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

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７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９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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