制冷循环装置的利记博彩app

专利名称：制冷循环装置的利记博彩app
技术领域：
本发明涉及制冷循环装置。
背景技术：
作为用于空调机和供热水机的制冷循环装置，如图13所示，已知具有第一压縮机 801a、散热器802、膨胀机803、吸热器804及第二压縮机80lb的装置(专利文献1)。第二 压縮机801b与膨胀机803通过旋转轴806连结，第二压縮机801b的驱动力由膨胀机803 伴随制冷剂的膨胀的动力来提供。因此，能够降低用于使制冷剂压力上升至规定压力所耗 费的第一压縮机801a的动力。 根据图13所示的制冷循环装置，膨胀机803的转速与第二压縮机801b的转速一 致。另外，在膨胀机803膨胀了的制冷剂经由吸热器804在第二压縮机801b被压縮，因此通 过膨胀机803的制冷剂的质量流量与通过第二压縮机801b的制冷剂的质量流量一致。进 而，膨胀机803的吸入容积及第二压縮机801b的吸入容积在各个设计时刻被确定，因此，对 膨胀机803的吸入制冷剂密度及第二压縮机801b的吸入制冷剂密度加以制约。
即，膨胀机803的吸入容积Vrai与膨胀机803的吸入制冷剂密度P rai之积始终等 于第二压縮机801b的吸入容积Ve2i与第二压縮机801b的吸入制冷剂密度P e2i之积。在 膨胀机803的吸入制冷剂密度和第二压縮机801b的吸入制冷剂密度之间始终成立(P exi/ P。2i) = (VC2i/Vrai)的关系。将该关系式称为密度比恒定的制约。为了使制冷循环装置以 最佳效率运转，必须能够根据季节和气候等外在的条件自由调节密度P^及密度P。2i。但 是，若存在密度比恒定的制约，则不能够自由调节密度P rai及密度P e2i，从而难以实现有效 的运转。 以解决上述课题为目的，提出了图14所示的制冷循环装置(专利文献2)。图14 所示的制冷循环装置具备二级压縮机903、散热器904、膨胀机905、气液分离器906、蒸发 器908、气体喷射回路910及旁通回路911。 二级压縮机903包括低压级压縮机901及高压 级压縮机902。低压级压縮机901和膨胀机905由旋转轴连结。在旁通回路911上设置有 流量控制阀913。通过适当控制流量控制阀913的开度，使制冷剂的一部分流向旁通回路 911，从而能够避免密度比恒定的制约。
专利文献1日本特开2003-307358号公报；
专利文献2日本特开2006-71257号公报。 但是，若制冷剂的一部分流向旁通回路911，则在膨胀机905中有助于动力回收的 制冷剂的量变少，存在动力回收效率变差的问题。该问题在例如将相同设计的制冷循环装 置分别应用于热泵温水地板供暖机和空调机的情况下显著。对于某一设计的C02制冷循环 装置，本发明者们计算了能够实现最佳效率的密度比(P rai/p 。2i)，地板供暖的额定条件为 7. 13，制冷的额定条件为3. 59，供暖的额定条件为2. 98。若与地板供暖对应进行低压级压 縮机901及膨胀机905的设计时，必须在制冷时使49. 6%的制冷剂流入旁通回路911，在供 暖时使58.2%的制冷剂流入旁通回路911，从而能够回收的动力降低为地板供暖时的大约一半。

发明内容
本发明的目的在于提供一种避免密度比恒定的制约并同时能够进行有效的动力 回收的制冷循环装置。 S卩，本发明提供一种制冷循环装置，其中，具备
容积式的低压级压縮机，其用于预压縮制冷剂； 高压级压縮机，其用于将被所述低压级压縮机预压縮了的制冷剂进一步压縮；
中间压力流路，其串联连接所述低压级压縮机和所述高压级压縮机，从而将被所 述低压级压縮机预压縮了的制冷剂向所述高压级压縮机输送；
散热器，其用于冷却被所述高压级压縮机压縮了的制冷剂； 容积式的膨胀机，其构成为与所述低压级压縮机同轴连结而进行动力传递，并使 被所述散热器冷却了的制冷剂的全部量通过，所述容积式的膨胀机用于使制冷剂膨胀而进 行动力回收； 气液分离器，其用于将在所述膨胀机膨胀了的制冷剂分离为气体制冷剂和液体制 冷剂； 蒸发器，其用于使被所述气液分离器分离了的液体制冷剂蒸发； 开度可变的膨胀阀，其设置于所述气液分离器的液体制冷剂出口与所述蒸发器的
入口之间的流路上； 往返流路，其连接所述中间压力流路和所述气液分离器从而能够相互切换第一流
通状态和第二流通状态，其中，在所述第一流通状态下，积存于所述气液分离器的制冷剂不
经由所述蒸发器及所述低压级压縮机而导入所述高压级压縮机的入口 ，在所述第二流通状
态下，被所述低压级压縮机预压縮了的制冷剂的一部分向所述气液分离器回流； 控制器，其用于通过控制所述膨胀阀的开度而调节所述第一流通状态及所述第二
流通状态各自的所述往返流路的制冷剂流量。 根据上述本发明，当与膨胀机的吸入容积相比，低压级压縮机的吸入容积不足时， 通过往返流路将气体制冷剂从气液分离器向中间压力流路输送，吸入高压级压縮机。由此， 制冷循环的流量平衡成立。另一方面，当与低压级压縮机的吸入容积相比，膨胀机的吸入容 积不足时，将被低压级压縮机预压縮了的气体制冷剂的一部分通过中间压力流路及往返流 路向气液分离器输送。由此，制冷循环的流量平衡成立。低压级压縮机的吸入容积与膨胀 机的吸入容积之比即使成为任何值(设计值)，也能够通过往返流路的工作使制冷循环的 流量平衡成立。 另一方面，能够通过膨胀阀自由调节气液分离器内的压力。通过调节气液分离器 内的压力，能够任意地调节散热器侧的制冷剂压力。例如，若在任意的运转条件下全部打开 膨胀阀，则气液分离器内的压力无限接近蒸发器中的制冷剂的蒸发压力。于是，气液分离 器和中间压力流路在往返流路连接，因此低压级压縮机的入口和出口的压力差无限接近于 零。即，低压级压縮机的压縮功量减少。另一方面，膨胀机的入口和出口的压力差扩大，因 此，膨胀机的动力回收量增加。根据所述(动力回收量) > (压縮功量)的关系，膨胀机与 低压级压縮机的转速增加。其结果是，膨胀机的喷出制冷剂流量相对于高压级压縮机的喷出制冷剂流量过剩，因此，散热器侧的制冷剂压力降低。其结果是，膨胀机的动力回收量降 低而与低压级压縮机的压縮功量均衡，制冷循环稳定。即，若打开膨胀阀，则能够使散热器 侧的制冷剂压力下降。 相反，若逐渐拧紧膨胀阀，则气液分离器内的压力逐渐上升。气液分离器和中间压 力流路在往返流路连接，因此，低压级压縮机的入口和出口的压力差扩大。即，低压级压縮 机的压縮功量增加。另一方面，由于膨胀机的入口和出口的压力差减小，因此膨胀机的动力 回收量降低。根据所述(动力回收量) < (压縮功量)的关系，膨胀机和低压级压縮机的 转速降低。其结果是，由于膨胀机的喷出制冷剂流量相对于高压级压縮机的喷出制冷剂流 量不足，所以散热器侧的制冷剂压力上升。其结果是，膨胀机的动力回收量增加而与低压级 压縮机的压縮功量均衡，制冷循环稳定。即，当拧紧膨胀阀时，能够提高散热器侧的制冷剂 压力。 如上所述，适当控制膨胀阀的开度，由此控制膨胀机和低压级压縮机的转速，从而 能够将散热器侧的制冷剂压力始终调节为最佳。并且，由于制冷剂的全部量通过膨胀机，所 以能够进行有效的动力回收。相反，即使制冷剂在往返流路回流(第二流通状态)，回收的 动力一部分在制冷剂的循环中消耗，与制冷剂在旁通回路流动的现有例(参照图14)相比， 本发明在能量收支方面优良。从而，能够使具备适于应用的容积比的膨胀机和低压级压縮 机的制冷循环装置在能量效率方面优选的压力、温度条件下运转。 另外，以上说明的理论在低压级压縮机和膨胀机的容积比成为任何值时均能够成 立。从而，根据本发明，能够以年度消耗功率为理论上最小的任意的容积比设计低压级压縮 机及膨胀机。即，根据本发明，也提高了制冷循环装置的设计自由度。


图1是本发明的第一实施方式的制冷循环装置的结构图。
图2是多功能热泵系统的结构图。
图3是第一实施方式的控制流程图。
图4是表示中间压力控制的莫里尔图。 图5A是表示地板供暖循环条件下的制冷循环的莫里尔图。
图5B是表示冷气循环条件下的制冷循环的莫里尔图。
图5C是表示供暖循环条件下的制冷循环的莫里尔图。 图6A是表示地板供暖循环条件下的、各种循环特性的变化相对于容积比的变化 的图表。 图6B是表示地板供暖循环条件下的、高压级压縮机的喷出制冷剂温度的变化相 对于容积比的变化的图表。 图7A是表示冷气循环条件下的、各种循环特性的变化相对于容积比的变化的图表。 图7B是表示冷气循环条件下的、高压级压縮机的喷出制冷剂温度的变化相对于 容积比的变化的图表。 图8A是表示供暖循环条件下的、各种循环特性的变化相对于容积比的变化的图表。
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图8B是表示供暖循环条件下的、高压级压縮机的喷出制冷剂温度的变化相对于 容积比的变化的图表。 图9是本发明的第二实施方式的制冷循环装置的结构图。 图10是第二实施方式的控制流程图。 图11是本发明的第三实施方式的制冷循环装置的结构图。 图12A是本发明的第四实施方式的制冷循环装置的结构图。 图12B是表示二级回转膨胀机的详细构造的图12A的局部放大图。 图13是现有的制冷循环装置的结构图。 图14是其他现有的制冷循环装置的结构图。
具体实施例方式以下参照

本发明的实施方式。
(第一实施方式) 如图1所示，制冷循环装置100具备高压级压縮机101、散热器103、膨胀机105、 气液分离器107、膨胀阀109、蒸发器111及低压级压縮机113。 低压级压縮机113对在蒸发器111蒸发了的气体制冷剂进行预压縮。高压级压縮 机101对低压级压縮机113预压縮了的制冷剂(工作流体)进一步压縮。膨胀机105通过 使在散热器103冷却了的制冷剂膨胀而进行动力回收。另外，膨胀机105构成为使在散热 器103冷却了的制冷剂的全部量通过。即，没有设置绕过膨胀机105而用于使制冷剂流动的 旁通回路。由于制冷剂的全部量对动力回收起作用，因此基于动力回收的COP (coefficient of performance制冷系数)的改善効果提高。此外，在发挥制冷或加热能力的通常的运转 中，制冷剂的全部量通过膨胀机105，但在除霜等特别的运转中，有时制冷剂不通过膨胀机 105。 低压级压縮机113及膨胀机105均由容积式的流体机械构成。低压级压縮机113 及膨胀机105通过轴116连结而将由膨胀机105从制冷剂回收的动力向低压级压縮机113 传递，并且，所述低压级压縮机113及膨胀机105收容于共用的密闭容器117。低压级压縮 机113的汽缸容积及膨胀机105的汽缸容积分别固定。具体而言，在本实施方式中，低压级 压縮机113的吸入容积及膨胀机105的吸入容积分别固定。低压级压縮机113的吸入容积 比膨胀机105的吸入容积大。从现有技术可知，通过使用容积可变流体机械能够避免密度 比恒定的制约，但容积可变流体机械的构造复杂，成为导致成本上升的原因。因此，如本实 施方式所示，对于压縮机和膨胀机优选使用吸入容量恒定的流体机械。
此外，"汽缸容积"是指吸入行程结束时的工作室(膨胀室或压縮室)的容积，常被 称为"关闭容积"。"吸入容积"是指压縮机或膨胀机的一次循环(吸入一压縮或膨胀一喷 出)中吸入压縮机或膨胀机的制冷剂的容积。在本实施方式、第二实施方式及第三实施方 式中，"汽缸容积"与"吸入容积"相等。但是，如之后的第四实施方式说明的那样，有时在制 冷剂膨胀时将高压制冷剂向膨胀室中喷射。此时，在膨胀机的一次循环中吸入该膨胀机的 制冷剂的容积(吸入容积)高于汽缸容积。 另外，在本实施方式中，使用回转压縮机作为高压级压縮机101，但高压级压縮机 101的型式并没有任何限定，也可以使用涡旋压縮机等其他的容积式压縮机或涡轮压縮机等离心压縮机。低压级压縮机113的型式和膨胀机105的型式并没有限定为彼此可通过轴 116连结来传递动力的回转式。在低压级压縮机113及膨胀机105也可以使用涡旋流体机 械等其他的容积式流体机械。 散热器103是用于冷却被高压级压縮机101压縮了的制冷剂的设备，典型的是由 水_制冷剂热交换器或空气_制冷剂热交换器构成。气液分离器107是用于将在膨胀机 105膨胀了的制冷剂分离为气体制冷剂和液体制冷剂的设备。在气液分离器107中，在底部 设有液体制冷剂出口，在上部设有制冷剂出入口，在侧部设有制冷剂入口。蒸发器111是用 于使被气液分离器107分离了的液体制冷剂蒸发的设备，典型的是由空气-制冷剂热交换 器构成。膨胀阀109为开度可变阀，例如电动膨胀阀，设于气液分离器107的液体制冷剂出 口与蒸发器111的入口之间的流路上。 上述的设备通过制冷剂配管相互连接从而形成制冷剂回路。具体而言，高压级压 縮机101的出口和散热器103的入口通过制冷剂配管102连接。散热器103的出口和膨胀 机105的入口通过制冷剂配管104连接。膨胀机105的出口和气液分离器107的入口通过 制冷剂配管106连接。气液分离器107的液体制冷剂出口和膨胀阀109的入口通过制冷剂 配管108连接。膨胀阀109的出口和蒸发器111的入口通过制冷剂配管110连接。蒸发器 111的出口和低压级压縮机113的入口通过制冷剂配管112连接。低压级压縮机113的出 口和高压级压縮机101的入口通过制冷剂配管114连接。 进而，位于气液分离器107的上部的制冷剂出入口和制冷剂配管114通过制冷剂 配管115连接。以下，在本说明书中，将通过制冷剂配管114形成的流路称为中间压力流路 114，将通过制冷剂配管115形成的流路称为往返流路115。 在往返流路115没有设置规定制冷剂的流通方向或调节制冷剂的流量的阀。从 而，当气液分离器107内的压力高于低压级压縮机113的喷出制冷剂压力时，制冷剂通过往 返流路115从气液分离器107向中间压力流路114流动(第一流通状态喷射)。换言之， 被气液分离器107分离了的制冷剂不经由蒸发器111及低压级压縮机113而导入高压级压 縮机101的入口。另一方面，当气液分离器107内的压力低于低压级压縮机113的喷出制 冷剂压力时，制冷剂通过往返流路115从中间压力流路114向气液分离器107流动。换言 之，被低压级压縮机113预压縮了的制冷剂的一部分向气液分离器107回流(第二流通状 态回流)。如上所述，往返流路115构成为能够使制冷剂在从气液分离器107向中间压力 流路114的方向和从中间压力流路114向气液分离器107的方向的双向流通。
制冷循环装置100具备第一温度传感器121、第二温度传感器122、第三温度传感 器123、第四温度传感器124及控制器118。第一温度传感器121检测膨胀机105的吸入制 冷剂温度。第二温度传感器122检测蒸发器111内的制冷剂温度。第三温度传感器123检 测低压级压縮机113的吸入制冷剂温度。第四温度传感器124检测气液分离器107内的制 冷剂温度。各温度传感器的具体例子为热电偶或热敏电阻。各温度传感器与控制器118连 接。控制器118的具体例子为DSP (digital signal processor数字信号处理)。控制器 118根据从各温度传感器获取的信号，控制膨胀阀109的开度。 在以下的说明中，将低压级压縮机113的吸入容积表示为V^、将膨胀机105的吸 入容积表示为V^、将低压级压縮机113和膨胀机105的容积比表示为(V^/VJ 、将低压级压 縮机113的吸入制冷剂密度表示为Pw、将膨胀机105的吸入制冷剂密度表示为P^、将膨胀机105的喷出制冷剂的干燥度表示为Q，。另外，将气液分离器107内的压力称为中间压 力。 在本实施方式中，以使容积比(Vlc/Vex)为(l-Qexo) X (p exi/p lci)以上且密度比 (p rai/P ki)以下地设计低压级压縮机113及膨胀机105。 首先，若容积比(Vlc/Vex)为密度比(P exi/p lci)以下，则低压级压縮机113的制冷 剂质量流量比膨胀机105的制冷剂质量流量少，因此，制冷剂通过往返流路115从气液分离 器107向中间压力流路114流动(喷射)。此时，由于没有必要压縮通过了往返流路115的 制冷剂，因此，能够减轻低压级压縮机113的负荷。进而，由于通过蒸发器111的制冷剂流 量减少，所以通过蒸发器111时的压力损失变小。相反，若容积比(V^/VJ超过密度比(P exi/p ，则低压级压縮机113的制冷剂 质量流量比膨胀机105的制冷剂质量流量多，因此，制冷剂通过往返流路115从中间压力流 路114向气液分离器107流动(回流)。此时，被低压级压縮机113预压縮了的制冷剂在膨 胀阀109再次膨胀。膨胀机105的回收动力在制冷剂的循环中被消耗，因此COP的改善効 果变弱。 根据上述情况，为满足下式所示的关系而进行设计，优选不引起回流。换言之，当
引起喷射地进行运转时满足下述关系。 (Vlc/Vex)《(Pexi/Plci) 另 一 方面，若容积比(Vlc/Vex)为(l-Qexo) X ( p exi/ p lci)以上，制冷剂通过往 返流路115从气液分离器107向中间压力流路114流动的比例与膨胀机105的喷出制 冷剂的干燥度(L。相等、或比其小。即，仅气体制冷剂被喷射于高压级压縮机101。通 过往返流路115从气液分离器107向中间压力流路114流动的制冷剂的比例Ri可以 由(VraX p^-V^X Pl。i)/(VraX Prad)表示，其中，将膨胀机105的制冷剂质量流量设为 (、Xp^)，将低压级压縮机113的制冷剂质量流量设为(V^XPki)。比例Ri小于干 燥度Qex。时的容积比(Vlc/Vex)大于(l-Qexo)X(Pexi/plci)。由此，若容积比(Vlc/Vex)为 (1-Qra。) X (p rai/p 以上，则制冷剂通过往返流路115从气液分离器107向中间压力流 路114流动的比例&不超过膨胀机105的喷出制冷剂的干燥度Qra。，从而能够避免液体制 冷剂的喷射。换言之，当不引起液体喷射地进行运转时满足a-Q^。)X(p^/Pw)《(Vlc/ Vex)的关系。 如上所述，根据本实施方式，当不引起气体喷射地进行运转时，满足
(1-Qex。) X (p exi/P lci)《(Vlc/Vex)《(P exi/p 的关系。 此外，如以下说明所示，将相同设计的制冷循环装置IOO用于彼此不同的两个以 上用途，或将一台制冷循环装置100用于两个以上用途时，出现勉强允许回流的情况。若引 起液体制冷剂的喷射，则存在实际的COP低于不进行动力回收时的COP的可能性，因此，应 该避免液体制冷剂的喷射。另一方面，即使引起回流，理论上的制冷循环装置100的COP也 不会低于不进行动力回收时的C0P。 作为制冷循环装置100的具体用途，可举出例如热泵供热水机及空调机。热泵供 热水机具有能够将热水供给于水龙头的供热水功能及/或使热水在围绕于房屋的地板的 配管中循环而进行室内的供暖的地板供暖功能。空调机通过使室内的空气和制冷剂进行热
交换而进行室内的温度调节，典型的是具有制冷功能和供暖功能。
本发明者们对将制冷循环装置100应用于热泵供热水机或空调机的情况下，能够 充分降低年度的消耗功率的容积比进行了计算。具体而言，在热泵供热水机的地板供暖条
件下，暂时将外部气温设为7t:、将地板供暖用的温水的返回温度设为25t:、将低压级压縮 机113的吸入制冷剂温度设为7t:、将制冷剂设为二氧化碳。从相对于任意的容积比而确定 的中间压力下的干燥度Q，与密度比(P^/Pki)的关系导出的优选的容积比(Vk/Vj为 4. 7 7. 1。 在空调机的制冷条件下，暂时将外部气温设为35t:、将室内设备(蒸发器111)的 吸入空气温度设为27t:、将低压级压縮机113的吸入制冷剂温度设为27t:、将制冷剂设为 二氧化碳。从相对于任意的容积比而确定的中间压力下的干燥度q，与密度比(p p 的关系导出的优选的容积比(V^/VJ为2. 4 3. 6。 在空调机的供暖条件下，暂时将外部气温设为7t:、将室内设备(散热器103)的吸 入空气温度设为2(TC、将低压级压縮机113的吸入制冷剂温度设为7t:、将制冷剂设为二氧 化碳。从相对于任意的容积比而确定的中间压力下的干燥度(^。与密度比(P^/Pw)的 关系导出的优选的容积比(V^/VJ为2. 1 2. 9。 在此，当容积比(Vlc/Vex)低于(I-QJ X (p exi/p lci)时，产生液体制冷剂的喷射， 因此，高压级压縮机101的吸入制冷剂的焓大幅降低。其结果是，高压级压縮机101的喷出
制冷剂温度降低，热泵供热水机的地板供暖功能和空调机的供暖功能所需要的加热能力不
充分。另外，本来应该通过蒸发器111的液体制冷剂通过往返流路115，从而空调机的制冷 功能所需的冷却能力也降低。由此，在制冷循环装置100用于多个用途时，将容积比(Vlc/ Vex)设定为在各条件下的(l-Q，)X(p^/Pki)以上且能够尽量防止回流的值即可。该值 在上述的例子中为4.7。 将制冷循环装置100针对热泵供热水机、制冷空调机及供暖空调机分别专门设计 的情况下，可以设定与各用途相应的容积比。但是，在如图2所示的多功能热泵系统利用制 冷循环装置100的情况下，出现了选择如何的容积比的问题。在上述的例子中，通过选择地 板供暖条件下优选的容积比4. 7，能够在可靠避免液体制冷剂的喷射的同时，尽量减少回流 量。当然，最佳的容积比根据季节和气候等外在条件而变化，因此，即使将本发明应用于单 一用途的制冷循环装置中，也能够充分享受其益处。 此外，图2所示的多功能热泵系统具备带地板供暖功能的热泵供热水机12及空调 机14，所述供热水机12及空调机14使用共用的制冷循环装置100。但是，散热器103 (图 1)设有分别专用于供热水机12及空调机14的设备。
以下，说明制冷循环装置100的动作。 首先，在起动时，将膨胀阀109全部关闭。接着，开始向高压级压縮机101的电动 机的供电，驱动高压级压縮机101。高压级压縮机101吸引中间压力流路114的制冷剂并 进行压縮。被压縮的制冷剂经由制冷剂配管102、散热器103及制冷剂配管104向膨胀机 105输送。膨胀机105的入口侧的制冷剂配管104内被从高压级压縮机101喷出的制冷剂 充满。因此，制冷剂配管104内的压力上升。另外，高压级压縮机101通过往返流路115从 气液分离器107吸引制冷剂，因此位于气液分离器107内的液体制冷剂蒸发。因此，膨胀机 105的出口侧的制冷剂配管106内的温度及压力降低。即，若在关闭了膨胀阀109的状态下 使高压级压縮机101动作，则膨胀机105的入口和出口之间的压力差扩大。通过如此产生的压力差驱动膨胀机105。 另一方面，经由制冷剂配管114(中间压力流路)将高压级压縮机101、往返流路 115及气液分离器107相互连接，因此，低压级压縮机113的出口侧的制冷剂配管114内的 压力降低。另外，低压级压縮机113的入口侧的制冷剂配管112内被与设置有蒸发器111的 部位(例如屋外)的气氛温度(热源温度)对应的蒸发压力的制冷剂充满。因此，起动时， 制冷剂配管112内的压力暂时高于中间压力流路114内的压力。于是，低压级压縮机113 作为膨胀机动作，并通过制冷剂配管112与中间压力流路114之间的压力差驱动。
参照图13进行说明，目前已知有具有通过轴连结低压级压縮机和膨胀机的结构 的制冷循环装置。但是，图13所示的现有的制冷循环装置中使用回转膨胀机作为膨胀机 803时，活塞向叶片侧偏心而停止，即，有时活塞在吸入口和喷出口连通的状态下停止。在该 情况下，不能充分得到用于驱动低压级压縮机801b及膨胀机803所需要的初始压力差，存 在产生起动错误的问题。对此，根据本实施方式的起动方法，由于低压级压縮机113暂时作 为膨胀机动作，因此，可以设计为膨胀机105的活塞和低压级压縮机113的活塞不同时向叶 片侧偏心。即，通过使活塞的偏心方向彼此不同，从而在膨胀机105及低压级压縮机113的 至少一方的吸入侧和喷出侧之间能够可靠地产生驱动所需的压力差。由此，能够可靠地起 动制冷循环装置。 当低压级压縮机113及膨胀机105开始动作时，这之后由膨胀机105的回收动力 驱动低压级压縮机113。低压级压縮机113从制冷剂配管112、蒸发器111及制冷剂配管 110吸起制冷剂。由此，液体制冷剂在蒸发器111开始蒸发，蒸发器111内的温度及压力降 低。若制冷剂配管110内的压力低于制冷剂配管108内的压力，则膨胀阀109的开度逐渐 扩大至初始值。在本实施方式中，当第二温度传感器122的检测温度低于第四温度传感器 124的检测温度时，打开膨胀阀109。 然后，通过控制器118控制膨胀阀109的开度。具体而言，在根据蒸发器111中的 制冷剂的蒸发压力、膨胀机105的吸入制冷剂温度、高压级压縮机101的喷出制冷剂压力、 低压级压縮机113的吸入制冷剂温度而确定的目标循环条件下，以使膨胀机105的理论回 收动力和低压级压縮机113的理论压縮功相等的方式调节气液分离器107内的压力。这是 为了使制冷剂回路中的实际的高压与目标循环条件的最佳高压一致而进行的控制。气液分 离器107内的压力(中间压力)能够通过膨胀阀109调节。此外，理论回收动力及理论压 縮功是指分别通过计算而导出的值，不表示实际的回收动力和压縮功。
参照图3的流程图进一步详细说明。 首先，在步骤101中，从第一温度传感器121获取膨胀机105的吸入制冷剂温度1\， 从第二温度传感器122获取蒸发器111的制冷剂的蒸发温度L，并从第三温度传感器123 获取低压级压縮机113的吸入制冷剂温度T3。根据蒸发器111中的制冷剂的蒸发温度L可 知蒸发器111的制冷剂的蒸发压力。 接下来，在步骤102中，基于在步骤101获取的温度及压力，算出制冷循环装置100 的COP成为最大的最佳高压。 接下来，在步骤103及步骤104中算出理论回收动力和理论压縮功相等的目标中 间压力。首先，在步骤103设定某一目标中间压力。基于算出的最佳高压和膨胀机105的吸 入制冷剂温度1\算出使制冷剂在膨胀机105中膨胀至设定的目标中间压力时的回收动力(理论回收动力)。如图4所示，膨胀机105入口的制冷剂的状态如点D所示。点D由最佳 高压PH及吸入制冷剂温度TJ角定。目标中间压力PM为点E的压力。在膨胀机105中，制冷 剂沿等熵线膨胀(点D —点E)。若将从点D向点E变化的过程中制冷剂失去的焓(hfh》 乘以膨胀机105的效率，则可得到理论回收动力。 另外，在步骤103中，根据蒸发器111的蒸发压力P^和低压级压縮机113的吸入 制冷剂温度T3算出将制冷剂在低压级在压縮机113中压縮至设定的目标中间压力时的压 縮功(理论压縮功)。如图4所示，低压级压縮机113的入口处的制冷剂的状态由A示出。 点A由蒸发压力及吸入制冷剂温度T3确定。在低压级压縮机113中，制冷剂沿等熵线被 预压縮(点A —点B)。将从点A向点B变化的过程中制冷剂获得的焓(h4-h3)用低压级压 縮机113的效率除，进而，乘以低压级压縮机113的制冷剂质量流量相对于膨胀机105的制 冷剂质量流量的比例，则得到理论压縮功。 此外，可以根据膨胀机105入口的制冷剂的密度和膨胀机105的吸入容积算出膨 胀机105的制冷剂质量流量。对于膨胀机105入口的制冷剂的密度而言，例如为从最佳高 压和吸入制冷剂温度1\算出的密度。同样，可以从低压级压縮机113的入口的制冷剂的密 度和低压级压縮机113的吸入容积算出低压级压縮机113的制冷剂质量流量。低压级压縮 机113的入口的制冷剂的密度例如从蒸发温度T2和吸入制冷剂温度T3算出。另外，膨胀机 105和低压级压縮机113的效率为设计值。 接下来，在步骤104中，判断理论回收动力和理论压縮功是否一致。在一致的情况 下，进入步骤105。在不一致的情况下返回步骤103，设定其他的目标中间压力，重复步骤 103及步骤104的处理直至理论回收动力和理论压縮功一致。如上所述，控制器118根据各 温度传感器的检测结果算出任意的最佳高压PH及目标中间压力PM。 接下来，在步骤105中，算出气液分离器107内的压力(实际的中间压力)。具体 而言，首先，从第四温度传感器124获取气液分离器107中的制冷剂的蒸发温度L。可以从 制冷剂的蒸发温度L算出制冷剂的压力。S卩，作为用于控制膨胀阀109的开度的机构的控 制器108根据第四温度传感器124的检测结果算出气液分离器107内的实际的压力。
接下来，在步骤106中，比较实际的中间压力和目标中间压力PM。当实际的中间压 力高于目标中间压力PM时，进入步骤107，当低于目标中间压力PM时，进入步骤107'。在步 骤107中，增加膨胀阀109的设定开度。在步骤107'中，减少膨胀阀109的设定开度。
接下来，在步骤108中，相对于膨胀阀109输出设定开度，使膨胀阀109的开度变 化。若膨胀阀109的开度变化，则气液分离器107内的压力也变化。通过定期进行本流程 图的处理，以使膨胀机105的回收动力与低压级压縮机113的压縮功在理论上相等的方式 调节气液分离器107内的压力，并且维持最佳高压。 如以上所示，控制器118具有用于算出制冷循环的任意的最佳高压下的膨胀机 105的理论回收动力与任意的最佳高压下的低压级压縮机113的理论压縮功相等的目标中 间压力PM的机构；用于控制膨胀阀109的开度以使气液分离器107内的实际的压力接近算 出的目标中间压力PM的机构。详细而言，控制器118根据第四温度传感器124的检测结果 控制膨胀阀109的开度，使气液分离器107内的压力与目标中间压力Pm—致。
另夕卜，当容积比(V^/VJ相对于制冷循环装置100的循环条件过大时，高压级压縮 机101及膨胀机105的制冷剂质量流量相对于低压级压縮机113的制冷剂质量流量不足。换言之，高压级压縮机101的吸入量相对于从低压级压縮机113的喷出量过少。因此，中间 压力流路114的压力上升，没有吸入高压级压縮机101的制冷剂通过往返流路115从中间 压力流路114向气液分离器107回流。 另一方面，容积比(V^/VJ相对于制冷循环装置100的循环条件过小时，高压级 压縮机101及膨胀机105的制冷剂质量流量相对于低压级压縮机113的制冷剂质量流量过 大。换言之，高压级压縮机101的吸入量相对于从低压级压縮机113的喷出量过大。因此， 中间压力流路114的压力降低，通过往返流路115从气液分离器107向中间压力流路114 喷射不足量的制冷剂。 参照图5A 5C所示的莫里尔图，说明各用途中的制冷循环装置100的动作。此 外，将容积比(Vlc/Vex)设定为4. 7。 如图5A所示，在之前说明的地板供暖条件中，容积比4. 7与由(l_Qex。) X ( p exi/ P ki)表示的值一致。从而，气液分离器107的气体制冷剂的全部通过往返流路115向中间 压力流路114喷射，液体制冷剂通过膨胀阀109向蒸发器111输送。 如图5B所示，在之前说明的制冷条件下，容积比4.7超过由(Pexi/Plci)表示的 值。即，低压级压縮机113的制冷剂质量流量相对于膨胀机105的制冷剂质量流量过剩。因 此，被低压级压縮机113压縮了的制冷剂的一部分通过往返流路115向气液分离器107回 流，在膨胀阀109再次膨胀。 如图5C所示，在之前说明的供暖条件下，也与制冷条件相同，容积比4.7超过由 (P^/Pki)表示的值。因此，被低压级压縮机113压縮了的制冷剂的一部分通过往返流路 115向气液分离器107回流，在膨胀阀109再次膨胀。 如以上所述，根据本实施方式，通过使制冷剂在往返流路115双向流通，从而制冷 循环的流量平衡成立。由此，能够进行不受密度比恒定的制约的束缚且年度消耗功率最小 的低压级压縮机113及膨胀机105的设计。进而，通过控制膨胀阀109的开度，能够容易地 调节中间压力，不受容积比(V^/VJ限制，使制冷剂回路的实际高压成为最佳高压地进行 制冷循环装置100的运转。 另外，通过将容积比(Vlc/Vex)设为用(I-QJ X (p exi/p lci)表示的值以上，从而 能够避免液体制冷剂的喷射。 图6A及图6B是地板供暖循环条件(外部气温7°C 、地板供暖用的温水的返回温度 25t:、低压级压縮机的吸入制冷剂温度7t:、C02制冷剂)下的各种循环特性(计算值)的 变化相对于容积比的变化的图表。图6A的纵轴作为循环特性示出了中间压力、COP及往返 流路的制冷剂流量。图6B的纵轴作为循环特性示出了高压级压縮机101的喷出制冷剂温 度。 如图6A的图表所示，在上述地板供暖循环条件下，以容积比(V^/VJ = 7. 1为界 切换往返流路115的制冷剂流量的正负。当制冷剂流量为正时，制冷剂从气液分离器107 向中间压力流路114流动(喷射)，当制冷剂流量为负时，制冷剂从中间压力流路114向气 液分离器107流动(回流)。当引起气体喷射时，COP及中间压力均上升。其原因在于，低 压级压縮机113的制冷剂质量流量降低而使低压级压縮机113的压縮负荷减轻，其结果是， 高压级压縮机101的压縮负荷减轻。 另外，如图6B所示，在上述地板供暖循环条件下，以容积比(Vle/Vex) = 4. 7为界，高压级压縮机101的喷出制冷剂温度迅速降低。即，在容积比(V^/VJ = 4. 7的前后切 换液体制冷剂(也包括气体制冷剂)的喷射和气体制冷剂的喷射。如上述说明那样，当 (1-Qra。) X (P rai/p 所表示的值小于容积比(Vk/Vj时，不会引起液体制冷剂的喷射。相 反，当(l-Qexo)X(pexi/Plci)所表示的值大于容积比(Vlc/Vex)时，引起液体制冷剂的喷射。
另夕卜，以容积比(V^/VJ = 7. 1为界高压级压縮机101的喷出制冷剂温度的变化 停止。即，在容积比(V^/VJ =7. l的前后切换气体制冷剂的喷射和回流。如上述说明那 样，密度比(Pexi/Plci)大于容积比(Vlc/Vex)时，不引起回流。相反，密度比(Pexi/Plci)小 于容积比(Vlc/Vex)时，引起回流。 如上所述，若以地板供暖循环条件下进行运转为前提来考虑，则为了避免液体制 冷剂的喷射及回流，将容积比(V^/VJ设定为4. 7 7. 1的范围即可。
参照图2进行说明，在多功能热泵系统中，从成本等观点出发，应该考虑用一台制 冷循环装置100提供供给热水、地板供暖及空调的使用。在该情况下，若以仅地板供暖为重 点设定容积比，则存在其他用途不能有效运转的可能性。即，如图7A及图7B所示，在冷气 循环条件下，通过将容积比(V^/VJ设定在2.4 3.6的范围，能够避免液体制冷剂的喷 射及回流。同样，如图8A及图8B所示，在供暖循环条件下，通过将容积比(V^/VJ设定在 2. 1 2. 9的范围，能够避免液体制冷剂的喷射及回流。如上所述，根据循环条件，优选的容 积比的范围不同。可以允许回流，但应避免液体制冷剂的喷射，因此，在本例中，在地板供暖 循环条件下，能够避免液体喷射的容积比(V^/VJ =4.7为适当。 若将容积比(V^/VJ设定为4. 7，则地板供暖条件中，容积比(V^/VJ变为密度比 (p rai/P ki)以下，因此低压级压縮机113压縮了的制冷剂全部被高压级压縮机101吸入， 从而能够使制冷循环装置IOO有效运转。不仅在地板供暖条件中，在制冷及供暖的各用途 中，由(1-QJ X (p exi/p lci)所表示的值小于容积比(Vlc/Vex)，能够避免液体制冷剂的喷射。 此外，若容积比(Vle/Vex) = 4. 7，则在制冷条件下，被低压级压縮机113压縮了的 制冷剂的23. 6%经由往返流路115向气液分离器107返回，在膨胀阀109再次膨胀。若在 同一制冷条件下进行计算，则在由旁通回路来避免密度比恒定的制约的现有例(图14)中， 49. 6%的制冷剂绕过膨胀机。同样，在供暖条件下，被低压级压縮机113压縮了的制冷剂的 36. 6%经由往返流路115返回气液分离器107，在膨胀阀109再次膨胀。若在同一供暖条件 下进行计算，则在由旁通回路来避免密度比恒定的制约的现有例(图14)中，58. 2%的制冷 剂绕过膨胀机。如上所述，根据本实施方式的制冷循环装置IOO，能够比具备旁通回路的现 有的制冷循环装置更高效地运转。 此外，本发明预先避开没有全面禁止液体制冷剂的喷射的情况。
(第二实施方式) 图9是本发明的第二实施方式的制冷循环装置的结构图。本实施方式的制冷循环 装置500具有与第一实施方式的制冷循环装置IOO(参照图1)大致相同的结构。本实施方 式与第一实施方式的不同点在于设有温度传感器520和控制器118进行的控制。以下，对 同一功能部件标注相同的符号，并省略其说明。 如图9所示，制冷循环装置500具备用于检测高压级压縮机101的喷出制冷剂温 度的温度传感器520。与第一实施方式相同，也设有用于检测蒸发器lll的制冷剂的蒸发温度的温度传感器122。控制器118根据温度传感器520及温度传感器122的检测结果控制 膨胀阀109的开度。 参照图10的流程图说明制冷循环装置500的动作。首先，在步骤501中，根据蒸 发器111的制冷剂的蒸发温度，推定外部空气温度。接下来，在步骤502中，算出高压级压 縮机IOI的目标喷出制冷剂温度。目标喷出制冷剂温度根据例如外部空气温度及地板供暖 的设定温度(或供暖的设定温度)来确定。接着，在步骤503中，从温度传感器520获取高 压级压縮机101的实际的喷出制冷剂温度。其次，在步骤504中，比较实际的喷出制冷剂温 度和目标喷出制冷剂温度。当实际的喷出制冷剂温度高于目标喷出制冷剂温度时，进入步 骤505。当实际的喷出制冷剂温度低于目标喷出制冷剂温度时，进入步骤505'。
在步骤505及步骤506中，增加膨胀阀109的设定开度降低中间压力。当中间压 力降低时，低压级压縮机113的压縮功减少。由此，在低压级压縮机113的压縮功和膨胀机 105的回收动力之间产生不平衡。为了解除该不平衡，轴116的转速增加，制冷循环的高压 降低。其结果是，膨胀机105的回收动力减少，而解除不平衡。另外，通过使制冷循环的高 压降低，使得高压级压縮机101的喷出制冷剂温度降低。 在步骤505'及步骤506中，减少膨胀阀109的设定开度而使中间压力上升。若中 间压力上升，则低压级压縮机113的压縮功增加。由此，在低压级压縮机113的压縮功和膨 胀机105的回收动力之间产生不平衡。为了解除该不平衡，减少轴116的转速，使制冷循环 的高压上升。其结果是，膨胀机105的回收动力增加，而解除不平衡。另外，通过使制冷循 环的高压上升，高压级压縮机101的喷出制冷剂温度上升。 根据本实施方式，基于温度传感器520、123的检测结果控制膨胀阀109的开度。 通过控制膨胀阀109的开度，能够调节中间压力。根据中间压力，轴116的转速变化。若 轴116的转速变化，则制冷循环的高压也变化。即，能够通过膨胀阀109调节制冷循环的高 压。因此，本实施方式的制冷循环装置500适用于要求地板供暖、供暖及供给热水等加热能 力的用途。(第三实施方式) 图11是本发明的第三实施方式的制冷循环装置的结构图。制冷循环装置700具 有与第一实施方式及第二实施方式说明的制冷循环装置大致相同的结构。本实施方式与第 一实施方式的不同点在于高压级压縮机701、低压级压縮机713及膨胀机705收容于共用的 密闭容器717。 如图11所示，在制冷循环装置700中，高压级压縮机701、低压级压縮机713及膨 胀机705从上方开始以此顺序配置在单一的密闭容器717内。低压级压縮机713和膨胀机 705通过轴716连接，并能够通过轴716来传递动力。在密闭容器717的底部积存有油。比 油面靠上的空间被高压级压縮机701的喷出制冷剂充满。低压级压縮机713及膨胀机705 的周围被油充满。 若驱动高压级压縮机701，则比油面靠上的空间被高压的喷出制冷剂充满。在高压 级压縮机701的周围保持有润滑了高压级压縮机701的高温的油。另一方面，低压级压縮 机713及膨胀机705在比高压级压縮机701低的温度下工作。因此，在低压级压縮机713 和膨胀机705的周围保持有与在高压级压縮机713的周围存在的油相比，温度低的油。
S卩，在高压级压縮机701的周围保持有高温的油，在低压级压縮机713及膨胀机705的周围保持有低温的油。油沿铅垂方向形成温差层。由于形成温差层，使得上层的油与 下层的油不易混杂。由此，能够抑制由油引起的从高压级压縮机701向膨胀机705的热移 动。若产生热移动，则高压级压縮机701的喷出制冷剂温度降低，使得膨胀机705的喷出制 冷剂温度上升，因此从制冷循环装置的效率的观点出发不优选。根据本实施方式，能够有效 抑制热移动，因而能够实现制冷循环装置700的高效化。
(第四实施方式) 图12A是本发明的第四实施方式的制冷循环装置的结构图。在本实施方式的制冷 循环装置600中使用能够变更吸入容积的多级回转式的膨胀机605。进而，制冷循环装置 600具备膨胀机喷射流路630和膨胀机喷射阀631。如图12B所示，膨胀机喷射流路630连 接膨胀机605的吸入流路(配管104)和向膨胀机605的膨胀室611开口的膨胀机喷射口 632。膨胀机喷射阀631设置于膨胀机喷射流路630上。通过控制膨胀机喷射阀631，能够 变更膨胀机605的吸入容积。其他结构如第一实施方式及第二实施方式说明所示。
如图12B所示，膨胀机605由具有第一级工作缸605a和第二级工作缸605b的二级 回转膨胀机构成。膨胀机喷射口 632设于第一级工作缸605a，并且朝向第一级工作缸605a 的膨胀室611开口。第一级工作缸605a和第二级工作缸605b被中板605c隔开，经由形成 于中板605c的连通孔605d，第一级工作缸605a的膨胀室611与第二级工作缸605b的膨胀 室612连通。由此，膨胀室611及612形成单一的膨胀室。膨胀机喷射流路630从配管104 分支与第一级工作缸605a连接，而将制冷剂从膨胀机喷射口 632向膨胀室611喷射。膨胀 机喷射口 632沿轴116的周向设于连通孔605d的附近。 当关闭了膨胀机喷射阀631时，制冷剂不会从膨胀机喷射口 632向膨胀室611流 入。因此，将第一级工作缸605a的汽缸容积作为吸入容积V^来工作。另一方面，当打开了 膨胀机喷射阀631时，制冷剂从膨胀机喷射口 632流入膨胀室611。因此，将第二级工作缸 605b的汽缸容积作为吸入容积Vra'来工作。例如，当第一级工作缸605a的汽缸容积为第 二级工作缸605b的汽缸容积的2倍时，可以根据需要，将吸入容积Vra变更为2倍的吸入容 积V。 根据第一实施方式，制冷条件下优选的容积比(Vle/Vex)为2. 4 3. 6。在本实施 方式中，当打开膨胀机喷射阀631并使用吸入容积VJ时，相同制冷条件下优选的容积比 (V^/VJ )为2. 4 3. 6。若使用吸入容积Vra表示，则相同制冷条件下优选的容积比(VJ Vex)为4. 8 7. 2。另外，根据第一实施方式，供暖条件下优选的容积比(V^/VJ为2. 1 2.9。在本实施方式中，当打开膨胀机喷射阀631并使用吸入容积VJ时，相同供暖条件下 优选的容积比(Vk/Vj )为2. 1 2. 9。若使用吸入容积Vra表示，则相同供暖条件下优选 的容积比(V^/VJ为4.2 5.S。另外，根据第一实施方式，地板供暖条件下优选的容积比 (VlcAex)为4. 7 7. 1。在本实施方式中，当关闭膨胀机喷射阀631并使用吸入容积Vex时， 相同地板供暖条件下优选的容积比(V^/VJ为4. 7 7. 1。 S卩，在制冷条件及供暖条件下，打开膨胀机喷射阀631增加吸入容积，另一方面， 在地板供暖条件下关闭膨胀机喷射阀631 。通过进行这种控制，能够使各条件下优选的容积 比(Vlc/Vex)相互接近。 详细而言，能够使容积比(V^/VJ成为4. 8地设计低压级压縮机113及膨胀机 605。在容积比(V^/VJ = 4. 8的设计中的容积比低于制冷、供暖及地板供暖的各条件中容积比(V^/VJ的上限。因此，在制冷、供暖及地板供暖的各条件下不产生回流，能够有效利 用由低压级压縮机113产生的压縮功。而且，容积比(V^/VJ =4.8的设计中的容积比高 于制冷、供暖及地板供暖的各条件中容积比(V^/VJ的下限。因此，能够防止液体制冷剂的 喷射。 从而，气体制冷剂在往返流路115中从气液分离器107向中间压力流路114流动。 能够使制冷循环装置600始终在气体喷射状态下运转。只要能够在气体喷射状态下运转， 就没有必要由低压级压縮机113压縮在往返流路115流动的制冷剂，因此能够减轻低压级 压縮机113的负荷。另外，由于被散热器103冷却了的制冷剂的全部量通过膨胀机605，因 此，能够实现较高的动力回收效率。如上所述，根据本实施方式的制冷循环装置600，能够比 具备旁通回路的现有的制冷循环装置更高效地运转。 此外，也可以使用涡旋膨胀机、往复式膨胀机等其他型式的膨胀机作为膨胀机 605。膨胀机喷射阀631可以使用能够将开度变更多级的阀，也可以使用简单的开闭阀。
产业上的可利用性 本发明对空调机、制冷冷藏库、热泵供热水机、热泵供暖机、自动售货机、车辆空调 等中使用的制冷循环装置有用。特别是在两种以上用途中共用一台制冷循环装置时，能够 获得好的效果。当然，单一用途的制冷循环装置也能够适用本发明。
权利要求
一种制冷循环装置，其中，具备容积式的低压级压缩机，其用于预压缩制冷剂；高压级压缩机，其用于将被所述低压级压缩机预压缩了的制冷剂进一步压缩；中间压力流路，其串联连接所述低压级压缩机和所述高压级压缩机，从而将被所述低压级压缩机预压缩了的制冷剂向所述高压级压缩机输送；散热器，其用于冷却被所述高压级压缩机压缩了的制冷剂；容积式的膨胀机，其构成为与所述低压级压缩机同轴连结而进行动力传递，并使被所述散热器冷却了的制冷剂的全部量通过，所述容积式的膨胀机用于使制冷剂膨胀而进行动力回收；气液分离器，其用于将在所述膨胀机膨胀了的制冷剂分离为气体制冷剂和液体制冷剂；蒸发器，其用于使被所述气液分离器分离了的液体制冷剂蒸发；开度可变的膨胀阀，其设置于所述气液分离器的液体制冷剂出口与所述蒸发器的入口之间的流路上；往返流路，其连接所述中间压力流路和所述气液分离器从而能够相互切换第一流通状态和第二流通状态，其中，在所述第一流通状态下，积存于所述气液分离器的制冷剂不经由所述蒸发器及所述低压级压缩机而导入所述高压级压缩机的入口，在所述第二流通状态下，被所述低压级压缩机预压缩了的制冷剂的一部分向所述气液分离器回流；控制器，其用于通过控制所述膨胀阀的开度而调节所述第一流通状态及所述第二流通状态各自的所述往返流路的制冷剂流量。
2. 根据权利要求l所述的制冷循环装置，其中， 所述低压级压縮机的汽缸容积及所述膨胀机的汽缸容积分别固定， 所述低压级压縮机的汽缸容积大于所述膨胀机的汽缸容积。
3. 根据权利要求1或2所述的制冷循环装置，其中， 所述控制器包括用于算出目标中间压力的机构，在所述目标中间压力下，制冷循环的任意的最佳高压 下的所述膨胀机的理论回收动力与所述任意的最佳高压下的所述低压级压縮机的理论压 縮功相等；用于控制所述膨胀阀的开度以使所述气液分离器内的实际的压力接近所述算出的目 标中间压力的机构。
4. 根据权利要求3所述的制冷循环装置，其中，还具备 用于检测所述膨胀机的入口制冷剂温度的第一温度传感器； 用于检测所述蒸发器的制冷剂蒸发温度的第二温度传感器； 用于检测所述低压级压縮机的入口制冷剂温度的第三温度传感器， 所述控制器根据所述第一 第三温度传感器的检测结果，算出所述任意的最佳高压及所述目标中间压力。
5. 根据权利要求4所述的制冷循环装置，其中，还具备 用于检测所述气液分离器内的制冷剂温度的第四温度传感器，用于控制所述膨胀阀的开度的机构根据所述第四温度传感器的检测结果算出所述气液分离器内的实际的压力。
6. 根据权利要求1 5中任一项所述的制冷循环装置，其中，当将所述膨胀机的吸入容积设为V^、将所述低压级压縮机的吸入容积设为V^、将所述 膨胀机的喷出制冷剂的干燥度设为Q，、将所述膨胀机的吸入制冷剂的密度设为P d、将所 述低压级压縮机的吸入制冷剂的密度设为Pw时，满足下式(1)所示的关系，(l-Qexo)X(Pexi/Plci)《(Vlc/Vex) (1)。
7. 根据权利要求1 5中任一项所述的制冷循环装置，其中，当将所述膨胀机的吸入容积设为V^、将所述低压级压縮机的吸入容积设为V^、将所述 膨胀机的吸入制冷剂的密度设为P^、将所述低压级压縮机的吸入制冷剂的密度设为Pki 时，满足下式(2)所示的关系，(VlcAex)《(Pexi/Plci) (2)。
8. 根据权利要求1 5中任一项所述的制冷循环装置，其中，当将所述膨胀机的吸入容积设为V^、将所述低压级压縮机的吸入容积设为V^、将所述 膨胀机的喷出制冷剂的干燥度设为Q，、将所述膨胀机的吸入制冷剂的密度设为P d、将所 述低压级压縮机的吸入制冷剂的密度设为Pw时，满足下式(3)所示的关系，(l-Qexo)X(pexi/Plci)《(Vlc/Vex)《(Pexi/Plci) (3)。
9. 根据权利要求1 8中任一项所述的制冷循环装置，其中，还具备 连接所述膨胀机的吸入流路和向所述膨胀机的膨胀室开口的膨胀机喷射口的膨胀机喷射流路；设置在所述膨胀机喷射流路上的膨胀机喷射阀， 通过控制所述膨胀机喷射阀能够变更所述膨胀机的吸入容积。
10. 根据权利要求1 9中任一项所述的制冷循环装置，其中， 所述低压级压縮机及所述膨胀机配置于共用的密闭容器内。
11. 一种多功能热泵系统，其中，具备热泵供热水机，其具有能够向水龙头供给热水的供热水功能及/或通过使热水在围绕于房屋的地板的配管中循环而进行室内的供暖的地板供暖功能；空调机，其通过使室内的空气与制冷剂进行热交换而进行室内的温度调节， 使用权利要求1 10中任一项所述的制冷循环装置作为在所述供热水机及所述空调机中共用的制冷循环装置。
全文摘要
本发明提供一种制冷循环装置。制冷循环装置(100)具备低压级压缩机(113)、高压级压缩机(101)、散热器(103)、气液分离器(107)、膨胀阀(109)、膨胀机(105)及蒸发器(111)。低压级压缩机(113)和膨胀机(105)通过轴(116)连结，由膨胀机(105)从制冷剂回收的动力驱动低压级压缩机(113)。低压级压缩机(113)和高压级压缩机(101)通过中间压力流路(114)串联连接。气液分离器(107)和中间压力流路(114)通过往返流路(115)连接。往返流路(115)构成为能够使制冷剂在双向上流通。通过控制膨胀阀(109)的开度，调节往返流路(115)的制冷剂流量。
文档编号F25B1/10GK101765749SQ20098010005
公开日2010年6月30日 申请日期2009年6月1日 优先权日2008年6月3日
发明者冈市敦雄, 和田贤宣, 尾形雄司, 引地巧, 高桥康文 申请人:松下电器产业株式会社