(57)【要約】【課題】オイルセパレータを有する空気調和機において、広い容量制御範囲内において、冷凍機油の吸入側への返油に伴う損失を低減すること。また、圧縮機に必要な冷凍機油量を確保すること。【解決手段】圧縮機から吐出された冷媒ガス中に含まれる冷凍機油を圧縮機吐出側に設けられたオイルセパレータにより分離し、圧縮機の吸入側に戻す構造を有する空気調和機において、油分離機で分離された前記冷凍機油を、室外熱交換器の一部に導入して、外気により冷却し、圧縮機吸入側に戻す。また、冷凍機油の冷却に用いる熱交換器を、冷媒熱交換器の吸込側下部に配置する。【選択図】  図４
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【特許請求の範囲】
【請求項１】
冷媒ガスを圧縮する圧縮機と、前記圧縮機吐出側に設けられたオイルセパレータと、第１の熱交換器と、第２の熱交換器と、前記第１の熱交換器と前記第２の熱交換器との間に配設された膨張弁と、を有する冷凍サイクル装置において、
前記圧縮機から吐出された冷媒ガス中に含まれる冷凍機油を、前記オイルセパレータにより分離して、前記圧縮機の吸入側の吸入側配管に戻すための返油回路を設け、
前記返油回路の一部を、前記第１の熱交換器内に引き回した冷凍サイクル装置。
【請求項２】
請求項１において、
前記返油回路中に抵抗手段を配設したことを特徴とする冷凍サイクル装置。
【請求項３】
請求項１において、
前記第１の熱交換器の下部に前記返油回路を引き回したことを特徴とする冷凍サイクル装置。
【請求項４】
請求項１乃至３の何れかにおいて、
前記返油回路から分岐し、前記第１の熱交換器内に引き回さない分岐経路を有することを特徴とする冷凍サイクル装置。
【請求項５】
請求項１乃至３の何れかにおいて、
前記分岐経路の途中に、前記第１の熱交換器をバイパスする第１の流路切り替え手段と、流路抵抗を調整するための第２の流路切り替え手段を設けたことを特徴とする冷凍サイクル装置。
【請求項６】
請求項１乃至３の何れかにおいて、
前記分岐経路の途中に、前記第１の熱交換器をバイパスする第１の流路切り替え手段を設け、
前記第１の流路切り替え手段の下流であって、前記返油回路の途中に、流量制御をするための電動弁を設けた
ことを特徴とする冷凍サイクル装置。
【請求項７】
請求項６において、
前記吸入側配管と前記返油回路との合流部の前に第１の温度センサを設け、
前記吸入側配管と前記返油回路との合流部の後に第２の温度センサを設け、
前記２つの温度センサの温度差に基づいて前記返油回路の流量を制御することを特徴とする冷凍サイクル装置。
【請求項８】
冷媒ガスを圧縮する圧縮機と、前記圧縮機吐出側に設けられたオイルセパレータと、前記オイルセパレータの冷媒流下流に配設された四方弁と、第１の熱交換器と、第２の熱交換器と、前記第１の熱交換器と前記第２の熱交換器との間に配設された膨張弁と、を有する空気調和機において、
前記圧縮機から吐出された冷媒ガス中に含まれる冷凍機油を、前記オイルセパレータにより分離して、前記圧縮機の吸入側に戻すための返油回路を設け、
前記返油回路の一部を、前記第１の熱交換器内に引き回した空気調和機。
【請求項９】
請求項８において、
前記第１の熱交換器は室外熱交換器であることを特徴とする空気調和機。
【発明の詳細な説明】
【技術分野】
【０００１】
本発明は冷凍サイクル装置，空気調和機に係り、オイルセパレータを備え、圧縮機からの吐出冷媒中の冷凍機油を圧縮機吸入側に戻す前に、オイルクーラにより冷却することで、吸入ガス冷媒の加熱ロスを低減させて、冷凍サイクル装置、空気調和機の高効率化を図るに好適なものである。
【背景技術】
【０００２】
空気調和機に用いられる圧縮機の吐出側には、吐出ガス冷媒中の冷凍機油を分離するオイルセパレータが備えられるものとして、例えば特許文献１が知られている。この空気調和装置は、圧縮機から吐出されたガス冷媒に混入した冷凍機油をオイルセパレータで分離し、ガス冷媒の冷却に使用されるコンデンサ（凝縮器）と一体化されたオイルクーラ部で、外気により冷却することで、冷凍機油の粘度低下や、酸化による劣化を防止して信頼性を向上できるようにしたものである。
【０００３】
一方、他の従来の空気調和装置としては、特許文献２に示されたものが知られている。この空気調和装置は、オイルクーラとコンデンサに加えて、レシーバを一体化させることにより、設置スペースを低減し、組み立てを容易にすることができるようにしたものである。
【先行技術文献】
【特許文献】
【０００４】
【特許文献１】特開２００１−１９４０３３号公報
【特許文献２】特開２００１−１７４１０２号公報
【発明の概要】
【発明が解決しようとする課題】
【０００５】
特許文献１の空気調和装置では、オイルセパレータにおける吐出ガス冷媒からの冷凍機油を分離し圧縮機吸入側に戻す際に、油の温度を低下させることで、圧縮機に供給される冷凍機油の粘度低下や、酸化防止による信頼性向上が図られるとしている。しかし、オイルセパレータから圧縮機吸入側に戻される回路において、冷凍機油の過剰なバイパスを防止する手段について配慮されていない。そのため、冷凍機油に関わる信頼性が確保できても、冷媒のバイパスに伴う効率低下が避けられず、空気調和装置としての省エネ性で課題がある。
【０００６】
一方、特許文献２の空気調和装置では、特許文献１でのバイパスによる効率低下に配慮し、オイルクーラ出口側に絞りを設け、油の流量を一定に制御することが示されている。この方法では、定格運転時や過負荷運転時に合わせた最大必要流量で設計せざるを得ず、容量制御時には過剰なバイパス流量となる。このため、冷凍機油と共にガス冷媒もバイパスされることになり、大幅な効率低下が避けられない。
【０００７】
また、上記特許文献１，２は、冷房運転のみを考慮した空気調和装置であり、暖房運転時の信頼性および効率については考慮されていない。そのため、油の冷却に伴う放熱が、暖房時の能力低下を引き起こすことに対しては課題がある。
【０００８】
本発明の目的は、広く容量制御が行われた際にも、冷凍機油やガス冷媒のバイパスによる空気調和機の効率低下を防止することにある。延いては、高効率な空気調和機を提供することにある。また、暖房運転時の能力低下を防止することができる空気調和機を提供することにある。
【課題を解決するための手段】
【０００９】
上記目的を達成するため本発明は、オイルセパレータで分離された冷凍機油を、室外熱交換器に導入して外気により冷却し、圧縮機吸入側に戻す構成を採用している。
【発明の効果】
【００１０】
本発明によれば、冷凍機油やガス冷媒のバイパスによる空気調和機の効率低下を防止することができる。また、暖房運転時の能力低下を防止することができる。
【図面の簡単な説明】
【００１１】
【図１】本発明の一実施形態の返油冷却用熱交換器を備えた空気調和機の冷凍サイクル構成図である。
【図２】本発明の返油加熱低減効果を説明するモリエル線図である。
【図３】通常の冷凍サイクルでの返油に伴う効率低下を説明するモリエル線図である。
【図４】本発明の一実施形態の油冷却用熱交換器構造図である。
【図５】本発明の一実施形態の熱交換器通路構成図である。
【図６】本発明の別の一実施形態の熱交換器通路構成図である。
【図７】本発明の一実施形態の返油冷却熱交換器を備えた空気調和機の冷凍サイクル構成図である。（切り替え回路）
【図８】本発明の一実施形態の返油冷却用熱交換器を備えた空気調和機の冷凍サイクル構成図である。（返油量制御構造）
【図９】本発明の一実施形態の返油冷却熱用交換器を備えた空気調和機の冷凍サイクル構成図である。（室外機モジュール組み合わせ方式）
【発明を実施するための形態】
【００１２】
以下、本発明の実施形態について図を用いて説明する。
【実施例１】
【００１３】
図１の冷凍サイクル構成図および、図２のモリエル線図上の冷凍サイクルを参照しながら、実施例１の空気調和機の概要を説明する。
【００１４】
図１において、実線矢印は冷房運転時の冷媒の流れを示し、破線矢印は暖房運転時の冷媒の流れを示す。また、図２の点（●）で示され、Ａ〜Ｊの記号で示された点は、図１の構成要素における入口または出口状態を示す点である。図１にも点（●）とＡ〜Ｊの記号で示してある点は、図２のモリエル線図にて示してあるＡ〜Ｊ点に対して、冷房運転時に対応する部位を示したものである。
【００１５】
初めに、冷房運転時の冷凍サイクル状態を説明する。室外機１００内の圧縮機１で圧縮されたガス冷媒は、高温高圧の図２の状態Ｂとなり、オイルセパレータ２によりガス冷媒と、油とに分離される（状態Ｃ）。ここで、油は室外熱交換器４の下部に設けられたオイルクーラ部２２に導かれ、室外空気と熱交換する。
【００１６】
オイルセパレータ２で分離されたガス冷媒は、四方弁３を通過し、室外熱交換器４に導かれて、凝縮器として作用する室外熱交換器４により冷却，凝縮されて、液冷媒となる（状態Ｄ）。
【００１７】
その後、室外膨張弁５，液阻止弁６，液側接続配管７を通過して、室内機２００へと導かれる（状態Ｅ）。
【００１８】
室内機２００内では、室内膨張弁８を通過する際に、蒸発圧力まで減圧されて状態Ｆの気液二相状態になり、蒸発器として作用する室内熱交換器９内で、室内空気との熱交換により蒸発されて状態Ｇとなり、室内空気に対して冷房作用がなされる。その後、冷媒は室内機２００外部へと出て行く。
【００１９】
その後、ガス側接続配管１０を経て、室外機１００に戻され、ガス阻止弁１１，四方弁３を通過して、状態Ｈとなる。アキュムレータ１２に流入する前に前記オイルセパレータ２で分離された冷凍機油と合流することで、状態Ａとなり、圧縮機１へ戻される。このような冷媒の循環が冷凍サイクルを構成している。
【００２０】
アキュムレータ前の配管（状態Ｈ）では、オイルセパレータ２で分離され（状態Ｃ）、室外熱交換器４で冷却された油（状態Ｊ）が戻されて、メインの冷媒循環経路に合流される。このように、オイルセパレータ２の下部からアキュムレータ１２の前の配管（状態Ｈ）に連通する回路を返油回路４０という。返油回路４０は、室外熱交換器４を通り、途中に抵抗手段２３が配設されている。別の表現をすると、返油回路４０の一部は、室外熱交換器４内に引き回されているということである。
【００２１】
オイルクーラ部２２では油が冷やされる。冷房運転時には、つまり夏期では外気温度（例えば３５℃）近くまで油が冷やされる。暖房運転時には、つまり冬期では外気温度が低い状態（例えば７℃）となり、冷房よりも低い温度に油が冷やされる。このように冷やされた油が状態Ｈの冷媒と混合されてアキュムレータ１２に戻る構成となっている。
【００２２】
ここで、冷凍サイクル中の冷媒にはＲ４１０Ａ，Ｒ４０４Ａ，Ｒ４０７Ｃ，Ｒ１３４ａ等のＨＦＣ系冷媒が一般的に使用されるが、Ｒ７４４やＲ７１７、Ｒ２９０やＲ６００ａ等の自然冷媒、あるいは、Ｒ３２，ＨＦＯ−１２３４ｙｆ、及びこれらの混合物等、ＧＷＰ（Global Warming Potential：地球温暖化係数）が小さい冷媒が使用された際には、空気調和機からの冷媒漏洩や回収時の冷媒漏洩でもたらされる地球温暖化への直接の影響を少なくすることができる。
【００２３】
また、四方弁３を図１の破線のように切り替えることにより、冷媒の流路方向が代わり、暖房運転とすることができる。この場合には、室外熱交換器４が蒸発器、室内熱交換器９が凝縮器として作用するように動作することになるが、その他の機器はほぼ冷房と同様に作用するため、ここでは詳細説明は省略する。
【００２４】
次に、図２から図６を参照しながら、オイルセパレータ２で分離された冷凍機油の冷却に関する詳細説明とその効果を説明する。
【００２５】
まず、一般的なオイルセパレータを有する空気調和機の冷凍サイクル運転状態を図３のｐ−ｈ（モリエル）線図上で説明する。ここでは、冷凍サイクル構成図を示さないが、図１で示した本発明の空気調和機の冷凍サイクルに対して、室外熱交換器下部の油冷却器（オイルクーラ）２２が無く、オイルセパレータからの返油回路を直接低圧配管に戻したサイクル構成を想定する。圧縮機１での状態変化はＡ→Ｂで示され、Ａの低温低圧ガスからＢの高温高圧ガスに、断熱圧縮に近い状態変化がなされる。ここで、圧縮機の方式としては、スクロール型，ロータリ型，スクリュー型，レシプロ型などの容積型のものや、ターボ型などの遠心型のものが、用途や運転範囲，容量などに応じて、最適なものが選択されて用いられる。
【００２６】
圧縮機１から出た後の高温高圧のガス冷媒は、オイルセパレータ（状態Ｃ）吐出ガスに含まれる冷凍機油が分離された後、冷房時には室外熱交換器が凝縮器として作用し、外気と熱交換して状態Ｃの高圧ガス冷媒が状態Ｄの液冷媒に変化する。その後、室外膨張弁、液側接続配管を通過して、室内機に送られ、室内膨張弁にて減圧されて状態Ｅから状態Ｆの低圧の気液二相状態になる。その後、蒸発器として作用する室内熱交換器にて室内空気と熱交換して、状態Ｇの低圧ガス冷媒に変化する。その後、圧縮機に吸入される、冷凍サイクルのメイン循環路を循環すると共に、オイルセパレータからの返油によるバイパス流（状態Ｃ→Ｉ→Ａ）が合流されるという一連のサイクルが構成されている。
【００２７】
圧縮機１には、クランク機構部の軸受けや圧縮室擦動面の潤滑、および圧縮室の気密性を確保する目的で冷凍機油が封入されている。この冷凍機油が各部へ給油されると共に、その一部は圧縮後の冷媒ガスに混じって圧縮機１外部へ排出される。そのため、冷凍サイクル中の冷媒に混ざって冷凍機油が循環されることになる。
【００２８】
このことは、熱交換器の熱抵抗や圧力損失が増大し、凝縮圧力の上昇や蒸発圧力の低下、および配管や熱交換器での圧力損失増大により、空調機の成績係数が低下する原因になる。更に、接続配管が長い時には配管内に多量の油が滞留されることもあるため、圧縮機内の油量が低下して給油不良となり得るため、圧縮機損傷など信頼性低下が生じることもある。
【００２９】
上記の不具合を回避する方法として圧縮機１の吐出側にオイルセパレータ２を備えて、冷凍サイクル中への冷凍機油流出をできるだけ減少させるようにすることが一般的に行われている。
【００３０】
オイルセパレータ２は、油とガス冷媒の密度差を利用して、遠心力や衝突作用により、油をオイルセパレータ下部に分離する構造が採られている。また、油には通常、一定割合、冷媒が溶解していることから、オイルセパレータ下部の油溜まり部分から油を流出させる際に、油に冷媒が混ざって流出する。ここで、図２の点Ｃで示したオイルセパレータ状態は冷媒のみの状態を示し、油の比エンタルピ分は図の簡略化のために無視している。
【００３１】
返油回路４０では、油、およびこれに混入した冷媒が圧縮機の吸入側にバイパス（バイパス冷媒循環量：Ｇｒｂ（kg／ｓ））されることから、冷凍サイクル中の冷媒循環量はＧｒｔ−Ｇｒｂ（kg／ｓ）となり、バイパス冷媒による能力低下が生じる。加えて、バイパスされた油は圧縮機吐出ガス温度近くの高温（例えば７０〜９０℃程度）であるため、それによる加熱により、吸入ガスの比容積が増加（ＶH→ＶA）して、理論圧縮動力が増加するため、成績係数が低下する。
【００３２】
このように、高温の冷媒および油が返油回路４０を通して吸入側にバイパスされることは、空気調和機の効率低下につながる。
【００３３】
以上が従来の空気調和機における返油加熱ロスによる効率低下原理の説明である（図３）。
【００３４】
上記の従来の空気調和機において、高温の返油を行うことは空気調和機の効率（成績係数）に悪影響があるため、その温度をできるだけ低くすることが望ましいことを示した。
【００３５】
そこで本発明の実施例１の空気調和機においては、図１のサイクル構成で示されているように、オイルセパレータ２からの返油回路４０中に抵抗手段２３が設けられており、適正な油戻し量に調整されている。加えて、室外熱交換器４の下部にオイルクーラ部２２を設けているため、油の温度が室外吸込空気により冷却されて、圧縮機吸入ガスの加熱を減少させる効果が得られ、空気調和機の高効率化に寄与する。
【００３６】
ここで、冷房時の成績係数（ＣＯＰｃ），暖房時の成績係数（ＣＯＰｈ）はそれぞれ以下の式で示される。
【００３７】
ＣＯＰｃ＝（ｈG−ｈF）／（ｈB′−ｈA′）・（Ｇｒｔ−Ｇｒｂ）／（Ｇｒｔ）
ＣＯＰｈ＝（ｈC−ｈD）／（ｈB´−ｈA′）・（Ｇｒｔ−Ｇｒｂ）／（Ｇｒｔ）
ｈG：図３の状態Ｇにおける冷媒の比エンタルピー（ｋＪ／kg）
ここで、圧縮機吸入冷媒循環量Ｇｒｔ（kg／ｓ）は以下の式で表される。
Ｇｒｔ＝Ｎ・Ｖth・ηv／ｖH
Ｎ：圧縮機の回転数（−／ｓ）
Ｖth：圧縮機の行程容積（ｍ3）
ηv：圧縮機の体積効率（−）
ｖH：圧縮機吸入ガスの比容積（ｍ3／kg）
また、圧縮機動力の割合はＣＯＰｃ、ＣＯＰｈの下辺に相当し、
Ｗｃｏｍｐ´＝（ｈB′−ｈA′）
となる。
【００３８】
図３の点線で示されたＡ→Ｂが返油を冷却した場合の圧縮動力であるため、その際には、圧縮動力
Ｗｃｏｍｐ＝（ｈB−ｈA）
となり、吸入ガスの比エンタルピが小さいほど、断熱圧縮動力が小さくなるため、Ｗｃｏｍｐ＜Ｗｃｏｍｐ′と返油を冷却した場合の方が、動力低減され、成績係数が向上することが分かる。
【００３９】
一方、暖房運転時は、油冷却による上記の循環量増加効果および、動力低減効果が大きくなるものの、その反面、油の放熱により、暖房に用いられる熱量が減少する。つまり、凝縮器の比エンタルピ差Δｈ＝ｈC−ｈDが減少することになり、暖房時には、返油の冷却は、必ずしも成績係数の向上に繋がるとは限らない。従って、暖房運転時における返油のオイルクーラによる冷却作用は、運転状態によっては効率が高くも低くもなる可能性がある。
【００４０】
以上が従来の空気調和機における、オイルセパレータからの返油加熱影響についての説明である。
【００４１】
次に、本発明の空気調和機におけるオイルクーラの構造について詳細に説明を行う。図４は室外熱交換器４の構造図を示しており、上部は冷房時には冷媒の凝縮器，暖房時に冷媒の蒸発器として作用する、冷媒用熱交換器部分である。下部は、オイルセパレータからの返油回路４０が接続されており、オイルクーラ部２２として作用する。
【００４２】
図５は熱交換器の通路例を示す模式図で、冷媒の熱交換器部分と冷凍機油の熱交換器部分を空気流れに並列に設けた場合の通路の一例である。図では冷房時の流れ方向が示されており、冷媒凝縮器が上部、オイルクーラ部が下部に分かれて配置されているため、オイルクーラ部の放熱が冷媒の凝縮器側に悪影響を及ぼさない。また、冷媒流と冷凍機油の流れとが空気流に対して向流型になるように通路が設けられている。よって、冷房時の凝縮性能を確保することができるとともに、オイルクーラの冷却性能を最大にすることができる。
【００４３】
一方、暖房時には、冷媒蒸発器として作用する熱交換器の下部温度が高くできるため、除霜時の水が熱交換器下部の水受け部分で氷結することを防止でき、ドレン水がスムーズに排水されて、空気調和機の信頼性を向上することができる。
【００４４】
次に、他の熱交換器通路構成の一例を図６に示す。図５と同様に冷房運転時に室外熱交換器への吸込空気の流れが冷媒の流れと対向した流れ（向流）になっている。また、冷媒の最下段流路の流れと冷凍機油の流れが並行に流れているため、高温の冷凍機油の影響が冷媒凝縮性能に及ぼす悪影響を最小化することができる。
【００４５】
一方、暖房運転時には、熱交換器の吸込側に油冷却用熱交換器（オイルクーラ）が設けられているため、暖房時に外気に放熱された油の熱を後面側の冷媒蒸発器で回収することが可能となり、暖房時の油の放熱による能力低下を防止することが可能となり、省電力化が可能となる。
【実施例２】
【００４６】
図７は実施例２における空気調和機の冷凍サイクル構成を示している。
【００４７】
圧縮機１には排油管２５が設けられているため、圧縮機１内に貯留される油量が一定量を超えると、圧縮機から排出される構成になっている。これにより、室外機毎あるいは、圧縮機毎に貯留される油量が一定にバランスされる様になる。
【００４８】
実施例１と異なる点は、返油回路４０中に二方弁２１ａ，２１ｂが設けられ、オイルクーラ部２２への油の流通をバイパスする回路と、抵抗手段の一つをバイパスする回路が構成されていることである。また、抵抗手段は２３ａと２３ｂの２つ設けられている。
【００４９】
二方弁２１ａはオイルクーラ部２２を使用するか、若しくはバイパスするかを選択的に切り替えを行う際に制御され、冷房時には二方弁２１ａが閉止され、油がオイルクーラ部２２側に流れ込んで冷却されることにより、圧縮機吸入側の加熱損失が低減されて、空気調和機の効率向上が発揮される。
【００５０】
暖房時には、油の外気への放熱により、能力低下が引き起こされないように、二方弁２１ａは開放される。
【００５１】
暖房運転時には、室外熱交換器に着霜が生じて能力が低下してくることがある。この場合には、室外熱交換器を凝縮器に切り替える、いわゆる除霜運転が行われる。
【００５２】
除霜運転時には、室外熱交換器に付着した霜が溶かされるが、その際に生じるドレン水の氷結防止、あるいはオイルクーラ部への着霜を防止するために、二方弁２１ａを開放して、オイルクーラ部２２に冷凍機油を流すことが望ましい。
【００５３】
また、冷房運転，暖房運転の定格運転のような冷媒循環量が多い場合には、圧縮機への給油量が多く必要となるため、二方弁２１ｂが開放されて、２３ｂの抵抗手段はバイパスされると、２３ａの抵抗手段で流量が決められる。ここで２３ａの流路抵抗は、圧縮機の給油量が最も多い条件にて必要な油流量が得られるように設計されている。
【００５４】
一方、中間能力程度の容量制御運転時には、圧縮機の回転数が低く、必要給油量が少ない条件では２１ｂが閉止され、抵抗手段２３ａ，２３ｂの２つが直列に作用して油の流量が低く制御される。ここで、２３ｂの抵抗手段の設計は、２３ａと直列に接続された際に、中間能力で必要な油循環量が得られるように設計されている。
【００５５】
このように返油回路を分岐して、オイルクーラ部２２を介す経路と、介さない経路の２つの経路を設ける。一方の経路では冷凍機油を冷却し、他方の経路では冷凍機油を冷却せず直接圧縮機吸入側に戻す。これら２つの経路の切り替え機構を設けることで、冷凍機油の冷却と非冷却とを選択することができる。
【００５６】
上記２つのモード切り替え手段の組み合わせにより、冷房中間能力運転，暖房中間能力運転，冷房定格運転，暖房定格運転の各運転時に合わせた最適な給油量と油の冷却有無を設定でき、高効率化と信頼性確保を実現できる。
【００５７】
図８に示したサイクル構成は、抵抗手段２３ａ，２３ｂおよび二方弁２１ｂの代わりに流量可変手段２４を設けたものである。更に、温度センサ５２，５３が設けられ、返油加熱により吸入ガス温度が上昇する温度差を検知できるように構成されている。この構成では、吸入加熱によるメイン冷媒回路の加熱影響を直接測定しながら、流量可変手段２４を制御することにより、最適な返油量に制御することができる。
【００５８】
これにより、あらゆる条件において、吸入ガスの加熱損失を最小化し、かつ必要給油量を確保することが可能になり、年間を通した消費電力低減が可能となる。
【実施例３】
【００５９】
図９に示した実施例３のサイクル構成は、複数台の室外機１００，１０１が液側接続配管７，ガス側接続配管１０によって並列に接続された、所謂室外機モジュール型接続の構成を示したものである。
【００６０】
圧縮機１には排油管２５が設けられているため、圧縮機１内に貯留される油量が一定量を超えると、圧縮機から排出される構成になっている。これにより、室外機毎あるいは、圧縮機毎に貯留される油量が一定にバランスされる様になる。
【００６１】
また、実施例２のように必要な返油量を適正制御することで、吸入加熱損失が最小化される。
【００６２】
それとともに、互いに接続されているガス側接続配管１０や液側接続配管７を通して室内機側から戻ってきた油量が、室外機毎に偏った場合においても、過剰になった圧縮機からは返油量以上に圧縮機から油が排出されて、オイルセパレータ２をオーバーフローしてサイクル中に吐き出されるため、複数圧縮機内の油量をバランスさせることが可能となる。
【００６３】
以上説明を行ったように、本発明の実施例の空気調和機においては、冷房運転，暖房運転あるいは、それぞれの定格運転，容量制御運転などあらゆる運転状態においてオイルセパレータからの返油による加熱損失を低減し、年間を通した消費電力量を低減させられると共に、暖房時の室外熱交換器下部への氷結を防止させることが可能となる。また、圧縮機に必要な冷凍機油を確保することが可能となり、信頼性の確保が達成できる。
【００６４】
つまり、冷房運転、あるいは暖房運転での広い容量制御範囲において、高温の冷凍機油および冷媒ガスが圧縮機吸入側に戻ることで発生するロスを低減し、空気調和機の高効率化が実現されると共に、暖房時に熱交換器下部への着霜，氷結の発達が防止されて信頼性が向上する。
【符号の説明】
【００６５】
１  圧縮機
２  オイルセパレータ
３  四方弁
４  室外熱交換器
５  室外膨張弁
６  液阻止弁
７  液側接続配管
８  室内膨張弁
９  室内熱交換器
１０  ガス側接続配管
１１  ガス阻止弁
１２  アキュムレータ
２１  二方弁
２２  オイルクーラ部
２３  抵抗手段
２４  流量可変手段
２５  油排出管
２６  逆止弁
３０  室外送風機
３１  室内送風機
４０  返油回路
４１  伝熱管
４２  アルミフィン
５１  圧縮機吐出温度センサ
５２  油合流前温度センサ
５３  油合流後温度センサ
１００  室外機
２００  室内機
【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】
2011089736.tif 000008
【図７】
2011089736.tif 000009
【図８】
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【図９】
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