CN101014812A - 热泵 - Google Patents

热泵 Download PDF

Info

Publication number
CN101014812A
CN101014812A CNA2005800287693A CN200580028769A CN101014812A CN 101014812 A CN101014812 A CN 101014812A CN A2005800287693 A CNA2005800287693 A CN A2005800287693A CN 200580028769 A CN200580028769 A CN 200580028769A CN 101014812 A CN101014812 A CN 101014812A
Authority
CN
China
Prior art keywords
pressure
aperture
decompressor
optimum value
heat pump
Prior art date
Legal status (The legal status is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the status listed.)
Pending
Application number
CNA2005800287693A
Other languages
English (en)
Inventor
药丸雄一
田村朋一郎
斋藤哲哉
本间雅也
Current Assignee (The listed assignees may be inaccurate. Google has not performed a legal analysis and makes no representation or warranty as to the accuracy of the list.)
Panasonic Holdings Corp
Original Assignee
Matsushita Electric Industrial Co Ltd
Priority date (The priority date is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the date listed.)
Filing date
Publication date
Application filed by Matsushita Electric Industrial Co Ltd filed Critical Matsushita Electric Industrial Co Ltd
Publication of CN101014812A publication Critical patent/CN101014812A/zh
Pending legal-status Critical Current

Links

Images

Classifications

    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F25—REFRIGERATION OR COOLING; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS; MANUFACTURE OR STORAGE OF ICE; LIQUEFACTION SOLIDIFICATION OF GASES
    • F25B—REFRIGERATION MACHINES, PLANTS OR SYSTEMS; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS
    • F25B13/00—Compression machines, plants or systems, with reversible cycle
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F25—REFRIGERATION OR COOLING; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS; MANUFACTURE OR STORAGE OF ICE; LIQUEFACTION SOLIDIFICATION OF GASES
    • F25B—REFRIGERATION MACHINES, PLANTS OR SYSTEMS; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS
    • F25B9/00—Compression machines, plants or systems, in which the refrigerant is air or other gas of low boiling point
    • F25B9/002—Compression machines, plants or systems, in which the refrigerant is air or other gas of low boiling point characterised by the refrigerant
    • F25B9/008—Compression machines, plants or systems, in which the refrigerant is air or other gas of low boiling point characterised by the refrigerant the refrigerant being carbon dioxide
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F25—REFRIGERATION OR COOLING; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS; MANUFACTURE OR STORAGE OF ICE; LIQUEFACTION SOLIDIFICATION OF GASES
    • F25B—REFRIGERATION MACHINES, PLANTS OR SYSTEMS; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS
    • F25B9/00—Compression machines, plants or systems, in which the refrigerant is air or other gas of low boiling point
    • F25B9/06—Compression machines, plants or systems, in which the refrigerant is air or other gas of low boiling point using expanders
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F25—REFRIGERATION OR COOLING; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS; MANUFACTURE OR STORAGE OF ICE; LIQUEFACTION SOLIDIFICATION OF GASES
    • F25B—REFRIGERATION MACHINES, PLANTS OR SYSTEMS; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS
    • F25B2309/00—Gas cycle refrigeration machines
    • F25B2309/06—Compression machines, plants or systems characterised by the refrigerant being carbon dioxide
    • F25B2309/061—Compression machines, plants or systems characterised by the refrigerant being carbon dioxide with cycle highest pressure above the supercritical pressure
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F25—REFRIGERATION OR COOLING; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS; MANUFACTURE OR STORAGE OF ICE; LIQUEFACTION SOLIDIFICATION OF GASES
    • F25B—REFRIGERATION MACHINES, PLANTS OR SYSTEMS; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS
    • F25B2313/00—Compression machines, plants or systems with reversible cycle not otherwise provided for
    • F25B2313/031—Sensor arrangements
    • F25B2313/0314—Temperature sensors near the indoor heat exchanger
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F25—REFRIGERATION OR COOLING; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS; MANUFACTURE OR STORAGE OF ICE; LIQUEFACTION SOLIDIFICATION OF GASES
    • F25B—REFRIGERATION MACHINES, PLANTS OR SYSTEMS; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS
    • F25B2313/00—Compression machines, plants or systems with reversible cycle not otherwise provided for
    • F25B2313/031—Sensor arrangements
    • F25B2313/0315—Temperature sensors near the outdoor heat exchanger
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F25—REFRIGERATION OR COOLING; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS; MANUFACTURE OR STORAGE OF ICE; LIQUEFACTION SOLIDIFICATION OF GASES
    • F25B—REFRIGERATION MACHINES, PLANTS OR SYSTEMS; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS
    • F25B2600/00—Control issues
    • F25B2600/17—Control issues by controlling the pressure of the condenser
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F25—REFRIGERATION OR COOLING; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS; MANUFACTURE OR STORAGE OF ICE; LIQUEFACTION SOLIDIFICATION OF GASES
    • F25B—REFRIGERATION MACHINES, PLANTS OR SYSTEMS; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS
    • F25B2600/00—Control issues
    • F25B2600/25—Control of valves
    • F25B2600/2501—Bypass valves
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F25—REFRIGERATION OR COOLING; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS; MANUFACTURE OR STORAGE OF ICE; LIQUEFACTION SOLIDIFICATION OF GASES
    • F25B—REFRIGERATION MACHINES, PLANTS OR SYSTEMS; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS
    • F25B2700/00—Sensing or detecting of parameters; Sensors therefor
    • F25B2700/19—Pressures
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F25—REFRIGERATION OR COOLING; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS; MANUFACTURE OR STORAGE OF ICE; LIQUEFACTION SOLIDIFICATION OF GASES
    • F25B—REFRIGERATION MACHINES, PLANTS OR SYSTEMS; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS
    • F25B2700/00—Sensing or detecting of parameters; Sensors therefor
    • F25B2700/19—Pressures
    • F25B2700/191—Pressures near an expansion valve
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F25—REFRIGERATION OR COOLING; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS; MANUFACTURE OR STORAGE OF ICE; LIQUEFACTION SOLIDIFICATION OF GASES
    • F25B—REFRIGERATION MACHINES, PLANTS OR SYSTEMS; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS
    • F25B2700/00—Sensing or detecting of parameters; Sensors therefor
    • F25B2700/21—Temperatures
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F25—REFRIGERATION OR COOLING; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS; MANUFACTURE OR STORAGE OF ICE; LIQUEFACTION SOLIDIFICATION OF GASES
    • F25B—REFRIGERATION MACHINES, PLANTS OR SYSTEMS; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS
    • F25B2700/00—Sensing or detecting of parameters; Sensors therefor
    • F25B2700/21—Temperatures
    • F25B2700/2117—Temperatures of an evaporator
    • F25B2700/21171—Temperatures of an evaporator of the fluid cooled by the evaporator
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F25—REFRIGERATION OR COOLING; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS; MANUFACTURE OR STORAGE OF ICE; LIQUEFACTION SOLIDIFICATION OF GASES
    • F25B—REFRIGERATION MACHINES, PLANTS OR SYSTEMS; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS
    • F25B41/00—Fluid-circulation arrangements
    • F25B41/30—Expansion means; Dispositions thereof
    • F25B41/39—Dispositions with two or more expansion means arranged in series, i.e. multi-stage expansion, on a refrigerant line leading to the same evaporator
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F25—REFRIGERATION OR COOLING; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS; MANUFACTURE OR STORAGE OF ICE; LIQUEFACTION SOLIDIFICATION OF GASES
    • F25B—REFRIGERATION MACHINES, PLANTS OR SYSTEMS; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS
    • F25B45/00—Arrangements for charging or discharging refrigerant

Landscapes

  • Engineering & Computer Science (AREA)
  • Physics & Mathematics (AREA)
  • Mechanical Engineering (AREA)
  • Thermal Sciences (AREA)
  • General Engineering & Computer Science (AREA)
  • Chemical & Material Sciences (AREA)
  • Chemical Kinetics & Catalysis (AREA)
  • Air Conditioning Control Device (AREA)
  • Compression-Type Refrigeration Machines With Reversible Cycles (AREA)

Abstract

本发明提供一种热泵，其具有压缩机、散热器、开度可变的第一节流装置、膨胀机、开度可变的第二节流装置、蒸发器、按上述顺序连接上述这些以使制冷剂循环的管体、控制第一节流装置开度以及第二节流装置开度的控制装置。根据该热泵，能够独立控制流入膨胀机的制冷剂压力(中间压力)和制冷循环的高压侧的压力，从而制冷剂的储存器可以小型化，根据不同情况有时也可以省略。

Description

热泵
技术领域
本发明涉及对热水供给机、空调机等有用的热泵，更详细地说，涉及具备通过膨胀机回收能量的机构的热泵。
背景技术
在使用膨胀机代替膨胀阀的热泵中，能够将制冷剂膨胀的能量作为电力或动力回收。作为膨胀机，多使用具有用于导入制冷剂并使之膨胀的容量可变的空间的容积式膨胀机。通过膨胀机对能量的回收，在使用二氧化碳作为制冷剂使高压侧达到超临界状态的边临界循环中，其意义特别重大。
就膨胀机而言，其构造上，如果制冷剂不沿规定方向通过，能量就不能够回收。但是，在作为空调机使用的热泵中，由于必须将室内设置的热交换器在取暖运转时作为散热器使用，在制冷运转时作为蒸发器使用，故基本上，在制冷运转和取暖运转时，制冷剂需要反向流动。
在特开2001-66006号公报中公开了，在制冷运转以及取暖运转时的双方，可以通过膨胀机回收能量的热泵。该热泵通过切换四通阀，无论在制冷、取暖的任一方运转时，都设计制冷剂为在膨胀机内沿同一方向流动。另外，在该热泵中，为了使膨胀机回收的能量原封不动地用于压缩机的运转，而将膨胀机和压缩机连接在同一旋转轴上，即直接连接。
在膨胀机和压缩机直接连接的热泵中，因为膨胀机和压缩机以同样转速运转，所以，不能够根据运转条件改变膨胀机和压缩机的排量比。因此，该类型的热泵虽然回收能量效率优良，但是难以根据运转条件平滑运转。特开2003-121018号公报中公开了缓和该困难的热泵。
如图20所示，特开2003-121018号公报和特开2001-66006号公报同样，公示如下热泵，在管体110中配置两个四通阀131、134，通过四通阀131、134的切换，无论在取暖、制冷任一方运转时，都设计制冷剂为在膨胀机104以及压缩机101中沿同一方向流动。在使用该热泵的空调机中，在取暖时，选择在四通阀131、134内实线所示的路径，室内热交换器132具有散热器功能，室外热交换器136具有蒸发器功能。在该空调器在制冷时，选择四通阀131、134中的虚线所示的路径，室内热交换器132具有蒸发器功能，室外热交换器136具有散热器功能。该热泵中，膨胀机104以及压缩机101直接连接，共用一个旋转轴，该旋转轴由电动机130驱动。
在特开2003-121018号公报公示的热泵中，在和膨胀机104并列配置的旁通回路120内配置膨胀阀(旁通阀)139，进而将膨胀阀105与膨胀机104串联配置。而且，根据运转条件，控制膨胀阀105或膨胀阀139的开度。
如上所述，膨胀机和压缩机直接连接的热泵虽然在回收能量这一点上优良，但是，不能根据运转条件改变膨胀机和压缩机的排量比。例如，如果将制冷运转时标准条件作为基准设计膨胀机，则在取暖运转时，膨胀机的排量相对于要求值过大。因此，特开2003-121018号公报公示的热泵在取暖运转时，旁通阀139全关闭，适宜控制膨胀阀105的开度。如果减小膨胀阀105的开度，则流入膨胀机104的制冷剂的比容积增大。在制冷运转时，膨胀机104的排量有时比要求值要小。此时，膨胀阀105全开，适当调整旁通阀139的开度。这样，特开2003-121018号公报公示的热泵就能根据运转条件平滑地循环工作。
图21是表示图20所示热泵制冷循环的莫里尔热力学计算线图。从压缩机101排出的处于高压PH状态a制冷剂，在具有散热器104功能的室内热交换器132或者室外热交换器136散热至状态b。制冷剂在膨胀机104内等焓膨胀至中间压力PM的状态，进而，在膨胀阀105等焓膨胀至低压PL的低压d。制冷剂在具有蒸发器功能的室外热交换器136或室内热交换器132内吸热至状态e后，流入压缩机101。该热泵通过膨胀机104，回收相当于状态b和状态的d焓的差W2的能量。因此，该热泵基本上只要投入相当于从状态a和状态b的焓差W1减去焓差W2的值(W1-W2)动力即可。
特开2003-121018号公报，如图22所示，也公开有在膨胀机104的上游侧配置的膨胀阀105的热泵。该热泵除了膨胀阀105以及制冷剂储存器100的位置外，具有与图20所示的热泵相同的结构。图23是表示图22所示的热泵的制冷循环莫里尔热力学计算线图。该制冷循环在实施膨胀机104的等焓膨胀(在图23中从状态c到状态d的膨胀)之前，实施膨胀阀105的等焓膨胀(在图22中从状态b向状态c的膨胀)，除这一点外，和图21所示的制冷循环相同。
在特开2003-121018号公报公示的热泵中，通过调整膨胀机104的上游侧或下游侧配置的膨胀阀105的开度调整，控制流入膨胀机104的制冷剂的比容积，换言之，流入膨胀机104的制冷剂的压力。
但是，如果为了控制流入膨胀机104的制冷剂的压力PM而控制膨胀阀105的开度，则制冷循环作为整体变换到高压侧或低压侧，结果是制冷循环的高压侧压力PH发生变化。在制冷循环中，即使能够控制压力PM，若该控制不是随着高压侧压力PH的意图变化的控制，则就很难维持热泵的高效率。
这样，特开2003-121018号公报公示的热泵的控制机构存在不能独立控制流入膨胀机104的制冷剂的压力PM和制冷循环的高压侧制冷剂的压力PH的问题。其原因之一是，膨胀阀105、139的一方在全开或全闭状态时，只控制另一方，但是，不配置两个膨胀阀，使得在热泵中容易控制压力PM以及压力PH也很难解决上述问题。
但是，如图20以及图22所示，如制冷运转时以及取暖运转时，所需要的制冷剂量在差别很大的运转条件下运转的热泵中，为了调节在热泵中循环的制冷剂量而往往要设置储存器100。储存器100由于临时储存制冷剂，从而防止制冷剂过多地流入膨胀机104。
但是，如果由储存器担保装置的可靠性，则存在热泵大型化、填充制冷剂量增多的问题。热泵的大型化受设置场所的限制，也不能按用户的希望添加。从减轻环境压力的观点出发，减少应填充的制冷剂量也符合社会要求。
上述的两个问题，即不能单独控制流入制冷剂的压力PM和制冷循环的高压侧制冷剂压力PH的第一个问题、以及不得不由储存器担保装置的可靠性的第二个问题，在直接连接图20以及图22所示的膨胀机和压缩机的热泵中较为明显，即使在不直接连接膨胀机和压缩机的热泵中也存在。
例如，假如将膨胀机连接在发电机上，则可构成可将制冷剂膨胀的能量作为电力回收的热泵，此时，膨胀机和压缩机不需要直接连接。但是，即使在该型热泵中，为了能够根据运转条件进行平滑循环，理想的是，将流入制冷剂的压力PM和制冷循环的高压侧制冷剂压力PH都控制在所希望的值。另外，即使在该型热泵中，为了防止向膨胀机流入过多制冷剂，通常设置储存器。
发明内容
本发明是鉴于以上状况而构成的，其目的在于，提供一种热泵，其具备膨胀机，能够独立地控制流入膨胀机的制冷剂的压力和制冷循环高压侧制冷剂的压力。还有，本发明的另一目的在于，提供一种热泵，能够使设置在膨胀机上游侧或下游侧的制冷剂储存器比目前的小，并且，在其适宜的实施例中，不需要设置储存器。
本发明提供一种热泵，其具有：压缩机；散热器；开度可变的第一节流装置；膨胀机；开度可变的第二节流装置；蒸发器；将上述压缩机、上述散热器、上述开度可变的第一节流装置、上述膨胀机、上述开度可变的第二节流装置以及上述蒸发器连接以使制冷剂按该顺序循环的管体；控制上述第一节流装置开度以及上述第二节流装置开度的控制装置。
本发明的热泵中，在膨胀机的上游侧以及下游侧配置开度可变的第一节流装置以及第二节流装置，由控制装置控制这些节流装置的开度。由此，可以独立地控制流入膨胀机的制冷剂的压力(中间压力)PM(以下符号用PI)和制冷循环的高压侧的压力PH，其结果是，通过使根据运转条件的制冷循环最优化，可以维持热泵的高效率。
另外，本发明的热泵中，由于控制了第一节流装置以及第二节流装置的开度，故可在维持运转条件要求的制冷循环，同时在比目前更宽的范围内调整膨胀机内保持的制冷剂量。只要在更宽的范围内调整膨胀机内保持的制冷剂量，就能够减小用于调整在热泵内循环的制冷剂量的储存器的容量，根据情况，即使不设置储存器，在所需制冷剂量差异很大的条件下，也能够提供可以运转的热泵。
附图说明
图1是表示本发明热泵结构之一例的图；
图2是表示图1中热泵制冷循环的莫里尔线图；
图3表示由控制装置控制的膨胀阀开度之一例的流程图；
图4是蒸发器环境温度TE和制冷剂最佳填充量MT的关系之一例的图；
图5是表示中间压力PI和膨胀机内制冷剂维持量MH的关系之一例的图；
图6是表示制冷剂最佳填充量MT和目标中间压力PIT的关系之一例的图；
图7是用于表示图3所示的控制产生制冷循环的变化之一例的莫里尔线图；
图8是用于表示图3所示控制产生制冷循环的变化的另一例的莫里尔热力学计算线图；
图9是表示控制装置控制膨胀阀开度的另一例的流程图；
图10是表示使作为制冷剂的二氧化碳等焓膨胀时的压力和比焓的关系的图；
图11是表示本发明热泵的构成的其它例的图；
图12是表示本发明热泵的构成的再其它例的图；
图13是表示本发明热泵的构成的再其它例的图；
图14是表示本发明热泵的构成的又再其它例的图；
图15是表示控制装置控制膨胀阀开度的其他例的流程图；
图16是用于表示图15所示控制步骤92～步骤94进行的制冷循环变化之一例的莫里尔热力学计算线图；
图17是表示控制装置控制膨胀阀开度的再一例的流程图；
图18是表示用二氧化碳等作为制冷剂时的蒸发器的制冷剂以及被加热媒体(空气)温度变化之一例的图；
图19是表示用氟里昂作为制冷剂时的蒸发器的制冷剂以及被加热媒体(空气)温度变化之一例的图；
图20是现有的热泵构成之一例的图；
图21是表示图20的热泵的制冷循环的莫里尔热力学计算线图；
图22是现有的热泵构成的另一例的图；
图23是表示图22的热泵制冷循环的莫里尔热力学计算线图。
具体实施方式
下面，参照附图说明本发明最佳的实施例。另外，在以下说明中，相同部件和相同步骤使用相同符号，避免重复说明。
图1是表示本发明热泵的一实施例的构成图。该热泵11具备作为用于发挥热泵基本功能的主要构成要素的压缩机1、散热器2、膨胀机4、蒸发器6，还具备使制冷剂在这些主要构成要素中循环而连接的管件10。膨胀机4的排量优选压缩机1的排量的5～20％。压缩机1、散热器2、膨胀机4、蒸发器6由连接管件10连接而形成制冷剂回路。制冷剂在制冷剂回路内沿图1箭头所示方向循环，将蒸发器6吸收的热通过散热器2散出。
热泵11，在散热器2和膨胀机4之间配置作为第一节流装置的第一膨胀阀3，在膨胀机4和蒸发器6之间配置作为第二节流装置的第二膨胀阀5。并且，在热泵11中配置有用于测定在膨胀机4和膨胀阀3之间的制冷剂的压力(流入膨胀机4的制冷剂的压力PI)的压力传感器7以及用于测定蒸发器6的环境温度的温度传感器8。
膨胀阀3、5的开度由控制器(控制装置)9控制。控制器9与膨胀阀3、5、同时连接压力传感器7以及温度传感器8。控制器9根据由压力传感器7测定的制冷剂的压力P以及温度传感器8测定的制冷剂的温度，调整膨胀阀3、5的开度。
另外，在图1省略了图示，热泵11还具备与膨胀机4连接的发电机和将用发电机得到的电能供给到压缩机的电路，通过这些发电机以及电路，将制冷剂膨胀的能量用膨胀机4回收，输入到压缩机1。由发电机以及电路构成的能量回收机构，使用已公知的构成即可，据公知的构成，例如，发电机以和膨胀机4同一回转轴的方式配置。
参照图2，对在热泵11中循环的制冷剂的状态变化进行说明。从压缩机1排出、处在高压PH状态A的制冷剂，在散热器2内散热至状态B。在状态B的制冷剂一边按顺序经过第一膨胀阀3、膨胀机4以及第二膨胀阀5，一边膨胀到低压PL的状态E。
在该膨胀过程中，首先，制冷剂在第一膨胀阀3中等焓膨胀至压力(中间压力)PI的状态C。通过压力PI导入膨胀机4的制冷剂，在膨胀机4内一边使自身的温度下降，一边等焓膨胀至压力PO的状态D，再从膨胀机4排出。压力P0的制冷剂在第二膨胀阀5内等焓膨胀至压力PL的状态E。
膨胀过程之后，制冷剂在蒸发器6内吸热至状态G，导入压缩机1内被压缩，再以高压PH的状态排出。
参照图21对上述进行说明，在图2中，可由膨胀机4回收的电力也可以用点C(点F)和点D的焓差额W2来表示。应该输入压缩机1的动力的最小值是从点A和点G的焓差额W1减去焓差额W2的值(W1-W2)。
图2表示高压侧压力PH超过作为制冷剂二氧化碳的临界压力PC的制冷循环示例。如上所述，膨胀机4进行动力的回收使用二氧化碳作为制冷剂，在使制冷剂循环，以使制冷循环的高压侧压力PH、即从压缩机1排出来的制冷剂的压力超出二氧化碳的临界压力PC时，会有很好的效果。但是，本发明也可以适用于使用以替代氟里昂为代表的其他制冷剂的热泵。
图3是由控制器9控制的第一膨胀阀3以及第二膨胀阀5的控制方法的示例。该控制例中，一边将制冷循环的高压侧的压力PH，维持在希望的规定值，一边将流入膨胀机的制冷剂的压力PI根据运行条件控制在希望的规定值。
首先，控制器9计算出在热泵循环的制冷剂最佳的量(制冷剂最佳填充量MT)(步骤21：S21)。
根据运行条件，在热泵中循环的制冷剂的最佳量有差异，随着实际制冷剂的循环量和最佳量差异变大，热泵的效率就会降低。制冷剂的最佳量，例如，能够基于由设于蒸发器6中的温度传感器8测定的温度、根据预先确定的关系式计算出。图4表示蒸发器周围的空气温度(蒸发器的环境温度TE)和制冷剂最佳循环量MT的关系之一例。如图4所示，通常随着蒸发器环境温度TE的上升，制冷剂的最佳循环量MT会增加。制冷剂的最佳循环量MT不需要基于蒸发器的环境温度TE设定，也可以基于以散热器2内环境温度为代表的其他指标计算出来。
其次，控制器9根据在步骤21中设定的制冷剂最佳填充量MT，计算相关流入膨胀机4的制冷剂的压力(中间压力)PI的目标值(目标中间压力)PIT(步骤22：S22)。
根据流入膨胀机4的制冷剂压力(中间压力)PI，在膨胀机4内保持的制冷剂量(膨胀机内制冷剂保持量MH)发生变化。图5是中间压力PI和膨胀机内制冷剂保持量MH的关系的示例。如图5所示，随着中间压力PI的上升，膨胀机内制冷剂保持量MH增加。如果改变膨胀机内制冷剂的保持量MH，就会引起热泵内填充的表观上的制冷剂量变化。因此，如果由中间压力PI调整上述保持量MH，则能够控制制冷剂的最佳填充量。
图6是制冷剂最佳循环量MT和为实现其最佳量MT而应控制的目标的目标中间压力PIT关系的示例。参照图6得知，如果在2MPa程度范围内适当调整中间压力PI，就可以将表观上的制冷剂填充量M控制在约100g的范围。这样，从实用的热泵中省略储存器是相当可观的量。
另外，图4～图6是关于使用二氧化碳作为制冷剂时的数据。
如图20以及图22所示，即使在目前的热泵中，要控制中间压力PM(PI)，自身也是可以的。但是，实际上，为了将制冷循环的高压侧制冷剂的压力PH保持在运行条件要求的规定范围内，可以大幅度地控制中间压力PI。与此相对，在热泵11中，通过控制开度可变的两个膨胀阀3、5的开度，大幅度控制中间压力PI，引出膨胀机4的潜在的制冷剂量的调整机能。使用热泵11时，例如，能够一边将高压侧压力PH维持在所规定的值，一边控制中间压力PH适应在2MPa以上范围内。
接着，控制器9将中间压力的实际值PI和目标中间压力PIT相比较(步骤23：23)。其结果是，如果实际值PI和中间压力PIT一致(PI＝PIT)，则返回步骤21，如果不一致则进入下一步骤。
如图1所示的热泵中，通过压力传感器7能够直接测定中间压力的实际值PI.。但是，中间压力的实际值PI.也可以是计算值，具体地讲，也可以是根据在热泵的其他部位测定出的制冷剂的压力以及/或者温度由规定的关系式计算出的值
在下一步骤中，判断中间压力的实际值PI与目标中间压力PIT的大小关系(步骤24：S24)。
而且，如果实际值PI比中间压力PIT大，则进行如下控制a，减小第一膨胀阀3的开度，增大第二膨胀阀5的开度(步骤25：S25)。反之，如果实际值PI比中间压力PIT小，则进行如下控制b，增大第一膨胀阀3的开度，减小第二膨胀阀5的开度(步骤26：S26)。实施步骤25或步骤26后，返回步骤21。
上述控制例中，控制器9使两个膨胀阀3、5的开度，如果一个打开而另一个则关闭。根据该控制，容易将在制冷循环高压侧的制冷剂的压力pH维持在规定值。如上所述，优选控制器9实施如下控制a和控制b，其中控制a减小第一膨胀阀3的开度、增大第二膨胀阀5开度；实施控制b增大第一膨胀阀3的开度、减小第二膨胀阀5开度的控制。控制a以及控制b，优选实施使从压缩机排出制冷剂的压力，即制冷循环的高压侧压力PH一定，但不限于此，在不引起热泵运转故障的范围内，也允许变化高压侧的压力PH。
在上述控制例中，控制器9根据目标中间压力PIT和实际中间压力PI，同时改变两个膨胀阀3、5的开度。这样，优选控制器9进行控制，以同时变更两个膨胀阀3、5开度的控制，以使实际值接近规定特性的目标值。
图7是根据图3所示的控制例作为控制的结果实现图2所示的制冷循环的制冷循环的莫里尔计算热力学线图。在图2的制冷循环中，中间压力PI处于比实际中间压力PIT高的状态(PI＞PIT)。图7中，上述控制a实施的结果是，莫里尔热力学计算线图的点C下降至CT，中间压力PI和实际中间压力PIT一致。在控制a中，由于增大第二膨胀阀5的开度，故点D也下降。图7中，防止莫里尔热力学计算线图中制冷循环的整体偏移，即防止除点C以及点D外各点的移动，同时将中间压力PI导入理想值PIT。
图8是表示作为控制b结果实现的制冷循环的莫里尔热力学计算线图。即使在至图8的控制中，也能够防止作为制冷循环的整体偏移，能够维持高压侧制冷剂的压力PH。
在以上控制例中，对流入膨胀机的制冷剂的压力PI进行控制目标的设定(设定目标值)。但是，目标值也可以根据流入膨胀机的制冷剂的压力PI可带基于规定关系式的关系的制冷剂压力或温度，换言之，压力PI为函数的规定的制冷剂压力或制冷剂温度设定。考虑这一点，上述示例的控制，将以下的步骤A以及B按顺序实施的控制方法进行说明。
步骤A：计算出流入膨胀机的制冷剂压力的最佳值PIT或与该压力相关联的规定压力或温度的最佳值RIT。
步骤B：从相关流入膨胀机的制冷剂压力的实际值PI和最佳值PIT，或者从相关对应最佳值RIT的压力或者温度的实际值RI和最佳值RIT，确定实际值PI和最佳值PIT的大小关系，当实际值PI大于最佳值PIT时，实施上述控制a；当实际值PI小于最佳值PIT时，实施上述控制b。
该控制可以是在实施步骤B后作为返回步骤A的回路控制。步骤B中，在实际值PI和最佳值PIT一致时，无论控制a、b都不需要进行，但也可以在进行任一个后返回步骤A。
步骤A中的最佳值PIT、RIT的计算并不特别局限于该具体方法，例如，可以根据蒸发器内的制冷剂的温度进行计算。
图9表示从图3的控制例省略步骤23的控制例。在该控制例中，重复进行步骤21、22、24、25(26)，也能够实现参照图2、图7以及图8说明的制冷循环的最佳化。
优选制冷循环的第一膨胀阀3控制的减压幅度(PH-PI)和第二膨胀阀5控制的减压幅度(P0-PL)的比值根据制冷剂种类的其他条件适当调整。图10是二氧化碳等焓变化时的压力和比焓的关系示意图。如图10所示，比焓相对于压力变化的增加率比在低压侧相对比高压侧要大。这样，从回收动力的观点出发，就意味着有流入膨胀机4的制冷剂的压力PI越低越有利。
具体地说，在制冷剂是二氧化碳时，优选控制器9控制第一膨胀阀3的开度以及第二膨胀阀5的开度，使得在制冷循环的高压侧压力PH和低压侧压力PL的差额(压力差)为100时，第一膨胀阀3的减压幅度(压力差PI∶PH-PI)为10～50，第二膨胀阀5的减压量(压力差P2∶P0-PL)为5～20。
并不进行特别限制，但是，膨胀机的减压幅度(压力差P3∶P1-P0)为30～85为佳(其中，P1+P2+P3＝100)。如果压力差P3过小，则可以回收的能量就会减少。另一方面，如果压力差P3过大，例如，利用发电机回收能量的热泵，将自膨胀机回收的动力变换为电力的发电机的发电效率下降，压缩机的所需的动力有时却会增加。
热泵11由于将保持内膨胀机4的制冷剂量在宽幅范围内调整，故即使散热器2和膨胀机4之间以及膨胀机4和蒸发器6之间没有制冷剂的储存器，也能够确保装置的可靠性。即使设置储存器，储存器的大小也可以比目前的小。该部件的省略或者小型化能够使热泵小型化，能够减少应该填充到热泵制冷剂的量。
本发明也适用于膨胀机和压缩机直接连接的热泵。图11是该型热泵的示例。
图11所示的热泵12中，膨胀机4和压缩机1共用旋转轴30，并且直接连接。与图示省略的外部电源连接的电动机40与旋转30轴连接。压缩机1由电动机提供动力，同时，通过由膨胀机4回收的动力驱动。该型热泵，因为用膨胀机4回收的动力通过旋转轴30输入压缩机1，因此，与利用发电机进行能量变换的热泵比较，其能量回收效率优良。但是，因为在该型热泵中，不能单独设定膨胀机4的转速和压缩机1的转速，因此，不能使膨胀机4和压缩机1的排量比根据运转条件进行适宜的变化。为此，在该型热泵中，与不将膨胀机4和压缩机1直接连接的热泵相比，为了进行根据条件平滑运转，适宜控制制冷剂量的必要性较高。
图11所示热泵12中，在取暖时，制冷剂在第一四通阀31以及第二四通阀34内部流过实线所示的路径。此时，制冷剂按以下顺序循环：压缩机1、第一四通阀31、具有散热器功能的第一热交换器(室内热交换器)32、第二四通阀34、第一膨胀阀3、压力传感器7、膨胀机4、第二膨胀阀5、第二四通阀34、具有蒸发器功能的第二热交换器(室外热交换器)36、第一四通阀31、压缩机1。在制冷时，在两个四通阀31、34的路径切换，制冷剂流过图中虚线所示的路径。此时，制冷剂按以下顺序循环：压缩机1、第一四通阀31、具有散热器功能的室外热交换器36、第二四通阀34、第一膨胀阀3、压力传感器7、膨胀机4、第二膨胀阀5、第二四通阀34、具有蒸发器功能的室内热交换器32、第一膨胀阀31、压缩机1。
这样，在还具有连接在管体10上的第一四通阀31以及第二四通阀34的热泵12中，通过切换第一四通阀31以及第二四通阀34，制冷剂在第一制冷剂回路或者在第二制冷剂回路循环。第一制冷剂回路是制冷剂沿压缩机1、具有散热器功能的第一热交换器(室内热交换器)32、第一膨胀阀3、膨胀机4、第二膨胀阀5、以及具有蒸发器功能的第二热交换器(室外热交换器)36的顺序循环的路径。第二制冷剂回路是制冷剂沿压缩机1、具有散热器功能的第二热交换器(室外热交换器)36、第一膨胀阀3、膨胀机4、第二膨胀阀5、具有作为蒸发器功能的第一热交换器(室内热交换器)32的顺序循环的路径。
热泵12的制冷循环与图2相同。热泵12的第一膨胀阀3以及第二膨胀阀5的开度也只要与参照例如图3说明上述一样进行控制即可。在热泵12中，为了按原样实施图3所示的控制例，在两个各热交换器32、36中分别设置温度传感器82、86，测定具有蒸发器功能的热交换器32(36)的气氛温度。
图12所示的热泵13，除两个膨胀阀的位置外，与图11所示的热泵具有相同的构成。热泵12中，第一膨胀阀3在第二四通阀34和膨胀机4之间、第二膨胀阀5在膨胀机4和第二四通阀34之间分别配置。与此相对，热泵13中，第一膨胀阀33在第一热交换器32和第二四通阀34之间、第二膨胀阀35在第二四通阀34和第二热交换器36之间分别配置。
图12所示的热泵13还具有与管体10连接的第一四通阀31以及第二四通阀34，通过切换第一四通阀31以及第二四通阀34，制冷剂在第一制冷剂回路或者第二制冷剂回路循环。第一制冷剂回路是沿压缩机1、具有散热器功能的第一热交换器(室内热交换器)32、第一膨胀阀3、膨胀机4、第二膨胀阀5，以及具有蒸发器功能的第二热交换器(室外热交换器)36的顺序循环的路径。第二制冷剂回路是沿压缩机1、具有散热器功能的第二热交换器(室外热交换器)32、第二膨胀阀35、膨胀机4、第一膨胀阀33，以及具有蒸发器功能的第一热交换器(室内热交换器)的顺序循环的路径。
热泵13的制冷循环也与图2一样。但是，热泵13和图11的热泵12不同，在选择第一制冷剂回路时，制冷剂的膨胀过程沿第一膨胀阀33、膨胀机4、第二膨胀阀35的顺序进行。选择第二制冷剂回路时，制冷剂的膨胀过程沿第二膨胀阀35、膨胀机4、第一膨胀阀33的顺序进行。因此，在热泵13中，控制器9控制制冷剂在第一制冷剂回路循环和在第二制冷剂回路循环时，切换适用于第一膨胀阀3开度的控制和适用于第二膨胀阀5开度的控制。
如上所述，第一膨胀阀3(33)以及第二膨胀阀5(35)的开度控制，将制冷循环的高压侧压力PH维持在所期望值，同时可以将流入膨胀机的制冷剂压力(中间压力)PI控制在所期望的值。如果适当调整第一膨胀阀3(33)以及第二膨胀阀5(35)的开度，则压力PH向期望值变化，同时，也能够将中间压力PI控制到期望的值。例如，如果同时增大第一膨胀阀3(33)的开度以及第二膨胀阀5(35)的开度，则制冷循环变换，以使制冷循环高压侧的压力PH降低，反之，如果同时减小，则制冷循环变换，以使高压侧的压力PH增大。
为了单个控制中间压力PI以及高压侧压力PH，通常只要单个调整第一膨胀阀3(33)以及第二膨胀阀5(35)的开度就足矣。但是，为了更易于控制该调整或同时进行其他的控制，也可以设置与经过第一膨胀阀3(33)、膨胀机4以及第二膨胀阀5(35)的膨胀路径并列的其他的膨胀路径。图13所示的是该热泵。
图13所示热泵14，除具有制冷剂的旁路管20、配置在旁路管20上的第三膨胀阀39之外，具有和图11所示热泵12相同的构成。第三膨胀阀39，同第一、第二膨胀阀3、5一样，其开度是可变的，为了调整开度，与控制器9连接。
即，热泵14中，管路10形成和经过第一膨胀阀3、膨胀机4以及第二膨胀阀5的路径并列、且将散热器32(36)和蒸发器36(32)连接的旁路管20，在该旁路管20中配置开度可以变化的第三膨胀阀39，控制器9控制第三膨胀阀39的开度。
控制器9进行的第三膨胀阀39的开度控制，也可以基于由配置在第一、第二热交换器32、36中的温度传感器82、86测定的温度、如果需要再基于由压力传感器7测定的压力进行调整，也可以根据与这些传感器7、82、86分别设置的压力传感器以及/或者温度传感器进行调整。下面，如图14所示，一边参照由配置在压缩机1附近的温度传感器81测定的测定值，一边对调节第三膨胀阀39的开度的例子进行说明。
图14所示的热泵15，除了设置用于测定从压缩机1排出的制冷剂的温度传感器81之外，具有和图13所示的热泵14同样的构成。温度传感器81和其他的温度传感器82、86一样，连接在控制器9上。
图15中示例图14所示的热泵15中的控制器9进行的第一膨胀阀3以及第二膨胀阀5以及第三膨胀阀39的控制方法。该控制例中，流入膨胀机4的制冷剂的压力(中间压力)PI，根据运行条件控制在期望的规定值(步骤61～66)，之后，控制第三膨胀阀39的开度。
在图15所示控制例中，步骤61(S62)、步骤62(S62)步骤64(S64)、步骤65(S65)以及步骤66(S66)也可以与图3的步骤21、步骤22、步骤24以及步骤26相同。但是，在该控制例中，与图3所示的控制不同，即使步骤65或步骤66结束，也不返回步骤61，而是移向附加的步骤组(步骤92～94)。
在附加的步骤组中，首先，控制器9将从压缩机1排出的制冷剂的温度的目标值(目标温度)RHT、例如100℃和由温度传感器81测定的实际测定值RH进行对比(步骤92：S92)。作为热水供给机的使用中，(100℃)或者比其稍低的温度是从压缩机排出制冷剂的所要求的典型温度。
而且，若测定温度RH比目标温度RHT大，则增大第三膨胀阀39的开度(步骤93：S93)。另一方面，如果测定温度RH在目标温度RHT以下，则减小第三膨胀阀39的开度(步骤94：S94)。在实施步骤93或步骤94以后，返回步骤61。
图16表示通过步骤93或94的开度调整，从初始的制冷循环C变换的制冷循环C1、C2。假如增大第三膨胀阀39的开度(步骤93)，则在膨胀机4内膨胀的制冷剂的比率就会相对减少。因此，循环C中，向循环C1变换，以使增加制冷剂的比容积而再次保持整体平衡。此时，从压缩机排出的制冷剂温度降低。
另一方面，若减小第三膨胀阀39的开度(步骤94)，则循环C移动到循环C2。此时，从压缩机排出的制冷剂温度上升。
如上所述，控制器9按上述步骤A、B的顺序实施，还可以实施下面所述的步骤R。
步骤R：当相关该制冷剂的温度实际值RH比相关从压缩机1排出的制冷剂温度的目标值RHT大时，实施增大第三膨胀阀39的开度的控制c，在实际值RH比最佳值RHT小时，实施减小第三膨胀阀39的开度的控制d。
该控制可以为在实施步骤R后回到步骤A的回路控制，但不限于此，例如，也可以只在步骤R重复规定次数的控制。在步骤R中，在实际值RH和目标值RHT一致时，无论c、d的控制都是不需要进行的，但也可以进行其中任一个。
图15中，将相关从压缩机排出制冷剂的所期望温度的规定值或者输入值设为目标值RHT。但是，控制的目标和全部的值RHT也可以由运行条件设定。
图17表示包含设定最佳值步骤91(S91)的控制例。步骤91的最佳值RHT的计算，例如在作为中空调器使用时，可以基于大气温度、压缩机运转频率等进行计算。
在图17所示的实施例中，对从压缩机排出的制冷剂的温度计算最佳值RHT(步骤91)，将该温度的实际值RH和最佳值RHT进行对比，掌握实际值RH和最佳值RHT的大小关系(步骤92)。而且，根据该大小，根据该大小关系，同上述一样，调整第三膨胀阀39的开度(步骤93、94)。
从图16可知，参照图15以及图17说明的第三膨胀阀39开度的控制，也可以作为制冷循环高压侧的压力PH的控制掌握。在上述掌握的情况下，从上述的控制例压缩机排出的制冷剂的温度由与制冷循环高压侧的压力PH相关的特性RH得到。根据该掌握，图17所示的控制例可以作为以下步骤C、D记述。
步骤C：计算出从压缩机排出的制冷剂压力的最佳值PHT或者与该压力相关的规定压力或温度的最佳值RHT。
步骤D：从压缩机排出的制冷剂压力的实际值PH和其最佳值PHT，或者从对应于最佳值RHT的压力或温度的实际值RH和其最佳值RHT，确定实际值RH和最佳值PHT的大小关系，当实际值RH比最佳值RHT大时，实施增大第三膨胀阀的开度的控制c，在实际值RH比最佳值RHT小时，实施减小第三膨胀阀的开度控制d。
图17所示的例子中，为了确定实际值PH和最佳值PHT的大小关系，掌握实际值RH和最佳值RHT的大小关系(步骤92)。上述控制可以为在实施步骤D之后回到步骤A的回路控制，但不限于此，例如，也可以成为回到步骤C的控制，还可以向其他的控制移动。在步骤D，在实际值PH与目标值PHT一致时，无论a、b都不需要控制，但也可以控制其任一个。
图18以及图19表示在用二氧化碳作为制冷剂，设定制冷循环的高压侧的压力使其超过二氧化碳的临界压力的情况(图18)，和用氟里昂作为制冷剂的情况(图19)下的的蒸发器内的制冷剂和空气(被加热媒体)的温度变化。任何情况下，制冷剂以温度T0流入蒸发器，通过和空气进行热交换，将空气加热到温度C(或者D)。在用二氧化碳作为制冷剂时的温度T0和温度C的差Δt，比用氟里昂作为制冷剂时的温度T0和温度D的差ΔT大。这之所以与氟里昂不同，是因为二氧化碳在蒸发器内没有相位变化。二氧化碳作为用于将被加热媒体加热到高温的制冷剂应用。
工业上的可利用性
本发明作为实现作为空调机、热水供给机、食品干燥机、生垃圾干燥处理机等有用的热泵的改良的结构，具有很高的利用价值。

Claims (16)

1、一种热泵，其具有：压缩机；散热器；开度可变的第一节流装置；膨胀机；开度可变的第二节流装置；蒸发器；将所述压缩机、所述散热器、所述第一节流装置、所述膨胀机、所述第二节流装置以及所述蒸发器按该顺序连接以使制冷剂循环的管体；控制所述第一节流装置的开度以及所述第二节流装置的开度的控制装置。
2、如权利要求1所述的热泵，其中，所述控制装置实施控制a和控制b，所述控制a减小所述第一节流装置的开度、增大所述第二节流装置的开度，所述控制b增大所述第一节流装置的开度、减小所述第二节流装置的开度。
3、如权利要求2所述的热泵，其中，实施所述控制a以及所述控制b，以使从所述压缩机排出的制冷剂的压力成为一定。
4、如权利要求2所述的热泵，其中，所述控制装置顺序实施步骤A和步骤B，
步骤A：计算出流入所述膨胀机的制冷剂压力的最佳值PIT、或与所述压力相关的规定压力或温度的最佳值RIT；
步骤B：从流入所述膨胀机的制冷剂压力的实际值PI和所述最佳值PIT，或者从与所述最佳值RIT对应的压力或温度的实际值RI和所述最佳值RIT，确定所述实际值PI和所述最佳值PIT的大小关系，当所述实际值PI大于所述最佳值PIT时，实施所述控制a，当所述实际值PI小于所述最佳值PIT时，实施所述控制b。
5、如权利要求4所述的热泵，其中，所述控制装置在所述步骤A，根据所述蒸发器内的制冷剂的温度计算出所述最佳值PIT或者所述最佳值RIT。
6、如权利要求1所述的热泵，其中，在所述散热器和所述膨胀机之间以及所述膨胀机和所述蒸发器之间，没有所述制冷剂的储存器。
7、如权利要求1所述的热泵，其中，所述制冷剂是二氧化碳，所述控制装置控制所述第一节流装置的开度以及所述第二节流装置的开度，在设所述散热器的出口和所述蒸发器的入口的所述制冷剂的压力差为100时，使所述第一节流装置中的压力差P1为10～50、所述第二节流装置的压力差P2为5～20。
8、如权利要求7所述的热泵，其中，所述膨胀机的压力差P3为30～85。
9、如权利要求1所述的热泵，其中，所述压缩机和所述膨胀机共用旋转轴。
10、如权利要求1所述的热泵，其中，还具有连接所述管体的第一四通阀以及第二四通阀，
通过切换所述第一四通阀以及所述第二四通阀，使所述制冷剂在第一制冷剂回路或者第二制冷剂回路中循环，
所述第一制冷剂回路，是所述制冷剂沿所述压缩机、作为所述散热器起作用的第一热交换器、所述第一节流装置、所述膨胀机、所述第二节流装置、以及作为所述蒸发器起作用的第二热交换器这个顺序循环的路径，
所述第二制冷剂回路，是所述制冷剂沿所述压缩机、作为所述散热器起作用的第二热交换器、所述第一节流装置、所述膨胀机、所述第二节流装置、以及作为所述蒸发器起作用的所述第一热交换器这个顺序循环的路径。
11、如权利要求1所述的热泵，其中，还具有连接所述管体的第一四通阀以及第二四通阀，
通过切换所述第一四通阀以及所述第二四通阀，使所述制冷剂在第一制冷剂回路或者第二制冷剂回路中循环，
所述第一制冷剂回路，是所述制冷剂沿所述压缩机、作为所述散热器起作用的第一热交换器、所述第一节流装置、所述膨胀机、所述第二节流装置、以及作为所述蒸发器起作用的第二热交换器这个顺序循环的路径，
所述第二制冷剂回路，是所述制冷剂沿所述压缩机、具有所述散热器功能的所述第二热交换器、所述第二节流装置、所述膨胀机、所述第一节流装置、以及作为所述蒸发器起作用的所述第一热交换器这个顺序循环的路径，
所述控制装置在所述制冷剂在所述第一制冷剂回路循环时和在所述第二制冷剂回路循环时，交替实施适用于所述第一节流装置的开度的控制和适用于所述第二节流装置的开度的控制。
12、如权利要求1所述的热泵，其中，所述管体形成和经过所述第一节流装置、所述膨胀机以及所述第二节流装置的路径并列、连接所述散热器和所述蒸发器的支管路径，
在所述支管路径内配置有开度可变的第三节流装置，
所述控制装置还控制所述第三节流装置的开度。
13、如权利要求12所述的热泵，其中，所述控制装置顺序实施步骤A和步骤B，
步骤A：计算出流入所述膨胀机的制冷剂压力的最佳值PIT，或与所述压力相关的规定压力或温度的最佳值RIT；
步骤B：从流入所述膨胀机的制冷剂压力的实际值PI和所述最佳值PIT，或者从与所述最佳值RIT对应的压力或温度的实际值RI和所述最佳值RIT，确定所述实际值PI和所述最佳值PIT的大小关系，当所述实际值PI大于所述最佳值PIT时，实施控制a，减小所述第一节流装置的开度，增大所述第二节流装置的开度，而当所述实际值PI小于所述最佳值PIT时，实施控制b，增大所述第一节流装置的开度，减小所述第二节流装置的开度，
进而实施步骤R，
步骤R：当该制冷剂温度的实际值RH比从所述压缩机排出的制冷剂温度的目标值RHT大时，实施控制c，增大所述第三节流装置的开度，当所述实际值RH比所述目标值RHT小时，实施控制d，减小所述第三节流装置的开度。
14、如权利要求12所述的热泵，其中，所述控制装置顺序实施步骤A和步骤B，
步骤A：计算出流入所述膨胀机的制冷剂压力的最佳值PIT、或与所述压力相关的规定压力或温度的最佳值RIT；
步骤B：从流入所述膨胀机的制冷剂压力的实际值PI和所述最佳值PIT，或者从与所述最佳值RIT对应的压力或温度的实际值RI和所述最佳值RIT，确定所述实际值PI和所述最佳值PIT的大小关系，当所述实际值PI大于所述最佳值PIT时，实施控制a，减小所述第一节流装置的开度，增大所述第二节流装置的开度，而当所述实际值PI小于所述最佳值PIT时，实施控制b，增大所述第一节流装置的开度，减小所述第二节流装置的开度，
并且顺序实施步骤C和步骤D，
步骤C：计算出从所述压缩机排出的制冷剂压力的最佳值PHT或者与该压力相关的规定压力或温度的最佳值RHT；
步骤D：根据从所述压缩机排出的制冷剂压力的实际值PH和所述最佳值PHT，或者根据与所述最佳值RHT对应的压力或温度的实际值RH和所述最佳值RHT，确定所述实际值PH和所述最佳值PHT的大小关系，当所述实际值PH比所述最佳值PHT大时，实施控制c，增大所述第三节流装置的开度，而当所述实际值PH比所述最佳值PHT小时，实施控制d，减小所述第三节流装置的开度。
15、如权利要求1所述的热泵，其中，使所述膨胀机的排量为所述压缩机的排量的5～20％。
16、如权利要求1所述的热泵，其中，所述制冷剂是二氧化碳，
使所述制冷剂循环，以使从所述压缩机排出的制冷剂的压力达到超过二氧化碳的临界压力的压力。
CNA2005800287693A 2004-09-01 2005-08-30 热泵 Pending CN101014812A (zh)

Applications Claiming Priority (2)

Application Number Priority Date Filing Date Title
JP2004254496 2004-09-01
JP254496/2004 2004-09-01

Publications (1)

Publication Number Publication Date
CN101014812A true CN101014812A (zh) 2007-08-08

Family

ID=36000006

Family Applications (1)

Application Number Title Priority Date Filing Date
CNA2005800287693A Pending CN101014812A (zh) 2004-09-01 2005-08-30 热泵

Country Status (4)

Country Link
US (1) US7350366B2 (zh)
JP (1) JP3916170B2 (zh)
CN (1) CN101014812A (zh)
WO (1) WO2006025354A1 (zh)

Cited By (3)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
CN102460035A (zh) * 2009-06-02 2012-05-16 三菱电机株式会社 冷冻循环装置
CN103134371A (zh) * 2011-11-25 2013-06-05 松下电器产业株式会社 传热翅片、翅片管型热交换器及热泵装置
CN109941115A (zh) * 2017-12-21 2019-06-28 本田技研工业株式会社 电动车辆

Families Citing this family (18)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JP4711884B2 (ja) * 2006-05-19 2011-06-29 株式会社デンソー 回転出力発生装置
JP2007327696A (ja) * 2006-06-08 2007-12-20 Daikin Ind Ltd 冷凍装置
US7607314B2 (en) * 2006-12-15 2009-10-27 Nissan Technical Center North America, Inc. Air conditioning system
JP4258553B2 (ja) * 2007-01-31 2009-04-30 ダイキン工業株式会社 熱源ユニット及び冷凍装置
JP5169003B2 (ja) * 2007-04-23 2013-03-27 ダイキン工業株式会社 空気調和装置
JP4898556B2 (ja) * 2007-05-23 2012-03-14 株式会社日立ハイテクノロジーズ プラズマ処理装置
EP2157317B2 (en) * 2008-08-19 2019-07-24 ABB Research LTD Thermoelectric energy storage system and method for storing thermoelectric energy
US8327651B2 (en) * 2009-07-07 2012-12-11 Hamilton Sundstrand Corporation Transcritical fluid cooling for aerospace applications
US20110173977A1 (en) * 2009-08-10 2011-07-21 Antonio Ancona HP Generator
GB2474259A (en) * 2009-10-08 2011-04-13 Ebac Ltd Vapour compression refrigeration circuit
JP5287831B2 (ja) * 2010-10-29 2013-09-11 株式会社デンソー 二段昇圧式冷凍サイクル
US9140459B2 (en) * 2010-12-07 2015-09-22 Mitsubishi Electric Corporation Heat pump device
US9435551B2 (en) 2011-09-15 2016-09-06 Khanh Dinh Dehumidifier dryer using ambient heat enhancement
JP5825041B2 (ja) * 2011-10-25 2015-12-02 ダイキン工業株式会社 冷凍装置
WO2015029160A1 (ja) * 2013-08-28 2015-03-05 三菱電機株式会社 空気調和装置
EP3121532B1 (en) * 2014-03-17 2022-06-29 Mitsubishi Electric Corporation Refrigeration cycle apparatus
JP6584020B2 (ja) * 2017-12-21 2019-10-02 本田技研工業株式会社 電動車両
US11859874B1 (en) * 2018-02-26 2024-01-02 Regi U.S., Inc. Modified two-phase refrigeration cycle

Family Cites Families (7)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JP4273588B2 (ja) 1999-08-30 2009-06-03 ダイキン工業株式会社 空気調和装置の冷媒回路
JP2003074999A (ja) * 2001-08-31 2003-03-12 Daikin Ind Ltd 冷凍機
JP4039024B2 (ja) 2001-10-09 2008-01-30 ダイキン工業株式会社 冷凍装置
JP3897681B2 (ja) * 2002-10-31 2007-03-28 松下電器産業株式会社 冷凍サイクル装置の高圧冷媒圧力の決定方法
US7013452B2 (en) * 2003-03-24 2006-03-14 Lucent Technologies Inc. Method and apparatus for intra-layer transitions and connector launch in multilayer circuit boards
JP4321095B2 (ja) * 2003-04-09 2009-08-26 日立アプライアンス株式会社 冷凍サイクル装置
WO2006062190A1 (ja) * 2004-12-09 2006-06-15 Matsushita Electric Industrial Co., Ltd. ヒートポンプ

Cited By (6)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
CN102460035A (zh) * 2009-06-02 2012-05-16 三菱电机株式会社 冷冻循环装置
US8511112B2 (en) 2009-06-02 2013-08-20 Mitsubishi Electric Corporation Refrigeration cycle apparatus
CN102460035B (zh) * 2009-06-02 2014-01-29 三菱电机株式会社 冷冻循环装置
CN103134371A (zh) * 2011-11-25 2013-06-05 松下电器产业株式会社 传热翅片、翅片管型热交换器及热泵装置
CN103134371B (zh) * 2011-11-25 2016-03-30 松下电器产业株式会社 传热翅片、翅片管型热交换器及热泵装置
CN109941115A (zh) * 2017-12-21 2019-06-28 本田技研工业株式会社 电动车辆

Also Published As

Publication number Publication date
JPWO2006025354A1 (ja) 2008-05-08
US7350366B2 (en) 2008-04-01
WO2006025354A1 (ja) 2006-03-09
JP3916170B2 (ja) 2007-05-16
US20060266057A1 (en) 2006-11-30

Similar Documents

Publication Publication Date Title
CN101014812A (zh) 热泵
Bertsch et al. Two-stage air-source heat pump for residential heating and cooling applications in northern US climates
CN100386574C (zh) 用于寒冷地区的热泵空调机
AU719697B2 (en) Thermal energy storage air conditioning system
Guoyuan et al. Experimental investigation of air-source heat pump for cold regions
CN100494817C (zh) 制冷装置
CN103765125B (zh) 制冷循环装置
EP2368081B1 (en) Heat pump/air conditioning apparatus with sequential operation
Sokolov et al. Enhanced ejector refrigeration cycles powered by low grade heat. Part 3. Experimental results
CN101842645A (zh) 冷冻循环装置
Ding et al. Experimental study of an improved air source heat pump
CN103216963A (zh) 空调及其启动控制方法
CN102770725A (zh) 空气调节热水供给系统
CN102725596B (zh) 热泵系统
JP5367059B2 (ja) 二元冷凍装置
CN101573568A (zh) 具有膨胀器的系统的制冷剂注入
KR101964946B1 (ko) 외기온도 보상형 고효율 냉각시스템
CN108278793B (zh) 可实现变流量单级压缩循环与复叠循环的热泵系统
Bertsch et al. Air source heat pump for northern climates part I: Simulation of different heat pump cycles
CN108253653B (zh) 变流量单级压缩循环与复叠循环的热泵系统
JP2000028186A (ja) 空気調和装置
JP3661014B2 (ja) 冷凍装置
CN219624280U (zh) 自耦合热泵
Charalampidis et al. Design of a reversible heat pump/organic Rankine cycle unit for a renewables-based trigeneration system
JP2023157795A (ja) 流体膨張機及び流体膨張ユニット

Legal Events

Date Code Title Description
C06 Publication
PB01 Publication
C02 Deemed withdrawal of patent application after publication (patent law 2001)
WD01 Invention patent application deemed withdrawn after publication