JP2007085730A

JP2007085730A - 空気調和機、空気調和機の運転方法

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Publication number: JP2007085730A
Application number: JP2006339816A
Authority: JP
Inventors: Masahiro Nakayama; 雅弘中山; Yoshihiro Tanabe; 義浩田辺; Shigeki Onishi; 茂樹大西; Hiroaki Makino; 浩招牧野; Satoru Hirakuni; 悟平國
Original assignee: Mitsubishi Electric Corp
Current assignee: Mitsubishi Electric Corp
Priority date: 2006-12-18
Filing date: 2006-12-18
Publication date: 2007-04-05

Abstract

【課題】圧縮機、室内熱交換器、第１流量制御弁、室外熱交換器、四方弁を備え、前記室内熱交換器を第１室内熱交換器と第２室内熱交換器とに分割し、その間に第２流量制御弁を設け再熱除湿運転を実現した空調機では、暖房回路での再熱除湿運転が出来ず、室温や湿度の制御範囲が限定されていた。また室内熱交換機内に第２流量制御弁を設置することで冷媒圧力損失が大きくなり、通常冷房運転や暖房運転での性能低下を引き起こすという問題点があった。
【解決手段】第２流量制御弁を設けるとともに第１流量制御弁と室内熱交換器の間に気液分離容器を有し、気液分離容器からのガスバイパス回路が圧縮機吸入に接続されていて、このガスバイパス回路上に第３流量制御弁を備える。
【選択図】図１

Description

本発明は、冷凍サイクルの凝縮熱を室内空気への加熱源として利用する空気調和機において、冷房、除湿、暖房、等の各運転時における、温度と湿度の制御性を高め、また冷媒流動音を低減することにより、室内の温度と湿度と騒音に対する快適性を向上させる空気調和機に関するものである。

従来の空気調和機においては、主として回転数可変型圧縮機等が用いられ、空調負荷の変動に対応している。しかし冷房低能力運転時は圧縮機回転数が低下するものの、蒸発温度も上昇して室内空気の露点温度以上となり、除湿できないという問題点があった。

冷房低能力運転時の除湿能力を向上させる従来技術として、特開平９−４２７０６号公報の図１７に示す空気調和機がある。この装置によると、圧縮機、四方弁、室内熱交換器、第１流量制御弁、室外熱交換器を備え、室内熱交換器を室内機の前面から背面にかけて送風機を囲むように配置した空気調和機において、前記室内熱交換器を熱的に分割しその間に第２流量制御弁１０を設けるとともに、この第２流量制御弁１０の冷媒流れ上流側を再熱器、冷媒流れ下流側を蒸発器として動作させる運転モードにて、除湿能力を確保している。この時、前面上段から背面に設置された熱交換器が再熱器として作用している。

また特開平９−４２７０６号公報における冷媒回路図を図１８に示す。圧縮機、四方弁、室内熱交換器、第１流量制御弁、室外熱交換器を備え、前記室内熱交換器を熱的に分割しその間に第２流量制御弁１０を設けている。冷媒の流れ方向は、冷房回路での再熱除湿運転時は四方弁を冷房方向として図１８の実線の矢印方向となり、第２流量制御弁１０を主たる流量制御弁として用いている。また暖房運転時は、四方弁を暖房方向として図１８の点線の矢印方向となり、第１流量制御弁２４を主たる流量制御弁として用いている。

特開平９―４２７０６号公報（図１７、図１８）

しかし特開平９−４２７０６号公報においては、室内熱交換機内に第２流量制御弁が設置されているため、ここでの冷媒圧力損失が大きく、通常冷房運転や暖房運転での効率低下を引き起こすという問題点がある。

加えて特開平９−４２７０６号公報において用いている図１８に示す第２流量制御弁は、通常のオリフィスタイプの膨張弁を用いているため、冷媒流動音が大きいという問題点がある。送風音と比較して十分に小さいものではなく、防音吸音材を貼るなどの対策が必要となる。

なお、従来の空気調和機においては冷媒としてＲ２２が使用されていたが、オゾン層破壊防止のため、Ｒ４１０Ａなどへの代替化が進行中である。Ｒ４１０ＡはＲ２２より動作圧力が高くなるため、第２流量制御弁での差圧も大きくなり、冷媒流動音がより大きくなるという問題点が生じる。

加えて特開平９−４２７０６号公報における冷媒回路、図１８において、暖房回路にて再熱除湿運転をしようとして冷媒流れを暖房方向に切り換えた時、第２流量制御弁下流側の室内熱交換器と室外熱交換器が蒸発器として動作するが、室外熱交換器容量が大きいため、室内熱交換器の蒸発温度が室内空気の露点温度以下に下がらず、除湿できないという問題点がある。

本発明は、以上に述べたような問題点を解決するためになされたものであり、冷凍サイクルの凝縮熱を室内空気への加熱源として利用する空気調和機において、冷房、除湿、暖房、各運転時における、温度と湿度の制御性を高め、冷房シーズン暖房シーズンを問わず再熱除湿運転を実現するとともに、通常冷房・暖房運転時の効率も向上させ、加えて従来冷媒だけでなく、代替冷媒においてもその特性を生かし、冷媒流動音を低減することを目的とする。

本発明の請求項１に係る空気調和機は、圧縮機、室内熱交換器、第１流量制御弁、室外熱交換器、四方弁を備えた空気調和機において、室内熱交換器を分割しその間に第２流量制御弁を設けるとともに、第１流量制御弁と室内熱交換器又は室外熱交換器との間に気液分離容器を有し、気液分離容器からのガスバイパス回路が圧縮機吸入に接続されていて、このガスバイパス回路上に第３流量制御弁を備えた冷媒回路を有するものである。

本発明の請求項２に係る空気調和機は、四方弁を冷房回路として、冷媒が圧縮機吐出、四方弁、室外熱交換器、第１流量制御弁、気液分離器、上流側室内熱交換器、第２流量制御弁、下流側室内熱交換器、四方弁、圧縮機吸入へと流れ、第３流量制御弁は全閉とし、第１流量制御弁及び第２流量制御弁の少なくともいずれかにて流量制御を行う冷房回路での再熱除湿運転モードを有するものである。

本発明の請求項３に係る空気調和機は、四方弁を暖房回路として、冷媒が圧縮機吐出、四方弁、上流側室内熱交換器、第２流量制御弁、下流側室内熱交換器、気液分離器、第３流量制御弁、圧縮機吸入へと流れ、第３流量制御弁は全開とし、第１流量制御弁を全閉として、第２流量制御弁にて流量制御を行う暖房回路での再熱除湿運転モードを有する。

本発明の請求項４に係る空気調和機は、四方弁を冷房回路として、冷媒が圧縮機吐出、四方弁、室外熱交換器、第１流量制御弁、気液分離容器、上流側室内熱交換器、第２流量制御弁、下流側室内熱交換器、四方弁、圧縮機吸入へと流れるとともに、気液分離容器にて分離されたガス冷媒が第３流量制御弁を通って圧縮機吸入へと流れ、第２流量制御弁は全開とし、第１流量制御弁にて主たる冷媒回路の流量制御を、第３流量制御弁にてガスバイパス回路の流量制御を行う冷房運転モードを有する。

本発明の請求項５に係る空気調和機は、四方弁を暖房回路として、冷媒が圧縮機吐出、四方弁、上流側室内熱交換器、第２流量制御弁、下流側室内熱交換器、気液分離器、第１流量制御弁、室外熱交換器、四方弁、圧縮機吸入へと流れ、第３流量制御弁は全閉とし、第２流量制御弁を全開として、第１流量制御弁にて流量制御を行う暖房運転モードを有する。

本発明の請求項６に係る空気調和機は、暖房除霜運転の際、四方弁を冷房回路に切り換え、冷媒が圧縮機吐出、四方弁、室外熱交換器、第１流量制御弁、気液分離容器、第３流量制御弁、圧縮機吸入へと流れ、第１流量制御弁、第３流量制御弁を全開とした運転モードを有する。

本発明の請求項７に係る空気調和機は、潜熱顕熱負荷検知装置を備えるとともに、冷房運転、暖房運転、冷房回路での再熱除湿運転、暖房回路での再熱除湿運転の各運転モードを有し、潜熱顕熱負荷検知装置にて検知した負荷が、あらかじめ各運転モードにて設定した潜熱顕熱能力制御範囲内か否かにより、運転モードを切り換えて動作するものである。

本発明の請求項８に係る空気調和機は、圧縮機、室内熱交換器、第１流量制御弁、室外熱交換器、四方弁を備えた空気調和機において、室内熱交換器を分割しその間に第２流量制御弁を設けるとともに、第１流量制御弁と室内熱交換器の間に気液分離容器を有し、気液分離容器からのガスバイパス回路が圧縮機吸入に接続されていて、このガスバイパス回路上に第３流量制御弁を備えるとともに、四方弁を冷房回路として、冷媒が圧縮機吐出、四方弁、室外熱交換器、第１流量制御弁、気液分離容器、上流側室内熱交換器、第２流量制御弁、下流側室内熱交換器、四方弁、圧縮機吸入へと流れ、第３流量制御弁は全閉とし、第１流量制御弁又は第２流量制御弁にて流量制御を行う第１の運転モードと、四方弁を暖房回路として、冷媒が圧縮機吐出、四方弁、上流側室内熱交換器、第２流量制御弁、下流側室内熱交換器、気液分離容器、第３流量制御弁、圧縮機吸入へと流れ、第３流量制御弁は全開とし、第２流量制御弁にて流量制御を行う第２の運転モードとを有し、第１の運転モードと前記第２の運転モードは交互に切り替え可能なものである。

本発明の請求項９に係る空気調和機は、四方弁を冷房回路に切り換え、冷媒が圧縮機吐出、四方弁、室外熱交換器、第１流量制御弁、気液分離容器、上流側室内熱交換器、第２流量制御弁、下流側室内熱交換器、四方弁、圧縮機吸入へと流れるとともに、気液分離容器にて分離されたガス冷媒が第３流量制御弁を通って圧縮機吸入へと流れ、第２流量制御弁は全開とし、第１流量制御弁にて主たる冷媒回路の流量制御を、第３流量制御弁にてガスバイパス回路の流量制御を行う第３の運転モードを有し，第１運転モードと交互に切替可能なものである。

本発明の請求項１０に係る空気調和機の、第１流量制御弁の弁開度制御は室内熱交換器出口冷媒過熱度に相当する値を、第３流量制御弁の弁開度制御は、圧縮機吸入冷媒過熱度、圧縮機吐出冷媒過熱度、圧縮機吐出冷媒温度に相当する値を目標として流量制御を行う運転モードを有する。

本発明の請求項１１に係る空気調和機の、第３流量制御弁の弁開度制御は、圧縮機回転数に応じて流量制御を行う運転モードを有する。

本発明の請求項１２に係る空気調和機は、四方弁を冷房回路に切り換え、冷媒が圧縮機吐出、四方弁、室外熱交換器、第１流量制御弁、気液分離容器、第３流量制御弁、圧縮機吸入へと流れ、第１流量制御弁、第３流量制御弁を全開とした第４の運転モードを有する。

本発明の請求項１３に係る空気調和機は、第２流量制御弁の冷媒流れ上流側を再熱器、冷媒流れ下流側を蒸発器として動作させる再熱除湿運転モードの再熱器の冷媒流れ上流側に、再熱器と熱的に遮断された補助熱交換器を備えたものである。

本発明の請求項１４に係る空気調和機は、補助熱交換器の冷媒流路を一系統としたものである。

本発明の請求項１５に係る空気調和機は、第１流量制御弁もしくは第２流量制御弁もしくは第３流量制御弁の流動抵抗体として、冷媒流れ方向に連通する多孔質透過材を用いたものである。

本発明の請求項１６に係る空気調和機は、第２流量制御弁の代わりに絞り装置として、オリフィスとこの冷媒流れ上流方向、もしくは下流方向、もしくは上下流方向に、オリフィスを挟み込む構造で冷媒流れ方向に連通する多孔質透過材を配置、または多孔質透過材を単独に配置して、流動抵抗体として作用させるとともに、この絞り装置をバイパスする冷媒流路と、このバイパス流路を開閉する手段とを備えたものである。

本発明の請求項１７に係る空気調和機は、バイパス流路を開閉する手段として、双方向流れに対して封止可能な開閉弁を用いたものである。

本発明の請求項１８に係る空気調和機は、第１流量制御弁と気液分離容器を接続した回路に、冷房方向、暖房方向とも、第１流量制御弁にて減圧された冷媒を気液分離容器にて気液分離する冷媒流れとなる様に第１流量制御弁から前記気液分離容器への流れが常に一定なる切替回路を接続したものである。

本発明の請求項１９に係る空気調和機は、圧縮機吸入側に液だめ容器を設けたものである。

本発明の請求項２０に係る空気調和機は、第３流量制御弁を毛細管と電磁開閉弁で構成したものである。

本発明の請求項２１に係る空気調和機は、冷媒としてＲ４１０ＡまたはＲ３２またはＲ２９０を用いたものである。

本発明の請求項２２に係る空気調和機は、冷媒としてＲ２９０またはＲ３２を用い、第１流量制御弁および第２流量制御弁および第３流量制御弁の少なくともいずれか１つの流量制御弁に全閉機能を備えるとともに、冷媒漏れを検知する手段を備え、冷媒漏れを検知した場合には前記流量制御弁を全閉する手段を備えたものである。

本発明の請求項２３に係る空気調和機の運転方法は、室内空気状態の目標値を設定する空気状態設定手段と，前記室内の空気状態を検出する空気状態検出手段と、室内熱交換器への送風量を調整する室内送風量調整手段と，室外熱交換器への送風量を調整する室外送風量調整手段と、圧縮機の回転数を調整する圧縮機回転数調整手段と、第１流量制御弁の開度を調整する第１流量制御弁開度調整手段と、第２流量制御弁の開度を調整する第２流量制御弁開度調整手段と、を備えた空気調和機において、前記第２流量制御弁の冷媒流れ上流側の室内熱交換器を再熱器、冷媒流れ下流側の室内熱交換器を蒸発器として動作させる再熱除湿運転モードにて空気調和機を運転するステップと、運転中の前記空気調和機の室内空気状態の目標値と検出値から室内での潜熱および顕熱の空調負荷の目標値と検出値の差異を求めるステップと，前記室内の潜熱および顕熱の空気負荷の差異を少なくする方向に、前記室内熱交換器への送風量、室外熱交換器への送風量、圧縮機の回転数、第１流量制御弁の開度、及び第２流量制御弁の開度の少なくともいずれか１つを変化させるステップと，を備えたものである。

本発明は、圧縮機、室内熱交換器、第１流量制御弁、室外熱交換器、四方弁を備えた空気調和機において、室内熱交換器を分割しその間に第２流量制御弁を設けるとともに、第１流量制御弁と室内熱交換器又は室外熱交換器との間に気液分離容器を有し、気液分離容器からのガスバイパス回路が圧縮機吸入に接続されていて、このガスバイパス回路上に第３流量制御弁を備えた冷媒回路を有するので、冷房，暖房を問わず再熱除湿運転等の各運転を効率良く，かつ，スムースに行うことが出来、年間を通じて快適な室内環境を得ることが出来る。更に、四方弁を暖房回路として、冷媒が圧縮機吐出、四方弁、上流側室内熱交換器、第２流量制御弁、下流側室内熱交換器、気液分離器、第３流量制御弁、圧縮機吸入へと流れ、第３流量制御弁は全開とし、第１流量制御弁を全閉として、第２流量制御弁にて流量制御を行う暖房回路での再熱除湿運転モードを有するので、簡単に除湿運転を実現することが出来る。

実施の形態１．
本発明の第１の実施形態による空気調和機を図１、２に示す。図１（ａ）は冷媒回路図で、図２は室内ユニットの断面図である。図１（ａ）に示す冷媒回路図では、室外ユニット１７は、回転数可変型圧縮機２１、四方弁２２、室外熱交換器２３、第１流量制御弁２４、気液分離容器８２、気液分離容器８２からガス冷媒を分離し圧縮機吸入に接続されるガスバイパス回路８０、このガスバイパス回路８０上の第３流量制御弁８１より構成され、室内ユニット１８の室内熱交換器は、熱的に分割された第１室内熱交換器２５と第２室内熱交換器２７より構成され、その間に第２流量制御弁１０を設けている。冷媒としてＲ４１０ＡもしくはＲ３２もしくはＲ２９０を使用している。図２において、室内ユニット内に組み込まれた室内熱交換器は例えばプレートフィンチューブ型熱交換器で多段曲げ構造となっており、前面から背面にかけて送風機５（貫流送風機の例を示す）を囲むように設置され、第２流量制御弁１０を備えている。１１は伝熱管、１２は手前側の伝熱管接続配管、１３は奥側の伝熱管接続配管、２８は伝熱フィンである。この室内熱交換器は前面下段部分４、前面正面部分２、前面上段斜め部分１、背面部分３の４段曲げ構造であり、各々の部分は熱的に遮断されている。６は前面下段部分熱交換器用ドレンパン、７は背面熱交換器用ドレンパン、８は空気吸込グリル、９は吸込空気流れ方向、２９は空気吹出口、１９は吹出空気流れ方向である。９の方向より空気吸込グリル８から吸い込まれた空気は、送風機５によって吸引され、吸込空気流れ方向９ｄから前面下段部分４、９ｂから前面正面部分２、９ａから前面上段斜め部分１、９ｃから背面部分３の各々４カ所を通って熱交換し、空気吹出口２９より、１９の方向に吹き出される。

図１（ａ）の冷媒回路に設けられた第１流量制御弁２４、第２流量制御弁１０、第３流量制御弁８１、四方弁２２の各弁が冷房，暖房，冷房再熱除湿，暖房再熱除湿，暖房除霜などいろいろな運転モードで示す動作を図１（ｂ）に示す。図中全開は開度調整を行うことなく全開状態を示し，単に開は流量制御弁の開度調整を行うことを示す。四方弁の冷房方向，暖房方向は冷媒の流れの方向が冷房時の流れ，暖房時の流れであることを示す。図２に示す室内熱交換器のパスパターンでは、図１（ａ）に示す四方弁２２が冷房回路での再熱除湿運転時の方向となった時、すなわち冷媒流れ方向が実線の矢印方向時、冷媒入口配管が１５、冷媒出口配管が１６となり、それぞれ図１における第１流量制御弁２４から配管１５に、配管１６から四方弁２２に接続されている例を示している。再熱器となる室内熱交換器の第１室内熱交換器２５は、第２流量制御弁１０の冷媒流れ上流側となる前面上段斜め部分１と前面正面部分２に配置され、蒸発器となる室内熱交換器の第２室内熱交換器２７は、第２流量制御弁１０の冷媒流れ下流側となる背面部分３と前面下段部分４に配置され、蒸発器の下側にも再熱器が配置された構造となっている。以上、図１の冷媒回路において運転時の動作を以下に説明する。

図１（ａ）において、冷房回路での再熱除湿運転時は、第１流量制御弁２４の開度を開き気味とし第３流量制御弁８１を閉じて、第２流量制御弁１０を主たる減圧装置として使用する冷凍サイクルとなる。この冷房回路での再熱除湿運転時の冷凍サイクルにおける、圧力−エンタルピ線図を図３に示す。図３中のＡ〜Ｇは、図１（ａ）中の冷媒回路におけるＡ〜Ｇにそれぞれ対応し、冷房回路での再熱除湿運転時の冷媒流れ方向を図１（ａ）中の実線の矢印で示す。圧縮機２１から吐出され、四方弁２２を通った冷媒は、Ａ点から室外熱交換器２３にて凝縮しＢ点となり、第１流量制御弁２４で若干減圧されＣ点となり、第１室内熱交換器２５に流入する。この時第１室内熱交換器２５は再熱器として作用し、Ｄ点まで再凝縮する。この後第２流量制御弁１０を通ってＥ点まで減圧され、第２室内熱交換器２７に流入する。この時第２室内熱交換器２７は蒸発器として作用し、Ｆ点まで蒸発して、圧縮機２１の吸入Ｇに戻る冷凍サイクルとなる。この時室内ユニット１８では、第２室内熱交換器２７で冷却除湿された空気と第１室内熱交換器２５で加熱された空気が混合して吹き出す。よってこの冷房回路での再熱除湿運転時には、室温の低下を防ぎながら除湿を行うことができる。

前述した再熱除湿運転時には、図２に示すように、再熱器となる第１室内熱交換器２５が、第２流量制御弁の冷媒流れ上流側となる前面上段斜め部分１と前面正面部分２に送風機５を囲むように配置され、蒸発器となる室内熱交換器の第２室内熱交換器２７が、第２流量制御弁の冷媒流れ下流側となる背面部分３と前面下段部分４に送風機５を囲むように配置されているので、室内ユニット１８の斜め上面９ａや前面９ｂから吸い込み加熱された空気と、背面９ｃや前面下部９ｄから冷却除湿された空気とが送風機５により効率よく混合される。特に従来例と比較して、背面部分３を蒸発器として作用させることにより、背面部分３を通過し除湿冷却された空気９ｃと、前面上段斜め部分１を通過し加熱された空気９ａとが特によく混合される。従って吹出口２９から吹き出される空気１９は、吸込空気と比較して温度低下がなく除湿された空気となり、しかも空気に温度ムラがなく吹き出されるため、非常に快適な室内環境を作ることができる。

また、加熱された空気９ａ、９ｂと冷却除湿された空気９ｃ、９ｄが、送風機５に分布状態で吸い込まれて効率よく混合されるため、送風機５や吹出口２９の壁面等に温度ムラがなくなり、局所的に冷却された部分に露が付着し、吹出し空気とともに吹出口２９から露が吹き出してしまうといった、信頼性上の問題点を解消できる。また、加熱された空気９ａ、９ｂの両側から冷却除湿された空気９ｃと９ｄとが混合されるから、空気の混合が２箇所で行なえるので、冷却除湿された空気と加熱された空気の大きな固まり同士が接触することによりその界面で露が発生し、吹出し空気とともに吹出口２９から露が吹き出してしまうといった、信頼性上の問題点も解消できる。

また、蒸発器となる第２室内熱交換器２７が、背面部分３と前面下段部分４に送風機５を囲むように配置されており、それぞれの熱交換器下部にドレンパン６、７を設置しているので、吹出し空気とともに吹出口２９から露が吹き出してしまうことなく、また、第１室内熱交換器２５が第２室内熱交換器２７から発生する露の滴下を受けることなく熱交換器３、４を伝って除湿した露を直接ドレンパン６、７で回収することができるので、信頼性を確保することができる。

続いて図１（ａ）に、暖房回路での再熱除湿運転時の冷媒流れ方向を点線の矢印で示す。暖房回路での再熱除湿運転での冷凍サイクルにおける、圧力−エンタルピ線図を図４に示す。図４中のＡ〜Ｇは、図１中の冷媒回路におけるＡ〜Ｇにそれぞれ対応する。圧縮機２１から吐出され、四方弁２２を通った冷媒は、Ｆ点から第２室内熱交換器２７にて凝縮しＥ点となり、第２流量制御弁１０で減圧されＤ点となり、第１室内熱交換器２５に流入する。この時第２室内熱交換器２７は再熱器として作用し、第１室内熱交換器２５は蒸発器として作用する。この後Ｃ点を通って気液分離容器８２に流入し、ガスバイパス回路８０、第３流量制御弁８１を通って圧縮機２１の吸入Ｇに戻る冷凍サイクルとなる。なおＥ点にて過冷却がつかない場合の動作は、図４の点線のＥ‘，Ｄ‘の動作となる。このとき第１流量制御弁２４は全閉として室外熱交換器２３に冷媒が流入しないようにしており、第３流量制御弁８１は全開として流動抵抗とならないようにしている。このため冷媒は第１室内熱交換器２５で蒸発しなければならないため、その蒸発温度は室内空気温度より必ず低くなる。ただし蒸発温度が室内空気温度より低いが、室内空気の露点温度以下とならないと除湿できないが、この場合は蒸発器として作用する第１室内熱交換器２５に熱交換器に流れる冷媒の温度を配管の外部から計測する蒸発温度検知装置を設け、室内空気の露点温度を検知する装置である室内温度と湿度の計測装置を吸込口に設ける等各計測装置を室内ユニットに備え計測値により蒸発温度が室内の露点温度より高い場合は、室内送風機５の風量を低下させて蒸発温度を下げたり、圧縮機回転数を増速させて冷媒流量を増加させ蒸発温度を下げたりして、室内空気の露点温度以下としてやればよい。これにより室内ユニット１８では、外気温条件によらずに第１室内熱交換器２５で冷却除湿された空気と第２室内熱交換器２７で加熱された空気が混合して吹き出す。

暖房回路での再熱除湿運転と冷房回路での再熱除湿運転の特性を、図３、図４をもとに比較してみる。図３における再熱器での冷媒の潜熱エネルギーの差であるエンタルピ差はＣ−Ｄであるが、図４における再熱器でのエンタルピ差はＦ−Ｅであり、Ｅ点で過冷却がつかない場合（図４中、点線のＥ´−Ｄ´の断熱減圧となる）のＥ´点となっても図３より大きい。従って冷媒の異なる状態点におけるエネルギ差を表すエンタルピ差が大きいので、暖房回路の方が再熱器での熱交換量を非常に多く取ることが出来る。従って暖房回路にて再熱除湿運転を行うことにより、室温低下がない除湿、もしくは室温を上げつつも除湿すると行ったことが可能となる。すなわち、外気温条件、冷房シーズン、暖房シーズンを問わずに、必要とされる空調負荷に応じて冷房回路での再熱除湿運転と暖房回路での再熱除湿運転を状態に応じて切り換えたり，交互に切り替えて運転することにより、室温を制御（低下、同等、上昇）しながらの除湿を行うことが出来る。また気液分離容器８１を通って冷媒が圧縮機に吸入されることにより、余剰な冷媒を貯留することができ、さらに圧縮機の液バック運転を防ぐことができ、圧縮機の信頼性向上や、圧縮機吐出温度の上昇を得ることができる。圧縮機の吐出温度が上昇すれば、第２室内熱交換器２７での熱交換量を増やすことができ、より広い暖房顕熱潜熱制御範囲を得ることができる。

次に本実施例における冷房運転時の動作について説明する。図１（ｂ）の様に第２流量制御弁１０は全開にして、第１流量制御弁２４を主たる減圧装置として使用し、気液分離容器８２で分離されたガスバイパス回路８０上のガスバイパス流量を第３流量制御弁８１にて制御する冷凍サイクルとなる。この冷房運転時の冷凍サイクルにおける、圧力−エンタルピ線図を図５に示す。図５中のＡ〜Ｇは、図１中の冷媒回路におけるＡ〜Ｇにそれぞれ対応し、冷房運転時の冷媒流れ方向を図１中の実線の矢印で示す。圧縮機２１から吐出され、四方弁２２を通った冷媒は、Ａ点から室外熱交換器２３にて凝縮しＢ点となり、第１流量制御弁２４で減圧され気液分離容器８２にてＣ’点となる。気液分離容器８２にて分離された冷媒のうち、ガス冷媒はＨ点、液冷媒はＣ点となる。Ｃ点の液冷媒は第１室内熱交換器２５に流入し、蒸発を開始する。この後第２流量制御弁１０を通って第２室内熱交換器２７に流入し蒸発する。一方Ｈ点のガス冷媒は第３流量制御弁８１にて若干減圧され、第２室内熱交換器２７を通って蒸発したガス冷媒と合流しＧ点となり、圧縮機２１に吸入される冷凍サイクルとなる。

図５には、比較のため気液分離容器を用いない通常の冷凍サイクルを点線で示している。第１流量制御弁２４で減圧され気液分離容器にてＣ’点となった冷媒は、第１室内熱交換器２５に流入し、蒸発を開始する。この後第２流量制御弁１０を通って第２室内熱交換器２７に流入し蒸発する。そしてＧ’点にて圧縮機２１に吸入される冷凍サイクルとなる。なお図５において気液分離容器を用いない通常の冷凍サイクルでは、図１（ａ）に示すＣ点とＣ’点は、同一となる。

実際の冷凍サイクルにおいては冷媒が流れる冷媒配管に流動抵抗が存在するため、特に低圧となる蒸発器において図５のＣ’−Ｇ’点に示すような圧力損失が生じる。特に再熱除湿冷媒回路を組み込んだ冷凍サイクルにおいては、室内ユニットに第２流量制御弁１０を設ける必要があり、冷媒配管の構成が複雑となって、室内ユニットでの圧力損失が大きくなる欠点がある。そこでこの圧力損失を低減することが出来れば、冷凍サイクルの効率を飛躍的に高めることが出来、再熱除湿冷媒回路を組み込んだ空気調和機のエネルギ効率を高めることが出来る。ガスを上部から液を下部から循環させる容器である気液分離容器を用いた本冷凍サイクルでは、Ｃ’点での二相冷媒の乾き度が０．２前後のため、冷媒ガスと冷媒液の質量流量比は２０％と８０％である。そして気液分離により冷媒ガスはバイパス回路を通って圧縮機吸入に流れるので、Ｃ点を通って室内熱交換器に流れる冷媒流量は、全流量（＝気液分離容器を用いない場合の流量）の８０％程度となる。本冷凍サイクルの蒸発能力は、気液分離容器を用いない冷凍サイクルと同等となる。この理由は、本冷凍サイクルでは気液分離により液冷媒が室内熱交換器に流入するので冷媒エンタルピ差は気液分離容器を用いない冷凍サイクルより２０％程度増加し、冷媒流量が８０％になるものの、冷媒流量×エンタルピ差で表される蒸発能力はほぼ等しくなるためである。従って本冷凍サイクルにおいて、室内熱交換器を流れる冷媒流量が全流量（＝気液分離容器を用いない場合の流量）の８０％程度まで減少する結果、圧力損失が気液分離容器を用いない冷凍サイクルの６０％から７０％程度まで減少（圧力損失は冷媒流量の約１．７５乗に比例ため）するので、冷凍サイクルの効率を飛躍的に高めることが出来、再熱除湿冷媒回路を組み込んだ空気調和機のエネルギ効率を高めることが可能となった。

なお冷媒流量が少ない場合は、室内熱交換器での圧力損失は微小なものとなるので、本冷凍サイクルにおいて第３流量制御弁８１を全閉としても良い。また圧縮機回転数変化時等、冷媒流量が変化した場合は、ガスバイパス流量も変化するので、圧縮機回転数に応じて第３流量制御弁８１弁開度を調節することにより、適切なガスバイパス流量を確保して、空気調和機のエネルギ効率が常に最高となるような運転を実現することができる。また第３流量制御弁８１を毛細管と電磁開閉弁（図示せず）で構成すれば、低コスト化が図れる。

次に本実施例における暖房除霜運転時の動作について説明する。第１流量制御弁２４、第３流量制御弁８１は全開にして、第２流量制御弁１０を全閉として制御する冷凍サイクルとなる。この暖房除霜運転時の本冷凍サイクルにおける冷媒流れ方向を、図１中の実線の矢印で示す。圧縮機２１から吐出され、四方弁２２を通った高温高圧の冷媒は、Ａ点から室外熱交換器２３に流入し、室外熱交換器２３に付着した霜を解かす。この後Ｂ点を通って第１流量制御弁２４、気液分離容器８２のガスバイパス回路８０のＨ点を通って、Ｇ点で圧縮機２１に吸入される冷凍サイクルとなる。

従来の暖房除霜運転時の冷凍サイクルでは、圧縮機２１から吐出され、四方弁２２を通った高温高圧の冷媒は、Ａ点から室外熱交換器２３に流入し、室外熱交換器２３に付着した霜を解かす。この後Ｂ点、第１流量制御弁２４、Ｃ点を通って、室内熱交換器に流入しＦ点、四方弁２２を経て、Ｇ点で圧縮機２１に吸入される冷凍サイクルとなる。このためガスバイパス回路８０を利用した本冷凍サイクルの方が、圧縮機吐出を出てから圧縮機吸入に至るまでの冷媒経路が短く、急速に除霜運転を立ち上げることが出来、除霜運転時間の短縮が達成できて快適な空調空間を得ることが出来る。また従来の暖房除霜運転では冷媒が室内ユニットに流れるため、室内熱交換器が蒸発器として作用し、室内空気が冷却される欠点がある。しかし本冷凍サイクルでは冷媒を室内ユニットに流さないため、室内空気から熱を奪い取ることはなく、室内環境を快適に保つことが出来る。また気液分離容器８２は、圧縮機吸入直前で気液分離と冷媒貯留の役目も果たすため、圧縮機へ気液二相冷媒が吸入されるのを防ぎ、液バック運転による圧縮機損傷を防ぎ、圧縮機の信頼性を向上させることができる。なお、付着した霜の量によっては、除霜開始前半は本冷凍サイクルによる除霜運転、後半は従来の冷凍サイクルによる除霜運転、またはその逆と運転モードを切り換えても良い。また、暖房運転時間を調節して付着する霜の量を調整しても良い。霜の量は例えば室内熱交換器に温度センサーを取り付けてこのセンサーで計測される蒸発温度ＥＴが低いほど霜の量が多いと判断できるし，あるいは室外熱交換器圧力である蒸発圧力や圧縮機吸入圧力などを判断の材料にしても良い。

本空気調和機の制御方法について図６を用いて説明する。図６は、本発明の冷媒回路および運転制御に用いる各種センサ・アクチュエータ制御機器の構成図で、図１と同一の部位には、同一の番号を付けている。室内ユニット１８の構造は例えば図２である。以下、この実施形態における空気調和機の運転制御法について説明する。空気調和機には、室内の居住者が好みの温湿度環境を設定するための設定装置７５が備えられている。この設定装置７５では、例えば温度と湿度両方を設定するが、この設定温湿度は居住者がそれぞれの設定値を室内ユニット１８に付属するリモコンから直接入力してもよい。また室内ユニット１８の室内空気を吸い込む吸込口には、室内の温度および湿度を検知するために、室内ユニット１８の吸い込み空気温度センサー６５および湿度センサー６６がそれぞれ設けられている。

空気調和機運転時には、設定温湿度と現在の室内吸込み空気温湿度との差を温湿度偏差として演算し、これら偏差より、第１の演算装置６７にて室内の空調負荷である潜熱および顕熱負荷を推算する。そしてこれら偏差がゼロ、あるいは所定の値以内となるように、すなわち室内の潜熱及び顕熱の空気負荷の差異を小さくする方向に、信号線７３を通じて空気調和機の各アクチュエータ、圧縮機２１回転数、室外ファン６１回転数、室内ファン６３回転数、第１流量制御弁２４の絞り開度、および第２流量制御弁１０の絞り開度に制御信号を伝達して、これらアクチュエータのどれかもしくはこれらの組合せを制御してやることにより潜熱および顕熱能力を調整して空調能力を発揮する。通常冷房運転時や通常暖房運転時におけるこれらアクチュエータの制御方法は、第２流量制御弁１０を全開として動作させない従来の空気調和機と同様である。

冷房回路での再熱除湿運転時の冷凍サイクルは図３に示した圧力−エンタルピ線図となり、再熱器となる第１室内熱交換器能力と蒸発器となる第２室内熱交換器の能力を調整し、潜熱および顕熱負荷を制御して空調能力を発揮する。潜熱能力の増減は、蒸発器となる第２室内熱交換器の能力の増減により調整を行う。一方蒸発器能力の増加により顕熱能力も増加するので、顕熱負荷以上の顕熱能力が発揮されてしまう場合は、再熱器となる第１室内熱交換器の能力を増加させる方に調整して加熱し、顕熱能力を調整する。この時の各アクチュエータの制御方法について、以下説明する。

例えば第１の例として、空気調和機運転時に温湿度偏差から第１の演算装置６７にて推算された室内の潜熱顕熱負荷の情報が室内ユニット１８内の信号線７３ａを経由して、第２の演算装置７４に伝達されて室内ファン６３の室内ファンモータ６４の回転数変化量が演算される。すなわち現状の室内ファン６３回転数の情報が、室内ファンモータ６４回転数制御装置６９より信号線７３ａを経由して第２の演算装置７４に伝達される。この時、検知した現状の室内の潜熱顕熱負荷に対して、リモコンなどの入力装置（図示せず）により入力された潜熱顕熱負荷の値を比較し、現状値に対して設定温湿度として入力された潜熱顕熱負荷の入力値が大きければ、室内ファンモータ６４回転数を現状より大きい値として演算し、新たな室内ファンモータ６４回転数の情報が信号線７３ａを経由して室内ファンモータ回転数制御装置６９に伝達され、新たな室内ファンモータ６４回転数として制御される。こうして室内ファン６３の送風量増加により潜熱顕熱能力が増加させ、現状値に対して入力値が一致するように制御する。

また例えば第２の例として、空気調和機運転時に温湿度偏差から第１の演算装置６７にて推算された室内の潜熱顕熱負荷の情報が信号線７３ａを経由して、第２の演算装置７４に伝達されて室外ファン６１の室外ファンモータ６２の回転数変化量が演算される。すなわち現状の室外ファン６２回転数の情報が、室外ファンモータ６２回転数制御装置６８より室外ユニット１７内の信号線７３ｃ、および室外ユニット１７と室内ユニット１８を結ぶ信号線７３ｂを経由して第２の演算装置７４に伝達されており、室内での再熱熱交換量を大きくしたい時ほど、室外ファンモータ６２回転数を現状より小さい値として演算し、新たな室外ファンモータ６２回転数の情報が信号線７３ｂ、７３ｃを経由して室外ファンモータ回転数制御装置６８に伝達され、新たな室外ファンモータ６２回転数として制御される。この時室外ファン６１の送風量低下により室外での凝縮能力が低下して、相対的に第１室内熱交換器２５での凝縮能力が増加し室内での再熱熱交換量が増加して、顕熱熱交換量を制御することができる。

また例えば第３の例として、空気調和機運転時に温湿度偏差から第１の演算装置６７にて推算された室内の潜熱顕熱負荷の情報が信号線７３ａを経由して、第２の演算装置７４に伝達されて圧縮機２１回転数の変化量が演算される。すなわち現状の圧縮機２１回転数の情報が、圧縮機回転数制御装置７０より信号線７３ｃ、７３ｂを経由して第２の演算装置７４に伝達されており、室内の潜熱顕熱熱交換量を大きくしたい時ほど、圧縮機２１回転数を現状より大きい値として演算し、新たな圧縮機２１回転数の情報が信号線７３ｂ、７３ｃを経由して圧縮機回転数制御装置７０に伝達され、新たな圧縮機２１回転数として制御される。この時図３に示す圧力−エンタルピ線図における冷凍サイクルでは、冷媒流量の増加により室内での潜熱顕熱熱交換量が増加する。

また例えば第４の例として、空気調和機運転時に温湿度偏差から第１の演算装置６７にて推算された室内の潜熱顕熱負荷の情報が信号線７３ａを経由して、第２の演算装置７４に伝達されて第１流量制御弁２４の弁開度変化量が演算される。すなわち現状の第１流量制御弁２４の弁開度情報が、第１流量制御弁２４弁開度制御装置７１より信号線７３ｃ、７３ｂを経由して第２の演算装置７４に伝達されており、室内での顕熱熱交換量を大きくしたい時ほど、第１流量制御弁２４の弁開度を現状より小さい値として演算し、新たな第１流量制御弁２４の弁開度の情報が信号線７３ｂ、７３ｃを経由して第１流量制御弁２４の弁開度制御装置７１に伝達され、新たな第１流量制御弁２４の弁開度として制御される。この時第１流量制御弁２４の弁開度の低下により、図３に示した点Ｃ、点Ｄ間の圧力が低下して第１室内熱交換器２５での凝縮温度が低下し再熱熱交換量が低下して、室内での顕熱熱交換量を調整する。

また例えば第５の例として、空気調和機運転時に温湿度偏差から第１の演算装置６７にて推算された室内の潜熱顕熱負荷の情報が信号線７３ａを経由して、第２の演算装置７４に伝達されて第２流量制御弁１０の弁開度変化量が演算される。すなわち現状の第２流量制御弁１０の弁開度情報が、第２流量制御弁１０弁開度制御装置７２より信号線７３ａを経由して第２の演算装置７４に伝達されており、室内での潜熱顕熱熱交換量を大きくしたい時ほど、第２流量制御弁１０の弁開度を現状より小さい値として演算し、新たな第２流量制御弁１０の弁開度の情報が信号線７３ａを経由して第２流量制御弁１０弁開度制御装置７２に伝達され、新たな第２流量制御弁１０の弁開度として制御される。この時第２流量制御弁１０の弁開度の低下により、図３に示した点Ｅ、点Ｆ間の圧力が低下して第２室内熱交換器２７での蒸発温度が低下して、室内での潜熱顕熱熱交換量を調整する。

なお、前述第１から第５の例として、５種類のアクチュエータ各々の制御方法について述べたが、これらアクチュエータは各種情報を基に個別に制御しても、５種類中の特定のアクチュエータを組み合わせて制御しても、５種類中の特定のアクチュエータ情報を基に別のアクチュエータを制御しても、それぞれのアクチュエータに優先度をつけて制御してもよい。例えば、室内ファン６３送風量が小さい状態で圧縮機２１の回転数を増加させると、潜熱顕熱熱交換量は増加するが蒸発温度が低下しすぎて０℃以下となり、ドレン水が凍結して室内ユニット１８を破損する恐れがある。この時は、室内ファン６３送風量に下限値を設け、この送風量に相当する室内ファンモータ６４回転数がある値以下の場合には圧縮機２１回転数に上限値を設け、この値の範囲で必要な潜熱顕熱熱交換量が得られない場合は、室内ファンモータ６４回転数を上昇させて室内ファン６３送風量を増加させ、蒸発温度が０℃以上となるよう制御してやればよい。また例えば潜熱顕熱熱交換量を制御装置６９および７２だけで制御する場合は、室内ユニット１８と室外ユニット１７の間で情報を伝達する必要がなくなり、室内ユニット１８と室外ユニット１７の間の信号線７３ｂは不要となって、信号線７３ｂの断線や結線不良による動作不良を防止することができる。また図６では、第２の演算装置７４を室内ユニット１８内に設置する例を示したが、室外ユニット１７内に設置しても良い。この時例えば、潜熱顕熱熱交換量を室外ファンの制御装置６８および圧縮機の制御装置７０および第２流量制御弁の制御装置７２だけで制御する場合は、第１の演算装置６７にて推算された室内の潜熱顕熱負荷の情報や、室内ファン６３の現状の回転数、および第２流量制御弁１０の弁開度の情報が、信号線７３ａ、７３ｂを経由して第２の演算装置７４に伝達されて、７３ｃを通って制御信号が伝達され制御装置６８および７０および７２が動作する。すなわち室外ユニット１７から室内ユニット１８への制御信号の戻りがないため、室内ユニット１８内のアクチュエータがどのような動作状況にあっても、例えば居住者が室内ファン６３の送風量を自由に選択しても、室内の潜熱顕熱能力を調整することができる。

以上に述べた制御方法により、温湿度偏差がゼロまたは所定の値以内となった場合には、現在の運転を続行すればよい。このようにこの実施の形態では、冷房回路での再熱除湿運転時の潜熱顕熱負荷に応じて、各種アクチュエータを制御することにより、部屋内の温湿度環境を居住者の好みに応じて最適な状態に制御することができ、なおかつ室内ユニット１８の構造を図２のように実施しているので、吹出し空気も温度ムラのない状態となり、快適な室内環境を得ることができる。合わせて第２流量制御弁１０に多孔質透過材を用いてやれば、冷媒流動音が低減し、より快適な室内環境が達成される。

一方暖房回路での再熱除湿運転時の冷凍サイクルは図４に示した圧力−エンタルピ線図となり、再熱器となる第２室内熱交換器２７の能力と蒸発器となる第１室内熱交換器２５の能力を調整し、潜熱および顕熱負荷を制御して空調能力を発揮する。潜熱能力の増減は、蒸発器となる第１室内熱交換器２５の能力の増減により調整を行う。一方蒸発器能力の増加により冷却する顕熱能力も増加するので、顕熱負荷以上の顕熱能力が発揮されてしまう場合は、再熱器となる第２室内熱交換器２７の能力を増加させる方に調整して加熱し、冷却する顕熱能力を調整する。第１室内熱交換器２５に設けられた温度センサー９２にて検知した蒸発温度が演算装置７８に伝達される。そして信号線から伝達された吸い込み空気温度センサー６５および湿度センサー６６にて検知された温度情報との比較を行い、蒸発温度が除湿できる温度以下となっているかを演算する。例えば蒸発温度が、吸い込み空気温度と湿度から演算した露点温度以下となっていればよい。この状態を実現するため、室内ファン６３の送風量、第２流量制御弁１０開度、圧縮機２１回転数が制御される。蒸発温度を下げて潜熱熱交換量を増加させたいときは、室内ファン６３の送風量低下、第２流量制御弁１０開度を絞る、圧縮機２１回転数能力を増加させる等の制御を行えばよい。この時の各アクチュエータの制御方法について、以下説明する。

例えば第１の例として、空気調和機運転時に温湿度偏差から第１の演算装置６７にて推算された室内の潜熱顕熱負荷の情報が室内ユニット１８内の信号線７３ａを経由して、第２の演算装置７４に伝達されて室内ファン６３の室内ファンモータ６４の回転数変化量が演算される。すなわち現状の室内ファン６３回転数の情報が、室内ファンモータ６４回転数制御装置６９より信号線７３ａを経由して第２の演算装置７４に伝達される。この時、検知した現状の室内の潜熱顕熱負荷に対して、リモコンなどの入力装置（図示せず）により入力された潜熱顕熱負荷の値を比較し、現状値に対して入力値が大きければ、室内ファンモータ６４回転数を現状より大きい値として演算し、新たな室内ファンモータ６４回転数の情報が信号線７３ａを経由して室内ファンモータ回転数制御装置６９に伝達され、新たな室内ファンモータ６４回転数として制御される。こうして室内ファン６３の送風量増加により潜熱顕熱能力が増加する。

また例えば第２の例として、空気調和機運転時に温湿度偏差から第１の演算装置６７にて推算された室内の潜熱顕熱負荷の情報が信号線７３ａを経由して、第２の演算装置７４に伝達されて圧縮機２１回転数の変化量が演算される。すなわち現状の圧縮機２１回転数の情報が、圧縮機回転数制御装置７０より信号線７３ｃ、７３ｂを経由して第２の演算装置７４に伝達されており、室内の潜熱顕熱熱交換量を大きくしたい時ほど、圧縮機２１回転数を現状より大きい値として演算し、新たな圧縮機２１回転数の情報が信号線７３ｂ、７３ｃを経由して圧縮機回転数制御装置７０に伝達され、新たな圧縮機２１回転数として制御される。この時図４に示す圧力−エンタルピ線図における冷凍サイクルでは、冷媒流量の増加により室内での潜熱顕熱熱交換量が増加する。

また例えば第３の例として、空気調和機運転時に温湿度偏差から第１の演算装置６７にて推算された室内の潜熱顕熱負荷の情報が信号線７３ａを経由して、第２の演算装置７４に伝達されて第２流量制御弁１０の弁開度変化量が演算される。すなわち現状の第２流量制御弁１０の弁開度情報が、第２流量制御弁１０弁開度制御装置７２より信号線７３ａを経由して第２の演算装置７４に伝達されており、室内での潜熱顕熱熱交換量を大きくしたい時ほど、第２流量制御弁１０の弁開度を現状より小さい値として演算し、新たな第２流量制御弁１０の弁開度の情報が信号線７３ａを経由して第２流量制御弁１０弁開度制御装置７２に伝達され、新たな第２流量制御弁１０の弁開度として制御される。この時第２流量制御弁１０の弁開度の低下により、図４に示したＤ点の圧力が低下して第１室内熱交換器２５での蒸発温度が低下して、室内での潜熱顕熱熱交換量を調整する。

なお、前述第１から第３の例として、３種類のアクチュエータ各々の制御方法について述べたが、これらアクチュエータは各種情報を基に個別に制御しても、特定のアクチュエータを組み合わせて制御しても、３種類中の特定のアクチュエータ情報を基に別のアクチュエータを制御しても、それぞれのアクチュエータに優先度をつけて制御してもよい。例えば、室内ファン６３送風量が小さい状態で圧縮機２１の回転数を増加させると、潜熱顕熱熱交換量は増加するが蒸発温度が低下しすぎて０℃以下となり、ドレン水が凍結して室内ユニット１８を破損する恐れがある。この時は、室内ファン６３送風量に下限値を設け、この送風量に相当する室内ファンモータ６４回転数がある値以下の場合には圧縮機２１回転数に上限値を設け、この値の範囲で必要な潜熱顕熱熱交換量が得られない場合は、室内ファンモータ６４回転数を上昇させて室内ファン６３送風量を増加させ、蒸発温度が０℃以上となるよう制御してやればよい。また例えば潜熱顕熱熱交換量を制御装置６９および７２だけで制御する場合は、室内ユニット１８と室外ユニット１７の間で情報を伝達する必要がなくなり、室内ユニット１８と室外ユニット１７の間の信号線７３ｂは不要となって、信号線７３ｂの断線や結線不良による動作不良を防止することができる。また図６では、第２の演算装置７４を室内ユニット１８内に設置する例を示したが、室外ユニット１７内に設置しても良い。この時例えば、潜熱顕熱熱交換量を制御装置６８および７０および７２だけで制御する場合は、第１の演算装置６７にて推算された室内の潜熱顕熱負荷の情報や、室内ファン６３の現状の回転数、および第２流量制御弁１０の弁開度の情報が、信号線７３ａ、７３ｂを経由して第２の演算装置７４に伝達されて、７３ｃを通って制御信号が伝達され制御装置６８および７０および７２が動作する。すなわち室外ユニット１７から室内ユニット１８への制御信号の戻りがないため、室内ユニット１８内のアクチュエータがどのような動作状況にあっても（例えば居住者が室内ファン６３の送風量を自由に選択しても）、室内の潜熱顕熱能力を調整することができる。

以上に述べた制御方法により、温湿度偏差がゼロまたは所定の値以内となった場合には、現在の運転を続行すればよい。このようにこの実施の形態では、暖房回路での再熱除湿運転時の潜熱顕熱負荷に応じて、各種アクチュエータを制御することにより、部屋内の温湿度環境を居住者の好みに応じて最適な状態に制御することができ、なおかつ室内ユニット１８の構造を図２のように実施しているので、吹出し空気も温度ムラのない状態となり、快適な室内環境を得ることができる。合わせて第２流量制御弁１０に多孔質透過材を用いてやれば、冷媒流動音が低減し、より快適な室内環境が達成される。

なお以上において暖房回路における再熱除湿運転時の顕熱負荷は、冷却する場合を例に説明したが、加熱する場合の顕熱負荷については第２室内熱交換器２７での熱交換量増減を前述した制御方法にて実現すればよい。能力制御範囲と運転切り換えの動作マップを図７に示す。暖房運転では、潜熱能力は０であり、加熱する顕熱能力を制御することができる。冷房運転は、前述した潜熱顕熱負荷検知装置にて検知した潜熱顕熱負荷が、冷房運転で設定した潜熱顕熱能力制御範囲に相当するときに開始する。この時冷却する顕熱負荷と潜熱負荷は、他の運転と比較して大きい場合となる。そして冷房運転を持続し、前述した潜熱顕熱負荷検知装置にて検知した潜熱顕熱負荷が冷房運転で設定した潜熱顕熱能力制御範囲を越えて小さくなり、あらかじめ設定した範囲になった時、運転を冷房回路での再熱除湿運転に切り換える。そして潜熱顕熱負荷がさらに小さくなりあらかじめ設定した範囲に達した時、運転を暖房回路での再熱除湿運転に切り換える。

以上、冷房運転からの運転切り換え方法について説明したが、空調機が運転を開始するときに潜熱顕熱負荷検知装置にて検知した潜熱顕熱負荷に応じて、最初の運転方法を決定し、その後の潜熱及び顕熱の負荷変動を検知して、図７のようなあらかじめ設定した潜熱顕熱能力制御範囲のマップから、適切な運転方法を選択し負荷変動の状況に応じて範囲を切り替えるときに四方弁などを自動的に切り替えていく。この切替は自由に切替できるし，一旦圧縮機を停止してから切り替えても良い。切替動作時に大きな音がする場合は圧縮機を停止して切りかえるが，後で述べる発泡金属などを使用した制御弁を使用すれば音の発生を押さえられるので停止させずにそのまま切りかえられる。

また暖房回路での再熱除湿運転は、潜熱能力を確保しつつ、加熱する顕熱能力を発揮することができるため、例えば外気温が低いが相対湿度が高い空調条件において除湿することができる。すなわち降雪時や冬季の降雨時など、絶対湿度は大きくないものの相対湿度が高い空調条件において除湿することができるため、窓などへの結露を防止することができ、窓の結露水が垂れて壁を濡らしてしまうような不快な現象を回避することができる。

以上により、冷房運転での能力制御範囲、冷房回路での再熱除湿運転制御範囲、暖房回路での再熱除湿運転制御範囲、暖房での能力制御範囲を組み合わせることにより、冷却、加熱を含むより広範囲な潜熱顕熱能力制御範囲を達成することができる。

一方冷房気液分離容器使用運転時の冷凍サイクルは図５に示した圧力−エンタルピ線図となる。この時の各アクチュエータの制御方法について、特に冷媒としてＲ３２を用いた場合について、以下説明する。

Ｒ３２冷媒は、例えばＲ４１０Ａ冷媒と比較して圧縮機吐出温度が１０℃以上も高くなり、圧縮機内の冷凍機油の劣化が早く、圧縮機摺動部の潤滑不良など、信頼性上問題点があり、必要以上に圧縮機吐出温度が上昇しないようにアクチュエータを制御する必要がある。本発明では、図６のごとく圧縮機吐出に設けられた温度センサー９３にて検知した吐出温度が演算装置７９に伝達される。また第２室内熱交換器２７に設けられたセンサー９１にて検知した蒸発熱交換器出口過熱度が演算装置７７に伝達される。センサー９１は例えば蒸発熱交換器出口温度と蒸発熱交換器出口圧力から演算されたり，蒸発熱交換器中間温度と蒸発熱交換器出口温度の差の温度から演算できる。蒸発器の熱交換器効率を最大限に発揮させるためには、蒸発熱交換器出口過熱度を０から３℃程度に制御する必要がある。このためには、検知した蒸発熱交換器出口過熱度がその値の範囲になるよう、圧縮機２１回転数、第１流量制御弁２４の開度、室内ファン６３の送風量、室外ファン６１の送風量を制御してやればよい。

しかし蒸発熱交換器出口過熱度を０から３℃程度に制御すると、圧縮機吸入では確実に吸入過熱度がこの値（３℃）より上昇し、圧縮機吐出温度が必要以上に高くなる恐れがある。そこで室内の吸い込み空気温度センサー６５、演算装置９５を介した外気温センサー９４、圧縮機２１回転数、第１流量制御弁２４の開度、室内ファン６３の送風量、室外ファン６１の送風量の情報を基に演算装置７４で演算した圧縮機吐出温度の上限値に対して、圧縮機吐出温度センサー９３の値がこれを越えた場合は、演算制御装置７６を介して第３流量制御弁８１の開度を調節し、気液分離容器８２から、飽和ガス、もしくは気液二相冷媒をガスバイパス回路８０を通して冷媒回路上のＧ点に注入してやればよい。このように第３流量制御弁８１の開度を圧縮機吐出冷媒温度，圧縮機吸入冷媒過熱度，圧縮機吐出冷媒過熱度に相当する値を目標に調整する。これにより、蒸発器の熱交換器効率が最大となる蒸発熱交換器出口過熱度を保持したまま、圧縮機吐出温度を低下させることができ、空気調和機のエネルギ効率を高い値としながら、信頼性の向上も図ることができる。なお室内熱交換器出口冷媒過熱度は、これに相当する値を検知すればよい。例えば、室内熱交換器出口温度と室内熱交換器出口圧力を測定して冷媒過熱度を演算しても良いし、室内熱交換器中間温度と室内熱交換器出口温度とから推算しても良い。また圧縮機吐出冷媒温度も、これに相当する値を検知すればよい。例えば圧縮機吸入冷媒温度や圧縮機吸入冷媒過熱度、圧縮機吐出冷媒過熱度、などから推算すればよい。

本発明の第１の実施形態として以上述べたような構造のほかに、室内熱交換器を円弧状に配置したり、図２よりさらに多数に分割した多段曲げ構造とし、再熱器と蒸発器の間を熱的に遮断する、例えば伝熱管１１の段間の伝熱フィン２８に切り込みを入れフィンでの熱伝導を防止する等の工夫をすれば、本発明の目的はさらに容易に達成される。

本発明の第１の実施形態によるさらに他の実施例としては、図８に示すように、冷房回路での再熱除湿運転の際、再熱器となる熱交換器の冷媒流れ上流側に熱的に遮断された補助熱交換器１４を備えてもよい。この補助熱交換器１４は、冷房回路での再熱除湿運転の際には再熱器として働くため、再熱熱交換器容量が拡大して再熱熱交換量が増加し、室温低下を防ぎながら再熱除湿する能力制御範囲を大きくすることが可能となる。また、単に再熱熱交換器容量を拡大すると室内ユニット１８寸法が大きくなるが、本実施例のように設置すれば、室内ユニット１８内の空隙スペースを有効に活用することができ、室内ユニット１８のコンパクト化も可能となる。

次に補助熱交換器１４を設けた例を図８で説明する。図８において、暖房運転時室内熱交換器は凝縮器となるが、補助熱交換器１４は室内熱交換器の下流側に設置される。凝縮熱交換量を向上させるためには凝縮器出口での冷媒過冷却度を十分にとり、冷媒エンタルピを拡大する必要がある。しかし、過冷却域では冷媒は液状態であるとともに、冷媒温度も凝縮温度より低い。このため、過冷却域では伝熱管内の冷媒流速を上げて冷媒熱伝達率を高めるとともに、過冷却域での伝熱管を空気流れの風上側に設置して、熱交換前の比較的温度の低い空気と熱交換させて、凝縮熱交換量向上を図る必要がある。また過冷却部分を飽和部分と熱的に遮断してやることにより、伝熱フィンを熱伝導して熱交換してしまう空調に寄与しない熱量を減らす必要がある。またさらには、凝縮器入口の高温ガス冷媒域での伝熱管配置を空気と対向流としてやる必要がある。図８において、補助熱交換器１４は、暖房運転時凝縮器の出口側となる部分に設置し、かつ前面上段斜め部分１熱交換器の空気流れ上流側に設置されており、冷媒流路を一系統としている。従って前述したように、伝熱管内の冷媒流速が十分に早くなり冷媒熱伝達率が高くなり、空気との温度差も十分に取れて、過冷却熱交換器として十分な性能を発揮することができる。また、補助熱交換器１４を前面上段斜め部分１熱交換器とは別体とし熱的に遮断して設置したので、伝熱フィン２８間を熱伝導して熱交換してしまう空調に寄与しない熱量を減らすことができ、熱交換性能を向上させることができる。またさらには、図８においては暖房運転時凝縮器入口となる高温ガス冷媒が流れる配管を空気流れの下流側に設置し、温度が低い空気と対向して流れているので、熱交換性能をより向上させることができる。

なお、図８では過冷却熱交換器となる補助熱交換器１４の冷媒流路が一系統で、凝縮器入口となる高温ガス冷媒での冷媒流路が二系統の場合を示したが、流路数は冷房運転も含めた冷媒熱伝達率と冷媒圧力損失を鑑み、熱交換性能に与える効果が最大となるよう最適値に設定されるべきであり、主として伝熱管径に応じて流路数は設定される。すなわち補助熱交換器１４の伝熱管径を主たる室内熱交換器の伝熱管径より小さくしてやれば、伝熱管内の冷媒流速が十分に早くなって冷媒熱伝達率が高くなり、さらに熱交換量を向上させることができる。

またこの例の冷房気液分離容器使用時の動作について説明する。冷房運転時、補助熱交換器１４には液冷媒が流入する。気液分離容器がない、従来の冷媒回路では補助熱交換器１４には気液二相冷媒が流入する。液冷媒は気液二相冷媒より熱伝達率が低いため、熱交換量が低下する恐れがある。本実施例ではこの欠点を解決するために、補助熱交換器１４の冷媒流路を一系統とすることにより、伝熱管内の冷媒流速を上げて冷媒熱伝達率を高めてやることが出来、蒸発熱交換量向上が達成されている。なお、冷媒流路を一系統とすることにより冷媒圧力損失の増加が懸念されるが、補助熱交換器１４を流れる冷媒は乾き度が低いため、液単相とほぼ同等の圧力損失となり、過大な圧力損失増加はない。

また本実施例では、通過風速が一番大きい前面上段斜め部分１熱交換器の空気流れ９ａ上流側に補助熱交換器１４を配置したが、通風抵抗は増加し風量が低下する恐れがあるので、補助熱交換器１４は通風抵抗が小さい物にする必要がある。すなわち、伝熱フィンのフィンピッチを拡大したり、伝熱フィン幅を小さくしたり、あるいは室内熱交換器に伝熱性能を向上させるために設けている伝熱フィン切り起こしを行わない仕様にしたりしてもよい。

なお補助熱交換器１４を設置するスペースがどうしても得られない場合は、図９に示すように、暖房時出口流路を１系統とし、前面上段斜め部分１熱交換器の前列側伝熱管と後列側伝熱管の伝熱フィン２８の間に、これら伝熱管を熱的に遮断する切り込み２０を入れてもよい。これにより伝熱フィンを熱伝導して熱交換してしまう空調に寄与しない熱量を減らすことができ、熱交換量を向上させることができる。また暖房時出口流路を１系統とし、伝熱管径を主たる室内熱交換器の伝熱管径より小さくしてやれば、伝熱管内の冷媒流速が十分に早くなって冷媒熱伝達率が高くなり、さらに熱交換量を向上させることができる。

本発明の空気調和機において、室内ユニット１８に配置される第２流量制御弁１０に、図１０に示した構造の流量制御弁を用いた場合の特徴を以下に説明する。この流量制御弁の構造、動作は以下の通りである。

図１０において、第２流量制御弁１０における３１が第１流路で第１室内熱交換器２５に接続され、３２が第２流路で第２室内熱交換器２７に接続されている。３３は冷媒流路が開口する主弁座、３４は第２流量制御弁１０本体の内面に沿って上下に摺動する主弁体で、これら主弁座３３と主弁体３４で絞り部を構成している。３５は主弁体３４を駆動する電磁コイルで、制御部（図示無し）からの指令に基づいて、電磁コイル３５を通電遮電し、主弁体３４を開閉する。主弁体３４は冷媒流れ方向に連通する多孔質透過材により形成され、具体的には金属粉やセラミック粉、発泡金属および発泡樹脂などを型に入れて加圧成形し、溶融点以下の温度で焼き固めた物で構成されている。電磁コイル３５に通電すると、主弁体３４は上昇し、主弁座３３から離れ、第１流路３１と第２流路３２が流動抵抗なく冷媒が流動する。また再び電磁コイル３５に通電すると、主弁体３４は下降し、主弁座３３と密着し、主弁体３４を構成する多孔質透過材を介して、第１流路３１と第２流路３２が連通する。

次に、図１０に示した流量制御弁を用いた空気調和機の動作について説明する。通常冷房運転時は図１の実線の矢印に示す方向に、通常暖房運転時は図１の点線の矢印に示す方向に、冷媒が流れる。この時、第１流量制御弁２４により、冷凍サイクルの流量が調整され、第２流量制御弁１０は図１０（ａ）に示すように、主弁体３４は上昇して主弁座３３から離れ、第１流路３１と第２流路３２が連通し、流動抵抗なく冷媒が流動する。従って、冷媒圧力損失増加による能力の低下や効率の低下がなく、空気調和機を動作させることができる。

一方冷房回路での再熱除湿運転時は、第１流量制御弁２４の開度を開き気味とし、第２流量制御弁１０を主たる減圧装置として使用する冷凍サイクルとなる。この冷房回路での再熱除湿運転時の冷凍サイクルにおける、圧力−エンタルピ線図は図３となる。すなわち、第２流量制御弁１０は図１０（ｂ）に示すように、主弁体３４が下降して主弁座３３と密着し、主弁体３４を構成する多孔質透過材を介して第１流路３１と第２流路３２が連通し、多孔質透過材が流動抵抗体として作用する。

このとき、第２流量制御弁１０の流動抵抗体として多孔質透過材を用いているので、第２流量制御弁１０を気液二相冷媒もしくは液冷媒が通過する際の冷媒流動音を大幅に低減することができる。例えば図１９に示す従来の第２流量制御弁１０は、図１９に示すように主弁座３３と主弁体３４の隙間のオリィフィスを流動抵抗体として作用させているので、気液二相流が通過する際に非常に大きな冷媒流動音が発生する。特に図３に示すように、第２流量制御弁１０の入口がＤ点のように冷媒乾き度が小さく気液二相冷媒の流動様式がスラグ流となる場合に、大きな冷媒流動音になることが知られている。この冷媒流動音の発生原因としては、流れ方向に対して蒸気冷媒が断続的に流れ、オリィフィス部をそのオリィフィス径より大きな蒸気スラグもしくは蒸気気泡が通過する際に、蒸気スラグもしくは蒸気気泡が崩壊することにより振動が発生し、図１９における主弁座３３等を伝搬して音が発生したり、オリィフィス部を速度が異なる蒸気冷媒と液冷媒が交互に通過するため、それに伴って圧力変動が生じ、主弁座３３等を伝搬して音が発生するためである。

これに対して、図１０（ｂ）に示した本実施例における第２流量制御弁１０では、気液二相冷媒や液冷媒は多孔質透過材で構成されている主弁体３４の微細で無数の通気孔を通過し減圧される。そのため、蒸気スラグや蒸気泡が崩壊することは無い。また、蒸気冷媒と液冷媒が同時に絞り部を通過するため非常によく混合し冷媒の速度変動が生じず、圧力も変動しない。図１９に示した従来の第２流量制御弁１０では流路が１ヶ所であるが、多孔質透過材では内部の流路が複雑に構成され、この小孔が流動抵抗体となり、この内部で圧力が低下する。多孔質透過材はその内部において流速変動は圧力変動として繰り返され一部熱エネルギに変換しながら圧力変動を一定にする効果がある。これを一般に吸音効果と言い、音を消すメカニズムと考えられる。また、多孔質透過材内部で冷媒の流速が十分に減速され、一定となるため、多孔質透過材出口部で流れに渦が発生することも無く噴流騒音も小さくなる効果がある。このため第２流量制御弁１０から発生する冷媒流動音を大幅に低減することができる。

なお、再熱除湿運転時の第２流量制御弁１０の流量特性（冷媒流量と冷媒圧力損失の関係）は、主弁体３４に用いる多孔質透過材の大きさや冷媒が通過する流路長さおよび多孔質透過材の空隙率（単位体積あたりの隙間容積）を調整することによって、調整することができる。すなわちある冷媒流量を小さな圧力損失で流す場合は、多孔質透過材の孔径を大きくしたり（例えば、多孔質透過材の素子を大きくするなど）、流路長さを短くしたり（弁本体を短くするなど）、空隙率が大きい多孔質透過材を用いれば良い。また、逆にある冷媒流量を大きな圧力損失で流す場合は多孔質透過材の孔径を小さくしたり（例えば、多孔質透過材の素子を小さくするなど）、流路長さを長くしたり（弁本体を長くするなど）、空隙率が小さい多孔質透過材を用いれば良い。このような主弁体３４に用いる多孔質透過材の孔径や弁本体の形状は、空気調和機設計時に最適に設計される。

これにより、従来空気調和機で必要であった、第２流量制御弁１０の回りに遮音材や制振材を周囲に巻きつけるなどの対策も不要でコスト低減となり、さらにこれら他材質が不要となるため、空気調和機のリサイクル性も向上する。

なお、以上冷房回路での再熱除湿運転時の動作について述べたが、冷媒流れ方向が逆となる暖房回路での除湿運転時（図４に示した冷凍サイクル運転状態）においても、同様の効果が得られる。

また、上述した多孔質透過材を用いた流量制御弁は、第１流量制御弁２４に用いても、冷媒流動音を低減するなどの同様の効果が得られる。開度調整を行う制御弁においても主体弁３４と主弁座３３の隙間調整により流量制御が可能である。また上述した気液二相冷媒に起因する冷媒流動音の発生に対しては、空気調和機に限定されることなく、冷蔵庫などを含めた冷熱空調機器の冷凍サイクル一般についての課題であり、本実施の形態に示した流量制御弁は、このような冷凍サイクル一般に広く適用することで、冷媒流動音を低減するなどの同様の効果が得られる。

実施の形態２．
本発明の第２の実施形態による空気調和機について説明する。図１１は、本発明の冷媒回路で、図１と同一の部位には、同一の番号を付けている。室内ユニット１８の構造は例えば図２である。実施の形態１で説明した各運転モードは同様に行うことが出来る。この時室内ユニット１８に配置される第１室内熱交換器２５と第２室内熱交換器２７の間の第２流量制御弁位置の配管に、多孔質透過材を用いた絞り装置３６を設け、これと並列に絞り装置３６をバイパスする冷媒流路上に電磁開閉弁３７を設けている。すなわち絞り装置３６と電磁開閉弁３７により図１における第２流量制御弁１０の役割を果たしている。この絞り装置３６の構造の一例を図１２に示す。絞り装置３６本体は円筒状の容器で構成され、図１０で示した多孔質透過材の一例である発泡金属３８ａ、３８ｂがオリィフィス３９を挟み込む構造としている。多孔質透過材の他の例としては、金属粉やセラミック粉、焼結金属および発泡樹脂などを型に入れて加圧成形し、溶融点以下の温度で焼き固めた物であればよい。そして発泡金属３８ａ、３８ｂの両端は、固定治具４０で固定され、配管４１が接続されている。以下、この絞り装置３６と電磁開閉弁３７の動作について説明する。

この実施の形態において、再熱除湿運転以外では、図１（ｂ）のごとく電磁開閉弁３７を開状態とし、冷媒流路を構成する。この時、絞り装置３６の流動抵抗に対して電磁開閉弁３７の流動抵抗が小さいので、冷媒は絞り装置３６をバイパスしてほとんど抵抗が無い状態で電磁開閉弁３７を流れる。従って、冷媒圧力損失増加による能力の低下や効率の低下がなく、空気調和機を動作させることができる。一方再熱除湿運転時は、電磁開閉弁３７を閉状態とし、冷媒はオリィフィス３９を通って減圧される。この時、図１２における実線の矢印方向に流入した気液二相冷媒は発泡金属３８を通過する。この時発泡金属３８ａは、オリィフィス３９に流入する気液二相冷媒を均一に混合し、発泡金属３８ｂはオリィフィス３９から流出した気液二相冷媒を均一に混合する作用を示すので、冷媒流動音の発生を防止することができる。

なお、図１２においては、絞り装置３６の発泡金属３８がオリィフィス３９を挟み込む構造としたが、オリィフィス３９は、発泡金属３８のみでは流動抵抗が小さく、所定の減圧作用が得られ場合に併用すればよい物であり、多孔質透過材の大きさや冷媒が通過する流路長さおよび多孔質透過材の空隙率（単位体積あたりの隙間容積）を調整することによって、流動抵抗を調整することができれば、発泡金属３８単独で流動抵抗として用いても良い。また、オリィフィス３９を併用する場合、燒結金属３８はオリィフィス３９の冷媒流れ上流側３８ａ、もしくは冷媒流れ下流側３８ｂのみの配置としても、通過する気液二相流は非常によく混合されるので、冷媒流動音の発生を防止することができる。なお、実際冷媒回路中にはスラッジと呼ばれる微小流体（ゴミ、劣化物など）が流動するので、発泡金属３８の多孔質透過材の空隙率が小さすぎるとこれらスラッジが堆積し、発泡金属３８に冷媒が流れなくなる恐れがある。そこで実際の設計としては、発泡金属３８の多孔質透過材の空隙率はスラッジが堆積せず、かつ気液二相流が非常によく混合されるよう、発泡金属３８の流路断面積、厚さと空隙率を調整し、この発泡金属３８の流動抵抗で確保できない所定の減圧量をオリィフィス３９にて減圧する手段がとられる。またオリィフィス３９と発泡金属３８に間隔を設けることにより、気液二相流がよりよく混合される。またオリィフィス３９と発泡金属３８ａの間隔と、オリィフィス３９と発泡金属３８ｂの間隔は同一としても良いが、図１２に示すように下流側の間隔を大きくした方がより冷媒流動音低下の効果が得られる。また図１２は、図１０のように主弁体３４に用いた多孔質透過材を用いた流量制御弁より非常に安価となり、加えて電磁開閉弁３７は従来から用いられている二方弁を流用できるので、絞り装置３６と電磁開閉弁３７を併用しても、図１の第２流量制御弁１０より、安価にすることができる。

なお図１１に示す冷媒回路にて、冷房回路と暖房回路の両方で再熱除湿運転を動作させるためには、冷媒流れ方向が絞り装置３６、電磁開閉弁３７で逆となる。従って電磁開閉弁３７は、双方流れにて冷媒が封止できる構造の弁とすれば、この機能を達成できる。

実施の形態３．
本発明の第３の実施形態による空気調和機について説明する。図１３は、本発明の冷媒回路で、図１と同一の部位には、同一の番号を付けている。室内ユニットの構造は例えば図２である。実施の形態１で説明した各運転モードは同様に行うことが出来る。この時室外ユニット１７の第１流量制御弁２４と気液分離容器８２回りに逆止弁８３ａ、８３ｂ、８３ｃ、８３ｄを用いた冷媒回路を形成している。以下、この冷媒回路の動作について説明する。

この実施の形態において、冷房運転時の冷媒流れ方向は実線の矢印であり、Ｂ点を通った冷媒は、逆止弁８３ａを通って第１流量制御弁２４により減圧され、気液分離容器８２により気液分離され、液冷媒は逆止弁８３ｂを通ってＣ点に至る。一方、暖房運転時の冷媒流れ方向は点線の矢印であり、Ｃ点を通った冷媒は、逆止弁８３ｃを通って第１流量制御弁２４により減圧され、気液分離容器８２により気液分離され、液冷媒は逆止弁８３ｄを通ってＢ点に至る。以上により図１３に示した冷媒回路では冷房、暖房運転とも気液分離冷凍サイクルを自動的に構成することができ、冷房、暖房とも冷媒圧力損失を低減して、効率の高い運転を達成することができる。

実施の形態４．
本発明の第４の実施形態による空気調和機について説明する。図１４は、本発明の冷媒回路で、図１と同一の部位には、同一の番号を付けている。室内ユニット１８の構造は例えば図２である。実施の形態１で説明した各運転モードは同様に行うことが出来る。この時室外ユニット１７の圧縮機吸入にアキュムレータ８４を設け、ガスバイパス回路８０をアキュムレータ８４上流に設置している。以下、この冷媒回路の動作について説明する。

第３流量制御弁８１を開けて運転する場合（暖房回路での再熱除湿運転、気液分離冷凍サイクルでの運転、暖房除霜運転など）において、流量制御が実際の流れに追いつかず、ガスバイパス回路８０に液冷媒が流れてしまう場合がある。この時、アキュムレータ８４が設けられ、なおかつガスバイパス回路８０がアキュムレータ８４上流側に接続されているので、アキュムレータ８４で気液分離がなされ液冷媒が貯留される。従って必要以上に圧縮機吸入に液冷媒が戻らず、液圧縮状態を回避することができ、圧縮機の信頼性を向上させることができる。また、余剰冷媒がアキュムレータ８４に貯留されるので、冷凍サイクルが最適冷媒量で運転され、効率を向上させることができる。

なお以上の実施形態１から４に述べた空調機に用いる気液分離容器８２の構造例を図１５、図１６に示す。図１５（ａ）は二相冷媒流入管が上方から入る例、図１５（ｂ）は二相冷媒流入管が水平方向から入る例、図１５（ｃ）は二相冷媒流入管が水平方向から入り、容器内で旋回流を起こして気液分離効率を向上させる例、図１５（ｄ）は冷房回路、暖房回路でも気液分離を行う例を示す。また図１６（ａ）は、二相冷媒流入管を気液分離容器内の中間程度まで延長し、この管の横方向に穴を開けて、冷媒流れを容器内壁に衝突させる例、また図１６（ｂ）は、二相冷媒流入管を気液分離容器内の中間程度まで延長し、この管を横方向に曲げて、冷媒流れを容器内壁に衝突させ、かつ旋回流を起こす例で、この管を曲げるため容器を２分割で製作するようにしている。図１５、図１６のいずれの例においても所定の気液分離効率が得られるように、流入する冷媒流速や容器容積を設計すればよい。また気液分離容器は、冷房運転、暖房運転、冷房回路での再熱除湿運転、暖房回路での再熱除湿運転、暖房除霜運転など、各運転モードにおける余剰冷媒を貯留し、これら運転時の冷媒過多による効率低下や、余剰冷媒が圧縮機に流入して液バック運転による圧縮機故障を防ぐことができる。なお、気液分離容器の容積は、あらかじめ各運転モードにおける最適冷媒量を試験や計算によって求め、その最大冷媒量と最小冷媒量の差が貯留できる内容積として決定すればよい。

なお以上の実施形態１から４に述べた空調機に用いる冷媒としてＲ４１０ＡもしくはＲ３２もしくはＲ２９０を使用した場合の特徴について説明する。従来空気調和機に用いられていたＲ２２冷媒に対して、Ｒ４１０ＡやＲ３２やＲ２９０冷媒はオゾン破壊係数が０であり、とくにＲ３２やＲ２９０は地球温暖化係数もＲ２２やＲ４１０Ａより小さく、地球環境に優しい冷媒という特徴がある。加えて、Ｒ４１０ＡやＲ３２やＲ２９０はＲ２２と比較して冷媒圧力損失が小さいという特性を持つ。Ｒ４１０Ａ、Ｒ２９０はＲ２２と比較して冷媒圧力損失が７０％、Ｒ３２はＲ２２と比較して冷媒圧力損失が５０％となる。従って、Ｒ４１０ＡやＲ３２やＲ２９０では蒸発器入口温度と出口温度の温度勾配が小さくなり、蒸発器温度が均一化されるという特性を持つ。従って蒸発器を出て冷却除湿された空気には温度ムラがなく、加熱された空気と非常によく混合することになり、温度低下がなく除湿された空気が、温度ムラがなく吹き出されるため、非常に快適な室内環境を作ることができるという、本実施例の目的により合致した冷媒であると言える。

また、補助熱交換器１４を設置し、冷媒流路を一系統で構成した例を示したが、Ｒ４１０ＡやＲ３２やＲ２９０はＲ２２と比較して冷媒圧力損失が小さいという特性を持つため、冷媒流速向上による冷媒管内熱伝達率向上効果が大きく、各種運転モードにおいても熱交換能力の向上を図ることができる。通常図２のように蒸発器を前面下部と背面のように分散させたり、補助熱交換器を設けたり第２流量制御弁１０を設ける等、複雑な構成にすると配管引き回しのために熱ロスが発生するが、上記Ｒ４１０ＡやＲ３２やＲ２９０のように冷媒圧力損失が小さい冷媒を用いれば、熱ロスの少ない状態で快適な空調環境を提供することが可能になる。

また冷媒としては、ＨＦＣ系（Ｒ１１６、Ｒ１２５、Ｒ１３４ａ、Ｒ１４、Ｒ１４３ａ、Ｒ１５２ａ、Ｒ２２７ｅａ、Ｒ２３、Ｒ２３６ｅａ、Ｒ２３６ｆａ、Ｒ２４５ｃａ、Ｒ２４５ｆａ、Ｒ３２、Ｒ４１、ＲＣ３１８などや、これら冷媒の数種の混合冷媒Ｒ４０７Ａ、Ｒ４０７Ｂ、Ｒ４０７Ｃ、Ｒ４０７Ｄ、Ｒ４０７Ｅ、Ｒ４１０Ｂ、Ｒ４０４Ａ、Ｒ５０７Ａ、Ｒ５０８Ａ、Ｒ５０８Ｂなど）、ＨＣ系（ブタン、イソブタン、エタン、プロパン、プロピレンなどや、これら冷媒の数種の混合冷媒）、自然冷媒（空気、炭酸ガス、アンモニアなどや、これら冷媒の数種の混合冷媒）、またこれらＨＦＣ系、ＨＣ系、自然冷媒などの数種の混合冷媒など、どんな冷媒を用いてもオゾン破壊係数が０であり、以上の実施形態に述べた再熱除湿運転時の効果は発揮される。

以上、本発明の実施形態１から４による再熱器となる第１室内熱交換器２５の熱交換器と蒸発器となる第２室内熱交換器２７の熱交換器の伝熱管形状は円管で例えば外径１０ｍｍ以下であるが、円管と断面積が同等である楕円伝熱管や扁平伝熱管であってもその効果は達成される。また、例えば再熱器では伝熱フィン２８に多くの切り起こしを設け空気との伝熱促進を図り、蒸発器では切り起こしの数を少なくして露だれ性を向上させるというように、再熱器となる第１室内熱交換器２５の熱交換器と蒸発器となる第２室内熱交換器２７とで伝熱フィン２８の切り起こし形状やフィンピッチを変えてもよい。また、多段曲げ熱交換器の各部分においても、伝熱フィン２８の切り起こし形状やフィンピッチを変えてもよい。また１列目熱交換器と２列目熱交換器とで伝熱フィン２８の切り起こし形状やフィンピッチを変えてもよい。加えて多段曲げ熱交換器の各部分において、列数を変更してもよい。例えば背面熱交換器３を１列熱交換器として構成してコスト低減を図ってもよい。

なお、上記実施の形態１から４に示した空気調和機において、熱交換器は円管プレートフィンチューブタイプの例を示したが、楕円管プレートフィンチューブタイプや、扁平管プレートフィンチューブタイプ、また楕円管・扁平管コルゲートフィンチューブタイプを用いても良い。またこれら熱交換器の製造において、特に伝熱管やフィンを炉中ろう付けにより接合すれば、ろう付けが一回で完了するため、ろう付け不良による冷媒漏れの確率が減少し、燃焼性のあるＲ３２やＲ２９０冷媒を用いたときの安全性をより確保することが出来る。また伝熱管とフィンの間の接触熱抵抗が激減し、熱交換器性能を高めることができる、加えて伝熱管とフィンを、銅、もしくはアルミニウムなど同一の材料とすれば、解体時のリサイクル性に優れた熱交換器を提供することができる。

また本実施例１から４では冷媒としてＲ４１０ＡやＲ３２を用いる例を示したが、従来冷媒Ｒ２２と比較してＲ４１０ＡやＲ３２は動作圧力が高くなる（図３に示す点Ｄ、Ｅの高さ）ため、第２流量制御弁１０での流動抵抗を従来冷媒Ｒ２２より大きくし、第２流量制御弁１０での減圧量を従来冷媒Ｒ２２より大きくする必要がある。このため、例えば図１８に示す従来の第２流量制御弁１０では、主弁座３３と主弁体３４の隙間のオリィフィスをさらに小さくして流動抵抗を大きくする必要があり、Ｒ４１０Ａを用いた場合従来冷媒Ｒ２２より必然的に気液二相流が通過する際に非常に大きな冷媒流動音が発生してしまう。従って、本実施例に示した多孔質透過材を用いた第２流量制御弁１０をＲ４１０Ａ冷媒空気調和機に適用することにより、冷媒流動音を大幅に低減する効果をより一層発揮することができる。

なお、以上実施形態１から４に述べた空気調和機においては、冷凍機油としては、ＨＣＦＣやＨＦＣ、ＨＣ冷媒や自然冷媒などの上述した冷媒に対して非相溶性または難溶性の冷凍機油、もしくは相溶性の冷凍機油であっても、アルキルベンゼン系、鉱油系、エステル油系、エーテル油系、フッ素油系など、どんな冷凍機油についても、その効果を達成することができる。

なお、以上実施形態１から４に述べた空気調和機においては、室外ユニット１７と室内ユニット１８が１台ずつである空気調和機の例を示したが、室外ユニット１７が１台で室内ユニット１８が複数台である空気調和機においても、その効果は達成される。

なお、上記実施の形態１から４に示した空気調和機において、圧縮機はどんな形式のもの、例えば、レシプロ圧縮機（単気筒、複数気筒）、ロータリー圧縮機（単気筒、複数気筒）、スクロール圧縮機、リニア圧縮機など、を用いても良い。また前記圧縮機シェル内に圧縮部を回転数させる電気モータを内蔵するとき、そのシェル内の圧力構造は、高圧でも低圧でも良い。高圧シェル方式では圧縮シリンダーを出た冷媒がモーターを冷却して加熱され圧縮機から吐出されるので、吐出温度は高くなる。一方低圧シェル方式ではシェル内に流入した冷媒はモーターを冷却して加熱されてから圧縮シリンダーに吸入されるので、吸入温度は高くなる。しかし圧縮シリンダーから流出する冷媒は直接圧縮機外へ吐出されるので、吐出温度は低くなる。使用する冷媒に応じて、吐出温度を高くするか低くするか、特にＲ３２冷媒はＲ４１０Ａ冷媒より吐出温度が高くなり、Ｒ２９０冷媒はＲ４１０Ａ冷媒より吐出温度が低くなるので、その冷媒の特性を考慮して高圧か低圧かを選択すればよい。また一般に低圧シェルより高圧シェルの方が圧縮機内冷凍機油への冷媒とけ込み量が多い。従って冷媒充填量を削減したいときには低圧シェル方式を選択した方が良いが、冷媒が溶けにくい冷凍機油を使用すれば高圧シェルでも冷媒量を削減することができる。

本発明の実施形態１から４に示した空気調和機において、特に冷媒としては可燃性であるＲ２９０またはＲ３２などを用いたときの、第１流量制御弁２４、または第２流量制御弁１０、または第３流量制御弁８１、またはその全ての流量制御弁に全閉機能を備えた場合の効果について説明する。この時、冷媒漏れを検知する手段を併せ持つことにより、空調機運転中や停止中に冷媒漏れを検知した場合にはこれら流量制御弁を全閉することにより冷媒回路内に冷媒を封止し、室内への冷媒漏れを防止することができ、可燃性冷媒を用いた空気調和機での安全性を確保することができる。

本発明は圧縮機、室内熱交換器、第１流量制御弁、室外熱交換器、四方弁を備えるとともに、室内熱交換器を分割しその間に第２流量制御弁を設けるとともに、第１流量制御弁と室内熱交換器の間に気液分離容器を有し、気液分離容器からのガスバイパス回路が圧縮機吸入に接続されていて、このガスバイパス回路上に第３流量制御弁を備えるとともに、四方弁を冷房回路に切り換え、冷媒が圧縮機吐出、四方弁、室外熱交換器、第１流量制御弁、気液分離容器、上流側室内熱交換器、第２流量制御弁、下流側室内熱交換器、四方弁、圧縮機吸入へと流れ、第３流量制御弁は全閉とし、第１流量制御弁は全開として、第２流量制御弁にて流量制御を行う運転モードを有し、かつ四方弁を暖房回路に切り換え、冷媒が圧縮機吐出、四方弁、上流側室内熱交換器、第２流量制御弁、下流側室内熱交換器、気液分離容器、第３流量制御弁、圧縮機吸入へと流れ、第３流量制御弁は全開とし、第２流量制御弁にて流量制御を行う運転モードを有するので、外気温条件によらず再熱除湿運転を行うことが出来、年間を通じて快適な室内環境を得ることが出来る。また第１流量制御弁もしくは第２流量制御弁もしくは第３流量制御弁の流動抵抗体として、冷媒流れ方向に連通する多孔質透過材を用いたので、流量制御弁を通過する冷媒流動音を大幅に低減することができ、さらに、流量制御弁の回りに遮音材や制振材を周囲に巻きつけるなどの対策も不要でコスト低減となり、さらにこれら他材質が不要となるため、空気調和機のリサイクル性も向上する。

さらに第２流量制御弁の冷媒流れ上流側を再熱器、冷媒流れ下流側を蒸発器として動作させる再熱除湿運転モードの再熱器の冷媒流れ上流側に、熱的に遮断された補助熱交換器を備えたので、再熱熱交換器容量が拡大して再熱熱交換量が増加し、室温低下を防ぎながら再熱除湿する能力制御範囲を大きくすることが可能となる。また、室内ユニット内の空隙スペースを有効に活用することができ、室内ユニットのコンパクト化も可能となる。また通常暖房運転時の室内熱交換器能力を向上させることができる。また、補助熱交換器を再熱器の空気流れ風上側に設置したので、温度が低い空気と対向して冷媒が流れ、熱交換性能をより向上させることができる。また、補助熱交換器の通風抵抗を他の熱交換器より小さくしたので、通風側の圧力損失の増大を抑えながら熱交換性能を向上させることができる。

また第２流量制御弁の冷媒流れ上流側を再熱器、冷媒流れ下流側を蒸発器として動作させる再熱除湿運転モードにて、室内での潜熱および顕熱の所要空調負荷を入力する装置と、室内での現在の潜熱および顕熱空調負荷を検知する手段を備えるとともに、室内熱交換器への送風量を調整する手段、室外熱交換器への送風量を調整する手段、圧縮機回転数を調整する手段、第１流量制御弁の開度を調整する手段を備え、第２流量制御弁の開度を調整する手段を備え、現在の室内での潜熱および顕熱の空調負荷の検知情報ならびに室内熱交換器送風量、室外熱交換器送風量、圧縮機回転数、第１流量制御弁開度、第２流量制御弁開度の現在値を基に、所要空調負荷に応じた室内熱交換器への送風量、室外熱交換器への送風量、圧縮機回転数、第１流量制御弁開度、第２流量制御弁開度の変化量を演算装置にて算出する手段を備え、この演算結果を基に、それぞれ個別またはいくつかを組み合わせて調整することにより、室内での潜熱および顕熱熱交換量を制御するので、室内での潜熱および顕熱負荷に応じて、潜熱および顕熱熱交換量を制御することができる。また、請求項３に係る発明によれば、第１流量制御弁と気液分離容器まわりの冷媒回路に、逆止弁を４つ接続し、冷房回路、暖房回路とも、第１流量制御弁にて減圧された冷媒を気液分離容器にて気液分離する冷媒流れとなるので、冷房、暖房時も高効率な運転を実現することが出来る。

本発明は、以上に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有する。本発明によれば、圧縮機、室内熱交換器、第１流量制御弁、室外熱交換器、四方弁を備えた空気調和機において、室内熱交換器を分割しその間に第２流量制御弁を設けるとともに、第１流量制御弁と室内熱交換器又は室外熱交換器との間に気液分離容器を有し、気液分離容器からのガスバイパス回路が圧縮機吸入に接続されていて、このガスバイパス回路上に第３流量制御弁を備えた冷媒回路を有するので、冷房，暖房を問わず再熱除湿運転等の各運転を効率良く，かつ，スムースに行うことが出来、年間を通じて快適な室内環境を得ることが出来る。

また、本発明によれば、四方弁を冷房回路として、冷媒が圧縮機吐出、四方弁、室外熱交換器、第１流量制御弁、気液分離器、上流側室内熱交換器、第２流量制御弁、下流側室内熱交換器、四方弁、圧縮機吸入へと流れ、第３流量制御弁は全閉とし、第１流量制御弁及び第２流量制御弁の少なくともいずれかにて流量制御を行う冷房回路での再熱除湿運転モードを有するので、簡単に除湿運転を実現することが出来る。

また、本発明によれば、四方弁を暖房回路として、冷媒が圧縮機吐出、四方弁、上流側室内熱交換器、第２流量制御弁、下流側室内熱交換器、気液分離器、第３流量制御弁、圧縮機吸入へと流れ、第３流量制御弁は全開とし、第１流量制御弁を全閉として、第２流量制御弁にて流量制御を行う暖房回路での再熱除湿運転モードを有するので、簡単に除湿運転を実現することが出来る。

また、本発明によれば、四方弁を冷房回路として、冷媒が圧縮機吐出、四方弁、室外熱交換器、第１流量制御弁、気液分離容器、上流側室内熱交換器、第２流量制御弁、下流側室内熱交換器、四方弁、圧縮機吸入へと流れるとともに、気液分離容器にて分離されたガス冷媒が第３流量制御弁を通って圧縮機吸入へと流れ、第２流量制御弁は全開とし、第１流量制御弁にて主たる冷媒回路の流量制御を、第３流量制御弁にてガスバイパス回路の流量制御を行う冷房運転モードを有するので、冷房能力の増加や高効率な冷房運転を行える。

また、本発明によれば、四方弁を暖房回路として、冷媒が圧縮機吐出、四方弁、上流側室内熱交換器、第２流量制御弁、下流側室内熱交換器、気液分離器、第１流量制御弁、室外熱交換器、四方弁、圧縮機吸入へと流れ、第３流量制御弁は全閉とし、第２流量制御弁を全開として、第１流量制御弁にて流量制御を行う暖房運転モードを有するので、暖房能力の増加や高効率な暖房運転を実現することが出来る。

また、本発明によれば、暖房除霜運転の際、四方弁を冷房回路に切り換え、冷媒が圧縮機吐出、四方弁、室外熱交換器、第１流量制御弁、気液分離容器、第３流量制御弁、圧縮機吸入へと流れ、第１流量制御弁、第３流量制御弁を全開とした運転モードを有するので、短時間な除霜運転により快適な室内環境を得ることができ，かつ，省エネルギー運転を実現することが出来る。

また、本発明によれば、潜熱顕熱負荷検知装置を備えるとともに、冷房運転、暖房運転、冷房回路での再熱除湿運転、暖房回路での再熱除湿運転の各運転モードを有し、潜熱顕熱負荷検知装置にて検知した負荷が、あらかじめ各運転モードにて設定した潜熱顕熱能力制御範囲内か否かにより、運転モードを切り換えて動作するので、室内負荷の能力変化に応じてフレキシブルで高効率な運転を実現することが出来る。

また、本発明によれば、圧縮機、室内熱交換器、第１流量制御弁、室外熱交換器、四方弁を備えた空気調和機において、室内熱交換器を分割しその間に第２流量制御弁を設けるとともに、第１流量制御弁と室内熱交換器の間に気液分離容器を有し、気液分離容器からのガスバイパス回路が圧縮機吸入に接続されていて、このガスバイパス回路上に第３流量制御弁を備えるとともに、四方弁を冷房回路として、冷媒が圧縮機吐出、四方弁、室外熱交換器、第１流量制御弁、気液分離容器、上流側室内熱交換器、第２流量制御弁、下流側室内熱交換器、四方弁、圧縮機吸入へと流れ、第３流量制御弁は全閉とし、第１流量制御弁又は第２流量制御弁にて流量制御を行う第１の運転モードと、四方弁を暖房回路として、冷媒が圧縮機吐出、四方弁、上流側室内熱交換器、第２流量制御弁、下流側室内熱交換器、気液分離容器、第３流量制御弁、圧縮機吸入へと流れ、第３流量制御弁は全開とし、第２流量制御弁にて流量制御を行う第２の運転モードとを有し、第１の運転モードと第２の運転モードは交互に切り替え可能なので、室内負荷の能力変化に応じて高効率な運転を実現することが出来る。

また、本発明によれば、、四方弁を冷房回路に切り換え、冷媒が圧縮機吐出、四方弁、室外熱交換器、第１流量制御弁、気液分離容器、上流側室内熱交換器、第２流量制御弁、下流側室内熱交換器、四方弁、圧縮機吸入へと流れるとともに、気液分離容器にて分離されたガス冷媒が第３流量制御弁を通って圧縮機吸入へと流れ、第２流量制御弁は全開とし、第１流量制御弁にて主たる冷媒回路の流量制御を、第３流量制御弁にてガスバイパス回路の流量制御を行う第３の運転モードを有し，第１運転モードと交互に切替可能なので、運転モードの変化や室内負荷の能力変化にスムースに対応できる高効率な運転を実現することが出来る。

また、本発明によれば、第１流量制御弁の弁開度制御は室内熱交換器出口冷媒過熱度に相当する値を、第３流量制御弁の弁開度制御は、圧縮機吸入冷媒過熱度、圧縮機吐出冷媒過熱度、圧縮機吐出冷媒温度に相当する値を目標として流量制御を行う運転モードを有するので、高効率かつ信頼性の高い運転を実現することが出来る。

また、本発明によれば、第３流量制御弁の弁開度制御は、圧縮機回転数に応じて流量制御を行う運転モードを有するので、能力変化に応じて高効率な運転を実現することが出来る。

また、本発明によれば、暖房除霜運転の際、四方弁を冷房回路に切り換え、冷媒が圧縮機吐出、四方弁、室外熱交換器、第１流量制御弁、気液分離容器、第３流量制御弁、圧縮機吸入へと流れ、第１流量制御弁、第３流量制御弁を全開とした運転モードを有するので、除霜時間を短縮することが出来、快適な室内環境を速く得ることが出来る。

また、本発明によれば、第２流量制御弁の冷媒流れ上流側を再熱器、冷媒流れ下流側を蒸発器として動作させる再熱除湿運転モードの再熱器の冷媒流れ上流側に、前記再熱器と熱的に遮断された補助熱交換器を備えたので、再熱除湿運転時の再熱熱交換量を増加させることができ，広範囲な潜熱顕熱能力制御運転を実現することができる。

また、本発明によれば、補助熱交換器の冷媒流路を一系統としたので、気液分離機使用時の運転の管内冷媒熱伝達性能を向上させることができ，室内熱交換器の暖房能力がより向上し高効率な運転ができる。

また、本発明によれば、第１流量制御弁もしくは第２流量制御弁もしくは第３流量制御弁の流動抵抗体として、冷媒流れ方向に連通する多孔質透過材を用いたので、流量制御弁を通過する冷媒流動音を大幅に低減することができて、さらに騒音防止対策用の特殊材質が不要となるため、空気調和機のリサイクル性も向上する。

また、本発明によれば、第２流量制御弁の代わりに絞り装置として、オリフィスとこの冷媒流れ上流方向、もしくは下流方向、もしくは上下流方向に、オリフィスを挟み込む構造で冷媒流れ方向に連通する多孔質透過材を配置、または多孔質透過材を単独に配置して、流動抵抗体として作用させるとともに、この絞り装置をバイパスする冷媒流路と、このバイパス流路を開閉する手段とを備えたので、第２流量制御弁を通過する冷媒流動音が大幅に低減されるとともに、第２流量制御弁の構造が簡略化され、コスト低減を図ることができる。

また、本発明によれば、バイパス流路を開閉する手段として、双方向流れに対して封止可能な開閉弁を用いたので、冷房回路、暖房回路でも再熱除湿運転を実現することが出来、外気温条件に寄らず、快適な室内環境を得ることが出来る。

また本発明によれば、第１流量制御弁と気液分離容器を接続した回路に、冷房方向、暖房方向とも、第１流量制御弁にて減圧された冷媒を気液分離容器にて気液分離する冷媒流れとなる様に第１流量制御弁から前記気液分離容器への流れが常に一定なる切替回路を接続した冷房，暖房時とも高い効率の運転を実現できる。

また、本発明によれば、圧縮機吸入側に液だめ容器を設けたので、冷媒回路内の余剰冷媒を吸収し、高効率かつ信頼性の高い運転を実現することが出来る。

また、本発明によれば、第３流量制御弁として、毛細管と電磁開閉弁で構成したので、簡素な構成で低コスト化することが出来る。

また、本発明によれば、冷媒としてＲ４１０ＡまたはＲ３２またはＲ２９０を用いたので、オゾン層破壊防止や地球温暖化に役立つことができる。

また、本発明によれば、冷媒としてＲ２９０またはＲ３２を用い、第１流量制御弁または第２流量制御弁、またはその両方の流量制御弁に全閉機能を備えるとともに、冷媒漏れを検知する手段を備え、冷媒漏れを検知した場合にはこれら流量制御弁を全閉する手段を備えたので、可燃性冷媒に対する室内への冷媒漏洩を防止し、機器の安全性を確保することができる。

また、本発明によれば、室内空気状態の目標値を設定する空気状態設定手段と，室内の空気状態を検出する空気状態検出手段と、室内熱交換器への送風量を調整する室内送風量調整手段と，室外熱交換器への送風量を調整する室外送風量調整手段と、圧縮機の回転数を調整する圧縮機回転数調整手段と、第１流量制御弁の開度を調整する第１流量制御弁開度調整手段と、第２流量制御弁の開度を調整する第２流量制御弁開度調整手段と、を備えた空気調和機において、第２流量制御弁の冷媒流れ上流側の室内熱交換器を再熱器、冷媒流れ下流側の室内熱交換器を蒸発器として動作させる再熱除湿運転モードにて空気調和機を運転するステップと、運転中の前記空気調和機の室内空気状態の目標値と検出値から室内での潜熱および顕熱の空調負荷の目標値と検出値の差異を求めるステップと，室内の潜熱および顕熱の空気負荷の差異を少なくする方向に、室内熱交換器への送風量、室外熱交換器への送風量、圧縮機の回転数、第１流量制御弁の開度、及び第２流量制御弁の開度の少なくともいずれか１つを変化させるステップと，を備えたので，室内の空気負荷に応じた運転が可能になり，使い勝手が良くエネルギー使用量が少ない空気調和機の運転方法が得られる。

本発明の第１の実施形態における冷媒回路図である。本発明の第１の実施形態における室内ユニットの構成を表す図である。本発明の第１の実施形態における冷房回路での再熱除湿運転時の動作状態を表す特性図である。本発明の第１の実施形態における暖房回路での再熱除湿運転時の動作状態を表す特性図である。本発明の第１の実施形態における気液分離回路での動作状態を表す特性図である。本発明の第１の実施形態における冷媒回路図およびセンサ、アクチュエータの構成図である。本発明の第１の実施形態において、能力制御範囲と運転切り換えの動作マップを表す図である。本発明の第１の実施形態における室内ユニットの他の構成を表す図である。本発明の第１の実施形態における室内ユニットのさらに他の構成を表す図である。本発明の第１の実施形態における第２流量制御弁の構成を表す図である。本発明の第２の実施形態における冷媒回路図である。本発明の第２の実施形態における第２流量制御弁の構成を表す図である。本発明の第３の実施形態における冷媒回路図である。本発明の第４の実施形態における冷媒回路図である。本発明の第１のから第４の実施形態における気液分離容器の構成を表す図である。本発明の第１のから第４の実施形態における気液分離容器の構成を表す図である。従来の発明における室内ユニットの構成を表す図である。従来の発明における冷媒回路図である。従来の発明における第２流量制御弁の構成を表す図である。

符号の説明

５：室内送風機、１０：第２流量制御弁、１４：補助熱交換器、１７：室外ユニット、１８：室内ユニット、２１：圧縮機、２３：室外熱交換器、２４：第１流量制御弁、２５：第１室内熱交換器、２７：第２室内熱交換器、３８：発泡金属、８０：ガスバイパス回路、８１：第３流量制御弁、８２：気液分離容器。

Claims

圧縮機、室内熱交換器、第１流量制御弁、室外熱交換器、四方弁を備えた空気調和機において、前記室内熱交換器を分割しその間に第２流量制御弁を設けるとともに、第１流量制御弁と室内熱交換器又は室外熱交換器との間に気液分離容器を有し、気液分離容器からのガスバイパス回路が圧縮機吸入に接続されていて、このガスバイパス回路上に第３流量制御弁を備えた冷媒回路を有することを特徴とする空気調和機。
請求項１における空気調和機において、四方弁を冷房回路として、冷媒が圧縮機吐出、四方弁、室外熱交換器、第１流量制御弁、気液分離器、上流側室内熱交換器、第２流量制御弁、下流側室内熱交換器、四方弁、圧縮機吸入へと流れ、第３流量制御弁は全閉とし、第１流量制御弁及び第２流量制御弁の少なくともいずれかにて流量制御を行う冷房回路での再熱除湿運転モードを有することを特徴とする空気調和機。
請求項１における空気調和機において、四方弁を暖房回路として、冷媒が圧縮機吐出、四方弁、上流側室内熱交換器、第２流量制御弁、下流側室内熱交換器、気液分離器、第３流量制御弁、圧縮機吸入へと流れ、第３流量制御弁は全開とし、第１流量制御弁を全閉として、第２流量制御弁にて流量制御を行う暖房回路での再熱除湿運転モードを有することを特徴とする空気調和機。
請求項１における空気調和機において、四方弁を冷房回路として、冷媒が圧縮機吐出、四方弁、室外熱交換器、第１流量制御弁、気液分離容器、上流側室内熱交換器、第２流量制御弁、下流側室内熱交換器、四方弁、圧縮機吸入へと流れるとともに、気液分離容器にて分離されたガス冷媒が第３流量制御弁を通って圧縮機吸入へと流れ、第２流量制御弁は全開とし、第１流量制御弁にて主たる冷媒回路の流量制御を、第３流量制御弁にてガスバイパス回路の流量制御を行う冷房運転モードを有することを特徴とする空気調和機。
請求項１における空気調和機において、四方弁を暖房回路として、冷媒が圧縮機吐出、四方弁、上流側室内熱交換器、第２流量制御弁、下流側室内熱交換器、気液分離器、第１流量制御弁、室外熱交換器、四方弁、圧縮機吸入へと流れ、第３流量制御弁は全閉とし、第２流量制御弁を全開として、第１流量制御弁にて流量制御を行う暖房運転モードを有することを特徴とする空気調和機。
請求項１における空気調和機として、暖房除霜運転の際、四方弁を冷房回路に切り換え、冷媒が圧縮機吐出、四方弁、室外熱交換器、第１流量制御弁、気液分離容器、第３流量制御弁、圧縮機吸入へと流れ、第１流量制御弁、第３流量制御弁を全開とした運転モードを有することを特徴とする空気調和機。
請求項１における空気調和機において、潜熱顕熱負荷検知装置を備えるとともに、冷房運転、暖房運転、冷房回路での再熱除湿運転、暖房回路での再熱除湿運転の各運転モードを有し、前記潜熱顕熱負荷検知装置にて検知した負荷が、あらかじめ各運転モードにて設定した潜熱顕熱能力制御範囲内か否かにより、運転モードを切り換えて動作することを特徴とする空気調和機。
圧縮機、室内熱交換器、第１流量制御弁、室外熱交換器、四方弁を備えた空気調和機において、前記室内熱交換器を分割しその間に第２流量制御弁を設けるとともに、第１流量制御弁と室内熱交換器の間に気液分離容器を有し、気液分離容器からのガスバイパス回路が圧縮機吸入に接続されていて、このガスバイパス回路上に第３流量制御弁を備えるとともに、四方弁を冷房回路として、冷媒が圧縮機吐出、四方弁、室外熱交換器、第１流量制御弁、気液分離容器、上流側室内熱交換器、第２流量制御弁、下流側室内熱交換器、四方弁、圧縮機吸入へと流れ、第３流量制御弁は全閉とし、第１流量制御弁又は第２流量制御弁にて流量制御を行う第１の運転モードと、四方弁を暖房回路として、冷媒が圧縮機吐出、四方弁、上流側室内熱交換器、第２流量制御弁、下流側室内熱交換器、気液分離容器、第３流量制御弁、圧縮機吸入へと流れ、第３流量制御弁は全開とし、第２流量制御弁にて流量制御を行う第２の運転モードとを有し、前記第１の運転モードと前記第２の運転モードは交互に切り替え可能なことを特徴とする空気調和機。
請求項８における空気調和機において、四方弁を冷房回路に切り換え、冷媒が圧縮機吐出、四方弁、室外熱交換器、第１流量制御弁、気液分離容器、上流側室内熱交換器、第２流量制御弁、下流側室内熱交換器、四方弁、圧縮機吸入へと流れるとともに、気液分離容器にて分離されたガス冷媒が第３流量制御弁を通って圧縮機吸入へと流れ、第２流量制御弁は全開とし、第１流量制御弁にて主たる冷媒回路の流量制御を、第３流量制御弁にてガスバイパス回路の流量制御を行う第３の運転モードを有し，第１運転モードと交互に切替可能なことを特徴とする空気調和機。
第１流量制御弁の弁開度制御は室内熱交換器出口冷媒過熱度に相当する値を、第３流量制御弁の弁開度制御は、圧縮機吸入冷媒過熱度、圧縮機吐出冷媒過熱度、圧縮機吐出冷媒温度に相当する値を目標として流量制御を行う運転モードを有することを特徴とする請求項２又は４又は５又は６又は７又は８又は９記載の空気調和機。
第３流量制御弁の弁開度制御は、圧縮機回転数に応じて流量制御を行う運転モードを有することを特徴とする請求項３又は４又は５又は６又は７又は８または９記載の空気調和機。
四方弁を冷房回路に切り換え、冷媒が圧縮機吐出、四方弁、室外熱交換器、第１流量制御弁、気液分離容器、第３流量制御弁、圧縮機吸入へと流れ、第１流量制御弁、第３流量制御弁を全開とした第４の運転モードを有することを特徴とする請求項８又は９記載の空気調和機。
第２流量制御弁の冷媒流れ上流側を再熱器、冷媒流れ下流側を蒸発器として動作させる再熱除湿運転モードの再熱器の冷媒流れ上流側に、前記再熱器と熱的に遮断された補助熱交換器を備えたことを特徴とする請求項１乃至１２の内の少なくとも１記載の空気調和機。
補助熱交換器の冷媒流路を一系統としたことを特徴とする、請求項１３記載の空気調和機。
第１流量制御弁もしくは第２流量制御弁もしくは第３流量制御弁の流動抵抗体として、冷媒流れ方向に連通する多孔質透過材を用いたことを特徴とする、請求項１乃至１２の内の少なくとも１記載の空気調和機。
第２流量制御弁の代わりに絞り装置として、オリフィスとこの冷媒流れ上流方向、もしくは下流方向、もしくは上下流方向に、オリフィスを挟み込む構造で冷媒流れ方向に連通する多孔質透過材を配置、または多孔質透過材を単独に配置して、流動抵抗体として作用させるとともに、この絞り装置をバイパスする冷媒流路と、このバイパス流路を開閉する手段とを備えたことを特徴とする請求項１５記載の空気調和機。
バイパス流路を開閉する手段として、双方向流れに対して封止可能な開閉弁を用いたことを特徴とする請求項１６記載の空気調和機。
第１流量制御弁と気液分離容器を接続した回路に、冷房方向、暖房方向とも、第１流量制御弁にて減圧された冷媒を気液分離容器にて気液分離する冷媒流れとなる様に第１流量制御弁から前記気液分離容器への流れが常に一定なる切替回路を接続したことを特徴とする請求項１乃至１７の内の少なくとも１記載の空気調和機。
圧縮機吸入側に液だめ容器を設けたことを特徴とする請求項１乃至１８の内の少なくとも１記載の空気調和機。
第３流量制御弁を毛細管と電磁開閉弁で構成したことを特徴とする請求項１乃至１９の内の少なくとも１記載の空気調和機。
冷媒としてＲ４１０ＡまたはＲ３２またはＲ２９０を用いたことを特徴とする請求項１乃至２０の内の少なくとも１記載の空気調和機。
冷媒としてＲ２９０またはＲ３２を用い、第１流量制御弁および第２流量制御弁および第３流量制御弁の少なくともいずれか１つの流量制御弁に全閉機能を備えるとともに、冷媒漏れを検知する手段を備え、冷媒漏れを検知した場合には前記流量制御弁を全閉する手段を備えたことを特徴とする請求項１乃至２１の内の少なくとも１記載の空気調和機。
室内空気状態の目標値を設定する空気状態設定手段と，前記室内の空気状態を検出する空気状態検出手段と、室内熱交換器への送風量を調整する室内送風量調整手段と，室外熱交換器への送風量を調整する室外送風量調整手段と、圧縮機の回転数を調整する圧縮機回転数調整手段と、第１流量制御弁の開度を調整する第１流量制御弁開度調整手段と、第２流量制御弁の開度を調整する第２流量制御弁開度調整手段と、を備えた空気調和機において、前記第２流量制御弁の冷媒流れ上流側の室内熱交換器を再熱器、冷媒流れ下流側の室内熱交換器を蒸発器として動作させる再熱除湿運転モードにて空気調和機を運転するステップと、運転中の前記空気調和機の室内空気状態の目標値と検出値から室内での潜熱および顕熱の空調負荷の目標値と検出値の差異を求めるステップと，前記室内の潜熱および顕熱の空気負荷の差異を少なくする方向に、前記室内熱交換器への送風量、室外熱交換器への送風量、圧縮機の回転数、第１流量制御弁の開度、及び第２流量制御弁の開度の少なくともいずれか１つを変化させるステップと，を備えたことを特徴とする空気調和機の運転方法。