(57)【要約】【課題】空気調和機におけるエネルギー消費効率を高めることが目的とされる。【解決手段】空気調和機は、圧縮機１、放熱器２、膨張機構３及び蒸発器４を備える。圧縮機１は、吸入側１１から吸入された冷媒を圧縮して、吐出側１２から排出する。放熱器２は一端２１と他端２２とを有し、当該一端２１は圧縮機１の吐出側１２に接続される。蒸発器４は一端４１と他端４２を有し、当該一端４１は圧縮機１の吸入側１１に接続される。膨張機構３は、放熱器２の他端２２と、蒸発器４の他端４２との間に接続される。かかる空気調和機において、定格加熱能力Ｑ１の、圧縮機排除容積Ｅに対する比が、１．１以上１．３以下である。ここで、定格加熱能力Ｑ１は、放熱器２において空気に与えられる熱量である。圧縮機排除容積Ｅは、圧縮機１の１回転あたりの冷媒の吐出量である。【選択図】図１
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【特許請求の範囲】
【請求項１】
二酸化炭素を主成分として含む冷媒を圧縮する圧縮機（１）と、
前記圧縮機の吐出側（１２）に接続される一端（２１）と、他端（２２）とを有する放熱器（２）と、
前記圧縮機の吸入側（１１）に接続される一端（４１）と、他端（４２）とを有する蒸発器（４）と、
前記放熱器の前記他端と、前記蒸発器の前記他端との間に接続される膨張機構（３）と
を備え、
前記放熱器において前記冷媒との間で熱交換する空気に前記放熱器が与える熱量（Ｑ１）（単位はｋＷ）の、前記圧縮機の１回転あたりの前記冷媒の吐出量（Ｅ）（単位はｃｍ3）に対する比（Ｑ１／Ｅ）が、１．１以上１．３以下である、空気調和機。
【請求項２】
二酸化炭素を主成分として含む冷媒を圧縮する圧縮機（１）と、
前記圧縮機の吐出側（１２）に接続される一端（２１）と、他端（２２）とを有する放熱器（２）と、
前記圧縮機の吸入側（１１）に接続される一端（４１）と、他端（４２）とを有する蒸発器（４）と、
前記放熱器の前記他端と、前記蒸発器の前記他端との間に接続される膨張機構（３）と
を備え、
前記蒸発器において前記冷媒との間で熱交換する空気から前記蒸発器が得る熱量（Ｑ２）（単位はｋＷ）の、前記圧縮機の１回転あたりの前記冷媒の吐出量（Ｅ）（単位はｃｍ3）に対する比（Ｑ２／Ｅ）が、０．６以上０．９以下である、空気調和機。
【請求項３】
前記圧縮機（１）の前記吐出側（１２）の圧力（Ｐ１）が、８（ＭＰａ）以上１０（ＭＰａ）以下である、請求項１または請求項２記載の空気調和機。
【請求項４】
前記圧縮機（１）の前記吸入側（１１）の圧力（Ｐ２）が、２．５（ＭＰａ）以上６．５（ＭＰａ）以下である、請求項１乃至請求項３のいずれか一つに記載の空気調和機。
【請求項５】
前記圧縮機（１）は、固定子（７１）と回転子（７２）とを有するモータ（７）を備え、
前記回転子の回転軸（７３）に沿う方向（９１）についての前記モータの長さ（Ｌ）の、前記固定子の外径（ｒ１）に対する比（Ｌ／ｒ１）が０．８以上である、請求項１乃至請求項４のいずれか一つに記載の空気調和機。
【請求項６】
前記圧縮機（１）は、固定子（７１）と回転子（７２）とを有するモータ（７）を備え、
前記回転子の回転軸（７３）に沿う方向（９１）についての前記モータの長さ（Ｌ）の、前記回転子の外径（ｒ２）に対する比（Ｌ／ｒ２）が１．４以上である、請求項１乃至請求項５のいずれか一つに記載の空気調和機。
【請求項７】
前記圧縮機（１）は、前記モータ（７）によって回転されるクランク軸（７４）を更に備え、
前記クランク軸の外径（ｒ３）の、前記回転子の外径（ｒ２）に対する比（ｒ３／ｒ２）が０．３２以上である、請求項５または請求項６記載の空気調和機。
【発明の詳細な説明】
【技術分野】
【０００１】
本発明は空気調和機に関し、特に二酸化炭素を主成分として含む冷媒を用いた空気調和機に関する。
【背景技術】
【０００２】
従来から、二酸化炭素を主成分として含む冷媒を用いた給湯機が提案されている。かかる給湯機は、圧縮機、放熱器、膨張機構及び蒸発器で構成されている。冷媒は、圧縮機、放熱器、膨張機構及び蒸発器をこの順に流れる。そして、放熱器において、冷媒から給湯用の水へと熱が伝達され、当該水が温められる。
【０００３】
ところで、放熱器において冷媒と熱交換する対象を、給湯用の水から空気へと変更することで、当該空気を温めることができる。よって、上記給湯機の技術を用いた空気調和機が提案されている。
【０００４】
なお、本発明に関連する技術を以下に示す。
【非特許文献１】榊原、「１．ＣＯヒートポンプ給湯機  １．１エジェクタサイクルを適用したＣＯ２冷媒ヒートポンプ給湯機の開発」、冷凍、２００４年３月、第７９巻、第９１７号、ｐ．３−７
【発明の開示】
【発明が解決しようとする課題】
【０００５】
しかし、上記給湯機を運転する際の条件、例えば圧縮機の圧力等の条件を、そのまま空気調和機に適用すると、空気調和機の効率、特にエネルギー消費効率が低下するおそれがある。
【０００６】
本発明は上述した事情に鑑みてなされたものであり、空気調和機におけるエネルギー消費効率を高めることが目的とされる。
【課題を解決するための手段】
【０００７】
第１の発明にかかる空気調和機は、圧縮機と、放熱器と、蒸発器と、膨張機構とを備える。圧縮機は、二酸化炭素を主成分として含む冷媒を圧縮する。放熱器は、圧縮機の吐出側に接続される一端と、他端とを有する。蒸発器は、圧縮機の吸入側に接続される一端と、他端とを有する。膨張機構は、放熱器の他端と、蒸発器の他端との間に接続される。放熱器において冷媒との間で熱交換する空気に放熱器が与える熱量（単位はｋＷ）の、圧縮機の１回転あたりの冷媒の吐出量（単位はｃｍ3）に対する比は、１．１以上１．３以下である。
【０００８】
第２の発明にかかる空気調和機は、圧縮機と、放熱器と、蒸発器と、膨張機構とを備える。圧縮機は、二酸化炭素を主成分として含む冷媒を圧縮する。放熱器は、圧縮機の吐出側に接続される一端と、他端とを有する。蒸発器は、圧縮機の吸入側に接続される一端と、他端とを有する。膨張機構は、放熱器の他端と、蒸発器の他端との間に接続される。蒸発器において冷媒との間で熱交換する空気から蒸発器が得る熱量（単位はｋＷ）の、圧縮機の１回転あたりの冷媒の吐出量（単位はｃｍ3）に対する比は、０．６以上０．９以下である。
【０００９】
第３の発明にかかる空気調和機は、第１または第２の発明の空気調和機であって、圧縮機の吐出側の圧力が、８（ＭＰａ）以上１０（ＭＰａ）以下である。
【００１０】
第４の発明にかかる空気調和機は、第１乃至第３のいずれか一つの発明の空気調和機であって、圧縮機の吸入側の圧力が、２．５（ＭＰａ）以上６．５（ＭＰａ）以下である。
【００１１】
第５の発明にかかる空気調和機は、第１乃至第４の発明のいずれか一つの空気調和機であって、圧縮機はモータを備える。モータは、固定子と回転子とを有する。回転子の回転軸に沿う方向についてのモータの長さの、固定子の外径に対する比は０．８以上である。
【００１２】
第６の発明にかかる空気調和機は、第１乃至第５の発明のいずれか一つの空気調和機であって、圧縮機はモータを備える。モータは、固定子と回転子とを有する。回転子の回転軸に沿う方向についてのモータの長さの、回転子の外径に対する比は１．４以上である。
【００１３】
第７の発明にかかる空気調和機は、第５または第６の発明の空気調和機であって、圧縮機は、モータによって回転されるクランク軸を更に備える。クランク軸の外径の、回転子の外径に対する比は０．３２以上である。
【発明の効果】
【００１４】
第１の発明にかかる空気調和機によれば、熱量の吐出量に対する比が小さいので、圧縮機の定格回転数が小さくても、放熱器において空気に所望の熱量を与えることができ、以って空気調和機において所望の冷房または暖房の能力が得られる。しかも、定格回転数を小さくすることで、空気調和機におけるエネルギー消費効率（ＣＯＰ）を高めることができる。
【００１５】
第２の発明にかかる空気調和機によれば、熱量の吐出量に対する比が小さいので、圧縮機の定格回転数が小さくても、蒸発器において空気から所望の熱量を得ることができ、以って空気調和機において所望の冷房または暖房の能力が得られる。しかも、定格回転数を小さくすることで、空気調和機におけるエネルギー消費効率（ＣＯＰ）を高めることができる。
【００１６】
第３または第４の発明にかかる空気調和機によれば、空気調和機をより効率良く運転することができる。
【００１７】
第５または第６の発明にかかる空気調和機によれば、モータの径を大きくせずに、モータ出力を高めることができ、以って圧縮機の１回転あたりの冷媒の吐出量を大きくすることができる。よって、圧縮機の径を大きくせずに、放熱器において空気に与えられる熱量の、圧縮機に吐出量に対する比を小さくできる。
【００１８】
第７の発明にかかる空気調和機によれば、モータの回転軸に沿う方向についての長さを大きくすることでクランク軸が長くなっても、クランク軸が撓みにくい。
【発明を実施するための最良の形態】
【００１９】
＜空気調和機の構成＞
図１は、本発明の実施の形態にかかる空気調和機を概念的に示す図である。当該空気調和機は、圧縮機１、放熱器２、膨張機構３及び蒸発器４を備える。圧縮機１、放熱器２、膨張機構３及び蒸発器４は、この順に配管５によって環状に接続される。配管５内には、二酸化炭素を主成分として含む冷媒が、矢印１１１の方向へと流れる。換言すれば、冷媒は圧縮機１、放熱器２、膨張機構３及び蒸発器４をこの順に循環する。
【００２０】
具体的には、圧縮機１は、吸入側１１から吸入された冷媒を圧縮して、吐出側１２から排出する。放熱器２は一端２１と他端２２とを有し、当該一端２１は圧縮機１の吐出側１２に接続される。蒸発器４は一端４１と他端４２を有し、当該一端４１は圧縮機１の吸入側１１に接続される。膨張機構３は、放熱器２の他端２２と、蒸発器４の他端４２との間に接続される。
【００２１】
図２は、二酸化炭素の主成分として含む冷媒の状態を、エンタルピと圧力との関係で示す。具体的には図２では、臨界点ＣＰ、飽和蒸気線１０１、飽和液線１０２、境界線１０３，１０４が示されている。飽和蒸気線１０１は、気体と液体とが混合した状態（以下、「気液混合状態」という。）と、気体の状態との境界を示す。飽和液線１０２は、気液混合状態と液体の状態との境界を示す。境界線１０３は、臨界点ＣＰを通る等温線であって、臨界点ＣＰよりエンタルピが小さいところでは、液体の状態と超臨界状態との境界を示す。境界線１０４は、臨界点ＣＰからエンタルピの大きい方へと延びる等圧線であって、気体の状態と超臨界状態との境界を示す。以下では図２を用いて、循環する冷媒の状態を説明する。
【００２２】
圧縮機１は、気体の状態（状態Ａ）にある冷媒を、圧縮して超臨界状態（状態Ｂ）へと転移させる。超臨界状態にある冷媒は、その温度や圧力を潜熱なしに変化させることができる。よって、超臨界状態にある冷媒からは、熱を効率よく得ることができる。
【００２３】
放熱器２は、自身に流入した冷媒の熱を外部の空気へと伝達することで、圧力をほとんど変化させずに当該冷媒のエンタルピを低下させる。これにより放熱器２は、超臨界状態（状態Ｂ）にある冷媒を液体の状態（状態Ｃ）へと転移させる。このとき、エンタルピの変化量とほぼ等しい熱量Ｑが、放熱器２から空気へと与えられる。超臨界状態にある冷媒からは熱が効率良く得られるので、放熱器２において外部の空気を効率よく暖めることができる。
【００２４】
膨張機構３は、放熱器２側から流れ込む冷媒の圧力を低下させることで、液体の状態（状態Ｃ）にある冷媒を気液混合状態（状態Ｄ）へと転移させる。このとき、膨張機構３の通過の前後での冷媒のエンタルピはほとんど変化しない。
【００２５】
蒸発器４は、自身に流入した冷媒へと外部の空気から熱を伝達することで、圧力をほとんど変化させずに当該冷媒のエンタルピを上昇させる。これにより蒸発器４は、気液混合状態（状態Ｄ）にある冷媒を気体の状態（状態Ａ）へと転移させる。このとき、外部の空気から得た熱のほとんどは、潜熱として冷媒の状態変化に用いられる。
【００２６】
上述した空気調和機によれば、効率良く空気を調和することができる。具体的には、放熱器２において空気を暖めることができ、蒸発器４において空気を冷やすことができる。よって図１に示されるように、放熱器２を室外に、蒸発器４を室内にそれぞれ設置した場合には、当該空気調和機を冷房機として機能させることができる。
【００２７】
他方、放熱器２を室内に、蒸発器４を室外に設置することで、当該空気調和機を暖房機として機能させることができる。
【００２８】
図３は、冷房と暖房の両方を実行できる空気調和機を概念的に示す。当該空気調和機は、圧縮機１、熱交換器６１，６２、膨張機構３及び切替弁８を備える。圧縮機１及び膨張機構３の機能は、上述したのと同じであるので説明を省略する。
【００２９】
熱交換器６１，６２はいずれも、外部の空気と冷媒との間で熱の交換を行う。具体的には、熱交換器６１，６２の一方は、冷媒から外部の空気へと熱を伝達する放熱器２として機能し、他方は、外部の空気から冷媒へと熱を伝達する蒸発器４として機能する。なお、図３では、熱交換器６１は室外に、熱交換器６２は室内にそれぞれ設定されている。
【００３０】
切替弁８は、端子８１〜８４を有し、端子８１と端子８４とを連通させ、かつ端子８２と端子８３とを連通させる態様（態様ａ）と、端子８１と端子８２とを連通させ、かつ端子８３と端子８４とを連通させる態様（態様ｂ）とを、交互に切り替えることができる。
【００３１】
端子８１は、圧縮機１の吸入側１１に接続される。端子８２は、熱交換器６１の一端６１１に接続される。端子８３は、圧縮機１の吐出側１２に接続される。端子８４は、熱交換器６２の一端６２１に接続される。
【００３２】
膨張機構３は、熱交換器６１の他端６１２と、熱交換器６２の他端６２２との間に接続される。
【００３３】
かかる空気調和機によれば、切替弁８を態様ａに切り替えることで、冷媒は矢印１１１の方向へと流れ、熱交換器６１を放熱器２として機能させ、熱交換器６２を蒸発器４として機能させることができる。すなわち、空気調和機は冷房機として機能する。
【００３４】
他方、切替弁８を態様ｂに切り替えることで、冷媒は矢印１１２の方向へと流れ、熱交換器６１を蒸発器４として機能させ、熱交換器６２を放熱器２として機能させることができる。すなわち、空気調和機を暖房機として機能させることができる。
【００３５】
＜空気調和機を運転する際の条件＞
図４は、空気調和機を運転する際の条件と、その条件で運転した場合のエネルギー消費効率（ＣＯＰ）を示す。図４では当該条件として、システム高圧Ｐ１（ＭＰａ）、システム低圧Ｐ２（ＭＰａ）、圧縮比Ｐ１／Ｐ２、定格加熱能力Ｑ１（ｋＷ）、圧縮機排除容積Ｅ（ｃｍ3／ｒｅｖ ）、及び比Ｑ１／Ｅのそれぞれの値が、四通り示されている（条件１〜条件４）。
【００３６】
ここで、システム高圧Ｐ１は、圧縮機１の吐出側１２の圧力であって、状態Ｂ（図２）にある冷媒の圧力である。システム低圧Ｐ２は、圧縮機１の吸入側１１の圧力であって、状態Ａ（図２）にある冷媒の圧力である。圧縮比Ｐ１／Ｐ２は、圧力Ｐ１の圧力Ｐ２に対する比である。定格加熱能力Ｑ１は、放熱器２において空気に与えられる熱量である。圧縮機排除容積Ｅは、圧縮機１の１回転あたりの冷媒の吐出量である。比Ｑ１／Ｅは、定格加熱能力Ｑ１と圧縮排除容積Ｅに対する比である。
【００３７】
図４では、上述した空気調和機の運転に適した条件を条件４に例示しており、条件１〜３と比較している。
【００３８】
条件１及び条件２には、上述した空気調和機と同じ構成を有する給湯機を運転するのに適した条件が例示されている。すなわち、条件１では、システム高圧Ｐ１が１２．０（ＭＰａ）、システム低圧Ｐ２が４．０（ＭＰａ）、圧縮比Ｐ１／Ｐ２が３．０、定格加熱能力Ｑ１が６．０（ｋＷ）、圧縮機排除容積Ｅが４．５（ｃｍ3／ｒｅｖ）、比Ｑ１／Ｅが１．３３であり、このときの給湯機のシステムＣＯＰは４．１７である。条件２では、システム高圧Ｐ１が１２．０（ＭＰａ）、システム低圧Ｐ２が４．０（ＭＰａ）、圧縮比Ｐ１／Ｐ２が３．０、定格加熱能力Ｑ１が４．５（ｋＷ）、圧縮機排除容積Ｅが３．３（ｃｍ3／ｒｅｖ）、比Ｑ１／Ｅが１．３６であり、このときの給湯機のシステムＣＯＰは３．４６である。
【００３９】
なお、条件１及び条件２はいずれも、所定の環境及び所望の水温において設定されたものである。具体的には、給湯機が設置された位置での乾球温度（ＤＢ）及び湿球温度（ＷＢ）がそれぞれ１６（℃）及び１２（℃）の場合であって、水温を１７（℃）から６５（℃）まで高める場合において、条件１及び条件２は設定されている。
【００４０】
条件３は、空気調和機を運転する際に試験的に用いた条件であり、比Ｑ１／Ｅには、条件１及び条件２の比Ｑ１／Ｅよりも大きい値が採用されている。具体的には、システム高圧Ｐ１が１０．０（ＭＰａ）、システム低圧Ｐ２が４．５（ＭＰａ）、圧縮比Ｐ１／Ｐ２が２．２、定格加熱能力Ｑ１が２０．０（ｋＷ）、圧縮機排除容積Ｅが１２．１（ｃｍ3／ｒｅｖ）、比Ｑ１／Ｅが１．６５である。
【００４１】
なお、条件３は、所定の環境及び所望の室温において設定されたものである。具体的には、室外の空気の乾球温度（ＤＢ）及びが湿球温度（ＷＢ）がそれぞれ３５（℃）及び２４（℃）の場合にであって、室内の空気の乾球温度（ＤＢ）及びが湿球温度（ＷＢ）をそれぞれ２７（℃）及び１９（℃）にする場合において、条件３は設定されたものである。条件４についても同様であり、また後述する条件５及び条件６（図７）についても同様である。
【００４２】
ところで空気調和機においては、システム高圧Ｐ１が８（ＭＰａ）以上１０（ＭＰａ）以下であり、システム低圧Ｐ２が２．５（ＭＰａ）以上６．５（ＭＰａ）以下であることが、当該空気調和機の運転効率を高めることができる点で望ましい。よって、条件３では、システム高圧Ｐ１に１０．０（ＭＰａ）が、システム低圧Ｐ２に４．５（ＭＰａ）が採用されている。なお、条件４においても同様であり、また後述す条件５及び条件６（図７）についても同様である。
【００４３】
空気調和機を条件３で運転した場合、空気調和機のシステムＣＯＰは３．５７となり（図４）、条件１で運転した給湯機よりもシステムＣＯＰが低下することがわかる。
【００４４】
一方、条件４では、条件３において定格加熱能力Ｑ１を１９．０（ｋＷ）、圧縮機排除容積Ｅを１６．５（ｃｍ3／ｒｅｖ）とすることで、比Ｑ／Ｅを１．１５としている。すなわち、条件４の比Ｑ１／Ｅには、条件１及び条件２の比Ｑ１／Ｅよりも小さい値が採用されている。
【００４５】
かかる条件４では、空気調和機のシステムＣＯＰは３．８０となり、条件３で空気調和機を運転した場合のシステムＣＯＰに比べて大きくなる。以下、この理由を説明する。
【００４６】
図５は、圧縮比Ｐ１／Ｐ２が３．０のときの（給湯機の条件である条件１または条件２）、回転数と圧縮機１の効率との関係をグラフで示す。図６は、圧縮比Ｐ１／Ｐ２が２．２のときの（空気調和機の条件である条件３または条件４）、回転数と圧縮機１の効率との関係をグラフで示す。
【００４７】
図５では、回転数が大きくなっても圧縮機１の効率はほとんど低下しない。一方、図６では、回転数が大きくなるに従って、圧縮機１の効率が低下している。
【００４８】
ところで、比Ｑ１／Ｅが大きい場合、空気調和機において所望の冷房または暖房の能力を得るためには、回転数を大きくする必要がある。他方、比Ｑ１／Ｅが小さい場合、空気調和機において当該能力を得るためには、回転数は小さくて良い。
【００４９】
具体的には、比Ｑ１／Ｅが１．６５である場合（条件３）には、空気調和機において所望の冷房または暖房の能力を得るための回転数、すなわち定格回転数は８０〜９０（ｒｐｓ）である。他方、比Ｑ１／Ｅが１．１５である場合（条件４）には、定格回転数は６０〜７０（ｒｐｓ）である。
【００５０】
条件１または条件２のように圧縮比Ｐ１／Ｐ２が３．０のときであれば、定格回転数が８０〜９０（ｒｐｓ）であっても、圧縮機１において７０％程度の効率が得られる（図５）。しかし、条件３のように圧縮比Ｐ１／Ｐ２が２．２のときに、定格回転数が８０〜９０（ｒｐｓ）であると、圧縮機１において６５（％）程度の効率しか得られない（図６）。
【００５１】
条件４のように比Ｑ１／Ｅを小さくして、定格回転数を６０〜７０（ｒｐｓ）まで小さくすることで、圧縮比Ｐ１／Ｐ２が２．２のときであっても、圧縮機１の効率を７０（％）以上に高めることができる（図６）。よって、空気調和機のシステムＣＯＰも高まる。
【００５２】
比Ｑ１／Ｅを小さくすることで定格回転数を小さくするという観点からは、比Ｑ１／Ｅは１．３以下であることが望ましい。比Ｑ１／Ｅを小さくすることで定格回転数は小さくなるが、小さくなりすぎると圧縮機１の効率が低下する可能性がある。よって、比Ｑ１／Ｅは１．１以上であることが望ましい。
【００５３】
定格加熱能力Ｑ１に替えて、蒸発器４において空気から得られる熱量である定格加熱能力Ｑ２を用いて、空気調和機を運転する条件を設定しても良い。具体的に図７を用いて説明する。
【００５４】
図７には、条件として、システム高圧Ｐ１（ＭＰａ）、システム低圧Ｐ２（ＭＰａ）、圧縮比Ｐ１／Ｐ２、定格加熱能力Ｑ２（ｋＷ）、圧縮機排除容積Ｅ（ｃｍ3／ｒｅｖ ）、及び比Ｑ２／Ｅのそれぞれの値が、二通り示されている（条件５及び条件６）。
【００５５】
条件５は、空気調和機を運転する際に試験的に用いた条件である。具体的には、定格加熱能力Ｑ２が１４．０（ｋＷ）、圧縮機排除容積Ｅが１１．１（ｃｍ3／ｒｅｖ）、比Ｑ２／Ｅが１．２６である。なお、システム高圧Ｐ１及びシステム低圧Ｐ２のそれぞれには、条件３及び条件４と同じ値が採用されており、条件６についても同様である。
【００５６】
比Ｑ２／Ｅが１．２６のときの定格回転数は８０〜９０（ｒｐｓ）であり、圧縮機１において６５％程度の効率しか得ることができない（図６）。
【００５７】
一方、条件６では、条件５において定格加熱能力Ｑ２を１４．０（ｋＷ）、圧縮機排除容積Ｅを１６．５（ｃｍ3／ｒｅｖ）とすることで、比Ｑ２／Ｅを０．８５としている。
【００５８】
比Ｑ２／Ｅが０．８５のときの定格回転数は６０〜７０（ｒｐｓ）であり、圧縮機１において７０（％）以上の効率が得られる（図６）。
【００５９】
以上より、比Ｑ２／Ｅを小さくすることで、圧縮機１の効率を高めることができる。よって、空気調和機のシステムＣＯＰを高めることができる。
【００６０】
比Ｑ２／Ｅを小さくすることで定格回転数を小さくするという観点からは、比Ｑ２／Ｅは０．９以下であることが望ましい。比Ｑ２／Ｅを小さくすることで定格回転数は小さくなるが、小さくなりすぎると圧縮機１の効率が低下する可能性がある。よって、比Ｑ２／Ｅは０．６以上であることが望ましい。
【００６１】
＜圧縮機１の構成＞
図８は、圧縮機１を概念的に示す断面図である。圧縮機１は、モータ７、クランク軸７４、軸受７５及び圧縮室７６を備える。モータ７は固定子７１と回転子７２とを有する。クランク軸７４は、回転子７２の回転軸７３に沿って延び、その一端が回転子７２に接続され、他端が軸受７５に回転自在に支持されている。
【００６２】
圧縮室７６には圧縮機１の吸入側１１から冷媒が吸入される。圧縮室７６内の冷媒は、クランク軸７４の回転によって圧縮され、圧縮機１の吐出側１２から排出される。
【００６３】
回転軸７３に沿う方向９１についてのモータ７の長さＬの、固定子７１の外径ｒ１に対する比Ｌ／ｒ１は、０．８以上であることが望ましい。なぜなら、モータ７の径を大きくせずに、モータ７の長さＬを大きくすることでモータ出力を高めることができ、以って圧縮機排除容積Ｅを大きくすることができるからである。換言すれば、圧縮機１の径を大きくせずに、比Ｑ／Ｅを小さくすることができるからである。
【００６４】
圧縮機１の径を大きくせずに、比Ｑ／Ｅを小さくするという観点からは、モータ７の長さＬの、回転子７２の外径ｒ２に対する比Ｌ／ｒ２を、１．４以上にしても良い。
【００６５】
モータ７の長さＬが大きくなると、クランク軸７４は回転軸７３に沿って長くなるので、クランク軸７４は撓みやすくなる。クランク軸７４の撓みを低減するためには、クランク軸７４の外径ｒ３の、回転子７２の外径ｒ２に対する比ｒ３／ｒ２を０．３２以上にすることが望ましい。
【実施例】
【００６６】
図９は、空気調和機に用いられる圧縮機１について、モータ７の寸法等を条件Ｆ３に例示している。図９では、圧縮機１のパイプ１５の内径（以下、「パイプ内径」という。）（ｍｍ）及びシリンダ容積（ｃｍ3／ｒｅｖ）、モータ７の最大トルク（Ｎ・ｍ）及び長さＬ（ｍｍ）、固定子７１の外径ｒ１（ｍｍ）、回転子７２の外径ｒ２（ｍｍ）、クランク軸７４の外径ｒ３（ｍｍ）、並びに比Ｌ／ｒ１，Ｌ／ｒ２，ｒ３／ｒ２のそれぞれの値が示されている。なお、固定子７１は、例えば圧入によってパイプ１５内に固定されるため、パイプ１５の内径と、固定子７１の外径とはほぼ等しい。
【００６７】
条件３Ｆでは、パイプ内径が１２５（ｍｍ）、シリンダ容積が１６．５（ｃｍ3／ｒｅｖ）、モータ７の最大トルクが１８（Ｎ・ｍ）、長さＬが１１０（ｍｍ）、外径ｒ１が１２５（ｍｍ）、外径ｒ２が６５（ｍｍ）、外径ｒ３が２２（ｍｍ）である。そして、比Ｌ／ｒ１は０．８８、比Ｌ／ｒ２は１．６９、比ｒ３／ｒ２は０．３４である。
【００６８】
なお図９には、条件Ｆ３との比較のために、給湯機に用いられる圧縮機１に関する寸法等も条件Ｆ１及び条件Ｆ２に、それぞれ示されている。
【００６９】
条件Ｆ１では、パイプ内径が１１２（ｍｍ）、シリンダ容積が４．２（ｃｍ3／ｒｅｖ）、モータ７の最大トルクが６（Ｎ・ｍ）、長さＬが７０（ｍｍ）、外径ｒ１が１１２（ｍｍ）、外径ｒ２が５５（ｍｍ）、外径ｒ３が１６（ｍｍ）である。そして、比Ｌ／ｒ１は０．６２５、比Ｌ／ｒ２は１．２７、比ｒ３／ｒ２は０．２９である。
【００７０】
条件Ｆ２では、パイプ内径が１２５（ｍｍ）、シリンダ容積が１１．１（ｃｍ3／ｒｅｖ）、モータ７の最大トルクが１５（Ｎ・ｍ）、長さＬが９０（ｍｍ）、外径ｒ１が１２５（ｍｍ）、外径ｒ２が６５（ｍｍ）、外径ｒ３が２０（ｍｍ）である。そして、比Ｌ／ｒ１は０．７２、比Ｌ／ｒ２は１．３８、比ｒ３／ｒ２は０．３１である。
【図面の簡単な説明】
【００７１】
【図１】本発明の実施の形態にかかる空気調和機を概念的に示す図である。
【図２】冷媒の状態を、エンタルピと圧力との関係で示す図である。
【図３】冷房と暖房の両方を実行できる空気調和機を概念的に示す図である。
【図４】空気調和機を運転する際の条件と、エネルギーＣＯＰを示す図である。
【図５】回転数と圧縮機１の効率との関係をグラフで示す図である。
【図６】回転数と圧縮機１の効率との関係をグラフで示す図である。
【図７】空気調和機を運転する際の条件を示す図である。
【図８】圧縮機１を概念的に示す断面図である。
【図９】圧縮機１についてモータ７の寸法等を示す図である。
【符号の説明】
【００７２】
１  圧縮機
２  放熱器
３  膨張機構
４  蒸発器
７  モータ
１１  吸入側
１２  吐出側
２１，４１  一端
２２，４２  他端
７１  固定子
７２  回転子
７３  回転軸
７４  クランク軸
９１  方向
７４１  部分
Ｑ１，Ｑ２  定格加熱能力（熱量）
Ｅ  圧縮機排除容積（吐出量）
Ｐ１  システム高圧（吐出側の圧力）
Ｐ２  システム低圧（吸入側の圧力）
Ｌ  長さ
ｒ１，ｒ２，ｒ３  外径
【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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