the temperature / humidity in the room. In the compressor and the outdoor heat exchanger Since a pipe having a discharge bypass valve that can be freely opened and closed is provided between the outdoor heat exchanger and the first indoor heat exchanger, heating dehumidification is possible, and the room temperature is low. A comfortable indoor temperature and humidity environment can be realized.
また、前記室外熱交換器用送風機の回転数を前記室外機の電子部品を冷却するに要する回転数以下には下げないので、室外機にある電子機器の冷却が実行でき、電子機器の性能劣化を防止できる。 In addition, since the rotation speed of the outdoor heat exchanger fan is not reduced below the rotation speed required for cooling the electronic components of the outdoor unit, the electronic device in the outdoor unit can be cooled, and the performance of the electronic device is deteriorated. Can be prevented.
さらに、前記第２の室内熱交換器への配管の温度を検出する室内熱交換器配管温度センサーを備え、この室内熱交換器配管温度センサーにより検出される前記第２の室内熱交換器への配管の温度による冷凍サイクル蒸発温度の設定値を、機器側顕熱比を低減する所定の温度以上にするので、顕熱比の低減を確保できる。 Furthermore, an indoor heat exchanger piping temperature sensor for detecting the temperature of the piping to the second indoor heat exchanger is provided, and the second indoor heat exchanger detected by the indoor heat exchanger piping temperature sensor is provided. Since the set value of the refrigeration cycle evaporation temperature according to the temperature of the pipe is set to be equal to or higher than a predetermined temperature for reducing the equipment-side sensible heat ratio, a reduction in the sensible heat ratio can be ensured.
実施の形態１．
図１はこの発明の実施の形態１を示す空気調和装置の冷媒回路図であり、図２はこの空気調和装置における空気線図上の動作点を示す図である。
図において、９は空気調和装置の室外機であり、１は圧縮機、２は圧縮機１の回転速度を可変とするインバータ、３は室外機９を制御する室外マイコン、４は四方弁、５は室外熱交換器、６は室外熱交換器用送風機、７は室外熱交換器用送風機６の回転数可変なモーター、８は室外絞り機構である。
1 is a refrigerant circuit diagram of an air-conditioning
In the figure, 9 is an outdoor unit of the air conditioner, 1 is a compressor, 2 is an inverter that makes the rotational speed of the
１４は空気調和装置の室内機であり、１０は室内熱交換器、１１は室内熱交換器用送風機、１２は室内機１４を制御する室内マイコン、１３はリモコン、１５は室内熱交換器１０の吸込空気温度を検出する室内温度センサー、１６は室内熱交換器１０の吸込空気湿度を検出する室内湿度センサー、１７はリモコン１３により設定された設定温度、１８はリモコン１３により設定された設定湿度である。
なお、リモコン１３は湿球温度設定手段を示し、温度設定手段により設定温度１７を定め、湿度設定手段により設定湿度１８を定める。
14 is an indoor unit of an air conditioner, 10 is an indoor heat exchanger, 11 is a blower for an indoor heat exchanger, 12 is an indoor microcomputer that controls the
The
次に、動作について説明する。
冷媒の流れと各構成機器の動作について説明する。
まず、圧縮機１で圧縮された高温高圧のガス冷媒は、冷房運転時は図１中実線のように流れ、四方弁４を経由して、室外熱交換器５で凝縮液化し、室外絞り機構８で断熱膨張して低圧の気液二相冷媒となり、室内熱交換器１０に至る。室内熱交換器１０で冷媒は蒸発ガス化して、室内空気を冷却除湿して、自身は四方弁４を経由して再び圧縮機１に循環吸入される。
Next, the operation will be described.
The flow of the refrigerant and the operation of each component device will be described.
First, the high-temperature and high-pressure gas refrigerant compressed by the
次にインバータ２により、空気調和負荷に応じて圧縮機１の回転速度を可変にする制御方法について図２に基づいて説明する。
まず、図２は横軸方向に乾球温度ＴDB［℃］、縦軸方向に絶対湿度Ｘ［ｋｇ／ｋｇ´］、斜め方向に湿球温度ＴWB[℃]、エンタルピーＩ［ｋｃａｌ／ｋｇ］をそれぞれ示す。０は設定値（目標値）を示し、リモコン１３の設定温度１７と設定湿度１８により決定される。一方、室内温度と室内湿度（図２中のｉ）は、室内温度センサー１５と室内湿度センサー１６の各検出値により決定される。
Next, a control method for changing the rotational speed of the
First, FIG. 2 shows the dry bulb temperature T DB [° C.] in the horizontal axis direction, the absolute humidity X [kg / kg ′] in the vertical axis direction, the wet bulb temperature T WB [° C.] in the diagonal direction, and the enthalpy I [kcal / kg]. ] Respectively. 0 indicates a set value (target value), which is determined by the
そこで、空気調和負荷Ｑ［ｋｃａｌ／ｈ］は一般に次式で表される。
Ｑ＝Ｇａ・（Ｉｉ−Ｉｏ） ・・・・・（１）
Ｇａ：室内熱交換器用送風機１１の風量［ｋｇ／ｈ］
Ｉｉ：室内空気エンタルピー［ｋｃａｌ／ｋｇ］
Ｉｏ：設定空気エンタルピー［ｋｃａｌ／ｋｇ］
従って、空気調和負荷Ｑは設定空気と室内空気のエンタルピー差（Ｉｉ−Ｉｏ）に比例する。
Therefore, the air conditioning load Q [kcal / h] is generally expressed by the following equation.
Q = Ga. (Ii-Io) (1)
Ga: Air volume [kg / h] of
Ii: Indoor air enthalpy [kcal / kg]
Io: Set air enthalpy [kcal / kg]
Therefore, the air conditioning load Q is proportional to the enthalpy difference (Ii−Io) between the set air and the room air.
ここで、図２中、湿球温度ＴWB［℃］とエンタルピーＩ［ｋｃａｌ／ｋｇ］が略比例しており、設定空気と室内空気のエンタルピー（Ｉｉ−Ｉｏ）は、設定空気と室内空気の湿球温度差（ＴiWB−ＴoWB）に比例するのと等価である。よって、室内空気負荷を湿球温度差で代替することが可能である。
そこで、室内温度センサー１５と室内湿度センサー１６の室内温度と室内湿度から図２により室内空気の湿球温度ＴiWBを検出し、リモコン１３の設定温度１７と設定湿度１８から図２により設定空気の湿球温度ＴoWBを決定し、空気調和負荷Ｑ＝Ｇａ・（ＴiWB−ＴoWB）・ａ（ａは比例定数）に基づき、圧縮機１の回転速度をインバータ２により可変制御し、空調運転を行う。
よって、通常冷房運転時には湿球温度を制御目標とすることにより、空気調和負荷に応じた最適運転が可能となる。
Here, in FIG. 2, the wet bulb temperature T WB [° C.] and the enthalpy I [kcal / kg] are substantially proportional, and the enthalpy (Ii−Io) of the set air and the room air is the difference between the set air and the room air. It is equivalent to being proportional to the wet bulb temperature difference (T iWB −T oWB ). Therefore, the indoor air load can be replaced with a wet bulb temperature difference.
Therefore, the wet bulb temperature TiWB of the room air is detected from the room temperature and room humidity of the
Therefore, by setting the wet bulb temperature as a control target during the normal cooling operation, the optimum operation according to the air conditioning load can be performed.
実施の形態２．
図３はこの発明の実施の形態２を示す空気調和装置の再熱除湿運転時の冷媒回路図、図４はこの空気調和装置の再熱除湿運転を示すモリエル線図、図５はこの空気調和装置の再熱除湿運転モード時の室内空気の状態を示す空気線図である。
3 is a refrigerant circuit diagram at the time of reheat dehumidification operation of the air-conditioning apparatus according to
図において、上記実施形態と同一又は相当部分には同一符号を付け、説明を省略する。２４は第１室内熱交換器、１９は第１室内熱交換器２４へ至る配管温度を検出する配管温度センサーＣＴ、２１は再熱除湿用電磁弁、２２は室内絞り機構、２３は第２室内熱交換器、２０は第２室内熱交換器２３へ至る配管温度を検出する配管温度センサーＥＴである。
In the figure, the same reference numerals are given to the same or corresponding parts as in the above embodiment, and the description is omitted. 24 is a first indoor heat exchanger, 19 is a pipe temperature sensor CT that detects the temperature of the pipe reaching the first
次に、動作について説明する。
まず、冷房運転モードの冷媒の流れと各構成機器の動作について説明する。
圧縮機１を出た高温高圧のガス冷媒は四方弁４を経由して、室外熱交換器５で凝縮液化し、室外絞り機構８で断熱膨張し、低圧ニ相冷媒となって室内機１４に至る。
この冷房運転モード時には、再熱除湿用電磁弁２１は全開となっており、第１室内熱交換器２４で一部蒸発し、低圧ニ相冷媒はそのまま再熱除湿用電磁弁２１を通過して、さらに第２室内熱交換器２３にて蒸発ガス化することにより、第１室内熱交換器２４と第２室内熱交換器２３の両熱交換器が蒸発器として機能し、通常の冷房運転モードとなる。その後、冷媒は四方弁４を経由して圧縮機１に帰る。
Next, the operation will be described.
First, the flow of the refrigerant in the cooling operation mode and the operation of each component device will be described.
The high-temperature and high-pressure gas refrigerant leaving the
In this cooling operation mode, the reheat
次に、再熱除湿運転モードの冷媒の流れと各構成機器の動作について図４に基づいて説明する。
圧縮機１を出た高温高圧のガス冷媒１は四方弁４を経由して、室外熱交換器５で外気に放熱し、冷媒自身は凝縮し２、室外絞り機構８で断熱膨張し中圧ニ相冷媒３となる。室内に入った中圧ニ相冷媒３は、第１室内熱交換器２４で再び室内空気に放熱し、冷媒自身は中圧の液冷媒４に凝縮する。
Next, the flow of the refrigerant in the reheat dehumidifying operation mode and the operation of each component device will be described with reference to FIG.
The high-temperature and high-
この中圧液冷媒４は、再熱除湿用電磁弁２１を閉にすることにより、室内絞り機構２２を通過する。これにより、再び断熱膨張して低圧ニ相冷媒５となり、第２室内熱交換器２３へ流入し、室内の空気を冷却除湿し、冷媒自身は蒸発ガス化６して再び四方弁４を経由して圧縮機１に帰る。
この時、室内空気は第１室内熱交換器２４を通過する空気は加熱され、第２室内熱交換器２３を通過する空気は冷却・除湿されて、室内に吹き出される。
The intermediate-pressure liquid refrigerant 4 passes through the
At this time, the air passing through the first
次に、図５に基づいて負荷の顕熱比ＳＨＦの制御について説明する。
まず、図５は湿り空気線図を示し、横軸に乾球温度ＴDB［℃］、縦軸に絶対湿度Ｘ［ｋｇ／ｋｇ´］をそれぞれ示すとともに、顕熱比ＳＨＦも示す。ｌは飽和線である。室内吸込空気をＩ、その空気の温度をＴｉ、湿度φｉとする。
なお、説明を簡単にするために室内熱交換器を通過する総風量は第１室内熱交換器２４側と第２室内熱交換器２３側と同一風量とする。
Next, the control of the sensible heat ratio SHF of the load will be described based on FIG.
First, FIG. 5 shows a wet air diagram, in which the horizontal axis indicates the dry bulb temperature T DB [° C.], the vertical axis indicates the absolute humidity X [kg / kg ′], and the sensible heat ratio SHF. l is a saturation line. The indoor intake air is I, the temperature of the air is Ti, and the humidity φi.
In order to simplify the explanation, the total air volume passing through the indoor heat exchanger is the same as that on the first
再熱除湿運転モードの場合には、第１室内熱交換器２４を通過する室内空気は、図４の凝縮温度ＣＴによって加熱され、図５のベクトルＩＱへと加熱される。一方、第２室内熱交換器２３を通過する室内空気は図４の蒸発温度ＥＴによって、図５のベクトルＩＰへと冷却・除湿される。結局、図５に示すようにベクトルＩＱ＋ベクトルＩＰ＝ベクトルＩＲとなり、室内熱交換器を出た風は合流してベクトルＩＲとなる。
In the case of the reheat dehumidifying operation mode, the room air passing through the first
図５にはＳＨＦを示しており（ＳＨＦ＝顕熱／（顕熱＋潜熱））、ベクトルＩＲではＳＨＦが小さくなる。すなわち、温度を下げないで湿度をとることが可能となる。さらに、積極的にベクトルＩＱの加熱量を大きくすれば、ベクトルＩＲが図面の右方向に移動し、ＳＨＦ＜０、つまり、暖めながら除湿することも可能になる。よって、この凝縮温度ＣＴを制御することで、ＳＨＦを所望の値に近づけることが可能になる。 FIG. 5 shows SHF (SHF = sensible heat / (sensible heat + latent heat)), and the SHF becomes small in the vector IR. That is, it becomes possible to take humidity without lowering the temperature. Furthermore, if the heating amount of the vector IQ is positively increased, the vector IR moves to the right in the drawing, and SHF <0, that is, it is possible to dehumidify while warming. Therefore, by controlling the condensation temperature CT, SHF can be brought close to a desired value.
一方、冷房運転モードの場合には、加熱すなわちベクトルＩＱを作り出すことが出来ないため、ＳＨＦはベクトルＩＰ（＝ベクトルＩＲ）に等しくなる。このため、冷房ＳＨＦには下限値が生じることになり、蒸発温度ＥＴに依存する。 On the other hand, in the cooling operation mode, since heating, that is, the vector IQ cannot be generated, SHF is equal to the vector IP (= vector IR). For this reason, a lower limit value is generated in the cooling SHF and depends on the evaporation temperature ET.
また、冷房運転モードと、再熱除湿運転モードの比較をした場合には、ＳＨＦの範囲を広くとることができるという点で再熱除湿運転モードの方が広い温湿度範囲に適応可能であるが、冷房運転に比べ蒸発器伝熱面積が減少するために冷房除湿能力が低下し、冷房運転と同等の除湿能力を得るためには圧縮機運転周波数を上昇させる必要がある。このため、消費電力は冷房運転に比べて増加する傾向となる。
従って、冷房運転モードのＳＨＦ範囲で運転が可能な場合には、ＳＨＦを運転目標とした冷房運転を実行することにより除湿運転時の消費電力量を低減し、省エネ化を図ることが可能となる。
なお、冷房、再熱除湿の最適切替運転制御方法については、実施の形態４において後述する。
Further, when the cooling operation mode and the reheat dehumidification operation mode are compared, the reheat dehumidification operation mode can be applied to a wider temperature and humidity range in that the SHF range can be widened. As compared with the cooling operation, the evaporator heat transfer area is reduced, so that the cooling / dehumidifying ability is lowered. In order to obtain the same dehumidifying ability as the cooling operation, it is necessary to increase the compressor operating frequency. For this reason, power consumption tends to increase compared to cooling operation.
Therefore, when the operation can be performed in the SHF range of the cooling operation mode, it is possible to reduce the power consumption during the dehumidifying operation by executing the cooling operation with the SHF as an operation target, thereby achieving energy saving. .
The optimum switching operation control method for cooling and reheat dehumidification will be described later in a fourth embodiment.
次に、ＳＨＦの可変動作について説明する。
図６はこの発明の実施の形態２を示す空気調和装置の室外熱交換器用送風機のファン回転数Ｎ0［ｒｐｍ］に対する、室外熱交換器５内の冷媒凝縮温度ＯＴと、第１室内熱交換器２４内の冷媒の再凝縮温度ＣＴの変化を示す図、図７はこの空気調和装置のＳＨＦを変化させる原理図である。
Next, the variable operation of SHF will be described.
FIG. 6 shows the refrigerant condensing temperature OT in the
図６は横軸に室外熱交換器用送風機６の回転数Ｎ0、縦軸に室外熱交換器５内の冷媒凝縮温度ＯＴと、第１室内熱交換器２４内の冷媒の再凝縮温度ＣＴを示す。図６では室外熱交換器用送風機６の回転数Ｎ0［ｒｐｍ］を落とすことによって、第１室内熱交換器２４内の冷媒凝縮温度ＣＴが上昇することを示している。すなわち、室外熱交換器用送風機６の回転数をＮ1［ｒｐｍ］からＮ2［ｒｐｍ］に低下させることにより、第１室内熱交換器２４の凝縮温度はＣＴ１からＣＴ２に上昇する。これにより、空気線図上では図７に示すように、室内熱交換器出口の合流空気はベクトルＩＲ１からベクトルＩＲ２へとなり、ＳＨＦが小さくすることができ、温度を下げずに湿度のみとる運転ができる。
6, the horizontal axis represents the rotational speed N 0 of the outdoor
次に、上記ＳＨＦの可変動作による具体的な制御アルゴリズムについて説明する。
図８はこの発明の実施の形態２を示す空気調和装置の制御フローチャートである。まず、ステップＳ１では、リモコン１３による設定温度１７の値Ｔｓと湿度の設定湿度１８の値Ｘｓを読み込む。ステップＳ２では、除湿運転中の室内吸込空気温度センサー１５による温度値Ｔｉと室内吸込空気湿度センサー１６による湿度値Ｘｉを検出する。
Next, a specific control algorithm based on the variable operation of the SHF will be described.
FIG. 8 is a control flowchart of the air-conditioning apparatus according to
ステップＳ３では、除湿運転中の第１室内熱交換器２４の配管温度センサー１９による凝縮温度値ＣＴと、第２室内熱交換器２３の入口配管温度センサー２０による蒸発温度値ＥＴを読み込む。ステップＳ４では、目標ＳＨＦ＊の値を設定温湿度Ｓ（Ｔｓ，Ｘｓ）と室内吸込み空気温湿度Ｉ（Ｔｉ，Ｘｉ）により求める。
求める式は、
ＳＨＦ＝Ｃｐ（Ｔｉ−Ｔｓ）／（Ｃｐ（Ｔｉ−Ｔｓ）＋Ｃｖ（Ｘｉ−Ｘｓ））
を使用する。
ここでＣｐ（Ｔｉ−Ｔｓ）は顕熱を、Ｃｖ（Ｘｉ−Ｘｓ）は潜熱をそれぞれ示す。Ｃｐ：［ｋｃａｌ／ｋｇ´・℃］は乾き空気の定圧比熱、Ｃｖ：［ｋｃａｌ／ｋｇ］は湿り空気の潜熱を示す。Ｘｉの単位は［ｋｇ／ｋｇ´］である。
In step S3, the condensation temperature value CT by the
The formula to find is
SHF = Cp (Ti−Ts) / (Cp (Ti−Ts) + Cv (Xi−Xs))
Is used.
Here, Cp (Ti-Ts) indicates sensible heat, and Cv (Xi-Xs) indicates latent heat. Cp: [kcal / kg ′ · ° C.] is the constant-pressure specific heat of dry air, and Cv: [kcal / kg] is the latent heat of wet air. The unit of Xi is [kg / kg ′].
ステップＳ５では、除湿運転中の現状ＳＨＦを、吸い込み空気Ｉ（Ｔｉ，Ｘｉ）と凝縮温度ＣＴと蒸発温度ＥＴに基づいて図５より求める。ステップＳ６では、目標とするＳＨＦ＊と運転中のＳＨＦとの比較し、現状ＳＨＦが目標ＳＨＦ＊より大の場合は、ステップＳ７に進み、凝縮温度値ＣＴを上げるために室外熱交換器用送風機６の回転数Ｎ0［ｒｐｍ］を下げる。逆に現状ＳＨＦが目標ＳＨＦ＊より小の場合はステップ８に進み、凝縮温度値ＣＴを下げるために室外熱交換器用送風機６の回転数Ｎ0［ｒｐｍ］を上げる。その後、ステップＳ１へ戻る。
In step S5, the current SHF during the dehumidifying operation is obtained from FIG. 5 based on the intake air I (Ti, Xi), the condensation temperature CT, and the evaporation temperature ET. In step S6, the target SHF * and the operating SHF are compared. If the current SHF is larger than the target SHF *, the process proceeds to step S7, and the
なお、室外熱交換器用送風機６から風は、インバータ２へも送られ、運転によるインバータ２内の発熱による基板他の電子部品の温度上昇を防止する。このため、室外熱交換器用送風機６の回転数Ｎ0の可変時には、インバータ２内の基板他の電子部品を冷やすために要する回転数以下に下げず、少なくとも電子部品の温度上昇を防止する回転数Ｎ0以上を維持するように、室外マイコン３によりモーター７を制御する。
Note that the wind from the outdoor
以上のように制御することにより、室内の温湿度の目標設定値に対して、ＳＨＦを制御目標にできるので、高温多湿でも梅雨時の低温多湿時でも、除湿量が自由に制御でき快適性の向上が図れる。 By controlling as described above, SHF can be set as a control target for the indoor temperature / humidity target set value, so that the amount of dehumidification can be controlled freely regardless of whether it is hot or humid or cold and humid during the rainy season. Improvement can be achieved.
実施の形態３．
図９はこの発明の実施の形態３を示す空気調和装置の吐出バイパス再熱除湿運転時の冷媒回路図、図１０はこの空気調和装置の吐出バイパス再熱除湿運転を示すモリエル線図である。図において、上記実施形態と同一又は相当部分には同一符号を付け、説明を省略する。２５は室外マイコン３により制御される吐出バイパス弁２５である。
FIG. 9 is a refrigerant circuit diagram at the time of discharge bypass reheat dehumidification operation of the air-conditioning apparatus according to
次に、動作について説明する。
再熱除湿運転モードの冷媒の流れと各構成機器の動作状態について説明する。
圧縮機１を出た高温高圧のガス冷媒１は吐出バイパス弁２５を経由して、第１室内熱交換器２４で室内空気に放熱し、冷媒自身は凝縮液化し２、室内絞り機構２２で断熱膨張し、低圧ニ相冷媒３となって第２室内熱交換器２３へ流入し、室内の空気を冷却除湿し、冷媒自身は蒸発ガス化４して再び四方弁を経由して圧縮機１に帰る。この時、室内空気は第１室内熱交換器２４を通過する空気は加熱され、第２室内熱交換器２３を通過する空気は冷却・除湿されて、室内に吹き出される。
Next, the operation will be described.
The refrigerant flow in the reheat dehumidifying operation mode and the operating state of each component device will be described.
The high-temperature and high-
ここで、本実施の形態３と前記実施の形態２との差異について説明する。実施の形態２では、第１室内熱交換器２４の凝縮温度ＣＴは、室外熱交換器５における放熱を経て１段膨張を行った後の温度となるため、１段目の膨張以前の凝縮温度と比較して低めとなる。一方、本実施の形態３では、圧縮機１から吐出された高温高圧のガス冷媒が第１室内熱交換器２４へ直接流入し凝縮を行うため、凝縮温度ＣＴを高くすることが可能となる。
Here, a difference between the third embodiment and the second embodiment will be described. In the second embodiment, the condensation temperature CT of the first
このため、本実施の形態３では実施の形態２に比べ、凝縮温度ＣＴの高温化が可能となり、図５においてはベクトルＩＱを大きくできるため、ＳＨＦをさらに小さくすることができる。すなわち、実施の形態２よりも、より積極的にベクトルＩＱの加熱量を大きくし、強力に暖めながら除湿することが可能になる。
よって、本実施の形態３では、凝縮温度ＣＴをさらに高温化制御することにより暖房ぎみ除湿を可能とし、室内気温が低い条件においても快適な室内温湿度環境を実現することができる。
For this reason, in this
Therefore, in the third embodiment, by further increasing the condensation temperature CT, it is possible to perform dehumidification by heating, and it is possible to realize a comfortable indoor temperature / humidity environment even under conditions where the indoor air temperature is low.
実施の形態４．
この実施の形態４では、上記実施の形態１、２、３を用いて、最適運転モードを検索するアルゴリズムについて説明する。
図１１はこの発明の実施の形態４を示す空気調和装置の空気線図上の運転ゾーン分布を示す図、図１２はこの空気調和装置のゾーン別運転モード判定方法のフローチャートである。なお、空気調和装置の冷媒回路図は、図９を用いる。
In the fourth embodiment, an algorithm for searching for the optimum operation mode will be described using the first, second, and third embodiments.
FIG. 11 is a diagram showing the operation zone distribution on the air diagram of the air-conditioning apparatus according to
次に、動作について説明する。
まず、運転ゾーン判定法を図１１に基づいて説明する。図１１は横軸方向に乾球温度ＴDB［℃］、縦軸方向に絶対湿度Ｘ［ｋｇ／ｋｇ´］、斜め方向に湿球温度ＴWB[℃]を示し、ｌは飽和線を示す。空気線図上、室内温湿度ｉが目標温湿度Ｏに対してどの位置に存在するかにより、選択すべき最適運転モードをゾーンに分けて示す。さらに、ＥＴminは冷凍サイクル蒸発温度の設定最低値であり、ゾーンはＥＴminと目標温湿度Ｏを結ぶ直線と、目標絶対湿度φｏ、目標湿球温度ＴOWB＋α、ＴOWB−βの線によって分けられる。なお、α、βは、任意の設定値であり、空気調和装置の特性に合わせて設定可能であり、例えばα＝２℃、β＝１℃と設定できる。
Next, the operation will be described.
First, the operation zone determination method will be described with reference to FIG. FIG. 11 shows the dry bulb temperature T DB [° C.] in the horizontal axis direction, the absolute humidity X [kg / kg ′] in the vertical axis direction, the wet bulb temperature T WB [° C.] in the diagonal direction, and l indicates a saturation line. . On the air diagram, the optimum operation mode to be selected is shown divided into zones depending on where the room temperature / humidity i is located with respect to the target temperature / humidity O. Further, ETmin is a minimum setting value of the refrigeration cycle evaporation temperature, and the zone is divided by a straight line connecting ETmin and the target temperature / humidity O, and a line of target absolute humidity φo, target wet bulb temperature T OWB + α, and T OWB −β. . Α and β are arbitrary set values, which can be set in accordance with the characteristics of the air conditioner. For example, α = 2 ° C. and β = 1 ° C. can be set.
ここで、冷凍サイクルＥＴの極端な低下は空気調和装置の入力増大（性能悪化）を招くため、冷凍サイクル蒸発温度の設定最低値ＥＴminは不要に低過ぎない範囲内で設定する必要がある。これは、空気線図上、飽和線ｌは低温領域になるに従い、傾きが徐々に水平に近づく特性を有するため、冷凍サイクルＥＴを極端に低下させてもＳＨＦが低下しなくなり、ＥＴ低下（入力増加）に見合ったＳＨＦの低減が見込めなくなるためである。このため、例えば目標温湿度２４℃、湿球温度１８．６℃（相対湿度６０％）の条件では、ＥＴmin＝５℃程度に設定する必要がある。 Here, since an extreme decrease in the refrigeration cycle ET leads to an increase in input (performance deterioration) of the air conditioner, it is necessary to set the set minimum value ETmin of the refrigeration cycle evaporation temperature within a range that is not unnecessarily too low. This is because, on the air diagram, the saturation line l has a characteristic that the slope gradually becomes horizontal as the temperature decreases, so even if the refrigeration cycle ET is extremely reduced, the SHF does not decrease and the ET decreases (input This is because the reduction of SHF commensurate with the increase) cannot be expected. For this reason, for example, under conditions of a target temperature and humidity of 24 ° C. and a wet bulb temperature of 18.6 ° C. (relative humidity of 60%), it is necessary to set ETmin = about 5 ° C.
次に、各ゾーンでの動作に図１２に基づいて説明する。
まず、ステップＳ１１で、室内吸込空気温度センサー１５による温度値Ｔｉと室内吸込空気湿度センサー１６による湿度値Ｘｉを検出し、室内吸込み室内温湿度ｉ（Ｔｉ，Ｘｉ）がどのゾーンに存在するかを検出する。
そこで、室内温湿度ｉがＡゾーンに存在する場合には、ステップＳ１２へ進む。Ａゾーンは通常冷房運転モード実行領域であり、冷房運転を実行する。空気調和装置の冷媒回路図は、吐出バイパス弁２５を全閉、再熱除湿用電磁弁２１を全開し、図１の冷媒回路図と等価な冷媒回路を構成する。そこで、空気調和装置の制御は、実施の形態１に示すように、湿球温度差を制御信号に用いる。
Ａゾーンでは、室内湿球温度ｉと目標湿球温度ＴOWBとの差が大きく（空気調和負荷大）、再熱除湿運転よりも消費電力量の少ない冷房運転による、室内空気調和負荷（顕熱負荷、潜熱負荷とも）除去効率の高い運転を目的とする。
Next, the operation in each zone will be described with reference to FIG.
First, in step S11, the temperature value Ti by the indoor intake
Therefore, if the indoor temperature / humidity i exists in the A zone, the process proceeds to step S12. The A zone is a normal cooling operation mode execution region, and the cooling operation is executed. In the refrigerant circuit diagram of the air conditioner, the
In the A zone, the difference between the indoor wet bulb temperature i and the target wet bulb temperature T OWB is large (large air-conditioning load), and the indoor air-conditioning load (sensible heat) due to the cooling operation with less power consumption than the reheat dehumidifying operation. The purpose is to operate with high removal efficiency (both load and latent heat load).
また、ステップＳ１１で、室内温湿度ｉがＢゾーンに存在する場合には、ステップＳ１３へ進む。Ｂゾーンは、Ａゾーンと同様に冷房運転モード実行領域であるが、室内温湿度ｉがＥＴminと目標温湿度Ｏを結ぶ直線よりも低湿側にあるため、室内温湿度ｉを目標温湿度Ｏに近づけるためには、ＥＴ＞ＥＴminとし（ステップＳ１４）、冷凍サイクルの蒸発温度ＥＴを適切に制御する（ステップＳ１５）。ＥＴは、室内ファン回転数と圧縮機運転周波数を変化させることにより制御可能である。なお、空気調和装置の冷媒回路図は、上記Ａゾーンの冷媒回路図と同じである。 If the room temperature / humidity i exists in the B zone in step S11, the process proceeds to step S13. The B zone is a cooling operation mode execution region as in the A zone, but the indoor temperature / humidity i is on the lower humidity side than the straight line connecting the ETmin and the target temperature / humidity O. In order to make it closer, ET> ETmin is set (step S14), and the evaporation temperature ET of the refrigeration cycle is appropriately controlled (step S15). The ET can be controlled by changing the indoor fan rotation speed and the compressor operating frequency. The refrigerant circuit diagram of the air conditioner is the same as the refrigerant circuit diagram of the A zone.
さらに、ステップＳ１１で、室内温湿度ｉがＣゾーンに存在する場合には、ステップＳ１３へ進む。Ｃゾーンは再熱除湿運転モード実行領域である。この領域では、実施の形態２、３に示すように冷凍サイクル凝縮温度ＣＴ、蒸発温度ＥＴを同時に制御することにより、目標温湿度Ｏへ向けた運転が可能となる。なお、除湿能力を最大限に発揮するために蒸発温度ＥＴは極力小さい値で運転を実行したいが、ＥＴ≧ＥＴminの範囲で運転を行う必要があるため、ＣゾーンではＥＴ＝ＥＴminにて運転を実行する（ステップＳ１６）。また、Ｃゾーンの範囲内でも凝縮温度ＣＴを特に高温にしたい場合には実施の形態３の吐出バイパス再熱除湿方式を用い、冷媒回路図は吐出バイパス弁２５を全開、再熱除湿用電磁弁２１を全閉した構成である。一方、そこまで高温の凝縮温度ＣＴを必要としない場合には実施の形態２の室外送風機回転数制御にて対応し（ステップＳ１７）、冷媒回路図は吐出バイパス弁２５を全閉し、図３の冷媒回路図と等価な構成である。
Furthermore, if the room temperature / humidity i exists in the C zone in step S11, the process proceeds to step S13. The C zone is a reheat dehumidifying operation mode execution region. In this region, the operation toward the target temperature and humidity O is possible by simultaneously controlling the refrigeration cycle condensation temperature CT and the evaporation temperature ET as shown in the second and third embodiments. In order to maximize the dehumidifying capacity, it is necessary to operate with the evaporation temperature ET as small as possible, but it is necessary to operate in the range of ET ≧ ETmin. Execute (step S16). Further, when it is desired to make the condensation temperature CT particularly high even within the range of the C zone, the discharge bypass reheat dehumidification method of the third embodiment is used. In the refrigerant circuit diagram, the
以上のように、室内温湿度ｉの条件に応じて、Ａ、Ｂ、Ｃのゾーン分けをすることにより、Ａゾーンでは、空気調和負荷除去主体の運転を行い、そして、空気調和負荷が小さくなり、Ｂ、Ｃゾーンに入った場合には目標温湿度Ｏへ近づけるためのＳＨＦ制御運転を実行することが可能となり、効率良く室内目標温湿度の実現が可能となる。 As described above, A, B, and C are divided into zones according to the conditions of the indoor temperature and humidity i, so that the air conditioning load removal main operation is performed in the A zone, and the air conditioning load is reduced. When entering the zones B, C, it is possible to execute the SHF control operation for approaching the target temperature / humidity O, and the indoor target temperature / humidity can be realized efficiently.
なお、この実施の形態４では、室内温湿度と目標温湿度との差に基づき室外送風機回転数制御も行うものを示したが、同一ゾーン内での運転時間が所定値を超えた時、室内湿球温度と湿球設定値との差が小さくなるような圧縮機１の回転速度に変えて圧縮機１を運転し、室内湿球温度と湿球設定値の差を制御目標ゾーン内に制御するようにしてもよい。つまり、オフセット防止のため、圧縮機１の回転速度を上げる。
In the fourth embodiment, although the outdoor fan rotation speed control is also performed based on the difference between the indoor temperature and humidity and the target temperature and humidity, when the operating time in the same zone exceeds a predetermined value, The
１ 圧縮機、 ２ インバーター、 ３ 室外マイコン、 ４ 四方弁、 ５ 室外熱交換器、 ６ 室外熱交換器用送風機、 ７ 室外機熱交換器用送風機モーター、 ８ 室外絞り機構、 ９ 室外機、 １０ 室内熱交換器、 １１ 室内熱交換器用送風機、 １２ 室内マイコン、 １３ リモコン、 １４ 室内機、 １５ 室内吸込空気温度センサー、 １６ 室内吸込空気湿度センサー、 １７ 設定温度、 １８ 設定湿度、 １９ 第１室内熱交換器配管温度センサー、 ２０ 第２室内熱交換器配管温度センサー、 ２１ 再熱除湿用電磁弁、 ２２ 室内絞り機構、 ２３ 第２室内熱交換器、 ２４ 第１室内熱交換器、 ２５ 吐出バイパス弁。
DESCRIPTION OF
Claims (3)
この室外機からの冷媒を中圧二相冷媒から中圧の液冷媒に凝縮させ、室内空気に放熱する第１の室内熱交換器、この第１の室内熱交換器からの冷媒を断熱膨張させ低圧二相冷媒とする室内絞り機構、この室内絞り機構から低圧二相冷媒を流入し蒸発ガス化させ、室内の空気を冷却除湿し、冷媒を前記圧縮機へ帰す第２の室内熱交換器、室内の温湿度を検出する温湿度検出手段、室内の温湿度を設定する温湿度設定手段を有する室内機とを備える空気調和装置において、
前記圧縮機と前記室外熱交換器との間と前記室外熱交換器と前記第１の室内熱交換器との間に開閉自在の吐出バイパス弁を有する配管が設けられ、
前記温湿度検出手段による室内の温湿度と前記温湿度設定手段による温湿度設定値とから目標顕熱比を求め、前記室内の温湿度と前記第１の室内熱交換器の凝縮温度と前記第２の室内熱交換器の蒸発温度から現状顕熱比を求め、前記圧縮機の回転速度および前記室外熱交換器用送風機の回転数を変更して前記現状顕熱比と前記目標顕熱比とを一致するように制御する制御手段を備えたことを特徴とする空気調和装置。 A compressor that compresses the refrigerant to a high temperature and a high pressure; an outdoor heat exchanger that condenses and liquefies the refrigerant from the compressor; an outdoor throttle mechanism that adiabatically expands the refrigerant by the outdoor heat exchanger to form a medium-pressure two-phase refrigerant; and the outdoor heat An outdoor unit having an outdoor heat exchanger fan provided in the exchanger;
A refrigerant from the outdoor unit is condensed from a medium-pressure two-phase refrigerant to a medium-pressure liquid refrigerant, and a first indoor heat exchanger that radiates heat to indoor air is adiabatically expanded from the first indoor heat exchanger. An indoor throttling mechanism that is a low-pressure two-phase refrigerant, a second indoor heat exchanger that flows the low-pressure two-phase refrigerant from the indoor throttling mechanism into evaporative gas, cools and dehumidifies indoor air, and returns the refrigerant to the compressor; In an air conditioner comprising a temperature and humidity detection means for detecting indoor temperature and humidity, and an indoor unit having a temperature and humidity setting means for setting indoor temperature and humidity,
A pipe having a discharge bypass valve that is openable and closable is provided between the compressor and the outdoor heat exchanger and between the outdoor heat exchanger and the first indoor heat exchanger ,
A target sensible heat ratio is obtained from the indoor temperature / humidity detected by the temperature / humidity detecting means and the temperature / humidity setting value determined by the temperature / humidity setting means, and the indoor temperature / humidity, the condensation temperature of the first indoor heat exchanger, and the first The present sensible heat ratio is obtained from the evaporation temperature of the indoor heat exchanger 2 and the rotational speed of the compressor and the rotational speed of the blower for the outdoor heat exchanger are changed to obtain the present sensible heat ratio and the target sensible heat ratio. An air conditioner comprising control means for controlling to match .
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