JP3626517B2

JP3626517B2 - Air conditioner

Info

Publication number: JP3626517B2
Application number: JP28441194A
Authority: JP
Inventors: 勇人三平; 裕明宮崎
Original assignee: Topre Corp
Current assignee: Topre Corp
Priority date: 1994-10-24
Filing date: 1994-10-24
Publication date: 2005-03-09
Anticipated expiration: 2020-03-09
Also published as: JPH08121902A

Abstract

PURPOSE: To carry out cooling operation or heating operation for each air- conditioning zone at a low cost. CONSTITUTION: A plurality of indoor equipment form 50A to 50C are connected to outdoor equipment 30 side by side by way of a branch unit 40. The air supply of the indoor equipment is led to a plurality of air conditioning zones by way of a duct where the amount of air is varied by a VAV unit. The branch unit 40 is provided with a supercooling heat exchanger 12 and solenoid valves 13A to 13C and 23A to 23C which enables selection of cooling operation or heating operation by changing-over; the outdoor equipment is provided with a supercooling heat exchanger 4 where a flow control valve 25 and an expansion valve 7 are installed to the liquid pipe side. Flow control valves 14A to 14C and expansion valves 15A to 15C are installed to the liquid pipe of the indoor equipment. This construction makes it possible to execute cooling operation and heating operation arbitrarily to comply with demands from each air conditioning zone, and what is more, to provide a stabilized air-conditioning without any change in diffused air temperature, even if the flow rate of air is changed. During simultaneous operation, both cooling and heating, a great energy-saving is possible since heat energy is transferred between the indoor equipment.

Description

【０００１】
【産業上の利用分野】
本発明は、１台の室外機と複数の室内機とからなり、ビル等の空気調和に用いられるマルチタイプの空気調和装置に関する。
【０００２】
【従来の技術】
ビル等の空気調和には、冷温水を熱源としてエアーハンドリングユニットやファンコイル等の空気調和装置が一般に用いられている。しかし、近年水質の悪化が激しく、これにより配管が腐食されるなどの問題が多く発生するようになり、できるだけ水の使用を控えたいという要望がでてきている。このような要望に対する回答として、例えば冷媒を直接熱源とするヒートポンプマルチ方式や、ＶＡＶパッケージ方式などが提案されている。
一方、近年の空気調和は多様化し、夏は冷房運転、冬は暖房運転といった単純なものではなくなっている。つまり、ビル等の内部では季節、部屋の方位や位置、ＯＡ機器等の負荷により空気調和システム内で冷房運転と暖房運転とを同時に行ないたい場合がある。例えばビル内のインテリアゾーンでは冷房運転を、ペリメータゾーンでは暖房運転を行ないたい場合がある。
【０００３】
また、春、秋の中間期には朝夕に暖房運転、昼間には冷房運転が求められる場合もある。そしてこの場合、冷房運転と暖房運転の切換時期が空調ゾーンの方角により異なり、南側では冷房運転に切り替わるべき条件に至っているのに、北側では依然暖房運転が継続される必要があることもある。
さらに、ＯＡ機器等の負荷の大きい所では、冬でも一日中冷房運転しなければならない場合もある。
そこでこの対策として、デュアルダクト方式と呼ばれる冷熱源と温熱源の２熱源を持つエアーハンドリングユニットによる空調方式が採用される場合もある。
【０００４】
【発明が解決しようとする課題】
しかし、デュアルダクト方式は設備費用、運転費用ともに高額になる欠点があった。さらに、２熱源の廃熱はそれぞれ捨てられていたため、省エネルギーに逆行するものとなる。
また、冷暖同時運転のできるヒートポンプマルチ方式は、負荷に応じて吹き出し温度を変化させるため空調ゾーンごとに室内機が必要となる。そのため、非常に多くの室内機を居住区域に設置することになり、そのメンテナンス性が著しく低い。また、これは室内空気循環型の空気調和方式であるため、外気処理機能のために新たに外気処理装置を数多い室内機ごとに設置しなければならず、高い設備コストを要するという問題がある。
【０００５】
さらに、冷暖同時運転時に、同じモードの複数の室内機同志や、同じモードの室内機と室外機の間で、適正に冷媒の分配ができないこと、また、コンプレッサの容量制御も十分でないため吹き出し空気温度も室内機ごとにまちまちであることから、設定温度に達すると室内機の冷媒制御弁を閉じたりして機能を停止しているのが現状で、室温制御性が良いとは言いがたい。
【０００６】
一方、ＶＡＶパッケージ方式の場合には、室外機と室内機をそれぞれ一か所に集中させるので、メンテナンス性が良好で、また吹き出し空気温度を一定に制御できる。しかし、すべての室内機が冷房運転または暖房運転のどちらかでしか運転できず、運転モードの変更にはそれなりの手順と時間を要するという欠点をもっている。
また、ビル内での空調ゾーンの方位や位置、ＯＡ機器の偏在などにより負荷の異なる複数の空調ゾーンに対しては、それぞれ個別の室外機および室内機を設置しなければならないので、やはり空調機の数が増加し、そのため設置スペースの増大となる。
【０００７】
そこで、個々の空調ゾーンにおいてその要求負荷に応じて個別にしかも同時的に冷房運転および暖房運転ができるためには、冷暖同時運転型ヒートポンプマルチ方式とＶＡＶパッケージ方式を組み合わせることが考えられる。しかし、これらを単に重ねて適用しようとしても種々の不具合が生じる。
すなわち、冷暖同時運転型ヒートポンプマルチ方式は基本的に風量一定を前提として負荷にあわせて吹き出し空気温度を制御する。
一方、ＶＡＶパッケージ方式は、吹き出し空気温度が一定になるようにコンプレッサの容量制御を行ないながら、それぞれの空調ゾーンの負荷に合わせて供給風量を可変として所定の室温を維持するものであるが、ある室内機においてその総風量が減少したとしても、すべての空調ゾーンの空調負荷が減少したことを意味しない。
【０００８】
他方の冷暖同時型ヒートポンプマルチ方式においては、単にコンプレッサの容量制御を行っても吹き出し空気温度の制御はできない。これは、冷暖同時運転型ヒートポンプマルチ方式では、室外機から複数の室内機まで冷媒配管距離がまちまちであり、圧力損失は冷媒流速の２乗に比例することから、コンプレッサの容量制御を行うと各室内機に到達する冷媒圧力分布が大きく変化し、各室内機の冷媒流量も変化してしまうからである。
【０００９】
上記のＶＡＶパッケージ方式においては、各室内機が受け持つ空調ゾーンの空調負荷が異なることから、室内機ごとに吹き出し空気温度を異ならせる必要がある。この際、冷暖同時運転型ヒートポンプマルチ方式をベースとして、１台の室内機の吹き出し空気温度を変化させるためにコンプレッサの容量制御を行うと、上記のように他の室内機の吹き出し空気温度まで変化することになる。したがって、とくにダクトを用いて複数ゾーンの室内を個々に制御しようとする場合に、空調ゾーンによってこれまで快適な室温であったものが、なんら手を付けないのに変化してしまうような不具合が生じる可能性もある。
また同様に、室内機同志が干渉し合い、吹き出し空気温度の制御が困難になることもあり好ましくない。
【００１０】
また、実際の空調に際して、すべての空調ゾーンの空調負荷が減少し、例えば冷房運転時において大多数のＶＡＶユニットが最少換気状態となった場合には、室内機はその吹き出し空気温度を上げることによりＶＡＶユニットを制御範囲に戻して、快適空調を維持するようにし、また、吹き出し空気温度がすべての空調ゾーンの要求負荷に対して不足した場合には、吹き出し空気温度を下げられるのが望ましい。
【００１１】
したがって、本発明は、上記従来の問題点に鑑み、１台の室外機と複数の室内機を備える空気調和装置において、高い設備コストを要することなく、個々の空調ゾーンにおいて、その要求負荷に応じて個別に冷房運転または暖房運転ができる空気調和装置、さらには、個別に風量を変化できるようにし、省エネルギー性にも優れた空気調和装置を提供することを目的とする。
【００１２】
【課題を解決するための手段】
このため、本発明は、１台の室外機と、冷凍サイクルの液管と高圧ガス管と低圧ガス管を形成する冷媒配管により室外機に並列に接続された複数の室内機とからなり、室外機は、熱交換器、該熱交換器から前記液管側に順次に付設された膨脹弁と流量調整手段、および該流量調整手段を制御する第１の制御手段を備え、前記室内機は、それぞれ一端が前記液管に接続された熱交換器、該熱交換器に前記一端側から順次に付設された膨脹弁と流量調整手段、および該流量調整手段を制御する第２の制御手段を備え、各室内機の送風をダクトにより複数の空調ゾーンに導くとともに、各空調ゾーンごとに前記ダクトに設けられたＶＡＶユニットと、室外機の熱交換器に接続されたガス管を該室外機の熱交換器に向かう高圧ガス管または低圧ガス管に選択的に接続可能の第１の切り換え手段と、各室内機の熱交換器に接続されたガス管を前記高圧ガス管または低圧ガス管に選択的に接続可能の第２の切り換え手段とを有して、それぞれの室内機を個別に冷房運転または暖房運転に選択的に制御し、それぞれの空調ゾーンの室温を前記ＶＡＶユニットによる風量変化で制御するように構成され、上記室内機の第２の制御手段は、冷房運転時には当該室内機の膨脹弁にはいる冷媒の過冷却度が当該室内機の負荷に応じて決定される値になるよう当該室内機の流量調整手段を制御し、暖房運転時には当該室内機の熱交換器を出た冷媒の過冷却度が一定になるよう当該室内機の流量調整手段を制御するものとした。
【００１３】
また、室外機の第１の制御手段は、室外機の熱交換器が凝縮器として作用するときは該室外機の熱交換器を出る冷媒の過冷却度が該熱交換器の負荷に応じて決定される値になるよう室外機の流量調整手段を制御し、室外機の熱交換器が蒸発器として作用するときは室外機の膨脹弁にはいる冷媒の過冷却度が室外機の熱交換器の負荷に応じて決定される値になるよう室外機の流量調整手段を制御するものとするのが望ましい。
【００１４】
さらに、室内機の少なくとも１つにおいてその熱交換器が蒸発器として作用するとき前記室内機に向かう液管と室外機に向かう低圧ガス管の間に、互いの間で熱交換を行う第１の過冷却熱交換器を設けるのが好ましく、また、室外機の熱交換器が蒸発器として作用するとき前記室外機の熱交換器に向かう液管と低圧ガス管の間に、互いの間で熱交換を行う第２の過冷却熱交換器を設けるのが好ましい。
【００１５】
【作用】
各室内機から複数の空調ゾーンへの各ダクトにＶＡＶユニットを備え、ＶＡＶユニットによる吹き出し風量変化でそれぞれの空調ゾーンごとの室温調節が行なわれる。室外機および室内機において、第１、第２の制御手段がそれぞれの流量調整手段を個別の負荷に対応した過冷却度となるように制御するとともに、各室内機と室外機の熱交換器のガス管を高圧ガス管または低圧ガス管と選択的に接続することにより、冷房運転と暖房運転が同時的に混在する形でどの室内機もいずれかを選択できる。これにより、多数の空調ゾーンでも室温調節が簡単な構成のＶＡＶユニットで行われ、個別に多数の室内機を設置する必要がないからメンテナンス性が向上する。
また、冷暖同時運転時には、室内機間で熱エネルギーの移動が行われ大幅な省エネルギーとなる。
【００１６】
さらに、室内機の第２の制御手段は、冷房運転時には冷媒の過冷却度が当該室内機の負荷に応じて決定される値になるように、また、暖房運転時には過冷却度が一定になるようにその流量調整手段を制御することにより、吹き出し風量が変化されても他の室内機との干渉を生じないでそれぞれの室内機において、膨脹弁に入る冷媒圧力を一定に保持でき、吹き出し空気温度の安定した空気調和が行われる。そして、必要に応じて吹き出し空気温度も任意に制御できる。
【００１７】
なお、複数の室内機に向かう液管と低圧ガス管の間に第１の過冷却熱交換器を設けたときには、流量調整手段による流量の制御幅が拡大される。さらに、室外機の熱交換器に向かう液管と低圧ガス管の間に第２の過冷却熱交換器を設けたときには、室外機のコンプレッサに入るガス冷媒の過熱度を大きくすることができ、暖房能力が向上する。
【００１８】
【実施例】
図１は、本発明の第１の実施例のシステム構成を示す。この実施例においては、１機の室外機３０に対して、３機の室内機５０Ａ、５０Ｂ、５０Ｃが分岐ユニット４０を介して並列に接続されている。各室内機からは熱交換された空気がダクト４７Ａ、４７Ｂ、４７Ｃにより空調ゾーンＺＡ１、ＺＡ２、ＺＢ１、ＺＢ２、ＺＣへ導かれる。各ダクトは対応する空調ゾーンの数に応じて適宜に分岐し、それぞれにＶＡＶユニット４５Ａ、４５Ｂ、４５Ｃ等が設けられ、個別に空調ゾーンへの風量を変化可能となっている。
【００１９】
図２は本実施例の冷媒回路を示す。３機の室内機５０Ａ、５０Ｂ、５０Ｃは、分岐ユニット４０を介して、液管、低圧ガス管および高圧ガス管を形成する冷媒配管Ｒ１、Ｒ２、Ｒ３により、室外機３０に対して並列に接続されている。
室外機３０は、能力可変のコンプレッサ１と熱交換器６を備える。コンプレッサ１の吸い込み側にはアキュムレータ３が付設され、コンプレッサ１の吐出側と吸い込み側の配管には、それぞれ圧力センサ１１Ａ、１１Ｂが設けられている。熱交換器６には送風機２１が付設されるとともに、両端にはそれぞれ温度センサ１０Ａ、１０Ｂが設けられている。
【００２０】
室外機３０には、さらに過冷却熱交換器４が備えられ、過冷却熱交換器４の一方の端と熱交換器６の一方の端間の冷媒配管には、過冷却熱交換器４側から熱交換器６方向に順に電子式の流量調整弁２５、冷媒温度検出のための温度センサ９、圧力センサ８、電子式の膨脹弁７が設置されている。
過冷却熱交換器４の他端は、液タンク２７を介して冷媒配管Ｒ１に接続されている。熱交換器６の他端側の冷媒配管（ガス管）は、電磁弁５Ａを介して過冷却熱交換器４の熱交換通路の入口に接続されるとともに、電磁弁５Ｂを介して冷媒配管Ｒ３に接続されている。上記過冷却熱交換器４の熱交換通路の出口は冷媒配管Ｒ２に接続されている。冷媒配管Ｒ２はまたアキュムレータ３に接続され、冷媒配管Ｒ３はコンプレッサ１の吐出側に接続されている。
【００２１】
分岐ユニット４０は過冷却熱交換器１２を備える。過冷却熱交換器１２は冷媒配管Ｒ１により室外機３０の液タンク２７と接続されている。また、前記過冷却熱交換器１２の出口は室内機５０Ａ、５０Ｂ、５０Ｃに分岐され接続されている。
さらに、分岐ユニット４０には、電磁弁１３Ａ、１３Ｂ、１３Ｃ、２３Ａ、２３Ｂ、２３Ｃが備えられ、電磁弁１３Ａ、１３Ｂ、１３Ｃはそれぞれ室内機５０Ａ、５０Ｂ、５０Ｃを過冷却熱交換器１２のもう一方の冷媒配管Ｒ２系統に連通可能とし、電磁弁２３Ａ、２３Ｂ、２３Ｃはそれぞれ室内機５０Ａ、５０Ｂ、５０Ｃを冷媒配管Ｒ３に連通可能とする。
【００２２】
室内機５０Ａは、熱交換器１８Ａと、これに付設された送風機２４Ａを備える。熱交換器１８Ａの一方の端は、分岐ユニット４０の過冷却熱交換器１２のＲ１系統に接続され、他端方は分岐ユニット４０の電磁弁１３Ａと２３Ａに接続される。
上記熱交換器１８Ａの一端側のＲ１配管には、過冷却熱交換器１２側から熱交換器１８Ａ方向に順に電子式の流量調整弁１４Ａ、冷媒温度検出の温度センサ１７Ａ、圧力センサ１６Ａ、電子式の膨脹弁１５Ａが設けられている。
また、熱交換器１８Ａには、それぞれ室内機の吹き出し空気温度と吸い込み空気温度を検出する温度センサ２２Ａと２６Ａが付設されるとともに、両端には温度センサ１９Ａ、２０Ａが設けられている。
【００２３】
熱交換器１８Ａで熱交換され、送風機２４Ａにより吹き出される空気は、図１に示したようにダクト４７Ａにより空調ゾーンＺＡ１、ＺＡ２へ導かれる。ダクトの各空調ゾーン側にはそれぞれＶＡＶユニット４５Ａが設けられ、個別に風量を変化可能となっている。
室内機５０Ｂ、５０Ｃも室内機５０Ａと同じ構成を有し、以降、それぞれ参照番号にＢ、Ｃを付して示す。
【００２４】
図３は、上記の室内機および室外機における制御装置を示す。制御装置は室内機および室外機ともにマイクロコンピュータおよびその周辺機器からなる。
室外機制御部３１には、コンプレッサ１用のインバータ３２、室外機の送風機２１用のインバータ３３が接続されている。
また、周辺機器として、膨脹弁７の駆動制御部３４、流量調整弁２５の駆動制御部４８、電磁弁５Ａ、５Ｂの駆動制御部３５、温度センサ９、１０Ａ、１０Ｂのための温度変換器３６、圧力センサ８、１１Ａ、１１Ｂのための圧力変換器３７が室外機制御部３１に接続されている。
【００２５】
一方、室内機５０Ａの制御装置は、室内機制御部５１Ａと、室内機の送風機２４Ａ用のインバータ３８Ａとを備える。
インバータ３８Ａには、空調ゾーンごとに設置されたＶＡＶユニット４５Ａの設定状況に対応して風量を決定する風量設定部４６Ａが接続されている。
室内機制御部５１Ａには、周辺機器として、膨脹弁１５Ａの駆動制御部３９Ａ、流量調整弁１４Ａの駆動制御部４１Ａ、各温度センサ１７Ａ、１９Ａ、２０Ａ、２２Ａおよび２６Ａのための温度変換器４２Ａ、圧力センサ１６Ａのための圧力変換器４３Ａ、ならびに温度設定部４４Ａが接続されている。
室内機５０Ｂ、５０Ｃにおける制御装置についても同様に構成され、室内機制御部５１Ｂ、５１Ｃ、そのほか、それぞれ参照番号にＢおよびＣを付して示す。
【００２６】
室外機制御部３１と各室内機制御部５１Ａ、５１Ｂ、５１Ｃは、通信手段によって結ばれ、室外機制御部３１は各室内機制御部５１Ａ、５１Ｂ、５１Ｃの状況を常時知ることができる。
室外機制御部３１は、上記室内機制御部５１Ａ、５１Ｂ、５１Ｃから送られてきた室内機の負荷量を運転モード別に積算し、大きい方の運転モードの負荷量に相当する制御信号をコンプレッサ１用のインバータ３２に送出する。インバータ３２は、この制御信号に従いコンプレッサ１を駆動する。
また、室外機制御部３１は、室外機の熱交換器６が前記の全室内機の負荷量の小さい方の運転モードと同じモードとなるよう、すなわち、冷房運転の負荷の方が小さい時は室外機３０の熱交換器６が蒸発器として、また暖房運転の負荷の方が小さい時は凝縮器として働くように周辺機器を制御する。
【００２７】
室内機制御部５１Ａ、５１Ｂ、５１ＣはＶＡＶユニット４５Ａ、４５Ｂ、４５Ｃより吹き出し空気温度の情報を得て、それぞれの温度設定部４４Ａ、４４Ｂ、４４Ｃに保持させる。そして、吸い込み空気温度センサ２６Ａ、２６Ｂ、２６Ｃの温度データと温度設定部４４Ａ、４４Ｂ、４４Ｃの温度データとの差を演算し、それぞれの室内機が冷房運転か暖房運転かの運転モードを決定する。
すなわち、室内機の吹き出し空気温度が室内機の吸い込み空気温度や湿度に影響されるため、それらを勘案した負荷増減量を加え、コンプレッサ１の出力に相当する負荷量を室内機の運転モードとともに室外機制御部３１に送る。
【００２８】
また、風量設定部４６Ａ、４６Ｂ、４６ＣはＶＡＶユニット４５Ａ、４５Ｂ、４５Ｃからの情報に基づいて吹き出し風量を決定する。室内機の送風機用インバータ３８Ａ、３８Ｂ、３８Ｃは、それぞれの風量設定部４６Ａ、４６Ｂ、４６Ｃからの風量信号をうけて、室内機の送風機２４Ａ、２４Ｂ、２４Ｃを駆動し、送風量を制御する。
また、電磁弁５Ａと５Ｂ、１３Ａと２３Ａ、１３Ｂと２３Ｂ、１３Ｃと２３Ｃはそれぞれ一方が開状態の時、他方は閉状態となるよう制御される。
【００２９】
つぎに、上記構成における作動について説明する。
図４は、全ての室内機が冷房運転される全冷房運転時の冷媒の流れを示す。
全ての室内機が冷房運転されるときには、室外機においては電磁弁５Ｂが開状態、電磁弁５Ａが閉状態となり、室内機においては電磁弁１３Ａ、１３Ｂ、１３Ｃがそれぞれ開状態、電磁弁２３Ａ、２３Ｂ、２３Ｃが閉状態となるよう制御される。室外機の熱交換器６は凝縮器、各室内機の熱交換器１８Ａ、１８Ｂ、１８Ｃは蒸発器として作用する。
【００３０】
すなわち、室外機３０において、コンプレッサ１からの高圧ガス冷媒は、矢示のように電磁弁５Ｂを通り、熱交換器６で液化する。それから過冷却熱交換器４と液タンク２７を経て、冷媒配管Ｒ１で分岐ユニット４０の過冷却熱交換器１２へ入る。冷媒は、過冷却熱交換器１２で各室内機５０Ａ、５０Ｂ、５０Ｃの熱交換器１８Ａ、１８Ｂ、１８Ｃから出てきたガス冷媒と熱交換され、過冷却度が増大した液冷媒となる。
【００３１】
さらに、冷媒は分岐配管により分岐され、各流量調整弁１４Ａ、１４Ｂ、１４Ｃに並列に入り、続いて膨脹弁１５Ａ、１５Ｂ、１５Ｃにより減圧されて、低温の気液混合状態になる。
つぎに、冷媒は熱交換器１８Ａ、１８Ｂ、１８Ｃにおいて空気と熱交換され、ガス状の冷媒となる。そして、電磁弁１３Ａ、１３Ｂ、１３Ｃを経て過冷却熱交換器１２へ戻り、室外機３０から冷媒配管Ｒ１より入ってくる液冷媒を冷却する。過冷却熱交換器１２を出た冷媒は、冷媒配管Ｒ２を経て、室外機３０のコンプレッサ１に戻る。
流量調整弁１４Ａ、１４Ｂ、１４Ｃが発明の室内機の流量調整手段を構成し、過冷却熱交換器１２が発明の第１の過冷却熱交換器を構成している。
【００３２】
この間における室外機３０の膨脹弁７、流量調整弁２５、送風機２１、各室内機５０Ａ、５０Ｂ、５０Ｃの流量調整弁１４Ａ、１４Ｂ、１４Ｃ、膨脹弁１５Ａ、１５Ｂ、１５Ｃの制御は以下のように行われる。
まず、室外機制御部３１により膨脹弁７は全開状態に保持される。つぎに、室外機制御部３１は、圧力センサ８で冷媒の圧力を検出し、流量調整弁２５に入る冷媒の飽和温度を演算する。そして、温度センサ９で検出した温度との差、つまり過冷却度を、あらかじめ定めた室外機の負荷と過冷却度の関係式の演算から求めた過冷却度になるよう流量調整弁２５を制御する。この室外機の負荷と過冷却度レベルの関係は演算式によるほか、例えば図５に示されるようなレベルＡ１〜Ａ１０を示すグラフ形式で記憶されこれから読み取るようにされる。
【００３３】
また、コンプレッサ１の吐出側圧力センサ１１Ａにより検出される圧力が予め設定された値になるよう、例えばＰＩＤ制御、あるいはステップ制御などによる信号が送風機用のインバータ３３へ出力され、送風機２１が駆動されて風量を制御する。
【００３４】
一方、室内機制御部５１Ａ、５１Ｂ、５１Ｃでは、圧力センサ１６Ａ、１６Ｂ、１６Ｃで冷媒の圧力を検出し、各膨脹弁１５Ａ、１５Ｂ、１５Ｃに入る冷媒の飽和温度を演算する。そして、温度センサ１７Ａ、１７Ｂ、１７Ｃで検出した温度との差、つまり実際の過冷却度を演算し、室外機側におけるのと同様に、室内機の負荷と過冷却度との関係式から求めた過冷却度になるように、流量調整弁１４Ａ、１４Ｂ、１４Ｃを制御する。上記関係式は例えば図６のようなグラフで表わすことができ、負荷に応じてレベルＢ１〜Ｂ１０の過冷却度が求められる。
【００３５】
さらに、温度センサ１９Ａ、１９Ｂ、１９Ｃ、２０Ａ、２０Ｂ、２０Ｃの各検出温度により、熱交換器１８Ａ、１８Ｂ、１８Ｃの入り口と出口の冷媒の温度差、つまり過熱度が一定になるように、膨脹弁１５Ａ、１５Ｂ、１５Ｃを制御する。
ここで、各室内機５０Ａ、５０Ｂ、５０Ｃの負荷が同等であれば、各流量調整弁１４Ａ、１４Ｂ、１４Ｃの開度は互いに同じとなる。この場合、冷媒は分岐ユニット４０から各室内機５０Ａ、５０Ｂ、５０Ｃに均等に分配され、室内機５０Ａ、５０Ｂ、５０Ｃの吹き出し空気温度は互いに同じとなる。
【００３６】
つぎに、例えば、室内機５０Ａの負荷が重くて風量が大に設定され、室内機５０Ｂおよび５０Ｃの負荷が軽くて風量が小に設定された場合には、室内機５０Ｂおよび５０Ｃの吹き出し温度は下がりはじめる。
そこで、室内機５０Ｂ、５０Ｃの室内機制御部５１Ｂ、５１Ｃは、室外機制御部３１に対して負荷量を減少させるべき信号を出力する。これに対応して、室外機制御部３１はコンプレッサ用のインバータ３２への制御信号を下げ、コンプレッサ１の出力が低下する。同時に流量調整弁２５は負荷が小さくなるので過冷却度を上げるよう制御するが、熱交換器６から出る冷媒は出力の低下に伴い過冷却度が増加するので、流量調整弁２５はあまり開度を変化させることがない。
【００３７】
これと同時に、室内機５０Ｂ、５０Ｃの冷媒の加熱度が小さくなるため、室内機制御部５１Ｂ、５１Ｃは膨脹弁１５Ｂ、１５Ｃの開度を小さくする。その結果、冷凍サイクルの全体の冷媒流量が減少して、分岐ユニット４０から各室内機側へ送出される液冷媒の過冷却度は増加する。
なお、この間、コンプレッサ１の吐出圧力は一定になるよう制御されているので、各室内機５０Ａ、５０Ｂ、５０Ｃの膨脹弁１５Ａ、１５Ｂ、１５Ｃに入る冷媒の圧力は変化しない。
【００３８】
ここで、膨脹弁１５Ｂ、１５Ｃは熱交換器１８Ｂ、１８Ｃの加熱度を一定にするだけで、吹き出し空気温度や冷媒流量を制御していないので、結果的に吹き出し空気温度が下がり設定温度まで回復しない場合が起こり得る。この対策として、膨脹弁１５Ｂ、１５Ｃに入る冷媒の過冷却度を小さくなるよう、室内機制御部５１Ｂ、５１Ｃは、上記の変化に合わせ流量調整弁１４Ｂ、１４Ｃの開度を小さくする方向に制御する。
【００３９】
すなわち、流量調整弁１４Ｂ、１４Ｃの開度を小さくすると、膨脹弁１５Ｂ、１５Ｃの入り口の圧力が下がり、熱交換器１８Ｂ、１８Ｃを流れる冷媒流量が減少する。その結果、熱交換量が減り、吹き出し空気温度が上昇して、負荷の大きな室内機５０Ａの吹き出し空気温度と同じ温度となる。
図７は上記の過冷却度の制御要領を示す冷凍サイクルのモリエル線図である。
【００４０】
なお、分岐ユニット４０は過冷却熱交換器１２を備えているので、各流量調整弁１４Ａ、１４Ｂ、１４Ｃに入る液冷媒の過冷却度を大きくでき、流量調整弁の開度を小さく絞り込んでも冷媒が膨脹し始めることがないから、流量調整弁の制御幅が拡大される。
【００４１】
また、この過冷却熱交換器１２は、戻りの冷媒を完全にガス化するのにも役立つ。すなわち、全ての室内機５０Ａ、５０Ｂ、５０Ｃの吹き出し風量を急速に減少させた場合に、膨脹弁１５Ａ、１５Ｂ、１５Ｃの制御速度が追いつかず熱交換器１８Ａ、１８Ｂ、１８Ｃで蒸発しきれなかった液冷媒が流れても、過冷却熱交換器１２が一時的な畜熱器として働くので、液冷媒がコンプレッサ１に入る液圧縮現象の発生が防止できる。
同じく、過冷却熱交換器１２により、コンプレッサ１に入るガス冷媒の加熱度を確保できるので、各室内機５０Ａ、５０Ｂ、５０Ｃの膨脹弁１５Ａ、１５Ｂ、１５Ｃの加熱度を小さく設定でき、熱交換器１８Ａ、１８Ｂ、１８Ｃの利用効率を上げることができる。
【００４２】
つぎに、全ての室内機が暖房運転される全暖房運転時の冷媒の流れを、図８を参照して説明する。
全ての室内機が暖房運転されるときには、室外機においては電磁弁５Ａが開状態、電磁弁５Ｂが閉状態となり、室内機においては電磁弁２３Ａ、２３Ｂ、２３Ｃが開状態となり、電磁弁１３Ａ、１３Ｂ、１３Ｃが閉状態となるよう制御される。室外機の熱交換器６は蒸発器、各室内機の熱交換器１８Ａ、１８Ｂ、１８Ｃが凝縮器として作用する。
【００４３】
室外機３０のコンプレッサ１からの高圧ガス冷媒は、冷媒配管Ｒ３を経て、分岐ユニット４０に入る。冷媒はここで分岐され、電磁弁２３Ａ、２３Ｂ、２３Ｃを通って、各室内機５０Ａ、５０Ｂ、５０Ｃの熱交換器１８Ａ、１８Ｂ、１８Ｃに入って液化される。
このあと、分岐ユニットの過冷却熱交換器１２を経て、冷媒配管Ｒ１で室内機に戻り、液タンク２７を経て過冷却熱交換器４に入る。
冷媒は、過冷却熱交換器４において熱交換器６からのガス冷媒と熱交換され、過冷却度が増大した液冷媒となる。
【００４４】
さらに、冷媒は膨脹弁７により減圧され、低温の気液混合状態になり熱交換器６に入る。冷媒は熱交換器６で室外空気と熱交換されてガス状となり、電磁弁５Ａを経て過冷却熱交換器４へ進む。ここで前述のように液タンク２７からきた液冷媒を冷却するとともに、自らは加熱度の増したガス冷媒となる。このあと、冷媒はアキュムレータ３を経てコンプレッサ１にもどる。
ここでは、熱交換器４が発明の第２の過冷却熱交換器を構成している。
【００４５】
この間における流量調整弁１４Ａ、１４Ｂ、１４Ｃ、膨脹弁１５Ａ、１５Ｂ、１５Ｃ、流量調整弁２５、送風機２１、膨脹弁７の制御は以下のように行われる。
まず、各室内機制御部５１Ａ、５１Ｂ、５１Ｃにより、膨脹弁１５Ａ、１５Ｂ、１５Ｃは全開に保持される。つぎに、室外機制御部３１は、圧力センサ８で冷媒の圧力を検出し、膨脹弁７に入る冷媒の飽和温度を演算する。そして、圧力センサ９で検出した温度との差、つまり過冷却度を室外機の負荷と過冷却度の関係式から求めた過冷却度になるよう流量調整弁２５を制御する。上記関係式は図９のように負荷に応じてレベルＣ１〜Ｃ１０で示される過冷却度を与える。
また、コンプレッサ１の圧力センサ１１Ｂにより検出される圧力が予め設定された値になるよう、例えばＰＩＤ制御、あるいはステップ制御などによる信号が送風機用インバータ３３に出力され、送風機２１が駆動されて風量を制御する。
【００４６】
一方、室内機制御部５１Ａ、５１Ｂ、５１Ｃでは、圧力センサ１６Ａ、１６Ｂ、１６Ｃで冷媒の圧力を検出し、各流量調整弁１４Ａ、１４Ｂ、１４Ｃに入る冷媒の飽和温度を演算する。そして、温度センサ１７Ａ、１７Ｂ、１７Ｃで検出した温度差、つまり過冷却度を演算し、これが常に一定になるよう流量調整弁１４Ａ、１４Ｂ、１４Ｃを制御する。
また、室外機制御部３１では、温度センサ１０Ａ、１０Ｂの検出温度に基づいて、冷房運転時の室内機と同様に、熱交換器６の加熱度が一定に保持されるよう膨脹弁７を制御する。
【００４７】
ここで、各室内機５０Ａ、５０Ｂ、５０Ｃの負荷が同等であれば、各流量調整弁１４Ａ、１４Ｂ、１４Ｃの開度は互いに同じとなる。この場合、冷媒は分岐ユニット４０から各室内機５０Ａ、５０Ｂ、５０Ｃに均等に分配され、各室内機５０Ａ、５０Ｂ、５０Ｃの吹き出し空気温度は同じとなる。
【００４８】
つぎに、例えば室内機５０Ａの負荷が重くて風量が大に設定され、室内機５０Ｂおよび５０Ｃの負荷が軽くて風量が小に設定された場合には、室内機５０Ｂおよび５０Ｃの吹き出し空気温度は上がりはじめる。
そこで、室内機５０Ｂ、５０Ｃの室内機制御部５１Ｂ、５１Ｃは、室外機制御部３１に対して負荷量を減少させるべき信号を出力する。これに対応して、室外機制御部３１はコンプレッサ用インバータ３２への制御信号を下げ、これによりコンプレッサ１の出力が低下する。
【００４９】
これと同時に、室内機５０Ｂ、５０Ｃの冷媒の過冷却度が小さくなるため、室内機制御部５１Ｂ、５１Ｃは流量調整弁１４Ｂ、１４Ｃの開度を小さくする。これにより、過熱度が大きくなるため熱交換量が減り、吹き出し空気温度は下降して、負荷の大きな室内機５０Ａの吹き出し空気温度と同じ温度となる。
なお、負荷の変化のない室内機５０Ａにおいては、コンプレッサ１の出力変化と流量調整弁の開度の制御のバランスによって冷媒流量は変化せず、吹き出し空気温度は変化しない。
図１０は上記の制御要領を示す冷凍サイクルのモリエル線図である。
【００５０】
なお、この暖房運転では、過冷却度を一定に維持するよう制御するので、過冷却度が大きくなって熱交換器１８Ａ、１８Ｂ、１８Ｃ内に液冷媒が多く溜まり冷凍サイクル全体が冷媒不足を起こすような不具合現象の発生が防止される。
さらに、室外機の過冷却熱交換器４は、戻りの冷媒を完全に液化するのに役立つ。すなわち、室内機５０Ａ、５０Ｂ、５０Ｃの吹き出し風量を急速に減少させた場合に、流量調整弁１４Ａ、１４Ｂ、１４Ｃの制御速度が追いつかず、室外機３０に未凝縮のガス冷媒が流れても、過冷却熱交換器４が一時的な蓄熱器として働くので、ガス冷媒が膨脹弁７に入ることによる制御性の低下が防止できる。
同じく、過冷却熱交換器４によりコンプレッサ１に入るガス冷媒の加熱度を大きくすることができるので、コンプレッサ１の吐出温度が高くなり、その分暖房能力が向上する。
【００５１】
つぎに、冷房運転と暖房運転が平行して行なわれ、室内機の負荷が暖房運転より冷房運転の方が大きい冷暖同時冷房主運転時の作動について説明する。図１１はこのときの冷媒の流れを示す。ここでは、たとえば一例として室内機５０Ａが暖房運転、室内機５０Ｂ、５０Ｃが冷房運転されるものとする。
まず、室外機では電磁弁５Ｂが開状態、電磁弁５Ａが閉状態となり、室内機では電磁弁２３Ａ、１３Ｂ、１３Ｃが開状態、電磁弁１３Ａ、２３Ｂ、２３Ｃが閉状態となるよう制御される。
室外機の熱交換器６と室内機の熱交換器１８Ａは凝縮器、室内機の熱交換器１８Ｂ、１８Ｃは蒸発器として作用する。
【００５２】
室外機３０において、コンプレッサ１からの高圧ガス冷媒は、電磁弁５Ｂから熱交換器６に入りここで液化される。熱交換器６を出た冷媒は過冷却熱交換器４と液タンク２７を経て冷媒配管Ｒ１で分岐ユニット４０の過冷却熱交換器１２へ入る。
コンプレッサ１からの高圧ガス冷媒はまた、冷媒配管Ｒ３によって分岐ユニット４０に入る。冷媒配管Ｒ３経由の冷媒は電磁弁２３Ａを経て室内機５０Ａの熱交換器１８Ａに入りここで液化する。
【００５３】
冷媒配管Ｒ１経由で分岐ユニットの過冷却熱交換器１２に入った冷媒は、室内機５０Ｂ、５０Ｃの熱交換器１８Ｂ、１８Ｃから出てきたガス冷媒と熱交換され過冷却度が増大した液冷媒となる。
この冷媒は分岐配管により室内機５０Ａの熱交換器１８Ａからきた液冷媒と一旦合流した後、室内機５０Ｂ、５０Ｃに並列に入る。ここでは、それぞれ流量調整弁１４Ｂ、１４Ｃ、続いて膨脹弁１５Ｂ、１５Ｃにより減圧されて低温の気液混合状態になって、熱交換器１８Ｂ、１８Ｃに入る。
【００５４】
冷媒は熱交換器１８Ｂ、１８Ｃにおいて空気と熱交換され、ガス状の冷媒となる。そして、電磁弁１３Ｂ、１３Ｃを経て過冷却熱交換器１２へ戻り、室外機３０から冷媒配管Ｒ１経由で入ってくる液冷媒を冷却する。
過冷却熱交換器１２を出た冷媒は、冷媒配管Ｒ２を経て室外機３０のコンプレッサ１に戻る。
【００５５】
この間における室外機３０の膨脹弁７、流量調整弁２５、送風機２１、室内機５０Ａの流量調整弁１４Ａ、膨脹弁１５Ａ、室内機５０Ｂ、５０Ｃの流量調整弁１４Ｂ、１４Ｃ、膨脹弁１５Ｂ、１５Ｃの制御は以下のように行われる。
まず、室外機制御部３１の膨脹弁７は全開状態に保持される。流量調整弁２５は、冷房運転時の制御と同様に、圧力センサ８と温度センサ９より演算した過冷却度が、図５で求められる過冷却度になるように制御される。
【００５６】
また、送風機２１については、全冷房運転時の制御と同様に、吐出側圧力センサ１１Ａにより検出される圧力が予め設定された値になるようインバータ３３を駆動させて、その風量制御が行なわれる。
一方、室内機５０Ａの室内機制御部５１Ａでは膨脹弁１５Ａが全開に保持される。そして、流量調整弁１４Ａは、全暖房運転時の室内機の流量調整弁の制御と同様に、過冷却度が一定になるように制御される。
【００５７】
また、室内機５０Ｂ、５０Ｃの室内機制御部５１Ｂ、５１Ｃでは、膨脹弁１５Ｂ、１５Ｃが、全冷房運転時の室内機の膨脹弁の制御と同様に、過熱度が一定になるよう制御され、流量調整弁１４Ｂ、１４Ｃはこれもまた同じく過冷却度が図６の過冷却度レベルと室内機の負荷のグラフから求められる過冷却度になるように制御される。
なお、それぞれの室内機の負荷が変化した場合は、全冷房運転または全暖房運転における同じ運転モードの室内機と同様であるから説明を省略する。
図１２は上記の制御要領を示す冷凍サイクルのモリエル線図である。
【００５８】
つぎに、冷暖同時運転で、室内機の負荷が冷房運転より暖房運転の方が大きい冷暖同時暖房主運転時の作動について、冷媒の流れを示す図１３を参照して説明する。ここでは、たとえば一例として室内機５０Ａが冷房運転、室内機５０Ｂ、５０Ｃが暖房運転されるものとする。
まず、室外機では電磁弁５Ａが開状態、電磁弁５Ｂが閉状態となり、室内機では電磁弁１３Ａ、２３Ｂ、２３Ｃが開状態、電磁弁２３Ａ、１３Ｂ、１３Ｃが閉状態となるよう制御される。室外機の熱交換器６と室内機の熱交換器１８Ａは蒸発器、室内機の熱交換器１８Ｂ、１８Ｃは凝縮器として作用する。
【００５９】
この運転では、室外機３０のコンプレッサ１からの高圧ガス冷媒は、冷媒配管Ｒ３を経て分岐ユニット４０に入る。ここで冷媒は電磁弁２３Ｂ、２３Ｃを経て、室内機５０Ｂ、５０Ｃの熱交換器１８Ｂ、１８Ｃに入り、液化される。
熱交換器１８Ｂ、１８Ｃを出た冷媒は、分岐ユニット４０の分岐配管で合流し、一部は室内機５０Ａへ、残りは過冷却熱交換器１２、冷媒配管Ｒ１を経て室外機の液タンク２７に入り、続いて過冷却熱交換器４に入る。
【００６０】
室外機において、冷媒は過冷却熱交換器４で熱交換器６からのガス冷媒と熱交換され、過冷却が増大した液冷媒となる。そして、冷媒は膨脹弁７で減圧され低温の気液混合状態になり、熱交換器６に入る。熱交換器６で空気と熱交換され、ガス状となった冷媒は、電磁弁５Ａを経て過冷却熱交換器４を通過し、前述のように液タンク２７からきた液冷媒を冷却するとともに、自らは過熱度が増したガス冷媒となる。
【００６１】
一方、室内機５０Ａへ入った冷媒は、膨脹弁１５Ａで減圧されて低温の気液混合状態となる。つぎに、熱交換器１８Ａで空気と熱交換され、ガス状の冷媒となる。その後、電磁弁１３Ａを経て冷媒配管Ｒ２を通り室外機３０に向かう。
冷媒は室外機３０内で過冷却熱交換器４を出た冷媒と合流し、アキュムレータ３を経てコンプレッサ１に戻る。
【００６２】
この間における室外機３０の膨脹弁７、流量調整弁２５、送風機２１、室内機５０Ａの流量調整弁１４Ａ、膨脹弁１５Ａ、室内機５０Ｂ、５０Ｃの流量調整弁１４Ｂ、１４Ｃ、膨脹弁１５Ｂ、１５Ｃの制御は以下のように行われる。
まず、室外機制御部３１は、全暖房運転時の制御と同様に、過熱度が一定になるよう膨脹弁７を制御する。流量調整弁２５も同様に、図９に示される過冷却度レベルと室外機負荷の関係より求められる値になるように制御する。
また、送風機２１については、全暖房運転時の制御と同様に、圧力センサ１１Ｂにより検出される圧力が予め設定された値になるよう送風機用インバータ３３を駆動させて、風量制御が行なわれる。
【００６３】
室内機５０Ａの室内機制御部５１Ａの制御は、冷暖同時冷房主運転時の室内機５０Ｂ、５０Ｃの制御と同様であるので省略する。また、室内機５０Ｂ、５０Ｃの室内機制御部５１Ｂ、５１Ｃの制御も同様に冷暖同時冷房主運転時の室内機５０Ａと同様である。
【００６４】
次に例えば室内機５０Ａが暖房運転、室内機５０Ｂ、５０Ｃが冷房運転で、冷房負荷の合計と暖房負荷が同じときには、両負荷間の差分に対して室外機の熱交換器６を凝縮器あるいは蒸発器として働かせる必要がないから、流量調整弁２５が閉じられ、同じく送風機２１も停止される。そして、室内機５０Ａを流れた冷媒はすべて、互いに並列の室内機５０Ｂおよび５０Ｃに流れて熱量がバランスする。
【００６５】
上述した室外機制御部および室内機制御部における制御の流れが図１４〜図１７に簡潔に示される。
すなわち、室外機制御部では、図１４、図１５に示すように、まずステップ１０１において、室内機制御部５１Ａ〜５１Ｃからの室内機負荷量を入力し、ステップ１０２でこれらを運転モード別に積算する。そしてステップ１０３において、モード別積算負荷量を比較し、冷房負荷が大きいときはステップ１０４に、暖房負荷が大きいときはステップ１１３に、そして両負荷が同じときにはステップ１２４に進む。
【００６６】
冷房負荷が大きいときは、まずステップ１０４で、その冷房負荷の負荷量に相当する制御信号がインバータ３２に送出されてコンプレッサ１が駆動されるとともに、ステップ１０５で、熱交換器６が凝縮器として働くモードとされる。
次のステップ１０６では、熱交換器負荷量が冷房負荷と暖房負荷の差として求められ、ステップ１０７において目標としての制御過冷却度が演算あるいはグラフ読み取りで求められる。
【００６７】
ステップ１０８で、圧力センサ８の検出値に基づく冷媒の飽和温度と温度センサ９の検出温度との差により実際の過冷却度が求められる。そして、ステップ１０９において、制御過冷却度と実際の過冷却度を一致させるように流量調整弁２５が制御される。
このあとステップ１１０では、圧力センサ１１Ａによりコンプレッサ１の吐出圧力が検出され、ステップ１１１において、吐出圧力が予め設定された値になるようインバータ３３を駆動させて、送風機２１の風量制御が行なわれる。このあと、ステップ１０１に戻る。
【００６８】
次に、暖房負荷が大きいときは、ステップ１１３において、その暖房負荷の負荷量に相当する制御信号がインバータ３２に送出されてコンプレッサ１が駆動されるとともに、ステップ１１４で、熱交換器６が蒸発器として働くモードとされる。
次のステップ１１５では、熱交換器負荷量が暖房負荷と冷房負荷の差として求められ、ステップ１１６において目標としての制御過冷却度が演算あるいはグラフ読み取りで求められる。
【００６９】
ステップ１１７で、圧力センサ８の検出値に基づく冷媒の飽和温度と温度センサ９の検出温度との差により実際の過冷却度が求められる。そして、ステップ１１８において、制御過冷却度と実際の過冷却度を一致させるように流量調整弁２５が制御される。
続いてステップ１１９では、温度センサ１０Ａ、１０Ｂの検出温度から熱交換器６の過熱度が求められ、ステップ１２０でこれを一定に保持するよう膨脹弁７が制御される。
このあとステップ１２１では、圧力センサ１１Ｂによりコンプレッサ１の吸い込み圧力が検出され、ステップ１２２において、この圧力が予め設定された値になるよう送風機２１の風量制御が行なわれる。このあと、ステップ１０１に戻る。
【００７０】
冷房負荷と暖房負荷が同じときには、ステップ１２４において、流量調整弁２５が閉じられ、ステップ１２５で送風機２１が停止される。
【００７１】
一方、個々の室内機制御部では、図１６、図１７に示すように、ステップ２０１においてＶＡＶユニット４５より温度設定部４４に要求吹き出し空気温度の情報を入力してこれを保持させる。次いでステップ２０２で、温度センサ２６により熱交換器１８の吸い込み空気温度を検出する。そして、ステップ２０３で、要求吹き出し空気温度（設定温度）と吸い込み空気温度を比較して、冷房運転か暖房運転かの運転モードを決定する。
【００７２】
冷房運転モードの場合には、ステップ２０４において、まず熱交換器１８の実際の吹き出し空気温度を温度センサ２２により検出し、ステップ２０５で、実際の吹き出し空気温度と上記設定温度との温度差を演算する。
そして、ステップ２０６で、上記温度差をもとに、吸い込み空気温度や湿度等を勘案した補正量を加えて負荷量を求める。
ステップ２０７ではこの負荷量が通信手段によって室外機へ送信される。
【００７３】
次のステップ２０８において、上記負荷量をもとに目標としての制御過冷却度が演算あるいはグラフ読み取りで求められる。そしてステップ２０９で、圧力センサ１６の検出値に基づく冷媒の飽和温度と温度センサ１７の検出温度との差により実際の過冷却度が求められ、ステップ２１０において、制御過冷却度と実際の過冷却度を一致させるように流量調整弁１４が制御される。
このあとステップ２１１では、温度センサ１９、２０の各検出温度から過熱度が求められ、ステップ２１２でこの過熱度が一定になるように、膨脹弁１５が制御される。
【００７４】
一方、暖房運転モードの場合には、ステップ２１４において熱交換器１８の実際の吹き出し空気温度を検出し、ステップ２１５で、上記設定温度と実際の吹き出し空気温度の温度差を演算する。そしてステップ２１６、２１７で、冷房時のステップ２０６、２０７と同様に、補正された負荷量が室外機へ送られる。
このあと、ステップ２１８では、圧力センサ１６による検出圧力に基づく飽和温度と温度センサ１７による温度から実際の過冷却度を求め、ステップ２１９において、この過冷却度が常に一定になるよう流量調整弁１４が制御される。
【００７５】
本実施例は以上のように構成され、１台の室外機から分岐ユニットを介して複数の室内機に並列に配管されたヒートポンプ式空気調和機において、室内機の送風をダクトにより複数の空調ゾーンに導き各空調ゾーンごとにＶＡＶユニットにより風量を可変とし、分岐ユニットに過冷却熱交換器と、その切り替えにより冷房運転と暖房運転を選択可能の電磁弁を備え、室外機に過冷却熱交換器を備えてその液管側には流量調整弁と膨脹弁を設け、室内機の液管側には流量調整弁と膨脹弁を設けた。そして、室内機においては、冷房運転時には、流量調整弁を各室内機の負荷に応じた過冷却度になるように、そして膨脹弁を過熱度が一定になるよう制御する一方、暖房運転時には、流量調整弁を過冷却度が一定になるように制御するものとした。一方、室外機においては、その流量調整弁を室外機の負荷に応じた過冷却度になるよう制御し、また、室外機の熱交換器が凝縮器モードのときは室外機の膨脹弁を全開にし、蒸発器モードのときは過熱度が一定になるよう制御するものとした。
これにより、各空調ゾーンの個別の要求にあわせて、冷房運転および暖房運転が任意に実行でき、しかも風量を変化させても室内機の吹き出し温度が変化せず、安定した空調が得られるという効果を有する。また、他の室内機の負荷状態の影響を受けることなく、風量変化により個別の空調ゾーンの室温を任意に制御できるという効果を有する。
【００７６】
したがって、多数の個別の空調ゾーンには、簡単なＶＡＶユニットを配置するだけで、多数の室内機を設置する必要がないからメンテナンス性が向上する。
また、冷房運転時には、とくに過冷却熱交換器１２により流量調整弁に入る冷媒の過冷却度が増大されるので、流量調整弁の調整幅が拡大でき、安定した冷凍サイクルが得られる。
さらに、室内機の吹き出し風量が急減したとき、冷房時には過冷却熱交換器１２が一時的な蓄熱器として作用し、液冷媒がコンプレッサ１に入る液圧縮現象が防止され、暖房運転時には過冷却熱交換器４が一時的な蓄熱器として作用し、冷媒の確実な液化を促進して膨脹弁７での制御性の低下が防止される。
【００７７】
なおまた、空調ゾーンの負荷状態によって特定の室内機の吹き出し空気温度を冷房運転時に上げたり、暖房運転時に下げたりしたい場合がある。それらの場合にも、それぞれの運転時に求められる過冷却度に対して冷房運転時は、その過冷却度を下げるように、また、暖房運転時には上げるように補正を行い、流量調整弁を制御することにより、ＶＡＶユニットの制御範囲を通常の状態へ戻すことができる。
また、各室内機５０Ａ、５０Ｂ、５０Ｃの設置場所がまちまちで、室外機３０からの配管長に差があっても、各室内機の膨脹弁と流量調整弁間の冷媒の状態を同じにできるので、設置工事に際して配管圧損を考慮に入れなくても同じ空調能力が得られる。
【００７８】
図１８は、本発明の第２の実施例を示す。この実施例は上述の第１の実施例のシステム構成に対して、２台の室内機をそれぞれ冷房運転専用と暖房運転専用にし、デュアルダクト方式にて各空調ゾーンへＶＡＶを介して吹き出すものである。
すなわち、室内機５０Ｂ’、５０Ｃ’はそれぞれ冷房運転専用、暖房運転専用の室内機で、冷房専用のダクト４７Ｂ’には冷房専用のＶＡＶユニット４５Ｂ’が接続され、暖房専用のダクト４７Ｃ’には暖房専用のＶＡＶユニット４５Ｃ’が接続されている。また、ＶＡＶユニット４５Ｂ’と４５Ｃ’はそれぞれ対となるように設置され、ＶＡＶユニット４５Ｂ’と４５Ｃ’を出た吹き出し空気は混合され各空調ゾーンＺＢ１’、ＺＢ２’、ＺＢ３’に吹き出す。その他の構成は第１の実施例と同じである。
各運転モードにおける冷媒の流れは前実施例と同じであるから、作動についての説明は省略する。
【００７９】
本実施例によれば、第１の実施例と同じ効果を有するとともに、各空調ゾーンＺＢ１’、ＺＢ２’、ＺＢ３’ごとに冷房運転と暖房運転を選択できる。しかも空気調和装置内で熱移動を行なうから、従来のデュアルダクト方式のように２熱源の廃熱を捨てるようなことがなく、大幅な省エネルギーが可能となる利点を有する。
【００８０】
図１９は、本発明の第３の実施例を示す。この実施例は、上述の第１の実施例の冷媒回路に対して、分岐ユニットを廃止し、分岐ユニットにあった過冷却熱交換器を各室内機毎に設けるようにしたものである。
すなわち、室外機３０から延びる冷媒配管Ｒ１’、Ｒ２’、Ｒ３’が分岐されて、各室内機５０Ａ’、５０Ｂ’、５０Ｃ’へ並列に接続されている。そして、各室内機内において、冷媒配管Ｒ１’が過冷却熱交換器１２Ａ、１２Ｂ、１２Ｃを通ったあと、流量調整弁１４Ａ、１４Ｂ、１４Ｃに接続される。
また、冷媒配管Ｒ２’は過冷却熱交換器１２Ａ、１２Ｂ、１２Ｃの他の通路に入り、電磁弁１３Ａ’、１３Ｂ’、１３Ｃ’を介して熱交換器１８Ａ、１８Ｂ、１８Ｃのガス管側に接続されている。さらに、冷媒配管Ｒ３’は、電磁弁２３Ａ’、２３Ｂ’、２３Ｃ’を介して熱交換器１８Ａ、１８Ｂ、１８Ｃのガス管に接続されている。
【００８１】
そして、電磁弁１３Ａ’と、２３Ａ’、１３Ｂ’と２３Ｂ’、１３Ｃ’と２３Ｃ’は、第１の実施例と同様にそれぞれ一方が開状態のとき、他方が閉状態となるよう制御される。
その他の構成は第１の実施例と同じである。各運転モードにおける冷媒の流れも第１の実施例と同じであるから、作動についての説明は省略する。
【００８２】
この実施例によれば、第１の実施例と同じ効果を有するとともに、過冷却熱交換器を各室内機毎に分割して設けるから、膨脹弁に向かう全ての冷媒がいずれかの過冷却熱交換器を通過し、過冷却度を増すことができ、過冷却熱交換器も取扱いが簡単で小型、安価なものが使用できる利点がある。
【００８３】
なお、上記各実施例では、室内機が３台接続されたものを示したが、室内機の台数はこれに限定されることなく、２台でもあるいは４台以上でも同様に実施可能であり、送風しない室内機があれば流量調整弁を全閉にして作動させないことも可能である。
また、分岐ユニットを複数設けて、それぞれの分岐ユニットに複数の室内機を接続することもでき、さらには第１の実施例と第３の実施例を組み合わせてもよい。
【００８４】
【発明の効果】
以上のとおり本発明は、１台の室外機に複数の室内機が並列に接続された空気調和装置において、各室内機と室外機の熱交換器のガス管を高圧ガス管または低圧ガス管と選択的に接続することにより、各室内機ごとに冷房運転と暖房運転を選択できるようにし、各室内機の送風をダクトにより複数の空調ゾーンに導き、各空調ゾーンごとにＶＡＶユニットを備えて、ＶＡＶユニットによる風量変化でそれぞれの空調ゾーンの室温を制御するようにしたので、多数の空調ゾーンごとの室温調節が簡単な構成のＶＡＶユニットで行われ、全ての空調ゾーンの要求に応じられ、かつ快適な室温に制御できるという効果を有する。
そして、個別に多数の室内機を設置する必要がないからメンテナンス性が向上するとともに、冷暖同時運転時には、室内機間で熱エネルギーの移動が行われるので、大幅な省エネルギー効果が得られる。
【００８５】
さらに、冷房運転時には冷媒の過冷却度が当該室内機の負荷に応じて決定される値になるように、また、暖房運転時には過冷却度が一定になるようにその流量調整手段を制御することにより、吹き出し風量が変化されても他の室内機との干渉を生じないでそれぞれの室内機において、膨脹弁に入る冷媒圧力を一定に保持でき、吹き出し空気温度の安定した空気調和が行われる。また、これにより、室内機の膨脹弁の状態を同じにできるので、各室内機の設置場所による能力差がなくなり、空調設計時に能力補正する必要がなく、また、設置工事が簡略化できるという効果がある。
そして、必要に応じて吹き出し空気温度も任意に制御できるという効果を有する。
【００８６】
なお、複数の室内機に向かう液管と低圧ガス管の間に第１の過冷却熱交換器を設けることにより、流量調整手段による流量の制御幅が拡大される。これにより、例えば室内機の吹き出し風量を急減させても、過冷却熱交換器の蓄熱器作用で戻りの冷媒が確実にガス化され、コンプレッサの破損が防止される。
また、室外機の熱交換器に向かう液管と低圧ガス管の間に第２の過冷却熱交換器を設けることにより、室外機のコンプレッサに入るガス冷媒の過熱度を大きくすることができ、暖房能力が向上するとともに、室内機の吹き出し風量を急減させた場合にも、過冷却熱交換器の蓄熱器作用で戻り冷媒の確実な液化を促進させることができる。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明の第１の実施例のシステム構成を示す図である。
【図２】実施例における冷媒回路図である。
【図３】室内機および室外機における制御装置を示す図である。
【図４】全冷房運転時の冷媒の流れを示す図である。
【図５】全冷房運転時の室外機の負荷と過冷却度の関係を示すグラフである。
【図６】室内機の負荷と過冷却度の関係を示すグラフである。
【図７】全冷房運転時の制御要領を示す冷凍サイクルのモリエル線図である。
【図８】全暖房運転時の冷媒の流れを示す図である。
【図９】全暖房運転時の室外機の負荷と過冷却度の関係を示すグラフである。
【図１０】全暖房運転時の制御要領を示す冷凍サイクルのモリエル線図である。
【図１１】冷暖同時冷房主運転時の冷媒の流れを示す図である。
【図１２】冷暖同時冷房主運転時の制御要領を示す冷凍サイクルのモリエル線図である。
【図１３】冷暖同時暖房主運転時の冷媒の流れを示す図である。
【図１４】室外機制御部における制御の流れを示すフローチャートである。
【図１５】室外機制御部における制御の流れを示すフローチャートである。
【図１６】室内機制御部における制御の流れを示すフローチャートである。
【図１７】室内機制御部における制御の流れを示すフローチャートである。
【図１８】第２の実施例を示すシステム構成図である。
【図１９】第３の実施例を示す冷媒回路図である。
【符号の説明】
１コンプレッサ
３アキュムレータ
４過冷却熱交換器
５Ａ、５Ｂ、５Ｃ電磁弁
６熱交換器
７膨脹弁
８圧力センサ
９温度センサ
１０Ａ、１０Ｂ温度センサ
１１Ａ、１１Ｂ圧力センサ
１２過冷却熱交換器
１３Ａ、１３Ｂ、１３Ｃ、２３Ａ、２３Ｂ、２３Ｃ電磁弁
１３Ａ’、１３Ｂ’、１３Ｃ’、２３Ａ’、２３Ｂ’、２３Ｃ’ 電磁弁
１４Ａ、１４Ｂ、１４Ｃ流量調整弁
１５Ａ、１５Ｂ、１５Ｃ膨脹弁
１６Ａ、１６Ｂ、１６Ｃ圧力センサ
１７Ａ、１７Ｂ、１７Ｃ温度センサ
１８Ａ、１８Ｂ、１８Ｃ熱交換器
１９Ａ、１９Ｂ、１９Ｃ、２０Ａ、２０Ｂ、２０Ｃ温度センサ
２１送風機
２２Ａ、２２Ｂ、２２Ｃ、２６Ａ、２６Ｂ、２６Ｃ温度センサ
２４Ａ、２４Ｂ、２４Ｃ送風機
２５流量調整弁
２７液タンク
３０室外機
３１室外機制御部
３２、３３インバータ
３４、３５、４８駆動制御部
３６温度変換器
３７圧力変換器
３８Ａ、３８Ｂ、３８Ｃインバータ
３９Ａ、３９Ｂ、３９Ｃ、４１Ａ、４１Ｂ、４１Ｃ駆動制御部
４０分岐ユニット
４２Ａ、４２Ｂ、４２Ｃ温度変換器
４３Ａ、４３Ｂ、４３Ｃ圧力変換器
４４Ａ、４４Ｂ、４４Ｃ温度設定部
４５Ａ、４５Ｂ、４５Ｃ、４５Ｂ’、４５Ｃ’ ＶＡＶユニット
４６Ａ、４６Ｂ、４６Ｃ風量設定部
４７Ａ、４７Ｂ、４７Ｃ、４７Ｂ’、４７Ｃ’ ダクト
５０Ａ、５０Ｂ、５０Ｃ、５０Ｂ’、５０Ｃ’ 室内機
５０Ａ”、５０Ｂ”、５０Ｃ” 室内機
５１Ａ、５１Ｂ、５１Ｃ室内機制御部
Ｒ１、Ｒ２、Ｒ３、Ｒ１’、Ｒ２’、Ｒ３’ 冷媒配管
ＺＡ１、ＺＡ２、ＺＢ１、ＺＢ２、ＺＣ、空調ゾーン
ＺＢ１’、ＺＢ２’、ＺＢ３’ 空調ゾーン[0001]
[Industrial application fields]
The present invention relates to a multi-type air conditioner that includes a single outdoor unit and a plurality of indoor units and is used for air conditioning of a building or the like.
[0002]
[Prior art]
For air conditioning of buildings and the like, air conditioning devices such as air handling units and fan coils are generally used with cold / hot water as a heat source. However, in recent years, water quality has deteriorated drastically, which has caused many problems such as corrosion of pipes, and there has been a desire to refrain from using water as much as possible. As an answer to such a demand, for example, a heat pump multi system using a refrigerant as a direct heat source, a VAV package system, and the like have been proposed.
On the other hand, air conditioning in recent years has diversified, and it is no longer as simple as cooling operation in summer and heating operation in winter. In other words, there are cases where it is desired to simultaneously perform the cooling operation and the heating operation in the air conditioning system depending on the season, the direction and position of the room, the load of the OA equipment, and the like inside the building. For example, there is a case where it is desired to perform a cooling operation in an interior zone in a building and a heating operation in a perimeter zone.
[0003]
In the middle of spring and autumn, there are cases where heating operation is required in the morning and evening, and cooling operation is required in the daytime. In this case, the switching timing of the cooling operation and the heating operation differs depending on the direction of the air-conditioning zone, and it may be necessary to continue the heating operation on the north side even though the south side has reached the condition for switching to the cooling operation.
Furthermore, in places with a heavy load such as OA equipment, it may be necessary to perform cooling operation all day even in winter.
Therefore, as a countermeasure against this, there is a case where an air-conditioning system using an air handling unit having a dual heat source called a dual heat source and a heat source is adopted.
[0004]
[Problems to be solved by the invention]
However, the dual duct method has a drawback that both the equipment cost and the operating cost are high. Furthermore, since the waste heat of the two heat sources has been discarded, it goes against energy saving.
In addition, the heat pump multi system capable of simultaneous cooling and heating requires an indoor unit for each air conditioning zone in order to change the blowing temperature according to the load. For this reason, a very large number of indoor units are installed in the living area, and the maintainability is extremely low. In addition, since this is an indoor air circulation type air conditioning system, a new outdoor air processing device must be installed for each of a large number of indoor units for the outdoor air processing function, resulting in a high equipment cost.
[0005]
In addition, during simultaneous cooling and heating operations, multiple indoor units in the same mode, or between the indoor units and outdoor units in the same mode cannot properly distribute the refrigerant, and the compressor capacity control is not sufficient, so the blown air Since the temperature varies depending on the indoor unit, it is difficult to say that the room temperature controllability is good at present because the function is stopped by closing the refrigerant control valve of the indoor unit when the set temperature is reached.
[0006]
On the other hand, in the case of the VAV package system, since the outdoor unit and the indoor unit are concentrated in one place, maintenance is good and the blown air temperature can be controlled to be constant. However, all the indoor units can be operated only in either the cooling operation or the heating operation, and there is a disadvantage that a change in the operation mode requires a certain procedure and time.
In addition, since individual outdoor units and indoor units must be installed for each of a plurality of air conditioning zones having different loads due to the orientation and position of the air conditioning zone in the building and the uneven distribution of OA equipment, the air conditioner Increases the installation space.
[0007]
Thus, in order to be able to perform the cooling operation and the heating operation individually and simultaneously according to the required load in each air conditioning zone, it is conceivable to combine the cooling / heating simultaneous operation type heat pump multi method and the VAV package method. However, various problems occur even if these are simply applied in a superimposed manner.
That is, the cooling and heating simultaneous operation type heat pump multi-system basically controls the blown air temperature according to the load on the premise that the air volume is constant.
On the other hand, the VAV package system maintains a predetermined room temperature by varying the supply air volume according to the load of each air-conditioning zone while controlling the capacity of the compressor so that the temperature of the blown air becomes constant. Even if the total air volume decreases in the indoor unit, it does not mean that the air conditioning load in all air conditioning zones has decreased.
[0008]
In the other cooling and heating simultaneous heat pump multi system, the blown air temperature cannot be controlled simply by controlling the compressor capacity. This is because in the cooling and heating simultaneous operation type heat pump multi-system, the refrigerant piping distance varies from the outdoor unit to a plurality of indoor units, and the pressure loss is proportional to the square of the refrigerant flow velocity. This is because the refrigerant pressure distribution reaching the indoor unit changes greatly, and the refrigerant flow rate of each indoor unit also changes.
[0009]
In the above-mentioned VAV package system, the air conditioning load of the air conditioning zone that each indoor unit is responsible for is different, so it is necessary to vary the blown air temperature for each indoor unit. At this time, if the compressor capacity control is performed to change the temperature of the air blown from one indoor unit based on the simultaneous cooling and heating type heat pump multi system, the temperature changes to the air temperature of the other indoor units as described above. Will do. Therefore, especially when trying to individually control the interior of multiple zones using a duct, there is a problem that what has been a comfortable room temperature depending on the air-conditioning zone will change without any modification. It can happen.
Similarly, indoor units may interfere with each other, which makes it difficult to control the temperature of the blown air.
[0010]
Also, during actual air conditioning, the air conditioning load in all air conditioning zones is reduced. For example, when the majority of VAV units are in a minimum ventilation state during cooling operation, the indoor unit increases the temperature of the blown air. It is desirable to return the VAV unit to the control range to maintain comfortable air conditioning, and to lower the blown air temperature when the blown air temperature is insufficient with respect to the required load of all air conditioning zones.
[0011]
Therefore, in view of the above-mentioned conventional problems, the present invention is an air conditioner including one outdoor unit and a plurality of indoor units, and does not require high equipment costs, and can meet the required load in each air conditioning zone. Another object of the present invention is to provide an air conditioner that can individually perform cooling operation or heating operation, and further, an air conditioner that can individually change the air volume and is excellent in energy saving.
[0012]
[Means for Solving the Problems]
For this reason, the present invention One outdoor unit, and a plurality of indoor units connected in parallel to the outdoor unit by refrigerant pipes forming a liquid pipe, a high-pressure gas pipe, and a low-pressure gas pipe of the refrigeration cycle. An expansion valve and a flow rate adjusting unit that are sequentially attached from the heat exchanger to the liquid pipe side, and a first control unit that controls the flow rate adjusting unit, each of the indoor units being connected to the liquid pipe at one end. A heat exchanger connected thereto, an expansion valve and a flow rate adjusting means sequentially attached to the heat exchanger from the one end side, and a second control means for controlling the flow rate adjusting means The air flow from each indoor unit is guided to a plurality of air conditioning zones by a duct, and the VAV unit provided in the duct for each air conditioning zone and the gas pipe connected to the heat exchanger of the outdoor unit are connected to the heat of the outdoor unit. A first switching means selectively connectable to a high-pressure gas pipe or a low-pressure gas pipe toward the exchanger, and a gas pipe connected to the heat exchanger of each indoor unit is selectively used as the high-pressure gas pipe or the low-pressure gas pipe. And a second switching means connectable to each, selectively controlling each indoor unit to cooling operation or heating operation individually, and controlling the room temperature of each air-conditioning zone by air volume change by the VAV unit Configured as The second control unit of the indoor unit is configured to control the flow rate of the indoor unit so that the degree of supercooling of the refrigerant entering the expansion valve of the indoor unit becomes a value determined according to the load of the indoor unit during the cooling operation. The adjusting means is controlled, and the flow rate adjusting means of the indoor unit is controlled so that the degree of supercooling of the refrigerant exiting the heat exchanger of the indoor unit becomes constant during heating operation. It was supposed to be.
[0013]
Further, the first control means of the outdoor unit is configured such that when the heat exchanger of the outdoor unit acts as a condenser, the degree of supercooling of the refrigerant that exits the heat exchanger of the outdoor unit depends on the load of the heat exchanger. When the outdoor unit's heat exchanger acts as an evaporator, the subcooling degree of the refrigerant entering the outdoor unit's expansion valve is the heat exchange of the outdoor unit. It is desirable to control the flow rate adjusting means of the outdoor unit so that the value is determined according to the load on the outdoor unit.
[0014]
Furthermore, in at least one of the indoor units, when the heat exchanger acts as an evaporator, a first heat exchange is performed between the liquid pipe toward the indoor unit and the low pressure gas pipe toward the outdoor unit. It is preferable to provide a subcooling heat exchanger, and when the outdoor unit heat exchanger acts as an evaporator, heat is generated between the liquid pipe and the low-pressure gas pipe toward the outdoor unit heat exchanger. It is preferable to provide a second subcooling heat exchanger that performs the exchange.
[0015]
[Action]
A VAV unit is provided in each duct from each indoor unit to a plurality of air-conditioning zones, and room temperature adjustment is performed for each air-conditioning zone by changing the amount of air blown by the VAV unit. In the outdoor unit and the indoor unit, the first and second control units control the respective flow rate adjusting units so as to have a supercooling degree corresponding to individual loads, and the heat exchangers of the indoor units and the outdoor units are controlled. By selectively connecting the gas pipe to the high-pressure gas pipe or the low-pressure gas pipe, any indoor unit can be selected in a form in which the cooling operation and the heating operation are mixed simultaneously. Thereby, even in a large number of air-conditioning zones, the room temperature adjustment is performed by a VAV unit having a simple configuration, and it is not necessary to individually install a large number of indoor units, so that the maintainability is improved.
In addition, during simultaneous cooling and heating operation, heat energy is transferred between indoor units, resulting in significant energy savings.
[0016]
Further, the second control means of the indoor unit is such that the degree of supercooling of the refrigerant becomes a value determined according to the load of the indoor unit during the cooling operation, and the degree of supercooling becomes constant during the heating operation. Thus, by controlling the flow rate adjusting means, the refrigerant pressure entering the expansion valve can be kept constant in each indoor unit without causing interference with other indoor units even if the blown air volume is changed. Air conditioning with stable temperature is performed. And the blowing air temperature can also be arbitrarily controlled as required.
[0017]
In addition, when the 1st subcooling heat exchanger is provided between the liquid pipe which goes to several indoor units, and the low pressure gas pipe, the control range of the flow volume by a flow volume adjustment means is expanded. Furthermore, when the second supercooling heat exchanger is provided between the liquid pipe and the low-pressure gas pipe facing the heat exchanger of the outdoor unit, the degree of superheat of the gas refrigerant entering the compressor of the outdoor unit can be increased, Heating capacity is improved.
[0018]
【Example】
FIG. 1 shows the system configuration of the first embodiment of the present invention. In this embodiment, three indoor units 50 A, 50 B, and 50 C are connected in parallel via a branch unit 40 to one outdoor unit 30. From each indoor unit, heat-exchanged air is guided to the air conditioning zones ZA1, ZA2, ZB1, ZB2, and ZC through ducts 47A, 47B, and 47C. Each duct is appropriately branched according to the number of the corresponding air-conditioning zones, and VAV units 45A, 45B, 45C, etc. are provided in each duct so that the air volume to the air-conditioning zones can be individually changed.
[0019]
FIG. 2 shows the refrigerant circuit of this embodiment. The three indoor units 50A, 50B, and 50C are connected in parallel to the outdoor unit 30 through the branch unit 40 by refrigerant pipes R1, R2, and R3 that form a liquid pipe, a low-pressure gas pipe, and a high-pressure gas pipe. Has been.
The outdoor unit 30 includes a variable capacity compressor 1 and a heat exchanger 6. An accumulator 3 is attached to the suction side of the compressor 1, and pressure sensors 11 A and 11 B are provided on the discharge side and suction side piping of the compressor 1, respectively. The heat exchanger 6 is provided with a blower 21 and temperature sensors 10A and 10B are provided at both ends, respectively.
[0020]
The outdoor unit 30 is further provided with a supercooling heat exchanger 4. The refrigerant pipe between one end of the supercooling heat exchanger 4 and one end of the heat exchanger 6 has a supercooling heat exchanger 4 side. An electronic flow control valve 25, a temperature sensor 9 for detecting the refrigerant temperature, a pressure sensor 8, and an electronic expansion valve 7 are installed in order from the heat exchanger 6 to the heat exchanger 6.
The other end of the supercooling heat exchanger 4 is connected to the refrigerant pipe R 1 via the liquid tank 27. The refrigerant pipe (gas pipe) on the other end side of the heat exchanger 6 is connected to the inlet of the heat exchange passage of the supercooling heat exchanger 4 via the electromagnetic valve 5A, and the refrigerant pipe R3 via the electromagnetic valve 5B. It is connected to the. The outlet of the heat exchange passage of the supercooling heat exchanger 4 is connected to the refrigerant pipe R2. The refrigerant pipe R2 is also connected to the accumulator 3, and the refrigerant pipe R3 is connected to the discharge side of the compressor 1.
[0021]
The branch unit 40 includes the supercooling heat exchanger 12. The supercooling heat exchanger 12 is connected to the liquid tank 27 of the outdoor unit 30 by the refrigerant pipe R1. The outlet of the supercooling heat exchanger 12 is branched and connected to the indoor units 50A, 50B, and 50C.
Further, the branch unit 40 is provided with electromagnetic valves 13A, 13B, 13C, 23A, 23B, and 23C. The electromagnetic valves 13A, 13B, and 13C respectively replace the indoor units 50A, 50B, and 50C with the supercooling heat exchanger 12. Communication with one refrigerant | coolant piping R2 system | strain is enabled, and electromagnetic valve 23A, 23B, 23C enables indoor unit 50A, 50B, 50C to each communicate with refrigerant | coolant piping R3.
[0022]
The indoor unit 50A includes a heat exchanger 18A and a blower 24A attached thereto. One end of the heat exchanger 18A is connected to the R1 system of the supercooling heat exchanger 12 of the branch unit 40, and the other end is connected to the electromagnetic valves 13A and 23A of the branch unit 40.
The R1 pipe on one end side of the heat exchanger 18A includes an electronic flow control valve 14A, a refrigerant temperature detection temperature sensor 17A, a pressure sensor 16A, and an electronic device in order from the supercooling heat exchanger 12 side to the heat exchanger 18A. An expansion valve 15A of the type is provided.
The heat exchanger 18A is provided with temperature sensors 22A and 26A for detecting the blowout air temperature and the intake air temperature of the indoor unit, and temperature sensors 19A and 20A are provided at both ends.
[0023]
Air exchanged by the heat exchanger 18A and blown out by the blower 24A is guided to the air conditioning zones ZA1 and ZA2 by the duct 47A as shown in FIG. A VAV unit 45A is provided on each air conditioning zone side of the duct so that the air volume can be individually changed.
The indoor units 50B and 50C also have the same configuration as the indoor unit 50A.
[0024]
FIG. 3 shows control devices in the indoor unit and the outdoor unit. The control device includes a microcomputer and its peripheral devices for both the indoor unit and the outdoor unit.
The outdoor unit control unit 31 is connected to an inverter 32 for the compressor 1 and an inverter 33 for the blower 21 of the outdoor unit.
Further, as peripheral devices, a drive control unit 34 for the expansion valve 7, a drive control unit 48 for the flow rate adjusting valve 25, a drive control unit 35 for the electromagnetic valves 5A and 5B, and a temperature converter 36 for the temperature sensors 9, 10A and 10B. A pressure transducer 37 for the pressure sensors 8, 11A, 11B is connected to the outdoor unit control unit 31.
[0025]
On the other hand, the control device for the indoor unit 50A includes an indoor unit control unit 51A and an inverter 38A for the blower 24A of the indoor unit.
The inverter 38A is connected to an air volume setting unit 46A that determines the air volume in accordance with the setting status of the VAV unit 45A installed for each air conditioning zone.
The indoor unit control unit 51A includes, as peripheral devices, a drive control unit 39A for the expansion valve 15A, a drive control unit 41A for the flow rate adjustment valve 14A, and a temperature converter 42A for each temperature sensor 17A, 19A, 20A, 22A and 26A. A pressure transducer 43A for the pressure sensor 16A and a temperature setting unit 44A are connected.
The control devices in the indoor units 50B and 50C are configured in the same manner, and the indoor unit control units 51B and 51C are shown with reference numerals B and C added thereto, respectively.
[0026]
The outdoor unit control unit 31 and each indoor unit control unit 51A, 51B, 51C are connected by communication means, and the outdoor unit control unit 31 can always know the status of each indoor unit control unit 51A, 51B, 51C.
The outdoor unit control unit 31 integrates the load amounts of the indoor units sent from the indoor unit control units 51A, 51B, and 51C for each operation mode, and sends a control signal corresponding to the load amount of the larger operation mode to the compressor 1 To the inverter 32. The inverter 32 drives the compressor 1 according to this control signal.
Further, the outdoor unit control unit 31 is configured so that the heat exchanger 6 of the outdoor unit is in the same mode as the operation mode with the smaller load amount of all the indoor units, that is, when the load of the cooling operation is smaller. The peripheral device is controlled so that the heat exchanger 6 of the outdoor unit 30 functions as an evaporator, and when the load for heating operation is smaller, functions as a condenser.
[0027]
The indoor unit control units 51A, 51B, and 51C obtain information on the blown air temperature from the VAV units 45A, 45B, and 45C, and store the information in the temperature setting units 44A, 44B, and 44C. Then, the difference between the temperature data of the intake air temperature sensors 26A, 26B, and 26C and the temperature data of the temperature setting units 44A, 44B, and 44C is calculated, and the operation mode of each indoor unit is determined to be the cooling operation or the heating operation. .
That is, since the blowout air temperature of the indoor unit is affected by the intake air temperature and humidity of the indoor unit, a load increase / decrease amount that takes them into account is added, and the load amount corresponding to the output of the compressor 1 is set together with the operation mode of the indoor unit. To the machine control unit 31.
[0028]
The air volume setting units 46A, 46B, and 46C determine the blowing air volume based on information from the VAV units 45A, 45B, and 45C. The indoor unit blower inverters 38A, 38B, and 38C receive the air volume signals from the respective air volume setting units 46A, 46B, and 46C, drive the indoor unit blowers 24A, 24B, and 24C, and control the air volume.
Further, the solenoid valves 5A and 5B, 13A and 23A, 13B and 23B, and 13C and 23C are controlled so that when one is open, the other is closed.
[0029]
Next, the operation in the above configuration will be described.
FIG. 4 shows the refrigerant flow during the cooling only operation in which all the indoor units are cooled.
When all the indoor units are in cooling operation, the electromagnetic valve 5B is opened and the electromagnetic valve 5A is closed in the outdoor unit, and the electromagnetic valves 13A, 13B, and 13C are opened in the indoor unit, respectively, Control is performed so that 23B and 23C are closed. The heat exchanger 6 of the outdoor unit functions as a condenser, and the heat exchangers 18A, 18B, and 18C of each indoor unit function as an evaporator.
[0030]
That is, in the outdoor unit 30, the high-pressure gas refrigerant from the compressor 1 passes through the electromagnetic valve 5B as indicated by the arrow and is liquefied by the heat exchanger 6. Then, the refrigerant enters the supercooling heat exchanger 12 of the branch unit 40 through the refrigerant pipe R1 through the supercooling heat exchanger 4 and the liquid tank 27. The refrigerant is heat-exchanged with the gas refrigerant that has come out of the heat exchangers 18A, 18B, and 18C of the indoor units 50A, 50B, and 50C in the supercooling heat exchanger 12, and becomes a liquid refrigerant having an increased degree of supercooling.
[0031]
Further, the refrigerant is branched by the branch pipe, enters in parallel with the flow rate adjusting valves 14A, 14B, and 14C, and then is decompressed by the expansion valves 15A, 15B, and 15C to be in a low-temperature gas-liquid mixed state.
Next, the refrigerant is heat-exchanged with air in the heat exchangers 18A, 18B, and 18C to become a gaseous refrigerant. And it returns to the supercooling heat exchanger 12 through electromagnetic valve 13A, 13B, 13C, and cools the liquid refrigerant which enters from refrigerant pipe R1 from outdoor unit 30. The refrigerant exiting the supercooling heat exchanger 12 returns to the compressor 1 of the outdoor unit 30 through the refrigerant pipe R2.
The flow rate adjusting valves 14A, 14B, and 14C constitute the flow rate adjusting means of the indoor unit of the invention, and the supercooling heat exchanger 12 constitutes the first supercooling heat exchanger of the invention.
[0032]
During this time, the control of the expansion valve 7, the flow rate adjustment valve 25, the blower 21, the flow rate adjustment valves 14A, 14B, 14C and the expansion valves 15A, 15B, 15C of the indoor units 50A, 50B, 50C are as follows. Done.
First, the expansion valve 7 is kept fully open by the outdoor unit control unit 31. Next, the outdoor unit control unit 31 detects the refrigerant pressure with the pressure sensor 8 and calculates the saturation temperature of the refrigerant entering the flow rate adjustment valve 25. Then, the flow rate adjustment valve 25 is controlled so that the difference from the temperature detected by the temperature sensor 9, that is, the degree of supercooling, becomes the degree of supercooling obtained from the calculation of the relational expression between the load of the outdoor unit and the degree of supercooling. To do. The relationship between the load on the outdoor unit and the supercooling degree level is stored in a graph form indicating levels A1 to A10 as shown in FIG.
[0033]
Further, for example, a signal by PID control or step control is output to the blower inverter 33 so that the pressure detected by the discharge-side pressure sensor 11A of the compressor 1 becomes a preset value, and the blower 21 is driven. To control the air volume.
[0034]
On the other hand, the indoor unit controllers 51A, 51B, 51C detect the pressure of the refrigerant with the pressure sensors 16A, 16B, 16C, and calculate the saturation temperature of the refrigerant entering each expansion valve 15A, 15B, 15C. Then, the difference from the temperature detected by the temperature sensors 17A, 17B, and 17C, that is, the actual supercooling degree is calculated, and is obtained from the relational expression between the load of the indoor unit and the supercooling degree as in the outdoor unit side. The flow rate adjusting valves 14A, 14B, and 14C are controlled so that the degree of supercooling becomes high. The above relational expression can be represented by a graph as shown in FIG. 6, for example, and the degree of supercooling of levels B1 to B10 is determined according to the load.
[0035]
Further, the temperature sensor 19A, 19B, 19C, 20A, 20B, 20C is expanded so that the temperature difference between the refrigerant at the inlet and outlet of the heat exchangers 18A, 18B, 18C, that is, the degree of superheat, is constant. The valves 15A, 15B, and 15C are controlled.
Here, if the loads of the indoor units 50A, 50B, and 50C are equal, the openings of the flow rate adjusting valves 14A, 14B, and 14C are the same. In this case, the refrigerant is equally distributed from the branch unit 40 to each of the indoor units 50A, 50B, and 50C, and the blowout air temperatures of the indoor units 50A, 50B, and 50C are the same.
[0036]
Next, for example, when the load on the indoor unit 50A is heavy and the air volume is set to be large, and the load on the indoor units 50B and 50C is light and the air volume is set to be small, the blowing temperature of the indoor units 50B and 50C is It begins to fall.
Therefore, the indoor unit control units 51B and 51C of the indoor units 50B and 50C output a signal for reducing the load amount to the outdoor unit control unit 31. In response to this, the outdoor unit control unit 31 lowers the control signal to the compressor inverter 32, and the output of the compressor 1 decreases. At the same time, the flow control valve 25 is controlled so as to increase the degree of supercooling because the load is reduced. However, since the degree of supercooling increases as the output of the refrigerant from the heat exchanger 6 decreases, the flow control valve 25 opens too much. Will not change.
[0037]
At the same time, since the heating degree of the refrigerant of the indoor units 50B and 50C is reduced, the indoor unit controllers 51B and 51C reduce the opening degree of the expansion valves 15B and 15C. As a result, the refrigerant flow rate of the entire refrigeration cycle decreases, and the degree of supercooling of the liquid refrigerant sent from the branch unit 40 to each indoor unit increases.
During this time, since the discharge pressure of the compressor 1 is controlled to be constant, the pressure of the refrigerant entering the expansion valves 15A, 15B, 15C of the indoor units 50A, 50B, 50C does not change.
[0038]
Here, the expansion valves 15B and 15C only keep the heating degree of the heat exchangers 18B and 18C constant, and do not control the blown air temperature or the refrigerant flow rate. As a result, the blown air temperature decreases and recovers to the set temperature. If not, it can happen. As a countermeasure, the indoor unit controllers 51B and 51C control the opening of the flow rate adjusting valves 14B and 14C in accordance with the above changes so as to reduce the degree of supercooling of the refrigerant entering the expansion valves 15B and 15C. To do.
[0039]
That is, if the opening degree of the flow rate adjusting valves 14B and 14C is reduced, the pressure at the inlet of the expansion valves 15B and 15C is lowered, and the flow rate of the refrigerant flowing through the heat exchangers 18B and 18C is reduced. As a result, the amount of heat exchange decreases, the blown air temperature rises, and becomes the same temperature as the blown air temperature of the heavy indoor unit 50A.
FIG. 7 is a Mollier diagram of the refrigeration cycle showing the control point of the degree of supercooling.
[0040]
Since the branch unit 40 includes the supercooling heat exchanger 12, the degree of supercooling of the liquid refrigerant entering each of the flow rate adjustment valves 14A, 14B, and 14C can be increased, and the refrigerant can be reduced even if the opening degree of the flow rate adjustment valve is reduced. Does not begin to expand, the control range of the flow regulating valve is expanded.
[0041]
The supercooling heat exchanger 12 is also useful for completely gasifying the returned refrigerant. That is, when the blown air volume of all the indoor units 50A, 50B, and 50C is rapidly reduced, the control speed of the expansion valves 15A, 15B, and 15C cannot catch up and the heat exchangers 18A, 18B, and 18C cannot evaporate. Even if the liquid refrigerant flows, the supercooling heat exchanger 12 functions as a temporary livestock heat generator, so that the liquid compression phenomenon that the liquid refrigerant enters the compressor 1 can be prevented.
Similarly, since the degree of heating of the gas refrigerant entering the compressor 1 can be secured by the supercooling heat exchanger 12, the degree of heating of the expansion valves 15A, 15B, 15C of the indoor units 50A, 50B, 50C can be set small, and heat exchange is performed. The utilization efficiency of the containers 18A, 18B, 18C can be increased.
[0042]
Next, the flow of the refrigerant during the all-heating operation in which all the indoor units are operated for heating will be described with reference to FIG.
When all the indoor units are operated for heating, the electromagnetic valve 5A is opened and the electromagnetic valve 5B is closed in the outdoor unit, and the electromagnetic valves 23A, 23B, and 23C are opened in the indoor unit, and the electromagnetic valves 13A, 13A, Control is performed so that 13B and 13C are closed. The heat exchanger 6 of the outdoor unit functions as an evaporator, and the heat exchangers 18A, 18B, and 18C of each indoor unit function as a condenser.
[0043]
The high-pressure gas refrigerant from the compressor 1 of the outdoor unit 30 enters the branch unit 40 through the refrigerant pipe R3. The refrigerant is branched here, passes through the solenoid valves 23A, 23B, and 23C, enters the heat exchangers 18A, 18B, and 18C of the indoor units 50A, 50B, and 50C and is liquefied.
Thereafter, the refrigerant passes through the subcooling heat exchanger 12 of the branch unit, returns to the indoor unit via the refrigerant pipe R1, and enters the supercooling heat exchanger 4 via the liquid tank 27.
The refrigerant is heat-exchanged with the gas refrigerant from the heat exchanger 6 in the supercooling heat exchanger 4 to become a liquid refrigerant having an increased degree of supercooling.
[0044]
Further, the refrigerant is depressurized by the expansion valve 7, enters a low-temperature gas-liquid mixture state, and enters the heat exchanger 6. The refrigerant exchanges heat with outdoor air in the heat exchanger 6 to become a gaseous state, and proceeds to the supercooling heat exchanger 4 through the electromagnetic valve 5A. Here, as described above, the liquid refrigerant coming from the liquid tank 27 is cooled and becomes a gas refrigerant having an increased degree of heating. Thereafter, the refrigerant returns to the compressor 1 through the accumulator 3.
Here, the heat exchanger 4 constitutes a second subcooling heat exchanger of the invention.
[0045]
During this time, the flow rate adjusting valves 14A, 14B, 14C, the expansion valves 15A, 15B, 15C, the flow rate adjusting valve 25, the blower 21, and the expansion valve 7 are controlled as follows.
First, the expansion valves 15A, 15B, and 15C are held fully open by the indoor unit controllers 51A, 51B, and 51C. Next, the outdoor unit control unit 31 detects the refrigerant pressure with the pressure sensor 8 and calculates the saturation temperature of the refrigerant entering the expansion valve 7. Then, the flow rate adjustment valve 25 is controlled so that the difference from the temperature detected by the pressure sensor 9, that is, the degree of supercooling becomes the degree of supercooling obtained from the relationship between the load of the outdoor unit and the degree of supercooling. The above relational expression gives the degree of supercooling indicated by the levels C1 to C10 according to the load as shown in FIG.
Further, for example, a signal by PID control or step control is output to the blower inverter 33 so that the pressure detected by the pressure sensor 11B of the compressor 1 becomes a preset value, and the blower 21 is driven to reduce the air volume. Control.
[0046]
On the other hand, in the indoor unit control units 51A, 51B, 51C, the pressure of the refrigerant is detected by the pressure sensors 16A, 16B, 16C, and the saturation temperature of the refrigerant entering each of the flow rate adjusting valves 14A, 14B, 14C is calculated. Then, the temperature difference detected by the temperature sensors 17A, 17B, and 17C, that is, the degree of supercooling is calculated, and the flow rate adjusting valves 14A, 14B, and 14C are controlled so as to be always constant.
Further, the outdoor unit control unit 31 controls the expansion valve 7 based on the detected temperatures of the temperature sensors 10A and 10B so that the heating degree of the heat exchanger 6 is kept constant as in the indoor unit during the cooling operation. To do.
[0047]
Here, if the loads of the indoor units 50A, 50B, and 50C are equal, the openings of the flow rate adjusting valves 14A, 14B, and 14C are the same. In this case, the refrigerant is evenly distributed from the branch unit 40 to the indoor units 50A, 50B, and 50C, and the blowout air temperatures of the indoor units 50A, 50B, and 50C are the same.
[0048]
Next, for example, when the load on the indoor unit 50A is heavy and the air volume is set to be large, and the load on the indoor units 50B and 50C is light and the air volume is set to be small, the blown air temperature of the indoor units 50B and 50C is It starts to rise.
Therefore, the indoor unit control units 51B and 51C of the indoor units 50B and 50C output a signal for reducing the load amount to the outdoor unit control unit 31. Correspondingly, the outdoor unit control unit 31 lowers the control signal to the compressor inverter 32, thereby lowering the output of the compressor 1.
[0049]
At the same time, since the degree of supercooling of the refrigerant in the indoor units 50B and 50C is reduced, the indoor unit controllers 51B and 51C reduce the opening degree of the flow rate adjusting valves 14B and 14C. Thereby, since the degree of superheat increases, the amount of heat exchange decreases, and the blown air temperature falls to the same temperature as the blown air temperature of the heavy indoor unit 50A.
In the indoor unit 50A where there is no change in load, the refrigerant flow rate does not change and the blown air temperature does not change due to the balance between the output change of the compressor 1 and the control of the opening degree of the flow rate adjustment valve.
FIG. 10 is a Mollier diagram of the refrigeration cycle showing the above control procedure.
[0050]
In this heating operation, the degree of supercooling is controlled to be kept constant, so that the degree of supercooling becomes large and a large amount of liquid refrigerant is accumulated in the heat exchangers 18A, 18B, 18C, causing the entire refrigeration cycle to run out of refrigerant. The occurrence of such a malfunction phenomenon is prevented.
Furthermore, the outdoor unit supercooling heat exchanger 4 serves to completely liquefy the returned refrigerant. That is, when the blowout air volume of the indoor units 50A, 50B, 50C is rapidly reduced, even if the control speed of the flow rate adjusting valves 14A, 14B, 14C cannot catch up and uncondensed gas refrigerant flows into the outdoor unit 30, Since the supercooling heat exchanger 4 functions as a temporary heat accumulator, it is possible to prevent a decrease in controllability due to the gas refrigerant entering the expansion valve 7.
Similarly, since the degree of heating of the gas refrigerant entering the compressor 1 can be increased by the supercooling heat exchanger 4, the discharge temperature of the compressor 1 is increased, and the heating capacity is improved accordingly.
[0051]
Next, an operation in the cooling and heating simultaneous cooling main operation in which the cooling operation and the heating operation are performed in parallel and the load of the indoor unit is larger in the cooling operation than in the heating operation will be described. FIG. 11 shows the refrigerant flow at this time. Here, for example, it is assumed that the indoor unit 50A is operated for heating and the indoor units 50B and 50C are operated for cooling.
First, in the outdoor unit, the solenoid valve 5B is opened and the solenoid valve 5A is closed. In the indoor unit, the solenoid valves 23A, 13B, and 13C are opened, and the solenoid valves 13A, 23B, and 23C are closed. .
The outdoor unit heat exchanger 6 and the indoor unit heat exchanger 18A function as a condenser, and the indoor unit heat exchangers 18B and 18C function as an evaporator.
[0052]
In the outdoor unit 30, the high-pressure gas refrigerant from the compressor 1 enters the heat exchanger 6 from the electromagnetic valve 5B and is liquefied here. The refrigerant exiting the heat exchanger 6 passes through the supercooling heat exchanger 4 and the liquid tank 27 and enters the supercooling heat exchanger 12 of the branch unit 40 through the refrigerant pipe R1.
The high-pressure gas refrigerant from the compressor 1 also enters the branch unit 40 through the refrigerant pipe R3. The refrigerant via the refrigerant pipe R3 enters the heat exchanger 18A of the indoor unit 50A through the electromagnetic valve 23A and is liquefied here.
[0053]
The refrigerant that has entered the subcooling heat exchanger 12 of the branch unit via the refrigerant pipe R1 is liquid refrigerant that has been subjected to heat exchange with the gas refrigerant that has come out of the heat exchangers 18B and 18C of the indoor units 50B and 50C to increase the degree of supercooling. It becomes.
This refrigerant once merges with the liquid refrigerant coming from the heat exchanger 18A of the indoor unit 50A through the branch pipe, and then enters the indoor units 50B and 50C in parallel. Here, the pressure is reduced by the flow rate adjusting valves 14B and 14C and then the expansion valves 15B and 15C, respectively, and the mixture enters a heat exchanger 18B and 18C.
[0054]
The refrigerant exchanges heat with air in the heat exchangers 18B and 18C to become a gaseous refrigerant. And it returns to the supercooling heat exchanger 12 through the electromagnetic valves 13B and 13C, and cools the liquid refrigerant which enters from the outdoor unit 30 via the refrigerant pipe R1.
The refrigerant that has exited the supercooling heat exchanger 12 returns to the compressor 1 of the outdoor unit 30 via the refrigerant pipe R2.
[0055]
During this time, the expansion valve 7 of the outdoor unit 30, the flow rate adjustment valve 25, the blower 21, the flow rate adjustment valve 14A of the indoor unit 50A, the expansion valve 15A, the flow rate adjustment valves 14B and 14C of the indoor units 50B and 50C, and the expansion valves 15B and 15C. Control is performed as follows.
First, the expansion valve 7 of the outdoor unit control unit 31 is kept fully open. The flow rate adjustment valve 25 is controlled so that the degree of supercooling calculated from the pressure sensor 8 and the temperature sensor 9 becomes the degree of supercooling obtained in FIG.
[0056]
As for the blower 21, similarly to the control during the cooling only operation, the inverter 33 is driven so that the pressure detected by the discharge side pressure sensor 11 A becomes a preset value, and the air volume control is performed.
On the other hand, in the indoor unit controller 51A of the indoor unit 50A, the expansion valve 15A is held fully open. Then, the flow rate adjustment valve 14A is controlled so that the degree of supercooling becomes constant, similarly to the control of the flow rate adjustment valve of the indoor unit during the heating only operation.
[0057]
Further, in the indoor unit control units 51B and 51C of the indoor units 50B and 50C, the expansion valves 15B and 15C are controlled so that the degree of superheat becomes constant, similar to the control of the expansion valve of the indoor unit during the cooling only operation. Similarly, the flow rate adjusting valves 14B and 14C are controlled so that the degree of supercooling becomes the degree of supercooling obtained from the graph of the degree of supercooling in FIG. 6 and the load of the indoor unit.
In addition, when the load of each indoor unit changes, since it is the same as that of the indoor unit of the same operation mode in a cooling only operation or a heating operation, description is abbreviate | omitted.
FIG. 12 is a Mollier diagram of the refrigeration cycle showing the above control procedure.
[0058]
Next, the operation during the cooling / heating simultaneous heating main operation in which the indoor unit load is larger in the heating operation than in the cooling operation in the cooling / heating simultaneous operation will be described with reference to FIG. Here, for example, it is assumed that the indoor unit 50A is in cooling operation and the indoor units 50B and 50C are in heating operation.
First, in the outdoor unit, the solenoid valve 5A is opened and the solenoid valve 5B is closed. In the indoor unit, the solenoid valves 13A, 23B, and 23C are opened, and the solenoid valves 23A, 13B, and 13C are closed. . The outdoor unit heat exchanger 6 and the indoor unit heat exchanger 18A function as an evaporator, and the indoor unit heat exchangers 18B and 18C function as a condenser.
[0059]
In this operation, the high-pressure gas refrigerant from the compressor 1 of the outdoor unit 30 enters the branch unit 40 via the refrigerant pipe R3. Here, the refrigerant passes through the electromagnetic valves 23B and 23C, enters the heat exchangers 18B and 18C of the indoor units 50B and 50C, and is liquefied.
The refrigerant that has exited the heat exchangers 18B and 18C merges in the branch pipe of the branch unit 40, and part of the refrigerant goes to the indoor unit 50A, and the rest passes through the supercooling heat exchanger 12 and the refrigerant pipe R1, and the liquid tank 27 of the outdoor unit. And then enters the supercooling heat exchanger 4.
[0060]
In the outdoor unit, the refrigerant is heat-exchanged with the gas refrigerant from the heat exchanger 6 in the supercooling heat exchanger 4 to become liquid refrigerant with increased supercooling. Then, the refrigerant is decompressed by the expansion valve 7 to be in a low-temperature gas-liquid mixed state and enters the heat exchanger 6. The refrigerant that has been exchanged with air in the heat exchanger 6 and turned into a gaseous state passes through the supercooling heat exchanger 4 via the electromagnetic valve 5A and cools the liquid refrigerant coming from the liquid tank 27 as described above. It becomes a gas refrigerant with increased superheat.
[0061]
On the other hand, the refrigerant that has entered the indoor unit 50A is decompressed by the expansion valve 15A and becomes a low-temperature gas-liquid mixed state. Next, heat is exchanged with air in the heat exchanger 18A to form a gaseous refrigerant. Then, it goes to the outdoor unit 30 through the refrigerant pipe R2 through the electromagnetic valve 13A.
The refrigerant merges with the refrigerant that has exited the supercooling heat exchanger 4 in the outdoor unit 30, and returns to the compressor 1 through the accumulator 3.
[0062]
During this time, the expansion valve 7 of the outdoor unit 30, the flow rate adjustment valve 25, the blower 21, the flow rate adjustment valve 14A of the indoor unit 50A, the expansion valve 15A, the flow rate adjustment valves 14B and 14C of the indoor units 50B and 50C, and the expansion valves 15B and 15C. Control is performed as follows.
First, the outdoor unit control unit 31 controls the expansion valve 7 so that the degree of superheat becomes constant, similarly to the control during the heating operation. Similarly, the flow rate adjusting valve 25 is controlled so as to have a value obtained from the relationship between the supercooling degree level and the outdoor unit load shown in FIG.
As for the blower 21, similarly to the control during the heating only operation, the blower inverter 33 is driven so that the pressure detected by the pressure sensor 11 B becomes a preset value, and the air volume control is performed.
[0063]
The control of the indoor unit control unit 51A of the indoor unit 50A is the same as the control of the indoor units 50B and 50C during the cooling and heating simultaneous cooling main operation, and therefore will be omitted. The control of the indoor unit control units 51B and 51C of the indoor units 50B and 50C is the same as that of the indoor unit 50A during the cooling and heating simultaneous cooling main operation.
[0064]
Next, for example, when the indoor unit 50A is in the heating operation and the indoor units 50B and 50C are in the cooling operation, and the total cooling load is the same as the heating load, the heat exchanger 6 of the outdoor unit is connected to the condenser or the difference between the two loads. Since it is not necessary to operate as an evaporator, the flow rate adjustment valve 25 is closed and the blower 21 is also stopped. All of the refrigerant that has flowed through the indoor unit 50A flows into the indoor units 50B and 50C that are parallel to each other, and the amount of heat is balanced.
[0065]
The flow of control in the outdoor unit control unit and the indoor unit control unit described above is briefly shown in FIGS.
That is, as shown in FIGS. 14 and 15, the outdoor unit control unit first inputs the indoor unit load amounts from the indoor unit control units 51 A to 51 C in step 101, and integrates these in each operation mode in step 102. . Then, in step 103, the integrated load amount for each mode is compared. If the cooling load is large, the process proceeds to step 104. If the heating load is large, the process proceeds to step 113. If both loads are the same, the process proceeds to step 124.
[0066]
When the cooling load is large, first, at step 104, a control signal corresponding to the load amount of the cooling load is sent to the inverter 32 to drive the compressor 1, and at step 105, the heat exchanger 6 is used as a condenser. The working mode is assumed.
In the next step 106, the heat exchanger load amount is obtained as a difference between the cooling load and the heating load, and in step 107, the target control subcooling degree is obtained by calculation or graph reading.
[0067]
In step 108, the actual degree of supercooling is obtained from the difference between the refrigerant saturation temperature based on the detected value of the pressure sensor 8 and the detected temperature of the temperature sensor 9. In step 109, the flow rate adjustment valve 25 is controlled so that the control supercooling degree and the actual supercooling degree coincide with each other.
Thereafter, in step 110, the discharge pressure of the compressor 1 is detected by the pressure sensor 11A. In step 111, the inverter 33 is driven so that the discharge pressure becomes a preset value, and the air volume control of the blower 21 is performed. Then, the process returns to step 101.
[0068]
Next, when the heating load is large, in step 113, a control signal corresponding to the load amount of the heating load is sent to the inverter 32 to drive the compressor 1, and in step 114, the heat exchanger 6 evaporates. The mode that works as a vessel.
In the next step 115, the heat exchanger load amount is obtained as a difference between the heating load and the cooling load, and in step 116, the target control subcooling degree is obtained by calculation or graph reading.
[0069]
In step 117, the actual degree of supercooling is obtained from the difference between the refrigerant saturation temperature based on the detected value of the pressure sensor 8 and the detected temperature of the temperature sensor 9. In step 118, the flow rate adjustment valve 25 is controlled so that the control supercooling degree matches the actual supercooling degree.
Subsequently, in step 119, the degree of superheat of the heat exchanger 6 is obtained from the detected temperatures of the temperature sensors 10A, 10B, and in step 120, the expansion valve 7 is controlled so as to keep it constant.
Thereafter, in step 121, the suction pressure of the compressor 1 is detected by the pressure sensor 11B. In step 122, the air volume control of the blower 21 is performed so that the pressure becomes a preset value. Then, the process returns to step 101.
[0070]
When the cooling load and the heating load are the same, the flow rate adjustment valve 25 is closed in step 124, and the blower 21 is stopped in step 125.
[0071]
On the other hand, as shown in FIGS. 16 and 17, the individual indoor unit control units input the required blowing air temperature information from the VAV unit 45 to the temperature setting unit 44 and hold it in step 201. Next, at step 202, the temperature sensor 26 detects the intake air temperature of the heat exchanger 18. In step 203, the required blowing air temperature (set temperature) is compared with the intake air temperature to determine an operation mode of cooling operation or heating operation.
[0072]
In the case of the cooling operation mode, in step 204, the actual blown air temperature of the heat exchanger 18 is first detected by the temperature sensor 22, and in step 205, the temperature difference between the actual blown air temperature and the set temperature is calculated. To do.
In step 206, based on the above temperature difference, a load amount is obtained by adding a correction amount considering the intake air temperature, humidity and the like.
In step 207, this load amount is transmitted to the outdoor unit by the communication means.
[0073]
In the next step 208, the control subcooling degree as a target is obtained by calculation or graph reading based on the load amount. In step 209, the actual supercooling degree is obtained from the difference between the refrigerant saturation temperature based on the detected value of the pressure sensor 16 and the detected temperature of the temperature sensor 17, and in step 210, the controlled supercooling degree and the actual supercooling degree are obtained. The flow rate adjusting valve 14 is controlled so as to match the degrees.
Thereafter, in step 211, the degree of superheat is obtained from the detected temperatures of the temperature sensors 19 and 20, and in step 212, the expansion valve 15 is controlled so that the degree of superheat is constant.
[0074]
On the other hand, in the heating operation mode, the actual blown air temperature of the heat exchanger 18 is detected in step 214, and the temperature difference between the set temperature and the actual blown air temperature is calculated in step 215. In steps 216 and 217, the corrected load amount is sent to the outdoor unit as in steps 206 and 207 during cooling.
Thereafter, in step 218, the actual supercooling degree is obtained from the saturation temperature based on the detected pressure by the pressure sensor 16 and the temperature by the temperature sensor 17, and in step 219, the flow rate adjusting valve 14 is set so that the supercooling degree is always constant. Is controlled.
[0075]
The present embodiment is configured as described above, and in the heat pump type air conditioner that is piped in parallel to a plurality of indoor units from one outdoor unit via a branch unit, a plurality of air conditioning zones are blown by a duct to blow the air from the indoor unit The air volume is variable by the VAV unit for each air-conditioning zone, the branch unit is equipped with a supercooling heat exchanger, and an electromagnetic valve that can be selected for cooling operation or heating operation by switching between them, and the outdoor unit is equipped with a supercooling heat exchanger The flow control valve and the expansion valve are provided on the liquid pipe side, and the flow control valve and the expansion valve are provided on the liquid pipe side of the indoor unit. In the indoor unit, during the cooling operation, the flow rate adjustment valve is controlled so as to have a supercooling degree according to the load of each indoor unit, and the expansion valve is controlled so that the superheating degree is constant, while in the heating operation, The flow control valve was controlled so that the degree of supercooling was constant. On the other hand, in the outdoor unit, the flow rate adjustment valve is controlled so that the degree of supercooling depends on the load of the outdoor unit, and when the outdoor unit heat exchanger is in the condenser mode, the outdoor unit expansion valve is fully opened. In the evaporator mode, the superheat degree is controlled to be constant.
As a result, the cooling operation and the heating operation can be arbitrarily executed according to the individual requirements of each air conditioning zone, and the air blowing temperature of the indoor unit does not change even if the air volume is changed, and stable air conditioning can be obtained. Have Moreover, it has the effect that the room temperature of an individual air-conditioning zone can be arbitrarily controlled by changing the air volume without being affected by the load state of other indoor units.
[0076]
Therefore, since a simple VAV unit is simply arranged in a large number of individual air-conditioning zones, it is not necessary to install a large number of indoor units, so that maintainability is improved.
Further, during the cooling operation, the supercooling degree of the refrigerant entering the flow rate adjustment valve is increased by the supercooling heat exchanger 12 in particular, so that the adjustment range of the flow rate adjustment valve can be expanded and a stable refrigeration cycle can be obtained.
Further, when the blown air volume of the indoor unit is suddenly reduced, the supercooling heat exchanger 12 acts as a temporary heat accumulator during cooling, and the liquid compression phenomenon that the liquid refrigerant enters the compressor 1 is prevented, and the supercooling heat is generated during the heating operation. The exchanger 4 acts as a temporary heat accumulator and promotes reliable liquefaction of the refrigerant, thereby preventing a decrease in controllability at the expansion valve 7.
[0077]
In addition, depending on the load state of the air conditioning zone, there are cases where it is desired to raise the temperature of the air blown from a specific indoor unit during the cooling operation or to decrease during the heating operation. Even in those cases, the degree of supercooling required during each operation is corrected so as to lower the degree of supercooling during cooling operation and to be increased during heating operation, and the flow control valve is controlled. As a result, the control range of the VAV unit can be returned to the normal state.
Moreover, even if the installation locations of the indoor units 50A, 50B, and 50C are different and there is a difference in the pipe length from the outdoor unit 30, the state of the refrigerant between the expansion valve and the flow rate adjustment valve of each indoor unit can be made the same. Therefore, the same air conditioning capability can be obtained without taking pipe pressure loss into consideration during installation work.
[0078]
FIG. 18 shows a second embodiment of the present invention. In this embodiment, in contrast to the system configuration of the first embodiment, the two indoor units are dedicated to the cooling operation and the heating operation, respectively, and are blown out to each air conditioning zone through the VAV in a dual duct system. is there.
That is, the indoor units 50B ′ and 50C ′ are indoor units dedicated to cooling operation and heating operation, respectively, and a cooling dedicated duct 47B ′ is connected to a cooling dedicated VAV unit 45B ′, and the heating dedicated duct 47C ′ is connected to the cooling dedicated duct 47C ′. A VAV unit 45C ′ dedicated to heating is connected. Also, the VAV units 45B ′ and 45C ′ are installed in pairs, and the air blown out of the VAV units 45B ′ and 45C ′ is mixed and blown out to the air conditioning zones ZB1 ′, ZB2 ′, and ZB3 ′. Other configurations are the same as those of the first embodiment.
Since the refrigerant flow in each operation mode is the same as in the previous embodiment, the description of the operation is omitted.
[0079]
According to the present embodiment, the same effect as that of the first embodiment can be obtained, and the cooling operation and the heating operation can be selected for each of the air conditioning zones ZB1 ′, ZB2 ′, and ZB3 ′. Moreover, since heat is transferred in the air conditioner, the waste heat of the two heat sources is not thrown away as in the conventional dual duct system, and there is an advantage that significant energy saving is possible.
[0080]
FIG. 19 shows a third embodiment of the present invention. In this embodiment, with respect to the refrigerant circuit of the first embodiment described above, the branch unit is abolished and a supercooling heat exchanger in the branch unit is provided for each indoor unit.
That is, the refrigerant pipes R1 ′, R2 ′, R3 ′ extending from the outdoor unit 30 are branched and connected in parallel to the indoor units 50A ′, 50B ′, 50C ′. And in each indoor unit, after refrigerant | coolant piping R1 'passes supercooling heat exchanger 12A, 12B, 12C, it is connected to flow regulating valve 14A, 14B, 14C.
The refrigerant pipe R2 ′ enters the other passages of the supercooling heat exchangers 12A, 12B, and 12C, and is connected to the gas pipe side of the heat exchangers 18A, 18B, and 18C via the electromagnetic valves 13A ′, 13B ′, and 13C ′. It is connected. Further, the refrigerant pipe R3 ′ is connected to the gas pipes of the heat exchangers 18A, 18B, and 18C via electromagnetic valves 23A ′, 23B ′, and 23C ′.
[0081]
The solenoid valves 13A ′, 23A ′, 13B ′ and 23B ′, and 13C ′ and 23C ′ are controlled so that when one is open, the other is closed, as in the first embodiment. .
Other configurations are the same as those of the first embodiment. Since the refrigerant flow in each operation mode is the same as that in the first embodiment, the description of the operation is omitted.
[0082]
According to this embodiment, the same effect as in the first embodiment is provided, and the supercooling heat exchanger is provided separately for each indoor unit. The supercooling heat exchanger can pass through the exchanger and increase the degree of supercooling, and the supercooling heat exchanger is advantageous in that it can be handled easily, is small and inexpensive.
[0083]
In each of the above embodiments, three indoor units are connected. However, the number of indoor units is not limited to this, and two or four or more indoor units can be similarly implemented. If there is an indoor unit that does not blow, it is also possible not to operate by fully closing the flow rate adjustment valve.
Also, a plurality of branch units may be provided, and a plurality of indoor units may be connected to each branch unit. Furthermore, the first embodiment and the third embodiment may be combined.
[0084]
【The invention's effect】
As described above, the present invention provides an air conditioner in which a plurality of indoor units are connected in parallel to one outdoor unit, and the gas pipes of the heat exchangers of each indoor unit and the outdoor unit are a high-pressure gas pipe or a low-pressure gas pipe. By selectively connecting, the cooling operation and the heating operation can be selected for each indoor unit, the ventilation of each indoor unit is guided to a plurality of air conditioning zones by a duct, and a VAV unit is provided for each air conditioning zone, Since the room temperature of each air-conditioning zone is controlled by changing the air volume by the VAV unit, the room temperature adjustment for each of the air-conditioning zones is performed by the VAV unit having a simple configuration, and the requirements of all air-conditioning zones can be met. It has the effect that it can be controlled to a comfortable room temperature.
And since it is not necessary to install a large number of individual indoor units, the maintainability is improved, and at the same time of cooling and heating, heat energy is transferred between the indoor units, so that a significant energy saving effect is obtained.
[0085]
Furthermore, the flow rate adjusting means is controlled so that the degree of supercooling of the refrigerant becomes a value determined according to the load of the indoor unit during the cooling operation, and so that the degree of supercooling becomes constant during the heating operation. Thus, even if the blown air volume is changed, the refrigerant pressure entering the expansion valve can be kept constant in each indoor unit without causing interference with other indoor units, and air conditioning with stable blown air temperature is performed. This also makes it possible to make the state of the expansion valve of the indoor unit the same, eliminating the difference in capacity depending on the installation location of each indoor unit, eliminating the need for capacity correction during air conditioning design, and simplifying the installation work. There is.
And it has the effect that a blowing air temperature can also be controlled arbitrarily as needed.
[0086]
In addition, the control range of the flow rate by the flow rate adjusting means is expanded by providing the first subcooling heat exchanger between the liquid pipes and the low pressure gas pipes directed to the plurality of indoor units. Thereby, for example, even if the blowout air volume of the indoor unit is suddenly reduced, the returned refrigerant is reliably gasified by the heat accumulator action of the supercooling heat exchanger, and the compressor is prevented from being damaged.
Moreover, by providing the second supercooling heat exchanger between the liquid pipe and the low-pressure gas pipe heading to the heat exchanger of the outdoor unit, the degree of superheat of the gas refrigerant entering the compressor of the outdoor unit can be increased. Even when the heating capacity is improved and the amount of blown air from the indoor unit is suddenly reduced, it is possible to promote reliable liquefaction of the return refrigerant by the heat accumulator action of the supercooling heat exchanger.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a diagram showing a system configuration of a first exemplary embodiment of the present invention.
FIG. 2 is a refrigerant circuit diagram in the example.
FIG. 3 is a diagram showing a control device in the indoor unit and the outdoor unit.
FIG. 4 is a diagram showing a refrigerant flow during a cooling only operation.
FIG. 5 is a graph showing the relationship between the load on the outdoor unit and the degree of supercooling during the cooling only operation.
FIG. 6 is a graph showing the relationship between the load of the indoor unit and the degree of supercooling.
FIG. 7 is a Mollier diagram of a refrigeration cycle showing a control procedure during a cooling only operation.
FIG. 8 is a diagram showing a refrigerant flow during a heating only operation.
FIG. 9 is a graph showing the relationship between the load on the outdoor unit and the degree of supercooling during heating only operation.
FIG. 10 is a Mollier diagram of a refrigeration cycle showing a control procedure during heating only operation.
FIG. 11 is a diagram showing the refrigerant flow during the cooling and heating simultaneous cooling main operation.
FIG. 12 is a Mollier diagram of a refrigeration cycle showing a control procedure at the time of cooling and heating simultaneous cooling main operation.
FIG. 13 is a diagram showing the refrigerant flow during the main heating and cooling simultaneous heating operation.
FIG. 14 is a flowchart showing a flow of control in the outdoor unit control unit.
FIG. 15 is a flowchart showing a flow of control in the outdoor unit control unit.
FIG. 16 is a flowchart showing a flow of control in the indoor unit control unit.
FIG. 17 is a flowchart showing a flow of control in the indoor unit control unit.
FIG. 18 is a system configuration diagram showing a second embodiment;
FIG. 19 is a refrigerant circuit diagram illustrating a third embodiment.
[Explanation of symbols]
1 Compressor
3 Accumulator
4 Supercooling heat exchanger
5A, 5B, 5C Solenoid valve
6 Heat exchanger
7 Expansion valve
8 Pressure sensor
9 Temperature sensor
10A, 10B Temperature sensor
11A, 11B Pressure sensor
12 Supercooling heat exchanger
13A, 13B, 13C, 23A, 23B, 23C Solenoid valve
13A ', 13B', 13C ', 23A', 23B ', 23C' Solenoid valve
14A, 14B, 14C Flow control valve
15A, 15B, 15C expansion valve
16A, 16B, 16C Pressure sensor
17A, 17B, 17C Temperature sensor
18A, 18B, 18C heat exchanger
19A, 19B, 19C, 20A, 20B, 20C Temperature sensor
21 Blower
22A, 22B, 22C, 26A, 26B, 26C Temperature sensor
24A, 24B, 24C Blower
25 Flow control valve
27 Liquid tank
30 outdoor unit
31 Outdoor unit controller
32, 33 Inverter
34, 35, 48 Drive controller
36 Temperature transducer
37 Pressure transducer
38A, 38B, 38C inverter
39A, 39B, 39C, 41A, 41B, 41C Drive control unit
40 branch unit
42A, 42B, 42C Temperature converter
43A, 43B, 43C Pressure transducer
44A, 44B, 44C Temperature setting section
45A, 45B, 45C, 45B ', 45C' VAV unit
46A, 46B, 46C Air volume setting part
47A, 47B, 47C, 47B ', 47C' duct
50A, 50B, 50C, 50B ', 50C' indoor unit
50A ", 50B", 50C "indoor unit
51A, 51B, 51C Indoor unit controller
R1, R2, R3, R1 ′, R2 ′, R3 ′ Refrigerant piping
ZA1, ZA2, ZB1, ZB2, ZC, air conditioning zone
ZB1 ', ZB2', ZB3 'Air conditioning zone

Claims

One outdoor unit, and a plurality of indoor units connected in parallel to the outdoor unit by refrigerant pipes forming a liquid pipe, a high-pressure gas pipe, and a low-pressure gas pipe of a refrigeration cycle,
The outdoor unit includes a heat exchanger, an expansion valve and a flow rate adjusting unit sequentially attached from the heat exchanger to the liquid pipe side, and a first control unit for controlling the flow rate adjusting unit,
The indoor unit has a heat exchanger whose one end is connected to the liquid pipe, an expansion valve and a flow rate adjusting means sequentially attached to the heat exchanger from the one end side, and a second for controlling the flow rate adjusting means. Control means ,
While guiding the ventilation of each indoor unit to a plurality of air conditioning zones by ducts,
A VAV unit provided in the duct for each air-conditioning zone;
First switching means capable of selectively connecting a gas pipe connected to a heat exchanger of the outdoor unit to a high-pressure gas pipe or a low-pressure gas pipe directed to the heat exchanger of the outdoor unit;
A second switching means capable of selectively connecting a gas pipe connected to a heat exchanger of each indoor unit to the high-pressure gas pipe or the low-pressure gas pipe;
Each indoor unit is individually controlled for cooling operation or heating operation individually, and is configured to control the room temperature of each air-conditioning zone by the air volume change by the VAV unit ,
The second control means of the indoor unit adjusts the flow rate of the indoor unit so that the degree of supercooling of the refrigerant entering the expansion valve of the indoor unit becomes a value determined according to the load of the indoor unit during the cooling operation. And an air conditioner for controlling the flow rate adjusting means of the indoor unit so that the degree of supercooling of the refrigerant that has exited the heat exchanger of the indoor unit is constant during heating operation .

When the outdoor unit heat exchanger acts as a condenser, the first control means of the outdoor unit determines the degree of supercooling of the refrigerant exiting the outdoor unit according to the load of the heat exchanger. When the outdoor unit heat exchanger functions as an evaporator, the degree of supercooling of the refrigerant entering the expansion valve of the outdoor unit is the heat exchanger of the outdoor unit. The air conditioner according to claim 1, wherein the flow rate adjusting means of the outdoor unit is controlled so as to be a value determined according to the load of the outdoor unit.

In at least one of the indoor units, when the heat exchanger functions as an evaporator, a first process of exchanging heat between the liquid pipe toward the indoor unit and the low pressure gas pipe toward the outdoor unit is performed. The air conditioning apparatus according to claim 1, wherein a cooling heat exchanger is provided .

When the heat exchanger of the outdoor unit acts as an evaporator, a second subcooling heat exchanger that performs heat exchange between the liquid pipe and the low-pressure gas pipe toward the heat exchanger of the outdoor unit The air conditioner according to claim 1, 2 or 3, wherein the air conditioner is provided.