WO2010137274A1 - 冷凍サイクル装置 - Google Patents

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WO2010137274A1
WO2010137274A1 PCT/JP2010/003452 JP2010003452W WO2010137274A1 WO 2010137274 A1 WO2010137274 A1 WO 2010137274A1 JP 2010003452 W JP2010003452 W JP 2010003452W WO 2010137274 A1 WO2010137274 A1 WO 2010137274A1
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WO
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compression mechanism
pipe
oil
refrigerant
outlet pipe
Prior art date
Application number
PCT/JP2010/003452
Other languages
English (en)
French (fr)
Inventor
和田賢宣
長谷川寛
引地巧
大八木信吾
塩谷優
Original Assignee
パナソニック株式会社
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Publication date
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Priority to JP2011515873A priority patent/JPWO2010137274A1/ja
Priority to EP10780235A priority patent/EP2437006A1/en
Priority to US13/262,119 priority patent/US20120017636A1/en
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    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F25—REFRIGERATION OR COOLING; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS; MANUFACTURE OR STORAGE OF ICE; LIQUEFACTION SOLIDIFICATION OF GASES
    • F25B—REFRIGERATION MACHINES, PLANTS OR SYSTEMS; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS
    • F25B31/00—Compressor arrangements
    • F25B31/002—Lubrication
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F25—REFRIGERATION OR COOLING; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS; MANUFACTURE OR STORAGE OF ICE; LIQUEFACTION SOLIDIFICATION OF GASES
    • F25B—REFRIGERATION MACHINES, PLANTS OR SYSTEMS; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS
    • F25B2400/00—General features or devices for refrigeration machines, plants or systems, combined heating and refrigeration systems or heat-pump systems, i.e. not limited to a particular subgroup of F25B
    • F25B2400/07—Details of compressors or related parts
    • F25B2400/075—Details of compressors or related parts with parallel compressors
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F25—REFRIGERATION OR COOLING; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS; MANUFACTURE OR STORAGE OF ICE; LIQUEFACTION SOLIDIFICATION OF GASES
    • F25B—REFRIGERATION MACHINES, PLANTS OR SYSTEMS; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS
    • F25B2500/00—Problems to be solved
    • F25B2500/01—Geometry problems, e.g. for reducing size

Definitions

  • the present invention relates to a refrigeration cycle apparatus.
  • Patent Document 1 discloses a refrigeration cycle apparatus having a piping structure shown in FIG. 7 as a refrigeration cycle apparatus in which measures for preventing an uneven oil amount are taken.
  • the refrigeration cycle apparatus of Patent Document 1 includes a first compressor 92, a second compressor 93, and a third compressor 94. Refrigerants are supplied to the compressors 92, 93 and 94 through the suction main pipe 95.
  • the suction main pipe 95 is provided with a main curved portion 96 and a main branch portion 97.
  • the suction main pipe 95 branches at the main branch portion 97 into a first suction branch pipe 98 for supplying the refrigerant to the first compressor 92 and a suction connection pipe 99 for supplying the refrigerant to the compressors 93 and 94. is doing.
  • the main bending portion 96 is composed of an elbow pipe connecting the upstream pipe and the downstream pipe at a right angle.
  • the main branch part 97 includes a first branch path 97a and a second branch path 97b.
  • the first branch path 97a is located below the second branch path 97b and outside the radial direction of the main curved portion 96. That is, the first branch path 97a is provided at a position 45 degrees obliquely below the second branch path 97b.
  • a first suction branch pipe 98 is connected to the first branch path 97a, and a suction connection pipe 99 is connected to the second branch path 97b.
  • the refrigerant and the oil mixed therein flow through the suction main pipe 95.
  • Gravity and centrifugal force at the main bending portion 96 act on the refrigerant and oil. Since there is a density difference between the refrigerant and the oil, downstream of the main curved portion 96, the refrigerant flows upward and inside the radial direction of the main curved portion 96, and the oil flows downward and the main curved portion 96. Flows outward in the radial direction. That is, the oil easily flows into the first branch 97 a and a relatively large amount of oil is returned to the first compressor 92. When oil becomes excessive in the first compressor 92, the oil is transferred from the first compressor 92 to the second compressor 93 and the third compressor 94 through the oil equalizing pipe.
  • An object of the present invention is to provide a technique for returning an appropriate amount of oil to each of a plurality of compressors.
  • the present invention A first compression mechanism; an expansion mechanism; a shaft connecting the first compression mechanism and the expansion mechanism to each other; a first sealed container housing the first compression mechanism, the expansion mechanism and the shaft; A first compressor having A second compressor having a second compression mechanism disposed in parallel to the first compression mechanism, and a second sealed container containing the second compression mechanism; A radiator that cools the refrigerant compressed by the first compression mechanism and the refrigerant compressed by the second compression mechanism; An evaporator for evaporating the refrigerant expanded by the expansion mechanism; A flow path that guides the refrigerant from the evaporator to each of the first compression mechanism and the second compression mechanism is configured, and an inlet pipe that receives the refrigerant from the evaporator, and a refrigerant that has flowed into the inlet pipe A first branch outlet pipe that leads to the first compression mechanism; and a second branch outlet pipe that guides the refrigerant that has flowed into the inlet pipe to the second compression mechanism, and the inlet pipe and the first branch
  • the first compressor has an expansion mechanism for recovering power from the refrigerant in addition to the first compression mechanism for compressing the refrigerant. Therefore, the amount of oil that is mixed with the refrigerant in the first compressor and discharged to the outside (refrigerant circuit) usually exceeds the amount of oil that is mixed with the refrigerant and discharged outside in the second compressor. In other words, the amount of oil used in the first compressor is larger than the amount of oil used in the second compressor. In such a case, the amount of oil between the first compressor and the second compressor can be balanced by preferentially returning the oil to the first compressor.
  • the angle formed between the first branch outlet pipe and the inlet pipe is an obtuse angle or 180 °
  • the angle formed between the second branch outlet pipe and the inlet pipe is an acute angle.
  • FIG. Schematic showing preferred positional relationship between each compressor and piping branch
  • FIG. Schematic showing another configuration of piping branch Configuration diagram of refrigeration cycle apparatus according to modification Sectional view when the valve provided in the suction pipe is closed Sectional view when the valve provided in the suction pipe is open
  • FIG. A perspective view of a piping structure of a conventional refrigeration cycle apparatus having a plurality of compressors
  • the refrigeration cycle apparatus 100 of the present embodiment includes a first compressor 101, a second compressor 102, a radiator 4 and an evaporator 6. These devices are connected by flow paths 3a to 3d so that the refrigerant circuit 105 is formed.
  • the flow paths 3a to 3d are typically constituted by refrigerant pipes.
  • the refrigerant circuit 105 is filled with a refrigerant such as carbon dioxide or hydrofluorocarbon as a working fluid.
  • the first compressor 101 includes a first hermetic container 9, a first compression mechanism 1, an expansion mechanism 5, a first motor 11, a first oil pump 15, and a first shaft 23.
  • the axial direction of the first shaft 23 is parallel to the vertical direction.
  • the first compression mechanism 1 is disposed in the upper part of the first sealed container 9.
  • the expansion mechanism 5 is disposed in the lower part of the first sealed container 9.
  • the first motor 11 is disposed between the first compression mechanism 1 and the expansion mechanism 5.
  • the first compression mechanism 1, the expansion mechanism 5, and the first motor 11 are connected to each other by the first shaft 23.
  • the power recovered from the refrigerant by the expansion mechanism 5 is transmitted to the first compression mechanism 1 via the first shaft 23. Thereby, the load of the first motor 11 is reduced and the efficiency of the refrigeration cycle apparatus 100 is improved.
  • This type of compressor is often referred to as an expander-integrated compressor.
  • the detailed structure of the expander-integrated compressor is disclosed, for example, in International Publication No. 2008/087795.
  • the first sealed container 9 has a cylindrical shape with its top and bottom closed.
  • a first oil reservoir 13 is formed at the bottom of the first sealed container 9. Oil for lubricating and sealing the first compression mechanism 1 and the expansion mechanism 5 is stored in the first oil reservoir 13. The expansion mechanism 5 is immersed in the oil in the first oil reservoir 13.
  • the first compression mechanism 1 and the expansion mechanism 5 are both constituted by a positive displacement fluid mechanism.
  • the first compression mechanism 1 is a scroll compression mechanism
  • the expansion mechanism 5 is a two-stage rotary expansion mechanism.
  • the types of the first compression mechanism 1 and the expansion mechanism 5 are not limited, and types such as a rotary type (including a rolling piston type, a swing type, and a sliding vane type) and a scroll type can be appropriately employed.
  • first shaft 23 oil supply paths 28a and 28b extending in the axial direction are formed. Oil is supplied to each of the first compression mechanism 1 and the expansion mechanism 5 through the oil supply paths 28a and 28b. Since the first compression mechanism 1 and the expansion mechanism 5 are connected by the first shaft 23, the rotation speed of the first compression mechanism 1 is always equal to the rotation speed of the expansion mechanism 5.
  • the first shaft 23 may be made of a plurality of parts. In this case, a gear, a clutch, a torque converter, or the like may be provided so that the rotational speed of the first compression mechanism 1 and the rotational speed of the expansion mechanism 5 are different.
  • the first oil pump 15 is disposed between the first compression mechanism 1 and the expansion mechanism 5 in order to supply the oil in the first oil reservoir 13 to the first compression mechanism 1.
  • the first oil pump 15 is, for example, a positive displacement oil pump.
  • the first shaft 23 passes through the first oil pump 15 so that the first oil pump 15 is driven by the first shaft 23.
  • the first oil pump 15 has a suction port 25 that opens to the first oil reservoir 13. That is, the oil level S1 of the first oil reservoir 13 is above the suction port 25. The oil in the first oil reservoir 13 is sucked into the first oil pump 15 through the suction port 25 and guided to the oil supply path 28a.
  • the first motor 11 is coaxially attached to the first shaft 23 between the first oil pump 15 and the first compression mechanism 1 in order to drive the first compression mechanism 1.
  • the first bearing member 17 which supports the 1st shaft 23 is provided.
  • the first bearing member 17 is made of, for example, a single flat disk and is fixed to the first sealed container 9.
  • the first bearing member 17 also serves to prevent the oil in the first oil reservoir 13 from being agitated by the swirling flow caused by the first motor 11.
  • a flow suppression plate 27 is provided between the first oil pump 15 and the expansion mechanism 5.
  • a gap through which oil can flow is formed between the flow suppression plate 27 and the first sealed container 9.
  • the role of the flow suppression plate 27 is mainly to prevent the oil above the flow suppression plate 27 and the oil below the flow suppression plate 27 from being mixed as much as possible.
  • the flow suppression plate 27 for example, one or a plurality of flat disks can be used.
  • the normal direction of the flow suppression plate 27 is parallel to the axial direction of the first shaft 23.
  • a spacer 42 for providing a certain distance between the expansion mechanism 5 and the flow suppression plate 27 is provided below the flow suppression plate 27.
  • the spacer 42 may be integrated with another part, for example, the flow suppression plate 27.
  • the suction tube 7 and the discharge tube 19 are further connected to the first sealed container 9.
  • the suction pipe 7 and the discharge pipe 19 constitute branch portions of the flow path 3d and the flow path 3a, respectively.
  • the suction pipe 7 passes through the wall portion (side portion) of the first sealed container 9 and is connected to the first compression mechanism 1.
  • the refrigerant is directly sucked into the first compression mechanism 1 through the suction pipe 7 without passing through the internal space of the first sealed container 9.
  • the discharge pipe 19 passes through the wall (upper part) of the first sealed container 9 and opens toward the internal space of the first sealed container 9.
  • the refrigerant compressed by the first compression mechanism 1 is discharged into the internal space of the first sealed container 9, flows through the internal space, and then is guided to the radiator 4 through the discharge pipe 19. That is, the first compressor 101 belongs to a high-pressure shell type compressor in which the internal space of the first sealed container 9 is filled with the compressed refrigerant.
  • oil mixed with refrigerant can be removed by gravity and centrifugal force of a motor, which is advantageous in reducing the amount of oil discharged from the compressor. Moreover, since the heat of a motor can be given to a refrigerant
  • a suction pipe 21 and a discharge pipe 22 are further connected to the first sealed container 9.
  • the suction pipe 21 and the discharge pipe 22 pass through the wall portion (side portion) of the first sealed container 9 and are connected to the expansion mechanism 5.
  • the refrigerant is directly sucked into the expansion mechanism 5 through the suction pipe 21 without passing through the internal space of the first sealed container 9.
  • the expanded refrigerant is discharged directly to the outside of the first sealed container 9 through the discharge pipe 22 and guided to the evaporator 6.
  • the second compressor 102 includes a second hermetic container 10, a second compression mechanism 2, a second motor 12, a second oil pump 16, and a second shaft 24.
  • the axial direction of the second shaft 24 is parallel to the vertical direction.
  • the second compression mechanism 2 is disposed in the upper part in the second sealed container 10.
  • the second compression mechanism 2, the second motor 12, and the second oil pump 16 are arranged in this order from above.
  • the second sealed container 10 has a cylindrical shape with its top and bottom closed.
  • the area of the horizontal cross section of the 2nd airtight container 10 is equal to the area of the horizontal cross section of the 1st airtight container 9, for example.
  • a second oil reservoir 14 is formed at the bottom of the second sealed container 10.
  • the second oil reservoir 14 stores oil for lubricating and sealing the second compression mechanism 2.
  • the height of the bottom surface of the second sealed container 10 matches, for example, the height of the bottom surface of the first sealed container 9.
  • the positional relationship between the sealed containers 9 and 10 in the vertical direction is not particularly limited.
  • the positional relationship between the closed containers 9 and 10 may be adjusted so that the position of the first compression mechanism 1 matches the position of the second compression mechanism 2 in the vertical direction.
  • the second compression mechanism 2 is also composed of a positive displacement fluid mechanism.
  • the second compression mechanism 2 is a scroll compression mechanism.
  • the type of the second compression mechanism 2 is not limited.
  • the volume of the second compression mechanism 2 may be equal to or different from the volume of the first compression mechanism 1.
  • the type and volume of the second compression mechanism 2 are the same as those of the first compression mechanism 1, there are significant advantages in terms of cost and controllability.
  • the second shaft 24 coaxially connects the second motor 12 for driving the second compression mechanism 2 and the second compression mechanism 2.
  • An oil supply path 29 extending in the axial direction is formed inside the second shaft 24.
  • the second oil pump 16 is provided at the end (lower end) of the second shaft 24 in order to supply the oil in the second oil reservoir 14 to the second compression mechanism 2.
  • the second oil pump 16 is, for example, a positive displacement or centrifugal oil pump.
  • the second oil pump 16 has a suction port 26 opened to the second oil reservoir 14. That is, the oil level S2 of the second oil reservoir 14 is above the suction port 26.
  • the oil in the second oil reservoir 14 is sucked into the second oil pump 16 through the suction port 26 and guided to the oil supply path 29.
  • the oil is supplied to the second compression mechanism 2 through the oil supply path 29.
  • the second bearing member 18 which supports the lower part of the 2nd shaft 24 is provided.
  • the second bearing member 18 is made of, for example, a single flat disk and is fixed to the second sealed container 10.
  • the second bearing member 18 also serves to prevent the oil in the second oil reservoir 14 from being agitated by the swirling flow caused by the second motor 12.
  • the suction tube 8 and the discharge tube 20 are further connected to the second sealed container 10.
  • the suction pipe 8 and the discharge pipe 20 constitute branch portions of the flow path 3d and the flow path 3a, respectively.
  • the suction pipe 8 passes through the wall portion (side portion) of the second sealed container 10 and is connected to the second compression mechanism 2.
  • the refrigerant is directly sucked into the second compression mechanism 2 through the suction pipe 8 without passing through the internal space of the second sealed container 10.
  • the discharge pipe 20 passes through the wall (upper part) of the second sealed container 10 and opens toward the internal space of the second sealed container 10.
  • the refrigerant compressed by the second compression mechanism 2 is discharged into the internal space of the second hermetic container 10, and after flowing through the internal space, is guided to the radiator 4 through the discharge pipe 20.
  • the second compressor 102 belongs to a high-pressure shell type compressor in which the internal space of the second sealed container 10 is filled with the compressed refrigerant.
  • the second compression mechanism 2 is arranged in parallel with the first compression mechanism 1.
  • the discharge pipe 19 has a role as a discharge path that guides the refrigerant compressed by the first compression mechanism 1 from the internal space of the first sealed container 9 to the radiator 4.
  • the discharge pipe 20 has a role as a discharge path for guiding the refrigerant compressed by the second compression mechanism 2 from the internal space of the second sealed container 10 to the radiator 4.
  • the discharge pipe 19 and the discharge pipe 20 form a branch portion of the flow path 3 a for guiding the compressed refrigerant to the radiator 4.
  • the suction pipe 7 and the suction pipe 8 form a branch portion of the flow path 3d for guiding the refrigerant to be compressed to the first compression mechanism 1 and the second compression mechanism 2, respectively. Therefore, the refrigerant is compressed by either the first compression mechanism 1 or the second compression mechanism 2 after being evaporated by the evaporator 6.
  • the refrigerant compressed by the first compression mechanism 1 and the refrigerant compressed by the second compression mechanism 2 merge and flow into the radiator 4. Further, the internal space of the first sealed container 9 and the internal space of the second sealed container 10 communicate with each other via the discharge pipe 19 and the discharge pipe 20. That is, the discharge pipe 19 and the discharge pipe 20 also serve as pressure equalizing pipes.
  • a pipe branching portion 30 is provided in the flow path 3 d that guides the refrigerant from the evaporator 6 to each of the first compression mechanism 1 and the second compression mechanism 2.
  • the pipe branching section 30 is configured by a pipe called a “Y-shaped pipe” having one inlet and two outlets. However, in this embodiment, a Y-shaped pipe having a left-right asymmetric shape is used as the pipe branching portion 30.
  • the pipe branching section 30 is composed of an inlet pipe 31, a first branch outlet pipe 32, and a second branch outlet pipe 33.
  • the inlet pipe 31 is a part that receives the refrigerant from the evaporator 6.
  • the first branch outlet pipe 32 is a part that guides the refrigerant flowing into the inlet pipe 31 to the first compression mechanism 1.
  • the second branch outlet pipe 33 is a part that guides the refrigerant flowing into the inlet pipe 31 to the second compression mechanism 2.
  • the angle ⁇ (first branch angle) formed by the inlet pipe 31 and the first branch outlet pipe 32 is an obtuse angle.
  • An angle ⁇ (second branch angle) formed by the inlet pipe 31 and the second branch outlet pipe 33 is an acute angle.
  • the refrigerant is compressed by the first compression mechanism 1 or the second compression mechanism 2.
  • the compressed refrigerant is guided to the radiator 4 through the flow path 3a.
  • part of the oil in the first oil reservoir 13 is mixed with the compressed refrigerant and flows out of the first sealed container 9.
  • part of the oil in the second oil reservoir 14 flows out of the second sealed container 10 mixed with the compressed refrigerant.
  • the refrigerant is cooled in the radiator 4 and then guided to the expansion mechanism 5 through the flow path 3b.
  • the expansion mechanism 5 expands the refrigerant and collects power from the refrigerant.
  • the expanded refrigerant is guided to the evaporator 6 through the flow path 3c.
  • part of the oil in the first oil reservoir 13 is mixed with the expanded refrigerant and flows out of the first sealed container 9.
  • oil is mixed with the refrigerant in both the first compression mechanism 1 and the expansion mechanism 5.
  • the second compressor 102 the oil is mixed with the refrigerant only by the second compression mechanism 2. Therefore, the amount of oil taken out from the first oil reservoir 13 is usually larger than the amount of oil taken out from the second oil reservoir 14.
  • the refrigerant After the refrigerant evaporates in the evaporator 6, the refrigerant is guided to the inlet pipe 31 of the pipe branching section 30 through the flow path 3 d.
  • the refrigerant In the pipe branching section 30, the refrigerant is in the gas phase and the oil is in the liquid phase. Since the angle ⁇ is larger than the angle ⁇ , the pressure loss gradient when the refrigerant and the oil flow into the second branch outlet pipe 33 from the inlet pipe 31 is the refrigerant and the oil from the inlet pipe 31 to the first branch outlet pipe 32. It is larger than the pressure loss gradient when it flows in.
  • the “pressure loss gradient” means a pressure gradient based on the pressure loss.
  • the compression mechanisms 1 and 2 exist downstream of the pipe branching portion 30, and the refrigerant flow rates in the branch outlet pipes 32 and 33 depend on the rotation speed and volume of the compression mechanisms 1 and 2, respectively. To do. Therefore, although the phenomenon in the pipe branching portion 30 cannot be immediately explained by the above general theory, the knowledge that the difference in the pressure loss gradient affects the oil distribution in the pipe branching portion 30 is constant. There is validity.
  • an inertial force larger than the inertial force acting on the gas-phase refrigerant acts on the liquid phase oil.
  • the angle ⁇ formed by the inlet pipe 31 and the first branch outlet pipe 32 is larger than the angle ⁇ formed by the inlet pipe 31 and the second branch outlet pipe 33, the oil is supplied to the first branch outlet pipe. 32 is easy to flow into.
  • the proportion of oil that proceeds from the inlet pipe 31 to the first branch outlet pipe 32 is greater than the proportion of oil that proceeds from the inlet pipe 31 to the second branch outlet pipe 33. That is, a relatively large amount of oil is returned to the first compressor 101 and a relatively small amount of oil is returned to the second compressor 102.
  • the pipe branch portion 30 can be configured so that the ratio (oil distribution ratio) to the amount of oil flowing into the second branch outlet pipe 33 falls within the range of, for example, 6: 4 to 9: 1.
  • the amount of oil taken out from the first oil reservoir 13 is larger than the amount of oil taken out from the second oil reservoir 14.
  • a larger amount of oil than the second compressor 102 can be returned to the first compressor 101 by the oil distribution function of the pipe branching section 30.
  • the difference in the amount of oil taken out can be offset, and the oil levels S1 and S2 in each compressor can be kept substantially constant.
  • the angle ⁇ is set to an obtuse angle.
  • the range of the angle ⁇ is, for example, 100 ° to 170 °, and preferably 120 ° to 160 °.
  • the range of the angle ⁇ is, for example, 10 ° to 60 °, preferably 20 ° to 40 °. If the angles ⁇ and ⁇ are set within such a range, the amount of oil flowing into the first branch outlet pipe 32 can be surely increased more than the amount of oil flowing into the second branch outlet pipe 33.
  • the angle ⁇ is 150 ° and the angle ⁇ is 30 °.
  • first branch outlet pipe 32 and the second branch outlet pipe 33 are located on the same straight line, the first branch outlet pipe 32 and the second branch outlet pipe 33 are connected to each other. It can consist of a pipe of books. That is, since the structure of the pipe branching portion 30 is simplified, the quality error during mass production is reduced, and the desired effect can be stably obtained.
  • Angle ⁇ may be defined as the angle between the center line L 2 of the center line L 1 and the first branch outlet pipe 32 of the inlet pipe 31.
  • the angle beta may be defined as the angle between the center line L 1 and the center line L 3 of the second branch outlet pipe 32 of the inlet pipe 31.
  • the angle formed by the center line L 1 and the center line L 2 on the plane including the center line L 1 and the center line L 2 is treated as the angle ⁇ .
  • the angle formed by the center line L 1 and the center line L 3 on the plane including the center line L 1 and the center line L 3 is treated as an angle ⁇ .
  • the center line L 2 coincides with the center line L 3 . That is, the center line L 1 of the inlet pipe 31 and the center line L 2 of the first branch outlet pipe 32 are present on the same plane, the center line L of the center line L 1 and the second branch outlet pipe 33 of the inlet pipe 31 3 also exists on the same plane. Therefore, the center line L 1 , the center line L 2, and the center line L 3 exist on the same plane.
  • the inlet pipe 31, the first branch outlet pipe 32, and the second branch outlet pipe 33 do not necessarily need to be configured as straight pipes, and may be configured as bent pipes.
  • the first branch outlet pipe 32 extends downward and the second branch outlet pipe 33 extends upward in the vertical direction.
  • the pipe branching section 30 When the pipe branching section 30 is installed in such a posture, the oil is more likely to flow into the first branch outlet pipe 32 due to the influence of gravity.
  • the oil distribution function of the pipe branching portion 30 is sufficiently exhibited regardless of the posture of the pipe branching portion 30.
  • the center line L 1 of the inlet pipe 31 is parallel to the vertical direction, and the center lines L 2 and L 3 of the branch outlet pipes 32 and 33 are inclined by 60 ° with respect to the horizontal direction.
  • the inlet to the first compression mechanism 1 formed in the first sealed container 9 is located below the branch point CP in the pipe branching section 30. According to such a positional relationship, there is no need to provide a U-shaped portion between the pipe branching portion 30 and the inlet of the first compression mechanism 1, so that oil can be smoothly guided to the first compression mechanism 1. it can. In addition, it is not necessary to consider oil retention in such a U-shaped portion.
  • FIG. 3 the other example of installation of the piping branch part 30 is shown.
  • the center line L 2 of the first branch outlet pipe 32 is parallel to the vertical direction, and the center line L 1 of the inlet pipe 31 is inclined by a predetermined angle (90 ° ⁇ angle ⁇ ) from the horizontal direction.
  • the height h 1 to the branch point CP is greater than the height h 2 to the connection portion between the suction pipe 7 and the first sealed container 9.
  • a U-shaped portion 35 is included in the flow path from the pipe branching portion 30 to the connection portion between the suction pipe 8 and the second sealed container 10. According to such a configuration, the ratio of the oil returning to the first compressor 101 can be increased compared to the configurations shown in FIGS. 1 and 2, which is effective when more oil is to be returned to the first compressor 101. It is.
  • the angle ⁇ may be 180 °. That is, according to the piping branch part 30a shown in FIG. 4, the inlet pipe 31 and the first branch outlet pipe 32 are located on the same straight line. The angle ⁇ formed by the inlet pipe 31 and the second branch outlet pipe 33 is an acute angle. This pipe branching portion 30 a also exhibits an oil distribution function and can return the oil to the first compressor 101 with priority.
  • each pipe constituting the pipe branching portion 30 are not particularly limited.
  • the inlet pipe 31, the first branch outlet pipe 32, and the second branch outlet pipe 33 each have a circular cross section.
  • the first branch outlet pipe 32 has a flow area larger than the flow area of the second branch outlet pipe 33.
  • the inner diameter D 2 of the first branch outlet pipe 32 is larger than the inner diameter D 3 of the second branch outlet pipe 33. According to this configuration, the pressure loss gradient when refrigerant and oil flow into the second branch outlet pipe 33 is further increased. Therefore, the tendency for oil to flow into the first branch outlet pipe 32 becomes stronger than when the inner diameter D 2 is equal to the inner diameter D 3 .
  • the inner diameter D 1 of the inlet pipe 31 is equal to the inner diameter D 2 of the first branch outlet pipe 32.
  • oil examples include ester oil (polyol ester oil and the like), carbonate oil, polyalkylene glycol oil (PAG), polyvinyl ether oil (PVE), and the like. Since these oils have a large specific gravity difference from the gas phase refrigerant, they can be used without any problem.
  • the first sealed container 9 is connected to the second sealed container 10 by an oil equalizing pipe 50.
  • the opening 51 of the oil equalizing pipe 50 in the first sealed container 9 is located between the suction port 25 of the first oil pump 15 and the first motor 11 with respect to the axial direction of the first shaft 23. Specifically, the opening 51 is located near the lower surface of the first bearing member 17 between the suction port 25 and the first bearing member 17.
  • the opening 52 of the oil equalizing pipe 50 in the second sealed container 10 is located between the suction port 26 of the second oil pump 16 and the second motor 12 with respect to the axial direction of the second shaft 24. Specifically, the opening 52 is located near the upper surface of the second bearing member 18 between the second bearing member 18 and the second motor 12.
  • the oil equalizing pipe 50 when the oil in the first oil reservoir 13 becomes excessive, the excess oil automatically moves from the first oil reservoir 13 to the second oil reservoir 14. That is, the oil amount is automatically balanced. Specifically, when the oil level S 1 of the first oil reservoir 13 reaches the opening 51, the oil flows from the first oil reservoir 13 toward the second oil reservoir 14. The oil level S1 of the first oil reservoir 13 is always maintained at the position of the lower end of the opening 51. The oil level S2 of the second oil reservoir 14 is always kept slightly below the second bearing member 18. If such an oil equalizing pipe 50 is used in combination with the pipe branching section 30, it is not necessary to change the size and shape of the pipe branching section 30 according to the specifications of the first compressor 101 and the second compressor 102. Of course, the oil equalizing pipe 50 can be omitted.
  • the oil flowing from the first oil reservoir 13 to the second oil reservoir 14 through the oil equalizing pipe 50 is at a relatively high temperature.
  • hot oil moves from the first oil reservoir 13 to the second oil reservoir 14, it is easy to maintain a state where relatively low temperature oil is accumulated around the expansion mechanism 5. That is, heat can be suppressed from moving between the first compression mechanism 1 and the expansion mechanism 5 via the oil. Thereby, the temperature rise of an expansion refrigerant
  • valves may be provided on the refrigerant circuit 105.
  • the suction pipe 7, the suction pipe 8, the discharge pipe 19, and the discharge pipe 20 are provided with a valve 61, a valve 62, a valve 63, and a valve 64, respectively.
  • a valve 65 and a valve 66 are provided on the suction pipe 21 and the discharge pipe 22 on the expansion mechanism 5 side, respectively.
  • a valve 67 is provided in the oil equalizing pipe 50.
  • These valves 61 to 67 allow, for example, air or moisture to enter the refrigerant circuit 105 when the first compressor 101 or the second compressor 102 is insulated (disconnected) from the refrigerant circuit 105 for maintenance. Can be used to prevent
  • the valves 62 and 64 can be used to insulate (disconnect) the second compressor 102 from the refrigerant circuit 105 when the refrigeration cycle apparatus 100 is operated using only the first compressor 101.
  • the valve 61 is provided on the suction pipe 7, that is, on the suction path that connects the pipe branching portion 30 and the inlet of the first compression mechanism 1.
  • a valve having no pressure reducing part such as a throttle can be used.
  • the area of the internal flow path of the valve 61 when fully opened is constant between the inlet and the outlet of the valve 61.
  • Such a valve 61 may be constituted by a ball valve, for example.
  • the valve 61 is disposed in the housing 76 so as to be separated into a housing 76 having an in-valve flow path 70 (internal flow path) and an upstream side and a downstream side. And a ball 74 which has been made.
  • the ball 74 closes the in-valve flow path 70.
  • the ball 74 rotates 90 °, and the through hole 72 provided in the ball 74 faces the in-valve flow path 70.
  • the through hole 72 has the same cross-sectional area as the in-valve channel 70.
  • valve 61 When such a valve 61 is provided in the suction pipe 7, the oil flowing into the suction pipe 7 through the first branch outlet pipe 32 does not stay in the valve 61, and the first compressor 101 (specifically, the first compression mechanism 1). Can flow in smoothly. This is significant from the viewpoint of returning an appropriate amount of oil to the first compressor 101, and contributes to improving the reliability of the refrigeration cycle apparatus 100.
  • the other valves 62 to 67 can be the same as the valve 61.
  • a suction pipe 7 as a suction path that connects the pipe branching portion 30 and the inlet of the first compression mechanism 1 is a portion 7 a (referred to as a vertical portion) parallel to the vertical direction. including.
  • a valve 61 is provided in the vertical portion 7a.
  • One end of the vertical portion 7 a is connected to the first branch outlet pipe 32 of the pipe branching portion 30, while the other end of the vertical portion 7 a is inserted into the first sealed container 9 and connected to the first compression mechanism 1.
  • the oil that has flowed into the suction pipe 7 through the pipe branching portion 30 further flows from the top to the bottom in the vertical portion 7a. Therefore, even if the valve 61 has a pressure reducing part such as a throttle and the oil can temporarily stay in the valve 61, the oil flows out of the valve 61 due to gravity and enters the first compressor 101. Inflow.
  • the present invention can also be applied to a refrigeration cycle apparatus in which the expansion mechanism 5 is omitted from the first compressor 101, that is, a refrigeration cycle apparatus including a plurality of ordinary compressors.
  • the refrigeration cycle apparatus of the present invention can be used for devices such as a water heater, a hot water heater, and an air conditioner.

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Abstract

　冷凍サイクル装置１００は、第１圧縮機１０１、第２圧縮機１０２、放熱器４、蒸発器６および配管分岐部３０を備えている。第１圧縮機１０１は、第１圧縮機構１および膨張機構５を有する。第２圧縮機１０２は、第２圧縮機構２を有する。配管分岐部３０は、蒸発器６から第１圧縮機構１および第２圧縮機構２の各々に冷媒を導く流路を構成している。配管分岐部３０は、蒸発器６からの冷媒を受け入れる入口管３１と、入口管３１に流入した冷媒を第１圧縮機構１に導く第１分岐出口管３２と、入口管３１に流入した冷媒を第２圧縮機構２に導く第２分岐出口管３３とを含む。入口管３１と第１分岐出口管３２とのなす角度が鈍角または１８０°であり、入口管３１と第２分岐出口管３３とのなす角度が鋭角である。

Description

冷凍サイクル装置
　本発明は、冷凍サイクル装置に関する。
　冷凍能力の増強のために、または冷凍負荷の変動に対応するために、互いに並列接続された複数の圧縮機を備えた冷凍サイクル装置が知られている。このような冷凍サイクル装置では、各圧縮機の容量や運転制御の違いにより、運転時間の経過とともに各圧縮機内のオイル量に偏りが生じることがある。つまり、一の圧縮機でオイルが不足し、他の圧縮機でオイルが過剰になる可能性がある。オイル量の偏りを防ぐための対策が講じられた冷凍サイクル装置として、特許文献１には、図７に示す配管構造を有する冷凍サイクル装置が開示されている。
　図７に示すように、特許文献１の冷凍サイクル装置は、第１圧縮機９２、第２圧縮機９３および第３圧縮機９４を備えている。圧縮機９２、９３および９４には、それぞれ、吸入主管９５を通じて冷媒が供給される。吸入主管９５には、主湾曲部９６および主分岐部９７が設けられている。吸入主管９５は、主分岐部９７において、第１圧縮機９２に冷媒を供給するための第１吸入分岐管９８と、圧縮機９３および９４に冷媒を供給するための吸入接続管９９とに分岐している。
　主湾曲部９６は、上流側の配管と下流側の配管とを直角に接続しているエルボ管で構成されている。主分岐部９７は、第１分岐路９７ａおよび第２分岐路９７ｂを備えている。第１分岐路９７ａは、第２分岐路９７ｂよりも下方かつ主湾曲部９６の半径方向に対して外側に位置している。つまり、第２分岐路９７ｂの斜め下４５度の位置に第１分岐路９７ａが設けられている。第１分岐路９７ａに第１吸入分岐管９８が接続され、第２分岐路９７ｂに吸入接続管９９が接続されている。
　冷凍サイクル装置の運転中において、冷媒およびそれに混ざったオイルが吸入主管９５を流れる。冷媒およびオイルには、重力と主湾曲部９６での遠心力とが作用する。冷媒とオイルとの間には密度差が存在するため、主湾曲部９６の下流では、冷媒が上方かつ主湾曲部９６の半径方向に対して内側を流れ、オイルが下方かつ主湾曲部９６の半径方向に対して外側を流れる。つまり、オイルが第１分岐路９７ａに流入しやすく、第１圧縮機９２に比較的多くのオイルが戻される。第１圧縮機９２でオイルが過剰になった場合、均油管を通じて第１圧縮機９２から第２圧縮機９３および第３圧縮機９４にオイルが移される。
特開２００７－３３３３７６号公報
　図７に示す配管構造によると、圧縮機９２、９３および９４の吸入配管が大型化し、筐体（室外機の筐体）への冷凍サイクル装置の収納に支障をきたす可能性がある。さらに、主分岐部９７の姿勢や主分岐部９７における配管の接続精度が悪いと、十分な効果が得られない可能性もある。
　本発明は、複数の圧縮機のそれぞれに適切な量のオイルを戻す技術を提供することを目的とする。
　すなわち、本発明は、
　第１圧縮機構と、膨張機構と、前記第１圧縮機構および前記膨張機構を互いに連結しているシャフトと、前記第１圧縮機構、前記膨張機構および前記シャフトを収容している第１密閉容器とを有する第１圧縮機と、
　前記第１圧縮機構に対して並列に配置された第２圧縮機構と、前記第２圧縮機構を収容している第２密閉容器とを有する第２圧縮機と、
　前記第１圧縮機構で圧縮された冷媒および前記第２圧縮機構で圧縮された冷媒を冷却する放熱器と、
　前記膨張機構で膨張した冷媒を蒸発させる蒸発器と、
　前記蒸発器から前記第１圧縮機構および前記第２圧縮機構の各々に冷媒を導く流路を構成しているとともに、前記蒸発器からの冷媒を受け入れる入口管と、前記入口管に流入した冷媒を前記第１圧縮機構に導く第１分岐出口管と、前記入口管に流入した冷媒を前記第２圧縮機構に導く第２分岐出口管とを含み、前記入口管と前記第１分岐出口管とのなす角度が鈍角または１８０°であり、前記入口管と前記第２分岐出口管とのなす角度が鋭角である、配管分岐部と、
　を備えた、冷凍サイクル装置を提供する。
　上記本発明において、第１圧縮機は、冷媒を圧縮する第１圧縮機構に加えて、冷媒から動力を回収する膨張機構を有している。そのため、第１圧縮機で冷媒に混ざって外部（冷媒回路）に吐出されるオイルの量は、通常、第２圧縮機で冷媒に混ざって外部に吐出されるオイルの量を上回る。言い換えれば、第１圧縮機でのオイル使用量は、第２圧縮機でのオイル使用量よりも多い。このような場合、第１圧縮機に優先的にオイルを戻すことで、第１圧縮機と第２圧縮機との間のオイル量のバランスを取ることができる。
　本発明によれば、第１分岐出口管と入口管とのなす角度が鈍角または１８０°であり、第２分岐出口管と入口管とのなす角度が鋭角である。このような構成によると、第１分岐出口管へと液相のオイルが流れやすい。つまり、第１圧縮機へのオイル戻り量が第２圧縮機へのオイル戻り量を上回る。その結果、第１圧縮機および第２圧縮機の各々に、常時、適切な量のオイルが保持されうる。特に、互いに異なる構成の第１および第２圧縮機を有する冷凍サイクル装置に本発明を適用する場合に、優れた効果が得られる。
本発明の一実施形態に係る冷凍サイクル装置の構成図 図１に示す配管分岐部の拡大断面図 各圧縮機と配管分岐部との好適な位置関係を示す概略図 配管分岐部の他の構成を示す概略図 変形例に係る冷凍サイクル装置の構成図 吸入管に設けられた弁の閉鎖時における断面図 吸入管に設けられた弁の開放時における断面図 複数の圧縮機を備えた従来の冷凍サイクル装置の配管構造の斜視図
　以下、本発明の一実施形態について、図面を参照しながら説明する。なお、本発明は以下の実施形態に限定されない。
　図１に示すように、本実施形態の冷凍サイクル装置１００は、第１圧縮機１０１、第２圧縮機１０２、放熱器４および蒸発器６を備えている。冷媒回路１０５が形成されるように、これらの機器が流路３ａ～３ｄで接続されている。流路３ａ～３ｄは、典型的には、冷媒管で構成されている。冷媒回路１０５には、作動流体として、二酸化炭素やハイドロフルオロカーボン等の冷媒が充填されている。
　第１圧縮機１０１は、第１密閉容器９、第１圧縮機構１、膨張機構５、第１モータ１１、第１オイルポンプ１５および第１シャフト２３を備えている。第１シャフト２３の軸方向が鉛直方向に平行である。第１圧縮機構１は、第１密閉容器９内の上部に配置されている。膨張機構５は、第１密閉容器９内の下部に配置されている。第１モータ１１は、第１圧縮機構１と膨張機構５との間に配置されている。第１シャフト２３により、第１圧縮機構１、膨張機構５および第１モータ１１が互いに連結されている。膨張機構５で冷媒から回収された動力が、第１シャフト２３を介して第１圧縮機構１に伝達される。これにより、第１モータ１１の負荷が軽減されて冷凍サイクル装置１００の効率が向上する。この種の圧縮機は、しばしば、膨張機一体型圧縮機と呼ばれる。膨張機一体型圧縮機の詳細な構造は、例えば国際公開第２００８／０８７７９５号に開示されている。
　第１密閉容器９は、上下が閉じられた円筒の形を有する。第１密閉容器９の底部には第１オイル溜り１３が形成されている。第１オイル溜まり１３には、第１圧縮機構１および膨張機構５の潤滑およびシールのためのオイルが溜められている。膨張機構５は、第１オイル溜まり１３のオイルに浸漬している。
　本実施形態において、第１圧縮機構１および膨張機構５は、ともに容積式の流体機構で構成されている。具体的に、第１圧縮機構１はスクロール圧縮機構であり、膨張機構５は２段ロータリ膨張機構である。ただし、第１圧縮機構１および膨張機構５の型式に限定はなく、ロータリ式（ローリングピストン式、スイング式およびスライディングベーン式を含む）やスクロール式等の型式を適宜採用できる。
　第１シャフト２３の内部には、軸方向に延びる給油経路２８ａおよび２８ｂが形成されている。給油経路２８ａおよび２８ｂを通じて、第１圧縮機構１および膨張機構５のそれぞれにオイルが供給される。第１圧縮機構１および膨張機構５が第１シャフト２３で連結されているので、第１圧縮機構１の回転数が膨張機構５の回転数に常に等しい。ただし、第１シャフト２３が複数の部品で作られていてもよい。この場合、第１圧縮機構１の回転数と膨張機構５の回転数とが相違するように、ギア、クラッチ、トルクコンバータ等が設けられていてもよい。
　第１オイルポンプ１５は、第１オイル溜まり１３のオイルを第１圧縮機構１に供給するために第１圧縮機構１と膨張機構５との間に配置されている。第１オイルポンプ１５は、例えば容積式のオイルポンプである。第１シャフト２３によって第１オイルポンプ１５が駆動されるように、第１シャフト２３が第１オイルポンプ１５の中を通っている。第１オイルポンプ１５は第１オイル溜まり１３に開口した吸入口２５を有する。つまり、第１オイル溜まり１３のオイルレベルＳ１は、吸入口２５よりも上にある。吸入口２５を通じて第１オイル溜まり１３のオイルが第１オイルポンプ１５に吸入され、給油経路２８ａに導かれる。
　第１モータ１１は、第１圧縮機構１を駆動するために、第１オイルポンプ１５と第１圧縮機構１との間において第１シャフト２３に同軸に取り付けられている。
　第１モータ１１と第１オイルポンプ１５との間には、第１シャフト２３を支持する第１軸受部材１７が設けられている。第１軸受部材１７は、例えば一枚の平らな円板でできており、第１密閉容器９に固定されている。第１軸受部材１７には、第１モータ１１によって引き起こされた旋回流で第１オイル溜まり１３のオイルがかき混ぜられるのを防止する役割もある。
　第１オイルポンプ１５と膨張機構５の間には、流動抑制板２７が設けられている。流動抑制板２７と第１密閉容器９との間には、オイルが流通できる隙間が形成されている。流動抑制板２７の役割は、主に、流動抑制板２７よりも上にあるオイルと、流動抑制板２７よりも下にあるオイルとが混ざるのをなるべく防ぐことにある。流動抑制板２７として、例えば一枚または複数枚の平らな円板を使用できる。流動抑制板２７の法線方向は、第１シャフト２３の軸方向に平行である。流動抑制板２７の下側には、膨張機構５と流動抑制板２７の間に一定の距離を持たせるためのスペーサ４２が設けられている。スペーサ４２は、他の部分、例えば流動抑制板２７に一体化されていてもよい。
　第１密閉容器９には、さらに、吸入管７および吐出管１９が接続されている。吸入管７および吐出管１９は、それぞれ、流路３ｄおよび流路３ａの分岐部分を構成している。吸入管７は、第１密閉容器９の壁部（側部）を貫通し、第１圧縮機構１に接続されている。冷媒は、第１密閉容器９の内部空間を経由せずに、吸入管７を通じて第１圧縮機構１に直接吸い込まれる。吐出管１９は、第１密閉容器９の壁部（上部）を貫通し、第１密閉容器９の内部空間に向かって開口している。本実施形態では、第１圧縮機構１で圧縮された冷媒が第１密閉容器９の内部空間に吐出され、内部空間を流通した後、吐出管１９を通じて放熱器４に導かれる。つまり、第１圧縮機１０１は、第１密閉容器９の内部空間が圧縮冷媒で満たされる高圧シェル型の圧縮機に属する。
　一般に、高圧シェル型の圧縮機によれば、冷媒に混ざったオイルを重力およびモータによる遠心力でふるい落とせるため、圧縮機からのオイル吐出量を減らすのに有利である。また、モータの熱を冷媒に与えることができるため、加熱能力が高まる。
　第１密閉容器９には、さらに、吸入管２１および吐出管２２が接続されている。吸入管２１および吐出管２２は、それぞれ、第１密閉容器９の壁部（側部）を貫通し、膨張機構５に接続されている。冷媒は、第１密閉容器９の内部空間を経由せずに、吸入管２１を通じて膨張機構５に直接吸い込まれる。膨張した冷媒は、吐出管２２を通じて第１密閉容器９の外部に直接吐出され、蒸発器６に導かれる。
　第２圧縮機１０２は、第２密閉容器１０、第２圧縮機構２、第２モータ１２、第２オイルポンプ１６および第２シャフト２４を備えている。第２シャフト２４の軸方向が鉛直方向に平行である。第２圧縮機構２は、第２密閉容器１０内の上部に配置されている。第２圧縮機構２、第２モータ１２および第２オイルポンプ１６が上からこの順番で並んでいる。
　第２密閉容器１０は、上下が閉じられた円筒の形を有する。第２密閉容器１０の水平断面の面積は、例えば、第１密閉容器９の水平断面の面積に等しい。第２密閉容器１０の底部には、第２オイル溜まり１４が形成されている。第２オイル溜まり１４には、第２圧縮機構２の潤滑およびシールのためのオイルが溜められている。鉛直方向に関して、第２密閉容器１０の底面の高さは、例えば、第１密閉容器９の底面の高さに一致している。ただし、鉛直方向に関する密閉容器９および１０の位置関係に特に限定はない。例えば、鉛直方向に関し、第１圧縮機構１の位置が、第２圧縮機構２の位置に一致するように、密閉容器９および１０の位置関係を調整してもよい。
　本実施形態において、第２圧縮機構２も容積式の流体機構で構成されている。具体的に、第２圧縮機構２はスクロール圧縮機構である。ただし、第１圧縮機構１と同様に、第２圧縮機構２の型式にも限定はない。第２圧縮機構２の容積は、第１圧縮機構１の容積に等しくてもよいし、異なっていてもよい。ただし、第２圧縮機構２の型式および容積が第１圧縮機構１のそれと同一の場合、コストや制御性の面で利点が大きい。
　第２シャフト２４は、第２圧縮機構２を駆動するための第２モータ１２と第２圧縮機構２とを同軸に連結している。第２シャフト２４の内部には、軸方向に延びる給油経路２９が形成されている。第２オイルポンプ１６は、第２オイル溜まり１４のオイルを第２圧縮機構２に供給するために第２シャフト２４の端部（下端部）に設けられている。第２オイルポンプ１６は、例えば容積式または遠心式のオイルポンプである。第２オイルポンプ１６は第２オイル溜まり１４に開口した吸入口２６を有する。つまり、第２オイル溜まり１４のオイルレベルＳ２は、吸入口２６よりも上にある。吸入口２６を通じて第２オイル溜まり１４のオイルが第２オイルポンプ１６に吸入され、給油経路２９に導かれる。オイルは、給油経路２９を通じて第２圧縮機構２へと供給される。
　第２モータ１２と第２オイルポンプ１６との間には、第２シャフト２４の下部を支持する第２軸受部材１８が設けられている。第２軸受部材１８は、例えば一枚の平らな円板でできており、第２密閉容器１０に固定されている。第２軸受部材１８には、第２モータ１２によって引き起こされた旋回流で第２オイル溜まり１４のオイルがかき混ぜられるのを防止する役割もある。
　第２密閉容器１０には、さらに、吸入管８および吐出管２０が接続されている。吸入管８および吐出管２０は、それぞれ、流路３ｄおよび流路３ａの分岐部分を構成している。吸入管８は、第２密閉容器１０の壁部（側部）を貫通し、第２圧縮機構２に接続されている。冷媒は、第２密閉容器１０の内部空間を経由せずに、吸入管８を通じて第２圧縮機構２に直接吸い込まれる。吐出管２０は、第２密閉容器１０の壁部（上部）を貫通し、第２密閉容器１０の内部空間に向かって開口している。本実施形態では、第２圧縮機構２で圧縮された冷媒が第２密閉容器１０の内部空間に吐出され、内部空間を流通した後、吐出管２０を通じて放熱器４に導かれる。つまり、第２圧縮機１０２は、第２密閉容器１０の内部空間が圧縮冷媒で満たされる高圧シェル型の圧縮機に属する。
　冷媒回路１０５において、第２圧縮機構２は、第１圧縮機構１に対して並列に配置されている。吐出管１９には、第１圧縮機構１で圧縮された冷媒を第１密閉容器９の内部空間から放熱器４へと導く吐出経路としての役割がある。同様に、吐出管２０には、第２圧縮機構２で圧縮された冷媒を第２密閉容器１０の内部空間から放熱器４へと導く吐出経路としての役割がある。詳細には、吐出管１９および吐出管２０は、圧縮冷媒を放熱器４に導くための流路３ａの分岐部分を形成している。吸入管７および吸入管８は、圧縮するべき冷媒を第１圧縮機構１および第２圧縮機構２のそれぞれに導くための流路３ｄの分岐部分を形成している。したがって、冷媒は、蒸発器６で蒸発した後、第１圧縮機構１および第２圧縮機構２のどちらかで圧縮される。第１圧縮機構１で圧縮された冷媒と第２圧縮機構２で圧縮された冷媒とが合流して、放熱器４に流入する。また、吐出管１９および吐出管２０を介して、第１密閉容器９の内部空間と第２密閉容器１０の内部空間とが連通している。つまり、吐出管１９および吐出管２０は、均圧管としての役割も果たしている。
　具体的に、蒸発器６から第１圧縮機構１および第２圧縮機構２の各々に冷媒を導く流路３ｄには、配管分岐部３０が設けられている。配管分岐部３０は、１つの入口と２つの出口を有する、いわゆるＹ字管と呼ばれる配管で構成されている。ただし、本実施形態では、左右非対称な形を有するＹ字管が、配管分岐部３０として用いられている。
　図１および２に示すように、配管分岐部３０は、入口管３１、第１分岐出口管３２および第２分岐出口管３３で構成されている。入口管３１は、蒸発器６からの冷媒を受け入れる部分である。第１分岐出口管３２は、入口管３１に流入した冷媒を第１圧縮機構１に導く部分である。第２分岐出口管３３は、入口管３１に流入した冷媒を第２圧縮機構２に導く部分である。入口管３１と第１分岐出口管３２とのなす角度α（第１分岐角度）は鈍角である。入口管３１と第２分岐出口管３３とのなす角度β（第２分岐角度）は鋭角である。
　冷凍サイクル装置１００の運転時において、冷媒は、第１圧縮機構１または第２圧縮機構２で圧縮される。圧縮冷媒は、流路３ａを通じて放熱器４に導かれる。このとき、第１オイル溜まり１３のオイルの一部が、圧縮冷媒に混ざって第１密閉容器９の外に流出する。同様に、第２オイル溜まり１４のオイルの一部が、圧縮冷媒に混ざって第２密閉容器１０の外に流出する。冷媒は、放熱器４において冷却された後、流路３ｂを通じて膨張機構５に導かれる。
　膨張機構５は、冷媒を膨張させるとともに、冷媒から動力を回収する。膨張した冷媒は、流路３ｃを通じて蒸発器６に導かれる。このとき、第１オイル溜まり１３のオイルの一部が、膨張冷媒に混ざって第１密閉容器９の外に流出する。第１圧縮機１０１では、第１圧縮機構１および膨張機構５の両方でオイルが冷媒に混ざる。第２圧縮機１０２では、第２圧縮機構２のみでオイルが冷媒に混ざる。したがって、第１オイル溜まり１３からのオイル持ち出し量は、通常、第２オイル溜まり１４からのオイル持ち出し量よりも多い。
　冷媒は、蒸発器６において蒸発した後、流路３ｄを通じて配管分岐部３０の入口管３１に導かれる。配管分岐部３０において、冷媒は気相であり、オイルは液相である。角度αが角度βよりも大きいので、冷媒およびオイルが入口管３１から第２分岐出口管３３へと流入したときの圧力損失勾配は、冷媒およびオイルが入口管３１から第１分岐出口管３２へと流入したときの圧力損失勾配よりも大きい。ここで、「圧力損失勾配」とは、圧力損失に基づく圧力勾配を意味する。
　一般論として、気相の流体と液相の流体とを含む気液二相流が、互いに異なる大きさの圧力損失勾配を有する二つの方向に分岐する場合、圧力損失勾配の大きい側へと気相の流体が流入しやすい。同一の流路および同一の流量を前提とすると、気相の流体の圧力損失は、液相の流体の圧力損失よりも大きい。そのため、二方向への分岐において圧力損失勾配が異なる場合、各方向の圧力損失バランスを保つために、圧力損失勾配が大きい側に気相の流体が多く流れ、圧力損失勾配が小さい側に液相の流体が多く流入する。
　例えば、浅野らは、互いに異なる分岐角度を有する複数のＹ字分岐管を用いて空気－水気液二相流の分流実験を行い、その結果を報告している（Ｙ字分岐管による気液二相流の相分離特性に関する研究（第１報）、日本機械学会論文集（Ｂ編）、６７巻、６５４号、３５０－３５５頁）。この分流実験で彼らは、分岐角θ（本実施形態の第２分岐角度βに相当）＝３０°～９０°の範囲内で、θを小さくすればするほど相分離性能が向上することを確認している。この結果は、Ｙ字分岐管の分岐角θが小さければ小さいほど、慣性力の大きい液相は直進しやすいことと整合している。また、圧力損失勾配が大きい側に気相の流体が多く流れ、圧力損失勾配が小さい側に液相の流体が多く流入する傾向を示している。
　なお、本実施形態では、配管分岐部３０の下流に圧縮機構１および２が存在しており、分岐出口管３２および３３における冷媒流量は、それぞれ、圧縮機構１および２の回転数や容積に依存する。そのため、配管分岐部３０での現象を上記の一般論で直ちに説明できるとは限らないものの、圧力損失勾配の相違が配管分岐部３０におけるオイルの分配に影響を与えているという知見には、一定の妥当性がある。
　また、液相のオイルには、気相の冷媒に作用する慣性力よりも大きい慣性力が作用する。本実施形態では、入口管３１と第１分岐出口管３２とのなす角度αが、入口管３１と第２分岐出口管３３とのなす角度βよりも大きいので、オイルは、第１分岐出口管３２に流入しやすい。
　このように、圧力損失および慣性力の影響により、入口管３１から第１分岐出口管３２に進むオイルの割合が、入口管３１から第２分岐出口管３３に進むオイルの割合よりも大きくなる。つまり、第１圧縮機１０１に比較的多い量のオイルが戻され、第２圧縮機１０２に比較的少ない量のオイルが戻される。他の様々な条件にもよるが、第１圧縮機構１と第２圧縮機構２の容積が等しく、かつ回転数が同一であるときに、第１分岐出口管３２に流入するオイルの量と、第２分岐出口管３３に流入するオイルの量との比率（オイルの分配比）が、例えば６：４～９：１の範囲に収まるように、配管分岐部３０を構成しうる。
　先に説明したように、冷凍サイクル装置１００の運転時において、第１オイル溜まり１３からのオイル持ち出し量は、第２オイル溜まり１４からのオイル持ち出し量よりも多い。しかし、配管分岐部３０のオイル分配機能により、第２圧縮機１０２よりも多くの量のオイルを第１圧縮機１０１に戻せる。その結果、オイル持ち出し量の違いを相殺でき、各圧縮機におけるオイルレベルＳ１およびＳ２を略一定に保つことができる。運転時間が経過しても、第１オイル溜まり１３のオイル量と第２オイル溜まり１４のオイル量との間に偏りが生じず、常に適切な量のオイルが各オイル溜まり１３および１４に保持されうるので、冷凍サイクル装置１００の信頼性も向上する。
　次に、配管分岐部３０の構成をさらに詳細に説明する。
　図１および２に示す例では、角度αが鈍角に設定されている。角度αが鈍角のとき、角度αの範囲は、例えば１００°～１７０°であり、好ましくは１２０°～１６０°である。角度βの範囲は、例えば１０°～６０°であり、好ましくは２０°～４０°である。このような範囲内に角度αおよびβを設定すれば、第１分岐出口管３２に流入するオイルの量を、第２分岐出口管３３に流入するオイルの量よりも確実に多くできる。なお、図２に示す例では、角度αが１５０°で、角度βが３０°である。
　また、本実施形態のように、第１分岐出口管３２と第２分岐出口管３３とが同一直線上に位置していると、第１分岐出口管３２と第２分岐出口管３３とを１本の配管で構成できる。すなわち、配管分岐部３０の構造が単純化するので、量産時の品質誤差も小さくなり、所望の効果が安定して得られる。
　角度αは、入口管３１の中心線Ｌ1と第１分岐出口管３２の中心線Ｌ2とのなす角度として定義されうる。同様に、角度βは、入口管３１の中心線Ｌ1と第２分岐出口管３２の中心線Ｌ3とのなす角度として定義されうる。正確には、中心線Ｌ1および中心線Ｌ2を含む平面上での、中心線Ｌ1と中心線Ｌ2とのなす角度を、角度αとして取り扱う。同様に、中心線Ｌ1および中心線Ｌ3を含む平面上での、中心線Ｌ1と中心線Ｌ3とのなす角度を、角度βとして取り扱う。
　本実施形態では、第１分岐出口管３２と第２分岐出口管３３とが同一直線上に位置しているので、中心線Ｌ2が中心線Ｌ3に一致している。つまり、入口管３１の中心線Ｌ1と第１分岐出口管３２の中心線Ｌ2とが同一平面上に存在し、入口管３１の中心線Ｌ1と第２分岐出口管３３の中心線Ｌ3も同一平面上に存在している。したがって、中心線Ｌ1、中心線Ｌ2および中心線Ｌ3が同一平面上に存在している。また、入口管３１、第１分岐出口管３２および第２分岐出口管３３が必ずしも直管で構成されている必要はなく、これらが曲げ管で構成されていてもよい。
　本実施形態では、鉛直方向に関して、第１分岐出口管３２が下に向かって延び、第２分岐出口管３３が上に向かって延びている。配管分岐部３０がこのような姿勢で設置されていると、重力の影響により、オイルが第１分岐出口管３２にいっそう流入しやすくなる。もちろん、配管分岐部３０がどのような姿勢で配置されていたとしても、配管分岐部３０のオイル分配機能は十分に発揮される。
　図１および２に示す例では、入口管３１の中心線Ｌ1が鉛直方向に平行で、分岐出口管３２および３３の中心線Ｌ2およびＬ3が水平方向に対して６０°傾いている。鉛直方向に関して、第１密閉容器９に形成された第１圧縮機構１への入口が、配管分岐部３０における分岐点ＣＰよりも下に位置する。このような位置関係によれば、配管分岐部３０と第１圧縮機構１の入口との間にＵ字状の部分を設ける必要がないので、オイルを第１圧縮機構１にスムーズに導くことができる。また、そのようなＵ字状の部分へのオイルの滞留を考慮せずに済む。
　図３に、配管分岐部３０の他の設置例を示す。この例では、第１分岐出口管３２の中心線Ｌ2が鉛直方向に平行で、入口管３１の中心線Ｌ1が水平方向から所定角度（９０°－角度β）傾いている。第１密閉容器９の底面を基準として、分岐点ＣＰまでの高さｈ1は、吸入管７と第１密閉容器９との接続部分までの高さｈ2よりも大きい。配管分岐部３０から吸入管８と第２密閉容器１０との接続部分に至る流路には、Ｕ字状部分３５が含まれている。このような構成によれば、図１および２に示す構成に比べて、第１圧縮機１０１に戻るオイルの割合を高くできるので、より多くのオイルを第１圧縮機１０１に戻したい場合に有効である。
　また、角度αは１８０°であってもよい。すなわち、図４に示す配管分岐部３０ａによると、入口管３１と第１分岐出口管３２とが同一直線上に位置している。入口管３１と第２分岐出口管３３とのなす角度βは、鋭角である。この配管分岐部３０ａによっても、オイルの分配機能が発揮され、第１圧縮機１０１にオイルを優先的に戻せる。
　配管分岐部３０を構成している各管の断面形状や寸法は特に限定されない。本実施形態において、入口管３１、第１分岐出口管３２および第２分岐出口管３３は、それぞれ、円形の断面を有している。また、第１分岐出口管３２が、第２分岐出口管３３の流路面積よりも大きい流路面積を有している。具体的には、図２に示すように、第１分岐出口管３２の内径Ｄ2が、第２分岐出口管３３の内径Ｄ3よりも大きい。この構成によると、冷媒およびオイルが第２分岐出口管３３に流入する際の圧力損失勾配がいっそう大きくなる。そのため、内径Ｄ2が内径Ｄ3に等しい場合に比べて、オイルが第１分岐出口管３２に流入する傾向が強くなる。
　内径Ｄ2と内径Ｄ3との寸法比は特に限定されず、例えばＤ2：Ｄ3＝１．５：１～３：１の範囲内で適宜設定しうる。なお、本実施形態では、入口管３１の内径Ｄ1は、第１分岐出口管３２の内径Ｄ2に等しい。
　冷凍サイクル装置１００に使用できるオイルとしては、エステル油（ポリオールエステル油等）、カーボネート油、ポリアルキレングリコール油（ＰＡＧ）、ポリビニルエーテル油（ＰＶＥ）等が挙げられる。これらのオイルは、気相の冷媒との比重差も大きいので、問題なく使用できる。
　また、図１に示すように、本実施形態では、第１密閉容器９が均油管５０で第２密閉容器１０に接続されている。第１密閉容器９内における均油管５０の開口部５１は、第１シャフト２３の軸方向に関して、第１オイルポンプ１５の吸入口２５と第１モータ１１との間に位置している。具体的に、開口部５１は、吸入口２５と第１軸受部材１７との間において、第１軸受部材１７の下面近傍に位置している。他方、第２密閉容器１０内における均油管５０の開口部５２は、第２シャフト２４の軸方向に関して、第２オイルポンプ１６の吸入口２６と第２モータ１２との間に位置している。具体的に、開口部５２は、第２軸受部材１８と第２モータ１２との間において、第２軸受部材１８の上面近傍に位置している。
　均油管５０によると、第１オイル溜まり１３のオイルが過剰になったときに、余分なオイルが第１オイル溜まり１３から第２オイル溜まり１４に自動的に移動する。つまり、オイル量が自動的にバランスする。具体的には、第１オイル溜まり１３のオイルレベルＳ１が開口部５１に達した時点で、第１オイル溜まり１３から第２オイル溜まり１４に向かってオイルが流れる。第１オイル溜まり１３のオイルレベルＳ１は、常時、開口部５１の下端の位置に維持される。第２オイル溜まり１４のオイルレベルＳ２は、常時、第２軸受部材１８のやや下に維持される。このような均油管５０を配管分岐部３０と組み合わせて使用すれば、第１圧縮機１０１や第２圧縮機１０２の仕様に応じて配管分岐部３０の寸法や形状を変更せずに済む。もちろん、均油管５０を省略することも可能である。
　また、均油管５０を通じて第１オイル溜まり１３から第２オイル溜まり１４に流れるオイルは、比較的高温である。高温のオイルが第１オイル溜まり１３から第２オイル溜まり１４に移動する場合、膨張機構５の周囲に比較的低温のオイルが溜められた状態を維持しやすい。つまり、オイルを介して、第１圧縮機構１と膨張機構５との間を熱が移動するのを抑制できる。これにより、膨張冷媒の温度上昇および圧縮冷媒の温度低下を防止でき、ひいては冷凍サイクル装置１００の効率も向上する。
（変形例１）
　図５に示すように、冷媒回路１０５上に各種弁が設けられていてもよい。具体的には、吸入管７、吸入管８、吐出管１９および吐出管２０に、それぞれ、弁６１、弁６２、弁６３および弁６４が設けられている。膨張機構５側の吸入管２１および吐出管２２に、それぞれ、弁６５および弁６６が設けられている。均油管５０に弁６７が設けられている。これらの弁６１～６７は、例えば、メンテナンスをするために第１圧縮機１０１または第２圧縮機１０２を冷媒回路１０５から絶縁する（切り離す）際に、冷媒回路１０５内に空気や水分が入るのを防ぐために利用されうる。また、弁６２および６４は、第１圧縮機１０１のみを用いて冷凍サイクル装置１００の運転を行う場合に、第２圧縮機１０２を冷媒回路１０５から絶縁する（切り離す）ために利用されうる。
　弁６１は、吸入管７、つまり、配管分岐部３０と第１圧縮機構１の入口とを連通している吸入路上に設けられている。弁６１として、絞りなどの減圧部が内部に存在しない弁を使用できる。この場合、全開時における弁６１の内部流路の面積は、弁６１の入口と出口との間において一定となる。このような弁６１は、例えばボールバルブで構成されうる。図６Ａに示すように、弁６１は、弁内流路７０（内部流路）を有するハウジング７６と、弁内流路７０を上流側と下流側とに分離しうるようにハウジング７６内に配置されたボール７４とを含む。弁６１の閉鎖時には、ボール７４が弁内流路７０を閉鎖している。他方、図６Ｂに示すように、弁６１の開放時には、ボール７４が９０°回転し、ボール７４に設けられた貫通孔７２が弁内流路７０に面する。貫通孔７２は、弁内流路７０と同じ断面積を有している。
　このような弁６１を吸入管７に設けると、第１分岐出口管３２を通じて吸入管７に流入したオイルが弁６１で滞留せず、第１圧縮機１０１（詳細には第１圧縮機構１）にスムーズに流入できる。このことは、第１圧縮機１０１に適切な量のオイルを戻す観点で意義があり、冷凍サイクル装置１００の信頼性の向上に貢献する。なお、他の弁６２～６７にも弁６１と同様のものを使用できる。
　また、図５に示す変形例においては、配管分岐部３０と第１圧縮機構１の入口とを連通している吸入路としての吸入管７が、鉛直方向に平行な部分７ａ（鉛直部分という）を含む。そして、その鉛直部分７ａに弁６１が設けられている。鉛直部分７ａの一端が配管分岐部３０の第１分岐出口管３２に接続される一方、鉛直部分７ａの他端が第１密閉容器９に差し込まれて第１圧縮機構１に接続されている。配管分岐部３０を通じて吸入管７に流入したオイルは、さらに、鉛直部分７ａを上から下に流れる。そのため、弁６１が絞りなどの減圧部を有していて、オイルが弁６１内で一時的に滞留しうる場合であっても、重力によってオイルが弁６１から流出し、第１圧縮機１０１に流入しうる。
（その他の変形例）
　本発明は、第１圧縮機１０１から膨張機構５を省略した構成の冷凍サイクル装置、つまり、通常の圧縮機を複数台備えた冷凍サイクル装置にも採用しうる。
　本発明の冷凍サイクル装置は、給湯機、温水暖房装置および空気調和機等の機器に利用できる。

Claims (8)

  1. 　第１圧縮機構と、膨張機構と、前記第１圧縮機構および前記膨張機構を互いに連結しているシャフトと、前記第１圧縮機構、前記膨張機構および前記シャフトを収容している第１密閉容器とを有する第１圧縮機と、
    　前記第１圧縮機構に対して並列に配置された第２圧縮機構と、前記第２圧縮機構を収容している第２密閉容器とを有する第２圧縮機と、
    　前記第１圧縮機構で圧縮された冷媒および前記第２圧縮機構で圧縮された冷媒を冷却する放熱器と、
    　前記膨張機構で膨張した冷媒を蒸発させる蒸発器と、
    　前記蒸発器から前記第１圧縮機構および前記第２圧縮機構の各々に冷媒を導く流路を構成しているとともに、前記蒸発器からの冷媒を受け入れる入口管と、前記入口管に流入した冷媒を前記第１圧縮機構に導く第１分岐出口管と、前記入口管に流入した冷媒を前記第２圧縮機構に導く第２分岐出口管とを含み、前記入口管と前記第１分岐出口管とのなす角度が鈍角または１８０°であり、前記入口管と前記第２分岐出口管とのなす角度が鋭角である、配管分岐部と、
    　を備えた、冷凍サイクル装置。
  2. 　前記入口管と前記第１分岐出口管とのなす角度が鈍角である、請求項１に記載の冷凍サイクル装置。
  3. 　前記第１分岐出口管と前記第２分岐出口管とが同一直線上に位置している、請求項１または２に記載の冷凍サイクル装置。
  4. 　鉛直方向に関して、前記第１分岐出口管が下に向かって延び、前記第２分岐出口管が上に向かって延びている、請求項１～３のいずれか１項に記載の冷凍サイクル装置。
  5. 　鉛直方向に関して、前記第１密閉容器に形成された前記第１圧縮機構への入口が、前記配管分岐部における分岐点よりも下に位置している、請求項１～４のいずれか１項に記載の冷凍サイクル装置。
  6. 　前記第１分岐出口管が、前記第２分岐出口管の流路面積よりも大きい流路面積を有する、請求項１～５のいずれか１項に記載の冷凍サイクル装置。
  7. 　前記配管分岐部と前記第１圧縮機構の入口とを連通している吸入路上に設けられた弁をさらに備え、
    　開放時における前記弁の内部流路の面積が、前記弁の入口と出口との間において一定である、請求項１～６のいずれか１項に記載の冷凍サイクル装置。
  8. 　前記吸入路が、鉛直方向に平行な部分を含み、その部分に前記弁が設けられている、請求項７に記載の冷凍サイクル装置。
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