JP7019070B2 - Air conditioner - Google Patents
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Description
本発明は、空気調和機に関する。 The present invention relates to an air conditioner.
HC冷媒は、地球温暖化係数が小さい冷媒として知られている。特許文献1(特開平11-230626号公報)には、HC(Hydrocarbon)冷媒を含む混合冷媒を用いた冷凍サイクル装置が記載されている。特許文献1では、この混合冷媒を用いたときに、圧縮機の吐出温度が高くなるのを回避するために、吐出温度が予め設定された設定温度以下になるように、膨張弁の開度を調整することが記載されている。
The HC refrigerant is known as a refrigerant having a small global warming potential. Patent Document 1 (Japanese Unexamined Patent Publication No. 11-23626) describes a refrigerating cycle apparatus using a mixed refrigerant containing an HC (Hydrocarbon) refrigerant. In
しかしながら、特許文献1のように、HC冷媒を用いて、吐出温度が設定温度以下となるように制御した場合には、圧縮機の吐出過熱度が過大、かつ圧縮機の吸入温度および吸入過熱度が過小となる。その結果、HC冷媒を用いると、HFC(Hydrofluorocarbon)冷媒の一種であるR32よりも、COP(Coefficient Of Performance)が低下するという問題がある。
However, as in
それゆえに、本発明の目的は、地球温暖化係数が小さいHC冷媒を用い、かつR32を用いたときよりもCOPを高くすることができる空気調和機を提供することである。 Therefore, an object of the present invention is to provide an air conditioner capable of using an HC refrigerant having a small global warming potential and having a higher COP than when using R32.
本発明の空気調和機は、圧縮機と、凝縮器と、膨張弁と、蒸発器とを含み、冷媒を循環させるように構成された冷媒回路と、圧縮機への冷媒の吸入温度を検出するように構成された第1のセンサと、外気温度を検出するように構成された第2のセンサとを備える。冷媒は、R290およびR1270のうちの少なくとも一方を含む。暖房運転時に、吸入温度と外気温度との差が(-2.0℃)を下回ると、膨張弁の開度が減少し、差が(+0.6℃)を超えるときに、膨張弁の開度が増加する。 The air conditioner of the present invention includes a compressor, a condenser, an expansion valve, an evaporator, a refrigerant circuit configured to circulate the refrigerant, and detects the suction temperature of the refrigerant into the compressor. A first sensor configured as described above and a second sensor configured to detect the outside air temperature are provided. The refrigerant comprises at least one of R290 and R1270. During heating operation, when the difference between the suction temperature and the outside air temperature is less than (-2.0 ° C), the opening of the expansion valve decreases, and when the difference exceeds (+ 0.6 ° C), the expansion valve is opened. The degree increases.
本発明によれば、地球温暖化係数が小さいHC冷媒を用い、かつR32を用いたときよりもCOPを高くすることができる。 According to the present invention, the COP can be made higher than that when the HC refrigerant having a small global warming potential is used and R32 is used.
以下、実施の形態について、図面を参照して説明する。
実施の形態1.
図1は、実施の形態1に係る空気調和機の構成を表わす図である。Hereinafter, embodiments will be described with reference to the drawings.
FIG. 1 is a diagram showing a configuration of an air conditioner according to the first embodiment.
図1に示すように、空気調和機は、室外機50と、室内機51とを備える。
室外機50は、圧縮機1と、四方弁2と、室外熱交換器3と、膨張弁4と、室外送風機6と、外気温度センサ11と、吐出温度センサ23と、吐出圧力センサ24と、吸入圧力センサ22と、吸入温度センサ21と、制御装置60とを備える。As shown in FIG. 1, the air conditioner includes an
The
圧縮機1は、吸入した冷媒を圧縮して吐出する。
室外熱交換器3は、冷房運転時には、凝縮器として機能する。室外熱交換器3は、暖房運転時には、蒸発器として機能する。The
The
膨張弁4は、冷媒を膨張させる。膨張弁4は、電子膨張弁であって、開度(開口面積)をゼロ(全閉)から全開まで数段階で変化させることができる。
The
室外送風機6は、室外熱交換器3に室外空気(外気)を送る。
外気温度センサ11は、室外熱交換器3の外気吸込側に室外機50の筐体から数cm離して設置される。外気温度センサ11は、外気温度TOを計測する。The
The outside
吐出温度センサ23は、圧縮機1から吐出される冷媒の吐出温度TD(以下、圧縮機1の吐出温度という)を検出する。
The
吐出圧力センサ24は、圧縮機1から吐出される冷媒の吐出圧力PD(以下、圧縮機1の吐出圧力という)を検出する。この圧力は、冷媒回路70における冷媒の最大圧力である。
The
吸入圧力センサ22は、圧縮機1に吸入される冷媒の吸入圧力PS(以下、圧縮機1の吸入圧力という)を検出する。この圧力は、冷媒回路70における冷媒の最小圧力である。
The
吸入温度センサ21は、圧縮機1に吸入される冷媒の吸入温度TS(以下、圧縮機1の吸入温度という)を検出する。
The
室外熱交換器用温度センサ35は、暖房運転時に室外熱交換器3内の冷媒の蒸発温度TEを測定する。室外熱交換器用温度センサ35は、冷房運転時に室外熱交換器3内の冷媒の凝縮温度を測定する。
The outdoor heat
室内機51は、室内熱交換器5と、室内送風機7とを備える。
室内熱交換器5は、冷房運転時には、蒸発器として機能する。室内熱交換器5は、暖房運転時には、凝縮器として機能する。The
The
室内送風機7は、室内熱交換器5に室内空気を送る。
室内熱交換器用温度センサ25は、暖房運転時に室内熱交換器5内の冷媒の凝縮温度TCを測定する。室内熱交換器用温度センサ25は、冷房運転時に室内熱交換器5内の冷媒の蒸発温度を測定する。The
The
冷媒回路70は、圧縮機1、四方弁2、室外熱交換器3、膨張弁4、および室内熱交換器5を含む。
The
四方弁2は、ポートa、b、c、dを有する四方弁である。
ポートaと圧縮機1の吐出側とが配管P1で接続される。ポートbと室外熱交換器3とが配管P2で接続される。ポートcと圧縮機1の吸入側が配管P3で接続される。ポートdと室内熱交換器5とが配管P4で接続される。室内熱交換器5と膨張弁4とが配管P5で接続される。膨張弁4と室外熱交換器3とが配管P6で接続される。The four-
The port a and the discharge side of the
図2は、制御装置60と、制御装置60と接続される構成要素を表わす図である。
制御装置60は、外気温度センサ11から外気温度を表わす信号を受ける。制御装置60は、吐出温度センサ23から検出された吐出温度を表わす信号を受ける。制御装置60は、吐出圧力センサ24から検出された吐出圧力を表わす信号を受ける。制御装置60は、吸入圧力センサ22から検出された吸入圧力を表わす信号を受ける。制御装置60は、吸入温度センサ21から検出された吸入温度を表わす信号を受ける。制御装置60は、室内熱交換器用温度センサ25から検出された室内熱交換器5の温度を表わす信号を受ける。FIG. 2 is a diagram showing a
The
制御装置60は、四方弁2に切替を指示する信号を送る。制御装置60は、圧縮機1に起動、停止、または回転数を指示する信号を送る。制御装置60は、室外送風機6に起動または停止を指示する信号を送る。制御装置60は、室内送風機7に起動または停止を指示する信号を送る。制御装置60は、膨張弁4の開度を制御する信号を送る。
The
制御装置60は、処理回路によって構成される。処理回路が専用のハードウエアの場合、処理回路は、たとえば、単一回路、複合回路、プログラム化したプロセッサ、ASIC(Application Specific Integrated Circuit)、FPGA(Field Programmable Gate Array)、またはこれらを組み合わせたものとすることができる。処理回路がCPUの場合、制御装置60の機能は、ソフトウエア、ファームウエア、またはソフトウエアとファームウエアとの組み合わせによって実現される。ソフトウエアおよびファームウエアは、プログラムとして記述され、メモリに格納される。処理回路は、メモリに記憶されたプログラムを実行することによって、制御装置60の機能を実現する。ここで、メモリとは、RAM、ROM、フラッシュメモリ、EPROM、EEPROMなどの不揮発性または揮発性の半導体メモリ、または磁気ディスク、フレキシブルディスク、光ディスク、コンパンクトディスク、ミニディスク、DVDなどが該当する。なお、制御装置60の各機能について、一部を専用のハードウエアで実現し、一部をソフトウエアまたはファームウエアで実現するようにしてもよい。
The
まず、冷媒回路70の冷房運転時の動作について説明する。
図3は、冷房運転時の冷媒回路70内の冷媒の流れを表わす図である。First, the operation of the
FIG. 3 is a diagram showing the flow of the refrigerant in the
制御装置60は、冷媒回路70の冷房運転時には、四方弁2を第1の状態とする。四方弁2は、第1の状態では、ポートaとポートbとが連通し、ポートcとポートdとが連通する。これにより、室内熱交換器5から出力された冷媒が圧縮機1に流入し、圧縮機1から出力された冷媒が室外熱交換器3に流入する。制御装置60は、圧縮機1の周波数と膨張弁4の開度を冷房運転に適した値に設定し、圧縮機1を起動する。これによって、冷媒回路70は以下のように動作する。
The
圧縮機1において高温高圧にされた蒸気冷媒は、四方弁2を通過し、室外熱交換器3に流入する。室外熱交換器3は、冷房運転時には、昇圧された冷媒を冷却する凝縮器として機能する。室外送風機6によって室外熱交換器3に送られた室外空気に対して、高温高圧の蒸気冷媒は、放熱することによって凝縮し、高圧の液冷媒となる。
The high-temperature and high-pressure steam refrigerant in the
その後、この高圧の液冷媒は、膨張弁4を通過することによって、減圧膨張して低温低圧の気液二相冷媒となり、室内熱交換器5に流入する。室内熱交換器5は、冷房運転時には、減圧膨張された冷媒を吸熱する蒸発器として機能する。室内送風機7によって室内熱交換器5に送られた室内空気から、低温低圧の気液二相冷媒が吸熱することによって蒸発し、低圧の蒸気冷媒となる。その後、低圧の蒸気冷媒は、四方弁2を経由して、圧縮機1に吸入される。
After that, the high-pressure liquid refrigerant passes through the
以降、同様の過程で、冷媒が冷媒回路70内を圧縮機1、室外熱交換器3、膨張弁4、室内熱交換器5の順に循環する。
After that, in the same process, the refrigerant circulates in the
次に、冷媒回路70の暖房運転時の動作について説明する。
図4は、暖房運転時の冷媒回路70内の冷媒の流れを表わす図である。Next, the operation of the
FIG. 4 is a diagram showing the flow of the refrigerant in the
制御装置60は、冷媒回路70の暖房運転時には、四方弁2を第2の状態とする。四方弁2は、第2の状態では、ポートaとポートdとが連通し、ポートbとポートcとが連通する。これにより、四方弁2が第2の状態のときには、室外熱交換器3から出力された冷媒が圧縮機1に流入し、圧縮機1から出力された冷媒が室内熱交換器5に流入する。
The
制御装置60は、圧縮機1の周波数と膨張弁4の開度を暖房運転に適した値に設定し、圧縮機1を起動する。これによって、冷媒回路70は以下のように動作する。
The
圧縮機1において高温高圧にされた蒸気冷媒は、四方弁2を通過し、室内熱交換器5に流入する。室内熱交換器5は、暖房運転時には、昇圧された冷媒を冷却する凝縮器として機能する。室内送風機7によって室内熱交換器5に送られた室内空気に対して、高温高圧の蒸気冷媒は、放熱することによって凝縮し、高圧の液冷媒となる。
The high-temperature and high-pressure steam refrigerant in the
その後、この高圧の液冷媒は、膨張弁4を通過することによって、減圧膨張して低温低圧の気液二相冷媒となり、室外熱交換器3に流入する。室外熱交換器3は、暖房運転時には、減圧膨張された冷媒を吸熱する蒸発器として機能する。室外送風機6によって室外熱交換器3に送られた室外空気から、低温低圧の気液二相冷媒が吸熱することによって蒸発し、低圧の蒸気冷媒となる。その後、低圧の蒸気冷媒は、四方弁2を経由して、圧縮機1に吸入される。
After that, the high-pressure liquid refrigerant passes through the
以降、同様の過程で、冷媒が冷媒回路70内を圧縮機1、室内熱交換器5、膨張弁4、室外熱交換器3の順に循環する。
After that, in the same process, the refrigerant circulates in the
暖房運転時において、制御装置60は、吸入温度TSと、吸入圧力PSとに基づいて、吸入過熱度SHsを算出することができる。また、暖房運転時において、制御装置60は、吸入温度TSと、室外熱交換器3内の冷媒の蒸発温度TEとに基づいて、吸入過熱度SHsを算出することができる。
During the heating operation, the
暖房運転時において、制御装置60は、吐出温度TDと、吐出圧力Pdとに基づいて、吐出過熱度SHdを算出することができる。また、暖房運転時において、制御装置60は、吐出温度TDと、室内熱交換器4内の冷媒の凝縮温度TCとに基づいて、吐出過熱度SHdを算出することができる。
During the heating operation, the
制御装置60は、外気温度TOに基づいて、圧縮機1の周波数、および室外送風機6のファン回転数などを制御する。
The
次に、本実施の形態の空気調和機で使用する冷媒について説明する。
地球温暖化への影響から地球温暖化係数の小さい冷媒への転換が求められている。このため、空気調和機においてR410A(GWP2088)、R32(GWP675)などのHFC冷媒からR290(GWP4)、R1270などのHC系冷媒への転換が期待されている。Next, the refrigerant used in the air conditioner of the present embodiment will be described.
Due to the impact on global warming, there is a need to switch to refrigerants with a smaller global warming potential. Therefore, it is expected that the air conditioner will switch from HFC refrigerants such as R410A (GWP2088) and R32 (GWP675) to HC-based refrigerants such as R290 (GWP4) and R1270.
たとえば、R290はR32に比べて、1.2倍の凝縮潜熱有し、かつ吸入過熱度SHsの増加に対する凝縮器の出入口エンタルピ差を示す冷凍効果も大きい。したがって、吸入過熱度SHsが同一のときに、ある能力に必要な冷媒循環量は、R290は、R32に比べて0.8倍でよいことになる。その結果、R290を用いたときには、R32を用いるときよりも、圧縮機1の理論仕事が小さくなるため、理論COPが高くなる。
For example, R290 has 1.2 times the latent heat of condensation as compared with R32, and has a large freezing effect showing a difference in enthalpy of entrance and exit of the condenser with respect to an increase in suction superheat degree SHs. Therefore, when the suction superheat degree SHs is the same, the amount of refrigerant circulation required for a certain capacity may be 0.8 times that of R32 in R290. As a result, when R290 is used, the theoretical work of the
図5は、吸入過熱度SHsと理論COPとの関係を表わす図である。
図5に示すように、吸入過熱度SHsが増加すると、R32およびR410Aなどのフロン系冷媒の理論COPは低下するが、R290の理論COPは増加する。これは、吸入過熱度SHsが増加するときに、R290はフロン系冷媒に比べて、冷媒循環量の低下率以上に冷凍効果が増加するためである。FIG. 5 is a diagram showing the relationship between the inhalation superheat degree SHs and the theoretical COP.
As shown in FIG. 5, when the suction superheat degree SHs increases, the theoretical COP of Freon-based refrigerants such as R32 and R410A decreases, but the theoretical COP of R290 increases. This is because when the suction superheat degree SHs increases, the refrigerating effect of R290 increases more than the rate of decrease in the amount of refrigerant circulation as compared with the fluorocarbon-based refrigerant.
したがって、本実施の形態では、冷媒回路70内を循環する冷媒は、低GWPである可燃性のHC系自然冷媒であるR290およびR1270のうち少なくとも一方を含む。言い換えると、冷媒回路70内に流れる冷媒は、R290単独、R1270単独、またはこれらのうち少なくとも1つを主成分とした混合冷媒である。
Therefore, in the present embodiment, the refrigerant circulating in the
従来のR32を用いた空気調和機では、R32の特性から、圧縮機1の吐出温度の上昇による潤滑油およびモータの劣化が起こり易い。このため、従来のR32を用いた空気調和機は、圧縮機1の吸入過熱度SHsを小さくし、吐出温度TDの制御によって、吐出温度TDの上昇を抑制しながら動作している。地球温暖化係数の小さいR290を用いて、R32と同様の制御を行うと、吐出過熱度SHdが過大になり、吸入温度TSおよび吸入過熱度SHsが過小になるため、COPが低下するという問題がある。つまり、R290は、R32よりも理論COPは高いが、従来の制御では、R290を用いた場合、R32を用いた場合と同等以上のCOPを得ることが難しい。
In the conventional air conditioner using R32, deterioration of the lubricating oil and the motor is likely to occur due to an increase in the discharge temperature of the
従来の炭化水素冷媒用の潤滑油として、パラフィン系炭化水素、ナフテン系炭化水素、アルキルベンゼン単体、またはこれらの混合油が用いられるが、相溶性が高いため、安全性確保の観点から冷媒充填量を規定(IEC 60335-2-40)されている強燃性のR290、R1270冷媒には適さない。さらに、これらの潤滑油は、粘度が低いため高圧シェルを用いた一般的な空気調和機には適さない。 Paraffinic hydrocarbons, naphthenic hydrocarbons, alkylbenzenes alone, or a mixture of these are used as lubricating oils for conventional hydrocarbon refrigerants, but since they are highly compatible, the amount of refrigerant charged should be adjusted from the viewpoint of ensuring safety. Not suitable for the highly flammable R290 and R1270 refrigerants specified (IEC 60335-2-40). Furthermore, these lubricating oils have low viscosities and are not suitable for general air conditioners using high pressure shells.
本実施の形態では、圧縮機1の潤滑油として、エーテル結合を有するポリアルキレングリコール系のPAG(Poly-Alkylene-Glycol)、ポリビニルエーテル系のPVE(Poly-vinyl-Ether)、エステル結合を有するポリオールエステル(Poly-Ol-Ester)系のPOE等の冷媒に比べ密度の高い油を使用する。冷媒として、R290を使用する場合には、PAGがR290との相溶性が低いため、PAGをR290用の潤滑油として使用するのが好ましい。
In the present embodiment, as the lubricating oil of the
室外機50の機械室は、圧縮機1、四方弁2、膨張弁4が冷媒配管により接続されている。これらの機器と、外気とは板金製の前面、側面、後面パネルと仕切り板で覆われている。このため、圧縮機1の放熱による機械室内の周囲空気温度が外気温度TOよりも高くなることがある。機械室内の空気による過熱、および四方弁2内における吐出温度TDを介した冷媒の吸熱によって、吸入温度TSが外気温度TOよりも高くなることがある。
In the machine room of the
欧州では、ルームエアコンの消費電力削減のため、ErP指令Lot10によって、所望の外気温におけるCOPから求めたSCOP(Seasonal Coefficient of Performance)によって規制されている。 In Europe, in order to reduce the power consumption of room air conditioners, it is regulated by the ErP Directive Lot10 by the SCOP (Seasonal Coefficient of Performance) obtained from the COP at the desired outside temperature.
図6は、外気温度TOと規格化COPとの関係を表わす図である。
規格化COPは、各温度のCOPの外気温度TOが12℃のときのCOPに対する比率を表す。FIG. 6 is a diagram showing the relationship between the outside air temperature TO and the normalized COP.
The normalized COP represents the ratio of the COP at each temperature to the COP when the outside air temperature TO is 12 ° C.
外気温度TOが高くなると、建物および室内の負荷が減るため、COPは高くなる。外気温度TOが-7℃のCOP(A)で、2℃のCOP(B)、7℃のCOP(C)、12℃のCOP(D)によって、SCOPは、以下の式で表される。 When the outside air temperature TO becomes high, the load on the building and the room decreases, so that the COP becomes high. With an outside air temperature TO of -7 ° C. COP (A), a 2 ° C. COP (B), a 7 ° C. COP (C), and a 12 ° C. COP (D), SCOP is expressed by the following equation.
SCOP=0.17×COP(A)+0.51×COP(B)+0.23×COP(C)+0.09×COP(D)・・・(1)
外気温度TOが7℃のCOP(C)と外気温度TOが2℃のCOP(B)のSCOPへの寄与度が特に高い。外気温度TOが7℃のCOP(C)と外気温度TOが2℃のCOP(B)のSCOPへの寄与度は、74%である。外気温度TOが7℃のCOP(C)と外気温度TOが2℃のCOP(B)と外気温度TOが12℃のCOP(D)のSCOPへの寄与度は、83%である。SCOP = 0.17 x COP (A) +0.51 x COP (B) +0.23 x COP (C) +0.09 x COP (D) ・ ・ ・ (1)
The contribution of COP (C) having an outside air temperature TO of 7 ° C. and COP (B) having an outside air temperature TO of 2 ° C. to SCOP is particularly high. The contribution of COP (C) having an outside air temperature TO of 7 ° C. and COP (B) having an outside air temperature TO of 2 ° C. to SCOP is 74%. The contribution of COP (C) having an outside air temperature TO of 7 ° C., COP (B) having an outside air temperature TO of 2 ° C., and COP (D) having an outside air temperature TO of 12 ° C. to SCOP is 83%.
また、図6に示すように、外気温度TOに対して、空気調和機のCOPは、線形に変化する。よって、空気調和機の3つの外気温度TOに対するCOPが決まると、空気調機器のSCOPは概ね決定される。ただし、外気温度TOが負の場合の暖房運転では、除霜運転を伴うため、理論上のCOPと実際のCOPとにずれが生じることがある。よって、本実施の形態では、外気温度TOがSCOPを求める際の条件である外気温度TOが-7℃、2℃、7℃、12℃のうち、2℃、7℃、12℃の3つの外気温度TOについて検討する。 Further, as shown in FIG. 6, the COP of the air conditioner changes linearly with respect to the outside air temperature TO. Therefore, when the COP for the three outside air temperature TOs of the air conditioner is determined, the SCOP of the air conditioner is generally determined. However, in the heating operation when the outside air temperature TO is negative, the defrosting operation is involved, so that the theoretical COP and the actual COP may deviate from each other. Therefore, in the present embodiment, the outside air temperature TO, which is a condition for obtaining the SCOP, is -7 ° C, 2 ° C, 7 ° C, and 12 ° C, of which 2 ° C, 7 ° C, and 12 ° C. Consider the outside air temperature TO.
図7(a)~(c)は、R290とR32における吸入温度TSと規格化COPとの関係を表わす図である。図7(a)~(c)には、外気温度TOが2℃、7℃、12℃において、SCOPを定める条件である吸入過熱度SHsが0.1~20degに変化するときの、吸入温度TSと規格化COPとの関係が示されている。吸入過熱度SHsが0.1degのときに、吸入温度TSが最小となる。吸入過熱度SHsが20degのときに、吸入温度TSが最大となる。R32の吸入過熱度SHsが0.1degのときのCOPをXとすると、規格化COPは、(COP/X)×100で表わされる。 7 (a) to 7 (c) are diagrams showing the relationship between the suction temperature TS and the normalized COP in R290 and R32. 7 (a) to 7 (c) show the suction temperature when the outside air temperature TO is 2 ° C., 7 ° C., and 12 ° C. and the suction superheat degree SHs, which is a condition for determining SCOP, changes from 0.1 to 20 deg. The relationship between TS and standardized COP is shown. When the suction superheat degree SHs is 0.1 deg, the suction temperature TS becomes the minimum. When the suction superheat degree SHs is 20 deg, the suction temperature TS becomes maximum. Assuming that the COP when the inhalation superheat degree SHs of R32 is 0.1 deg is X, the normalized COP is represented by (COP / X) × 100.
図7(a)~(c)における水平な直線L1、L2、L3は、他の外気温度TOにおいてCOPがR32と同等である場合に、R32と同等のSCOPとなるためのCOPの下限を示す。ここで、外気温度TOが2℃、7℃において、L1、L2は97%を表わす。外気温度TOが12℃において、L3は93%を示す。 The horizontal straight lines L1, L2, and L3 in FIGS. 7 (a) to 7 (c) indicate the lower limit of the COP for achieving the SCOP equivalent to R32 when the COP is equivalent to R32 at another outside air temperature TO. .. Here, when the outside air temperature TO is 2 ° C. and 7 ° C., L1 and L2 represent 97%. When the outside air temperature TO is 12 ° C., L3 shows 93%.
図7(a)に示すように、外気温度TOが2℃の時、吸入温度TSを0℃~6.6℃の範囲、すなわちΔTが-2.0℃~+4.6℃の範囲内において、R32を用いるよりもR290を用いた方が、空気調和器のCOPが高くなる。ΔT<-2℃のときには、吸入温度TSが0℃よりも小さくなるため、吸入配管が着霜し、COPが著しく低下する。 As shown in FIG. 7A, when the outside air temperature TO is 2 ° C., the suction temperature TS is in the range of 0 ° C. to 6.6 ° C., that is, ΔT is in the range of −2.0 ° C. to + 4.6 ° C. , The COP of the air conditioner is higher when R290 is used than when R32 is used. When ΔT <-2 ° C., the suction temperature TS becomes smaller than 0 ° C., so that the suction pipe is frosted and the COP is significantly lowered.
図7(b)に示すように、外気温度TOが7℃の時、吸入温度TSを3.0℃~7.6℃の範囲、すなわちΔTが-4.0℃~+0.6℃の範囲内において、R32を用いるよりもR290を用いた方が、空気調和器のCOPが高くなる。ΔT(=TS-TO)>0.6℃のときには、R290を用いたときのCOPがR32を用いたときのCOPよりも小さくなるため、R32よりも理論COPの高いR290の特性を活かした運転ができなくなる。 As shown in FIG. 7B, when the outside air temperature TO is 7 ° C., the suction temperature TS is in the range of 3.0 ° C. to 7.6 ° C., that is, ΔT is in the range of -4.0 ° C. to + 0.6 ° C. Among them, the COP of the air conditioner is higher when R290 is used than when R32 is used. When ΔT (= TS-TO)> 0.6 ° C., the COP when using R290 is smaller than the COP when using R32, so the operation utilizing the characteristics of R290, which has a higher theoretical COP than R32. Cannot be done.
図7(c)に示すように、外気温度TOが12℃の時、吸入温度TSを9.4℃~13.6℃の範囲、すなわちΔTが-2.6℃~+1.6℃の範囲内において、R32を用いるよりもR290を用いた方が、空気調和器のCOPが高くなる。 As shown in FIG. 7 (c), when the outside air temperature TO is 12 ° C., the suction temperature TS is in the range of 9.4 ° C. to 13.6 ° C., that is, ΔT is in the range of -2.6 ° C. to + 1.6 ° C. Among them, the COP of the air conditioner is higher when R290 is used than when R32 is used.
以上のように外気温度TOごとのΔTの範囲で制御することにより、R32を用いた運転よりも高いCOPで、R290を用いた運転が可能である。 By controlling in the range of ΔT for each outside air temperature TO as described above, it is possible to operate using R290 at a higher COP than the operation using R32.
さらに、ΔT(=TS-TO)を-2.0℃~+0.6℃の範囲にすることによって、外気温度TOに依らずに、R32を用いた運転よりも高いCOPで、R290を用いた運転が可能となる。 Furthermore, by setting ΔT (= TS-TO) in the range of −2.0 ° C. to + 0.6 ° C., R290 was used at a higher COP than the operation using R32, regardless of the outside air temperature TO. It becomes possible to drive.
以上より、本実施の形態では、制御装置60は、暖房運転時、吸入温度TSと外気温度TOの差ΔT(TS-TO)が範囲W(-2.0~+0.6)内となるように、膨張弁4を制御する。これによって、冷媒にR290を用いた時に、R32を用いた時よりも、同等以上のSCOPで空気調和機を暖房運転することができる。R290を例に説明したが、R290と沸点および動作圧などの特性が類似しているR1270でも同様の効果が得られる。
From the above, in the present embodiment, in the
図8は、実施の形態1の空気調和機の暖房運転時の制御手順を表わすフローチャートである。 FIG. 8 is a flowchart showing a control procedure during the heating operation of the air conditioner according to the first embodiment.
ステップS101において、外気温度センサ11が、外気温度TOを検出する。制御装置60は、外気温度センサ11から外気温度TOを表わす信号を受ける。
In step S101, the outside
ステップS102において、吸入温度センサ21は、圧縮機1の吸入温度TSを検出する。制御装置60は、吸入温度センサ21から検出された吸入温度TSを表わす信号を受ける。
In step S120, the
ステップS103において、制御装置60は、温度差ΔT=TS-TOを算出する。
ステップS104において、温度差ΔTが(-2.0)℃未満のときには(S104:YES)、処理がステップS105に進む。ステップS106において、温度差ΔTが(+0.6)℃を超えるときには(S106:YES)、処理がステップS107に進む。温度差ΔTが(-2.0)℃以上、かつ(+0.6)℃以下のときには(S104:NO、S106:NO)、処理が終了する。In step S103, the
In step S104, when the temperature difference ΔT is less than (−2.0) ° C. (S104: YES), the process proceeds to step S105. In step S106, when the temperature difference ΔT exceeds (+0.6) ° C. (S106: YES), the process proceeds to step S107. When the temperature difference ΔT is (−2.0) ° C. or higher and (+0.6) ° C. or lower (S104: NO, S106: NO), the process ends.
ステップS105において、制御装置60は、膨張弁4の開度を一定量だけ減少させる。その後、処理がステップS101に戻る。
In step S105, the
ステップS107において、制御装置60は、膨張弁4の開度を一定量だけ増加させる。その後、処理がステップS101に戻る。
In step S107, the
実施の形態2.
図7(a)~(c)に示すように、外気温度TOと吸入温度TSとが等しくなるように制御すると、R32は、冷媒の特性から外気温度TOよりも高い吸入温度TSにおいて、COPが最大となるため、高いCOPでの運転はできない。一方、R290は高いCOPでの運転が可能である。
As shown in FIGS. 7A to 7C, when the outside air temperature TO and the suction temperature TS are controlled to be equal to each other, R32 has a COP at a suction temperature TS higher than the outside air temperature TO due to the characteristics of the refrigerant. Since it is the maximum, it cannot be operated at a high COP. On the other hand, the R290 can be operated at a high COP.
本実施の形態では、制御装置60は、吸入温度TSが外気温度TOとが等しくなるよう膨張弁4を制御する。
In the present embodiment, the
図9は、実施の形態2の暖房運転時の空気調和機の制御手順を表わすフローチャートである。 FIG. 9 is a flowchart showing a control procedure of the air conditioner during the heating operation of the second embodiment.
ステップS201において、外気温度センサ11が、外気温度TOを検出する。制御装置60は、外気温度センサ11から外気温度TOを表わす信号を受ける。
In step S201, the outside
ステップS202において、吸入温度センサ21は、圧縮機1の吸入温度TSを検出する。制御装置60は、吸入温度センサ21から検出された吸入温度TSを表わす信号を受ける。
In step S202, the
ステップS203において、制御装置60は、温度差ΔT=TS-TOを算出する。
ステップS203において、吸入温度TSが外気温度TO未満のときには(S203:YES)、処理がステップS204に進む。ステップS205において、吸入温度TSが外気温度TOを超えるときには(S205:YES)、処理がステップS206に進む。吸入温度TSが外気温度TOと等しいときには(S203:NO、S205:NO)、処理が終了する。In step S203, the
In step S203, when the suction temperature TS is lower than the outside air temperature TO (S203: YES), the process proceeds to step S204. In step S205, when the suction temperature TS exceeds the outside air temperature TO (S205: YES), the process proceeds to step S206. When the suction temperature TS is equal to the outside air temperature TO (S203: NO, S205: NO), the process ends.
ステップS204において、制御装置60は、膨張弁4の開度を一定量だけ減少させる。その後、処理がステップS201に戻る。
In step S204, the
ステップS206において、制御装置60は、膨張弁4の開度を一定量だけ増加させる。その後、処理がステップS201に戻る。
In step S206, the
本実施の形態によれば、外気温度TOの変化に応じて、高いCOPを確保しながらの運転が可能になる。制御装置60は、外気温度TOを検知しながら吸入温度TSを制御するため、吸入過熱度SHsで制御を行う場合に比べて、圧縮機1に吸入される冷媒を過熱ガスにしながら制御することができる。すなわち、蒸発温度TE<外気温度TOで空気調和機は、運転されるが、本実施の形態では外気温度TO=吸入温度TSとなるように制御されるので、蒸発温度TE<吸入温度TSとなる。これによって、確実に圧縮機1に吸入される冷媒を過熱ガスにできる。その結果、圧縮機1の故障の要因となる液戻り運転を防止できるため、安定した運転が実現できる。また、吸入温度が0℃以下となる運転を回避し易くなるため、吸入配管の着霜を防止できるので、霜により熱抵抗が増大した配管内の冷媒の再凝縮を抑制できる。
According to this embodiment, it is possible to operate while ensuring a high COP in response to a change in the outside air temperature TO. Since the
実施の形態3.
図10(a)~(c)は、R290とR32における吐出過熱度SHdと規格化COPとの関係を表わす図である。
10 (a) to 10 (c) are diagrams showing the relationship between the discharge superheat degree SHd and the normalized COP in R290 and R32.
図10(a)~(c)には、外気温度TOが2℃、7℃、12℃において、SCOPを定める条件である吸入過熱度SHsが0.1~20degに変化するときの、吐出過熱度SHdと規格化COPとの関係が示されている。吸入過熱度SHsが0.1degのときに、吐出過熱度SHdが最小となる。吸入過熱度SHsが20degのときに、吐出過熱度SHdが最大となる。R32の吸入過熱度SHsが0.1degのときのCOPをXとすると、規格化COPは、(COP/X)×100で表わされる。 10 (a) to 10 (c) show the discharge superheat when the intake superheat degree SHs, which is a condition for determining SCOP, changes from 0.1 to 20 deg when the outside air temperature TO is 2 ° C, 7 ° C, and 12 ° C. The relationship between degree SHd and normalized COP is shown. When the suction superheat degree SHs is 0.1 deg, the discharge superheat degree SHd becomes the minimum. When the suction superheat degree SHs is 20 deg, the discharge superheat degree SHd becomes maximum. Assuming that the COP when the inhalation superheat degree SHs of R32 is 0.1 deg is X, the normalized COP is represented by (COP / X) × 100.
図10(a)~図10(c)に示すように、各外気温度TOにおいて、R32よりもR290のCOPが高くなる吐出過熱度SHdの範囲が存在する。この範囲の最大値をU(SHd)とする。 As shown in FIGS. 10A to 10C, there is a range of discharge superheat degree SHd in which the COP of R290 is higher than that of R32 at each outside air temperature TO. The maximum value in this range is U (SHd).
図10(a)~(c)に示すように、外気温度TOに対し、R32よりもCOPが高くあるR290の吐出過熱度SHdは、R32に比べ小さくなっている。これは、R290とR32冷媒の物性の違いによるものである。 As shown in FIGS. 10A to 10C, the discharge superheat degree SHd of R290, which has a higher COP than R32 with respect to the outside air temperature TO, is smaller than that of R32. This is due to the difference in physical properties between the R290 and R32 refrigerants.
外気温度TOに対して、U(SHd)は、以下の式で表わすことができる。
U(SHd)=-1.1559×TO+19.574・・・(2)
一方、外気温度TOに対して、圧縮機1が液バック運転しない吐出過熱度SHdの下限をL(SHd)とすると、L(SHd)は、以下の式で表わすことができる。With respect to the outside air temperature TO, U (SHd) can be expressed by the following equation.
U (SHd) =-1.1559 × TO + 19.574 ・ ・ ・ (2)
On the other hand, assuming that the lower limit of the discharge superheat degree SHd in which the
L(SHd)=-0.4526×TO+9.5755・・・(3)
図11は、R32のCOPよりもR290のCOPが高くなり、かつ圧縮機1が液バック運転しない吐出過熱度SHdの範囲を表わす図である。L (SHd) =-0.4526 × TO +9.5755 ・ ・ ・ (3)
FIG. 11 is a diagram showing a range of discharge superheat degree SHd in which the COP of R290 is higher than the COP of R32 and the
図11において、直線R1は、式(2)で表される。直線R2は、式(3)で表される。直線R1と直線R2の間の範囲(直線R1およびR2を含む)において、R32のCOPよりもR290のCOPが高くなり、かつ圧縮機1が液バック運転しない。図11において、外気温度TOが高くなるほど、空調負荷が小さくなるため、R290を用いたときに、R32を用いたときよりも高いCOPで運転可能な吐出過熱度SHdの範囲は小さくなる。
In FIG. 11, the straight line R1 is represented by the equation (2). The straight line R2 is represented by the equation (3). In the range between the straight lines R1 and R2 (including the straight lines R1 and R2), the COP of R290 is higher than the COP of R32, and the
本実施の形態では、制御装置60は、外気温度TOに基づいて、吐出過熱度SHdが式(3)で表されるL(SHd)以上、かつ式(2)で表されるU(SHd)以下となるように、膨張弁4の開度を制御する。
In the present embodiment, the
図12は、実施の形態3の暖房運転時の空気調和機の制御手順を表わすフローチャートである。 FIG. 12 is a flowchart showing a control procedure of the air conditioner during the heating operation of the third embodiment.
ステップS300において、外気温度センサ11が、外気温度TOを検出する。制御装置60は、外気温度センサ11から外気温度TOを表わす信号を受ける。
In step S300, the outside
ステップS301において、吐出温度センサ23が、圧縮機1の吐出温度TDを検出する。制御装置60は、吐出温度センサ23から吐出温度TDを表わす信号を受ける。
In step S301, the
ステップS302において、室内熱交換器用温度センサ25が、室内熱交換器5内の冷媒の凝縮温度TCを検出する。制御装置60は、室内熱交換器用温度センサ25から冷媒の凝縮温度TCを表わす信号を受ける。
In step S302, the indoor heat
ステップS303において、制御装置60は、TDからTCを減算することによって、吐出過熱度SHd(=TD-TC)を求める。
In step S303, the
ステップS304において、制御装置60は、式(3)によって、外気温度TOからL(SHd)を算出する。
In step S304, the
ステップS305において、制御装置60は、式(2)によって、外気温度TOからU(SHd)を算出する。
In step S305, the
ステップS306において、吐出過熱度SHdがL(SHd)未満のときには(S306:YES)、処理がステップS307に進む。ステップS308において、吐出過熱度SHdがU(SHd)を超えるときには(S308:YES)、処理がステップS309に進む。吐出過熱度SHdがL(SHd)以上、かつU(SHd)以下のときには(S306:NO、S308:NO)、処理が終了する。 In step S306, when the discharge superheat degree SHd is less than L ( SHd ) (S306: YES), the process proceeds to step S307. In step S308, when the discharge superheat degree SHd exceeds U (SHd) (S308: YES), the process proceeds to step S309. When the discharge superheat degree SHd is L (SHd) or more and U ( SHd ) or less (S306: NO, S308: NO), the process ends.
ステップS307において、制御装置60は、膨張弁4の開度を一定量だけ減少させる。その後、処理がステップS300に戻る。
In step S307, the
ステップS309において、制御装置60は、膨張弁4の開度を一定量だけ増加させる。その後、処理がステップS300に戻る。
In step S309, the
本実施の形態では、R290を用いてもR32よりも高いCOPで制御可能になる。また、外気温度TOの変化に対して追従性が高く、かつ細かい制御が可能になるため、従来の吐出温度の制御に比べ、より高い省エネ性を得られる。R290と沸点および動作圧などの特性が類似しているR1270でも同様の効果が得られる。 In this embodiment, even if R290 is used, control is possible at a higher COP than R32. Further, since the followability to the change of the outside air temperature TO is high and fine control is possible, higher energy saving can be obtained as compared with the conventional control of the discharge temperature. Similar effects can be obtained with R1270, which has similar characteristics such as boiling point and operating pressure to R290.
また、吐出過熱度SHdが上述の範囲となるように制御するときには、冷媒としてR290を用い、圧縮機1の潤滑油としてPAGを用いた場合に、PAG内に冷媒が溶解する割合を30%以下に制御することができる。その結果、冷媒充填量を許容冷媒量以下とすることができる。R290と沸点および動作圧などの特性が類似しているR1270を用いても、同様の効果が得られる。
Further, when the discharge superheat degree SHd is controlled to be within the above range, when R290 is used as the refrigerant and PAG is used as the lubricating oil of the
(変形例)
本発明は、上記の実施形態に限定されるものではなく、たとえば、以下のような変形例も含む。(Modification example)
The present invention is not limited to the above embodiment, and includes, for example, the following modifications.
(1)膨張弁の制御
実施の形態1の図8のステップS105、S107において、制御装置は、膨張弁の開度を一定量だけ変化させたが、これに限定されるものではない。制御装置は、膨張弁の開度をΔTと(-2.0℃)の差、またはΔTと(+0.6℃)との差の大きさに応じた量だけ変化させるものとしてもよい。
(1) Control of expansion valve In steps S105 and S107 of FIG. 8 of the first embodiment, the control device changes the opening degree of the expansion valve by a certain amount, but the control device is not limited thereto. The control device may change the opening degree of the expansion valve by an amount corresponding to the magnitude of the difference between ΔT and (−2.0 ° C. ) or the difference between ΔT and (+ 0.6 ° C. ).
同様に、実施の形態2の図9のステップS204、S206において、制御装置は、膨張弁の開度を一定量だけ変化させたが、これに限定されるものではない。制御装置は、膨張弁の開度をTSとTOとの差の大きさに応じた量だけ変化させるものとしてもよい。 Similarly, in steps S204 and S206 of FIG. 9 of the second embodiment, the control device changes the opening degree of the expansion valve by a certain amount, but is not limited thereto. The control device may change the opening degree of the expansion valve by an amount corresponding to the magnitude of the difference between TS and TO.
同様に、実施の形態3の図12のステップS307、S309において、制御装置は、膨張弁の開度を一定量だけ変化させたが、これに限定されるものではない。制御装置は、膨張弁の開度をSHdとL(SHd)との差、またはSHdとU(SHd)との差の大きさに応じた量だけ変化させるものとしてもよい。 Similarly, in steps S307 and S309 of FIG. 12 of the third embodiment, the control device changes the opening degree of the expansion valve by a certain amount, but is not limited thereto. The control device may change the opening degree of the expansion valve by an amount corresponding to the difference between SHd and L (SHd) or the difference between SHd and U (SHd).
(2)外気温度に応じた制御
制御装置は、外気温度TOが2℃の時、ΔT(=吸入温度TS-外気温度TO)が範囲W(-2.0℃~+4.6℃)内となるように、膨張弁を制御するものとしてもよい。すなわち、制御装置は、外気温度TOが2℃のときに、ΔTが(-2.0℃)未満の場合に、膨張弁の開度を一定量だけ減少させ、ΔTが(+4.6℃)を超えるときに、膨張弁の開度を一定量だけ増加させるものとしてもよい。
(2) Control according to the outside air temperature When the outside air temperature TO is 2 ° C, ΔT (= suction temperature TS-outside air temperature TO) is within the range W (-2.0 ° C to + 4.6 ° C). The expansion valve may be controlled so as to be. That is, when the outside air temperature TO is 2 ° C. and ΔT is less than (−2.0 ° C. ), the control device reduces the opening degree of the expansion valve by a certain amount, and ΔT is (+4.6 ° C. ). When it exceeds, the opening degree of the expansion valve may be increased by a certain amount.
制御装置は、外気温度TOが7℃の時、ΔTが範囲W(-4.0℃~+0.6℃)内となるように、膨張弁を制御するものとしてもよい。すなわち、制御装置は、外気温度TOが7℃のときに、ΔTが(-4.0℃)未満の場合に、膨張弁の開度を一定量だけ減少させ、ΔTが(+0.6℃)を超えるときに、膨張弁の開度を一定量だけ増加させるものとしてもよい。 The control device may control the expansion valve so that ΔT is within the range W (-4.0 ° C to + 0.6 ° C) when the outside air temperature TO is 7 ° C. That is, when the outside air temperature TO is 7 ° C. and ΔT is less than (-4.0 ° C. ), the control device reduces the opening degree of the expansion valve by a certain amount, and ΔT is (+ 0.6 ° C. ). When it exceeds, the opening degree of the expansion valve may be increased by a certain amount.
制御装置は、外気温度TOが12℃の時、ΔTが範囲W(-2.6℃~+1.6℃)内となるように、膨張弁を制御するものとしてもよい。すなわち、制御装置は、外気温度TOが7℃のときに、ΔTが(-2.6℃)未満の場合に、膨張弁の開度を一定量だけ減少させ、ΔTが(+1.6℃)を超えるときに、膨張弁の開度を一定量だけ増加させるものとしてもよい。 The control device may control the expansion valve so that ΔT is within the range W (-2.6 ° C to + 1.6 ° C) when the outside air temperature TO is 12 ° C. That is, when the outside air temperature TO is 7 ° C. and ΔT is less than (-2.6 ° C. ), the control device reduces the opening degree of the expansion valve by a certain amount, and ΔT is (+ 1.6 ° C. ). When it exceeds, the opening degree of the expansion valve may be increased by a certain amount.
制御装置は、外気温度が2℃、7℃、または12℃以外の時には、範囲Wの上限、および下限を線形補間によって求めるものとしてもよい。 When the outside air temperature is other than 2 ° C., 7 ° C., or 12 ° C., the control device may obtain the upper limit and the lower limit of the range W by linear interpolation.
今回開示された実施の形態はすべての点で例示であって制限的なものではないと考えられるべきである。本発明の範囲は上記した説明ではなくて請求の範囲によって示され、請求の範囲と均等の意味および範囲内でのすべての変更が含まれることが意図される。 It should be considered that the embodiments disclosed this time are exemplary in all respects and not restrictive. The scope of the present invention is shown by the scope of claims rather than the above description, and is intended to include all modifications within the meaning and scope of the claims.
1 圧縮機、2 四方弁、3 室外熱交換器、4 膨張弁、5 室内熱交換器、6 室外送風機、7 室内送風機、11 外気温度センサ、21 吸入温度センサ、22 吸入圧力センサ、23 吐出温度センサ、24 吐出圧力センサ、25 室内熱交換器用温度センサ、35 室外熱交換器用温度センサ、 50 室外機、51 室内機、60 制御装置、70 冷媒回路、P4,P5,P6 配管。 1 Compressor, 2 4-way valve, 3 Outdoor heat exchanger, 4 Expansion valve, 5 Indoor heat exchanger, 6 Outdoor blower, 7 Indoor blower, 11 Outdoor air temperature sensor, 21 Intake temperature sensor, 22 Intake pressure sensor, 23 Discharge temperature Sensor, 24 Discharge pressure sensor, 25 Temperature sensor for indoor heat exchanger, 35 Temperature sensor for outdoor heat exchanger, 50 Outdoor unit, 51 Indoor unit, 60 Control device, 70 Refrigerator circuit, P4, P5, P6 piping.
Claims (14)
前記圧縮機への前記冷媒の吸入温度を検出するように構成された第1のセンサと、
外気温度を検出するように構成された第2のセンサとを備え、
前記冷媒は、R290およびR1270のうちの少なくとも一方を含み、
暖房運転時に、前記吸入温度から前記外気温度を減算することによって得られる値が(-2.0℃)を下回ると、前記膨張弁の開度が減少し、前記値が(+0.6℃)を超えるときに、前記膨張弁の開度が増加する、空気調和機。 A refrigerant circuit including a compressor, a condenser, an expansion valve, and an evaporator, which is configured to circulate the refrigerant.
A first sensor configured to detect the suction temperature of the refrigerant into the compressor, and
Equipped with a second sensor configured to detect outside air temperature,
The refrigerant comprises at least one of R290 and R1270.
When the value obtained by subtracting the outside air temperature from the suction temperature during the heating operation is less than (−2.0 ° C.), the opening degree of the expansion valve decreases and the value becomes (+ 0.6 ° C.). An air conditioner in which the opening degree of the expansion valve increases when the temperature exceeds.
前記圧縮機から吐出される前記冷媒の吐出温度を検出するように構成された第1のセンサとを備え、
前記冷媒は、R290およびR1270のうちの少なくとも一方を含み、
暖房運転時において、前記圧縮機から吐出される前記冷媒の吐出過熱度が、予め定められた範囲よりも小さい場合に、前記膨張弁の開度が減少し、前記吐出過熱度が、前記予め定められた範囲よりも大きい場合に、前記膨張弁の開度が増加し、
前記予め定められた範囲において、前記冷媒回路を前記冷媒が循環するときのCOP(Coefficient Of Performance)が前記冷媒回路をR32が循環するときのCOPよりも高く、かつ前記圧縮機が液バック運転しない、空気調和機。 A refrigerant circuit including a compressor, a condenser, an expansion valve, and an evaporator, which is configured to circulate the refrigerant.
A first sensor configured to detect the discharge temperature of the refrigerant discharged from the compressor is provided.
The refrigerant comprises at least one of R290 and R1270.
When the discharge superheat degree of the refrigerant discharged from the compressor is smaller than a predetermined range during the heating operation, the opening degree of the expansion valve is reduced and the discharge superheat degree is determined in advance. When it is larger than the specified range, the opening degree of the expansion valve increases.
Within the predetermined range, the COP (Coefficient Of Performance) when the refrigerant circulates in the refrigerant circuit is higher than the COP when the R32 circulates in the refrigerant circuit, and the compressor does not operate in liquid back. , Air conditioner.
前記外気温度がTOのときに、前記予め定められた範囲の下限L(SHd)は、以下の式で表される、
L(SHd)=-0.4526*T0+9.575…(A1)
請求項8記載の空気調和機。 Equipped with a second sensor configured to detect outside air temperature,
When the outside air temperature is TO, the lower limit L (SHd) in the predetermined range is expressed by the following equation.
L (SHd) =-0.4526 * T0 + 9.575… (A1)
The air conditioner according to claim 8 .
前記外気温度がTOのときに、前記予め定められた範囲の上限U(SHd)は、以下の式で表される、
U(SHd)=-1.1559*T0+19.574…(A2)
請求項8記載の空気調和機。 Equipped with a second sensor configured to detect outside air temperature,
When the outside air temperature is TO, the upper limit U (SHd) in the predetermined range is expressed by the following equation.
U (SHd) =-1.1559 * T0 + 19.574… (A2)
The air conditioner according to claim 8 .
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