制冷循环装置制造方法
【专利摘要】制冷循环装置（100），在如下情况下，作为以膨胀机（7）的行程容积VE除副压缩机（2）的行程容积VC获得了的值的设计容积比（VC/VE）被设定得比（DE/DC）×（hE-hF）/（hB-hA）小规定值，上述情况是在能设定的运转范围中运转效率为最大的条件下的、将从散热器流出了的制冷剂的密度定义为DE，从蒸发器流出了的制冷剂的密度定义为DC，流入膨胀机（7）的上述制冷剂的比焓定义为hE，从膨胀机（7）流出了的制冷剂的比焓定义为hF，主压缩机（1）吸入的制冷剂的比焓定义为hA，及主压缩机（1）的压缩过程的途中的制冷剂的比焓定义为hB。
【专利说明】制冷循环装置
【技术领域】
[0001]本发明涉及制冷循环装置，涉及以同轴连结压缩机和膨胀机，对制冷剂的膨胀时发生的膨胀动力进行回收，将该膨胀动力用于制冷剂的压缩的制冷循环装置。
【背景技术】
[0002]将臭氧层破坏系数是零而且地球暖化系数也比氟利昂类小得多的二氧化碳用作制冷剂的制冷循环装置近年来备受关注。二氧化碳制冷剂的临界温度是31.060C，比较低，在利用比此温度更高的温度的情况下，在制冷循环装置的高压侧(压缩机出口?散热器?减压器入口)是不产生冷凝的超临界状态，与以前的制冷剂相比，制冷循环装置的运转效率(COP)降低。因此，在使用了二氧化碳制冷剂的制冷循环装置中，使COP提高的手段是重要的。
[0003]作为这样的手段，提出了一种制冷循环，该制冷循环设置膨胀机代替减压器，回收膨胀时的压力能量作为动力。在这里，在将容积式的压缩机与膨胀机连结在一个轴上的结构的制冷循环装置中，若设压缩机的行程容积为VC，膨胀机的行程容积为VE，则根据VC/VE(设计容积比)决定流过各个压缩机及膨胀机的体积循环量的比。若设蒸发器出口的制冷剂(流入压缩机的制冷剂)的密度为DC，散热器出口的制冷剂(流入膨胀机的制冷剂)的密度为DE，则流过各个压缩机、膨胀机的质量循环量相等，所以，“VCXDC = VEXDE",即“VC/VE =DE/DC”的关系成立。由于VC/VE (设计容积比)是在设备的设计时确定的常数，所以，制冷循环要保持平衡以便DE/DC (密度比)总是为恒定。(以下，将该情况称为“密度比恒定的制约”。)
[0004]然而，由于制冷循环装置的使用条件未必恒定，所以，在设计时设想的设计容积比与在实际的运转状态下的密度比不同的情况下，因为“密度比恒定的制约”而难以调整成最佳的高压侧压力。
[0005]因此，提出了通过设置旁通膨胀机的旁通流路，对流入膨胀机的制冷剂量进行控制，调整成最佳的高压侧压力的结构、控制方法(例如参照专利文献I)。
[0006]另外，提出了通过设置从主压缩机的压缩过程的中间至压缩过程结束后进行旁通的压缩旁通流路和设在上述压缩旁通流路上的副压缩机，对流入上述副压缩机的制冷剂量进行控制，调整成最佳的高压侧压力的结构、控制方法(例如参照专利文献2)。
[0007]现有技术文献
[0008]专利文献
[0009]专利文献1:日本特开2005-291622号公报(权利要求1、图1等)
[0010]专利文献2:日本特开2009-162438号公报(说明书摘要、图1等)
【发明内容】
[0011]发明所要解决的课题
[0012]然而，在上述专利文献I中，虽然记载了在与设计容积比相比实际的运转状态下的密度比小的情况下，通过制冷剂向旁通膨胀机的旁通流路流动，能够调整成最佳的高压侧压力的结构、控制方法，但流过旁通阀的制冷剂因节流损失而进行等焓变化。于是，存在通过一面由膨胀机回收膨胀能量一面进行等熵变化而获得的冷冻效果增加的效果减少的课题。
[0013]另外，在旁通膨胀机的量大的情况下，存在以下课题，S卩，若膨胀机转速低，在滑动部的润滑状态恶化，膨胀机的转速极端地变小，则油在膨胀机的路径内滞留，压缩机内的油枯竭、再起动时的制冷剂滞止起动等导致可靠性降低。
[0014]另外，在上述专利文献2中，虽然想通过不旁通膨胀机来解决上述的课题，但因为在副压缩机的入口设有旁通阀，所以，压力损失导致副压缩机入口的压力降低，其分压缩动力增加，所以，存在运转效率提高的效果减少的课题。
[0015]并且，在上述专利文献2中，没有记载关于如何设定膨胀机、副压缩机、和主压缩机的规格能够在制冷循环装置的整个运转范围实现高性能。
[0016]本发明就是为了解决上述那样的课题而做出的，其目的在于提供一种制冷循环装置，该制冷循环装置即使在因密度比恒定的制约而难以调整成最佳的高压侧压力的情况下，也能在宽的运转范围总是高效率地进行动力回收，实现高效率的运转。
[0017]为了解决课题的手段
[0018]本发明的制冷循环装置，具备主压缩机、散热器、膨胀机、蒸发器、副压缩路径、副压缩机、和驱动轴；该主压缩机，将制冷剂从低压压缩至高压；该散热器，将从上述主压缩机排出了的上述制冷剂的热散走；该膨胀机，对通过了上述散热器的上述制冷剂进行减压；该蒸发器，使从上述膨胀机流出了的上述制冷剂蒸发；该副压缩路径，一端与连接上述蒸发器和上述主压缩机的吸入侧的吸入配管连接，另一端与上述主压缩机的压缩过程的途中连接；该副压缩机，设在上述副压缩路径上，将从上述蒸发器流出了的低压的上述制冷剂的一部分压缩至中间压，注入上述主压缩机的压缩过程的途中；该驱动轴连接上述膨胀机与上述副压缩机，向上述副压缩机传递在上述制冷剂由上述膨胀机减压时发生的动力；在该制冷循环装置中:
[0019]在定义在该制冷循环装置的能设定的运转范围中运转效率最大的条件下的、从上述散热器流出了的上述制冷剂的密度为DE，从上述蒸发器流出了的上述制冷剂的密度为DC，流入上述膨胀机的上述制冷剂的比焓为hE，从上述膨胀机流出了的上述制冷剂的比焓为hF，上述主压缩机吸入的上述制冷剂的比焓为hA，以及上述主压缩机的上述压缩过程的途中的上述制冷剂的比焓为hB的情况下，作为用上述膨胀机的行程容积VE除上述副压缩机的行程容积VC获得了的值的设计容积比(VC/VE)被设定得比(DE/DC) X (hE-hF) /(hB-hA)小规定值。
[0020]发明的效果
[0021]根据本发明的制冷循环装置，即使在因密度比恒定的制约而难以调整成最佳的高压侧压力的情况下，也能够在宽的运转范围高效率地进行动力回收，实现效率良好的运转。
【专利附图】
【附图说明】
[0022]图1是本发明的实施方式的制冷循环装置的制冷剂回路图。
[0023]图2是表示本发明的实施方式的主压缩机的剖面结构的概略纵剖视图。[0024]图3是表示本发明的实施方式的制冷循环装置的制冷运转时的制冷剂的变迁的P-h线图。
[0025]图4是表示本发明的实施方式的制冷循环装置的制热运转时的制冷剂的变迁的P-h线图。
[0026]图5是表示本发明的实施方式的制冷循环装置的控制装置进行的控制处理的流程的流程图。
[0027]图6是表示本发明的实施方式的制冷循环装置的中间压旁通阀与预膨胀阀的协作控制的动作说明图。
[0028]图7是表示在本发明的实施方式的制冷循环装置实施的制冷运转时进行了关闭预膨胀阀的动作的情况下的制冷剂的变迁的P-h线图。
[0029]图8是表示在本发明的实施方式的制冷循环装置实施的制冷运转时进行了打开中间压旁通阀的动作的情况下的制冷剂的变迁的P-h线图。
[0030]图9是表示二氧化碳制冷剂的变迁的一部分的P-h线图。
[0031]图10是表示本发明的实施方式的主压缩机的一例中的设计容积比与COP改善率的关系的特性图(喷射口的位置靠前 的主压缩机)。
[0032]图11是表示本发明的实施方式的主压缩机的一例中的设计容积比与COP改善率的关系的特性图(喷射口的位置处于中间的主压缩机)。
[0033]图12是表示本发明的实施方式的主压缩机的一例中的设计容积比与COP改善率的关系的特性图(喷射口的位置靠后的主压缩机)。
[0034]图13是表示本发明的实施方式的主压缩机的喷射口位置的差异所决定的在制冷条件下的设计容积比与中间压的关系的特性图。
[0035]图14是在图10~图12所示的制冷条件下的设计容积比与COP改善率的关系中反映了图13的结果的图。
[0036]图15是表示本发明的实施方式的主压缩机的喷射口位置的差异所决定的制热条件下的设计容积比与中间压的关系的特性图。
[0037]图16是在图10~图12所示的制热条件下的设计容积比与COP改善率的关系中反映了图15的结果的图。
【具体实施方式】
[0038]实施方式.[0039]图1是本发明的实施方式的制冷循环装置100的制冷剂回路图。图2是表示搭载于此制冷循环装置100的主压缩机I的剖面结构的概略纵剖视图。图3是表示此制冷循环装置100的制冷运转时的制冷剂的变迁的P-h线图。图4是表示此制冷循环装置100的制热运转时的制冷剂的变迁的P-h线图。图5是表示此制冷循环装置100的控制装置83进行的控制处理的流程的流程图。图6是表示此制冷循环装置100的中间压旁通阀9与预膨胀阀6的协作控制的动作说明图。
[0040]下面，根据图1~图6，对制冷循环装置100的回路结构及动作进行说明。另外，包含图1在内，在以下的图中，有时各构成部件的大小的关系与实际的关系不同。另外，包含图1在内，在以下的图中，标注了同一符号的部分是同一或与其相当的部分，这在说明书的全文中通用。并且，在说明书全文中表示的构成部分的方式只不过是例示，不被它们的记载限定。
[0041]制冷循环装置100至少具有主压缩机1、室外热交换器4、膨胀机7、室内热交换器21、和副压缩机2。另外，制冷循环装置100具有作为制冷剂流路切换装置的第I四通阀3、作为制冷剂流路切换装置的第2四通阀5、预膨胀阀6、储液器8、中间压旁通阀9、止回阀10。并且，制冷循环装置100具有对制冷循环装置100的全体的控制进行统管的控制装置83。
[0042]主压缩机I具备马达102，马达102经作为驱动轴的轴103与压缩部连接。即，主压缩机1，通过马达102的驱动力，对吸入的制冷剂进行压缩，使其成为高温、高压的状态。此主压缩机1，可以由例如能进行容量控制的变频压缩机等构成。另外，对主压缩机I的详细内容，根据图2在后面说明。
[0043]室外热交换器4在制冷运转时作为内部的制冷剂散热的散热器起作用，在制热运转时作为内部的制冷剂蒸发的蒸发器起作用。室外热交换器4在从例如图示省略的送风机供给的空气与制冷剂之间进行热交换。
[0044]此室外热交换器4具有使例如制冷剂通过的传热管及用于增大流过该传热管的制冷剂与外气之间的传热面积的翅片，并被构成为在制冷剂与空气(外气)之间进行热交换。室外热交换器4在制热运转时作为蒸发器起作用，使制冷剂蒸发而气化(气体化)。根据情况的不同，有时室外热交换器4没有完全地使制冷剂气体化、蒸发，使制冷剂成为液体与气体的二相混合(气液二相制冷剂)的状态。
[0045]另一方面，室外热交换器4在制冷运转时作为散热器起作用。另外，因为在散热过程中在临界压力以下动作的制冷剂在散热过程中冷凝，所以，有时称在散热过程中使用的热交换器为冷凝器、气体冷却器等。然而，在本实施方式中，不论制冷剂的种类如何，都将在散热过程中使用的热交换器称为“散热器”。
[0046]室内热交换器21在制冷运转时作为内部的制冷剂蒸发的蒸发器起作用，在制热运转时作为内部的制冷剂散热的散热器起作用。室内热交换器21在例如从图示省略的送风机供给的空气与制冷剂之间进行热交换。
[0047]此室内热交换器21具有使例如制冷剂通过的传热管及用于增大流过传热管的制冷剂与空气之间的传热面积的翅片，并被构成为在制冷剂与室内空气之间进行热交换。室内热交换器21在制冷运转时作为蒸发器起作用，使制冷剂蒸发而气体化。另一方面，室内热交换器21在制热运转时作为散热器起作用。
[0048]膨胀机7对通过内部的制冷剂进行减压。制冷剂被减压时发生的动力经驱动轴43向副压缩机2传递。副压缩机2由驱动轴43与膨胀机7连接，通过在制冷剂由膨胀机7减压时发生的动力驱动，对制冷剂进行压缩。在本实施方式的制冷循环装置100中，设有连接主压缩机I的吸入配管32和主压缩机I的压缩过程途中的副压缩路径31，副压缩机2设在此副压缩路径31上。S卩，副压缩机2的吸入侧并列地与主压缩机I连接，副压缩机2的排出侧与主压缩机I的压缩过程连接。这些膨胀机7及副压缩机2是容积式，例如采取涡旋式等方式。
[0049]第I四通阀3设在主压缩机I的排出配管35上，具有根据运转模式对制冷剂流动的方向进行切换的功能。第I四通阀3通过切换，连接室外热交换器4与主压缩机1、室内热交换器21与储液器8，或连接室内热交换器21与主压缩机1、室外热交换器4与储液器8。即，第I四通阀3根据控制装置83的指示，进行与涉及制冷制热的运转模式对应的切换，切换制冷剂的流路。
[0050]第2四通阀5根据运转模式使膨胀机7与室外热交换器4、室内热交换器21连接。第2四通阀5通过切换，连接室外热交换器4与预膨胀阀6、室内热交换器21与膨胀机7，或连接室内热交换器21与预膨胀阀6、室外热交换器4与膨胀机7。即，第2四通阀5根据控制装置83的指示，进行与涉及制冷制热的运转模式对应的切换，对制冷剂的流路进行切换。
[0051]在制冷运转时，第I四通阀3进行切换，以便制冷剂从主压缩机I向室外热交换器4流动，制冷剂从室内热交换器21向储液器8流动，第2四通阀5进行切换，以便制冷剂从室外热交换器4通过预膨胀阀6、膨胀机7、向室内热交换器21流动。另一方面，在制热运转时，第I四通阀3进行切换，以便制冷剂从主压缩机I向室内热交换器21流动，制冷剂从室外热交换器4向储液器8流动，第2四通阀5进行切换，以便制冷剂从室内热交换器21通过预膨胀阀6、膨胀机7、向室外热交换器4流动。利用第2四通阀5，通过膨胀机7的制冷剂的方向不论制冷运转时、制热运转时都成为同一方向。
[0052]预膨胀阀6设置于膨胀机7的上游侧，对制冷剂进行减压而使其膨胀，可以由开度能可变地控制的膨胀阀，例如电子式膨胀阀等构成。此预膨胀阀6，具体地说，设在第2四通阀5与膨胀机7的入口之间的制冷剂流路34上(即，散热器(室外热交换器4或室内热交换器21)的制冷剂流出侧与膨胀机7的制冷剂流入侧之间)，对流入膨胀机7的制冷剂的压力进行调整。
[0053]储液器8设在主压缩机I的吸入侧，并具有以下功能，即，在制冷循环装置100发生了异常时、改变运转控制时伴随的运转状态过渡响应时，储存液体制冷剂，防止液体向主压缩机I返回。即，储液器8具有以下作用，即，储存制冷循环装置100的制冷剂回路中的过剩的制冷剂，或防止制冷剂液大量地向主压缩机I及副压缩机2返回而导致主压缩机I破损。
[0054]中间压旁通阀9设在从副压缩机2与主压缩机I之间的副压缩路径31分支、到达主压缩机I的吸入配管32的旁通路径33上，对流过旁通路径33的制冷剂流量进行调整。另外，旁通路径33的另一端(副压缩路径31的连接端相反侧的端部)，被连接在副压缩路径31从吸入配管32分支的位置与主压缩机I之间。即，旁通路径33连接副压缩机2的排出配管(副压缩机2与主压缩机I之间的副压缩路径31)与主压缩机的吸入配管32。中间压旁通阀9可以由开度能可变地控制的阀，例如电子式膨胀阀等构成。通过对此中间压旁通阀9的开度进行调整，能够对作为副压缩机2的排出压力的中间压进行调整。
[0055]止回阀10设在副压缩机2的副压缩路径31上，将流入主压缩机I的制冷剂流动的方向调整成一个方向(从副压缩机2往主压缩机I去的方向)。通过设置此止回阀10，当副压缩机2的排出压力与主压缩机I的压缩室108的压力相比变低了时，能够防止制冷剂逆流。
[0056]控制装置83对主压缩机I的驱动频率、设在室外热交换器4及室内热交换器21附近的图示省略的送风机的转速、第I四通阀3的切换、第2四通阀5的切换、预膨胀阀6的开度、中间压旁通阀9的开度等进行控制。[0057]另外，在本实施方式中，说明制冷循环装置100使用二氧化碳作为制冷剂的例子。二氧化碳，与以前的氟利昂系制冷剂相比，臭氧层破坏系数是零，具有地球暖化系数小的特性。但是，用于本实施方式的制冷循环装置100的制冷剂并不限于二氧化碳。
[0058]在制冷循环装置100中，主压缩机1、副压缩机2、第I四通阀3、第2四通阀5、室外热交换器4、预膨胀阀6、膨胀机7、储液器8、中间压旁通阀9、及止回阀10被收容在室外机81中。另外，在制冷循环装置100中，控制装置83也被收容在室外机81中。并且，在制冷循环装置100中，室内热交换器21被收容在室内机82中。在图1中，以由液体管36及气体管37将I台室内机82 (室内热交换器21)与I台室外机81 (室外热交换器4)连接的状态为例进行了表示，但不对室外机81及室内机82的连接台数进行限定。
[0059]另外，在制冷循环装置100中设有温度传感器(温度传感器51、温度传感器52、温度传感器53)。由这些温度传感器测出的温度信息被送到控制装置83，用于制冷循环装置100的构成设备的控制。
[0060]温度传感器51设在主压缩机I的排出配管35上，对主压缩机I的排出温度(即，从主压缩机I排出的制冷剂的温度)进行检测，例如可以由热敏电阻等构成。温度传感器52设在室外热交换器4的附近(例如外表面)，对流入室外热交换器4的空气的温度进行检测，例如可以由热敏电阻等构成。温度传感器53设在室内热交换器21的附近(例如外表面)，对流入室内热交换器21的空气的温度进行检测，例如可以由热敏电阻等构成。
[0061]另外，温度传感器51、温度传感器52、温度传感器53的设置位置不限于图1所示位置。例如，若是温度传感器51，则只要设置在能够对从主压缩机I排出的制冷剂的温度进行检测的位置即可，若是温度传感器52，则只要设在能够对室外热交换器4周边的空气的温度进行检测的位置即可，若是温度 传感器53，则只要设置在能够对室内热交换器21周边的空气的温度进行检测的位置即可。
[0062]下面，根据图2对主压缩机I的结构及动作进行说明。主压缩机I如以下那样地构成，即，在构成主压缩机I的外廓的壳体101的内部，收纳作为驱动源的马达102、作为由马达102进行旋转驱动的驱动轴的轴103，在轴103上安装于前端部的、随着轴103 —起进行旋转驱动的摆动涡旋盘104 (摇動7々口一 >)，和配置于摆动涡旋盘104的上侧、形成有与摆动涡旋盘104的涡旋体啮合的涡旋体的固定涡旋盘105等。另外，与吸入配管32连接的流入配管106、与排出配管35连接的流出配管112、以及与副压缩路径31连接的注入配管114被与壳体101连接。
[0063]在壳体101的内部，与流入配管106导通的低压空间107形成在摆动涡旋盘104及固定涡旋盘105的涡旋体的最外周部。在壳体101的内部上方，形成与流出配管112导通的高压空间111。在摆动涡旋盘104的涡旋体与固定涡旋盘的涡旋体之间形成多个容积相对地变化的压缩室(例如，图1所示压缩室108、压缩室109)。压缩室109表示形成在摆动涡旋盘104及固定涡旋盘105的大致中央部的压缩室。压缩室108表示形成在与压缩室109相比处于外侧的压缩过程中间的压缩室。
[0064]在固定涡旋盘105的大致中央部设有将压缩室109与高压空间111导通的流出孔110。在固定涡旋盘105的压缩过程中间部设有将压缩室108与注入配管114导通的喷射口 113。另外，在壳体101内配设用于阻止摆动涡旋盘104的在偏心回转运动中的自转运动的图示省略的十字滑环。此十字滑环(才 > 夕^ U >7)，实现阻止摆动涡旋盘104的自转运动并且允许进行公转运动的功能。
[0065]固定涡旋盘105被固定在壳体101内。另外，摆动涡旋盘104相对于固定涡旋盘105不自转地进行公转运动。并且，马达102至少由被固定保持在壳体101内部的定子和能旋转地配设在定子的内周面侧、固定于轴103的转子构成。定子具有通过通电使转子进行旋转驱动的功能。转子具有通过向定子通电进行旋转驱动、使轴103旋转的功能。
[0066]简单地说明主压缩机I的动作。
[0067]若向马达102通电，则在构成马达102的定子和转子上产生转矩，轴103旋转。在轴103的前端部安装摆动涡旋盘104，摆动涡旋盘104进行公转运动。随着摆动涡旋盘104的回转运动，压缩室一面减少容积一面向中心移动，制冷剂被压缩。
[0068]由副压缩机2压缩、排出的制冷剂，通过副压缩路径31、止回阀10。此制冷剂，之后从注入配管114流入主压缩机I。另一方面，通过吸入配管32的制冷剂，从流入配管106流入主压缩机I。从流入配管106流入的制冷剂流入低压空间107中，被封闭在压缩室中，逐渐被压缩。然后，若压缩室到达作为压缩过程的中间位置的压缩室108，则制冷剂从喷射口 113流入压缩室108中。
[0069]S卩，从注入配管114流入的制冷剂和从流入配管106流入的制冷剂在压缩室108中混合。之后，混合的制冷剂逐渐被压缩，到达压缩室109。到达了压缩室109的制冷剂，经由流出孔110及高压空间111后，经流出配管112向壳体101外被排出，导通排出配管35。
[0070]接下来，对制冷循环装置100的运转动作进行说明。
[0071]<制冷运转模式>
[0072]首先，参照图1及图3对制冷循环装置100实施的制冷运转时的动作进行说明。另夕卜，在图1中表示的符号A?G与在图3中表示的符号A?G对应。另外，在制冷运转模式下，第I四通阀3及第2四通阀5被控制成图1中用“实线”表示的状态。在这里，关于制冷循环装置100的制冷剂回路等中的压力的高低，不是根据与成为基准的压力的关系决定的，而是将通过在主压缩机1、副压缩机2中的升压、在预膨胀阀6、膨胀机7中的减压等获得的相对的压力表示成高压、低压。另外，关于温度的高低也是同样。
[0073]在制冷运转时，首先，吸入了的低压的制冷剂被吸入主压缩机I及副压缩机2中。被吸入副压缩机2中的低压的制冷剂由副压缩机2压缩而成为中压的制冷剂(从状态A成为状态B)。由副压缩机2压缩的中压的制冷剂从副压缩机2排出，经副压缩路径31及注入配管114被导入主压缩机I中。中压的制冷剂与被吸入主压缩机I中的制冷剂混合，由主压缩机I进一步压缩，成为高温高压的制冷剂(从状态B成为状态C)。由主压缩机I压缩的高温高压的制冷剂，从主压缩机I排出，通过第I四通阀3，流入室外热交换器4。
[0074]流入室外热交换器4中的制冷剂,通过与向室外热交换器4供给的室外空气进行热交换来散热，向室外空气传热而成为低温高压的制冷剂(从状态C成为状态D)。此低温高压的制冷剂，从室外热交换器4流出，通过第2四通阀5，通过预膨胀阀6。低温高压的制冷剂在通过预膨胀阀6时被减压(从状态D成为状态E)。由预膨胀阀6减压了的制冷剂，被吸入膨胀机7中。被吸入了膨胀机7中的制冷剂，被减压而成为低温，成为干度低的状态的制冷剂(从状态E成为状态F)。
[0075]此时，在膨胀机7中，随着制冷剂的减压，产生动力。此动力由驱动轴43回收，向副压缩机2传递，用于副压缩机2对制冷剂的压缩。由膨胀机7减压了的制冷剂，从膨胀机7排出，通过了第2四通阀5后，从室外机81流出。从室外机81流出的制冷剂，流过液体管36，流入室内机82。
[0076]流入室内机82的制冷剂，流入室内热交换器21，从向室内热交换器21供给的室内空气吸热而蒸发，成为保持在低压状态的、干度高的状态的制冷剂(从状态F成为状态G)。由此，室内空气被冷却。此制冷剂从室内热交换器21流出，进而从室内机82流出，流过气体管37，流入室外机81。流入了室外机81的制冷剂，通过第I四通阀3，流入了储液器8后，再次被吸入主压缩机I及副压缩机2中。
[0077]制冷循环装置100，通过重复上述动作，室内的空气的热向室外的空气传递，对室内进行制冷。
[0078]<制热运转模式>
[0079]参照图1及图4对制冷循环装置100实施的制热运转时的动作进行说明。另外，在图1中表示的符号A?G与在图4中表示的符号A?G对应。另外，在制热运转模式中，第I四通阀3及第2四通阀5被控制成图1中用“虚线”表示的状态。
[0080]在制热运转时，首先，被吸入了主压缩机I及副压缩机2中的低压的制冷剂被吸入。被吸入了副压缩机2中的低压的制冷剂，由副压缩机2压缩，成为中压的制冷剂(从状态A成为状态B)。由副压缩机2压缩的中压的制冷剂，从副压缩机2排出，经副压缩路径31及注入配管114导入主压缩机I中。中压的制冷剂与被吸入了主压缩机I中的制冷剂混合，由主压缩机I进一步压缩，成为高温高压的制冷剂(从状态B成为状态G)。由主压缩机I压缩的高温高压的制冷剂，从主压缩机I排出，通过第I四通阀3，从室外机81流出。
[0081]从室外机81流出的制冷剂，流过气体管37，流入室内机82。流入了室内机82的制冷剂，流入室内热交换器21，通过与向室内热交换器21供给的室内空气进行热交换来散热，向室内空气传热而成为低温高压的制冷剂(从状态G成为状态F)。由此，室内空气被加热。此低温高压的制冷剂从室内热交换器21流出，进而流出室内机82，流过液体管36，流入室外机81。流入了室外机81中的制冷剂，通过第2四通阀5，通过预膨胀阀6。低温高压的制冷剂在通过预膨胀阀6时被减压(从状态F成为状态E)。
[0082]由预膨胀阀6减压的制冷剂，被吸入膨胀机7中。被吸入了膨胀机7中的制冷剂，被减压，成为低温，成为干度低的状态的制冷剂(从状态E成为状态D)。此时，在膨胀机7中，随着制冷剂的减压，产生动力。此动力由驱动轴43回收，向副压缩机2传递，用于副压缩机2对制冷剂的压缩。由膨胀机7减压了的制冷剂，从膨胀机7排出，通过了第2四通阀5后，流入室外热交换器4。流入了室外热交换器4的制冷剂，从向室外热交换器4供给的室外空气吸热而蒸发，成为保持低压状态的、干度高的状态的制冷剂(从状态D成为状态C)。
[0083]此制冷剂从室外热交换器4流出，通过第I四通阀3，流入了储液器8后，再次被吸入主压缩机I及副压缩机2中。
[0084]制冷循环装置100，通过重复上述动作，室外的空气的热向室内的空气传递，对室内进行制热。
[0085](流过副压缩机和膨胀机的制冷剂流量的说明)
[0086]在这里，说明副压缩机2和膨胀机7的制冷剂流量。
[0087]设流过膨胀机7的制冷剂流量为GE，流过副压缩机2的制冷剂流量为GC。另外，如设流过主压缩机I和副压缩机2的合计的制冷剂流量中的、向副压缩机2流动的制冷剂流量的比例(称为分流比)为W，则GE与GC的关系由下述式(I)表示。
[0088]GC = WXGE......(I)
[0089]因此，若设副压缩机2的行程容积为VC，膨胀机7的行程容积为VE，副压缩机2的流入制冷剂密度为DC，膨胀机7的流入制冷剂密度为DE，则密度比恒定的制约由下述式(2)表不。
[0090]VC/VE/ff = DE/DC......(2)
[0091]换言之，设计容积比(VC/VE)由下述式(3)表示。
[0092]VC/VE = (DE/DC) Xff......(3)
[0093]另外，分流比W以在膨胀机7的回收动力、和在副压缩机2的压缩动力大体相等的方式确定即可。S卩，若设膨胀机7的入口比焓为hE，出口比焓为hF，副压缩机2的入口比焓为hA，出口比焓为hB，则以满足下述式(4)的方式确定分流比W即可。
[0094]hE-hF = WX (hB-hA)......(4)
[0095](注入的效果)
[0096]制冷循环装置100，由于是在由副压缩机2将低压的制冷剂的一部分压缩至中间压后注入主压缩机I中，所以，能够将主压缩机I的电输入减少与副压缩机2的压缩动力相
应的量。
[0097](密度比不符时的说明)
[0098]接下来，说明实际的运转状态下的密度比(DE/DC)与设计时设想的容积比(VC/VE/W)不同的情况下的制冷运转。
[0099][(DE/DC) > (VC/VE/W)时的制冷运转]
[0100]首先，说明实际的运转状态下的密度比(DE/DC)与设计时设想的容积比(VC/VE/W)相比大的制冷运转的情况。在此情况下，因为密度比恒定的制约，制冷循环在使高压侧压力降低的状态下要保持平衡，以便膨胀机7的入口制冷剂密度(DE)变小。然而，在高压侧压力比希望的压力降低了的状态下运转效率降低。
[0101]因此，若中间压旁通阀9不是全闭状态，则向闭方向操作中间压旁通阀9，使中间压上升，使副压缩机2的必要压缩动力增加。于是，膨胀机7的转速要减少，所以，制冷循环向膨胀机7的入口密度增加的方向要保持平衡。
[0102]或者，若中间压旁通阀9是全闭状态，则向闭方向操作预膨胀阀6，如图7所示那样使流入膨胀机7的制冷剂膨胀(从状态D成为状态E2)，使制冷剂密度降低。于是，制冷循环向膨胀机7的入口密度增加的方向要保持平衡。另外，图7是表示在制冷循环装置100实施的制冷运转时进行了关闭预膨胀阀6的动作的情况下的制冷剂的变迁的P-h线图。
[0103]S卩，在(DE/DC)>(VC/VE/W)时的制冷运转的情况下，在制冷循环装置100中，通过控制成关闭中间压旁通阀9或关闭预膨胀阀6，要使制冷循环在高压侧压力上升的方向保持平衡。因此，在制冷循环装置100中，能够使高压侧压力上升，调整成希望的压力，而且，因为没有旁通膨胀机7的制冷剂，所以，能实现效率良好的运转。另外，高压侧压力意味着从主压缩机I的流出口至预膨胀阀6的压力，只要是此位置的压力，则可以是任意的压力。
[0104][(DE/DC) < (VC/VE/W)时的制冷运转]
[0105]接下来，说明实际的运转状态下的密度比(DE/EC)与设计时设想的容积比(VC/VE/W)相比小的制冷运转的情况。在此情况下，因为密度比恒定的制约，制冷循环在使高压侧压力上升的状态下要保持平衡，以便膨胀机7的入口制冷剂密度(DE)变大。可是，在高压侧压力与希望的压力相比上升的状态下运转效率降低。
[0106]因此，若预膨胀阀6不是全开状态，则向开方向操作预膨胀阀6，避免向膨胀机7流入的制冷剂膨胀，使制冷剂密度上升。于是，制冷循环向膨胀机7的入口密度减少的方向要保持平衡。
[0107]或者，如预膨胀阀6是全开状态，则向开方向操作中间压旁通阀9。此时的制冷循环的动向由图8进行说明。另外，图8是表示在制冷循环装置100实施的制冷运转时进行了打开中间压旁通阀9的动作的情况下的制冷剂的变迁的P-h线图。
[0108]在副压缩机2中，将从储液器8流出的制冷剂压缩至中间压(从状态G成为状态B)。从副压缩机2排出的制冷剂的一部分通过止回阀10注入主压缩机I中。另外，从副压缩机2排出的制冷剂的余下部分通过中间压旁通阀9，与流过主压缩机I的吸入配管32的制冷剂汇合(状态A2)。被吸入了主压缩机I中的状态A2的制冷剂，与被压缩至中间压并且被注入了的制冷剂混合，进一步被压缩(状态C2)。于是，由于使中间压降低，副压缩机2的必要压缩动力减少，膨胀机7的转速趋向增加，所以，制冷循环向膨胀机7的入口密度减少的方向要保持平衡。
[0109]S卩，在(DE/DC)<(VC/VE/W)时的制冷运转的情况下，在制冷循环装置100中，通过控制成打开预膨胀阀6或打开中间压旁通阀9，要使制冷循环向降低高压侧压力的方向保持平衡。因此，在制冷循环装置100中，能够使高压侧压力降低，调整成希望的压力，而且，因为没有旁通膨胀机7的制冷剂，所以，能实现效率良好的运转。
[0110][(DE/DC) Φ (VC/VE/W)时的制热运转]
[0111]虽然存在实际的运转状态下的密度比(DE/DC)与设计时设想的容积比(VC/VE/W)不同的制热运转的情况，但因为与制冷运转时同样地对副压缩机2及膨胀机7的动作进行控制，所以，省略说明。
[0112]接下来，作为中间压旁通阀9和预膨胀阀6的具体的操作方法，根据图5所示的流程图说明控制装置83实施的控制的处理的流程。
[0113]制冷循环装置100的特征在于，利用高压侧压力与排出温度的相关关系，不使用测量时需要高成本的传感器的高压侧压力，而是根据能比较廉价地测量的排出温度实施中间压旁通阀9及预膨胀阀6的控制。
[0114]在制冷循环装置100的运转时，最适合的高压侧压力并不总是恒定。因此，在制冷循环装置100中，将由温度传感器52检测的外气温度、由温度传感器53检测的室内温度等数据预先作为表格存储在被搭载于控制装置83的ROM等存储单元中。而且，控制装置83从存储在存储单元中的数据决定目标排出温度(步骤201)。然后，将来自温度传感器51的测出值(排出温度)取入控制装置83中(步骤202)。控制装置83，比较由步骤201决定了的目标排出温度与由步骤202取入了的排出温度(步骤203)。
[0115]在排出温度比目标排出温度低的情况下(步骤203;是)，因为存在高压侧压力比最适合的高压侧压力低的倾向，所以，控制装置83首先判定是否中间压旁通阀9是全闭(步骤204)。在中间压旁通阀9是全闭的情况下(步骤204;是)，控制装置83向闭方向操作预膨胀阀6 (步骤205)，对流入膨胀机7的制冷剂进行减压，使制冷剂密度降低，使高压侧压力及排出温度上升。另外，在中间压旁通阀9不是全闭的情况下(步骤204;否)，控制装置83向闭方向操作中间压旁通阀9 (步骤206)，使中间压上升，使副压缩机2的必要压缩动力增力口，使高压侧压力及排出温度上升。
[0116]相反，在排出温度比目标排出温度高的情况下(步骤203;否)，因为存在高压侧压力比最适合的压力高的倾向，所以，控制装置83首先判定是否预膨胀阀6是全开(步骤207)。在预膨胀阀6是全开的情况下(步骤207;是)，控制装置83向开方向操作中间压旁通阀9 (步骤208)，使中间压降低，使副压缩机2的必要压缩动力减少，使高压侧压力及排出温度降低。另外，在预膨胀阀6不是全开的情况下(步骤207 ;否)，控制装置83向开方向操作预膨胀阀6 (步骤209)，通过使得流入膨胀机7的制冷剂不减压，使高压侧压力及排出温度降低。
[0117]在以上的步骤后，返回步骤201，以后重复从步骤201至步骤209。通过实施这样的控制，实现图6所示那样的使中间压旁通阀9与预膨胀阀6协作的控制。具体地说，控制装置83通过以下方式对高压侧压力进行调整，S卩，在高压侧压力低、中间压旁通阀的开度是最低开度时操作预膨胀阀6，在高压侧压力高、预膨胀阀6的开度是最高开度时操作中间压旁通阀9。另外，在图6中，横轴表示高压侧压力的高低，纵轴上方表示预膨胀阀6的开度，纵轴下方表示中间压旁通阀9的开度。
[0118]通过如上所述地那样对预膨胀阀6及中间压旁通阀9的开度进行控制，能实现制冷循环装置100的高效率的运转。然而，若在预膨胀阀6的压力差大，或者流过中间压旁通阀9的流量大，则因为应回收的动力减少，所以，有时制冷循环装置100的运转效率降低。因此，以下关于在宽的运转范围中能够总是高效率地进行动力回收、能够高效率地维持制冷循环装置100的运转效率的设计容积比(VC/VE)进行研究。
[0119]图10?图12是表示本发明的实施方式的主压缩机的一例中的设计容积比与运转效率的关系的特性图。另外，图10?图12将运转效率表示为COP改善率，在(A)中表示设计容积比与COP改善率的相关关系。此COP改善率，以不使用膨胀机7及副压缩机2，而是使用膨胀阀构成图1所示制冷剂回路的制冷循环装置的COP为基准进行表示。另外，在图10?图12的(B)中，在主压缩机I的压缩部(摆动涡旋盘104及固定涡旋盘105)剖视图中表不喷射口 113的位置。另外，图10表不喷射口的位置靠前的主压缩机I,图11表不喷射口的位置处于中间的主压缩机1，图12表示喷射口的位置靠后的主压缩机I。在这里，喷射口 113的位置“靠前”、“中间”及“靠后”是指喷射口 113开口至压缩室108的旋转角度越小，喷射口的位置越“靠前”，喷射口 113开口至压缩室108的旋转角度越大，喷射口的位置越“靠后”。
[0120]如图10?图12所示，能够在制冷运转时及制热运转时的双方找到COP改善率最大的设计容积比(VC/VE)。设计容积比(VC/VE)是在所期望的高压侧压力下上述的式(2)成立的部位。在高压侧压力因密度比恒定的制约而从所期望的范围脱离了的情况下，如图10?图12的空白箭头中所示那样，通过由预膨胀阀6进行的制冷剂的膨胀、由中间压旁通阀9及旁通路径33进行的制冷剂的旁通，将高压侧压力控制在所期望的压力范围，高效率地维持制冷循环装置100的运转效率。
[0121]另外，从图10?图12可以得知，在制冷运转时及制热运转时的双方，增大了设计容积比(VC/VD)时的COP改善率的降低比减小了设计容积比(VC/VD)时的COP改善率的降低更大。由此可以得知，为了在制冷运转时及制热运转时的双方增大COP改善率，可以将设计容积比(VC/VE)设定得比COP改善率最大时的值小规定值。
[0122]由于在制冷运转和制热运转中是相同的设计容积比(VC/VE )，所以，包含制冷运转和制热运转在内，COP改善率最大的运转条件是散热器的周围温度最低而且蒸发器的周围温度最高的条件。因此，可以将副压缩机2及膨胀机7的设计容积比(VC/VE)设定得比这样的COP改善率最大的运转条件下的设计容积比(VC/VE)小规定值。
[0123]换言之，根据式(4)，分流比W可如下述式(5)那样表示。
[0124]W = (hE-hF)/ (hB-hA)......(5)
[0125]因此，副压缩机2及膨胀机7的设计容积比(VC/VE)，根据上述式(3)、(5)，可如下述式(6)那样表不。
[0126]VC/VE = (DE/DC) X (hE-hF) / (hB-hA)......(6)
[0127]S卩，可以求出COP改善率最大的运转条件下的(DE/DC) X (hE_hF) / (hB_hA)，设定副压缩机2及膨胀机7的设计容积比(VC/VE)，以便与该求出了的COP改善率最大的运转条件下的(DE/DC)X (hE-hF) / (hB-hA)的值相比使副压缩机2及膨胀机7的设计容积比(VC/VE)小规定值。
[0128]通过这样地设定副压缩机2及膨胀机7的设计容积比(VC/VE)，即使在因密度比恒定的制约而难以调整成最佳的高压侧压力的情况下，也能够在宽的运转范围高效率地进行动力回收，能够高效率地维持制冷循环装置100的运转效率。
[0129]在这里，如从图10?图12可以得知的那样，COP改善率最大的设计容积比(VC/VE)因喷射口 113的位置的不同而不同。更详细地说，喷射口 113的位置越靠后，COP改善率最大的设计容积比(VC/VE)变得越小。另外，作为主压缩机I的压缩过程的途中的中间压也因喷射口 113的位置的变化而变化。因此，通过考虑喷射口 113的位置而设定副压缩机2及膨胀机7的设计容积比(VC/VE)，能更高效率地运转制冷循环装置100。
[0130]图13是表示在本发明的实施方式的主压缩机的喷射口位置存在差异的制冷条件下的设计容积比与中间压的关系的特性图。另外，图13将低压设为基准“1”，参照此基准“I”对中间压及高压进行表示。中间压是指制冷剂从副压缩机2注入主压缩机I的压缩室108中，压缩室108和喷射口 113的路径被封闭后的压缩室108内的压力。
[0131]在此图13中，与图10?图12所示主压缩机I对应，示出了“靠前”、“中间”及“靠后”的3条向右上升的曲线。它们是根据与设计容积比(VC/VE)确定的分流比W的相应的制冷剂从副压缩机2可靠地全部注入了主压缩机I的压缩室108中的情况下的中间压。另夕卜，在图13中，示出了向右下降的曲线。它是根据与设计容积比(VC/VE)确定的分流比W相应的制冷剂从副压缩机2排出时的排出压力。在表示处在喷射口 113的位置的封闭后的中间压的向右上升的曲线与作为由副压缩机2压缩的压力的向右下降的曲线的交点的左侧，由向右上升的曲线和向右下降的曲线分区的区域成为能运转的中间压。例如，若以图13所示封闭后的中间压的曲线为例，则参照与“靠后”的向右上升的曲线的交点，在将设计容积比(VC/VE)设为I的情况下，图12所示主压缩机I的封闭后的中间压成为约2.2。
[0132]图13的虚线表示高压和低压的几何平均。若设计容积比(VC/VE)变化，则因为注入流量变化，所以，中间压也变化。在设计容积比(VC/VE)= O的向右上升曲线的值表示注入流量是零的情况下的中间压，它表示各个的喷射口的位置的中间压。喷射口的位置是“中间”的情况下的中间压，与高压和低压的几何平均大概一致。[0133]从图13可以得知，喷射口 113的位置越“靠后”，封闭后的中间压越增大。这是因为，喷射口 113的位置越“靠后”，压缩室108的容积越减少，所以，注入的制冷剂的流量相对地增大。若封闭后的中间压过大，则因为以下的理由，变得不能从副压缩机2向主压缩机I注入，存在高压不能控制地增大，运转效率降低的可能性。
[0134]另外，在图13的向右上升的曲线与向右下降的曲线的交点，副压缩机2的排出压力与在主压缩机I的喷射口 113的位置的封闭后的中间压一致，COP改善率为最大。
[0135]S卩，假设在膨胀机7的回收动力与在副压缩机2的压缩动力大体相等，表示了式
(4)。然而，严密地说，由式(4)表示的出口比焓hB不是副压缩机2的出口比焓，而是表示主压缩机I的压缩过程的途中(即，从副压缩机2被注入的位置)的比焓。因此，若设副压缩机2的出口比焓为hB'，则式(4)的(hB-hA)由下述式(7)表示。
[0136]hB-hA = hB' -hA + a ShB' -hA......(7)
[0137]S卩，从主压缩机I的入口至压缩过程的途中的焓的差，比从副压缩机2的入口至出口的焓差大，其主要原因是用于把从副压缩机2被排出的制冷剂注入主压缩机I所需要的动力(与α相当的部分)。即，严密地说，“在膨胀机7的回收动力”并不与“在副压缩机2的压缩动力”平衡，而是与“在副压缩机2的压缩动力和副压缩机2向主压缩机I的流入功的和”平衡。因此，若封闭后的中间压过大，则副压缩机2向主压缩机I的流入功增大，变得不能从副压缩机2向主压缩机I注入。
[0138]图14是在图10?图12所示制冷条件下的设计容积比与COP改善率的关系中反映了图13的结果的图。图14中用粗线表示的向上凸起的3条的曲线，从左开始是“靠后”、“中间”、“靠前”的情况下的COP改善率。虚线是这些各曲线的顶点的包络线。此包络线也成为具有最大值的曲线(向上凸起的曲线)。从图14可以得知，随着喷射口 113的位置从“中间”往“靠后”侧去，COP改善率降低。这是因为，随着喷射口 113的位置从“中间”往“靠后”侧去，注入流量变多，因压力损失，用于向主压缩机I注入制冷剂的所需要的动力(与α相当的部分)变大。另外，可知随着喷射口 113的位置从“中间”往“靠前”侧去，COP改善率降低。这是因为，随着喷射口 113的位置从“中间”往“靠前”侧去，因喷射口 113的形成位置，变得难以从副压缩机2向主压缩机I注入制冷剂。因为所需要的动力(与α相当的部分)的不确定因素大，所以，最好从“中间”往“靠前”侧一方确定喷射口 113的位置。
[0139]另外，图15是表示在本发明的实施方式的主压缩机的喷射口位置存在差异的制热条件下的设计容积比与中间压的关系的特性图，图16是在图10?图12所示制热条件下的设计容积比与COP改善率的关系中反映了图15的结果的图。在制热条件下，也得知与制冷条件同样地随着喷射口 113的位置从“中间”往“靠后”侧去，COP改善率降低。这是因为，与制冷条件同样，随着喷射口 113的位置从“中间”往“靠后”侧去，注入流量多，因压力损失，用于主向压缩机I注入制冷剂的所需要的动力(与α相当的部分)变大。另外还可知随着喷射口 113的位置从“中间”往“靠前”侧去，COP改善率降低。与制冷条件同样，这是因为，随着喷射口 113的位置从“中间”往“靠前”侧去，因喷射口 113的形成位置，变得难以从副压缩机2向主压缩机I注入制冷剂。因为所需要的动力(与α相当的部分)的不确定因素大，所以，即使在制热条件下，也与制冷条件同样地最好从“中间”往“靠前”侧的一方确定喷射口 113的位置。
[0140]在本实施方式中，决定喷射口 113的位置及设计容积比(VC/VE)，以便用于注入主压缩机I的所需要的动力不变得过大，即，封闭后的中间压不变得过大。具体地说，设定中间压(更详细地说，封闭后的中间压)，以便该中间压是在能设定的运转范围中COP改善率为最大的运转条件下的高压(主压缩机I的排出压力)和低压(主压缩机I的吸入压力)的几何平均值以下。然后，决定喷射口 113的位置及设计容积比(VC/VE)，以便成为此中间压。
[0141]这样通过使得用于注入主压缩机I的所需要的动力不变得过大，S卩，使得封闭后的中间压不变得过大，能更高效率地运转制冷循环装置100。另外，一般若将中压设定在高压和低压的几何平均值以下，则能够高效率地运转制冷循环装置。因此，通过设定中间压(更详细地说，封闭后的中间压)，以便该中间压是在能设定的运转范围中COP改善率为最大的运转条件下的高压(主压缩机I的排出压力)和低压(主压缩机I的吸入压力)的几何平均值以下，能更高效率地运转制冷循环装置100。
[0142]另外，若封闭后的中间压变得过大，则在注入后的主压缩机I的压缩过程(从中间压至高压的压缩过程)中，发生过压缩，主压缩机I的电输入增大，还存在制冷循环装置100的运转效率降低的可能性。因此，除了副压缩机2向主压缩机I的流入功所导致的运转效率的降低以外，还考虑由过压缩产生的运转效率的降低地设定设计容积比(VC/VE)，由此，能更高效率地运转制冷循环装置100。
[0143]如图14及图16所示，因为若喷射口位置“靠后”，则COP降低，所以，若将设计容积比(VC/VE)设定在I至2.5之间，则能够在制冷循环装置的运转范围内实现高C0P。
[0144]以上，在本实施方式的制冷循环装置100中，可以求出在能设定的运转条件下COP改善率为最大的运转条件的(DE/DC) X (hE-hF)/ (hB-hA),设定副压缩机2及膨胀机7的设计容积比(VC/VE)，以便副压缩机2及膨胀机7的设计容积比(VC/VE)比该求出了的在能设定的运转条件下COP改善率最大的运转条件的(DE/DC) X (hE-hF) / (hB-hA)的值小规定值。因此，即使在因密度比恒定的制约而难以调整成最佳的高压侧压力的情况下，也能够在宽的运转范围高效率地进行动力回收，能够高效率地维持制冷循环装置100的运转效率。
[0145]另外，在本实施方式的制冷循环装置100中，决定喷射口 113的位置及设计容积比(VC/VE)，以便用于将制冷剂注入主压缩机I的所需要的动力不变得过大，即，封闭后的中间压不变得过大。具体地说，设定中间压(更详细地说，封闭后的中间压)，以便该中间压是在能设定的运转范围中COP改善率最大的运转条件下的高压(主压缩机I的排出压力)和低压(主压缩机I的吸入压力)的几何平均值以下。然后，决定喷射口 113的位置及设计容积比(VC/VE)，以便成为此中间压。因此，能够更高效率地运转制冷循环装置100。
[0146]另外，在本实施方式的制冷循环装置100中，由于将设计容积比(VC/VE)设定在I至2.5之间，所以，能够更高效率地运转制冷循环装置100。
[0147]另外，在本实施方式的制冷循环装置100中，通过中间压旁通阀9和预膨胀阀6的开度操作，调整成希望的高压侧压力，而且，不旁通膨胀机7，可靠地进行动力回收。因此，能够更高效率地运转制冷循环装置100。
[0148]另外，在本实施方式的制冷循环装置100中，还能够减少在旁通膨胀机7的量大的情况下担心的、与可靠性降低相关的现象，例如，因膨胀机7的转速低而导致的在滑动部的润滑状态恶化、膨胀，进而由油滞留在膨胀机7的路径内所导致的压缩机内的油枯竭，再起动时的制冷剂滞止起动等。[0149]另外，在本实施方式的制冷循环装置100中，因为不需要膨胀机旁通阀，所以，没有在膨胀机旁通阀使制冷剂膨胀时发生的节流损失，所以，能够减小在蒸发器的制冷效果的减少。
[0150]另外，在本实施方式的制冷循环装置100中，即使在副压缩机2几乎不能进行制冷剂的压缩的那样的情况下，也使正在循环的制冷剂的一部分流入副压缩机2。因此，在制冷循环装置100中，与使正在循环的制冷剂全部流入的情况下相比，副压缩机2成为制冷剂的流路阻力而不会使性能降低。副压缩机2几乎不能进行制冷剂的压缩的那样的情况是指例如外气温度低的制冷运转、室内温度低的制热运转等，高压侧压力与低压侧压力的差小、膨胀机7的回收动力极端地变小的情况。
[0151]另外，本实施方式的制冷循环装置100如以下那样构成，S卩，压缩功能被分割成具有驱动源的主压缩机I和由膨胀机7的动力驱动的副压缩机2。因此，根据制冷循环装置100，因为构造设计、功能设计也能够分割，所以，与驱动源、膨胀机、压缩机的一体集中机相比，设计上或制造上的课题少。
[0152]另外，在本实施方式的制冷循环装置100中，虽然将中间压旁通阀9和预膨胀阀6的开度操作的目标值设为主压缩机I的排出温度，但也可在主压缩机I的排出配管35上设置压力传感器，根据排出压力进行控制。
[0153]另外，在本实施方式的制冷循环装置100，虽然中间压旁通阀9和预膨胀阀6的开度操作的目标值是主压缩机I的排出温度，但也可将在制冷运转时作为蒸发器起作用的室内热交换器21的制冷剂出口的过热度作为目标值。在此情况下，控制装置83可以将来自设置在膨胀机7的出口与主压缩机I或副压缩机2之间的制冷剂配管上的对低压侧压力进行检测的压力传感器的信息和来自对室内热交换器21的制冷剂出口温度进行检测的温度传感器的信息，预先作为表格存储在ROM等中，根据这些信息决定目标过热度。
[0154]另外，也可在室内机82中设置控制装置，决定目标过热度。在此情况下，可以通过室内机82与室外机81的通信，以无线或有线的方式向控制装置83发送目标过热度。
[0155]并且，高压侧压力与蒸发器的过热度的关系，因为是高压侧压力越高则过热度也越大，高压侧压力越低则过热度也越小，所以，可以采用在图5的流程图中将步骤203的排出温度置换成过热度的控制。
[0156]另外，在本实施方式的制冷循环装置100中，中间压旁通阀9和预膨胀阀6的开度操作的目标值是主压缩机I的排出温度，但也可将在制热运转时作为散热器起作用的室内热交换器21的制冷剂出口的过冷却度设为目标值。
[0157]在这里，表示了本实施方式的制冷循环装置100使用二氧化碳作为制冷剂的情况，在使用了这样的制冷剂的情况下，当散热器的空气温度高时，不能像以前的氟利昂系制冷剂那样在高压侧伴随着冷凝，而是成为超临界循环，所以，不能从饱和压力和温度计算出过冷却度。因此，可以如图9所示那样，以在临界点的焓为基准，设定模拟饱和压力和模拟饱和温度Tc，将与制冷剂的温度Tco的差用作模拟过冷却度Tsc (参照下述式(8))。
[0158]Tsc = Tc-Tc0......(8)
[0159]另外，高压侧压力与散热器的过热度的关系，是高压侧压力越高则过冷却度也越大，高压侧压力越低则过冷却度也越小，所以，可以进行在图5的流程图中将步骤203的排出温度置换成过冷却度的控制。[0160]另外，在本实施方式的制冷循环装置100中，虽然向主压缩机I的压缩室108注入由副压缩机2压缩的制冷剂，但也可例如将主压缩机I的压缩机构做成二级压缩，向连结低级侧压缩室与后级侧压缩室的路径中注入该制冷剂。并且，也可将主压缩机I做成由多个压缩机进行二级压缩的结构。
[0161]另外，在本实施方式的制冷循环装置100中，虽然以将室外热交换器4及室内热交换器21做成了与空气进行热交换的热交换器的情况为例进行了说明，但不限于此，也可做成与水、载冷剂等其它的热介质进行热交换的热交换器。
[0162]另外，在本实施方式的制冷循环装置100中，虽然以由第I四通阀3及第2四通阀5进行与有关制冷制热的运转模式对应的制冷剂流路的切换的情况为例进行了说明，但不限于此，例如也可做成由二通阀、三通阀或止回阀等进行制冷剂流路的切换的结构。
[0163]产业上的利用可能性
[0164]本发明适合用于例如热水供给装置、家庭用制冷循环装置、业务用制冷循环装置、车辆用制冷循环装置等。而且，能够提供能在宽的运转范围经常进行动力回收、进行效率良好的运转的制冷循环装置。特别是在使用二氧化碳作为制冷剂、高压侧成为超临界状态的制冷循环装置中效果大。另外，例如在本发明的制冷循环装置用于热水供给装置的情况下，可以把在能设定的运转条件下COP改善率最大的运转条件，设为蒸发器的周围温度最高、流入散热器的水的温度最低、从散热器流出的水的温度(设定的流出热水温度)最低的条件，对副压缩机2及膨胀机7的设计容积比(VC/VE)进行设定。
[0165]符号说明:
[0166]I主压缩机，2副压缩机，3第I四通阀，4室外热交换器，5第2四通阀，6预膨胀阀，7膨胀机，8储液器，9中间压旁通阀，10止回阀，21室内热交换器，31副压缩路径，32吸入配管，33旁通路径，34制冷剂流路，35排出配管，36液体管，37气体管，43驱动轴，51、52、53温度传感器，81室外机，82室内机，83控制装置，84密闭容器，100制冷循环装置，101壳体，102马达，103轴，104摆动涡旋盘，105固定涡旋盘，106流入配管，107低压空间，108压缩室，109压缩室，110流出孔，111高压空间，112流出配管，113喷射口，114注入配管。
【权利要求】
1.一种制冷循环装置，具备主压缩机、散热器、膨胀机、蒸发器、副压缩路径、副压缩机、和驱动轴； 上述主压缩机，其将制冷剂从低压压缩至高压； 上述散热器，其将从上述主压缩机被排出的上述制冷剂的热散出； 上述膨胀机，其将通过了上述散热器的上述制冷剂减压； 上述蒸发器，其使从上述膨胀机流出的上述制冷剂蒸发； 上述副压缩路径，其一端与连接上述蒸发器和上述主压缩机的吸入侧的吸入配管连接，另一端与上述主压缩机的压缩过程的途中连接； 上述副压缩机，其设置在上述副压缩路径上，并将从上述蒸发器流出的低压的上述制冷剂的一部分压缩至中间压，注入上述主压缩机的压缩过程的途中； 上述驱动轴连接上述膨胀机与上述副压缩机，向上述副压缩机传递在上述制冷剂由上述膨胀机减压时产生的动力； 上述制冷循环装置的 特征在于: 将在该制冷循环装置的能设定的运转范围中运转效率为最大的条件下的、将从上述散热器流出了的上述制冷剂的密度定义为DE，将从上述蒸发器流出了的上述制冷剂的密度定义为DC，将流入上述膨胀机的上述制冷剂的比焓定义为hE，将从上述膨胀机流出了的上述制冷剂的比焓定义为hF，将上述主压缩机吸入的上述制冷剂的比焓定义为hA，以及将上述主压缩机的上述压缩过程的途中的上述制冷剂的比焓定义为hB， 在该情况下，作为以上述膨胀机的行程容积VE除上述副压缩机的行程容积VC获得了的值的设计容积比(VC/VE)被设定得比(DE/DC) X (hE-hF)/ (hB_hA)小规定值。
2.根据权利要求1所述的制冷循环装置，其特征在于: 其是用于空调装置的制冷循环装置； 上述散热器及上述蒸发器是空气与上述制冷剂进行热交换的热交换器； 在该制冷循环装置的能设定的运转范围中运转效率为最大的条件是指上述散热器的周围温度最低并且上述蒸发器的周围温度最高的运转状态。
3.根据权利要求2所述的制冷循环装置，其特征在于:是能进行制冷制热的制冷循环装置； 上述设计容积比(VC/VE)被设定成在制热运转时的(DE/DC) X (hE-hF) / (hB_hA)以下、在制冷运转时的(DE/DC) X (hE-hF) / (hB-hA)以上。
4.根据权利要求1至3中任一项所述的制冷循环装置，其特征在于:上述主压缩机的上述副压缩路径的连接位置中的上述制冷剂的中间压被设定得比在该制冷循环装置的能设定的运转范围中运转效率为最大的条件下的低压和高压的几何平均值小。
5.根据权利要求1至4中任一项所述的制冷循环装置，其特征在于:设上述设计容积比(VC/VE)为2.5以下。
6.根据权利要求1至5中任一项所述的制冷循环装置，其特征在于:设上述设计容积比(VC/VE)为I以上。
7.根据权利要求1至6中任一项所述的制冷循环装置，其特征在于:具备预膨胀阀、旁通路径、旁通阀和控制装置； 上述预膨胀阀设在上述膨胀机与上述散热器之间，并将流入上述膨胀机的制冷剂减压， 上述旁通路径连接上述副压缩机的排出侧配管与上述吸入配管， 上述旁通阀设置在上述旁通路径上，并对流过上述旁通路径的制冷剂的流量进行调整， 上述控制装置对上述预膨胀阀的开度及上述旁通阀的开度进行控制。
8.根据权利要求7所述的制冷循环装置，其特征在于:上述控制装置控制上述预膨胀阀的开度和上述旁通阀的开度，对上述制冷剂的高压侧压力进行调整。
9.根据权利要求7所述的制冷循环装置，其特征在于:上述控制装置控制上述预膨胀阀的开度和上述旁通阀的开度，对从主压缩机被排出的上述制冷剂的温度进行调整。
10.根据权利要求7至9中任一项所述的制冷循环装置，其特征在于:上述旁通路径中的上述吸入配管侧的端部与从上述副压缩路径和上述吸入配管的连接部到上述主压缩机之间的上述吸入配管连接。
11.根据权利要求1至10中任一项所述的制冷循环装置，其特征在于:使用二氧化碳作为上述制冷剂。`
【文档编号】F25B1/10GK103765125SQ201180073123
【公开日】2014年4月30日 申请日期:2011年9月1日 优先权日:2011年9月1日
【发明者】岛津裕辅, 高山启辅, 角田昌之, 永田英彰, 鸠村杰 申请人:三菱电机株式会社