JP6917583B2

JP6917583B2 - 空気調和機

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Publication number: JP6917583B2
Application number: JP2017075236A
Authority: JP
Inventors: 雄章水藤; 増田　哲也; 哲也増田; 長谷川　寛; 寛長谷川
Original assignee: Panasonic Intellectual Property Management Co Ltd
Current assignee: Panasonic Intellectual Property Management Co Ltd
Priority date: 2017-04-05
Filing date: 2017-04-05
Publication date: 2021-08-11
Anticipated expiration: 2037-04-05
Also published as: JP2018179329A

Description

本発明は空気調和機に関するものである。

従来技術として、エンジンと、エンジン駆動コンプレッサーと、電動コンプレッサーと、エンジンを冷却するための冷却水回路と、暖房運転時にエンジン排熱を電動コンプレッサーの吸入冷媒に放熱する排熱熱交換器とを備えた空気調和機が提案されている（例えば、特許文献１参照）。特許文献１に記載された従来の空気調和機は、暖房運転時にエンジン排熱を電動コンプレッサーの吸入冷媒の加熱源として用い、電動コンプレッサーの吸入冷媒の蒸発温度を上げ、電動コンプレッサーの吸入冷媒の圧力を上げて小圧縮比で電動コンプレッサーを運転している。これにより電動コンプレッサーの入力を下げ、高効率で暖房運転できるとしている。

図８は、特許文献１に記載された従来の空気調和機を示すものである。図８に示すように、特許文献１に記載された従来の空気調和機は、エンジンＥＧにより駆動するエンジン駆動コンプレッサー１２Ａと、モーターＭにより駆動する電動コンプレッサー１２Ｂと、暖房運転時の中温中圧冷媒を電動コンプレッサー１２Ｂの吸入側にバイパスするバイパス配管３３と、バイパス配管３３上にあってエンジンＥＧの冷却水から冷媒にエンジンＥＧの排熱を供給する排熱熱交換器４０と、エンジンを冷却するエンジン冷却水回路４１と、室外空気と冷媒で熱交換を行う室外熱交換器１１と、室内空気と冷媒で熱交換を行う室内熱交換器２１から構成されている。

特許文献１に記載される構成で、高負荷暖房運転時には、エンジン駆動コンプレッサー１２Ａと電動コンプレッサー１２Ｂの両方のコンプレッサーを駆動する。エンジン駆動コンプレッサー１２Ａにより圧縮された冷媒は高温高圧のガス冷媒となり、電動コンプレッサー１２Ｂにより圧縮された冷媒も高温高圧のガス冷媒となる。圧縮されたこれらのガス冷媒は、合流した後に室内熱交換器２１へ流入し、室内空気と熱交換し、空気に放熱して冷媒自身は凝縮して液体となる。その後、冷媒は室内熱交換器２１を出て、一部の冷媒は室外膨張弁１４により減圧されて低温低圧になった後に、室外熱交換器１１に流入する。室外熱交換器１１に流入した低温低圧の液冷媒は室外空気と熱交換を行い、冷媒は室外空気から吸熱して蒸発し、低温低圧のガス冷媒となって室外熱交換器１１を出てエンジン駆動コンプレッサー１２Ａのみで圧縮される。一方、室内熱交換器２１を出た冷媒の一部は室外熱交換器１１に流入せず、バイパス配管３３へ流入し、開閉弁Ｖ４を通過した後に排熱熱交換器４０に流入する。排熱熱交換器４０において、冷媒はエンジン冷却水からエンジン排熱を受け取り蒸発し、ガス冷媒となって排熱熱交換器４０を出る。排熱熱交換器４０において冷媒と熱交換を行うエンジン冷却水は、室外熱交換器１１において冷媒と熱交換を行う室外空気の温度よりも高いため、排熱熱交換器４０における冷媒と冷却水の平均温度差は、室外熱交換器１１における冷媒と空気の平均温度差よりも大きい。ゆえに排熱熱交換器４０において冷媒が受け取る熱量は、室外空気熱交換器１１において冷媒が受け取る熱量よりも大きいので、排熱熱交換器４０における冷媒の蒸発温度を、室外熱交換器１１における冷媒の蒸発温度よりも高くすることができ、排熱熱交換器４０における冷媒の圧力を、室外膨張弁２２などの手段で室外熱交換器１１における冷媒の圧力よりも高くすることができる。このため、電動コンプレッサー１２ｂの吸込み冷媒の圧力を高くして小圧縮比で運転できるので電動コンプレッサー１２Ｂの消費電力を抑えることができる。従って、高負荷暖房運転時の運転効率が上がるとしている。ただし、エンジン冷却水回路４１の詳細な構成については記載されていない。

一方、エンジンと、エンジン駆動コンプレッサーと、エンジンを冷却するための冷却水回路と、暖房運転時にエンジン排熱をエンジン駆動コンプレッサーの吸入冷媒に放熱する排熱熱交換器と、エンジン排熱を室外空気に放熱するラジエーターと、を備え、冷却水回路において排熱熱交換器とラジエーターを並列に接続した空気調和機が提案されている（例えば、特許文献２参照）。

図９は、特許文献２に記載された従来の空気調和機を示すものである。図９に示すように、特許文献２記載された従来の空気調和機は、エンジンＥＧにより駆動するエンジン駆動コンプレッサー５１と、室外熱交換器５２と、室内熱交換器５３と、エンジンを冷却するエンジン冷却水回路６１と、エンジンＥＧの排熱を空気に放出するラジエーター６２と、ラジエーター６２に並列に接続され暖房運転時にエンジンＥＧの排熱を冷媒に供給する排熱熱交換器６３とから構成されている。

特許文献２に記載される構成で、暖房運転時には、エンジン駆動コンプレッサー５１により圧縮された冷媒は高温高圧のガス冷媒となり室内熱交換器５３へ流入し、室内空気と熱交換し、空気に放熱すると共に冷媒自身は凝縮して液体となる。その後液体となった冷媒は室内熱交換器５３を出て、一部の冷媒は第一膨張弁１６により減圧されて低温低圧になった後に、室外熱交換器５２に流入する。室外熱交換器５２に流入した低温低圧の液冷媒は室外空気と熱交換を行い、冷媒は室外空気から吸熱して蒸発し、低温低圧のガス冷媒となって室外熱交換器５２を出る。一方、室内熱交換器５３を出た冷媒の一部は室外熱交換器５２に流入せず、第二膨張弁１７により減圧された後に排熱熱交換器６３に流入する。排熱熱交換器６３において、冷媒はエンジン冷却水からエンジン排熱を受け取り蒸発し、ガス冷媒となって排熱熱交換器６３を出る。その後、室外熱交換器５２において空気から吸熱した冷媒と合流してエンジン駆動コンプレッサー５１により再び圧縮される。

ところで冷却水回路においては、エンジンの高効率運転を目的に、サーモスタット弁６４が冷却水の温度を検知し、検知する温度によってエンジン冷却水の流路を切り替えることにより、冷却水のエンジンへの戻り温度を所定の温度に維持する。サーモスタット弁６４が検知する冷却水温度が所定の温度未満の場合には、エンジンより排熱を回収した高温のエンジン冷却水は、エンジンを出た後に排熱熱交換器６３のみへ流入し、排熱熱交換器６３においてエンジン冷却水は冷媒に放熱することにより温度が低下し、その後排熱熱交換器６３を出た後に再びエンジンに戻る。一方、空調負荷の上昇に伴い、エンジン負荷が上昇し、エンジンの排熱が増加してサーモスタット弁６４が検知する冷却水温度が所定温度以上になった場合には、エンジン出口の冷却水を排熱熱交換器６３だけでなくラジエーター６２にも流入させる。排熱熱交換器６３において冷却水が熱交換をする冷媒の温度よりも、ラジエーター６２において冷却水が熱交換する室外空気の温度のほうが低いため、排熱熱交換器６３における冷却水と冷媒の平均温度差よりも、ラジエーター６２における冷却水と室外空気の平均温度差のほうが大きい。このため、排熱熱交換器６３における冷却水の放熱量はラジエーター６２における冷媒の放熱量よりも大きいので、ラジエーター62に冷却水を流入させた分、冷却水の放熱量も増えて、エンジン負荷上昇に伴い温度が上昇した冷却水を、所望の温度に低下させることができる。またエンジン負荷が低下するなどして、エンジンからの排熱量が減り、エンジン冷却水温度が低くなってきた場合には、ラジエーター６２への冷却水流量を減らすことによりエンジン冷却水の放熱量を減らし、エンジンへの冷却水の戻り温度が所定温度に維持されるようにする。このように、エンジンへ戻る冷却水温度を維持できるようにラジエーターへの冷却水流量を調整することにより、エンジンが高効率で運転できるとしている。

特開２００３−０５６９４４号公報特開２００４−１２５２０５号公報

しかしながら、前記従来の構成では、空調負荷が上昇した場合にエンジン負荷が上昇して排熱熱交換器のみでは冷却水温度を所定の温度まで低下できなくなると、ラジエーターへの冷却水流量を増加させるため、ラジエーターと並列に接続されている排熱熱交換器への冷却水流量が減少する。このため排熱熱交換器出口における冷却水の温度が低下するので、排熱熱交換器における冷媒と冷却水の平均温度差（排熱熱交換器入口における冷媒と冷却水の温度差と排熱熱交換器出口における冷媒と冷却水の温度差の平均）が小さくなる。これにより排熱熱交換器において冷媒が冷却水から吸収する熱量が減るという課題があり、暖房効率の低下を招いていた。
本発明は、前記の従来課題を解決するもので、冷媒が冷却水から吸収する熱量が増え、暖房効率が向上する空気調和機を提供することを目的とする。

前記従来の課題を解決するために、本発明の空気調和機は、エンジンにより駆動するエンジン駆動コンプレッサーと、電動機により駆動し前記エンジン駆動コンプレッサーと並列に接続された電動コンプレッサーと、前記エンジンをエンジン冷却水によって冷却する冷却水回路と、を備える空気調和機において、暖房運転時に中温中圧の液冷媒を導通する中圧冷媒管路に一端を接続され、前記電動コンプレッサーの上流側に位置する冷媒管路に他端を接続されたバイパス管路を備え、前記バイパス管路は、排熱膨張弁と前記エンジンの排熱を冷媒に放出する排熱熱交換器とを前記中圧冷媒管路側から順に備え、前記冷却水回路は、前記排熱熱交換器と、前記排熱熱交換器の下流において並列に接続される第１分岐管路および第２分岐管路と、前記第２分岐管路に設けられ前記エンジンの排熱を空気に放出するラジエーターと、を備え、前記排熱熱交換器からの冷却水は、前記ラジエーターを有する前記第２分岐管路および前記第１分岐管路に常に並列に分流した後に合流して前記エンジンに戻される、ことを特徴とする。
これによって、エンジン冷却水は、まず排熱熱交換器に流入する。そして、エンジン冷
却水は排熱熱交換器で冷媒に放熱した後にラジエーターに流入する。

本発明の空気調和機は、排熱熱交換器とラジエーターを並列に接続する場合よりも排熱熱交換器に流入する冷却水流量が増加するため、冷媒と冷却水の平均温度差が増加し、排熱熱交換器において冷媒が冷却水から吸収する熱量が増える。これにより、排熱熱交換器における冷媒の蒸発温度を上昇させることができるため、電動コンプレッサーに吸入される冷媒の圧力を上昇させて圧縮比を低下させることができる。このため、電動コンプレッサーの入力を減少することができ、効率を上げることができる。
さらに、冷却水回路において排熱熱交換器はラジエーターよりも上流側に接続され、エンジン冷却水は排熱熱交換器で冷媒に放熱した後にラジエーターに流入する。このため排熱熱交換器とラジエーターが並列に接続されている場合と比較して、排熱熱交換器では冷媒回路においては冷媒が冷却水から吸収する熱量が増えるので、冷却水回路においては冷却水の放熱量が増える。これにより、排熱熱交換器よりも下流に接続されているラジエーターでの放熱量を小さくすることができる。
このため、ラジエーター外側を流れ冷却水と熱交換する空気の流量を減らすことができる。従って、ラジエーター外側を流れる空気の流量を制御する室外ファンの回転数を減らし室外ファンの消費電力を減らすことができる。

本発明の実施の形態１における空気調和機の冷媒/冷却水回路本発明の実施の形態１における低負荷冷房運転時の冷媒/冷却水流路本発明の実施の形態１における中負荷冷房運転時の冷媒/冷却水流路本発明の実施の形態１における高負荷冷房運転時の冷媒/冷却水流路本発明の実施の形態１における低負荷暖房運転時の冷媒/冷却水流路本発明の実施の形態１における中負荷暖房運転時の冷媒/冷却水流路本発明の実施の形態１における高負荷暖房運転時の冷媒/冷却水流路特許文献１における従来の冷媒回路特許文献２における従来の冷媒/冷却水回路

第１の発明は、エンジンにより駆動するエンジン駆動コンプレッサーと、電動機により駆動し前記エンジン駆動コンプレッサーと並列に接続された電動コンプレッサーと、前記エンジンをエンジン冷却水によって冷却する冷却水回路と、を備える空気調和機において、暖房運転時に中温中圧の液冷媒を導通する中圧冷媒管路に一端を接続され、前記電動コンプレッサーの上流側に位置する冷媒管路に他端を接続されたバイパス管路を備え、前記バイパス管路は、排熱膨張弁と前記エンジンの排熱を冷媒に放出する排熱熱交換器とを前記中圧冷媒管路側から順に備え、前記冷却水回路は、前記排熱熱交換器と、前記排熱熱交換器の下流において並列に接続される第１分岐管路および第２分岐管路と、前記第２分岐管路に設けられ前記エンジンの排熱を空気に放出するラジエーターと、を備え、前記排熱熱交換器からの冷却水は、前記ラジエーターを有する前記第２分岐管路および前記第１分岐管路に常に並列に分流した後に合流して前記エンジンに戻される、ことを特徴とする空気調和機である。

これによって、排熱熱交換器はラジエーターの上流側に位置し、エンジン冷却水は、エンジンを出た後、まず排熱熱交換器に流入するため、排熱熱交換器とラジエーターを並列に接続する場合よりも排熱熱交換器に流入する冷却水流量が増加する。これにより排熱熱交換器出口における冷却水温度が上昇し、冷媒と冷却水の平均温度差が上昇するため、冷媒が冷却水から吸収する熱量が増える。特に、特許文献１のように、電動コンプレッサーの高効率運転を目的に、電動コンプレッサーの吸入冷媒の圧力を上昇させ小圧縮比で運転している場合は、冷媒の蒸発温度が高く、排熱熱交換器において冷媒と冷却水の平均温度差が小さいため、冷媒と冷却水の平均温度差の上昇による冷媒の吸熱量増加が著しい。これにより、排熱熱交換器における冷媒の蒸発温度を上昇でき、蒸発圧力を上昇できるため、電動コンプレッサーに吸入される冷媒の圧力を上昇させ圧縮比を低下させることができる。このため、電動コンプレッサーの入力を減少させることができ、効率を上げることができる。
さらに、冷却水回路において排熱熱交換器はラジエーターよりも上流側に接続されているため、エンジン冷却水は排熱熱交換器で冷媒に放熱した後にラジエーターに流入し、ラジエーターに流入する冷却水温度が下がる。これにより、ラジエーター出口の冷却水温度が下がるので、エンジンに戻る冷却水温度が、エンジンを高効率運転するために必要な所定冷却水温度以下に下がる。これにより、エンジンの上流に位置するラジエーターでの冷却水の放熱量を小さくすることができるため、ラジエーター外側を流れ冷却水と熱交換する空気の流量を減らすことができる。従って、ラジエーター外側を流れる空気の流量を制御する室外ファンの回転数を減らし室外ファンの消費電力を減らすことができる。

この発明によれば、エンジン冷却水は、エンジンを出た後、全量が、まず排熱熱交換器に流入するため、排熱熱交換器に流入する冷却水流量がより増加する。これにより排熱熱交換器出口における冷却水温度が上昇し、冷媒と冷却水の平均温度差が上昇するため、冷媒が冷却水から吸収する熱量を増やすことができる。

以下、本発明の実施の形態について、図面を参照しながら説明する。なお、本実施の形態によって本発明が限定されるものではない。

（実施の形態１）
図１は、本発明の第１の実施の形態における空気調和機５００の冷媒回路４００及び冷却水回路３０１を示すものである。
空気調和機５００は、室外ユニット１１３と、室内ユニット２０２と、を備えている。
室外ユニット１１３は、ガスを駆動源とするエンジン１００と、エンジン１００により駆動力を得て冷媒を圧縮するエンジン駆動コンプレッサー１０１と、不図示のモータを駆動源とする電動コンプレッサー１０２と、を備える。
エンジン駆動コンプレッサー１０１は、電動コンプレッサー１０２よりも能力の高いものが選定されている。このエンジン駆動コンプレッサー１０１と電動コンプレッサー１０２とは、並列に接続されている。

エンジン駆動コンプレッサー１０１の吐出管路には、第１オイルセパレーター１０３ａが備えられている。電動コンプレッサー１０２の吐出管路には、第２オイルセパレーター１０３ｂが備えられている。エンジン駆動コンプレッサー１０１の吐出管路と電動コンプレッサー１０２の吐出管路との合流箇所の下流に備えられる合流吐出管路１２０には、四方弁１１０が備えられている。この四方弁１１０は、冷房と暖房とで冷凍サイクルを切替えるためのものである。なお、図１において、実線に冷媒を流す場合は暖房運転、点線に冷媒を流す場合は冷房運転となる。

第１オイルセパレーター１０３ａは、エンジン駆動コンプレッサー１０１の吐出冷媒ガスに含まれるオイルを分離する。第１オイルセパレーター１０３ａにおいて分離されたオイルは、エンジン駆動コンプレッサー１０１の吸入口に、図示しないオイル戻し配管を通って戻される。第２オイルセパレーター１０３ｂは、電動コンプレッサー１０２の吐出冷媒ガスに含まれるオイルを分離する。第２オイルセパレーター１０３ｂにおいて分離されたオイルは、電動コンプレッサー１０２の吸入口に、図示しないオイル戻し配管を通って戻される。

合流吐出管路１２０は、室内ユニット２０２内において、室内熱交換器２００の一端に接続されている。室内ユニット２０２は、室内熱交換器２００と、室内ファン３０４と、室内膨張弁２０１と、を備える。
室内熱交換器２００の他端に接続された冷媒管路１３０は、室内膨張弁２０１および室外膨張弁１０６を介して、室外ユニット１１３内において室外熱交換器１０５の一端に接続されている。
ここで、中圧冷媒管路とは、暖房運転時に中温中圧の液冷媒を導通する管路をいう。本実施の形態においては、冷媒管路１３０のうち、室内膨張弁２０１と室外膨張弁１０６との間の管路が、中圧冷媒管路１３１となる。

室外熱交換器１０５の他端には、冷媒管路１３３が接続されている。冷媒管路１３３は、四方弁１１０を介して吸入管路１３４に接続される。吸入管路１３４は、第１吸入管路１３５と第２吸入管路１３６とに分岐する。
第１吸入管路１３５は、第１アキュムレーター１０４ａを介して、エンジン駆動コンプレッサー１０１の吸入口に接続される。
第２吸入管路１３６は、開閉弁１１１と第２アキュムレーター１０４ｂとを介して、電動コンプレッサー１０２の吸入口に接続される。

冷媒回路４００は、暖房運転時に中温中圧の液冷媒を導通する中圧冷媒管路１３１に一端を接続され、電動コンプレッサー１０２の上流側に位置する冷媒管路に他端を接続されたバイパス管路１１２を備える。
電動コンプレッサー１０２の上流側に位置する冷媒管路は、低圧の冷媒が流れる冷媒管路である。電動コンプレッサー１０２の上流側に位置する冷媒管路は、本実施の形態においては、例えば、第２吸入管路１３６である。

バイパス管路１１２の他端は、第２吸入管路１３６であって開閉弁１１１と第２アキュムレーター１０４ｂとの間の位置に接続されている。
なお、第２吸入管路１３６に設けられる弁は、必ずしも開閉弁１１１でなくとも、冷媒の流れを遮断することのできるものであればよい。また、第２吸入管路１３６に開閉弁１１１を設ける場合、バイパス管路１１２の他端は、この開閉弁１１１と電動コンプレッサー１０２の吸入口との間の第２吸入管路１３６に接続されていればよい。

バイパス管路１１２は、中圧冷媒管路１３１の側から順に、排熱膨張弁１０７と、エンジン冷却水から冷媒に放熱する排熱熱交換器１０８と、を備える。

空気調和機５００は、冷却水回路３０１を備える。
冷却水回路３０１は、冷却水回路３０１の上流側からエンジン１００と、排熱熱交換器１０８と、分岐装置３０５と、エンジン冷却水から空気に放熱するラジエーター１０９と、冷却水ポンプ３０２と、を備える。
冷却水回路３０１は、排熱熱交換器１０８の下流において、分岐装置３０５により、第１分岐管路３０８と第２分岐管路３０９とに分岐する。この第１分岐管路３０８と第２分岐管路３０９とは、並列に接続されている。

第２分岐管路３０９には、ラジエーター１０９が備えられている。ラジエーター１０９は、室外熱交換器１０５の風下側に設けられており、室外ファン３０３によりエンジン冷却水の放熱が行われる。

このように、ラジエーター１０９の上流には、分岐装置３０５が備えられている。排熱熱交換器１０８は、分岐装置３０５のさらに上流に備えられている。
本実施の形態において、排熱熱交換器１０８は、エンジン１００と分岐装置３０５との間に備えられているが、例えば、分岐装置３０５とラジエーター１０９との間に備えていてもよい。排熱熱交換器１０８とラジエーター１０９とが直列となるように接続されていればよい。

以上のように構成された空気調和機５００について、以下、その動作、作用を説明する。
図２は本発明の実施の形態１における低負荷冷房運転時の冷媒流路及び冷却水流路を示すものである。低負荷冷房運転の概ねの目安としては、空気調和機５００の出力を全体として判断するとき、空気調和機５００全体の出力の３分の１以下の出力により運転する場合をいう。
低負荷冷房運転時は、電動コンプレッサー１０２のみを駆動させ、開閉弁１１１を開とし、排熱膨張弁１０７を閉とする。四方弁１１０においては、電動コンプレッサー１０２で圧縮された高圧冷媒が存在する高圧側の回路は室外熱交換器１０５側に接続される。一方、低圧冷媒が存在する低圧側の回路は室内熱交換器２００側に接続される。冷却水回路３０１においては、エンジン１００が駆動せず排熱が生じないため冷却水ポンプ３０２は駆動させない。

これにより冷媒は、まず電動コンプレッサー１０２で圧縮され高温高圧のガス冷媒となり、電動コンプレッサー１０２内のオイルと共に電動コンプレッサー１０２から吐出され、第２オイルセパレーター１０３ｂに流入する。第２オイルセパレーター１０３ｂでは電動コンプレッサー１０２から吐出したオイルが分離され、高温高圧のガス冷媒が第２オイルセパレーター１０３ｂを出る。その後、高温高圧のガス冷媒は、四方弁１１０に流入した後、室外ユニット１１３内の室外熱交換器１０５に流入する。室外熱交換器１０５で冷媒は室外空気に放熱して凝縮し中温中圧の液冷媒となり、室外ユニット１１３を出る。室外ユニット１１３を出た中温中圧冷媒は、室内ユニット２０２へ流入し、室内膨張弁２０１で減圧され、低温低圧の液冷媒となった後に室内熱交換器２００で室内空気から吸熱して蒸発し、低温低圧のガス冷媒となる。室内熱交換器を出た低温低圧力のガス冷媒は、未蒸発の液冷媒を分離し回収する第２アキュムレーター１０４ｂを介して電動コンプレッサー１０２のみで再び圧縮される。一方、冷却水回路３０１においては、冷却水ポンプ３０２は駆動しないため、冷却水は循環しない。

図３は本発明の実施の形態１における中負荷冷房運転時の冷媒流路及び冷却水流路を示すものである。中負荷冷房運転の概ねの目安としては、空気調和機５００の出力を全体として判断するとき、空気調和機５００全体の出力の３分の１よりも大きく、かつ、空気調和機５００全体の出力の３分の２以下の出力により運転する場合をいう。
中負荷冷房運転時は、エンジン駆動コンプレッサー１０１のみを駆動させ、開閉弁１１１及び排熱膨張弁１０７を閉とする。四方弁１１０においては、エンジン駆動コンプレッサー１０１で圧縮された高圧冷媒が存在する高圧側の回路は室外熱交換器１０５側に接続される。一方、低圧冷媒が存在する低圧側の回路は室内熱交換器２００側に接続される。冷却水回路３０１においては冷却水ポンプ３０２を駆動する。

これにより冷媒は、まずエンジン駆動コンプレッサー１０１で圧縮され高温高圧のガス冷媒となり、エンジン駆動コンプレッサー１０１内のオイルと共にエンジン駆動コンプレッサー１０１から吐出され、第１オイルセパレーター１０３ａに流入する。第１オイルセパレーター１０３ａではエンジン駆動コンプレッサー１０１から冷媒と共に吐出したオイルが分離され、高温高圧のガス冷媒が第１オイルセパレーター１０３ａを出る。その後、高温高圧のガス冷媒は四方弁１１０に流入した後、室外ユニット１１３内の室外熱交換器１０５に流入する。室外熱交換器１０５で冷媒は室外空気に放熱して凝縮し高温高圧の液冷媒となり、室外ユニット１１３を出る。室外ユニット１１３を出た高温高圧冷媒は、室内ユニット２０２へ流入し、室内膨張弁２０１で減圧され、低温低圧の液冷媒となった後に室内熱交換器２００で室内空気から吸熱して蒸発し、低温低圧のガス冷媒となる。室内熱交換器２００を出た低温低圧力のガス冷媒は、未蒸発の液冷媒を分離し回収する第１アキュムレーター１０４ａを介してエンジン駆動コンプレッサー１０１のみで再び圧縮される。

一方、冷却水回路３０１においては、冷却水ポンプ３０２が駆動するので、エンジン１００から排熱を吸収したエンジン冷却水の全量が冷却水ポンプ３０２によってまず排熱熱交換器１０８に流入する。排熱熱交換器１０８には冷媒は流入しないため、冷却水は排熱熱交換器１０８で冷媒に放熱せず通過する。その後、冷却水温度が所定温度よりも高ければ、冷却水の一部が分岐装置３０５によってラジエーター１０９へ流入され、ラジエーター１０９においてエンジン排熱を外気へ放出する。ラジエーター１０９において温度が低下した冷却水は、分岐装置３０５で分岐されなかった冷却水と合流し、再びエンジン１００に戻る。

図４は本発明の実施の形態１における高負荷冷房運転時の冷媒流路及び冷却水流路を示すものである。高負荷冷房運転の概ねの目安としては、空気調和機５００の出力を全体として判断するとき、空気調和機５００全体の出力の３分の２より大きい出力により運転する場合をいう。
高負荷冷房運転時は、エンジン駆動コンプレッサー１０１及び電動コンプレッサー１０２の両方を駆動させ、開閉弁１１１を開とし、排熱膨張弁１０７を閉とする。四方弁１１０においては、両方のコンプレッサーで圧縮された高圧冷媒が存在する高圧側の回路は室外熱交換器１０５側に接続される。一方、低圧冷媒が存在する低圧側の回路は室内熱交換器２００側に接続される。冷却水回路３０１においては冷却水ポンプ３０２が駆動する。

これにより、エンジン駆動コンプレッサー１０１側においては、冷媒はまずエンジン駆動コンプレッサー１０１で圧縮され高温高圧のガス冷媒となり、エンジン駆動コンプレッサー１０１内のオイルと共にエンジン駆動コンプレッサー１０１から吐出され、第１オイルセパレーター１０３ａに流入し、エンジン駆動コンプレッサー１０１から吐出したオイルが分離され、高温高圧のガス冷媒が第１オイルセパレーター１０３ａを出る。また、電動コンプレッサー１０２側においては、冷媒はまず電動コンプレッサー１０２で圧縮され高温高圧のガス冷媒となり、電動コンプレッサー１０２内のオイルと共に電動コンプレッサー１０２から吐出され、第２オイルセパレーター１０３ｂに流入し、電動コンプレッサー１０２から吐出したオイルが分離され、高温高圧のガス冷媒が第２オイルセパレーター１０３ｂを出る。その後、第１オイルセパレーター１０３ａを通過した冷媒と第２オイルセパレーター１０３ｂを通過した冷媒が合流し、四方弁１１０を経て、室外ユニット１１３内の室外熱交換器１０５に流入する。室外熱交換器１０５で冷媒は室外空気に放熱して凝縮し高温高圧の液冷媒となり、室外ユニット１１３を出る。室外ユニット１１３を出た高温高圧冷媒は室内ユニット２０２へ流入し、室内膨張弁２０１で減圧され、低温低圧の液冷媒となった後に室内熱交換器２００で室内空気から吸熱して蒸発し、低温低圧のガス冷媒となる。室内熱交換器２００を出た低温低圧力のガス冷媒の一部は、未蒸発の液冷媒を分離し回収する第１アキュムレーター１０４ａ及び第２アキュムレーター１０４ｂに流入したのち、エンジン駆動コンプレッサー１０１及び電動コンプレッサー１０２で再び圧縮される。

一方、冷却水回路３０１においては、冷却水ポンプ３０２が駆動するので、エンジン１００から排熱を吸収したエンジン冷却水の全量が冷却水ポンプ３０２によってまず排熱熱交換器１０８に流入する。排熱熱交換器１０８には冷媒は流入しないため、冷却水は排熱熱交換器１０８で冷媒に放熱せず通過する。その後、冷却水温度が所定温度よりも高ければ、冷却水の一部が分岐装置３０５によってラジエーター１０９へ流入され、ラジエーター１０９においてエンジン排熱を外気へ放出する。ラジエーターにおいて温度が低下した冷却水は、分岐装置３０５で分岐されなかった冷却水と合流し、再びエンジン１００に戻る。

図５は本発明の実施の形態１における低負荷暖房運転時の冷媒流路及び冷却水流路を示すものである。低負荷暖房運転時は、電動コンプレッサー１０２のみを駆動させ、開閉弁１１１を開とし、排熱膨張弁１０７を閉とする。四方弁１１０においては、電動コンプレッサー１０２で圧縮された高圧冷媒が存在する高圧側の回路は室内熱交換器２００側に接続される。一方、低圧冷媒が存在する低圧側の回路は、室外熱交換器１０５側に接続される。冷却水回路３０１においては、エンジン１００が駆動せず排熱が生じないため冷却水ポンプ３０２は駆動させない。

これにより冷媒はまず電動コンプレッサー１０２で圧縮され高温高圧のガス冷媒となり、電動コンプレッサー１０２内のオイルと共に電動コンプレッサー１０２から吐出され、第２オイルセパレーター１０３ｂに流入する。第２オイルセパレーター１０３ｂでは電動コンプレッサー１０２から吐出したオイルが分離され、高温高圧のガス冷媒が第２オイルセパレーター１０３ｂを出る。その後、高温高圧のガス冷媒は四方弁１１０に流入した後、室内ユニット２０２内の室内熱交換器２００に流入する。室内熱交換器２００で冷媒は室外空気に放熱して凝縮し高温高圧の液冷媒となり、室内熱交換器２００を出る。室内ユニット２０２を出た高温高圧冷媒は室外ユニット１１３へ流入し、室外膨張弁１０６で減圧され、低温低圧の液冷媒となった後に室外熱交換器１０５で室外空気から吸熱して蒸発し、低温低圧のガス冷媒となる。室外熱交換器１０５を出た低温低圧力のガス冷媒は、未蒸発の液冷媒を分離し回収する第２アキュムレーター１０４ｂを介して電動コンプレッサー１０２のみで再び圧縮される。一方、冷却水回路３０１においては、冷却水ポンプ３０２は駆動しないため、冷却水は循環しない。

図６は本発明の実施の形態１における中負荷暖房運転時の冷媒流路及び冷却水流路を示すものである。中負荷暖房運転時は、エンジン駆動コンプレッサー１０１のみを駆動させ、開閉弁１１１及び排熱膨張弁１０７を開とする。四方弁１１０においては、エンジン駆動コンプレッサー１０１で圧縮された高圧冷媒が存在する高圧側の回路は室内熱交換器２００側に接続される。一方、低圧冷媒が存在する低圧側の回路は室外熱交換器１０５側に接続される。冷却水回路３０１においては冷却水ポンプ３０２を駆動する。

これにより冷媒はまずエンジン駆動コンプレッサー１０１で圧縮され高温高圧のガス冷媒となり、エンジン駆動コンプレッサー１０１内のオイルと共にエンジン駆動コンプレッサー１０１から吐出され、第１オイルセパレーター１０３ａに流入する。第１オイルセパレーター１０３ａではエンジン駆動コンプレッサー１０１から冷媒と共に吐出したオイルが分離され、高温高圧のガス冷媒が第１オイルセパレーター１０３ａを出る。その後、高温高圧のガス冷媒は四方弁１１０に流入した後、室内ユニット２０２内の室内熱交換器２００に流入する。室内熱交換器２００で冷媒は室内空気に放熱して凝縮し高温高圧の液冷媒となり、室内ユニット２０２を出る。

室内ユニット２０２を出た高温高圧の液冷媒は室外ユニット１１３へ流入し、一部の冷媒はバイパス管路１１２に流入する。バイパス管路１１２に流入した冷媒は排熱膨張弁１０７で減圧され、低温低圧冷媒となった後に排熱熱交換器１０８に流入する。排熱熱交換器１０８において冷媒はエンジン冷却水から吸熱して蒸発し、低温低圧のガス冷媒となり、開となっている開閉弁１１１を通過する。一方、バイパス管路１１２に流入しなかった高温高圧の液冷媒は室外膨張弁１０６で減圧されて低温低圧の液冷媒になった後に室外熱交換器１０５に流入する。室外熱交換器１０５に流入した冷媒は室外空気から吸熱して蒸発し低温低圧のガス冷媒となり、開閉弁１１１を通過する低温低圧のガス冷媒と合流した後に液冷媒を分離し回収する第１アキュムレーター１０４ａを介してエンジン駆動コンプレッサー１０１のみで再び圧縮される。

一方、冷却水回路３０１においては、冷却水ポンプ３０２が駆動するので、エンジン１００から排熱を吸収したエンジン冷却水の全量が冷却水ポンプ３０２によってまず排熱熱交換器１０８に流入する。冷却水は排熱熱交換器１０８で冷媒に放熱し温度が低下する。排熱熱交換器１０８から流出した冷却水は、エンジン１００の高効率運転に必要な所定温度よりも低い場合は、分岐装置３０５を通過した後にそのまま再びエンジン１００に戻る。一方エンジン１００の高効率運転に必要な温度よりも冷却水温度が高い場合は、分岐装置３０５において一部ラジエーター１０９側に分流され、ラジエーター１０９に流入した冷却水は、室外空気に放熱して温度が低下した後にラジエーター１０９から流出し、ラジエーター１０９側に分流されなかった冷却水と合流した後に再びエンジン１００に戻る。

このとき、エンジン１００から排熱を回収したエンジン１００の出口の冷却水の全量がまず排熱熱交換器１０８に流入するので、排熱熱交換器１０８とラジエーター１０９を並列に接続する場合よりも排熱熱交換器１０８への冷却水流量が増加する。これによって排熱熱交換器１０８の出口の冷却水温度が上昇するため、冷媒と冷却水の平均温度差が上昇し、冷媒が冷却水から吸収する熱量が増える。

さらに、エンジン冷却水は排熱熱交換器で冷媒に放熱した後にラジエーター１０９に流入するため、ラジエーター１０９に流入する冷却水温度が下がる。そして、ラジエーター１０９の出口の冷却水温度が下がるので、エンジン１００に戻る冷却水温度が、エンジン１００の高効率運転に必要な所定の冷却水温度以下に下がる。これにより、冷却水回路においてエンジン１００の上流に位置するラジエーター１０９での冷却水の放熱量を小さくすることができるため、ラジエーター１０９の外側を流れ冷却水と熱交換する空気の流量を減らすことができる。従って、ラジエーター１０９の外側を流れる空気の流量を制御する室外ファン３０３の回転数を減らし室外ファン３０３の消費電力を減らすことができる。

図７は本発明の実施の形態１における高負荷暖房運転時の冷媒流路及び冷却水流路を示すものである。高負荷暖房運転時は、エンジン駆動コンプレッサー１０１及び電動コンプレッサー１０２の両方を駆動させ、開閉弁１１１を閉とし、排熱膨張弁１０７を開とする。四方弁１１０においては、両方のコンプレッサーで圧縮された高圧冷媒が存在する高圧側の回路は室内熱交換器２００側に接続される。一方、低圧冷媒が存在する低圧側の回路は室外熱交換器１０５側に接続される。冷却水回路３０１においては冷却水ポンプ３０２が駆動する。

これにより、エンジン駆動コンプレッサー１０１側においては、冷媒はまずエンジン駆動コンプレッサー１０１で圧縮され高温高圧のガス冷媒となり、エンジン駆動コンプレッサー１０１内のオイルと共にエンジン駆動コンプレッサー１０１から吐出され、第１オイルセパレーター１０３ａに流入し、エンジン駆動コンプレッサー１０１から吐出したオイルが分離され、高温高圧のガス冷媒が第１オイルセパレーター１０３ａを出る。また、電動コンプレッサー１０２側においては、冷媒はまず電動コンプレッサー１０２で圧縮され高温高圧のガス冷媒となり、電動コンプレッサー１０２内のオイルと共に電動コンプレッサー１０２から吐出され、第２オイルセパレーター１０３ｂに流入し、電動コンプレッサー１０２から吐出したオイルが分離され、高温高圧のガス冷媒が第２オイルセパレーター１０３ｂを出る。その後、第１オイルセパレーター１０３ａを通過した冷媒と第２オイルセパレーター１０３ｂを通過した冷媒が合流し、四方弁１１０を経て、室内ユニット２０２内の室内熱交換器２００に流入する。室内熱交換器２００に流入した高温高圧冷媒は室内空気に放熱して凝縮し高温高圧の液冷媒となり、室内ユニット２０２を出る。

室内ユニット２０２を出た高温高圧の液冷媒は室外ユニット１１３へ流入し、一部の冷媒はバイパス管路１１２に流入する。バイパス管路１１２に流入した冷媒は排熱膨張弁１０７で減圧され、中温中圧冷媒となった後に排熱熱交換器１０８に流入する。排熱熱交換器１０８において冷媒はエンジン冷却水から吸熱して蒸発し、中温中圧のガス冷媒となり、排熱熱交換器１０８から流出する。電動コンプレッサー１０２の吸入側の冷媒回路は、開閉弁１１１により、エンジン駆動コンプレッサー１０１の吸入側の冷媒回路と分離されているので、排熱熱交換器１０８より流出した中温中圧冷媒は、電動コンプレッサー１０２のみで再び圧縮される。一方、バイパス管路１１２に流入しなかった高温高圧の液冷媒は室外膨張弁１０６で減圧されて低温低圧の液冷媒になった後に室外熱交換器１０５に流入する。室外熱交換器１０５に流入した冷媒は室外空気から吸熱して蒸発し低温低圧のガス冷媒となり、室外熱交換器１０５から流出する。エンジン駆動コンプレッサー１０１の吸入側の冷媒回路は、開閉弁１１１により、電動コンプレッサー１０２の吸入側の冷媒回路と分離されているので、室外熱交換器１０５より流出した低温低圧冷媒は、エンジン駆動コンプレッサー１０１のみで再び圧縮される。

一方、冷却水回路３０１においては、冷却水ポンプ３０２が駆動するので、エンジン１００から排熱を吸収したエンジン冷却水の全量が冷却水ポンプ３０２によってまず排熱熱交換器１０８に流入する。冷却水は排熱熱交換器１０８で冷媒に放熱し温度が低下する。排熱熱交換器１０８から流出した冷却水は、エンジン１００の高効率運転に必要な所定温度よりも低い場合は、分岐装置３０５を通過した後にそのまま再びエンジン１００に戻る。一方エンジンの高効率運転に必要な温度よりも冷却水温度が高い場合は、分岐装置３０５において一部ラジエーター１０９側に分流され、ラジエーター１０９に流入した冷却水は、室外空気に放熱して温度が低下した後にラジエーター１０９から流出し、ラジエーター１０９側に分流されなかった冷却水と合流した後に再びエンジン１００に戻る。

このとき、エンジン１００から排熱を回収したエンジン１００の出口の冷却水の全量がまず排熱熱交換器１０８に流入するので、排熱熱交換器１０８とラジエーター１０９を並列に接続する場合よりも排熱熱交換器１０８への冷却水流量が増加する。これによって排熱熱交換器１０８の出口の冷却水温度が上昇するため、冷媒と冷却水の平均温度差が上昇し、冷媒が冷却水から吸収する熱量が増える。冷媒が冷却水から吸収する熱量が増えた分、排熱熱交換器１０８における冷媒の蒸発温度を上昇させることができるので、電動コンプレッサー１０２の吸入側の冷媒圧力を上げることができる。特に、高負荷暖房運転時は、開閉弁１１１により、エンジン駆動コンプレッサー１０１の吸入側の冷媒回路と、電動コンプレッサー１０２の吸入側の冷媒回路とが分離されているため、電動コンプレッサー１０２の吸入側の冷媒圧力はエンジン駆動コンプレッサー１０１の吸入側の冷媒圧力に影響されることなく上昇させることができる。このため、電動コンプレッサー１０２の圧縮比を低下させることができ、電動コンプレッサー１０２の入力を減少することができるので、暖房運転の効率を上げることができる。

さらに、エンジン冷却水は排熱熱交換器１０８で冷媒に放熱した後にラジエーター１０９に流入するため、ラジエーター１０９に流入する冷却水温度が下がる。そして、ラジエーター１０９の出口の冷却水温度が下がるので、エンジン１００に戻る冷却水温度が、エンジン１００の高効率運転に必要な所定の冷却水温度以下に下がる。これにより、冷却水回路においてエンジン１００の上流に位置するラジエーター１０９での冷却水の放熱量を小さくすることができるため、ラジエーター１０９の外側を流れ冷却水と熱交換する空気の流量を減らすことができる。従って、ラジエーター１０９の外側を流れる空気の流量を制御する室外ファン３０３の回転数を減らし室外ファン３０３の消費電力を減らすことができる。

以上説明したように、本実施の形態による空気調和機５００によれば、暖房運転時に中温中圧の液冷媒を導通する中圧冷媒管路１３１に一端を接続され、電動コンプレッサー１０２の上流側に位置する冷媒管路（例えば、第２吸入管路１３６）に他端を接続されたバイパス管路１１２を備え、バイパス管路１１２は、排熱膨張弁１０７とエンジン１００の排熱を冷媒に放出する排熱熱交換器１０８とを中圧冷媒管路１３１側から順に備え、冷却水回路３０１は、排熱熱交換器１０８と、エンジン１００の排熱を空気に放出するラジエーター１０９と、を備え、排熱熱交換器１０８は、ラジエーター１０９の上流に備えられる。
本実施の形態に係る空気調和機５００によれば、排熱熱交換器１０８とラジエーター１０９とが直列に接続されているため、エンジン冷却水は、エンジンで排熱を回収した後に、排熱熱交換器１０８を通過してからラジエーター１０９に流入する。これにより、排熱熱交換器１０８とラジエーター１０９とを並列に接続する場合よりも排熱熱交換器１０８における冷却水流量が増加し、排熱熱交換器１０８において冷媒と冷却水の平均温度差が増加するため、冷媒が冷却水から吸収する熱量が増える。
冷媒が冷却水から吸収する熱量が増えた分、排熱熱交換器１０８における冷媒の蒸発温度を上昇させることができるので、電動コンプレッサー１０２の吸入側の冷媒圧力を上げることができる。
さらに、エンジン冷却水は排熱熱交換器１０８で冷媒に放熱した後にラジエーター１０９に流入するため、ラジエーター１０９に流入する冷却水温度が下がる。そして、ラジエーター１０９出口の冷却水温度が下がるので、エンジン１００に戻る冷却水温度が、エンジン１００の高効率運転に必要な所定の冷却水温度以下に下がる。これにより、冷却水回路３０１においてエンジン１００の上流に位置するラジエーター１０９での冷却水の放熱量を小さくすることができるため、ラジエーター１０９外側を流れ冷却水と熱交換する空気の流量を減らすことができる。従って、ラジエーター１０９外側を流れる空気の流量を制御する室外ファン３０３の回転数を減らし室外ファン３０３の消費電力を減らすことができる。

また、本実施の形態における空気調和機５００によれば、ラジエーター１０９の上流に、冷却水回路３０１を分岐する分岐装置３０５をさらに備え、排熱熱交換器１０８は、分岐装置３０５の上流に備えられる。
これによれば、エンジン冷却水は、エンジン１００を出た後、全量が、まず排熱熱交換器１０８に流入するため、排熱熱交換器１０８に流入する冷却水流量がより増加する。これにより排熱熱交換器１０８出口における冷却水温度が上昇し、冷媒と冷却水の平均温度差が上昇するため、冷媒が冷却水から吸収する熱量を増やすことができる。

また、空気調和機５００は、バイパス管路１１２との接続箇所より上流側に位置する第２吸入管路１３６（電動コンプレッサーの上流側に位置する冷媒管路）には、弁（開閉弁１１１）を備える。
これによれば、例えば、高負荷暖房運転時には、エンジン駆動コンプレッサー１０１の吸入側の冷媒回路と、電動コンプレッサー１０２の吸入側の冷媒回路とが開閉弁１１１により分離されているため、電動コンプレッサー１０２の吸入側の冷媒圧力はエンジン駆動コンプレッサー１０１の吸入側の冷媒圧力に影響されることなく上昇させることができる。このため、電動コンプレッサー１０２の圧縮比を低下させることができ、電動コンプレッサー１０２の入力を減少することができるので、暖房運転の効率を上げることができる。

以上のように、本発明にかかる空気調和機は信頼性の高い暖房運転が可能になるので、空気から空気へ熱をくみ上げる形式のヒートポンプのみならず、空気から水へ熱をくみ上げて温水を生み出す形式のヒートポンプへの展開も可能である。

１００エンジン
１０１エンジン駆動コンプレッサー
１０２電動コンプレッサー
１０３ａ第１オイルセパレーター
１０３ｂ第２オイルセパレーター
１０４ａ第１アキュムレーター
１０４ｂ第２アキュムレーター
１０５室外熱交換器
１０６室外膨張弁
１０７排熱膨張弁
１０８排熱熱交換器
１０９ラジエーター
１１０四方弁
１１１開閉弁
１１２バイパス管路
１１３室外ユニット
１２０合流吐出管路
１３１中圧冷媒管路
１３４吸入管路
１３５第１吸入管路
１３６第２吸入管路
２００室内熱交換器
２０１室内膨張弁
２０２室内ユニット
３０１冷却水回路
３０２冷却水ポンプ
３０３室外ファン
３０４室内ファン
３０５分岐装置
３０８第１分岐管路
３０９第２分岐管路
４００冷媒回路
５００空気調和機

Claims

エンジンにより駆動するエンジン駆動コンプレッサーと、電動機により駆動し前記エンジン駆動コンプレッサーと並列に接続された電動コンプレッサーと、前記エンジンをエンジン冷却水によって冷却する冷却水回路と、を備える空気調和機において、
暖房運転時に中温中圧の液冷媒を導通する中圧冷媒管路に一端を接続され、前記電動コンプレッサーの上流側に位置する冷媒管路に他端を接続されたバイパス管路を備え、
前記バイパス管路は、排熱膨張弁と前記エンジンの排熱を冷媒に放出する排熱熱交換器とを前記中圧冷媒管路側から順に備え、
前記冷却水回路は、前記排熱熱交換器と、前記排熱熱交換器の下流において並列に接続される第１分岐管路および第２分岐管路と、前記第２分岐管路に設けられ前記エンジンの排熱を空気に放出するラジエーターと、を備え、前記排熱熱交換器からの冷却水は、前記ラジエーターを有する前記第２分岐管路および前記第１分岐管路に常に並列に分流した後に合流して前記エンジンに戻される、ことを特徴とする空気調和機。