JP4434924B2 - 圧縮機及び給湯サイクル装置 - Google Patents
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また、炭酸ガス冷媒使用の圧縮機で高圧シェルタイプ以外のものについては、中間圧シェル2段圧縮タイプの圧縮機が示されている。これは、冷媒導入管から下シリンダの低圧室側に吸入された低圧の冷媒ガスが圧縮されて中間圧となり、密閉容器内に吐出され、冷媒導入管から上シリンダの低圧室側に吸入され、圧縮され高温高圧の冷媒ガスとなり、冷媒吐出管から外部のガスクーラに流入する(例えば、特許文献2参照)。
また、従来の給湯サイクル装置については、圧縮機、ガスクーラ、膨張弁、蒸発機で構成されるものが一般的であるが、ガスクーラの構成は冷媒と水を対向流で流して熱交換する形となる。(例えば、非特許文献1参照)。
また、ガスクーラを分割する形としては、冷媒〜水の熱交換部と、冷凍機油〜水の熱交換部で分割した例が示されている。(例えば、特許文献3参照)。
図9は、例えば、理想ガスクーラ(ガスクーラ出口温度=給水温度、ピンチポイント温度差=0℃)、理想蒸発機(蒸発温度=外気温、吸入SH=5deg)と断熱効率60%の圧縮機を組み合わせた時において給水温度5℃の水を90℃まで沸き上げるのに必要な吐出温度の計算値を示す。図より、外気温が低いほど吐出圧力は低く吐出温度が高くなる傾向であることがわかる。例えば、外気温度が−20℃の時には、145℃の吐出ガス温度となる。
また、給湯サイクル装置内に多量の冷凍機油を循環させることにより、ガスクーラや蒸発器での熱交換性能の低下、配管内での圧損の増加、冷媒ガスの熱が冷凍機油に移ることによる吐出温度の低下、ガスクーラ内での冷媒と冷凍機油の比熱差による水加熱能力の低下等の問題を生じない圧縮機を得ることを目的とする。
また、ガスクーラにおける水と冷媒との熱交換効率を高め、給湯性能を改善できる圧縮機を得ることを目的とする。
また、このような圧縮機を使用することにより、信頼性の高い、熱交換効率の高いガスクーラを持つ及び/又は多量の循環油のない給湯サイクル装置を得ることを目的とする。
また、前記の圧縮機を有する給湯サイクル装置は、ガスクーラ内部において、給湯用の水が流通する水配管と、圧縮冷媒が流通する冷媒配管とが熱交換し、冷媒配管の冷媒により水配管の水の温度を上昇させるものであり、冷媒配管のうち、吐出管に接続する高温側冷媒配管がガスクーラの水配管の出口側と熱交換し、また、冷媒再吐出管に接続する低温側冷媒配管がガスクーラの水配管の入口側と熱交換するものである。
また、本発明の圧縮機は、圧縮機外で熱交換後の温度の低下した冷媒ガスが電動要素を通過するので、電動要素の冷却効果がある。
また、本発明の圧縮機を有する給湯サイクル装置においては、冷媒ガスが、圧縮機の冷媒再導入管により密閉容器内に再度導入し、電動要素を通過後に冷媒再吐出管から吐出し、低温側冷媒配管によりガスクーラの水配管の入口側と熱交換するので、電動要素通過のときに冷凍機油が分離され、冷媒再吐出管以降の配管に出る冷凍機油は減少し、ガスクーラ、蒸発器での熱交換の低下、配管内での圧損の増加等が防止できる。
また、本発明の前記圧縮機を有する給湯サイクル装置においては、ガスクーラ内部において、圧縮機の吐出管に接続する高温側冷媒配管がガスクーラの水配管の出口側と熱交換し、また、低温側冷媒配管がガスクーラの水配管の入口側と熱交換する。高温側冷媒配管では多量の冷凍機油を含有するが、冷媒ガスは高温であり、比熱はそれほど大きくなく、冷媒ガスと冷凍機油の比熱の差が少ないため、熱交換性能への影響はほとんどないので、ガスクーラにおいて充分な熱交換性能を有する。
図1は、本発明の実施の形態1における高圧シェルタイプの給湯用圧縮機の断面図であり、図2は、図1の給湯用圧縮機を使用した給湯サイクル装置の構成図である。
図において、10は二酸化炭素のような超臨界冷媒使用の給湯用圧縮機である。給湯用圧縮機は、密閉容器1内には、下部に冷媒を圧縮する圧縮要素2、上部に回転子3aと固定子3bとからなる電動要素3及び底部に冷凍機油を溜める油溜り8を収容する。そして、圧縮要素2は、電動要素3による回転軸の回転により冷媒を圧縮する。
また、密閉容器1には、圧縮要素2に冷凍サイクルの低圧側の冷媒を取り込む吸入管2、圧縮要素2で圧縮した冷媒を給湯圧縮機外の後述のガスクーラ20に吐出する吐出管5、ガスクーラ20から冷媒を再導入する冷媒再導入管6及び冷媒をガスクーラ20に再吐出する冷媒再吐出管7が取付けられている。
ガスクーラ20は、水配管70と、圧縮冷媒を流通させ、この水配管70の水とそれぞれ熱交換を行う後述する高温側冷媒配管80及び同じく後述する低温側冷媒配管90とから構成する。
そして、給湯用圧縮機10、ガスクーラ20、膨張弁30及び蒸発器40を配管で接続して給湯サイクル装置を構成する。
上記のように構成された給湯サイクル装置において、まず、圧縮機10の吸入管4より圧縮要素2内に低圧の冷媒ガスが導入され、圧縮要素2は電動要素3により発生した駆動力により圧縮動作を行う。その際、油溜まり8より冷凍機油を吸い上げて圧縮要素2内に供給することにより、圧縮要素2内のシール性を保ち所定の圧縮機性能を得る。その結果得られた高圧の冷媒ガスと冷凍機油の混合体は、吐出管5より密閉容器1外に吐出される。
一般に電動要素3の下側においては、冷凍機油を多量に含んだ冷媒ガスがあり、それが電動要素3を構成する回転子3aと固定子3bの間の隙間や回転子3aに構成された上下方向に連通する穴(図示せず)を通って電動要素3の下側の冷媒ガスが電動要素3の上側に上昇し、回転子3aの回転に伴う遠心力によって冷凍機油は外側に位置する固定子3bの方向に飛ばされることで分離され、回転子3aの回転中心付近に開口している冷媒再吐出管7には、冷凍機油をほとんど含まない冷媒ガスが到達することになる。また、電動要素3の上方で分離された冷凍機油は、固定子3bの外周と密閉容器1の隙間より電動要素3の下方に戻る。従って、図1のように冷媒再導入管6の密閉容器1内での開口部を、圧縮要素2と電動要素3の間で、回転子3aの外径よりも内側とすることにより、固定子3bの外周を通過して電動要素3の下側から上側に達する冷媒の流れが減少し、分離された冷凍機油が固定子3bの外周より電動要素3の下方に戻る機能を高めることで上記の油分離動作を確実に行うことができる。
図4は、冷媒ガスと冷凍機油の温度と比熱の関係を示す。図4に示すように、温度が20℃〜60℃の間で冷媒ガスの比熱が大幅に上昇することがわかる。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5は、冷媒ガスと水の熱交換をTH線図上に表したものである。図5より冷媒ガスの比熱が急激に上昇する範囲の上限温度は、冷媒ガスと水の温度が最接近するピンチポイント温度に10℃を加えた程度の温度となる。つまり、ガスクーラ20の高温側冷媒配管80の出口温度(≒冷媒再導入管温度)はピンチポイント温度よりも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。少なくともピンチポイント温度よりも高温であれば、加熱能力の大幅な低下を防止することができる。
図6は、本発明の実施の形態2を示す冷媒回路の構成を示す。実施の形態1においては、ガスクーラ20内において、低温側冷媒配管90と高温側冷媒配管80は互いにラップすることなくそれぞれ低温側の水配管70と高温側の水配管70と熱交換するように構成されていたが、本実施の形態においては低温側冷媒配管90と高温側冷媒配管80の一部をラップさせた例を示す。本実施の形態では、低温側冷媒配管90は高温側冷媒配管80の一部とラップする形となっているが、高温側冷媒配管80の全域とラップする形であってもよい。また、吐出管5と冷媒再導入管6の近傍には両者の冷媒を熱交換する冷媒−冷媒熱交換機50を配置し、吐出管5の冷媒吐出温度と冷媒再吐出管7の冷媒吐出温度の差を小さくしている。尚、冷媒―冷媒熱交換機50はなくても本構成は成立する。また、冷媒―冷媒熱交換機50は吐出管5と冷媒再吐出管7との間で熱交換してもよい。その他の構成は、実施の形態1と同様である。
一般に、冷媒ガスと水の熱交換の効率は、両者の温度差が少ない方が熱交換効率はよくなるが、冷媒ガスと水の温度による比熱の変化が異なるため、たとえ電熱性能に優れたガスクーラであっても図7(a)のA、Bに示す部分では冷媒ガス温度と水温の差が生じ熱交換効率は悪化する傾向となる。図7(b)においては、冷媒ガス温度と水温の差が大きいA部において高温側冷媒配管80と低温側冷媒配管90がラップしている構成となるため、この部分では実質の冷媒流量が2倍となっており、TH線図上での水の傾きは2倍となる。これにより、冷媒ガスと水の温度差が小さくなり、A部の面積は減少し熱交換効率を高めることができる。これにより、ガスクーラ20の熱交換効率が改善され、給湯サイクルの効率を改善する効果がある。
本発明の実施の形態2に示した、ガスクーラ20内での低温側冷媒配管90と高温側冷媒配管80とのラップする構成は、外気温が低いほど効率改善効果が大きくなるが、高外気温においては吐出管5の温度が水の沸き上げ温度に近くなり、ラップ部を設けることによりロスになるケースがある。
図8は、本実施の形態3の冷媒回路の構成を示す。図において、ガスクーラ20内で、高圧側冷媒配管80の途中から分岐し、ガスクーラ20外の冷媒再導入管6に向かう高圧側冷媒配管80に接続するバイパス配管80aを設ける。また、この接続部にバルブである切替弁80bを配置し、バイパス配管80aをバルブ操作により選択的に冷媒再導入管6と接続できるようにする。その他の構成は、実施の形態2と同様である。
一方、外気温が低いときは、吐出圧力は上がらないが吐出温度は大幅に上昇する傾向があるため、高温側冷媒配管80の区間を長めに取っても高温側冷媒配管80出口部の温度は沸き上げ温度以上である。従って、高圧側配管80の長さを長くした方がよく、末端部まで冷媒を流した方が効率改善効果は大きく、また本発明の主目的である冷媒再導入管6の温度を低減する効果も大きくなる。
Claims (10)
- 密閉容器内に圧縮要素及び電動要素を有し、前記密閉容器に、
低圧の冷媒を前記圧縮要素に直接導く吸入管と、前記圧縮要素で圧縮した高圧の冷媒を前記密閉容器内に放出することなく前記密閉容器外に吐出する吐出管と、前記吐出管より吐出され熱交換した後の冷媒を前記密閉容器内に再度導入する冷媒再導入管と、この冷媒再導入管より前記密閉容器内に導入され前記電動要素を通過した後の冷媒を前記密閉容器外に吐出する冷媒再吐出管と、を備え、
前記冷媒再導入管を前記圧縮要素と前記電動要素との間に取付け、
前記冷媒再導入管は、前記電動要素を構成する回転子の外径よりも内側に開口したことを特徴とする圧縮機。 - 前記請求項1に記載の圧縮機、ガスクーラ、膨張弁、蒸発器等を備えた給湯サイクル装置であって、
前記ガスクーラは、内部において、給湯用の水が流通する水配管と、圧縮冷媒が流通する冷媒配管とが熱交換し、前記冷媒配管の冷媒により前記水配管の水の温度を上昇させるものであり、
前記冷媒配管のうち、前記吐出管に接続する高温側冷媒配管が前記ガスクーラの前記水配管の出口側と熱交換し、また、前記冷媒再吐出管に接続する低温側冷媒配管が前記ガスクーラの前記水配管の入口側と熱交換することを特徴とする給湯サイクル装置。 - 圧縮機、ガスクーラ、膨張弁、蒸発器等を備えた給湯サイクル装置であって、
前記圧縮機は、密閉容器内に圧縮要素及び電動要素を有し、前記密閉容器に、低圧の冷媒を前記圧縮要素に直接導く吸入管と、前記圧縮要素で圧縮した高圧の冷媒を前記密閉容器内に放出することなく前記密閉容器外に吐出する吐出管と、前記吐出管より吐出され熱交換した後の冷媒を前記密閉容器内に再度導入する冷媒再導入管と、この冷媒再導入管より前記密閉容器内に導入され前記電動要素を通過した後の冷媒を前記密閉容器外に吐出する冷媒再吐出管と、を備え、
前記ガスクーラは、内部において、給湯用の水が流通する水配管と、圧縮冷媒が流通する冷媒配管とが熱交換し、前記冷媒配管の冷媒により前記水配管の水の温度を上昇させるものであり、
前記冷媒配管のうち、前記吐出管に接続する高温側冷媒配管が前記ガスクーラの前記水配管の出口側と熱交換し、また、前記冷媒再吐出管に接続する低温側冷媒配管が前記ガスクーラの前記水配管の入口側と熱交換することを特徴とする給湯サイクル装置。 - 前記高温側冷媒配管の前記ガスクーラ出口における前記冷媒の密度は、前記冷媒と共に流通する冷凍機油の冷凍機油密度の50%以下であることを特徴とする請求項2又は請求項3に記載の給湯サイクル装置。
- 前記高温側冷媒配管の前記ガスクーラ出口における前記冷媒の温度は、前記冷媒と前記水の温度が最接近するピンチポイントの冷媒温度よりも高いことを特徴とする請求項2又は請求項3に記載の給湯サイクル装置。
- 前記ガスクーラの前記低温側冷媒配管は前記高温側冷媒配管の一部または全部とラップする配置とすることを特徴とする請求項2〜請求項5のいずれかの請求項に記載の給湯サイクル装置。
- 前記高温側冷媒配管は、前記ガスクーラ内において途中から分岐し、前記ガスクーラ外の前記冷媒再導入管に戻る前記高温側冷媒配管に接続するバイパス配管を有し、バルブ操作により前記ガスクーラからの出口を切換えることにより、前記低温側冷媒配管と前記高温側冷媒配管とのラップ配置の有無を選択可能とすることを特徴とする請求項6に記載の給湯サイクル装置。
- 前記低温側冷媒配管の前記ガスクーラ入口における冷媒温度は、前記入口側の低温側冷媒配管と熱交換する水配管の水温度より所定の温度以上高いことを特徴とする請求項6又は請求項7に記載の給湯サイクル装置。
- 前記吐出管近傍の前記高温側冷媒配管と前記冷媒再導入管近傍の前記高温側冷媒配管との冷媒同士が熱交換する熱交換装置を有することを特徴とした請求項6〜請求項8のいずれかの請求項に記載の給湯サイクル装置。
- 前記吐出管近傍の前記高温側冷媒配管と前記冷媒再吐出管近傍の前記低温側冷媒配管との冷媒同士が熱交換する熱交換装置を有することを特徴とした請求項6〜請求項8のいずれかの請求項に記載の給湯サイクル装置。
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