(57)【要約】  本発明は、第１吐出通路および第２吐出通路を有する圧縮機を備え、第１吐出通路から冷媒とともに吐出される冷凍機油の質量流量が第２吐出通路から冷媒とともに吐出される冷凍機油の質量流量に比べて多いヒートポンプ装置において、ＣＯＰを向上することを目的とする。  本発明のヒートポンプ装置は、第１吐出通路から吐出される冷凍機油の質量流量が第２吐出通路から吐出される冷凍機油の質量流量に比べて多い圧縮機と、第１吐出通路から吐出された冷媒および冷凍機油が通る第１冷媒伝熱流路と、液体が通る第１液体伝熱流路とを有する第１熱交換器と、第２吐出通路から吐出された冷媒および冷凍機油が通る第２冷媒伝熱流路と、液体が通る第２液体伝熱流路とを有する第２熱交換器と、を備え、第１冷媒伝熱流路の全断面積が第２冷媒伝熱流路の全断面積に比べて大きい。
2014199479.tif 000002
【特許請求の範囲】
【請求項１】
冷媒および冷凍機油を吐出する第１吐出通路と、冷媒および冷凍機油を吐出する第２吐出通路とを有し、前記第１吐出通路から吐出される冷凍機油の質量流量が前記第２吐出通路から吐出される冷凍機油の質量流量に比べて多い圧縮機と、
前記第１吐出通路から吐出された冷媒および冷凍機油が通る１または複数の第１冷媒伝熱流路と、液体が通る１または複数の第１液体伝熱流路とを有し、前記第１冷媒伝熱流路と前記第１液体伝熱流路との間で熱交換する第１熱交換器と、
前記第２吐出通路から吐出された冷媒および冷凍機油が通る１または複数の第２冷媒伝熱流路と、液体が通る１または複数の第２液体伝熱流路とを有し、前記第２冷媒伝熱流路と前記第２液体伝熱流路との間で熱交換する第２熱交換器と、
を備え、
前記第１冷媒伝熱流路の全断面積が前記第２冷媒伝熱流路の全断面積に比べて大きいヒートポンプ装置。
【請求項２】
前記第１冷媒伝熱流路の数と、前記第２冷媒伝熱流路の数とが等しく、
各々の前記第１冷媒伝熱流路の断面積が各々の前記第２冷媒伝熱流路の断面積に比べて大きい請求項１記載のヒートポンプ装置。
【請求項３】
前記第１冷媒伝熱流路は、第１冷媒伝熱管により形成され、
前記第２冷媒伝熱流路は、第２冷媒伝熱管により形成され、
前記第１液体伝熱流路は、外周に螺旋状の溝を有する第１ねじり管により形成され、
前記第２液体伝熱流路は、外周に螺旋状の溝を有する第２ねじり管により形成され、
前記第１冷媒伝熱管は、前記第１ねじり管の前記溝に沿って配置され、
前記第２冷媒伝熱管は、前記第２ねじり管の前記溝に沿って配置されている請求項１または２記載のヒートポンプ装置。
【請求項４】
前記第１冷媒伝熱管の内径の、前記第２冷媒伝熱管の内径に対する比が、１．１以上、１．４以下である請求項３記載のヒートポンプ装置。
【請求項５】
前記第１ねじり管のねじりピッチが前記第２ねじり管のねじりピッチに比べて大きい請求項３または４記載のヒートポンプ装置。
【請求項６】
前記第１ねじり管のねじりピッチをｐとし、前記第１ねじり管の内径をＳＲｉとしたとき、ｐ／ＳＲｉの値が、１．１以上、１．８以下である請求項３乃至５の何れか１項記載のヒートポンプ装置。
【請求項７】
前記第１ねじり管の内径と、前記第２ねじり管の内径とが等しい請求項３乃至６の何れか１項記載のヒートポンプ装置。
【請求項８】
前記第１冷媒伝熱流路の数が前記第２冷媒伝熱流路の数に比べて多い請求項３乃至７の何れか１項記載のヒートポンプ装置。
【請求項９】
前記第１冷媒伝熱流路の全断面積の、前記第２冷媒伝熱流路の全断面積に対する比が、１．２以上、２以下である請求項１乃至８の何れか１項記載のヒートポンプ装置。
【請求項１０】
前記第１熱交換器における冷媒の質量流量と冷凍機油の質量流量との和に対する冷凍機油の質量流量の比率が、２％以上、２０％以下である請求項１乃至９の何れか１項記載のヒートポンプ装置。
【請求項１１】
前記第２熱交換器における冷媒の質量流量と冷凍機油の質量流量との和に対する冷凍機油の質量流量の比率が、０．０１％以上、１％以下である請求項１乃至１０の何れか１項記載のヒートポンプ装置。
【請求項１２】
前記液体が水であり、前記水を加熱した湯を供給する機能を有する請求項１乃至１１の何れか１項記載のヒートポンプ装置。
【発明の詳細な説明】
【技術分野】
【０００１】
本発明は、ヒートポンプ装置に関する。
【背景技術】
【０００２】
特許文献１には、高温側冷媒配管、低温側冷媒配管および水配管を有するガスクーラと、密閉容器、圧縮要素、電動要素、吸入管、吐出管、冷媒再導入管および冷媒再吐出管を有する給湯用圧縮機とを備えた給湯サイクル装置が開示されている。この装置では、低圧冷媒を吸入管が圧縮要素に直接導き、圧縮要素で圧縮した高圧冷媒を密閉容器内に放出することなく吐出管より密閉容器外に直接吐出し、この高圧冷媒が高温側冷媒配管を通って熱交換した後の冷媒を冷媒再導入管より密閉容器内に導き、密閉容器内で電動要素を通過した後の冷媒を冷媒再吐出管より密閉容器外に再吐出し、低温側冷媒配管へ送る。
【先行技術文献】
【特許文献】
【０００３】
【特許文献１】日本特開２００６−１３２４２７号公報
【特許文献２】日本特開２００４−１０８６１６号公報
【特許文献３】日本特開２００８−３０９３６１号公報
【特許文献４】日本特開２００９−１６８３８３号公報
【発明の概要】
【発明が解決しようとする課題】
【０００４】
上述した従来の装置では、圧縮要素の圧縮室内に、摺動部を潤滑およびシールし、摩擦および隙間漏れを軽減するために、冷凍機油が供給される。このため、圧縮機の吐出管からは、圧縮された冷媒ガスとともに、多量の冷凍機油が圧縮機外部へ吐出され、高温側冷媒配管へ循環する。一方、この圧縮機の冷媒再吐出管から吐出される冷媒に含まれる冷凍機油の量は、吐出管に比べて、大幅に少ない。【０００５】
冷凍機油は、冷媒に比べて、粘度が極めて大きい。このため、上述した従来の装置において、冷媒とともに多量の冷凍機油が高温側冷媒配管に循環するので、冷媒の圧力損失が大きくなる。その結果、圧縮機の吐出圧力が高くなり、圧縮機の入力が増加するため、ＣＯＰ（Ｃｏｅｆｆｉｃｉｅｎｔ  Ｏｆ  Ｐｅｒｆｏｒｍａｎｃｅ）が低下する。【０００６】
本発明は、上述のような課題を解決するためになされたもので、第１吐出通路および第２吐出通路を有する圧縮機を備え、第１吐出通路から冷媒とともに吐出される冷凍機油の質量流量が第２吐出通路から冷媒とともに吐出される冷凍機油の質量流量に比べて多いヒートポンプ装置において、ＣＯＰを向上することを目的とする。
【課題を解決するための手段】
【０００７】
本発明に係るヒートポンプ装置は、冷媒および冷凍機油を吐出する第１吐出通路と、冷媒および冷凍機油を吐出する第２吐出通路とを有し、第１吐出通路から吐出される冷凍機油の質量流量が第２吐出通路から吐出される冷凍機油の質量流量に比べて多い圧縮機と、第１吐出通路から吐出された冷媒および冷凍機油が通る１または複数の第１冷媒伝熱流路と、液体が通る１または複数の第１液体伝熱流路とを有し、第１冷媒伝熱流路と第１液体伝熱流路との間で熱交換する第１熱交換器と、第２吐出通路から吐出された冷媒および冷凍機油が通る１または複数の第２冷媒伝熱流路と、液体が通る１または複数の第２液体伝熱流路とを有し、第２冷媒伝熱流路と第２液体伝熱流路との間で熱交換する第２熱交換器と、を備え、第１冷媒伝熱流路の全断面積が第２冷媒伝熱流路の全断面積に比べて大きいものである。
【発明の効果】
【０００８】
本発明に係るヒートポンプ装置によれば、冷凍機油の吐出量が多い第１吐出通路から吐出される冷媒および冷凍機油が循環する第１熱交換器の冷媒の圧力損失を確実に抑制することができる。このため、圧縮機の入力を低減し、ＣＯＰを向上することが可能となる。
【図面の簡単な説明】
【０００９】
【図１】本発明の実施の形態１のヒートポンプ装置を示す構成図である。
【図２】図１に示すヒートポンプ装置を備えた貯湯式給湯システムを示す構成図である。
【図３】本発明の実施の形態１のヒートポンプ装置が備える第１ガスクーラの要部を示す斜視図である。
【図４】本発明の実施の形態１のヒートポンプ装置が備える第１ガスクーラの要部を示す断面図である。
【図５】本発明の実施の形態１のヒートポンプ装置が備える第１ガスクーラおよび第２ガスクーラの要部を拡大して示す断面図である。
【図６】第１ガスクーラおよび第２ガスクーラの全体での冷媒および水の温度変化と、第１ガスクーラと第２ガスクーラとの分割位置とを示す図である。
【図７】第１ガスクーラおよび第２ガスクーラの全体での冷媒の密度変化を示す図である。
【図８】第１ガスクーラおよび第２ガスクーラの形状を、流路長以外同一にした場合の、第１ガスクーラおよび第２ガスクーラの冷媒圧力損失の比を示す図である。
【図９】従来のヒートポンプ装置の構成図である。
【図１０】第１ねじり管のねじりピッチｐと内径ＳＲｉとの比と、水側の熱伝達率との関係を示す図である。
【図１１】第１ねじり管のねじりピッチｐと内径ＳＲｉとの比と、第１ねじり管の必要長さとの関係を示す図である。
【図１２】第１ねじり管のねじりピッチｐと内径ＳＲｉとの比と、第１冷媒伝熱管の必要長さとの関係を示す図である。
【図１３】第１ガスクーラの冷媒圧力損失と、第１ねじり管のねじりピッチｐと内径ＳＲｉとの比と、第１冷媒伝熱管の内径ｄｉ１との関係を示す図である。
【図１４】図１３に示すそれぞれの場合における、第１ガスクーラの第１ねじり管のねじりピッチｐと内径ＳＲｉとの比と、第１ねじり管の長さとの関係を示す図である。
【図１５】第１ねじり管のｐ／ＳＲｉの値が１．８のときに、第１冷媒伝熱管および第２冷媒伝熱管の内径比ｄｉ１／ｄｉ２を変化させた場合の、第１ガスクーラの冷媒圧力損失の変化を示す図である。
【図１６】第１ねじり管のねじりピッチと第２ねじり管のねじりピッチとが等しく、且つ、第１ねじり管および第２ねじり管の内径ＳＲｉが等しい場合の、水側の熱伝達率の変化を示す図である。
【発明を実施するための形態】
【００１０】
以下、図面を参照して本発明の実施の形態について説明する。なお、各図において共通する要素には、同一の符号を付して、重複する説明を省略する。また、以下の説明では、簡単のため、流路長のことを、単に「長さ」と称する場合がある。
実施の形態１．
図１は、本発明の実施の形態１のヒートポンプ装置を示す構成図である。図２は、図１に示すヒートポンプ装置を備えた貯湯式給湯システムを示す構成図である。図１に示すように、本実施の形態１のヒートポンプ装置１は、圧縮機３と、第１熱交換器としての第１ガスクーラ４と、第２熱交換器としての第２ガスクーラ５と、膨張手段としての膨張弁６と、蒸発器７とを冷媒配管により接続した冷媒回路を備える。第１ガスクーラ４は、第１冷媒伝熱流路と、第１液体伝熱流路とを有し、第１冷媒伝熱流路と第１液体伝熱流路との間で熱交換する。第２ガスクーラ５は、第２冷媒伝熱流路と、第２液体伝熱流路とを有し、第２冷媒伝熱流路と第２液体伝熱流路との間で熱交換する。ヒートポンプ装置１は、第１ガスクーラ４の第１液体伝熱流路および第２ガスクーラ５の第２液体伝熱流路に、熱媒体または被加熱物となる液体を流通させ、この液体を加熱する。本実施の形態１のヒートポンプ装置では、加熱される液体は、水である。本実施の形態１における蒸発器７は、空気と冷媒との熱交換を行う空気冷媒熱交換器で構成されている。また、本実施の形態１のヒートポンプ装置１は、蒸発器７に送風する送風機８と、高圧冷媒と低圧冷媒との熱交換を行う高低圧熱交換器９とを更に備えている。ヒートポンプ装置１は、水を加熱する加熱運転時には、圧縮機３を作動させることにより、ヒートポンプサイクル（冷凍サイクル）を稼動させる。
【００１１】
図２に示すように、本実施の形態１のヒートポンプ装置１は、タンクユニット２と組み合わせることによって、貯湯式給湯システムとして用いることができる。タンクユニット２内には、湯水を貯留する貯湯タンク２ａと、水ポンプ２ｂとが設置されている。ヒートポンプ装置１と、タンクユニット２とは、水が流れる管１１および管１２と、図示しない電気配線とを介して接続される。管１１の一端は、ヒートポンプ装置１の水入口１ａに接続されている。管１１の他端は、タンクユニット２内で貯湯タンク２ａの下部に接続されている。タンクユニット２内の管１１の途中に水ポンプ２ｂが設置されている。管１２の一端は、ヒートポンプ装置１の水出口１ｂに接続されている。管１２の他端は、タンクユニット２内で貯湯タンク２ａの上部に接続されている。図示の構成に代えて、水ポンプ２ｂをヒートポンプ装置１内に配置してもよい。
【００１２】
図１に示すように、ヒートポンプ装置１の圧縮機３は、密閉容器３１と、この密閉容器３１内に設けられた圧縮要素３２および電動要素３３と、第１吸入通路３４と、第１吐出通路３５と、第２吸入通路３６と、第２吐出通路３７とを有している。第１吸入通路３４から吸入された低圧冷媒は、密閉容器３１の内部空間３８に放出されることなく、直接、圧縮要素３２内へ流入する。圧縮要素３２は、電動要素３３により駆動され、低圧冷媒を圧縮し、高圧冷媒にする。圧縮要素３２で圧縮された高圧冷媒は、密閉容器３１の内部空間３８に放出されることなく、第１吐出通路３５を通って、直接、密閉容器３１外に吐出される。第１吐出通路３５から吐出された高圧冷媒は、管１０を通って、第１ガスクーラ４に流入する。第１ガスクーラ４を通過した高圧冷媒は、管１７を通って、圧縮機３の第２吸入通路３６に至る。第２吸入通路３６から圧縮機３に吸入された高圧冷媒は、密閉容器３１の内部空間３８に放出される。本実施の形態１では、電動要素３３の下に圧縮要素３２が配置されている。第２吸入通路３６の出口は、密閉容器３１の内部空間３８において、電動要素３３と圧縮要素３２との間の高さに開口している。第２吐出通路３７の入口は、密閉容器３１の内部空間３８において、電動要素３３より上の高さに開口している。第２吸入通路３６の出口から密閉容器３１の内部空間３８に放出された高圧冷媒は、電動要素３３の回転子３３１と固定子３３２との隙間等を通って電動要素３３の上に至り、第２吐出通路３７を通って、密閉容器３１外に吐出される。第２吐出通路３７から吐出された高圧冷媒は、管１８を通って、第２ガスクーラ５に流入する。第２ガスクーラ５を通過した高圧冷媒は、管１９を通って、膨張弁６に至る。高圧冷媒は、膨張弁６を通過することにより、低圧冷媒となる。この低圧冷媒は、管２０を通って、蒸発器７に流入する。蒸発器７を通過した低圧冷媒は、管２１を通って圧縮機３の第１吸入通路３４に至り、圧縮機３に吸入される。高低圧熱交換器９は、管１９を通る高圧冷媒と、管２１を通る低圧冷媒とを熱交換させる。第１吐出通路３５から吐出された高圧冷媒は、第１ガスクーラ４を経由して第２吸入通路３６に戻る間の圧力損失により、低下する。このため、密閉容器３１の内部空間３８の高圧冷媒の圧力ＰＨ２は、第１吐出通路３５から吐出された高圧冷媒の圧力ＰＨ１に比べて、低い。すなわち、第１吐出通路３５の吐出圧力ＰＨ１は、第２吐出通路３７の吐出圧力ＰＨ２に比べて、高い。
【００１３】
ヒートポンプ装置１は、水入口１ａから流入した水を第２ガスクーラ５の水入口に導く水流路２３と、第１ガスクーラ４の水出口から流出した水（湯）を水出口１ｂに導く水流路２６とを更に備えている。また、第２ガスクーラ５の水出口は、第１ガスクーラ４の水入口に接続されている。加熱運転時には、水入口１ａから流入した水が水流路２３を通って第２ガスクーラ５に流入し、第２ガスクーラ５内で冷媒の熱により加熱される。第２ガスクーラ５内で加熱されることで生成した湯は、第１ガスクーラ４に流入し、第１ガスクーラ４内で冷媒の熱により更に加熱される。第１ガスクーラ４内で更に加熱されることで更に高温になった湯は、水流路２６を通って水出口１ｂに至り、管１２を通ってタンクユニット２へ送られる。
【００１４】
冷媒としては、高温出湯ができる冷媒、例えば、二酸化炭素、Ｒ４１０Ａ、プロパン、プロピレンなどの冷媒が適しているが、特にこれらに限定されるものではない。
【００１５】
圧縮機３の第１吐出通路３５から吐出された高温高圧の冷媒ガスは、第１ガスクーラ４を通過する間に放熱しながら温度低下する。本実施の形態１では、第１ガスクーラ４を通過する間に温度低下した冷媒が第２吸入通路３６から密閉容器３１の内部空間３８に吸入され、電動要素３３を冷却する。これにより、電動要素３３の温度および密閉容器３１の表面温度を低下させることができる。その結果、電動要素３３のモータ効率を向上することができ、また、密閉容器３１の表面からの放熱ロスを低減することができる。密閉容器３１の内部空間３８に吸入された冷媒ガスは、電動要素３３の熱を奪うことで温度上昇した後、第２吐出通路３７から吐出されて第２ガスクーラ５に流入し、第２ガスクーラ５を通過する間に放熱しながら温度低下する。この温度低下した高圧冷媒は、高低圧熱交換器９を通過する間に低圧冷媒を加熱した後、膨張弁６を通過する。膨張弁６を通過することにより、冷媒は、低圧気液二相の状態に減圧される。膨張弁６を通過した冷媒は、蒸発器７を通過する間に外気から吸熱し、蒸発ガス化される。蒸発器７を出た低圧冷媒は、高低圧熱交換器９にて加熱された後、第１吸入通路３４から圧縮機３内に吸入される。
【００１６】
高圧冷媒圧力が臨界圧以上であれば、第１ガスクーラ４および第２ガスクーラ５内の冷媒は、超臨界状態のまま気液相転移しないで温度低下して放熱する。また、高圧冷媒圧力が臨界圧以下であれば、冷媒は液化しながら放熱する。本実施の形態１では、冷媒として二酸化炭素等を用いることにより、高圧冷媒圧力を臨界圧以上にすることが好ましい。高圧冷媒圧力が臨界圧以上の場合には、液化した冷媒が第２吸入通路３６から密閉容器３１の内部空間３８に流入することを確実に防止することができる。このため、液化した冷媒が電動要素３３に付着することを確実に防止することができ、電動要素３３の回転抵抗を低減することができる。また、液化した冷媒が第２吸入通路３６から密閉容器３１の内部空間３８に流入しないことにより、冷凍機油が冷媒によって希釈されることを防止するという利点もある。
【００１７】
図２に示すように、タンクユニット２の貯湯タンク２ａの下部には、給水管１３が更に接続されている。水道等の外部の水源から供給される水が、給水管１３を通って、貯湯タンク２ａ内に流入し、貯留される。貯湯タンク２ａ内は、給水管１３から水が流入することにより、常に満水状態に維持される。タンクユニット２内には、更に、給湯用混合弁２ｃが設けられている。給湯用混合弁２ｃは、出湯管１４を介して、貯湯タンク２ａの上部と接続されている。また、給湯用混合弁２ｃには、給水管１３から分岐した給水分岐管１５が接続されている。給湯用混合弁２ｃには、給湯管１６の一端が更に接続されている。給湯管１６の他端は、図示を省略するが、例えば蛇口、シャワー、浴槽等の給湯端末に接続される。
【００１８】
貯湯タンク２ａ内に貯留された水を沸き上げる加熱運転時には、貯湯タンク２ａ内に貯留された水は、水ポンプ２ｂにより、管１１を通ってヒートポンプ装置１に送られ、ヒートポンプ装置１内で加熱されて、高温湯になる。ヒートポンプ装置１内で生成した高温湯は、管１２を通ってタンクユニット２に戻り、上部から貯湯タンク２ａ内に流入する。このような加熱運転により、貯湯タンク２ａ内には、上側が高温、下側が低温となる温度成層を形成して、湯水が貯留される。
【００１９】
給湯管１６から給湯端末に給湯する際には、貯湯タンク２ａ内の高温湯が出湯管１４を通って給湯用混合弁２ｃに供給されるとともに、低温水が給水分岐管１５を通って給湯用混合弁２ｃに供給される。この高温湯および低温水が給湯用混合弁２ｃで混合された上で、給湯管１６を通って給湯端末に供給される。給湯用混合弁２ｃは、使用者により設定された給湯温度になるように、高温湯と低温水との混合比を調節する機能を有している。
【００２０】
ヒートポンプ装置１は、制御部５０を備えている。制御部５０は、ヒートポンプ装置１およびタンクユニット２が備えるアクチュエータ類およびセンサ類（図示省略）、並びにユーザーインターフェース装置（図示省略）に対しそれぞれ電気的に接続されており、本貯湯式給湯システムの運転を制御する制御手段として機能する。なお、図２では、ヒートポンプ装置１内に制御部５０を設置しているが、制御部５０の設置場所はヒートポンプ装置１内に限定されるものではない。タンクユニット２内に制御部５０を設置してもよい。また、制御部５０をヒートポンプ装置１内とタンクユニット２内とに分散して配置し、相互に通信可能に接続する構成にしてもよい。
【００２１】
制御部５０は、加熱運転時に、ヒートポンプ装置１からタンクユニット２へ供給される湯の温度（以下、「出湯温度」と称する）が、目標出湯温度になるように、制御する。目標出湯温度は、例えば、６５℃〜９０℃に設定される。本実施の形態１では、制御部５０は、水ポンプ２ｂの回転数を調整することによって出湯温度を制御する。制御部５０は、水流路２６に設けられた温度センサ（図示省略）により出湯温度を検出し、その検出された出湯温度が目標出湯温度より高い場合には水ポンプ２ｂの回転数を高くする方向に補正し、出湯温度が目標出湯温度より低い場合には水ポンプ２ｂの回転数を低くする方向に補正する。このようにして、制御部５０は、出湯温度が目標出湯温度に一致するように制御することができる。ただし、圧縮機３の第１吐出通路３５から吐出される冷媒の温度、あるいは圧縮機３の回転数などを制御することによって、出湯温度を制御してもよい。
【００２２】
図１に示す圧縮機３の密閉容器３１の内部空間３８の下部には、冷凍機油が溜まる油溜まり（図示省略）がある。圧縮要素３２には、摺動部を潤滑およびシールし、摩擦および隙間漏れを軽減するために、この油溜まりから冷凍機油が供給される。圧縮要素３２に供給された冷凍機油は、圧縮された高温高圧の冷媒ガスとともに、第１吐出通路３５から吐出される。このため、第１吐出通路３５からは、比較的多量の冷凍機油が吐出される。第１吐出通路３５から吐出された冷媒ガスおよび冷凍機油は、気液二相流になり、第１ガスクーラ４を経由して、第２吸入通路３６に至り、第２吸入通路３６から密閉容器３１の内部空間３８に放出される。
【００２３】
冷凍機油は、冷媒ガスに比べて密度が高い。このため、第２吸入通路３６から密閉容器３１の内部空間３８に流入した冷凍機油は、重力によって落下し、密閉容器３１の内部空間３８の下部の油溜まりに溜まる。このようにして、冷媒と冷凍機油とが分離される。しかしながら、冷凍機油の一部は、噴霧化して冷媒ガス中に混合している。また、第２吸入通路３６の出口から密閉容器３１の内部空間３８に冷媒および冷凍機油が放出される際に、冷凍機油の液膜の一部が、冷媒ガスの流れよって巻き上げられ、飛散する場合もある。このため、電動要素３３の回転子３３１と固定子３３２との隙間等を通って電動要素３３の上に至る冷媒ガスにも、少量の冷凍機油が混じっている。この混じっている冷凍機油の一部は、回転子３３１の回転による遠心力により、冷媒ガスから分離される。残りの冷凍機油は、冷媒ガスとともに、第２吐出通路３７を通って、密閉容器３１外に吐出される。以上のようなことから、第１吐出通路３５から吐出される冷凍機油の質量流量は、第２吐出通路３７から吐出される冷凍機油の質量流量に比べて、大きくなる。一方、第１吐出通路３５から吐出される冷媒の質量流量と、第２吐出通路３７から吐出される冷媒の質量流量とは等しい。
【００２４】
第１ガスクーラ４の第１冷媒伝熱流路には、冷媒ガスとともに、多量の冷凍機油が循環する。一方、第２ガスクーラ５の第２冷媒伝熱流路に循環する冷凍機油は、第１ガスクーラ４に比べて、少量である。冷凍機油は、冷媒と比較して、粘度が極めて高い。このため、冷凍機油が第１ガスクーラ４に多量に循環すると、冷媒圧力損失が大きくなり易い。第１ガスクーラ４の冷媒圧力損失が大きくなると、圧縮機３の吐出圧力が高くなり、圧縮機３の入力が増加するため、ＣＯＰ（Ｃｏｅｆｆｉｃｉｅｎｔ  Ｏｆ  Ｐｅｒｆｏｒｍａｎｃｅ）が低下する。この課題を解決するため、本実施の形態１では、第１吐出通路３５から吐出された冷媒および冷凍機油が通る第１ガスクーラ４の第１冷媒伝熱流路の全断面積を、第２吐出通路３７から吐出された冷媒および冷凍機油が通る第２ガスクーラ５の第２冷媒伝熱流路の全断面積に比べて、大きくしている。
【００２５】
本明細書において、流路の断面積とは、流体の流れ方向に垂直な断面における、流体の流れる範囲の面積を言うものとする。また、第１ガスクーラ４の第１冷媒伝熱流路が複数ある場合、すなわち、第１ガスクーラ４に流入した冷媒および冷凍機油が、複数の第１冷媒伝熱流路に分かれて、並行して流れる場合には、第１冷媒伝熱流路の全断面積とは、各々の第１冷媒伝熱流路の断面積の合計を言うものとする。同様に、第２ガスクーラ５の第２冷媒伝熱流路が複数ある場合、すなわち、第２ガスクーラ５に流入した冷媒および冷凍機油が、複数の第２冷媒伝熱流路に分かれて、並行して流れる場合には、第２冷媒伝熱流路の全断面積とは、各々の第１冷媒伝熱流路の断面積の合計を言うものとする。
【００２６】
以下に説明するように、本実施の形態１では、第１ガスクーラ４の第１冷媒伝熱流路の全断面積を、第２ガスクーラ５の第２冷媒伝熱流路の全断面積に比べて、大きくすることにより、第１ガスクーラ４の冷媒圧力損失の増加を確実に抑えることができる。その結果、圧縮機３の吐出圧力が低くなり、圧縮機３の入力が低減し、ＣＯＰが向上する。
【００２７】
図３は、本実施の形態１の第１ガスクーラ４の要部を示す斜視図である。図４は、本実施の形態１の第１ガスクーラ４の要部を示す断面図である。図３および図４に示すように、第１ガスクーラ４は、１本の第１ねじり管４１と、３本の第１冷媒伝熱管４２とを有する。図４は、第１ねじり管４１の長手方向に沿った断面を示す。図３では、便宜上、３本の第１冷媒伝熱管４２に、それぞれ、４２ａ，４２ｂ，４２ｃの符号を付す。また、図３では、第１冷媒伝熱管４２ａ，４２ｂ，４２ｃの区別を容易にするため、便宜上、第１冷媒伝熱管４２ａ，４２ｃにそれぞれハッチングを付す。すなわち、図３中のハッチングは、断面を意味するものではない。
【００２８】
本実施の形態１の第１ガスクーラ４では、冷媒および冷凍機油は、第１冷媒伝熱管４２の内部を流れる。すなわち、第１冷媒伝熱管４２により、第１冷媒伝熱流路が形成される。本実施の形態１の第１ガスクーラ４は、３本の第１冷媒伝熱管４２ａ，４２ｂ，４２ｃ、すなわち３本の第１冷媒伝熱流路を有する。第１ガスクーラ４に流入した冷媒および冷凍機油は、これら３本の第１冷媒伝熱管４２ａ，４２ｂ，４２ｃすなわち３本の第１冷媒伝熱流路に分かれて、並行して流れる。ただし、本発明では、第１ガスクーラ４すなわち第１熱交換器の第１冷媒伝熱流路の数は、３本に限定されるものではなく、１本、２本、あるいは４本以上でも良い。
【００２９】
第１ねじり管４１は、その外周に、螺旋状の溝４１１を有する。溝４１１の本数は、第１冷媒伝熱管４２の本数と同数である。すなわち、本実施の形態１では、第１ねじり管４１は、並行する３本の溝４１１を有する。図３では、３本の溝４１１に、それぞれ、４１１ａ，４１１ｂ，４１１ｃの符号を付す。各溝４１１ａ，４１１ｂ，４１１ｃは、連続して螺旋状をなす。第１冷媒伝熱管４２ａ，４２ｂ，４２ｃは、各溝４１１ａ，４１１ｂ，４１１ｃにそれぞれ嵌め込まれ、各溝４１１ａ，４１１ｂ，４１１ｃの形状に沿って、螺旋状に巻きつけられている。このような構成により、第１ねじり管４１と、第１冷媒伝熱管４２との接触伝熱面積を大きくすることができる。
【００３０】
本実施の形態１の第１ガスクーラ４では、第１ねじり管４１により、水が通る第１液体伝熱流路が形成される。本実施の形態１の第１ガスクーラ４の第１ねじり管４１の数、すなわち第１液体伝熱流路の数は、１である。ただし、本発明では、第１ガスクーラ４すなわち第１熱交換器に複数の第１液体伝熱流路を設け、水などの液体がそれらの第１液体伝熱流路に分かれて並行して流れるように構成しても良い。
【００３１】
水は、第１ねじり管４１の内部を、図３および図４中の右から左に向かって流れる。冷媒および冷凍機油は、第１冷媒伝熱管４２の内部を、図３および図４中の左から右に向かって、螺旋状に流れる。すなわち、水の流れ方向と、螺旋状に流れる冷媒の進行方向とが逆向きになり、対向流となる。
【００３２】
本明細書では、第１ねじり管４１の内径ＳＲｉを、図４に示す箇所の長さとして定義する。すなわち、第１ねじり管４１の内径ＳＲｉは、第１ねじり管４１内で最も内径が小さくなる部分の内径を言うものとする。
【００３３】
図５は、本実施の形態１の第１ガスクーラ４および第２ガスクーラ５の要部を拡大して示す断面図である。図５の（１）は、第１ガスクーラ４を示し、図５の（２）は、第２ガスクーラ５を示す。図５に示すように、第１ねじり管４１と、第１冷媒伝熱管４２とは、ハンダ等の伝熱材料６０を介して、接合されている。第２ガスクーラ５は、第２ねじり管５１と、第２冷媒伝熱管５２とを有する。第２ねじり管５１は、その外周に、螺旋状の溝５１１を有する。本実施の形態１の第２ガスクーラ５では、第２冷媒伝熱管５２により第２冷媒伝熱流路が形成され、第２ねじり管５１により第２液体伝熱流路が形成される。第２ガスクーラ５は、第１ガスクーラ４とほぼ同様の構造であるため、図３および図４に相当する図は省略する。第１ガスクーラ４についての上記の説明は、第２ガスクーラ５にも同様に適用される。図５は、第１ねじり管４１あるいは第２ねじり管５１の長手方向に沿った断面を示す。
【００３４】
図５に示すように、元の形状が円管形状の第１冷媒伝熱管４２あるいは第２冷媒伝熱管５２を、第１ねじり管４１あるいは第２ねじり管５１に螺旋状に巻きつける場合には、巻きつけ後の状態では、第１冷媒伝熱管４２あるいは第２冷媒伝熱管５２の断面形状は、円形ではなく、第１ねじり管４１あるいは第２ねじり管５１の軸方向に長い扁平形状あるいは楕円形状となる。本明細書では、第１冷媒伝熱管４２の内径ｄｉ１あるいは第２冷媒伝熱管５２の内径ｄｉ２とは、第１ねじり管４１あるいは第２ねじり管５１に巻きつける前の段階の、円形状態の内径を意味するものとする。
【００３５】
通常、第１ガスクーラ４あるいは第２ガスクーラ５においては、第１冷媒伝熱管４２あるいは第２冷媒伝熱管５２の端部に、第１ねじり管４１あるいは第２ねじり管５１に巻きつけられていない部分が存在する。このため、そのような部分において、第１ねじり管４１あるいは第２ねじり管５１に巻きつける前の段階の第１冷媒伝熱管４２の内径ｄｉ１あるいは第２冷媒伝熱管５２の内径ｄｉ２を計測することができる。
【００３６】
また、上記の定義に代えて、第１ねじり管４１あるいは第２ねじり管５１に巻きつけた状態における第１冷媒伝熱管４２あるいは第２冷媒伝熱管５２の形状を楕円とみなし、その楕円の長径と短径との平均値を第１冷媒伝熱管４２の内径ｄｉ１あるいは第２冷媒伝熱管５２の内径ｄｉ２として扱っても良い。
【００３７】
図５に示すように、本実施の形態１では、第１ガスクーラ４の第１冷媒伝熱管４２の内径ｄｉ１を、第２ガスクーラ５の第２冷媒伝熱管５２内径ｄｉ２に比べて、大きくすることが望ましい。また、第１ガスクーラ４の第１ねじり管４１のねじりピッチｐを、第２ガスクーラ５の第２ねじり管５１のねじりピッチｐ２に比べて、大きくすることが望ましい。本明細書では、第１ガスクーラ４の第１ねじり管４１のねじりピッチｐ、および、第２ガスクーラ５の第２ねじり管５１のねじりピッチｐ２は、それぞれ、図５中に示す箇所の長さとして定義する。すなわち、第１ねじり管４１のねじりピッチｐは、第１ねじり管４１の長手方向に沿った断面において、溝４１１を挟む二つの山の中心間の距離である。同様に、第２ねじり管５１のねじりピッチｐ２は、第２ねじり管５１の長手方向に沿った断面において、溝５１１を挟む二つの山の中心間の距離である。
【００３８】
以下に説明する例では、二酸化炭素を冷媒に用いる場合について説明する。また、以下に説明する例では、第１ガスクーラ４の第１冷媒伝熱流路の数と、第２ガスクーラ５の第２冷媒伝熱流路の数とが等しいものとする。図６は、第１ガスクーラ４および第２ガスクーラ５の全体での冷媒および水の温度変化と、第１ガスクーラ４と第２ガスクーラ５との分割位置とを示す図である。図６の横軸は、第１ねじり管４１および第２ねじり管５１の全長（すなわち、第１液体伝熱流路の長さと第２液体伝熱流路の長さとの和）に対する比である。図６の横軸の原点（０）が第１ガスクーラ４の水出口および冷媒入口を表し、横軸の右端（１）が第２ガスクーラ５の水入口および冷媒出口を表す。
【００３９】
前述のように、第１ガスクーラ４の第１冷媒伝熱管４２内には、冷媒ガスだけでなく多量の冷凍機油が循環する。第１ガスクーラ４内においては、高温の冷凍機油も水との熱交換を行うが、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。冷媒ガスおよび冷凍機油の温度と比熱との関係においては、温度が２０℃〜６０℃の間で冷媒ガスの比熱が大幅に上昇するのに対して、冷凍機油の比熱は温度によらずほぼ一定である。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６に示すように、冷媒ガスと水との温度が最接近するピンチポイントの温度は、５０℃程度になる。したがって、冷媒ガスの比熱が急激に上昇する範囲の上限温度は、ピンチポイントの温度に１０℃を加えた程度の温度となる。よって、第１ガスクーラ４の第１冷媒伝熱管４２の出口温度（≒第２吸入通路３６の温度）が、ピンチポイントの温度に比べて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、第１ガスクーラ４の第１冷媒伝熱管４２の出口温度がピンチポイントの温度よりも高ければ、加熱能力の大幅な低下を防止することができる。以上のことから、第１ガスクーラ４と、第２ガスクーラ５との分割位置は、冷媒ガスと水との温度差が最接近するピンチポイントよりも高温側にすることが望ましい。特に、本実施の形態１では、図６に示すように、第１ねじり管４１および第２ねじり管５１の合計の全長に対して、第１ガスクーラ４の第１ねじり管４１の長さが、高温側の１０％程度に相当するように構成することが望ましい。
【００４０】
図７は、第１ガスクーラ４および第２ガスクーラ５の全体での冷媒の密度変化を示す図である。図７の横軸の意味は、図６の横軸と同じである。図７に示すように、冷媒は温度が高いほど密度が小さい。
【００４１】
ここで、冷媒伝熱管内の冷媒の圧力損失ΔＰは、下記式１で求まる。ここでは、説明を簡単にするため、冷媒伝熱管の断面形状を円形とする。
ΔＰ＝λ／ｄｉ・ρ／２・ｕ２・Ｌ        （式１）
ただし、λ：管摩擦係数、ｄｉ［ｍ］：冷媒伝熱管の内径、ρ［ｋｇ／ｍ３］：冷媒密度、ｕ［ｍ／ｓ］：冷媒流速、Ｌ［ｍ］：流路長
【００４２】
また、冷媒の質量流量をＧｒ［ｋｇ／ｓ］とし、冷媒伝熱管の流路断面積をＡ［ｍ２］とすると、冷媒流速ｕは、下記式２および式３で求まる。
ｕ＝Ｇｒ／（ρ・Ａ）        （式２）
Ａ＝π／４・ｄｉ２          （式３）
【００４３】
ここでは、説明を簡単にするため、第１冷媒伝熱管４２および第２冷媒伝熱管５２の形状および冷媒流量が一定で、管摩擦係数λが変化しないと仮定する。上記式より、単位流路長当たりの冷媒圧力損失ΔＰは、１／ρに比例する。
【００４４】
本実施の形態１では、第１ガスクーラ４には冷凍機油を多く含んだ冷媒ガスが循環し、第２ガスクーラ５には冷凍機油を僅かしか含まない冷媒ガスが循環する。第１ガスクーラ４におけるＣＯ２ガス冷媒の粘度を１とした場合の冷凍機油の平均粘度比は、３１１となる。このように、ＣＯ２ガス冷媒の粘度と比較して、冷凍機油の粘度は非常に大きい。このため、冷凍機油を多く含んだ冷媒ガスの圧力損失は大きくなる。
【００４５】
冷凍機油の質量流量をＧｏｉｌ［ｋｇ／ｓ］とする。第１ガスクーラ４あるいは第２ガスクーラ５の油循環率ＯＣ［％］は、下記式４により表される。
ＯＣ＝Ｇｏｉｌ／（Ｇｒ＋Ｇｏｉｌ）×１００        （式４）
【００４６】
油循環率ＯＣは、冷媒の質量流量と冷凍機油の質量流量との和に対する冷凍機油の質量流量の比率である。ヒートポンプ装置１の定格運転状態において、第１ガスクーラ４の油循環率ＯＣは、２％以上であることが好ましく、５％以上であることがより好ましい。また、ヒートポンプ装置１の定格運転状態において、第１ガスクーラ４の油循環率ＯＣは、２０％以下であることが好ましく、１０％以下であることがより好ましい。第１ガスクーラ４の油循環率ＯＣを上述した下限値以上にすることにより、圧縮機３内の高温の冷凍機油の熱を第１ガスクーラ４での水の加熱に有効に利用することができ、加熱能力を向上することができる。また、第１ガスクーラ４の油循環率ＯＣを上述した上限値以下にすることにより、第１ガスクーラ４の冷媒圧力損失を確実に抑制することができ、また、圧縮機３内の冷凍機油の量が低下し過ぎることを確実に防止することができる。
【００４７】
ヒートポンプ装置１の定格運転状態において、第２ガスクーラ５の油循環率ＯＣは、０．０１％以上であることが好ましく、０．１％以上であることがより好ましい。また、ヒートポンプ装置１の定格運転状態において、第２ガスクーラ５の油循環率ＯＣは、１％以下であることが好ましく、０．５％以下であることがより好ましい。第２ガスクーラ５の油循環率ＯＣを上述した上限値以下にすることにより、第２ガスクーラ５の冷媒圧力損失を確実に抑制することができる。また、第２ガスクーラ５の油循環率ＯＣが上述した下限値の近くにまで低ければ、冷凍機油の影響はほとんどないので、第２ガスクーラ５の油循環率ＯＣを上述した下限値よりも更に低くする必要性はない。なお、ヒートポンプ装置１の運転条件によっては、第２ガスクーラ５の油循環率ＯＣが上述した下限値より低くなる場合もあり得る。
【００４８】
油循環率ＯＣが５％〜１０％程度の場合には、油循環率ＯＣが０．５％以下の場合に比較して、他の条件を同じとした場合、冷媒圧力損失は、１．６〜２．０倍程度に大きくなる。
【００４９】
図８は、第１ガスクーラ４および第２ガスクーラ５の形状を、流路長以外同一にした場合の、第１ガスクーラ４および第２ガスクーラ５の冷媒圧力損失の比を示す図である。図９は、従来のヒートポンプ装置の構成図である。まず、図９に示す従来のヒートポンプ装置７０について説明するが、本実施の形態１のヒートポンプ装置１と共通する要素には、同一の符号を付して、重複する説明を省略する。図９に示すヒートポンプ装置７０は、本実施の形態１のヒートポンプ装置１における圧縮機３に代えて、吸入通路および吐出通路を一つずつ備える圧縮機７１を有する。また、ヒートポンプ装置７０は、第１ガスクーラ４および第２ガスクーラ５に代えて、単一のガスクーラ７２を備える。このヒートポンプ装置７０において、管２１から圧縮機７１に吸入された低圧冷媒は、圧縮機７１で圧縮されて高圧冷媒となる。この高圧冷媒は、圧縮機７１から吐出され、管１０およびガスクーラ７２を通過し、管１９に至る。
【００５０】
図８中の、「ガスクーラ全体で油循環率が０．５％以下」の場合というのは、図９の従来のヒートポンプ装置７０ように、ガスクーラ７２を第１ガスクーラ４と第２ガスクーラ５とに分割せず、圧縮機７１の密閉容器で冷凍機油を分離した後の冷媒をガスクーラ７２に流入させる場合を意味する。すなわち、第１ガスクーラ４と第２ガスクーラ５との間で圧縮機３の密閉容器３１内に冷媒を戻さない、従来の冷凍サイクルの場合を意味する。この場合に、ガスクーラ７２全体の冷媒圧力損失を１としたとき、ガスクーラ７２の全体の流路長のうち、冷媒高温側の１０％の流路長に相当する部分の冷媒圧力損失の比は、０．１７となる。残りの、冷媒低温側の９０％の流路長に相当する部分の冷媒圧力損失の比は、０．８３となる。図７に示したように、冷媒ガスの高温側では、冷媒密度が小さいため、全体の１０％の流路長に相当する部分が占める冷媒圧力損失の比率は、全体の冷媒圧力損失の１７％となり、流路長の比率以上に大きくなる。
【００５１】
図８中の、「第１ガスクーラで油循環率大、第２ガスクーラで油循環率が０．５％以下」の場合というのは、第１ガスクーラ４において、油循環率が５％〜１０％程度であるため、油循環率が０．５％以下の場合に比較して、冷媒圧力損失が２倍になった場合を示している。ただし、ここでは、第１ガスクーラ４および第２ガスクーラ５の全体の流路長に対して、冷媒高温側の１０％の流路長が第１ガスクーラ４に相当するものとする。この場合、ガスクーラ７２全体の冷媒圧力損失を１としたとき、第１ガスクーラ４の冷媒圧力損失の比は、０．１７×２＝０．３４となる。したがって、第１ガスクーラ４および第２ガスクーラ５の全体での冷媒圧力損失の比は、０．３４＋０．８３＝１．１７となる。このように、単位流路長当たりの冷媒圧力損失の大きい、冷媒高温側で冷媒圧力損失が２倍になると、ガスクーラ全体の冷媒圧力損失に与える影響が大きい。このため、油循環率が全体で少ない場合に比較して、ガスクーラ全体の冷媒圧力損失が１．１７倍となる。また、第１ガスクーラ４の冷媒圧力損失が全体に占める割合も、２９％と大きい。
【００５２】
なお、第１ガスクーラ４は、第２ガスクーラ５に比べて、油循環率が高いとはいえ、主として流れる媒体は冷媒である。このため、第１ガスクーラ４を構成する熱交換器の形態は、オイルクーラ型の形態ではなく、通常の冷媒用の熱交換器の形態が好ましい。例えば、第１ガスクーラ４は、第２ガスクーラ５と同様に、ねじり管を用いた構成であることが好ましい。
【００５３】
以上のようなことから、第１ガスクーラ４の油循環率が大きいと、第１ガスクーラ４の冷媒圧力損失が大きくなり易く、圧縮機３の吐出圧力が高くなり易い。その結果、圧縮機３の入力が増加し、ＣＯＰが低下し易い。そこで、本実施の形態１では、以下のようにして、第１ガスクーラ４の冷媒圧力損失を低減する。
【００５４】
第１ガスクーラ４の第１冷媒伝熱管４２の内径ｄｉ１と、第１冷媒伝熱管４２の流路長Ｌと、冷媒圧力損失との関係について説明する。第１冷媒伝熱管４２内の冷媒圧力損失ΔＰは、上記式１〜３より、管摩擦係数、冷媒密度および冷媒流量を一定とすれば、次の比例関係がある。
ΔＰ∝Ｌ／（ｄｉ１）５
【００５５】
よって、第１ガスクーラ４の冷媒圧力損失を低減するためには、第１冷媒伝熱管４２の流路長Ｌを短くすることが有利であり、また、第１冷媒伝熱管４２の内径ｄｉ１を大きくすることが有利である。
【００５６】
次に、第１ねじり管４１のねじりピッチｐの拡大の効果について説明する。図１０は、第１ねじり管４１のねじりピッチｐと内径ＳＲｉとの比と、水側の熱伝達率との関係を示す図である。図１０は、第１ねじり管４１の内径ＳＲｉを一定としてねじりピッチｐを大きくした場合の、水側の熱伝達率の変化を表す。図１０では、水側の熱伝達率を、ｐ／ＳＲｉの値が１のときの水側の熱伝達率の値に対する比で表している。図１０に示すように、ｐ／ＳＲｉが大きくなるほど、すなわち第１ねじり管４１のねじりピッチｐが大きくなるほど、水側の熱伝達率が大きくなる傾向となる。
【００５７】
図１１は、第１ねじり管４１のねじりピッチｐと内径ＳＲｉとの比と、第１ねじり管４１の必要長さとの関係を示す図である。図１１では、第１ねじり管４１の内径ＳＲｉを一定としてねじりピッチｐを大きくする場合に、同一の熱交換量を得るために必要となる第１ねじり管４１の長さを、基準となる長さに対する比で表す。ねじり管式熱交換器である第１ガスクーラ４は、第１ねじり管４１の螺旋状の溝４１１に沿って第１冷媒伝熱管４２を巻きつける構造になっている。よって、第１ねじり管４１のねじりピッチｐを大きくすると、第１ねじり管４１の単位長さ当たりに巻きつける第１冷媒伝熱管４２の長さが減少して、第１冷媒伝熱管４２と第１ねじり管４１との接触面積が減少する。このため、第１ねじり管４１のねじりピッチｐを大きくするにつれて、冷媒と水との熱交換量を同等にするために必要な第１ねじり管４１の長さが長くなる。その一方で、図１０に示すように、ねじりピッチｐを大きくするにつれて、水側の熱伝達率が大きくなるため、第１ねじり管４１の単位長さ当たりの熱交換効率が高くなる。これらの関係から、図１１に示す関係が求まる。
【００５８】
図１２は、第１ねじり管４１のねじりピッチｐと内径ＳＲｉとの比と、第１冷媒伝熱管４２の必要長さとの関係を示す図である。図１２は、第１ねじり管４１の内径ＳＲｉを一定としてねじりピッチｐを大きくする場合に、同一の熱交換量を得るために必要となる第１冷媒伝熱管４２の長さを、ｐ／ＳＲｉの値が１のときに必要な第１冷媒伝熱管４２の長さに対する比で表している。図１１で説明したように、第１ねじり管４１のねじりピッチｐを大きくするにつれて、第１ねじり管４１の必要長さが長くなる。その一方で、第１ねじり管４１のねじりピッチｐを大きくするにつれて、第１ねじり管４１の単位長さ当たりに巻きつける第１冷媒伝熱管４２の長さが減少する。その結果、図１２に示すように、第１ねじり管４１のねじりピッチｐを大きくするにつれて、第１冷媒伝熱管４２の必要長さは、短くなる。ただし、ｐ／ＳＲｉがおよそ１．８より大きい領域では、第１冷媒伝熱管４２の必要長さが縮小する傾向が鈍化する。
【００５９】
以上の特性をまとめると、第１ねじり管４１のねじりピッチｐを大きくすると、同一の熱交換量を得るために必要な第１ねじり管４１の長さは長くなるものの、水側の熱伝達率比が大きくなることにより、第１ねじり管４１の必要長さの増大は比較的緩やかとなる。そして、図１２に示すように、第１ねじり管４１のねじりピッチｐを大きくするにつれて、第１冷媒伝熱管４２の長さを効果的に短くすることができるので、第１ガスクーラ４の冷媒圧力損失を低減する上で有利となる。
【００６０】
図１３は、第１ガスクーラ４の冷媒圧力損失と、第１ねじり管４１のねじりピッチｐと内径ＳＲｉとの比と、第１冷媒伝熱管４２の内径ｄｉ１との関係を示す図である。図１３および以下では、第１ガスクーラ４の第１冷媒伝熱管４２の内径ｄｉ１の、第２ガスクーラの第２冷媒伝熱管５２の内径ｄｉ２に対する比ｄｉ１／ｄｉ２を、「内径比」と呼ぶ。図１３は、第１ガスクーラ４の熱交換量を一定にする条件で、内径比ｄｉ１／ｄｉ２を同図中に示す複数の値に設定した場合のそれぞれについて、第１ねじり管４１のねじりピッチｐを変化させたときの、第１ガスクーラ４の冷媒圧力損失の変化を表している。図１３では、第１ガスクーラ４の冷媒圧力損失を、内径比ｄｉ１／ｄｉ２の値およびｐ／ＳＲｉの値が共に１である場合の第１ガスクーラ４の冷媒圧力損失に対する比で表す。
【００６１】
図１４は、図１３に示すそれぞれの場合における、第１ガスクーラ４の第１ねじり管４１のねじりピッチｐと内径ＳＲｉとの比と、第１ねじり管４１の長さとの関係を示す図である。図１４では、第１ねじり管４１の長さを、内径比ｄｉ１／ｄｉ２の値およびｐ／ＳＲｉの値が共に１である場合の第１ねじり管４１の長さに対する比で表す。なお、図１３および図１４において、第２ガスクーラ５の第２ねじり管５１のねじりピッチｐ２と内径ＳＲｉとの比は、およそ１とする。また、第１ガスクーラ４の第１ねじり管４１の内径ＳＲｉと、第２ガスクーラ５の第２ねじり管５１の内径ＳＲｉとは、等しいとする。
【００６２】
図１３に示すように、内径比ｄｉ１／ｄｉ２が同一の場合、ｐ／ＳＲｉが大きくなるほど、すなわち第１ねじり管４１のねじりピッチｐを大きくするほど、第１ガスクーラ４の冷媒圧力損失は減少する。また、第１ねじり管４１のねじりピッチｐが同一の場合、内径比ｄｉ１／ｄｉ２を大きくするほど、すなわち第１冷媒伝熱管４２の内径ｄｉ１を大きくするほど、第１ガスクーラ４の冷媒圧力損失は減少する。
【００６３】
上述したように、内径比ｄｉ１／ｄｉ２を大きくするほど、すなわち第１冷媒伝熱管４２の内径ｄｉ１を大きくするほど、第１ガスクーラ４の冷媒圧力損失を低減する効果が大きい。しかしながら、第１冷媒伝熱管４２の内径ｄｉ１を大きくするほど、第１冷媒伝熱管４２内の冷媒の流速が低下し、第１冷媒伝熱管４２内の熱伝達率が低下する。このため、図１４に示すように、内径比ｄｉ１／ｄｉ２を大きくするほど、すなわち第１冷媒伝熱管４２の内径ｄｉ１を大きくするほど、同一の熱交換量を得るために必要な第１ねじり管４１の長さが長くなる。また、同図に示すように、ｐ／ＳＲｉが大きくなるほど、すなわち第１ねじり管４１のねじりピッチｐを大きくするほど、第１ねじり管４１の必要長さが長くなる。
【００６４】
第１ガスクーラ４の第１ねじり管４１の長さが長くなると、第１ガスクーラ４と第２ガスクーラ５とを含めたガスクーラ全体が大きくなり、ヒートポンプ装置１の筐体が大型化する場合がある。また、第１ガスクーラ４の第１ねじり管４１の長さが長くなると、第１ねじり管４１に必要な材料が増加するため、重量およびコストが増加する。また、水の流路となる第１ねじり管４１が過度に長くなると、第１ガスクーラ４からヒートポンプ装置１外への放熱量の増加、あるいは水側の圧力損失の増加が懸念される場合もある。
【００６５】
以上のように、第１ガスクーラ４の第１ねじり管４１のねじりピッチｐを大きくするほど、第１ガスクーラ４の冷媒圧力損失が低減する反面、第１ねじり管４１の長さが長くなる。このため、第１ねじり管４１のねじりピッチｐを大きくしすぎると、第１ねじり管４１の長さが長くなりすぎる結果、上述のような弊害が生ずる可能性がある。この点に鑑み、第１ねじり管４１のねじりピッチｐと内径ＳＲｉとの比であるｐ／ＳＲｉの値は、１．８以下が望ましい。前述したように、ｐ／ＳＲｉの値が１．８を超える領域では、第１ねじり管４１のねじりピッチｐを大きくすることによる、第１冷媒伝熱管４２の必要長さを短くする効果が鈍化する。このため、ｐ／ＳＲｉの値が１．８を超える領域では、第１ねじり管４１のねじりピッチｐを更に大きくした場合、冷媒圧力損失をそれ以上低減する効果が弱いだけでなく、第１ねじり管４１の長さが長くなることの弊害を招き易い。これに対し、ｐ／ＳＲｉの値が１．８以下であれば、第１ねじり管４１の長さが長くなることの弊害を確実に抑制することができる。
【００６６】
また、第１ガスクーラ４の第１ねじり管４１のｐ／ＳＲｉの値は、１．１以上が好ましく、１．２以上がより好ましく、１．４以上が更に好ましい。ｐ／ＳＲｉの値を、好ましくは１．１以上、より好ましく１．２以上、更に好ましくは１．４以上にすることにより、第１冷媒伝熱管４２の長さを効果的に短くすることができる（図１２参照）。その結果、第１ガスクーラ４の冷媒圧力損失をより確実に低減することができる。まとめると、第１ガスクーラ４の第１ねじり管４１のｐ／ＳＲｉの値は、１．１以上、１．８以下が好ましく、１．２以上、１．８以下がより好ましく、１．４以上、１．８以下が更に好ましい。ｐ／ＳＲｉの値をこのような範囲にすることにより、第１ねじり管４１のねじりピッチｐを大きくすることで第１ガスクーラ４の冷媒圧力損失を低減する効果を十分に上げつつ、第１ねじり管４１の長さが長くなることに伴う弊害を確実に抑制することができる、という際立って優れた効果が得られる。
【００６７】
次に、第１冷媒伝熱管４２および第２冷媒伝熱管５２の内径比ｄｉ１／ｄｉ２の好ましい最大値について述べる。図１５は、第１ねじり管４１のｐ／ＳＲｉの値が１．８のときに、第１冷媒伝熱管４２および第２冷媒伝熱管５２の内径比ｄｉ１／ｄｉ２を変化させた場合の、第１ガスクーラ４の冷媒圧力損失の変化を示す図である。図１５では、第１ガスクーラ４の冷媒圧力損失を、第１ガスクーラ４の冷媒圧力損失と第２ガスクーラ５の冷媒圧力損失との和（すなわち、ガスクーラ全体の冷媒圧力損失）に対する比で表す。図１５に示すように、内径比ｄｉ１／ｄｉ２が大きいほど、すなわち第１冷媒伝熱管４２の内径ｄｉ１が大きいほど、第１ガスクーラ４の冷媒圧力損失が減少し、ガスクーラ全体の冷媒圧力損失に対する第１ガスクーラ４の冷媒圧力損失の比が小さくなる。しかしながら、図１４に示したように、内径比ｄｉ１／ｄｉ２が大きいほど、すなわち第１冷媒伝熱管４２の内径ｄｉ１が大きいほど、第１ねじり管４１の長さが長くなる。また、多量の冷凍機油が循環する第１ガスクーラ４において、第１冷媒伝熱管４２の内径ｄｉ１が大きすぎると、冷媒流速が低下することに伴い、冷凍機油の流動性が悪化する場合がある。その結果、第１ガスクーラ４内の冷凍機油の滞留量が著しく増加する場合がある。これらの理由から、第１ガスクーラの第１冷媒伝熱管４２の内径比ｄｉ１を、大きすぎない値に設定することが望ましい。
【００６８】
図６に示したように、第１ガスクーラ４の流路長は、ガスクーラ全体の流路長の約１０％程度を占める。したがって、第１ガスクーラ４の冷媒圧力損失の、ガスクーラ全体の冷媒圧力損失に対する比率を、約１０％程度まで低減できれば、第１ガスクーラ４の冷媒圧力損失は十二分に低減されていると言える。第１ガスクーラ４の冷媒圧力損失をそれ以上に低減すること、すなわち、第１ガスクーラ４の単位流路長当たりの冷媒圧力損失を、第２ガスクーラ５の単位流路長当たりの冷媒圧力損失よりも小さくすることは、行き過ぎとも言える。図１５に示すように、内径比ｄｉ１／ｄｉ２が約１．４のときに、第１ガスクーラ４の冷媒圧力損失の、ガスクーラ全体の冷媒圧力損失に対する比率は、約１０％になる。したがって、内径比ｄｉ１／ｄｉ２の値を１．４にすれば、流路長の比率との関係において、第１ガスクーラ４の冷媒圧力損失は十二分に低減されていると言える。一方、内径比ｄｉ１／ｄｉ２の値を大きくしすぎると、すなわち第１冷媒伝熱管４２の内径ｄｉ１を大きくしすぎると、第１ねじり管４１の長さが過大になったり、第１ガスクーラ４内の冷凍機油の滞留量が増加したりするという、上述した弊害が生ずる可能性がある。これに対し、内径比ｄｉ１／ｄｉ２の値が１．４以下であれば、第１冷媒伝熱管４２の内径ｄｉ１が大きすぎることはないので、このような弊害を確実に抑制することができる。
【００６９】
また、第１冷媒伝熱管４２および第２冷媒伝熱管５２の内径比ｄｉ１／ｄｉ２の値は、１．１以上が好ましく、１．２以上がより好ましい。内径比ｄｉ１／ｄｉ２の値を、好ましくは１．１以上、より好ましくは１．２以上にすることにより、第１ガスクーラ４の冷媒圧力損失をより確実に低減することができる（図１３参照）。まとめると、内径比ｄｉ１／ｄｉ２の値は、１．１以上、１．４以下が好ましく、１．２以上、１．４以下がより好ましい。内径比ｄｉ１／ｄｉ２の値をこのような範囲にすることにより、第１冷媒伝熱管４２の内径ｄｉ１を大きくしすぎることに伴う上述した弊害を確実に抑制しつつ、第１ガスクーラ４の冷媒圧力損失を十分に低減することができる、という際立って優れた効果が得られる。
【００７０】
以上説明したように、本実施の形態１によれば、第１ガスクーラ４の冷媒圧力損失を確実に抑制できるため、圧縮機３の入力を低減し、ＣＯＰを向上することができる。
【００７１】
図７に示すように、第２ガスクーラ５内の冷媒密度は、第１ガスクーラ４内の冷媒密度に比べて大きい。前述したように、冷媒密度が大きいほど、単位流路長当たりの冷媒圧力損失が小さい。したがって、他の条件が同じ場合、第２ガスクーラ５の第２冷媒伝熱管５２の長さ当たりの冷媒圧力損失は、第１ガスクーラ４の第１冷媒伝熱管４２の長さ当たりの冷媒圧力損失に比べて、小さい。このため、第２ガスクーラ５の第２冷媒伝熱管５２の内径ｄｉ２あるいは各々の第２冷媒伝熱流路の断面積が、第１ガスクーラ４の第１冷媒伝熱管４２の内径ｄｉ１あるいは各々の第１冷媒伝熱流路の断面積に比べて小さくても、第２ガスクーラ５の冷媒圧力損失を十分に抑制できる。また、第２ガスクーラ５の第２冷媒伝熱管５２の内径ｄｉ２あるいは各々の第２冷媒伝熱流路の断面積を比較的小さくすることにより、第２冷媒伝熱管５２内すなわち各々の第２冷媒伝熱流路内の冷媒流速が高くなるので、冷媒の熱伝達率を大きくすることができる。その結果、第２ガスクーラの第２ねじり管５１すなわち第２液体伝熱流路の長さを短くすることができる。以上のことから、第１ガスクーラ４の第１冷媒伝熱管４２の内径ｄｉ１あるいは各々の第１冷媒伝熱流路の断面積が、第２ガスクーラ５の第２冷媒伝熱管５２の内径ｄｉ２あるいは各々の第２冷媒伝熱流路の断面積に比べて、大きいことが好ましい。
【００７２】
図１６は、第１ねじり管４１のねじりピッチｐと第２ねじり管５１のねじりピッチｐ２とが等しく、且つ、第１ねじり管４１および第２ねじり管５１の内径ＳＲｉが等しい場合の、水側の熱伝達率の変化を示す図である。図１６の横軸の意味は、図６の横軸と同じである。図１６では、水側の熱伝達率を、第１ガスクーラ４の水出口における水側の熱伝達率に対する比で表す。図１６に示すように、第１ガスクーラ４の冷媒入口および水出口からの距離が大きくなるほど、すなわち水の温度が低くなるほど、水側の熱伝達率は小さくなる。このため、第１ねじり管４１のねじりピッチｐと第２ねじり管５１のねじりピッチｐ２とが等しく、且つ、第１ねじり管４１および第２ねじり管５１の内径ＳＲｉが等しい場合、第２ガスクーラ５の水側の熱伝達率は、第１ガスクーラ４の水側の熱伝達率と比べて、小さくなる。この点に鑑みると、第２ガスクーラ５では、第２ねじり管５１のねじりピッチｐ２を比較的小さくすることにより、第２冷媒伝熱管５２と第２ねじり管５１との接触面積を大きくすることが望ましい。これにより、第２ガスクーラ５の第２ねじり管５１の長さを短くすることができる。一方、前述したとおり、第１ガスクーラ４の第１ねじり管４１のねじりピッチｐは、比較的大きいことが望ましい。以上のことから、第１ガスクーラ４の第１ねじり管４１のねじりピッチｐが、第２ガスクーラ５の第２ねじり管５１のねじりピッチｐ２に比べて、大きいことが好ましい。
【００７３】
本実施の形態１では、第１ガスクーラ４の第１ねじり管４１の内径ＳＲｉと、第２ガスクーラ５の第２ねじり管５１の内径ＳＲｉとを等しくすることが好ましい。第１ガスクーラ４の近くに第２ガスクーラ５を設置する場合には、第１ねじり管４１の上流側の端部と、第２ねじり管５１の下流側の端部とを接続する。この場合に、第１ねじり管４１の内径ＳＲｉと第２ねじり管５１の内径ＳＲｉとを等しくすることにより、両者の接続を容易に行うことができる。また、第１ねじり管４１の内径ＳＲｉと第２ねじり管５１の内径ＳＲｉとを等しくすることにより、両者に使用する材料および製造方法を共通化でき、コストが低減する。
【００７４】
本実施の形態１では、第１ガスクーラ４の第１冷媒伝熱管４２の数すなわち第１冷媒伝熱流路の数と、第２ガスクーラ５の第２冷媒伝熱管５２の数すなわち第２冷媒伝熱流路の数とが等しいことが好ましい。第１冷媒伝熱管４２の数と、第２冷媒伝熱管５２の数とを等しくすることにより、第１ねじり管４１および第２ねじり管５１の形態を類似に設計することができ、コストが低減する。
【００７５】
なお、本実施の形態１では、第１熱交換器（第１ガスクーラ４）および第２熱交換器（第２ガスクーラ５）がねじり管式の熱交換器で構成される場合を例に説明したが、本発明では、第１熱交換器および第２熱交換器は、ねじり管式の熱交換器に限定されるものではなく、各種の形態の熱交換器を用いることができる。
【００７６】
前述したように、第１冷媒伝熱管４２および第２冷媒伝熱管５２の内径比ｄｉ１／ｄｉ２の値は、１．１以上、１．４以下が好ましく、１．２以上、１．４以下がより好ましい。内径比ｄｉ１／ｄｉ２が１．１の場合、第１熱交換器の第１冷媒伝熱流路の全断面積の、第２熱交換器の第２冷媒伝熱流路の全断面積に対する比は、（１．１）２≒１．２となる。内径比ｄｉ１／ｄｉ２が１．２の場合、第１熱交換器の第１冷媒伝熱流路の全断面積の、第２熱交換器の第２冷媒伝熱流路の全断面積に対する比は、（１．２）２≒１．４となる。内径比ｄｉ１／ｄｉ２が１．４の場合、第１熱交換器の第１冷媒伝熱流路の全断面積の、第２熱交換器の第２冷媒伝熱流路の全断面積に対する比は、（１．４）２≒２となる。したがって、内径比ｄｉ１／ｄｉ２の数値範囲を、流路断面積の比の数値範囲に置き換えると、第１冷媒伝熱流路の全断面積の、第２冷媒伝熱流路の全断面積に対する比は、１．２以上、２以下であることが好ましく、１．４以上、２以下であることがより好ましい、と言える。流路断面積の比をこのような範囲にすることにより、上述した効果と類似の効果が得られる。
【００７７】
上述した実施の形態１では、第１熱交換器（第１ガスクーラ４）の第１冷媒伝熱流路の数と、第２熱交換器（第２ガスクーラ５）の第２冷媒伝熱流路の数とが等しい場合を中心に説明したが、本発明では、第１冷媒伝熱流路の数を第２冷媒伝熱流路の数に比べて多くしても良い。第１冷媒伝熱流路の数を第２冷媒伝熱流路の数に比べて多くする場合には、簡単な構成で、第１冷媒伝熱流路の全断面積を第２冷媒伝熱流路の全断面積より大きくすることができる。第１冷媒伝熱流路の数を第２冷媒伝熱流路の数に比べて多くする場合には、例えば、第１冷媒伝熱流路の断面積と第２冷媒伝熱流路の断面積とが等しくてもよい。このため、第１ガスクーラ４の第１冷媒伝熱管４２と、第２ガスクーラ５の第２冷媒伝熱管５２とを、共通の材料で製造することができ、コストが低減する。
【００７８】
また、本実施の形態１では、第１熱交換器および第２熱交換器で水を加熱するヒートポンプ装置を例に説明したが、本発明では、第１熱交換器および第２熱交換器で加熱する液体は、水に限定されるものではなく、例えば、ブライン、不凍液などであっても良い。
【符号の説明】
【００７９】
１  ヒートポンプ装置、１ａ  水入口、１ｂ  水出口、２  タンクユニット、２ａ  貯湯タンク、２ｂ  水ポンプ、２ｃ  給湯用混合弁、３  圧縮機、４  第１ガスクーラ、５  第２ガスクーラ、６  膨張弁、７  蒸発器、８  送風機、９  高低圧熱交換器、１０，１１，１２，１７，１８，１９，２０，２１  管、１３  給水管、１４  出湯管、１５  給水分岐管、１６  給湯管、２３，２６  水流路、３１  密閉容器、３２  圧縮要素、３３  電動要素、３４  第１吸入通路、３５  第１吐出通路、３６  第２吸入通路、３７  第２吐出通路、３８  内部空間、４１  第１ねじり管、４２，４２ａ，４２ｂ，４２ｃ  第１冷媒伝熱管、５０  制御部、５１  第２ねじり管、５２  第２冷媒伝熱管、６０  伝熱材料、７０  ヒートポンプ装置、７１  圧縮機、７２  ガスクーラ、３３１  回転子、３３２  固定子、４１１，４１１ａ，４１１ｂ，４１１ｃ，５１１  溝
【図１】
2014199479.tif 000003
【図２】
2014199479.tif 000004
【図３】
2014199479.tif 000005
【図４】
2014199479.tif 000006
【図５】
2014199479.tif 000007
【図６】
2014199479.tif 000008
【図７】
2014199479.tif 000009
【図８】
2014199479.tif 000010
【図９】
2014199479.tif 000011
【図１０】
2014199479.tif 000012
【図１１】
2014199479.tif 000013
【図１２】
2014199479.tif 000014
【図１３】
2014199479.tif 000015
【図１４】
2014199479.tif 000016
【図１５】
2014199479.tif 000017
【図１６】
2014199479.tif 000018
【手続補正書】
【提出日】平成27年7月15日(2015.7.15)
【手続補正１】
【補正対象書類名】特許請求の範囲
【補正対象項目名】全文
【補正方法】変更
【補正の内容】
【特許請求の範囲】
【請求項１】
冷媒および冷凍機油を吐出する第１吐出通路と、冷媒および冷凍機油を吐出する第２吐出通路とを有し、前記第１吐出通路から吐出される冷凍機油の質量流量が前記第２吐出通路から吐出される冷凍機油の質量流量に比べて多い圧縮機と、
前記第１吐出通路から吐出された冷媒および冷凍機油が通る１または複数の第１冷媒伝熱流路と、液体が通る１または複数の第１液体伝熱流路とを有し、前記第１冷媒伝熱流路と前記第１液体伝熱流路との間で熱交換する第１熱交換器と、
前記第２吐出通路から吐出された冷媒および冷凍機油が通る１または複数の第２冷媒伝熱流路と、液体が通る１または複数の第２液体伝熱流路とを有し、前記第２冷媒伝熱流路と前記第２液体伝熱流路との間で熱交換する第２熱交換器と、
を備え、
前記第１冷媒伝熱流路の全断面積が前記第２冷媒伝熱流路の全断面積に比べて大きく、
前記第１冷媒伝熱流路は、第１冷媒伝熱管により形成され、
前記第２冷媒伝熱流路は、第２冷媒伝熱管により形成され、
前記第１液体伝熱流路は、外周に螺旋状の溝を有する第１ねじり管により形成され、
前記第２液体伝熱流路は、外周に螺旋状の溝を有する第２ねじり管により形成され、
前記第１冷媒伝熱管は、前記第１ねじり管の前記溝に沿って配置され、
前記第２冷媒伝熱管は、前記第２ねじり管の前記溝に沿って配置されており、
前記第１ねじり管のねじりピッチが前記第２ねじり管のねじりピッチに比べて大きいヒートポンプ装置。
【請求項２】
前記第１冷媒伝熱流路の数と、前記第２冷媒伝熱流路の数とが等しく、
各々の前記第１冷媒伝熱流路の断面積が各々の前記第２冷媒伝熱流路の断面積に比べて大きい請求項１記載のヒートポンプ装置。
【請求項３】
前記第１冷媒伝熱管の内径の、前記第２冷媒伝熱管の内径に対する比が、１．１以上、１．４以下である請求項１または２記載のヒートポンプ装置。
【請求項４】
前記第１ねじり管のねじりピッチをｐとし、前記第１ねじり管の内径をＳＲｉとしたとき、ｐ／ＳＲｉの値が、１．１以上、１．８以下である請求項１乃至３の何れか１項記載のヒートポンプ装置。
【請求項５】
前記第１ねじり管の内径と、前記第２ねじり管の内径とが等しい請求項１乃至４の何れか１項記載のヒートポンプ装置。
【請求項６】
前記第１冷媒伝熱流路の数が前記第２冷媒伝熱流路の数に比べて多い請求項１乃至５の何れか１項記載のヒートポンプ装置。
【請求項７】
前記第１冷媒伝熱流路の全断面積の、前記第２冷媒伝熱流路の全断面積に対する比が、１．２以上、２以下である請求項１乃至６の何れか１項記載のヒートポンプ装置。
【請求項８】
前記第１熱交換器における冷媒の質量流量と冷凍機油の質量流量との和に対する冷凍機油の質量流量の比率が、２％以上、２０％以下である請求項１乃至７の何れか１項記載のヒートポンプ装置。
【請求項９】
前記第２熱交換器における冷媒の質量流量と冷凍機油の質量流量との和に対する冷凍機油の質量流量の比率が、０．０１％以上、１％以下である請求項１乃至８の何れか１項記載のヒートポンプ装置。
【請求項１０】
前記液体が水であり、前記水を加熱した湯を供給する機能を有する請求項１乃至９の何れか１項記載のヒートポンプ装置。
【手続補正２】
【補正対象書類名】明細書
【補正対象項目名】０００７
【補正方法】変更
【補正の内容】
【０００７】
本発明に係るヒートポンプ装置は、冷媒および冷凍機油を吐出する第１吐出通路と、冷媒および冷凍機油を吐出する第２吐出通路とを有し、第１吐出通路から吐出される冷凍機油の質量流量が第２吐出通路から吐出される冷凍機油の質量流量に比べて多い圧縮機と、第１吐出通路から吐出された冷媒および冷凍機油が通る１または複数の第１冷媒伝熱流路と、液体が通る１または複数の第１液体伝熱流路とを有し、第１冷媒伝熱流路と第１液体伝熱流路との間で熱交換する第１熱交換器と、第２吐出通路から吐出された冷媒および冷凍機油が通る１または複数の第２冷媒伝熱流路と、液体が通る１または複数の第２液体伝熱流路とを有し、第２冷媒伝熱流路と第２液体伝熱流路との間で熱交換する第２熱交換器と、を備え、第１冷媒伝熱流路の全断面積が第２冷媒伝熱流路の全断面積に比べて大きく、第１冷媒伝熱流路は、第１冷媒伝熱管により形成され、第２冷媒伝熱流路は、第２冷媒伝熱管により形成され、第１液体伝熱流路は、外周に螺旋状の溝を有する第１ねじり管により形成され、第２液体伝熱流路は、外周に螺旋状の溝を有する第２ねじり管により形成され、第１冷媒伝熱管は、第１ねじり管の溝に沿って配置され、第２冷媒伝熱管は、第２ねじり管の溝に沿って配置されており、第１ねじり管のねじりピッチが第２ねじり管のねじりピッチに比べて大きいものである。
【手続補正書】
【提出日】平成27年9月24日(2015.9.24)
【手続補正１】
【補正対象書類名】特許請求の範囲
【補正対象項目名】全文
【補正方法】変更
【補正の内容】
【特許請求の範囲】
【請求項１】
冷媒および冷凍機油を吐出する第１吐出通路と、冷媒および冷凍機油を吐出する第２吐出通路とを有し、前記第１吐出通路から吐出される冷凍機油の質量流量が前記第２吐出通路から吐出される冷凍機油の質量流量に比べて多い圧縮機と、
前記第１吐出通路から吐出された冷媒および冷凍機油が通る１または複数の第１冷媒伝熱流路と、液体が通る１または複数の第１液体伝熱流路とを有し、前記第１冷媒伝熱流路と前記第１液体伝熱流路との間で熱交換する第１熱交換器と、
前記第２吐出通路から吐出された冷媒および冷凍機油が通る１または複数の第２冷媒伝熱流路と、液体が通る１または複数の第２液体伝熱流路とを有し、前記第２冷媒伝熱流路と前記第２液体伝熱流路との間で熱交換する第２熱交換器と、
を備え、
前記第１冷媒伝熱流路の全断面積が前記第２冷媒伝熱流路の全断面積に比べて大きく、
前記第１冷媒伝熱流路は、第１冷媒伝熱管により形成され、
前記第２冷媒伝熱流路は、第２冷媒伝熱管により形成され、
前記第１液体伝熱流路は、外周に螺旋状の溝を有する第１ねじり管により形成され、
前記第２液体伝熱流路は、外周に螺旋状の溝を有する第２ねじり管により形成され、
前記第１冷媒伝熱管は、前記第１ねじり管の前記溝に沿って配置され、
前記第２冷媒伝熱管は、前記第２ねじり管の前記溝に沿って配置されており、
前記第１ねじり管のねじりピッチが前記第２ねじり管のねじりピッチに比べて大きいヒートポンプ装置。
【請求項２】
前記第１冷媒伝熱流路の数と、前記第２冷媒伝熱流路の数とが等しく、
各々の前記第１冷媒伝熱流路の断面積が各々の前記第２冷媒伝熱流路の断面積に比べて大きい請求項１記載のヒートポンプ装置。
【請求項３】
前記第１冷媒伝熱管の内径の、前記第２冷媒伝熱管の内径に対する比が、１．１以上、１．４以下である請求項１または２記載のヒートポンプ装置。
【請求項４】
前記第１ねじり管のねじりピッチをｐとし、前記第１ねじり管の内径をＳＲｉとしたとき、ｐ／ＳＲｉの値が、１．１以上、１．８以下である請求項１乃至３の何れか１項記載のヒートポンプ装置。
【請求項５】
前記第１ねじり管の内径と、前記第２ねじり管の内径とが等しい請求項１乃至４の何れか１項記載のヒートポンプ装置。
【請求項６】
前記第１冷媒伝熱流路の数が前記第２冷媒伝熱流路の数に比べて多い請求項１記載のヒートポンプ装置。
【請求項７】
前記第１冷媒伝熱流路の全断面積の、前記第２冷媒伝熱流路の全断面積に対する比が、１．２以上、２以下である請求項１乃至６の何れか１項記載のヒートポンプ装置。
【請求項８】
前記第１熱交換器における冷媒の質量流量と冷凍機油の質量流量との和に対する冷凍機油の質量流量の比率が、２％以上、２０％以下である請求項１乃至７の何れか１項記載のヒートポンプ装置。
【請求項９】
前記第２熱交換器における冷媒の質量流量と冷凍機油の質量流量との和に対する冷凍機油の質量流量の比率が、０．０１％以上、１％以下である請求項１乃至８の何れか１項記載のヒートポンプ装置。
【請求項１０】
前記液体が水であり、前記水を加熱した湯を供給する機能を有する請求項１乃至９の何れか１項記載のヒートポンプ装置。
【手続補正２】
【補正対象書類名】図面
【補正対象項目名】図８
【補正方法】変更
【補正の内容】
【図８】
2014199479.tif 000019
【手続補正書】
【提出日】平成28年7月26日(2016.7.26)
【手続補正１】
【補正対象書類名】特許請求の範囲
【補正対象項目名】全文
【補正方法】変更
【補正の内容】
【特許請求の範囲】
【請求項１】
冷媒および冷凍機油を吐出する第１吐出通路と、冷媒および冷凍機油を吐出する第２吐出通路とを有し、前記第１吐出通路から吐出される冷凍機油の質量流量が前記第２吐出通路から吐出される冷凍機油の質量流量に比べて多い圧縮機と、
前記第１吐出通路から吐出された冷媒および冷凍機油が通る１または複数の第１冷媒伝熱流路と、液体が通る１または複数の第１液体伝熱流路とを有し、前記第１冷媒伝熱流路と前記第１液体伝熱流路との間で熱交換する第１熱交換器と、
前記第２吐出通路から吐出された冷媒および冷凍機油が通る１または複数の第２冷媒伝熱流路と、液体が通る１または複数の第２液体伝熱流路とを有し、前記第２冷媒伝熱流路と前記第２液体伝熱流路との間で熱交換する第２熱交換器と、
を備え、
前記第１冷媒伝熱流路の全断面積が前記第２冷媒伝熱流路の全断面積に比べて大きく、
前記第１冷媒伝熱流路は、第１冷媒伝熱管により形成され、
前記第２冷媒伝熱流路は、第２冷媒伝熱管により形成され、
前記第１液体伝熱流路は、外周に螺旋状の溝を有する第１ねじり管により形成され、
前記第２液体伝熱流路は、外周に螺旋状の溝を有する第２ねじり管により形成され、
前記第１冷媒伝熱管は、前記第１ねじり管の前記溝に沿って配置され、
前記第２冷媒伝熱管は、前記第２ねじり管の前記溝に沿って配置されており、
前記第１ねじり管のねじりピッチが前記第２ねじり管のねじりピッチに比べて大きく、
前記第１ねじり管のねじりピッチをｐとし、前記第１ねじり管の内径をＳＲｉとしたとき、ｐ／ＳＲｉの値が、１．２以上、１．８以下であるヒートポンプ装置。
【請求項２】
前記第１冷媒伝熱流路の数と、前記第２冷媒伝熱流路の数とが等しく、
各々の前記第１冷媒伝熱流路の断面積が各々の前記第２冷媒伝熱流路の断面積に比べて大きい請求項１記載のヒートポンプ装置。
【請求項３】
前記第１冷媒伝熱管の内径の、前記第２冷媒伝熱管の内径に対する比が、１．１以上、１．４以下である請求項１または２記載のヒートポンプ装置。
【請求項４】
前記第１ねじり管の内径と、前記第２ねじり管の内径とが等しい請求項１乃至３の何れか１項記載のヒートポンプ装置。
【請求項５】
前記第１冷媒伝熱流路の数が前記第２冷媒伝熱流路の数に比べて多い請求項１記載のヒートポンプ装置。
【請求項６】
前記第１冷媒伝熱流路の全断面積の、前記第２冷媒伝熱流路の全断面積に対する比が、１．２以上、２以下である請求項１乃至５の何れか１項記載のヒートポンプ装置。
【請求項７】
前記第１熱交換器における冷媒の質量流量と冷凍機油の質量流量との和に対する冷凍機油の質量流量の比率が、２％以上、２０％以下である請求項１乃至６の何れか１項記載のヒートポンプ装置。
【請求項８】
前記第２熱交換器における冷媒の質量流量と冷凍機油の質量流量との和に対する冷凍機油の質量流量の比率が、０．０１％以上、１％以下である請求項１乃至７の何れか１項記載のヒートポンプ装置。
【請求項９】
前記液体が水であり、前記水を加熱した湯を供給する機能を有する請求項１乃至８の何れか１項記載のヒートポンプ装置。
【手続補正２】
【補正対象書類名】明細書
【補正対象項目名】０００７
【補正方法】変更
【補正の内容】
【０００７】
本発明に係るヒートポンプ装置は、冷媒および冷凍機油を吐出する第１吐出通路と、冷媒および冷凍機油を吐出する第２吐出通路とを有し、第１吐出通路から吐出される冷凍機油の質量流量が第２吐出通路から吐出される冷凍機油の質量流量に比べて多い圧縮機と、第１吐出通路から吐出された冷媒および冷凍機油が通る１または複数の第１冷媒伝熱流路と、液体が通る１または複数の第１液体伝熱流路とを有し、第１冷媒伝熱流路と第１液体伝熱流路との間で熱交換する第１熱交換器と、第２吐出通路から吐出された冷媒および冷凍機油が通る１または複数の第２冷媒伝熱流路と、液体が通る１または複数の第２液体伝熱流路とを有し、第２冷媒伝熱流路と第２液体伝熱流路との間で熱交換する第２熱交換器と、を備え、第１冷媒伝熱流路の全断面積が第２冷媒伝熱流路の全断面積に比べて大きく、第１冷媒伝熱流路は、第１冷媒伝熱管により形成され、第２冷媒伝熱流路は、第２冷媒伝熱管により形成され、第１液体伝熱流路は、外周に螺旋状の溝を有する第１ねじり管により形成され、第２液体伝熱流路は、外周に螺旋状の溝を有する第２ねじり管により形成され、第１冷媒伝熱管は、第１ねじり管の溝に沿って配置され、第２冷媒伝熱管は、第２ねじり管の溝に沿って配置されており、第１ねじり管のねじりピッチが第２ねじり管のねじりピッチに比べて大きく、第１ねじり管のねじりピッチをｐとし、第１ねじり管の内径をＳＲｉとしたとき、ｐ／ＳＲｉの値が、１．２以上、１．８以下であるものである。
【国際調査報告】
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