JP2008232617A

JP2008232617A - 空気調和装置

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Publication number: JP2008232617A
Application number: JP2008116477A
Authority: JP
Inventors: Fumio Matsuoka; 文雄松岡; Masaki Toyoshima; 正樹豊島
Original assignee: Mitsubishi Electric Corp
Current assignee: Mitsubishi Electric Corp
Priority date: 2008-04-26
Filing date: 2008-04-26
Publication date: 2008-10-02
Anticipated expiration: 2020-09-01
Also published as: JP4743223B2

Abstract

【課題】シンプルで、合理的な運転により、快適性の向上を図ることができる空気調和装置を得るものである。
【解決手段】室内温度センサー１５と室内湿度センサー１６により検出される湿球温度と、リモコン１３の設定温度１７と設定湿度１８により決定される湿球温度設定値の差に基づいて、圧縮機１出口と室外熱交換器５から第１の室内熱交換器２３にいたる冷媒流路とを連結するバイパス流路に介装したバイパス弁の開度を制御する。
【選択図】図９

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。

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。

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。

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。

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。

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。

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。

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。

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。

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。

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。

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。

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。

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。

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Ｔ_DB［℃］、縦軸方向に絶対湿度Ｘ［ｋｇ／ｋｇ´］、斜め方向に湿球温度Ｔ_WB[℃]、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。

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。

ここで、図２中、湿球温度Ｔ_WB［℃］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（Ｔ_iWB−Ｔ_oWB）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Ｔ_iWB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Ｔ_oWBを決定し、空気調和負荷Ｑ＝Ｇａ・（Ｔ_iWB−Ｔ_oWB）・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。

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。

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。

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。

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。

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。

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Ｔ_DB［℃］、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。

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。

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。

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。

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。

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。

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。

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。

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。

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。

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。

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。

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。

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。

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。

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。

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。

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Ｔ_DB［℃］、縦軸方向に絶対湿度Ｘ［ｋｇ／ｋｇ´］、斜め方向に湿球温度Ｔ_WB[℃]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Ｔ_OWB＋α、Ｔ_OWB−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。

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。

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Ｔ_OWB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。

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。

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。

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。

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。

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る。この発明の実施の形態１を示す空気調和装置の空気線図上の動作点を示す図である。この発明の実施の形態２を示す空気調和装置の冷媒回路図である。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を示すモリエル線図である。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モード時の室内空気の状態を示す空気線図である。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回転数に対する凝縮温度特性を示す図である。この発明の実施の形態２を示す空気調和装置のＳＨＦを変化させる原理図である。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。この発明の実施の形態３を示す空気調和装置の冷媒回路図である。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を示すモリエル線図である。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である。この発明の実施の形態４を示す空気調和装置のゾーン別運転モード判定方法のフロチャートである。

符号の説明

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。

Claims

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ことを特徴とする空気調和装置。
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ことを特徴とする請求項１記載の空気調和装置。
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ことを特徴とする請求項１から請求項２のいずれかに記載の空気調和装置。