JP4719432B2 - 空気調和機及びそれに用いられるロータリ式２段圧縮機 - Google Patents

空気調和機及びそれに用いられるロータリ式２段圧縮機 Download PDF

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Description

本発明は、冷凍サイクルを備えた空気調和機に関する。
従来、冷凍サイクルに使用されるロータリ式２段圧縮機として、例えば特開昭６０−１２８９９０号公報（以下、特許文献１）に開示された構造が知られている。この従来技術における圧縮機は、密閉容器の内部において上部にステータとロータからなる電動機を備えている。電動機に連結された回転軸は２つの偏心部を備えている。それらの偏心部に対応した圧縮機構として、電動機側から順に、高圧用圧縮要素と低圧用圧縮要素とが密閉容器の内部に設けられている。
各圧縮要素は、回転軸の偏心部の偏心回転によりローラを公転運動させる。それらの偏心部は位相が180°異なり、各圧縮要素の圧縮工程の位相差は180°である。すなわち２つの圧縮要素の圧縮工程は逆位相である。
作動流体であるガス冷媒は低圧Psで低圧用圧縮要素内に吸入されて、圧縮されて中間圧Pmに上昇する。中間圧Pmで吐出されたガス冷媒は中間流路に吐出される。次に中間圧Pmのガス冷媒は中間流路を経て高圧用圧縮要素内に吸入され、高圧Pdに圧縮される。
圧縮機から吐出された高圧Pdのガス冷媒は凝縮器で凝縮された後、膨張機構で低圧まで減圧される。その後、蒸発器で蒸発してガス冷媒となり低圧用圧縮要素内に吸入される。
特開昭６０−１２８９９０号公報（第５頁、第１図）
従来技術で述べたようなロータリ式２段圧縮機は、単段の圧縮機と比べて個々の圧縮要素の圧力比（＝吐出圧力／吸入圧力）が小さくなるため冷媒の漏れ損失等が低減する。そのため圧縮機の入力電力を低減し、空気調和機の成績係数COP（coefficient of performance）が向上する。ここで成績係数COPとは、空気調和機の冷房もしくは暖房能力を入力電力で除した値である。
しかし従来のロータリ式２段圧縮機では、高圧用圧縮要素と低圧用圧縮要素との間の圧力、すなわち低圧用圧縮要素から吐出されて高圧用圧縮要素に吸込まれる冷媒ガスの圧力が変動する。低圧用圧縮要素の圧縮室の圧力Ｐ１は、ベーンから偏心部の偏心方向の角度(以下、クランク角度と呼ぶ)の変化に伴い、低圧Psから中間圧Pmまで圧縮される。低圧用圧縮要素と高圧用圧縮要素とをつなぐ空間の圧力（以下、中間空間圧力Ｐ３と呼ぶ）は、２つの圧縮要素の偏心回転の位相差が180°であるため、低圧側圧縮要素の吐出弁が閉じている場合（低圧用圧縮要素の圧縮工程）は、高圧側圧縮要素の吸入によりガス冷媒が不足し中間圧Ｐｍより低下する。逆に低圧用圧縮要素の吐出弁が開いている場合は、低圧側圧縮要素の吐出によりガス冷媒が過剰となり、中間空間圧力Ｐ３が中間圧Pmより上昇する。したがって低圧用圧縮要素から吐出された直後の冷媒ガスの中間空間圧力Ｐ３は、クランク角度に対して波状に変動する。
さらに低圧用圧縮要素から吐出された直後の中間圧Pmは、中間空間を通過するため高圧用圧縮要素の吸入直前で位相がΔτだけ遅れる。たとえ各圧縮要素の位相差を180°に設定してあっても、一つの回転軸で２つの圧縮要素を駆動して２段階に圧縮するような圧縮機の回転数によっては、高圧用圧縮要素において、吸入直前の中間空間圧力Ｐ３の上昇タイミングと圧縮室の吸入開始タイミングとの一致が生じる。この場合、高圧用圧縮要素の圧縮開始圧力が高いため圧縮機の入力が急増し、圧縮効率の低下を招き、ひいてはロータリ式２段圧縮機を用いた空気調和機の成績係数COPの低下を招いていた。
本発明の目的は、上述の課題を解決して、その運転範囲において高い成績係数COPを得ることができる空気調和機を実現することにある。また、本発明の他の目的は、高圧用圧縮要素での性能低下を防止することができるロータリ式２段圧縮機を実現することにある。
また、本発明の目的を達成するために本発明の空気調和機は、密閉容器内に電動機と、その電動機で駆動され２つの偏心部を有する回転軸と、前記偏心部の偏心回転により公転運動するローラをそれぞれ圧縮室に備えた低圧用圧縮要素と高圧用圧縮要素とが仕切板を介して設けられた回転圧縮要素と、前記低圧用圧縮要素の圧縮室と前記高圧用圧縮要素の圧縮室とに接続する前記密閉容器の内部空間と隔てた中間空間と、を備え、前記低圧用圧縮要素と前記高圧用圧縮要素との圧縮工程の位相差が略180°であるロータリ式２段圧縮機と、その圧縮機から吐出された高圧のガス冷媒を凝縮する凝縮器と、凝縮された冷媒を低圧まで膨張する膨張機構と、膨張された冷媒を蒸発させる蒸発器とを順次接続する冷凍サイクルと、前記圧縮機の回転数を制御する制御部とを備え、前記圧縮機は、単段圧縮機と比較した成績係数COPが低下する回転数を除いた回転数域に運転制御され、前記圧縮機における前記低圧用圧縮要素の行程容積V1と前記中間空間の容積Vmとの比である特定容積比V1/Vmが、前記圧縮機の最小運転回転数Nmin[1/秒]と最大運転回転数Nmax[1/秒]としたとき、(V1/Vm)≦1.4×10-5Nmin2及び2.6×10-5Nmax2≦(V1/Vm)である。
また上記目的を達成するために本発明の空気調和機は、密閉容器内に電動機と、その電動機で駆動され２つの偏心部を有する回転軸と、前記偏心部の偏心回転により公転運動するローラをそれぞれ圧縮室に備えた低圧用圧縮要素と高圧用圧縮要素とが仕切板を介して設けられた回転圧縮要素と、前記低圧用圧縮要素の圧縮室と前記高圧用圧縮要素の圧縮室とに接続する前記密閉容器の内部空間と隔てた中間空間と、を備え、前記低圧用圧縮要素と前記高圧用圧縮要素との圧縮工程の位相差が略180°であるロータリ式２段圧縮機と、その圧縮機から吐出された高圧のガス冷媒を凝縮する凝縮器と、凝縮された冷媒を低圧まで膨張する膨張機構と、膨張された冷媒を蒸発させる蒸発器とを順次接続する冷凍サイクルと、前記圧縮機の回転数を制御する制御部とを備え、この制御部は、前記圧縮機における前記低圧用圧縮要素の行程容積V1と前記中間空間の容積Vmとの比である特定容積比V1/Vmとの関係から求められ成績係数COPを極小とする前記圧縮機の特定回転数Nsを避けた回転数で運転し、前記特定容積比V1/Vmが、前記最小運転回転数Nmin[1/秒]と最大運転回転数Nmax[1/秒]としたとき、(V1/Vm)≦1.4×10-5Nmin2及び2.6×10-5Nmax2≦(V1/Vm)である。
本発明の他の目的を達成するために、本発明のロータリ式２段圧縮機は、密閉容器内に電動機と、その電動機で駆動され２つの偏心部を有する回転軸と、前記偏心部の偏心回転により公転運動するローラをそれぞれ圧縮室に備えた低圧用圧縮要素と高圧用圧縮要素とが仕切板を介して設けられた回転圧縮要素と、前記低圧用圧縮要素の圧縮室と前記高圧用圧縮要素の圧縮室とに接続する前記密閉容器の内部空間と隔てた中間空間と、を備え、前記低圧用圧縮要素と前記高圧用圧縮要素との圧縮工程の位相差が略180°であるロータリ式２段圧縮機において、当該圧縮機の最小運転回転数Nmin[1/秒]及び最大運転回転数Nmax[1/秒]と、前記低圧用圧縮要素の行程容積V1と前記中間空間の容積Vmとの比である特定容積比V1/Vmが、(V1/Vm)≦1.4×10-5Nmin2及び2.6×10-5Nmax2≦(V1/Vm)とした。各圧縮要素の圧縮工程の位相差は１８０°を中心に、１５０°から２１０°の範囲としても良い。
本発明によれば、高圧用圧縮要素での性能低下を防止することができるロータリ式２段圧縮機を用いて全ての動作範囲で高い成績係数COPを実現可能な空気調和機を得ることができる。
本発明の実施形態を図を用いて説明する。まず図１において、圧縮機１は、底部２１と蓋部１２と胴部２２からなる密閉容器１３を備える。密閉容器１３内部の上方には、ステータ７とロータ８を有する電動機１４が設けられている。電動機１４に連結された回転軸２は、２つの偏心部５を備えて、主軸受９と副軸受１９に軸支されている。その回転軸２に対して電動機１４側から順に、端板部９ａを備えた主軸受９、高圧用圧縮要素２０b、中間仕切板１５、低圧用圧縮要素２０a及び端板部１９ａを備えた副軸受１９が積層され、ボルト等の締結要素(図示せず)で一体化されている。
端板部９ａは、胴部２２の内壁に溶接によって固定されて、主軸受９を支持している。端板部１９ａは、副軸受１９に支持されている。なお、本実施形態は端板部１９ａをボルト等で固定されているが、胴部２２に溶接で固定されても構わない。
各圧縮要素２０ａと２０ｂは、次のように構成されている。低圧圧縮要素２０ａは、副軸受１９と、円筒状のシリンダ１０ａと、偏心部５ａの外周に嵌め合わされた円筒状のローラ１１と、中間仕切板１５とで圧縮室２３ａは構成される。また、高圧圧縮要素２０ｂは、主軸受９と、円筒状のシリンダ１０ｂと、偏心部５ｂの外周に嵌め合わされた円筒状のローラ１１と、中間仕切板１５とで圧縮室２３ｂは構成される。それらの圧縮室２３ａ、２３ｂは、コイルバネのような付勢力付与手段に連結された平板状のベーン１８が、偏心部５ａ、５ｂの偏心運動に合わせて回転するローラ１１ａ、１１ｂの外周上を接触しながら進退運動することにより、圧縮室２３ａ、２３ｂを圧縮空間と吸込み空間に分割する。
圧縮要素２０は、偏心部５が偏心回転することでローラ１１を駆動する。図１に示すように偏心部５aと偏心部５bは位相が180°異なり、圧縮要素２０ａ、２０ｂの圧縮工程の位相差は180°である。すなわち２つの圧縮要素の圧縮工程は逆位相となっている。
作動流体であるガス冷媒の流れを、図１の矢印で表す。配管３１を通って供給される低圧Psのガス冷媒は、配管３１と接続する吸入口２５aより低圧用圧縮要素２０a内に吸入され、ローラ１１aが偏心回転することにより中間圧Pmまで圧縮される。圧縮室２３ａ内の圧力が予め設定された圧力になると開口する吐出弁２８aが中間圧Pmで開口すると、中間圧Pmとなったガス冷媒が、吐出口２６aと連通する吐出空間３３に吐出される。この吐出空間３３は、副軸受19とカバー３５とにより密閉容器１３内の密閉空間２９と隔離された空間であり、その内部圧力は基本的には中間圧Pmとなる。中間流路30は吐出空間３３と吸入口２５bを連通する流路である。吐出空間３３と中間流路３０、及び吸入口２５bからなる一つの連通した空間は、密閉容器１３と隔てられ内部圧力が中間圧Pmの中間空間３２（図１中、点線で囲われている部分）である。したがって、吐出弁２８ａが開口した吐出口２６ａから吐出された圧力Ｐｍのガス冷媒は、吐出空間３３に吐出された後、中間流路３０を通って、高圧圧力要素２０ｂの圧力室２３ｂと連通する吸入口２５ｂに至る。
次に、中間流路３０を通過して吸入口２５bより高圧用圧縮要素２０b内に吸入された中間圧Pmのガス冷媒は、ローラ１１bが公転することにより高圧Pdまで圧縮される。圧縮室２３ｂ内の圧力が予め設定された圧力になると開口する吐出弁２８ｂが高圧Pdで開口すると、ガス冷媒は吐出口２６bから密閉容器１３の内部空間である密閉空間２９に吐出される。この密閉空間２９に吐出されたガス冷媒は、電動機１４の隙間を通過して吐出管２７より吐出される。
図１で説明したロータリ式２段圧縮機を用いた冷凍サイクルの構成を、図２に示す。圧縮機１から吐出された高圧Pdのガス冷媒は凝縮器３で凝縮された後、膨張機構４で低圧Psまで減圧される。その後、蒸発器１６で蒸発してガス冷媒となり吸入口２５aより低圧用圧縮要素２０a内に吸入される。圧縮機１におけるガス冷媒が各圧縮室２３を移動する過程は、図１を用いて説明したとおりである。次に図２を用いて、各圧縮室２３ａ、２３ｂの関係を説明する。
ロータリ式圧縮機は、ベーン１８の位置を基準にして偏心部５aのクランク角が変わるにつれて圧縮室２３の容積が変化して、冷媒の圧縮を行う。この図２では、低圧圧縮要素２０ａがクランク角度１８０°に位置している。ベーン１８によって仕切られて、圧縮室２３ａには２つの空間、すなわち圧縮空間及び吸込み空間が存在する。一方、高圧圧縮要素２０ｂのクランク角度は０°（３６０°）であり、低圧圧縮要素２０ａとは位相が１８０°ずれている。この高圧圧縮要素２０ｂの状態は、低圧圧縮要素２０ａで二つ存在した空間のうち、圧縮空間の容積がほぼ最小になった状態であって、吸込み空間の容積がほぼ最大になった状態である。つまり、高圧圧縮要素２０ｂが、中間空間３２の一部である吸入口２５ｂと一瞬、接続を絶ち、次の吸込み空間と連通する直前の状態である。
次に、ロータリ式２段圧縮機１の各圧縮要素２０における連続した圧力変化を説明する。図３において、下段の圧力Ｐ１と中間空間圧力Ｐ３は、それぞれ低圧用圧力要素２０ａの圧力の変化と中間空間３２の圧力の変化を示す。図３の中段の圧力Ｐ３'は中間空間３２の中央部の圧力変化を示したものである。そして圧力Ｐ３”と圧力Ｐ２は、それぞれ中間空間３２の吸入口２５ｂにおける圧力変化と高圧用圧力要素２０ｂの圧縮室２３ｂ内の圧力変化を示す。
図３の下段に示すように、低圧用圧縮要素２０ａの圧縮室２３aの圧力Ｐ１は、クランク角の変化に伴い、低圧Psから中間圧Pmまで変化する。低圧用圧縮要素２０ａで圧縮された中間空間圧力Ｐ３は、各圧縮要素２０の位相差が180°であるため、低圧側圧縮要素２０aの吐出弁２８aが閉じている場合（低圧用圧縮要素２０aの圧縮工程）、高圧側圧縮要素２０bの吸入によりガス冷媒が不足し低下する(図３の下段、圧力Ｐ３参照)。逆に吐出弁２８aが開いている場合（低圧用圧縮要素２０の吐出工程）は、中間圧Ｐｍを下回っていた中間空間圧力Ｐ３が中間圧Ｐｍに上昇した後、低圧側圧縮要素２０aの吐出によりガス冷媒が過剰となり、中間圧Pmより中間空間圧力Ｐ３が上昇する。したがって圧縮室２３aの吐出直後の中間圧Pmは、クランク角度に対して波状に変動する。ここで図３中の破線は、中間圧Ｐｍであり、中間空間圧力Ｐ３の平均値である。
さらに圧縮室２３aの吐出直後の中間圧Pmは、中間空間３２を通過するため圧縮室２３bの吸入直前で位相がΔτだけ遅れる。したがって各圧縮要素20の位相差を180°に設定しても、圧縮機１の運転回転数によっては、高圧用圧縮要素20bでは吸入直前の中間空間圧力Ｐ３の上昇と圧縮室２３bの吸入開始との一致が生じる場合がある。この場合、圧縮室２３bの圧縮開始圧力Ｐ３が高いため圧縮機の入力が急増し、圧縮効率の低下を招く。また、このような状態をもたらす回転数で圧縮機を運転させたときのその圧縮機を用いる冷凍装置の成績係数COPの低下をも招くことになる。
この高圧用圧縮要素20bでの中間空間圧力Ｐ３の上昇間隔とガス冷媒の吸入間隔との位相の干渉は、冷媒の循環流量と中間空間３２の容積Vm(以下、中間容積)と、そして圧縮機の回転数Nとに支配される。冷媒の循環流量は低圧用圧縮要素20aの行程容積V1と回転数Nにほぼ比例するから、干渉による性能低下は中間容積Vm、低圧用圧縮要素の行程容積V1、回転数Nに関係して、図４の特性となる。
図４の横軸は回転数N、縦軸は空気調和機の成績係数ＣＯＰである。ロータリ式２段圧縮機１を用いた空気調和機の成績係数COPをＣ２で示した。図４には、単段圧縮機の成績係数COPもＣ１として併記した。
単段圧縮機の成績係数COPは回転数Nの増大に伴い極大値を持ち、その後緩やかに低下する。２段圧縮機１では、成績係数COPの回転数Nに対する依存性は極大値に関してほぼ同様である。全体的には、２段圧縮機１の成績係数COPは増大する。しかし特定の低圧用圧縮要素の行程容積と中間容積との比(V1/Vm)に対して、先に述べた高圧用圧縮要素20bでの位相の干渉を増幅する特定の回転数Nsについて、成績係数COPが極小値となる特性を示す。この性能の低下は約３から８％程度もあり、空気調和機の性能を大幅に低下させる。性能低下の範囲は、単段の圧縮機の成績係数COPとの比較に基づき、回転数Nとして、特定回転数Nsを中心に0.85Nsから1.15Nsの範囲である。
図４の破線に示したように、特定容積比(V1/Vm)を変更すると特定回転数Nsが変化する。これは特定容積比(V1/Vm)が変わると位相遅れΔτが変化するため、中間空間圧力Ｐ３の変動と圧縮室２３bの吸入開始間隔との干渉状態が変化するからである。ここで特定回転数Nsは図４で示すように、特定容積比(V1/Vm)が支配パラメータであり圧力条件の影響は無視できる。
したがって、本発明を適用する空気調和機は、少なくとも特定の回転数Nsの前後の回転数を含めて、単段圧縮機の成績係数COPよりも低い成績係数COPとなる回転数域での運転を行わないようにするものである。具体的には、２段圧縮機の回転数を上げてゆき、成績係数COPの極大値を越えて所定の回転数域を実質的に短時間で過ぎ、その回転数域を超えた回転数に増速させるものである。その回転数域を超えた回転数で運転している状態からその回転数域よりも低い回転数で運転するときは同様に、その回転数域での運転を他に比べて短時間で過ぎるように回転数を変化させるものである。この様に２段圧縮機の回転数制御を行うことで、成績係数COPが低下する回転数域での運転時間を極力減らすことができ、空気調和機の性能を高めることができる。
次に、より具体的に本発明の一実施形態を図を用いて説明する。ロータリ式２段圧縮機１に作動流体として、例えば冷媒R４１０Aを用いて、空気調和機に用いる圧縮機としても良い。この場合、圧縮機１の回転数Nはインバータで制御され、動作する最大回転数Nmax、最小回転数Nminの比は1.4以上である。
本実施形態のロータリ式２段圧縮機１の基本的な構成は、図１に示したものである。この圧縮機１を運転する最小回転数Nmin[1/秒]、及び最大回転数Nmax[1/秒]に対して、中間容積Vmと低圧用圧縮要素２０aの行程容積V1の特定容積比(V1/Vm)を、(V1/Vm) ≦1.4×10−５ Nmin 2、 2.6×10−５ Nmax 2≦(V1/Vm)とすることによって、空気調和機に圧縮機１を搭載したときに全ての運転回転数において成績係数COPが向上することができる。ここで冷媒Ｒ４１０Aの場合、回転数の比(Nmax/Nmin)＞1.4の条件が必要であるが、この条件はインバータで圧縮機の回転数を制御する空気調和機では一般的な条件である。本実施形態の圧縮機１では、具体的に(Nmax/Nmin)＝６、(V1/Vm)=２.６×10−５ Nmax 2とした。
上記の特定容積比(V1/Vm)と最小及び最大圧縮機回転数との関係について説明する。まず、図４で示したようにロータリ式２段圧縮機の特定容積比(V1/Vｍ)と、成績係数COPを極小とする特定回転数Nsには相関関係が成り立つ。図５に、特定容積比(V1/Vｍ)と特定回転数Nsの関係を示す。図５に示すように両者の関係はNs＝２３０(V1/Vm)0.5で近似でき、特定容積比(V1/Vm)に応じて特定回転数Nsが変化する。さらに図４で示したように0.85Nsから1.15Nsの範囲で性能が低下するから、圧縮機１の特定容積比(V1/Vm)の上限値は、Nmax以下で性能が低下しないようにNs＝1.18Nmax(Nmax =0.85Ns)に相当する2.6×10−５ Nmax2とした。
逆に圧縮機１の特定容積比(V1/Vm)の下限値は、Nmin以上で性能が低下しないようにNs＝0.87Nmin(Nmin =1.15Ns)に相当する1.4×10−５Nmin2となる。これらの関係を特定容積比(V1/Vm)で示すと、(V1/Vm) ≦1.4×10−５ Nmin 2、 2.6×10−５ Nmax 2≦(V1/Vm)となる。
図６に、本実施形態における圧縮機１の回転数Nと、その圧縮機１を搭載した空気調和機の成績係数COPとの関係を示す。圧縮機１は特定容積比(V1/Vm)を2.6×10−５ Nmax2としたので、成績係数COPを極小とする回転数Nsが1.18Nmax(Nmax =0.85Ns)となる。使用する最大回転数Nmaxまでは圧縮室２３bでの位相の干渉が抑制され、全ての動作範囲で圧縮機１を高効率に動作できる。
この図６には、本実施形態の応用例である特定容積比(V1/Vm)＝1.4×10−４ Nmin 2の特性を、破線で示した。この場合は逆に、成績係数COPを極小とする回転数Nsが0.87Nmin(Nmin =1.15Ns)となる。この応用例に見るように、使用する最小回転数Nmin以上の全ての動作範囲で、圧縮機１を高効率に動作できる。
次に、図７と図８を用いて説明する。本発明の一実施形態における空気調和機は、圧縮機の最小回転数から最大回転数まで運転を制御する上で、空気調和機の成績係数COPに配慮した圧縮機の回転数Nsを、低圧用圧縮要素の行程容積(V1)と、低圧用圧縮要素と高圧用圧縮要素との間の中間空間の容積(Vm)との関係から検討して、所定の(V1/Vm)のロータリ式２段圧縮機１を最小回転数Nmin≦Ns ≦最大回転数Nmaxで動作させ、設計の汎用性を向上したものである。すなわち空気調和機の最大能力、最小能力が異なる場合でも、同一のロータリ式２段圧縮機１を使用して成績係数COPを向上することを目的とした。
本実施形態の空気調和機の構成は図１と同様であるが、圧縮機１とその回転数Nの制御に特徴がある。
圧縮機１の回転数Nの制御回路を、図７に示す。空気調和機の使用者がリモコンや入力端末等の指示装置（図示せず）から、室内の温度や湿度や風量の設定値を入力する。その入力信号を制御回路の信号受付部２０１が受け付ける。信号受付部２０１では受け付けた入力信号を変換して、膨張機構の減圧量や送風機回転数の制御信号と圧縮機１への制御信号にして送信する。
圧縮機１への信号は具体的に室内温度の指令値T*であり、室内機(図示せず)に設置した温度検出器２０２からの測定値との差分ΔTが下流に伝達される。その後、ΔTに対してほぼ比例となるように回転数変換部２０３で回転数変換を行ない、回転数信号ΔNが伝達される。ΔNと回転数検出器２０４からの測定値Nとの和が、回転数信号N*となる。
第１判断部２０５において、図示しない記憶部に記憶された圧縮機１の最小運転回転数と最大運転回転数とから回転数信号N*が0.85Ns以上かつ1.15Ns以下の場合は、第２判断部２０６において△Nについての判断を行う。具体的には、ΔNが０以上すなわち回転数Nを増加する場合にN*=1.15Ns以上の1.17Nsとし、ΔNが０以下すなわち回転数Nを減少する場合はN*=0.85Nsより小さい0.83Nsとして信号を変換する。第１判断部２０５において、回転数信号N*が0.85Nsより小さいか1.15Nsより大きい場合は、回転数信号N*の変換は行なわない。本制御回路を備えた本実施形態の空気調和機では、圧縮機１をこれらの回転数信号N*で動作させる。ここでN*=1.17Ns、N*=0.83Nsは、それぞれ1.15Ns、0.85Ns対して温度や回転数の検出誤差や回転数の制御感度を考慮して増減した値である。
このように制御した本実施形態の空気調和機では、図８に示すように動作範囲が0.85Nsより小(動作A)もしくは1.15Nsより大(動作B)となり、性能を低下する極小値Ns(0.85Ns≦回転数N≦1.15Ns)以外で圧縮機１を動作される。したがって本発明の一実施形態における空気調和機は、ロータリ式２段圧縮機１を高効率で使用できるため全運転範囲での高性能化が可能となる。
次に本発明を適用した空気調和機の他の実施形態について説明する。この空気調和機は、インジェクションサイクルを用いる。図９に示すように、本発明の一実施形態であるロータリ式２段圧縮機1から吐出された高圧Pdの冷媒ガスは、凝縮器３で凝縮した後、第一の膨張機構４で膨張し、中間圧Pmまで圧力が減圧される。この減圧された冷媒ガスは、気液分離器６で気体と液体に分離される。分離された液冷媒は、気液分離器６の下流にある第２の膨張機構４でさらに低圧Psまで減圧された後、蒸発器１６で蒸発してガス冷媒となる。低圧Psのガス冷媒は吸入口２５aより低圧用圧縮要素２０a内に吸入され、偏心部５aに嵌め合わされたローラ１１aが公転することにより中間圧Pmまで圧縮され、中間空間３２へ吐出される。
中間空間３２のガス冷媒は、気液分離器６と中間流路３０とが連通したインジェクション流路１７から導かれる中間圧Pmのガス冷媒と混合する。その後吸入口２５bより高圧用圧縮要素２０b内に吸入された中間圧Pmのガス冷媒は、偏心部５bに嵌め合わされたローラ１１bが公転することにより高圧力Pdまで圧縮されて、吐出管２７より吐出される。
このようなインジェクションサイクルは、蒸発器１６において伝熱性能の低いガス冷媒をバイパスするため、低圧側圧縮要素２０aへの余分な循環流量を減少して圧縮仕事を低減し、空気調和機の成績係数COPを向上する。またインジェクション流路１７の途中に、流路１７を開閉する二方弁３４を設け、二方弁３４を開くとインジェクションサイクルとなり、2方弁３４を閉じると図２に示した通常の冷凍サイクルとなる切り替え可能な構成としても良い。
本実施形態における空気調和機では、インジェクション流路１７の流路断面積を中間空間３２の最小流路断面積よりも小さくした。中間空間３２の最小流路断面積は、中間流路３２と吸入口２５bの流路断面積である(図１参照)。本実施形態により、インジェクション流路１７から中間空間３２への過剰なガス冷媒の流入出を制限できる。また、インジェクション流路１７の内容積による中間空間３２の変化を極力抑えることができる。したがって図３に示した中間圧Pmの位相遅れΔτを変化させることなく、インジェクションを可能とした。したがって圧縮機１の特性を生かして、インジェクションサイクルの効果を得ることができる。
本発明の一実施形態におけるロータリ式２段圧縮機の縦断面図である。 本発明の一実施形態におけるロータリ式２段圧縮機を用いた空気調和機の構成図である。 ２段圧縮機に関わる各圧縮室と中間空間の圧力変動を説明する図である。 回転数Nと成績係数COPの関係を示す図である。 本発明の一実施形態に関わる圧縮機の(V1/Vm)と回転数Nsの関係を示す図である。 本発明の一実施形態に関わる圧縮機の回転数Nと成績係数COPの関係を示す図である。 本発明の一実施形態に関わる空気調和機の制御回路を表すブロック図である。 本発明の一実施形態に関わる空気調和機の回転数Nと成績係数COPの関係を示す図である。 本発明の他の実施形態に関わる空気調和機の構成図である。
符号の説明
1 …圧縮機、2 …回転軸、5 …偏心部、10 …シリンダ、11 …ローラ、14 …電動機、20 …圧縮要素、23 …圧縮室、25 …吸入口、32 …中間空間。

Claims (5)

  1. 密閉容器内に電動機と、その電動機で駆動され２つの偏心部を有する回転軸と、前記偏心部の偏心回転により公転運動するローラをそれぞれ圧縮室に備えた低圧用圧縮要素と高圧用圧縮要素とが仕切板を介して設けられた回転圧縮要素と、前記低圧用圧縮要素の圧縮室と前記高圧用圧縮要素の圧縮室とに接続する前記密閉容器の内部空間と隔てた中間空間と、を備え、前記低圧用圧縮要素と前記高圧用圧縮要素との圧縮工程の位相差が略180°であるロータリ式２段圧縮機と、その圧縮機から吐出された高圧のガス冷媒を凝縮する凝縮器と、凝縮された冷媒を低圧まで膨張する膨張機構と、膨張された冷媒を蒸発させる蒸発器とを順次接続する冷凍サイクルと、前記圧縮機の回転数を制御する制御部とを備え、前記圧縮機は、単段圧縮機と比較した成績係数COPが低下する回転数を除いた回転数域に運転制御され、前記圧縮機における前記低圧用圧縮要素の行程容積V1と前記中間空間の容積Vmとの比である特定容積比V1/Vmが、前記圧縮機の最小運転回転数Nmin[1/秒]と最大運転回転数Nmax[1/秒]としたとき、(V1/Vm)≦1.4×10-5Nmin2及び2.6×10-5Nmax2≦(V1/Vm)である空気調和機。
  2. 前記膨張機構は、前記凝縮器で凝縮された冷媒を中間圧力まで減圧して膨張する第一の膨張機構と、その第一の膨張機構で膨張された中間圧力の冷媒を膨張して前記蒸発器に供給する第二の膨張機構とからなり、前記第一の膨張機構と前記第二の膨張機構とに接続してガス冷媒と液冷媒とを分離する気液分離器と、その気液分離器におけるガス冷媒領域と前記中間空間とを連通するインジェクション流路とを備え、そのインジェクション流路の流路断面積が、前記中間空間の最小流路断面積よりも小さい請求項１記載の空気調和機。
  3. 密閉容器内に電動機と、その電動機で駆動され２つの偏心部を有する回転軸と、前記偏心部の偏心回転により公転運動するローラをそれぞれ圧縮室に備えた低圧用圧縮要素と高圧用圧縮要素とが仕切板を介して設けられた回転圧縮要素と、前記低圧用圧縮要素の圧縮室と前記高圧用圧縮要素の圧縮室とに接続する前記密閉容器の内部空間と隔てた中間空間と、を備え、前記低圧用圧縮要素と前記高圧用圧縮要素との圧縮工程の位相差が略180°であるロータリ式２段圧縮機と、その圧縮機から吐出された高圧のガス冷媒を凝縮する凝縮器と、凝縮された冷媒を低圧まで膨張する膨張機構と、膨張された冷媒を蒸発させる蒸発器とを順次接続する冷凍サイクルと、前記圧縮機の回転数を制御する制御部とを備え、この制御部は、前記圧縮機における前記低圧用圧縮要素の行程容積V1と前記中間空間の容積Vmとの比である特定容積比V1/Vmとの関係から求められ成績係数COPを極小とする前記圧縮機の特定回転数Nsを避けた回転数で運転し、前記特定容積比V1/Vmが、前記最小運転回転数Nmin[1/秒]と最大運転回転数Nmax[1/秒]としたとき、(V1/Vm)≦1.4×10-5Nmin2及び2.6×10-5Nmax2≦(V1/Vm)である空気調和機。
  4. 前記膨張機構は、前記凝縮器で凝縮された冷媒を中間圧力まで減圧して膨張する第一の膨張機構と、その第一の膨張機構で膨張された中間圧力の冷媒を膨張して前記蒸発器に供給する第二の膨張機構とからなり、前記第一の膨張機構と前記第二の膨張機構とに接続してガス冷媒と液冷媒とを分離する気液分離器と、その気液分離器におけるガス冷媒領域と前記中間空間とを連通するインジェクション流路とを備え、そのインジェクション流路の流路断面積が、前記中間空間の最小流路断面積よりも小さい請求項３に記載の空気調和機。
  5. 密閉容器内に電動機と、その電動機で駆動され２つの偏心部を有する回転軸と、前記偏心部の偏心回転により公転運動するローラをそれぞれ圧縮室に備えた低圧用圧縮要素と高圧用圧縮要素とが仕切板を介して設けられた回転圧縮要素と、前記低圧用圧縮要素の圧縮室と前記高圧用圧縮要素の圧縮室とに接続する前記密閉容器の内部空間と隔てた中間空間と、を備え、前記低圧用圧縮要素と前記高圧用圧縮要素との圧縮工程の位相差が略180°であるロータリ式２段圧縮機において、当該圧縮機の最小運転回転数Nmin[1/秒]及び最大運転回転数Nmax[1/秒]と、前記低圧用圧縮要素の行程容積V1と前記中間空間の容積Vmとの比である特定容積比V1/Vmが、(V1/Vm)≦1.4×10-5Nmin2及び2.6×10-5Nmax2≦(V1/Vm)としたことを特徴とするロータリ式２段圧縮機。
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