JP2013249986A

JP2013249986A - 空気調和装置

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Publication number: JP2013249986A
Application number: JP2012123904A
Authority: JP
Inventors: Yoshihiro Ishibashi; 義弘石橋
Original assignee: Mitsubishi Electric Corp
Current assignee: Mitsubishi Electric Corp
Priority date: 2012-05-31
Filing date: 2012-05-31
Publication date: 2013-12-12
Anticipated expiration: 2032-05-31
Also published as: JP5862460B2

Abstract

【課題】簡単な冷媒回路構成で、室内の暖房の快適性を維持しながら室外側熱交換器の除霜を行う。
【解決手段】除霜運転で、圧縮機１から吐出された冷媒を室内側熱交換器４に流入させて第１の凝縮温度で凝縮させ、室内側熱交換器４から流出された冷媒を第１の電子膨張弁５で減圧した後、室外側熱交換器４に流入させて第２の凝縮温度で凝縮させ、その後第２の電子膨張弁６で減圧した冷媒を吸入マフラー７に流入させる。吸入マフラー７は伝熱ステー８を介して圧縮機１のシェル３１の熱で加熱されており、冷媒は吸入マフラー７内で蒸発してガス冷媒となって圧縮機１に吸入される。室内熱交換器４内で冷媒が第１の凝縮温度で凝縮することで室内を暖房しつつ、室外側熱交換器３内で冷媒が第２の凝縮温度で凝縮することで室外側熱交換器３の表面に付いた霜を溶かす除霜運転を行う。また、シェル３１から周囲に放熱されている熱で冷媒を加熱して蒸発させる。
【選択図】図１

Description

この発明は、空気調和装置に関し、特に室内の暖房運転中に室外側熱交換器に付着する霜を除去する霜取り技術に関するものである。

空気調和装置は、室外側熱交換器と、室内側熱交換器と、冷媒を、四方弁を介して室内側から室外側或いは室外側から室内側の熱交換器へ循環する圧縮機と、室外側熱交換器と室内側熱交換器との間に設けた減圧装置を環状に接続して冷凍サイクルを構成している。
室内の冷房運転において、圧縮機で高温高圧な状態で吐出された冷媒は、室外側熱交換器で凝縮し、減圧装置で減圧され、室内側熱交換器で蒸発して、圧縮機に吸入される。冷媒が室内側熱交換器で蒸発する際、室内の空気から吸熱することで、室内が冷房される。また、室内の暖房運転において、圧縮機で高温高圧な状態で吐出された冷媒は、室内側熱交換器で凝縮し、減圧装置で減圧され、室外側熱交換器で蒸発して、圧縮機に吸入される。冷媒が室内側熱交換器で凝縮する際、室内の空気に放熱することで、室内が暖房される。

暖房運転時に、外気温が低下するにつれて室外側熱交換器の表面温度が低下する。室外側熱交換器の表面温度が露点以下になると、室外空気の水分が室外側熱交換器の表面、例えば熱交換器を構成するフィンや伝熱管表面に付着する。そして、さらに室外側熱交換器の表面温度が０℃よりも下がると、室外側熱交換器の表面に付着した水が氷結して霜となる。このように室外側熱交換器に霜が付着すると、室外側熱交換器を通る空気の流れが減少し、熱通過率も低下するため、蒸発温度の低下と共にガス密度の低下が生じて冷媒循環流量の低下も重なり、急激な暖房能力の低下が起きる。

この室外側熱交換器に霜が付くことによる暖房能力の低下を防止するために、除霜運転を行っている。例えば、リバース方式と称される除霜運転は、冷凍サイクル内の冷媒を暖房運転とは逆、即ち冷房運転と同様に循環させ、冷媒は室内側熱交換器で蒸発し室外側熱交換器で凝縮する運転である。室外側熱交換器で冷媒が凝縮するときの放熱によって除霜するリバース方式は、圧縮機から吐出した高温高圧の冷媒が凝縮するときの放熱によって除霜するので、確実に且つ比較的短時間に除霜できる利点があった。しかし室内側熱交換器で冷媒が蒸発する構成となり、室内側熱交換器を格納する室内機では、送風を停止していたとしても、除霜運転中は室内を暖房できず、室内に冷気が垂れ下がってしまうため、霜取り中に寒くなるという問題点があった。

また、他の除霜運転の方式として、ホットガス方式と称される除霜運転がある。ホットガス方式の一例としては、冷凍サイクル内の冷媒を、暖房運転と同様に循環させると共に、室内側熱交換器と室外側熱交換器との間に設けた減圧装置をバイパスして循環させ、室内側熱交換器及び室外側熱交換器で冷媒が凝縮する構成のものがあった（例えば、特許文献１参照）。また、室内側熱交換器で１回目の凝縮を行い、次に絞り装置で中間圧とされた冷媒を室外側熱交換器に流入して２回目の凝縮を行う構成の空気調和装置があった（例えば、特許文献２参照）。いずれの空気調和装置も室外側熱交換器で冷媒が凝縮するときの放熱によって除霜される。ホットガス方式の除霜運転では、冷媒の循環を暖房運転のままとして除霜が行えるので、リバース方式と比較して、室内への冷気垂れがないという利点があった。

特開昭５９−２１９６６７号公報（第３頁、第２図、第４図）特開昭５８−１２４１７５号公報（第２頁、第２図、第３図）

特許文献１に示す空気調和装置の除霜運転では、室内側熱交換器及び室外側熱交換器をバイパスで繋ぐことにより、低外気温下に置かれた室外側熱交換器も凝縮器となるため、送風を停止したとしても凝縮能力が過大となり、凝縮圧力及び凝縮温度が一騎に下がる。このため、室内側熱交換器でも送風温度が寒くならない様に送風量を下げなければならず、暖房能力を確保できないために室温低下を招き、室内の快適性を維持できないという問題点があった。
さらに、圧縮機に吸入される冷媒が液状態となって圧縮機の信頼性が低下するのを防止するために、圧縮機の吸入側に冷媒加熱用熱交換器が設けられている。この冷媒加熱用熱交換器によって、圧縮機から室内側熱交換器に流す途中の高温高圧冷媒と圧縮機に吸入される冷媒とが熱交換することで、圧縮機に吸入される冷媒を確実にガス状態としている。
ところが、圧縮機からの高温高圧冷媒を室内側熱交換器に流す前に、冷媒加熱用熱交換器に流して吸入冷媒の加熱用に用いると、室内側熱交換器に入る冷媒温度が下がってしまい、室内へ吹出す空気温度が下がり、更に暖房能力が低下するという問題点もあった。

また、特許文献２に示す空気調和装置は、室外側熱交換器と四方弁の間に設けた第１の電磁弁と並列に、第２絞り装置と加熱手段を備えた蓄熱放熱器および第２の電磁弁からなる直列回路を連結し、また第３の電磁弁と第３絞り装置からなる直列回路を第１絞り装置（室外側熱交換器と室内側熱交換器との間に設けられている）と並列に連結し、除霜運転時、第１の電磁弁を閉じ、第２、第３の各電磁弁を開くようにしている。除霜運転時に室内側熱交換器で第１回目の凝縮を行った冷媒を、第１絞り装置と第３の電磁弁と第３絞り装置で中間圧とし、室外側熱交換器で２回目の凝縮を行う。中間圧の冷媒を室外側熱交換器で凝縮させるという２段階の凝縮を行うことで、暖房に供する室内側熱交換器の温度を高く保持して送風温度と暖房能力を維持し、且つ室外側熱交換器内に中間圧中間温の冷媒を流入させることで、除霜を行う。
しかし、高圧と中間圧の割合が第２絞り装置と第３絞り装置の抵抗比で決まるため、設定室温により求められる高圧側凝縮温度と、外気温度及び除霜温度で決められる中間圧側凝縮温度の各々について、２つの凝縮温度を最適温度範囲になるように個々に制御できない。このため、室内への送風温度が低く暖房能力が確保できないという問題点があったり、除霜が完全に出来ずに除霜の信頼性が低下するという問題点もあった。

更に、特許文献１及び特許文献２は共に暖房運転と除霜運転との回路を切り替えるために、複数の開閉弁（電磁弁と同様）と複数の減圧装置（絞り装置と同様）を有する複雑な回路構成で、冷媒加熱用熱交換器や蓄熱放熱器といった高価で大きな構成部材がある。冷媒回路が複雑になることで、室内に設置する熱交換器と送風機を除き、圧縮機や四方弁等を収納する室外機の機械室スペースが狭くなり、配管当たりによるビビリ音の発生等、騒音の問題を招く。また、部品数の増加により高価になってしまうという製造上の問題点もあった。

この発明は、上記のような課題を解決するためになされたもので、簡単な冷媒回路構成で、室内暖房の快適性を維持しながら室外側熱交換器の除霜を行うことができる空気調和装置を得ることを目的とするものである。

この発明に係る空気調和装置は、圧縮機、冷媒の流れ方向を切り替える四方弁、室内側熱交換器、絞りの開度を調整可能な第１の膨張弁、室外側熱交換器、絞りの開度を調整可能な第２の膨張弁、を冷媒配管で順次環状に接続してなる冷凍サイクルと、
密閉容器内に、圧縮機構部を配設する圧縮機構部空間と電動機を配設する電動機空間とを有し、前記圧縮機構部によって圧縮された高温高圧のガス冷媒を、前記圧縮機構部空間及び前記電動機空間に放出した後に前記冷凍サイクルに吐出する前記圧縮機と、
前記圧縮機の吸入側の前記冷媒配管に接続されると共に前記密閉容器と熱的に接続される外表面を有する吸入側容器と、
当該空気調和装置の運転を制御する制御装置と、を備え、
前記制御装置は、前記第２の膨張弁の開度を全開とし、前記第１の膨張弁の開度を調整して前記室外側熱交換器で冷媒を蒸発させると共に前記室内側熱交換器で冷媒を凝縮させることで室内の暖房運転を行い、
前記暖房運転の途中で前記室外側熱交換器の表面に付着した霜を溶かす除霜運転を行う時に、前記室内側熱交換器で冷媒を第１の凝縮温度（Ｔ１）で凝縮、前記第１の膨張弁で減圧させた後、前記室外側熱交換器で冷媒を前記第１の凝縮温度（Ｔ１）よりも低い第２の凝縮温度（Ｔ２：Ｔ２＜Ｔ１）で凝縮、前記第２の膨張弁で減圧させた後で前記吸入側容器内で蒸発させて、前記除霜運転を行うことを特徴とする。

この発明による空気調和装置は、除霜運転において、運転条件や環境条件が変化しても、室内暖房の快適性を維持できると共に確実に除霜でき、冷媒の蒸発工程で特別な電力を必要とせずに省エネルギー化を図りつつ、圧縮機の信頼性を確保することができる。

この発明の実施の形態１に係る空気調和装置の冷媒回路を示す回路構成図である。この発明の実施の形態１に係る除霜運転における冷凍サイクルと熱移動を示す説明図であり、横軸にエンタルピ、縦軸に圧力を示す。この発明の実施の形態１に係る圧縮機と吸入マフラーを示す縦断面図である。この発明の実施の形態１に係る圧縮機の圧縮室を示す平面図である。この発明の実施の形態１に係る圧縮機と吸入マフラーを示す上面図（図５（ａ））、側面図（図５（ｂ））である。この発明の実施の形態１に係る伝熱部材の他の形状を示す上面図である。この発明の実施の形態２に係る冷媒回路を示す回路構成図である。この発明の実施の形態２に係る凍結防止ヒーターを示す斜視図である。この発明の実施の形態２における気液分離器の取り付け例を示す説明図で、冷媒流入口側から見た図（図９（ａ））、円筒形の気液分離器の側面から見た図（図９（ｂ））である。この発明の実施の形態２に係る除霜運転における冷凍サイクルと熱移動を示す説明図であり、横軸にエンタルピ、縦軸に圧力を示す。この発明の実施の形態３に係る冷媒回路を示す回路構成図である。この発明の実施の形態３に係り、暖房運転及び除霜運転の場合の圧縮機と気液分離器の接続関係の一例を示す説明図である。この発明の実施の形態３に係る除霜運転における冷凍サイクルと熱移動を示す説明図であり、横軸にエンタルピ、縦軸に圧力を示す。この発明の実施の形態４に係る冷媒回路を示す回路構成図である。この発明の実施の形態４に係り、暖房運転及び除霜運転の場合の圧縮機と気液分離器の接続関係の一例を示す説明図である。この発明の実施の形態４に係る除霜運転における冷凍サイクルと熱移動を示す説明図であり、横軸にエンタルピ、縦軸に圧力を示す。この発明の実施の形態５に係る冷媒回路を示す回路構成図である。この発明の実施の形態５に係る圧縮機と外付け吐出マフラーを示す縦断面図である。この発明の実施の形態５に係る除霜運転における冷凍サイクルと熱移動を示す説明図であり、横軸にエンタルピ、縦軸に圧力を示す。この発明の実施の形態６に係る冷媒回路を示す回路構成図である。この発明の実施の形態６に係る圧縮機を示す縦断面図である。

実施の形態１．
図１はこの発明の実施の形態１に係る空気調和装置の冷媒回路を示す回路構成図である。図１に示すように、密閉容器であるシェル３１に、例えば伝熱ステー８である伝熱部材を介し、例えば吸入マフラー７である吸入側容器を接触させて固定した圧縮機１と、冷房／暖房の運転モードの際に冷媒の流れ方向を切り替える四方弁２と、室内側熱交換器４、第１の膨張弁５、室外側熱交換器３、第２の膨張弁６を冷媒配管で環状に接続して冷凍サイクルを形成している。

室内機１１は、室内側熱交換器４とこれに室内空気を送風する例えば貫流ファンである室内送風機９を収納する。また、室内機１１内には、室内温度センサー４ａ、室内側熱交換器温度センサー４ｂ等の温度センサーを具備する。さらに、各センサー４ａ、４ｂでの計測データに基づいて、室外機１２の室外制御基板３ｃ（後述）と通信しながら、室内送風機９のオン／オフや回転数制御や、通常室内機１１に設けられている風向板駆動モータなど、室内機１１内のアクチュエータ類を駆動制御する室内制御基板４ｃが配設されている。

また、室外機１２は、圧縮機１、四方弁２、第１の膨張弁５、室外側熱交換器３、第２の膨張弁６、室外側熱交換器３とこれに室外空気を送風する例えばプロペラファンである室外送風機１０を収納する。また、室外機１２内には、外気温度センサー３ａ、室外側熱交換器温度センサー３ｂ等の温度センサーを具備する。さらに、各センサー３ａ、３ｂでの計測データに基づいて、室内機１１の室内制御基板４ｃと通信しながら、室外機１２内の圧縮機１の回転数や室外送風機１０のオン／オフや回転数制御や、第１の膨張弁５の開度、第２の膨張弁６の開度、四方弁２の切り替えなど、室外機１２内のアクチュエータ類を駆動制御する室外制御基板３ｃが配設されている。室内制御基板４ｃと室外制御基板３ｃとで、空気調和装置の運転を制御する制御装置を構成している。

室外機１２にはストップバルブ１３、１４で構成される冷媒配管が開口し、室内機１１には接続継手１５、１６で構成される冷媒配管が開口する。そして、室外機１２、室内機１１をそれぞれの設置場所に設置後、室外機１２と室内機１１の間の距離に応じた延長配管１７、１８をストップバルブ１３、１４及び接続継手に１５、１６に接続することによって、室内機１１と室外機１２の冷媒配管が接続され、環状の冷媒回路が構成される。ここで、冷媒としては、例えばＲ４１０ＡなどのＨＦＣ冷媒や、プロパンなどのＨＣ冷媒が封入される。

絞り装置である第１の膨張弁５及び第２の膨張弁６のそれぞれは、例えばＬＥＶであり、ステッピングモーターで絞り開度をステップ状に複数段階で細かく調整可能な膨張弁である。また、吸入側容器である吸入マフラー７は、圧縮機１の吸入側の冷媒配管に接続されると共に外壁が密閉容器（以下シェルと称す）３１と熱的に接続される。即ち、シェル３１と吸入マフラー７の外壁とは密着して、伝熱ステー８によって固定されており、シェル３１と吸入マフラー７とは熱的に接続されている。この伝熱ステー８は、通常圧縮機１に吸入マフラー７を固定するための固定具の働きも兼ねている。圧縮機１及び圧縮機１付近の構成は、後に詳しく記載する。

まず、冷房運転について説明する。四方弁２を点線で示すように接続して圧縮機１を運転すると、冷媒は点線矢印で示す方向に冷媒回路内を循環する。室外制御基板３ｃの制御によって、第２の膨張弁６を全開とし、第１の膨張弁５で冷凍サイクルの高低圧の調整を行う。圧縮機１から吐出する高温高圧冷媒は、第２の膨張弁６を通過し、室外側熱交換器３に流入して室外送風機１０で送風される室外空気と熱交換することで冷媒は凝縮する。その後、第１の膨張弁５によって減圧されて低温低圧の冷媒となり、室内機１１に流れて室内側熱交換器４に流入する。室内側熱交換器４では、冷媒は、室内送風機９で送風される室内空気と熱交換して室内空気から吸熱する。ここで、室内の冷房が行われ、冷媒は蒸発して気化し、再び室外機１２に流れ、吸入マフラー７に流入する。吸入マフラー７は、伝熱ステー８によって圧縮機１のシェル３１と熱的に接続されているので、加熱されて高温になっており、流入した冷媒は吸入マフラー７で完全に気化して圧縮機１に吸入される。この完全に気化した状態を、スーパーヒート（ＳＨ）が付くという。

次に、暖房運転について説明する。四方弁２を実線で示すように接続して圧縮機１を運転すると、冷媒は実線矢印で示す方向に冷媒回路内を循環する。室外制御基板３ｃの制御によって、第２の膨張弁６を全開とし、第１の膨張弁５の開度を調整して冷凍サイクルの高低圧の調整を行う。圧縮機１から吐出する高温高圧冷媒は、室内機１１の室内側熱交換器４に流入する。室内側熱交換器４では、冷媒は室内送風機９で送風される室内空気と熱交換して凝縮し液化する。このとき冷媒は凝縮熱を放出することで、室内の暖房を行う。その後、室外機１２に流れ、第１の膨張弁５によって減圧されて低温低圧の冷媒となり、室外側熱交換器３に流入する。室外側熱交換器３では、冷媒は、室外送風機１０で送風される室外空気と熱交換して蒸発熱を奪いながら気化する。その後、全開である第２の膨張弁６を通過して吸入マフラー７に流入し、高温になっている吸入マフラー７の内部でスーパーヒート（ＳＨ）が付くまで完全に気化した冷媒となって、圧縮機１に吸入される。

暖房運転の途中で室外側熱交換器３の表面に霜が付着した時に霜を溶かす除霜運転を行う。通常は暖房運転中に室外側熱交換器３の表面温度が露点を下回ったときに結露が始まり、０℃よりも低下することで、室外側熱交換器３の表面に着霜が始まる。暖房運転中に、例えば室外側熱交換器温度センサー３ｂが初めて０℃よりも低い温度を計測した時の温度を、初期の室外側熱交換器の表面温度（初期表面温度Ｔａ）として記憶する。この後、所定時間、例えば１０分が経過する毎に、初期表面温度Ｔａと現時点での室外側熱交換器温度センサー３ｂの温度Ｔｂとの温度差Ｔａ−Ｔｂを所定の温度差Ｔｃ、例えばＴｃ＝５℃と比較する。そして、初めて０℃よりも低くなった温度（Ｔａ）よりも温度差Ｔｃだけ下がったときに着霜していると判断して除霜運転を開始する。ここで、前述の「初めて０℃よりも低い温度を計測した時」から「除霜運転を開始する」までの時間を除霜開始判定時間と称する。
暖房運転開始直後には冷凍サイクルが安定して動作していないこともあり、また、着霜量が少ない場合には送風機１０を運転していることで、付着した霜が飛ばされる場合もある。このため、上記のように所定の温度差Ｔｃを設定することで、暖房運転が安定し、ある程度着霜した後で除霜運転を行っている。

除霜運転では暖房運転と同方向、即ち実線矢印方向に冷媒を循環させる。室外制御基板３ｃの制御によって、最初に室外側熱交換器温度センサー３ｂの温度を調整するように第２の膨張弁６の開度を調整した後で、室内側熱交換器温度センサー４ｂの温度を調整するように第１の膨張弁５の開度を調整する。この時、室内送風機９の回転数は、室内制御基板４ｃによって、室内側熱交換器４の温度が室内温度センサー４ａで検出される室温より下がらないように制御される。

図２は、実施の形態１に係る除霜運転における冷凍サイクルと熱移動を示す説明図であり、横軸にエンタルピ、縦軸に圧力を示す。図中、点線曲線は冷媒の飽和エンタルピ線図を示し、実線は冷凍サイクルを示す。
圧縮機１にて低温低圧の冷媒が高温高圧の冷媒に圧縮され（直線ｆ）、四方弁２を通り、室内機１１の室内側熱交換器４に流入する。圧縮された高圧の冷媒の温度を第１の凝縮温度（Ｔ１）と称する。室内側熱交換器４では、第１の凝縮温度（Ｔ１）、例えばＴ１＝５０℃程度の冷媒が室内へ凝縮熱を放出して液化していくことで室内を暖房する（直線ａ）。その後、室外機１２に流入した冷媒は、第１の膨張弁５によって減圧され（直線ｂ）、中間圧で中温の気液ニ相状態の冷媒となる。この時の冷媒の温度を第２の凝縮温度（Ｔ２）と称する。第２の凝縮温度（Ｔ２）は第１の凝縮温度（Ｔ１）よりも低く、例えばＴ２＝３０℃程度の冷媒は、室外側熱交換器３内で凝縮熱を放出してさらに液化する。この凝縮熱によって室外側熱交換器３に付いた霜は溶かされていく（直線ｃ）。その後、室外側熱交換器３から流出した冷媒は、第２の膨張弁６で更に低圧に減圧され（直線ｄ）、四方弁２を再び通過し、吸入マフラー７に流入する。吸入マフラー７内に入った冷媒は、９０℃程度で高温になっているシェル３１から伝熱ステー８を介して伝わった熱を吸熱しながら、第２の凝縮温度（Ｔ２）より低い温度程度、ここでは２０℃程度（直線ｅ）で蒸発している。この吸入マフラー７の中で冷媒はスーパーヒート（ＳＨ）が付くまで完全に気化した冷媒となり、圧縮機１に吸入される。

図１のように絞りの開度を調整可能な２つの膨張弁５、６を備えた冷媒回路を構成することで、冷媒を２段階で凝縮させて除霜を行い、暖房中の室内温度を維持しつつ室外側熱交換器３に付着した霜を取り除く、除霜運転を行うことができる。即ち、室内側熱交換器４内で冷媒がＴ１＝５０℃程度の第１の凝縮温度（Ｔ１）で凝縮することで、室内側熱交換器４の温度低下を防ぎ、室内に冷気が垂れることなく温風を吹き出して、室内の暖房快適性を維持することができる。且つ、室外側熱交換器３内で冷媒がＴ２＝３０℃程度の第２の凝縮温度（Ｔ２）で凝縮することで、中温冷媒によって室外側熱交換器３の表面に付着した霜を融解でき、確実に霜を取り除いて除霜の信頼性を向上できる。
また、従来装置ではキャピラリーチューブのような絞り装置とこの絞り装置と並列にバイパスする電磁弁と絞り装置からなる直列回路で構成されている部分を、この実施の形態では膨張弁（ＬＥＶ）を設けるという簡素な構成で実現しており、低価格化を図ることができる。

特に、２つの膨張弁（ＬＥＶ）５、６の絞りの開度は、複数段階で制御できる特徴があり、これを用いた制御の一例を以下に示す。
第１の膨張弁５の開度を制御することで、第１の凝縮温度（Ｔ１）を制御している。例えば、第１の凝縮温度（Ｔ１）−室内設定温度＞Ａ１（Ａ１；３〜１０ｄｅｇ）となるように、圧縮機１の回転数と第１の膨張弁５の開度と室内ファン９の回転数を調整する。運転中の第１の凝縮温度（Ｔ１）は、室内側熱交換器温度センサー４ｂから検出され、室内温度は室内温度センサー４ａから検出される。Ａ１は除霜開始の判定時の室内温度と室内設定温度の温度差に比例する値であり、Ａ１は式１を満足する。
Ａ１ ∝ 室内設定温度―室内温度・・・（１）
即ち、室内設定温度―室内温度で計算される温度差が大きいときのＡ１は、その温度差が小さいときのＡ１よりも大きい。
このようにＡ１に応じて第１の凝縮温度（Ｔ１）を調整することで、室内温度を目標温度である室内設定温度に近づけることができ、暖房中の室内の快適性を維持できる。

また、第２の膨張弁６の開度を制御することで、第２の凝縮温度（Ｔ２）、即ち除霜に必要な中間圧の冷媒温度を制御している。例えば、除霜するために必要な最低条件である第２の凝縮温度（Ｔ２）＞０℃とし、且つ第２の凝縮温度（Ｔ２）−外気温度＞Ａ２（Ａ２；５〜３０ｄｅｇ）となるように、第２の膨張弁６の開度を調整する。運転中の第２の凝縮温度（Ｔ２）は、室外側熱交換器温度センサー３ｂから検出され、外気温度は外気温度センサー３ａから検出される。Ａ２は除霜運転前の暖房運転における室外側熱交換器温度と外気温度の温度差に比例する値であり、Ａ２は式２を満足する。
Ａ２ ∝ 外気温度―室外側熱交換器温度・・・（２）
即ち、外気温度―室外側熱交換器温度で計算される温度差が大きいときのＡ２は、その温度差が小さいときのＡ２よりも大きい。
このようにＡ２に応じて第２の凝縮温度（Ｔ２）を調整することで、室外側熱交換器３の表面に付いた霜を早く溶かすことができる。

除霜運転の最初は、第２の膨張弁６を全開状態から室外側熱交換器３の温度が外気温度よりＡ２だけ高い温度になるように膨張弁開度を徐々に（例えば２〜３秒間隔で）閉めていき、室外側熱交換器３と吸入マフラー７間に圧力差を設けて行く。これに伴い吸入マフラー７内のガス冷媒の密度変化が生じ、吐出ガス温度と共に室内側熱交換器４の温度が変化してくるため、第１の膨張弁５は前記の様に室内側熱交換器４の温度を室内設定温度よりＡ１だけ高い温度に維持するように膨張弁開度を徐々に（例えば第２の膨張弁６と同様に２〜３秒間隔で）調整する。
また、第１の膨張弁５の調整が追い付かずに室内側熱交換器４の温度が低下し、温度差Ａ１を下回った場合は、室内送風機９のファン速を下げて室内側熱交換器温度を維持するファン速制御で補間する制御を行う。
除霜運転中の室外送風機１０は、除霜運転開始後に室外側熱交換器温度が外気温度に近づいた（例えば外気温度になった）時に停止する。
また、圧縮機１の運転周波数は、除霜運転中も室内温度の変化に対し、温度変化量と変化時間に合わせて調整される。

除霜運転の完了は、室外側熱交換器温度が０℃以上になった時からの経過時間で判断する。この時の判断基準となる経過時間は、前述の除霜開始判定時間内における室外側熱交換器温度０℃以下の運転時間と圧縮機１の運転周波数によって決まる仕事量から着霜量を予測し、霜の融解熱と室外側熱交換器３からの外気への放熱量を見積って決定される。
また、除霜時の圧縮機１の運転周波数や霜の密度によっては急激な状態変化がある場合も想定されるため、保護を目的として室外側熱交換器温度が１５℃になった場合は霜取運転を強制終了させることもある。

除霜運転完了後、第２の膨張弁６を全開状態になるように膨張弁開度を徐々に（例えば２〜３秒間隔で）開けていき、室外側熱交換器３と吸入マフラー７間で同等の圧力とする。この時、室外送風機１０は、除霜運転開始前の元のファン速に戻す。
また、圧縮機１の運転周波数も第２の膨張弁６が全開となった時に除霜運転前の運転周波数となるように、第２の膨張弁６の動きに同期させながら徐々に周波数を合わせていく。第２の膨張弁６が全開で圧縮機１が除霜前の運転周波数に戻った後は、これまでと同様、室内温度の変化に対し、温度変化量と変化時間に合わせて運転周波数を調整する。

このように２つのＬＥＶ５、６を用いながら、室内側熱交換器温度と室外側熱交換器温度を各々の所要温度に個別制御することにより、室内送風機９を使って冷風防止制御を行うことができると共に、室温維持のために圧縮機１の周波数制御を行うことができる。このことで、運転条件や環境条件が変化しても、安定して室内暖房の快適性を維持しながら除霜の信頼性を向上することができる。

また、従来装置のような電磁弁と固定絞り装置（キャピラリーチューブ）を用いた冷媒回路では、圧縮機を停止せずに電磁弁を開閉して回路を切り替えると、電磁弁開閉時に冷媒の衝撃音や流体音が発生する。これに対し、実施の形態１では、２つのＬＥＶ５、６を同時に徐々に変化させていくことができるため、冷媒挙動が安定し、冷媒音の発生も改善することができる。

更に、固定絞り装置の場合では、外気温度の上下変動に対し、絞り装置の割合で共に上下してしまうため、目標とする熱交換器温度を下回る場合もある。室内側熱交換器４で目標温度よりも下回った場合には室温低下や冷風感を招き、室外側熱交換器３で目標温度よりも下回った場合には霜取不完全（残霜）という不具合を招く。これに対して、実施の形態１では２つの膨張弁５、６で個別に制御するので、これらの問題も改善することができる。

図３は、圧縮機１とここで示した構成の圧縮機１は高圧圧縮機と称され、圧縮機構部Ｎによって圧縮された高温高圧のガス冷媒を、圧縮機構部空間２９と電動機空間２８に放出した後に、吐出管４７から吐出して冷凍サイクルを循環させる構成である。このため、圧縮機構部空間２９及び電動機空間２８に高温高圧のガス冷媒が充満し、シェル３１の内部全体が高温高圧のガス冷媒雰囲気となる。このため、シェル３１の表面温度は高温高圧のガス冷媒と同様、９０℃近くになる。この熱は従来装置ではシェル３１から輻射や対流によって周囲に放熱されてしまっていた。この実施の形態では、シェル３１から室外機１２内に放熱される熱を、伝熱ステー８を介して吸入マフラー７に回収する。
マフラー７を示す縦断面図であり、例えばローリングピストン型ロータリー圧縮機を示す。圧縮機１本体を構成するシェル３１内は、フレーム４０によって電動機空間２８と圧縮機構部空間２９に分けられる。電動機空間２８には、シャフト３４を回転させる電動機Ｍとして、シャフト３４に焼嵌め固定されているステータ３２とシェル３１に焼嵌め固定されているロータ３３が配設されている。また、圧縮機構部空間２９には、冷媒を圧縮する圧縮機構部Ｎとして偏芯クランクシャフト３５、シリンダー３６、ローリングピストン３７、シリンダーヘッド３８、仕切りベーン３９を有する。
さらに、シリンダーヘッド３８、シリンダー３６、フレーム４０において、圧縮室４２の外周側に位置する部分には、吐出マフラー４５に吐出されるガス冷媒が、電動機空間２８に流通可能な冷媒通路３０ａが複数設けられている。圧縮機１内の矢印は、冷媒の流れ方向を示す。冷媒回路内の冷媒は、流入管７ａから吸入マフラー７に流入して完全に気化し、流出管７ｂへ流れて吸入管４１を通り、圧縮室４２に流入する。

図４は圧縮室４２の横断面を示す説明図であり、シリンダー３６の内壁の内側を示す。圧縮室４２はドットで塗りつぶした部分であり、シリンダー３６の内側壁面、ローリングピストン３７の外側壁面、シリンダーヘッド３８の上側壁面、フレーム４０の下側壁面、及び仕切りベーン３９で構成される空間である。

圧縮機１に吸入された冷媒は、実線矢印で示すように吸入管４１を通って圧縮室４２に流入する。シャフト３４が点線矢印方向に回転するにつれて、偏芯クランクシャフト３５とローリングピストン３７が偏芯回転する。また、仕切りベーン３９は往復運動して矢印Ａ方向に摺動する。シリンダー３６の内側壁面とローリングピストン３７の外側壁面と仕切りベーン３９の間で構成される圧縮室４２は容積が徐々に小さくなり、圧縮室４２に流入した冷媒は、圧縮されて高温高圧の例えば９０℃程度のガス冷媒になる。そして、仕切りベーン３９に至る前に設けられている吐出ポート４３から圧縮室４２の外に放出される。圧縮室４２で高温高圧になったガス冷媒は、図３に示す吐出ポート４３から、例えば板バネで構成されている吐出バルブ４４を押し開き、吐出マフラー４５に流出する。その後シリンダーヘッド３８、シリンダー３６、フレーム４０に設けられている冷媒通路３０ａを通ってシェル３１内を矢印で示すように上昇し、吐出管４７から吐出されて冷媒回路を循環する。

また、シャフト３４の外周には螺旋溝４６が設けられている。シャフト３４が回転するにつれてシェル３１の底部に溜まっている冷凍機油が螺旋溝４６を上昇し、各稼動部材の摺動面に至ると、各稼動部材の摺動面に入り込む。このようにして各稼動部材の摺動面に供給された冷凍機油は、稼動部の動きを潤滑にすると共に、摺動部の隙間シールの働きをする。

ここで示した構成の圧縮機１は高圧圧縮機と称され、圧縮機構部Ｎによって圧縮された高温高圧のガス冷媒を、圧縮機構部空間２９と電動機空間２８に放出した後に、吐出管４７から吐出して冷凍サイクルを循環させる構成である。このため、圧縮機構部空間２９及び電動機空間２８に高温高圧のガス冷媒が充満し、シェル３１の内部全体が高温高圧のガス冷媒雰囲気となる。このため、シェル３１の表面温度は高温高圧のガス冷媒と同様、９０℃近くになる。この熱は従来装置ではシェル３１から輻射や対流によって周囲に放熱されてしまっていた。この実施の形態では、シェル３１から室外機１２内に放熱される熱を、伝熱ステー８を介して吸入マフラー７に回収する。

図５は圧縮機１と吸入マフラー７を示す上面図（図５（ａ））及び側面図（図５（ｂ））である。吸入マフラー７は、冷媒の流入管７ａと流出管７ｂを有し、圧縮機１に吸入される冷媒が流通する構成であり、外表面が圧縮機１のシェル３１と接触するように設置されている。さらに、吸入マフラー７は金属製の伝熱部材である伝熱ステー８を介して圧縮機１のシェル３１と熱的に接続されている。具体的には、伝熱ステー８は例えば鉄板で形成され、一端部が圧縮機１のシェル３１に溶接などで固定され、他端部が吸入マフラー７の外表面に溶接などで固定される。伝熱ステー８によって、シェル３１の外表面と吸入マフラー７の外表面が圧接されて固定され、さらにシェル３１の外郭を覆う塗料によって圧接部の隙間を埋めると共に、接触面を増やして熱伝導を促進させている。このため、圧縮機１の運転中、吸入マフラー７は伝熱ステー８を介して高温のシェル３１からの熱伝導によって加熱されて、高温になる。

冷房、暖房、除霜運転のいずれの運転においても、圧縮機１に液冷媒が吸入されるのを防止する必要がある。圧縮機１がローリングピストン型ロータリー圧縮機の場合、もし、液冷媒が圧縮機１に吸入されて圧縮されると、圧縮機１のシリンダー３６内で液冷媒が急激に気化膨張して昇圧する。このために、圧縮機１のシャフト３４の軸受部や仕切りベーン３９の入っている溝部やローリングピストン３７と偏芯クランクシャフト３５の摺動部等に形成している冷凍機油の油膜シールが破れ、軸かじり等の致命的なダメージが生じて、圧縮機1の破損を招く。
この構成では、冷媒回路を循環する冷媒が気液ニ相状態で流入管７ａから吸入マフラー７へ流入したとしても、吸入マフラー７内でさらに蒸発が促されて、確実にスーパーヒート（ＳＨ）の付いたガス状態の冷媒が流出管７ｂから流出される。このため、圧縮機１に液冷媒が吸入されて、圧縮機１が破損するのを防止でき、空気調和装置の信頼性を確保できる。

また、除霜運転において、吸入マフラー７の中でシェル３１の熱によって加熱されないとすると、第２の膨張弁６を出てから圧縮機１に吸入されるまでの冷媒配管の表面で周囲から熱を奪って蒸発することになり、周囲雰囲気から奪うことのできる熱量は限られる。図２に示す冷媒の蒸発工程（直線ｅ）で、冷媒が奪うことのできる熱量と冷媒が搬送できる熱量がバランスする状態となり、低圧側の圧力低下が生じる。これに対し、実施の形態１では、冷媒は吸入マフラー７の中でシェル３１からの充分な熱量を奪って蒸発されるので、蒸発工程で冷媒が奪う熱量が充分でないことによる低圧側圧力低下を防止でき、低圧側圧力低下に伴うガス密度の低下が改善される。その結果、冷媒の密度向上によって冷媒循環流量が増加し、除霜運転中の暖房能力及び除霜能力を増加できる。さらに、冷媒循環流量の増加及び圧縮比低減によって、冷凍サイクルの効率向上につながる効果がある。

この実施の形態では、伝熱ステー８を介してシェル３１からの放熱量を熱回収する構成である。このため、既存の室外機１２の構成を大幅に変更することなく、伝熱ステー８を固定するだけの簡単な構成でシェル３１からの放熱量を回収することができる。
また、積極的にシェル３１の熱を伝熱ステー８を介して冷媒に回収するため、シェル３１の温度を下げることができる。シェル３１の温度が上昇すると、電動機Ｍのモータ効率が低下するが、シェル３１の温度上昇を防止することで、モータ効率の低下を防止できる。

また、従来蒸発工程のために備えていたヒーターや蓄熱槽なども必要なく、室外機１２内の機器を従来よりも簡素化できる。ヒーターや蓄熱槽などが必要ないので、余分な電力を使うことなく、従来圧縮機１のシェル３１から放熱していた熱量を回収して気化を促進でき、省エネルギー化、低価格化を図ることができる。また、構成を簡素化できることから、室外機１２内の空間を広くでき、複数の機器の相互作用によって生じるビビリ音等の異常音が少ない空気調和装置を得ることができるという効果も有する。

また、除霜運転では、蒸発器として動作する吸入マフラー７はシェル３１に接触するように配置しているので、蒸発器と圧縮機１との距離を従来装置よりも短くできることから、管路圧損を小さくでき、圧損による冷媒の密度低下を防止できる。結果として、密度向上による循環流量の増加及び圧縮比低減によって、冷凍サイクルの効率向上につながるという効果も期待できる。

なお、伝熱ステー８の大きさや、伝熱ステー８とシェル３１との接触面積や吸入マフラー７との接触面積は、小さくてもある程度の効果を奏する。大きいほうが多くの熱量を利用できる一方、装置として大きくなり重くなるので、除霜運転で、冷媒が蒸発するのに必要な熱量が得られる程度が好ましい。

また、伝熱ステー８は鉄板で構成したが、これに限るものではなく、シェル３１と吸入マフラー７とを熱的に接続する伝熱部材であればよい。シェル３１の熱によって吸入マフラー７が加熱される構成とすればよい。
例えば、板状でなく、図６に示すように、シェル３１の外表面の一部と吸入マフラー７の外表面の一部に沿った形状としてもよい。このような形状の伝熱ステー８では、伝熱ステー８とシェル３１及び伝熱ステー８と吸入マフラー７の接触面積が大きくなる。このため、熱伝導性がよくなり、より多くの熱量をシェル３１から吸入マフラー７に回収できる。

また、吸入マフラー７の外表面の側面部分でシェル３１と接触するように構成しているが、吸入マフラー７の上面や下面でシェル３１と接触するように構成してもよい。
また、圧縮機１の吸入側に設けられ、シェル３１の熱で内部の冷媒が加熱される吸入側容器として吸入マフラー７としたが、これに限るものではない。圧縮機１の吸入側に気液分離器が設けられている空気調和装置の場合には、気液分離器とシェル３１とを熱的に接続して、気液分離器の内部の冷媒をシェル３１の熱で加熱するように構成してもよい。

以上のように、この発明の実施の形態１によれば、
圧縮機１、冷媒の流れ方向を切り替える四方弁２、室内側熱交換器４、絞りの開度を調整可能な第１の膨張弁５、室外側熱交換器３、絞りの開度を調整可能な第２の膨張弁６、を冷媒配管で順次環状に接続してなる冷凍サイクルと、
密閉容器３１内に、圧縮機構部Ｎを配設する圧縮機構部空間２９と電動機Ｍを配設する電動機空間２８とを有し、圧縮機構部Ｎによって圧縮された高温高圧のガス冷媒を、圧縮機構部空間２９及び電動機空間２８に放出した後に冷凍サイクルに吐出する圧縮機１と、圧縮機１の吸入側の冷媒配管に接続されると共に密閉容器３１と熱的に接続される外表面を有する吸入側容器７と、
当該空気調和装置の運転を制御する制御装置３ｃ、４ｃと、を備え、
制御装置３ｃ、４ｃは、第２の膨張弁６の開度を全開とし、第１の膨張弁５の開度を調整して室外側熱交換器３で冷媒を蒸発させると共に室内側熱交換器４で冷媒を凝縮させることで室内の暖房運転を行い、
暖房運転の途中で室外側熱交換器３の表面に付着した霜を溶かす除霜運転を行う時に、室内側熱交換器４で冷媒を第１の凝縮温度（Ｔ１）で凝縮、第１の膨張弁５で減圧させた後、室外側熱交換器３で冷媒を第１の凝縮温度（Ｔ１）よりも低い第２の凝縮温度（Ｔ２：Ｔ２＜Ｔ１）で凝縮、第２の膨張弁６で減圧させた後で吸入側容器７内で蒸発させて、除霜運転を行うことにより、
除霜運転において、運転条件や環境条件が変化しても安定して室内暖房の快適性を維持できると共に確実に除霜でき、冷媒の蒸発工程で特別な電力を必要とせずに省エネルギー化を図りつつ、圧縮機の信頼性を確保することができる効果がある。

また、密閉容器３１と吸入側容器７の外表面を接触させ、さらに一端部が密閉容器３１に固定され、他端部が吸入側容器７の外表面に固定される金属製の伝熱部材８を介して、密閉容器３１と吸入側容器７が熱的に接続されていることにより、簡単な構成でシェル３１の熱を回収でき、省エネルギー化を図ることができる効果がある。

実施の形態２．
この発明の実施の形態２は、シェル３１からの放熱を回収する実施の形態1の構成に加え、さらに室外機１２内の放熱を熱回収するものである。

図７はこの発明の実施の形態２に係る空気調和装置の冷媒回路を示す回路構成図である。図において、図１と同一符号は同一、又は相当部分を示す。図７に示す様に、第２の膨張弁６と四方弁２の間に気液分離器１９を設置する。電源２１に接続される凍結防止ヒーター２０が気液分離器１９の外表面と熱的に接続されるように設けられており、除霜運転時に凍結防止ヒーター２０によって気液分離器１９内の冷媒を加熱する構成としたことを特徴とする。

図８は、室外機１２内の一部を示す斜視図であり、室外機１２本体の底板２２（以下、室外機底板２２と記す）の室外側熱交換器３の近傍に凍結防止ヒーター２０が設けられている。冷凍防止ヒーター２０は、室外温度が氷点下になるような寒冷地に設置される室外機１２の場合に、結露水や霜の融解水などの室外機１２内に発生した水分が室外機底板２２で凍結するのを防止する。例えば、凍結防止ヒーター２０は環状であり、点線で示す一部分２０ａは室外側熱交換器３の下側に配置され、実線で示す他の部分２０ｂは室外側熱交換器３の近傍に配置される。

暖房運転を行うと、室外側熱交換器３の冷媒配管内を低温の冷媒が流れる。室外機１２内に取り込まれた室外空気が低温の冷媒配管で冷されることによって生じた水分は、０℃以下では霜となって室外側熱交換器３の表面に着霜する。そして、除霜をする度に室外側熱交換器３の下側付近の室外機底板２２に流れて室外機１２の下方へ出ていく。しかし、除霜運転で生じた霜の融解水が全て流れ落ちる前に再び暖房運転を開始するため、室外側熱交換器３と接触している室外機底板２２が再び冷却され、残っていた水分が氷結して成長していく。そこで、室外側熱交換器３の下側及び近傍に凍結防止ヒーター２０を設けて室外機底板２２を暖めることで、室外側熱交換器３の近傍の水分、例えば室外側熱交換器３の表面で水分が生じて室外機底板２２に落ち、室外機１２の外へ流れ出ていくことなく室外機底板２２に残った水分が凍結するのを防いでいる。

図９は、室外機底板２２に固定した気液分離器１９と凍結防止ヒーター２０ｂを示す図であり、図９（ａ）は気液分離器１９の冷媒の流入側から見た平面図、図９（ｂ）は図９（ａ）の向かって左側上方から見た斜視図である。

室外機底板２２に配設された凍結防止ヒーター２０ｂは、凍結防止ヒーター固定具２４により、室外機底板２２に接触して下面を押し付けられ、底板固定ネジ２５で室外機底板２２に固定されている。また、気液分離器固定具２３は、凍結防止ヒーター２０ｂと気液分離器１９の双方の外表面を接触させて押し付けるように抱え込み、室外機底板固定ネジ２５で室外機底板２２に固定されている。即ち、金属製の固定具である気液分離器固定具２３によって、気液分離器１９の外表面とは、熱的に接続されている。気液分離器固定具２３と金属製の固定具である。気液分離器固定具２３と凍結防止ヒーター固定具２４は共に金属製、例えば鉄製である。

暖房運転で、室外制御基板３ｃの制御によって、環境条件が所定の条件を満たした場合に凍結防止ヒーター２０を動作させ、所定の条件を満たしていない場合には停止させる。例えば環境条件として、外気温度センサー３ａで検出または推定される外気温度が５℃よりも低く、且つ、室外側熱交換器温度センサー３ｂで検出又は推定される冷媒の蒸発温度（室外側熱交換器４の表面温度と略同じ）が０℃よりも低くなったときに、電源２１が入るように設定する。

凍結防止ヒーター２０は、図８及び図９のように構成されているので、電源がオンになると、凍結防止ヒーター２０の温度が上昇し、これにつれて、凍結防止ヒーター２０と接触している部分によって直接、又は気液分離器固定具２３及び凍結防止ヒーター固定具２４を介して伝熱によって、室外機底板２２及び気液分離器１９及び室外側熱交換器３の底面が暖められる。室外機底板２２を暖めることで、室外機底板２２上に溜まった融解水の凍結が防止される。
図８に示すように、凍結防止ヒーター２０の点線で示す一部分２０ａは、室外側熱交換器３の下側に配置されているので、断面が略円形状の凍結防止ヒーター２０ａの下側は室外機底板２２を暖め、室外機底板２２に溜まった水分の凍結を防止する。また、凍結防止ヒーター２０ａの上側は室外側熱交換器３を暖め、室外側熱交換器３の表面で着霜しにくくする。一方、実線で示す部分の凍結防止ヒーター２０ｂの下側は室外機底板２２を暖め、室外機底板２２に溜まった水分の凍結を防止し、上側は接触している気液分離器１９の外表面を加熱する。

先ず、図７に示す冷媒回路構成の空気調和装置における冷房運転について説明する。凍結防止ヒーター２０の電源２１はオフである。そして、室外制御基板３ｃの制御によって、四方弁２を点線のように接続して圧縮機１を運転すると、冷媒は点線矢印の方向に循環する。気液分離器１９には冷媒出口１９ｂから高温高圧のガス冷媒が流入し、そのまま冷媒入口１９ａから流出して第２の膨張弁６に流れる。即ち、高温高圧のガス冷媒が気液分離器１９を通過して第２の膨張弁６に流入することの他は、実施の形態１と同様である。
実施の形態１と比較すると、圧縮機１から吐出した高温高圧のガス冷媒が気液分離器１９内の空間を通過することで、吐出するガス冷媒の圧力脈動が均一化される。このため、ガス冷媒の圧力脈動による共振が低減され、共振が原因とされる異常音の発生が緩和される効果が期待できる。

次に、暖房運転では、室外制御基板３ｃの制御によって、四方弁２を実線のように接続して圧縮機１を運転すると、冷媒は実線矢印の方向に循環する。即ち、室外側熱交換器３で蒸発したガス冷媒は、全開の第２の膨張弁６を通って気液分離器１９の冷媒入口１９ａから流入する。今、凍結防止ヒーター２０がオフであるとすると、冷媒は気液分離器１９内でガス冷媒と液冷媒とが分離されてガス冷媒が冷媒出口１９ｂから流出する。その後、四方弁２を通って吸入マフラー７に流入する。そして、吸入マフラー７内で圧縮機１のシェル３１からの伝熱で加熱されて蒸発し、スーパーヒート（ＳＨ）が付いたガス冷媒となって圧縮機１に戻る。

この運転で、室外側熱交換器３で蒸発した冷媒が、気液ニ相状態であったとしても、気液分離器１９でガス冷媒と液冷媒とが分離され、ガス冷媒のみが吸入マフラー７に流入する。そして、シェル３１の熱で加熱されている吸入マフラー７内でスーパーヒートの付いた冷媒となり、圧縮機１への液バックが防止されて圧縮機１の信頼性を確保できる。
また、圧縮機１に吸入される冷媒が気液分離器１９内の空間を通過することで、吸入するガス冷媒の圧力脈動が均一化される。このため、ガス冷媒の圧力脈動による共振が低減され、共振が原因とされる異常音の発生が緩和される効果が期待できる。

なお、室外機１２で凍結の起こる可能性がある環境条件となって凍結防止ヒーター２０をオンにした場合には、気液分離器１９内を流れる冷媒は、凍結防止ヒーター２０ｂによって加熱される。このため、室外側熱交換器３で蒸発した冷媒が、気液ニ相状態であったとしても、気液分離器１９内及び吸入マフラー７の中で確実にスーパーヒートの付いた冷媒となり、圧縮機１への液バックが防止されて圧縮機１の信頼性を確保できる。

実施の形態１で記載したように、暖房運転の途中に室外側熱交換器３にある程度着霜したと判断したときに、除霜運転を開始する。環境条件から考慮すると、除霜運転を開始する時点では、必ず凍結防止ヒーター２０の電源はオンになっている。

図１０は、この発明の実施の形態２に係る除霜運転における冷凍サイクルと熱移動を示す説明図であり、横軸にエンタルピ、縦軸に圧力を示す。図中、点線曲線は冷媒の飽和エンタルピ線図を示し、実線曲線は冷凍サイクルを示す。
圧縮機１にて低温低圧の冷媒が高温高圧の冷媒に圧縮され（直線ｆ）、四方弁２を通り、室内機１１の室内側熱交換器４に流入する。室内側熱交換器４では、冷媒は第１の凝縮温度（Ｔ１）、例えばＴ１＝５０℃で凝縮し、その際室内へ凝縮熱を放出して液化していくことで室内を暖房する（直線ａ）。その後、室外機１２に流入し、第１の膨張弁５によって中温中圧に減圧され（直線ｂ）、室外側熱交換器３にて冷媒は第１の凝縮温度（Ｔ１）よりも低い第２の凝縮温度（Ｔ２）、例えばＴ２＝３０℃で凝縮し、その際室外側熱交換器３に凝縮熱を放出してさらに液化することで室外側熱交換器３に付いた霜を融解する（直線ｃ）。その後、第２の膨張弁６で更に減圧され（直線ｄ）、気液分離器１９に流入する。この気液分離器１９内で凍結防止ヒーター２０から室外機底板２２に伝わらずに室外機１２内に放熱される熱量を回収して蒸発し、四方弁２を再び通過する。そして、伝熱ステー８を介してシェル３１によって加熱された吸入マフラー７の中でスーパーヒートが付くまで完全に気化した冷媒となって（直線ｇ）、圧縮機１に吸入される。

除霜運転が開始され室外送風機１０の運転を停止すると、凍結防止ヒーター２０自体の温度は徐々に上昇し、例えば５０℃以上になる。室外機底板２２や室外側熱交換器３に密着していない部分である凍結防止ヒーター２０ｂの上半分からの熱量は、従来、対流や輻射によって室外機１２の空間に放熱されている。実施の形態２では、図９に示すように気液分離器１９の外表面を凍結防止ヒーター２０ｂに熱的に接続させる構成であるため、凍結防止ヒーター２０の熱は気液分離器１９内の冷媒に回収される。このように従来周囲に放熱していた熱を回収することができ、省エネルギー化を図ることができる。

また、除霜運転で気液分離器１９内に流れ込む冷媒は、第２の膨張弁６で減圧された液冷媒又は気液ニ相状態の冷媒である。気液分離器１９の構成において、図９（ｂ）に示すように冷媒入口１９ａは冷媒出口１９ｂよりも下側に設けている。このため、冷媒入口１９ａより流入した液冷媒又は気液ニ相状態の冷媒は、凍結防止ヒーター２０からの伝熱によって一部気化し、冷媒出口１９ｂから流出していく。

このように、気液分離器１９内では、上方にガス冷媒、下方に液冷媒が溜まるので、冷媒入口１９ａよりも上側に設けられた冷媒出口１９ｂからガス冷媒が液冷媒と分離して流出される。さらに、冷媒出口１９ｂに挿入された配管は、冷媒入口１９ａに挿入された配管の先端よりも冷媒入口１９ａに近いところまで深く挿入され、冷媒入口１９ａから流入する液冷媒を直接吸い込まないような構成である。冷媒出口１９ｂからガス冷媒が液冷媒よりも流出されやすく構成することで、吸入マフラー７に流入する冷媒はガス冷媒の割合が多くなり、さらに吸入マフラー７でシェル３１の熱で気化されて、圧縮機１に吸入される。

また、気液分離器固定具２３は、室外機底板２２と凍結防止ヒーター２０と気液分離器１９の周囲を取り囲む形状である。この金属製の気液分離器固定具２３を鉄または真ちゅうのような熱伝導率の大きい金属で構成すれば、凍結防止ヒーター２０から気液分離器１９への熱伝導をさらに促すことができる。図９（ｂ）において、気液分離器固定具２３の幅を例えば冷媒入口１９ａから冷媒出口１９ｂに到るように広くすれば、さらに熱回収しやすい。このような簡単な構成で凍結防止ヒーター２０からの熱を回収でき、省エネルギー化を図ることができる。

なお、気液分離器１９と凍結防止ヒーター２０との熱的に接続する構成は、図９に示す固定方法に限るものではない。凍結防止ヒーター２０の放熱によって気液分離器１９が加熱される構成であればよい。

実施の形態１と同様、第１、第２の膨張弁５、６を備え、除霜運転において２段階で凝縮する２段凝縮回路を構成することで、運転条件や環境条件が変化しても、安定して室内に温風を吹き出して室内暖房の快適性を維持できると共に確実に除霜できる空気調和装置が得られる。さらに、従来周囲に放熱されているシェル３１の熱と凍結防止ヒーター２０からの熱によって冷媒を蒸発させる構成とし、冷媒の蒸発工程で特別な電力を必要とせずに省エネルギー化を図ることができる。さらに、気液分離器１９と吸入マフラー７を設けることで、圧縮機１への液バックを防止でき、圧縮機の信頼性を確保することができる。

また、この実施の形態では、実施の形態１と同様にシェル３１の熱を回収する構成に加え、凍結防止ヒーター２０の熱を回収する。このため、冷媒の蒸発工程（図１０では直線ｇ）で、冷媒が奪う熱量が実施の形態１よりも多くなり、低圧側の圧力低下を防止でき、低圧側圧力低下に伴うガス密度の低下が改善される。その結果、冷媒の密度向上によって冷媒循環流量が増加し、除霜運転中の暖房能力及び除霜能力を増加できる。さらに、冷媒循環流量の増加及び圧縮比低減によって、冷凍サイクルの効率向上につながる効果がある。

以上のように、この実施の形態によれば、室外側熱交換器３の近傍に設けられ、除霜運転で生じた霜の融解水の凍結を防止する凍結防止ヒーター２０と、第２の膨張弁６と四方弁２と間に設置される気液分離器１９と、を備え、
凍結防止ヒーター２０と気液分離器１９の外表面とを熱的に接続し、
除霜運転時に、第２の膨張弁６で減圧させた冷媒を、気液分離器１９内で凍結防止ヒーター２０によって加熱させることにより、
除霜運転において、運転条件や環境条件が変化しても安定して室内暖房の快適性を維持できると共に確実に除霜でき、冷媒の蒸発工程で特別な電力を必要とせずに省エネルギー化を図りつつ、圧縮機の信頼性を確保することができる効果がある。

また、凍結防止ヒーター２０と気液分離器１９の外表面とを金属製の固定具２３によって接触させて固定することで、凍結防止ヒーター２０と気液分離器１９を熱的に接続したことにより、簡単な構成で凍結防止ヒーター２０からの熱を回収でき、省エネルギー化を図ることができる効果がある。

実施の形態３．
この発明の実施の形態３に係る空気調和装置は、実施の形態１の吸入マフラー７によるシェル３１からの放熱を回収する構成に加え、圧縮機１の圧縮機構部Ｎで高温高圧になったガス冷媒の熱を気液分離器１９内で奪い、温度の下がった冷媒をシェル３１内に戻してシェル３１の温度を下げることで、シェル３１から室外機１２内に放熱する熱量を回収する構成としたことを特徴とする。

図１１はこの発明の実施の形態３に係る空気調和装置の冷媒回路を示す回路構成図である。図において、図１と同一符号は同一、又は相当部分を示す。図１１に示す様に、第２の膨張弁６と四方弁２の間に気液分離器１９を設置する。この気液分離器１９の内部に、ガスクーラ配管２６を通過させる構成であり、ガスクーラ配管２６は、圧縮機１の圧縮機構部Ｎで圧縮された高温高圧のガス冷媒をシェル３１の外に導き、気液分離器１９の内部を通ってシェル３１内の圧縮機構部空間２９または電動機空間２８に再び流入させる冷媒配管である。即ち、圧縮機構部Ｎによって圧縮された高温高圧のガス冷媒は、ガスクーラ配管２６内を流れた後に圧縮機構部空間２９と電動機空間２８に放出され、その後に、吐出管４７から吐出して冷凍サイクルを循環する。

図１２は暖房運転及び除霜運転の場合の圧縮機１と気液分離器１９の接続関係の一例を示す説明図である。図中、冷媒が循環する冷媒回路の冷媒配管を直線で示し、圧縮機１内のガス冷媒を取り出して再び圧縮機１に戻すガスクーラ配管２６を点線で示す。ガスクーラ配管２６は、圧縮室４２で圧縮された高温高圧のガス冷媒を吐出マフラー４５に設けたガス冷媒取出口４８ａから圧縮機１外部に取り出し、気液分離器１９内を通って、シェル３１内の空間、ここでは例えば電動機空間２８の下方に設けた冷媒再吸入口４８ｂに戻す冷媒配管である。図１２は、四方弁２を省略し、圧縮機１の断面構成を気液分離器１９と共に示す。圧縮機１内と吸入マフラー７における冷媒の流れは、冷房、暖房、除霜運転のいずれの運転の場合も同じであるが、冷房運転では気液分離器１９の接続が図１２とは異なり、吸入マフラー７の上流側ではなく、四方弁(図１２では図示せず)で流路を切り替えることで吐出管４７の下流側に気液分離器１９が接続される。

図１１、図１２に基づき、ガスクーラ配管２６の作用について説明する。
圧縮室４２で圧縮された高温高圧のガス冷媒は、吐出ポート４３、吐出バルブ４４を通って吐出マフラー４５に流れてくる。吐出マフラー４５に流れ込んだガス冷媒は、ガス冷媒取出口４８ａから流出してガスクーラ配管２６に流れ、気液分離器１９内を通過して冷媒再吸入口４８ｂからシェル３１内に流入する。なお、圧縮機１内の圧力は、ガス冷媒取出口４８ａ＞冷媒再吸入口４８ｂである。この圧力差によって、ガス冷媒はガスクーラ配管２６内をガス冷媒取出口４８ａから冷媒再吸入口４８ｂへ循環する。

ここで、気液分離器１９における熱の授受を考慮する。前述のようにガスクーラ配管２６を流れるガス冷媒は９０℃程度である。一方、気液分離器１９内の冷媒温度は、冷房運転、暖房運転、除霜運転でそれぞれ異なる。

冷房運転の場合、冷媒の主な状態は実施の形態１での説明と同様である。ここでは、気液分離器１９とガスクーラ配管２６を設けたことで異なる部分について説明する。第２の膨張弁６を全開として、図１１の点線矢印の方向に冷媒は循環するので、気液分離器１９内には圧縮機１から吐出された９０℃程度のガス冷媒が、冷媒出口１９ｂから流入し、冷媒入口１９ａから流出する。一方、ガスクーラ配管２６にはガス冷媒取出口４８ａから９０℃程度のガス冷媒が流出し、気液分離器１９内を通過する。

このように、冷房運転においては気液分離器１９内の冷媒とガスクーラ配管２６内のガス冷媒は共に９０℃程度であり、熱の授受はほとんどない。従って、冷凍サイクルの冷媒状態の変化は、気液分離器１９を設けない場合と同様である。

また、暖房運転の場合、室外制御基板３cの制御によって、四方弁２を実線で示すように接続して圧縮機１を運転すると、冷媒は実線矢印で示す方向に冷媒回路内を循環する。第２の膨張弁６を全開状態とし、第１の膨張弁５の開度で冷凍サイクルの高低圧の調整を行う。気液分離器１９内には室外側熱交換器３で蒸発した低温、例えば５℃程度で気液ニ相状態又はガス状態の冷媒が冷媒入口１９ａから流入する。一方、ガスクーラ配管２６内には、圧縮機１のガス冷媒取出口４８ａから流出する９０℃程度の高温高圧のガス冷媒が流れる。気液分離器１９内の冷媒はガスクーラ配管２６内のガス冷媒によって加熱され、さらに四方弁２を通って吸入マフラー７に流入する。そして、吸入マフラー７内で圧縮機１のシェル３１からの伝熱でさらに加熱されて蒸発し、スーパーヒートが付いたガス冷媒となって圧縮機１に戻る。室外側熱交換器３で蒸発した冷媒が、気液ニ相状態であったとしても、気液分離器１９内及び吸入マフラー７の中で確実にスーパーヒートの付いた冷媒となる。このため、圧縮機１への液バックが防止され、圧縮機１の信頼性を確保できる。

一方、ガスクーラ配管２６を循環する冷媒は、気液分離器１９内の冷媒を加熱することで温度が下がって冷媒再吸入口４８ｂからシェル３１内の電動機空間２８に流入する。
圧縮機１の稼動により、ステータ３２及びロータ３３で構成される電動機Ｍからの発熱や、圧縮機構部Ｎの摩擦損失やローリングピストン３７や偏芯クランクシャフト３５等による冷媒圧縮時の熱漏洩によって発熱が生じる。この発熱によって、圧縮機１を構成する各部の温度が上昇し、モータ巻線やロータ３３、ステータ３２、シリンダー３６、シリンダーヘッド３８、フレーム４０、吐出マフラー４５等の構造体は９０℃程度に温度が高くなっている。気液分離器１９内で冷媒を加熱して温度が低下したガスクーラ配管２６内の冷媒は、冷媒再吸入口４８ｂからシェル３１内に戻る。その後、電動機空間２８を上昇しながら電動機Ｍの構成部材を冷却し、冷媒自身は高温のシェル３１内で加熱される。そして高温高圧のガス冷媒となり、吐出管４７から吐出して冷凍サイクルを循環する。
電動機Ｍの温度が上昇するとモータ効率が低下するが、温度が下がった冷媒によって電動機Ｍの温度が冷され、モータ効率の低下を防止できるという効果もある。

次に、暖房運転中に室外側熱交換器３に付着した霜を取り除く除霜運転について説明する。除霜運転の開始のタイミングや開始時の膨張弁５、６の制御は実施の形態１と同様である。
図１３はこの発明の実施の形態３に係る除霜運転における冷凍サイクルと熱移動を示す説明図であり、横軸にエンタルピ、縦軸に圧力を示す。図中、点線曲線は冷媒の飽和エンタルピ線図、実線は冷凍サイクルを示す。
圧縮機１にて低温低圧の冷媒が高温高圧の冷媒に圧縮され（直線ｆ）、ガスクーラ配管２６を流れる。気液分離器１９内には、第２の膨張弁６で減圧された低温低圧の液冷媒の冷媒が流入する。この低温低圧の液冷媒とガスクーラ配管２６内を流れる高温高圧のガス冷媒とが、ガスクーラ配管２６の配管を介して熱交換する。ガスクーラ配管２６を流れる冷媒は、液化しながら圧縮機１に戻ってシェル３１内で再びガス化し、吐出管４７を通って室内機１１の室内側熱交換器４に流入する。室内側熱交換器４では、冷媒は室内へ凝縮熱を放出して液化していくことで室内を暖房する（直線ｈ）。その後、室外機１２に流入し、第１の膨張弁５によって中温中圧に減圧され（直線ｂ）、室外側熱交換器３にて冷媒は室外側熱交換器３に凝縮熱を放出してさらに液化する。この凝縮熱によって室外側熱交換器３に付いた霜を融解する（直線ｃ）。その後、第２の膨張弁６で更に減圧され（直線ｄ）、低温低圧の液冷媒又は気液二相状態の冷媒となって気液分離器１９に流入する。この気液分離器１９内でガスクーラ配管２６内を流れる高温高圧の冷媒によって加熱されて蒸発し、四方弁２を再び通過する。この後、冷媒は伝熱ステー８を介して圧縮機１によって加熱された吸入マフラー７の中でスーパーヒートが付くまで完全に気化した冷媒となり（直線ｉ）、吸入管４１から圧縮機１に吸入される。

このように、高温高圧のガス冷媒をガスクーラ配管２６によってシェル３１外に導くことで、圧縮機１の圧縮機構部Ｎで高温高圧になったガス冷媒の熱をシェル３１内に入れる前に奪い、シェル３１の温度を低下させる。これによって、シェル３１から室外機１２内に放熱する熱量が、気液分離器１９内の冷媒に回収される。

本実施の形態では、伝熱ステー８を介してシェル３１からの熱伝導によって吸入マフラー７を加熱する構成に加え、圧縮機１内のガス冷媒の熱を利用して、シェル３１からの放熱量をさらに回収できる。実施の形態１と比較するとシェル３１から輻射や対流によって周囲に放熱される熱量が低下するので、放熱ロスをさらに低減できる。
特に、気液分離器１９内の低温低圧の冷媒に対し、ガスクーラ配管２６の配管を介して放熱するため、シェル３１からの熱伝導よりも効率よくシェル３１の放熱量を回収できる。
また、冷媒の蒸発工程（図１３では直線ｉ）で、冷媒が奪う熱量が実施の形態１よりも多くなり、低圧側の圧力低下を防止でき、低圧側圧力低下に伴うガス密度の低下が改善される。その結果、冷媒の密度向上によって冷媒循環流量が増加し、除霜運転中の暖房能力及び除霜能力を増加できる。さらに、冷媒循環流量の増加及び圧縮比低減によって、冷凍サイクルの効率向上につながる効果がある。

なお、ガスクーラ配管２６内にはガス冷媒と共に冷凍機油が混ざって流れる。例えばガスクーラ配管２６内を流れる冷媒の流速が遅くなると、ガスクーラ配管２６の壁面に油の膜ができる。この油の膜は、熱的な抵抗になって気液分離器１９内の冷媒とガスクーラ配管２６内のガス冷媒との熱の授受における抵抗となる。特に冷凍サイクルを循環する冷媒に対して非相溶性の冷凍機油を使うと、この現象が顕著となる。

そこで、ガスクーラ配管２６内の冷媒の流れ方向を、図１２とは逆に気液分離器１９内を上方から下方に流れるようにするとよい。即ち、シェル３１のガス冷媒取出口４８ａから気液分離器１９の上方に導き、気液分離器１９内を上方から下方に通って、冷媒再吸入口４８ｂに導くようにガスクーラ配管２６を構成すればよい。気液分離器１９内において、ガスクーラ配管２６内で冷媒が上方から下方に流れることで、冷媒がガスクーラ配管２６の壁面に付着している冷凍機油を押し流すと共に、冷凍機油は重力で下方に流れ易くなる。このため、気液分離器１９内での伝熱性の低下を防止できる。

なお、実施の形態１と同様、第１、第２の膨張弁５、６を備え、除霜運転において２段階で凝縮する２段凝縮回路を構成することで、運転条件や環境条件が変化しても、安定して室内に温風を吹き出して室内暖房の快適性を維持できると共に確実に除霜できる空気調和装置が得られる。さらに、従来周囲に放熱されているシェル３１の熱とガス冷媒の熱によって冷媒が蒸発する構成とし、冷媒の蒸発工程で特別な電力を必要とせずに省エネルギー化を図ることができる。また、気液分離器１９を設けることで、圧縮機１への液バックを防止でき、圧縮機の信頼性をさらに確保することができる。

以上のように、この実施の形態では、第２の膨張弁６と四方弁２の間に設置される気液分離器１９と、圧縮機構部Ｎで圧縮された高温高圧のガス冷媒を密閉容器３１の外に導き、気液分離器１９の内部を通して密閉容器３１の圧縮機構部空間２９または電動機空間２８に再び流入させるガスクーラ配管２６と、を備え、
除霜運転時に、第２の膨張弁６で減圧させた冷媒を、気液分離器１９内でガスクーラ配管２６内を流れる冷媒で加熱させることにより、
シェル３１から放熱される熱量を、ガスクーラ配管２６を流れるガス冷媒によって圧縮機吸入前の冷媒に回収し、冷媒の蒸発工程で特別な電力を必要とせずに省エネルギー化を図りつつ、圧縮機の信頼性を確保することができる。

実施の形態４．
この発明の実施の形態４に係る空気調和装置は、実施の形態１の吸入マフラー７によるシェル３１からの放熱を回収する構成に加え、圧縮機１の圧縮機構部Ｎを通過することで高温となった冷凍機油の熱を気液分離器１９内で奪い、温度の下がった冷凍器油をシェル３１内に戻してシェル３１の温度を下げることで、シェル３１から室外機１２内に放熱する熱量を回収する構成としたことを特徴とする。

図１４はこの発明の実施の形態４に係る空気調和装置の冷媒回路を示す回路構成図である。図において、図１と同一符号は同一、又は相当部分を示す。図１４に示す様に、第２の膨張弁６と四方弁２の間に気液分離器１９を設置する。この気液分離器１９の内部に、オイルクーラ配管２７を通過させる構成であり、オイルクーラ配管２７内には、シェル３１内に封入されている冷凍機油を循環させる。

図１５は暖房運転及び除霜運転の場合の圧縮機１と気液分離器１９の接続関係の一例を示す説明図である。図中、冷媒が循環する冷媒回路の冷媒配管を直線で示し、圧縮機１内の冷凍機油を取り出して再び圧縮機１に戻すオイルクーラ配管２７を点線で示す。電動機Ｍや圧縮機構部Ｎを構成する各部材の動作を円滑にするためにシェル３１内に封入されている冷凍機油は、圧縮機１内の底部に溜まっており、シャフト３４が回転するにつれて、シャフト３４に刻まれている螺旋溝４６に沿って上昇する。そして、軸受等の部材の隙間に広がった冷凍機油によって圧縮機構部Ｎの動作を潤滑にすると共に摺動部の隙間シールの働きをし、圧縮機１の寿命強度の低下が抑制されたり、運転入力の増大が抑制される。

オイルクーラ配管２７は、電動機空間２８の下端部付近、例えばシャフト３４のフレーム４０付近に設けたオイル取出口４９ａから冷凍機油をシェル３１の外に導き、気液分離器１９の内部を通って、シェル３１の底部に設けたオイル再吸入口４９ｂに再び流入させる配管である。図１５は、四方弁２を省略し、圧縮機１の断面構成を気液分離器１９と共に示す。圧縮機１内と吸入マフラー７における冷媒の流れは、冷房、暖房、除霜運転のいずれの運転の場合も同じであるが、冷房運転では気液分離器１９の接続が図１５とは異なり、吸入マフラー７の上流側ではなく、四方弁（図１５では図示せず）で流路を切り替えることで吐出管４７の下流側に気液分離器１９が接続される。

図１４、図１５に基づき、オイルクーラ配管２７の作用について説明する。
圧縮室４２で圧縮された高温高圧のガス冷媒は、吐出ポート４３、吐出バルブ４４を通って吐出マフラー４５に流れてくる。吐出マフラー４５に溜まったガス冷媒は、実施の形態１と同様、圧縮室４２の外周側の冷媒通路３０ａ（図１５では点線で示す）を上昇し、電動機空間２８を通って吐出管４７から吐出される。
また、シェル３１の底部に溜まっている冷凍機油がロータ３３の回転力でシャフト３４の螺旋溝４６に沿って上昇する。そして、オイル取出口４９ａ付近まで上昇した冷凍機油は、オイル取出口４９ａから流出してオイルクーラ配管２７に流れ、気液分離器１９内を通過してオイル再吸入口４９ｂからシェル３１内に流入する。圧縮機１に再吸入された冷凍機油はシェル３１の底部に戻り、再び、螺旋溝４６に沿って上方に運び上がる。なお、オイルクーラ配管２７の管内圧損分の運動エネルギー分が静圧差になって、オイル取出口４９ａ付近の圧力＞オイル再吸入口４９ｂ付近の圧力である。この圧力差によって、冷凍機油はオイルクーラ配管２７内をオイル取出口４９ａからオイル再吸入口４９ｂへ循環する。シェル３１内のガス冷媒は９０℃程度であり、シェル３１内の各部材やシェル３１内の冷凍機油の温度も９０℃程度になる。

ここで、気液分離器１９における熱の授受を考慮する。前述のようにオイルクーラ配管２７を流れる冷凍機油は９０℃程度である。一方、気液分離器１９内の冷媒温度は、冷房運転、暖房運転、除霜運転でそれぞれ異なる。

冷房運転の場合、冷媒の主な状態は実施の形態１での説明と同様である。ここでは、気液分離器１９とオイルクーラ配管２７を設けたことで異なる部分について説明する。第２の膨張弁６を全開として、図１４の点線矢印の方向に冷媒は循環するので、気液分離器１９内には圧縮機１から吐出された９０℃程度のガス冷媒が、冷媒出口１９ｂから流入し、冷媒入口１９ａから流出する。一方、オイルクーラ配管２７にはオイル取出口４９ａから９０℃程度の冷凍機油が流出し、気液分離器１９内を通過する。

このように、冷房運転においては気液分離器１９内の冷媒とオイルクーラ配管２７内の冷凍機油は共に９０℃程度であり、温度差がほとんどないことから熱の授受はほとんどない。従って、冷凍サイクルの冷媒状態の変化は、気液分離器１９を設けない場合と同様である。

また、暖房運転の場合、室外制御基板３ｃの制御によって、四方弁２を実線で示すように接続して圧縮機１を運転すると、冷媒は実線矢印で示す方向に冷媒回路内を循環する。第２の膨張弁６を全開状態とし、第１の膨張弁５の開度で冷凍サイクルの高低圧の調整を行う。気液分離器１９内には室外側熱交換器３で蒸発した低温、例えば５℃程度で気液ニ相状態又はガス状態の冷媒が冷媒入口１９ａから流入する。一方、オイルクーラ配管２７内には、圧縮機１のオイル取出口４９ａから流出する９０℃程度の冷凍機油が流れる。気液分離器１９内の冷媒はオイルクーラ配管２７内の冷凍機油によって加熱され、さらに四方弁２を通って吸入マフラー７に流入する。そして、吸入マフラー７内で伝熱ステー８を介してシェル３１からの伝熱でさらに加熱されて蒸発し、スーパーヒートが付いたガス冷媒となって圧縮機１に戻る。室外側熱交換器３で蒸発した冷媒が、気液ニ相状態であったとしても、気液分離器１９内及び吸入マフラー７の中で確実にスーパーヒートの付いた冷媒となる。このため、圧縮機１への液バックが防止され、圧縮機１の信頼性を確保できる。

一方、オイルクーラ配管２７を循環する冷凍機油は、気液分離器１９内の冷媒を加熱することで温度が下がってオイル再吸入口４９ｂからシェル３１の底部に流入する。そして、螺旋溝４６を上昇する間に再び高温のシェル３１内で加熱される。

次に、暖房運転の途中に室外側熱交換器３に付着した霜を取り除く除霜運転について説明する。除霜運転の開始のタイミングや開始時の膨張弁５、６の制御は実施の形態１と同様である。

図１６はこの発明の実施の形態４に係る除霜運転における冷凍サイクルと熱移動を示す説明図であり、横軸にエンタルピ、縦軸に圧力を示す。図中、点線曲線は冷媒の飽和エンタルピ線図、実線は冷凍サイクルを示す。
圧縮機１にて低温低圧の冷媒が高温高圧の冷媒に圧縮され（直線ｆ）、高温となった冷凍機油がオイルクーラ配管２７内を流れる。そして、気液分離器１９内部を通過するときに、オイルクーラ配管２７の配管を介して、気液分離器１９内の低温低圧の液冷媒と熱交換する。これにより冷凍機油は温度低下する。高温のガス冷媒の熱を冷凍機油がオイルクーラ配管２７で輸送していると考えると、高温のガス冷媒は気液分離器１９で放熱することで一部凝縮し、室内機１１の室内側熱交換器４に流入する。室内側熱交換器４では、冷媒は室内へ凝縮熱を放出して液化していくことで室内を暖房する（直線ｈ）。その後、室外機１２に流入し、第１の膨張弁５によって中温中圧に減圧され（直線ｂ）、室外側熱交換器３にて冷媒は室外側熱交換器３に凝縮熱を放出してさらに液化する。この凝縮熱によって室外側熱交換器３に付いた霜を融解する（直線ｃ）。その後、第２の膨張弁６で更に減圧され（直線ｄ）、低温低圧の液冷媒又は気液二相状態の冷媒となって気液分離器１９に流入する。この気液分離器１９内でオイルクーラ配管２７内を流れる冷凍機油によって加熱されて蒸発し、四方弁２を再び通過する。この後、冷媒は伝熱ステー８を介して圧縮機１によって加熱された吸入マフラー７の中でスーパーヒートが付くまで完全に気化した冷媒となり（直線ｊ）、吸入管４１から圧縮機１に吸入される。

このように、高温の冷凍機油をオイルクーラ配管２７によってシェル３１外に導くことで、圧縮機１の圧縮機構部Ｎを通過して高温となった冷凍機油の熱をシェル３１内に戻す前に奪い、温度の下がった冷凍器油をシェル３１内に戻してシェル３１の温度を低下させる。これによって、シェル３１から室外機１２内に放熱する熱量が、気液分離器１９内の冷媒に回収される。

本実施の形態では、シェル３１からの熱伝導で高温になっている伝熱ステー８によって吸入マフラー７を加熱する構成に加え、圧縮機１内の熱を冷凍機油で輸送することで、シェル３１からの放熱量をさらに回収できる。実施の形態１と比較するとシェル３１から輻射や対流によって周囲に放熱される熱量が低下するので、放熱ロスをさらに低減できる。
特に、気液分離器１９内の低温低圧の冷媒に対し、オイルクーラ配管２７の配管を介して放熱するため、シェル３１からの熱伝導よりも効率よくシェル３１の放熱量を回収できる。
また、冷媒の蒸発工程（図１６では直線ｊ）で、冷媒が奪う熱量が実施の形態１よりも多くなり、低圧側の圧力低下を防止でき、低圧側圧力低下に伴うガス密度の低下が改善される。その結果、冷媒の密度向上によって冷媒循環流量が増加し、除霜運転中の暖房能力及び除霜能力を増加できる。さらに、冷媒循環流量の増加及び圧縮比低減によって、冷凍サイクルの効率向上につながる効果がある。

なお、オイルクーラ配管２７内を流れる冷凍機油の流速が遅くなると、オイルクーラ配管２７の壁面に油の膜ができる。この油の膜は、熱的な抵抗になって気液分離器１９内の冷媒とオイルクーラ配管２７内の冷凍機油との熱の授受における抵抗となる。特に冷凍サイクルを循環する冷媒に対して非相溶性の冷凍機油を使うと、この現象が顕著となる。

そこで、オイルクーラ配管２７内の冷媒の流れ方向を、図１５のように気液分離器１９内を上方から下方に流れるようにするとよい。即ち、シェル３１のオイル取出口４９ａから気液分離器１９の上方に導き、気液分離器１９内を上方から下方に通って、オイル再吸入口４９ｂに導くようにオイルクーラ配管２７を構成すればよい。気液分離器１９内において、オイルクーラ配管２７内で冷凍機油が上方から下方に流れることで、オイルクーラ配管２７の壁面に付着している冷凍機油が重力で下方に流れ易くなる。このため、気液分離器１９内での伝熱性の低下を防止できる。

また、オイルクーラ配管２７内でガス冷媒に冷凍機油が噴霧状に混ざっている場合、冷凍機油の噴霧が気液分離器１９内の冷媒に冷却されて粘度が上昇し、よりオイルクーラ配管２７の配管内に付着し易くなる。これと共にオイルクーラ配管２７内のガス冷媒が、気液分離器１９内の冷媒によって冷却されて液化され、配管内壁に付着している冷凍機油を押し流す。押し流された冷凍機油はオイルクーラ配管２７の配管に留まることなくオイル再吸入口４９ｂを通って圧縮機１に戻る。このように、オイルクーラ配管２７を備えることで、ガス冷媒に噴霧状に混ざっている冷凍機油が冷却されてシェル３１内に戻るため、吐出管４７から室内機１１側への冷凍機油の持ち出しを減らすことができる。このため、室内側熱交換器４及び室外側熱交換器３内部の油膜が減り、伝熱性能が改善され、冷凍サイクル自体の効率の改善も期待できる。

オイル取出口４９ａとオイル再吸入口４９ｂの間の圧力差が小さい場合には、例えばトロコイドポンプなどの容積型の循環ポンプをシャフト３４の下端部に設けてもよい。循環ポンプを設けることで、冷凍機油をオイルクーラ配管２７内に円滑に循環させることができる。

なお、実施の形態１と同様、第１、第２の膨張弁５、６を備え、除霜運転において２段階で凝縮する２段凝縮回路を構成することで、運転条件や環境条件が変化しても、安定して室内に温風を吹き出して室内暖房の快適性を維持できると共に、確実に除霜できる空気調和装置が得られる。さらに、従来周囲に放熱されているシェル３１の熱と冷凍機油の熱によって冷媒が蒸発する構成とし、冷媒の蒸発工程で特別な電力を必要とせずに省エネルギー化を図ることができる。また、気液分離器１９を設けることで、圧縮機１への液バックを防止でき、圧縮機の信頼性をさらに確保することができる。

以上のように、この実施の形態では、第２の膨張弁６と四方弁２の間に設置される気液分離器１９と、密閉容器３１内に封入され冷凍機油を密閉容器３１の外に導き、気液分離器１９の内部を通して密閉容器３１に再び流入させるオイルクーラ配管２７と、を備え、
除霜運転時に、第２の膨張弁６で減圧させた冷媒を、気液分離器１９内でオイルクーラ配管２７内を流れる冷凍機油によって加熱させる構成としたことにより、
シェル３１から放熱される熱量を冷凍機油で輸送して圧縮機吸入前の冷媒に回収し、冷媒の蒸発工程で特別な電力を必要とせずに省エネルギー化を図りつつ、圧縮機の信頼性を確保することができる。

実施の形態５．
実施の形態１〜４では、密閉容器であるシェル３１内が高温高圧ガス冷媒で満たされて、シェル３１内の空間全体が高圧となる高圧圧縮機（高圧シェル型圧縮機とも言う）１において、除霜運転で圧縮機１の放熱ロスの熱を回収して能力改善や信頼性確保を図る構成例を示した。この発明の実施の形態５では、シェル３１内が低圧冷媒雰囲気で、圧縮室４２以外のシェル３１内の空間全体が低圧となる低圧圧縮機（低圧シェル型圧縮機とも言う）５２について説明する。

図１７は実施の形態５に係る空気調和装置の冷媒回路を示す回路構成図である。実施の形態１と同様、開度を調整可能な２つの膨張弁、第１の膨張弁５と第２の膨張弁６を備え、第１の凝縮温度（Ｔ１）と第２の凝縮温度（Ｔ２：Ｔ２＜Ｔ１）の２段階で凝縮する２段凝縮回路を有する冷凍サイクルを構成する。また、図１８は実施の形態５に係る圧縮機５２と外付け吐出マフラー５０を示す縦断面図である。実施の形態１と同一符号は同一、又は相当部分を示す。この構成例では、低圧圧縮機（以下、単に圧縮機と称する）５２の吐出側に外付け吐出マフラー５０を設け、圧縮室４２で圧縮された高温高圧のガス冷媒は、外付け吐出マフラー５０を通って流出口５０ｂから吐出され、四方弁２に流れる。

冷凍サイクルを循環する冷媒は、液状態、気液ニ相状態、又はガス状態で吸入管４１を通って圧縮機５２に吸入される。シェル３１内に吸入された冷媒は、図１８の矢印で示すように、電動機空間２８の各部材の隙間を流れ、フレーム４０に設けられている冷媒通路３０ｂを通って圧縮機構部空間２９の低圧の部分（シリンダー３６の外側、シリンダーヘッド３８の外側、吐出マフラー４５の外側などの圧縮室４２の外側）を通り、ガス冷媒通路５１から圧縮室４２に吸入される。圧縮室４２で圧縮された高温高圧のガス冷媒は、圧縮機構部空間２９及び電動機空間２８に放出されることなく、吐出管４７で導かれて冷凍サイクルを循環していく。シェル３１内は吸入管４１から吸入される低圧冷媒の雰囲気となり、低圧圧縮機５２を構成する。

圧縮機５２の稼動により、ステータ３２及びロータ３３で構成される電動機Ｍからの発熱や、圧縮機構部Ｎの摩擦損失やローリングピストン３７や偏芯クランクシャフト３５等による冷媒圧縮時の熱漏洩によって発熱が生じる。この発熱によって、圧縮機５２を構成する各部の温度が上昇し、モータ巻線やロータ３３、ステータ３２、シリンダー３６、シリンダーヘッド３８、フレーム４０、吐出マフラー４５、シェル３１等の構造体は９０℃程度に温度が高くなっている。このため、吸入管４１から流入した冷媒は、電動機空間２８の各部材の隙間を流れる間に、各部材を冷やすと共に加熱されて気化し、さらに圧縮機構部空間２９のフレーム４０、シリンダー３６、シリンダーヘッド３８、吐出マフラー４５で加熱される。吸入管４１から吸入した冷媒の状態が液状態、気液ニ相状態、ガス状態のいずれの場合でも、シェル３１内を流れる間に加熱され、スーパーヒートが付くまで完全にガス冷媒となって圧縮室４２に吸入される。

圧縮室４２で圧縮されて高温高圧となったガス冷媒は、吐出マフラー４５から吐出管４７を通って、外付け吐出マフラー５０の流入口５０ａに流入する。その後、外付け吐出マフラー５０を通過して流出口５０ｂから流出し、四方弁２に流れていく。高温高圧のガス冷媒が外付け吐出マフラー５０内の空間を通過することで、吐出するガス冷媒の圧力脈動が均一化される。このため、ガス冷媒の圧力脈動による熱交換器の共振が原因とされる異常音の発生が緩和される。

また、低圧圧縮機５２に吸入された冷媒は、圧縮室４２に到るまでにシェル３１内の広い空間内を流れる。圧縮機５２の吸入側で冷媒回路を循環する冷媒に圧力脈動が生じていても、シェル３１内の広い電動機空間２８及び圧縮機構部空間２９を通過することで、圧力脈動が均一化される。このため、冷媒の圧力脈動による熱交換器の共振が原因とされる異常音の発生が緩和される。即ち、シェル３１内の空間が実施の形態１における吸入マフラーの機能を果たすことから、吸入側に特別な吸入マフラーを設けなくてもよい。

室外制御基板３ｃの制御によって、冷房運転及び暖房運転では第２の膨張弁６を全開とし、第１の膨張弁５の開度で冷凍サイクルの高低圧の調整を行う。冷凍サイクルにおいて、冷房運転では室内側熱交換器４で室内空気と熱交換し、また、暖房運転では室外側熱交換器３で室外空気と熱交換して、冷媒は蒸発する。蒸発して気液ニ相状態またはガス状態となった冷媒は、吸入管４１を通って圧縮機５２に吸入される。前述のように、圧縮機５２に吸入された冷媒は、シェル３１内を流れる間に加熱され、ガス冷媒通路５１を通って圧縮室４２に到ったときにはスーパーヒートが付くまで完全にガス冷媒となって流入する。液冷媒が圧縮されることを防止できるので、圧縮機５２の信頼性は確実に確保される。

次に、暖房運転中に室外側熱交換器３に付着した霜を取り除く除霜運転について説明する。図１９は実施の形態５に係る除霜運転における冷凍サイクルと熱移動を示す説明図であり、横軸にエンタルピ、縦軸に圧力を示す。図中、点線曲線は冷媒の飽和エンタルピ線図、実線は冷凍サイクルを示す。
圧縮機１にて低温低圧の冷媒が高温高圧の冷媒に圧縮され（直線ｆ）、室内側熱交換器４に流入する。室内側熱交換器４では、冷媒は第１の凝縮温度（Ｔ１）、例えばＴ１＝５０℃程度で凝縮して室内へ凝縮熱を放出して液化していくことで室内を暖房する（直線ａ）。その後、室外機１２に流入し、第１の膨張弁５によって中温中圧に減圧される（直線ｂ）。そして、室外側熱交換器３にて冷媒は第１の凝縮温度（Ｔ１）よりも低い第２の凝縮温度（Ｔ２）、例えばＴ２＝３０℃程度で凝縮し、室外側熱交換器３に凝縮熱を放出してさらに液化する。この凝縮熱によって室外側熱交換器３に付いた霜を融解する（直線ｃ）。その後、冷媒は第２の膨張弁６で更に減圧され（直線ｄ）、液状態又は気液ニ相状態で圧縮機５２に吸入される。シェル３１の内部でモータ発熱ロスやローリングピストン及びクランクシャフトの軸受摩擦ロスなどの熱を回収してスーパーヒートが付くまで完全に気化した冷媒となり（直線ｋ）、ガス冷媒通路５１から圧縮室４２に吸入される。

実施の形態１と同様、二段凝縮回路を形成し、暖房運転中に除霜運転を行うように構成したので、除霜運転中でも室内に冷気垂れが生じず、温風を吹き出して快適な暖房空間を実現できる。同時に、確実に室外側熱交換器３の表面に付着した霜を溶かすことができる。

また、圧縮機５２の内部のモータ発熱ロスや摩擦ロスなどの熱を、シェル３１内を流れる冷媒に直接回収して冷媒が気化されることで、液冷媒を直接シリンダー３６内に吸入することによる圧縮機１の破損を防止でき、圧縮機５２の信頼性を確保できる。また、シェル３１から周囲に放熱される熱量を回収し、回収した熱により除霜運転中に低圧側圧力が低下するのを防止でき、低圧側圧力低下に伴うガス密度の低下が改善される。その結果、冷媒循環流量の増加による霜取り中の暖房能力及び除霜能力の増加が図れるという効果も奏する。また、特別な電力を必要とする加熱装置を使わないので、省エネルギー化及び低価格化を図ることができる。

また、絞りの開度を調整可能な２つの膨張弁５、６によって高圧と中圧を各々個別に制御する構成とすることで、運転条件や環境条件に応じた細かな凝縮温度制御を行うことができるため、暖房時の快適性の維持と除霜の信頼性を向上できる。また、冷媒回路も簡素に構成できるため、さらに低価格化を図ることができる。

以上のように、この実施の形態では、
圧縮機５２、冷媒の流れ方向を切り替える四方弁２、室内側熱交換器４、絞りの開度を調整可能な第１の膨張弁３、室外側熱交換器３、絞りの開度を調整可能な第２の膨張弁６、を冷媒配管で順次環状に接続してなる冷凍サイクルと、
密閉容器３１内に、圧縮機構部Ｎを配設する圧縮機構部空間２９と電動機Ｍを配設する電動機空間２８とを有し、圧縮機構部Ｎによって圧縮された高温高圧のガス冷媒を、吐出管４７で導いて冷凍サイクルに吐出する圧縮機５２と、
当該空気調和装置の運転を制御する制御装置３ｃ、４ｃと、を備え、
制御装置３ｃ、４ｃは、第２の膨張弁の開度６を全開とし、第１の膨張弁５の開度を調整して室外側熱交換器３で冷媒を蒸発させると共に室内側熱交換器４で冷媒を凝縮させることで室内の暖房運転を行い、
暖房運転の途中で室外側熱交換器３の表面に付着した霜を溶かす除霜運転を行う時に、室内側熱交換器４で冷媒を第１の凝縮温度（Ｔ１）で凝縮、第１の膨張弁５で減圧させた後、室外側熱交換器３で冷媒を第１の凝縮温度（Ｔ１）よりも低い第２の凝縮温度（Ｔ２：Ｔ２＜Ｔ１）で凝縮、第２の膨張弁６で減圧させた後で電動機空間２８と圧縮機構部空間２９で蒸発させて、除霜運転を行うことにより、
除霜運転時に、運転条件や環境条件が変化しても安定して室内暖房の快適性を維持できると共に確実に除霜でき、冷媒の蒸発工程で特別な電力を必要とせずに省エネルギー化を図りつつ、圧縮機の信頼性を確保することができる効果がある。

なお、低圧圧縮機５２の場合にも、図８に示した凍結防止ヒーター２０を備えている場合には、第２の膨張弁６と四方弁２の間に気液分離器１９を設置し、凍結防止ヒーター２０の発熱を回収する構成としてもよい。

また、気液分離器１９を設けると共に、図１５に示したようなオイルクーラ配管２７を低圧圧縮機５２に設け、冷凍機油によって回転機の発熱や軸受摩擦による漏洩熱を熱輸送して、吸入管４１に吸入される冷媒に回収する構成としてもよい。

実施の形態６．
この発明の実施の形態６では、密閉容器であるシェル３１内が、低圧冷媒雰囲気の空間と高圧冷媒雰囲気の空間を有する高低圧圧縮機（高低圧シェル型圧縮機とも言う）５３について説明する。

図２０は実施の形態６に係る空気調和装置の冷媒回路を示す回路構成図である。実施の形態１と同様、開度を調整可能な２つの膨張弁、第１の膨張弁５と第２の膨張弁６を備え、第１の凝縮温度（Ｔ１）と第２の凝縮温度（Ｔ２：Ｔ２＜Ｔ１）の２段階で凝縮する２段凝縮回路を有する冷凍サイクルを構成する。また、図２１は実施の形態６に係る圧縮機を示す縦断面図である。実施の形態１と同一符号は同一、又は相当部分を示す。

冷凍サイクルを循環する冷媒は、吸入管４１から、液状態、気液ニ相状態、又はガス状態で高低圧圧縮機（以下、単に圧縮機と称する）５３に吸入される。吸入管４１は、シェル３１の電動機空間２８に接続されており、シェル３１内に吸入された冷媒は、図２１の矢印で示すように、電動機Ｍの各部材の隙間を流れ、フレーム４０に設けられているガス冷媒通路５１を通って圧縮室４２に吸入される。圧縮室４２で圧縮されて高温高圧となったガス冷媒は、吐出ポート４３を通り、吐出バルブ４４を押し開いて吐出マフラー４５に吐出される。その後、圧縮機構部空間２９を上昇し、吐出管４７から吐出されて冷媒回路を循環する。
このように、圧縮室４２で圧縮された高温高圧のガス冷媒は、圧縮機構部空間２９に放出された後に吐出管４７を通って冷凍サイクルに吐出される。シェル３１内の圧縮機構部空間２９は高圧冷媒雰囲気となり、電動機空間２８は吸入した低圧冷媒雰囲気となる高低圧圧縮機５３を構成する。

シャフト３４の下端部には、例えばトロコイドポンプなどの容積型の循環ポンプ５４を設け、シェル３１の底部に溜まっている冷凍機油をオイル通路５５内を通って上方に押し上げる。上方に押し上げられた冷凍機油は、圧縮機構部Ｎを構成する各部材の摺動部に広がっていき、圧縮機構部Ｎの動作を潤滑にすると共に摺動部の隙間シールの働きをし、圧縮機１の寿命強度の低下が抑制されたり、運転入力の増大が抑制される。

圧縮機５３の稼動により、ステータ３２及びロータ３３で構成される電動機Ｍからの発熱や、圧縮機構部Ｎの摩擦損失やローリングピストン３７や偏芯クランクシャフト３５等による冷媒圧縮時の漏洩熱によって発熱が生じる。この発熱によって、圧縮機５３を構成する各部の温度が上昇し、モータ巻き線やロータ３３、ステータ３２、シリンダー３６、シリンダーヘッド３８、フレーム４０、吐出マフラー４５、シェル３１等の構造体は９０℃程度に温度が高くなっている。このため、吸入管４１から流入した冷媒は、電動機空間２８の各部材の隙間を流れる間に、各部材を冷やすと共に加熱されて気化する。吸入管４１から吸入した冷媒の状態が液状態、気液ニ相状態、ガス状態のいずれの場合でも、シェル３１内を流れる間に加熱され、スーパーヒートが付くまで完全にガス冷媒となって圧縮室４２に吸入される。

このように、高低圧圧縮機５３では、圧縮機５３に吸入された冷媒は、圧縮室４２に到るまでにシェル３１内の下側の広い電動機空間２８内を流れる。圧縮機５３の吸入側で冷媒回路を循環する冷媒に圧力脈動が生じていても、シェル３１内の広い空間を通過することで、圧力脈動が均一化される。このため、冷媒の圧力脈動による熱交換器の共振が原因とされる異常音の発生が緩和される。即ち、シェル３１内の空間が実施の形態１における吸入マフラーの機能を果たすことから、吸入側に特別な吸入マフラーを設けなくてもよい。

また、圧縮室４２から吐出された冷媒は、吐出管４７から吐出されるまでにシェル３１内の上側の広い圧縮機構部空間２９内を流れる。圧縮機５３の圧縮機構部Ｎで冷媒に圧力脈動が生じていても、シェル３１内の広い空間を通過することで、圧力脈動が均一化される。このため、冷媒の圧力脈動による熱交換器の共振が原因とされる異常音の発生が緩和される。即ち、シェル３１内の空間が実施の形態５における吐出マフラーの機能を果たすことから、吐出側に特別な吐出マフラーを外付けで設けなくてもよい。

冷房運転、暖房運転、除霜運転の冷媒の動作は実施の形態５と同様であり、ここでは省略する。また、除霜運転における冷凍サイクルと熱移動も図１９と同様であり、ここでは省略する。

実施の形態１と同様、二段凝縮回路を形成し、暖房運転中に除霜運転を行うように構成したので、除霜運転中でも室内に冷気垂れが生じず、快適な暖房空間を実現できる。同時に、確実に室外側熱交換器３の表面に付着した霜を溶かすことができる。

また、この構成でも、圧縮機５３の内部のモータ発熱ロスや摩擦ロスなどの熱を、シェル３１内を流れる冷媒に直接回収して冷媒が気化されることで、液冷媒を直接シリンダー３６内に吸入することによる圧縮機１の破損を防止でき、圧縮機５３の信頼性を確保できる。また、シェル３１から周囲に放熱される熱量を回収し、回収した熱により除霜運転中に低圧側圧力が低下するのを防止でき、低圧側圧力低下に伴うガス密度の低下が改善される。その結果、冷媒循環流量の増加による霜取り中の暖房能力及び除霜能力の増加が図れるという効果も奏する。また、特別な電力を必要とする加熱装置を使わないので、省エネルギー化及び低価格化を図ることができる。

以上のように、この実施の形態では、
圧縮機５３、冷媒の流れ方向を切り替える四方弁２、室内側熱交換器４、絞りの開度を調整可能な第１の膨張弁５、室外側熱交換器３、絞りの開度を調整可能な第２の膨張弁６、を冷媒配管で順次環状に接続してなる冷凍サイクルと、
密閉容器３１内に、圧縮機構部Ｎを配設する圧縮機構部空間２９と圧縮機構部Ｎよりも下方に設けられる電動機Ｍを配設する電動機空間２８とを有し、圧縮機構部Ｎによって圧縮された高温高圧のガス冷媒を、圧縮機構部空間２９に放出した後に冷凍サイクルに吐出する圧縮機５３と、
当該空気調和装置の運転を制御する制御装置３ｃ、４ｃと、を備え、
制御装置３ｃ、４ｃは、第２の膨張弁６の開度を全開とし、第１の膨張弁５の開度を調整して室外側熱交換器３で冷媒を蒸発させると共に室内側熱交換器４で冷媒を凝縮させることで室内の暖房運転を行い、
暖房運転の途中で室外側熱交換器３の表面に付着した霜を溶かす除霜運転を行う時に、室内側熱交換器４で冷媒を第１の凝縮温度（Ｔ１）で凝縮、第１の膨張弁５で減圧させた後、室外側熱交換器３で冷媒を第１の凝縮温度（Ｔ１）よりも低い第２の凝縮温度（Ｔ２：Ｔ２＜Ｔ１）で凝縮、第２の膨張弁６で減圧させた後で電動機空間２８で蒸発させて、除霜運転を行うことにより、
除霜運転時に、運転条件や環境条件が変化しても安定して室内に温風を吹き出して室内暖房の快適性を維持できると共に確実に除霜でき、冷媒の蒸発工程で特別な電力を必要とせずに省エネルギー化を図りつつ、圧縮機の信頼性を確保することができる効果がある。

また、この高低圧圧縮機５３の構成は、シェル３１内の上側を高圧部、下側を低圧部となるように配置したので、圧縮機５３内の各部材の摺動部に充填された冷凍機油が、重力及び圧力差によってシェル３１の底部にスムーズに戻ることができる。

また、高低圧圧縮機５３を備えた場合にも、図７に示した凍結防止ヒーター２０を備えている場合には、第２の膨張弁６と四方弁２の間に気液分離器１９を設置し、凍結防止ヒーター２０と気液分離器１９とを熱的に接続して、凍結防止ヒーター２０の発熱を回収する構成としてもよい。

また、気液分離器１９を設けると共に、図１５に示したようなオイルクーラ配管２７を高低圧圧縮機５３に設け、冷凍機油によって回転機構の発熱や軸受摩擦による漏洩熱を熱輸送して、吸入管４１に吸入される冷媒に回収する構成としてもよい。

また、気液分離器１９を設けると共に、図１２に示したようなガスクーラ配管２６を高低圧圧縮機５３に設け、高温高圧ガス冷媒の熱量を気液分離器１９内で低温低圧の冷媒に回収する構成としてもよい。この時、ガスクーラ配管２６の冷媒再吸入口４８ｂは、シェル３１の上側の圧縮機構部空間２９に設けるとよい。即ち、圧縮機構部Ｎによって圧縮された高温高圧のガス冷媒を、ガスクーラ配管２６内を循環させた後、圧縮機構部空間２９に放出し、その後冷凍サイクルに吐出する。

なお、実施の形態１〜実施の形態６のそれぞれにおける第１の凝縮温度（Ｔ１）、第２の凝縮温度（Ｔ２）、シェル３１の温度、冷媒の蒸発温度、除霜運転の開始判定時の温度等は、一例であり、これに限定されるものではない。

また、暖房運転において、圧縮機１、５２、５３への液バックを避けるために、従来は冷媒の蒸発工程で完全にガス冷媒となってから圧縮機１、５２、５３に吸入するように運転していた。この発明の実施の形態１〜実施の形態６のそれぞれにおいては、圧縮機１、５２、５３から室外機１２内に放熱される熱量によって冷媒はさらに蒸発されて圧縮機１、５２、５３の圧縮機構部Ｎに流入する。このため、暖房運転では圧縮機１、５２、５３の熱量で加熱されることを考慮し、完全にガス化されずに気液二相状態の冷媒が吸入側容器７や圧縮機５２、５３に吸入されるように運転してもよい。

１圧縮機、２四方弁、３室外側熱交換器、３ａ外気温度センサー、３ｂ室外側熱交換器温度センサー、３ｃ室外制御基板、４室内側熱交換器、４ａ室内温度センサー、４ｂ室内側熱交換器温度センサー、４ｃ室内制御基板、５第１の膨張弁、６第２の膨張弁、７吸入マフラー、８伝熱部材、９室内送風機、１０室外送風機、１１室内機、１２室外機、１３，１４ストップバルブ、１５、１６接続継手、１７、１８延長配管、１９気液分離器、１９ａ冷媒入口、１９ｂ冷媒出口、２０、２０ａ、２０ｂ凍結防止ヒーター、２１電源、２２室外機底板、２３気液分離器固定具、２４凍結防止ヒーター固定具、２５底板固定ネジ、２６ガスクーラ配管、２７オイルクーラ配管、２８電動機空間、２９圧縮機構部空間、３０ａ、３０ｂ冷媒通路、３１密閉容器、３２ステータ、３３ロータ、３４シャフト、３５偏芯クランクシャフト、３６シリンダー、３７ローリングピストン、３８シリンダーヘッド、３９仕切りベーン、４０フレーム、４１吸入管、４２圧縮室、４３吐出ポート、４４吐出バルブ、４５吐出マフラー、４６螺旋溝、４７吐出管、４８ａガス冷媒取出口、４８ｂ冷媒再吸入口、４９ａオイル取出口、４９ｂオイル再吸入口、５０外付け吐出マフラー、５０ａ流入口、５０ｂ流出口、５１ガス冷媒通路、５２低圧圧縮機、５３高低圧圧縮機、５４循環ポンプ、５５オイル通路。

Claims

圧縮機、冷媒の流れ方向を切り替える四方弁、室内側熱交換器、絞りの開度を調整可能な第１の膨張弁、室外側熱交換器、絞りの開度を調整可能な第２の膨張弁、を冷媒配管で順次環状に接続してなる冷凍サイクルと、
密閉容器内に、圧縮機構部を配設する圧縮機構部空間と電動機を配設する電動機空間とを有し、前記圧縮機構部によって圧縮された高温高圧のガス冷媒を、前記圧縮機構部空間及び前記電動機空間に放出した後に前記冷凍サイクルに吐出する前記圧縮機と、
前記圧縮機の吸入側の前記冷媒配管に接続されると共に前記密閉容器と熱的に接続される外表面を有する吸入側容器と、
当該空気調和装置の運転を制御する制御装置と、を備え、
前記制御装置は、前記第２の膨張弁の開度を全開とし、前記第１の膨張弁の開度を調整して前記室外側熱交換器で冷媒を蒸発させると共に前記室内側熱交換器で冷媒を凝縮させることで室内の暖房運転を行い、
前記暖房運転の途中で前記室外側熱交換器の表面に付着した霜を溶かす除霜運転を行う時に、前記室内側熱交換器で冷媒を第１の凝縮温度（Ｔ１）で凝縮、前記第１の膨張弁で減圧させた後、前記室外側熱交換器で冷媒を前記第１の凝縮温度（Ｔ１）よりも低い第２の凝縮温度（Ｔ２：Ｔ２＜Ｔ１）で凝縮、前記第２の膨張弁で減圧させた後で前記吸入側容器内で蒸発させて、前記除霜運転を行うことを特徴とする空気調和装置。
前記密閉容器と前記吸入側容器の外表面を接触させ、さらに一端部が前記密閉容器に固定され、他端部が前記吸入側容器の外表面に固定される金属製の伝熱部材を介して、前記密閉容器と前記吸入側容器が熱的に接続されていることを特徴とする請求項１記載の空気調和装置。
圧縮機、冷媒の流れ方向を切り替える四方弁、室内側熱交換器、絞りの開度を調整可能な第１の膨張弁、室外側熱交換器、絞りの開度を調整可能な第２の膨張弁、を冷媒配管で順次環状に接続してなる冷凍サイクルと、
密閉容器内に、圧縮機構部を配設する圧縮機構部空間と前記圧縮機構部よりも下方に設けられる電動機を配設する電動機空間とを有し、前記圧縮機構部によって圧縮された高温高圧のガス冷媒を、前記圧縮機構部空間に放出した後に前記冷凍サイクルに吐出する前記圧縮機と、
当該空気調和装置の運転を制御する制御装置と、を備え、
前記制御装置は、前記第２の膨張弁の開度を全開とし、前記第１の膨張弁の開度を調整して前記室外側熱交換器で冷媒を蒸発させると共に前記室内側熱交換器で冷媒を凝縮させることで室内の暖房運転を行い、
前記暖房運転の途中で前記室外側熱交換器の表面に付着した霜を溶かす除霜運転を行う時に、前記室内側熱交換器で冷媒を第１の凝縮温度（Ｔ１）で凝縮、前記第１の膨張弁で減圧させた後、前記室外側熱交換器で冷媒を前記第１の凝縮温度（Ｔ１）よりも低い第２の凝縮温度（Ｔ２：Ｔ２＜Ｔ１）で凝縮、前記第２の膨張弁で減圧させた後で前記電動機空間で蒸発させて、前記除霜運転を行うことを特徴とする空気調和装置。
前記第２の膨張弁と前記四方弁の間に設置される気液分離器と、前記圧縮機構部で圧縮された高温高圧のガス冷媒を前記密閉容器の外に導き、前記気液分離器の内部を通して前記密閉容器の前記圧縮機構部空間または前記電動機空間に再び流入させるガスクーラ配管と、を備え、
前記除霜運転時に、前記第２の膨張弁で減圧させた冷媒を、前記気液分離器内で前記ガスクーラ配管内を流れる冷媒で加熱させることを特徴とする請求項１乃至請求項３のいずれか１項に記載の空気調和装置。
圧縮機、冷媒の流れ方向を切り替える四方弁、室内側熱交換器、絞りの開度を調整可能な第１の膨張弁、室外側熱交換器、絞りの開度を調整可能な第２の膨張弁、を冷媒配管で順次環状に接続してなる冷凍サイクルと、
密閉容器内に、圧縮機構部を配設する圧縮機構部空間と電動機を配設する電動機空間とを有し、前記圧縮機構部によって圧縮された高温高圧のガス冷媒を、吐出管で導いて前記冷凍サイクルに吐出する前記圧縮機と、
当該空気調和装置の運転を制御する制御装置と、を備え、
前記制御装置は、前記第２の膨張弁の開度を全開とし、前記第１の膨張弁の開度を調整して前記室外側熱交換器で冷媒を蒸発させると共に前記室内側熱交換器で冷媒を凝縮させることで室内の暖房運転を行い、
前記暖房運転の途中で前記室外側熱交換器の表面に付着した霜を溶かす除霜運転を行う時に、前記室内側熱交換器で冷媒を第１の凝縮温度（Ｔ１）で凝縮、前記第１の膨張弁で減圧させた後、前記室外側熱交換器で冷媒を前記第１の凝縮温度（Ｔ１）よりも低い第２の凝縮温度（Ｔ２：Ｔ２＜Ｔ１）で凝縮、前記第２の膨張弁で減圧させた後で前記電動機空間と前記圧縮機構部空間で蒸発させて、前記除霜運転を行うことを特徴とする空気調和装置。
前記室外側熱交換器の近傍に設けられ、前記除霜運転で生じた霜の融解水の凍結を防止する凍結防止ヒーターと、前記第２の膨張弁と前記四方弁との間に設置される気液分離器と、を備え、
前記凍結防止ヒーターと前記気液分離器の外表面とを熱的に接続し、
前記除霜運転時に、前記第２の膨張弁で減圧させた冷媒を、前記気液分離器内で前記凍結防止ヒーターによって加熱させることを特徴とする請求項１乃至請求項５のいずれか１項に記載の空気調和装置。
前記凍結防止ヒーターと前記気液分離器の外表面とを金属製の固定具によって接触させて固定することで、前記凍結防止ヒーターと前記気液分離器を熱的に接続したことを特徴とする請求項６記載の空気調和装置。
前記第２の膨張弁と前記四方弁の間に設置される気液分離器と、前記密閉容器内に封入される冷凍機油を前記密閉容器の外に導き、前記気液分離器の内部を通して前記密閉容器に再び流入させるオイルクーラ配管と、を備え、
前記除霜運転時に、前記第２の膨張弁で減圧させた冷媒を、前記気液分離器内で前記オイルクーラ配管内を流れる前記冷凍機油によって加熱させることを特徴とする請求項１乃至請求項７のいずれか１項に記載の空気調和装置。