JPWO2014002145A1 - 空気調和装置およびその制御方法 - Google Patents

Abstract

空気調和装置１００の運転が開始すると、運転判定手段２１において運転が冷房運転であるかもしくは暖房運転であるかが判定される。冷房運転ではないと判定した場合、吐出ガス冷却装置２での冷却を行わない。一方、冷房運転であると判定した場合、吐出ガス冷却装置２において吐出ガスの冷却が行われる。

Description

本発明は、空気調和装置およびその制御方法に関し、特に、冷房運転と暖房運転とを行う空気調和装置およびその制御方法に関する。

空気調和装置において、冷媒を循環する駆動力を発生させる圧縮機には、レシプロ式、スクリュー式、スクロール式、ロータリー式などの構造が存在する。いずれの方式においても、摺動部の潤滑のために冷凍機油を封入しておくのが一般的である。圧縮機の信頼性確保のために、所定の濃度以上かつ所定の量を圧縮機に供給し続ける必要がある。特に、最も油濃度が薄まりやすく油量が減少する条件（例えば起動時）においても、所定の濃度以上かつ所定の量を圧縮機に供給し続けるように、安定運転時には必要な量以上の冷凍機油を封入していることがある。

安定運転時に必要な量以上の冷凍機油を封入することによって圧縮機内の油面高さが上昇し、圧縮機内の冷凍機油が吐出されやすくなる。そして、冷媒内に粘度の高い冷凍機油の循環量（油循環率）の増加に伴い配管内の圧力損失が増加し、ＣＯＰ能力を低下させているという問題がある。

この問題の解決のために、圧縮機の吐出部に油分離器を設置し、この油分離器により冷凍機油と冷媒とを分離し、分離した冷凍機油を圧縮機に戻すことにより、冷凍サイクル内を循環する油濃度を低下させる方法が提案されている（たとえば特許文献１、２参照）。また、圧縮機吐出ガスを冷媒の凝縮温度程度まで冷却し、ガス状の冷凍機油を分離することにより、分離効率を向上させることが開示されている（たとえば特許文献３参照）。

特開昭６２−８０４７３号公報 実開平０２−１３１１７１号公報 特開昭６２−９８１７０号公報

ところで、近年、空気調和装置におけるＣＯＰ（成績係数：Ｃｏｅｆｆｉｃｉｅｎｔ ｏｆ Ｐｅｒｆｏｒｍａｎｃｅ）の向上が望まれている。特許文献１−３に示すように冷媒と油を分離して冷媒の油循環率を下げることによりＣＯＰの向上につながると考えられている。しかし、油循環率のみに着目した場合には却ってＣＯＰが悪化するおそれがあるという問題がある。

本発明は、上記のような課題を解決するためになされたもので、冷房運転時および暖房運転時の双方においてＣＯＰの改善を図ることができる空気調和装置およびその制御方法を提供することを目的とするものである。

本発明に係る空気調和装置は、圧縮機、吐出ガス冷却装置、油分離器、四方弁、室内熱交換器、膨張弁、室外熱交換器が環状に接続された冷媒回路を有し、四方弁による流路の切替により冷房運転と暖房運転とが可能な空気調和装置であって、運転状態が冷房運転であるか暖房運転であるかを判定する運転判定手段と、運転判定手段が冷房運転であると判定した場合、圧縮機から吐出される吐出ガスを冷却するように吐出ガス冷却装置を制御し、暖房運転であると判定した場合、吐出ガスを冷却しないように吐出ガス冷却装置を制御する放熱制御手段とを備えたものである。

本発明に係る油分離器及び空気調和装置によれば、冷房運転時には吐出ガス冷却装置による吐出ガスの冷却を行い油分離器における分離を促進して油循環率を下げＣＯＰの向上を図るとともに、暖房運転時には吐出ガスの冷却を停止して吐出ガス冷却装置での放熱を押さえＣＯＰの低下を低減させることができる。

本発明に係る空気調和装置の実施形態１の構成を示す模式図である。 図１の空気調和装置の冷房運転時の運転状態を示すｐ−ｈ線図である。 図１の空気調和装置の暖房運転時の運転状態を示すｐ−ｈ線図である。 図１の空気調和装置の冷房運転時での蒸発器出口から圧縮機吸入の圧力損失とＣＯＰの関係を示すグラフである。 図１の空気調和装置における油循環率とＣＯＰ比との関係を示すグラフである。 図１の空気調和装置の暖房運転での吐出ガス冷却装置での放熱量とＣＯＰ比の関係を示すグラフである。 本発明に係る空気調和装置の制御方法の実施形態１を示すフローチャートである。 本発明に係る空気調和装置の制御方法の実施形態２を示すフローチャートである。 本発明に係る空気調和装置の実施形態３の構成を示す模式図である。 本発明に係る空気調和装置の実施形態４の構成を示す模式図である。 本発明に係る空気調和装置の実施形態５の構成を示す模式図である。

実施形態１．
以下、図面を参照しながら本発明の空気調和装置の好ましい実施形態について説明する。図１は本発明の空気調和装置の実施形態１を示す模式図である。図１の空気調和装置１００は、冷房運転と暖房運転の双方を行うものであって、圧縮機１、吐出ガス冷却装置２、油分離器３、流路切替器である四方弁４、室内熱交換器６、膨張弁８、室外熱交換器９を冷媒回路によって環状に接続した冷媒回路を有している。このうち、圧縮機１、吐出ガス冷却装置２、油分離器３、四方弁４、膨張弁８、室外熱交換器９は室外機１０を構成しており、室内熱交換器６は室内機１１を構成している。室外機１０と室内機１１とはガス側延長配管５と冷媒液側延長配管７で接続されており、冷媒はガス側延長配管５と冷媒液側延長配管７を介して室外機１０と室内機１１との間を循環する。

圧縮機１は、四方弁４から送られる冷媒を高温高圧の吐出ガスにするものである。この圧縮機１として種々の方法を用いることができる。この冷媒を循環する駆動力を発生させる圧縮機１として、たとえばレシプロ式、スクリュー式、スクロール式、ロータリー式等の種々の技術を用いることができる。

吐出ガス冷却装置２は、圧縮機１から吐出された吐出ガスを冷却するものであって、ポンプ１２、放熱器１３、熱交換器１４を備えている。このポンプ１２と放熱器１３と熱交換器１４とは水やブライン等を循環させる循環回路を構成している。ポンプ１２は水やブライン等の循環物質を放熱器１３と熱交換器１４との間で循環させるものである。放熱器１３は循環回路内を循環している水やブライン等の冷却（放熱）を行うものである。熱交換器１４は、吐出ガスと循環回路を流れる水やブライン等との間で熱交換を行うものである。この熱交換器１４は、たとえば圧縮機１からの吐出ガスが流れる冷媒流路と、循環物質が流れる冷却流路１４ａを有しており、冷媒流路を流れる吐出ガスの熱量を冷却流路１４ａを流れる循環物質が奪うことにより、吐出ガスの冷却が行われる。なお、この熱交換器１４としていわゆるシェルアンドチューブ式、シェルアンドコイル式、二重管式等の種々の公知技術を用いることができる。

ここで、ポンプ１２が作動すると水やブライン等が循環回路内を循環し、熱交換器１４において水等と吐出ガスとの間で熱交換が行われる。なお、熱交換された水等は放熱器１３により放熱（冷却）される。これにより、吐出ガスの冷却（放熱）が行われることになる。一方、ポンプ１２が停止したとき循環回路内の水等の循環が停止し、熱交換器１４での熱交換が行われず吐出ガスが冷却されない。ポンプ１２の動作は放熱制御手段２２により制御されており、放熱制御手段２２がポンプ１２のＯＮ／ＯＦＦを制御することにより、吐出ガス冷却装置２による吐出ガスの冷却を行うか否かを制御する。

油分離器３は、吐出ガスから油を分離し、分離した油を圧縮機１へ戻すものである。たとえば油分離器３は、中空容器に、吐出ガス冷却装置２から吐出したガスが流入する流入配管と、四方弁４へ冷媒ガスを吐出する吐出配管と、底部に設けられた分離した油を圧縮機１へと戻す配管とを設けた構造を有している。そして、流入配管から中空容器内にガスが流入した際、油は中空容器の表面に付着し、中空容器の底面に向かって流れ落ち、底面の油は配管を通って圧縮機１に戻される。一方、冷媒ガスは吐出配管から四方弁４へ向かって吐出される。

ここで、圧縮機１から吐出される冷媒ガスの温度が低ければ低いほど、油分離器３における油と冷媒との分離をより多く行うことができる。つまり、圧縮機１から吐出ガスが油分離器３に入る前に吐出ガス冷却装置２が吐出ガスの冷却を行うことにより、吐出ガスに含まれる油の温度も低下する。油は冷却されることで粘度および密度が高くなり油分離器３の中空容器表面において油が付着・捕捉しやすくなる。結果として、吐出ガス冷却装置２が吐出ガスを冷却すると油分離器３での油と冷媒との分離を促進することができる。

四方弁４は、室内機１１の運転モードに応じて冷媒が流れる方向を切換えるものである。具体的には、冷房運転時には四方弁４は油分離器３から室外熱交換器９へ吐出ガスが流れるように切替制御される。一方、暖房運転時に四方弁４は油分離器３から室内熱交換器６へ向かって冷媒が流れるように切替制御される。膨張弁（絞り弁）８は蒸発器に流入する冷媒量を調整するために冷媒の流路を絞るものである。

室内熱交換器６は、室内空気と冷媒との熱交換を行うものであり、室外熱交換器９は室外空気と冷媒との間で熱交換を行うものである。具体的には、冷房運転時には室内熱交換器６が蒸発器となり室外熱交換器９が凝縮器となる。そして、室内熱交換器６において冷媒が室内空気から吸熱して冷風を出力するとともに、室外熱交換器９において冷媒が室外空気により放熱され温風を出力する。一方、暖房運転時には室内熱交換器６が凝縮器となり室外熱交換器９が蒸発器となる。そして、室内熱交換器６において冷媒が室内空気に放熱して温風を出力するとともに、室外熱交換器９において冷媒が室外空気に吸熱され冷風を出力する。

上述した室外機１０の動作は制御コントローラ２０により制御されている。特に、制御コントローラ２０には、冷房運転時と暖房運転時とで吐出ガス冷却装置２の動作を切り替えるために、運転判定手段２１および放熱制御手段２２が設けられている。運転判定手段２１は、運転状態が冷房運転であるか暖房運転であるかを判定するものである。たとえば運転判定手段２１は四方弁４の切替状態に基づき上記運転状態の判定を行う。

放熱制御手段２２は、運転判定手段２１における判定に基づいて吐出ガス冷却装置２における冷却を制御するものである。具体的には、放熱制御手段２２は、ポンプ１２の作動のＯＮ／ＯＦＦを制御することにより、熱交換器１４での冷媒の放熱を制御する。運転判定手段２１が冷房運転であると判定した場合、放熱制御手段２２は熱交換器１４での冷却が行われるようにポンプ１２を制御する。運転判定手段２１が暖房運転であると判定した場合、放熱制御手段２２はポンプ１２を停止し冷却が行われないように制御する。

図２は空気調和装置１００の冷房運転時のｐ−ｈ線図の一例を示すグラフであり、図１と図２を参照して空気調和装置１００の冷房運転時の動作例ついて説明する。まず、冷媒が圧縮機１に低圧ガスの状態で吸入され（状態ａ）、低圧ガスは圧縮機１によって圧縮されて高温高圧のガスとなる（状態ｂ）。圧縮機１からの吐出ガスは、吐出ガス冷却装置２で冷却され（状態ｃ）、油分離器３において冷媒と冷凍機油に分離される。油分離器３で分離された冷凍機油は圧縮機１の吸入へと戻る。一方、冷媒は室外熱交換器９で凝縮し、高圧液冷媒となる（状態ｄ）。液冷媒は膨張弁８で低圧二相の冷媒となり（状態ｅ）、冷媒液側延長配管７を通過し、室内熱交換器６で低圧ガスになる（状態ｆ）。その後、低圧ガスはガス側延長配管５を通過し圧縮機１へと戻る（状態ａ）。

図３は空気調和装置１００の暖房運転時のｐ−ｈ線図の一例を示すグラフであり、図１と図３を参照して空気調和装置１００の暖房運転時の動作例ついて説明する。まず、圧縮機１には低圧ガスの状態で吸入され（状態ａ１０）、圧縮機１によって圧縮されて高温高圧のガスとなる（状態ｂ１０）。吐出ガス冷却装置２では放熱が行われず、高温高圧のガスは油分離器３で冷媒と冷凍機油に分離される。油分離器３で分離された冷凍機油は圧縮機１の吸入へと戻る。一方、冷媒はガス側延長配管５を通過して室内熱交換器６で凝縮し、高圧液冷媒となる（状態ｄ１０）。この高圧液冷媒は膨張弁８で低圧二相の冷媒となる（状態ｅ１０）。そして、この冷媒は冷媒液側延長配管７を通過し、室外熱交換器９で低圧ガスの状態になり（状態ｆ１０）、圧縮機１へと戻る（状態ａ１０）。

図２のように、冷房運転時に吐出ガス冷却装置２での冷却を行うことにより、冷媒から冷凍機油の分離が促進されるため、冷房運転時には蒸発器出口から圧縮機吸入の圧力損失を低減しつつ、しかも吐出ガス冷却装置２で冷媒の放熱が行われることでＣＯＰを向上することができる。一方、図３のように、暖房運転時には吐出ガス冷却装置２での冷却をしないことにより、室外熱交換器（凝縮器）でのエンタルピ差の縮小を防止し、ＣＯＰ低下を防止できる。

図４は蒸発器出口から圧縮機吸入での圧力損失とＣＯＰの関係を示すグラフである。なお、図４の横軸は、（蒸発器出口の圧力）／（圧縮機の吸入口の圧力）×１００であって、圧力損失が０のときに１００％を示し圧力損失が大きくなればなるほど（距離が長くなればなるほど）比率（％）が上がっていくことを示す。縦軸は圧力損失が０（横軸１００％）を基準にした場合のＣＯＰ比を示す。図４において、蒸発器出口から圧縮機吸入までの圧力損失が増加するとＣＯＰが低下することがわかる。

上述したように、冷房運転時には室内熱交換器６が蒸発器となり室外熱交換器９が凝縮器となる。一方、暖房運転時には室内熱交換器６が凝縮器となり室外熱交換器９が蒸発器となる。つまり、蒸発器出口から圧縮機１までの距離とは、冷房運転時には室内機１１の室内熱交換器６から室外機１０の圧縮機１までの距離を意味し、暖房運転時には室外機１０の室外熱交換器９から室外機１０の圧縮機１までの距離を意味する。

冷房運転時には室外機１０と室内機１１との接続には長いガス側延長配管５が使用されているため、冷凍サイクルにとって大きなＣＯＰ低下要因である蒸発器（室内熱交換器６）出口から圧縮機１の吸入口までの圧力損失が大きくなる。一方、暖房運転時において、室外熱交換器９が蒸発器となるが、同じ室外機１０内の構成機器同士であるため、室外熱交換器９と圧縮機１とを繋ぐ配管は上述したガス側延長配管５に比べて大幅に短い。つまり、冷房運転時のように蒸発器出口と圧縮機吸入の間にガス側延長配管５のような大きな圧力損失の原因となる長い配管が存在しない。したがって、暖房運転時には蒸発器（室外熱交換器９）出口から圧縮機１の吸入口までの圧力損失低減が最小限に抑えられた状態になる。

図５は油循環率（＝｛油流量／（冷媒流量＋油流量）｝×１００）とＣＯＰ比との関係を示すグラフである。図５において、油循環率が高ければ高いほどＣＯＰ比が低下していることを示している。つまり、油分離器３が圧縮機１の吐出ガスから冷凍機油を分離すればするほど、ガス側延長配管５での圧力損失が改善しＣＯＰが向上することを意味する。言い換えれば、吐出ガス冷却装置２において吐出ガスを冷却し油分離器３での油の分離を促進して油循環率を下げれば、運転状態に関係なくＣＯＰを向上させることができるとも言える。しかし、暖房運転時に吐出ガス冷却装置２による冷却を行ってしまうと却ってＣＯＰが低下してしまうことがわかった。

図６は暖房運転時の吐出ガス冷却装置２における放熱量とＣＯＰの関係を示すグラフである。なお、図６の横軸は、暖房運転時における冷媒全体の放熱量に占める吐出ガス冷却装置２での放熱量の割合（吐出ガス冷却装置２での放熱量／全体の放熱量｝×１００）を示す。縦軸は、吐出ガス冷却装置２での放熱量が０のときのＣＯＰを基準としたＣＯＰ比を示す。図６に示すように、放熱量が増加することでＣＯＰ比が低下する。

つまり、暖房運転時に吐出ガス冷却装置２において圧縮機１の吐出ガスを冷却することは、本来は室内熱交換器６で室内を加熱するために使用したい熱量が室内熱交換器６の上流側の吐出ガス冷却装置２で放熱してしまうことを意味する。暖房に必要な能力を補うには圧縮機１を増速する必要があるため、吐出ガス冷却装置２による冷却がＣＯＰ比を低下する要因になってしまう。

また、上述したように、油分離器３での分離効率を上昇させたとしても、元々の室外熱交換器（蒸発器）９の出口から圧縮機１の吸入口までの圧力損失が小さいためにＣＯＰ改善効率が小さい（図４参照）。言い換えれば、吐出ガスの冷却による油循環率の低下に伴うＣＯＰ改善よりも、吐出ガス冷却装置２で行った放熱を補うために圧縮機周波数の増速によるＣＯＰ悪化の方が大きく、結果として却ってＣＯＰ低下の要因となる。

そこで、放熱制御手段２２は、冷房運転時に吐出ガス冷却装置２での冷却を行うように制御する。これにより、冷房運転時には蒸発器出口から圧縮機吸入の圧力損失を低減しつつ、吐出ガス冷却装置２で放熱を行うことでＣＯＰを向上することができる。一方、放熱制御手段２２は、暖房運転時に吐出ガス冷却装置２での冷却をしないように制御する。これにより、室外熱交換器（凝縮器）でのエンタルピ差の縮小を防止し、ＣＯＰ低下を防止できる。

つまり、たとえば常に冷房運転を行う空気調和装置は、冷凍機などの庫内に熱交換器を設置し、庫外に室外機を設置して、庫内の熱交換器と室外機を配管以下、延長配管で繋いだ構成を有している。このような空気調和装置においては、延長配管が長いために、空気調和装置のＣＯＰに大きな影響を及ぼす蒸発器出口から圧縮機吸入の圧力損失が大きい。そのため、分離効率向上による蒸発器出口から圧縮機吸入の圧力損失改善によるＣＯＰ改善効果が大きい。さらに、圧縮機吐出ガスの冷却による凝縮温度低下により、ＣＯＰの改善が可能である。

一方、エアコンなどの冷房運転と暖房運転を行う空気調和装置１００においては、暖房運転時にＣＯＰが低下する問題がある。エアコンなどの冷房と暖房を行う空気調和装置１００においても、室内に室内側熱交換器６を設置し、室外に室外機１０を設置して、延長配管５、７で室内熱交換器６と室外機１０を繋ぐ構成は、冷凍機などと同様である。したがって、冷房運転時には圧縮機吐出のガスを冷却することで凝縮温度が低下し、蒸発器出口から圧縮機吸入を長い延長配管で繋ぐため、油循環率低下によるＣＯＰ改善が大きい。

しかし、暖房運転時には室内熱交換器が凝縮器になり、室外熱交換器が蒸発器になるため、圧縮機１の吐出ガスを冷却することは室内熱交換器６において本来は暖房能力として使用したい熱量を奪うことを意味する。また、蒸発器出口と圧縮機１の吸入口とを繋ぐ配管は、蒸発器と圧縮機１が同じ室外機の中で接続されているために短く、油循環率低下によるＣＯＰ改善効果も非常に小さい。このため、暖房運転時には圧縮機の吐出ガスを冷却すると、ＣＯＰが低下するという問題がある。

そこで、空気調和装置１００において、冷房運転時に吐出ガス冷却装置２での冷却を行う。これにより、冷房運転時には蒸発器出口から圧縮機吸入までの圧力損失を低減しつつ、しかも吐出ガス冷却装置２で放熱を行うことでＣＯＰを向上することができる。一方、暖房運転時には吐出ガス冷却装置２での冷却（放熱）をしない。これにより、室外熱交換器（凝縮器）でのエンタルピ差の縮小を防止し、ＣＯＰ低下を防止できる。

図７は本発明の空気調和装置の制御方法の好ましい実施形態を示すフローチャートであり、図１および図７を参照して空気調和装置１００の制御方法について説明する。まず、運転が開始すると（ステップＳＴ１）、運転判定手段２１において運転が冷房運転であるかもしくは暖房運転であるかを判定する（ステップＳＴ２）。冷房運転ではなく暖房運転であると判定した場合、吐出ガス冷却装置２での冷却は行わない（ステップＳＴ３）。一方、冷房運転であると判定した場合、放熱制御手段２２の作用により吐出ガス冷却装置２において吐出ガスの冷却が行われる。

これにより、冷房運転時には蒸発器出口から圧縮機吸入の圧力損失が低減され、かつ、吐出ガス冷却装置２で冷媒の放熱が行われることでＣＯＰを向上することができる。一方、暖房運転時には吐出ガス冷却装置２での冷却（放熱）を行わないため、室外熱交換器（凝縮器）９でのエンタルピ差の縮小を防止し、ＣＯＰ低下を防止できる。

実施の形態２．
図８は本発明の空気調和装置の実施形態２を示す模式図であり、図１と図８を参照して空気調和装置について説明する。なお、図８の空気調和装置の制御方法において図７の空気調和装置の制御方法と同一の工程を有する部位には同一の符号を付してその説明を省略する。図８の空気調和装置の制御方法が図１の空気調和装置１００と異なる点は、冷房運転時で、かつ運転周波数ｆが設定運転周波数ｆｒｅｆ以上である場合に吐出ガス冷却装置２による吐出ガスの冷却を行う点である。

具体的には、図１の放熱制御手段２２は、圧縮機１の運転周波数ｆが予め設定された設定運転周波数ｆｒｅｆ以上であるか否かを判定する機能を有している。そして、放熱制御手段２２は、冷房運転であって圧縮機１が設定運転周波数ｆｒｅｆ以上の運転周波数で稼働している場合、吐出ガス冷却装置２が吐出ガスの冷却を行うように制御する。一方、冷房運転であっても圧縮機１が設定運転周波数ｆｒｅｆより小さい運転周波数で稼働している場合、吐出ガス冷却装置２が吐出ガスの冷却を行わないように制御する。なお、この設定運転周波数ｆｒｅｆは、油循環率の減少による圧力損失の低減効果と、吐出ガス冷却装置２のポンプ等の入力増加の影響を加味して予め決定するものである。

これにより、吐出ガス冷却装置２のポンプ１２などの動力を駆動させることによるＣＯＰ悪化の影響が大きくなるのを防止することができる。つまり、圧縮機１の運転周波数ｆと油循環率は比例関係にあり、運転周波数が高ければ高いほど油循環率も大きくなる。このため、圧縮機１の運転周波数ｆが低い場合、吐出ガス冷却装置２のポンプ等の動力を使用して油循環率を低減させて得られるＣＯＰ改善効果は、吐出ガス冷却装置２のポンプなどの動力によるＣＯＰ悪化の影響よりも小さくなる可能性がある。そこで、運転周波数ｆの閾値処理を行うことにより、吐出ガス冷却装置２のポンプなどの動力によるＣＯＰ悪化の影響が大きくなるのを防止することができる。

なお、設定運転周波数ｆｒｅｆ前後の運転周波数ｆで冷房運転を行っている場合、吐出ガス冷却装置２での冷却の有無が短時間で入れ替わり、運転が安定しない場合がある。そこで、所定の運転周波数以下となっている継続時間が所定時間以内にもかかわらず、運転周波数が設定運転周波数以上になった場合には、直ちに放熱制御手段２２は吐出ガスの冷却を行わないように吐出ガス冷却装置２を制御してもよい。その後、設定運転周波数ｆｒｅｆ以上での運転時間が予め設定された設定時間以上継続したとき、放熱制御手段２２が吐出ガス冷却装置２による吐出ガスの冷却を開始するように制御してもよい。あるいは、運転周波数ｆの増減率などにより、設定運転周波数ｆｒｅｆで即座に吐出ガス冷却装置２での冷却動作が切り替わらないようにしてもよい。

実施の形態３．
図９は本発明の空気調和装置の実施の形態３を示す模式図であり、図９を参照して空気調和装置２００について説明する。なお、図９の空気調和装置２００において図１の空気調和装置１００と同一の構成を有する部位には同一の符号を付してその説明を省略する。図９の空気調和装置２００が図１の空気調和装置１００と異なる点は、吐出ガス冷却装置の構成である。

図９の吐出ガス冷却装置２０２は、第１の三方弁２１５、熱交換器１４を備えており、第１の三方弁２１５と熱交換器１４とにおいて循環回路が形成されている。第１の三方弁２１５は圧縮機１の吸入側、四方弁４および熱交換器１４に接続されている。また、三方弁２１５の下流側において吸入ガスが圧縮機１と熱交換器１４の冷却流路１４ａとの双方に流れるように配管が分岐している。したがって、吐出ガス冷却装置２０２は、熱交換器１４の冷却流路１４ａに圧縮前の吸入ガスを循環させることにより、冷媒回路を流れる吐出ガスの冷却を行うことができる構成を有している。

ここで、放熱制御手段２２２は、圧縮機１に入る前の吸入ガスを熱交換器１４の冷却流路１４ａに循環させるか否かを第１の三方弁２１５による切替制御により行う。具体的には、放熱制御手段２２２は、冷房運転時には吸入ガスが熱交換器１４に流れるように三方弁２１５を切替制御する。すると、熱交換器１４において吸入ガスと圧縮機１からの吐出ガスとの間で熱交換が行われ吐出ガスが冷却される。一方、放熱制御手段２２２は、暖房運転時には圧縮前の冷媒が熱交換器１４に流れないように三方弁を切替制御する。すると、熱交換器１４において吸入ガスが流れないために圧縮機１からの吐出ガスが冷却されない。

上述した実施形態３であっても、冷房運転時には蒸発器出口から圧縮機吸入の圧力損失を低減し、かつ、吐出ガス冷却装置２０２で冷媒の放熱が行われることでＣＯＰを向上することができる。一方、暖房運転時には吐出ガス冷却装置２０２での冷却を行わないため、室外熱交換器（凝縮器）９でのエンタルピ差の縮小を防止し、ＣＯＰ低下を防止できる。さらに、冷房運転時に放熱を行う際、圧縮機１に冷媒が吸入される前に冷媒を熱交換器１４において加熱することができ、液状の冷媒が圧縮機１に戻り圧縮機１を損傷することを防止できる。

実施の形態４．
図１０は本発明の空気調和装置の実施形態４を示す模式図であり、図１０を参照して空気調和装置３００について説明する。なお、図１０の空気調和装置３００において図１の空気調和装置１００と同一の構成を有する部位には同一の符号を付してその説明を省略する。図１０の空気調和装置３００が図１の空気調和装置１００と異なる点は、吐出ガス冷却装置３０２の構成である。

図１０の吐出ガス冷却装置３０２は、圧縮機１の吐出側配管と油分離器３との間に接続された放熱器１３と、送風機１６から送風される風の一部の放熱器１３への送風を遮断させるもしくは通過させるダンパー３１１とを備えている。なお、送風機１６と放熱器１３との間に送風機１６からの風を導くためのダクトを設置してもよい。ダンパー３１１は、送風機１６から送り出される風が放熱器１３に当たる方向と遮断する方向とに向きを変える機能を有しており、その動作は放熱制御手段３２２により制御されている。なお、放熱器１３にフィンなどを付けて表面積を大きくすることにより冷却効果を大きくすることができる。

放熱制御手段３２２は、冷房運転時にはダンパー３１１を開いて放熱器１３に風を送るように制御する。すると、放熱器１３において吐出ガスの冷却が行われる。一方、放熱制御手段３２２は、暖房運転時にはダンパー３１１を閉じて放熱器１３への風を遮断する。すると、吐出ガス冷却装置２において吐出ガスの冷却が行われない。

上述した実施形態４であっても、冷媒から冷凍機油の分離が促進されるため、冷房運転時には蒸発器出口から圧縮機吸入までの圧力損失を低減し、かつ、吐出ガス冷却装置３０２で放熱を行うことでＣＯＰを向上することができる。一方、暖房運転時には吐出ガス冷却装置３０２での冷却（放熱）を行わないため、室外熱交換器（凝縮器）６でのエンタルピ差の縮小を防止し、ＣＯＰ低下を防止できる。さらに、図１０に示すような構成とすることで、放熱器１３の放熱量調整が室外機１０のみで行うことができる。

実施形態５．
図１１は本発明の空気調和装置の実施形態５を示す模式図であり、図１１を参照して空気調和装置４００について説明する。なお、図１１の空気調和装置４００において図１の空気調和装置１００と同一の構成を有する部位には同一の符号を付してその説明を省略する。図１１の空気調和装置４００が図１の空気調和装置１００と異なる点は、吐出ガス冷却装置の構成である。

吐出ガス冷却装置４０２は、ポンプ１２と、ポンプ１２に接続された放熱器１３と、放熱器１３に接続された、圧縮機１からの吐出ガスと循環する水等との熱交換を行う熱交換器１４と、二方が圧縮機１の吐出配管と熱交換器１４とに接続されており、一方が圧縮機１の吐出配管から油分離器３の入口へとバイパスするよう接続された第２の三方弁４１８とを備えている。つまり、第２の三方弁の切替により圧縮機１からの吐出ガスが熱交換器１４を通過する流路と、熱交換器１４を通過せずにバイパスして油分離器３に流れる流路とが切り替えられることになる。この第２の三方弁４１８の動作は放熱制御手段２２により制御されている。

放熱制御手段４２２は、冷房運転時には圧縮機１からの吐出ガスが熱交換器１４を通過するように第２の三方弁４１８を切り替える。すると、熱交換器１４において吐出ガスが冷却される。一方、放熱制御手段４２２は、暖房運転時には圧縮機１の吐出配管との熱交換を行う熱交換器１４をバイパスさせるように第２の三方弁４１８を切り替える。すると、吐出ガスは熱交換器１４を通過せずに油分離器３に流れ込むことになり、吐出ガスは冷却されないことになる。

上述した実施の形態５であっても、冷媒から冷凍機油の分離が促進されるため、冷房運転時には蒸発器出口から圧縮機吸入の圧力損失を低減し、かつ、吐出ガス冷却装置４０２で冷媒の放熱を行うことでＣＯＰを向上することができる。一方、暖房運転時には吐出ガス冷却装置４０２での冷却（放熱）を行わないため、室外熱交換器（凝縮器）６でのエンタルピ差の縮小を防止し、ＣＯＰ低下を防止できる。

本発明の実施の形態は、上記実施の形態に限定されない。たとえば、放熱制御手段２２、２２２、３２２、４２２は、冷房運転のときに放熱し、冷房運転ではないときに放熱しないように制御する場合について例示しているが、冷房運転時に放熱量の強弱を行うように調整するものであってもよい。たとえば、図８のように冷房運転時であって設定運転周波数ｆｒｅｆよりも小さい場合には、熱交換器１４における冷却流路１４ａ側の流量を少なくする、もしくは図１０においては放熱器１３へ送風する量を少なくするようにダンパー３１１を制御する等により冷却能力を低く設定した状態で冷却を行うようにしてもよい。

また、油分離器３の構成として中空容器を用いる場合について例示しているが、たとえば冷媒ガスの流速を遅くして、油の微粒子を自重により落下させる方法、油分離器内にフィルタを設け油の微粒子を捕集する方法等種々の公知の技術を用いることができる。

１ 圧縮機、２、２０２、３０２、４０２ 吐出ガス冷却装置、３ 油分離器、４ 四方弁、５ ガス側延長配管、６ 室内熱交換器、７ 冷媒液側延長配管、８ 膨張弁、９ 室外熱交換器、１０ 室外機、１１ 室内機、１２ ポンプ、１３ 放熱器、１４ 熱交換器、１４ａ 冷却流路、１６ 送風機、２０ 室外機コントローラ、２１ 運転判定手段、２２、２２２、３２２、４２２ 放熱制御手段、１００、２００、３００、４００ 空気調和装置、２１５ 第１の三方弁、３１１ ダンパー、４１８ 第２の三方弁、ｆ 運転周波数、ｆｒｅｆ 設定運転周波数。

本発明に係る空気調和装置は、圧縮機、吐出ガス冷却装置、油分離器、流路切替器、室内熱交換器、膨張弁、室外熱交換器が環状に接続された冷媒回路を有し、流路切替器による流路の切替により冷房運転と暖房運転とが可能な空気調和装置であって、冷房運転であるとき、圧縮機から吐出される吐出ガスを冷却するように吐出ガス冷却装置を制御し、暖房運転であるとき、吐出ガスを冷却しないように吐出ガス冷却装置を制御する放熱制御手段とを備えたものである。

Claims (7)

1. 圧縮機、吐出ガス冷却装置、油分離器、四方弁、室内熱交換器、膨張弁、室外熱交換器が環状に接続された冷媒回路を有し、前記四方弁による流路の切替により冷房運転と暖房運転とが可能な空気調和装置であって、
   運転状態が冷房運転であるか暖房運転であるかを判定する運転判定手段と、
   前記運転判定手段が前記冷房運転であると判定した場合、前記圧縮機から吐出される吐出ガスを冷却するように前記吐出ガス冷却装置を制御し、前記暖房運転であると判定した場合、前記吐出ガスを冷却しないように前記吐出ガス冷却装置を制御する放熱制御手段と
   を備えたものであることを特徴とする空気調和装置。
2. 前記放熱制御手段が、前記圧縮機の運転周波数を検出する機能を有するものであり、前記運転判定手段が前記冷房運転であると判定した場合であって、検出された前記運転周波数が予め設定された設定運転周波数以上のときには前記吐出ガスの冷却を行い、前記設定運転周波数よりも小さいときには前記吐出ガスの冷却を行わないように制御するものであることを特徴とする請求項１に記載の空気調和装置。
3. 前記吐出ガス冷却装置が、
   循環物質を循環させるためのポンプと、前記ポンプに接続された前記循環物質の放熱を行う放熱器と、前記放熱器および前記ポンプに接続され前記循環物質と前記吐出ガスとの熱交換を行う熱交換器とを備えたものであり、
   前記放熱制御手段が、冷房運転時には前記ポンプを駆動して前記熱交換器における前記吐出ガスの冷却を行い、暖房運転時には前記ポンプの駆動を停止して前記熱交換器における前記吐出ガスの冷却を行わないように制御することを特徴とする請求項１または２に記載の空気調和装置。
4. 前記吐出ガス冷却装置が、
   前記圧縮機からの前記吐出ガスが流れる冷媒流路と、前記圧縮機に吸入される吸入ガスが流入するように前記圧縮機の吸入側配管に接続された冷却流路とを有する熱交換器と、
   二方が前記圧縮機の吸入側配管に接続されており、一方が前記熱交換器の前記冷却流路の流出側に接続された第１の三方弁と
   を備えたものであり、
   前記放熱制御手段が、冷房運転時には前記熱交換器の前記冷却流路に前記吸入ガスを循環させて前記吐出ガスの冷却を行い、暖房運転時には前記熱交換器の前記冷却流路への前記吸入ガスの流出を止めて前記吐出ガスを冷却しないように前記第１の三方弁を制御するものであることを特徴とする請求項１または２に記載の空気調和装置。
5. 前記室外熱交換器が送風機を備えたものであり、
   前記吐出ガス冷却装置が、前記圧縮機の吐出側配管と前記油分離器との間に接続された放熱器と、前記放熱器と前記送風機との間に配置された、前記送風機からの送風を遮断もしくは通過させるように開閉可能なダンパーとを備えたものであり、
   前記放熱制御手段が、冷房運転時には前記ダンパーを開いて前記送風機からの送風を前記放熱器に当てて前記吐出ガスの冷却を行い、暖房運転時には前記ダンパーを閉じて前記送風機から前記放熱器への送風を遮断して前記吐出ガスの冷却を行わないように前記ダンパーを制御することを特徴とする請求項１または２に記載の空気調和装置。
6. 前記吐出ガス冷却装置が、循環物質を循環させるためのポンプと、前記ポンプに接続された前記循環物質の放熱を行う放熱器と、前記放熱器および前記ポンプに接続され前記循環物質と前記吐出ガスとの熱交換を行う熱交換器と、二方が前記圧縮機の吐出側配管と前記熱交換器の吸入側配管との間に接続されており、一方が前記熱交換器の吐出側と前記油分離器の入口との間に接続された第２の三方弁とを備えたものであり、
   前記放熱制御手段が、前記冷房運転時には前記熱交換器に前記吐出ガスを通過させて前記吐出ガスの冷却を行い、前記暖房運転時には前記吐出ガスが前記熱交換器を通過せず冷却されないように前記第２の三方弁を制御することを特徴とする請求項１または２に記載の空気調和装置。
7. 圧縮機、吐出ガス冷却装置、油分離器、流路切替器、室内熱交換器、膨張弁、室外熱交換器が環状に接続された冷媒回路を有し、前記流路切替器による流路の切替により冷房運転と暖房運転とが可能な空気調和装置の制御方法であって、
   運転状態が冷房運転であるか暖房運転であるかを判定し、
   前記冷房運転であると判定した場合、前記圧縮機から吐出される吐出ガスを冷却するように前記吐出ガス冷却装置を制御し、前記暖房運転であると判定した場合、前記吐出ガスを冷却しないように前記吐出ガス冷却装置を制御する
   ことを特徴とする空気調和装置の制御方法。

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