(57)【要約】【課題】  従来の炭酸ガス冷媒使用の高圧シェルタイプの給湯用圧縮機は、低外気温で給湯運転した際に、電動要素部に使用限界温度を越える高温の吐出ガスが通過することにより、信頼性低下が生じた。【解決手段】  本発明の給湯用圧縮機１０は、低圧側の冷媒を圧縮要素２に直接導く吸入管４と、圧縮要素２で圧縮した高圧の冷媒を密閉容器１内に放出することなく直接密閉容器１外に吐出する吐出管５と、吐出管５より吐出され、熱交換後の冷媒を、密閉容器１内に再度導く冷媒再導入管６と、密閉容器１内に再度導入し、電動要素３を通過後の冷媒を密閉容器１外に吐出する冷媒再吐出管７とを備えたものである。【選択図】図２
2006132427.tif 000002
【特許請求の範囲】
【請求項１】
密閉容器内に圧縮要素及び電動要素を有し、冷媒として超臨界冷媒を使用し、給湯用に用いる給湯用圧縮機において、
低圧側の冷媒を圧縮要素に直接導く吸入管と、前記圧縮要素で圧縮した高圧の冷媒を前記密閉容器内に放出することなく直接前記密閉容器外に吐出する吐出管と、前記吐出管より吐出され、熱交換後の冷媒を、前記密閉容器内に再度導く冷媒再導入管と、前記密閉容器内に再度導入し、前記電動要素を通過後の冷媒を前記密閉容器外に吐出する冷媒再吐出管とを備えたことを特徴とする給湯用圧縮機。
【請求項２】
前記圧縮要素を前記電動要素の下側に配置し、前記冷媒再導入管を、高さ方向で、前記圧縮要素と前記電動要素との間になるように前記密閉容器に取付けたことを特徴とする請求項１に記載の給湯用圧縮機。
【請求項３】
前記冷媒再導入管は、前記電動要素を構成する回転子の外径よりも内側に開口したことを特徴とする請求項２に記載の給湯用圧縮機。
【請求項４】
前記請求項１〜請求項３のいずれかの請求項に記載の給湯用圧縮機、ガスクーラ、膨張弁、蒸発器等を備えた給湯サイクル装置であって、
前記ガスクーラは、内部において、給湯用の水が流通する水配管と、圧縮冷媒が流通する冷媒配管とが熱交換し、前記冷媒配管の冷媒により前記水配管の水の温度を上昇させるものであり、
前記冷媒配管のうち、前記吐出管に接続する高温側冷媒配管が前記ガスクーラの前記水配管の出口側と熱交換し、また、前記冷媒再吐出管に接続する低温側冷媒配管が前記ガスクーラの前記水配管の入口側と熱交換することを特徴とする給湯サイクル装置。
【請求項５】
前記高温側冷媒配管の前記ガスクーラ出口における冷媒密度は、冷媒と共に流通する冷凍機油の冷凍機油密度の５０％以下であることを特徴とする請求項４に記載の給湯サイクル装置。
【請求項６】
前記高温側冷媒配管の前記ガスクーラ出口における冷媒温度は、ピンチポイントの冷媒温度よりも高いことを特徴とする請求項４に記載の給湯サイクル装置。
【請求項７】
前記ガスクーラの前記低温側冷媒配管は前記高温側冷媒配管の一部または全部とラップする配置とすることを特徴とする請求項４〜６のいずれかの請求項に記載の給湯サイクル装置。
【請求項８】
前記高温側冷媒配管は、前記ガスクーラ内において途中から分岐し、前記ガスクーラ外の前記冷媒再導入管に戻る前記高温側冷媒配管に接続するバイパス配管を有し、バルブ操作により前記ガスクーラからの出口を切換えることにより、前記低温側冷媒配管と前記高温側冷媒配管とのラップ配置の有無を選択可能とすることを特徴とする請求項７に記載の給湯サイクル装置。
【請求項９】
前記低温側冷媒配管の前記ガスクーラ入口における冷媒温度は、前記入口側の低温側冷媒配管と熱交換する水配管の水温度より所定の温度以上高いことを特徴とする請求項７または請求項８に記載の給湯サイクル装置。
【請求項１０】
前記吐出管近傍の出側の前記高温側冷媒配管と前記冷媒再導入管近傍の入り側の前記高温側冷媒配管との冷媒同士が熱交換する熱交換装置を有することを特徴とした請求項７〜請求項９のいずれかの請求項に記載の給湯サイクル装置。
【請求項１１】
前記吐出管近傍の出側の前記高温側冷媒配管と前記冷媒再吐出管近傍の出側の低温側冷媒配管との冷媒同士が熱交換する熱交換装置を有することを特徴とした請求項７〜請求項９のいずれかの請求項に記載の給湯サイクル装置。
【発明の詳細な説明】
【技術分野】
【０００１】
本発明は、炭酸ガス等の超臨界冷媒使用の給湯用圧縮機及び該圧縮機使用の給湯サイクル装置に関するものである。
【背景技術】
【０００２】
従来の炭酸ガス冷媒使用の圧縮機で、高圧シェルタイプの圧縮機においては、基本的に吐出管は１個所しかなく、圧縮要素で圧縮された冷媒は一度密閉容器内に吐出された後電動要素部を通過して、吐出管に達する冷媒ガス流路構成となっている（例えば、特許文献１参照）。
また、炭酸ガス冷媒使用の圧縮機で高圧シェルタイプ以外のものについては、中間圧シェル２段圧縮タイプの圧縮機が示されている。これは、冷媒導入管から下シリンダの低圧室側に吸入された低圧の冷媒ガスが圧縮されて中間圧となり、密閉容器内に吐出され、冷媒導入管から上シリンダの低圧室側に吸入され、圧縮され高温高圧の冷媒ガスとなり、冷媒吐出管から外部のガスクーラに流入する（例えば、特許文献２参照）。
また、従来の給湯サイクル装置については、圧縮機、ガスクーラ、膨張弁、蒸発機で構成されるものが一般的であるが、ガスクーラの構成は冷媒と水を対向流で流して熱交換する形となる。（例えば、非特許文献１参照）。
また、ガスクーラを分割する形としては、冷媒〜水の熱交換部と、冷凍機油〜水の熱交換部で分割した例が示されている。（例えば、特許文献３参照）。
【０００３】
【特許文献１】特開２００３−２６２１９２（第４頁〜第６頁、図１）
【特許文献２】特開２００４−１５６５３９（第４頁〜第６頁、図１）
【非特許文献１】財団法人  ヒートポンプ・蓄熱センター編  「ノンフロン技術」オーム社、２００４年２月１日、Ｐ４０、図３．１．１
【特許文献３】特開２００１−３０４７０１（第２頁、第３頁、図１）
【発明の開示】
【発明が解決しようとする課題】
【０００４】
まず、従来の高圧シェルタイプの圧縮機を従来の給湯サイクル装置に使用する場合の問題点について説明する。高圧シェルタイプの圧縮機の場合、圧縮要素で冷媒を圧縮する際に圧縮室内に適量の冷凍機油を混合させて圧縮要素内のシール性を保つ必要がある。圧縮要素内で圧縮された冷媒と冷凍機油の混合体は一度密閉容器内に吐出され、電動要素部を通過して、吐出管に達するまでの間に冷媒と冷凍機油が分離され、冷凍機油をほとんど含まない冷媒ガスが吐出管より吐出される。また、冷媒ガスが電動要素部を通過する際、電動要素部で発生した熱が冷媒ガスに移動することにより電動要素部が冷却される作用もある。
【０００５】
通常の温度範囲においては、上記の動作により、冷媒サイクルに冷凍機油を吐出しない、電動要素部の温度上昇を防止するという効果があるが、給湯用途においては、水を所定の温度まで沸き上げる必要があるため、機能上、所定の吐出温度まで上昇させなければならない。
図９は、例えば、理想ガスクーラ（ガスクーラ出口温度＝給水温度、ピンチポイント温度差＝０℃）、理想蒸発機（蒸発温度＝外気温、吸入ＳＨ＝５ｄｅｇ）と断熱効率６０％の圧縮機を組み合わせた時において給水温度５℃の水を９０℃まで沸き上げるのに必要な吐出温度の計算値を示す。図より、外気温が低いほど吐出圧力は低く吐出温度が高くなる傾向であることがわかる。例えば、外気温度が−２０℃の時には、１４５℃の吐出ガス温度となる。
【０００６】
一般に、モータの絶縁材に使用されているＰＥＴ等の材料の通常使用可能限界温度は、１２０℃〜１３０℃程度であることや、その他の樹脂材料についてもこの付近の温度を上回ると、化学反応や抽出等の問題があり、高温の吐出ガスをモータ部に通過させることは圧縮機や冷媒サイクルの信頼性を損なうため、吐出ガスが高温となる低外気温時の給湯運転が困難であるという問題があった。
【０００７】
上記の問題については、冷媒流量に対して熱交換する水量を少なめにすることで、吐出温度を低めに抑えることも可能であるが、これは、給湯サイクル装置の効率や単位冷媒流量当たりの給湯能力を大幅に落とすことになり、所定の効率や給湯能力を得ることが困難であるという問題があった。
【０００８】
次に、高圧シェルタイプ以外の圧縮機として、従来の中間圧シェル２段圧縮タイプを従来の給湯サイクル装置に使用する場合について説明する。中間圧シェル２段圧縮タイプでは、第１圧縮要素と第２圧縮要素の二段階で圧縮仕事を行ない、第１圧縮要素からの吐出ガスが密閉容器内に開放されるため、電動要素の周りの温度は中間吐出温度となり、高温となる第２圧縮要素で圧縮された冷媒ガスは第２圧縮要素から密閉容器外へ直接的に吐出されるため、高圧シェルのように電動要素に高温のガスを通過させることはなく、上記の信頼性上の問題は回避できる。
【０００９】
しかし、中間圧二段圧縮タイプであっても、冷媒を圧縮する際に圧縮室内に適量の冷凍機油を混合させて圧縮要素内のシール性を保つことには変わりなく、圧縮要素内で圧縮された冷媒と冷凍機油の混合体は油分離手段を経ることなく密閉容器外へ吐出されることになる。冷媒回路内に多くの冷凍機油が吐出されると、ガスクーラや蒸発器での熱交換性能の低下、配管内での圧損の増加、冷媒ガスの熱が冷凍機油に移ることによる吐出温度の低下やガスクーラ内での冷媒と冷凍機油の比熱差による水加熱能力の低下等の問題があり、十分な給湯性能が得られにくいという問題があった。
【００１０】
本発明は、上記の課題を解決するためになされたもので、低外気温で給湯運転した際に、電動要素部に高温の吐出ガスが通過することによる信頼性低下がない給湯用圧縮機を得ることを目的とする。
また、給湯サイクル装置内に多量の冷凍機油を循環させることにより、ガスクーラや蒸発器での熱交換性能の低下、配管内での圧損の増加、冷媒ガスの熱が冷凍機油に移ることによる吐出温度の低下、ガスクーラ内での冷媒と冷凍機油の比熱差による水加熱能力の低下等の問題を生じない給湯用圧縮機を得ることを目的とする。
また、ガスクーラにおける水と冷媒との熱交換効率を高め、給湯性能を改善できる給湯用圧縮機を得ることを目的とする。
また、このような給湯用圧縮機を使用することにより、信頼性の高い、熱交換効率の高いガスクーラを持つ及び／又は多量の循環油のない給湯サイクル装置を得ることを目的とする。
【課題を解決するための手段】
【００１１】
本発明は、密閉容器内に圧縮要素及び電動要素を有し、冷媒として超臨界冷媒を使用し、給湯用に用いる給湯用圧縮機であって、低圧側の冷媒を圧縮要素に直接導く吸入管と、圧縮要素で圧縮した高圧の冷媒を密閉容器内に放出することなく直接密閉容器外に吐出する吐出管と、吐出管より吐出され、熱交換後の冷媒を、密閉容器内に再度導く冷媒再導入管と、密閉容器内に再度導入し、電動要素を通過後の冷媒を密閉容器外に吐出する冷媒再吐出管とを備えた給湯用圧縮機である。
また、前記の給湯用圧縮機を有する給湯サイクル装置は、ガスクーラ内部において、給湯用の水が流通する水配管と、圧縮冷媒が流通する冷媒配管とが熱交換し、冷媒配管の冷媒により水配管の水の温度を上昇させるものであり、冷媒配管のうち、吐出管に接続する高温側冷媒配管がガスクーラの水配管の出口側と熱交換し、また、冷媒再吐出管に接続する低温側冷媒配管がガスクーラの水配管の入口側と熱交換するものである。
【発明の効果】
【００１２】
本発明の給湯用圧縮機は、吐出管により圧縮要素で圧縮した高圧の冷媒を密閉容器内に放出することなく直接密閉容器外に吐出し、給湯用圧縮機外で熱交換後に、冷媒再導入管により密閉容器内に再度導入し、電動要素を通過後に冷媒再吐出管より給湯用圧縮機外に吐出するので、低外気温のとき圧縮冷媒温度を高温としても、高温の吐出ガスは、電動要素を通過することがなく、電動要素を通過するのは給湯用圧縮機外で熱交換後の温度の低下した冷媒ガスであるため、電動要素の信頼性低下を防止できる。
また、本発明の給湯用圧縮機は、給湯用圧縮機外で熱交換後の温度の低下した冷媒ガスが電動要素を通過するので、電動要素の冷却効果がある。
また、本発明の給湯用圧縮機を有する給湯サイクル装置においては、冷媒ガスが、給湯用圧縮機の冷媒再導入管により密閉容器内に再度導入し、電動要素を通過後に冷媒再吐出管から吐出し、低温側冷媒配管によりガスクーラの水配管の入口側と熱交換するので、電動要素通過のときに冷凍機油が分離され、冷媒再吐出管以降の配管に出る冷凍機油は減少し、ガスクーラ、蒸発器での熱交換の低下、配管内での圧損の増加等が防止できる。
また、本発明の前記給湯用圧縮機を有する給湯サイクル装置においては、ガスクーラ内部において、給湯用圧縮機の吐出管に接続する高温側冷媒配管がガスクーラの水配管の出口側と熱交換し、また、低温側冷媒配管がガスクーラの水配管の入口側と熱交換する。高温側冷媒配管では多量の冷凍機油を含有するが、冷媒ガスは高温であり、比熱はそれほど大きくなく、冷媒ガスと冷凍機油の比熱の差が少ないため、熱交換性能への影響はほとんどないので、ガスクーラにおいて充分な熱交換性能を有する。
【発明を実施するための最良の形態】
【００１３】
実施の形態１．
図１は、本発明の実施の形態１における高圧シェルタイプの給湯用圧縮機の断面図であり、図２は、図１の給湯用圧縮機を使用した給湯サイクル装置の構成図である。
図において、１０は二酸化炭素のような超臨界冷媒使用の給湯用圧縮機である。給湯用圧縮機は、密閉容器１内には、下部に冷媒を圧縮する圧縮要素２、上部に回転子３ａと固定子３ｂとからなる電動要素３及び底部に冷凍機油を溜める油溜り８を収容する。そして、圧縮要素２は、電動要素３による回転軸の回転により冷媒を圧縮する。
また、密閉容器１には、圧縮要素２に冷凍サイクルの低圧側の冷媒を取り込む吸入管２、圧縮要素２で圧縮した冷媒を給湯圧縮機外の後述のガスクーラ２０に吐出する吐出管５、ガスクーラ２０から冷媒を再導入する冷媒再導入管６及び冷媒をガスクーラ２０に再吐出する冷媒再吐出管７が取付けられている。
ガスクーラ２０は、水配管７０と、圧縮冷媒を流通させ、この水配管７０の水とそれぞれ熱交換を行う後述する高温側冷媒配管８０及び同じく後述する低温側冷媒配管９０とから構成する。
【００１４】
高温側冷媒配管８０は、吐出管５と冷媒再導入管６に接続する配管で、ガスクーラ２０内で配管内の冷媒がガスクーラ２０の水配管７０の高温側の水と熱交換を行い、また、低温側冷媒配管９０は、冷媒再吐出管７と膨張弁３０に接続する配管で、同じくガスクーラ２０内で配管内の冷媒がガスクーラ２０の水配管７０の低温側の水と熱交換を行う。
そして、給湯用圧縮機１０、ガスクーラ２０、膨張弁３０及び蒸発器４０を配管で接続して給湯サイクル装置を構成する。
【００１５】
次に、動作について説明する。
上記のように構成された給湯サイクル装置において、まず、圧縮機１０の吸入管４より圧縮要素２内に低圧の冷媒ガスが導入され、圧縮要素２は電動要素３により発生した駆動力により圧縮動作を行う。その際、油溜まり８より冷凍機油を吸い上げて圧縮要素２内に供給することにより、圧縮要素２内のシール性を保ち所定の圧縮機性能を得る。その結果得られた高圧の冷媒ガスと冷凍機油の混合体は、吐出管５より密閉容器１外に吐出される。
【００１６】
吐出管５より吐出された高圧の冷媒ガスと冷凍機油の混合体は、高温側冷媒配管８０によりガスクーラ２０に入る。ガスクーラ２０内では、高温側冷媒配管８０内の高圧の冷媒ガス及び冷凍機油の混合体と高温側の水配管２０内の水との間で熱交換が行われ、水配管２０内の水温は上昇し、高温側冷媒配管８０内の高圧の冷媒ガス及び冷凍機油の混合体は冷却される。熱交換後の冷却された高圧の冷媒ガス及び冷凍機油の混合体は冷媒再導入管６より給湯用圧縮機１０の密閉容器1内の圧縮要素２と電動要素３の間に再導入される。
【００１７】
密閉容器1内に再導入された高圧の冷媒ガス及び冷凍機油の混合体は、密閉容器１内にて電動要素３を通過して密閉容器１の上部に配置された冷媒再吐出管７に達する。この際、電動要素３を通過して冷媒再吐出管７に達するまでの間に主に電動要素３を中心として構成される後述の油分離機構により高圧の冷媒ガス及び凍機油の混合体に含まれる冷凍機油が分離され、冷媒再吐出管７には冷凍機油をほとんど含まない高圧の冷媒ガスが到達する。また、電動要素３を通過する際に電動要素３にて発生した熱は冷媒ガスに移動し、冷媒ガスは温度上昇し、電動要素３に対しては冷却効果を奏し電動要素３の大幅な温度上昇を防止する。冷媒再吐出管７に到達した冷凍機油をほとんど含まない高圧の冷媒ガスは、冷媒再吐出管７より密閉容器１外に吐出される。
【００１８】
冷媒再吐出管７より密閉容器１外に吐出された高圧の冷媒ガスは、低温側冷媒配管９０によりガスクーラ２０の低温側に入り、低温側冷媒配管９０内の高圧の冷媒ガスと低温側の水配管７０の水との間で熱交換が行われ、低温側の水配管７０内の水温は上昇し高温側の水配管７０に流れ、低温側冷媒配管９０内の高圧の冷媒ガスは冷却される。低温側冷媒配管９０にて十分に冷却された高圧の冷媒ガスは、膨張弁３０、蒸発器４０を通り低圧の冷媒ガスとして給湯用圧縮機１０の吸入管４より給湯用圧縮要素１０に吸入される。
【００１９】
上記動作中での油分離について記載する。
一般に電動要素３の下側においては、冷凍機油を多量に含んだ冷媒ガスがあり、それが電動要素３を構成する回転子３ａと固定子３ｂの間の隙間や回転子３ａに構成された上下方向に連通する穴（図示せず）を通って電動要素３の下側の冷媒ガスが電動要素３の上側に上昇し、回転子３ａの回転に伴う遠心力によって冷凍機油は外側に位置する固定子３ｂの方向に飛ばされることで分離され、回転子３ａの回転中心付近に開口している冷媒再吐出管７には、冷凍機油をほとんど含まない冷媒ガスが到達することになる。また、電動要素３の上方で分離された冷凍機油は、固定子３ｂの外周と密閉容器１の隙間より電動要素３の下方に戻る。従って、図１のように冷媒再導入管６の密閉容器１内での開口部を、圧縮要素２と電動要素３の間で、回転子３ａの外径よりも内側とすることにより、固定子３ｂの外周を通過して電動要素３の下側から上側に達する冷媒の流れが減少し、分離された冷凍機油が固定子３ｂの外周より電動要素３の下方に戻る機能を高めることで上記の油分離動作を確実に行うことができる。
【００２０】
上記の油分離の能力には、冷凍機油と冷媒の密度差が関係する。冷凍機油の密度は一般に８００〜１０００ｋｇ／ｍ3程度であり、高圧側の冷媒の密度は、温度によって大幅に異なり、概ね１００〜１０００ｋｇ／ｍ3程度となる。冷媒ガスが高温の時は密度が小さく、低温になると密度が大きく液体に近い状態となる。従来の給湯用圧縮機において、油分離を行う高圧側の冷媒ガスは、圧縮要素２から吐出された直後であるため十分に高温であり、冷媒の密度は小さく冷媒と冷凍機油との分離には有利であるが、本発明の構成においては、圧縮要素２から吐出された高圧の冷媒ガスは、ガスクーラ２０の高温側冷媒配管８０にて冷却されるため、油分離能力を確保するためには、ガスクーラ２０の高温側冷媒配管８０を経て冷媒再導入管６に戻る高圧側の冷媒ガスの温度に制限が必要となる。
【００２１】
図３は、冷媒ガスと冷凍機油の密度比（冷媒密度／油密度）と油循環量の関係の実験値である。図３より冷媒ガスと冷凍機油の密度比が概ね０．５以上になると、油循環量が大幅に増加する傾向があることがわかる。従って、ガスクーラ２０の高温側冷媒配管８０を経て冷媒再導入管６に戻る高圧の冷媒ガスの温度は、密度比が０．５以下となるように制限する必要がある。
【００２２】
前述のように、ガスクーラ２０内の高温側冷媒配管８０においては、冷媒ガス中に多量の冷凍機油を含む。ガスクーラ２０内においては、高温の冷凍機油も水との熱交換を行なうが、冷凍機油の比熱が冷媒ガスの比熱に比べて小さ目となると、加熱能力低下やそれに伴う給湯効率の低下が懸念される。
図４は、冷媒ガスと冷凍機油の温度と比熱の関係を示す。図４に示すように、温度が２０℃〜６０℃の間で冷媒ガスの比熱が大幅に上昇することがわかる。冷媒ガス中に多量の冷凍機油を含むことによる加熱能力の低下を防止するためには、冷媒ガスの比熱が大幅に上昇する温度帯では冷媒ガス中に冷凍機油をほとんど含まない状態とする必要がある。
図５は、冷媒ガスと水の熱交換をＴＨ線図上に表したものである。図５より冷媒ガスの比熱が急激に上昇する範囲の上限温度は、冷媒ガスと水の温度が再接近するピンチポイント温度に１０℃を加えた程度の温度となる。つまり、ガスクーラ２０の高温側冷媒配管８０の出口温度（≒冷媒再導入管温度）はピンチポイント温度よりも１０℃以上高温側であれば、加熱能力の低下を防止することができる。少なくともピンチポイント温度よりも高温であれば、加熱能力の大幅な低下を防止することができる。
【００２３】
本実施の形態の給湯用圧縮機は、圧縮要素２より吐出された高温の冷媒ガスは、吐出管５より密閉容器１外に吐出され、ガスクーラ２０内で高温側冷媒配管８０にて水配管７０の水との熱交換により冷却された後、冷媒再導入管６にて密閉容器１内に入るため、給湯用圧縮機１０の電動要素３を通過する冷媒ガスは、圧縮要素２より吐出された温度よりも低くなるため、低外気温の運転で圧縮要素２からの吐出ガス温度が高い状態であっても、電動要素３における冷媒ガス温度は低く、電動要素３に熱的な損傷を与えることがないため、低外気温においても給湯用圧縮機１０の吐出温度の高い運転が実現できるという効果がある。
【００２４】
また、本実施の形態の給湯用圧縮機は、冷媒再導入管６を圧縮要素２と電動要素３の間に配置したことで、電動要素３まわりにおける一般的な油分離手法により油分離することができるという効果がある。
【００２５】
また、本実施の形態の給湯用圧縮機は、冷媒再導入管６を回転子３ａの外径よりも内側に開口させたので、油分離動作を確実に行なうことができるという効果がある。
【００２６】
また、本実施の形態の給湯サイクル装置は、冷媒再導入管６（冷媒再導入管６に向かうガスクーラ２０出口）における冷媒ガス密度を油密度の５０％以下とすることにより、給湯用圧縮機１０において油分離能力を確保することができる。
【００２７】
また、本実施の形態の給湯サイクル装置は、冷媒再導入管６における冷媒ガス温度をピンチポイント温度以上とすることで、多量の冷凍機油を含んだ冷媒ガスをガスクーラ２０の高温側冷媒配管８０に流しても、水配管７０の水を加熱する加熱能力の低下がほとんどなく、良好な性能を維持できるという効果がある。
【００２８】
また、本実施の形態の給湯サイクル装置は、冷媒再導入管６を圧縮要素２と電動要素３の間に配置したことで、密閉容器1内に再導入された冷媒ガスは、電動要素３を通過して冷媒再吐出管７に達するため、電動要素３にて発生した熱は冷媒ガスに移動し、電動要素３を冷却する効果がある。
【００２９】
実施の形態２．
図６は、本発明の実施の形態２を示す冷媒回路の構成を示す。実施の形態１においては、ガスクーラ２０内において、低温側冷媒配管９０と高温側冷媒配管８０は互いにラップすることなくそれぞれ低温側の水配管７０と高温側の水配管７０と熱交換するように構成されていたが、本実施の形態においては低温側冷媒配管９０と高温側冷媒配管８０の一部をラップさせた例を示す。本実施の形態では、低温側冷媒配管９０は高温側冷媒配管８０の一部とラップする形となっているが、高温側冷媒配管８０の全域とラップする形であってもよい。また、吐出管５と冷媒再導入管６の近傍には両者の冷媒を熱交換する冷媒−冷媒熱交換機５０を配置し、吐出管５の冷媒吐出温度と冷媒再吐出管７の冷媒吐出温度の差を小さくしている。尚、冷媒―冷媒熱交換機５０はなくても本構成は成立する。また、冷媒―冷媒熱交換機５０は吐出管５と冷媒再吐出管７との間で熱交換してもよい。その他の構成は、実施の形態１と同様である。
【００３０】
図７は、ガスクーラ２０内で、高温側冷媒配管８０と低温側冷媒配管９０とがラップしてそれぞれの冷媒が水配管７０の水と熱交換することを説明するためのＴＨ線図である。図７（ａ）は高温側冷媒配管８０と低温側冷媒配管９０がラップしない場合を示し、図７（ｂ）は高温側冷媒配管８０と低温側冷媒配管９０がラップする場合を示す。尚、説明を簡単にするために、本実施の形態では冷媒―冷媒熱交換機５０の効果により、ガスクーラ２０の高温側冷媒配管８０入口と低温側冷媒配管９０入口の温度が同等となったとものとして説明する。
一般に、冷媒ガスと水の熱交換の効率は、両者の温度差が少ない方が熱交換効率はよくなるが、冷媒ガスと水の温度による比熱の変化が異なるため、たとえ電熱性能に優れたガスクーラであっても図７（ａ）のＡ、Ｂに示す部分では冷媒ガス温度と水温の差が生じ熱交換効率は悪化する傾向となる。図７（ｂ）においては、冷媒ガス温度と水温の差が大きいＡ部において高温側冷媒配管８０と低温側冷媒配管９０がラップしている構成となるため、この部分では実質の冷媒流量が２倍となっており、ＴＨ線図上での水の傾きは２倍となる。これにより、冷媒ガスと水の温度差が小さくなり、Ａ部の面積は減少し熱交換効率を高めることができる。これにより、ガスクーラ２０の熱交換効率が改善され、給湯サイクルの効率を改善する効果がある。
【００３１】
しかし、上記の構成を実施するためには温度的な制約があり、低温側冷媒配管９０の入口の冷媒温度は同部分の水の温度より所定温度以上高い必要がある。冷媒温度の方が低いと、熱は水から冷媒ガスに移動する形となり、ロスを生じてしまう。実際に高温側冷媒配管８０と低温側冷媒配管９０がラップする効果を得るためには、低温側冷媒配管９０入口の冷媒ガス温度は同部分の水の温度より高い温度、例えば、水の沸き上げ温度以上または水の温度より５℃以上高い温度とする。
【００３２】
上記制約のある中で低温側冷媒配管９０と高温側冷媒配管８０のラップ量を大きめにするためには低温側冷媒配管９０の入口温度を高める必要がある。冷媒―冷媒熱交換機５０により吐出管５と冷媒再導入管６の間で熱交換するため、低温側冷媒配管９０の入口温度を高めることができ、高温側冷媒配管８０と低温側冷媒配管９０のラップ量を大きくすることができ性能改善効果を高めることができる。
【００３３】
本実施の形態の給湯サイクル装置においては、ガスクーラ２０内の低温側冷媒配管９０は高温側冷媒配管８０の一部または全部とラップする配置とするので、水配管７０との熱交換効率を高めることができる。
【００３４】
また、本実施の形態の給湯サイクル装置においては、低温側冷媒配管９０のガスクーラ２０入口における冷媒温度は、低温側冷媒配管の入口側と熱交換する水配管７０の水温度より所定の温度以上高いようにしたので、水配管７０の水から冷媒ガスへと熱が移動することがなく、熱ロスを防止できる。
【００３５】
また、本実施の形態の給湯サイクル装置においては、吐出管５近傍の出側の高温側冷媒配管８０と冷媒再導入管６近傍の入り側の高温側冷媒配管８０との冷媒同士が熱交換する熱交換装置５０を有するので、入り側の高温側冷媒配管８の冷媒の温度を上げることができ、ガスクーラ２０において熱ロスが生じるのを防止できる。
【００３６】
また、本実施の形態の給湯サイクル装置においては、吐出管５近傍の出側の高温側冷媒配管８０と冷媒再吐出管７近傍の出側の低温側冷媒配管９０との冷媒同士が熱交換する熱交換装置５０を有するので、出側の低温側冷媒配管９０の冷媒の温度を上げることができ、ガスクーラ２０において熱ロスが生じるのを防止できる。
【００３７】
発明の実施の形態３．
本発明の実施の形態２に示した、ガスクーラ２０内での低温側冷媒配管９０と高温側冷媒配管８０とのラップする構成は、外気温が低いほど効率改善効果が大きくなるが、高外気温においては吐出管５の温度が水の沸き上げ温度に近くなり、ラップ部を設けることによりロスになるケースがある。
図８は、本実施の形態３の冷媒回路の構成を示す。図において、ガスクーラ２０内で、高圧側冷媒配管８０の途中から分岐し、ガスクーラ２０外の冷媒再導入管６に向かう高圧側冷媒配管８０に接続するバイパス配管８０ａを設ける。また、この接続部にバルブである切替弁８０ｂを配置し、バイパス配管８０ａをバルブ操作により選択的に冷媒再導入管６と接続できるようにする。その他の構成は、実施の形態２と同様である。
【００３８】
次に、動作について説明する。外気温が高いときは、吐出温度がそれほど上昇せず、吐出管５の冷媒の温度と水の沸き上げ温度の差が小さくなるため、高温側冷媒配管８０の出口はバイパス配管８０ｂを選択し、高圧側配管８０と低圧側配管９０をラップさせることによるロスを防止する。
一方、外気温が低いときは、吐出圧力は上がらないが吐出温度は大幅に上昇する傾向があるため、高温側冷媒配管８０の区間を長めに取っても高温側冷媒配管８０出口部の温度は沸き上げ温度以上である。従って、高圧側配管８０の長さを長くした方がよく、末端部８０ａまで冷媒を流した方が効率改善効果は大きく、また本発明の主目的である冷媒再導入管６の温度を低減する効果も大きくなる。
【００３９】
本実施の形態の給湯サイクル装置によれば、高温側冷媒配管８０は、ガスクーラ２０内において途中から分岐し、ガスクーラ２０外の冷媒再導入管６に戻る高温側冷媒配管８０に接続するバイパス配管８０ａを有し、バルブ操作によりガスクーラ２０からの出口を切換えることにより、低温側冷媒配管９０と高温側冷媒配管８０とのラップ配置の有無を選択可能とするので、外気温の高低によりバルブ操作によりガスクーラ２０からの出口を切換えラップあり、なしを選択でき、熱ロスを防止し、熱交換効率を改善できる。
【図面の簡単な説明】
【００４０】
【図１】本発明の実施の形態１における給湯用圧縮機の構成を示す断面図である。
【図２】図１の給湯用圧縮機を使用した給湯サイクルの構成を示す図である。
【図３】冷媒ガス密度／冷凍機油密度と油循環量との関係を示す図である。
【図４】温度と冷媒ガスの比熱及び冷凍機油の比熱とを示す図である。
【図５】冷媒と水の熱交換を示すＴＨ線図である。
【図６】本発明の実施の形態２における給湯サイクルの構成を示す図である。
【図７】本発明の実施の形態２における冷媒と水の熱交換を示すＴＨ線図である。
【図８】本発明の実施の形態３における給湯サイクルの構成を示す図である。
【図９】水温を５℃から９０℃に沸き上げるのに必要な外気温度と吐出温度との関係を示す図である。
【符号の説明】
【００４１】
１  密閉容器、２  圧縮要素、３  電動要素、３ａ  回転子、４  吸入管、５  吐出管、６  冷媒再導入管、７  冷媒再吐出管、１０  給湯用圧縮機、２０  ガスクーラ、３０  膨張弁、４０  蒸発器、５０  熱交換装置、７０  水配管、８０  高温側冷媒配管、８０ａ  バイパス配管、８０ｂ  バルブ、９０  低温側冷媒配管。
【図１】
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【図２】
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【図３】
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【図４】
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【図５】
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【図６】
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【図７】
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【図８】
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【図９】
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