(57)【要約】【課題】有害振動を抑えるのに有利なガスエンジン駆動式空調装置を提供する。【解決手段】ガスエンジンと、ガスエンジンにより駆動されるコンプレッサ１３，１３Ｂと、コンプレッサ１３，１３Ｂで圧縮された冷媒を空調のために熱交換可能な熱交換器と、コンプレッサ１３，１３Ｂと熱交換器とを繋ぐ冷媒配管に設けられ、コンプレッサ１３，１３Ｂの吐出ポート１９から吐出された冷媒が吸入される吸入ポート８０ｍをもつ容器８０とを有する。コンプレッサ１３，１３Ｂの吐出ポート１９から容器８０の吸入ポート８０ｍまでの配管長をＬ［メートル］とし、冷媒における音速をＣ［メートル／秒］とし、１秒間におけるコンプレッサの回転数をＮとしたとき、Ｌ＜Ｃ／（２×Ｎ）の関係を満足するように前記したＬが設定されている。【選択図】図２
2004271019.tif 000002
【特許請求の範囲】
【請求項１】
燃料ガスの燃焼で駆動するガスエンジンと、
前記ガスエンジンにより駆動されるコンプレッサと、
前記コンプレッサで圧縮された冷媒を空調のために熱交換可能な熱交換器と、
前記コンプレッサと前記熱交換器とを繋ぐ冷媒配管に設けられ、前記コンプレッサの吐出ポートから吐出された冷媒が吸入される吸入ポートと前記吸入ポートに連通する中空室とをもつ容器とを具備するガスエンジン駆動式空調装置において、
前記コンプレッサの前記吐出ポートから前記容器の前記吸入ポートまでの配管長をＬ［メートル］とし、冷媒における音速をＣ［メートル／秒］とし、１秒間における前記コンプレッサの回転数をＮとしたとき、
Ｌ＜Ｃ／（２×Ｎ）の関係を満足するように前記したＬが設定されていることを特徴とするガスエンジン駆動式空調装置。
【請求項２】
請求項１において、前記容器は、前記コンプレッサの吐出ポートから吐出された冷媒に含まれているオイルを分離するオイルセパレータであることを特徴とするガスエンジン駆動式空調装置。
【請求項３】
請求項１において、前記コンプレッサの吐出ポートから吐出された冷媒に含まれているオイルを分離するオイルセパレータが設けられており、
前記容器は、前記オイルセパレータと前記コンプレッサとの間に設置された消音用のバッファーであり、前記バッファーの設置により前記Ｌを短くしていることを特徴とするガスエンジン駆動式空調装置。
【請求項４】
燃料ガスの燃焼で駆動するガスエンジンと、
前記ガスエンジンにより駆動される第１コンプレッサと、
前記ガスエンジンにより駆動される第２コンプレッサと、
前記第１コンプレッサで圧縮された冷媒と前記第２コンプレッサで圧縮された冷媒とを空調のために熱交換可能な熱交換器と、
前記第１コンプレッサ及び前記第２コンプレッサと前記熱交換器とを繋ぐ冷媒配管に設けられ、冷媒が吸入される吸入ポートと前記吸入ポートに連通する中空室とをもつ容器とを具備するガスエンジン駆動式空調装置において、
前記第１コンプレッサの吐出ポートから前記容器の吸入ポートまでの配管長をＬ１［メートル］とし、前記第２コンプレッサの吐出ポートから前記容器の吸入ポートまでの配管長をＬ２［メートル］と、冷媒における音速をＣ［メートル／秒］とし、１秒間における前記第１コンプレッサの回転数をＮ１とし、１秒間における前記第２コンプレッサの回転数をＮ２としたとき、
Ｌ１＜Ｃ／（２×Ｎ１）の関係とＬ２＜Ｃ／（２×Ｎ２）の関係とのうちの少なくとも一つの関係を満足するように、前記したＬ１及び／またはＬ２が設定されていることを特徴とするガスエンジン駆動式空調装置。
【請求項５】
請求項４において、Ｌ２及びＬ１は互いに異なる長さ（Ｌ２≠Ｌ１）に設定されていることを特徴とするガスエンジン駆動式空調装置。
【請求項６】
請求項４または請求項５において、前記第２コンプレッサは、冷媒の圧力脈動が前記第１コンプレッサよりも相対的に大きく、且つ、Ｌ２はＬ１よりも短く（Ｌ２＜Ｌ１）設定されていることを特徴とするガスエンジン駆動式空調装置。
【請求項７】
請求項４〜請求項６のうちのいずれか一項において、前記容器は、前記コンプレッサの吐出ポートから吐出された冷媒に含まれているオイルを分離するオイルセパレータであることを特徴とするガスエンジン駆動式空調装置。
【請求項８】
請求項４〜請求項６のうちのいずれか一項において、前記コンプレッサの吐出ポートから吐出された冷媒に含まれているオイルを分離するオイルセパレータが設けられており、
前記容器は、前記オイルセパレータと前記コンプレッサとの間に設置された消音用のバッファーであり、前記バッファーの設置により前記Ｌを短くしていることを特徴とするガスエンジン駆動式空調装置。
【発明の詳細な説明】
【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明はガスエンジンで冷媒圧縮用のコンプレッサを作動させる空調装置に関する。
【０００２】
【従来の技術】
従来、空調装置としてガスエンジン駆動式空調装置が提供されている。ガスエンジン駆動式空調装置は、燃料ガスとしてのガスの燃焼で駆動するガスエンジンと、ガスエンジンにより駆動されるコンプレッサと、コンプレッサで圧縮された冷媒を空調のために熱交換可能な熱交換器とを具備する。このものによれば、コンプレッサの作動に伴い冷媒の脈動が生成するため、コンプレッサと熱交換器とをつなぐ配管の途中で振動が生じたり、室内側において振動が生じたりすることが往々にしてあった。
【０００３】
振動を防止する技術として、従来、冷凍装置において圧縮機の吐出配管を油分離器の複数の入口に接続した構造を有する技術（特許文献１）が知られている。
【０００４】
また、ガスエンジン駆動式空調装置において、１台のガスエンジンによって２台のコンプレッサを異なる回転数で駆動させて各コンプレッサの共振を防止する技術が知られている（特許文献２）。この公報には、２台のコンプレッサの能力が異なるため、２台のコンプレッサの共鳴を防止できる旨が記載されている。
【０００５】
また、ロータリコンプレッサにおいて、ロータのガス通過孔は進み傾斜角度θを有するつる巻き状であり、その長さｌ・１／ｓｉｎθが吐出脈動の基本周波数となる回転周波数の２倍の周波数脈動波長の整数倍となるように角度θを設定することにより、ステータの上下の空間での吐出脈動を同位相としたロータリコンプレッサの消音機構が知られている（特許文献３）。
【０００６】
またシリンダの半径方向に出没する弁を有するロータリコンプレッサにおいてシリンダの上側及び下側端部あるいはシリンダの上側及び下側端部を密閉する上部及び下部軸受のシリンダ接触面のいずれかの面にシリンダ内の圧縮室に連通する共振周波数の１波長及び３／４波長成分に対応する長さを有する複数個の空間が設けられ、各空間はベーンを基点として次式を満たす角度（θ１，θ２）を保ってシリンダ内の圧縮室に開口するように配置される旨の技術が知られている（特許文献４）。
θ１＝３６０度×｛１−ｖ／（２ｆＲπ）｝
θ２＝３６０度×｛１×３ｖ／（８ｆＲπ）｝
ｆは構造系共振周波数、Ｒはシリンダボア半径を示す。
【０００７】
【特許文献１】特開平１０−９７１５号公報
【特許文献２】特開平１０−２２０８８６号公報
【特許文献３】特開平８−２７０５８５号公報
【特許文献４】特開平１０−３７８８４号公報
【０００８】
【発明が解決しようとする課題】
本発明は上記した方式とは異なる観点により有害振動を抑えるのに有利なガスエンジン駆動式空調装置を提供することを課題とする。
【０００９】
【課題を解決するための手段】
（１）第１様相の本発明に係るガスエンジン駆動式空調装置は、
燃料ガスの燃焼で駆動するガスエンジンと、
ガスエンジンにより駆動されるコンプレッサと、
コンプレッサで圧縮された冷媒を空調のために熱交換可能な熱交換器と、
コンプレッサと熱交換器とを繋ぐ冷媒配管に設けられ、コンプレッサの吐出ポートから吐出された冷媒が吸入される吸入ポートと吸入ポートに連通する中空室とをもつ容器とを具備するガスエンジン駆動式空調装置において、
コンプレッサの吐出ポートから容器の吸入ポートまでの配管長をＬ［メートル］とし、冷媒における音速をＣ［メートル／秒］とし、１秒間におけるコンプレッサの回転数をＮとしたとき、
Ｌ＜Ｃ／（２×Ｎ）の関係を満足するように前記したＬが設定されていることを特徴とするものである。
【００１０】
冷媒の脈動の固有振動数をｆｎとし、冷媒における音速をＣ［メートル／秒］とし、コンプレッサの吐出ポートから容器の吸入ポートまでの配管長をＬ［メートル］としたとき、配管等の有害振動を誘発する固有振動数ｆｎは、基本的には下記の（１）式で表される。
【００１１】
ｆｎ＝Ｃ／（２×Ｌ）……（１）
従って、第１様相の本発明に係るガスエンジン駆動式空調装置によれば、コンプレッサの駆動で発生する冷媒の脈動の固有振動を抑えるためには、冷媒の脈動の振動数ｆａとしては、ｆａ＝Ｃ／（２×Ｌ）の関係を満足させないようにＬを設定することが好ましい。
【００１２】
ここで、１秒間当たりにおける冷媒の脈動の振動数は、１秒間当たりにおけるコンプレッサの回転数Ｎに相応するため、Ｌ＜Ｃ／（２×Ｎ）の関係を満足するようにＬを設定すれば、冷媒の固有振動が抑えられ、冷媒配管の有害振動の抑制、室内機側の振動の抑制に有利である。
【００１３】
なお、Ｌ＞Ｃ／（２Ｎ）の関係を満足するように、Ｌは設定することも考えられるが、Ｌが大きくなり、配管長さが長くなる。この場合、配管コスト、配管スペースの関係で好ましくない。
【００１４】
（２）第２様相の本発明に係るガスエンジン駆動式空調装置は、
燃料ガスの燃焼で駆動するガスエンジンと、
ガスエンジンにより駆動される第１コンプレッサと、
ガスエンジンにより駆動される第２コンプレッサと、
第１コンプレッサで圧縮された冷媒と第２コンプレッサで圧縮された冷媒とを空調のために熱交換可能な熱交換器と、
第１コンプレッサ及び第２コンプレッサと熱交換器とを繋ぐ冷媒配管に設けられ、冷媒が吸入される吸入ポートと吸入ポートに連通する中空室とをもつ容器とを具備するガスエンジン駆動式空調装置において、
第１コンプレッサの吐出ポートから容器の吸入ポートまでの配管長をＬ１［メートル］とし、第２コンプレッサの吐出ポートから容器の吸入ポートまでの配管長をＬ２［メートル］と、冷媒における音速をＣ［メートル／秒］とし、１秒間における第１コンプレッサの回転数をＮ１とし、１秒間における第２コンプレッサの回転数をＮ２としたとき、
Ｌ１＜Ｃ／（２×Ｎ１）の関係とＬ２＜Ｃ／（２×Ｎ２）の関係とのうちの少なくとも一つの関係を満足するように、前記したＬ１及び／またはＬ２が設定されていることを特徴とするものである。
【００１５】
冷媒の脈動の固有振動数をｆｎとし、冷媒における音速をＣ［メートル／秒］とし、コンプレッサの吐出ポートから容器の吸入ポートまでの配管長をＬ［メートル］としたとき、配管等の有害振動を誘発する固有振動数ｆｎは、基本的には下記の（１）式で表される。
【００１６】
ｆｎ＝Ｃ／（２×Ｌ）……（１）
従って、第２様相の本発明に係るガスエンジン駆動式空調装置によれば、コンプレッサの駆動で発生する冷媒の脈動の固有振動を抑えるためには、冷媒の脈動の振動数ｆａとしては、ｆａ＝Ｃ／（２×Ｌ１）の関係、ｆａ＝Ｃ／（２×Ｌ２）の関係を満足させないようにＬ１及びＬ２を設定することが好ましい。
【００１７】
ここで、１秒間当たりにおける冷媒の脈動の振動数は、１秒間当たりにおけるコンプレッサの回転数Ｎに相応するため、Ｌ１＜Ｃ／（２×Ｎ）の関係、または、Ｌ２＜Ｃ／（２Ｎ）の関係を満足するように、Ｌ１及び／またはＬ２を設定すれば、冷媒の固有振動を抑えるのに有利であり、冷媒配管の有害振動の抑制、室内機側の振動の抑制に有利である。
【００１８】
なお、Ｌ１＞Ｃ／（２×Ｎ１）の関係、Ｌ２＞Ｃ／（２×Ｎ２）の関係を満足するように、Ｌ１，Ｌ２を設定することも考えられるが、Ｌ１，Ｌ２が大きくなり、配管長さが長くなる。この場合、配管コスト、配管スペースの関係で好ましくない。
【００１９】
【発明の実施の形態】
・第１様相の本発明に係るガスエンジン駆動式空調装置によれば、Ｌ＜Ｃ／（２×Ｎ）の関係が良いという前述の記載に基づくと、冷媒の脈動を抑えて配管等の有害振動を抑えるためには、Ｌは短い方が好ましい。
【００２０】
ここで、コンプレッサの吐出ポートから吐出された冷媒に含まれているオイルを分離するオイルセパレータが配管に設けられている形態を採用できる。この場合、コンプレッサの吐出ポートから吐出された冷媒に含まれているオイルをオイルセパレータにより分離することができる。
【００２１】
そして、容器は、オイルセパレータと前記コンプレッサとの間に設置された消音用のバッファーである形態を採用できる。このようにバッファーをオイルセパレータとコンプレッサとの間に設置すれば、前記Ｌを短くするのに有利となり、冷媒の脈動の固有振動を抑えるのに有利であり、ひいては配管等における有害振動を抑えるのに有利である。
【００２２】
・第２様相の本発明に係るガスエンジン駆動式空調装置によれば、Ｌ２及びＬＬ１としては、異なる長さに設定されていることが好ましい（Ｌ１≠Ｌ２）。殊に、Ｌ２はＬ１よりも短かく（Ｌ２＜Ｌ１）設定されていることが好ましい。この場合、Ｌ２はＬ１に対して９８〜４０％の長さ、９０〜６０％の長さと形態を例示できる。
【００２３】
第１コンプレッサ及び第２コンプレッサを共通のガスエンジンで駆動させる場合には、伝達効率が同一であれば、１秒間当たりの第１コンプレッサの回転数と、１秒間当たりの第２コンプレッサの回転数とが基本的には同一となることが多い。この場合において、第１コンプレッサで生じる冷媒の脈動と第２コンプレッサで生じる冷媒の脈動とが干渉して重なり合い、大きな脈動を形成するおそれがある。そこで、前述したようにＬ１及びＬ２を異なる長さとすれば、上記した干渉の問題を解消するのに有利となる。例えば、Ｌ２をＬ１よりも短かく（Ｌ２＜Ｌ１）設定すれば、上記した干渉の問題を解消するのに有利となる。
【００２４】
・第２様相の本発明に係るガスエンジン駆動式空調装置によれば、コンプレッサの仕様によっては、第２コンプレッサは、冷媒の圧力脈動が第１コンプレッサよりも相対的に大きいことがある。ここで、Ｌ＜Ｃ／（２×Ｎ）の関係が良いという前述の記載に基づくと、配管スペースを抑えつつ配管等の有害振動を抑えるためには、Ｌは短い方が好ましい。
【００２５】
ここで、冷媒の圧力脈動が相対的に大きい第２コンプレッサに関するＬ２を、冷媒の圧力脈動が相対的に小さい第１コンプレッサに関するＬ１よりも短かく（Ｌ２＜Ｌ１）設定すれば、第２コンプレッサに起因する有害振動の抑制に一層有利である。
【００２６】
・第２様相の本発明に係るガスエンジン駆動式空調装置によれば、前述の記載に基づくと、配管等の有害振動を抑えるためには、Ｌは短い方が好ましい。ここで前述したように、コンプレッサの吐出ポートから吐出された冷媒に含まれているオイルを分離するオイルセパレータが設けられている形態を採用できる。この場合、コンプレッサの吐出ポートから吐出された冷媒に含まれているオイルをオイルセパレータにより分離することができる。この場合、容器は、オイルセパレータと第１コンプレッサ、第２コンプレッサとの間に設置された消音用のバッファーである形態を採用できる。このようにバッファーをオイルセパレータと第１コンプレッサ、第２コンプレッサとの間に設置すれば、前記Ｌ１，Ｌ２を短くするのに一層有利となり、冷媒の脈動の固有振動を抑制するのに有利であり、配管等における有害振動を抑えるのに一層有利である。
【００２７】
【実施例】
（第１実施例）
以下、本発明の実施例について図１〜図４を参照しつつ説明する。本実施例に係る空調装置はガスエンジン駆動式空調装置である。まず、図１を参照してガスエンジン駆動式空調装置に係る主回路１について説明する。主回路１は冷房または暖房を行うものであり、室外機１０と室内機１６とを有する。室外機１０は、燃料ガスの燃焼により駆動される駆動部としてのガスエンジン１１と、ガス状の冷媒と液状の冷媒とを分離した状態で冷媒を収容するアキュームレータ１２と、ガスエンジン１１で駆動され駆動に伴いガスエンジン１１で駆動され駆動に伴いアキュムレータ１２のガス状の冷媒を吸入して圧縮する固定容量式の第１コンプレッサ１３Ｂと、アキュムレータ１２のガス状の冷媒を吸入して圧縮する可変容量式の第２コンプレッサ１３と、空調のために冷媒の熱交換を行う熱交換器としての室外熱交換器１４とを基本要素として有する。コンプレッサ１３，１３Ｂはスクロール回転式のコンプレッサであり、ガスエンジン１１によりタイミングベルトを介して連動される。故にガスエンジン１１はコンプレッサ１３，１３Ｂの共通駆動源として機能する。
【００２８】
主回路１の室内機１６は、空調のために冷媒の熱交換を行う熱交換器としての室内熱交換器１７と、冷媒を膨張させる膨張弁１８とを基本要素として有する。
【００２９】
第１コンプレッサ１３Ｂの吸入ポート１５と可変容量式のコンプレッサ１３の吸入ポート１５とは、アキュムレータ１２の吸入ポート１２ａに通路１ｖにより接続されている。
【００３０】
図１に示すように、バイパス路３は、可変容量式のコンプレッサ１３の余剰の冷媒をアキュムレータ１２に戻すバイパス操作を行うためのものである。バイパス路３は、可変容量式のコンプレッサ１３の吐出ポート１９とアキュムレータ１２のバイパスポート１２ｂとを繋ぐように主回路１に並設されている。バイパス路３には、コンプレッサ１３とアキュムレータ１２との間に位置するように、容量制御弁４が設けられている。
【００３１】
主回路１の空調負荷（冷房負荷または暖房負荷）に応じて、コンプレッサ１３，１３Ｂの回転数が制御系により制御される。更に主回路１の空調負荷（冷房負荷または暖房負荷）に応じて、バイパス路３の容量制御弁４の開閉が制御系により制御される。このためバイパス操作時には、可変容量式のコンプレッサ１３で圧縮された余剰の冷媒を主回路１に供給せずに、バイパス路３を経て、アキュムレータ１２のバイパスポート１２ｂに帰還させ、これにより主回路１に供給する冷媒流量を制限する。
【００３２】
次に、室内を冷房するときにおける主回路１の基本的経路について説明する。燃料ガスによりガスエンジン１１が駆動すると、第１コンプレッサ１３Ｂ、第２コンプレッサ１３が駆動し、アキュムレータ１２のガス状の冷媒がアキュムレータ１２の吸入ポート１２ａから吸入され、コンプレッサ１３，１３Ｂで圧縮される。圧縮されて高温高圧となった冷媒は、コンプレッサ１３，１３Ｂの吐出ポート２０から吐出され、通路１ａ、オイルセパレータ６１に至る。オイルセパレータ６１において冷媒からオイルが分離される。そしてオイルが分離された冷媒は、四方弁６２の第１ポート６２ａ、通路１ｂを通り、室外熱交換器１４に至り、そして高温高圧の冷媒は室外熱交換器１４で冷却されて熱交換され、液化する。そして、液化が進行した冷媒は、通路１ｃ、フィルタドライヤ６３、ボールバルブ６５Ａ、通路１ｄ、ストレーナ１７ｎを経て膨張弁１８に至り、膨張弁１８において膨張されて低温となる。低温となった冷媒は、ストレーナ１７ｍを経て室内熱交換器１７に至り、室内熱交換器１７で熱交換されて室内を冷却し、更に、通路１ｅ、ボールバルブ６５Ｂ、通路１ｆ、四方弁６２の第３ポート６２ｃ、四方弁６２の第２ポート６２ｂ、二重管熱交換器６７、通路１ｈを経て、アキュムレータ１２の帰還ポート１２ｃに帰還する。帰還した冷媒は、アキュムレータ１２で液状の冷媒とガス状の冷媒とに分離された状態で収容される。
【００３３】
次に、室内を暖房するときにおける主回路１の基本的経路について説明する。燃料ガスによりガスエンジン１１が駆動すると、コンプレッサ１３、１３Ｂが駆動し、アキュムレータ１２のガス状の冷媒がアキュムレータ１２の吸入ポート１２ａから吸入され、コンプレッサ１３，１３Ｂで圧縮される。圧縮されて高温高圧となった冷媒は、コンプレッサ１３，１３Ｂの吐出ポート２０から吐出され、通路１ａ、オイルセパレータ６１に至る。前述したようにオイルセパレータ６１において冷媒からオイルが分離される。そしてオイルが分離された冷媒は、四方弁６２の第３ポート６２ｃを通り、通路１ｆ、ボールバルブ６５Ｂ、通路１ｅを経て、室内熱交換器１７に至り、室内熱交換器１７で熱交換されて室内に熱を放出して室内を加熱する。そして、室内側熱交換器１７を経た冷媒は、ストレーナ１７ｍを経て膨張弁１８に至り、膨張弁１８で膨張され、ストレーナ１７ｎを経て通路１ｄ、ボールバルブ６５Ａ、フィルタドライヤ６３’、通路１ｃを経て、室外熱交換器１４に至り、更に四方弁６２の第１ポート６２ａ、第２ポート６２ｂ、二重管熱交換器６７、通路１ｈを経て、アキュムレータ１２の帰還ポート１２ｃに帰還する。帰還した冷媒は、アキュムレータ１２で液状の冷媒とガス状の冷媒とに分離された状態で収容される。
【００３４】
暖房時において室外の温度がかなり低いときには、液流量調整弁７０が開弁する。これにより通路１ｄの冷媒は、室外熱交換器１４を通過しないように液流量調整弁７０を経て通路１ｋにも分流し、二重管熱交換器６７、通路１ｈを経て、アキュムレータ１２の帰還ポート１２ｃに帰還する。
【００３５】
次に、バイパス路３に設けた容量制御弁４について説明を加える。容量制御弁４は、可変容量式の第２コンプレッサ１３の吐出ポート１９に繋がるバイパス路３に設けられている。主回路１の空調負荷に応じて、バイパス路３の容量制御弁４の開閉が制御される。可変容量式の第２コンプレッサ１３で圧縮された余剰の冷媒を主回路１に供給せずに、アキュムレータ１２に戻す場合には、容量制御弁４を開弁させる。このように容量制御弁４を開弁させると、可変容量式の第２コンプレッサ１３で圧縮された余剰の冷媒は、可変容量式の第２コンプレッサ１３の吐出ポート１９からバイパス路３を矢印Ｗ１方向へ流れ、容量制御弁４の冷媒流入ポート４０ａから冷媒流出ポート４０ｂへ流れ、更にバイパスポート１２ｂを経てアキュムレータ１２に戻される。これにより可変容量式の第２コンプレッサ１３から主回路１に吐出される単位時間当たりの冷媒流量が可変とされる。
【００３６】
さて、図２は冷媒配管の要部を説明する。図２に示すように、オイルセパレータ６１は、コンプレッサ１３，１３Ｂと熱交換器１４，１７とを繋ぐ冷媒配管に設けられている。図２から理解できるように、オイルセパレータ６１は、吸入ポート６１ｍと、吸入ポート６１ｍに連通する容積が大きい中空室６１ｐとをもつ。
【００３７】
コンプレッサ１３，１３Ｂで使用する冷媒には、潤滑油として機能するオイルが含まれている。コンプレッサ１３，１３Ｂにおける機構の動作の円滑化を図るためである。従って、コンプレッサ１３，１３Ｂの吐出ポート１９から吐出される冷媒には、オイルが含まれている。
【００３８】
ここで、図２から理解できるように、オイルセパレータ６１の吸入ポート６１ｍには、可変容量式の第２コンプレッサ１３の吐出ポート１９から矢印Ｋ２方向に吐出された冷媒、更には、固定容量式の第１コンプレッサ１３Ｂの吐出ポート１９から矢印Ｋ１方向に吐出された冷媒が吸入される。オイルセパレータ６１は、この冷媒に含まれているオイルと冷媒とを分離させるものである。
【００３９】
ここで、図２に示すように、オイルセパレータ６１と第１コンプレッサ１３Ｂ、第２コンプレッサ１３とを繋ぐ冷媒配管は、固定変容量式の第１コンプレッサ１３Ｂの吐出ポート１９と合流部１００とをつなぐ第１配管１０１と、可変容量式の第２コンプレッサ１３の吐出ポート１９と合流部１００とをつなぐ第２配管１０２と、合流部１００とオイルセパレータ６１の吸入ポート６１ｍとを繋ぐ１本の合流管１０３とを備えている。合流部１００はＹ字形状をなす。
【００４０】
図２に示すように、オイルセパレータ６１に繋がる１本の合流管１０３には、容器としてのバッファー８０が設けられている。バッファー８０は、消音用のマフラーとして機能できるものであり、コンプレッサ１３，１３Ｂの吐出ポート１９から吐出された冷媒が吸入される吸入ポート８０ｍと、吸入ポート８０ｍに連通する容積が大きな中空室８０ｐとをもつ。吸入ポート８０ｍはバッファー８０の上側に配置されている。
【００４１】
図２に示すように、バッファー８０は、オイルセパレータ６１に沿った状態でオイルセパレータ６１の近傍に配置されている。バッファー８０の吐出ポート８０ｕは、バッファー８０の下側に配置されており、合流管１０３によりオイルセパレータ６１の吸入ポート６１ｍと連通している。
【００４２】
図２に示すように、第１配管１０１は、直列に配置された第１蛇腹管部２０１と第２蛇腹管部２０２とを有する。第２配管１０２は、直列に配置された第１蛇腹管部２０１Ｂと第２蛇腹管部２０２Ｂとを有する。
【００４３】
図４に示すように、第１蛇腹管部２０１は、平滑管に接続された蛇腹部３００ａをもつ蛇腹管本体３００と、蛇腹管本体３００の外周側を同軸的に包囲する筒体３０１と、筒体３０１の軸端の外周を包囲する筒形状をなす接続具３０２と、蛇腹管本体３００と筒体３０１と接続具３０２とを互いに接合するロー付け部で形成された接合部３０３とを有する。かかる構造により蛇腹管本体３００の軸長は固定的となるため、冷媒の圧力により蛇腹管本体３００が過剰に伸張することが防止される。
【００４４】
上記した蛇腹管本体３００は剛体管に比較して可撓性を有しており、半径方向における変位吸収性を有し、配管における接続部分に対する応力負荷を低減させ得る利点をもつ。しかしながら第１蛇腹管部２０１の蛇腹管本体３００は、有害振動等により振動し易い特性をもつ。有害振動が生じると、蛇腹管本体３００の損傷を誘発し、蛇腹管本体３００の耐久性が充分でなくなるおそれがある。この意味においても、配管における有害振動を抑制することが好ましい。
【００４５】
なお、前記した第１蛇腹管部２０１、第２蛇腹管部２０２も図４と同様の構造、作用とされている。第１蛇腹管部２０１Ｂ、第２蛇腹管部２０２Ｂも図４と同様の構造、作用とされている。
【００４６】
図３に示すように、固定容量式の第１コンプレッサ１３Ｂ及び可変容量式のコンプレッサ１３は、ガスエンジン１１のクランクシャフトに装備されたプーリ１１ｗにより伝達ベルト１１ｘを介して連動して駆動される。
【００４７】
固定容量式の第１コンプレッサ１３Ｂは、回転数が同一であれば、単位時間当たりに吐出する冷媒の流量が固定的な方式のコンプレッサである。可変容量式の第２コンプレッサ１３は、回転数が同一であっても、単位時間当たりに吐出する冷媒の流量を可変にできる方式のコンプレッサである。
【００４８】
本実施例によれば、図２において、固定容量式の第１コンプレッサ１３Ｂの吐出ポート１９からバッファー８０の吸入ポート８０ｍまでの配管長をＬ１［メートル］とする。可変容量式の第２コンプレッサ１３の吐出ポート１９からバッファー８０の吸入ポート８０ｍまでの配管長をＬ２［メートル］とする。バッファー８０間での長さを基準とするのは、バッファー８０の中空室８０ｐは流路径が大きく容積が大きいため、開放端として機能するからである。
【００４９】
更に、その温度での冷媒における音速をＣ［メートル／秒］とする。冷媒の音速は冷媒の種類によっても相違するが、冷媒がフロン系（Ｒ４０７Ｃ）である場合には、ガス状態の冷媒における音速Ｃとしては、６０〜７０℃において一般的には１３０〜１４０［メートル／秒］である。また１秒間における第１コンプレッサ１３Ｂの回転数をＮ１とする。１秒間における第２コンプレッサ１３の回転数をＮ２とする。
【００５０】
本実施例によれば、第１コンプレッサ１３Ｂから吐出される１秒間当たりにおける冷媒の脈動の振動数は、１秒間当たりにおける第１コンプレッサ１３Ｂの回転数Ｎ１に相応する。また、第２コンプレッサ１３から吐出される１秒間当たりにおける冷媒の脈動の振動数は、１秒間当たりにおける第２コンプレッサ１３の回転数Ｎ２に相応する。
【００５１】
このため本実施例によれば、Ｌ１＜Ｃ／（２×Ｎ１）の関係と、Ｌ２＜Ｃ／（２×Ｎ１）の関係との双方の関係を満足するように、Ｌ１及びＬ２を設定している。この結果、前述の記載から理解できるように、配管等を流れる冷媒の固有振動が抑えられる。故に、冷媒の固有振動に起因する配管等における有害振動の抑制、室内機側の振動の抑制に有利である。
【００５２】
なお、Ｌ１＞Ｃ／（２×Ｎ１）の関係、Ｌ２＞Ｃ／（２×Ｎ２）の関係を満足するように、Ｌ１，Ｌ２を設定することも考えられるが、この場合Ｌ１，Ｌ２が長くなり、配管長さが長くなるため、配管コスト、配管スペースの関係で好ましくない。
【００５３】
また、一般的には第２コンプレッサ１３は、冷媒の圧力脈動が第１コンプレッサ１３Ｂよりも相対的に大きい傾向がある。前述の記載に基づくと、配管等の有害振動を抑えるためには、Ｌは短い方が好ましい。この点本実施例によれば、冷媒の圧力脈動が相対的に大きい側のコンプレッサである第２コンプレッサ１３に関するＬ２を、冷媒の圧力脈動が相対的に小さい側のコンプレッサである第１コンプレッサ１３Ｂに関するＬ１よりも短かくなるように（Ｌ２＜Ｌ１）設定している。このため冷媒の圧力脈動が相対的に大きい側のコンプレッサである第２コンプレッサ１３に起因する有害振動の抑制に一層有利である。なおＬ２／Ｌ１としては、０．９５〜０．４の範囲内、または、０．８〜０．６の範囲内に設定することができる。
【００５４】
ところで、前述の記載に基づくと、配管等の有害振動を抑えるためには、Ｌは短い方が好ましい。この点本実施例によれば、オイルセパレータ６１と第１コンプレッサ１３Ｂ、第２コンプレッサ１３との間において、容器として機能できるバッファー８０が設けられている。このようにバッファー８０をオイルセパレータ６１と第１コンプレッサ１３Ｂ、第２コンプレッサ１３との間に設置すれば、オイルセパレータ６１がコンプレッサ１３Ｂ、１３から離れた位置に配置されているときであっても、前記したＬ１，Ｌ２を短くするのに一層有利となり、ひいては冷媒の固有振動を抑制するのに有利であり、配管等における有害振動を抑えるのに一層有利である。
【００５５】
また、本実施例によれば、実機運転上、可変容量式の第２コンプレッサ１３は固定容量式の第１コンプレッサ１３Ｂよりも配管などの振動を発生させ易い傾向が認められる。前記したように有害振動の低減を図るには、前記したＬの長さが短い方が有効である。この点本実施例によれば、図２に示すように、Ｌ２はＬ１よりも短かく（Ｌ２＜Ｌ１）設定されている。これにより可変容量式である第２コンプレッサ１３に起因する有害振動の低減に有利となる。
【００５６】
更に本実施例によれば、第１コンプレッサ１３Ｂ及び第２コンプレッサ１３を共通のガスエンジン１１で連動的に駆動させていると共に、プーリ比を同一としている関係上、１秒間当たりの第１コンプレッサ１３Ｂの回転数と、１秒間当たりの第２コンプレッサ１３の回転数とが基本的には同一である。この場合、第２コンプレッサ１３で生じる冷媒の脈動と第１コンプレッサ１３Ｂで生じる冷媒の脈動とが干渉して重なり合い、大きな脈動を形成するおそれがある。そこで本実施例によれば、前述したようにＬ２はＬ１よりも短かく（Ｌ２＜Ｌ１）設定すれば、上記した脈動同士の干渉の問題を解消するのに有利となる。
【００５７】
（第２実施例）
図５は第２実施例を示す。第２実施例は第１実施例と基本的には同様の構成であり、基本的には同様の作用効果を奏する。共通する部位には共通の符号を付する。第２実施例は図１、図３、図４を準用することができる。図５に示すように、本実施例によれば、消音用のバッファーは設けられていない。
【００５８】
本実施例によれば、第１コンプレッサ１３Ｂの吐出ポート１９、第２コンプレッサ１３の吐出ポート１９から吐出された冷媒からオイルを分離するオイルセパレータ６１が容器として設けられている。
【００５９】
第１コンプレッサ１３Ｂの吐出ポート１９からオイルセパレータ６１の吸入ポート６１ｍまでの配管長をＬ１［メートル］とする。第２コンプレッサ１３の吐出ポート１９からオイルセパレータ６１の吸入ポート６１ｍまでの配管長をＬ２［メートル］とする。冷媒中における音速をＣ［メートル／秒］とする。１秒間における第１コンプレッサ１３Ｂの回転数をＮ１とする。１秒間における第２コンプレッサ１３Ｂの回転数をＮ２とする。
【００６０】
本実施例によれば、Ｌ１＜Ｃ／（２×Ｎ１）の関係と、Ｌ２＜Ｃ／（２×Ｎ２）の関係との双方を満足するように設定されている。このようにすれば、第１コンプレッサ１３Ｂの吐出ポート１９から吐出された冷媒の脈動、第２コンプレッサ１３の吐出ポート１９から吐出された冷媒の脈動を抑制できる。ひいては配管に等における有害振動を抑えるのに有利である。
【００６１】
本実施例においてもＬ２＜Ｌ１の関係に設定されている。このため冷媒の圧力脈動が相対的に大きい側の第２コンプレッサ１３に起因する有害振動の抑制に一層有利である。なおＬ２／Ｌ１としては、０．９５〜０．４の範囲内、または、０．８〜０．６の範囲内に設定することができる。
【００６２】
（試験例）
試験例では、ガスエンジン１１の回転数と冷媒の圧力脈動の大きさとの関係を試験した。試験結果を図６に示す。図６の縦軸は、オイルセパレータ６１の出口におげる冷媒の圧力脈動の大きさ（相対表示）を示す。図６の横軸は、１分間当たりのガスエンジン１１の回転数を示す。動力伝達比の関係で、第１コンプレッサ１３Ｂ，第２コンプレッサ１３の回転数は、ガスエンジン１１の回転数の１．９倍となる。冷媒はフロン系（Ｒ４０７Ｃ）であり、７０℃程度における冷媒における音速Ｃは約１３０［メートル／秒］である。
【００６３】
ここで、ガスエンジン１１の回転数１２００ｒｐｍの場合について説明する。この場合、１分間当たりのコンプレッサ１３，１３Ｂの回転数は２２８０ｒｐｍ（１２００ｒｐｍ×１．９＝２２８０ｒｐｍ）となる。１秒間当たりのコンプレッサ１３，１３Ｂの回転数は３８ｒｐｓ（２２８０／６０＝３８ｒｐｓ）となる。ここで、Ｃ／（２×Ｎ１）＝１３０／（２×３８）≒１．７メートルとなる。従ってガスエンジン１１の回転数１２００ｒｐｍの場合には、Ｌ１，Ｌ２を１．７メートル未満とすれば、冷媒の脈動の固有振動に起因する有害振動を抑制するのに有利となる。
【００６４】
次に、ガスエンジン１１の回転数１５００ｒｐｍの場合について説明する。この場合、１分間当たりのコンプレッサ１３，１３Ｂの回転数は２８５０ｒｐｍ（１５００ｒｐｍ×１．９＝２８５０ｒｐｍ）となる。１秒間当たりのコンプレッサ１３，１３Ｂの回転数は４８ｒｐｓ（２８５０／６０≒４８ｒｐｓ）となる。ここで、Ｃ／（２×Ｎ１）＝１３０／（２×４８）≒１．３メートルとなる。従ってガスエンジン１１の回転数１５００ｒｐｍの場合には、Ｌ１，Ｌ２を１．３メートル未満とすれば、冷媒の脈動の固有振動に起因する有害振動を抑制するのに有利となる。
【００６５】
換言すれば、ガスエンジン１１の回転数が１２００〜１５００ｒｐｍである場合には、Ｌ１，Ｌ２を１．３〜１．７メートルの範囲外とすれば、冷媒の脈動の固有振動に起因する有害振動を抑制するのに有利となる。
【００６６】
図６において、特性線Ｓ１は、Ｌ１を１．６メートルとし、Ｌ２を１．６メートルとした従来技術の試験結果を示す。特性線Ｓ２は、Ｌ１を０．８メートルとし、Ｌ２を１．２メトールし、且つ、バッファー８０を設けた第１実施例に相当する試験例の試験結果を示す。
【００６７】
従来技術によれば、図６の特性線Ｓ１に示すように、１分間当たりのガスエンジン１１の回転数が１５００ｒｐｍを越えると、冷媒自体の圧力振動が低減されることが認められた。その理由は必ずしも明確ではないが、ガスエンジン１１の回転数が高いとき、つまり、コンプレッサの回転数が高いときには、何らかの影響で脈動抑制効果が働くものと推察される。しかし従来技術によれば、１分間当たりのガスエンジン１１の回転数が使用頻度の高い領域である１２００〜１５００ｒｐｍにおいては、冷媒の脈動がかなり大きくなった。このように冷媒の脈動が大きいと、前記した第１蛇腹管部２０１、第２蛇腹管部２、第１蛇腹管部２０１Ｂ、第２蛇腹管部２０２Ｂが振動し易くなり、これらの耐久性の向上には限界がある。このことから、１分間当たりのガスエンジン１１の回転数が１２００〜１５００ｒｐｍの領域における冷媒の脈動を抑えることが実機上において重要と考えられる。
【００６８】
これに対して、第１実施例に相当する試験例の試験結果によれば、図６の特性線Ｓ２に示すように、１分間当たりのガスエンジン１１の回転数が１２００〜１５００ｒｐｍにおいて、冷媒の脈動がかなり抑制され、有害振動が低減されており、前記した第１蛇腹管部２０１、第２蛇腹管部２、第１蛇腹管部２０１Ｂ、第２蛇腹管部２０２Ｂの振動が抑えられていることが確認された。
【００６９】
（その他）
前記した実施例によれば、図２に示すように、固定変容量式の第１コンプレッサ１３Ｂが第１配管１０１に繋がり、可変容量式の第２コンプレッサ１３が第２配管１０２に繋がる構成されているが、これに限らず、逆に、固定変容量式の第１コンプレッサ１３Ｂが第２配管１０２に繋がり、可変容量式の第２コンプレッサ１３が第１配管１０１に繋がる構成としても良い。
【００７０】
また、オイルガスエンジン駆動式空調装置の配管形態は、図１に示すものに限定されるものではなく、他の配管形態でも良い。その他、本発明は上記した実施例のみに限定されるものではなく、要旨を逸脱しない範囲内で適宜変更して実施できるものである。
［付記項１］駆動部と、
前記駆動部により駆動されるコンプレッサと、
前記コンプレッサで圧縮された冷媒を空調のために熱交換可能な熱交換器と、
前記コンプレッサと前記熱交換器とを繋ぐ冷媒配管に設けられ、前記コンプレッサの吐出ポートから吐出された冷媒が吸入される吸入ポートと前記吸入ポートに連通する中空室とをもつ容器とを具備する空調装置において、
前記コンプレッサの前記吐出ポートから前記容器の前記吸入ポートまでの配管長をＬ［メートル］とし、冷媒における音速をＣ［メートル／秒］とし、１秒間における前記コンプレッサの回転数をＮとしたとき、
Ｌ＜Ｃ／（２×Ｎ）の関係を満足するように前記したＬが設定されていることを特徴とする空調装置。有害振動の低減に有利な空調装置を提供することができる。
［付記項２］駆動部と、
前記駆動部により駆動される第１コンプレッサと、
前記駆動部により駆動される第２コンプレッサと、
前記第１コンプレッサで圧縮された冷媒と前記第２コンプレッサで圧縮された冷媒とを空調のために熱交換可能な熱交換器と、
前記第１コンプレッサ及び前記第２コンプレッサと前記熱交換器とを繋ぐ冷媒配管に設けられ、冷媒が吸入される吸入ポートと前記吸入ポートに連通する中空室とをもつ容器とを具備する空調装置において、
前記第１コンプレッサの吐出ポートから前記容器の吸入ポートまでの配管長をＬ１［メートル］とし、前記第２コンプレッサの吐出ポートから前記容器の吸入ポートまでの配管長をＬ２［メートル］と、冷媒における音速をＣ［メートル／秒］とし、１秒間における前記第１コンプレッサの回転数をＮ１とし、１秒間における前記第２コンプレッサの回転数をＮ２としたとき、
Ｌ１＜Ｃ／（２×Ｎ１）の関係とＬ２＜Ｃ／（２×Ｎ２）の関係とのうちの少なくとも一つの関係を満足するように、前記したＬ１及び／またはＬ２が設定されていることを特徴とする空調装置。有害振動の低減に有利な空調装置を提供することができる。
［付記項３］請求項１において、１分間当たりのコンプレッサの回転数が２２８０〜２８５０ｒｐｍでコンプレッサが運転されるとき、Ｌは１．３〜１．７メートルの範囲外に設定されていることを特徴とするガスエンジン駆動式空調装置。有害振動の低減に有利な空調装置を提供することができる。Ｌは例えば４メートル以下または５メートル以下にできる。
［付記項４］請求項４において、１分間当たりのコンプレッサの回転数が２２８０〜２８５０ｒｐｍでコンプレッサが運転されるとき、Ｌ１及びＬ２は１．３〜１．７メートルの範囲外に設定されていることを特徴とするガスエンジン駆動式空調装置。有害振動の低減に有利な空調装置を提供することができる。Ｌ１，Ｌ２は例えば４メートル以下または５メートル以下にできる。
【００７１】
【発明の効果】
以上説明したように本発明によれば、有害振動の低減に有利なガスエンジン駆動式空調装置を提供することができる。
【図面の簡単な説明】
【図１】ガスエンジン駆動式空調装置の回路図である。
【図２】第１実施例に係り、バッファー付近の配管を示す斜視図である。
【図３】ガスエンジン、第１コンプレッサ、第２コンプレッサを示す構成図である。
【図４】第１蛇腹管部の構造を示す構成図である。
【図５】第２実施例に係り、オイルセパレータ付近の配管を示す斜視図である。
【図６】試験例を示すグラフである。
【符号の説明】
図中、１は主回路、１１はガスエンジン、１２はアキュムレータ、１３Ｂは第１コンプレッサ、１３は第２コンプレッサ、１４は室外熱交換器（熱交換器）、１７は室内熱交換器（熱交換器）、６１はオイルセパレータ、６１ｍは吸入ポート、６１ｐは中空室、８０はバッファー（容器）、８０ｍは吸入ポート、８０ｐは中空室、１０１は第１配管、１０２は第２配管、１０３は合流管を示す。
【図１】
2004271019.tif 000003
【図２】
2004271019.tif 000004
【図３】
2004271019.tif 000005
【図４】
2004271019.tif 000006
【図５】
2004271019.tif 000007
【図６】
2004271019.tif 000008