(57)【要約】【課題】  ヒートポンプサイクルを用いた冷媒循環装置に高圧シェル方式の密閉形圧縮機を使用した場合でも、加熱流体に対する加熱能力を低下させることなく、吐出冷媒ガス温度を電動機や潤滑油に不具合の発生しない程度の温度に低減させる冷媒循環装置を提供することを目的とする。【解決手段】  ヒートポンプサイクルと、高温冷媒との熱交換により加熱流体を加熱する放熱器と、高圧シェル方式の密閉形圧縮機と、密閉容器内部に形成された潤滑油を貯める油溜めと、この油溜めから放熱器を通過し、その後絞り機構を経て密閉形圧縮機の入口となる吸入側へ戻る潤滑油循環回路とを備え、潤滑油循環回路に油溜めの潤滑油を高低圧の圧力差によって循環させ、潤滑油を放熱器へ導き、冷媒と共に加熱流体と熱交換させて潤滑油を冷却した後絞り機構により減圧させ、密閉形圧縮機の入口となる吸入側に潤滑油を供給することを特徴とする。【選択図】        図１
2006105458.tif 000002
【特許請求の範囲】
【請求項１】
冷媒を循環させるヒートポンプサイクルと、
このヒートポンプサイクルに設置され、該ヒートポンプサイクルを流れる高温冷媒との熱交換により加熱流体を加熱する放熱器と、
前記ヒートポンプサイクルに設けられ、密閉容器を有し、該密閉容器内部の圧力雰囲気が吐出圧力となる高圧シェル方式の密閉形圧縮機と、
この密閉形圧縮機の前記密閉容器内部に形成され、該密閉形圧縮機の各摺動部を潤滑するための潤滑油を貯める油溜めと、
この油溜めから前記放熱器を通過し、その後絞り機構を経て前記密閉形圧縮機の入口となる吸入側へ戻る、前記ヒートポンプサイクルとは別の潤滑油循環回路と、
を備え、該潤滑油循環回路に前記油溜めの潤滑油を高低圧の圧力差によって循環させ、前記潤滑油を前記放熱器へ導き、冷媒とともに加熱流体と熱交換させて潤滑油を冷却し、その後前記絞り機構により減圧させ、前記密閉形圧縮機の入口となる吸入側に前記潤滑油を供給することを特徴とする冷媒循環装置。
【請求項２】
前記絞り機構を開度調整可能な電磁弁とし、該電磁弁の開度を調整することで、前記潤滑油循環回路を循環する前記潤滑油の量を調整し、前記密閉形圧縮機の吸入側に供給する前記潤滑油の量を制御することを特徴とする請求項１記載の冷媒循環装置。
【請求項３】
前記ヒートポンプサイクルは、吐出側の配管に吐出冷媒ガス温度を検知する吐出冷媒ガス温度検知手段、又は前記密閉容器の外壁に密閉容器温度を検知する密閉容器温度検知手段の少なくも１つを有し、該温度検知手段から得られる前記吐出冷媒ガス温度又は前記密閉容器温度の情報を因子として、前記電磁弁の開度を調整することを特徴とする請求項２記載の冷媒循環装置。
【請求項４】
前記密閉形圧縮機は可変速対応の圧縮機とし、該圧縮機の運転回転数の情報を因子として、前記電磁弁の開度を調整することを特徴とする請求項２記載の冷媒循環装置。
【請求項５】
運転圧力である吐出圧力及び吸入圧力の情報を因子に加え、前記電磁弁の開度を調整することを特徴とする請求項３記載の冷媒循環装置。
【請求項６】
前記密閉形圧縮機は可変速対応の圧縮機とし、該圧縮機の運転回転数の情報と、運転圧力である吐出圧力および吸入圧力の情報の複数因子により、前記電磁弁の開度を調整することを特徴とする請求項２記載の冷媒循環装置。
【請求項７】
前記密閉形圧縮機の運転回転数の情報を因子に加え、前記電磁弁の開度を調整することを特徴とする請求項５記載の冷媒循環装置。
【請求項８】
前記潤滑油循環回路は、前記放熱器を冷媒が通過する範囲に対して一部の範囲だけ放熱器を通過することを特徴とする請求項１記載の冷媒循環装置。
【請求項９】
前記潤滑油循環回路を循環し、密閉形圧縮機の吸入側に供給される潤滑油の量を、冷媒に対する重量割合で１０から２０％の範囲とすることを特徴とする請求項１〜８のいずれかに記載の冷媒循環装置。
【請求項１０】
前記密閉形圧縮機は内部にフィルターを有するアキュームレータを保有し、前記潤滑油循環回路を循環した潤滑油を吸入側へ戻す位置を前記アキュームレータの上流側とすることを特徴とする請求項１〜９のいずれかに記載の冷媒循環装置。
【請求項１１】
前記冷媒として超臨界冷媒である二酸化炭素を使用し、前記加熱流体は水である給湯用のシステムであることを特徴とする請求項１〜１０のいずれかに記載の冷媒循環装置。
【請求項１２】
密閉容器内部の圧力雰囲気が吐出圧力となる高圧シェル方式であって、前記密閉容器の底部の油溜めに潤滑油を貯留する密閉形圧縮機において、
一方が前記油溜め内の前記潤滑油に開口し、他方が前記密閉容器の外部に開口し、前記潤滑油を前記油溜めから前記密閉容器の外部へ導出する潤滑油導出管を前記密閉容器の底部に設け、前記他方の外部への開口部の位置を、前記油溜め内の潤滑油の油面よりも高い位置とすることを特徴とする密閉形圧縮機。
【発明の詳細な説明】
【技術分野】
【０００１】
この発明は給湯用などに使用されるヒートポンプサイクルを用いた冷媒循環装置及びその冷媒循環装置に用いられる密閉形圧縮機に関するものである。
【背景技術】
【０００２】
近年、ＣＯ２などの高圧側圧力が臨界点を越える超臨界冷媒を冷媒として使用したヒートポンプサイクルを利用し、加熱流体である水を所定温度まで加熱させる給湯用冷媒循環装置が商品化されている。このヒートポンプサイクルの構成要素の１つとして、冷媒を高温高圧に圧縮する密閉形圧縮機があるが、この圧縮機の密閉容器内の底部には、圧縮機の摺動部を潤滑するための潤滑油が貯溜されており、ポンプや圧力差を利用して密閉容器内の底部に在る潤滑油を汲み上げ、圧縮機の駆動軸に軸方向に設けられた油穴などを通して、圧縮機内部の各摺動部に潤滑油が供給されている。潤滑油は通常、摺動部を潤滑した後は再度、密閉容器内部の油溜めに戻される。ＣＯ２を冷媒として使用した場合、圧縮機の吐出圧力と吸入圧力の差圧、所謂高低圧差が非常に大きいため、上記潤滑油を圧縮室内部に供給し、圧縮室２４のシール性を向上させ、圧縮室内での高圧側から低圧側への冷媒の洩れによる効率低下を防止する手段が取られる場合がある。
【０００３】
圧縮室２４に潤滑油を供給する場合、圧縮された冷媒と共に、供給された潤滑油も吐出冷媒ガスと共に圧縮室２４より吐き出されるが、この潤滑油が冷媒と圧縮機内部で分離できないと、吐出冷媒ガスと共に圧縮機の吐出管からこの吐出管に接続されるヒートポンプサイクルの配管に流出し、サイクルを循環してしまう。一般にこれを圧縮機の油上がりと呼んでいるが、この圧縮機油上がりによるサイクルの潤滑油循環量が増加すると、放熱器や蒸発器での熱交換効率が低下するなどしてヒートポンプサイクル効率の低下が発生する。
【０００４】
また、サイクル内の潤滑油循環量が増加すれば、圧縮機内部の潤滑油量が減少し、最悪の場合、圧縮機内部の潤滑油が枯渇する問題が生じる。そのような状態になると、圧縮機内部の摺動部に潤滑油が供給されず、潤滑不良により摺動部に異常摩耗が生じたり、焼付いてロックし、圧縮機の運転が不能となる事態につながる。
【０００５】
圧縮機内部を吸入圧力雰囲気とする低圧シェル方式の圧縮機の場合は、油溜めや圧縮機の主軸を駆動する電動機が吸入圧雰囲気にあり、潤滑油や電動機の温度が高温の冷媒にさらされないという利点があるが、圧縮室内部に供給された潤滑油の全量が、吐出圧まで昇圧された冷媒ガスとともに圧縮機外部のサイクルへ流出してしまうため、油上がりによるサイクルの潤滑油循環量が非常に多くなり、圧縮機内部の潤滑油枯渇を招きやすい。
【０００６】
そこでサイクル中の圧縮機の下流に位置する高圧側に油分離器を設置し、この油分離器にて吐出ガスに含まれる潤滑油を分離して、分離された潤滑油を圧力差から毛細管を経て減圧させて低圧側に送り、冷媒の吸入ガスとともに再度圧縮機内部に供給し、圧縮機底部の油溜めに戻し、潤滑油の枯渇を防止している（例えば、特許文献１、特許文献２参照）。
【０００７】
しかしこの油分離器の設置は、部品点数が増えることになり、当然のごとくシステムのコストが上昇する。そこでＣＯ２冷媒を用いたシステムの設計に際しては、圧縮室内部に潤滑油を多く供給しても圧縮機内部で油分離ができ、油上がりを小さく抑えられる圧縮機を使用したいという要求がある。そこでその要求を満たす圧縮機として、発明者らは密閉容器内部が吐出圧力雰囲気である高圧シェル方式の密閉形圧縮機の使用を提案してきている。
【０００８】
高圧シェル方式の密閉形圧縮機では、圧縮室で圧縮された冷媒ガスが密閉容器内に吐出され、その後に密閉容器に設置された吐出管を経て吐出冷媒ガスをサイクルへと送り込むので、密閉容器内部で圧縮室から吐出された冷媒ガスが吐出管に到るまでの過程で、冷媒の流れる通路の構成や面積を変えることで、流れ方向や流速を変化させたり、主軸の回転の遠心力を利用したりなどする油分離手段を設けることができるためである。そのため、圧縮室に供給された潤滑油の全量を圧縮機外へ吐出せざるを得ない低圧シェル方式の密閉形圧縮機に比べ、高圧シェル方式は大幅に油上がりを低減させることができる圧縮機なのである。
【特許文献１】特開２０００−２７４８４４号公報
【特許文献２】特開２００１−３０４７０１号公報
【発明の開示】
【発明が解決しようとする課題】
【０００９】
ところが上記のように油上がりの小さい高圧シェル方式の密閉形圧縮機を用いた場合、密閉容器内部を高温の吐出冷媒ガスが満たすことで、密閉容器内部に位置する駆動用の電動機や油溜め内の潤滑油が、高温の冷媒ガスにさらされることになり、そのことに起因するいくつかの問題点が生じる。
【００１０】
特にＣＯ２を冷媒として使用した寒冷地向の給湯用冷媒循環装置では、環境条件によっては、吐出ガス温度を１５０℃程度まで上昇させないと所定の温度（例えば９０℃）の温水が所定量得られない場合など、吐出ガス温度が高温となる。
【００１１】
このような高温の吐出冷媒ガスに電動機がさらされると、電動機固定子の巻線抵抗が増すことで、電動機効率が低下したり、電動機固定子に使用されているポリエチレンテレフタレート（ＰＥＴ）やポリエチレンナフタレート（ＰＥＮ）などの樹脂製の絶縁材料の劣化が促進され、場合によってはそれらが抽出され、冷媒とともにシステム内を移動し、細管部やフィルター部に堆積し、目詰まりを起こし、システムの効率低下や最悪の場合には運転不可となる問題がある。
【００１２】
また、電動機回転子に磁石を内蔵した直流ブラシレスモータでは、磁石の磁束密度が低下して電動機の効率が低下したり、さらにその磁石に希土類磁石を用いた場合には、高温により磁石が減磁してしまうという問題点が生じる。
【００１３】
また、同様に高温の冷媒ガスに油溜め内の潤滑油がさらされることで、潤滑油の熱劣化が促進され、潤滑性の低下や、スラッジと呼ばれる不純物の析出やそのスラッジの細管部やフィルター部への堆積によるシステム経路が目詰まりするという問題点が生じる。
【００１４】
一方で運転圧力を制御し、圧力に制限をかけて吐出ガス温度の上昇を防ごうとした場合には、十分な水の加熱能力が得られないことになったり、密閉形圧縮機をファンなどで外部から冷却し、吐出ガス温度を下げようとすれば、エネルギーの損失につながるし、同様に十分な水の加熱能力が得られないことになる。
【００１５】
この発明は上記のような問題点を解決するためになされたもので、給湯用などに使用されるヒートポンプサイクルを用いた冷媒循環装置に高圧シェル方式の密閉形圧縮機を使用した場合でも、水などの加熱流体に対する加熱能力を低下させることなく、吐出冷媒ガス温度を電動機や潤滑油に不具合の発生しない程度の温度に低減させる冷媒循環装置及びその冷媒循環装置に使用するための密閉形圧縮機を提供することを目的とする。
【課題を解決するための手段】
【００１６】
この発明に係る冷媒循環装置は、冷媒を循環させるヒートポンプサイクルと、このヒートポンプサイクルに設置され、ヒートポンプサイクルを流れる高温冷媒との熱交換により加熱流体を加熱する放熱器と、ヒートポンプサイクルに設けられ、密閉容器を有し、密閉容器内部の圧力雰囲気が吐出圧力となる高圧シェル方式の密閉形圧縮機と、この密閉形圧縮機の密閉容器内部に形成され、密閉形圧縮機の各摺動部を潤滑するための潤滑油を貯める油溜めと、この油溜めから放熱器を通過し、その後絞り機構を経て密閉形圧縮機の入口となる吸入側へ戻る、ヒートポンプサイクルとは別の潤滑油循環回路とを備え、潤滑油循環回路に油溜めの潤滑油を高低圧の圧力差によって循環させ、潤滑油を放熱器へ導き、冷媒とともに加熱流体と熱交換させて潤滑油を冷却し、その後絞り機構により減圧させ、密閉形圧縮機の入口となる吸入側に潤滑油を供給することを特徴とする。
【発明の効果】
【００１７】
この発明に係る冷媒循環装置は、上記構成により、油溜めの高温の潤滑油の放熱を水の加熱に利用するので、加熱流体への加熱能力を低下させることなく、冷媒の吐出ガス温度を下げることができる。そのため高温の吐出冷媒ガスに起因した電動機効率の低下や、電動機固定子に使用されている絶縁材料の劣化、また油溜め内の潤滑油の熱劣化による潤滑性の低下やスラッジと呼ばれる不純物の析出を防止できる効果がある。
【発明を実施するための最良の形態】
【００１８】
実施の形態１．
図１〜４は実施の形態１を示す図で、図１はヒートポンプサイクルを用いた給湯用冷媒循環装置の構成を示す概略図、図２は冷媒循環装置に使用される高圧シェル方式の密閉形圧縮機の縦断面図、図３は同密閉形圧縮機の横断面図、図４は第２絞り機構にキャピラリーチューブを使用した給湯用冷媒循環装置の構成を示す概略図である。
【００１９】
図１のヒートポンプサイクルを用いた給湯用冷媒循環装置では、冷媒としては超臨界冷媒であるＣＯ２（二酸化炭素）を使用している。ヒートポンプサイクルに使用される密閉形圧縮機１は、図２、３に示すように、密閉容器１０内部の上部に駆動用の電動機１１（固定子１１ａ、回転子１１ｂを有する）を、密閉容器１０内部の下部に冷媒を圧縮する圧縮機構部１２を配置したロータリ圧縮機である。密閉形圧縮機１は、吸入管１３から直接圧縮機構部１２に形成される吸入室２２に直接吸入冷媒ガスを吸い込み、電動機１１によって主軸１４に駆動力を付与し、これによりローリングピストン２３を偏心回転運動させ、圧縮室２４の容積を減じさせていくことで、冷媒ガスを必要な吐出圧力まで圧縮し、高温高圧な吐出冷媒ガスを圧縮室２４から密閉容器１０内部へと吐出するものである。このように密閉容器１０内部は、吐出冷媒ガスで満たされ、その圧力雰囲気は吐出圧力となる。このような形式の密閉形圧縮機は一般に高圧シェル方式と呼ばれ、本発明のヒートポンプサイクルに使用する密閉形圧縮機１は、この高圧シェル方式の圧縮機である。
【００２０】
密閉形圧縮機１の密閉容器１０内部の底部は油溜め１５となっており、ここに主軸１４を半径方向に支持する軸受などの密閉形圧縮機１の各摺動部を潤滑する潤滑油が貯留されている。油溜め１５内の潤滑油の上面は、所謂油面１５ａである。潤滑油は密閉容器１０内部の高圧と吸入圧力との圧力差や主軸１４の回転による遠心作用によって、図示しない主軸１４に軸方向に設けられる油穴を通って各摺動部に供給される。なおその他に、主軸１４の回転を利用してトロコイドポンプなどの機械式ポンプを駆動して、潤滑油を汲み上げるものもある。摺動部に供給された潤滑油は、各摺動部を潤滑した後、再び油溜め１５に戻される。
【００２１】
ＣＯ２冷媒が循環するヒートポンプサイクル１００は、所謂ヒートポンプサイクルで、低圧の冷媒を高圧の冷媒に圧縮する高圧シェル方式の密閉形圧縮機１の他に、冷媒が高圧である側に位置する放熱器２、冷媒を高圧から低圧に減圧する第１絞り機構３、低圧側に位置する蒸発器４によって構成される。密閉形圧縮機１によって高温高圧に圧縮され、吐出管１６によりサイクルに吐出された冷媒ガスが放熱器２にて、水配管２００を流れる水と熱交換し、水は所定の温度まで加熱される。加熱された温水は図示しない給湯タンクに貯留され、使用者の必要に応じて随時給湯タンクより取り出される。尚、図１に示すように、冷媒の流れ方向と水配管２００内を流れる水の流れる方向は反対で、放熱器２内部で互いが対向する流れとなるように構成されている。
【００２２】
第１絞り機構３は、リニア膨張弁で構成され、運転条件に応じて電気信号により開度が調整され、放熱器２にて水との熱交換を終えた高圧であるが低温となったＣＯ２冷媒を、低圧な冷媒へと減圧させる。そしてＣＯ２冷媒は、その後蒸発器４にて大気と熱交換することで蒸発する。但し、必ずしも常に冷媒が１００％全てガス化するわけではなく、条件によっては蒸発器４を出た後でも気液混合の２相冷媒の状態の場合もある。
【００２３】
密閉形圧縮機１が吸入冷媒を直接圧縮室２４に取り込む高圧シェル方式であるため、吸入冷媒に液冷媒が大量に混合されていると、液圧縮により圧縮機にダメージを与える場合がある。このため、密閉形圧縮機１には、冷媒が圧縮室２４に取り込まれる手前の位置に余剰液冷媒を一時的に貯留するアキュームレータ１７（内部にフィルター１７ａを有する）が設置されており、ここで冷媒の気液を分離して、ガス冷媒のみを圧縮室２４に取り込ませるようにしている。アキュームレータ１７は、密閉容器１０に溶接固定されたホルダー１８に溶接されることで、密閉形圧縮機１と一体に固定される。
【００２４】
次ぎに、この発明の特徴である潤滑油循環回路３００について説明する。潤滑油循環回路３００は、密閉形圧縮機１の油溜め１５の潤滑油内に開口し、ここを起点として、ヒートポンプサイクル１００の放熱器２を冷媒の通る配管とは別の配管で通過し、その後第２絞り機構５を経て、密閉形圧縮機１の吸入管１３に接続され、ここを終点とする回路構成となっている。油溜め１５は吐出圧力雰囲気下に置かれ、吸入管１３は吸入冷媒ガスが通る吸入圧力雰囲気であるため、ここに圧力差が生じ、油溜め１５内の潤滑油はその圧力差により、この潤滑油循環回路３００を油溜め１５から吸入管１３に向かって流れる。
【００２５】
油溜め１５から潤滑油循環回路３００へ流れる潤滑油は、放熱器２にて、ヒートポンプサイクル１００を流れる冷媒と同様に水配管２００の水と熱交換し、水に熱を奪われることでその温度（油温）を下げる。一方水は冷媒だけでなく潤滑油から奪った熱量によっても加熱される。潤滑油の流れ方向は、冷媒と同様に、放熱器２の内部で水の流れと対向する方向となるように構成する。油温を下げた潤滑油は、第２絞り機構５により吸入圧力まで減圧され、吸入管１３へと供給される。
【００２６】
吸入管１３へ供給された潤滑油は、そのまま吸入冷媒ガスと共に圧縮室２４に取り込まれ、ここで高低圧力差の大きいＣＯ２冷媒のリークを防ぐシール効果を発揮する。ロータリ圧縮機の場合、圧縮途中や圧縮室２４から吐出工程中の高圧側の圧縮室２４からの、吸入冷媒ガスの吸い込み工程にある低圧側の吸入室２２への高圧冷媒のリーク、あるいは密閉容器１０内部の圧縮室２４から吐出された吐出冷媒ガスの圧縮室２４および吸入室２２へのリークが存在する。これらのリークを、潤滑油循環回路３００を経て圧縮室２４へと供給された潤滑油が圧縮室２４の半径方向隙間や端面間の軸方向隙間をシールすることで大幅に低減することができ、圧縮機の効率が向上する。
【００２７】
さらに潤滑油循環回路３００を経た潤滑油は、放熱器２で水と熱交換されてその油温を下げているため、油溜め１５にある吐出冷媒ガス温度に近い温度の潤滑油が供給される場合と異なり、低温の潤滑油が圧縮室２４に供給されることになる。そして潤滑油は非圧縮性であるため、圧縮される冷媒から低温の潤滑油が熱を奪うことなり、冷媒の吐出ガス温度を低減させることができる。
【００２８】
圧縮室２４に供給された低温の潤滑油は冷媒から熱量を奪い、冷媒の吐出ガス温度を低減させ、ミスト状に吐出冷媒ガスと共に圧縮室２４から密閉容器１０内部に吐出され、吐出管１６からヒートポンプサイクル１００へ冷媒が吐き出されるまでの密閉容器１０内での流れの中で、冷媒から分離され、油溜め１５に戻る。密閉容器１０内での圧縮室２４から吐出された冷媒と潤滑油の分離をより促進させ、ヒートポンプサイクル１００に潤滑油が流出してしまう油上がりを極力少なくするために、図示していないが、電動機１１の固定子１１ａの積層鋼板に軸方向に設けた風穴や、積層鋼板の外周切欠き（コアカット部）といった吐出管１６に向かう吐出冷媒ガスの通路の面積を拡大しその吐出冷媒ガスの流速を下げたりしている。
【００２９】
また、電動機１１の回転子１１ｂの上部に羽根や反電動機側に開口したカップ２１を固定し、回転子１１ｂの回転によるこれら羽根やカップ２１の遠心力により潤滑油の混合冷媒ガスを半径方向に流速を持たせ、その時冷媒ガスと潤滑油の密度差から潤滑油を分離したりする油上がり防止対策が密閉形圧縮機１には盛り込まれている。これらの油上がり防止対策により、圧縮室２４に供給した潤滑油のヒートポンプサイクル１００への流出を防止している。
【００３０】
冷媒の吐出ガス温度を低減させることができるので、発明が解決しようとする課題の欄で述べた種々の問題点が解消できる。即ち、電動機効率の低下や、電動機固定子に使用されている絶縁材料の劣化を防止できる。また、電動機１１を直流ブラシレスモータとして磁石に希土類磁石を用いた場合でも、磁石の減磁が防止できる。このことは別の観点でみると、従来は高い吐出ガス温度に対応できるような、グレードが高い絶縁材料や希土類磁石を使用していたが、本発明に用いる電動機では、それらのグレードを低下させたり、希土類磁石の体積を減じることができることとなるので、密閉形圧縮機１のコスト低減の効果が得られる。
【００３１】
また、油溜め１５内の潤滑油の熱劣化による潤滑性の低下やスラッジと呼ばれる不純物の析出が防止できる。そして吐出冷媒ガス温度の低減は、吐出ガスを内包する密閉容器１０の温度を低減させることにもなるので、密閉容器１０と外気との温度差が縮小され、密閉容器１０から外気への放熱の減少につながる。密閉容器１０からの外気への放熱は熱量ロスであるため、この減少はシステムの断熱効率の向上となり、加熱能力が増加する。
【００３２】
冷媒吐出ガス温度が低減されることで、放熱器２での冷媒と水の熱交換量は減少し、ＣＯ２冷媒自身の放熱器２での水の加熱能力は低下することになるが、油溜め１５の高温の潤滑油の放熱を水の加熱に利用しているので、本給湯システムの全体的な水の加熱能力が従来に比べ低下することない。冷媒の吐出ガス温度を低減しても、潤滑油の熱量を破棄せずに水の加熱に利用するため、システム加熱能力は従来同様に維持できるのである。
【００３３】
潤滑油循環回路３００の第２絞り機構５は、最も安価に構成する場合として、ここではキャピラリーチューブ５ａを使用する（図４に示す）。但し、キャピラリーチューブ５ａを使用すると、潤滑油流路の抵抗値が常に一定となるため、吐出圧力と吸入圧力の差圧によってのみ、潤滑油の循環量が決定される。運転条件の変化すなわち吐出圧力と吸入圧力の差圧が変化のみが、潤滑油循環回路３００を循環する潤滑油の循環量の変化をもたらすことになる。差圧が大きければ潤滑油循環量が増加する。基本的に差圧が大きければ、シールに必要な油量も多く必要となるので、密閉形圧縮機１が一定速度（回転数５０Ｈｚまたは６０Ｈｚ）で運転される一定速機であれば、第２絞り機構５はキャピラリーチューブ５ａで構成すればよく、それによって本給湯システムのコストを安価に抑えることができる。
【００３４】
上述の実施の形態の冷媒循環装置は、密閉形圧縮機１を高圧シェル方式の圧縮機とし、ヒートポンプサイクル１００（冷媒循環回路）とは別個の潤滑油循環回路３００を構成し、密閉形圧縮機１の油溜め１５の潤滑油を圧力差によって放熱器２へ導き、冷媒とともに加熱流体と熱交換させて潤滑油を冷却し、その後で第２絞り機構５により減圧させ、密閉形圧縮機１の入口となる吸入管１３に潤滑油を供給する構成とし、油溜め１５の高温の潤滑油の放熱を水の加熱に利用するので、加熱流体への加熱能力を低下させることなく、冷媒の吐出ガス温度を下げることができる。そのため高温の吐出冷媒ガスに起因した電動機効率の低下や、電動機１１の固定子１１ａに使用されている絶縁材料の劣化、また油溜め１５内の潤滑油の熱劣化による潤滑性の低下やスラッジと呼ばれる不純物の析出が防止できる効果がある。
【００３５】
実施の形態２．
図５、６は実施の形態２を示す図で、図５はヒートポンプサイクルを用いた給湯用冷媒循環装置の構成を示す概略図、図６は圧縮室へ供給する潤滑油の冷媒に対する重量％と吐出ガス温度及び図示効率との関係を示す図である。尚、密閉形圧縮機１の説明には、電動機が異なるだけなので、実施の形態１の図２、３を用いる。
近年は、給湯用システムに使用される圧縮機も省エネルギーの観点から外気の状態に敏感に対応できるように、密閉形圧縮機１はインバータを使用した可変速機が使用される傾向にある。さらに密閉形圧縮機１の効率を高めるために、電動機には回転子にフェライト磁石や希土類磁石を内蔵した電動機効率の高い直流ブラシレスモータ３１を使用することもあり、実施の形態２として、密閉形圧縮機１は電動機に直流ブラシレスモータ３１を用いた可変速対応の圧縮機を用いる。但し、誘導機をインバータで駆動するものも含む。
【００３６】
密閉形圧縮機１が可変速対応の場合、第２絞り機構５にキャピラリーチューブ５ａを使用すると、吐出圧力と吸入圧力の圧力差のみでしか潤滑油循環量を変化させられないので、回転数の変化には対応できない。仮に５０Ｈｚや６０Ｈｚといった定格での運転時に最適となるような抵抗に調整したキャピラリーチューブ５ａを使用すると、低速運転時には１回転の時間が遅くなるため、圧縮室２４への潤滑油の供給量が過多になり、逆に高速運転時には供給量が過少となる。
【００３７】
圧縮室２４への潤滑油循環回路３００を経た低温の潤滑油供給量が過多となると、冷媒の吐出ガス温度の低減が大きくなり過ぎ、所定の水量を所定の温度まで加熱するのに必要な加熱能力が得られなくなる。また、圧縮室２４に取り込まれる冷媒と冷凍機油の混合体積のなかで冷凍機油の体積の占める割合が大きくなるので、圧縮機の体積効率が低下し、これによりヒートポンプサイクル１００の冷媒循環量が減少することで、水の加熱能力が低下する。さらに圧縮室２４からの吐出ガスの潤滑油油量が過剰であると、密閉容器１０内での冷媒との油分離が十分に行えず、油上がりが増加し、ヒートポンプサイクル１００の水と冷媒の熱交換を阻害し、加熱能力が低下するなどの問題が生じる。
【００３８】
また、逆に圧縮室２４への潤滑油の供給量が不足すると、冷媒の吐出ガス温度が下がらず、高温雰囲気に電動機や潤滑油がさらされることによる発明が解決しようとする課題の欄で述べた種々の問題点が解消されず、さらに圧縮室２４のシール効果が小さくなって、圧縮室２４の冷媒リークが増加し、圧縮機の図示効率が低下するので、システムの効率が低下する問題が生じる。
【００３９】
そこで実施の形態２は、密閉形圧縮機１に直流ブラシレスモータ３１を使用した可変速対応の圧縮機を使用し、潤滑油循環回路３００の第２絞り機構５には、電気信号によってその開度を調整できる電磁弁５ｂを使用する。そして圧縮機の運転回転数、および吐出圧力と吸入圧力の運転条件を制御因子として、電磁弁５ｂの開度を調整し、潤滑油循環回路３００を循環する潤滑油の循環量を最適化する。ここで潤滑油の最適循環量は、独立した２つの要因で決定する必要がある。１つは冷媒吐出ガス温度で、これが低すぎれば加熱能力が不足し、高すぎれば電動機や潤滑油に悪影響を与える。もう１つは圧縮室２４のシール性（図示効率）で、油量が少ないと洩れが多くなり図示効率が低下し、多すぎると体積効率が低下し加熱能力が不足する。
【００４０】
吐出冷媒ガス温度は吐出管１６や、吐出管１６に接続されるヒートポンプサイクル１００の配管の吐出管１６近傍に温度センサーなどの吐出冷媒ガス温度検知手段２０を取り付けることで、その情報を把握でき、それを電気信号に変換できるので、これを制御因子として、第２絞り機構５である電磁弁５ｂの開度調整に使用してもよい。また図示しないが、吐出冷媒ガス温度ではなく、温度検出を密閉容器１０の外壁に温度センサーなどの温度検知手段を設置し、密閉容器外壁温度を把握し、それを制御因子として、第２絞り機構５である電磁弁５ｂの開度調整に使用してもよい。
【００４１】
給湯サイクル実機への実装試験や圧縮機単体の試験によって、市場にて想定されるあらゆる環境下において、回転数の下限側の方が上限側より圧縮室２４への潤滑油供給量を多くしないと、洩れによる図示効率の低下が大きくなる傾向はあるものの、下限から上限まで全域に渡って、潤滑油循環回路３００を経て圧縮室２４へ供給する潤滑油の油量は、冷媒に対し重量割合で１０〜２０％の量が望ましいことが解った（図６参照）。これは、１つの圧縮室２４に取り込まれる冷媒の重量をＲ、潤滑油の重量をＸとしたときに、Ｘ／（Ｒ＋Ｘ）＝１０〜２０％が適正ということである。従って、第２絞り機構５の電磁弁５ｂの開度調整は、圧縮室２４に供給される潤滑油の油量が１０〜２０重量％となるように、運転回転数および運転圧力である吐出圧力と吸入圧力を、あるいはそれに加えて吐出ガス温度または密閉容器外壁温度を制御因子として、潤滑油循環回路３００を循環する潤滑油の循環量を調整する。
【００４２】
尚、必ずしも上記の物理量すべてを制御因子としなくてもよい。制御因子が少ない方がコストを安価にできるので、加熱能力維持を最重視して、特に吐出冷媒ガス温度または密閉容器外壁温度のみを制御因子としてもよいし、密閉形圧縮機１が一定速機の場合には、第２絞り機構５をキャピラリーチューブで構成して、圧縮室２４への潤滑油の供給量が適正になるようにできることから、運転回転数のみの情報で第２絞り機構５の電磁弁５ｂの開度を調整してもよい。また吐出圧力と吸入圧力の運転圧力を加えて、１つの物理量よりは精度を高くするために、運転圧力と吐出ガス温度または密閉容器外壁温度を制御因子としてもよいし、運転圧力と運転回転数を制御因子とすることでもよい。
【００４３】
潤滑油循環回路３００の第２絞り機構５の開度を圧縮機回転数や運転条件に応じて、開度調整のできる電磁弁５ｂとしたとことにより、可変速圧縮機に対応して、常に潤滑油循環回路３００を経て圧縮室２４へ供給される潤滑油の量を適正化できるので、水の加熱能力が低減してしまうほど吐出ガス温度を低下させてしまったり、その逆に供給油量が少なく吐出ガス温度が下がらなかったりすることなく、電動機や潤滑油にダメージを与えない適切な吐出ガス温度を維持できる。なお、冷媒循環回路すなわちヒートポンプサイクル１００単体での水の加熱量は、１５０℃程度まで冷媒の吐出ガス温度を上げていた従来ヒートポンプサイクルよりは低下しているが、潤滑油循環回路３００により、潤滑油の熱量を水の加熱に利用しているので、システム全体としてみれば、加熱能力は従来同様に維持できている。
【００４４】
尚、実施の形態１で潤滑油循環回路３００の第２絞り機構５にキャピラリーチューブを使用した場合でも、チューブ内径と長さで決まる抵抗値は、潤滑油循環回路３００を経て圧縮室２４へ供給される潤滑油の油量が１０〜２０重量％となるようにチューニングする。またコストは上昇するが、密閉形圧縮機１に一定速機を使用した場合にでも、第２絞り機構５に開度調整可能な電磁弁を使用して、潤滑油循環回路３００を循環する潤滑油の量を制御すれば、より圧縮室２４への供給油量がより精度の高い運転が可能となる。
【００４５】
尚、前記特許文献２には、オイルセパレータで分離した潤滑油を、オイルセパレータから放熱器を通って圧縮機に戻どすオイル還流通路を形成し、オイルセパレータから圧縮機に戻る潤滑油の熱量を放熱器で水の加熱に利用し、熱ロスの少ない高効率な温水システム得ることが記載されているが、本発明は、オイルセパレータを不要とすべく、圧縮室２４に潤滑油を供給しても油上がりを低く抑えることが可能な高圧シェル方式の密閉形圧縮機を使用し、加熱流体への加熱能力を低下させることなく、吐出ガス温度を低減させるために、その圧縮機の油溜めを起点とし、圧縮機吸入側を終点とする潤滑油循環回路を形成し、その潤滑油循環回路にて潤滑油の熱量を放熱器で水の加熱に利用するもので、さらには、潤滑油循環回路の絞り機構を開度調整可能とし、絞り機構の抵抗を調整することで潤滑油循環回路の潤滑油の循環量を調整して、圧縮室２４へ供給する潤滑油量を制御するもので、特許文献２とは異なるものである。
【００４６】
実施の形態３．
図７〜９は実施の形態３を示す図で、冷媒循環装置の構成を示す概略図である。
上記実施の形態１，２では、潤滑油循環回路３００の潤滑油と、ヒートポンプサイクル１００の冷媒の、放熱器２への入口と出口が同じになっていたが、潤滑油循環回路３００を経て圧縮室２４へ供給する潤滑油の油量を１０〜２０重量％にすることを重視すると、供給する潤滑油の温度を放熱器２での水との熱交換で低減させすぎてしまい、吐出ガス温度が下がりすぎてしまい、加熱能力が低下してしまう事態がシステムの容量によっては生じる場合がある。このような場合には、供給油量を１０％未満に低下させて、吐出ガス温度を適切な温度に上げることで加熱能力の回復を図ることは可能だが、このときは圧縮室内の潤滑油量が減るので、冷媒のリークが増加し、圧縮機の図示効率が低下してしまう。
【００４７】
このような給湯システムに対する潤滑油循環回路３００は、放熱器２の全体ではなく、放熱器２の任意の部分的な箇所のみを通るような構成にして、潤滑油の油温が過剰低下を防ぎ、適正な潤滑油温を得られるようにすればよい。例えば、図７に示すように潤滑油循環回路３００は、放熱器２の入口をヒートポンプサイクル１００と同じとして、ヒートポンプサイクル１００の放熱器２の出口よりも手前（入口寄り）で、放熱器２から離れてもよい。
【００４８】
また、図８に示すように、図７の逆で出口を共通として、潤滑油循環回路３００は放熱器２の途中から、すなわちヒートポンプサイクル１００の放熱器２の入口よりも後（出口寄り）から、放熱器２を通るように構成してもよい。
【００４９】
また、図９に示すように、入口も出口も共通とせず、潤滑油循環回路３００は放熱器２の途中から、すなわちヒートポンプサイクル１００の放熱器２の入口よりも後（出口寄り）から放熱器２を通るようにし、ヒートポンプサイクル１００の放熱器２の出口よりも手前（入口寄り）で、放熱器２から離れるように構成してもよい。
【００５０】
実施の形態４．
図１０は実施の形態４を示す図で、冷媒循環装置の構成を示す概略図である。
上記実施の形態１〜３では、潤滑油循環回路３００の終点、すなわち潤滑油循環回路３００を循環した潤滑油が密閉形圧縮機１の吸入側に供給される位置は、アキュームレータ１７と圧縮室２４をつなぐ吸入管１３であった。油温を低下させた潤滑油を供給することで、冷媒の吐出ガス温度を低下させるので、その潤滑油に密閉形圧縮機１から熱が与えられないように圧縮室２４により近い位置が望ましいので、その点で吸入管１３は最も相応しい位置であると言えるが、実施の形態４では、図１０に示すように、アキュームレータ１７の上流側のアキュームレータ１７近傍に位置する吸入側配管に、潤滑油循環回路３００を経た潤滑油を供給するように構成している。アキュームレータ１７の内部には、フィルター１７ａが設けられていて、ここで回路中の異物を除去することできる。
【００５１】
実施の形態４は、潤滑油循環回路３００を経た潤滑油をこのフィルター１７ａの上流側の吸入配管に供給するので、供給された潤滑油は、圧縮室２４に供給される前にアキュームレータ１７を通過することになり、その際フィルター１７ａを通過するので、潤滑油に混入された鉄粉や銅粉などの異物がここで除去できるので、圧縮室２４へのこれら異物の混入を防止でき、ローリングピストンの異物噛みによる密閉形圧縮機１のロック（運転停止）を防ぐことができる。
【００５２】
実施の形態５．
図１１、１２は実施の形態５を示す図で、図１１は２気筒のロータリ圧縮機の縦断面図、図１２はスクロール圧縮機の縦断面図である。
上記実施の形態に示した潤滑油循環回路３００は、密閉形圧縮機１の密閉容器１０内の底部にある油溜め１５より、密閉容器１０内部の高圧と、潤滑油循環回路３００の終点である吸入側との圧力差によって潤滑油循環回路３００内に潤滑油を導くものであるが、図２に示すように密閉形圧縮機１の密閉容器１０の外壁には、密閉容器１０内部の油溜め１５と潤滑油循環回路３００を接続する潤滑油導出管１９が設けられている。この潤滑油導出管１９は、一方を油溜め１５に開口しており、運転中に潤滑油の油面１５ａが低下しても確実に潤滑油内に開口されるように、なるべく底部に近い位置に取り付けられる。他方は、密閉容器１０の外部に開口しており、この他方の開口部１９ａを潤滑油循環回路３００の配管とロウ付などにより接続する。
【００５３】
ここで潤滑油導出管１９の密閉容器１０外部での開口部１９ａは、油溜め１５の油面１５ａより高い位置に配置する。本給湯システムが工場にて製作される際、密閉形圧縮機１には潤滑油が内部に封入されるが、この時の油面すなわち初期油面よりも高い位置に開口部１９ａを位置させる。この開口部１９ａに潤滑油循環回路３００の配管が接続されるまでは、開口部１９ａにはゴム栓などが圧入されている。本給湯システムの製作過程で、このゴム栓を取り外し、開口部１９ａに潤滑油循環回路３００の配管をロウ付するが、このゴム栓を抜いたときに、開口部１９ａがその時の油面１５ａよりも高い位置にあるので、開口部１９ａから潤滑油がこぼれ出してしまうということはなく、流出による封入潤滑油量の不足といった事態は発生することなく、またロウ付作業を安全にかつ衛生的に行うことができる。
【００５４】
尚、上記実施の形態はいずれも密閉形圧縮機１として、単気筒のロータリ圧縮機を使用したが、これに限らず、密閉容器の内部が吐出圧雰囲気となる高圧シェル方式の密閉形圧縮機であれば、単気筒ロータリ圧縮機に限らず、多気筒のロータリ圧縮機（一例を図１１に示す）や、またスクロール圧縮機（一例を図１２に示す）であっても構わないし、密閉容器の内部が吐出圧雰囲気でなくとも、差圧によって潤滑油循環回路を潤滑油が循環できるように、吸入圧力よりは高い中間圧力に維持する圧縮機であれば、本発明の構成を適用することで同様の効果が得られる。
【００５５】
また実施の形態の冷媒循環装置はＣＯ２冷媒を使用した給湯用システムであるが、この用途のみでなく、また他の冷媒であっても本発明の構成を適用でき、更に、フロンガスを冷媒として使用し、空調用途などに用いられる高圧側が超臨界圧力未満で、冷媒が凝縮する工程を有する一般的なヒートポンプサイクルに本発明の構成を適用させた場合でも、暖房能力を低下させることなく、吐出冷媒ガス温度を低下させる手段として有効である。
【図面の簡単な説明】
【００５６】
【図１】実施の形態１を示す図で、ヒートポンプサイクルを用いた給湯用冷媒循環装置の構成を示す概略図である。
【図２】実施の形態１を示す図で、冷媒循環装置に使用される高圧シェル方式の密閉形圧縮機の縦断面図である。
【図３】実施の形態１を示す図で、冷媒循環装置に使用される高圧シェル方式の密閉形圧縮機の横断面図である。
【図４】実施の形態１を示す図で、第２絞り機構にキャピラリーチューブを使用した給湯用冷媒循環装置の構成を示す概略図である。
【図５】実施の形態２を示す図で、ヒートポンプサイクルを用いた給湯用冷媒循環装置の構成を示す概略図である。
【図６】実施の形態２を示す図で、圧縮室へ供給する潤滑油の冷媒に対する重量％と吐出ガス温度及び図示効率との関係を示す図である。
【図７】実施の形態３を示す図で、冷媒循環装置の構成を示す概略図である。
【図８】実施の形態３を示す図で、冷媒循環装置の構成を示す概略図である。
【図９】実施の形態３を示す図で、冷媒循環装置の構成を示す概略図である。
【図１０】実施の形態４を示す図で、冷媒循環装置の構成を示す概略図である。
【図１１】実施の形態５を示す図で、２気筒のロータリ圧縮機の縦断面図である。
【図１２】実施の形態５を示す図で、スクロール圧縮機の縦断面図である。
【符号の説明】
【００５７】
１  密閉形圧縮機、２  放熱器、３  第１絞り機構、４  蒸発器、５  第２絞り機構、５ａ  キャピラリーチューブ、５ｂ  電磁弁、１０  密閉容器、１１  電動機、１１ａ  固定子、１１ｂ  回転子、１２  圧縮機構部、１３  吸入管、１４  主軸、１５  油溜め、１５ａ  油面、１６  吐出管、１７  アキュームレータ、１７ａ  フィルター、１８  ホルダー、１９  潤滑油導出管、１９ａ  開口部、２０  吐出冷媒ガス温度検知手段、２１  カップ、２２  吸入室、２３  ローリングピストン、２４  圧縮室、３１  直流ブラシレスモータ、１００  ヒートポンプサイクル、２００  水配管、３００  潤滑油循環回路。
【図１】
2006105458.tif 000003
【図２】
2006105458.tif 000004
【図３】
2006105458.tif 000005
【図４】
2006105458.tif 000006
【図５】
2006105458.tif 000007
【図６】
2006105458.tif 000008
【図７】
2006105458.tif 000009
【図８】
2006105458.tif 000010
【図９】
2006105458.tif 000011
【図１０】
2006105458.tif 000012
【図１１】
2006105458.tif 000013
【図１２】
2006105458.tif 000014