JPWO2016051606A1 - 空気調和装置 - Google Patents

Abstract

空気調和装置１は、冷媒を循環させる冷媒回路６０を備え、室外膨張弁３０と室内膨張弁３１ａ、３１ｂとの間は、冷媒配管の一部である液管６１を介して接続されており、冷媒回路６０は、室外熱交換器２０が凝縮器として機能し室内熱交換器４０ａ、４０ｂが蒸発器として機能する冷房運転が可能であり、室外膨張弁３０は、冷房運転において液管６１に流入する冷媒を二相状態にするものであり、冷媒として、Ｒ３２が用いられるものであり、液管６１の内径をＤ［ｍ］とし、液管６１の長さをＬ［ｍ］としたとき、内径Ｄの範囲は、１３．８８×１０−３≦Ｄ≦１７．０５×１０−３であり、内径Ｄ及び長さＬは、Ｌ≦１．１５×１０３×Ｄ＋１．２の関係を満たすものである。

Description

本発明は、空気調和装置に関するものである。

特許文献１には、冷凍サイクル装置が記載されている。この冷凍サイクル装置は、圧縮機、熱源機側熱交換器、第１の膨張装置、液側接続配管、第２の膨張装置、利用側熱交換器及びガス側接続配管を順次接続した構成を有している。冷凍サイクルに使用される冷媒はＲ３２である。液側接続配管及びガス側接続配管の管外径は、（Ｄ_０−１）／８インチ（ここで、「Ｄ_０／８インチ」は冷媒Ｒ４１０Ａを使用した場合の接続配管外径）である。Ｄ_０の範囲は、液側接続配管では「２≦Ｄ_０≦４」であり、ガス側接続配管では「３≦Ｄ_０≦８」である。同文献には、上記の構成によれば、Ｒ４１０Ａ使用の冷凍サイクル装置に比べて冷媒封入量を低減可能な冷凍サイクル装置が得られることが記載されている。

特開２０１３−２０００９０号公報

しかしながら、特許文献１に記載された冷凍サイクル装置では、液側接続配管内の冷媒量を必ずしも十分に削減できない場合があるという問題点があった。

本発明は、上述のような問題点を解決するためになされたものであり、冷媒量をより削減できる空気調和装置を提供することを目的とする。

本発明に係る空気調和装置は、圧縮機、第１の熱交換器、第１の膨張弁、第２の膨張弁及び第２の熱交換器が冷媒配管を介して接続され、内部に冷媒を循環させる冷媒回路を備え、前記第１の膨張弁と前記第２の膨張弁との間は、前記冷媒配管の一部である液管を介して接続されており、前記冷媒回路は、前記第１の熱交換器が凝縮器として機能し前記第２の熱交換器が蒸発器として機能する冷房運転が可能であり、前記第１の膨張弁は、前記冷房運転において前記液管に流入する前記冷媒を二相状態にするものであり、前記冷媒として、Ｒ３２が用いられるものであり、前記液管の内径をＤ［ｍ］とし、前記液管の長さをＬ［ｍ］としたとき、内径Ｄの範囲は、１３．８８×１０^−３≦Ｄ≦１７．０５×１０^−３であり、内径Ｄ及び長さＬは、Ｌ≦１．１５×１０^３×Ｄ＋１．２の関係を満たすものである。

本発明によれば、冷房運転において液管内の冷媒が二相化されることによって、高い冷媒量削減効果が得られる。したがって、本発明によれば、空気調和装置の冷媒量をより削減することができる。

本発明の実施の形態１に係る空気調和装置１の概略構成を示す冷媒回路図である。 本発明の実施の形態１に係る空気調和装置１の冷媒回路６０における冷房運転時の冷媒の状態を示すｐ−ｈ線図である。 本発明の実施の形態１に係る空気調和装置１の冷媒回路６０における暖房運転時の冷媒の状態を示すｐ−ｈ線図である。 空気調和装置１の定格能力毎の冷媒配管の配管径、並びに冷媒流量の一例を示す図である。 冷媒配管の配管径、肉厚及び内径の一例を示す図である。 ７２．８ｋＷ＜Ｑの場合の充填冷媒量比を液管細管化技術と液管二相化技術とで比較したグラフである。 ４４．８ｋＷ＜Ｑ≦７２．８ｋＷの場合の充填冷媒量比を液管細管化技術と液管二相化技術とで比較したグラフである。 ３３．６ｋＷ＜Ｑ≦４４．８ｋＷの場合の充填冷媒量比を液管細管化技術と液管二相化技術とで比較したグラフである。 冷媒としてＲ３２を用いた場合の液管二相化技術において、液管細管化技術よりも高い冷媒量削減効果が得られる領域を、液管６１の内径Ｄと液管６１の長さＬとの関係で示すグラフである。 冷媒としてＲ３２を用いた場合の液管二相化技術において、液管細管化技術よりも高い冷媒量削減効果が得られる領域を、液管６１の内径Ｄに対する長さＬの比（Ｌ／Ｄ）と凝縮器出口の過冷却度ＳＣとの関係で示すグラフである。 冷媒としてＲ４１０Ａを用いた場合の液管二相化技術において、液管細管化技術よりも高い冷媒量削減効果が得られる領域を、液管６１の内径Ｄと液管６１の長さＬとの関係で示すグラフである。 冷媒としてＲ４１０Ａを用いた場合の液管二相化技術において、液管細管化技術よりも高い冷媒量削減効果が得られる領域を、液管６１の内径Ｄに対する長さＬの比（Ｌ／Ｄ）と凝縮器出口の過冷却度ＳＣとの関係で示すグラフである。

実施の形態１．
本発明の実施の形態１に係る空気調和装置について説明する。図１は、本実施の形態に係る空気調和装置１の概略構成を示す冷媒回路図である。図１に示すように、空気調和装置１は、冷媒を循環させる冷媒回路６０を有している。冷媒回路６０は、圧縮機１０、四方弁１１、室外熱交換器２０（第１の熱交換器の一例）、室外膨張弁３０（第１の膨張弁の一例）、少なくとも１つの室内膨張弁３１ａ、３１ｂ（第２の膨張弁の一例）、及び少なくとも１つの室内熱交換器４０ａ、４０ｂ（第２の熱交換器の一例）が、冷媒配管を介して環状に接続された構成を有している。冷房運転時には、圧縮機１０、室外熱交換器２０、室外膨張弁３０、室内膨張弁３１ａ及び室内熱交換器４０ａがこの順に環状に接続される。また、冷房運転時には、圧縮機１０、室外熱交換器２０、室外膨張弁３０、室内膨張弁３１ｂ及び室内熱交換器４０ｂがこの順に環状に接続される。暖房運転時には、四方弁１１により冷媒流路が切り替えられ、圧縮機１０、室内熱交換器４０ａ、室内膨張弁３１ａ、室外膨張弁３０及び室外熱交換器２０がこの順に環状に接続される。また、暖房運転時には、圧縮機１０、室内熱交換器４０ｂ、室内膨張弁３１ｂ、室外膨張弁３０及び室外熱交換器２０がこの順に環状に接続される。

本実施の形態では、空気調和装置１として、複数台の室内機を備えるビル用マルチエアコンを例示している。空気調和装置１は、例えば室外に設置される１台の室外機１００と、例えば室内に設置され、室外機１００に対して並列に接続された２台の室内機２００ａ、２００ｂと、を有している。空気調和装置１は、２台以上の室外機を有していてもよいし、１台のみ又は３台以上の室内機を有していてもよい。

室外機１００には、圧縮機１０、四方弁１１、室外熱交換器２０及び室外膨張弁３０が収容されている。また、室外機１００には、室外熱交換器２０に外気を送風する室外送風機２１が収容されている。

室内機２００ａには、室内膨張弁３１ａ及び室内熱交換器４０ａが収容されている。また、室内機２００ａには、室内熱交換器４０ａに空気を送風する室内送風機４１ａが収容されている。同様に、室内機２００ｂには、室内膨張弁３１ｂ、室内熱交換器４０ｂ、及び室内熱交換器４０ｂに空気を送風する室内送風機４１ｂが収容されている。

圧縮機１０は、吸入した低圧冷媒を圧縮し、高圧冷媒として吐出する流体機械である。四方弁１１は、冷房運転時と暖房運転時とで冷媒回路６０内の冷媒の流れ方向を切り替えるものである。室外熱交換器２０は、冷房運転時には凝縮器として機能し、暖房運転時には蒸発器として機能する熱交換器である。室外熱交換器２０では、内部を流通する冷媒と、室外送風機２１により送風される空気（外気）との熱交換が行われる。室外膨張弁３０は、後述する制御部３００の制御により、多段階（例えば、３段階以上）又は連続的に開度を調節可能な電子膨張弁（例えば、リニア電子膨張弁）である。室外膨張弁３０は、少なくとも冷房運転時において、高圧冷媒を減圧して二相冷媒とするものである。室外膨張弁３０の動作については後述する。

室内膨張弁３１ａ、３１ｂは、後述する制御部３００の制御により、多段階（例えば、３段階以上）又は連続的に開度を調節可能な電子膨張弁（例えば、リニア電子膨張弁）である。室内膨張弁３１ａ、３１ｂの動作については後述する。室内熱交換器４０ａ、４０ｂは、冷房運転時には蒸発器として機能し、暖房運転時には凝縮器として機能する熱交換器である。室内熱交換器４０ａ、４０ｂでは、内部を流通する冷媒と、室内送風機４１ａ、４１ｂによりそれぞれ送風される空気との熱交換が行われる。

室外機１００と室内機２００ａ、２００ｂとの間は、液管６１及びガス管６２を介して接続されている。液管６１及びガス管６２は、冷媒回路６０を構成する冷媒配管の一部である。

液管６１は、室外機１００の室外膨張弁３０と、室内機２００ａ、２００ｂの室内膨張弁３１ａ、３１ｂと、の間を接続している。液管６１は、室外膨張弁３０と室外機１００の継手部１０１との間を接続する室外機１００内部の冷媒配管６３と、継手部１０１と室内機２００ａ、２００ｂの継手部２０１ａ、２０１ｂとの間を接続する延長配管６４と、継手部２０１ａ、２０１ｂと室内膨張弁３１ａ、３１ｂとの間を接続する室内機２００ａ、２００ｂ内部の冷媒配管６５ａ、６５ｂと、を含んでいる。液管６１は、液冷媒又は二相冷媒（本実施の形態では、主に二相冷媒）を流通させるものである。

ガス管６２は、室内機２００ａ、２００ｂの室内熱交換器４０ａ、４０ｂと、室外機１００の四方弁１１と、の間を接続している。ガス管６２は、室内熱交換器４０ａ、４０ｂと室内機２００ａ、２００ｂの継手部２０２ａ、２０２ｂとの間を接続する室内機２００ａ、２００ｂ内部の冷媒配管６６ａ、６６ｂと、継手部２０２ａ、２０２ｂと室外機１００の継手部１０２との間を接続する延長配管６７と、継手部１０２と四方弁１１との間を接続する室外機１００内部の冷媒配管６８と、を含んでいる。ガス管６２は、ガス冷媒を流通させるものである。

また、本例の冷媒回路６０には、圧縮機１０から吐出される冷媒の圧力（吐出圧力）Ｐｄを検出する圧力センサ７０と、圧縮機１０に吸入される冷媒の圧力（吸入圧力）Ｐｓを検出する圧力センサ７１と、液管６１内の冷媒の圧力（中圧）Ｐｍを検出する圧力センサ７２と、が設けられている。これらの圧力センサは、検出信号を後述する制御部３００に出力するようになっている。

また、空気調和装置１は制御部３００を有している。制御部３００は、ユーザにより操作される操作部からの操作信号や、圧力センサ７０、７１、７２及び不図示の温度センサを含む各種センサ群からの検出信号等に基づき、室外膨張弁３０及び室内膨張弁３１ａ、３１ｂを含む空気調和装置１の全体を制御するものである。制御部３００は、ＣＰＵ、ＲＯＭ、ＲＡＭ、Ｉ／Ｏポート等を備えたマイコンを備えている。制御部３００は、室外機１００に設けられる室外機制御部と、室内機２００ａ、２００ｂのそれぞれに設けられ、室外機制御部とデータ通信可能な室内機制御部と、により構成されていてもよい。

本実施の形態では、冷媒回路６０を循環する冷媒として、Ｒ３２又はＲ４１０Ａが用いられている。

次に、空気調和装置１の冷媒回路６０の動作について説明する。説明を簡略化するため、複数の室内機２００ａ、２００ｂのうち１台の室内機２００ａのみが動作しており、他の室内機２００ｂは停止しているものとする。この状態では、他の室内機２００ｂの室内膨張弁３１ｂは例えば全閉状態に制御されている。

まず、冷房運転時の動作について説明する。図２は、空気調和装置１の冷媒回路６０における冷房運転時の冷媒の状態を示すｐ―ｈ線図である。図２及び後述する図３のｐ−ｈ線図では、室外膨張弁３０、液管６１及び室内膨張弁３１ａのシンボルを対応部分に示している。本例では、冷房運転時の室外膨張弁３０の開度は、室内熱交換器４０ａ（蒸発器）から流出する冷媒の過熱度（蒸発器出口の過熱度）に基づいて、当該室外膨張弁３０から流出する冷媒が二相状態となるように制御される。また、本例では、冷房運転時の室内膨張弁３１ａの開度は全開に制御される。

圧縮機１０から吐出された高温高圧のガス冷媒（図２の点Ａ）は、四方弁１１を経て、室外熱交換器２０に流入する。冷房運転では、室外熱交換器２０は凝縮器として機能する。すなわち、室外熱交換器２０では、内部を流通する冷媒と、室外送風機２１により送風される空気（外気）との熱交換が行われ、冷媒の凝縮熱が送風空気に放熱される。これにより、室外熱交換器２０に流入した冷媒は、凝縮して高圧の液冷媒となる（図２の点Ｂ）。高圧の液冷媒は、室外膨張弁３０に流入し、減圧されて中圧の二相冷媒となる（図２の点Ｃ）。ここで、中圧とは、冷凍サイクルの高圧側圧力（例えば、凝縮圧力）よりも低く、低圧側圧力（例えば、蒸発圧力）よりも高い圧力のことである。室外膨張弁３０から流出した中圧の二相冷媒は、液管６１を通過し、さらに全開状態の室内膨張弁３１ａを通過する。液管６１及び室内膨張弁３１ａを通過した冷媒は、液管６１及び室内膨張弁３１ａでの圧力損失により減圧され、低圧の二相冷媒となる（図２の点Ｄ及び点Ｅ）。

全開状態の室内膨張弁３１ａを通過した低圧の二相冷媒は、室内熱交換器４０ａに流入する。冷房運転では、室内熱交換器４０ａは蒸発器として機能する。すなわち、室内熱交換器４０ａでは、内部を流通する冷媒と、室内送風機４１ａにより送風される空気（室内空気）との熱交換が行われ、冷媒の蒸発熱が送風空気から吸熱される。これにより、室内熱交換器４０ａに流入した冷媒は、蒸発して低圧のガス冷媒となる（図２の点Ｆ）。また、室内送風機４１ａにより送風される空気は、冷媒の吸熱作用によって冷却され、冷風となる。室内熱交換器４０ａで蒸発した低圧のガス冷媒は、ガス管６２及び四方弁１１を通過し、圧力損失により減圧されて圧縮機１０に吸入される（図２の点Ｇ）。圧縮機１０に吸入された低圧のガス冷媒は、圧縮されて高温高圧のガス冷媒となる（図２の点Ａ）。冷房運転では、これらのサイクルが繰り返される。以上のように、冷房運転では、液管６１内には中圧の二相冷媒が流れる。

次に、暖房運転時の動作について説明する。暖房運転時には、四方弁１１によって冷媒流路が切り替えられ、圧縮機１０から吐出された高温高圧の冷媒が室内熱交換器４０ａに流入する。図３は、空気調和装置１の冷媒回路６０における暖房運転時の冷媒の状態を示すｐ−ｈ線図である。本例では、暖房運転時の室外膨張弁３０の開度は全開に制御される。また、本例では、暖房運転時の室内膨張弁３１ａの開度は、室内熱交換器４０ａ（凝縮器）から流出する冷媒の過冷却度（凝縮器出口の過冷却度）に基づいて、当該室内膨張弁３１ａから流出する冷媒が二相状態となるように制御される。

圧縮機１０から吐出された高温高圧のガス冷媒（図３の点Ａ）は、四方弁１１及びガス管６２を通過し、圧力損失により減圧されて室内熱交換器４０ａに流入する（図３の点Ｂ）。暖房運転では、室内熱交換器４０ａは凝縮器として機能する。すなわち、室内熱交換器４０ａでは、内部を流通する冷媒と、室内送風機４１ａにより送風される空気（室内空気）との熱交換が行われ、冷媒の凝縮熱が送風空気に放熱される。これにより、室内熱交換器４０ａに流入した冷媒は、凝縮して高圧の液冷媒となる（図３の点Ｃ）。また、室内送風機４１ａにより送風される空気は、冷媒の放熱作用によって加熱され、温風となる。室内熱交換器４０ａで凝縮した高圧の液冷媒は、室内膨張弁３１ａに流入し、減圧されて中圧の二相冷媒となる（図３の点Ｄ）。室内膨張弁３１ａから流出した中圧の二相冷媒は、液管６１を通過し、さらに全開状態の室外膨張弁３０を通過する。液管６１及び室外膨張弁３０を通過した冷媒は、液管６１及び室外膨張弁３０での圧力損失により減圧され、低圧の二相冷媒となる（図３の点Ｅ及び点Ｆ）。

全開状態の室外膨張弁３０を通過した低圧の二相冷媒は、室外熱交換器２０に流入する。暖房運転では、室外熱交換器２０は蒸発器として機能する。すなわち、室外熱交換器２０では、内部を流通する冷媒と、室外送風機２１により送風される空気（外気）との熱交換が行われ、冷媒の蒸発熱が送風空気から吸熱される。これにより、室外熱交換器２０に流入した冷媒は、蒸発して低圧のガス冷媒となる（図３の点Ｇ）。低圧のガス冷媒は、四方弁１１を通って圧縮機１０に吸入される。圧縮機１０に吸入された低圧のガス冷媒は、圧縮されて高温高圧のガス冷媒となる（図３の点Ａ）。暖房運転では、これらのサイクルが繰り返される。以上のように、暖房運転においても、液管６１内には中圧の二相冷媒が流れる。

次に、液管６１及びガス管６２を含む冷媒配管の配管径について説明する。図４は、空気調和装置１の定格能力毎の冷媒配管の配管径、並びに冷媒流量の一例を示す図である。図４では、上段から順に、空気調和装置１の定格能力（［ＨＰ］及び［ｋＷ］）、液主管（例えば、液管６１）の配管径（外径）［ｍｍ］、ガス主管（例えば、ガス管６２）の配管径（外径）［ｍｍ］、Ｒ３２が用いられる場合の冷媒流量［ｋｇ／ｈ］、Ｒ４１０Ａが用いられる場合の冷媒流量［ｋｇ／ｈ］を表している。図４に示すように、空気調和装置１の定格能力Ｑと液管６１の配管径との関係は、例えば以下のようになる。すなわち、
１４．０ｋＷ≦Ｑ≦３３．６ｋＷの場合の液管６１の配管径はφ９．５２であり、
３３．６ｋＷ＜Ｑ≦４４．８ｋＷの場合の液管６１の配管径はφ１２．７０であり、
４４．８ｋＷ＜Ｑ≦７２．８ｋＷの場合の液管６１の配管径はφ１５．８８であり、
７２．８ｋＷ＜Ｑの場合の液管６１の配管径はφ１９．０５である。

図５は、冷媒配管の配管径［ｍｍ］、肉厚［ｍｍ］及び内径Ｄ［ｍｍ］の一例を示す図である。図５に示すように、液管６１の配管径と内径Ｄとの関係は、例えば以下のようになる。すなわち、
φ９．５２の液管６１の内径Ｄは７．９２ｍｍであり、
φ１２．７０の液管６１の内径Ｄは１１．１０ｍｍであり、
φ１５．８８の液管６１の内径Ｄは１３．８８ｍｍであり、
φ１９．０５の液管６１の内径Ｄは１７．０５ｍｍである。

次に、本実施の形態における冷媒量削減効果について説明する。冷凍サイクルにおいて冷媒量を削減する技術としては、例えば、液管細管化技術と、本実施の形態で用いられる液管二相化技術と、が考えられる。液管細管化技術は、液管を細管化して液管の容積を削減することにより、充填冷媒量を削減する技術である。液管二相化技術は、液管内の冷媒を二相状態にして冷媒の密度を低減させることにより、充填冷媒量を削減する技術である。以下、液管細管化技術と液管二相化技術とを比較することにより、液管二相化技術でより高い冷媒量削減効果が得られる条件について検討する。なお、暖房運転よりも冷房運転の方が冷媒量をより多く必要とするため、以下の説明では冷房運転の場合を考えるものとする。

前提として、液管細管化技術では、通常の配管よりも１サイズ細い配管を液管６１に用いることを想定する。この想定に基づき、通常の配管の流路断面積と１サイズ細い配管の流路断面積との比を、液管内の充填冷媒量の比とする。液管細管化技術を用いた空気調和装置の定格能力Ｑと、液管６１の配管径及び液管６１内の充填冷媒量の比と、の関係は、例えば以下のようになる。すなわち、
３３．６ｋＷ＜Ｑ≦４４．８ｋＷの場合、液管６１の配管径はφ１２．７０よりも１サイズ細いφ９．５２であり、液管６１内の充填冷媒量の比は５０．９％である。
４４．８ｋＷ＜Ｑ≦７２．８ｋＷの場合、液管６１の配管径はφ１５．８８よりも１サイズ細いφ１２．７０であり、液管６１内の充填冷媒量の比は６４．０％である。
７２．８ｋＷ＜Ｑの場合、液管６１の配管径はφ１９．０５よりも１サイズ細いφ１５．８８であり、液管６１内の充填冷媒量の比は６６．３％である。
充填冷媒量の比が低いほど冷媒量の削減効果は高くなる。なお、細管化による液管６１の圧力損失の増加は、ここでは考慮しないものとする。

まず、定格能力Ｑが７２．８ｋＷ＜Ｑの場合について説明する。図６は、７２．８ｋＷ＜Ｑの場合の充填冷媒量比を液管細管化技術と液管二相化技術とで比較したグラフである。グラフの横軸は凝縮器出口の過冷却度ＳＣ［Ｋ］を表しており、縦軸は充填冷媒量比［％］を表している。線Ｂは、液管細管化技術による充填冷媒量比を表しており、線Ａ１は、液管二相化技術（液管６１の長さが５ｍの場合）による充填冷媒量比を表しており、線Ａ２は、液管二相化技術（液管６１の長さが１０ｍの場合）による充填冷媒量比を表しており、線Ａ３は、液管二相化技術（液管６１の長さが１５ｍの場合）による充填冷媒量比を表している。グラフ中において、液管細管化技術よりも高い冷媒量削減効果が得られる領域にはハッチングを付している。液管細管化技術での液管６１の配管径はφ１５．８８であり、液管二相化技術での液管６１の配管径はφ１９．０５である。

上記のとおり、７２．８ｋＷ＜Ｑの場合、液管細管化技術による充填冷媒量比は６６．３％である。図６に示すように、凝縮器出口の過冷却度ＳＣが３Ｋ以下である場合、液管二相化技術による充填冷媒量比は、液管細管化技術による充填冷媒量比よりも低くなり得ることが分かる。

次に、定格能力Ｑが４４．８ｋＷ＜Ｑ≦７２．８ｋＷの場合について説明する。図７は、４４．８ｋＷ＜Ｑ≦７２．８ｋＷの場合の充填冷媒量比を液管細管化技術と液管二相化技術とで比較したグラフである。グラフの見方については図６と同様である。液管細管化技術での液管６１の配管径はφ１２．７０であり、液管二相化技術での液管６１の配管径はφ１５．８８である。

上記のとおり、４４．８ｋＷ＜Ｑ≦７２．８ｋＷの場合、液管細管化技術による充填冷媒量比は６４．０％である。図７に示すように、凝縮器出口の過冷却度ＳＣが約３Ｋ以下である場合、液管二相化技術による充填冷媒量比は、液管細管化技術による充填冷媒量比よりも低くなり得ることが分かる。

次に、定格能力Ｑが３３．６ｋＷ＜Ｑ≦４４．８ｋＷの場合について説明する。図８は、３３．６ｋＷ＜Ｑ≦４４．８ｋＷの場合の充填冷媒量比を液管細管化技術と液管二相化技術とで比較したグラフである。グラフの見方については図６と同様である。液管細管化技術での液管６１の配管径はφ９．５２であり、液管二相化技術での液管６１の配管径はφ１２．７０である。

上記のとおり、３３．６ｋＷ＜Ｑ≦４４．８ｋＷの場合、液管細管化技術による充填冷媒量比は５０．９％である。図８に示すように、液管二相化技術による充填冷媒量比は、凝縮器出口の過冷却度ＳＣ及び液管６１の長さのいずれにも関わらず、液管細管化技術による充填冷媒量比よりも高くなってしまう。つまり、３３．６ｋＷ＜Ｑ≦４４．８ｋＷの場合、液管二相化技術では液管細管化技術よりも高い冷媒量削減効果は得られない。

図６〜図８に示したように、空気調和装置１の定格能力Ｑが４４．８ｋＷ＜Ｑである場合、凝縮器出口の過冷却度ＳＣが０Ｋ＜ＳＣ≦３Ｋであるときには、液管二相化技術を用いることにより、液管細管化技術よりも高い冷媒量削減効果を得ることが可能となる。ここで、図４に示したように、定格能力Ｑが４４．８ｋＷ＜Ｑとなる能力域では、液管６１の配管径はφ１５．８８以上（内径Ｄが１３．８８ｍｍ以上）であり、Ｒ３２が用いられる場合の冷媒流量は６１０．０ｋｇ／ｈよりも大きく、Ｒ４１０Ａが用いられる場合の冷媒流量は９０５．４ｋｇ／ｈよりも大きい。

図９は、冷媒としてＲ３２を用いた場合の液管二相化技術において、図６〜図８のグラフで液管細管化技術よりも高い冷媒量削減効果が得られる領域を、液管６１の内径Ｄと液管６１の長さＬとの関係で示すグラフである。グラフの横軸は液管６１の内径Ｄ［ｍｍ］を表しており、縦軸は液管６１の長さＬ［ｍ］を表している。線Ｃ１、Ｃ２及びＣ３は、それぞれ、凝縮器出口の過冷却度ＳＣが０Ｋ、１Ｋ及び２Ｋである場合の内径Ｄと長さＬとの関係を表している。グラフ中において、液管細管化技術よりも高い冷媒量削減効果が得られる領域には、図６〜図８と同様にハッチングを付している。

図９のグラフにおいて、液管細管化技術よりも高い冷媒量削減効果が得られる領域は、以下の式（１）及び（２）で表される。ここで、式（１）及び（２）では、液管６１の内径Ｄ及び長さＬの単位をいずれも［ｍ］としている。また、本例において、液管６１の長さＬは、室外膨張弁３０と室内膨張弁３１ａ（又は室内膨張弁３１ｂ）との間の配管長である。すなわち、本例において、液管６１の長さＬは、室外機１００内部の冷媒配管６３の長さと、室外機１００と室内機２００ａ（又は室内機２００ｂ）との間の延長配管６４の長さと、室内機２００ａ内部の冷媒配管６５ａ（又は室内機２００ｂ内部の冷媒配管６５ｂ）の長さと、の和である。液管６１の長さＬの下限は０ｍである（Ｌ＞０）。

［数１］
Ｌ≦１．１５×１０^３×Ｄ＋１．２ ・・・（１）

［数２］
１３．８８×１０^−３≦Ｄ≦１７．０５×１０^−３ ・・・（２）

したがって、上記の式（１）及び（２）の条件を満たすことによって、冷媒としてＲ３２を用いた場合の液管二相化技術において、液管細管化技術よりも高い冷媒量削減効果が得られる。複数の室内機２００ａ、２００ｂが室外機１００に対して並列に接続されている場合、少なくとも１台の室内機で式（１）及び（２）の条件を満たしていればよい。

図１０は、冷媒としてＲ３２を用いた場合の液管二相化技術において、図６〜図８のグラフで液管細管化技術よりも高い冷媒量削減効果が得られる領域を、液管６１の内径Ｄに対する長さＬの比（Ｌ／Ｄ）と凝縮器出口の過冷却度ＳＣとの関係で示すグラフである。グラフの横軸は液管６１の内径Ｄ［ｍ］に対する長さＬ［ｍ］の比（Ｌ／Ｄ）［−（無次元）］を表しており、縦軸は凝縮器出口の過冷却度ＳＣ［Ｋ］を表している。線Ｅ１、Ｅ２及びＥ３は、それぞれ、液管６１の配管径がφ１２．７０、φ１５．８８及びφ１９．０５である場合の比（Ｌ／Ｄ）と過冷却度ＳＣとの関係を表している。グラフ中において、液管細管化技術よりも高い冷媒量削減効果が得られる領域には、図６〜図９と同様にハッチングを付している。

図１０のグラフにおいて、液管細管化技術よりも高い冷媒量削減効果が得られる領域は、以下の式（３）で表される。ただし、液管６１の内径Ｄ［ｍ］の範囲は、１３．８８×１０^−３≦Ｄ≦１７．０５×１０^−３である。また、過冷却度ＳＣの下限は０Ｋである（ＳＣ＞０）。なお、式（３）では、次元を考慮せずに左辺の数値と右辺の数値との大小関係を規定している。

［数３］
ＳＣ≦−０．００３×Ｌ／Ｄ＋４．０ ・・・（３）

したがって、上記の式（３）の条件を満たすことによって、冷媒としてＲ３２を用いた場合の液管二相化技術において、液管細管化技術よりも高い冷媒量削減効果が得られる。複数の室内機２００ａ、２００ｂが室外機１００に対して並列に接続されている場合、少なくとも１台の室内機で式（３）の条件を満たしていればよい。

以上説明したように、本実施の形態に係る空気調和装置１は、圧縮機１０、室外熱交換器２０、室外膨張弁３０、室内膨張弁３１ａ、３１ｂ及び室内熱交換器４０ａ、４０ｂが冷媒配管を介して接続され、内部に冷媒を循環させる冷媒回路６０を備え、室外膨張弁３０と室内膨張弁３１ａ、３１ｂとの間は、冷媒配管の一部である液管６１を介して接続されており、冷媒回路６０は、室外熱交換器２０が凝縮器として機能し室内熱交換器４０ａ、４０ｂが蒸発器として機能する冷房運転が可能であり、室外膨張弁３０は、冷房運転において液管６１に流入する冷媒を二相状態にするものであり、冷媒として、Ｒ３２が用いられるものであり、液管６１の内径をＤ［ｍ］とし、液管６１の長さをＬ［ｍ］としたとき、内径Ｄの範囲は、１３．８８×１０^−３≦Ｄ≦１７．０５×１０^−３であり、内径Ｄ及び長さＬは、Ｌ≦１．１５×１０^３×Ｄ＋１．２の関係を満たすものである。

また、本実施の形態に係る空気調和装置１は、圧縮機１０、室外熱交換器２０、室外膨張弁３０、室内膨張弁３１ａ、３１ｂ及び室内熱交換器４０ａ、４０ｂが冷媒配管を介して接続され、内部に冷媒を循環させる冷媒回路６０を備え、室外膨張弁３０と室内膨張弁３１ａ、３１ｂとの間は、冷媒配管の一部である液管６１を介して接続されており、冷媒回路６０は、室外熱交換器２０が凝縮器として機能し室内熱交換器４０ａ、４０ｂが蒸発器として機能する冷房運転が可能であり、室外膨張弁３０は、冷房運転において液管６１に流入する冷媒を二相状態にするものであり、冷媒として、Ｒ３２が用いられるものであり、液管６１の内径をＤ［ｍ］とし、液管６１の長さをＬ［ｍ］とし、冷房運転において室外熱交換器２０から流出する冷媒の過冷却度をＳＣ［Ｋ］としたとき、内径Ｄの範囲は、１３．８８×１０^−３≦Ｄ≦１７．０５×１０^−３であり、内径Ｄ、長さＬ及び過冷却度ＳＣは、ＳＣ≦−０．００３×Ｌ／Ｄ＋４．０の関係を満たすものである。

これらの構成によれば、冷媒としてＲ３２が用いられる空気調和装置１において、冷房運転時に液管６１内の冷媒が二相化されることによって、液管細管化技術よりも高い冷媒量削減効果が得られる。したがって、本実施の形態によれば、空気調和装置１の冷媒量をより削減することができる。また、これらの構成によれば、液管６１の配管径を縮小せずに維持することができるため、液管細管化技術と比較して、液管６１の圧力損失の増加を抑制することができる。

図１１は、冷媒としてＲ４１０Ａを用いた場合の液管二相化技術において、図６〜図８のグラフで液管細管化技術よりも高い冷媒量削減効果が得られる領域を、液管６１の内径Ｄと液管６１の長さＬとの関係で示すグラフである。グラフの見方は図９と同様である。

図１１のグラフにおいて、液管細管化技術よりも高い冷媒量削減効果が得られる領域は、以下の式（４）及び（５）で表される。ここで、式（４）及び（５）では、液管６１の内径Ｄ及び長さＬの単位をいずれも［ｍ］としている。液管６１の長さＬの下限は０ｍである（Ｌ＞０）。

［数４］
Ｌ≦１．００×１０^３×Ｄ−３．３ ・・・（４）

［数５］
１３．８８×１０^−３≦Ｄ≦１７．０５×１０^−３ ・・・（５）

したがって、上記の式（４）及び（５）の条件を満たすことによって、冷媒としてＲ４１０Ａを用いた場合の液管二相化技術において、液管細管化技術よりも高い冷媒量削減効果が得られる。複数の室内機２００ａ、２００ｂが室外機１００に対して並列に接続されている場合、少なくとも１台の室内機で式（４）及び（５）の条件を満たしていればよい。

図１２は、冷媒としてＲ４１０Ａを用いた場合の液管二相化技術において、図６〜図８のグラフで液管細管化技術よりも高い冷媒量削減効果が得られる領域を、液管６１の内径Ｄに対する長さＬの比（Ｌ／Ｄ）と凝縮器出口の過冷却度ＳＣとの関係で示すグラフである。グラフの見方は図１０と同様である。

図１２のグラフにおいて、液管細管化技術よりも高い冷媒量削減効果が得られる領域は、以下の式（６）で表される。ただし、液管６１の内径Ｄ［ｍ］の範囲は、１３．８８×１０^−３≦Ｄ≦１７．０５×１０^−３である。また、過冷却度ＳＣの下限は０Ｋである（ＳＣ＞０）。なお、式（６）では、次元を考慮せずに左辺の数値と右辺の数値との大小関係を規定している。

［数６］
ＳＣ≦−０．００５×Ｌ／Ｄ＋３．７ ・・・（６）

したがって、上記の式（６）の条件を満たすことによって、冷媒としてＲ４１０Ａを用いた場合の液管二相化技術において、液管細管化技術よりも高い冷媒量削減効果が得られる。複数の室内機２００ａ、２００ｂが室外機１００に対して並列に接続されている場合、少なくとも１台の室内機で式（６）の条件を満たしていればよい。

以上説明したように、本実施の形態に係る空気調和装置１は、圧縮機１０、室外熱交換器２０、室外膨張弁３０、室内膨張弁３１ａ、３１ｂ及び室内熱交換器４０ａ、４０ｂが冷媒配管を介して接続され、内部に冷媒を循環させる冷媒回路６０を備え、室外膨張弁３０と室内膨張弁３１ａ、３１ｂとの間は、冷媒配管の一部である液管６１を介して接続されており、冷媒回路６０は、室外熱交換器２０が凝縮器として機能し室内熱交換器４０ａ、４０ｂが蒸発器として機能する冷房運転が可能であり、室外膨張弁３０は、冷房運転において液管６１に流入する冷媒を二相状態にするものであり、冷媒として、Ｒ４１０Ａが用いられるものであり、液管６１の内径をＤ［ｍ］とし、液管６１の長さをＬ［ｍ］としたとき、内径Ｄの範囲は、１３．８８×１０^−３≦Ｄ≦１７．０５×１０^−３であり、内径Ｄ及び長さＬは、Ｌ≦１．００×１０^３×Ｄ−３．３の関係を満たすものである。

また、本実施の形態に係る空気調和装置１は、圧縮機１０、室外熱交換器２０、室外膨張弁３０、室内膨張弁３１ａ、３１ｂ及び室内熱交換器４０ａ、４０ｂが冷媒配管を介して接続され、内部に冷媒を循環させる冷媒回路６０を備え、室外膨張弁３０と室内膨張弁３１ａ、３１ｂとの間は、冷媒配管の一部である液管６１を介して接続されており、冷媒回路６０は、室外熱交換器２０が凝縮器として機能し室内熱交換器４０ａ、４０ｂが蒸発器として機能する冷房運転が可能であり、室外膨張弁３０は、冷房運転において液管６１に流入する冷媒を二相状態にするものであり、冷媒として、Ｒ４１０Ａが用いられるものであり、液管６１の内径をＤ［ｍ］とし、液管６１の長さをＬ［ｍ］とし、冷房運転において室外熱交換器２０から流出する冷媒の過冷却度をＳＣ［Ｋ］としたとき、内径Ｄの範囲は、１３．８８×１０^−３≦Ｄ≦１７．０５×１０^−３であり、内径Ｄ、長さＬ及び過冷却度ＳＣは、ＳＣ≦−０．００５×Ｌ／Ｄ＋３．７の関係を満たすものである。

これらの構成によれば、冷媒としてＲ４１０Ａが用いられる空気調和装置１において、冷房運転時に液管６１内の冷媒が二相化されることによって、液管細管化技術よりも高い冷媒量削減効果が得られる。したがって、本実施の形態によれば、空気調和装置１の冷媒量をより削減することができる。また、これらの構成によれば、液管６１の配管径を縮小せずに維持することができるため、液管細管化技術と比較して、液管６１の圧力損失の増加を抑制することができる。

その他の実施の形態．
本発明は、上記実施の形態に限らず種々の変形が可能である。
例えば、室外膨張弁３０及び室内膨張弁３１ａの動作は、上記実施の形態の動作には限られない。例えば、冷房運転時において、室外膨張弁３０の開度は、吐出圧力Ｐｄと中圧Ｐｍとの差圧（Ｐｄ−Ｐｍ）に基づいて制御され、室内膨張弁３１ａの開度は、蒸発器出口の過熱度に基づいて制御されるようにしてもよい。また、暖房運転時において、室外膨張弁３０の開度は、中圧Ｐｍと吸入圧力Ｐｓとの差圧（Ｐｍ−Ｐｓ）に基づいて制御され、室内膨張弁３１ａの開度は、凝縮器出口の過冷却度に基づいて制御されるようにしてもよい。このように制御することにより、空気調和装置１の運転状態によらず液管６１内の冷媒密度を一定にできる。したがって、液管６１内の冷媒量の増減による性能低下を抑制することができる。

また、上記実施の形態では、冷房運転及び暖房運転が可能な空気調和装置を例に挙げたが、本発明は冷房運転のみが可能な空気調和装置にも適用可能である。

また、上記実施の形態では、室外機１００と室内機２００ａ、２００ｂとの間が２本の延長配管６４、６７を介して接続されているが、室外機１００と室内機２００ａ、２００ｂとの間は３本以上の延長配管を介して接続されていてもよい。

１ 空気調和装置、１０、圧縮機、１１ 四方弁、２０ 室外熱交換器、２１ 室外送風機、３０ 室外膨張弁、３１ａ、３１ｂ 室内膨張弁、４０ａ、４０ｂ 室内熱交換器、４１ａ、４１ｂ 室内送風機、６０ 冷媒回路、６１ 液管、６２ ガス管、６３、６５ａ、６５ｂ、６６ａ、６６ｂ、６８ 冷媒配管、６４、６７ 延長配管、７０、７１、７２ 圧力センサ、１００ 室外機、１０１、１０２、２０１ａ、２０１ｂ、２０２ａ、２０２ｂ 継手部、２００ａ、２００ｂ 室内機、３００ 制御部。

Claims (6)

1. 圧縮機、第１の熱交換器、第１の膨張弁、第２の膨張弁及び第２の熱交換器が冷媒配管を介して接続され、内部に冷媒を循環させる冷媒回路を備え、
   前記第１の膨張弁と前記第２の膨張弁との間は、前記冷媒配管の一部である液管を介して接続されており、
   前記冷媒回路は、前記第１の熱交換器が凝縮器として機能し前記第２の熱交換器が蒸発器として機能する冷房運転が可能であり、
   前記第１の膨張弁は、前記冷房運転において前記液管に流入する前記冷媒を二相状態にするものであり、
   前記冷媒として、Ｒ３２が用いられるものであり、
   前記液管の内径をＤ［ｍ］とし、前記液管の長さをＬ［ｍ］としたとき、
   内径Ｄの範囲は、１３．８８×１０^−３≦Ｄ≦１７．０５×１０^−３であり、
   内径Ｄ及び長さＬは、
   Ｌ≦１．１５×１０^３×Ｄ＋１．２
   の関係を満たす空気調和装置。
2. 前記冷房運転において前記第１の熱交換器から流出する前記冷媒の過冷却度をＳＣ［Ｋ］としたとき、
   内径Ｄ、長さＬ及び過冷却度ＳＣは、
   ＳＣ≦−０．００３×Ｌ／Ｄ＋４．０
   の関係を満たす請求項１に記載の空気調和装置。
3. 圧縮機、第１の熱交換器、第１の膨張弁、第２の膨張弁及び第２の熱交換器が冷媒配管を介して接続され、内部に冷媒を循環させる冷媒回路を備え、
   前記第１の膨張弁と前記第２の膨張弁との間は、前記冷媒配管の一部である液管を介して接続されており、
   前記冷媒回路は、前記第１の熱交換器が凝縮器として機能し前記第２の熱交換器が蒸発器として機能する冷房運転が可能であり、
   前記第１の膨張弁は、前記冷房運転において前記液管に流入する前記冷媒を二相状態にするものであり、
   前記冷媒として、Ｒ３２が用いられるものであり、
   前記液管の内径をＤ［ｍ］とし、前記液管の長さをＬ［ｍ］とし、前記冷房運転において前記第１の熱交換器から流出する前記冷媒の過冷却度をＳＣ［Ｋ］としたとき、
   内径Ｄの範囲は、１３．８８×１０^−３≦Ｄ≦１７．０５×１０^−３であり、
   内径Ｄ、長さＬ及び過冷却度ＳＣは、
   ＳＣ≦−０．００３×Ｌ／Ｄ＋４．０
   の関係を満たす空気調和装置。
4. 圧縮機、第１の熱交換器、第１の膨張弁、第２の膨張弁及び第２の熱交換器が冷媒配管を介して接続され、内部に冷媒を循環させる冷媒回路を備え、
   前記第１の膨張弁と前記第２の膨張弁との間は、前記冷媒配管の一部である液管を介して接続されており、
   前記冷媒回路は、前記第１の熱交換器が凝縮器として機能し前記第２の熱交換器が蒸発器として機能する冷房運転が可能であり、
   前記第１の膨張弁は、前記冷房運転において前記液管に流入する前記冷媒を二相状態にするものであり、
   前記冷媒として、Ｒ４１０Ａが用いられるものであり、
   前記液管の内径をＤ［ｍ］とし、前記液管の長さをＬ［ｍ］としたとき、
   内径Ｄの範囲は、１３．８８×１０^−３≦Ｄ≦１７．０５×１０^−３であり、
   内径Ｄ及び長さＬは、
   Ｌ≦１．００×１０^３×Ｄ−３．３
   の関係を満たす空気調和装置。
5. 前記冷房運転において前記第１の熱交換器から流出する前記冷媒の過冷却度をＳＣ［Ｋ］としたとき、
   内径Ｄ、長さＬ及び過冷却度ＳＣは、
   ＳＣ≦−０．００５×Ｌ／Ｄ＋３．７
   の関係を満たす請求項４に記載の空気調和装置。
6. 圧縮機、第１の熱交換器、第１の膨張弁、第２の膨張弁及び第２の熱交換器が冷媒配管を介して接続され、内部に冷媒を循環させる冷媒回路を備え、
   前記第１の膨張弁と前記第２の膨張弁との間は、前記冷媒配管の一部である液管を介して接続されており、
   前記冷媒回路は、前記第１の熱交換器が凝縮器として機能し前記第２の熱交換器が蒸発器として機能する冷房運転が可能であり、
   前記第１の膨張弁は、前記冷房運転において前記液管に流入する前記冷媒を二相状態にするものであり、
   前記冷媒として、Ｒ４１０Ａが用いられるものであり、
   前記液管の内径をＤ［ｍ］とし、前記液管の長さをＬ［ｍ］とし、前記冷房運転において前記第１の熱交換器から流出する前記冷媒の過冷却度をＳＣ［Ｋ］としたとき、
   内径Ｄの範囲は、１３．８８×１０^−３≦Ｄ≦１７．０５×１０^−３であり、
   内径Ｄ、長さＬ及び過冷却度ＳＣは、
   ＳＣ≦−０．００５×Ｌ／Ｄ＋３．７
   の関係を満たす空気調和装置。

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