专利名称：制冷装置的制作方法
技术领域：
本发明涉及一种在冷冻、冷藏、空调、热力泵等中使用的制冷装置，特别涉及一种包括由规定控制特性调整的第1制冷剂流(辅助流)和第2制冷剂流(主流)的制冷装置。
背景技术：
一直以来这种制冷装置由压缩装置、放热器、节流装置等构成制冷循环，由压缩装置压缩的制冷剂在放热器放热，在节流装置减压后，由蒸发器使制冷剂蒸发，由此时蒸发的制冷剂对周围空气进行冷却。近些年来，在该种制冷装置中，因自然环境问题等而不能使用氟隆系制冷剂。因而作为氟隆系制冷剂的替代品，公知的是(例如参考专利文献1)尝试使用自然制冷剂即二氧化碳。该二氧化碳制冷剂是高低压差剧烈的制冷剂，临界压力低，制冷剂循环的高压侧通过压缩而变成临界状态。
专利文献1特公平7-18602公报在这种超临界制冷剂循环中，由放热器侧的热源温度(例如与放热器进行热交换的热介质即外部气体温度或室内温度、或给水器的给水温度)高等原因，在放热器出口的制冷剂温度变高条件下，蒸发器入口的比焓变大，因而产生制冷效果显著降低的问题。此时为了确保制冷能力，必须使高压压力上升，因而压缩动力增大，产生制冷系数降低等问题。
因而提出了一种分开循环(两级压缩一级膨胀中间冷却循环)制冷装置，即，将放热器冷却后的制冷剂分成两股制冷剂流，分流后的一股制冷剂流(第1制冷剂流)由节流装置节流后流到中间热交换器一个通路(第1流路)内，另一股制冷剂流(第2制冷剂流)流到设计得与中间热交换器的上述第1流路进行热交换的另一个通路(第2流路)内后，通过节流装置使其由蒸发器蒸发。
在上述分开循环装置中，对由放热器放热后的制冷剂进行分流，能够由减压膨胀后的第1制冷剂流对第2制冷剂流进行冷却，变得可以减少蒸发器入口的比焓。因而，能够增大制冷效果，与现有装置相比，能够有效地提高性能，但由于在第2制冷剂流减压前进行冷却的第1制冷剂流所产生的冷却效果要取决于第1制冷剂流和第2制冷剂流流过中间热交换器的流量，因而为了实现最佳性能改善效果，必须对这种制冷剂流进行适合控制。
发明内容
为了解决上述问题，提出本发明，本发明的目的是改善制冷装置的蒸发器中的制冷能力，实现性能提高，特别是使使用二氧化碳作为制冷剂的制冷装置的性能提高。
方案1发明的制冷装置是这样一种制冷装置，即由压缩装置、放热器、辅助节流装置、中间热交换器、主节流装置和蒸发器组成制冷循环，通过将从上述放热器流出的制冷剂分流为两股流动，经由上述辅助节流装置，第1制冷剂流流入中间热交换器的第1流路，第2制冷剂流流过中间热交换器的第2流路后，经由主节流装置流入蒸发器中，在中间热交换器中，使第1制冷剂流和第2制冷剂流进行热交换，从蒸发器流出的制冷剂吸入上述压缩装置的低压部，从中间热交换器流出的第1制冷剂流吸入压缩装置的中间压部。通过压缩装置的吸入压力和排出压力，对辅助节流装置进行控制，确定压缩装置的中间压部的压力。
方案2发明的制冷装置是这样一种制冷装置，即由压缩装置、放热器、辅助节流装置、中间热交换器、主节流装置和蒸发器组成制冷循环，通过将从放热器流出的制冷剂分流为两股流动，经由辅助节流装置，第1制冷剂流流入中间热交换器的第1流路，第2制冷剂流流过中间热交换器的第2流路后，经由主节流装置流入蒸发器中，在中间热交换器中，使第1制冷剂流和第2制冷剂流进行热交换，从蒸发器流出的制冷剂吸入压缩装置的低压部，从中间热交换器流出的第1制冷剂流吸入压缩装置的中间压部。通过压缩装置的吸入压力和排出压力，确定压缩装置的中间压部的压力。
方案3发明的制冷装置是这样一种制冷装置，即由压缩装置、放热器、辅助节流装置、中间热交换器、主节流装置和蒸发器组成制冷循环，通过将从放热器流出的制冷剂分流为两股流动，经由辅助节流装置，第1制冷剂流流入中间热交换器的第1流路，第2制冷剂流流过中间热交换器的第2流路后，经由主节流装置流入蒸发器中，在中间热交换器中，使第1制冷剂流和第2制冷剂流进行热交换，从蒸发器流出的制冷剂吸入压缩装置的低压部，从中间热交换器流出的第1制冷剂流吸入压缩装置的中间压部，其特征在于
Pint，opt＝Kint，opt*GMP＝Kint，opt*(Psuc*Pdis)0.5…(1)Pint，opt＝最佳中间压，Kint，opt＝最佳中间压系数GMP＝高压压力和低压压力的几何平均Psuc＝压缩装置的吸入压力Pdis＝压缩装置的排出压力通过对辅助节流装置进行控制，将压缩装置的中间压部的压力控制在由上述式(1)所获得的最佳中间压内。
方案4发明的制冷装置是这样一种制冷装置，即由压缩装置、放热器、辅助节流装置、中间热交换器、主节流装置和蒸发器组成制冷循环，通过将从放热器流出的制冷剂分流为两股流动，经由辅助节流装置，第1制冷剂流流入中间热交换器的第1流路，第2制冷剂流流过中间热交换器的第2流路后，经由主节流装置流入蒸发器中，在中间热交换器中，使第1制冷剂流和第2制冷剂流进行热交换，从蒸发器流出的制冷剂吸入压缩装置的低压部，从中间热交换器流出的第1制冷剂流吸入压缩装置的中间压部，Pint，opt＝Kint，opt*GMP＝Kint，opt*(Psuc*Pdis)0.5…(1)Pint，opt＝最佳中间压，Kint，opt＝最佳中间压系数GMP＝高压侧压力和低压侧压力的几何平均Psuc＝压缩装置的吸入压力Pdis＝压缩装置的排出压力将压缩装置的中间压部的压力作为由上述式(1)所获得的最佳中间压。
方案5发明的制冷装置在方案3发明中，其特征在于最佳中间压系数Kint，opt在1.1以上1.6以下的范围内。
方案6发明的制冷装置在方案4发明中，其特征在于最佳中间压系数Kint，opt在1.1以上1.6以下的范围内。
方案7发明的制冷装置是这样一种制冷装置，即由压缩装置、放热器、辅助节流装置、中间热交换器、主节流装置和蒸发器组成制冷循环，通过将从放热器流出的制冷剂分流为两股流动，经由辅助节流装置，第1制冷剂流流入中间热交换器的第1流路，第2制冷剂流流过中间热交换器的第2流路后，经由主节流装置流入蒸发器中，在中间热交换器中，使第1制冷剂流和第2制冷剂流进行热交换，从蒸发器流出的制冷剂吸入压缩装置的低压部，从中间热交换器流出的第1制冷剂流吸入上述压缩装置的中间压部。通过根据蒸发器中制冷剂的蒸发温度和外部气体温度，对辅助节流装置进行控制，确定压缩装置的中间压部的压力。
方案8发明的制冷装置是这样一种制冷装置，即由压缩装置、放热器、辅助节流装置、中间热交换器、主节流装置和蒸发器组成制冷循环，通过将从放热器流出的制冷剂分流为两股流动，经由辅助节流装置，第1制冷剂流流入中间热交换器的第1流路，第2制冷剂流流过中间热交换器的第2流路后，经由主节流装置流入蒸发器中，在中间热交换器中，使第1制冷剂流和第2制冷剂流进行热交换，从蒸发器流出的制冷剂吸入压缩装置的低压部，从中间热交换器流出的第1制冷剂流吸入上述压缩装置的中间压部。通过根据蒸发器中制冷剂的蒸发温度和外部气体温度，确定压缩装置的中间压部的压力。
方案9发明的制冷装置是这样一种制冷装置，即由压缩装置、放热器、辅助节流装置、中间热交换器、主节流装置和蒸发器组成制冷循环，通过将从放热器流出的制冷剂分流为两股流动，经由辅助节流装置，第1制冷剂流流入中间热交换器的第1流路，第2制冷剂流流过中间热交换器的第2流路后，经由主节流装置流入蒸发器中，在中间热交换器中，使第1制冷剂流和第2制冷剂流进行热交换，从蒸发器流出的制冷剂吸入压缩装置的低压部，从中间热交换器流出的第1制冷剂流吸入压缩装置的中间压部。将从中间热交换器输出的第2制冷剂流温度或从中间热交换器输出的第1制冷剂流温度控制在规定数值。
方案10发明的制冷装置在上述各个发明中，其特征在于制冷装置所使用的制冷剂是二氧化碳。
本发明的制冷装置对在放热器放热后的制冷剂进行分流，能够由通过辅助节流装置而减压膨胀后的第1制冷剂流对第2制冷剂流进行冷却，能够降低蒸发器入口的比焓。由此，能够增大冷冻效果。与现有装置相比，能够有效地提高性能。而且，由于分流后的第1制冷剂流返回压缩装置的中间压部，吸入压缩装置的低压部的第2制冷剂流数量减少，用于从低压压缩到中间压为止的压缩装置中的压缩工作量减少，因此，压缩装置中的压缩动力下降，制冷系数提高。
上述分开循环效果取决于流过中间热交换器的第1制冷剂流和第2制冷剂流的数量。也就是如果第1制冷剂流的数量过多，则蒸发器中最终蒸发的第2制冷剂流数量不足，相反如果第1制冷剂流的数量过少，则分开循环效果不足。另一方面，由辅助节流装置减压后的第1制冷剂流压力就是压缩装置的中间压部的压力，对该中间压部压力的控制就是对第1制冷剂流数量的控制。而且，作为获得压缩装置中间压部的压力的因素，考虑压缩装置的吸入压力和排出压力。
根据方案1的发明，由于通过根据压缩装置的吸入压力和排出压力，对辅助节流装置进行控制，确定压缩装置的中间压部的压力，因此通过根据压缩装置的吸入压力和排出压力，对辅助节流装置进行控制，将压缩装置的中间压部的压力控制在最佳数值，第1制冷剂流的数量是能够可靠地获得分开循环效果的数值，由此能够显著地提高制冷装置的性能。
根据方案2的发明，由于通过根据压缩装置的吸入压力和排出压力，确定压缩装置的中间压部的压力，因此通过根据压缩装置的吸入压力和排出压力，使压缩装置的中间压部的压力为最佳数值，第1制冷剂流的数量是能够可靠地获得分开循环效果的数值，由此能够显著地提高制冷装置的性能。
根据方案3的发明，由于通过对辅助节流装置进行控制，将压缩装置的中间压部的压力控制在由上述式(1)所获得的最佳中间压内，因此例如象权利要求5发明那样，由使最佳中间压系数Kint，opt在1.1以上1.6以下的范围内，第1制冷剂流的数量是能够可靠地获得分开循环效果的数值，由此能够显著地提高制冷装置的性能。
Pint，opt＝Kint，opt*GMP＝Kint，opt*(Psuc*Pdis)0.5…(1)根据方案4的发明，由于将压缩装置的中间压部的压力控制在由上述式(1)所获得的最佳中间压内，因此例如象权利要求6发明那样，由使最佳中间压系数Kint，opt在1.1以上1.6以下的范围内，第1制冷剂流的数量是能够可靠地获得分开循环效果的数值，由此能够显著地提高制冷装置的性能。
而且，由于制冷装置的运行条件取决于外部气体温度，对应于外部气体温度，压缩装置的中间压部的压力也变化，因此，外部气体温度也成为获得压缩装置的中间压部的压力的因素。此外，蒸发器中制冷剂的蒸发温度也成为获得压缩装置的中间压部的压力的因素。
根据方案7的发明，由于通过根据蒸发器中制冷剂的蒸发温度和外部气体温度，对辅助节流装置进行控制，确定压缩装置的中间压部的压力，因此，通过根据蒸发器中制冷剂的蒸发温度和外部气体温度，对辅助节流装置进行控制，将压缩装置的中间压部的压力控制在最佳数值，从而第1制冷剂流的数量是能够可靠地获得分开循环效果的数值，由此能够显著地提高制冷装置的性能。
根据方案8的发明，由于通过根据蒸发器中制冷剂的蒸发温度和外部气体温度，确定压缩装置的中间压部的压力，因此，通过根据蒸发器中制冷剂的蒸发温度和外部气体温度，将压缩装置的中间压部的压力控制在最佳数值，从而第1制冷剂流的数量是能够可靠地获得分开循环效果的数值，由此能够显著地提高制冷装置的性能。
而且象方案9发明那样，由将从中间热交换器输出的第2制冷剂流温度或从中间热交换器输出的第1制冷剂流温度控制在规定数值，第1制冷剂流的数量是能够可靠地获得分开循环效果的数值，由此能够显著地提高制冷装置的性能。
在象方案10发明那样使用二氧化碳作为制冷剂的场合下，由上述各个发明，能够有效地改善冷冻能力，提高性能。
图1是显示本发明一个实施例的两级制冷装置的框图；图2是显示本发明实施例的分开循环最佳运转特性的视图；图3是显示本发明实施例的最佳中间压力的曲线图；图4是本发明实施例的最佳中间压力控制和一定压力控制的分开循环的性能比较图；图5是显示本发明实施例的孔(orifice)流路面积的视6是显示图5中2个元件的孔流路面积的视图；图7是显示本发明实施例的最佳中间压力Pint，opt的视图；图8是显示最佳中间压系数Pint，opt范围的视图；图9是显示最佳中间压力Pint，opt范围的视图；图10是显示本发明实施例的容积比和COP关系的视图；图11是显示本发明其它实施例中将2个膨胀阀一体化后的控制阀的视图；
图12是本发明其它实施例中包括多个蒸发器的分开循环装置的框图；图13是本发明另一个实施例分开循环装置的框图；图14是本发明实施例的多级压缩式旋转压缩机的第1纵侧剖视图；图15是本发明实施例的多级压缩式旋转压缩机的侧视图；图16是本发明实施例的多级压缩式旋转压缩机的另一个侧视图；图17是本发明实施例的多级压缩式旋转压缩机的第2纵侧剖视图；图18是本发明实施例的多级压缩式旋转压缩机的第3纵侧剖视图。
具体实施例方式
下文根据附图对本发明实施例进行详述。本发明能够以很多不同形态实施，并不局限于下文所述的实施例。下文所示各个实施例并没有完全充分说明本发明，不过是能够使本领域技术人员理解而。
(A)分开循环装置图1是显示包括本发明一个实施例分开循环的制冷装置的框图。该分开循环使用二氧化碳作为制冷剂，高压侧的制冷剂压力(高压压力)超过其临界压力(超临界)的两级压缩一级膨胀中间冷却循环。该分开循环由构成压缩装置的低段侧的压缩元件101、中间冷却器102、作为将2个液体流合流的合流装置的合流器146、构成相同压缩装置的高段侧压缩元件104、放热器105、分流器110、作为辅助节流装置的辅助膨胀阀109、中间热交换器107、作为主节流装置的主膨胀阀106、蒸发器108、储压器103构成制冷循环。
上述放热器105是由使从高段侧压缩元件104输出的高温高压制冷剂在空气、水或其它第2热介质内放热而对从该高段侧压缩元件104输出的制冷剂进行冷却的热交换器。本实施例的放热器105使用对空气进行放热的气体冷却器。而且分流器110是使从放热器105输出的制冷剂分为两股流的分流装置。也就是本实施例的分流器110构成得将从放热器105输出的制冷剂分流为第1制冷剂和第2制冷剂，第1制冷剂流入辅助回路，第2制冷剂流入主回路内。
而且图1中主流路是由压缩元件101、中间冷却器102、合流器6、压缩元件104、放热器105、分流器110、中间热交换器107的第2流路、主膨胀阀106、蒸发器108以及储压器103组成的环形制冷剂回路。所谓辅助回路是指从分流器110按顺序经辅助膨胀阀109、中间热交换器107的第1流路至合流器146的回路。
上述辅助膨胀阀109是用于对在上述分流器110分流并流过辅助回路的第1制冷剂流进行减压的辅助节流装置。上述中间热交换器107是对在辅助膨胀阀109减压后的辅助回路的第1制冷剂流以及在分流器110分流的第2制冷剂流进行热交换的热交换器。该中间热交换器107上第2制冷剂流流过的第2流路和上述第1制冷剂流流过的第1流路被设置成能够进行热交换，且通过经由中间冷却器107的第2流路，第2制冷剂流由流过第1流路的第1制冷剂流冷却，因而能够减少蒸发器108内的比焓。
上述主膨胀阀106是用于对在上述中间热交换器107进行热交换而冷却后的第2制冷剂流进行减压的主节流装置。蒸发器108是使由该主膨胀阀106减压的第2制冷剂流的制冷剂与水、空气或其它第3热介质直接或间接热交换的部件。
如上所述由分流器110分流后的一股制冷剂流(第1制冷剂流)进入辅助回路，由辅助膨胀阀109减压后，通过中间热交换器107的第1流路，在通过该第1通路的过程中，与通过第2流路并由分流器110分流后的另一股制冷剂流即第2制冷剂流进行热交换。流过辅助回路的第1制冷剂流在中间热交换器107进行热交换后，在合流器146与由低段侧的压缩元件101压缩并由中间冷却器102冷却后的第2制冷剂流合流。
在合流器146合流后的制冷剂构成得从压缩装置的中间压部(后述实施例的旋转压缩机10的密闭容器12内)即高段侧压缩元件104的吸入口吸入。
另一方面，图1所示装置具有下述特征。
(A-1)压缩装置构成上述压缩装置的各个压缩元件101、104可以分别由包括电动机的2个压缩机构成，也可以象后述那样与单一电动机一体结合的结构(在具有1个电动机的压缩机中包括了2个压缩元件的结构)。或也可以构成得包括设置了中间吸入口的1个压缩元件(此时，没有中间冷却器102)。在1个压缩元件的场合下，压缩机在吸入口和排出口之间具有一个中间吸入口，从中间热交换器107流出的制冷剂从该中间吸入口被吸入压缩元件。而且在本实施例中，压缩装置由1个中间冷却器102和2个压缩元件101、104构成。
(A-2)中间冷却器中间冷却器102是用于将空气、水、其它热介质与由低段侧压缩元件101压缩并变成高温的制冷剂(第2制冷剂流)进行热交换，并冷却的热交换器。由于中间冷却器102不是本发明的必需结构元件，可以设置，也可以不设置，但最好设置。在本实施例中，设置了中间冷却器102。
(A-3)中间热交换器的形式在中间热交换器107内，最好流过第2流路的第2制冷剂流和流过第1流路的第1制冷剂流成为对流，但是并不局限于此，也可以是平行流，或正交流，或它们的组合，或也可以是其它形式。而且在与制冷剂流垂直的任意断面内，可以是制冷剂温度相同的混合流，也可以是不相同的非混合流。
下文对膨胀阀106、109的控制进行介绍。所述膨胀阀106、109可以由两个独立的阀构成，或也可以在1个阀装置中一体地构成。本发明的控制概念并不局限于适用于制冷装置，例如也可以适用于温水器、空调机、热力泵或其它冷却机器，可以在蒸发器温度级别的所有范围内应用。
本实施例的制冷装置使用自然制冷剂即二氧化碳作为制冷剂。该二氧化碳制冷剂的临界压力低，制冷剂循环的高压侧变成超临界状态是众所周知的。在有关超临界制冷剂循环中，如果使用现有的单级制冷装置，由放热器105侧的热源温度(例如外气温度)高等原因，在放热器105出口制冷剂温度变高条件下，蒸发器108的入口制冷剂的比焓变大，产生冷冻效果显著低下的问题。因而由于冷冻能力低下，为了确保该冷冻能力，必须使高压压力升高，产生压缩动力增大，制冷系数(COP)也恶化的问题。
对由放热器105冷却后的制冷剂进行分流，由减压膨胀后并流过辅助回路的第1制冷剂流对分流后流过主回路的第2制冷剂流进行冷却，使用分开循环装置，减少蒸发器108的入口比焓，可以增大冷冻效果。而且此时，通过将分流后的辅助回路的第1制冷剂压缩装置的中间压部也就是在本实施例中高段侧的压缩元件104内，能够使在低段侧的压缩元件101压缩的制冷剂数量减少，因此，压缩动力低下，制冷系数提高。
如上所述，如果采用分开循环，能够改善制冷装置的性能。而且在实际(现有的)制冷装置中，对第2制冷剂流进行预先冷却的第1制冷剂流所引起的冷却效果取决于用以两股制冷剂流进行热交换的热交换器(相当于实施例中的中间热交换器107)的制冷剂流量，因此必须对流过该热交换器的第2制冷剂流和第1制冷剂流的流量进行适合地控制。在本发明中，提供了用于使相关性能提高的适合控制方法以及与其有关的装置。
也就是本发明提供一种用于使相关性能提高的适合控制方法以及与其有关的装置。下文将对本发明制冷装置的控制方法和其观点进行介绍。
(B)压缩元件的容积比高段侧压缩元件104的排出容积与低段侧压缩元件101的排出容积之比(也就是压缩元件104的排出容积/压缩元件101的排出容积，下文称作容积比)取决于通过各个压缩元件101、104吸入口的制冷剂流量和密度，在决定主回路的制冷剂流量和辅助回路的制冷剂流量时，这是非常重要的要件。在本实施例中，容积比在0.3以上、1.0以下的范围内。最好容积比在0.5以上0.8以下的范围内。在使用本发明的制冷装置场合下，最佳容积比为0.76。根据设想的冷冻、冷藏、制冷设备、其它应用制品的模拟，确定该最佳容积比。
在图2中显示了两压缩元件101、104的容积比为上述最佳容积比0.76，使两个压缩元件101、104以相同速度运行，设想了制冷设备运行条件的分开循环最佳运行的模拟结果。图2是在设想了在上述容积比下的制冷设备运行条件的分开循环最佳运行条件下，伴随着外部空气的变化，各种压力变化的曲线图。在图2中，横轴表示外气温度、在设想的制冷设备运行场合下，所述外部气体温度相当于通过放热器105与制冷剂进行热交换的热介质的温度，而且，黑色圆点显示由膨胀阀109减压后的中间压力的第1制冷剂流压力，黑三角点显示在压缩元件104被压缩并被吸入放热器105的高压制冷剂压力，白色圆点表示在储压器103内部的制冷剂数量。
此外，上述外气温度设想为所述模拟那样的制冷机运行场合下，相当于在放热器105中与制冷剂进行热交换的热介质的温度，在设想为供热设备运行场合下，相当于被空调的空间即室内的温度，当设想为热水器场合下，相当于给水温度。
而且图2的左侧纵轴显示各种制冷剂的压力，右侧纵轴显示制冷剂的数量。
如图2所示，高压制冷剂的压力伴随着外部气体温度的上升而急增，中间压力的制冷剂在外部气体温度为35℃和40℃场合下，压力几乎不变化，在45℃时仅稍稍升高。
(C)中间压为了实现最佳性能，必须对辅助膨胀阀109进行调整，控制中间压，象上述那样使由辅助膨胀阀109减压后的中间压力的第1制冷剂流具有最佳流量，也就是对辅助膨胀阀109进行调节，使通过辅助膨胀阀109减压后并流过辅助回路的制冷剂(第1制冷剂)具有最佳中间压力，能够使流过辅助回路的第1制冷剂的制冷剂流量具有最佳值，由此在中间热交换器107中，有效地对第2制冷剂进行冷却，减少蒸发器108入口的比焓，能够增大冷却效果。
下文将对用于确定成为目标的中间压(最佳中间压)的方法进行介绍。
(C-1)由压缩装置的吸入侧制冷剂压力和排出侧制冷剂压力确定最佳中间压的方法首先，对根据压缩装置的吸入压力也就是低段侧压缩元件101的吸入制冷剂压力和压缩装置的排出压力也就是高段侧压缩元件104的排出制冷剂压力而确定压缩装置中间压部的压力的方法进行说明。此时，根据压缩装置的吸入压力和排出压力而对上述辅助膨胀阀109进行控制，确定上述压缩装置中间压部的压力。
此时，中间压部的压力由下式(1)算出的最佳中间压力，从而对辅助膨胀阀109进行控制。
Pint，opt＝Kint，opt*GMP＝1.26*(Psuc*Pdis)0.5…(1)在上式(1)中，Pint，opt是最佳中间压力，Kint，opt是最佳中间压系数，GMP是高压侧压力和低压侧压力的几何平均，Psuc是压缩元件101的吸入压力(低压侧压力)，Pdis是压缩元件104的排出压力(高压侧压力)。
上述最佳中间压系数Kint，opt在本实施例的制冷装置中最好是1.26，但是，不言而喻由运行条件和装置结构(例如压缩元件101、104的容积比等)，也可以在1.1以上1.6以下的范围内进行适合地确定。由式(1)根据高压侧压力和低压侧压力，计算出作为目标的中间压力，并变为该最佳中间压力地对辅助膨胀阀109进行控制，能够使流过辅助回路的第1制冷剂流的制冷剂流量变为最佳值。由此，在中间热交换器107中，有效地对第2制冷剂进行冷却，减少蒸发器108入口的比焓，能够增大冷却效果。
一般来说，压缩装置中的体积效率、断热效率和机械效率(下文将它们统称作‘压缩效率’)取决于排出侧制冷剂压力与吸入侧制冷剂压力的比值即压力比。也就是一旦压力比增大，则压缩效率下降。
而且，在象本实施例压缩装置那样包括低段侧的压缩元件101和高段侧的压缩元件104的压缩装置中，低段侧的压缩元件101的压力比和高段侧的压缩元件104的压力比相逆地增大，也就是在任一个压力比显著大的场合下，由于在该压力比大的一侧压缩元件的压缩效率显著降低，制冷循环的效率变得低下。因而，在包括低段侧压缩元件和高段侧压缩元件的压缩装置中，最好使低段侧压缩元件的压力比和高段侧压缩元件的压力比变得相等的条件地确定中间压力。
上述普通的中间压力由低段侧压缩元件的压力比和高段侧压缩元件的压力比相等的关系，作为吸入侧制冷剂压力和排出侧制冷剂压力的几何平均被表示。也就是在式(1)中，最佳中间压系数Kint，opt变为1。而且，变成上述那样所求取的最佳中间压力地对压缩装置的排出容积比进行设定。也就是根据低段侧压缩元件和高段侧压缩元件各自的吸入制冷剂的比体积、体积效率、制冷剂质量流量等，求取压缩装置的排除容积。
虽然如上所述那样考虑了普通的最佳中间压系数Kint，opt，但是在本实施例的制冷循环中，该条件不一定是最佳效率，如上所述，虽然Kint，opt最好是1.26，但是也应该由详细研究而断定。在本发明的分开循环中，由于通过由第1制冷剂流对第2制冷剂流进行冷却，并降低流入蒸发器内的制冷剂的比焓，使制冷循环的制冷系数提高，因而在中间热交换器107中热交换对循环的性能所产生的影响大。
中间热交换器107的热交换性能因进行热交换的制冷剂的温度和流量而变化，特别是因第1制冷剂流的温度和流量所带来的影响大。而且，第1制冷剂流的温度和流量与由辅助膨胀阀(辅助节流装置)109所减压后的压力也就是中间压力具有密切的关系。而且，由于由辅助膨胀阀109减压后的辅助回路与压缩装置的中间压部相连，能够有把握将辅助膨胀阀109所减压后的中间压力作为压缩装置中间压部的压力。
具体地说，一旦中间压力比最佳值高，则能够降低由辅助膨胀阀109所引起的减压幅度，减压后的第1制冷剂流的制冷剂温度变高。因而，在中间热交换器107中，由第1制冷剂流所冷却后的第2制冷剂流温度不比第1制冷剂流在中间热交换器107入口温度低，象这样的中间压力高且在辅助膨胀阀109减压后的第1制冷剂流温度高的场合下，在中间热交换器107出口的第2制冷剂流温度也变高。因而，降低在蒸发器108入口的制冷剂的比焓，增大冷冻效果的分开循环的性能提高效果也减少。
一旦中间压力比最佳值低，则流过辅助回路的第1制冷剂流的流量缓缓下降。而且，一旦中间压力进一步减少，则没有制冷剂流过辅助回路，那么变得与普通的一级膨胀制冷循环相同。通过辅助膨胀阀109的制冷剂压力如果不在比上述那样没有制冷剂流过辅助回路场合下的中间压力高的条件下，则制冷剂不能从辅助回路向压缩装置的中间压力部流入。一旦上述那样减少流过辅助回路的第1制冷剂的流量，则由减少在低段侧压缩元件101压缩的制冷剂数量并降低压缩动力而使制冷系数提高的分开循环的效果也下降。而且，在中间热交换器107热交换后的热量在各自制冷剂中由中间热交换器107入口和出口的焓差和流量的乘积表示，因而一旦考虑热收支，减少第1制冷剂的流量意味着在中间热交换器107的出口，第2制冷剂的比焓变高。因而，由第1制冷剂对第2制冷剂进行冷却，而使性能提高的分开循环效果减少。而且，一旦中间压力进一步下降，没有制冷剂流过辅助回路，则已经根本不能获得分开循环效果。
本发明着眼于上述那样中间压力和分开循环的性能改善效果之间的关系，实现最佳运行条件，实现制冷循环性能提高。
图8是使蒸气温度和外部气体温度作为运行条件参数而变化，对在各自运行条件下使制冷系数变得最大的最佳中间压系数Kint，opt进行绘图的视图，如上所述，由于压缩装置的中间压部压力、主回路和辅助回路的制冷剂流量比例以及中间压力取决于压缩装置的排除容积比，最佳中间压力和最佳中间压力系数也受排除容积比的影响。图8是在排除容积比为0.76时的研究结果。在所有运行条件下进行综合判断，认为排除容积比为0.76比较适合。
从图8中可以得知，在使蒸发温度和外部气体温度变化的场合下，最佳中间压系数Kint，opt分布在1.2～1.3之间。因而，在式(1)中，最佳中间压系数Kint，opt为1.2以上1.3以下，将最佳中间压系数Kint，opt设定为1.2以上1.3以下的范围内的规定值，根据吸入制冷剂压力和排出制冷剂压力并基于式(1)，求取最佳中间压力，通过将压缩装置的中间压部的压力(也就是上述中间压力)控制得变为上述最佳中间压力，在外部空气温度和蒸发温度变化条件中，能够进行高效地运行。
当最佳中间压系数Kint，opt1.3以上时，中间压力过度变高，制冷循环高压循环的制冷剂压力和中间压力的压力差变小。也就是由于在辅助膨胀阀109的减压幅度变小，因而辅助膨胀阀109中制冷剂温度下降变小，在中间热交换器107入口的第1制冷剂流温度变高，因而，在中间热交换器107热交换后的第2制冷剂流温度变高，在蒸发器108入口制冷剂比焓变小的分开循环性能改善效果小。因而，制冷系数变小。
另一方面，当最佳中间压系数Kint，opt小于1.2时，中间压力过度变小，流过辅助回路的第1制冷剂流的流量变小，因而，第2制冷剂流的流量增多，减少由低段侧压缩元件101压缩的制冷剂流量，削减压缩动力的分开循环效果下降。同时，由第1制冷剂流量下降，由中间热交换器107热交换后的第2制冷剂流温度变高，在蒸发器108入口的制冷剂比焓变小的分开循环性能改善效果小。因而，制冷系数变小。
而且在根据制冷装置的用途，能够更具体地设定使用条件的场合中，能够对应于所想定的使用条件而获得最佳性能地确定排除容积比和最佳中间压系数Kint，opt。例如在进一步减少排除容积比的场合下，最佳中间压系数Kint，opt能够成为更大的数值。与此相反，在进一步增大排除容积比的场合下，最佳中间压系数Kint，opt能够成为更小的数值。
如上所述，对应于所设想的运行条件，能够使排除容积比为0.3以上1以下的范围内的规定数值，最好是0.5以上0.8以下范围内的规定数值，能够使最佳中间压系数Kint，opt为1.1以上1.6以下的范围内的规定数值。
在上述那样改变排除容积比时，如果最佳中间压系数Kint，opt大于1.6，则中间压力和高压侧压力的压力差几乎为0，不能获得由第1制冷剂流对第2制冷剂流进行冷却的效果，第1制冷剂流的流量非常多，第2制冷剂流非常少，冷冻效果显著下降。
另一方面，如果最佳中间压系数Kint，opt小于1.1，则中间压力变得非常低，第1制冷剂流的流量非常少，由对通过放热器后的制冷剂进行分流并减少第2制冷剂流的数量，则减少在低段侧压缩元件101的制冷剂流量并削减压缩动力的效果显著下降。同时第1制冷剂流对第2制冷剂流进行冷却的效果显著下降，几乎不能获得由分开循环所引起的制冷系数的提高。
因而，根据高压侧压力和低压侧压力，由式(1)算出成为目标的最佳中间压力，通过变为最佳中间压力地对辅助控制阀109进行控制，能够实现最佳性能。由此，能够改善使用二氧化碳制冷剂的制冷装置的冷冻能力，能够使性能提高。
(C-2)根据蒸发温度和外部气体温度确定最佳中间压力的方法下文对根据蒸发温度对压缩装置的中间压部的压力进行确定的方法进行介绍。此时根据蒸发器108中制冷剂的蒸发温度和外部气体温度，由对辅助控制阀109进行控制，确定压缩装置中间压部的压力。
将图1的制冷装置设想作为冷冻、冷藏、空调(冷却和取暖)以及其它应用制品而使用，根据蒸发温度和外部气体温度，分别求取最佳中间压力后的结果在图3中显示。图3是显示蒸发温度、外部气体温度和最佳中间压力的关系的曲线图。根据图3所示结果能够导出下述关系式(2)z＝a+bx+cy+dx2+ey2+fxy…(2)在式(2)中，z表示作为目标的最佳中间压，x代表外部气体温度，y表示蒸气温度。而且a、b、c、d、e和f是系数，根据图3所示结果，在本实施例的制冷装置中，系数a最好是5041.2944，系数b最好是33.280952，系数c最好是35.452619，系数d最好是0.70333333，系数e最好是0.40309524，系数f最好是1.2085714。
因而对应于所设想的运行条件，由上式(2)求取最佳中间压，变成最佳中间压地对辅助膨胀阀109进行控制。在实际上，通过变成由式(2)所求取数值的±50％范围内，最好在±20％范围内地对辅助膨胀阀109进行控制，流过辅助回路的第1制冷剂的制冷剂数量能够具有最佳数值。由此在中间热交换器107中，能够对第2制冷剂流进行有效地冷却，并减少蒸发器108入口的比焓，增大冷冻效果。
如上所述，根据蒸发温度和外部气体温度，由式(2)计算成为目标的最佳中间压，变成该最佳中间压±20％范围内的压力地对辅助膨胀阀109进行控制，能够实现最佳性能。由此，能够改善使用二氧化碳制冷剂的制冷装置的冷冻能力，能够使性能提高。而且，上述式(2)能够适用于所有运行条件。此外在本实施例中，上述各个系数a、b、c、d、e、f最好选用上述数值，但是各个系数a、b、c、d、e、f的数值取决于实际制冷装置的结构，必须留意容积比那样的变量发挥作用所确定的数值。
(C-3)控制在一定的中间压的方法一方面，上述图2所示冷却运行模拟结果的高压侧压力和中间压力都取决于外部气体温度，但是与高压侧压力相比，中间压力的外部气体依存度小，即使外部气体温度变化，最佳中间压力数值也在7.5MPa～8.0Mpa范围内，不会发生大的变化。这显示了在将中间压变为预先设定的规定(一定)值地进行控制的场合下，存在该装置接近最佳性能地被控制的可能性。此时，如果在中间压部的压力变为最佳中间压地进行控制的场合和变为预先设定的规定压力地进行控制的场合下，进行性能对比，则获得图4所示结果。在图4中实线表示在变成最佳中间压地进行控制场合下伴随着外部气体温度变化的制冷系数(COP)的变化，虚线表示中间压变为规定值(例如7.75MPa)地进行控制的场合下，伴随着外部气体温度变化的制冷系数的变化。
如图4所示，中间压为预定规定(一定)值进行控制时的性能和中间压部的压力为最佳中间压进行控制时的性能几乎变得相同。因而，通过中间压为规定数值进行控制，则能够获得大致最佳性能是非常清楚的事情。
此时，成为目标的规定中间压能够对应于装置的用途，考虑所设想的运行条件，而从上述式(1)和式(2)求取。此时，变为从式(1)和式(2)所求取数值的±50％范围内的压力最好是变为±20％范围内的压力地对辅助膨胀阀109进行控制。
因而由辅助膨胀阀109，由中间压以预定一定值成为一定地进行控制的简单控制方法，能够和上述(C-1)以及(C-2)相同地实现装置性能的提高。
(C-4)最适合的高压侧压力另一方面，为了实现最佳性能，不仅象上述那样由辅助膨胀阀109对中间压进行控制，而且还需要对主膨胀阀106进行控制，使高压侧压力最佳。下文对高压侧压力的控制方法进行详述。如上述图2所示，高压侧压力也取决于外部气体温度。由此，根据下述式(3)，对高压侧压力进行控制。其相关关系式具有98.9％的可靠性。
Pdis＝a+bTamb+cTevap+dTamb2+fTambTevap…(3)在上式(3)中，Pdis表示高段侧压缩元件104侧的排出侧制冷剂压力(高压侧压力)，Tamb表示外部气体温度，Tevap表示蒸发温度。而且a、b、c、d、e、f是系数，a是-1854.91508，b是334.4838095，c是-98.3269048，d是-0.60666667，e是0.932619048，f是3.522285714。
象这样地通过对蒸发温度和外部气体温度进行检测，由式(3)求取目标的高压侧压力，对主膨胀阀106进行调节，对高压侧压力进行控制，则能够实现制冷装置的最佳运行条件，使制冷装置的性能提高。
此外在本实施例中，虽然根据蒸发温度和外部气体温度求取最适合的高压侧压力，但是作为控制方法，也可以由放热器105出口的制冷剂温度代替外部气体温度。此外，外部气体温度也可以由所设想的供热设备时的室温、所设想的热水器时的给水温度代替。另一方面，蒸发温度也可以由蒸发压力替代，也可以由所设想的冷却运行场合的室温或目标设定室温等替代。
而且，主膨胀阀106的具体形态并没有特别限定，也可以采用在普通制冷装置中所使用的电子式膨胀阀或其它节流装置。
作为辅助回路的节流装置的辅助膨胀阀109虽然可以使用普通电子式膨胀阀或其它的节流装置，但是对一定中间压力进行控制的方法中，对中间压力进行检测的装置是不必要的，最好是能够由简单方法控制的均压型定压膨胀阀。
(C-5)根据温度的控制方法在现有单级型循环中，由节流装置引起的减压而使一部分制冷剂蒸发。也就是在进入蒸发器前，一部分制冷剂蒸发，由该蒸发，残余的制冷剂被冷却。从而在蒸发器入口蒸发且不能发挥由最早蒸发引起的冷冻效果的蒸气制冷剂，和由蒸发后的制冷剂冷却后的焓变低的液体制冷剂混合。因而，由于由节流装置蒸发后的制冷剂在蒸发器中不蒸发，无助于冷冻，由此，产生在蒸发器中冷冻效果显著降低的问题。此外，由于相关制冷剂已经变为低压，需要用于对其进行压缩而返回高压的压缩动力。
但是在两级循环中，在中间热交换器107中，在辅助膨胀阀(辅助节流装置)109对由分流器110分流后的辅助回路制冷剂(第1制冷剂流)进行减压，由该减压后的辅助回路的制冷剂(第1制冷剂流)的热量，能够对主回路的制冷剂(第2制冷剂流)进行预冷。
此时，在主膨胀阀106中热的交接与现有单级型循环相同，但是，由于对主回路制冷剂进行冷却后的辅助回路制冷剂压力不是低压而是中间压，用于使不能造成冷冻的制冷剂返回高压的压缩动力与现有单级型循环相比，显著下降。
由此，由在中间热交换器107中流过辅助回路的第1制冷剂流能够对流过主回路的第2制冷剂流进行更有效地冷却，能够实现性能提高。
上述那样由中间热交换器107对流过主回路的第2制冷剂流进行冷却，能够提高制冷装置的性能是很清楚的，但是对第2制冷剂流进行冷却的辅助流的效果如上所述取决于中间热交换器107的容量(在中间热交换器107热交换的第1制冷剂流和第2制冷剂流的数量)。下文对在中间热交换器107入口或出口中的第1制冷剂流或第2制冷剂流的温度进行控制的方法进行介绍。
(i)使用对向流型热交换器作为中间热交换器107场合。
首先对作为中间热交换器107而使用第1制冷剂流和第2制冷剂流进行对向流动的对向流型热交换器的场合进行说明。此时，具有下述(a)～(f)5种方法，使用任一种方法都可以。
(a)对应于输入到中间热交换器107中的第2制冷剂流温度而对从中间热交换器107输出的第1制冷剂流温度进行控制。具体地说，从中间热交换器107输出的第1制冷剂流温度控制得输入到中间热交换器107中的第2制冷剂流温度变为规定范围内。此时，规定的温度不局限于中间热交换器107的流动形式(也就是中间热交换器107可以是对向流型的热交换器，也可以是其它形式的热交换器)，而是取决于其容量和装置的其它元件的关系以及装置的运行条件等。在本实施例中，从中间热交换器107输出的第1制冷剂流温度相对于输入到中间热交换器107中的第2制冷剂流温度，最好控制在5K范围内，最佳控制在2K范围内。
(b)对应于输入到中间热交换器107中的第1制冷剂流温度而对从中间热交换器107输出的第2制冷剂流温度进行控制。具体地说，从中间热交换器107输出的第2制冷剂流温度控制得输入到中间热交换器107中的第1制冷剂流温度变为规定范围内。此时，规定的温度也不局限于中间热交换器107的流动形式，而是取决于其容量和装置的其它元件的关系以及装置的运行条件等。在本实施例中，从中间热交换器107输出的第2制冷剂流温度相对于输入到中间热交换器107中的第1制冷剂流温度，最好控制在5K范围内，最佳控制在2K以内。
(c)对应于输入到放热器105中的第2热介质(水、空气或其它热介质)的温度而对从中间热交换器107输出的第1制冷剂流温度进行控制。具体地说，从中间热交换器107输出的第1制冷剂流温度控制得输入到放热器105中的第2热介质的温度变为规定范围内。此时规定温度与上述相同，不局限于中间热交换器107的流动形式，而是取决于其容量和装置的其它元件的关系以及装置的运行条件等。在本实施例中，从中间热交换器107输出的第1制冷剂流温度相对于输入到放热器105中的第2热介质的温度，最好控制在8K范围内，最佳控制在4K以内。
(d)从中间热交换器107输出的第1制冷剂流和输入到中间热交换器107中的第2制冷剂流的温度差控制在预定的规定范围内。此时规定温度与上述相同，不局限于中间热交换器107的流动形式，而是取决于其容量和装置其它元件的关系以及装置的运行条件等。在本实施例中，从中间热交换器107输出的第1制冷剂流温度相对于输入到中间热交换器107中的第2制冷剂流温度，最好控制在5K范围内，最佳控制在2K以内。
(e)从中间热交换器107输出的第2制冷剂流和输入到中间热交换器107中的第1制冷剂流的温度差控制在预定的规定范围内。此时规定温度与上述相同，不局限于中间热交换器107的流动形式，而是取决于其容量和装置其它元件的关系以及装置的运行条件等。在本实施例中，从中间热交换器107输出的第1制冷剂流温度相对于输入到中间热交换器107中的第2制冷剂流温度，最好控制在5K范围内，最佳控制在2K以内。
(ii)使用平行流型热交换器作为中间热交换器107的场合下文对作为中间热交换器107而使用第1制冷剂流和第2制冷剂流平行地流动的平行流型热交换器的场合进行说明。此时，具有下述(a)～(d)4种方法，使用任一种方法都可以。
(a)从中间热交换器107输出的辅助流(第1制冷剂流)的温度控制得输入到中间热交换器107中的主流(第2制冷剂流)的温度在规定范围内。实际上规定的温度值不局限于中间热交换器107的流动形式(对向流型或平行流型)，而是取决于其容量和装置的其它元件的关系以及装置的运行条件等。在本实施例中，最好将从中间热交换器107输出的第1制冷剂流温度控制在输入到中间热交换器107中的第2制冷剂流温度的12K范围内，最佳控制在6K以内。
(b)从中间热交换器107输出的第2制冷剂流温度控制得输入到中间热交换器107中的第1制冷剂流温度处于规定范围内。实际上规定的温度值不局限于中间热交换器107的流动形式，而是取决于其容量和装置其它元件的关系以及装置的运行条件等。在本实施例中，最好将从中间热交换器107输出的第2制冷剂流温度控制在输入到中间热交换器107中的第1制冷剂流温度的12K范围内，最佳控制在6K以内。
(c)从中间热交换器107输出的第1制冷剂流温度控制在输入到放热器105中的第2热介质(水、空气或其它热介质)温度的规定范围内。实际上规定温度值不局限于中间热交换器107的流动形式，而是取决于其容量和装置其它元件的关系以及装置的运行条件等。在本实施例中，最好将从中间热交换器107输出的第1制冷剂流温度控制在输入到放热器105中的第2热介质温度的15K范围内，最佳控制在8K以内。
(d)从中间热交换器107输出的第1制冷剂流和从中间热交换器107输出的第2制冷剂流的温度差控制在预定的规定范围内。实际上规定温度值不局限于中间热交换器107的流动形式，而是取决于其容量和装置的其它元件的关系以及装置的运行条件等。在本实施例中，所述温度差最好控制在5K范围内，最佳控制在2K以下。对节流装置没有限定，在象本实施例那样，进行由温度引起的控制时，最好使用自动膨胀阀。
(C-6)利用固定节流装置进行的方法(a)固定节流装置的流路面积上述控制方法使用主膨胀阀和辅助膨胀阀2个控制装置进行最适合或大致最适合的运行，使制冷装置的性能提高，但是下文对使用作为辅助回路节流装置的比上述控制方法更简便的方法即固定节流装置的方法进行介绍。此外在本实施例中，使用由三洋电机株式会社制造的排出容积比为0.576的压缩机。
此时由下式(4)计算固定节流孔的流路面积(ASHRAEHandbook，Fundamentals，1977，p.2.11)m=CdAoC1(PinTin)PoutPin1-(PoutPin)(k-1)/k]]>(式4)而且在上述式(4)中，Cd表示倒角孔流出系数，Ao表示孔流路面积(pi/4*D0^2)，k表示比热比(CP1/CV1)，R为气体常数，在本实施例中，Cd是0.8，R是8314.41/44(J/kg-K)，C1是((2*k)/(R*(k-1)))^0.5。
使用式(4)，计算在各种运行条件下主回路和辅助回路节流装置的孔流路面积。结果在表1中表示。如表1所示主回路节流装置的孔流路面积取决于外部气体温度和蒸发温度而发生大变化，其标准偏差是22.6％。另一方面，辅助回路节流装置的孔流路面积在广范围的运行条件下也不发生很大变化，其标准偏差是7.9％。这些结果如果象图5那样座标化，则更清楚。也就是主回路节流装置的孔流路面积伴随着外部气体温度的上升而直线减少，由蒸发温度上升而增加，辅助回路节流装置的孔流路面积不受外部气体温度和蒸发温度影响，大致一定。
表1
根据上述结果，作为辅助回路的节流装置，非常清楚，能够使用毛细管和其它的固定节流装置。
(b)在辅助回路中使用固定节流装置时的制冷系数(COP)的变化。
作为上述那样的辅助回路的节流装置，可以采用毛细管和其它的固定节流装置，但是下文在表2表示在采用了这种固定节流装置场合以及对节流装置的开度进行适合操作而变为最佳中间压力地进行控制的场合下，对制冷装置性能进行比较的结果。如表2所示，在作为辅助回路节流装置而采用了固定节流装置场合以及对节流装置的开度进行适合操作而变为最佳中间压力地进行控制的场合下，性能没有很大变化，几乎相同。
表2
因而，作为辅助回路的节流装置，由使用毛细管和其它的固定节流装置的简单方法，能够实现最佳运行状态，能够使制冷装置的性能提高。
图6是图5的2维图。如图6所示，主回路的孔流路面积取决于外部气体温度和蒸发器108中的蒸发温度(图6(b))，辅助回路的孔流路面积不受外部气体温度和蒸发温度的影响，大致一定(图6(a))。
图7是显示与由模拟所获得的蒸发器108蒸发温度对应的最佳中间压Pint，opt的视图。
而且在图8和9中显示了最佳中间压系数Pint，opt，从图8可知，最佳中间压系数分布在1.2～1.3之间，图9是显示最佳中间压系数和制冷系数(COP)的关系的视图。
图10显示本实施例制冷装置的高段侧压缩元件104的排出容积与低段侧压缩元件101的排出容积之比和制冷系数(COP)的关系。根据图10，由于制冷系数变为最佳的3.12附近时的排出容积比是0.76～0.78，因而在该实施例中，排出容积比(高段侧压缩元件104的排出容积与低段侧压缩元件101的排出容积之比)为0.76。
(实施例2)此外在上述实施例的分开循环中，主膨胀阀106(主节流装置)和辅助膨胀阀109(辅助节流装置)分体构成，分别控制节流，但是不言而喻也可以将主节流装置和辅助节流装置构成为一体。此时，从放热器105输出的高压制冷剂在上述实施例那样的中间热交换器107前不分歧成主制冷剂流和辅助制冷剂流，所有的制冷剂都流过中间热交换器107而冷却，需要在通过该中间热交换器107后使它们分歧。图11是将上述2个节流装置构成一体的一实施例的节流装置的模式图。
在图11中，201表示作为辅助节流装置的阀装置，202表示作为主节流装置的阀装置。也就是从中间热交换器107流出的高压制冷剂从制冷剂入口203流入该装置内，在此分歧为主流(第2制冷剂流)和辅助流(第1制冷剂流)。第2制冷剂流由作为主节流装置的阀装置202减压，流入蒸发器108中，第1制冷剂流由作为辅助节流装置的阀装置201减压后，流入中间热交换器107。阀装置202由从高压均压口206导入的高压侧制冷剂压力以及弹簧对节流数量进行控制。阀装置201由从中间均压口204导入的中间压力以及使用感温筒205能够对应于中间热交换器107的入口温度或出口的制冷剂温度操作。第1制冷剂流由该阀装置201减压后，流入中间热交换器107的第1流路内。
在本实施例中，对高压侧制冷剂进行分歧的位置就是通过中间热交换器107后的点，虽然与上述实施例的分开循环不同，但是分开循环的作用以及由使用该分开循环所引起的效果相同，由本发明能够实现提高性能的效果也是共同的。而且，通过分别设置阀装置201、202的入口，能够获得与通常的(例如上述实施例1的)分开循环相同的制冷剂流。
在本实施例中虽然以均压式和温度式节流装置为例的一体结构进行说明，但是也可以是电子式膨胀阀和其它节流装置中以及将这些节流装置组合的一体结构。
(实施例3)而且在本发明的制冷装置中，并不局限于上述实施例的装置，也可以适用于由其它多个蒸发器和放热器构成回路的制冷装置。图12是该实施例的制冷装置的框图。图12所示制冷装置300是作为能够进行冷却、取暖和/或供热水的混合运行的分开循环装置。本实施例的分开循环由作为压缩装置的该场合的低压侧压缩装置301和高压侧压缩装置302；作为利用侧热交换器的第1热交换器305、第2热交换器306和第3热交换器307；作为热源侧热交换器的第4热交换器308等构成。
第1热交换器305和第2热交换器306是用于对室内进行冷却或取暖的热交换器，连接在热交换器305和360一端的配管310、311一分为二，一配管310A、311A连接到从高压侧压缩装置302输出的高压配管312上，另一配管310B、311B连接到与低压侧压缩装置301入口相连的低压配管313上。作为各自切换阀的阀装置315、316、317、318分别设置在配管310A、310B、311A、311B上，对应于运行模式进行开闭控制。热交换器305和360另一端分别通过配管320、321连接在到达上述第4热交换器308另一端的高压配管330上。而且，在配管320上设置了作为主节流装置的主膨胀阀325，同样在配管321上设置了作为主节流装置的主膨胀阀326。
而且由上述阀装置315、316、第1热交换器305、主膨胀阀325构成对室内进行冷却和取暖的1个室内单元，由阀装置317、318、第2热交换器306、主膨胀阀326构成对室内进行冷却和取暖的另1个室内单元。
上述第3热交换器307是用于对存储在水箱340内的水进行加热的热交换器，该热交换器307的一端通过配管345连接在到达高压侧压缩装置302出口的上述高压配管312的中途部分上。在该配管345上设置了用于对制冷剂从高压配管312向第3热交换器307的流入进行控制的阀装置346。而且，将制冷剂热交换器307的另一端通过配管347与上述高压配管330相连。在该高压配管347中设置了作为主节流装置的膨胀阀348。而且由第3热交换器307、阀装置346、膨胀阀348、水箱340等构成供给热水的单元。
第4热交换器308是热源侧的热交换器，连接到该热交换器308一端的配管350一分为二，一配管350A连接到高压配管312上，另一配管350B连接到低压配管313上。作为切换阀的阀装置355、356分别连接到配管350A和350B上，对应于运行模式而进行开闭控制。而且高压配管330连接到第4热交换器308的另一端上。作为节流装置的膨胀阀360设置在该高压配管330上，在该膨胀阀360的另一侧即与第4热交换器308相反侧的高压配管330上设置了构成分开循环的分流器370和中间热交换器375。
上述分流器370是将从第4热交换器308流出的制冷剂分流为主回路制冷剂(第2制冷剂流)和辅助回路制冷剂(第1制冷剂流)两种流动的分流装置。而且在构成辅助回路的配管380上，设置了作为用于将辅助回路制冷剂(第1制冷剂流)减压为中间压的辅助节流装置的辅助膨胀阀385。在本实施例的制冷装置中，由于设想了因运行模式和冷冻负荷而不能进行分开循环的情形，该辅助膨胀阀385最好是具有能够使流过配管380的中间压制冷剂数量为0的全闭功能的阀。而且，由上述其它膨胀阀325、326、348和360也存在因运行模式和冷冻负荷而不能使用一部分热交换器的情形，因而最好也是具有全闭功能的阀。
上述第1热交换器305、第2热交换器306和第4热交换器308对应于运行模式和负荷状态，作为蒸发器或放热器而发挥功能。也就是在将第1热交换器305作为蒸发器使用而对室内进行冷却时，关闭连接在高压配管312上的配管310A的阀装置315，打开连接在低压配管313上的配管310B的阀装置316，同时由膨胀阀325对制冷剂进行减压。由此，在分流器370分歧并流过主回路的第2制冷剂流由膨胀阀325减压，进入第1热交换器305，在此与空气进行热交换并蒸发，然后经由配管310B、低压配管313，流入低压侧压缩装置301。
同样在将第2热交换器306作为蒸发器使用而对室内进行冷却时，关闭连接在高压配管312上的配管311A的阀装置317，打开连接在低压配管313上的配管311B的阀装置318，同时由膨胀阀326对制冷剂进行减压。由此，在分流器370分歧并流过主回路的第2制冷剂流由膨胀阀326减压，进入第2热交换器306，在此与空气进行热交换并蒸发，然后经由配管311B、低压配管313，流入低压侧压缩装置301。
另一方面在将第1热交换器305作为放热器使用而对室内进行供暖时，打开连接在高压配管312上的配管310A的阀装置315，关闭连接在低压配管313上的配管310B的阀装置316，将膨胀阀325完全打开。由此，从高压侧压缩装置302排出的制冷剂经由高压配管312、配管310A而进入第1热交换器305内，在此与空气进行热交换并被冷却。然后制冷剂不由膨胀阀325减压地流入高压配管330内。
另一方面在将第2热交换器306作为放热器使用而对室内进行供暖时，打开连接在高压配管312上的配管311A的阀装置317，关闭连接在低压配管313上的配管311B的阀装置318，将膨胀阀325完全打开。由此，从高压侧压缩装置302排出的制冷剂经由高压配管312、配管311A而进入第2热交换器306内，在此与空气进行热交换并被冷却。然后制冷剂不由膨胀阀326减压地流入高压配管330内。
另一方面，第4热交换器308对应于运行模式或负荷状态，切换为从外部气体或其它热介质汲取热量，或将热量供给到外部气体或其它热介质。例如在上述第1和第2热交换器305、306作为蒸发器使用而对室内进行冷却时，也就是利用侧热交换器的冷却负荷比加热负荷大，将热源侧热交换器即第4热交换器308作为放热器使用时，打开连接在高压配管312上的配管350A的阀装置355，关闭连接到低压配管313上的配管350B的阀装置356，同时完全打开膨胀阀360。由此，从高压侧压缩装置302排出的制冷剂经由高压配管312、配管350A而进入第4热交换器308内，在此与空气进行热交换并被冷却。然后流入高压配管330内。
例如在上述第1和第2热交换器305、306作为放热器使用而对室内进行供暖时，也就是利用侧热交换器的加热负荷比冷却负荷大时，将第4热交换器308作为蒸发器使用。此时关闭连接在高压配管312上的配管350A的阀装置355，打开连接到低压配管313上的配管350B的阀装置356，由膨胀阀360对制冷剂进行减压。由此，高压侧配管330的制冷剂由膨胀阀360减压，流入第4热交换器308内，在此与空气进行热交换并蒸发。然后从第4热交换器308流出的制冷剂经由配管350B、低压配管313，流入低压侧压缩装置301内。
此外，在第1和第2热交换器305、306作为蒸发器使用而第3热交换器307作为放热器使用时、以及第1和第2热交换器305、306之一作为放热器使用而另一个作为蒸发器使用时，也就是利用侧热交换器(热交换器305、306、307)的冷却负荷和热负荷相同时，可以在第4热交换器308进行制冷剂的放热或蒸发。此时，阀装置355和356完全关闭，同样，膨胀阀360也完全关闭，防止制冷剂流入第4热交换器308。
此外，由设置在于第4热交换器308中冷却后的制冷剂所流过的高压配管330上的分流器370和中间热交换器375所造成的分开循环的作用效果由于与已经被介绍的实施例1基本结构场合相同，因而省略了对它们的介绍。
另一方面，对应于运行模式得差异，制冷装置300的中间热交换器375的流动形式变为平行流或对向流。也就是利用侧热交换器(第1和第2热交换器305、306)的冷却负荷比利用侧热交换器的加热负荷大，在将热源侧热交换器即第4热交换器308作为放热器而利用时，在中间热交换器307，第1制冷剂流和第2制冷剂流变成对向流，制冷剂的分歧在中间热交换器307的上游侧进行。因而，由于能够由第1制冷剂流对第2制冷剂流进行有效地冷却，能够增大第1和第2热交换器305、306中的比焓差，能够提高冷却能力。
而且在利用侧热交换器(第1和第2热交换器305、306)的冷却负荷比利用侧热交换器的加热负荷小时，热交换器107在中间热交换器375将第1制冷剂流和第2制冷剂流变成平行流。此外，在使用第3热交换器307对水箱340内的水进行加热的场合，在由第1和第2热交换器305、306对室内进行冷却等利用侧热交换器的冷却负荷与加热负荷相同时，不使用中间热交换器375，膨胀阀385被闭塞。
此外，制冷剂的分歧在中间热交换器375的上有侧或下游侧因分歧装置和中间热交换器的配置以及运行模式而不同，对于分歧装置和中间热交换器的配置来说，在本实施例中并不限定，不言而喻，可以对应于上述那样设想的利用形态而进行适合地配置。
(实施例4)图13是本发明另一个实施例的分开循环装置的框图。本实施例的分开循环装置400中设置了2个能够在不同温度范围内进行冷却的蒸发器405和406。也就是本实施例分开循环装置400由构成压缩装置的低压侧压缩装置401、内冷却器412、作为使2个制冷剂流合流的合流装置的合流器413、同样构成压缩装置的高压侧压缩装置402、放热器403、作为分流装置的分流器404、中间热交换器410、内部热交换器415、作为辅助节流装置的辅助膨胀阀409、作为主节流装置的主膨胀阀407、同样作为主节流装置的主膨胀阀408、蒸发器405和406构成。上述主膨胀阀408的节流数量控制得比主膨胀阀407的节流数量小。因而，在该主膨胀阀407减压后，流入蒸发器405并蒸发的制冷剂的蒸发温度比在主膨胀阀408减压并由蒸发器406蒸发的制冷剂的蒸发温度低。
中间热交换器410是在上述各个实施例中详述的用于使第1制冷剂流和第2制冷剂流进行热交换的热交换器。内部热交换器415是将从中间热交换器410输出的高压侧第2制冷剂流和从各个蒸发器405和406输出的低压侧第2制冷剂流进行热交换的热交换器。在该内部热交换器415中，在中间热交换器410和第1制冷剂流进行热交换并被冷却后的高压侧第2制冷剂流能够由从各个蒸发器405和406输出的低压侧第2制冷剂流进行进一步冷却。而且，通过从各个蒸发器405和406输出的低温低压第2制冷剂流由高压侧的第2制冷剂流加热，能够消除被吸入低压侧压缩装置401的第2制冷剂流的过热度。由此，能够事先在低压侧压缩装置401解消吸入了液体制冷剂的液压缩的发生。
下文将对具有上述结构的本实施例的分开循环装置400中制冷剂的动作进行简单介绍。在低压侧压缩装置401被压缩并变为中间压的制冷剂在内冷却器413被冷却后，在高压侧压缩装置402变为高温高压制冷剂。而且，从该高压侧压缩装置402输出的制冷剂在放热器403放热。因而，从放热器403输出的制冷剂到达分流器404。该分流器404是象上述各个实施例详述那样将从放热器403输出的制冷剂分流为第1制冷剂流和第2制冷剂流这2股流动的分流装置。在该分流器404分流后的一股制冷剂流即第1制冷剂流进入辅助回路，在设置在该辅助回路上的辅助膨胀阀409减压，在中间热交换器410与在分流器404分流后的另一股制冷剂流即第2制冷剂流进行热交换后，吸入到压缩装置的中间压部内。也就是从中间热交换器410输出的第1制冷剂流在低压侧压缩装置401被压缩，与在内冷却器412被冷却的中间压制冷剂在合流器413合流，吸入到高压侧压缩装置402内。
另一方面，从中间热交换器410输出的第2制冷剂流通过内部热交换器415后，进一步分歧为2股制冷剂流，一股制冷剂流经主膨胀阀407，流入蒸发器405并蒸发。另一股制冷剂流经主膨胀阀408，流入蒸发器406并蒸发。但是主膨胀阀407和408交替敞开，蒸发器405和406交替使用。也就是当一个主膨胀阀407或408敞开时，领一个主膨胀阀407或408关闭。而且在各个蒸发器405和406中分别蒸发的制冷剂任一个通过内部热交换器415后，往复执行吸入到压缩装置的低压部即低压侧压缩装置401中的循环。
如上所述，在本实施例的分开循环装置400中，在对通过内部热交换器415并冷却后的第2制冷剂进行分流，而打开主膨胀阀407的场合下，由该主膨胀阀407减压后，使其流入蒸发器405内。而且，在比主膨胀阀407小的主膨胀阀408打开场合下，由该主膨胀阀408减压后，使其流入蒸发器406内。由此在各个蒸发器405和406中在不同的温度区域内，制冷剂蒸发(蒸发器405的温度比蒸发器406的温度低)。例如由于能够在象冷藏和冷冻那样不同温度区域(蒸发器406冷藏，蒸发器405冷冻)冷却，不言而喻，该装置400能够作为家庭用冷藏库使用，也可以作为商用制冷装置使用。此外，在本实施例的分开循环装置400中，由本发明，能够提高性能。
(D)内部中间压型多级压缩式旋转压缩机下文使用图14～18对作为本发明压缩装置的一实施例，即包括作为低压侧压缩装置的低段侧压缩元件101和作为高压侧压缩装置的高段侧压缩元件104的压缩机进行介绍。
(D-1)压缩机的结构图14～18分别显示本发明压缩装置的一实施例的旋转压缩机10。旋转压缩机10是使用二氧化碳作为制冷剂的内部压型多级压缩式的旋转压缩机。该旋转压缩机10包括由钢板组成的圆筒状密封容器12、设置收容在该密封容器12内部空间上侧的电动元件14、由设置在该电动元件14下侧并由电动元件14的转动轴16驱动的低段侧压缩元件101和高段侧压缩元件104组成的转动压缩机构部18。该实施例的旋转压缩机10的高度是220毫米(外径120毫米)，电动元件14的高度是80毫米(外径110毫米)，转动压缩机构部18的高度大约是70毫米(外径110毫米)，电动元件14和转动压缩机构部18之间间距大约是5毫米。而且，高段侧压缩元件104的排出容积设定得比低段侧压缩元件101的排出容积小。
密封容器12在本实施例中由厚度为4.5毫米的钢板构成，底部作为油池，并由对电动元件14和转动压缩机构部18进行收容的容器本体12A、对容器本体12A的上部开口进行闭塞的大致碗状端口(盖体)12B构成。而且在该端口12B的上面中心形成了圆形安装孔12D。将用于向电动元件14供应电力的接头(省略了配线)20安装在该安装孔12D上。
此时，接头20周围的端口12B上，由冲压成形形成了具有规定曲率的环形台阶部12C。接头20由电端子139贯通地被安装的圆形玻璃部20A、形成在该玻璃部20A周围斜向下方凸缘状张出的金属制安装部20B构成。安装部20B的厚度是2.4±0.5毫米。而且，将该玻璃部20A从下侧插入安装孔12D并面临上侧，在安装部20B与安装孔12D的周缘接触状态下，将安装部20B焊接在端口12B的安装孔12D的周缘上，将接头20固定在端口12B上。
电动元件14由沿着密封容器12上部空间的内周面环状安装的定子22、在定子22内侧保持若干间隙地插入配置的转子24组成。转子24固定在中心沿铅直方向延伸的转动轴16上。
定子22包括将电磁钢板叠置为环形体状的叠置体26、由直卷(集中卷)方式卷装在该叠置体26的齿部上的定子线圈28。而且，转子24由和定子22相同形成的电磁钢板的叠置体30、插入该叠置体30内的永久磁铁MG构成。
将中间隔板36夹持在上述低段侧压缩元件101和高段侧压缩元件104之间。也就是低段侧压缩元件101和高段侧压缩元件104由中间隔板36；设置在中间隔板36上下的圆筒38、40；在所述上下圆筒38、40内具有180度位相差且嵌合在设置在转动轴16上的上下偏心部42、44上的偏心转动的上下辊46、48；与所述辊46、48接触并将上下圆筒38、40内划分为低压室和高压室的上下叶片50(图中未示下侧叶片)；对上圆筒38的上侧开口面和下圆筒40的下侧开口面进行闭塞并兼用作转动轴16的轴承的制成部件的上部支承部件54和下部支承部件56构成。
在上部支承部件54和下部支承部件56上形成由吸入口161、162将上、下圆筒38、40内部分别连通的吸入通路58、60；凹陷的排出消音室62、64，同时两排出消音室62、64的开口部由罩元件闭塞。也就是排出消音室62由上部罩66闭塞，排出消音室64由下部罩68闭塞。
此时，上部支承部件54的中央上垂直地形成了轴承54A，筒状轴衬122安装在该轴承54A的内面上。而且，下部支承部件54的中央上贯通地形成了轴承56A，筒状轴衬123安装在该轴承56A的内面上。这些轴衬122、123由滑动性良好的材料构成，转动轴16通过这些轴衬122、123保持在轴承54A、轴承56A上。
此时下部罩68由环形体状的圆形钢板构成，在周边部的4个位置上由主螺栓129从下方将其固定在下部支承部件56上，从而对由排出口41而与低段侧压缩元件101的下圆筒40内部连通的排出消音室64的下面开口进行闭塞。该主螺栓129的前端螺纹啮合在上部支承部件54上。下部罩68的内周缘从下部支承部件56的轴承56A内面向内方突出，由此，轴衬123的下端面由下部罩68保持，防止脱落。
下部支承部件56由铁系烧结材料(或铸造物)构成。安装了下部罩68的面(下面)加工到平面度0.1毫米以下后，进行蒸汽处理。由该蒸汽处理，由于安装了下部罩68侧的面变成氧化铁，烧结材料内部的孔被堵塞，提高了密封性。从而，没有必要在下部罩68和下部支承部件56之间设置垫圈。
此外，排出消音室64和密封容器12内上部罩66的电动元件14侧由贯通上下圆筒38、40和中间隔板36的孔即连通路63连通(图17)。此时，在连通路63的上端立设了中间排出管121。该中间排出管121指向卷装在上方电动元件14的定子22上的相邻接的转子线圈28、28之间间隙。
而且，上部罩66对通过排出口39与高段侧压缩元件104的上圆筒38内部相连的排出消音室62的上面开口进行闭塞，将密闭容器12内划分为排出消音室62和电动元件14侧。该上部罩66厚度2毫米以上10毫米以下(在本实施例中最好为6毫米)。上部支承部件54的轴承54A由形成了通孔的大致环形体状的圆形钢板构成，在与上部支承部件54之间夹持了带防护装置的图中未示垫圈的状态下，通过该垫圈，周边部由4个主螺栓78从上固定在上部支承部件54上。该主螺栓78的前端螺纹啮合在下部支承部件56上。
上部罩66的厚度要能够足够抵抗比密封容器12内压力更高的排出消音室64的压力，从而实现小型化，确保与电动元件14的绝缘距离。
在对上圆筒38下侧的开口面和下圆筒40上侧的开口面进行闭塞的中间隔板36内，在与上圆筒38内吸入侧对应的位置上，穿设了从外周面至内周面并构成对外周面和内周面进行连通的给油路的通孔131。将该通孔131外周面侧的封闭材料132压入，对外周面侧的开口进行封止。而且，穿设了在通孔131的中途部延伸的连通孔133。
另一方面，在上圆筒38的吸入口161(吸入侧)上穿设了与中间隔板36的连通孔133连通的连通孔134。而且，在转动轴16内，形成了在轴中心铅垂方向的油孔；与该油孔连通的横向给油孔82、84(也形成在转动轴16的上下偏心部42、44上)。中间隔板36的通孔131内周面侧的开口通过这些给油孔82、84与油孔连通。
而且，由于本实施例的旋转压缩机10的密封容器12内变成中间压，分两阶段变成高压的上圆筒38内进行供给非常困难，但是通过与中间隔板36相关的结构，从密封容器12内底部的油池向上吸，上升到所述油孔，给油孔82、84输出的油进入中间隔板36的通孔131内，并从连通孔133、134供给到上圆筒38的吸入侧(吸入口161)。
另一方面，如上所述，上下圆筒38、40、中间隔板36、上下支承部件54、56以及上下罩66、68分别由4个主螺栓78和主螺栓129从上下连接，此外，上下圆筒38、40、中间隔板36、上下支承部件54、56由位于这些主螺栓78、129外侧的辅助螺栓136、136连接(图17)。该辅助螺栓136从上部支承部件54侧插入，前端与下部支承部件56螺纹啮合。
辅助螺栓136位于上述叶片50的后述导向槽70附近。通过这种追加辅助螺栓136，136使转动压缩机构部18一体化，能够确保内部变为非常高压的密封性，同时由于在叶片50的导向槽70附近连接，如下所述，能够防止施加在叶片50上的高压的背压泄漏。
另一方面，在上圆筒38上形成了收容上述叶片50的图中未示导向槽、位于该导向槽外侧并用于收容作为弹簧部件的弹簧76的收容部。该收容部在上述导向槽和密封容器12(容器本体12A)侧开口。上述弹簧76与叶片50的外侧端部接触，始终向辊46侧对叶片50施加弹力。而且，设置得从收容部外侧(密封容器12侧)开口将金属制造的塞子137压入该弹簧76在密封容器12侧的收容部内，实现防止弹簧76被拔出的目的。
此时，塞子137的外形尺寸设定得在将其压入收容部内时，不引起上圆筒38变形，并比收容部的内径尺寸大。也就是在该实施例中，塞子137的外形尺寸设计得比收容部的内径尺寸大4～23微米。而且，在塞子137的周面上安装了用于对该塞子137和收容部的内面之间进行密封的图中未示的O型圈。
而且，此时作为制冷剂，使用适于地球环境，并考虑了可燃性和毒性等的自然制冷剂即上述二氧化碳(CO2)。作为润滑油的油可以是使用石油(矿物油)、烷基苯油、乙醚油、酯油等的油。
分别将套管141、142、143和144焊接固定在密封容器12的容器本体12A的侧面上在与上部支承部件54和下部支承部件56的吸入通路58、60、排出消音室62和上部罩66的上侧(与电动元件14下端大致对应的位置)对应的位置上。套管141和142上下邻接，套管143位于套管144的对角线上。而且套管144位于与套管141大致偏移90度的位置。
用于将制冷气体引导到上圆筒38内的制冷剂导入管92的一端插入连接在套管141内，该制冷剂导入管92的一端与上圆筒38的吸入通路58连通。该导入管92的另一端与合流器146的底端相连。配管95和配管100的一端连接在该合流器146的上端。而且，配管95的另一端经由内冷却器102(图1)插入套管144内，与密封容器12连通。而且，配管100是将图1中间热交换器107的第1流路引出的辅助回路配管。
而且，用于将制冷气体引导到下圆筒40内的制冷剂导入管94的一端插入连接在套管142内，该制冷剂导入管94的另一端与下圆筒40的吸入通路60连通。该制冷剂导入管94的另一端与蒸发器108相连(图1)。而且，将制冷剂排出管96插入连接到套管143内。该制冷剂排出管96的一端与排出消音室62连通。该制冷剂排出管96的另一端连接到放热器105上。
而且在套管141、143、144的外面周面上形成了与配管相连用联结器能够结合的法兰部151。在套管142的内面上形成了图中未示的配管连接用螺纹槽。从而在旋转压缩机10的制造工序的完工检查中进行气密实验场合下，能够轻易地将实验用配管的联结器连接到套管141、143、144的法兰部151上，同时使用套管142上的螺纹槽，能够轻易地螺纹固定所述实验用配管。特别是上下邻接的套管141和142，通过在套管141上形成法兰部151，在套管142上形成螺纹槽，在狭小空间内，能够将实验用配管连接在各个套管141、142上。
(D-2)控制根据上述结构，下文将对将旋转压缩机10作为实施例1制冷装置的场合下的动作进行说明。控制装置(控制器)对旋转压缩机10的电动元件14的转动数进行控制。由控制装置(控制器)，通过接头20和图中未示配线，转子24转动。由该转动，嵌合在与转动轴16一体设置的上下偏心部42、44上的上下辊46、48在上下圆筒38、40内偏心转动。
由此，经由制冷剂导入管94和形成在下部支承部件56上的吸入通路60，从吸入口162被吸入下圆筒40的低压室侧的低压(第一级别吸入压4MPaG)的制冷气体由辊48和叶片50的动作而被压缩，变成中间压(MP1:8MPaG)，并从下圆筒40的高压室侧，经由排出口41、形成在下部支承部件56上的排出消音室64，经由连通路63从中间排出管121排出到密封容器12内。
此时，由于中间排出管121指向卷装在上方电动元件14的定子22上的相邻接的转子线圈28、28之间间隙，能够积极地将比较低温的制冷气体向电动元件14方向供给，遏制电动元件14温度的上升。而且，由此，密封容器12内变成中间压(MP1)。
密封容器12内的中间压制冷气体从套管144输出(中间排出压是上述MP1)，经由配管95、内冷却器102(图1)，到达合流器146，在此与通过配管100并来自中间热交换器107(图1)的第1制冷剂流的制冷剂合流。
从合流器146底端流出的合流制冷剂经由配管92和形成在上部支承部件54上的吸入通路58，从吸入口161吸入上圆筒38的低压室内(第二级别吸入压MP2)。吸入后中间压的制冷气体由辊46和叶片50的动作被进行第二次压缩，变成高温高压制冷气体(第二级别排出压HP:12MPaG)。该高温高压制冷气体从高压室侧经由排出口39、形成在上部支承部件54上的排出消音室62，流入制冷剂排出管96。
上述各个实施例中具有辅助回路的多级制冷装置是为了本领域技术人员理解上述权利要求的技术，所列举的制冷装置用于说明，本发明并不局限于上述实施例。因而不言而喻，在本发明的目的和特征范围内，能够对发明的实施例进行变更。
权利要求
1.一种制冷装置，由压缩装置、放热器、辅助节流装置、中间热交换器、主节流装置和蒸发器组成制冷循环，从上述放热器流出的制冷剂分流为两股流，经由上述辅助节流装置，第1制冷剂流流入上述中间热交换器的第1流路，第2制冷剂流流入到上述中间热交换器的第2流路后，经由上述主节流装置流入上述蒸发器中，从而在上述中间热交换器中，上述第1制冷剂流和上述第2制冷剂流进行热交换，从上述蒸发器出来的制冷剂吸入到上述压缩装置的低压部，从上述中间热交换器流出的上述第1制冷剂流吸入到上述压缩装置的中间压部，其特征在于根据上述压缩装置的吸入压力和排出压力，对上述辅助节流装置进行控制，从而确定上述压缩装置的中间压部的压力。
2.一种制冷装置，由压缩装置、放热器、辅助节流装置、中间热交换器、主节流装置和蒸发器组成制冷循环，从上述放热器出来的制冷剂分流为两股流，经由上述辅助节流装置，第1制冷剂流流入上述中间热交换器的第1流路，第2制冷剂流流入到上述中间热交换器的第2流路后，经由上述主节流装置流入上述蒸发器中，从而在上述中间热交换器中，上述第1制冷剂流和上述第2制冷剂流进行热交换，从上述蒸发器出来的制冷剂吸入到上述压缩装置的低压部，从上述中间热交换器出来的上述第1制冷剂流吸入到上述压缩装置的中间压部，其特征在于根据上述压缩装置的吸入压力和排出压力，确定上述压缩装置的中间压部的压力。
3.一种制冷装置，由压缩装置、放热器、辅助节流装置、中间热交换器、主节流装置和蒸发器组成制冷循环，从上述放热器出来的制冷剂分流为两股流，经由上述辅助节流装置，第1制冷剂流流入上述中间热交换器的第1流路，第2制冷剂流流入到上述中间热交换器的第2流路后，经由上述主节流装置流入上述蒸发器中，在上述中间热交换器中，上述第1制冷剂流和上述第2制冷剂流进行热交换，从上述蒸发器出来的制冷剂吸入到上述压缩装置的低压部，从上述中间热交换器出来的上述第1制冷剂流吸入到上述压缩装置的中间压部，其特征在于Pint，opt＝Kint，opt*GMP＝Kint，opt*(Psuc*Pdis)0.5…(1)Pint，opt＝最佳中间压，Kint，opt＝最佳中间压系数GMP＝高压压力和低压压力的几何平均Psuc＝压缩装置的吸入压力Pdis＝压缩装置的排出压力通过对上述辅助节流装置进行控制，将上述压缩装置的中间压部的压力控制为由上述式(1)所获得的最佳中间压。
4.一种制冷装置，由压缩装置、放热器、辅助节流装置、中间热交换器、主节流装置和蒸发器组成制冷循环，从上述放热器出来的制冷剂分流为两股流，经由上述辅助节流装置，第1制冷剂流流入上述中间热交换器的第1流路，第2制冷剂流流入上述中间热交换器的第2流路后，经由上述主节流装置流入上述蒸发器中，在上述中间热交换器中，上述第1制冷剂流和上述第2制冷剂流进行热交换，从上述蒸发器出来的制冷剂吸入到上述压缩装置的低压部，从上述中间热交换器出来的上述第1制冷剂流吸入上述压缩装置的中间压部，其特征在于Pint，opt＝Kint，opt*GMP＝Kint，opt*(Psuc*Pdis)0.5…(1)Pint，opt＝最佳中间压，Kint，opt＝最佳中间压系数GMP＝高压压力和低压压力的几何平均Psuc＝压缩装置的吸入压力Pdis＝压缩装置的排出压力将上述压缩装置的中间压部的压力作为由上述式(1)所获得的最佳中间压。
5.如权利要求3所述制冷装置，其特征在于上述最佳中间压系数Kint，opt在1.1以上且1.6以下的范围内。
6.如权利要求4所述制冷装置，其特征在于上述最佳中间压系数Kint，opt在1.1以上且1.6以下的范围内。
7.一种制冷装置，由压缩装置、放热器、辅助节流装置、中间热交换器、主节流装置和蒸发器组成制冷循环，从上述放热器出来的制冷剂分流为两股流，经由上述辅助节流装置，第1制冷剂流流入上述中间热交换器的第1流路，第2制冷剂流流入到上述中间热交换器的第2流路后，经由上述主节流装置流入上述蒸发器中，从而在上述中间热交换器中，上述第1制冷剂流和上述第2制冷剂流进行热交换，从上述蒸发器出来的制冷剂吸入到上述压缩装置的低压部，从上述中间热交换器出来的上述第1制冷剂流吸入到上述压缩装置的中间压部，其特征在于根据上述蒸发器中制冷剂的蒸发温度和外部气体温度，对上述辅助节流装置进行控制，从而确定上述压缩装置的中间压部的压力。
8.一种制冷装置，由压缩装置、放热器、辅助节流装置、中间热交换器、主节流装置和蒸发器组成制冷循环，从上述放热器出来的制冷剂分流为两股流，经由上述辅助节流装置，第1制冷剂流流入到上述中间热交换器的第1流路，第2制冷剂流流入到上述中间热交换器的第2流路后，经由上述主节流装置流入上述蒸发器中，从而在上述中间热交换器中，上述第1制冷剂流和上述第2制冷剂流进行热交换，并且从上述蒸发器流出的制冷剂吸入到上述压缩装置的低压部，从上述中间热交换器流出的上述第1制冷剂流吸入到上述压缩装置的中间压部，其特征在于根据上述蒸发器中制冷剂的蒸发温度和外部气体温度，确定上述压缩装置的中间压部的压力。
9.一种制冷装置，由压缩装置、放热器、辅助节流装置、中间热交换器、主节流装置和蒸发器组成制冷循环，从上述放热器流出的制冷剂分流为两股流，经由上述辅助节流装置，第1制冷剂流流入上述中间热交换器的第1流路，第2制冷剂流流入上述中间热交换器的第2流路后，经由上述主节流装置流入上述蒸发器中，在上述中间热交换器中，上述第1制冷剂流和上述第2制冷剂流进行热交换，从上述蒸发器出来的制冷剂吸入到上述压缩装置的低压部，从上述中间热交换器出来的上述第1制冷剂流吸入到上述压缩装置的中间压部，其特征在于将从上述中间热交换器出来的上述第2制冷剂流温度或从上述中间热交换器出来的上述第1制冷剂流温度控制在规定数值。
10.如权利要求1～9之一所述制冷装置，其特征在于上述制冷装置所使用的制冷剂是二氧化碳。
全文摘要
本发明的制冷装置用于改善制冷装置中蒸发器的制冷能力，提高性能。将从放热器(105)流出的制冷剂分流为两股流，经由辅助膨胀阀(109)，第1制冷剂流流入中间热交换器(107)的第1流路，第2制冷剂流流过中间热交换器的第2流路后，经由作为主节流装置的主膨胀阀(106)流入蒸发器(108)中，在中间热交换器中，使第1制冷剂流和第2制冷剂流进行热交换，从蒸发器流出的制冷剂吸入低段侧的压缩元件(压缩装置的低压部)，从中间热交换器流出的上述第1制冷剂流吸入高段侧的压缩元件(压缩装置的中间压部)。通过压缩装置的吸入压力和排出压力，对作为辅助节流装置的辅助膨胀阀进行控制，确定压缩装置的中间压部的压力。
文档编号F25B7/00GK1847750SQ200610079440
公开日2006年10月18日 申请日期2006年2月28日 优先权日2005年2月28日
发明者R·雷德马彻, 石原寿和, H·赫夫, Y·黄, 大竹雅久, 向山洋, 桑原修, 上村一朗 申请人:热分析股份有限责任公司, 三洋电机株式会社