CN100513930C - 冷冻循环装置及其控制方法 - Google Patents

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Abstract

本发明提供冷冻循环装置及其控制方法。该装置的特点在于在使用膨胀机的冷冻循环装置中，即使密度比一定的制约，也可以维持最佳的高压侧压力，可在各运行范围内不降低效率及能力而使冷冻循环运行。该装置具有压缩机构、膨胀机构及对用一根轴连接到膨胀机构的压缩机构进行驱动的驱动源、冷却从压缩机构排出的冷媒的散热器和加热从上述膨胀机构流出的冷媒的蒸发器、使上述膨胀机构分流的分流流路、在上述分流流路上设置的分流阀、对流入上述膨胀机构的冷媒进行减压的预减压阀以及控制分流阀和预减压阀的操作器，通过基于冷冻循环的排出温度或过热度操作分流阀或预减压阀的开度，调整到所要求的高压侧压力，可以在较宽的运行范围中高效运行。

Description

冷冻循环装置及其控制方法
技术领域
本发明涉及具有膨胀机的冷冻循环装置及其控制方法。
背景技术
使用臭氧破坏系数为零并且地球温室化系数也比氟利昂类格外小的二氧化碳(以下称其为CO2)作为冷媒的冷冻循环装置近年来受到注目，但是CO2冷媒，临界温度低达31.06℃，在利用比此温度高的温度的情况下，在冷冻循环装置的高压侧(压缩机出口～散热器～减压器入口)，成为不会出现CO2冷媒的冷凝的超临界状态，与现有的冷媒相比，冷冻循环装置的运行效率(COP)降低。所以，在使用CO2冷媒的冷冻循环装置中，使COP提高的单元是重要的。
作为这种单元，提出了设置膨胀机代替减压器，将膨胀时的压力能作为动力回收的冷冻循环。此处，在将容积式的压缩机和膨胀机通过一轴连接结构的冷冻循环装置中，在以压缩机的气缸容积为VC、膨胀机的气缸容积为VE时，由VC/VE(设计容积比)来决定分别流过压缩机、膨胀机的体积循环量的比。在将蒸发器出口的冷媒(流入压缩机的冷媒)的密度作为DC、散热器出口的冷媒(流入膨胀机的冷媒)的密度作为DE时，由于分别流过压缩机、膨胀机的质量循环量相等，“VC×DC＝VE×DE”，就是说，“VC/VE＝DE/DC”，的关系成立。因为VC/VE(设计容积比)是在机器设计时确定的常数，要使DE/DC(密度比)经常保持一定，就要对冷冻循环进行平衡。(以下将这一点称为“密度比一定的制约”。)
然而，因为冷冻循环装置的使用条件并不一定是一定的，在设计时想定的设计容积比和实际的运行状态中的密度比不同时，由于“密度比一定的制约”，很难调整成为最佳高压侧压力。
于是，提出了通过设置使膨胀机分流的分流流路，通过控制流入膨胀机的冷媒量，调整为最优的高压侧的结构及控制方法(比如，参照专利文献1(日本专利特开2000-234814号公报)及专利文献2(日本专利特开2001-116371号公报))。
发明内容
但是，在上述专利文献中，记述了在实际的运行状态下的密度比小于设计容积比时，通过使冷媒流过使膨胀机分流的分流流路，可以调整为最佳高压侧压力的构成及控制方法，对于在实际的运行状态下的密度比大于设计容积比时，对于调整为最佳高压侧压力的构成及控制方法，没有任何记述。另外，也没有记述如何设定设计容积比的值为好。
此外，对于在实际的运行状态下的密度比小于设计容积比时，对于流过分流流路的冷媒量不能超过一定量的情况下，就是说，对于使设置于分流流路上的分流阀的开度变成最大的场合等等，如何做才好也没有记述。因此，就产生在实际的运行状态下的密度比大于设计容积比时，或者对于分流阀的开度变得最大时等等，不能调整为最佳高压侧压力使冷冻循环装置的运行效率降低的问题。
所以，本发明的目的在于无论在实际的运行状态下的密度比大于还是小于设计容积比时，提供一种可以调整为最佳高压侧压力的构成及其控制方法，提高冷冻循环装置的运行效率(COP)。
另外，其目的在于提供一种在各种运行状态下可以具有效率良好的运行的设计容积比的冷冻循环装置。
本发明的第一技术方案所述的一种在高压侧以超临界压力运行的冷冻循环装置，具有将压缩机构、膨胀机构及驱动源通过一根轴连接的同时，将从上述压缩机构排出的冷媒予以冷却的散热器和将从上述膨胀机构流出的冷媒进行加热的蒸发器，其特征在于包括：使上述膨胀机构分流的分流流路；在上述分流流路上设置的分流阀；预减压阀，对流入上述膨胀机构的冷媒进行减压；以及操作器，基于压缩机构的排出温度或过热度，控制上述分流阀和上述预减压阀，使上述压缩机构和上述膨胀机构的容积比与在冷冻循环装置的运行状态下上述散热器和上述蒸发器的各个出口冷媒密度的比之中最大的值一致。
本发明的第二技术方案所述的一种在高压侧以超临界压力运行的冷冻循环装置，具有将压缩机构、膨胀机构及驱动源通过一根轴连接的同时，将从上述压缩机构排出的冷媒予以冷却的散热器和对从上述膨胀机构流出的冷媒进行加热的蒸发器，其特征在于包括：使上述膨胀机构分流的分流流路；在上述分流流路上设置的分流阀；向上述蒸发器送风的风扇；以及操作器，基于压缩机构的排出温度或过热度，控制上述分流阀和上述风扇的转速，使上述压缩机构和上述膨胀机构的容积比与在冷冻循环装置的运行状态下上述散热器和上述蒸发器的各个出口冷媒密度的比之中最大的值一致。
本发明的第三技术方案所述的冷冻循环装置，其特征在于：使上述压缩机构和上述膨胀机构的容积比与在上述散热器的出口的冷媒密度为最大的冷冻循环装置的运行状态下的上述散热器和上述蒸发器的各个出口冷媒密度的比一致。
本发明的第四技术方案所述的冷冻循环装置，其特征在于：使上述压缩机构和上述膨胀机构的容积比与在上述蒸发器的周围温度最低、并且流入到上述散热器的水温最低、并且从上述散热器流出的热水温度最高的冷冻循环装置的运行状态下的上述散热器和上述蒸发器的各个出口冷媒密度的比一致。
本发明的第五技术方案所述的冷冻循环装置，其特征在于：在用作热水机的冷冻循环装置中，使上述压缩机构和上述膨胀机构的容积比大于等于10。
本发明的第六技术方案所述的冷冻循环装置，其特征在于：使上述压缩机构和上述膨胀机构的容积比与在向上述蒸发器送风的空气温度最低、并且向上述散热器送风的空气温度最低、并且从上述散热器吹出的空气温度最高的冷冻循环装置的运行状态下的上述散热器和上述蒸发器的各个出口冷媒密度的比一致。
本发明的第七技术方案所述的冷冻循环装置，其特征在于：在用作空调机的冷冻循环装置中，使上述压缩机构和上述膨胀机构的容积比大于等于8。
本发明的第八技术方案所述的一种在高压侧以超临界压力运行的冷冻循环装置的控制方法，在具有将压缩机构、膨胀机构及驱动源通过一根轴连接的同时，将从上述压缩机构排出的冷媒予以冷却的散热器；将从上述膨胀机构流出的冷媒进行加热的蒸发器；使上述膨胀机构分流的分流流路；在上述分流流路上设置的分流阀；以及对流入上述膨胀机构的冷媒进行减压的预减压阀的冷冻循环装置中，所述控制方法的特征在于：基于压缩机构的排出温度或过热度，控制上述分流阀和上述预减压阀，使上述压缩机构和上述膨胀机构的容积比与在冷冻循环装置的运行状态下上述散热器和上述蒸发器的各个出口冷媒密度的比之中最大的值一致。
本发明的第九技术方案所述的一种在高压侧以超临界压力运行的冷冻循环装置的控制方法，在具有将压缩机构、膨胀机构及驱动源通过一根轴连接的同时，将从上述压缩机构排出的冷媒予以冷却的散热器；将从上述膨胀机构流出的冷媒进行加热的蒸发器；使上述膨胀机构分流的分流流路；在上述分流流路上设置的分流阀的冷冻循环装置中，所述控制方法的特征在于：基于压缩机构的排出温度或过热度，控制上述分流阀和上述驱动源的转速，使上述压缩机构和上述膨胀机构的容积比与在冷冻循环装置的运行状态下上述散热器和上述蒸发器的各个出口冷媒密度的比之中最大的值一致。
本发明的第十技术方案所述的一种在高压侧以超临界压力运行的冷冻循环装置的控制方法，在具有将压缩机构、膨胀机构及驱动源通过一根轴连接的同时，将从上述压缩机构排出的冷媒予以冷却的散热器；将从上述膨胀机构流出的冷媒进行加热的蒸发器；使上述膨胀机构分流的分流流路；在上述分流流路上设置的分流阀；以及向上述蒸发器送风的风扇的冷冻循环装置中，所述控制方法的特征在于：基于压缩机构的排出温度或过热度，控制上述分流阀和上述风扇的转速，使上述压缩机构和上述膨胀机构的容积比与在冷冻循环装置的运行状态下上述散热器和上述蒸发器的各个出口冷媒密度的比之中最大的值一致。
本发明的冷冻循环装置及其控制方法，即使是在使用由于密度比一定的制约而难以调整成为最佳高压侧压力的膨胀机的冷冻循环装置中；也可以在幅度宽的运行范围中得到高动力回收效果、可进行高效运行的冷冻循环装置及其控制方法。
附图说明
图1为示出本发明的实施例1的冷冻循环装置的结构图。
图2为示出本发明的实施例1的冷冻循环装置的控制方法的流程图。
图3为示出本发明的实施例1的控制单元的关联的模式图。
图4为示出本发明的实施例2的冷冻循环装置的结构图。
图5为示出本发明的实施例2的冷冻循环装置的控制方法的流程图。
图6为示出本发明的实施例3的冷冻循环装置的结构图。
图7为示出本发明的实施例3的冷冻循环装置的控制方法的流程图。
图8为示出本发明的实施例3的控制单元的关联的模式图。
图9为示出本发明的实施例4的冷冻循环装置的结构图。
图10为示出本发明的实施例4的冷冻循环装置的控制方法的流程图。
图11为示出本发明的实施例4的控制单元的关联的模式图。
图12为示出本发明的实施例5的密度比和COP比的相关图。
图13为示出本发明的实施例5的密度比和冷媒密度的相关图。
图14为示出本发明的实施例6的冷冻循环装置的结构图。
图15为示出本发明的实施例6的密度比和COP比的相关图。
图16为示出本发明的实施例6的密度比和冷媒密度的相关图。
图17为示出本发明的实施例7的冷冻循环装置的结构图。
图18为示出本发明的实施例8的密度比和COP比的相关图。
图19为示出本发明的实施例8的密度比和冷媒密度的相关图。
具体实施方式
根据本发明的实施方式1的一种在高压侧以超临界压力运行的冷冻循环装置，具有将压缩机构、膨胀机构及驱动源通过一根轴连接的同时，将从上述压缩机构排出的冷媒予以冷却的散热器和将从上述膨胀机构流出的冷媒进行加热的蒸发器，其特征在于包括：使上述膨胀机构分流的分流流路；在上述分流流路上设置的分流阀；预减压阀，对流入上述膨胀机构的冷媒进行减压；以及操作器，基于压缩机构的排出温度或过热度，控制上述分流阀和上述预减压阀，使上述压缩机构和上述膨胀机构的容积比与在冷冻循环装置的运行状态下上述散热器和上述蒸发器的各个出口冷媒密度的比之中最大的值一致。根据本实施方式，无论是在密度比小于还是大于设计容积比时，都可以提供一种可以通过分流阀和预减压阀的开度操作调整为所要求的高压侧压力的、可以在宽幅度范围内不使运行效率及能力降低进行运行的冷冻循环装置。
根据本发明的实施方式2的一种在高压侧以超临界压力运行的冷冻循环装置，具有将压缩机构、膨胀机构及驱动源通过一根轴连接的同时，将从上述压缩机构排出的冷媒予以冷却的散热器和对从上述膨胀机构流出的冷媒进行加热的蒸发器，其特征在于包括：使上述膨胀机构分流的分流流路；在上述分流流路上设置的分流阀；向上述蒸发器送风的风扇；以及操作器，基于压缩机构的排出温度或过热度，控制上述分流阀和上述风扇的转速，使上述压缩机构和上述膨胀机构的容积比与在冷冻循环装置的运行状态下上述散热器和上述蒸发器的各个出口冷媒密度的比之中最大的值一致。根据本实施方式，可以通过对分流阀的开度和风扇的转速的操作在实际的运行状态下调整为所要求的高压侧压力，并且即使是在分流阀的开度为全开的场合，由于通过对风扇的转速进行操作，可以调整为所要求的高压侧压力，所以可以在宽幅度范围内不使冷冻循环装置的运行效率及能力降低。
根据本发明的实施方式3的冷冻循环装置，其特征在于：使上述压缩机构和上述膨胀机构的容积比与在上述散热器的出口的冷媒密度为最大的冷冻循环装置的运行状态下的上述散热器和上述蒸发器的各个出口冷媒密度的比一致。根据本实施方式，即使是运行条件不同，通过使用尽可能不进行预膨胀的容积比，也可以得到减小COP提高率的季节差，经常维持高运行效率的冷冻循环装置的运行。
根据本发明的实施方式4的冷冻循环装置，其特征在于：使上述压缩机构和上述膨胀机构的容积比与在上述蒸发器的周围温度最低、并且流入到上述散热器的水温最低、并且从上述散热器流出的热水温度最高的冷冻循环装置的运行状态下的上述散热器和上述蒸发器的各个出口冷媒密度的比一致。根据本实施方式，即使是运行条件不同，通过使用尽可能不进行预膨胀的容积比，也可以得到减小COP提高率的季节差，经常维持高运行效率的冷冻循环装置的运行。
根据本发明的实施方式5的冷冻循环装置，其特征在于：在用作热水机的冷冻循环装置中，使上述压缩机构和上述膨胀机构的容积比大于等于10。根据本实施方式，即使是运行条件不同，通过使用尽可能不进行预膨胀的容积比，也可以得到减小COP提高率的季节差，经常维持高运行效率的热水机的运行。
根据本发明的实施方式6的冷冻循环装置，其特征在于：使上述压缩机构和上述膨胀机构的容积比与在向上述蒸发器送风的空气温度最低、并且向上述散热器送风的空气温度最低、并且从上述散热器吹出的空气温度最高的冷冻循环装置的运行状态下的上述散热器和上述蒸发器的各个出口冷媒密度的比一致。根据本实施方式，即使是运行条件不同，通过使用尽可能不进行预膨胀的容积比，也可以得到减小COP提高率的季节差，经常维持高运行效率的冷冻循环装置的运行。
根据本发明的实施方式7的冷冻循环装置，其特征在于：在用作空调机的冷冻循环装置中，使上述压缩机构和上述膨胀机构的容积比大于等于8。根据本实施方式，即使是运行条件不同，通过使用尽可能不进行预膨胀的容积比，也可以提高减小COP提高率的季节差，经常维持高运行效率的空调机。
根据本发明的实施方式8的一种在高压侧以超临界压力运行的冷冻循环装置的控制方法，在具有将压缩机构、膨胀机构及驱动源通过一根轴连接的同时，将从上述压缩机构排出的冷媒予以冷却的散热器；将从上述膨胀机构流出的冷媒进行加热的蒸发器；使上述膨胀机构分流的分流流路；在上述分流流路上设置的分流阀；以及对流入上述膨胀机构的冷媒进行减压的预减压阀的冷冻循环装置中，所述控制方法的特征在于：基于压缩机构的排出温度或过热度，控制上述分流阀和上述预减压阀，使上述压缩机构和上述膨胀机构的容积比与在冷冻循环装置的运行状态下上述散热器和上述蒸发器的各个出口冷媒密度的比之中最大的值一致。根据本实施方式，无论是在密度比小于或者大于设计容积比时，都可以通过分流阀和预减压阀的开度操作调整为所要求的高压侧压力的、可以在宽幅度范围内不使运行效率及能力降低进行运行的冷冻循环装置。
根据本发明的实施方式9的一种在高压侧以超临界压力运行的冷冻循环装置的控制方法，在具有将压缩机构、膨胀机构及驱动源通过一根轴连接的同时，将从上述压缩机构排出的冷媒予以冷却的散热器；将从上述膨胀机构流出的冷媒进行加热的蒸发器；使上述膨胀机构分流的分流流路；在上述分流流路上设置的分流阀的冷冻循环装置中，所述控制方法的特征在于：基于压缩机构的排出温度或过热度，控制上述分流阀和上述驱动源的转速，使上述压缩机构和上述膨胀机构的容积比与在冷冻循环装置的运行状态下上述散热器和上述蒸发器的各个出口冷媒密度的比之中最大的值一致。根据本实施方式，无论是在密度比小于或者大于设计容积比时，都可以通过对分流阀的开度和驱动源的转速的操作，调整为所要求的高压侧压力，并且即使是在分流阀的开度为全开的场合，由于通过对驱动源的转速进行操作，可以调整为所要求的高压侧压力，所以可以在宽幅度范围内在不使冷冻循环装置的运行效率及能力降低的情况下运行。
根据本发明的实施方式10的一种在高压侧以超临界压力运行的冷冻循环装置的控制方法，在具有将压缩机构、膨胀机构及驱动源通过一根轴连接的同时，将从上述压缩机构排出的冷媒予以冷却的散热器；将从上述膨胀机构流出的冷媒进行加热的蒸发器；使上述膨胀机构分流的分流流路；在上述分流流路上设置的分流阀；以及向上述蒸发器送风的风扇的冷冻循环装置中，所述控制方法的特征在于：基于压缩机构的排出温度或过热度，控制上述分流阀和上述风扇的转速，使上述压缩机构和上述膨胀机构的容积比与在冷冻循环装置的运行状态下上述散热器和上述蒸发器的各个出口冷媒密度的比之中最大的值一致。根据本实施方式，无论是在密度比小于或者大于设计容积比时，都可以通过对分流阀的开度和风扇的转速的操作，调整为所要求的高压侧压力，并且即使是在分流阀的开度为全开的场合，由于通过对风扇的转速进行操作，可以调整为所要求的高压侧压力，所以可以在宽幅度范围内在不使冷冻循环装置的运行效率及容量降低的情况下运行。
[实施例1]
下面参照附图对本发明的实施例予以说明。
图1为示出本发明的实施例1的冷冻循环装置的结构图。另外，关于本实施例的冷冻循环装置，是以热水机为例进行说明。就是说，本发明并不限定于本实施例的热水机，也可以是空调机等等。
本实施例的冷冻循环装置，具有由压缩机构1、散热器2、膨胀机构3以及与由风扇4送风的外气进行热交换的蒸发器5构成的冷媒循环回路A和由给水泵6、散热器2以及热水供给罐7构成的热水供给循环回路B，在散热器2中，利用由压缩机构1排出的冷媒对来自给水泵6的水进行加热成为热水，并将该热水贮存于热水供给罐7的冷冻循环装置(在本实施例的场合为热水供给机)。
压缩机构1由电动机等驱动源8驱动。此外，压缩机构1利用一根轴9与将压力能变换为动力的膨胀机构3(膨胀机)相连接，利用膨胀机构3的回收动力降低驱动源8的输入。另外，冷媒循环回路A具有使膨胀机构3分流的分流流路10、调节流过分流流路10的流量的分流阀11及设置于散热器2和膨胀机构3的入口之间的对流入膨胀机构3的冷媒进行予减压的预减压阀12。封入二氧化碳(CO2)作为冷媒。另外，具有检测压缩机构1的出口温度(压缩机构的排出温度)的排出温度检测单元20和基于排出温度检测单元20检测的值计算分流阀11及预减压阀12开度并进行操作的第1操作器21。
下面，将压缩机构1的气缸容积作为VC、将膨胀机构3的气缸容积作为VE、将蒸发器5的出口冷媒密度作为DC(压缩机构1的流入冷媒密度)、将散热器2的出口冷媒密度作为DE(膨胀机构3的流入冷媒密度)对于如上构成的冷冻循环装置运转时的动作予以说明。首先，对实际运行状态下的密度比(DE/DC)大致与设计时想定的设计容积比(VC/VE)同等的场合予以说明。
压缩机构1将冷媒一直压缩到超过临界压力(高压侧压力)。该被压缩的冷媒，成为高温高压状态，在流过散热器2之际，对水散热而受到冷却。换言之，从热水供给罐7的底部由给水泵6送入散热器2的水流路的水，由流过散热器2的冷媒流路的冷媒加热。其后，冷媒由膨胀机构3减压而变成为气液两相状态。在膨胀机构3中冷媒的压力能变换为动力，该动力传递到轴9。由于传递到此轴9的动力，使驱动源8的输入减小。经过膨胀机构3减压的冷媒，流入到蒸发器5，在此蒸发器5中，冷媒由空气冷却而成为气液二相或气体状态。其后，变成气液二相或气体状态的冷媒，再度吸入到压缩机构1。
下面对在实际运行状态下的密度比(DE/DC)与在设计时想定的设计容积比(VC/VE)不同的情况予以说明。首先，对在实际运行状态下的密度比(DE/DC)大于设计时想定的设计容积比(VC/VE)的情况的动作予以说明。
在这种情况下，由于密度比一定的制约，为使散热器2的出口(膨胀机构3的入口)的冷媒密度(DE)变小，使冷冻循环在高压侧压力减小的状态下进行平衡。但是，在高压侧压力比所要求的压力低的状态下，排出温度降低而使冷冻循环装置的加热能力降低并使冷冻循环装置的效率降低。因此，如果分流阀11不是全闭状态，向关闭方向操作分流阀11，使原来流入分流流路10的冷媒流入膨胀机构3。或者，如果分流阀11是全闭状态，向关闭方向操作预减压阀12，使流入膨胀机构3的冷媒减压，使冷媒密度降低。通过这些动作，使高压侧压力上升，因为可以调整到所希望的压力，可以进行高效率的运行。
反之，对实际运行状态下的密度比(DE/DC)小于设计时想定的设计容积比(VC/VE)时的动作予以说明。
在这种情况下，由于密度比一定的制约，为使散热器2的出口(膨胀机构3的入口)的冷媒密度(DE)变大，使冷冻循环在使高压侧压力上升的状态下进行平衡。但是，在高压侧压力比所要求的压力上升的状态下，冷冻循环装置的运行效率降低。因此，如果预减压阀12不是全开状态，向打开方向操作预减压阀12，使流入膨胀机构3的冷媒不减压而使冷媒密度上升。或者，如果预减压阀12是全开状态，向打开方向操作分流阀11，使流入膨胀机构3的冷媒的一部分流入到分流流路10。通过这些动作，使高压侧压力降低，因为可以调整到所希望的压力，可以进行高效率的运行。
如上所述，在实施例1的冷冻循环装置中，由于密度比一定的制约，在使用难以维持最佳高压侧压力的膨胀机的冷冻循环装置中，在实际的运行状态下的密度比(DE/DC)无论是小于还是大于设计时想定的设计容积比(VC/VE)时，都可以通过对分流阀11和预减压阀12的开度的操作，调整到所希望的高压侧压力，在不使运行效率及能力降低的情况下提供可以运行的冷冻循环装置。
下面，作为分流阀11和预减压阀12的具体的操作方法，对第1操作器21进行的控制，根据图2所示的流程图予以说明。
在本实施例的控制中，利用高压侧压力和排出温度的相关关系，在测量上不必借助需要昂贵的传感器进行高压侧压力检测而利用可以比较便宜地进行测量的排出温度对分流阀分流阀11及预减压阀12进行控制。
即，在冷冻循环装置的运行时，读入来自排出温度检测单元20的检测值(排出温度Td)(步骤100)。将预先存储于ROM等之中的目标排出温度(目标Td)和在步骤100中读入的排出温度进行比较(步骤110)。
在排出温度低于目标排出温度时，由于高压侧压力具有比最佳压力低的倾向，首先，判定分流阀11是否为全闭(步骤120)。在分流阀11为全闭的情况下，向关闭方向操作预减压阀12(步骤130)，使流入膨胀机构3的冷媒减压，使冷媒密度降低，使高压侧压力及排出温度上升。另外，在分流阀11为未全闭的情况下，向关闭方向操作分流阀11(步骤140)，使流入将膨胀机构3分流的分流流路10的冷媒量减少，使高压侧压力及排出温度上升。
反之，在排出温度高于目标排出温度时，由于高压侧压力具有比最佳压力高的倾向，首先，判定预减压阀12是否为全开(步骤150)。在预减压阀12为全开的情况下，向打开方向操作分流阀11(步骤160)，使流入将膨胀机构3分流的分流流路10的冷媒量增加，使高压侧压力及排出温度降低。另外，在预减压阀12为未全开的情况下，向打开方向操作预减压阀12(步骤170)，通过使流入膨胀机构3的冷媒不减压，通过使冷媒密度不降低，使高压侧压力及排出温度降低。
在以上的步骤之后，返回到步骤100，以后通过重复从步骤100一直到步骤170，如图3所示，对分流阀11和预减压阀12进行联合控制。
如上所述，在实施例1的冷冻循环装置的控制方法中，由于密度比一定的制约，在使用难以维持最佳高压侧压力的膨胀机的冷冻循环装置中，无论在实际的运行状态下的密度比(DE/DC)小于还是大于设计时想定的设计容积比(VC/VE)时，通过基于排出温度操作分流阀11及预减压阀12的开度，可以调整到所要求的高压侧压力，可以在不使冷冻循环装置的运行效率及能力降低的情况下运行。
另外，分流阀11、预减压阀12为全开或全闭的判定，并不需要在物理上阀成为全开或全闭，考虑到阀的可靠性等等，也可通过成为接近预先确定的全开或全闭的最大开度或最小开度来判定。
另外，本实施例中说明的冷媒是二氧化碳(CO2)，但其他的冷媒，比如，R410A等也可以得到同样的效果。
[实施例2]
下面对本发明的实施例2的冷冻循环装置予以说明。本实施例的冷冻循环装置与实施例1的冷冻循环装置的结构大致相同，对于同样的功能部件赋予同一符号并省略其说明。图4为示出本发明的实施例2的冷冻循环装置的结构图。另外，图5为示出本发明的实施例2的冷冻循环装置的控制方法的流程图。
在本实施例的冷冻循环装置中，与实施例1的冷冻循环装置不同之处在于其构成具有检测从蒸发器5的入口起至出口间的温度(蒸发器的蒸发温度)的蒸发温度检测单元30、检测压缩机构1的入口温度(压缩机构1的吸入温度)的吸入温度检测单元31以及从蒸发温度检测单元30和吸入温度检测单元31检测到的值来计算过热度(吸入温度和蒸发温度之差)，计算分流阀11及预减压阀12的开度并进行操作的第2操作器32代替实施例1的排出温度检测单元20及第1操作器21。
下面根据图5所示的流程图对第2操作器32进行的控制予以说明。在本实施例的控制中，利用高压侧压力和过热度的相关关系，在测量上不必借助需要昂贵的传感器进行高压侧压力的检测而利用可以比较便宜地进行测量的蒸发温度和吸入温度进行计算的过热度对分流阀分流阀11及预减压阀12进行控制。
即，在冷冻循环装置的运行时，读入来自蒸发温度检测单元30的检测值(蒸发温度Te)(步骤200)。并且，读入来自吸入温度检测单元31的检测值(吸入温度Ts)(步骤210)。从这些读入的检测值计算作为吸入温度和蒸发温度之差的过热度(SH)(步骤220)，将预先存储于ROM等之中的目标过热度(目标SH)和在步骤200中计算出的过热度进行比较(步骤230)。
在过热度低于目标过热度时，由于高压侧压力具有比最佳压力低的倾向，首先，判定分流阀11是否为全闭(步骤240)。在分流阀11为全闭的场合，向关闭方向操作预减压阀12(步骤250)，使流入膨胀机构3的冷媒减压，使冷媒密度降低，使高压侧压力及排出温度上升。另外，在分流阀11为未全闭的场合，向关闭方向操作分流阀11(步骤260)，使流入将膨胀机构3分流的分流流路10的冷媒量减少，使高压侧压力及过热度上升。
反之，在过热度高于目标过热度时，由于高压侧压力具有比最佳压力高的倾向，首先，判定预减压阀12是否为全开(步骤270)。在预减压阀12为全开的场合，向打开方向操作分流阀11(步骤280)，使流入将膨胀机构3分流的分流流路10的冷媒量增加，使高压侧压力及过热度降低。
另外，在预减压阀12为未全开的场合，向打开方向操作预减压阀12(步骤290)，通过使流入膨胀机构3的冷媒不减压，使冷媒密度不降低，使高压侧压力及排出温度降低。
在以上的步骤之后，返回到步骤200，以后通过重复从步骤200一直到步骤290，对分流阀11和预减压阀12进行联合控制。
如上所述，在实施例2的冷冻循环装置及其控制方法中，由于密度比一定的制约，在使用难以维持最佳高压侧压力的膨胀机的冷冻循环装置中，无论在实际的运行状态下的密度比(DE/DC)小于还是大于设计时想定的设计容积比(VC/VE)的情况下，通过根据过热度操作分流阀11及预减压阀12的开度，可以调整到所要求的高压侧压力，可以在不使冷冻循环装置的运行效率及能力降低的情况下运行。
另外，分流阀11、预减压阀12为全开或全闭的判定，并不需要在物理上阀成为全开或全闭，考虑到阀的可靠性等等，也可通过成为接近预先确定的全开或全闭的最大开度或最小开度来判定。
另外，本实施例中说明的冷媒是二氧化碳(CO2)，但其他的冷媒，比如，R410A等也可以得到同样的效果。
[实施例3]
下面对本发明的实施例3的冷冻循环装置予以说明。本实施例的冷冻循环装置与实施例1的冷冻循环装置的结构大致相同，对于同样的功能部件赋予同一符号并省略其说明。图6为示出本发明的实施例3的冷冻循环装置的结构图。图7为示出本发明的实施例3的冷冻循环装置的控制方法的流程图。
在本实施例的冷冻循环装置中，与实施例1的冷冻循环装置不同之处在于其构成不具有实施例1的预减压阀12而具有基于排出温度检测单元20检测到的值对驱动分流阀11及压缩机构1的驱动源8的转速进行操作的第3操作器40。
下面根据图7所示的流程图对第3操作器40进行的控制予以说明。与实施例1一样，根据排出温度进行控制。
即，在冷冻循环装置的运行时，读入来自排出温度检测单元20的检测值(排出温度)(步骤300)。将预先存储于ROM等之中的目标排出温度和在步骤300中读入的排出温度进行比较(步骤310)。
在排出温度低于目标排出温度时，由于高压侧压力具有比最佳压力低的倾向，首先，判定分流阀11是否为全闭(步骤320)。在分流阀11为全闭的场合，增加驱动源8的转速(步骤330)。在驱动转速加大时，从压缩机构1排出的冷媒的循环量增加，由于散热器2、蒸发器5中的热交换效率下降，在散热器2的出口温度上升、使流入膨胀机构3的冷媒密度降低的同时，蒸发器5的出口温度降低，因为吸入压缩机构1的冷媒密度增加，故密度比(DE/DC)降低。因此，可以得到与向关闭方向操作预减压阀12同等的效果，可以使高压侧压力及排出温度上升。
另外，在分流阀11为未全闭的场合，判定驱动转速是否小于预定的基准值(步骤340)。在驱动转速小于预定的基准值时，因为在后述的步骤380中，认为驱动转速已经减小，通过在一直到基准值的范围内，加大驱动转速(步骤350)，降低密度比(DE/DC)，使高压侧压力及排出温度上升。另外，在驱动转速是基准值的场合，向关闭方向操作分流阀11(步骤360)，使流入将膨胀机构3分流的分流流路10的冷媒量减少，使高压侧压力及排出温度上升。
反之，在排出温度高于目标排出温度时，由于高压侧压力具有比最佳压力高的倾向，首先，判定分流阀11是否为全开(步骤370)。在分流阀11为全开的场合，减小驱动源8的转速(步骤380)。在驱动转速减小时，从压缩机构1排出的冷媒的循环量减小，由于散热器2、蒸发器5中的热交换效率提高，在散热器2的出口温度下降、使流入膨胀机构3的冷媒密度上升的同时，蒸发器5的出口温度上升，因为吸入压缩机构1的冷媒密度降低，故密度比(DE/DC)增加。因此，可以得到与向打开方向操作预减压阀12同等的效果，可以使高压侧压力及排出温度降低。
另外，在分流阀11为未全开的场合，判定驱动转速是否大于预定的基准值(步骤390)。在驱动转速大于预定的基准值时，因为在步骤330中，认为驱动转速已经增加，通过在一直到基准值的范围内，减小驱动转速(步骤400)，增加密度比(DE/DC)，使高压侧压力及排出温度降低。另外，在驱动转速是基准值的场合，向打开方向上操作分流阀11(步骤410)，使流入将膨胀机构3分流的分流流路10的冷媒量增加，使高压侧压力及排出温度降低。
在以上的步骤之后，返回到步骤300，以后通过重复从步骤300一直到步骤410，如图8所示的那样，对分流阀11和驱动源8的驱动转速进行联合控制。
如上所述，在实施例3的冷冻循环装置及其控制方法中，由于密度比一定的制约，在使用难以维持最佳高压侧压力的膨胀机的冷冻循环装置中，无论在实际的运行状态下的密度比(DE/DC)小于还是大于设计时想定的设计容积比(VC/VE)的情况下，通过基于排出温度操作分流阀11的开度及驱动源8的驱动转速，可以调整到所要求的高压侧压力。
此外，如图8所示，即使是在分流阀11的开度为全开的场合，由于通过对驱动源8的驱动转速进行操作，可以调整到所要求的高压侧压力，可以在不使冷冻循环装置的运行效率及能力降低的情况下运行。
另外，在本实施例中，与实施例1一样是对基于排出温度进行控制的例子进行了说明，但也可以与实施例2一样基于过热度进行控制。此外，也可以将实施例1、2的预减压阀12的开度操作与本实施例的驱动源8的驱动转速操作组合实施。另外，在分流阀11为全开或全闭的判定，并不需要在物理上阀成为全开或全闭，考虑到阀的可靠性等等，也可通过成为接近预先确定的全开或全闭的最大开度或最小开度来判定。另外，本实施例中说明的冷媒是二氧化碳(CO2)，但其他的冷媒，比如，R410A等也可以得到同样的效果。
[实施例4]
下面对本发明的实施例4的冷冻循环装置予以说明。本实施例的冷冻循环装置与实施例1的冷冻循环装置的结构大致相同，对于同样的功能部件赋予同一符号并省略其说明。图9为示出本发明的实施例4的冷冻循环装置的结构图。图10为示出本发明的实施例4的冷冻循环装置的控制方法的流程图。
在本实施例的冷冻循环装置中，与实施例1的冷冻循环装置不同之处在于其构成不具有实施例1的预减压阀12而具有基于排出温度检测单元20检测到的值对驱动分流阀11及驱动风扇4的驱动源(未图示)的转速进行操作的第4操作器50。
下面根据图10所示的流程图对第4操作器50进行的控制予以说明。在本实施例的控制中，与实施例1一样，基于排出温度进行控制。
即，在冷冻循环装置的运行时，读入来自排出温度检测单元20的检测值(排出温度)(步骤400)。将预先存储于ROM等之中的目标排出温度和在步骤400中读入的排出温度进行比较(步骤410)。
在排出温度低于目标排出温度时，由于高压侧压力具有比最佳压力低的倾向，首先，判定分流阀11是否为全闭(步骤420)。在分流阀11为全闭的场合，增加风扇4的转速(步骤430)。因为由于在风扇转速加大时，蒸发压力(蒸发器5入口～压缩机构1入口的压力)上升，蒸发器5的出口的冷媒密度上升，密度比(DE/DC)降低。因此，可以得到与向关闭方向操作预减压阀12同等的效果，可以使高压侧压力及排出温度上升。
另外，在分流阀11为未全闭的场合，判定风扇转速是否小于预定的基准值(步骤440)。在风扇转速小于预定的基准值时，因为在后述的步骤480中，认为风扇转速已经减小，通过在一直到基准值的范围内，加大风扇转速(步骤450)，降低密度比(DE/DC)，使高压侧压力及排出温度上升。另外，在风扇转速是基准值的场合，向关闭方向操作分流阀11(步骤460)，使流入将膨胀机构3分流的分流流路10的冷媒量减少，使高压侧压力及排出温度上升。
反之，在排出温度高于目标排出温度时，由于高压侧压力具有比最佳压力高的倾向，首先，判定分流阀11是否为全开(步骤470)。在分流阀11为全开的场合，减小风扇4的驱动转速(步骤480)。因为由于在风扇转速减小时，蒸发压力降低，蒸发器5的出口的冷媒密度减小，密度比(DE/DC)增加。因此，可以得到与向打开方向操作分流阀11同等的效果，可以使高压侧压力及排出温度降低。
另外，在分流阀11为未全开的场合，判定风扇转速是否大于预定的基准值(步骤490)。在驱动转速大于预定的基准值时，因为在步骤430中，认为风扇转速已经增加，通过在一直到基准值的范围内，减小风扇转速(步骤500)，增加密度比(DE/DC)，使高压侧压力及排出温度降低。另外，在驱动转速是基准值的场合，向打开方向操作分流阀11(步骤510)，使流入将膨胀机构3分流的分流流路10的冷媒量增加，使高压侧压力及排出温度降低。
在以上的步骤之后，返回到步骤400，以后通过重复从步骤400一直到步骤510，如图11所示的那样，对分流阀11和风扇4的转速进行联合控制。
如上所述，在实施例4的冷冻循环装置及其控制方法中，由于密度比一定的制约，在使用难以维持最佳高压侧压力的膨胀机的冷冻循环装置中，无论在实际的运行状态下的密度比(DE/DC)小于还是大于设计时想定的设计容积比(VC/VE)的情况下，通过基于过热度操作分流阀11的开度及风扇4的转速，可以调整到所要求的高压侧压力。
此外，如图11所示，即使是在分流阀11的开度为全开的场合，由于通过对风扇4的转速进行操作，可以调整到所要求的高压侧压力，可以在不使冷冻循环装置的运行效率及能力降低的情况下运行。
另外，在本实施例中，与实施例1一样是对基于排出温度进行控制的例子进行说明，但也可以与实施例2一样基于过热度进行控制。此外，也可以将实施例1、2的预减压阀12的开度操作、实施例3的压缩机构11的驱动转速操作及本实施例的风扇4的转速操作组合实施。另外，在分流阀11为全开或全闭的判定，并不需要在物理上阀成为全开或全闭，考虑到阀的可靠性等等，也可通过成为接近预先确定的全开或全闭的最大开度或最小开度来判定。另外，本实施例中说明的冷媒是二氧化碳(CO2)，但其他的冷媒，比如，R410A等也可以得到同样的效果。
[实施例5]
下面对本发明的实施例5的冷冻循环装置予以说明。另外，因为本实施例的冷冻循环装置的结构及其控制方法与实施例1相同，省略对同样的结构及动作的说明。
本实施例的冷冻循环装置的结构的特征在于在将压缩机构1的气缸容积作为VC、将膨胀机构3的气缸容积作为VE、将蒸发器5的出口冷媒密度作为DC、将散热器2的出口冷媒密度作为DE时，在设计上设计容积比(VC/VE)与在实际运行状态下的密度比(DE/DC)成为最大的条件下的密度比(DE/DC)的值大致一致。此外，具体言之，在于进行设计使得与散热器2的出口冷媒密度(DE)成为最大的条件下的密度比(DE/DC)的值大致一致这一点。
另外，在作为热水机使用的冷冻循环装置中，设计容积比(VC/VE)，与在热水机的使用范围内，在蒸发器5的周围温度(外气温度)最低、并且流入散热器2的水温(入水温度)最低、并且从散热器2流出的热水温度(热水出水温度)最高的条件下运行时的密度比(DE/DC)大致一致是设计结构的特征。
此外，具体言之，在作为热水机使用的冷冻循环装置中，设计容积比(VC/VE)的值大于等于10是设计结构的特征。
但是，在本实施例的冷冻循环装置中，如在实施例1中所说明的，当实际运行状态下的密度比(DE/DC)小于设计时决定的设计容积比(VC/VE)时，通过向打开方向操作分流阀11或在密度比(DE/DC)大于设计容积比(VC/VE)时，通过向打开方向操作预减压阀12，使密度比(DE/DC)与设计容积比(VC/VE)一致，可以调整到所要求的高压侧压力。然而，在流过分流流路10的冷媒量增加或利用预减压阀12使预膨胀的压力差增大时，由于应该可以回收的动力减少，使运行效率(COP)的提高率下降。所以，如何把设计容积比设计为最佳值是很重要的。
因此，下面利用附图12和13对于将本实施例的冷冻循环装置用作热水机使用的场合的最佳设计容积比予以详细说明。
图12为示出本发明的实施例5的密度比和COP比的相关图，图13为示出本发明的实施例5的密度比和冷媒密度的相关图。
在图12中，外气温度是按照温度高的顺序设定的：夏季时期、中间时期、冬季时期及低温时期。入水温度是依照各个外气温度条件想定的最低温度，热水出水温度是依照各个外气温度条件想定的标准温度。另外，COP比是在各个外气温度条件下，以不使用膨胀机的冷冻循环装置的COP为100。以下，以夏季时期条件为例进行说明。
在夏季时期条件中，实际运行状态下的密度比(DE/DC)约为7。在以大于此值的设计容积比(VC/VE)设计的冷冻循环装置的场合，在夏季时期条件下，必须使冷媒分流到分流流路10。反之，在以小于此值的设计容积比(VC/VE)设计的冷冻循环装置的场合，在夏季时期条件下，必须使冷媒利用预减压阀12进行预膨胀。然而，已知在分流、预膨胀任意一个情况下，与在夏季时期条件下进行了最佳设计的情况，即在将设计容积比(VC/VE)设计为约7的情况相比较，COP比降低，特别是，在预膨胀的场合COP比急剧大幅度下降。
另一方面，在冬季时期条件和低温时期条件下，在实际运行状态下的密度比(DE/DC)，分别为约10和约12。在以大于这些值的设计容积比(VC/VE)设计的冷冻循环装置的场合，在冬季时期条件和低温时期条件下，必须使冷媒分流到分流流路10。反之，在以小于这些值的设计容积比(VC/VE)设计的冷冻循环装置的场合，在冬季时期条件和低温时期条件下，必须使冷媒利用预减压阀12进行预膨胀。然而，已知在分流、预膨胀任意一个情况下，与在冬季时期条件和低温时期条件的各个条件下进行了最优设计的情况，即在将设计容积比(VC/VE)设计为约10及约12的情况相比较，COP比降低，特别是，在预膨胀的场合COP比急剧大幅度下降。
就是说，由于因季节等不同的运行条件，最佳设计容积比不同，在压缩机构1和膨胀机构3利用一根轴9直接连接的冷冻循环装置中，设计容积比(VC/VE)在设计时只能决定一个值。因此，比如，设计在夏季时期条件下为最佳的设计容积比(VC/VE)为约7的情况下，在夏季时期条件下COP比约为112，但在其他季节条件下COP比约为101～103。
与此相对，设计在低温时期条件下为最佳的设计容积比(VC/VE)为约12的情况下，在低温时期条件下COP比约为110，在其他季节条件下COP比约为107～108。或者，设计在冬季时期条件下为最佳的设计容积比(VC/VE)为约10的情况下，在比较期间短的低温时期COP比约为103，但在冬季时期条件下为110，在其他季节条件下约为108。
这样，将设计容积比(VC/VE)设计为在冬季时期条件和低温时期条件下为最佳时，可使COP提高率的季节差减小，即使是季节等运行条件不同，也可以经常维持高运行效率。
就是说，在实施例5的冷冻循环装置中，从图12可知，着眼于进行预膨胀的场合与分流的场合相比，COP的提高率小这一点，通过将设计容积比(VC/VE)设计成为与在实际运行状态下的密度比(DE/DC)的值为最大的条件(在图12的场合为低温时期条件)下的密度比(DE/DC)的值大致一致，使得即使运行条件不同也尽可能地不进行予膨胀，可经常维持高运行效率的冷冻循环装置的运行。
此外，从图13所示的蒸发器5的出口冷媒密度(DC)，或散热器2的出口冷媒密度(DE)和密度比的相关关系，可知密度比(DE/DC)，与蒸发器5的出口冷媒密度(DC)的变化相比，更受散热器2的出口冷媒密度(DE)的变化的影响，进而，与散热器2的出口冷媒密度(DE)大致成比例关系。
所以，通过将本实施例的冷冻循环装置的设计容积比(VC/VE)设计成为与在实际运行状态下的密度比(DE/DC)的值为最大的条件，即与散热器2的出口冷媒密度(DE)成为最大的条件下的密度比(DE/DC)的值大致一致，就可以经常维持高运行效率的冷冻循环装置的运行。
另外，如在图12中已经说明的那样，因为在作为热水机使用的冷冻循环装置中，在其使用范围内，在蒸发器5的周围温度(外气温度)最低、并且流入散热器2的水温(入水温度)最低、并且从散热器2流出的热水温度(热水出水温度)最高的条件下运行的情况(图12的场合的低温时期条件)与冷冻循环装置的实际运行状态下的密度比(DE/DC)在成为最大的条件下运行的情况相当，所以通过将在此运行状态下的密度比(DE/DC)设计成为与设计容积比(VC/VE)大致一致，就可以经常维持高运行效率的冷冻循环装置的运行。
另外，冷冻循环装置的实际的运行状态下的密度比(DE/DC)成为最大的条件，在冷冻循环装置为热水机时，与在蒸发器5的周围温度最低、并且流入散热器2的水温最低、并且从散热器2流出的热水温度最高的条件相当，在应用于包含后述的空调机等一般的冷冻循环装置时，可以置换为在蒸发器5中加热冷媒的流体的温度最低、并且在散热器2中用来冷却冷媒的流入散热器2的流入流体的温度最低、并且从由这种冷媒冷却而加热的散热器2流出的流体的温度最高的条件。
此外，在作为热水机所使用的冷冻循环装置中，通过设计使设计容积比(VC/VE)成为大于等于10的值(与图12的场合的冬季时期条件及低温时期条件相对应的值)，就可以经常维持高运行效率的冷冻循环装置的运行。
[实施例6]
下面，不是利用实施例1的热水机的例子而是利用空调机的例子来对本发明的实施例6的冷冻循环装置予以说明。图14为示出本发明的实施例6的冷冻循环装置的结构图。另外，因为本实施例的冷冻循环装置的结构与实施例1大致相同，对于同样的功能部件应用同一符号。于是，对于同样的结构及其动作的说明省略。另外，因为冷冻循环装置的控制方法与实施例1相同，其说明省略。
本实施例的冷冻循环装置由室外机C和室内机D构成。于是，室外机C由压缩机构1、第1四通阀60、与由室外风扇61送风的空气进行热交换的室外热交换器62、第2四通阀63以及膨胀机构3等构成，另外，室内机D，与由室内风扇64送风的空气进行热交换的室内热交换器65等构成。
于是，在本实施例的冷冻循环装置中，在使第1四通阀60、第2四通阀63切换到图中的实线方向时，通过使室外热交换器62用作散热器，使室内热交换器65用作蒸发器，就可以使设置室内机D的室内成为冷房。另外，在使第1四通阀60、第2四通阀63切换到图中的虚线方向时，通过使室内热交换器65用作散热器，使室外热交换器62用作蒸发器，就可以使设置室内机D的室内成为暖房而进行空气调节的动作。
此外，本实施例的结构的特征在于在将压缩机构1的气缸容积作为VC、将膨胀机构3的气缸容积作为VE、将室外热交换器62或室内热交换器65中的任何一个用作蒸发器时的热交换器的出口冷媒密度作为DC(压缩机构1的流入冷媒密度)、将室外热交换器62或室内热交换器65中的任何一个用作散热器时的热交换器的出口冷媒密度作为DE(膨胀机构3的流入媒体密度)时，在设计上使设计容积比(VC/VE)与在实际运行状态下的密度比(DE/DC)成为最大的条件下的密度比(DE/DC)的值大致一致。此外，具体言之，在于进行设计使得与室外热交换器62或室内热交换器65中的任何一个用作散热器时的热交换器的出口冷媒密度(DE)成为最大的条件下的密度比(DE/DC)的值大致一致这一点。
另外，在作为空调机使用的冷冻循环装置中，设计容积比(VC/VE)，与在空调机的使用范围内，在向用作蒸发器的室外热交换器62或室内热交换器65中的任何一个的热交换器送风的空气温度最低、并且在向用作散热器的室外热交换器62或室内热交换器65中的任何一个的热交换器送风的空气温度最低、并且向用作散热器的热交换器吹出的空气温度最高的条件下运行时的密度比(DE/DC)大致一致是设计结构的特征。
此外，具体言之，在作为空调机使用的冷冻循环装置中，设计容积比(VC/VE)的值大于等于8是设计结构的特征。
下面利用附图15和16对于将本实施例的冷冻循环装置用作空调机使用的最优设计容积比予以详细说明。
图15为示出本发明的实施例6的密度比和COP比的相关图，图16为示出本发明的实施例6的密度比和冷媒密度的相关图。
在图15中，外气温度是按照温度高的顺序设定的：夏季时期冷房、中间时期冷房、中间时期暖房及冬季时期暖房。室内温度(向室内热交换器65送风的空气温度)、室内吹风温度(从室内热交换器65吹出的空气温度)分别是按照各个外气温度条件设定的标准温度。另外，COP比是在各个外气温度条件下，以不使用膨胀机的冷冻循环装置的COP为100。以下，以夏季时期冷房条件为例进行说明。
在夏季时期冷房条件中，实际运行状态下的密度比(DE/DC)约为4。在以大于此值的设计容积比(VC/VE)设计的冷冻循环装置的场合，在夏季时期冷房条件下，必须使冷媒分流到分流流路10。反之，在以小于此值的设计容积比(VC/VE)设计的冷冻循环装置的场合，在夏季时期冷房条件下，必须使冷媒利用预减压阀12进行预膨胀。然而，已知在分流、预膨胀任意一个情况下，与在夏季时期冷房条件下进行了最佳设计的情况，即在将设计容积比(VC/VE)设计为约4的情况相比较，COP比降低，特别是，在预膨胀的场合COP比急剧大幅度下降。
另一方面，在中间时期暖房条件及冬季时期暖房条件下，在实际运行状态下的密度比(DE/DC)，分别为大约8～9。在以大于这些值的设计容积比(VC/VE)设计的冷冻循环装置的场合，在中间时期暖房条件和冬季时期暖房条件下，必须使冷媒分流到分流流路10。反之，在以小于这些值的设计容积比(VC/VE)设计的冷冻循环装置的场合，在中间时期暖房条件和冬季时期暖房条件下，必须使冷媒利用预减压阀12进行预膨胀。然而，已知在分流、预膨胀任意一个情况下，与在中间时期暖房条件和冬季时期暖房条件的各个条件下进行了最佳设计的情况，即在将设计容积比(VC/VE)设计为约8～9的情况相比较，COP比降低，特别是，在预膨胀的场合COP比急剧大幅度下降。
就是说，由于因季节等不同的运行条件，最佳设计容积比不同，在压缩机构1和膨胀机构3利用一根轴9直接连接的冷冻循环装置中，设计容积比(VC/VE)在设计时只能决定一个值。因此，比如，设计在夏季时期冷房条件下为最佳的设计容积比(VC/VE)为约4的情况下，在夏季时期冷房条件下COP比约为130，但在中间时期暖房条件和冬季时期暖房条件下，COP比约为102～104。
与此相对，设计在中间时期暖房条件和冬季时期暖房条件下为最优的设计容积比(VC/VE)为约8～9的场合，在中间时期暖房条件和冬季时期暖房条件下的COP比约为111，但在夏季时期冷房条件和中间时期冷房条件下，COP比约为113～114。
这样，将设计容积比(VC/VE)设计为在中间时期暖房条件和冬季时期暖房条件下为最佳时，可使COP提高率的季节差减小，即使是季节等运行条件不同，也可以经常维持高运行效率。
就是说，在实施例6的冷冻循环装置中，从图15可知，着眼于进行预膨胀的场合与分流的场合相比，COP的提高率小这一点，通过将设计容积比(VC/VE)设计成为与在实际运行状态下的密度比(DE/DC)的值为最大的条件(在图15的场合为冬季时期暖房条件)下的密度比(DE/DC)的值大致一致，使得即使运行条件不同也尽可能地不进行予膨胀，可经常维持高运行效率的冷冻循环装置的运行。
此外，从图16所示的将室外热交换器62或室内热交换器65中的任何一个用作蒸发器时的出口冷媒密度(DC)，或将室外热交换器62或室内热交换器65中的任何一个用作散热器时的出口冷媒密度(DE)和密度比(DE/DC)的相关关系，可知密度比(DE/DC)，与蒸发器的出口冷媒密度(DC)的变化相比，更受散热器2的出口冷媒密度(DE)的变化的影响，进而，与散热器2的出口冷媒密度(DE)大致成比例关系。
所以，在本实施例的冷冻循环装置中，通过将其设计容积比(VC/VE)设计成为与在实际运行状态下的密度比(DE/DC)的值为最大的条件，即与散热器的出口冷媒密度(DE)成为最大的条件下的密度比(DE/DC)的值大致一致，就可以经常维持高运行效率的冷冻循环装置的运行。
另外，如在图15中已经说明的那样，因为在作为空调机使用的冷冻循环装置中，在其使用范围内，在向用作蒸发器的室外热交换器62或室内热交换器65中的任何一个的热交换器送风的空气温度最低、并且在向用作散热器的室外热交换器62或室内热交换器65中的任何一个的热交换器送风的空气温度最低、并且向用作散热器的热交换器吹出的空气温度最高的条件下运行的情况，与在实际的运行状态下的密度比(DE/DC)为最大的条件下运行的情况(图15的场合的冬季时期暖房条件)相当，所以通过将在此运行状态下的密度比(DE/DC)设计成为与设计容积比(VC/VE)大致一致，就可以经常维持高运行效率的冷冻循环装置的运行。
此外，在作为空调机使用的冷冻循环装置中，通过设计使设计容积比(VC/VE)成为大于等于8的值(与图15的场合的冬季时期暖房条件及中间时期暖房条件相对应的值)，就可以经常维持高运行效率的冷冻循环装置的运行。
[实施例7]
下面对本发明的实施例7的冷冻循环装置予以说明。图17为示出本发明的实施例7的冷冻循环装置的结构图。另外，因为本实施例的冷冻循环装置的结构与实施例1大致相同，对于同样的功能部件应用同一符号而省略其说明。另外，因为冷冻循环装置的控制方法也与实施例1相同，其说明予以省略。另外，关于本实施例的冷冻循环装置，是以热水机为例进行说明。
本实施例的冷冻循环装置由冷媒循环回路A和热水供给循环回路B构成。冷媒循环回路A具有电动机等的驱动源71、由驱动源71驱动的压缩机构72、将从压缩机构72排出的冷媒进行再压缩的辅助压缩机构73、散热器2、膨胀机构74以及与由风扇送风的外气进行热交换的蒸发器5等等。另外，热水供给循环回路B与实施方式1的结构一样，具有给水泵6、散热器2以及热水供给罐7等等。此外，辅助压缩机构73是由轴75与将压力能变换为动力的膨胀机构74相连接、由膨胀机构74的回收动力驱动的结构。
下面，将辅助压缩机构73的气缸容积作为VCs、将膨胀机构74的气缸容积作为VE、将压缩机构72的出口冷媒密度作为DCs(辅助压缩机构73的流入媒体密度)、将散热器2的出口冷媒密度作为DE(膨胀机构3的流入媒体密度)对如上所述构成的冷冻循环装置的运行时的动作进行说明。首先，对在实际的运行状态下的密度比(DE/DCs)，与设计时想定的设计容积比(VCs/VE)大致同等的场合予以说明。
压缩机构72将冷媒一直压缩到超过临界压力的压力(中间压力)。该受到压缩的冷媒再由辅助压缩机构73压缩到高压侧压力。于是，成为高温高压状态的冷媒，在流过散热器2之际，对水散热而受到冷却。其后，冷媒由膨胀机构74减压而变成为气液两相状态。在膨胀机构74中冷媒的压力能变换为动力，该动力传递到轴75。由传递到此轴75的动力驱动辅助压缩机构73。经过膨胀机构74减压的冷媒，流入到蒸发器5，在此蒸发器5中，冷媒由空气冷却而成为气液二相或气体状态。其后，变成气液二相或气体状态的冷媒，再次吸入到压缩机构72。
下面对在实际运行状态下的密度比(DE/DCs)与在设计时想定的设计容积比(VCs/VE)不同的情况予以说明。首先，对在实际运行状态下的密度比(DE/DCs)大于在设计时想定的设计容积比(VCs/VE)的情况的动作予以说明。
在这种情况下，由于密度比一定的制约，为使散热器2的出口(膨胀机构74的入口)的冷媒密度(DE)变小，冷冻循环在使高压侧压力减小的状态下进行平衡。但是，在高压侧压力低于所要求的压力的状态下，排出温度降低而使冷冻循环装置的加热能力降低，使冷冻循环装置的效率降低。因此，如果分流阀11不是全闭状态，向关闭方向操作分流阀11，使原来流入分流流路10的冷媒流入膨胀机构74。或者，如果分流阀11是全闭状态，向关闭方向操作预减压阀12，使流入膨胀机构74的冷媒减压，使冷媒密度降低。通过这些动作，使高压侧压力上升，因为可以调整到所希望的压力，故可进行高效率的运行。
反之，对实际运行状态下的密度比(DE/DCs)小于设计时想定的设计容积比(VCs/VE)的场合的动作予以说明。
在这种情况下，由于密度比一定的制约，为使散热器2的出口(膨胀机构74的入口)的冷媒密度(DE)变大，冷冻循环在使高压侧压力上升的状态下进行平衡。但是，在高压侧压力比所要求的压力上升的状态下，冷冻循环装置的运行效率降低。因此，如果预减压阀12不是全开状态，向打开方向操作预减压阀12，使流入膨胀机构74的冷媒不减压而使冷媒密度上升。或者，如果预减压阀12是全开状态，向打开方向操作分流阀11，使流入膨胀机构74的冷媒的一部分流入到分流流路10。通过这些动作，使高压侧压力降低，因为可以调整到所希望的压力，故可进行高效率的运行。
如上所述，在实施例7的冷冻循环装置中，由于密度比一定的制约，在使用难以维持最佳高压侧压力的膨胀机的冷冻循环装置中，无论在实际的运行状态下的密度比(DE/DCs)小于还是大于设计时想定的设计容积比(VCs/VE)的情况下，都可以通过对分流阀11和预减压阀12的开度的操作，调整到所希望的高压侧压力，在不使运行效率及能力降低的情况下提供可以运行的冷冻循环装置。
另外，本实施例的冷冻循环的排出温度，是辅助压缩机构73的出口温度，冷冻循环的过热度是压缩机构72的吸入温度和蒸发器5的蒸发温度的差。
[实施例8]
下面对本发明的实施例8的冷冻循环装置予以说明。因为本实施例的冷冻循环装置的结构及其控制方法与实施例7相同，省略对于同样的结构及动作等的说明。
本实施例的结构的特征在于将辅助压缩机构73的气缸容积作为VCs、将膨胀机构74的气缸容积作为VE、将压缩机构72的出口冷媒密度作为DCs、将散热器2的出口冷媒密度作为DE时，在设计上使设计容积比(VCs/VE)与在实际运行状态下的密度比(DE/DCs)成为最大的条件下的密度比(DE/DCs)的值大致一致。此外，具体言之，在于进行设计使得与散热器2的出口冷媒密度(DE)成为最大的条件下的密度比(DE/DCs)的值大致一致这一点。
另外，在作为热水机使用的冷冻循环装置中，设计容积比(VCs/VE)，与在热水机的使用范围内，在蒸发器5的周围温度(外气温度)最低、并且流入散热器2的水温(入水温度)最低、并且从散热器2流出的热水温度(热水出水温度)最高的条件下运行时的密度比(DE/DCs)大致一致是设计结构的特征。
此外，具体言之，在作为热水机使用的冷冻循环装置中，设计容积比(VCs/VE)的值大于等于3.5是设计结构的特征。
但是，在本实施例的冷冻循环装置中，如在实施例1中所说明的，当实际运行状态下的密度比(DE/DCs)小于设计时决定的设计容积比(VCs/VE)时，通过向打开方向操作分流阀11或在密度比(DE/DCs)大于设计容积比(VCs/VE)时，通过向打开方向操作预减压阀12，使密度比(DE/DCs)与设计容积比(VCs/VE)一致，可以调整到所要求的高压侧压力。然而，在流过分流流路10的冷媒量增加或利用预减压阀12使预膨胀的压力差增大时，由于应该可以回收的动力减少，使运行效率(COP)的提高率下降。所以，如何把设计容积比设计为最佳值是很重要的。
因此，下面利用附图18和19对于将本实施例的冷冻循环装置用作热水机使用的场合的最佳设计容积比予以详细说明。
图18为示出本发明的实施例8的密度比和COP比的相关图，图19为示出本发明的实施例8的密度比和冷媒密度的相关图。
在图18中，外气温度是按照温度高的顺序设定的：夏季时期、中间时期、冬季时期及低温时期。入水温度是依照各个外气温度条件想定的最低温度，热水出水温度是依照各个外气温度条件想定的标准温度。另外，COP比是在各个外气温度条件下，以不使用膨胀机的冷冻循环装置的COP为100。以下，以夏季时期条件为例进行说明。
在夏季时期条件中，实际运行状态下的密度比(DE/DCs)约为4.1。在以大于此值的设计容积比(VCs/VE)设计的冷冻循环装置的场合，在夏季时期条件下，必须使冷媒分流到分流流路10。反之，在以小于此值的设计容积比(VCs/VE)设计的冷冻循环装置的场合，在夏季时期条件下，必须使冷媒利用预减压阀12进行预膨胀。然而，已知在分流、预膨胀任意一个情况下，与在夏季时期条件下进行了最佳设计时，即在将设计容积比(VCs/VE)设计为约4.1的场合相比较，COP比降低，特别是，在预膨胀的场合COP比急剧大幅度下降。
另一方面，在冬季时期条件和低温时期条件下，在实际运行状态下的密度比(DE/DCs)，分别为约4.3和约4.5。在以大于这些值的设计容积比(VCs/VE)设计的冷冻循环装置的场合，在冬季时期条件和低温时期条件下，必须使冷媒分流到分流流路10。反之，在以小于这些值的设计容积比(VCs/VE)设计的冷冻循环装置的场合，在冬季时期条件和低温时期条件下，必须使冷媒利用预减压阀12进行预膨胀。然而，已知在分流、预膨胀任意一个情况下，与在冬季时期条件和低温时期条件的各个条件下最佳设计的情况，即在将设计容积比(VCs/VE)设定约为约4.3及约4.5的场合相比较，COP比降低，特别是，在预膨胀的场合COP比急剧大幅度下降。
就是说，由于因季节等不同的运行条件，最佳设计容积比不同，在辅助压缩机构73和膨胀机构74利用一根轴75直接连接的冷冻循环装置中，设计容积比(VCs/VE)在设计时只能决定一个值。因此，比如，设计为在夏季时期条件下为最佳的设计容积比(VCs/VE)为约4.1的情况下，在夏季时期条件下COP比约为112，但在其他季节条件下COP比约为105。
与此相对，设计在低温时期条件下为最佳的设计容积比(VCs/VE)为约4.5的情况下，在低温时期条件下COP比约为110，在其他季节条件下COP比约为110～111。或者，设计在冬季时期条件下为最佳的设计容积比(VCs/VE)的情况也一样。
这样，将设计容积比(VCs/VE)设计为在冬季时期条件和低温时期条件下为最佳时，可使COP提高率的季节差减小，即使是季节等运行条件不同，也可以经常维持高运行效率。
就是说，在实施例8的冷冻循环装置中，从图18可知，着眼于进行预膨胀的场合与分流的场合相比，COP的提高率小这一点，通过将设计容积比(VCs/VE)设计成为与在实际运行状态下的密度比(DE/DCs)的值为最大的条件(在图18的场合为低温时期条件)下的密度比(DE/DCs)的值大致一致，使得即使运行条件不同也可能地不进行予膨胀，可经常维持高运行效率的冷冻循环装置的运行。
此外，从图19所示的压缩机构71的出口冷媒密度(DCs)，或散热器2的出口冷媒密度(DE)和密度比(DE/DCs)的相关关系，可知密度比(DE/DCs)与压缩机构71的出口冷媒密度(DCs)的变化相比，更受散热器2的出口冷媒密度的变化的影响，进而，与散热器2的出口冷媒密度(DE)大致成比例关系。
所以，通过将本实施例的冷冻循环装置的设计容积比(VCs/VE)设计成为与在实际运行状态下的密度比(DE/DCs)的值为最大的条件，即与散热器2的出口冷媒密度(DE)成为最大的条件下的密度比(DE/DCs)的值大致一致，就可以经常维持高运行效率的冷冻循环装置的运行。
另外，如在图18中已经说明的那样，因为在作为热水机使用的冷冻循环装置中，在其使用范围内，在蒸发器5的周围温度(外气温度)最低、并且流入散热器2的水温(入水温度)最低、并且从散热器2流出的热水温度(热水出水温度)最高的条件下运行的情况(图18的场合的低温时期条件)与冷冻循环装置的实际运行状态下的密度比(DE/DC)在成为最大的条件下运行的情况相当，所以通过将在此运行状态下的密度比(DE/DCs)设计成为与设计容积比(VCs/VE)大致一致，就可以经常维持高运行效率的冷冻循环装置的运行。
另外，在作为具有辅助压缩机构73的热水机所使用的冷冻循环装置中，通过设计使设计容积比(VCs/VE)成为大于等于4的值(与图18的场合的夏季时期条件、中间时期条件、冬季时期条件及低温时期条件基本上全部相对应的值)，就可以经常维持高运行效率的冷冻循环装置的运行。
此外，根据本实施例的构成，如图18所示，与实施例5的图12相比，由于因季节等的运行条件不同的场合的容积比的变化变小，就可以经常维持高运行效率的冷冻循环装置的运行。
换言之，在具有辅助压缩机构73的冷冻循环装置中，为了使在实际的运行状态下的容积比的变化小，即使是与设计时想定的设计容积比不同，通过只对分流阀11的开度操作，也可以调整成为所要求的高压侧压力，可以在不使冷冻循环装置的运行效率及容量降低的情况下运行。即，也可以没有预减压阀12而只以分流阀11构成，并且，即使是在只以分流阀11构成的情况下，优选采用比设计时设定的设计容积比大一些的值。
本发明的冷冻循环装置及其控制方法，适用于热水供给装置(热水器)、家用空调机、商用空调机、车用空调机(汽车用空调机)等。于是，可以在幅度很宽的运行范围中得到高的动力回收效果，可以提供以良好效率运行的冷冻循环装置。特别是，在使用二氧化碳的冷冻循环的高压侧可以成为超临界状态的冷冻循环装置中效果大。

Claims (10)

1.一种在高压侧以超临界压力运行的冷冻循环装置，具有将压缩机构、膨胀机构及驱动源通过一根轴连接的同时，将从上述压缩机构排出的冷媒予以冷却的散热器和将从上述膨胀机构流出的冷媒进行加热的蒸发器，其特征在于包括：
使上述膨胀机构分流的分流流路；
在上述分流流路上设置的分流阀；
预减压阀，对流入上述膨胀机构的冷媒进行减压；以及
操作器，基于压缩机构的排出温度或过热度，控制上述分流阀和上述预减压阀，
使上述压缩机构和上述膨胀机构的容积比与在冷冻循环装置的运行状态下上述散热器和上述蒸发器的各个出口冷媒密度的比之中最大的值一致。
2.一种在高压侧以超临界压力运行的冷冻循环装置，具有将压缩机构、膨胀机构及驱动源通过一根轴连接的同时，将从上述压缩机构排出的冷媒予以冷却的散热器和对从上述膨胀机构流出的冷媒进行加热的蒸发器，其特征在于包括：
使上述膨胀机构分流的分流流路；
在上述分流流路上设置的分流阀；
向上述蒸发器送风的风扇；以及
操作器，基于压缩机构的排出温度或过热度，控制上述分流阀和上述风扇的转速，
使上述压缩机构和上述膨胀机构的容积比与在冷冻循环装置的运行状态下上述散热器和上述蒸发器的各个出口冷媒密度的比之中最大的值一致。
3.根据权利要求1所述的冷冻循环装置，其特征在于：
使上述压缩机构和上述膨胀机构的容积比与在上述散热器的出口的冷媒密度为最大的冷冻循环装置的运行状态下的上述散热器和上述蒸发器的各个出口冷媒密度的比一致。
4.根据权利要求1所述的冷冻循环装置，其特征在于：
使上述压缩机构和上述膨胀机构的容积比与在上述蒸发器的周围温度最低、并且流入到上述散热器的水温最低、并且从上述散热器流出的热水温度最高的冷冻循环装置的运行状态下的上述散热器和上述蒸发器的各个出口冷媒密度的比一致。
5.根据权利要求1所述的冷冻循环装置，其特征在于：
在用作热水机的冷冻循环装置中，使上述压缩机构和上述膨胀机构的容积比大于等于10。
6.根据权利要求1所述的冷冻循环装置，其特征在于：
使上述压缩机构和上述膨胀机构的容积比与在向上述蒸发器送风的空气温度最低、并且向上述散热器送风的空气温度最低、并且从上述散热器吹出的空气温度最高的冷冻循环装置的运行状态下的上述散热器和上述蒸发器的各个出口冷媒密度的比一致。
7.根据权利要求1所述的冷冻循环装置，其特征在于：
在用作空调机的冷冻循环装置中，使上述压缩机构和上述膨胀机构的容积比大于等于8。
8.一种在高压侧以超临界压力运行的冷冻循环装置的控制方法，在具有将压缩机构、膨胀机构及驱动源通过一根轴连接的同时，将从上述压缩机构排出的冷媒予以冷却的散热器；将从上述膨胀机构流出的冷媒进行加热的蒸发器；使上述膨胀机构分流的分流流路；在上述分流流路上设置的分流阀；以及对流入上述膨胀机构的冷媒进行减压的预减压阀的冷冻循环装置中，所述控制方法的特征在于：
基于压缩机构的排出温度或过热度，控制上述分流阀和上述预减压阀，
使上述压缩机构和上述膨胀机构的容积比与在冷冻循环装置的运行状态下上述散热器和上述蒸发器的各个出口冷媒密度的比之中最大的值一致。
9.一种在高压侧以超临界压力运行的冷冻循环装置的控制方法，在具有将压缩机构、膨胀机构及驱动源通过一根轴连接的同时，将从上述压缩机构排出的冷媒予以冷却的散热器；将从上述膨胀机构流出的冷媒进行加热的蒸发器；使上述膨胀机构分流的分流流路；在上述分流流路上设置的分流阀的冷冻循环装置中，所述控制方法的特征在于：
基于压缩机构的排出温度或过热度，控制上述分流阀和上述驱动源的转速，
使上述压缩机构和上述膨胀机构的容积比与在冷冻循环装置的运行状态下上述散热器和上述蒸发器的各个出口冷媒密度的比之中最大的值一致。
10.一种在高压侧以超临界压力运行的冷冻循环装置的控制方法，在具有将压缩机构、膨胀机构及驱动源通过一根轴连接的同时，将从上述压缩机构排出的冷媒予以冷却的散热器；将从上述膨胀机构流出的冷媒进行加热的蒸发器；使上述膨胀机构分流的分流流路；在上述分流流路上设置的分流阀；以及向上述蒸发器送风的风扇的冷冻循环装置中，所述控制方法的特征在于：
基于压缩机构的排出温度或过热度，控制上述分流阀和上述风扇的转速，
使上述压缩机构和上述膨胀机构的容积比与在冷冻循环装置的运行状态下上述散热器和上述蒸发器的各个出口冷媒密度的比之中最大的值一致。
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