专利名称：冷冻装置和空调装置的制作方法
技术领域：
本发明涉及一种在冷冻箱、冷藏箱、制冰机、水冷却装置、可进行冷气运行的空调装置等使用的冷冻装置以及进行冷气和暖气运行的空调装置。
背景技术：
对于已有技术中的由制冷剂配管连接压缩机、散热器、流量控制阀、蒸发器使氢氟烃(简称为HFC)类制冷剂循环地构成的冷冻装置以及进行冷气和暖气运行的空调装置，HFC类制冷剂的地球温室效应系数大，具有HFC类制冷剂导致全球气候变暖的问题。
目前正不断开发使用温室效应系数比氟里昂小的丙烷等碳氢化合物(简称为HC)类制冷剂、氨、二氧化碳的冷冻装置以及进行冷气和暖气运行的空调装置。在使用HC类制冷剂、氨的场合，由于这些制冷剂具有可燃性，所以需要用于使其不着火的对策，法令使其使用量受到限制。二氧化碳虽然为不燃性的，但存在制冷系数C0P下降的问题。
对于使用二氧化碳作为制冷剂的冷冻装置的例子，在空调装置的场合，说明使用二氧化碳作为制冷剂时制冷系数COP下降的原因。在空调装置中，具有规定空气温度的冷气和暖气的额定条件。在冷气运行中，室外的干球温度为35℃，在室内，干球温度为27℃，湿球温度为19℃。在暖气运行中，室外干球温度为7℃，湿球温度为6℃，室内的干球温度为20℃。在使用二氧化碳作为制冷剂的场合，室外温度高的冷气额定条件下的制冷系数COP变得特别低。这是因为，由于室外的干球温度为35℃，所以，处于室外的热交换器出口处的制冷剂大于等于35℃。二氧化碳在从超临界状态膨胀的场合，在10～60℃左右的区间存在比热大的区域，但在室外干球温度为35℃的条件下，不能使用比热大的整个区域，所以，能量消费效率下降。与此不同，对于HFC类制冷剂或HC类制冷剂，在冷气额定条件下，可进行使所有的制冷剂蒸气变化成制冷剂液的热交换，制冷系数COP比二氧化碳好。
在过去的使用二氧化碳作为制冷剂的空调装置中，存在这样的空调装置，该空调装置具有由冷却用热交换器构成的制冷剂冷却机构，该冷却用热交换器使用由水、冰水、海水构成的低温热源冷却制冷剂，压缩机、散热器、制冷剂冷却机构、流量控制阀、蒸发器通过制冷剂配管依次连接，使制冷剂循环。该空调装置使用制冷剂冷却机构降低流量控制阀的入口的制冷剂温度，提高制冷系数COP(例如参照专利文献1)。
作为对流量控制阀的入口的制冷剂进行冷却的冷却机构，在不能利用不需要动力的水、海水等的场合，冷却机构需要动力。该动力相应于冷却机构的冷却能力变大。因此，在考虑空调装置的压缩机所需要的动力和冷却机构所需要的动力的总和的场合，如用冷却机构过度冷却，则冷却机构所需要的动力增加，结果制冷系数COP下降。在冷却不充分的场合，空调装置的压缩机所需要的动力增加，结果制冷系数COP下降。
专利文献1日本特开平10-54617号公报发明的公开发明要解决的问题下面按将冷冻装置应用于空调装置的场合进行说明，但在应用于冷冻箱、冷藏箱、制冰机、水冷却装置等的冷冻装置的场合也相同。
本发明的目的在于提高冷冻装置以及进行冷气和暖气运行的空调装置的制冷系数COP，该冷冻装置以及进行冷气和暖气运行的空调装置使用二氧化碳等温室效应系数比氟里昂小的不燃性的制冷剂，具有使用能量对流量控制阀的入口的制冷剂进行冷却的冷却机构。
用于解决问题的手段本发明的冷冻装置的特征在于具有对制冷剂进行压缩的压缩机，使制冷剂的热放出的散热器，对制冷剂进行冷却的制冷剂冷却机构，对制冷剂的流量进行调整的流量控制阀，使制冷剂蒸发的蒸发器，以及控制上述制冷剂冷却机构的热交换量的热交换量控制机构；按上述压缩机、上述散热器、上述制冷剂冷却机构、上述流量控制阀、上述蒸发器的顺序使制冷剂循环。
本发明的空调装置的特征在于具有对制冷剂进行压缩的压缩机，切换从该压缩机排出的制冷剂流动的方向的四通阀，在制冷剂与外气间进行热交换的室外热交换器，对制冷剂进行冷却或加热的制冷剂冷却加热机构，对制冷剂的流量进行调整的流量控制阀，在制冷剂与室内空气间进行热交换的室内热交换器，以及控制上述制冷剂冷却加热机构的热交换量的热交换量控制机构；进行冷气运行时，按上述压缩机、上述室外热交换器、上述制冷剂冷却加热机构、上述流量控制阀、上述室内热交换器的顺序使制冷剂循环，在暖气运行时，按上述压缩机、上述室内热交换器、上述流量控制阀、上述制冷剂冷却加热机构、上述室外热交换器的顺序使制冷剂循环。
发明的效果本发明的冷冻装置的特征在于具有对制冷剂进行压缩的压缩机，使制冷剂的热放出的散热器，对制冷剂进行冷却的制冷剂冷却机构，对制冷剂的流量进行调整的流量控制阀，使制冷剂蒸发的蒸发器，以及控制上述制冷剂冷却机构的热交换量的热交换量控制机构；按上述压缩机、上述散热器、上述制冷剂冷却机构、上述流量控制阀、上述蒸发器的顺序使制冷剂循环。因此，可适当地提高效率。
本发明的空调装置的特征在于具有对制冷剂进行压缩的压缩机，切换从该压缩机排出的制冷剂流动的方向的四通阀，在制冷剂与外气间进行热交换的室外热交换器，对制冷剂进行冷却或加热的制冷剂冷却加热机构，对制冷剂的流量进行调整的流量控制阀，在制冷剂与室内空气间进行热交换的室内热交换器，以及控制上述制冷剂冷却加热机构的热交换量的热交换量控制机构；进行冷气运行时，按上述压缩机、上述室外热交换器、上述制冷剂冷却加热机构、上述流量控制阀、上述室内热交换器的顺序使制冷剂循环，在暖气运行时，按上述压缩机、上述室内热交换器、上述流量控制阀、上述制冷剂冷却加热机构、上述室外热交换器的顺序使制冷剂循环。所以，可适当地提高效率。
图1为说明本发明实施方式1的空调装置的构成的制冷剂回路图。
图2为说明本发明实施方式1的空调装置的制冷剂的状态变化的压力焓图。
图3为说明与本发明实施方式1的空调装置中的制冷剂的状态对应的、在制冷剂回路图中的位置的图。
图4为示出模拟地计算本发明实施方式1的空调装置的制冷系数COP提高比例的结果的图，该制冷系数COP提高比例为相对流量控制阀入口的制冷剂温度的、在冷气额定条件下的制冷系数COP的提高比例。
图5为示出模拟地计算本发明实施方式1的空调装置的制冷系数COP提高比例的结果的图，该制冷系数COP提高比例为相对干度比的、在冷气额定条件下的制冷系数COP提高比例，该干度比为蒸发器的入口处的制冷剂的干度与使散热器出口处的制冷剂减压到蒸发温度的场合的干度的比值。
图6为说明本发明实施方式2的空调装置的构成的制冷剂回路图。
图7为说明本发明实施方式3的空调装置的构成的制冷剂回路图。
图8为说明本发明实施方式3的空调装置的暖气运行时的制冷剂状态变化的压力焓图。
图9为说明本发明实施方式4的空调装置的构成的制冷剂回路图。
图10为说明本发明实施方式5的空调装置的构成的制冷剂回路图。
图11为说明在估计本发明实施方式5中的干度比的过程中使用的变量的图。
图12为说明本发明实施方式6的空调装置的构成的制冷剂回路图。
图13为说明本发明实施方式7的空调装置的构成的制冷剂回路图。
图14为说明本发明实施方式8的空调装置的构成的制冷剂回路图。
图15为说明本发明实施方式9的空调装置的构成的制冷剂回路图。
图16为用于说明由本发明实施方式9的空调装置的构成获得的效率提高的压力焓图。
图17为说明本发明实施方式10的空调装置的构成的制冷剂回路图。
图18为说明本发明实施方式11的空调装置的构成的制冷剂回路图。
图19为用于说明由本发明实施方式11的空调装置的构成获得的效率提高的压力焓图。
图20为说明本发明实施方式12的空调装置的构成的制冷剂回路图。
图21为说明本发明实施方式13的空调装置的构成的制冷剂回路图。
图22为说明本发明实施方式14的空调装置的构成的制冷剂回路图。
图23为说明本发明实施方式15的空调装置的构成的制冷剂回路图。
图24为说明本发明实施方式16的空调装置的构成的制冷剂回路图。
图25为说明本发明实施方式17的空调装置的构成的制冷剂回路图。
具体实施例方式
实施方式1下面参照图1～图5说明本发明的实施方式1。图1为说明本发明实施方式1的冷气专用空调装置的构成的制冷剂回路图。图2为说明制冷剂的状态变化的压力焓图。图3示出用于说明与制冷剂状态对应的在制冷剂回路图中的位置的图。图4为示出模拟地计算制冷系数COP提高比例的结果的图，该制冷系数COP提高比例为相对流量控制阀4的入口的制冷剂温度的、在冷气额定条件下的制冷系数COP的提高比例。图5为示出模拟地计算制冷系数COP提高比例的结果的图，该制冷系数COP提高比例为相对干度比的、在冷气额定条件下的制冷系数COP提高比例，该干度比为蒸发器5的入口处的制冷剂的干度与使散热器3的出口处的制冷剂减压到蒸发温度的场合的干度的比值。
在图1中，空调装置1由制冷剂配管6依次连接对制冷剂进行压缩的压缩机2、使制冷剂的热放出的散热器3、对制冷剂进行冷却的作为制冷剂冷却机构的制冷剂冷却部15、对制冷剂的流量进行调整的流量控制阀4、以及使制冷剂蒸发的蒸发器5，使二氧化碳作为制冷剂循环。在图中，制冷剂的流动用箭头表示。另外，还具有控制制冷剂冷却部15的热交换量的作为热交换量控制机构的热交换量控制部16。在由压缩机2等构成的蒸气压缩式制冷循环中进行循环的制冷剂也被称为第1制冷剂。
制冷剂冷却部15由蒸气压缩式制冷循环进行动作，在该蒸气压缩式制冷循环中，能量消耗效率比二氧化碳好的作为第2制冷剂的丙烷进行循环。制冷剂冷却部15由第2制冷剂配管14依次连接对第2制冷剂进行压缩的第2压缩机10、使第2制冷剂的热放出的冷凝器11、对第2制冷剂的流量进行调整的第2流量控制阀12、以及由在制冷剂循环路的流量控制阀4入口的制冷剂的热使第2制冷剂蒸发的第2蒸发器13。在图中，第2制冷剂的流动也用箭头表示。
由使用第2制冷剂的制冷循环获得的制冷剂冷却部15的冷却能力为使用第1制冷剂的制冷循环的冷却能力的10分之1到5分之1左右。
蒸发器5设置于冷却空气的作为对象的室内，其它装置设置于屋外，使制冷剂在设备间循环地对制冷剂配管6进行配管。也有将蒸发器3设置到车站的月台等屋外的场合。除了散热器3、蒸发器5、及冷凝器11这样的需要与空气进行热交换的装置以外，实施必要充分的绝热，以防止热漏出导致效率下降。
下面，由图2说明制冷剂(严格地说是第1制冷剂)的状态的变化。在图中，点C等不存在于轨迹的角部的、示出制冷剂状态的点用黑圆表示点的位置。首先，压缩机2的吸入侧的制冷剂配管6的低温低压的制冷剂蒸气处于图2的点A的位置。在压缩机的入口，制冷剂需要全部为蒸气，但当制冷剂蒸气的温度高时，在压缩机中需要更多的机械性输入，所以，在点A的过热度为接近零的预定值。
当制冷剂由压缩机2压缩时，成为点B所示的高温高压的超临界流体，然后排出。制冷剂被送到散热器3，在该处与空气等进行热交换，温度下降，成为点C所示的高压的超临界流体的状态。
制冷剂由冷却能力受到热交换量控制部16控制的制冷剂冷却部15进一步冷却，温度下降，成为点D所示的状态。然后，流入到流量控制阀4受到减压，成为点E所示低温低压的气液二相状态。制冷剂被送到蒸发器5，在该处与空气等进行热交换而蒸发，成为点A所示低温低压的制冷剂蒸气，返回到压缩机。
在制冷剂冷却部15不冷却制冷剂的场合，在图2中点C所示制冷剂流入到流量控制阀4而减压，成为点F所示低温低压的气液二相状态。用虚线示出制冷剂冷却部15不冷却制冷剂的场合的制冷剂的轨迹。比较制冷剂冷却部15冷却制冷剂的场合的轨迹A-B-C-D-E-A与不冷却的场合的轨迹A-B-C-F-A，结果如下。压缩机的机械性输入为轨迹A-B的焓差H1，对哪个场合都相同。冷却能力在制冷剂冷却部15冷却制冷剂的场合为轨迹E-A的焓差H2A，在不冷却的场合为轨迹F-A的焓差H2B。如从图2可以看出的那样，为H2A＞H2B，如不考虑在制冷剂冷却部15的机械性输入，则越冷却制冷剂，制冷系数COP越大。
实际上在制冷剂冷却部15也需要机械性输入，所以，由制冷剂冷却部15冷却制冷剂产生的冷却能力的提高量与对制冷剂冷却部15的机械性输入的比值处在大于制冷系数COP的范围时，越冷却则制冷系数COP越大，当比值小于制冷系数COP时，制冷系数COP下降。因此，在制冷剂冷却部15产生的热交换量即冷却量存在最好地使制冷系数COP改善的最佳值。
下面更定量地对其进行说明。图4为示出模拟地计算制冷系数COP提高比例的结果的图，该制冷系数COP提高比例为相对流量控制阀4的入口的制冷剂温度的、在冷气额定条件下的制冷系数COP提高比例。图5为以干度比作为横轴示出模拟地计算制冷系数COP提高比例的结果的图，该干度比为蒸发器5的入口处的制冷剂的干度与使散热器3出口处的制冷剂减压到蒸发温度的场合的干度的比值。干度比的分子为图2的点E的干度，分母为图2的点F的干度。所谓干度为气液2相状态下的制冷剂的制冷剂蒸气的比例。如仅为制冷剂蒸气，则干度为1.0，如没有制冷剂蒸气，则干度为0.0。
模拟的详细条件如下。在冷气额定条件下，制冷剂为二氧化碳，压缩机2的效率为70％，压缩机2的吸入蒸气过热度为0℃，散热器3的出口的制冷剂与空气的温度差为3℃，在制冷剂冷却部15使用的第2制冷剂为丙烷，第2压缩机10的效率为70％，冷凝器11的冷凝温度为40℃。
在图4中示出COP改善比，设由压缩机2压缩后的制冷剂的压力Pd为Pd＝9MPa、10MPa、11MPa中的任一个，设蒸发器5的入口的制冷剂的温度Te为Te＝15℃、10℃、5℃、0℃中的任一个，用Te＝0℃、未由制冷剂冷却部15冷却制冷剂的场合即Tf＝38℃的场合的制冷系数COP除改变流量控制阀4入口的制冷剂的温度Tf的场合的制冷系数COP，除得的值为COP改善比。
在图5中示出COP改善比，用Te＝0℃、不由制冷剂冷却部15冷却制冷剂的场合即X＝1.0的场合的制冷系数COP，除干度比(以变量X表示)相对与图4同样地设定Pd、Te的场合改变了的情况下的制冷系数COP，除得的值为COP改善比。
从图4和图5可以看出，适当地控制流量控制阀4入口处的制冷剂的温度Tf时，相对完全未进行冷却的场合，制冷系数COP改善1.3～1.4倍左右。另外，从图4可以看出，在Te＝15℃或10℃的场合，对于Pd＝9MPa、10MPa、11MPa中的所有场合，在Tf＝20℃～30℃的范围，制冷系数COP包含最大值，变动的幅度不到0.1。在Te＝5℃或0℃的场合，对于Pd＝9MPa、10MPa、11MPa中的所有场合，在Tf＝15℃～25℃的范围，制冷系数COP包含最大值，变动的幅度不到0.1。从图5可以看出，除了Pd＝11Pa、Te＝15℃的场合外，在干度比X＝0.2～0.5的范围，制冷系数COP包含最大值，变动幅度不到0.1。在Pd＝11Pa、Te＝15℃的场合，X0.1，制冷系数COP为最大，即使在X＝0.2～0.5的范围，与最大值的差为0.02左右。
在本发明的实施方式1中，在预定的动作条件下使制冷系数COP与最大值的差处于较小的预定范围内地由热交换量控制机构控制制冷剂冷却机构的热交换量，适当地控制流量控制阀4的入口的制冷剂温度。通过具有热交换量控制机构，可避免在制冷剂冷却机构的热交换量不足或过剩而使制冷系数COP恶化。即，具有可确实地改善制冷系数COP的效果。另外，改善了的制冷系数COP可为这样的值，该值接近将用作第2制冷剂的丙烷等作为制冷剂使用的场合的值。第2制冷剂为具有可燃性或温室效应系数比第1制冷剂差的制冷剂。另外，还具有可降低这样的第2制冷剂的使用量的效果。另外，第2制冷剂的制冷剂回路在室外由闭环构成，可避免第2制冷剂泄漏到室内。
在图4和图5中，将Pd和Te设定为一定值地绘出曲线图，但当使制冷剂冷却机构的热交换量变化时，也存在Pd、Te产生微小变化的场合。在那样的场合，相对制冷剂冷却机构的热交换量的变化，也存在制冷系数COP变得最大的制冷剂冷却机构的热交换量，如使制冷系数COP处于接近最大值的预定范围内地控制在制冷剂冷却机构的热交换量，则可确实地提高制冷系数COP。
在该实施方式1中，使用二氧化碳作为第1制冷剂，但如为温室效应系数比氟里昂小、不燃性的制冷剂，则也可使用二氧化碳以外的制冷剂。虽然第2制冷剂使用丙烷，但如为能量消耗效率比第1制冷剂好的制冷剂，则也可为可燃性、温室效应系数比第1制冷剂大。第2制冷剂可考虑使用HFC类制冷剂、HC类制冷剂、氨等。
制冷剂冷却机构虽然使用由第2制冷剂实现的蒸气压缩式制冷循环，但也可为吸收式制冷循环、利用珀尔帖效应等的制冷循环。在可利用由水、冰水、海水构成的低温热源的场合，也可使用这样的制冷剂冷却机构，该制冷剂冷却机构使用低温热源进行冷却，并由消耗能量的机构对不足的冷却量进行冷却。
在不使用由第2制冷剂实现的蒸气压缩式制冷循环的场合，即使在第1制冷剂使用HFC类制冷剂、HC类制冷剂、氨等的场合，由热交换量控制机构控制在制冷剂冷却机构的热交换量，也可获得能够确实地提高制冷系数COP的效果。
虽然压缩机为1台，但也可适用于使用大于等于2台的压缩机的场合。虽然第2压缩机为1台，但也可适用于使用大于等于2台的压缩机的场合。
虽然在将冷冻装置用于冷气专用的空调装置的场合进行了说明，但也可在能够进行冷气和暖气运行的空调装置、冷冻箱、冷藏箱、制冰机、水冷却装置等使用。而且，虽然是多余的说明，但还是在这里说明一下，冷冻装置或冷冻机意味着形成低温的机械装置，不仅仅意味着使食品等冻结而在低温下进行保存的机械装置。另外，可进行冷气和暖气运行的空调装置在进行冷气运行时也包含于冷冻装置。
以上的内容在其它实施方式中也适用。
实施方式2在图6中示出说明本发明实施方式2的可进行冷气和暖气运行的空调装置的构成的制冷剂回路图。在图中，由实线的箭头示出冷气运行时的制冷剂的流动，用虚线的箭头示出暖气运行时的制冷剂的流动。
下面仅说明与作为冷气专用的场合的实施方式1的图1不同之处。可进行冷气运行和暖气运行双方地追加用于切换从压缩机2排出的制冷剂流动的方向的四通阀20。散热器3和蒸发器5在暖气运行时与冷气运行的场合相互转换作用地运行，所以，散热器3置换成在制冷剂与外气间进行热交换的室外热交换器21，蒸发器5置换成在制冷剂与室内的空气间进行热交换的室内热交换器22。在进行冷气运行时，室外热交换器21与散热器3同样地动作，室内热交换器22与蒸发器5同样地动作。
在冷气运行时，由四通阀20使制冷剂按压缩机2、室外热交换器21、制冷剂冷却部15、流量控制阀4、室内热交换器22的顺序循环。在暖气运行时，按压缩机2、室内热交换器22、流量控制阀4、制冷剂冷却部15、室外热交换器21的顺序使制冷剂循环。
其它点为与实施方式1的场合相同的构成。
下面，说明动作。首先，作为冷气运行时的动作，虽然散热器3置换为室外热交换器21，蒸发器5置换为室内热交换器22，但与实施方式1的场合相同。说明制冷剂状态变化的压力焓图也成为图2所示那样。
下面，说明暖气运行时的动作。首先，在压缩机2的吸入侧的制冷剂配管6的低温低压的制冷剂蒸气处于图2的点A的位置，在点A，制冷剂全部为蒸气，过热度成为接近零的预定值。由压缩机2压缩，成为点B所示高温高压的超临界流体，然后排出。排出的制冷剂通过四通阀20，送到作为散热器的室内热交换器22，加热室内的空气地进行热交换，温度下降，成为点C所示高压的超临界流体。严格地说，在暖气运行中的点C的位置处于焓比冷气运行的场合小的位置。其原因在于，暖气额定运行的室内温度为20℃，比冷气额定运行的室外温度35℃低。
制冷剂流入到流量控制阀4受到减压，变化成点F所示低温低压的气液二相状态。暖气运行时不使制冷剂冷却部15动作，所以，即使通过制冷剂冷却部15的第2蒸发器13，制冷剂的状态也基本不变化。严格地说，虽然在第2蒸发器13中有可能在制冷剂与第2制冷剂间进行热交换，但其热交换量小到可忽视的程度。其原因在于，第2压缩机10停止，第2制冷剂不循环，制冷剂配管细，所以，不易在制冷剂配管中的细而长的制冷剂中传递热量，制冷剂冷却部15整体绝热，不散发或接受热量。在其它热交换器中，当至少一方的制冷剂不流动时，也不进行热交换。
制冷剂被输送到作为蒸发器的室外热交换器21，在该处与空气等进行热交换而蒸发，成为点A所示低温低压的制冷剂蒸气。然后，通过四通阀20返回到压缩机1。归纳以上的内容可知，进行暖气运行时的制冷剂的状态变化的轨迹成为图2的轨迹A-B-C-F-A。
暖气运行时制冷剂冷却部15停止，所以，制冷系数COP与没有制冷剂冷却部15的场合相同。
该实施方式2的构成也具有这样的效果，即，通过在冷气运行时由热交换量控制机构适当地控制在制冷剂冷却机构的热交换量，可确实地提高制冷系数COP。另外，还具有这样的效果，即，即使减少具有可燃性或温室效应系数比第1制冷剂差的第2制冷剂的使用量，也可实现与仅使用第2制冷剂的场合同等的制冷系数COP。另外，第2制冷剂的制冷剂回路在室外由闭环构成，可避免第2制冷剂泄漏到室内。
实施方式3图7为说明本发明实施方式3的空调装置的构成的制冷剂回路图。在实施方式3中，将实施方式2的制冷剂冷却部15改变成作为对制冷剂进行冷却或加热的制冷剂冷却加热机构的制冷剂冷却加热部25。
下面仅说明与实施方式2不同之处。在制冷剂冷却加热部25中，追加用于切换从第2压缩机排出的第2制冷剂流动的方向的第2四通阀40，将冷凝器11置换成在第2制冷剂与外气间进行热交换的第1热交换器41，将第2蒸发器13置换成对制冷剂进行冷却或加热地在与第2制冷剂间进行热交换的第2热交换器42。在冷气运行时，第1热交换器41与冷凝器11同样地动作，第2热交换器42与第2蒸发器13同样地动作。
由第2四通阀40在冷气运行时使制冷剂按第2压缩机10、第1热交换器41、第2流量控制阀12、第2热交换器42的顺序循环。在暖气运行时，使制冷剂按压缩机2、第2热交换器42、第2流量控制阀12、第1热交换器41的顺序循环。
上述以外的点与实施方式2的场合相同。
下面说明动作。冷气运行时的动作与实施方式1和实施方式2的场合相同。
进行暖气运行时，在实施方式2制冷剂冷却部15停止，但在该实施方式3中，制冷剂冷却加热部25对制冷剂进行加热地动作。图8示出说明本发明实施方式3中的空调装置的暖气运行时的制冷剂的状态变化的压力焓图。实线为该实施方式3的场合，虚线为实施方式2的场合。
暖气运行时的动作如下。首先，在压缩机2的吸入侧的制冷剂配管6的低温低压的制冷剂蒸气处于制冷剂全部为蒸气、过热度为接近零的预定值的图8的点A2的位置。点A2与实施方式2的场合的点A相比，压力稍高，焓稍少，其原因在后面说明。由压缩机2压缩，成为点B2所示高温高压的超临界流体，然后排出。点B2与点B的压力相同，点B2的焓比点B小。
排出的制冷剂通过四通阀20送到作为散热器的室内热交换器22，加热室内的空气地进行热交换，温度下降，成为点C所示高压的超临界流体。在室内热交换器22中与作为预定条件的室内的空气进行热交换，所以，点C处于与实施方式2的场合大致相同的位置。
制冷剂流入到流量控制阀4受到减压，变化成点F2所示低温低压的气液二相状态。点F2也为与点A2相同的压力，比点F的压力稍高。由制冷剂冷却加热部25的第2热交换器41加热，成为制冷剂蒸气增加的气液二相状态的由点G所示状态。制冷剂被送到作为蒸发器的室外热交换器21，在该处与空气等进行热交换而蒸发，成为低温低压的制冷剂蒸气，通过四通阀20返回到压缩机。
下面，说明由制冷剂冷却加热部25的第2热交换器41对制冷剂进行加热从而使得从流量控制阀4流出的制冷剂的压力比不对制冷剂加热的场合高的原因。通过对制冷剂加热，从而使应由室外热交换器21吸收的热量变小，室外热交换器21的能力相对地增大。当室外热交换器21的能力变大时，制冷剂蒸气的温度差相对预定的外气温度增大，即，蒸发温度变高。当蒸发温度变高时，制冷剂蒸气的压力也变高。
下面，说明由制冷剂冷却加热部25的第2热交换器41对制冷剂加热从而提高制冷系数COP这一情况。设不对制冷剂加热的场合的制冷系数为COP1，设对制冷剂加热的场合的制冷系数为COP2。另外，设点B与点A间的焓差为ΔH1，设点B2与点A2间的焓差为ΔH2。设点A与点C间的焓差为ΔH3，设点A2与点C间的焓差为ΔH4。在这里，ΔH1为不由制冷剂冷却加热部25加热制冷剂的场合的压缩机2的机械性输入，ΔH2为对制冷剂加热的场合的压缩机2的机械性输入。另外，如设室内热交换器22的效率为100％，则在不对制冷剂加热的场合ΔH1+ΔH3成为可由室内热交换器21获得的热量，在对制冷剂加热的场合ΔH2+ΔH4成为可由室内热交换器21获得的热量。因此，根据变量的定义，以下式子成立。
COP1＝(ΔH1+ΔH3)/ΔH1(式1)COP2＝(ΔH2+ΔH4)/ΔH2(式2)COP2-COP1＝(ΔH2+ΔH4)/ΔH2-(ΔH1+ΔH3)/ΔH1＝ΔH4/ΔH2-ΔH3/ΔH1(式3)从图8可以看出，ΔH3ΔH4。将其代入到式3中，获得下式。
COP2-COP1(ΔH3×(ΔH1-ΔH2))/(ΔH1×ΔH2)(式4)从图8可以看出，ΔH1＞ΔH2，所以，(式4)的右边必定为正，通过对制冷剂进行加热，制冷系数COP提高。下面说明ΔH1＞ΔH2的原因。首先，设对点A进行压缩而成为与点A2相同的压力的点为点A3。将ΔH1分割成从点A压缩到点A3所需要的机械性输入(设为ΔH1A)和从点A3压缩到点B所需要的机械性输入(设为ΔH1B)。根据变量的定义，为ΔH1＝ΔH1A+ΔH1B。一般情况下，即使压缩前后的压力相同，压缩前的焓越大，则压缩制冷剂所需要的机械性输入越大。在这里，在点A3的焓比点A2大。因此，ΔH1B＞ΔH2。另外，由于ΔH1A＞0，所以，ΔH1＞ΔH2。
外气与制冷剂蒸气的温差本来为数℃，通过增加在制冷剂冷却加热部25的第2热交换器41的加热量而获得的减少温差的效果存在上限。增大在制冷剂冷却加热部25的第2热交换器41的加热量所需要的机械性输入相对加热量按线性以上的关系增加。为此，增大加热量时，制冷系数COP下降。在暖气的场合的制冷系数COP的提高效率比冷气的场合小。虽然未示出定量的数据，但使用第2制冷剂的制冷循环的容量为第1制冷剂的制冷循环的10分之1到5分之1的程度，在使用第2制冷剂的制冷循环按良好效率运行的动作条件下，制冷系数COP接近最大值。
该实施方式3的构成也具有这样的效果，即，通过在冷气运行时由热交换量控制机构适当地控制在制冷剂冷却加热机构的热交换量，从而可确实地提高制冷系数COP。即使减少具有可燃性或温室效应系数比第1制冷剂差的第2制冷剂的使用量，也可实现与仅使用第2制冷剂的场合同等的制冷系数COP。另外，第2制冷剂的制冷剂回路在室外由闭环构成，可避免第2制冷剂泄漏到室内。
另外，暖气运行时也具有可提高制冷系数COP这样的效果。
实施方式4图9为说明本发明实施方式4的空调装置的构成的制冷剂回路图。在实施方式4中，减少流入到蒸发器5的制冷剂蒸气的流量地改变实施方式1。与实施方式1的场合的图1比较，仅说明不同之点。
在图9中，在从流量控制阀4到蒸发器5的路径具有气液分离器45和第3流量控制阀46，设有旁通配管47，该旁通配管47用于将由气液分离器45分离的制冷剂蒸气的一部分或全部注入到压缩机2。压缩机2具有在压缩途中吸入制冷剂的中间压吸入口2A。
其它点为与实施方式1的场合相同的构成。
下面，根据图9说明制冷剂的流动。由流量控制阀4减压后的气液二相状态的制冷剂由气液分离器45分离制冷剂蒸气的一部分或全部，通过由旁通配管47构成的制冷剂回路，吸入到压缩机2的中间压吸入口2A，与压缩机2内的制冷剂混合。其它的制冷剂的流动与实施方式1相同。
该实施方式4的构成也具有这样的效果，即，通过由热交换量控制机构适当地对制冷剂冷却机构的热交换量进行控制从而可确实地提高制冷系数COP。制冷系数COP相对流量控制阀入口温度、干度比等的变化产生的变化的倾向相同，但由于制冷剂回路的构成不同，所以，具体的数值与图4或图5所示数值不同。这在制冷剂回路的构成不同的其它实施方式也适用。
即使减少具有可燃性或温室效应系数比第1制冷剂差的第2制冷剂的使用量，也可实现与仅使用第2制冷剂的场合同等的制冷系数COP。另外，第2制冷剂的制冷剂回路在室外由闭环构成，可避免第2制冷剂泄漏到室内。
按照该构成，可冷却压缩机2内部的制冷剂，所以，可减少压缩所需要的动力。另外，由于流到蒸发器5的制冷剂蒸气的流量少，所以，可减小蒸发器中的制冷剂的压力损失。这样，可在利用第1制冷剂的空调装置中进一步提高效率。
作为具有中间压吸入口2A的压缩机2的替代构成，也可串联2台压缩机，将旁通配管47连接到进入高压侧的压缩机的吸入口的制冷剂配管6。
在该实施方式4中，说明了适用于实施方式1的构成的场合，但在适用于实施方式2或实施方式3的场合也可获得同样的效果。
实施方式5图10为说明实施方式5的空调装置的构成的制冷剂回路图。在该实施方式5中，在热交换量控制部16设置用于控制干度比的具体的机构地改变实施方式1。与实施方式1的场合的图1比较，仅说明不同之点。
在图10中，追加设于流量控制阀4出口的作为第1压力测量机构的压力计P1、设于流量控制阀4入口的作为第2压力测量机构的压力计P2、设于流量控制阀4入口的作为第2温度测量机构的温度计T2、设于散热器3出口的作为第3温度测量机构的温度计T3。另外，热交换量控制部16由作为干度比估计机构的干度比估计部16A、作为干度比控制范围决定机构的干度比控制范围决定部16B、及作为控制机构的制冷剂流量控制部16C构成；该干度比估计部16A输入作为预定传感器的压力计P1、压力计P2、温度计T2、及温度计T3的测量值，估计干度比；该干度比控制范围决定部16B求出干度比的控制范围，该干度比的控制范围使得在改变干度比过程中的制冷系数COP与最大值的差处于预定范围；该制冷剂流量控制部16C使干度比处于由干度比控制范围决定部16B求出的控制范围内地控制制冷剂的流量。制冷剂流量控制部16C可控制第2压缩机10的运行频率和对第2流量控制阀12的指令值。
其它构成与实施方式1的场合相同。
下面说明动作。制冷剂的流动与实施方式1的场合相同。在这里，说明热交换量控制部16的动作。干度比估计部16A根据压力计P1、压力计P2、温度计T2、及温度计T3的各测量值，如以下那样估计干度比。图11示出在估计干度比的过程中使用的变量。
包含已定义的变量在内，将说明制冷剂的状态的变量的定义表示如下。
(说明制冷剂状态的变量的定义)Pd散热压力。由压力计P2测量。
Td散热器3的出口的制冷剂温度。由温度计T3测量。
Tf流量控制阀4的入口的制冷剂温度。由温度计T2测量。
Pe流量控制阀4出口的制冷剂的压力。由压力计P1测量。
Te蒸发温度。根据Pe和制冷剂的饱和蒸气压特性求出。
hd散热器3的出口的制冷剂的焓。
hf流量控制阀4的入口的制冷剂的焓。
heL压力Pe下的制冷剂的饱和液焓。
heG压力Pe下的制冷剂的饱和蒸气焓。
Xd将散热器3出口的制冷剂减压到Pe的场合的干度。
Xe流量控制阀4的出口的制冷剂的干度。
X干度比。X＝Xe/Xd估计干度比的计算按以下的顺序进行。
(估计干度比的计算顺序)(1)根据Pd和Td计算hd(散热器3的出口的制冷剂的焓)。
(2)根据Pd和Tf计算hf(流量控制阀4的入口的制冷剂的焓)。
(3)根据Pe和制冷剂的饱和蒸气压特性求出heL(饱和液焓)、heG(饱和蒸气焓)。
(4)由于即便使制冷剂绝热膨胀进行减压，制冷剂的焓也不变化，所以，如以下那样计算Xd(将散热器3出口的制冷剂减压到Pe的场合的干度)、Xe(流量控制阀4的出口的制冷剂的干度)、干度比X。在干度的计算中，当为负时设为0，当大于等于1时设为1。
Xd＝(hd-heL)/heG-heL)(式5)Xe＝(hf-heL)/heG-heL)(式6)X＝(hf-heL)/hd-heL) (式7)干度比控制范围决定部16B具有制冷系数COP最大的干度比的数据(称为最佳运行干度比数据)，该制冷系数COP最大的干度比数据处于在具有空调装置动作的可能性的散热压力Pd和蒸发温度Te的条件范围内按预定的节度宽度使Pd和Te变化的点。例如，Pd＝9～11MPa，节度宽度为1MPa，Te＝0～15℃，节度宽度为5℃，则图5所示COP最大的干度比的数据成为最佳运行干度比数据。如以下那样，根据最佳运行干度比数据决定干度比的控制范围。
(1)相对现在的运行状态下的Pd与Te的值，对最佳运行干度比数据进行插补，求出制冷系数COP最大的干度比(称为最佳干度比Xmax)。
(2)设与最佳干度比Xmax的差处于0.1以内等的预定范围为控制范围。预定范围的宽度为制冷系数COP相对干度比的变化不太变化的宽度。
例如，当为Pd＝10MPa、Te＝10℃的动作状态时，Xmax＝0.29，0.19～0.39为干度比的控制范围。从图5(b)可以看出，如为该控制范围，则制冷系数COP为从最大值不到0.02的变动。
制冷剂流量控制部16C检查由干度比估计部16A估计的干度比是否处在由干度比控制范围决定部16B求出的控制范围内，在不处于控制范围内的场合，进入控制范围地控制第2压缩机10的运行频率和对第2流量控制阀12的流量指令值的任一方或双方。进行控制时，进行适当的PDI控制。在估计的干度比高的场合，增加在制冷剂冷却部15的冷却量，使干度比下降，在估计的干度比低的场合，减少在制冷剂冷却部15的冷却量，提高干度比。当提高第2压缩机10的运行频率时，冷却量增大，当提高对第2流量控制阀12的流量指令值时，冷却量增大。
该实施方式5的构成也具有这样的效果，即，可通过由热交换量控制机构适当地控制在制冷剂冷却机构的热交换量而确实地提高制冷系数COP。另外，还具有这样的效果，即，即使减少具有可燃性或温室效应系数比第1制冷剂差的第2制冷剂的使用量，也可实现与仅使用第2制冷剂的场合同等的制冷系数COP。另外，第2制冷剂的制冷剂回路在室外由闭环构成，可避免第2制冷剂泄漏到室内。
另外，设置干度比预测机构，估计干度比，成为使制冷系数COP处于接近最大值的范围的干度比地对制冷剂冷却机构的热交换量进行控制，所以，具有可确实地提高制冷系数COP的效果。
在该实施方式5中，在流量控制阀4的出口设置作为第1压力测量机构的压力计P1，但如在从流量控制阀4的出口到蒸发器5的入口间，则也可设置于任何位置。但是，如在从流量控制阀4的出口到蒸发器5的入口间具有压缩机、别的流量控制阀等使制冷剂的压力变化的设备，则到该设备的入口为止。作为第2压力测量机构的压力计P2如在从压缩机的出口到流量控制阀4的入口间，则可在任何位置。在压缩机具有大于等于2台的场合，以最高压侧的压缩机为对象。
在干度比估计部16A中，用压力计P1测量流量控制阀4的出口处的压力Pe加以利用，但也可测量流量控制阀4的出口处的温度Te加以利用。其原因在于，在流量控制阀4的出口，处于气液二相状态，如决定温度或压力的一方，则另一方也决定。另外，虽然在干度比控制范围决定部16B考虑Pd和Te求出控制范围，但也可不考虑Te，而是考虑Pe求出控制范围。
在干度比控制范围决定部16B中，按Pd、Te的组合使用制冷系数COP最大的干度比的数据即最佳运行干度比数据，但也可使用制冷系数COP与最大值的差处于预定范围的数据。虽然相对Pd、Te通过插补求出最佳干度比，但也可不插补，而是使用最近点的值。
虽然根据最佳干度比求出控制范围，并固定范围的宽度，但也可使制冷系数COP与最大值的差处于预定值以内等，使控制范围的宽度可变。另外，控制范围不一定非要包含最佳干度比，也可为比最佳干度比大的预定范围等。虽然准备了使Pd和Te双方变化的最佳运行干度比数据，但也可将Pd或Te固定。如不相对Pd与Te的组求出不同的控制范围，而是仅指定Pd和Te中的任一方，未指定的一方处于设想的变化范围内，则也可求出制冷系数COP与最大值的差处于预定值以内的干度比的控制范围。另外，如处于关于Pd和Te双方设想的变化范围内，则也可预先求出制冷系数COP与最大值的差处于预定值以内的那样的干度比的控制范围，将其输出。
干度比控制范围决定部16B如决定制冷系数COP与最大值的差处于预定范围内的干度比的控制范围，则可为任何形式。
制冷剂流量控制部16C虽然进行将干度比保持在控制范围内的那样的PID控制，但也可使干度比成为指定的值地对制冷剂冷却机构的冷却量进行控制。由于存在控制误差，所以，即使想要控制成指定的值，结果也是在接近指定的值的预定范围内控制。指定的值考虑控制误差的大小，即使存在控制误差，只要干度比不超过控制范围地决定即可。不一定非要指定制冷系数COP成为最大的干度比。即使在控制到控制范围内的场合，也可进行PID控制以外的控制。
在该实施方式5中，说明了适用于实施方式1的构成的场合。但在适用到实施方式2到实施方式4的任一个的构成和同时具有这些构成的特征的任一个构成的场合，也可获得同样的效果。
另外，即使在制冷剂冷却机构不使用由第2制冷剂实现的蒸气压缩式制冷循环的场合，估计干度比，使干度比成为预定的控制范围地控制冷却量，也可获得同样的效果。
也可不以干度比为指标，而是以流量控制阀4的入口处的制冷剂温度即流量控制阀入口温度为指标进行控制。
以上的点也适用于其它实施方式。
实施方式6图12为说明实施方式6的空调装置的构成的制冷剂回路图。在该实施方式6中，改变实施方式5，使得不使用压力计来估计干度比。与实施方式5的场合的图10比较，仅说明不同之点。没有压力计P1和压力计P2，作为其替代构成，具有设于流量控制阀4的出口的作为第1温度测量机构的温度计T1、设于散热器3的出口的作为第4温度测量机构的温度计T4、及设于散热器3入口的作为第5温度测量机构的温度计T5。干度比估计部16A输入作为预定传感器的温度计T1、温度计T2、温度计T3、温度计T4、温度计T5的测量值。
其它构成与实施方式5的场合相同。
制冷剂的流动与实施方式5的场合相同。热交换量控制部16的动作也与实施方式5的场合大体相同。由干度比估计部16A估计干度比的顺序与实施方式5的场合不同。如可估计散热压力Pd和蒸发压力Pe，则可与实施方式5的场合同样地估计干度比，所以，说明散热压力Pd和蒸发压力Pe的估计方法。为此，追加定义表示制冷剂状态的以下变量。而且，Te由温度计T1直接测量。
(说明制冷剂状态的变量的定义)Tc散热器3出口处的制冷剂的温度。由温度计T4测量。
Tb散热器3入口处的制冷剂的温度。由温度计T5测量。
Tx吸入到散热器3的制冷剂的过热度。
散热压力Pd和蒸发压力Pe的估计方法如下。
(散热压力Pd和蒸发压力Pe的估计方法)(1)根据Te和制冷剂的饱和蒸气压特性求出Pe。
(2)根据Tc和Td求出过热度Tx。
(3)根据Pe和Tx、压缩机的效率、Tb计算Pd。
在该实施方式6的构成中，也具有这样的效果，即，通过由热交换量控制机构适当地对制冷剂冷却机构的热交换量进行控制，可确实地提高制冷系数COP。另外，还具有这样的效果，即，即使减少具有可燃性或温室效应系数比第1制冷剂差的第2制冷剂的使用量，也可实现与仅使用第2制冷剂的场合同等的制冷系数COP。另外，第2制冷剂的制冷剂回路在室外由闭环构成，可避免第2制冷剂泄漏到室内。由于具有干度比预测机构，一边估计干度比一边进行控制，所以，具有可确实地提高制冷系数COP的效果。
另外，由于干度比预测机构的原因，具有只要廉价的温度传感器(温度计)即可的效果。但是，由于不实测压力，所以，存在精度比实施方式5的场合低的可能性。在这里，在流量控制阀4与压缩机3间压力为一定，但在热交换器等中发生压力损失，所以，更严密地说需要增加测量压力的部位。考虑精度和成本的均衡，决定传感器的种类和数量。这在其它实施方式中也适用。
在该实施方式6中，说明了适用于实施方式1的构成的场合，但在适用到实施方式2到实施方式4的任一个的构成和同时具有这些构成的特征的任一个构成的场合，也可获得同样的效果。
实施方式7图13为说明实施方式7的空调装置的构成的制冷剂回路图。在该实施方式7中，改变实施方式1，使得不是测量干度比进行控制，而是测量流量控制阀入口温度进行控制。与实施方式1的场合的图1比较，仅说明不同之点。
在图13中，追加设于流量控制阀4入口的作为第2温度测量机构的温度计T2。另外，热交换量控制部16由作为流量控制阀入口温度控制范围决定机构的流量控制阀入口温度控制范围决定部16D和作为控制机构的制冷剂流量控制部16C构成；该流量控制阀入口温度控制范围决定部16D求出改变流量控制阀入口温度过程中的制冷系数COP与最大值的差处于预定范围的流量控制阀入口温度的范围；该制冷剂流量控制部16C使流量控制阀入口温度处于由流量控制阀入口温度控制范围决定部16D求出的控制范围内地控制制冷剂的流量。制冷剂流量控制部16C可控制第2压缩机10的运行频率和对第2流量控制阀12的指令值。
其它构成与实施方式1的场合相同。
下面说明动作。制冷剂的流动与实施方式1的场合相同。在这里，说明热交换量控制部16的动作。流量控制阀入口温度由温度计T2测量，用变量Tf表达。
流量控制阀入口温度控制范围决定部16D输出预先求出的流量控制阀入口温度的控制范围。在这里，预先求出的流量控制阀入口温度的控制范围为散热压力Pd和蒸发温度Te按预定设计值动作的范围，即Pd和Te为其预定的值时的制冷系数COP与最大值的差处于预定范围内的流量控制阀入口温度的范围(称为最佳范围)。例如，Pd＝10MPa、Te＝10℃，当图4(b)的COP比为从最大值相差0.05以内的范围时，最佳范围为Tf＝15～27℃的范围。
制冷剂流量控制部16C检查由温度计T2测量的流量控制阀入口温度是否处于流量控制阀入口温度控制范围决定部16D求出的最佳范围即控制范围内，在不处于控制范围内的场合，使其进入到控制范围地控制第2压缩机10的运行频率和对第2流量控制阀12的流量指令值中的任一方或双方。在控制中，进行适当的PID控制。在估计的测量到的流量控制阀入口温度高的场合，使在制冷剂冷却部15的冷却量增加，降低流量控制阀入口温度，在估计的流量控制阀入口温度低的场合，减少在制冷剂冷却部15的冷却量，提高流量控制阀入口温度。
该实施方式7的构成也具有这样的效果，即，通过由热交换量控制机构适当地对制冷剂冷却机构的热交换量进行控制，从而可确实地提高制冷系数COP。另外，还具有这样的效果，即，即使减少具有可燃性或温室效应系数比第1制冷剂差的第2制冷剂的使用量，也可实现与仅使用第2制冷剂的场合同等的制冷系数COP。另外，第2制冷剂的制冷剂回路在室外由闭环构成，可避免第2制冷剂泄漏到室内。
另外，由于测定流量控制阀入口温度，成为使制冷系数COP处于接近最大值的范围的流量控制阀温度地控制制冷剂冷却机构的热交换量，所以，具有可确实地提高制冷系数COP的效果。
通过读入流量控制阀温度代替读入干度比，从而使关于干度比控制范围决定部16B说明的事项对流量控制阀入口温度控制范围决定部16D也适用。关于制冷剂流量控制部16C也同样。这对使用流量控制阀入口温度进行控制的其它实施方式也适用。
在该实施方式7中，说明了适用于实施方式1的构成的场合。但在适用到实施方式2到实施方式4的任一个的构成和同时具有这些构成的特征的任一个构成的场合，也可获得同样的效果。
实施方式8图14为说明实施方式8的空调装置的构成的制冷剂回路图。在该实施方式8中，改变实施方式7，测量制冷剂冷却部15的入口处的制冷剂温度，使制冷系数COP成为最大值地控制制冷剂冷却部15的热交换量，从而控制制冷剂冷却部15的出口即流量控制阀4的入口处的制冷剂温度(流量控制阀入口温度)。与实施方式7的场合的图13比较，仅说明不同点。
在图14中，作为温度计T2的替代构成，具有设于散热器3出口的作为第3温度测量机构的温度计T3。追加设于从第2热交换器13的出口到流量控制阀4的入口间的作为第2压力测量机构的压力计P2和设于流量控制阀4出口的作为第1温度测量机构的温度计T1。流量控制阀入口温度控制范围决定部16D也为流量控制阀入口温度估计机构。
其它构成与实施方式7的场合相同。
下面说明动作。制冷剂的流动与实施方式1的场合相同。在这里，说明热交换量控制部16的动作。流量控制阀入口温度控制范围决定部16D具有制冷系数COP最大的流量控制阀入口温度的数据(称为最佳流量控制阀入口温度数据)，该制冷剂系数COP最大的流量控制阀入口温度的数据处于在具有空调装置动作的可能性的散热压力Pd和蒸发温度Te的条件范围内按预定的节度宽度使Pd和Te变化的点。例如，Pd＝9～11MPa，节度宽度为1MPa，Te＝0～15℃，节度宽度为5℃，则图5所示COP为最大的流量控制阀入口温度的数据成为最佳运行流量控制阀入口温度数据。
在该实施方式8中，如以下那样根据最佳运行流量控制阀入口温度数据决定流量控制阀入口温度的目标值。相对现在的运行状态下的Pd和Te的值，获得处于最接近位置的最佳运行流量控制阀入口温度数据。如Pd＝10.2MPa、Te＝8.5℃，则获得在Pd＝10MPa、Te＝10℃的最佳运行流量控制阀入口温度数据。将获得的流量控制阀入口温度称为目标流量控制阀入口温度Tfm。而且，在最接近温度数据有多个的场合，可通过选择流量控制阀入口温度高的数据等，按某一基准选择1个。
制冷剂流量控制部16C如以下那样决定第2制冷剂的流量，成为该流量地控制第2压缩机10的运行频率。由于存在控制误差等，未必可获得制冷系数COP最大的运行状态，但可保证按制冷系数COP接近最大的状态运行。
(1)根据Td和Tfm决定在制冷剂冷却部15的热交换量。
(2)根据热交换量考虑第2热交换器13的效率、进入到第2热交换器13的第2制冷剂的温度等诸条件，决定第2制冷剂的流量。
(3)考虑第2压缩机10的特性、第2液量控制阀12的状态等，决定成为由(2)计算的流量那样的第2压缩机10的运行频率，使第2压缩机10成为该运行频率地控制。
在该实施方式8的构成中，也具有这样的效果，即，通过由热交换量控制机构适当地控制制冷剂冷却机构的热交换量，可确实地提高制冷系数COP。另外，还具有这样的效果，即，即使减少具有可燃性或温室效应系数比第1制冷剂差的第2制冷剂的使用量，也可实现与仅使用第2制冷剂的场合同等的制冷系数COP。另外，第2制冷剂的制冷剂回路在室外由闭环构成，可避免第2制冷剂泄漏到室内。
另外，测量进入到制冷剂冷却机构的制冷剂的温度Td、散热压力Pd、蒸发温度Te，根据测量的条件求出制冷系数COP成为最大值的目标流量控制阀入口温度，成为该目标流量控制阀入口温度地控制制冷剂冷却机构的热交换量，即第2制冷剂的流量，所以，具有可确实地使制冷系数COP为接近最大值的值效果。
也可在流量控制阀入口温度控制范围决定部16D之外另设置流量控制阀入口温度估计机构，流量控制阀入口温度控制范围决定部16D相对由流量控制阀入口温度估计机构估计的结果进行PID控制等。也可不为PID控制，而是为别的控制方式。
另外，在该实施方式8中，说明了适用于实施方式1的构成的场合。但在适用到实施方式2～实施方式4的任一个的构成和同时具有这些构成的特征的任一个构成的场合，也可获得同样的效果。
实施方式9图15为说明实施方式9的冷气专用空调装置的构成的制冷剂回路图。在该实施方式9中，改变实施方式1，使压缩机为2台，在压缩机间追加使制冷剂的热放出的散热器。下面仅说明与实施方式1的图1不同之处。追加使由压缩机2压缩后的制冷剂的热放出的第3散热器50和对从第3散热器50出来的制冷剂进一步进行压缩的第3压缩机51，从第3压缩机51排出的制冷剂进入散热器3。由2台的压缩机压缩到与实施方式1的场合相同的压力。
其它构成与实施方式1相同。
下面说明动作。图16示出用于说明在本发明实施方式9的空调装置中的制冷剂状态变化的压力焓图。实线为该实施方式9的场合，虚线为未设有第3散热器50的场合。
压缩机2的吸入侧的制冷剂为由图16中的点A示出的低温低压的蒸气。从压缩机2排出的制冷剂为由处于线段AB的途中的点J示出的中间压力而且中间温度的蒸气。制冷剂在第3散热器50中与空气等进行热交换，成为由点K所示的、处于与点J相同的压力但温度更低的状态。由第3压缩机51进一步压缩后，成为由点M所示高压的超临界液体的状态。点M的制冷剂的状态处于与点B相同的压力，但温度较低。
从进入散热器3到通过制冷剂冷却部15和流量控制阀4进入压缩机2的制冷剂的状态变化的轨迹与实施方式1的场合相同地成为轨迹M-C-D-E-A。
该实施方式9的构成也具有这样的效果，即，通过由热交换量控制机构适当地控制制冷剂冷却机构的热交换量，可确实地提高制冷系数COP。另外，还具有这样的效果，即，即使减少具有可燃性或温室效应系数比第1制冷剂差的第2制冷剂的使用量，也可实现与仅使用第2制冷剂的场合同等的制冷系数COP。另外，第2制冷剂的制冷剂回路在室外由闭环构成，可避免第2制冷剂泄漏到室内。
另外，通过设置第3散热器50，从而具有可相比没有第3散热器50的场合改善制冷系数COP的效果。下面对此进行说明。不论有无第3散热器50，在蒸发器5的热交换量都相同。机械性输入在具有第3散热器50的场合减小，所以，制冷系数COP提高。设点A、点B、点J、点K及点M的焓分别为Ha、Hb、Hj、Hk、Hm。另外，设没有第3散热器50的场合的机械性输入为W1，具有第3散热器50的场合的机械性输入为W2。W1、W2和其差如下。
W1＝Hb-Ha(式8)W2＝Hj-Ha+Hm-Hk (式9)W1-W2＝Hb-Ha-(Hj-Ha+Hm-Hk)＝(Hb-Hj)-(Hm-Hk) (式10)
如在前面已进行了说明的那样，即使压缩前后的压力相同，压缩前的焓越大，则压缩制冷剂所需要的机械性输入也越大。在现在的场合，由于点J的焓比点K大，所以，在线段JB和线段KM，线段KM的焓差增大，(式10)必定为正。
而且，在该实施方式9中，说明了适用于实施方式1的构成的场合，但在适用到实施方式4～实施方式8的任一个的构成和同时具有这些构成的特征的任一个构成的场合，也可获得同样的效果。
实施方式10图17为说明本发明实施方式10的可进行冷气和暖气运行的空调装置的构成的制冷剂回路图。在该实施方式10中，改变实施方式3，使压缩机为2台，在压缩机间追加使制冷剂的热放出的散热器。下面仅说明与实施方式3的图7不同之处。
追加使由压缩机2压缩后的制冷剂的热放出的第3散热器50、对从第3散热器50出来的制冷剂进一步进行压缩的第3压缩机51、及在进行暖气运行时使制冷剂不流到第3散热器50地直接流入第3压缩机51的作为流路改变机构的流路换向阀52，从第3压缩机51排出的制冷剂进入四通阀20。由2台的压缩机压缩到与实施方式3的场合相同的压力。
流路换向阀52设于压缩机2与第3散热器50间。由流路换向阀52，可使制冷剂流到制冷剂配管6A和制冷剂配管6B中的任一方，该制冷剂配管6A进入第3散热器50，该制冷剂配管6B与连接第3散热器50与第3压缩机51的制冷剂配管6相连。
其它构成与实施方式3相同。
下面说明动作。在进行冷气运行时，流路换向阀52使制冷剂流到制冷剂配管6A即第3散热器50，与实施方式9的场合同样地动作。
暖气运行时，流路换向阀52使制冷剂流到制冷剂配管6B，不使制冷剂流到第3散热器50，所以，与实施方式3同样地动作。不同点仅在于，实施方式3由1台的压缩机2压缩制冷剂，而在该实施方式10中由压缩机2和第3压缩机51进行压缩。
在该实施方式10的构成中，也具有这样的效果，即，通过在冷气运行时由热交换量控制机构适当地控制制冷剂冷却机构的热交换量，可确实地提高制冷系数COP。另外，还具有这样的效果，即，即使减少具有可燃性或温室效应系数比第1制冷剂差的第2制冷剂的使用量，也可实现与仅使用第2制冷剂的场合同等的制冷系数COP。另外，第2制冷剂的制冷剂回路在室外由闭环构成，可避免第2制冷剂泄漏到室内。
另外，具有在暖气运行时也可提高制冷系数COP的效果。
另外，通过设置第3散热器50，从而具有可相比没有第3散热器50的场合改善制冷系数COP的效果。
流路换向阀52也可设于第3散热器50与第3压缩机51间。另外，也可在第3散热器50的两侧设置流路换向阀52。流路换向阀52如可仅在冷气运行时使制冷剂流到预定的设备，则什么样的换向阀都行。这些对具有流路换向阀52的其它实施方式也适用。
在该实施方式10中，说明了适用于实施方式3的构成的场合。但在适用到实施方式2、增加了实施方式4～实施方式8的构成的特征的实施方式2和实施方式3中的任一个的场合，也可获得同样的效果。
实施方式11图18为说明实施方式11的冷气专用空调装置的构成的制冷剂回路图。在该实施方式11中，改变实施方式9，在第3散热器50与第3压缩机51间追加由第2制冷剂对制冷剂进行冷却的热交换器。下面仅说明与实施方式9的图16不同之处。
在图18中，在第3散热器50与第3压缩机51间追加第3热交换器60，该第3热交换器60在来自第2热交换器13的第2制冷剂与来自第3散热器50的制冷剂间进行热交换。从第3热交换器60出来的制冷剂进入到第3压缩机51，从第3热交换器60出来的第2制冷剂进入第2压缩机10。
其它构成与实施方式9的场合相同。
下面说明动作。图19示出用于说明在本发明实施方式11的空调装置中的制冷剂状态变化的压力焓图。实线为该实施方式11的场合，虚线为未设有第3热交换器60的场合。
从吸入压缩机2到从第3热交换器60出来的制冷剂的状态的轨迹成为与实施方式9的场合相同的轨迹A-J-K。在第3热交换器60由第2制冷剂进一步对制冷剂进行冷却，成为点N所示的处于与点K相同的压力但温度更低的状态。由第3压缩机51进一步进行压缩，成为用点O示出的高压的超临界流体的状态。在点O的制冷剂的状态为与点M相同的压力，但温度较低。从进入散热器3到进入压缩机2的制冷剂的状态变化的轨迹成为与实施方式1的场合相同的轨迹M-C-D-E-A。
该实施方式11的构成也具有这样的效果，即，通过由热交换量控制机构适当地控制制冷剂冷却机构的热交换量，可确实地提高制冷系数COP。另外，还具有这样的效果，即，即使减少具有可燃性或温室效应系数比第1制冷剂差的第2制冷剂的使用量，也可实现与仅使用第2制冷剂的场合同等的制冷系数COP。另外，第2制冷剂的制冷剂回路在室外由闭环构成，可避免第2制冷剂泄漏到室内。
另外，通过设置第3散热器50，从而具有可相比没有第3散热器50的场合改善制冷系数COP的效果。另外，通过设置第3热交换器60，从而具有相比没有第3热交换器60的场合可改善制冷系数COP的效果。设置第3热交换器60从而改善制冷系数COP的原因在于，与设置第3散热器50的场合相同，降低进入第3压缩机51的制冷剂的焓时，在第3压缩机51的机械性输入减少。
在第3热交换器60流动的第2制冷剂在第2热交换器13与制冷剂进行热交换，温度上升，通过在第3热交换器60进行热交换，从而使第2制冷剂的制冷循环的机械性输入基本不增加。但是，由于在第2热交换器13的热交换量可提高制冷系数COP地控制，所以，不能独立地决定在第3热交换器60的热交换量。
虽然在第2热交换器13和第3热交换器60使第2制冷剂串联地流过，但也可并联地流出。也可追加压缩机、散热器，分离在第3热交换器60流动的第2制冷剂的制冷剂回路与在第2热交换器13流动的第2制冷剂的制冷剂回路。在该场合，也可使在第3热交换器60流动的制冷剂成为与第2制冷剂不同的制冷剂。
也可没有第3散热器50。在从压缩机2出来的制冷剂的温度比外气高的场合，具有第3散热器50时可进一步改善制冷系数COP。其原因在于，由于只要用第3散热器50冷却由外气冷却不了的部分即可，所以，在第3散热器50的热交换量减小，在第2压缩机10的机械性输入变少。
另外，在该实施方式11中，说明了适用于实施方式9的构成的场合。但在适用到实施方式1、实施方式2、实施方式4～实施方式8中的任一个的构成和同时具有这些构成的特征的任一个构成的场合，也可获得同样的效果。
实施方式12图20为说明本发明实施方式12的冷气专用空调装置的构成的制冷剂回路图。在该实施方式12中，改变实施方式11，使制冷剂并联地流到第3热交换器60和第2热交换器13。下面仅说明与实施方式11的图18不同之处。实施方式12也以实施方式9为基础，进行了不同于实施方式11的改变。
在图20中，追加使第2制冷剂流到第3热交换器60的第2旁通配管70和调整流到第3热交换器60的第2制冷剂的流量的第4流量控制阀71。第4流量控制阀71和第2流量控制阀12都使从冷凝器11出来的制冷剂并联地流动地设置。按第4流量控制阀71、第2旁通配管70、第3热交换器60、第2压缩机10的顺序使第2制冷剂流动。
其它构成与实施方式11的场合相同。
下面说明动作。在本发明实施方式12的空调装置中的制冷剂状态变化由与实施方式11的场合相同的图19示出。
由于制冷剂的状态变化相同，所以，在该实施方式12中，也具有与实施方式11的场合相同的效果。另外，由于具有第4流量控制阀71，所以，可与流到第2热交换器13的第2制冷剂的流量独立地控制流到第3热交换器60的第2制冷剂的流量，具有容易实现使制冷系数COP最大的动作条件。
另外，在该实施方式12中，说明了适用于实施方式9的构成的场合。但在适用到实施方式1～实施方式8、实施方式10中的任一个的构成和同时具有这些构成的特征的任一个构成的场合，也可获得同样的效果。
实施方式13图21为说明本发明实施方式13的可进行冷气和暖气运行的空调装置的构成的制冷剂回路图。在该实施方式13中，改变实施方式2，使压缩机为2台，在压缩机间追加第3热交换器60，该第3热交换器60在制冷剂与第2制冷剂间进行热交换。下面仅说明与实施方式2的场合的图6不同之处。
在图21中，将第3热交换器60和第3压缩机51追加于压缩机2与四通阀20间。从压缩机2出来的制冷剂按第3热交换器60、第3压缩机51的顺序流动，进入到四通阀20。
其它构成与实施方式2相同。
下面说明动作。本发明实施方式12的空调装置进行冷气运行时的制冷剂的状态变化与实施方式9的场合的图16大体相同。但是，轨迹J-K的制冷剂的状态变化不由第3散热器50产生，而是由第3热交换器60产生。
由于在暖气运行时与实施方式2同样地使制冷剂冷却部15动作，所以，在暖气运行时的制冷剂的状态变化的轨迹成为与实施方式2的场合相同的图2的轨迹A-B-C-F-A。
在该实施方式13的构成中，通过在冷气运行时由热交换量控制机构适当地控制制冷剂冷却机构的热交换量，从而具有可确实地提高制冷系数COP的效果。即使减少具有可燃性或温室效应系数比第1制冷剂差的第2制冷剂的使用量，也可实现与仅使用第2制冷剂的场合同等的制冷系数COP。另外，第2制冷剂的制冷剂回路在室外由闭环构成，可避免第2制冷剂泄漏到室内。
另外，通过具有第3热交换器60，从而具有可相比没有第3热交换器60的场合改善冷气运行时的制冷系数COP的效果。
实施方式14图22为说明本发明实施方式14的可进行冷气和暖气运行的空调装置的构成的制冷剂回路图。在该实施方式14中，改变实施方式13，使制冷剂并联地流到第3热交换器60和第2热交换器13。下面仅说明与实施方式13的图21不同之处。
在图22中，追加使第2制冷剂流到第3热交换器60的第2旁通配管70和调整流到第3热交换器60的第2制冷剂的流量的第4流量控制阀71。第4流量控制阀71和第2流量控制阀12都使从冷凝器11出来的制冷剂并联流动地设置。按第4流量控制阀71、第2旁通配管70、第3热交换器60、第2压缩机10的顺序使第2制冷剂流动。
其它构成与实施方式13的场合相同。
下面说明动作。在本发明实施方式14的空调装置的冷气运行时的制冷剂状态变化与实施方式13的场合相同，与在实施方式9的场合图16大体相同。与图16不同之处在于，轨迹J-K的制冷剂的状态变化不由第3散热器50产生，而是由第3热交换器60产生，这也与实施方式13的场合相同。
由于在实施方式14的制冷剂状态变化与实施方式13相同，所以，在实施方式14也具有与实施方式13的场合相同的效果。
另外，由于具有第4流量控制阀71，所以，可与流到第2热交换器13的第2制冷剂的流量独立地控制流到第3热交换器60的第2制冷剂的流量，具有容易实现使制冷系数COP最大的动作条件。
实施方式15图23为说明本发明实施方式15的可进行冷气和暖气运行的空调装置的构成的制冷剂回路图。在该实施方式15中，改变实施方式3，使压缩机为2台，在压缩机间追加第3热交换器60，该第3热交换器60在制冷剂与第2制冷剂间当进行冷气运行时进行热交换。下面仅说明与实施方式3的场合的图7不同之处。
在图23中，将第3热交换器60、第3压缩机51、及作为流路改变机构的流路换向阀52追加于压缩机2与四通阀20间，该流路换向阀52在暖气运行时使制冷剂不流到第3热交换器60地直接流入第3压缩机51。从压缩机2出来的制冷剂按第3热交换器60、第3压缩机51的顺序流动，进入到四通阀20。由2台的压缩机压缩到与实施方式3的场合相同的压力。
流路换向阀52设于压缩机2与第3热交换器60间。由流路换向阀52，可使制冷剂流到制冷剂配管6A和制冷剂配管6B中的任一方，该制冷剂配管6A进入第3热交换器60，该制冷剂配管6B与连接第3热交换器60和第3压缩机51的制冷剂配管6相连。
其它构成与实施方式3的场合相同。
下面说明动作。在冷气运行时，流路换向阀52使制冷剂流到制冷剂配管6A即第3热交换器60，与实施方式13的场合同样地动作。
由于在暖气运行时流路换向阀52使制冷剂流到制冷剂配管6B，不流到第3热交换器60，所以，与实施方式3同样地动作。暖气运行时不使制冷剂流到第3热交换器60是为了不降低制冷系数COP。当暖气运行时制冷剂流到第3换热器60，则进入到第3压缩机51的制冷剂的焓增大，在第3压缩机51的机械性输入增大。虽然由室内热交换器22放出的热量也增加，但增加的热量与在第3压缩机51的机械性输入的增加量大体相等，如仅是考虑增加量时，制冷系数COP为1。制冷剂不流到第3热交换器60的场合的制冷系数COP比1大，所以，当仅是增加量的制冷系数COP为1时，制冷系数COP下降。
而且，对于暖气运行时需要高温、需要使吸入到压缩机2的制冷剂的过热度成为预定的值的场合，使吸入到压缩机2的制冷剂的过热度为零，在暖气运行时使制冷剂流到第3热交换器60进行过热度量的加热，则可提高制冷系数COP。
也可在暖气运行时判断是否需要将吸入到压缩机2的制冷剂的过热度设为预定值，仅在需要使过热度为预定值的场合当进行暖气运行时使制冷剂流到第3热交换器60。
该实施方式15的构成也具有这样的效果，即，通过在冷气运行时由热交换量控制机构适当地控制制冷剂冷却加热机构的热交换量，可确实地提高制冷系数COP。另外，还具有这样的效果，即，即使减少具有可燃性或温室效应系数比第1制冷剂差的第2制冷剂的使用量，也可实现与仅使用第2制冷剂的场合同等的制冷系数COP。另外，第2制冷剂的制冷剂回路在室外由闭环构成，可避免第2制冷剂泄漏到室内。暖气运行时也具有可提高制冷系数COP的效果。
另外，在暖气运行时也具有可提高制冷系数COP的效果。
另外，通过设置第3热交换器60，从而具有可相比没有第3热交换器60的场合改善冷气运行时的制冷系数COP的效果。
如还具有第3散热器50，则与实施方式11同样，在从压缩机2出来的制冷剂的温度比外气高的场合，获得当具有第3散热器50时可进一步改善制冷系数COP的效果。在还具有第3散热器50的场合，追加到第3热交换器60与流路换向阀52间，使得暖气运行时制冷剂不流到第3散热器50。
实施方式16图24为说明实施方式16的可进行冷气和暖气运行的空调装置的构成的制冷剂回路图。在该实施方式16中，改变实施方式15，使制冷剂并联地流到第3热交换器60和第2热交换器13。下面仅说明与实施方式15的图23不同之处。
在图24中，追加使第2制冷剂流到第3热交换器60的第2旁通配管70和调整流到第3热交换器60的第2制冷剂的流量的第4流量控制阀71。第4流量控制阀71和第2流量控制阀12都使从冷凝器11出来的制冷剂并联地流动。按第4流量控制阀71、第2旁通配管70、第3热交换器60、第2压缩机10的顺序使第2制冷剂流动。
没有仅在冷气运行时使制冷剂流到第3热交换器60的流路换向阀52。
其它构成与实施方式15的场合相同。
下面说明动作。在本发明实施方式16的空调装置中的冷气运行时的制冷剂状态变化与实施方式15的场合相同，与在实施方式9的场合的图16大体相同。
暖气运行时，不使第2制冷剂流到第3热交换器60地控制第4流量控制阀71，第2流量控制阀12与实施方式3同样地受到控制。暖气运行时的制冷剂的状态变化与实施方式15的场合相同，与实施方式3的场合的图8相同。
由于制冷剂的状态变化相同，所以，在该实施方式16中，也具有与实施方式15相同的效果。
另外，由于具有第4流量控制阀71，所以，可与流到第2热交换器13的第2制冷剂的流量独立地控制流到第3热交换器60的第2制冷剂的流量，具有容易实现使制冷系数COP最大的动作条件。另外，通过在暖气运行时由第4流量控制阀71使第2制冷剂不流到第3热交换器60，从而可使在第3热交换器60的热交换量为零，所以，具有不需要在实施方式15的场合需要的流路换向阀52的效果。
如还具有第3散热器50，则与实施方式11同样，在从压缩机2出来的制冷剂的温度比外气高的场合，获得当具有第3散热器50时可进一步改善制冷系数COP的效果。在还具有第3散热器50的场合，与流路换向阀52一起追加，该流路换向阀52在暖气运行时使制冷剂容易流到第3散热器50。
实施方式17图25为说明实施方式17的可进行冷气和暖气运行的空调装置的构成的制冷剂回路图。在该实施方式17中，设置第3散热器50地改变实施方式16。下面仅说明与实施方式16的图24不同之处。
在图25中，追加第3散热器50和在进行暖气运行时使制冷剂不流到第3散热器50地直接流入第3热交换器60的作为流路改变机构的流路换向阀52。
流路换向阀52设于压缩机2与第3散热器50间，由流路换向阀52，可使制冷剂流到制冷剂配管6A和制冷剂配管6B中的任一方，该制冷剂配管6A进入第3散热器50，该制冷剂配管6B与连接第3散热器50和第3热交换器60的制冷剂配管6相连。
其它构成与实施方式16的场合相同。
下面说明动作。本发明实施方式17的空调装置中的冷气运行时的制冷剂状态变化与实施方式11的场合的图18相同。
暖气运行时，不使第2制冷剂流到第3热交换器60地控制第4流量控制阀71，第2流量控制阀12与实施方式3同样地受到控制。暖气运行时的制冷剂的状态变化与实施方式16的场合相同，与实施方式3的场合的图8相同。
在该实施方式17中，除了实施方式16的效果外，通过设置第3散热器50，还具有相比没有第3散热器50的场合可改善制冷系数COP的效果。
在该实施方式17中，暖气运行时制冷剂流到第3热交换器60，但不流到第3热交换器60也具有相同效果。
权利要求
1.一种冷冻装置，其特征在于具有对制冷剂进行压缩的压缩机，使制冷剂的热放出的散热器，对制冷剂进行冷却的制冷剂冷却机构，对制冷剂的流量进行调整的流量控制阀，使制冷剂蒸发的蒸发器，以及控制上述制冷剂冷却机构的热交换量的热交换量控制机构；按上述压缩机、上述散热器、上述制冷剂冷却机构、上述流量控制阀、上述蒸发器的顺序使制冷剂循环。
2.根据权利要求1所述的冷冻装置，其特征在于使用温室效应系数比氟里昂小的不燃性的制冷剂，上述制冷剂冷却机构具有对能量消耗效率比制冷剂好的第2制冷剂进行压缩的第2压缩机，放出第2制冷剂的热的冷凝器，调整第2制冷剂的流量的第2流量控制阀，及由制冷剂的热使第2制冷剂蒸发的第2蒸发器，使第2制冷剂按上述第2压缩机、上述冷凝器、上述第2流量控制阀、上述第2蒸发器的顺序循环。
3.根据权利要求1所述的冷冻装置，其特征在于上述压缩机具有在压缩途中吸入制冷剂的中间压吸入口，设有将从上述流量控制阀出来的制冷剂分离成气体和液体的气液分离器、使由该气液分离器分离的气体制冷剂的一部分或全部流入到上述中间压吸入口用的旁通配管，及调整从上述气液分离器出来后进入到上述蒸发器的制冷剂的流量用的第3流量控制阀。
4.根据权利要求1所述的冷冻装置，其特征在于具有对由上述压缩机压缩后的制冷剂进行压缩的第3压缩机、将从上述流量控制阀出来的制冷剂分离成气体和液体的气液分离器、使由该气液分离器分离的气体制冷剂的一部分或全部流入到上述第3压缩机用的旁通配管，及调整从上述气液分离器出来后进入到上述蒸发器的制冷剂的流量用的第3流量用的控制阀；从上述第3压缩机排出的制冷剂进入到上述散热器。
5.根据权利要求1所述的冷冻装置，其特征在于具有第3散热器和第3压缩机，该第3散热器使从上述压缩机排出的制冷剂的热放出，该第3压缩机对已由该第3散热器放出热的制冷剂进行压缩；从上述压缩机排出的制冷剂按上述第3散热器、上述第3压缩机、上述散热器的顺序流动。
6.根据权利要求2所述的冷冻装置，其特征在于具有对由上述压缩机压缩后的制冷剂进行压缩的第3压缩机，和在制冷剂与第2制冷剂间进行热交换的第3热交换器，从上述压缩机排出的制冷剂按上述第3热交换器、上述第3压缩机、上述散热器的顺序流动，从上述第2蒸发器出来的第2制冷剂按上述第3热交换器、上述第2压缩机的顺序流动。
7.根据权利要求2所述的冷冻装置，其特征在于具有对由上述压缩机压缩后的制冷剂进行压缩的第3压缩机、在制冷剂与第2制冷剂间进行热交换的第3热交换器、及对在该第3热交换器流动的第2制冷剂的流量进行调整的第4流量控制阀，从上述压缩机排出的制冷剂按上述第3热交换器、上述第3压缩机、上述散热器的顺序流动，从上述冷凝器出来的第2制冷剂的一部分按上述第4流量控制阀、上述第3热交换器、上述第2压缩机的顺序流动。
8.根据权利要求1所述的冷冻装置，其特征在于上述热交换量控制机构具有干度比估计机构、干度比控制范围决定机构、及控制机构；该干度比估计机构使用预定的传感器的测量值估计干度比，该干度比为上述流量控制阀的出口处的制冷剂的干度与使上述散热器出口的制冷剂减压到蒸发温度的场合的干度的比值；该干度比控制范围决定机构决定上述干度比的控制范围，在该干度比的控制范围可获得在预定的动作条件下使上述干度比变化的过程中与最大值的差处于预定范围内的制冷系数；该控制机构使上述干度比估计机构估计的上述干度比处于上述控制范围地控制上述制冷剂冷却机构的热交换量。
9.根据权利要求2所述的冷冻装置，其特征在于上述热交换量控制机构具有干度比估计机构、干度比控制范围决定机构、及控制机构；该干度比估计机构使用预定的传感器的测量值估计干度比，该干度比为上述流量控制阀的出口处的制冷剂的干度与使上述散热器出口的制冷剂减压到蒸发温度的场合的干度的比值；该干度比控制范围决定机构决定上述干度比的控制范围，在该干度比的控制范围可获得在预定的动作条件下使上述干度比变化的过程中与最大值的差处于预定范围内的制冷系数；该控制机构使上述干度比估计机构估计的上述干度比处于上述控制范围地控制流到上述制冷剂冷却机构的第2制冷剂的流量。
10.根据权利要求8或9所述的冷冻装置，其特征在于作为上述预定的传感器，设置第1压力测量机构和第1温度测量机构中的至少任一个、第2压力测量机构、第2温度测量机构、及第3温度测量机构；该第1压力测量机构测量从上述流量控制阀的出口到上述蒸发器的入口间的制冷剂的压力；该第1温度测量机构测量上述流量控制阀的出口处的制冷剂的温度；该第2压力测量机构测量从上述压缩机到上述流量控制阀间的制冷剂的压力；该第2温度测量机构测量上述流量控制阀的入口处的制冷剂的温度；该第3温度测量机构测量上述散热器的出口处的制冷剂的温度。
11.根据权利要求9所述的冷冻装置，其特征在于作为上述预定的传感器，设置第1温度测量机构、第2温度测量机构、第3温度测量机构、第4温度测量机构、及第5温度测量机构；该第1温度测量机构测量上述流量控制阀的出口处的制冷剂的温度；该第2温度测量机构测量上述流量控制阀的入口处的制冷剂的温度；该第3温度测量机构测量上述散热器的出口处的制冷剂的温度；该第4温度测量机构测量上述散热器的入口处的制冷剂的温度；该第5温度测量机构测量上述压缩机的入口处的制冷剂的温度。
12.根据权利要求1所述的冷冻装置，其特征在于具有测量上述流量控制阀的入口处的制冷剂的温度即流量控制阀入口温度的第2温度测量机构，上述热交换量控制机构具有流量控制阀入口温度控制范围决定机构和控制机构；该流量控制阀入口温度控制范围决定机构决定上述流量控制阀入口温度的控制范围，在该流量控制阀入口温度的控制范围，可获得在预定的动作条件下使上述流量控制阀入口温度变化的过程中与最大值的差处于预定范围内的制冷系数；该控制机构使由上述第2温度测量机构测量到的制冷剂的温度处于上述控制范围地控制流到上述制冷剂冷却机构的热交换量。
13.根据权利要求2所述的冷冻装置，其特征在于具有测量上述流量控制阀的入口处的制冷剂的温度即流量控制阀入口温度的第2温度测量机构，上述热交换量控制机构具有流量控制阀入口温度控制范围决定机构和控制机构；该流量控制阀入口温度控制范围决定机构决定上述流量控制阀入口温度的控制范围，在该流量控制阀入口温度的控制范围，可获得在预定的动作条件下使上述流量控制阀入口温度变化的过程中与最大值的差处于预定范围内的制冷系数；该控制机构使由上述第2温度测量机构测量到的制冷剂的温度处于上述控制范围地控制流到上述制冷剂冷却机构的第2制冷剂的流量。
14.根据权利要求1所述的冷冻装置，其特征在于具有测量上述散热器的出口处的制冷剂的温度的第3温度测量机构，上述热交换量控制机构具有流量控制阀入口温度估计机构、流量控制阀入口温度控制范围决定机构、及控制机构；该流量控制阀入口温度估计机构根据由上述第3温度测量机构测量的温度和上述制冷剂冷却机构的热交换量估计上述流量控制阀入口处的制冷剂温度即流量控制阀入口温度；该流量控制阀入口温度控制范围决定机构决定上述流量控制阀入口温度的控制范围，在该流量控制阀入口温度的控制范围，可获得在预定的动作条件下使上述流量控制阀入口温度变化的过程中与最大值的差处于预定范围内的制冷系数；该控制机构使由上述流量控制阀入口温度估计机构估计的上述流量控制阀入口温度处于上述控制范围地控制上述制冷剂冷却机构的热交换量。
15.根据权利要求2所述的冷冻装置，其特征在于具有测量上述散热器的出口处的制冷剂的温度的第3温度测量机构，上述热交换量控制机构具有流量控制阀入口温度估计机构、流量控制阀入口温度控制范围决定机构、及控制机构；该流量控制阀入口温度估计机构根据由上述第3温度测量机构测量的温度和上述制冷剂冷却机构的热交换量估计上述流量控制阀入口处的制冷剂温度即流量控制阀入口温度；该流量控制阀入口温度控制范围决定机构决定上述流量控制阀入口温度的控制范围，在该流量控制阀入口温度的控制范围，可获得在预定的动作条件下使上述流量控制阀入口温度变化的过程中与最大值的差处于预定范围内的制冷系数；该控制机构使由上述流量控制阀入口温度估计机构估计的上述流量控制阀入口温度处于上述控制范围地控制流到上述制冷剂冷却机构的第2制冷剂的流量。
16.根据权利要求8或9所述的冷冻装置，其特征在于设置第1压力测量机构和第1温度测量机构中的至少任一个；该第1压力测量机构测量从上述流量控制阀的出口到上述蒸发器的入口间的制冷剂的压力；该第1温度测量机构测量上述流量控制阀的出口处的制冷剂的温度；上述干度比控制范围决定机构根据由上述第1压力测量机构测量的制冷剂的压力或由上述第1温度测量机构测量的制冷剂的温度，决定上述干度比的控制范围。
17.根据权利要求8或9所述的冷冻装置，其特征在于设置测量从上述散热器的出口到上述流量控制阀入口间的制冷剂的压力的第2压力测量机构，上述干度比控制范围决定机构根据由上述第2压力测量机构测量的制冷剂的压力，决定上述干度比的控制范围。
18.根据权利要求14～17中任何一项所述的冷冻装置，其特征在于设置第1压力测量机构和第1温度测量机构中的至少任一个；该第1压力测量机构测量从上述流量控制阀的出口到上述蒸发器的入口间的制冷剂的压力；该第1温度测量机构测量上述流量控制阀的出口处的制冷剂的温度；上述流量控制阀入口温度控制范围决定机构根据由上述第1压力测量机构测量的制冷剂的压力或由上述第1温度测量机构测量的制冷剂的温度，决定上述流量控制阀入口温度的控制范围。
19.根据权利要求14～17中任何一项所述的冷冻装置，其特征在于设置测量从上述散热器的出口到上述流量控制阀入口间的制冷剂的压力的第2压力测量机构，上述流量控制阀入口温度控制范围决定机构根据由上述第2压力测量机构测量的制冷剂的压力，决定上述流量控制阀入口温度的控制范围。
20.一种空调装置，其特征在于具有对制冷剂进行压缩的压缩机，切换从该压缩机排出的制冷剂流动的方向的四通阀，在制冷剂与外气间进行热交换的室外热交换器，对制冷剂进行冷却或加热的制冷剂冷却加热机构，对制冷剂的流量进行调整的流量控制阀，在制冷剂与室内空气间进行热交换的室内热交换器，以及控制上述制冷剂冷却加热机构的热交换量的热交换量控制机构；进行冷气运行时，按上述压缩机、上述室外热交换器、上述制冷剂冷却加热机构、上述流量控制阀、上述室内热交换器的顺序使制冷剂循环，在暖气运行时，按上述压缩机、上述室内热交换器、上述流量控制阀、上述制冷剂冷却加热机构、上述室外热交换器的顺序使制冷剂循环。
21.根据权利要求20所述的冷冻装置，其特征在于使用温室效应系数比氟里昂小的不燃性的制冷剂，上述制冷剂冷却机构具有对能量消耗效率比制冷剂好的第2制冷剂进行压缩的第2压缩机，切换从该第2压缩机排出的第2制冷剂流动的方向的第2四通阀，在第2制冷剂与外气间进行热交换的第1热交换器，调整第2制冷剂的流量的第2流量控制阀，及在制冷剂与第2制冷剂间进行热交换的第2热交换器；在冷气运行时，按上述第2压缩机、上述第1热交换器、上述第2流量控制阀、上述第2热交换器的顺序使第2制冷剂循环，在暖气运行时，按上述第2压缩机、上述第2热交换器、上述第2流量控制阀、上述第1热交换器的顺序使第2制冷剂循环，
22.根据权利要求20所述的冷冻装置，其特征在于上述压缩机具有在压缩途中吸入制冷剂的中间压吸入口，设有调整进出于上述室内热交换器的制冷剂的流量的第3流量控制阀、将制冷剂分离成气体和液体的气液分离器、及使由该气液分离器分离的气体制冷剂的一部分或全部流入到上述中间压吸入口的旁通配管；在冷气运行时，使制冷剂按上述流量控制阀、上述气液分离器、上述第3流量控制阀、上述室内热交换器的顺序流动，在暖气运行时，使制冷剂按上述室内热交换器、上述第3流量控制阀、上述气液分离器、上述流量控制阀的顺序流动。
23.根据权利要求20所述的冷冻装置，其特征在于具有对由上述压缩机压缩后的制冷剂进行压缩的第3压缩机、调整进出于上述室内热交换器的制冷剂的流量的第3流量控制阀、将制冷剂分离成气体和液体的气液分离器、及使由该气液分离器分离的气体制冷剂的一部分或全部流入到上述第3压缩机的旁通配管；从上述第3压缩机排出的制冷剂进入上述四通阀，在冷气运行时，使制冷剂按上述流量控制阀、上述气液分离器、上述第3流量控制阀、上述室内热交换器的顺序流动，在暖气运行时，使制冷剂按上述室内热交换器、上述第3流量控制阀、上述气液分离器、上述流量控制阀的顺序流动。
24.根据权利要求20所述的冷冻装置，其特征在于具有使从上述压缩机排出的制冷剂的热放出的第3散热器、对由该第3散热器放出了热的制冷剂进行压缩的第3压缩机、及流路改变机构，该流路改变机构使从上述压缩机排出的制冷剂在冷气运行时流入上述第3散热器，在暖气运行时流入上述第3压缩机。
25.根据权利要求21所述的冷冻装置，其特征在于具有对由上述压缩机压缩后的制冷剂进行压缩的第3压缩机、在制冷剂与第2制冷剂间进行热交换的第3热交换器、及流路改变机构，该流路改变机构在冷气运行时使从上述压缩机排出的制冷剂按上述第3热交换器、上述第3压缩机的顺序流动，在暖气运行时使从上述压缩机排出的制冷剂流到上述第3压缩机；从上述第3压缩机排出的制冷剂进入上述四通阀，从上述第2热交换器出来的第2制冷剂按上述第3热交换器、上述第2压缩机的顺序流动。
26.根据权利要求21所述的冷冻装置，其特征在于具有对由上述压缩机压缩后的制冷剂进行压缩的第3压缩机、在制冷剂与第2制冷剂间进行热交换的第3热交换器、及调整在该第3热交换器流动的第2制冷剂的流量的第4流量控制阀；从上述压缩机排出的制冷剂按上述第3热交换器、上述第3压缩机、上述四通阀的顺序流动，从上述第1热交换器出来的第2制冷剂的一部分按上述第4流量控制阀、上述第3热交换器、上述第2压缩机的顺序流动。
全文摘要
过去，在具有对流量控制阀入口的制冷剂进行冷却的制冷剂冷却机构的冷冻装置中，当制冷剂冷却机构的冷却量过少或过多时，制冷系数都下降。在本发明的构成中，具有对制冷剂进行压缩的压缩机(2)，使制冷剂的热放出的散热器(3)，对制冷剂进行冷却的制冷剂冷却机构(15)，对制冷剂的流量进行调整的流量控制阀(4)，使制冷剂蒸发的蒸发器(5)，以及控制上述制冷剂冷却机构(15)的热交换量的热交换量控制机构(16)；按压缩机(2)、散热器(3)、制冷剂冷却机构(15)、流量控制阀(4)、蒸发器(5)的顺序使制冷剂循环。
文档编号F25B7/00GK1886625SQ20048003516
公开日2006年12月27日 申请日期2004年11月25日 优先权日2003年11月28日
发明者若本慎一, 幸田利秀, 杉原正浩, 亩崎史武, 角田昌之 申请人:三菱电机株式会社