JP4948240B2 - 冷凍サイクル装置 - Google Patents

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Description

本発明は、複数台の圧縮機を備える冷凍サイクル装置に関し、特に冷凍サイクル装置における圧縮機の信頼性に係わる圧縮機油量保持に関するものである。
従来、複数台の高圧シェル形の圧縮機を並列に用いる冷凍サイクル装置では、各圧縮機から吐出された冷凍機油は、サイクル内の多様な経路を通り共通の吸入配管に戻り、さらに分岐して個々の吸入配管を通り各圧縮機に返油される。しかし、共通の吸入配管から分岐する時の偏った油分配、個々の圧縮機の吐出油量の違い、停止圧縮機の有無、により全体として十分な量の返油がされていても一部の圧縮機の油が不足する場合が発生する。油は摺動部の給油を行い圧縮機の信頼性を確保したり、圧縮機構内でシール性を向上し性能を確保する役割があるため、油量が不足すると、圧縮機の信頼性・性能面をともに損なうといった問題が生じる。
この種の冷凍サイクル装置では、一つの圧縮機油溜めに設けられた排油栓から他の一つの圧縮機の吸入配管へ返油管を接続し、特有の制御や油面検知手段を持たない簡単な回路構成で余剰の油を他の圧縮機に供給することで、圧縮機の油枯渇を解消する冷凍サイクル装置が提案されている(例えば、特許文献1参照)。
特開2001−324230号公報(第6−7頁、図2)
しかし、従来の冷凍サイクル装置には、以下に示すような問題点があった。一方の圧縮機内に余剰油が存在するタイミングで他方の圧縮機に油を供給するものであって、他方の圧縮機が油不足のタイミングではその圧縮機から油は供給されない。2つのタイミングを同期させるには、冷凍サイクル全体の油封入量や油分布を把握する必要があり、圧縮機周辺の冷媒回路で設計を完結することができない。また3台以上の圧縮機が存在する場合、余剰油が存在する圧縮機と、油不足である圧縮機が返油管で接続されているとは限らない。さらに油量の把握ができたとしても、推定誤差や実使用条件でのバラツキを考慮すると安全側に油量を設定せざるを得ず、油量過多となってしまう。また供給される油量は、一般的に圧縮機の駆動軸と同期して回転するロータや第2バランサの下端位置で定まる、圧縮機吐出油量が顕著に増大するときの油量から、圧縮機の排油栓位置で定まる油量を差し引いたものであり、複数台の圧縮機が油不足の場合には全体として油供給不足に陥る。また油量不足時に返油管をガス冷媒が通過するが、圧縮機の性能低下防止や制御安定性のため返油管に絞り機構を設けているため、単位時間当たりの供給油量が限られており、起動時などで発生する過渡的な油量不足には対応できず油枯渇となる。
本発明は、以上の課題に鑑み、複数台の高圧シェル式の圧縮機が並列に接続された冷凍サイクル装置において、特有の制御や油面検知手段を持たない冷媒回路の構成で圧縮機の信頼性と性能に係わる冷凍機油(以下、単に油と記す)を圧縮機内に安定して適切に保持するようにすることで、圧縮機の信頼性と性能を確保した冷凍サイクル装置を提供することを目的とする。
本発明に係る冷凍サイクル装置は、冷媒回路中に複数の高圧シェル式の圧縮機を並列に接続してなる冷凍サイクル装置において、個々の前記圧縮機の圧縮機油溜りに開口する排油栓と、前記排油栓のそれぞれに端部を接続する排油管と、前記排油管のそれぞれに設けられる第1の絞り機構と、前記排油管の各他端を集約して接続する共通の排油管と、前記共通の排油管の端部を接続する貯油槽と、前記貯油槽の下部と前記圧縮機のそれぞれに接続される共通の吸入配管とに両端を接続される1本の給油管と、前記給油管に設けられる第2の絞り機構と、を有し、前記第2の絞り機構を有する前記給油管と前記共通の吸入配管とに両端を接続されるバイパス管を設け、前記バイパス管に前記第2の絞り機構と並列に開閉弁を設けるものである。
本発明は上記のように構成したので、油不足の圧縮機に確実に不足なく給油でき、油余剰の圧縮機から油を確実に排出でき、圧縮機信頼性を高める効果がある。
実施の形態1.
以下、本発明の実施の形態1について図面を参照して説明する。図1は本発明の実施の形態1に係る冷凍サイクル装置の冷媒回路図である。この冷凍サイクル装置は、ビル等の空調等に適用されるマルチ型の冷凍システムを示しており、冷媒回路中に、1台の室外機20と、これに並列に接続される複数台の室内機30a、30bとを備える構成となっている。すなわち、複数台の室内機30a、30bは、1台の室外機20に対し、液主管28とこれが分岐した液枝管29x、29y、及び、ガス主管35とこれが分岐したガス枝管34x、34yで接続され閉回路の冷媒回路を構成している。室外機20内では、圧縮装置23、共通の吐出配管10、オイルセパレータ24、四方弁25、室外熱交換器26を有し、これらが順に接続され、液主管28、液枝管29x、29yを介して室内機30a、30bの各一端に接続される。室内機30a、30b内では減圧装置33x、33y、室内熱交換器31x、31yを有し、それぞれ順に接続され、室内機30a、30bの各他端がガス枝管34x、34y、ガス主管35を介して室外機20に接続される。さらに室外機20内では、四方弁25、アキュームレータ36、共通の吸入配管11を有し、これらが順に接続されて、圧縮装置23に至る。また、オイルセパレータ24の下部と共通の吸入管11が返油配管38を介して接続され、返油配管38の中途に後述する第5の絞り機構37を有する。
図2は前記圧縮装置23の冷媒回路図である。圧縮装置23は、複数台の高圧シェル型の圧縮機1a、1b、1cが、共通の吐出配管10と共通の吸入配管11に対し、吐出配管2a、2b、2c及び吸入配管4a、4b、4cを介して並列に接続される。各吐出配管2a、2b、2cの中途には逆止弁3a、3b、3cが設けられている。さらに、各圧縮機1a、1b、1cの内側下部には圧縮機油溜め5a、5b、5cが設けられており、圧縮機油溜め5a、5b、5cと貯油槽13とは排油管7a、7b、7cとこれが集約された共通の排油管12で接続されている。排油管7a、7b、7cは、各一端が圧縮機油溜め5a、5b、5cに開口する排油栓6a、6b、6cに接続され、中途には排油逆止弁8a、8b、8cと、第1の絞り機構9a、9b、9cが設けられている。貯油槽13の下部と共通の吸入配管11は第2の絞り機構14を有する給油管15で接続されている。さらにまた、貯油槽13の上部と共通の吸入配管11は第3の絞り機構16を有するガス抜き管17で接続されている。また、前記の第1の絞り機構9a、9b、9c、第2の絞り機構14、第3の絞り機構16、第5の絞り機構37は例えばキャピラリーチューブよりなる。そして、圧縮機油溜め5a、5b、5cが導通され圧力が同一とした場合に、第1の絞り機構9a、9b、9cの並列接続を一つの絞り機構とみなしたときの流路抵抗は、第2の絞り機構14の流路抵抗より大きい。つまり、第1の絞り機構9a、9b、9cの並列接続を一つの絞り機構とみなしたときの流路抵抗の逆数は、第1の絞り機構9a、9b、9cのそれぞれの流路抵抗の逆数の和と等しい。同様に圧縮機が全数運転しない組合せに対応する第1の絞り機構9a、9b、9cの組合せ接続を一つの絞り機構とみなす流路抵抗は第2の絞り機構の流路抵抗より大きい。また第1の絞り機構9a、9b、9cのそれぞれの流路抵抗は、第3の絞り機構16の流路抵抗より小さい。また、圧縮機油溜め5a、5b、5cの油面が排油栓6a、6b、6cの開口する位置である場合の圧縮機油溜め5a、5b、5c内の油量のうちの最大値よりも、貯油槽13の容積(充填可能な油量)は大きい。
図3は前記圧縮機1a、1b、1cの断面図である。ここでは個々の圧縮機を区別せず、代表符号1で示し、添え字a、b、cを付けない。他の構成要素についても同様に代表符号で示すものとする。
圧縮機1はシェル54を有し、シェル内空間55と圧縮機1の外部を区画する。吸入配管4はシェル54を貫通し、圧縮機構50に接続される。吐出配管2と排油栓6はシェル内空間55に開口して接続する。ステータ52はシェル54に直接あるいは間接的に固着される。駆動軸51は図示しない軸受け支えで回転可能に支持され、圧縮機構50に動力伝達可能に接続される。ロータ53x、第1バランサ53y、第2バランサ53zからなる攪拌要素53は駆動軸51に固着されている。排油栓6の開口する位置は攪拌要素53の下端位置56よりも低く、最低必要油量の油面高さ57より高い。なお、最低必要油量は圧縮機内部での給油が成立し信頼性を保障する最低の油量であり、圧縮機油溜め部にある図示しない油経路の吸込み口の位置により決まる。
次に、この冷凍サイクル装置での運転動作について図1を参照して説明する。まず、冷房運転時の動作について説明する。
圧縮装置23より吐出された高温高圧のガス冷媒と油は、共通の吐出配管10を通りオイルセパレータ24に至る。ここで冷媒中に存在する大部分の油を分離し、冷媒と分離しきれない一部の油は四方弁25に至る。オイルセパレータ24で分離した油については後述する。四方弁25は図中の実線のように接続され、室外熱交換器26に至る。ここで冷媒は熱交換され高圧・低温の液冷媒に変化する。次に室外機20を出て、主液管28、分岐して個々の液枝管29x、29yを通り室内機30a、30bに入る。減圧装置33x、33yを通り、ここで冷媒は減圧されて低圧・低乾き度に変化し、室内熱交換器31x、31yに至る。ここで冷媒は熱交換され低圧・高乾き度に変化する。室内機30a、30bを出てガス枝管34x、34y、集約されてガス主管35を通り室外機20に再び入る。次に四方弁25を実線通りに進み、アキュームレータ36に至る。アキュームレータ36の働きは液冷媒を溜めてガス冷媒を優先的に排出し、過渡的に液冷媒を溜めて圧縮機信頼性を高めることである。アキュームレータ36の別の働きは、実使用条件・実設置条件での必要冷媒量の変動幅をアキュームレータ36で吸収することである。油がアキュームレータ36に入ると冷媒と同様にアキュームレータ36内に滞留しようとする。アキュームレータ36内の下流側のU字管において、例えば相溶油ではU字管下部、非相溶油ではある程度の高さの位置に油を容器外へ吸い出すことを兼ねた穴を設けており、アキュームレータ36内に滞留する油を最低限に抑える。その後共通の吸入配管11を通り圧縮装置23へ戻り、圧縮されて高温高圧のガス冷媒と油が再び吐出される。
次に、オイルセパレータ24の作用を説明する。オイルセパレータ24で分離した油は少量のガス冷媒とともにオイルセパレータ24の下部より返油配管38を通り、中途にある第5の絞り機構37を通り減圧され、共通の吸入管11へ至る。オイルセパレータ24で分離した油の経路である第2の経路61は室外機20内に収まるため短く、圧縮機の高低差圧により油が確実に移動する。一方、オイルセパレータ24で分離しきれない油の経路である第1の経路60は、室外熱交換器26、液主管28、液枝管29x、29y、室内熱交換器31x、31y、ガス枝管34x、34y、ガス主管35を経由するので、第2の経路61より非常に長く、ガス冷媒流れによるせん断力や、液冷媒への溶解により油が移動するが、第2の経路の油の駆動源である高低差圧と比べて移動量の程度は小さい。そのため、第1の経路60での油の移動速度は遅く、冷凍サイクルの経路が長くなるほど経路中での存在割合が高くなり圧縮機内の油が枯渇するおそれがある。また、熱交換機内に油が多く存在すると伝熱性能が低下して、冷凍サイクルの能力や性能が低下する。したがって、オイルセパレータ24の油分離効率は信頼性上非常に重要であり、高く設定する必要がある。また、第5の絞り機構37の流路抵抗が大きすぎると第2の経路61を通過する油量が少なくオイルセパレータ24内に油が滞留し、結果的にオイルセパレータ24の分離効率が低下して第2の経路内に油が多く存在し、圧縮機内の油量が減少し信頼性が損なわれる。逆に第5の絞り機構37の流路抵抗が小さすぎると第2の経路61を通過する冷媒が増加し、圧縮機吸入ガス冷媒が過熱されて循環量が低下したり、熱交換器を通過する冷媒量が低下するため、冷凍サイクル装置の能力や性能が低下する。このため第5の絞り機構37の流路抵抗を適度に設定することが重要である。
次に、暖房運転時の動作について図1を参照して説明する。圧縮装置23より吐出された高温高圧のガス冷媒と油は、共通の吐出配管10を通りオイルセパレータ24に至る。ここで冷媒中に存在する大部分の油を分離し、冷媒との分離しきれない油は四方弁25に至る。オイルセパレータ24で分離した油については、冷房と同じ動作のため省略する。四方弁25は図中の破線のように接続され、室外機20を出てガス主管35、分岐してガス枝管34x、34yを通り室内機30a、30bへ入る。次に室内熱交換器31x、31yに入り熱交換され、冷媒は高圧・低温の液冷媒に変化する。次に減圧装置33x、33yを通り減圧され、冷媒は低圧・低乾き度に変化する。室内機30a、30bを出て液枝管29x、29y、集約されて液主管28を通り室外機20に再び入る。次に室外熱交換器26に入り熱交換され、冷媒は低圧・高乾き度に変化する。次に四方弁25を破線通りに進み、アキュームレータ36に至る。アキュームレータ36の機能は前述した通りである。その後共通の吸入配管11を通り圧縮装置23へ入り、圧縮されて高温高圧のガス冷媒と油が再び吐出される。
次に、圧縮装置23の内部での動作を図2を参照して説明する。冷房運転や暖房運転に関係なく、圧縮装置23の動作は同じである。圧縮機1a、1b、1cより吐出された高温高圧の冷媒と油は、吐出配管2a、2b、2c、逆止弁3a、3b、3cを通り、集約されて共通の吐出配管10に至る。その後は第1の経路60や第2の経路61を経て、低温高乾き度の冷媒と油は共通の吸入配管11、分岐して吸入配管4a、4b、4cを通り圧縮機1a、1b、1cへ入る。圧縮機1a、1b、1cの内側下部にある圧縮機油溜め5a、5b、5cには油が存在し、排油栓6a、6b、6cが開口している。圧縮機内部が最も圧力が高いため、排油栓6a、6b、6cから油と少量の冷媒が出て、排油管7a、7b、7cを通り、中途に設けられた排油逆止弁8a、8b、8cを通り、さらに第1の絞り機構9a、9b、9cを通り減圧され、集約されて共通の排油管12を通り、貯油槽13へ入る。貯油槽油13の下部より給油管15を主に油が通り、中途に設けられた第2の絞り機構14を通り減圧され、共通の吸入配管11へ至る。また貯油槽13の上部よりガス抜き管17を主に冷媒が通り、中途に設けられた第3の絞り機構16を通り減圧され、共通の吸入配管11へ至る。共通の吐出配管10から出て第1の経路60や第2の経路61を経て共通の吸入配管11に戻ってきた冷媒と油と同様に、貯油槽13を介して共通の吸入配管11へ至る冷媒と油は分岐して吸入配管4a、4b、4cを通り圧縮機1a、1b、1cへ戻る。
以上に述べた圧縮機油溜め5a、5b、5cから貯油槽13を経由して共通の吸入配管11に至る経路を第3の経路62(図1参照)とする。
一般的に、運転負荷や室内機の運転台数が減少すると、一部の圧縮機を停止する場合がある。停止した圧縮機が圧力差により逆転することを逆止弁3a、3b、3cで防止する。例えば、圧縮機1aがインバータ機で容量可変であり、圧縮機1b、1cが一定速機であれば、圧縮機1aが停止中に圧縮機1bあるいは1cが運転されることはなく、通常では逆止弁3aが必要ない。しかし圧縮機1aが故障した場合や、故障しなくても対応する駆動用インバータや制御系の故障で圧縮機1aを運転できない場合のバックアップとして圧縮機1bや圧縮機1cを運転することを重視するなら、逆止弁3aが必要である。
次に、圧縮機内部の動作について図3を参照して説明する。ステータ52とロータ53xによって発生した動力は駆動軸51を介して圧縮機構50に伝達される。圧縮機構50により吸入配管4から流入した冷媒は、圧縮機構50で圧縮され、図示しない吐出ポートより吐出され、シェル空間55内を流れ、吐出配管2より圧縮機1外部へ出る。通常駆動軸51は偏芯して圧縮機構50に接続されており、圧縮機構50の一部は偏芯しており駆動することで遠心力が生じる。圧縮機に作用する遠心力と遠心モーメントが釣り合うように第1バランサ53y、第2バランサ53zの材質や形状が定まり、圧縮機が振動しにくいようにする。
圧縮機内部の油の流れについて図4を参照して説明する。図4は圧縮機内部の油流れを説明するための説明図である。圧縮機1のシェル54の下部の圧縮機油溜め5に油が存在する。圧縮機油溜め5より油は摺動部59に供給され、摺動部59を潤滑する(58b)。その後、一部の油は圧縮機構50へ入り(58c)、残りの油はシェル空間55に出る(58d)。さらにシェル空間55に出た油(58d)の一部は滴下や圧縮機内部を伝わり落ちて油溜め5に至り(58e)、残りは内部の冷媒流れや攪拌要素53や駆動軸51の回転により吐出配管2へ至る(58f)。また吸入配管4から冷媒とともに油が流入し、圧縮機構50へ入る(58a)。吸入配管4からの油(58a)や摺動部からの油(58c)は圧縮機構50の内部摺動部を潤滑したり、シール性を保持しながら吐出され(58g)、一部の油はそのまま冷媒とともに吐出配管2へ至り(58h)、その他の油は圧縮機内部形状の複雑さにより表面に捕捉され、滴下や圧縮機内部を伝わり落ちて油溜め5へ至る(58i)。また圧縮機油溜め5から、一部の油は内部の冷媒流れや攪拌要素53や駆動軸51の回転により吐出配管2へ至り(58j)、他の一部の油は排油栓6から排出され(58m)、残りの油は前述したように摺動部59へ給油される(58b)。吐出配管2へ至る油(58h、58f、58j)は吐出配管2から圧縮機外へ出る(58k)。
以上のように、圧縮機内部では多数の油経路が存在し運転条件により変化するが、{単位時間あたりの圧縮機内の油収支dQ}={吸入配管より入る吸入油量Qsuc(58a)}−{吐出配管より出る吐出油量Qdis(58k)}−{排油栓より出る排油量Qdra(58m)} であり、dQ=0なら油量変化なし、dQ<0なら油量減少、dQ>0なら油量増加である。なお、圧縮機内の油収支dQ、吸入油量Qsuc、吐出油量Qdis、排油量Qdraはすべて単位時間当たりの量である。
次にまず、圧縮機の運転状態に強く依存する、吐出油量Qdisと排油量Qdraについて説明する。図5は圧縮機油溜め5の油面高さに対する吐出油量(Qdis)の関係図である。
油面高さに対して、吐出油量は攪拌要素の下端位置56の前後で変化率が大きく異なる。油面高さ<攪拌要素下端位置 の場合、油面高さが増加するにつれて吐出油量は若干増加するが、これは冷媒流れにより圧縮機外へ持ち出される油(58h、58f、58j)が増加し、圧縮機油溜めに至る油量(58i、58e)が減少することを意味する。シェル空間55中のガス冷媒が占める割合が低下することで冷媒流速が増加して冷媒流れによる油持ち出し効果か、駆動軸51に接した油に運動エネルギーが付加されることで油持ち出し効果によるものである。
油面高さ=攪拌要素下端位置 となる前後から油面高さが増加すると、吐出油量は顕著に増加する。これは攪拌要素53に接した油に運動エネルギーが付加されることで圧縮機外へ持ち出される油(58j)が増加するが、駆動軸51に比べて攪拌要素53の外径が大きく、付加される運動エネルギーが大きいためである。したがって、油量が増加するほど攪拌要素53に接して運動エネルギーを付加される油が増えるため、吐出油量は増加する。
図6は圧縮機の油面高さに対する排油量(Qdra)の関係図である。油面高さに対して排油量はなめらかなステップ状の関係である。
油面高さ>排油栓位置 の場合、排油栓を油と一部の冷媒が通過する。冷媒は気泡として存在するガス冷媒か、もしくは油への溶解分であり、油と比較すると少ない。排油量は一定値であり、第1の絞り機構9a、9b、9cの流路抵抗が低いほど、また前後差圧が大きいほど絶対値が大きい。
油面高さ<排油栓位置 の場合、排油栓を冷媒と圧縮機内部でミスト状に存在する一部の油が通過する。前者の排油量と比較すると後者の排油量はほぼゼロの一定値である。
油面高さが排油栓位置近傍の場合、排油量は両者の間を連続的に変化する。
次に、圧縮機1a、1b、1cの間での均油動作について説明する。まず圧縮機が全数運転する定常時の望ましい状態(ケース1)について説明する。
この場合は圧縮機内に過不足なく油が存在するため、圧縮機1a、1b、1cにおいてそれぞれ、排油栓位置≦圧縮機油面高さ≦攪拌要素の下端位置 である。貯油槽13内には十分な油が存在する。また第1の絞り機構9a、9b、9cと第2の絞り機構14内を流れるのは油がほとんどであり、油以外で流れる冷媒は油内に溶解する冷媒か、もしくは圧縮機油溜め5a、5b、5c内に存在する気泡として存在する冷媒であり、ほとんどないといってよい。排油栓6a、6b、6cから貯油槽13を介して共通の吸入配管11へ常時油が流れるため、排油量が大きいと冷凍サイクル装置の能力が低下するが、適度に第1の絞り機構9a、9b、9cと第2の絞り機構14の流路抵抗を設定することで能力低下を抑制することができる。第1の絞り機構9a、9b、9cと第2の絞り機構14の流路抵抗の関係により、貯油槽13の圧力を中間圧力とすると、中間圧力は圧縮装置23の吐出圧力よりも吸入圧力に近い値である。
貯油槽13内に十分な油量がないとすると、ガス抜き管17、第3の絞り機構16は冷媒が占めるため、中間圧力は十分な油量がある場合と比較してさらに吸入圧力側の低い値である。(第1の絞り機構9a、9b、9cを通過する油量の和)>(第2の絞り機構14を通過する油量)となり、貯油槽13内の油量は増加し、冷媒はガス抜き管17より排出される。その結果、貯油槽13内は油量が十分存在し、ガス抜き管17に油が存在するようになり、中間圧力は吸入圧力に近いが油量が十分無い時より高くなる。安定した状態では、ガス抜き管17により貯油槽13内の冷媒を確実に排出できる。
貯油槽13より給油管15を介して共通の吸入配管11に至る油は、共通の吸入配管11の上流より流れる冷媒がガス冷媒の場合はせん断力により配管を環状に流れ、冷媒が液又は二相の場合は油が冷媒に溶解または混合することで流れる。いずれにしても共通の吸入配管11から吸入配管4a、4b、4cへ分岐する際、冷媒流量の分配にほぼ比例して油が分配されることが実機により判明している。圧縮機の吐出油量は大まかにいうと冷媒流量と相関があるので、共通の吸入配管11から冷媒流量に比例して油が分配されることは各圧縮機で油の収支が釣り合っているといえる。冷媒流量の分配に比例して油が分配されにくい条件としてガス冷媒が少量流れる場合があるが、低流量だと一般的に圧縮機1台が運転されている場合であり、そもそも分配を考慮する必要がない。
また、排油栓6a、6b、6cから排出した油は一旦貯油槽13に溜まり、その後給油管15を通り、さらに共通の吸入配管11、分岐した吸入配管4a、4b、4cを経て各圧縮機に吸入されるため、貯油槽13で外気と熱交換して冷却されるため、吸入ガスを過熱するのを抑え、冷凍サイクル装置の能力改善の効果がある。また、貯油槽13から個別に給油管を設けなくても、1本の給油管15により各圧縮機に油を分配できるので、構造を単純にしてコストを低減する効果がある。
次に、1台の圧縮機1aの油収支dQが正で油面が望ましい状態から上昇し、他の圧縮機1b、1cの油面が望ましい状態である場合(ケース2)について図7を用いて説明する。図7は油面上昇する圧縮機1aの状態の時系列変化であり、上から順に圧縮機油面高さ、圧縮機を出入りする単位時間当たりの油量、単位時間当たりの油収支である。圧縮機の油面に関係なく、吸入油量Qsucと排油量Qdraは一定とみなす。
まず初めは、dQ>0であり、油面が上昇する。油面が上昇するに従い、吐出油量Qdisが増加するため、油収支dQは0に漸近する。初期の吸入油量Qsucと排油量Qdraによっては油面が圧縮機1aの攪拌要素の下端56aをオーバーシュートする場合もあるかもしれないが、図5に示すように油面が攪拌要素の下端位置56a近傍で吐出油量Qdisが急激に増加するため、圧縮機1aの油面が攪拌要素の下端位置56aより高い位置で安定することはない。
実際には圧縮機1aの油面が上昇する前と攪拌要素の下端位置56aで安定した後での状態変化により、吐出油量の増加分は第1の経路60や第2の経路61を経て各圧縮機の吸入油量増加分の総和と等しくなるように分配される。しかし吸入油量の内、第3の経路61を経由する給油量は状態変化によらず一定であるため、状態変化前後での各圧縮機の吸入油量の変化率は圧縮機1aの吐出油量の変化率より小さく、安定後の油面位置への影響は小さい。
次に、1台の圧縮機1aの油収支dQが負で油面が望ましい状態から低下し、他の圧縮機1b、1cの油面が望ましい状態で運転する場合(ケース3)について図8を用いて説明する。図8は圧縮機1aの状態の時系列変化であり、上から順に圧縮機油面高さ、貯油槽圧力、圧縮機を出入りする単位時間当たりの油量、単位時間当たりの油収支である。圧縮機1aの油面が攪拌要素の下端位置より低くても、ある程度は吐出油量Qdisが変化するが、吸入油量Qsucや排油量Qdraの変化より小さいので、ここでは一定とみなす。また排油量Qdraは厳密には滑らかに変化するが、単純に直線変化で表す。
まず、時間Aに至るまでの間は、Qdis、Qsuc、Qdraは一定でdQ<0であるので、油面が単調に低下する。第1の絞り機構9a、9b、9cでの圧力損失は第2の絞り機構14での圧力損失より大きく、貯油槽13の圧力である中間圧力は圧縮機吸入圧力寄りで低い。時間Aになると油面が排油栓6aが開口する位置となり、第1の絞り機構9aを主に冷媒が通過するため、排油量Qdraがほぼゼロになり油収支dQが増加する。また第1の絞り機構9aでの圧力損失が低減し、中間圧力は上昇して吐出圧力側に増加するため、貯油槽13から共通の吸入配管11へ移動する油量が増加し、吸入油量Qsucが増加する。第1の絞り機構9aと第2の絞り機構14の流路抵抗の設定により、高低圧差が低い場合でも第2の絞り機構14の前後の差圧を確保することができるので、給油量の増加量を十分確保することができる。貯油槽13に油量が十分存在するので、吸入油量Qsucの増加量は大きい一定値であり、dQ>0とすることができる。またこのとき貯油槽13内の油量が低下し冷媒が入り込むが、第3の絞り機構16と第1の絞り機構9aの流路抵抗の設定より、中間圧力が吐出圧力側で高く、貯油槽13から共通の吸入配管11への給油量は確保される。
油面が排油栓6aの位置になる時間Aから吸入油量Qsucが増加する時間Bはある程度の時間の遅れがあり油面が上昇する。その後、時間Cで圧縮機油面が排油栓6aの開口位置まで上昇する。
時間Cになると、油面が排油栓6aの開口する位置まで上昇し、第1の絞り機構9aを主に油が通過するため、排油量Qdraが元の一定値に戻り、油収支dQが減少するが、時間遅れのため吸入油量Qsucがまだ大きくて油面は上昇する。また第1の絞り機構9aでの圧力損失が増加して中間圧力は吸入圧力側に低下するため、貯油槽13から共通の吸入配管11へ移動する油量が減少し、吸入油量Qsucが低下する。またこのとき貯油槽13内に流入する油量が増加し、流出する油量が低下するが、冷媒がガス抜き管17から出るため中間圧力が増加することなく貯油槽13内の油量が増加する。油面が排油栓位置になる時間Cから吸入油量Qsucが減少する時間Dはある程度の時間の遅れがあり油面が上昇する。その後、時間A’で圧縮機油面が排油栓6aの位置まで低下する。
以後同様の動作を繰り返すが、圧縮機油面は排油栓6aの開口する位置の近傍にある。実際は油面位置の変化に伴い、油面が排油栓6aの開口する位置より低い場合は吐出油量Qdisが減少し、高い場合は逆に増加するため、排油栓6aの開口する位置近傍での油面位置の変動の幅は次第に減少し、油面位置の変動の周期は次第に長くなる。そのため油面は排油栓6aの開口する位置に収束するように変化する。排油栓6aの開口する位置より一時的に油面が低下する場合があるが、第3の経路62を通り圧縮機1aへ給油される経路は実質上短くでき、排油栓6aの開口する位置を最低必要油量の油面高さより裕度を持たせて高く設定すれば、最低必要油量を下回ることなく圧縮機信頼性が保たれる。初期の吐出油量Qdis等の値によっては図8の経時変化と多少の違いはあっても、油面は排油栓6aの開口する位置近傍で安定する。例えば1回目の経時変化後に油面が排油栓6aの開口する位置近傍で安定する場合もある。
また圧縮機1aの油面が低下する前と排油栓6aの位置で安定した後では、貯油槽13から圧縮機1aへ油が給油されるのと同時に、圧縮機1b、1cへ供給される。そのため圧縮機1b、1cの油面高さが望ましい状態の位置より上昇する。しかし(ケース2)の場合が適用でき、圧縮機1b、1cのそれぞれの攪拌要素の下端位置56b、56cの近傍より高い位置で安定することはない。
次に、1台の圧縮機1aが停止し、他の圧縮機1b、1cの油面が望ましい状態で運転する場合(ケース4)を説明する。圧縮機1aの運転が停止されるとシェル内空間55aの圧力は逆止弁3aがあるため、著しい逆回転で圧縮機の摺動部を損傷することなく徐々に吐出圧力から吸入圧力まで低下する。排油管7aでは圧縮機1aに向かって油が流れようとするが、排油逆止弁8aのため油は流れない。
また第1の絞り機構9b、9cの並列接続を一つの絞り機構とみなしたときの流路抵抗は、3つの第1の絞り機構9a、9b、9cの並列接続を一つの絞り機構とみなしたときの流路抵抗より大きいため、第2の絞り機構14の流路抵抗より大きい。貯油槽13の圧力である中間圧力は圧縮機1aの運転の有無にかかわらず圧縮機吸入圧力側の低い圧力であり、圧縮機1b、1cの油面を望ましい状態に保つことができる。
次に、1台の圧縮機1aが停止から起動し、他の圧縮機1b、1cの油面が望ましい状態で運転する場合(ケース5)を図9を用いて説明する。図9は起動時に油面が低下する場合の圧縮機油面高さの時系列変化図である。吐出油量が過渡的に増大して圧縮機油面が急激に低下するが、起動前の圧縮機の油面高さが排油栓6aの位置より上でありさえすれば、起動時からの一定期間中に最悪の場合に油が全て吐出されるとしても、貯油槽13内に油が十分確保されているので、油面が排油栓6aの開口する位置まで回復することができる。予め圧縮機の起動で持ち出される油量を把握していれば、(排油栓位置の油量)>(最低必要油量)+(起動時に吐出される油量)となるように排油栓の開口する位置を設定することで、最低油量を確保でき信頼性が確保できる。1つめの周期(A−A’)は定常時の場合の周期より大きい。2つめ以降の周期や経時変化は(ケース3)の場合と同じで排油栓6aの位置近傍にあり、変化の振幅や周期は次第になくなる。初期の吐出油量Qdis等の値によっては図8の経時変化と多少の違いはあっても、油面は排油栓6aの開口する位置近傍で安定する。例えば1回目の経時変化後に油面が排油栓6aの開口する位置近傍で安定する場合もある。
なお、3台の圧縮機が同時に起動する場合の油面低下が最も顕著であるが、一般的に一定の時間間隔を設けて圧縮機を順に起動させることが一般的であるので、一台分の圧縮機起動で油量を確保できればよい。
以上のようにして、特別な制御や油面検知手段を用いずに、圧縮機の油量が不足する時に余剰油がある圧縮機から油を排出し、不足している圧縮機に給油を行うことができる。また、ある1台の圧縮機1aの油面が上昇する場合は攪拌要素の下端位置56aに、油面が低下する場合は排油栓6aの開口する位置にとどまるため、この範囲内に圧縮機油面を保つことができる。同様にして圧縮機2台以上で油面が上昇あるいは低下する場合も同様に、攪拌要素の下端位置56a、56b、56cと排油栓6a、6b、6cの開口する位置との範囲内に圧縮機油面位置を収めることができる。また圧縮機の起動・停止にかかわらず油面を望ましい範囲に保つことができる。
仮に圧縮機1a、1b、1cの油面がすべて攪拌要素の下端位置56a、56b、56cを超える状態があるとすれば、単純に冷凍サイクル装置に対する全体の油量が過剰であるためであり、油量を適度に減らすかアキュームレータ36内に油を適度に貯める仕様にする必要がある。
逆に圧縮機1a、1b、1cの油面がすべて排油栓6a、6b、6cより低い状態があるとすれば、単純に冷凍サイクル装置に対する全体の油量が不足するためであり、油量を適度に増やすかオイルセパレータ24の分離効率を上げるなどの仕様にする必要がある。またこの場合は排油栓6a、6b、6cから貯油槽13を介して共通の吸入配管11へ至る経路が全てガス冷媒が通過するため、圧縮機1a、1b、1cの吸入ガス温度や吐出ガス温度が上昇するので、冷凍サイクル装置に一般的に設けてある温度センサ等で異常を検知して運転停止などの保護措置を行うことで圧縮機の信頼性が確保される。
以上のように、圧力差をもとに圧縮機の油量を調整するため、排油栓の開口位置、攪拌要素の下端位置、貯油槽や接続配管の位置などの高さ方向の位置関係や寸法に関係なく機能する。また第1の絞り機構、第2の絞り機構、第3の絞り機構の流路抵抗を規定するので、油面低下時に十分な差圧で給油できることができる。
圧力差が確保できない場合として、冷凍サイクル装置の低負荷起動時が考えられるが、前述したように通常一台起動であり、オイルセパレータの分離効率の高効率化といった圧縮機1台構成の従来の冷凍サイクル技術で油量確保に対応できる。
本実施の形態について図面に基づいて説明したが、具体的な構成はこれらの実施形態に限られるものではなく、発明の趣旨を逸脱しない範囲で変更可能である。
例えば、第1の絞り機構、第2の絞り機構、第3の絞り機構、第5の絞り機構はそれぞれ配管の中途に設けているが、配管がなく、絞り機構で該当箇所を接続してもよい。また排油逆止弁8a、8b、8cと第1の絞り機構9a、9b、9cの位置は逆であってもよい。また第1の絞り機構、第2の絞り機構、第3の絞り機構の流路抵抗の関係は、それぞれ接続される排油管と排油逆止弁、給油管、ガス抜き管の流路抵抗を加味した場合に成立してもよい。第3の経路を通過するのは主に油とガス冷媒であるので、油の種類は相溶油と非相溶油のどちらでもよい。
また、図10に示すように、圧縮機内部に配管70が接続されていてもよく、この場合、排油栓6の開口する位置とは、圧縮機外観から見える位置ではなく、圧縮機油溜め5に開口する配管70の吸込み口の位置である。圧縮機外観上に見える排油栓6の位置が、圧縮機内部構造により制限を受ける場合に、任意の位置に排油栓を自由に設定することができる。さらにはシェルの共通化によるコスト低減効果がある。
また、図11に示すように、駆動軸51より外径が大きく油に大きな運動エネルギーを付加できる攪拌板63が駆動軸51に固着されてもよい。この場合の攪拌要素53の下端位置56は、第2バランサ53zではなく、攪拌板63の下端位置である。ロータ53xやステータ52は圧縮機の負荷に応じて仕様が定まり、第1バランサ53yや第2バランサ53zは圧縮機構50の偏芯部分によりほぼ形状が定まる。このため場合によっては攪拌板63がない場合の攪拌系の下端位置が圧縮機上方にあり、圧縮機から余剰な油の排出を開始する時の圧縮機内油量が大きくなり、結果として冷凍サイクル装置内の封入油量が増大してしまう。攪拌板63を付加することで圧縮機内にある油量のバラツキを抑えることができ、圧縮機信頼性が向上し、冷凍サイクル全体の封入油量を低減できてコスト低減する効果がある。
実施の形態2.
次に、本発明の実施の形態2について図12を用いて説明する。図12は本実施の形態2に係る冷凍サイクル装置の圧縮機周辺の冷媒回路図である。本実施の形態では、貯油槽13と共通の吸入配管11との間の経路を前述の実施の形態1と異なるように構成したもので、第2の絞り機構14と給油管15に並列に、貯油槽13の下部と共通の吸入配管11とをバイパス管40で接続し、その中途に開閉弁41を設ける構成とするものである。その他の部分については実施の形態1と同様に構成されている。
図13はこの冷凍サイクル装置の起動時における開閉弁の開閉制御を示すフローチャートである。以下、このフローチャートに従って冷凍サイクル装置の動作を説明する。
まず、ステップS0で冷凍サイクル装置が起動されると、ステップS1で初期設定が行われ、開閉弁41は閉である。ステップS2で1台目の圧縮機が起動し、ステップS3で開閉弁41を開とする。ステップS4で一定時間が経過すると、ステップS5で開閉弁41を閉とする。ステップS6で2台目あるいは3台目の圧縮機が起動すると、ステップS7で開閉弁41を開とする。ステップS8で一定時間が経過すると、ステップS9で開閉弁41を閉とする。以後ステップS6に戻り、次の圧縮機に対して上記の通り開閉弁41の動作が繰り返される。また、ステップS4またはステップS8の一定時間は、圧縮機起動時に吐出された大量の油が、オイルセパレータ24で分離できず第1の経路60を通過して圧縮機に戻るまでの時間や、起動時から吐出油量が低減するまでの時間により定まる。なお、圧縮機起動時の制御は従来の実施例より存在するので、開閉弁の制御を組込むことは技術的、コスト的に問題はない。圧縮機起動時の従来の制御として、起動圧縮機の周波数パターンや第5の絞り機構37に並列に接続された図示しない開閉弁制御などがある。
以上のように開閉弁41が制御されるので、開閉弁41を開とすると貯油槽13内の油が大量に圧縮機に供給される。圧縮機の起動時、特に1台目の圧縮機が起動するときで圧縮機内に液冷媒が溜まる場合が顕著であるが、圧縮機内から大量に油が持ち出されるので、安定した油量確保を実現できる。
本実施の形態について図面に基づいて説明したが、具体的な構成はこれらの実施形態に限られるものではなく、発明の趣旨を逸脱しない範囲で変更可能である。
例えば、ステップS4とステップS8の一定時間は同じである必要は無く、最も油持ち出しが多い1台目の圧縮機の場合の一定時間より、油持ち出しが少ない2台目や3台目の圧縮機起動の場合の一定時間を低減してもよい。開閉弁が開であると第3の経路62を油と冷媒が大量に通過するため、冷凍サイクル装置の能力が低下するので、2台目以降の圧縮機起動時の一定時間を低減することで圧縮機起動時の能力低下を抑える効果がある。また、低外気ほど圧縮機内に液冷媒が溜まりやすく圧縮機起動時の吐出油量が多いため、冷凍サイクル装置の図示しない外気温センサにより外気温を検知し、外気温が高いほどステップS4やステップS8の一定時間を短くしてもよく、同様に圧縮機起動時の能力低下を低減する効果がある。
また、図14に示すように第2の絞り機構14の代わりに第2の可変絞り機構42を設け、バイパス管と開閉弁を省略してもよい。この場合は図13のステップS3とステップS7で第2の可変絞り機構42の開度を開き気味にし、ステップS1とステップS5とステップS7で第2の可変絞り機構42の開度を絞り気味にする。また、可変開度を絞り気味にする場合の第2の可変絞り機構42の流路抵抗と第1の流路抵抗の関係は、実施の形態1と同じである。
また、ステップS4とステップS8の一定時間を起動圧縮機の順番や外気温によって短くする代わりに、第2の可変絞り機構の開き気味の開度を小さくしてもよい。
排油栓の開口位置を攪拌要素の下端位置の近傍とし、最低必要油量の油面高さから遠い位置に設け、第1の絞り機構と第2の絞り機構の流路抵抗を大きくしてもよい。ただし圧縮機の望ましい油面位置は排油栓の開口位置近傍である。圧縮機の油面の大きな変化が圧縮機起動時に特定でき、他の場合は比較的小さい油面変化である場合であり、図6の排油栓の開口位置近傍での排油量変化の特性を利用して圧縮機の油面を望ましい状態に保つことができる。
実施の形態3.
次に、本発明の実施の形態3について図15を用いて説明する。図15は本実施の形態3に係る冷凍サイクル装置の圧縮機周辺の冷媒回路図である。本実施の形態では、圧縮機から他の油経路を設けることで実施の形態1と異なるように構成したもので、その他の部分については実施の形態1と同様に構成されている。第2の排油栓43a、43bが圧縮機内部に開口して設けられており、第2の排油栓43a、43bの開口位置は、第1の排油栓6a、6bの圧縮機油溜め5a、5bへの開口位置より高く、攪拌要素の下端位置より低い。第2の排油栓43a、43bと吐出配管2a、2bは第2の排油管44a、44bを介して接続され、中途に第4の絞り機構45a、45bが設けられている。第4の絞り機構45a、45bは前記同様にキャピラリーチューブよりなる。また、第2の排油管44a、44bが無く、第2の排油栓43a、43bと吐出配管2a、2bを第4の絞り機構45a、45bを介して接続されてもよい。また、図10の排油栓開口位置と同様に圧縮機内部に配管を接続してもよく、圧縮機内部で開口する位置が第2の排油栓の位置である。外観上の第2の排油位置は排油栓位置より低くてもよい。圧縮機の内部構造の制限を受けることなく自由に排油栓位置を設定できる。
圧縮機1a、1bの油面が望ましい状態より上昇する場合、油面が第2の排油栓43a、43bの開口位置より低い場合は第2の排油管44a、44b内を冷媒が流れ油面は上昇を続けるが、油面が第2の排油栓43a、43bの開口位置近傍になると第2の排油管44a、44bを油が通過して圧縮機外へ吐出される。その結果、油面が上昇せず第2の排油栓43a、43bの開口位置近傍で安定する。
このように構成されるので、圧縮機内の余剰油は差圧で確実に圧縮機外へ吐出される。また油面が上昇しても攪拌要素による運動エネルギーが油に付加されないので、動力ロスがなく性能改善の効果がある。また圧縮機がインバータ駆動であり低速で運転される場合は、攪拌要素による運動エネルギーが十分付加されず、図5の吐出油量の傾きが大きく変化せず油面上限位置が高くなるおそれがある。本実施の形態では差圧で油を排出するため低速運転でも余剰油を圧縮機外に確実に吐出することができ、封入油量を低減できる効果がある。
実施の形態4.
次に、本発明の実施の形態4について図16を用いて説明する。図16は本実施の形態4に係る冷凍サイクル装置の圧縮機周辺の冷媒回路図である。本実施の形態では、オイルセパレータ24からの返油経路を実施の形態1と異なるように構成したもので、その他の部分については実施の形態1と同様に構成されている。オイルセパレータ24の下部と貯油槽13が排油管65で接続されており、排油管65の中途に第5の絞り機構64を設ける。また排油管65がなく、第5の絞り機構65のみでオイルセパレータ24の下部と貯油槽13を接続してもよい。
第2の経路61を第3の経路に合流させることで、貯油槽13内に油を安定して溜めることができる。また圧縮機の油面が低下して排油栓6a、6bの開口位置近傍になる場合に、オイルセパレータ24内の油も圧縮機1a、1bに給油でき、安定した油面確保が実現できる。
実施の形態5.
次に、本発明の実施の形態5について図17を用いて説明する。図17は本実施の形態5に係る圧縮装置の概略図である。本実施の形態では、圧縮機と貯油槽の設置手段を設けて実施の形態1と異なるように構成したもので、その他の部分については実施の形態1と同様に構成されている。圧縮機の様式は高圧シェル式であれば、縦置きと横置きのいずれであってもよいし、圧縮方法はスクロール、ロータリー、レシプロ式などの何れであってもよい。各圧縮機1a、1b、1cと貯油槽13は共通架台66の上に配置されており、圧縮装置23が構成されている。また、この圧縮装置23は、共通架台66の上に、共通の吐出配管10と共通の吸入配管11の各端部が冷媒回路の接続端10a、11aである冷媒回路ユニット71を備えている。
この構成により、圧縮装置23がアセンブリ化しており、生産性が改善される。さらに例えば圧縮機製造者と冷凍サイクル装置の製造者が異なり、冷凍サイクル装置の製造者へ圧縮装置を搬入する場合、個別で搬入するよりも容易である。大型圧縮機で構成される既存の冷凍サイクル装置において大型圧縮機を本圧縮装置23に置換することができ、圧縮機間の信頼性を保持しつつ、部分負荷性能の高い圧縮装置を提供できる。
本発明の実施の形態1に係る冷凍サイクル装置の冷媒回路図である。 図1の圧縮機周辺の冷媒回路図である。 図1の圧縮機の概略図である。 図1の圧縮機内部の油流れを説明するための説明図である。 図1の圧縮機の油面高さに対する吐出油量の関係図である。 図1の圧縮機の油面高さに対する排油量の関係図である。 図1の圧縮機の油面が上昇する場合の圧縮機状態の時系列変化図である。 図1の圧縮機の油面が低下する場合の圧縮機状態の時系列変化図である。 図1の圧縮機の起動時に油面が低下する場合の圧縮機油面高さの時系列変化図である。 排油栓の他の実施例を示す図である。 攪拌系の他の実施例を示す図である。 本発明の実施の形態2に係る冷凍サイクル装置の圧縮機周辺の冷媒回路図である。 図12の冷凍サイクル装置の起動時における開閉弁の開閉制御を示すフローチャートである。 冷凍サイクル装置の冷媒回路の他の実施例を示す図である。 本発明の実施の形態3に係る冷凍サイクル装置の圧縮機周辺の冷媒回路図である。 本発明の実施の形態4に係る冷凍サイクル装置の圧縮機周辺の冷媒回路図である。 本発明の実施の形態5に係る圧縮装置の概略図である。
符号の説明
1、1a、1b、1c 圧縮機、2、2a、2b、2c 吐出配管、3a、3b、3c 逆止弁、4、4a、4b、4c 吸入配管、5、5a、5b、5c 圧縮機油溜め、6、6a、6b、6c 排油栓、7a、7b、7c 排油管、8a、8b、8c 排油逆止弁、9a、9b、9c 第1の絞り機構、10 共通の吐出配管、11 共通の吸入配管、12 共通の排油管、13 貯油槽、14 第2の絞り機構、15 給油管、16 第3の絞り機構、17 ガス抜き管、20 室外機、23 圧縮装置、24 オイルセパレータ、25 四方弁、26 室外熱交換器、27 室外ファンモータ、28 液主管、29x、29y 液枝管、30a、30b 室内機、31x、31y 室内熱交換器、33x、33y 減圧装置、34x、34y ガス枝管、35 ガス主管、36 アキュームレータ、37 第5の絞り機構、38 返油配管、40 バイパス管、41 開閉弁、42 第2の可変絞り機構、43a、43b 第2の排油栓、44a、44b 第2の排油管、45a、45b 第4の絞り機構、46 共通の給油管、50 圧縮機構、51 駆動軸、52 ステータ、53 攪拌要素、53x ロータ、53y 第1バランサ、53z 第2バランサ、54 シェル、55 シェル空間、56 攪拌要素の下端位置、57 最低必要油量の油面高さ、58a〜58m 圧縮機内部の油の流れ、59 摺動部、60 第1の経路、61 第2の経路、62 第3の経路、63 攪拌板、64 第5の絞り機構、65 排油管、66 共通架台、70 配管、71 冷媒回路ユニット。

Claims (12)

  1. 冷媒回路中に複数の高圧シェル式の圧縮機を並列に接続してなる冷凍サイクル装置において、
    個々の前記圧縮機の圧縮機油溜りに開口する排油栓と、前記排油栓のそれぞれに端部を接続する排油管と、前記排油管のそれぞれに設けられる第1の絞り機構と、前記排油管の各他端を集約して接続する共通の排油管と、前記共通の排油管の端部を接続する貯油槽と、前記貯油槽の下部と前記圧縮機のそれぞれに接続される共通の吸入配管とに両端を接続される1本の給油管と、前記給油管に設けられる第2の絞り機構と、を有し、
    前記第2の絞り機構を有する前記給油管と前記共通の吸入配管とに両端を接続されるバイパス管を設け、前記バイパス管に前記第2の絞り機構と並列に開閉弁を設けることを特徴とする冷凍サイクル装置。
  2. 前記圧縮機油溜めの圧力が同一とした場合に複数の前記第1の絞り機構を組み合わせて一つとみなしたときの流路抵抗が、前記第2の絞り機構の流路抵抗よりも大きいことを特徴とする請求項1記載の冷凍サイクル装置。
  3. 前記排油栓が前記圧縮機油溜めに開口する位置は、前記圧縮機の最低必要油量の油面高さより高く、前記圧縮機内に設けられる攪拌要素の下端位置よりも低いことを特徴とする請求項1または2記載の冷凍サイクル装置。
  4. 前記貯油槽内に充填可能な油量は、前記排油栓が前記圧縮機油溜めに開口する位置での前記圧縮機油溜め内の油量のうちの最大値よりも大きいことを特徴とする請求項1から3のいずれか一項に記載の冷凍サイクル装置。
  5. 前記貯油槽の上部と前記共通の吸入配管とに両端を接続されるガス抜き管と、前記ガス抜き管に設けられる第3の絞り機構と、を有し、前記第1の絞り機構の流路抵抗がすべて前記第3の絞り機構の流路抵抗より小さいことを特徴とする請求項1から4のいずれか一項に記載の冷凍サイクル装置。
  6. 前記排油管はそれぞれ逆止弁を有することを特徴とする請求項1から5のいずれかに記載の冷凍サイクル装置。
  7. 前記第2の絞り機構が可変絞り機構で構成されていることを特徴とする請求項1から6のいずれか一項に記載の冷凍サイクル装置。
  8. 前記圧縮機の中で停止中の圧縮機が少なくとも1台存在する場合、停止圧縮機が起動してからある一定の期間中は前記開閉弁を開とし、前記一定の期間が経過した後は前記開閉弁を閉とすることを特徴とする請求項1から6のいずれか一項に記載の冷凍サイクル装置。
  9. 前記圧縮機の中で停止中の圧縮機が少なくとも1台存在する場合、停止圧縮機が起動してからある一定の期間中は前記第2の絞り機構の可変絞りを開度大とし、前記一定の期間が経過した後は前記第2の絞り機構の可変絞りを開度小とすることを特徴とする請求項記載の冷凍サイクル装置。
  10. 前記排油栓の開口位置と前記攪拌要素の下端位置との間に位置する第2の排油栓と、前記第2の排油栓から第4の絞り機構を介して前記圧縮機の個々の吐出配管に第2の排油管が接続されることを特徴とする請求項1からのいずれか一項に記載の冷凍サイクル装置。
  11. 前記個々の吐出配管を集約する共通の吐出配管にオイルセパレータが接続され、前記オイルセパレータの下部より第5の絞り機構を介して前記貯油槽に接続されることを特徴する請求項10記載の冷凍サイクル装置。
  12. 前記複数の圧縮機と前記貯油槽が共通の架台に設置され、前記冷媒回路のうち、前記共通の吐出配管と前記共通の吸入配管の各端部を前記冷媒回路の接続端とする前記圧縮機側の冷媒回路ユニットが前記架台と一体に構成されていることを特徴する請求項1から11のいずれか一項に記載の冷凍サイクル装置。
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