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JP2023100176A - air conditioner - Google Patents

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JP2023100176A
JP2023100176A JP2022000670A JP2022000670A JP2023100176A JP 2023100176 A JP2023100176 A JP 2023100176A JP 2022000670 A JP2022000670 A JP 2022000670A JP 2022000670 A JP2022000670 A JP 2022000670A JP 2023100176 A JP2023100176 A JP 2023100176A
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JP
Japan
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heat exchanger
temperature
refrigerant
outdoor heat
expansion valve
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Pending
Application number
JP2022000670A
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Japanese (ja)
Inventor
佑 廣崎
Yu Hirosaki
亮 ▲高▼岡
Akira Takaoka
Current Assignee (The listed assignees may be inaccurate. Google has not performed a legal analysis and makes no representation or warranty as to the accuracy of the list.)
Fujitsu General Ltd
Original Assignee
Fujitsu General Ltd
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Publication date
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Abstract

To suppress a heat exchanger from being frosted while securing heat exchange capacity of the heat exchanger.SOLUTION: An air conditioner 1 includes: a refrigerant circuit 5 in which a main expansion valve 15, a first outdoor heat exchanger 16, an evaporator expansion valve 17, and a second outdoor heat exchanger 18 are connected in order so that a nonazeotropic refrigerant can be circulated therein; temperature rise amount calculating means for calculating a rise amount of a temperature rising while the nonazeotropic refrigerant flows in the first outdoor heat exchanger 16 when the first outdoor heat exchanger 16 and the second outdoor heat exchanger 18 function as evaporators; and opening control means for controlling the evaporator expansion valve 17 so that an opening of the evaporator expansion valve 17 is larger when the rise amount is smaller than a temperature difference threshold than when the rise amount is equal to or larger than the threshold.SELECTED DRAWING: Figure 1

Description

本開示の技術は、空気調和機に関する。 The technology of the present disclosure relates to an air conditioner.

空気調和機の冷凍サイクルで用いられる非共沸冷媒は、蒸発過程で温度が上昇する性質を有する。そのため、非共沸冷媒が用いられた空気調和機では、蒸発器の出口側で冷媒と外気との温度差が小さくなり、蒸発器における熱交換量が低下する。第1膨張弁で減圧された冷媒が供給される前段蒸発器と後段蒸発器との間に第2膨張弁が設けられる空気調和機が知られている(特許文献1)。このような空気調和機は、前段蒸発器を通過する冷媒の温度が上昇する場合でも、第2膨張弁により冷媒を減圧させることにより、後段蒸発器に供給される冷媒の温度を低下させることができる。このため、このような空気調和機は、冷媒と外気との温度差を大きくとることができ、熱交換量の低下を抑制することができる。 A non-azeotropic refrigerant used in the refrigerating cycle of an air conditioner has a property that its temperature rises during the evaporation process. Therefore, in an air conditioner using a non-azeotropic refrigerant, the temperature difference between the refrigerant and the outside air becomes small on the outlet side of the evaporator, and the heat exchange amount in the evaporator decreases. An air conditioner is known in which a second expansion valve is provided between a pre-stage evaporator and a post-stage evaporator to which refrigerant decompressed by a first expansion valve is supplied (Patent Document 1). In such an air conditioner, even when the temperature of the refrigerant passing through the pre-stage evaporator rises, the temperature of the refrigerant supplied to the post-stage evaporator can be lowered by decompressing the refrigerant with the second expansion valve. can. Therefore, such an air conditioner can maintain a large temperature difference between the refrigerant and the outside air, and can suppress a decrease in heat exchange amount.

特開2009-222357号公報JP 2009-222357 A

しかしながら、このような空気調和機は、冷媒の循環量が大きいときに、前段蒸発器の圧力損失(流路抵抗)が大きくなる影響で、前段蒸発器を通過しても冷媒の温度が上昇しない。このような場合、冷媒の循環量が大きいときに第2膨張弁で冷媒を減圧ことにより、後段蒸発器に供給される冷媒の温度が過度に低下し、後段蒸発器が着霜することを助長するという問題がある。 However, in such an air conditioner, when the amount of refrigerant circulated is large, the pressure loss (flow path resistance) of the pre-stage evaporator increases, so the temperature of the refrigerant does not rise even when it passes through the pre-stage evaporator. . In such a case, the pressure of the refrigerant is reduced by the second expansion valve when the amount of refrigerant circulating is large, thereby excessively lowering the temperature of the refrigerant supplied to the post-evaporator and promoting frost formation on the post-evaporator. There is a problem that

開示の技術は、かかる点に鑑みてなされたものであって、熱交換器が着霜することを抑制する空気調和機を提供することを目的とする。 The disclosed technique has been made in view of the above points, and aims to provide an air conditioner that suppresses frost formation on a heat exchanger.

本開示の一態様による空気調和機は、第1膨張弁、第1熱交換器、第2膨張弁及び第2熱交換器が順に接続され、非共沸冷媒が循環する冷媒回路と、前記第1熱交換器及び前記第2熱交換器が蒸発器として機能するとき、前記非共沸冷媒が前記第1熱交換器を流れる間に前記非共沸冷媒の温度が上昇する上昇量を算出する温度上昇量算出手段と、前記上昇量が、予め定められた閾値より小さい場合に、閾値以上の場合と比較して前記第2膨張弁の開度が大きくなるように、前記第2膨張弁を制御する開度制御手段とを備えている。 An air conditioner according to an aspect of the present disclosure includes a refrigerant circuit in which a first expansion valve, a first heat exchanger, a second expansion valve, and a second heat exchanger are connected in order, and a non-azeotropic refrigerant circulates; When the first heat exchanger and the second heat exchanger function as evaporators, calculating an amount by which the temperature of the non-azeotropic refrigerant rises while the non-azeotropic refrigerant flows through the first heat exchanger a temperature increase amount calculating means, and the second expansion valve is operated such that when the amount of increase is smaller than a predetermined threshold value, the degree of opening of the second expansion valve is larger than when the amount of increase is equal to or greater than the threshold value; and an opening control means for controlling.

開示の空気調和機は、熱交換器が着霜することを抑制することができる。 The disclosed air conditioner can suppress the formation of frost on the heat exchanger.

図1は、実施例の空気調和機を示す回路図である。FIG. 1 is a circuit diagram showing an air conditioner of an embodiment. 図2は、第1室外熱交換器と蒸発器膨張弁と第2室外熱交換器とバイパス回路との具体的な接続関係を示す概略図である。FIG. 2 is a schematic diagram showing a specific connection relationship among the first outdoor heat exchanger, the evaporator expansion valve, the second outdoor heat exchanger, and the bypass circuit. 図3は、実施例の空気調和機を示すブロック図である。FIG. 3 is a block diagram showing the air conditioner of the embodiment. 図4は、第1減圧制御切替動作を示すフローチャートである。FIG. 4 is a flow chart showing the first pressure reduction control switching operation. 図5は、第2減圧制御切替動作を示すフローチャートである。FIG. 5 is a flow chart showing the second pressure reduction control switching operation. 図6は、単段減圧制御が実行されるときの非共沸冷媒の状態変化の一例を示すモリエル線図である。FIG. 6 is a Mollier diagram showing an example of the state change of the non-azeotropic refrigerant when the single-stage decompression control is executed. 図7は、単段減圧制御が実行されるときの非共沸冷媒の状態変化の一例を示すt-h線図である。FIG. 7 is a th diagram showing an example of the state change of the non-azeotropic refrigerant when the single-stage pressure reduction control is executed. 図8は、二段減圧制御が実行されるときの非共沸冷媒の状態変化の一例を示すモリエル線図である。FIG. 8 is a Mollier diagram showing an example of the state change of the non-azeotropic refrigerant when the two-stage depressurization control is executed. 図9は、二段減圧制御が実行されるときの非共沸冷媒の状態変化の一例を示すt-h線図である。FIG. 9 is a th diagram showing an example of the state change of the non-azeotropic refrigerant when the two-stage depressurization control is executed. 図10は、二段減圧制御が実行されるときの非共沸冷媒の状態変化の他の一例を示すモリエル線図である。FIG. 10 is a Mollier diagram showing another example of the state change of the non-azeotropic refrigerant when the two-stage pressure reduction control is executed. 図11は、二段減圧制御が実行されるときの非共沸冷媒の状態変化の他の一例を示すt-h線図である。FIG. 11 is a th diagram showing another example of the state change of the non-azeotropic refrigerant when the two-stage pressure reduction control is executed. 図12は、単段減圧制御が実行されるときの非共沸冷媒の状態変化の他の一例を示すモリエル線図である。FIG. 12 is a Mollier diagram showing another example of the state change of the non-azeotropic refrigerant when the single-stage depressurization control is executed. 図13は、単段減圧制御が実行されるときの非共沸冷媒の状態変化の他の一例を示すt-h線図である。FIG. 13 is a th diagram showing another example of the state change of the non-azeotropic refrigerant when the single-stage depressurization control is executed.

以下に、本願が開示する実施形態にかかる空気調和機について、図面を参照して詳細に説明する。なお、以下の記載により本開示の技術が限定されるものではない。また、以下の記載においては、同一の構成要素に同一の符号を付与し、重複する説明を省略する。 Hereinafter, air conditioners according to embodiments disclosed by the present application will be described in detail with reference to the drawings. Note that the technology of the present disclosure is not limited by the following description. Also, in the following description, the same reference numerals are given to the same constituent elements, and overlapping explanations are omitted.

図1は、実施例の空気調和機1を示す回路図である。空気調和機1は、室外機2と室内機3とを備えている。室外機2は、屋外に設置されている。室内機3は、空気調和機1により冷暖房される室内に設置されている。空気調和機1は、非共沸冷媒が循環する冷媒回路5を備えている。非共沸冷媒としては、冷媒R32を含有する冷媒が例示される。例えばR454C(R32+R1234yf)等である。冷媒回路5は、圧縮機11と四方弁12と室内熱交換器14とメイン膨張弁15(第1膨張弁)と第1室外熱交換器16(第1熱交換器)と蒸発器膨張弁17(第2膨張弁)と第2室外熱交換器18(第2熱交換器)とを備えている。圧縮機11と四方弁12とメイン膨張弁15と第1室外熱交換器16と蒸発器膨張弁17と第2室外熱交換器18とは、室外機2の内部に配置されている。室内熱交換器14は、室内機3の内部に配置されている。圧縮機11は、吸入管21と吐出管22とを備えている。圧縮機11は、吸入管21を介して供給される気相冷媒を圧縮し、圧縮された気相冷媒を吐出管22に吐出する。 FIG. 1 is a circuit diagram showing an air conditioner 1 of an embodiment. The air conditioner 1 includes an outdoor unit 2 and an indoor unit 3. The outdoor unit 2 is installed outdoors. The indoor unit 3 is installed in a room that is cooled and heated by the air conditioner 1 . The air conditioner 1 includes a refrigerant circuit 5 in which a non-azeotropic refrigerant circulates. Examples of non-azeotropic refrigerants include refrigerants containing refrigerant R32. For example, R454C (R32+R1234yf). The refrigerant circuit 5 includes a compressor 11, a four-way valve 12, an indoor heat exchanger 14, a main expansion valve 15 (first expansion valve), a first outdoor heat exchanger 16 (first heat exchanger), and an evaporator expansion valve 17. (second expansion valve) and a second outdoor heat exchanger 18 (second heat exchanger). The compressor 11 , the four-way valve 12 , the main expansion valve 15 , the first outdoor heat exchanger 16 , the evaporator expansion valve 17 and the second outdoor heat exchanger 18 are arranged inside the outdoor unit 2 . The indoor heat exchanger 14 is arranged inside the indoor unit 3 . The compressor 11 has a suction pipe 21 and a discharge pipe 22 . The compressor 11 compresses the gas-phase refrigerant supplied through the suction pipe 21 and discharges the compressed gas-phase refrigerant to the discharge pipe 22 .

四方弁12は、第1接続口121と第2接続口122と第3接続口123と第4接続口124とを備えている。第1接続口121は、吸入管21に接続され、吸入管21を介して圧縮機11に接続されている。第2接続口122は、吐出管22に接続され、吐出管22を介して圧縮機11に接続されている。第3接続口123は、第2室外熱交換器18に接続されている。第4接続口124は、室内熱交換器14に接続されている。四方弁12は、暖房位置または冷房位置に切り替えられる。四方弁12が暖房位置に切り替えられているときに、第2接続口122は、第4接続口124に接続され、第3接続口123は、第1接続口121に接続される。四方弁12が冷房位置に切り替えられているときに、第2接続口122は、第3接続口123に接続され、第4接続口124は、第1接続口121に接続される。 The four-way valve 12 has a first connection port 121 , a second connection port 122 , a third connection port 123 and a fourth connection port 124 . The first connection port 121 is connected to the suction pipe 21 and connected to the compressor 11 via the suction pipe 21 . The second connection port 122 is connected to the discharge pipe 22 and connected to the compressor 11 via the discharge pipe 22 . The third connection port 123 is connected to the second outdoor heat exchanger 18 . The fourth connection port 124 is connected to the indoor heat exchanger 14 . The four-way valve 12 is switched to a heating position or a cooling position. The second connection port 122 is connected to the fourth connection port 124 and the third connection port 123 is connected to the first connection port 121 when the four-way valve 12 is switched to the heating position. The second connection port 122 is connected to the third connection port 123 and the fourth connection port 124 is connected to the first connection port 121 when the four-way valve 12 is switched to the cooling position.

室内熱交換器14は、室内熱交換器14を通過する冷媒と、室内機3が設置された室内の空気とを熱交換する。室内熱交換器14は、メイン膨張弁15に接続されている。メイン膨張弁15は、メイン膨張弁15を通過する冷媒の流量を開度に応じて調節し、メイン膨張弁15を通過する冷媒を開度に応じて減圧する。メイン膨張弁15は、第1室外熱交換器16に接続されている。第1室外熱交換器16は、第1室外熱交換器16を通過する冷媒と、室外機が設置された屋外の外気とを熱交換する。第1室外熱交換器16は、蒸発器膨張弁17に接続されている。蒸発器膨張弁17は、蒸発器膨張弁17を通過する冷媒の流量を開度に応じて調節し、蒸発器膨張弁17を通過する冷媒を開度に応じて減圧する。蒸発器膨張弁17は、第2室外熱交換器18に接続されている。第2室外熱交換器18は、第2室外熱交換器18を通過する冷媒と、室外機が設置された屋外の外気とを熱交換する。 The indoor heat exchanger 14 exchanges heat between the refrigerant passing through the indoor heat exchanger 14 and the indoor air in which the indoor unit 3 is installed. The indoor heat exchanger 14 is connected to the main expansion valve 15 . The main expansion valve 15 adjusts the flow rate of the refrigerant passing through the main expansion valve 15 according to the opening degree, and reduces the pressure of the refrigerant passing through the main expansion valve 15 according to the opening degree. The main expansion valve 15 is connected to the first outdoor heat exchanger 16 . The first outdoor heat exchanger 16 exchanges heat between the refrigerant passing through the first outdoor heat exchanger 16 and the outside air where the outdoor unit is installed. The first outdoor heat exchanger 16 is connected to the evaporator expansion valve 17 . The evaporator expansion valve 17 adjusts the flow rate of the refrigerant passing through the evaporator expansion valve 17 according to the opening degree, and reduces the pressure of the refrigerant passing through the evaporator expansion valve 17 according to the opening degree. The evaporator expansion valve 17 is connected to the second outdoor heat exchanger 18 . The second outdoor heat exchanger 18 exchanges heat between the refrigerant passing through the second outdoor heat exchanger 18 and the outside air where the outdoor unit is installed.

空気調和機1は、バイパス回路23をさらに備えている。バイパス回路23は、室外機2の内部に配置されている。バイパス回路23には、バイパス路24が形成されている。バイパス路24の一端は、第1室外熱交換器16と蒸発器膨張弁17との間の流路25に接続され、バイパス路24の他端は、蒸発器膨張弁17と第2室外熱交換器18との間の流路26に接続されている。すなわち、第1室外熱交換器16は、蒸発器膨張弁17を迂回してバイパス路24を介して第2室外熱交換器18に接続されている。 The air conditioner 1 further includes a bypass circuit 23 . The bypass circuit 23 is arranged inside the outdoor unit 2 . A bypass circuit 24 is formed in the bypass circuit 23 . One end of the bypass 24 is connected to the flow path 25 between the first outdoor heat exchanger 16 and the evaporator expansion valve 17, and the other end of the bypass 24 is connected to the evaporator expansion valve 17 and the second outdoor heat exchange. It is connected to the flow path 26 between the vessel 18 and the vessel 18 . That is, the first outdoor heat exchanger 16 bypasses the evaporator expansion valve 17 and is connected to the second outdoor heat exchanger 18 via the bypass passage 24 .

バイパス回路23は、バイパス弁27を備えている。バイパス弁27は、バイパス回路23の途中に設けられている。流路25と流路26とは、バイパス弁27が開閉されることにより、バイパス回路23を介して接続されたり、遮断されたりする。 The bypass circuit 23 has a bypass valve 27 . A bypass valve 27 is provided in the middle of the bypass circuit 23 . The flow path 25 and the flow path 26 are connected or disconnected via the bypass circuit 23 by opening and closing the bypass valve 27 .

空気調和機1は、吐出温度センサ31と入口温度センサ32と中間温度センサ33とをさらに備えている。吐出温度センサ31は、吐出管22のうちの圧縮機11の近傍に設けられ、圧縮機11から吐出される高圧気相冷媒の温度を計測する。入口温度センサ32は、メイン膨張弁15と第1室外熱交換器16とを接続する冷媒配管34のうちの第1室外熱交換器16の近傍に設けられている。入口温度センサ32は、冷媒配管34を流れる冷媒の温度である入口温度(蒸発器の入口温度)を計測する。中間温度センサ33は、流路25の途中に設けられ、流路25を流れる冷媒の温度である中間温度(蒸発器の中間温度)を計測する。 The air conditioner 1 further includes a discharge temperature sensor 31 , an inlet temperature sensor 32 and an intermediate temperature sensor 33 . The discharge temperature sensor 31 is provided in the vicinity of the compressor 11 in the discharge pipe 22 and measures the temperature of the high-pressure vapor-phase refrigerant discharged from the compressor 11 . The inlet temperature sensor 32 is provided near the first outdoor heat exchanger 16 in the refrigerant pipe 34 connecting the main expansion valve 15 and the first outdoor heat exchanger 16 . The inlet temperature sensor 32 measures the inlet temperature (the inlet temperature of the evaporator), which is the temperature of the refrigerant flowing through the refrigerant pipe 34 . The intermediate temperature sensor 33 is provided in the middle of the flow path 25 and measures the intermediate temperature (the intermediate temperature of the evaporator) that is the temperature of the refrigerant flowing through the flow path 25 .

図2は、第1室外熱交換器16と蒸発器膨張弁17と第2室外熱交換器18とバイパス回路23との具体的な接続関係を示す概略図である。第2室外熱交換器18には、複数の流路が並列に形成されている。第2室外熱交換器18は、分流器35と分岐管36とを備えている。分流器35は、蒸発器膨張弁17と第2室外熱交換器18との間に設けられ、流路26を介して蒸発器膨張弁17に接続され、第2室外熱交換器18の複数の流路に接続されている。すなわち、蒸発器膨張弁17は、第1室外熱交換器と分流器35との間に設けられている。分岐管36は、第2室外熱交換器18と四方弁12の第3接続口123との間に設けられ、第2室外熱交換器18の複数の流路に接続され、四方弁12の第3接続口123に接続されている。 FIG. 2 is a schematic diagram showing a specific connection relationship among the first outdoor heat exchanger 16, the evaporator expansion valve 17, the second outdoor heat exchanger 18, and the bypass circuit 23. As shown in FIG. A plurality of flow paths are formed in parallel in the second outdoor heat exchanger 18 . The second outdoor heat exchanger 18 has a flow divider 35 and a branch pipe 36 . The flow divider 35 is provided between the evaporator expansion valve 17 and the second outdoor heat exchanger 18 and is connected to the evaporator expansion valve 17 via the flow path 26 to connected to the flow path. That is, the evaporator expansion valve 17 is provided between the first outdoor heat exchanger and the flow divider 35 . The branch pipe 36 is provided between the second outdoor heat exchanger 18 and the third connection port 123 of the four-way valve 12, is connected to a plurality of flow paths of the second outdoor heat exchanger 18, and 3 is connected to the connection port 123 .

図3は、実施例の空気調和機1を示すブロック図である。空気調和機1は、制御装置41をさらに備えている。制御装置41は、コンピュータであり、記憶装置42とCPU43(Central Processing Unit)とを備えている。記憶装置42には、制御装置41にインストールされるコンピュータプログラムが記憶され、CPU43により利用される情報が記憶される。CPU43は、制御装置41にインストールされるコンピュータプログラムを実行することにより、情報処理を行い、記憶装置42から情報を取得する。CPU43は、さらに、圧縮機11と四方弁12とメイン膨張弁15と蒸発器膨張弁17とバイパス弁27とを制御して、吐出温度センサ31と入口温度センサ32と中間温度センサ33から情報を取得する。記憶装置42には、目標吐出温度と下限温度と温度差閾値(閾値)と着霜限界温度とが記憶されている。 FIG. 3 is a block diagram showing the air conditioner 1 of the embodiment. The air conditioner 1 further includes a control device 41 . The control device 41 is a computer and includes a storage device 42 and a CPU 43 (Central Processing Unit). The storage device 42 stores a computer program installed in the control device 41 and stores information used by the CPU 43 . The CPU 43 performs information processing and acquires information from the storage device 42 by executing a computer program installed in the control device 41 . The CPU 43 further controls the compressor 11, the four-way valve 12, the main expansion valve 15, the evaporator expansion valve 17, and the bypass valve 27, and receives information from the discharge temperature sensor 31, the inlet temperature sensor 32, and the intermediate temperature sensor 33. get. The storage device 42 stores a target discharge temperature, a lower limit temperature, a temperature difference threshold (threshold), and a frost formation limit temperature.

制御装置41にインストールされるコンピュータプログラムは、制御装置41に複数の手段をそれぞれ実現させる複数のコンピュータプログラムを含んでいる。その複数の手段は、四方弁切替手段44と回転数制御手段45と温度上昇量算出手段46と開度制御手段47とバイパス弁開閉手段48とを含んでいる。 The computer programs installed in the control device 41 include a plurality of computer programs that cause the control device 41 to implement a plurality of means. The plurality of means includes four-way valve switching means 44 , rotational speed control means 45 , temperature rise amount calculation means 46 , opening degree control means 47 and bypass valve opening/closing means 48 .

四方弁切替手段44は、空気調和機1が冷房運転するときに、四方弁12内の流路が冷房位置に切り替わるように、四方弁12を制御する。四方弁切替手段44は、空気調和機1が暖房運転するときに、四方弁12内の流路が暖房位置に切り替わるように、四方弁12を制御する。回転数制御手段45は、ユーザにより設定された設定温度と、室内の室温との温度差に基づいて目標回転数を算出し、その算出された目標回転数に圧縮機11の回転数が等しくなるように、圧縮機11を制御する。 The four-way valve switching means 44 controls the four-way valve 12 so that the flow path in the four-way valve 12 is switched to the cooling position when the air conditioner 1 performs cooling operation. The four-way valve switching means 44 controls the four-way valve 12 so that the flow path in the four-way valve 12 is switched to the heating position when the air conditioner 1 performs heating operation. The rotational speed control means 45 calculates the target rotational speed based on the temperature difference between the set temperature set by the user and the room temperature, and the rotational speed of the compressor 11 becomes equal to the calculated target rotational speed. As such, the compressor 11 is controlled.

温度上昇量算出手段46は、第1室外熱交換器16と第2室外熱交換器18とが蒸発器として機能しているときに、入口温度センサ32によって入口温度を計測し、中間温度センサ33によって中間温度を計測する。温度上昇量算出手段46は、中間温度と着霜限界温度に基づいて温度上昇量を算出する。温度上昇量は、中間温度から着霜限界温度を減算した値に等しい。着霜限界温度は、第2室外熱交換器18に流入する冷媒の温度であって、着霜が発生しない下限値であり、予め実験等により決定されている。下限温度としては、-1℃が例示される。開度制御手段47は、メイン膨張弁15の開度を制御し、蒸発器膨張弁17の開度を制御する。バイパス弁開閉手段48は、バイパス弁27を開閉する。 The temperature rise calculation means 46 measures the inlet temperature with the inlet temperature sensor 32 when the first outdoor heat exchanger 16 and the second outdoor heat exchanger 18 are functioning as evaporators, and the intermediate temperature sensor 33 to measure the intermediate temperature. A temperature rise amount calculation means 46 calculates a temperature rise amount based on the intermediate temperature and the frost formation limit temperature. The amount of temperature rise is equal to the value obtained by subtracting the frost formation limit temperature from the intermediate temperature. The frost formation limit temperature is the temperature of the refrigerant that flows into the second outdoor heat exchanger 18, is the lower limit value at which frost formation does not occur, and is determined in advance by experiments or the like. -1°C is exemplified as the lower limit temperature. The opening degree control means 47 controls the opening degree of the main expansion valve 15 and the opening degree of the evaporator expansion valve 17 . A bypass valve opening/closing means 48 opens and closes the bypass valve 27 .

空気調和機1が実行する動作は、冷房運転と暖房運転とを含んでいる。
[冷房運転]
冷房運転は、たとえば、空気調和機1がユーザにより操作されたときに実行される。制御装置41は、空気調和機1が冷房運転を実行するときに、蒸発器膨張弁17の開度を全開にし、バイパス弁27を開放して、バイパス路24を介して第1室外熱交換器16と第2室外熱交換器18とを接続する。
The operations performed by the air conditioner 1 include cooling operation and heating operation.
[Cooling operation]
Cooling operation is performed, for example, when the air conditioner 1 is operated by the user. When the air conditioner 1 performs the cooling operation, the control device 41 fully opens the opening of the evaporator expansion valve 17, opens the bypass valve 27, and opens the first outdoor heat exchanger through the bypass passage 24. 16 and the second outdoor heat exchanger 18 are connected.

制御装置41は、空気調和機1が冷房運転を実行するときに、さらに、四方弁12を制御し、四方弁12内の流路を冷房位置に切り替える。制御装置41は、圧縮機11を制御し、吸入管21を介して供給された低圧気相冷媒を圧縮する。低圧気相冷媒は、圧縮機11により圧縮されて高圧気相冷媒になる。圧縮機11は、さらに、高圧気相冷媒を吐出管22に吐出する。吐出管22に吐出された高圧気相冷媒は、四方弁12が冷房位置に切り替えられていることにより、第2室外熱交換器18に供給される。 The control device 41 further controls the four-way valve 12 to switch the flow path in the four-way valve 12 to the cooling position when the air conditioner 1 performs the cooling operation. The control device 41 controls the compressor 11 to compress the low-pressure gas-phase refrigerant supplied through the suction pipe 21 . The low-pressure vapor-phase refrigerant is compressed by the compressor 11 to become a high-pressure vapor-phase refrigerant. The compressor 11 also discharges the high-pressure gas-phase refrigerant to the discharge pipe 22 . The high-pressure vapor-phase refrigerant discharged to the discharge pipe 22 is supplied to the second outdoor heat exchanger 18 by switching the four-way valve 12 to the cooling position.

四方弁12から第2室外熱交換器18に供給された高圧気相冷媒は、分岐管36を介して第2室外熱交換器18の複数の流路に供給され、複数の流路に沿って流れる。第2室外熱交換器18は、複数の流路を流れる高圧気相冷媒と外気とを熱交換し、高圧気相冷媒を冷却し、外気を加熱する。第2室外熱交換器18により冷却された高圧気相冷媒は、分流器35を介して、流路26に供給される。流路26に供給された高圧気相冷媒は、蒸発器膨張弁17を介して第1室外熱交換器16に供給され、バイパス弁27が開放されていることによりバイパス路24を介して第1室外熱交換器16に供給され、第1室外熱交換器16の流路を通過する。第1室外熱交換器16は、第1室外熱交換器16を通過する高圧気相冷媒と外気とを熱交換し、高圧気相冷媒を冷却し、外気を加熱する。高圧気相冷媒は、第1室外熱交換器16と第2室外熱交換器18とで冷却されて、過冷却状態の高圧液相冷媒になる。すなわち、第1室外熱交換器16と第2室外熱交換器18とは、空気調和機1が冷房運転を実行するときに、凝縮器として機能する。高圧液相冷媒は、メイン膨張弁15に供給される。 The high-pressure gas-phase refrigerant supplied from the four-way valve 12 to the second outdoor heat exchanger 18 is supplied to the plurality of flow paths of the second outdoor heat exchanger 18 via the branch pipe 36, and along the plurality of flow paths flow. The second outdoor heat exchanger 18 exchanges heat between the high-pressure vapor-phase refrigerant flowing through the plurality of flow paths and the outside air, cools the high-pressure vapor-phase refrigerant, and heats the outside air. The high-pressure vapor-phase refrigerant cooled by the second outdoor heat exchanger 18 is supplied to the flow path 26 via the flow divider 35 . The high-pressure gas-phase refrigerant supplied to the flow path 26 is supplied to the first outdoor heat exchanger 16 via the evaporator expansion valve 17, and is supplied to the first outdoor heat exchanger 16 via the bypass line 24 by opening the bypass valve 27. It is supplied to the outdoor heat exchanger 16 and passes through the flow path of the first outdoor heat exchanger 16 . The first outdoor heat exchanger 16 exchanges heat between the high-pressure vapor-phase refrigerant passing through the first outdoor heat exchanger 16 and the outside air, cools the high-pressure vapor-phase refrigerant, and heats the outside air. The high-pressure vapor-phase refrigerant is cooled by the first outdoor heat exchanger 16 and the second outdoor heat exchanger 18 to become supercooled high-pressure liquid-phase refrigerant. That is, the first outdoor heat exchanger 16 and the second outdoor heat exchanger 18 function as condensers when the air conditioner 1 performs cooling operation. The high-pressure liquid-phase refrigerant is supplied to the main expansion valve 15 .

制御装置41は、吐出温度センサ31によって吐出温度を間欠的に取得する。メイン膨張弁15の開度を制御し、吐出温度が目標吐出温度に等しくなるように、第1室外熱交換器16から室内熱交換器14に流れる冷媒の流量を調節する。目標吐出温度は、凝縮圧力、蒸発圧力、圧縮機11の回転数等から算出され、圧縮機11の吸入冷媒が最適な状態となる吐出温度の目標値である。また、高圧液相冷媒は、メイン膨張弁15で減圧され、低圧気液二相冷媒になる。低圧気液二相冷媒は、室内熱交換器14に供給される。 The control device 41 intermittently acquires the discharge temperature using the discharge temperature sensor 31 . The opening degree of the main expansion valve 15 is controlled, and the flow rate of the refrigerant flowing from the first outdoor heat exchanger 16 to the indoor heat exchanger 14 is adjusted so that the discharge temperature becomes equal to the target discharge temperature. The target discharge temperature is calculated from the condensing pressure, the evaporating pressure, the rotation speed of the compressor 11, and the like, and is the target value of the discharge temperature at which the refrigerant sucked into the compressor 11 is in an optimum state. Also, the high-pressure liquid-phase refrigerant is decompressed by the main expansion valve 15 to become a low-pressure gas-liquid two-phase refrigerant. The low-pressure gas-liquid two-phase refrigerant is supplied to the indoor heat exchanger 14 .

室内熱交換器14は、メイン膨張弁15から供給された低圧気液二相冷媒と、室内機3が設置された室内の空気とを熱交換し、低圧気液二相冷媒を加熱し、室内の空気を冷却する。低圧気液二相冷媒は、室内熱交換器14に加熱され、低圧気相冷媒になる。すなわち、室内熱交換器14は、空気調和機1が冷房運転を実行するときに、蒸発器として機能する。室内機3は、室内熱交換器14が室内の空気を冷却することにより、室内を冷房する。低圧気相冷媒は、四方弁12に供給される。四方弁12は、内部の流路が冷房位置に切り替えられていることにより、室内熱交換器14から供給された低圧気相冷媒を、吸入管21を介して圧縮機11に供給する。制御装置41は、空気調和機1が冷房運転を実行している最中に、ユーザの操作により設定された設定温度と室温との温度差に基づいて目標回転数を算出し、圧縮機11の回転数が目標回転数に等しくなるように、圧縮機11を制御する。 The indoor heat exchanger 14 exchanges heat between the low-pressure gas-liquid two-phase refrigerant supplied from the main expansion valve 15 and the indoor air in which the indoor unit 3 is installed, heats the low-pressure gas-liquid two-phase refrigerant, and cooling air. The low-pressure gas-liquid two-phase refrigerant is heated by the indoor heat exchanger 14 and becomes low-pressure gas-phase refrigerant. That is, the indoor heat exchanger 14 functions as an evaporator when the air conditioner 1 performs cooling operation. The indoor unit 3 cools the room by cooling the indoor air with the indoor heat exchanger 14 . A low-pressure vapor-phase refrigerant is supplied to the four-way valve 12 . The four-way valve 12 supplies the low-pressure vapor-phase refrigerant supplied from the indoor heat exchanger 14 to the compressor 11 via the suction pipe 21 by switching the internal flow path to the cooling position. While the air conditioner 1 is performing the cooling operation, the control device 41 calculates the target rotation speed based on the temperature difference between the set temperature set by the user's operation and the room temperature. The compressor 11 is controlled so that the rotation speed becomes equal to the target rotation speed.

[暖房運転]
暖房運転は、たとえば、空気調和機1がユーザにより操作されたときに実行される。制御装置41は、空気調和機1が暖房運転を実行するときに、四方弁12を制御し、四方弁12内の流路を暖房位置に切り替える。制御装置41は、圧縮機11を制御し、吸入管21を介して供給された低圧気相冷媒を圧縮する。低圧気相冷媒は、圧縮機11により圧縮され、高圧気相冷媒になる。圧縮機11は、さらに、高圧気相冷媒を吐出管22に吐出する。吐出管22に吐出された高圧気相冷媒は、四方弁12が暖房位置に切り替えられていることにより、室内熱交換器14に供給される。
[Heating operation]
The heating operation is performed, for example, when the air conditioner 1 is operated by the user. The control device 41 controls the four-way valve 12 to switch the flow path in the four-way valve 12 to the heating position when the air conditioner 1 performs the heating operation. The control device 41 controls the compressor 11 to compress the low-pressure gas-phase refrigerant supplied through the suction pipe 21 . The low-pressure vapor-phase refrigerant is compressed by the compressor 11 to become a high-pressure vapor-phase refrigerant. The compressor 11 also discharges the high-pressure gas-phase refrigerant to the discharge pipe 22 . The high-pressure vapor-phase refrigerant discharged to the discharge pipe 22 is supplied to the indoor heat exchanger 14 by switching the four-way valve 12 to the heating position.

室内熱交換器14は、四方弁12から供給された高圧気相冷媒と、室内機3が設置された室内の空気とを熱交換し、高圧気相冷媒を冷却し、室内の空気を加熱する。室内機3は、室内熱交換器14が室内の空気を加熱することにより、室内を暖房する。高圧気相冷媒は、室内熱交換器14に冷却され、過冷却状態の高圧液相冷媒になる。すなわち、室内熱交換器14は、空気調和機1が暖房運転を実行するときに、凝縮器として機能する。高圧液相冷媒は、メイン膨張弁15に供給される。制御装置41は、吐出温度センサ31によって吐出温度を間欠的に取得する。メイン膨張弁15の開度を制御し、吐出温度が目標吐出温度に等しくなるように、第1室外熱交換器16から室内熱交換器14に流れる冷媒の流量を調節する。また、メイン膨張弁15に供給された高圧液相冷媒は、メイン膨張弁15により減圧され、低圧気液二相冷媒になる。低圧気液二相冷媒は、第1室外熱交換器16に供給される。 The indoor heat exchanger 14 exchanges heat between the high-pressure vapor-phase refrigerant supplied from the four-way valve 12 and the indoor air in which the indoor unit 3 is installed, cools the high-pressure vapor-phase refrigerant, and heats the indoor air. . The indoor unit 3 heats the room by heating the indoor air with the indoor heat exchanger 14 . The high-pressure vapor-phase refrigerant is cooled in the indoor heat exchanger 14 and becomes a supercooled high-pressure liquid-phase refrigerant. That is, the indoor heat exchanger 14 functions as a condenser when the air conditioner 1 performs heating operation. The high-pressure liquid-phase refrigerant is supplied to the main expansion valve 15 . The control device 41 intermittently acquires the discharge temperature using the discharge temperature sensor 31 . The opening degree of the main expansion valve 15 is controlled, and the flow rate of the refrigerant flowing from the first outdoor heat exchanger 16 to the indoor heat exchanger 14 is adjusted so that the discharge temperature becomes equal to the target discharge temperature. Also, the high-pressure liquid-phase refrigerant supplied to the main expansion valve 15 is decompressed by the main expansion valve 15 to become a low-pressure gas-liquid two-phase refrigerant. The low-pressure gas-liquid two-phase refrigerant is supplied to the first outdoor heat exchanger 16 .

第1室外熱交換器16は、メイン膨張弁15から供給された低圧気液二相冷媒と外気とを熱交換し、外気を冷却し、低圧気液二相冷媒を加熱する。第1室外熱交換器16により加熱された低圧気液二相冷媒は、蒸発器膨張弁17を介して流路26に供給され、バイパス路24を介して流路26に供給される。流路26に供給された低圧気液二相冷媒は、分流器35を介して第2室外熱交換器18の複数の流路に供給され、複数の流路に沿って流れる。第2室外熱交換器18は、複数の流路を流れる低圧気液二相冷媒と外気とを熱交換し、外気を冷却し、低圧気液二相冷媒を加熱する。低圧気液二相冷媒は、第1室外熱交換器16と第2室外熱交換器18とに加熱され、低圧気相冷媒になる。すなわち、第1室外熱交換器16と第2室外熱交換器18とは、空気調和機1が暖房運転を実行するときに、蒸発器として機能する。 The first outdoor heat exchanger 16 exchanges heat between the low-pressure gas-liquid two-phase refrigerant supplied from the main expansion valve 15 and outside air, cools the outside air, and heats the low-pressure gas-liquid two-phase refrigerant. The low-pressure gas-liquid two-phase refrigerant heated by the first outdoor heat exchanger 16 is supplied to the flow path 26 via the evaporator expansion valve 17 and supplied to the flow path 26 via the bypass path 24 . The low-pressure gas-liquid two-phase refrigerant supplied to the flow path 26 is supplied to the plurality of flow paths of the second outdoor heat exchanger 18 via the flow divider 35 and flows along the plurality of flow paths. The second outdoor heat exchanger 18 exchanges heat between the low-pressure gas-liquid two-phase refrigerant flowing through the plurality of flow paths and the outside air, cools the outside air, and heats the low-pressure gas-liquid two-phase refrigerant. The low-pressure gas-liquid two-phase refrigerant is heated by the first outdoor heat exchanger 16 and the second outdoor heat exchanger 18 to become a low-pressure gas-phase refrigerant. That is, the first outdoor heat exchanger 16 and the second outdoor heat exchanger 18 function as evaporators when the air conditioner 1 performs the heating operation.

第2室外熱交換器18により加熱された低圧気相冷媒は、複数の流路から分岐管36を介して四方弁12に供給される。第2室外熱交換器18から供給された低圧気相冷媒は、四方弁12内の流路が暖房位置に切り替えられていることにより、吸入管21を介して圧縮機11に供給される。制御装置41は、空気調和機1が暖房運転を実行している最中に、ユーザの操作により設定された設定温度と室温との温度差に基づいて目標回転数を算出し、圧縮機11の回転数が目標回転数に等しくなるように、圧縮機11を制御する。 The low-pressure vapor-phase refrigerant heated by the second outdoor heat exchanger 18 is supplied to the four-way valve 12 through branch pipes 36 from a plurality of flow paths. The low-pressure vapor-phase refrigerant supplied from the second outdoor heat exchanger 18 is supplied to the compressor 11 via the suction pipe 21 by switching the flow path in the four-way valve 12 to the heating position. While the air conditioner 1 is performing the heating operation, the control device 41 calculates the target rotation speed based on the temperature difference between the set temperature set by the user's operation and the room temperature. The compressor 11 is controlled so that the rotation speed becomes equal to the target rotation speed.

空気調和機1は、暖房運転が実行される最中に、単段減圧制御と二段減圧制御とのうちの一方が実行される。
[単段減圧制御]
単段減圧制御は、暖房運転が開始される初期に実行される。単段減圧制御では、制御装置41は、蒸発器膨張弁17の開度を全開にし、バイパス弁27を開放して、バイパス路24を介して第1室外熱交換器16と第2室外熱交換器18とを接続する。制御装置41は、さらに、吐出温度センサ31によって吐出温度を間欠的に取得する。制御装置41は、メイン膨張弁15の開度を制御し、吐出温度が目標吐出温度に等しくなるように、室内熱交換器14から第1室外熱交換器16に流れる冷媒の流量を調節する。
In the air conditioner 1, one of single-stage pressure reduction control and two-stage pressure reduction control is executed while the heating operation is being executed.
[Single-stage decompression control]
Single-stage pressure reduction control is executed at the beginning of the heating operation. In the single-stage pressure reduction control, the control device 41 fully opens the opening of the evaporator expansion valve 17, opens the bypass valve 27, and performs heat exchange with the first outdoor heat exchanger 16 and the second outdoor heat exchange via the bypass passage 24. 18 is connected. Further, the control device 41 intermittently acquires the discharge temperature using the discharge temperature sensor 31 . The control device 41 controls the degree of opening of the main expansion valve 15 and adjusts the flow rate of the refrigerant flowing from the indoor heat exchanger 14 to the first outdoor heat exchanger 16 so that the discharge temperature becomes equal to the target discharge temperature.

空気調和機1は、単段減圧制御が実行されている最中に、第1減圧制御切替動作を実行する。図4は、第1減圧制御切替動作を示すフローチャートである。第1減圧制御切替動作では、制御装置41は、入口温度センサ32によって入口温度を間欠的に取得し、中間温度センサ33によって中間温度を間欠的に取得する。制御装置41は、入口温度が下限温度より低いか否かを判定する(ステップS1)。下限温度は、単段減圧制御が実行されているときに第1室外熱交換器16が着霜しない入口温度の下限値を示し、予め実験等により決定されている。下限温度としては、-1℃が例示される。制御装置41は、入口温度が下限温度より低いときに(ステップS1、Yes)、第1室外熱交換器16が着霜する可能性があると判定し、入口温度を上昇させることが必要であると判定する。 The air conditioner 1 executes the first pressure reduction control switching operation while the single-stage pressure reduction control is being executed. FIG. 4 is a flow chart showing the first pressure reduction control switching operation. In the first pressure reduction control switching operation, the control device 41 intermittently acquires the inlet temperature with the inlet temperature sensor 32 and intermittently acquires the intermediate temperature with the intermediate temperature sensor 33 . The control device 41 determines whether or not the inlet temperature is lower than the lower limit temperature (step S1). The lower limit temperature indicates the lower limit value of the inlet temperature at which the first outdoor heat exchanger 16 is not frosted when the single-stage pressure reduction control is performed, and is determined in advance by experiments or the like. -1°C is exemplified as the lower limit temperature. When the inlet temperature is lower than the lower limit temperature (step S1, Yes), the controller 41 determines that the first outdoor heat exchanger 16 may be frosted, and needs to raise the inlet temperature. I judge.

制御装置41は、入口温度が下限温度より低いときに(ステップS1、Yes)、入口温度が中間温度より低いか否かを判定し(ステップS2)、入口温度と中間温度の差に対して、温度グライドの影響と圧力損失の影響とのどちらが大きいかを判定する。温度グライドの影響とは、非共沸冷媒が第1室外熱交換器16を通過するときに、冷媒の温度が上昇することを示している。つまり、温度グライドは温度差を大きくする方向に影響する。圧力損失の影響とは、非共沸冷媒が第1室外熱交換器16を通過するときに、第1室外熱交換器16の圧力損失により冷媒が減圧されて、冷媒の温度が低下することを示している。つまり、圧力損失は温度差を小さくする方向に影響する。圧力損失の影響は、非共沸冷媒の流速が大きい程大きくなる。 When the inlet temperature is lower than the lower limit temperature (step S1, Yes), the controller 41 determines whether the inlet temperature is lower than the intermediate temperature (step S2), and determines the difference between the inlet temperature and the intermediate temperature. Determine which is greater, the effect of temperature glide or the effect of pressure loss. The effect of temperature glide indicates that the temperature of the non-azeotropic refrigerant increases when it passes through the first outdoor heat exchanger 16 . In other words, the temperature glide influences in the direction of increasing the temperature difference. The effect of pressure loss means that when the non-azeotropic refrigerant passes through the first outdoor heat exchanger 16, the refrigerant is decompressed due to the pressure loss of the first outdoor heat exchanger 16, and the temperature of the refrigerant drops. showing. In other words, the pressure loss has an effect in the direction of reducing the temperature difference. The effect of pressure loss increases as the flow velocity of the non-azeotropic refrigerant increases.

制御装置41は、入口温度が中間温度より低いときに(ステップS2、Yes)、温度グライドの影響が圧力損失の影響より大きいと判定する。制御装置41は、入口温度が中間温度より低いときに(ステップS2、Yes)、すなわち、温度グライドの影響が圧力損失の影響より大きいときに、中間温度を算出する。 When the inlet temperature is lower than the intermediate temperature (step S2, Yes), the control device 41 determines that the effect of temperature glide is greater than the effect of pressure loss. The controller 41 calculates the intermediate temperature when the inlet temperature is lower than the intermediate temperature (step S2, Yes), that is, when the effect of temperature glide is greater than the effect of pressure loss.

制御装置41は、温度上昇量が閾値以上であるか否かを判定する(ステップS3)。温度上昇量は、温度上昇量算出手段46が、中間温度と着霜限界温度に基づいて温度上昇量を算出する。温度上昇量は、中間温度から着霜限界温度を減算した値に等しい。閾値は、現在の中間温度で二段減圧制御が実行されるときに第2室外熱交換器18が着霜しない温度上昇量の上限値を示し、予め実験等により決定されている。制御装置41は、温度上昇量が閾値以上であるときに(ステップS3、Yes)、二段減圧制御を開始する(ステップS4)。 The control device 41 determines whether or not the amount of temperature rise is equal to or greater than the threshold (step S3). The temperature rise amount is calculated by the temperature rise amount calculation means 46 based on the intermediate temperature and the frost limit temperature. The amount of temperature rise is equal to the value obtained by subtracting the frost formation limit temperature from the intermediate temperature. The threshold value indicates the upper limit value of the amount of temperature rise that does not cause frost formation in the second outdoor heat exchanger 18 when the two-stage pressure reduction control is executed at the current intermediate temperature, and is determined in advance by experiments or the like. When the amount of temperature rise is equal to or greater than the threshold (step S3, Yes), the control device 41 starts two-stage pressure reduction control (step S4).

[二段減圧制御]
二段減圧制御では、制御装置41は、バイパス弁27を閉鎖して、バイパス路24を遮断する。制御装置41は、さらに、吐出温度センサ31によって吐出温度を間欠的に取得し、入口温度センサ32によって入口温度を間欠的に取得し、中間温度センサ33によって中間温度を間欠的に取得する。制御装置41は、単段減圧制御時に行っていた吐出温度が目標吐出温度に等しくなるようにメイン膨張弁15の開度を制御する方法に代わり、入口温度が下限温度に等しくなるように、メイン膨張弁15の開度を制御して室内熱交換器14から第1室外熱交換器16に流れる冷媒の流量を調節する。制御装置41は、予め設定された開度となるように蒸発器膨張弁17の開度を制御した後、吐出温度が目標吐出温度に等しくなるように、蒸発器膨張弁17の開度を制御して第1室外熱交換器16から第2室外熱交換器18に流れる冷媒の流量を調節し、第1室外熱交換器16から第2室外熱交換器18に供給される冷媒の圧力を減圧する。これにより、第1室外熱交換器16を流れる間に上昇した冷媒の温度を再び低下させることができ、冷媒と外気との温度差を大きくとることができ、熱交換量の低下を抑制することができる。
[Two-stage decompression control]
In the two-stage pressure reduction control, the control device 41 closes the bypass valve 27 to block the bypass passage 24 . Further, the control device 41 intermittently acquires the discharge temperature with the discharge temperature sensor 31 , intermittently acquires the inlet temperature with the inlet temperature sensor 32 , and intermittently acquires the intermediate temperature with the intermediate temperature sensor 33 . Instead of the method of controlling the opening of the main expansion valve 15 so that the discharge temperature becomes equal to the target discharge temperature, the controller 41 controls the main expansion valve 15 so that the inlet temperature becomes equal to the lower limit temperature. The opening degree of the expansion valve 15 is controlled to adjust the flow rate of the refrigerant flowing from the indoor heat exchanger 14 to the first outdoor heat exchanger 16 . After controlling the opening degree of the evaporator expansion valve 17 to a preset opening degree, the control device 41 controls the opening degree of the evaporator expansion valve 17 so that the discharge temperature becomes equal to the target discharge temperature. to adjust the flow rate of the refrigerant flowing from the first outdoor heat exchanger 16 to the second outdoor heat exchanger 18, and reduce the pressure of the refrigerant supplied from the first outdoor heat exchanger 16 to the second outdoor heat exchanger 18 do. As a result, the temperature of the refrigerant that has risen while flowing through the first outdoor heat exchanger 16 can be lowered again, and the temperature difference between the refrigerant and the outside air can be increased, thereby suppressing a decrease in the amount of heat exchanged. can be done.

空気調和機1は、二段減圧制御が実行されている最中に、第2減圧制御切替動作を実行する。図5は、第2減圧制御切替動作を示すフローチャートである。第2減圧制御切替動作では、制御装置41は、中間温度センサ33によって中間温度を間欠的に取得する。制御装置41は、中間温度が閾値以下であるか否かを判定する(ステップS11)。制御装置41は、中間温度が閾値以下であるときに(ステップS11、Yes)、このまま二段減圧制御を継続していると第2室外熱交換器18が着霜する可能性が高いと判断して単段減圧制御を開始する(ステップS12)。 The air conditioner 1 executes the second pressure reduction control switching operation while the two-stage pressure reduction control is being executed. FIG. 5 is a flow chart showing the second pressure reduction control switching operation. In the second pressure reduction control switching operation, the control device 41 intermittently acquires the intermediate temperature using the intermediate temperature sensor 33 . The control device 41 determines whether or not the intermediate temperature is equal to or lower than the threshold (step S11). When the intermediate temperature is equal to or lower than the threshold (step S11, Yes), the control device 41 determines that there is a high possibility that the second outdoor heat exchanger 18 will be frosted if the two-stage pressure reduction control is continued. to start the single-stage pressure reduction control (step S12).

図6は、単段減圧制御が実行されるときの非共沸冷媒の状態変化の一例を示すモリエル線図である。第1室外熱交換器16を通過する非共沸冷媒の圧力は、第2室外熱交換器18が蒸発器として機能するときで、かつ、第1室外熱交換器16の圧力損失が無視できるほど小さいときに非共沸冷媒が第1室外熱交換器16を通過する蒸発過程での非共沸冷媒の圧力と比エンタルピとの関係をモリエル線図上で示す線51の傾きは、概ね0に等しい。非共沸冷媒の温度が等しい点をモリエル線図上で結んだ等温線52は、非共沸冷媒が気液二相状態であるときに、比エンタルピが上昇するにつれて単調に減少する右下がりになる。そのため、蒸発過程において圧力がほぼ一定でも二相領域で冷媒の温度が変化する。図6の線51上の3点は、非共沸冷媒が第1室外熱交換器16及び第2室外熱交換器18を通過する際の比エンタルピの変化を示している。この例では、第1室外熱交換器16に流入する前の冷媒の温度が0℃である。また、第1室外熱交換器16及び第2室外熱交換器18を含む蒸発過程における中間点での冷媒の温度が4℃である。また、第2室外熱交換器18から流出された冷媒の温度が6℃である。 FIG. 6 is a Mollier diagram showing an example of the state change of the non-azeotropic refrigerant when the single-stage decompression control is performed. The pressure of the non-azeotropic refrigerant passing through the first outdoor heat exchanger 16 is such that the second outdoor heat exchanger 18 functions as an evaporator and the pressure loss of the first outdoor heat exchanger 16 is negligible. The slope of the line 51 showing the relationship between the pressure and the specific enthalpy of the non-azeotropic refrigerant in the evaporation process when the non-azeotropic refrigerant passes through the first outdoor heat exchanger 16 on the Mollier diagram is approximately zero. equal. An isothermal line 52 connecting points of equal temperature of the non-azeotropic refrigerant on the Mollier diagram slopes downward to the right and monotonically decreases as the specific enthalpy increases when the non-azeotropic refrigerant is in the gas-liquid two-phase state. Become. Therefore, even if the pressure is almost constant during the evaporation process, the temperature of the refrigerant changes in the two-phase region. Three points on line 51 in FIG. 6 indicate changes in specific enthalpy when the non-azeotropic refrigerant passes through first outdoor heat exchanger 16 and second outdoor heat exchanger 18 . In this example, the temperature of the refrigerant before flowing into the first outdoor heat exchanger 16 is 0°C. Also, the temperature of the refrigerant at an intermediate point in the evaporation process including the first outdoor heat exchanger 16 and the second outdoor heat exchanger 18 is 4°C. Also, the temperature of the refrigerant flowing out from the second outdoor heat exchanger 18 is 6°C.

すなわち、第1室外熱交換器16を通過する非共沸冷媒の温度は、第1室外熱交換器16の圧力損失が無視できるほど小さいときに、図7に示されているように、上昇することがある。図7は、単段減圧制御が実行されるときの非共沸冷媒の状態変化の一例を示すt-h線図である。第1室外熱交換器16を通過する非共沸冷媒の温度が上昇するときに、第2室外熱交換器18を流れる非共沸冷媒の温度は、高くなり、第2室外熱交換器18を流れる非共沸冷媒の温度と外気との温度差は、小さくなる。このため、第2室外熱交換器18における冷媒と空気との熱交換量が低下することがある。 That is, the temperature of the non-azeotropic refrigerant passing through the first outdoor heat exchanger 16 rises as shown in FIG. 7 when the pressure loss in the first outdoor heat exchanger 16 is negligibly small. Sometimes. FIG. 7 is a th diagram showing an example of the state change of the non-azeotropic refrigerant when the single-stage pressure reduction control is executed. When the temperature of the non-azeotropic refrigerant passing through the first outdoor heat exchanger 16 rises, the temperature of the non-azeotropic refrigerant flowing through the second outdoor heat exchanger 18 rises, and the second outdoor heat exchanger 18 The temperature difference between the flowing non-azeotropic refrigerant and the outside air becomes smaller. Therefore, the amount of heat exchanged between the refrigerant and the air in the second outdoor heat exchanger 18 may decrease.

図8は、冷媒流量が少なく、蒸発過程での冷媒の圧力損失が小さい状態で二段減圧制御が実行されるときの非共沸冷媒の状態変化の一例を示すモリエル線図である。第1室外熱交換器16を通過した非共沸冷媒は、二段減圧制御が実行されるときに、蒸発器膨張弁17に供給され、減圧される。非共沸冷媒の温度は、非共沸冷媒が蒸発器膨張弁17により減圧されることにより、図9に示されているように、低下する。図9は、二段減圧制御が実行されるときの非共沸冷媒の状態変化の一例を示すt-h線図である。第2室外熱交換器18を流れる非共沸冷媒の温度と外気との温度差は、非共沸冷媒の温度が低下することにより、大きくなる。非共沸冷媒と外気との温度差が大きくなることにより、第2室外熱交換器18における非共沸冷媒と外気との熱交換量は大きくなる。すなわち、空気調和機1は、第1室外熱交換器16を通過する非共沸冷媒の温度が上昇する場合でも、二段減圧制御が実行されることにより、第2室外熱交換器18に流入する非共沸冷媒の温度を低下させることで、第2室外熱交換器18を通過する非共沸冷媒の温度と外気温の温度差を確保することができ、第2室外熱交換器18における熱交換量を増加させることができる。空気調和機1は、第1室外熱交換器16の入口温度を下限温度より低くすることなく、かつ、第2室外熱交換器18に流入する非共沸冷媒の温度を低下させて第2室外熱交換器18の熱交換量の低下を抑制することにより、着霜を抑制しながら室内を適切に暖房することができる。この例では、第1室外熱交換器16に流入する前の冷媒の温度が2℃である。また、蒸発器膨張弁17によって減圧された冷媒の温度が3℃である。また、第2室外熱交換器18から流出された冷媒の温度が4℃である。 FIG. 8 is a Mollier diagram showing an example of the state change of the non-azeotropic refrigerant when the two-stage depressurization control is executed in a state where the flow rate of the refrigerant is small and the pressure loss of the refrigerant in the evaporation process is small. The non-azeotropic refrigerant that has passed through the first outdoor heat exchanger 16 is supplied to the evaporator expansion valve 17 and decompressed when the two-stage decompression control is performed. The temperature of the non-azeotropic refrigerant decreases as shown in FIG. FIG. 9 is a th diagram showing an example of the state change of the non-azeotropic refrigerant when the two-stage depressurization control is executed. The temperature difference between the temperature of the non-azeotropic refrigerant flowing through the second outdoor heat exchanger 18 and the outside air increases as the temperature of the non-azeotropic refrigerant decreases. As the temperature difference between the non-azeotropic refrigerant and the outside air increases, the amount of heat exchanged between the non-azeotropic refrigerant and the outside air in the second outdoor heat exchanger 18 increases. That is, even when the temperature of the non-azeotropic refrigerant passing through the first outdoor heat exchanger 16 rises, the air conditioner 1 performs the two-stage pressure reduction control to flow into the second outdoor heat exchanger 18. By lowering the temperature of the non-azeotropic refrigerant that passes through the second outdoor heat exchanger 18, the temperature difference between the temperature of the non-azeotropic refrigerant and the outside air temperature can be ensured. The amount of heat exchange can be increased. The air conditioner 1 lowers the temperature of the non-azeotropic refrigerant flowing into the second outdoor heat exchanger 18 without lowering the inlet temperature of the first outdoor heat exchanger 16 below the lower limit temperature, thereby reducing the temperature of the second outdoor heat exchanger 16. By suppressing a decrease in the amount of heat exchanged by the heat exchanger 18, it is possible to appropriately heat the room while suppressing frost formation. In this example, the temperature of the refrigerant before flowing into the first outdoor heat exchanger 16 is 2°C. Also, the temperature of the refrigerant decompressed by the evaporator expansion valve 17 is 3°C. Also, the temperature of the refrigerant flowing out from the second outdoor heat exchanger 18 is 4°C.

図10は、冷媒流量が多く、蒸発過程での冷媒の圧力損失が大きい状態で二段減圧制御が実行されるときの非共沸冷媒の状態変化の他の一例を示すモリエル線図である。第1室外熱交換器16が蒸発器として機能するときで、非共沸冷媒が第1室外熱交換器16を通過するときの圧力損失(流路抵抗)は、冷媒回路5を循環する非共沸冷媒の流量が大きいとき、大きくなる。冷媒回路5を循環する非共沸冷媒の流量が大きいときとして、たとえば、圧縮機11の回転数が大きいときが挙げられる。第1室外熱交換器16を通過する非共沸冷媒は、第1室外熱交換器16を通過するときの圧力損失が大きいとき、その大きさに応じて減圧される。このため、第1室外熱交換器16を通過するときの圧力損失が大きいときに非共沸冷媒が第1室外熱交換器16を通過する蒸発過程での非共沸冷媒の圧力と比エンタルピとの関係をモリエル線図上で示す線53の傾きは、第1室外熱交換器16を通過するときの圧力損失が小さいとき(図8の線51)と異なり負の傾きになる。更に、冷媒回路5を循環する非共沸冷媒の流量を増加させると、ある流量を超えたところで負の傾きとして等温線52の傾きより大きくなる。そのため、蒸発過程において蒸発器膨張弁17による減圧の影響で冷媒の温度が低下する。この例では、第1室外熱交換器16に流入する前の冷媒の温度が0℃である。また、蒸発器膨張弁17によって減圧された冷媒の温度が-6℃である。また、第2室外熱交換器18から流出された冷媒の温度が-8℃である。 FIG. 10 is a Mollier diagram showing another example of the state change of the non-azeotropic refrigerant when the two-stage depressurization control is executed in a state where the refrigerant flow rate is large and the pressure loss of the refrigerant is large in the evaporation process. When the first outdoor heat exchanger 16 functions as an evaporator, the pressure loss (flow resistance) when the non-azeotropic refrigerant passes through the first outdoor heat exchanger 16 is It increases when the flow rate of the boiling refrigerant is large. An example of when the flow rate of the non-azeotropic refrigerant circulating in the refrigerant circuit 5 is high is when the rotation speed of the compressor 11 is high. The non-azeotropic refrigerant passing through the first outdoor heat exchanger 16 is decompressed according to the magnitude of the pressure loss when passing through the first outdoor heat exchanger 16 when the pressure loss is large. For this reason, when the pressure loss when passing through the first outdoor heat exchanger 16 is large, the pressure and the specific enthalpy of the non-azeotropic refrigerant in the evaporation process in which the non-azeotropic refrigerant passes through the first outdoor heat exchanger 16 on the Mollier diagram, the slope of line 53 is negative unlike when the pressure loss when passing through the first outdoor heat exchanger 16 is small (line 51 in FIG. 8). Furthermore, when the flow rate of the non-azeotropic refrigerant circulating in the refrigerant circuit 5 is increased, the negative slope becomes larger than the slope of the isothermal line 52 when the flow rate exceeds a certain value. As a result, the temperature of the refrigerant drops due to the effect of pressure reduction by the evaporator expansion valve 17 during the evaporation process. In this example, the temperature of the refrigerant before flowing into the first outdoor heat exchanger 16 is 0°C. Also, the temperature of the refrigerant decompressed by the evaporator expansion valve 17 is -6°C. Also, the temperature of the refrigerant discharged from the second outdoor heat exchanger 18 is -8°C.

第1室外熱交換器16により減圧された非共沸冷媒は、二段減圧制御が実行されるときに、蒸発器膨張弁17に供給され、蒸発器膨張弁17によりさらに減圧される。第2室外熱交換器18が蒸発器として機能し、非共沸冷媒が第2室外熱交換器18を通過するときの圧力損失は、冷媒回路5を循環する非共沸冷媒の流量が大きいほど増大する。冷媒回路5を循環する非共沸冷媒の流量が大きいときとして、たとえば、圧縮機11が高回転数で駆動している場合が挙げられる。第2室外熱交換器18を通過する非共沸冷媒は、第2室外熱交換器18を通過するときの圧力損失が大きいとき、その大きさに応じて減圧される。このため、第2室外熱交換器18を通過する非共沸冷媒の圧力をモリエル線図で示す線54の傾きは、第2室外熱交換器18を通過するときの圧力損失が小さいとき(図8の線55)と異なり負の傾きなる。更に、冷媒回路5を循環する非共沸冷媒の流量を増加させると、ある流量を超えたところで線54の傾きは負の傾きとして等温線52の傾きより大きくなる。そのため、蒸発過程において圧力損失及び蒸発器膨張弁17による減圧の影響で冷媒の温度が低下する。 The non-azeotropic refrigerant decompressed by the first outdoor heat exchanger 16 is supplied to the evaporator expansion valve 17 and further decompressed by the evaporator expansion valve 17 when the two-stage decompression control is executed. The pressure loss when the second outdoor heat exchanger 18 functions as an evaporator and the non-azeotropic refrigerant passes through the second outdoor heat exchanger 18 increases as the flow rate of the non-azeotropic refrigerant circulating in the refrigerant circuit 5 increases. increase. An example of when the flow rate of the non-azeotropic refrigerant circulating in the refrigerant circuit 5 is large is when the compressor 11 is driven at a high rotational speed. The non-azeotropic refrigerant passing through the second outdoor heat exchanger 18 is decompressed according to the magnitude of the pressure loss when passing through the second outdoor heat exchanger 18 when the pressure loss is large. For this reason, the slope of the line 54 showing the pressure of the non-azeotropic refrigerant passing through the second outdoor heat exchanger 18 in the Mollier diagram is the same when the pressure loss when passing through the second outdoor heat exchanger 18 is small (Fig. 8 line 55) has a negative slope. Furthermore, when the flow rate of the non-azeotropic refrigerant circulating in the refrigerant circuit 5 is increased, the slope of the line 54 becomes negative and becomes larger than the slope of the isothermal line 52 when the flow rate exceeds a certain value. Therefore, the temperature of the refrigerant decreases due to pressure loss and pressure reduction by the evaporator expansion valve 17 during the evaporation process.

図11は、二段減圧制御が実行されるときの非共沸冷媒の状態変化の他の一例を示すt-h線図である。第1室外熱交換器16を通過するときの圧力損失が大きいとき、第1室外熱交換器16を通過する非共沸冷媒の温度は低下する。第1室外熱交換器16から蒸発器膨張弁17に供給された非共沸冷媒の温度は、非共沸冷媒が蒸発器膨張弁17に減圧されることにより、さらに低下する。第2室外熱交換器18を通過する非共沸冷媒の温度は、第2室外熱交換器18を通過するときの圧力損失が大きいときに、さらに低下する。そのため、空気調和機1は、二段減圧制御を実行すると第2室外熱交換器18を通過する非共沸冷媒の温度が低下しているときに、第2室外熱交換器18が着霜することを助長してしまう場合がある。 FIG. 11 is a th diagram showing another example of the state change of the non-azeotropic refrigerant when the two-stage pressure reduction control is executed. When the pressure loss when passing through the first outdoor heat exchanger 16 is large, the temperature of the non-azeotropic refrigerant passing through the first outdoor heat exchanger 16 decreases. The temperature of the non-azeotropic refrigerant supplied from the first outdoor heat exchanger 16 to the evaporator expansion valve 17 is further lowered as the pressure of the non-azeotropic refrigerant is reduced by the evaporator expansion valve 17 . The temperature of the non-azeotropic refrigerant passing through the second outdoor heat exchanger 18 further decreases when the pressure loss when passing through the second outdoor heat exchanger 18 is large. Therefore, when the air conditioner 1 executes the two-stage pressure reduction control, the second outdoor heat exchanger 18 is frosted when the temperature of the non-azeotropic refrigerant passing through the second outdoor heat exchanger 18 is decreasing. It may encourage things.

図12は、単段減圧制御が実行されるときの非共沸冷媒の状態変化の他の一例を示すモリエル線図である。第1室外熱交換器16から第2室外熱交換器18に供給される非共沸冷媒は、単段減圧制御が実行されるときに、蒸発器膨張弁17の開度が全開であることにより、また、第1室外熱交換器16と第2室外熱交換器18とがバイパス路24を介して接続されていることにより、大きく減圧されない。そのため、蒸発過程において圧力損失の影響のみを受けて冷媒の温度が低下する。この例では、第1室外熱交換器16に流入する前の冷媒の温度が0℃である。また、第1室外熱交換器16及び第2室外熱交換器18を含む蒸発過程における中間点での冷媒の温度が-2℃である。また、第2室外熱交換器18から流出された冷媒の温度が-4℃である。 FIG. 12 is a Mollier diagram showing another example of the state change of the non-azeotropic refrigerant when the single-stage depressurization control is executed. The non-azeotropic refrigerant supplied from the first outdoor heat exchanger 16 to the second outdoor heat exchanger 18 is Also, since the first outdoor heat exchanger 16 and the second outdoor heat exchanger 18 are connected via the bypass passage 24, the pressure is not greatly reduced. Therefore, the temperature of the refrigerant drops only under the influence of pressure loss during the evaporation process. In this example, the temperature of the refrigerant before flowing into the first outdoor heat exchanger 16 is 0°C. Also, the temperature of the refrigerant at the intermediate point in the evaporation process including the first outdoor heat exchanger 16 and the second outdoor heat exchanger 18 is -2°C. Also, the temperature of the refrigerant discharged from the second outdoor heat exchanger 18 is -4°C.

図13は、単段減圧制御が実行されるときの非共沸冷媒の状態変化の他の一例を示すt-h線図である。単段減圧制御が実行されるときに第2室外熱交換器18を通過する非共沸冷媒の温度は、第1室外熱交換器16から第2室外熱交換器18に供給される非共沸冷媒が大きく減圧されないことにより、第1室外熱交換器16を通過する非共沸冷媒の温度から大きく低下しない。このため、単段減圧制御が実行されるときに第2室外熱交換器18を通過する非共沸冷媒の温度は、二段減圧制御が実行されるときに第2室外熱交換器18を通過する非共沸冷媒の温度より高い。このため、空気調和機1は、第1室外熱交換器16を通過する非共沸冷媒の温度が低下する場合でも、温度上昇量が閾値以下であるとき、蒸発器膨張弁17の開度を全開にし、且つ、バイパス弁27を開放する単段減圧制御が実行される。これにより、第2室外熱交換器18の温度の低下を抑制し、第2室外熱交換器18が着霜することを抑制することができる。 FIG. 13 is a th diagram showing another example of the state change of the non-azeotropic refrigerant when the single-stage depressurization control is executed. The temperature of the non-azeotropic refrigerant passing through the second outdoor heat exchanger 18 when the single-stage pressure reduction control is performed is the non-azeotropic refrigerant supplied from the first outdoor heat exchanger 16 to the second outdoor heat exchanger 18. Since the refrigerant is not greatly depressurized, the temperature of the non-azeotropic refrigerant passing through the first outdoor heat exchanger 16 is not greatly decreased. Therefore, the temperature of the non-azeotropic refrigerant passing through the second outdoor heat exchanger 18 when single-stage pressure reduction control is performed is higher than the temperature of the non-azeotropic refrigerant. Therefore, even when the temperature of the non-azeotropic refrigerant passing through the first outdoor heat exchanger 16 decreases, the air conditioner 1 reduces the opening of the evaporator expansion valve 17 when the amount of temperature increase is equal to or less than the threshold. Single-stage pressure reduction control is executed to fully open and to open the bypass valve 27 . As a result, it is possible to suppress a decrease in the temperature of the second outdoor heat exchanger 18 and suppress frost formation on the second outdoor heat exchanger 18 .

[実施例の空気調和機1の効果]
実施例の空気調和機1は、冷媒回路5と温度上昇量算出手段46と開度制御手段47とを備えている。冷媒回路5には、メイン膨張弁15、第1室外熱交換器16、蒸発器膨張弁17及び第2室外熱交換器18が順に接続され、非共沸冷媒が循環する。温度上昇量算出手段46は、第1室外熱交換器16及び第2室外熱交換器18が蒸発器として機能するとき、非共沸冷媒が第1室外熱交換器16を流れる間に上昇する温度の上昇量である温度上昇量を算出する。開度制御手段47は、温度上昇量が温度差閾値より小さい場合に、閾値以上の場合と比較して蒸発器膨張弁17の開度が大きくなるように、蒸発器膨張弁17を制御する。
[Effect of the air conditioner 1 of the embodiment]
The air conditioner 1 of the embodiment includes a refrigerant circuit 5 , a temperature rise calculation means 46 and an opening degree control means 47 . A main expansion valve 15, a first outdoor heat exchanger 16, an evaporator expansion valve 17, and a second outdoor heat exchanger 18 are connected in order to the refrigerant circuit 5, and the non-azeotropic refrigerant circulates. The temperature rise amount calculation means 46 calculates the temperature that rises while the non-azeotropic refrigerant flows through the first outdoor heat exchanger 16 when the first outdoor heat exchanger 16 and the second outdoor heat exchanger 18 function as evaporators. Calculate the amount of temperature rise, which is the amount of rise in The degree-of-opening control means 47 controls the evaporator expansion valve 17 so that the degree of opening of the evaporator expansion valve 17 is greater when the amount of temperature rise is smaller than the temperature difference threshold, compared to when the amount is equal to or greater than the threshold.

第1室外熱交換器16と第2室外熱交換器18とが蒸発器として機能するときに、第1室外熱交換器16と第2室外熱交換器18とを通過する非共沸冷媒の温度は、上昇したり低下したりすることがある。実施例の空気調和機1は、第1室外熱交換器16を通過する非共沸冷媒の温度が上昇するときに、第1室外熱交換器16を通過した非共沸冷媒を蒸発器膨張弁17が減圧することにより、第2室外熱交換器18に流入する非共沸冷媒の温度を低下させることができる。実施例の空気調和機1は、第2室外熱交換器18に流入する非共沸冷媒の温度が低下することにより、蒸発器の入口温度が下限温度より低くすることなく第2室外熱交換器18の熱交換量が増加させることができ、着霜することを抑制することができる。実施例の空気調和機1は、温度上昇量が閾値以下であるとき、蒸発器膨張弁17の開度を全開にすることにより、第2室外熱交換器18を通過する非共沸冷媒の温度の低下を抑制することができ、第2室外熱交換器18の着霜を抑制することができる。 Temperature of the non-azeotropic refrigerant passing through the first outdoor heat exchanger 16 and the second outdoor heat exchanger 18 when the first outdoor heat exchanger 16 and the second outdoor heat exchanger 18 function as evaporators may rise or fall. In the air conditioner 1 of the embodiment, when the temperature of the non-azeotropic refrigerant passing through the first outdoor heat exchanger 16 increases, the non-azeotropic refrigerant passing through the first outdoor heat exchanger 16 is transferred to the evaporator expansion valve By reducing the pressure in 17, the temperature of the non-azeotropic refrigerant flowing into the second outdoor heat exchanger 18 can be lowered. In the air conditioner 1 of the embodiment, the temperature of the non-azeotropic refrigerant flowing into the second outdoor heat exchanger 18 is lowered, so that the inlet temperature of the evaporator does not fall below the lower limit temperature. The heat exchange amount of 18 can be increased, and frost formation can be suppressed. The air conditioner 1 of the embodiment fully opens the opening of the evaporator expansion valve 17 when the amount of temperature rise is equal to or less than the threshold, thereby increasing the temperature of the non-azeotropic refrigerant passing through the second outdoor heat exchanger 18 to can be suppressed, and frost formation on the second outdoor heat exchanger 18 can be suppressed.

また、実施例の空気調和機1は、メイン膨張弁15から流出した冷媒の温度を示す入口温度を検出する入口温度センサ32と、第1室外熱交換器16から流出した冷媒の温度を示す中間温度を検出する中間温度センサ33とをさらに備えている。このとき、温度上昇量は、入口温度と中間温度とに基づいて算出され、中間温度から入口温度が減算された値に等しい。このとき、実施例の空気調和機1は、入口温度センサ32と中間温度センサ33とによりそれぞれ計測された入口温度と中間温度とに基づいて単段減圧制御と二段減圧制御とを適切に切り替えることができ、第2室外熱交換器18の熱交換量を適切に向上させることができ、かつ、第2室外熱交換器18の着霜を適切に抑制することができる。 The air conditioner 1 of the embodiment also includes an inlet temperature sensor 32 that detects the temperature of the refrigerant flowing out of the main expansion valve 15 and an intermediate temperature sensor 32 that detects the temperature of the refrigerant flowing out of the first outdoor heat exchanger 16. An intermediate temperature sensor 33 for detecting temperature is further provided. At this time, the amount of temperature increase is calculated based on the inlet temperature and the intermediate temperature, and is equal to the value obtained by subtracting the inlet temperature from the intermediate temperature. At this time, the air conditioner 1 of the embodiment appropriately switches between the single-stage pressure reduction control and the two-stage pressure reduction control based on the inlet temperature and the intermediate temperature respectively measured by the inlet temperature sensor 32 and the intermediate temperature sensor 33. , the amount of heat exchanged by the second outdoor heat exchanger 18 can be appropriately improved, and frost formation on the second outdoor heat exchanger 18 can be appropriately suppressed.

ところで、既述の実施例の空気調和機1の温度上昇量算出手段46は、入口温度センサ32と中間温度センサ33とによりそれぞれ計測された入口温度と中間温度とに基づいて温度上昇量を算出しているが、入口温度と中間温度とを用いずに温度上昇量を算出してもよい。たとえば、温度上昇量算出手段46は、回転数制御手段45により制御された圧縮機11の回転数に基づいて推定された温度上昇量を利用してもよい。具体的には、温度上昇量が温度差閾値以上となる可能性が高くなる圧縮機11の回転数を回転数閾値として、予め実験等により決定する。このような場合でも、空気調和機1は、単段減圧制御と二段減圧制御とを適切に切り替えることができ、第2室外熱交換器18の熱交換性能を適切に向上させることができ、かつ、第2室外熱交換器18の着霜を適切に抑制することができる。 By the way, the temperature rise amount calculation means 46 of the air conditioner 1 of the above-described embodiment calculates the temperature rise amount based on the inlet temperature and the intermediate temperature respectively measured by the inlet temperature sensor 32 and the intermediate temperature sensor 33. However, the temperature rise amount may be calculated without using the inlet temperature and the intermediate temperature. For example, the temperature rise amount calculation means 46 may use the temperature rise amount estimated based on the rotational speed of the compressor 11 controlled by the rotational speed control means 45 . Specifically, the number of revolutions of the compressor 11 at which the possibility that the amount of temperature rise is equal to or higher than the temperature difference threshold is determined in advance by experiments or the like as the number of revolutions threshold. Even in such a case, the air conditioner 1 can appropriately switch between single-stage pressure reduction control and two-stage pressure reduction control, and can appropriately improve the heat exchange performance of the second outdoor heat exchanger 18. In addition, frost formation on the second outdoor heat exchanger 18 can be appropriately suppressed.

また、実施例の空気調和機1は、バイパス路24とバイパス弁27とバイパス弁開閉手段48とをさらに備えている。蒸発器膨張弁17は全開状態であっても流路抵抗となるため、蒸発器膨張弁17を通過した冷媒は圧力損失により減圧されてしまう。したがって、バイパス路24は、第1室外熱交換器16から流出した冷媒を、蒸発器膨張弁17を迂回して第2室外熱交換器18に供給する。バイパス弁27は、バイパス路24に設けられている。バイパス弁開閉手段48は、温度上昇量が温度差閾値より小さいときに、冷媒がバイパス路24を流れるように、バイパス弁27を制御する。バイパス弁開閉手段48は、温度上昇量が温度差閾値以上のときに、冷媒がバイパス路24を流れないように、バイパス弁27を制御する。実施例の空気調和機1は、蒸発器膨張弁17が設けられた場合でも、第2室外熱交換器18に供給される冷媒が下限温度(-1℃)より低くなることを抑制し、第2室外熱交換器18が着霜することを抑制することができる。 The air conditioner 1 of the embodiment further includes a bypass passage 24 , a bypass valve 27 and bypass valve opening/closing means 48 . Even when the evaporator expansion valve 17 is in a fully open state, the flow path resistance occurs, so the refrigerant passing through the evaporator expansion valve 17 is decompressed due to pressure loss. Therefore, the bypass 24 bypasses the evaporator expansion valve 17 and supplies the refrigerant that has flowed out of the first outdoor heat exchanger 16 to the second outdoor heat exchanger 18 . A bypass valve 27 is provided in the bypass passage 24 . The bypass valve opening/closing means 48 controls the bypass valve 27 so that the refrigerant flows through the bypass passage 24 when the amount of temperature rise is smaller than the temperature difference threshold. The bypass valve opening/closing means 48 controls the bypass valve 27 so that the refrigerant does not flow through the bypass passage 24 when the amount of temperature rise is equal to or greater than the temperature difference threshold. Even when the evaporator expansion valve 17 is provided, the air conditioner 1 of the embodiment suppresses the refrigerant supplied to the second outdoor heat exchanger 18 from falling below the lower limit temperature (−1° C.). It is possible to suppress the formation of frost on the two-outdoor heat exchanger 18 .

ところで、既述の実施例の空気調和機1は、バイパス回路23を備えているが、バイパス回路23が省略されてもよい。バイパス回路23が省略された場合でも、空気調和機1は、蒸発器膨張弁17が非共沸冷媒を減圧することにより、第2室外熱交換器18を通過する非共沸冷媒の温度を低下させ、第2室外熱交換器18の熱交換性能を向上させることができる。空気調和機1は、さらに、蒸発器膨張弁17の開度を全開にすることにより、第2室外熱交換器18の温度の低下を抑制し、第2室外熱交換器18の着霜を抑制することができる。更に、既述の実施例の空気調和機1は、温度上昇量が温度差閾値より小さいときに、蒸発器膨張弁17の開度を全開にしているが、必ずしも全開にしなくてもよい。具体的には、二段減圧制御が実行されているときに、第2室外熱交換器18に流入する冷媒の温度が着霜しない温度(例えば-1℃)以上になるような全開より小さい開度に制御してもよい。 By the way, although the air conditioner 1 of the above-described embodiment includes the bypass circuit 23, the bypass circuit 23 may be omitted. Even if the bypass circuit 23 is omitted, the air conditioner 1 reduces the temperature of the non-azeotropic refrigerant passing through the second outdoor heat exchanger 18 by reducing the pressure of the non-azeotropic refrigerant by the evaporator expansion valve 17. and the heat exchange performance of the second outdoor heat exchanger 18 can be improved. The air conditioner 1 further suppresses a decrease in the temperature of the second outdoor heat exchanger 18 and suppresses frost formation on the second outdoor heat exchanger 18 by fully opening the evaporator expansion valve 17. can do. Furthermore, in the air conditioner 1 of the above-described embodiment, the opening degree of the evaporator expansion valve 17 is fully opened when the amount of temperature rise is smaller than the temperature difference threshold value, but it is not necessarily fully opened. Specifically, when the two-stage pressure reduction control is executed, the temperature of the refrigerant flowing into the second outdoor heat exchanger 18 is less than the full opening so that the temperature at which the temperature of the refrigerant flowing into the second outdoor heat exchanger 18 does not form frost (for example, −1° C.) or higher. You can control the degree.

また、実施例の空気調和機1の第2室外熱交換器18には、非共沸冷媒が流通する複数の流路が形成されている。複数の流路は、第1室外熱交換器16に形成される流路に分流器35を介して接続され、蒸発器膨張弁17は、第1室外熱交換器16と分流器35との間に設けられている。この場合、実施例の空気調和機1は、第2室外熱交換器18の複数の流路にそれぞれ接続される複数の蒸発器膨張弁を設ける必要がなく、1つの蒸発器膨張弁17が設けられることにより、製造コストを低減することができる。 Further, the second outdoor heat exchanger 18 of the air conditioner 1 of the embodiment is formed with a plurality of flow paths through which the non-azeotropic refrigerant flows. The plurality of flow paths are connected to flow paths formed in the first outdoor heat exchanger 16 via flow dividers 35, and the evaporator expansion valve 17 is connected between the first outdoor heat exchanger 16 and the flow divider 35. is provided in In this case, the air conditioner 1 of the embodiment does not need to provide a plurality of evaporator expansion valves respectively connected to the plurality of flow paths of the second outdoor heat exchanger 18, and one evaporator expansion valve 17 is provided. Therefore, the manufacturing cost can be reduced.

ところで、既述の実施例の空気調和機1の第2室外熱交換器18には、複数の流路が形成されているが、1つの流路だけが形成されていてもよい。第2室外熱交換器18に1つの流路だけが形成されている場合でも、空気調和機1は、蒸発器膨張弁17が非共沸冷媒を減圧することにより、第2室外熱交換器18の熱交換性能を向上させることができ、蒸発器膨張弁17の開度を全開にすることにより、第2室外熱交換器18の着霜を抑制することができる。 By the way, although a plurality of flow paths are formed in the second outdoor heat exchanger 18 of the air conditioner 1 of the above-described embodiment, only one flow path may be formed. Even if only one flow path is formed in the second outdoor heat exchanger 18, the air conditioner 1 reduces the pressure of the non-azeotropic refrigerant by the evaporator expansion valve 17, so that the second outdoor heat exchanger 18 can be improved, and by fully opening the evaporator expansion valve 17, frost formation on the second outdoor heat exchanger 18 can be suppressed.

以上、実施例を説明したが、前述した内容により実施例が限定されるものではない。また、前述した構成要素には、当業者が容易に想定できるもの、実質的に同一のもの、いわゆる均等の範囲のものが含まれる。さらに、前述した構成要素は適宜組み合わせることが可能である。さらに、実施例の要旨を逸脱しない範囲で構成要素の種々の省略、置換及び変更のうち少なくとも1つを行うことができる。 Although the embodiments have been described above, the embodiments are not limited by the contents described above. In addition, the components described above include those that can be easily assumed by those skilled in the art, those that are substantially the same, and those within the so-called equivalent range. Furthermore, the components described above can be combined as appropriate. Furthermore, at least one of various omissions, replacements, and modifications of components can be made without departing from the gist of the embodiments.

1 :空気調和機
5 :冷媒回路
14:室内熱交換器
15:メイン膨張弁
16:第1室外熱交換器
17:蒸発器膨張弁
18:第2室外熱交換器
24:バイパス路
27:バイパス弁
32:入口温度センサ
33:中間温度センサ
35:分流器
46:温度上昇量算出手段
47:開度制御手段
48:バイパス弁開閉手段
1: Air conditioner 5: Refrigerant circuit 14: Indoor heat exchanger 15: Main expansion valve 16: First outdoor heat exchanger 17: Evaporator expansion valve 18: Second outdoor heat exchanger 24: Bypass path 27: Bypass valve 32: Inlet temperature sensor 33: Intermediate temperature sensor 35: Flow divider 46: Temperature rise amount calculation means 47: Opening control means 48: Bypass valve opening/closing means

Claims (5)

第1膨張弁、第1熱交換器、第2膨張弁及び第2熱交換器が順に接続され、非共沸冷媒が循環する冷媒回路と、
前記第1熱交換器及び前記第2熱交換器が蒸発器として機能するとき、前記非共沸冷媒が前記第1熱交換器を流れる間に前記非共沸冷媒の温度が上昇する上昇量を算出する温度上昇量算出手段と、
前記上昇量が、予め定められた閾値より小さい場合に、閾値以上の場合と比較して前記第2膨張弁の開度が大きくなるように、前記第2膨張弁を制御する開度制御手段
とを備える空気調和機。
a refrigerant circuit in which a first expansion valve, a first heat exchanger, a second expansion valve and a second heat exchanger are connected in order, and a non-azeotropic refrigerant circulates;
When the first heat exchanger and the second heat exchanger function as evaporators, the amount by which the temperature of the non-azeotropic refrigerant rises while the non-azeotropic refrigerant flows through the first heat exchanger a temperature rise amount calculating means for calculating;
opening degree control means for controlling the second expansion valve such that when the amount of increase is smaller than a predetermined threshold value, the degree of opening of the second expansion valve is greater than when the amount is equal to or greater than the threshold value; air conditioner.
前記第1熱交換器から流出した冷媒の温度である中間温度を検出する中間温度センサとをさらに備え、
前記第2熱交換器に流入する冷媒の温度であって、着霜が発生しない下限値を着霜限界温度とし、
前記上昇量は、前記中間温度から前記着霜限界温度が減算された値に等しい
請求項1に記載の空気調和機。
Further comprising an intermediate temperature sensor that detects an intermediate temperature that is the temperature of the refrigerant flowing out of the first heat exchanger,
The frost formation limit temperature is the lower limit value at which frost formation does not occur, which is the temperature of the refrigerant flowing into the second heat exchanger,
The air conditioner according to claim 1, wherein the amount of increase is equal to a value obtained by subtracting the frost formation limit temperature from the intermediate temperature.
前記温度上昇量算出手段は、前記非共沸冷媒を圧縮する圧縮機の回転数に基づいて前記上昇量を算出する
請求項1に記載の空気調和機。
The air conditioner according to claim 1, wherein the temperature increase amount calculation means calculates the amount of increase based on the rotational speed of a compressor that compresses the non-azeotropic refrigerant.
前記第1熱交換器から流出した冷媒を、前記第2膨張弁を迂回して前記第2熱交換器に供給するバイパス路と、
前記バイパス路に設けられるバイパス弁と、
前記上昇量が前記閾値より小さいときに、冷媒が前記バイパス路を流れるように、前記バイパス弁を制御し、前記上昇量が前記閾値以上のときに、冷媒が前記バイパス路を流れないように、前記バイパス弁を制御するバイパス弁制御手段
とをさらに備える請求項1から請求項3のいずれか一項に記載の空気調和機。
a bypass passage that bypasses the second expansion valve and supplies the refrigerant that has flowed out of the first heat exchanger to the second heat exchanger;
a bypass valve provided in the bypass passage;
controlling the bypass valve so that the refrigerant flows through the bypass when the amount of increase is smaller than the threshold, and preventing the refrigerant from flowing through the bypass when the amount of increase is equal to or greater than the threshold; The air conditioner according to any one of claims 1 to 3, further comprising bypass valve control means for controlling the bypass valve.
前記第2熱交換器には冷媒が流通する複数の流路が形成され、
前記複数の流路は、前記第1熱交換器に形成される流路に分流器を介して接続され、
前記第2膨張弁は、前記第1熱交換器と前記分流器との間に設けられる
請求項1から請求項4のいずれか一項に記載の空気調和機。
A plurality of flow paths through which a refrigerant flows are formed in the second heat exchanger,
The plurality of flow paths are connected to a flow path formed in the first heat exchanger via flow dividers,
The air conditioner according to any one of claims 1 to 4, wherein the second expansion valve is provided between the first heat exchanger and the flow divider.
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