CN101137873B - 冷冻装置 - Google Patents

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Abstract

本发明公开了冷冻装置。容积比Vc/Ve不同的第一和第二膨胀压缩机(30、40)并联连接在冷冻装置的制冷剂回路(10)上。各膨胀压缩机(30、40)各自的膨胀机(31、41)并联连接，且各自的压缩机(32、42)也并联连接。在该冷冻装置的运转条件产生变化时，控制器(60)调整各膨胀压缩机(30、40)的旋转速度的比例。结果是能够以接近于理想条件的能效比(COP)进行运转。

Description

冷冻装置
技术领域
本发明涉及包括用旋转轴将膨胀机和压缩机连接在一起而成的流体机械的冷冻装置。
背景技术
至今为止，包括让制冷剂循环来进行冷冻循环的制冷剂回路的冷冻装置被众所周知，这样的冷冻装置被广泛地用于空调机等中。
例如，在专利文献1的冷冻装置中，容积型流体机械连接在制冷剂回路上。该流体机械是由旋转轴将膨胀机和压缩机机械连接在一起而成。并且，室内热交换器和室外热交换器连接在制冷剂回路上。
在该冷冻装置中，通过制冷剂回路的制冷剂循环进行冷冻循环，来进行室内的制冷和供暖。具体地说，例如，在供暖运转中，在上述流体机械的压缩机中压缩的制冷剂流过室内热交换器。在室内热交换器中，制冷剂向室内空气放热。来进行室内的供暖。在室内热交换器中放热的制冷剂流入流体机械的膨胀机。在制冷剂在该膨胀机中膨胀之后，制冷剂膨胀时所产生的内部能量通过旋转轴而被变换为压缩机的旋转动力。在膨胀机中膨胀之后的制冷剂，流过室外热交换器。在室外热交换器中，制冷剂从室外空气那里夺来蒸发热，蒸发掉。
如上所述，在专利文献1的冷冻装置中，将制冷剂在膨胀机中膨胀时所产生的内部能量用作压缩机的驱动动力。并且，谋求在该冷冻装置中，降低压缩机的动力负荷，实现能量效率较高的冷冻循环，即实现高能效比的冷冻循环。
专利文献1：特开2001-107881号公报
但在将专利文献1所示的那样的冷冻装置适用于空调机等中时，必须要根据空调机的运转条件的变化来调整冷冻装置的能力。对于该运转条件的变化，一般是采用改变压缩机的旋转次数，来进行压缩机的容量控制。
但是，在上述那样的流体机械的压缩机中，其容量控制范围受到了限制。故而，在实际所需的压缩机的容量超过其容量控制范围时，恐怕会造成该冷冻装置的能力过剩，或者不足。特别是在将多个室内热交换器设置在制冷剂回路上的所谓的室内多类型(multitype)空调机中，实际所需的压缩机的容量控制范围会更广。因此，要让该冷冻装置的能力对应于运转条件的变化就更难。
发明内容
本发明为鉴于上述各点的发明，其目的在于：在包括由旋转轴将膨胀机和压缩机连接在一起而成的流体机械的冷冻装置中，扩大冷冻装置的能力范围。
第一发明是以这样的冷冻装置为前提的：包括制冷剂循环来进行冷冻循环的制冷剂回路10和连接在该制冷剂回路10上的多个流体机械30、40，所述流体机械30、40中的每一个包括膨胀机31和41、压缩机32和42、以及连接该膨胀机31、41和压缩机32、42的旋转轴33、43。该冷冻装置的特征在于，所述多个流体机械30、40连接在所述制冷剂回路10上；各流体机械30、40的膨胀机31、41相互并联连接；各流体机械30、40的压缩机32、42也相互并联连接。当将所述流体机械30、40中的每一个的旋转轴33、43每旋转一次时被吸入压缩机32、42中的制冷剂的吸入容积设定为Vc，且将所述流体机械30、40中的每一个的旋转轴33、43每旋转一次时流入膨胀机31、41的制冷剂的流入容积设定为Ve时，所述多个流体机械30、40构成为各自的吸入容积Vc与流入容积Ve的容积比Vc/Ve互不相同。
在第一发明中，多个流体机械30、40设置在制冷剂回路10上。各流体机械30、40分别由通过旋转轴33、43将压缩机32、42和膨胀机31、41连接在一起而成。
上述各压缩机32、42在制冷剂回路10中相互并联连接。故而，若所有的流体机械30、40处于运转状态的话，则低压制冷剂分流，被各压缩机32、42吸入，在各压缩机32、42中被压缩。
同样，上述各膨胀机31、41在制冷剂回路10中相互并联连接。故而，若所有的流体机械30、40处于运转状态的话，则高压制冷剂分流，流入各膨胀机31、41，在各膨胀机31、41中膨胀。结果是制冷剂在各膨胀机31、41中膨胀时所产生的内部能量分别被变换为对应的压缩机32、42的旋转动力。
在该发明中，将各流体机械30、40的吸入容积Vc与流入容积Ve的容积比Vc/Ve设定为在各流体机械30、40中互不相同。参照图9对该容积比Vc/Ve加以具体说明。
在由膨胀机和压缩机连接而成的流体机械中，设计有为了获得最高能效比的容积比Vc/Ve。这里，当将设计运转条件的压缩机的吸入制冷剂密度设定为dc，且将膨胀机的流入制冷剂密度设定为de时，该容积比Vc/Ve是根据Vc/Ve＝de/dc的关系式算出来的。另外，该de/dc(密度比)取决于该冷冻装置的制冷剂的种类和设计蒸发温度等。在图9的例子中，密度比de/dc是将适用该冷冻装置的空调机在供暖运转时的设计室外温度0℃(设计蒸发温度大约为-5℃)作为设计点来决定的，从该密度比de/dc来设计在室外温度为0℃的条件下能够获得最高能效比(A点)的容积比Vc/Ve。
但是，在该空调机进行供暖运转时，实际的室外温度会产生大幅度的变化。因此，例如，如图9所示，在室外温度为-10℃(蒸发温度大约为-15℃)时，实际的压缩机的吸入制冷剂密度dc变小。所以，实际密度比de/dc变得大于容积比Vc/Ve，使在室外温度为-10℃时实际所得到的能效比(B’点)低于理想能效比(B点)。
并且，例如，在室外温度为10℃(蒸发温度大约为5℃)时，实际的压缩机的吸入制冷剂密度dc变大。所以，实际密度比de/dc变得小于容积比Vc/Ve，使在室外温度为10℃时实际所得到的能效比(C’点)低于理想能效比(C点)。
针对于此，在本发明中，如上所述，将多个流体机械30、40设置在冷冻装置中，同时，将各流体机械30、40的容积比Vc/Ve设计为不同值。也就是说，在该冷冻装置中设置有能够达到理想能效比的设计点不同的多个流体机械30、40。
即，例如，如图10所示，能够通过将可以在室外温度为-10℃(蒸发温度大约为-15℃)时获得理想能效比(图10的B点)的第一流体机械、和可以在室外温度为10℃(蒸发温度大约为5℃)时获得理想能效比(图10的C点)的第二流体机械设置在制冷剂回路中，来设置达到理想能效比的两个设计点。因此，能够通过在例如室外温度为-10℃时的运转条件下，仅让第一流体机械运转，来获得理想能效比。并且，能够通过在例如室外温度为10℃的运转条件下，仅让第二流体机械运转，来获得理想能效比。
第二发明是在第一发明的基础上，特征在于，该冷冻装置包括单独调节所述流体机械30、40中的每一个的旋转轴33、43的旋转速度的控制机构60。
在第二发明中，控制机构60单独控制具有不同容积比Vc/Ve的多个流体机械30、40的旋转速度。当象这样个别控制每个流体机械30、40的旋转速度时，即使运转条件在多个设计点之间发生变化，也能够获得理想能效比。
以下，对该点加以具体说明。例如，在图10所示的例子中，设置有如上述那样使室外温度-10℃为设计点的第一流体机械、和使室外温度10℃为设计点的第二流体机械。如图10所明确表示的，各流体机械对于实际的室外温度所获得的能效比的特性互不相同。因此，当在考虑到各流体机械的这些能效比特性的基础上，根据室外温度来调整各流体机械的旋转速度的比例时，能够在设计点1(室外温度为-10℃)到设计点2(室外温度为10℃)之间的范围内常常获得理想的能效比(图10的曲线B-C)。
第三发明是在第一发明的基础上，特征在于，所述多个流体机械30、40构成为各流体机械30、40的吸入容积Vc彼此相等。
在第三发明中，对于多个流体机械30、40，将每个膨胀机31、41的流入容积Ve设计为不同的容积，而将每个压缩机32、42的吸入容积Vc设计为相等的容积。因此，能够使各流体机械30、40的压缩机32、42的规格相同。
第四发明是在第一发明的基础上，特征在于，在所述制冷剂回路10的、所述多个流体机械30、40中容积比Vc/Ve最大的流体机械40的膨胀机41的流入侧设置有膨胀阀50。
在第四发明中，在容积比Vc/Ve最大的流体机械40的膨胀机41的流入侧设置有膨胀阀50。因此，能够通过缩小上述膨胀阀50的开度，来让流入该流体机械40的膨胀机41的制冷剂密度de下降。
第五发明是在第一到第四中任意一项发明的基础上，其特征在于，所述制冷剂回路10的制冷剂为二氧化碳。
在第五发明中，在制冷剂回路10中，二氧化碳制冷剂循环来进行冷冻循环。也就是说，在制冷剂回路10中，进行制冷剂的高低压差较大的所谓的超临界循环。
(发明的效果)
根据本发明，在制冷剂回路10中设置有多个流体机械30、40，在各压缩机32、42中进行制冷剂的压缩行程，且在各膨胀机31、41中进行制冷剂的膨胀行程。因此，能够通过分别控制各压缩机32、42的容量，来扩大整个冷冻装置的压缩机的容量控制范围，也就是说，扩大冷冻装置的能力范围。
并且，由于在各压缩机32、42上分别连接有膨胀机31、41，因此能够将制冷剂在两个膨胀机31、41中膨胀时所产生的内部能量作为各压缩机32、42的旋转动力回收起来。从而能够提高该冷冻装置的能效比。
根据上述第一发明，将多个流体机械30、40中的每一个的容积比Vc/Ve设计为不同的值。也就是说，在本发明的冷冻装置中设置为了获得理想能效比的设计点不同的多个流体机械30、40。因此，当实际密度比de/dc随着例如室外温度等运转条件的变化而变化时，能够通过仅让具有接近于该运转条件的设计点的流体机械运转，来获得理想的能效比。
让流入膨胀机的制冷剂预先膨胀的方法、和让流入膨胀机的制冷剂旁通该膨胀机的流出侧的方法，作为这样的使实际密度比de/dc接近于容积比Vc/Ve的公知技术而被众所周知。
前一种方法是当实际密度比de/dc大于容积比Vc/Ve时，为了让流入膨胀机的制冷剂密度de下降，而用膨胀阀让流入膨胀机的制冷剂预先膨胀的方法。不过，由于在该方法中，制冷剂在流入膨胀机之前就已经膨胀，因此使得通过制冷剂的膨胀而被流体机械回收的动力降低。
后一种方法是当实际密度比de/dc小于容积比Vc/Ve时，让膨胀机不能处理的流入制冷剂旁通该膨胀机的流出侧的方法。不过，在该方法中，流体机械的回收动力降低了旁通膨胀机的制冷剂的流量那么多。
为了对应上述问题，在本发明中，不用对流入膨胀机的制冷剂进行预先膨胀，且让制冷剂全部流入膨胀机中。因此，与公知的预先膨胀方法和旁通方法相比，能够提高流体机械30、40的回收动力。
特别是在上述第二发明中，对多个流体机械30、40的旋转速度进行单独控制。因此，能够根据运转条件调整每个流体机械30、40的旋转速度的比例，在两个流体机械30、40的设计点的范围内常常获得理想的能效比(例如，参照图10)。
根据上述第三发明，能够通过使多个流体机械30、40的每个压缩机32、42的吸入容积Vc相等，来用相同规格设计压缩机32、42。这种流体机械所包括的压缩机与膨胀机相比，一般汽缸的容积较大。所以，能够通过使各压缩机32、42的规格相同，来有效地谋求流体机械30、40的低成本化。
根据上述第四发明，将膨胀阀50设置在第二流体机械40的流入侧，能够通过缩小该膨胀阀50的开度，来降低流入第二流体机械40的膨胀机41的制冷剂密度de。
当实际密度比de/dc变得较大时，能够考虑相应地仅让容积比Vc/Ve最大的流体机械40运转。不过，即使这样做，当实际密度比de/dc超过容积比Vc/Ve时，也不能获得理想的能效比。
针对于此，在本发明中，将上述作为预先膨胀机构的膨胀阀50设置在具有最大容积比的流体机械40的膨胀机的流入侧。因此，能够在仅有流体机械40运转的状态下，且实际密度比de/dc超过该流体机械40的容积比Vc/Ve时，通过开放膨胀阀50，来降低流入流体机械40的膨胀机41的制冷剂密度de，使实际密度比de/dc接近于该容积比Vc/Ve。所以，即使在这样的条件下，也能够获得理想的能效比。
根据上述第五发明，能够通过将二氧化碳用作制冷剂，来在制冷剂回路10中进行所谓的超临界循环。这样一来，能够增大制冷剂的高低压差。故而，能够增大在膨胀机31、41中膨胀的制冷剂的膨胀压差，能够进一步提高该流体机械30、40的回收动力。
附图说明
图1为第一实施例所涉及的空调机的概要电路图。
图2为表示第一实施例的空调机的蒸发温度和能效比关系的坐标图。
图3为表示第一实施例的空调机在进行制冷运转时制冷剂流动的概要电路图。
图4为表示第一实施例的空调机在进行供暖运转时制冷剂流动的概要电路图。
图5为第一实施例的第一变形例所涉及的空调机的概要电路图。
图6为第一实施例的第二变形例所涉及的空调机的概要电路图。
图7为第一实施例的第三变形例所涉及的空调机的概要电路图。
图8为第二实施例所涉及的空调机的概要电路图。
图9为表示现有的冷冻装置的室外温度和能效比关系的坐标图。
图10为表示本发明的冷冻装置的室外温度和能效比关系的坐标图。
(符号的说明)
1-空调机；10-制冷剂回路；30-第一膨胀压缩机(第一流体机械)；31-第一膨胀机(膨胀机)；32-第一压缩机(压缩机)；33-第一旋转轴(旋转轴)；40-第二膨胀压缩机(第二流体机械)；41-第二膨胀机(膨胀机)；42-第二压缩机(压缩机)；43-第二旋转轴(旋转轴)；50-预先膨胀阀(膨胀阀)；60-控制器。
具体实施方式
以下，参照附图对本发明的实施例加以详细说明。
(第一实施例)
对本发明的第一实施例所涉及的冷冻装置加以说明。第一实施例的冷冻装置为适用于空调机1的冷冻装置。该空调机1构成为进行室内制冷运转和供暖运转的切换。
(空调机的基本结构)
如图1所示，空调机1包括制冷剂循环来进行冷冻循环的制冷剂回路10。向该制冷剂回路10填充二氧化碳(CO2)作为制冷剂。并且，空调机1包括配置在室内的室内单元11和配置在室外的室外单元12。上述室内单元11和室外单元12通过两根连接配管相互连接在一起来构成上述制冷剂回路10。
室内热交换器21、两个膨胀压缩机30、40、室外热交换器22、四路切换阀23、桥接回路24、气体液体分离器25等连接在制冷剂回路10上。
上述室内热交换器21及室外热交换器22由所谓的横向翼片式圆翼型热交换器构成。上述室内热交换器21被设置在上述室内单元11中。通过无图示的风扇将室内空气送到该室内热交换器21。并且，在室内热交换器21中，进行室内空气和制冷剂之间的热交换。上述室外热交换器22被设置在上述室外单元12中。通过无图示的风扇将室外空气送到该室外热交换器22。并且，在室外热交换器22中，进行室外空气和制冷剂之间的热交换。
上述膨胀压缩机30、40构成在制冷剂回路10中并联连接的第一和第二流体机械。各膨胀压缩机30、40分别由具有固有的汽缸容积的容积型流体机械构成。并且，各膨胀压缩机30、40分别由旋转速度可变的所谓的变频(inverter)式流体机械构成。
上述第一膨胀压缩机30包括第一膨胀机31、第一压缩机32及第一旋转轴33。第一膨胀机31和第一压缩机32通过第一旋转轴33相互连接在一起。并且，在第一旋转轴33的外周配置有用以让该第一旋转轴33旋转驱动的第一发动机34。同样，上述第二膨胀压缩机40包括第二膨胀机41、第二压缩机42及第二旋转轴43。第二膨胀机41和第二压缩机42通过第二旋转轴43相互连接在一起。并且，在第二旋转轴43的外周配置有用以让该第二旋转轴43旋转驱动的第二发动机44。
上述四路切换阀23包括第一到第四阀口(port)。四路切换阀23的第一阀口通过分歧管与上述第一、第二压缩机32、42的各喷出管35、45连接在一起。四路切换阀23的第二阀口与上述气体液体分离器25的流入侧连接在一起。四路切换阀23的第三阀口与上述室外热交换器22的一端连接在一起。四路切换阀23的第四阀口与上述室内热交换器21的一端连接在一起。
四路切换阀23能够在第一阀口与第三阀口连通、且第二阀口与第四阀口连通的状态(用图1的实线表示的状态)，和第一阀口与第四阀口连通、且第二阀口与第三阀口连通的状态(用图1的虚线表示的状态)之间进行切换。
上述桥接回路24包括连接为桥状的第一到第四配管24a、24b、24c、24d。第一配管24a的流入侧连接在室外热交换器22的另一端，其流出侧通过两根分歧管与上述第一、第二膨胀机31、41的各流入管36、46连接在一起。第二配管24b的流入侧通过分歧管与上述第一、第二膨胀机31、41的各流出管37、47连接在一起，其流出侧与上述第一配管24a的流入侧连接在一起。第三配管24c的流入侧与上述第二配管24b的流入侧连接在一起，其流出侧与室内热交换器21的另一端连接在一起。第四配管24d的流入侧与上述第三配管24c的流出侧连接在一起，其流出侧与上述第一配管24a的流出侧连接在一起。
并且，桥接回路24包括对应于4根配管24a、24b、24c、24d的第一到第四止逆阀CV-1、CV-2、CV-3、CV-4。各止逆阀CV-1、CV-2、CV-3、CV-4对于各配管24a、24b、24c、24d，只允许制冷剂从流入侧朝着流出侧方向(图1的箭头所示的方向)流动。
上述气体液体分离器25由将制冷剂分离为液体制冷剂和气体制冷剂储存起来的密闭容器构成。在气体液体分离器25的内部形成有液体储存部26和气体储存部27。上述液体储存部26形成在气体液体分离器25的下部。分离之后的液体制冷剂储存在该液体储存部26中。上述气体储存部27形成在气体液体分离器25的上部。分离之后的气体制冷剂储存在该气体储存部27中。
气体导入管28的一端连接在上述气体液体分离器25的气体储存部27上。该气体导入管28的另一端通过两根分歧管与上述压缩机32、42的各吸入管38、48连接在一起。而液体导入管29的一端连接在上述气体液体分离器25的液体储存部26上。该液体导入管29的另一端连接在上述气体导入管28上。并且，在液体导入管29上设置有能够调整该液体导入管29的开度的液体流量调整阀29a。
(膨胀压缩机的容积比)
上述各膨胀压缩机30、40各自的膨胀机31、41及压缩机32、42由容积型流体机械构成。例如，能够举出旋转式流体机械和涡旋式流体机械作为该容积型流体机械的例子。对于这些各膨胀压缩机30、40分别设定有固有的容积比Vc/Ve。当将各压缩机32、42的吸入容积压缩机的旋转轴每旋转一次时被吸入压缩机的制冷剂的吸入容积设定为Vc，且将各膨胀机31、41的流入容积膨胀机的旋转轴每旋转一次时流入膨胀机的制冷剂的流入容积设定为Ve时，容积比Vc/Ve表示Vc与Ve的比。
为了在膨胀压缩机中获得理想的能效比，容积比Vc/Ve是在规定的设计运转条件下由流入膨胀机的制冷剂密度de和吸入压缩机的制冷剂密度dc决定的。也就是说，通过将流体机械的容积比设计为满足容积比Vc/Ve＝de/dc，能够在该空调机1中获得理想的能效比。另外，上述密度比de/dc为特别受到制冷剂回路中的制冷剂蒸发温度影响的值。因此，在本实施例中，以空调机1的设计蒸发温度为标准来决定密度比de/dc，根据该密度比de/dc来设计容积比。此时，本发明的特征是将各膨胀压缩机30、40的容积比Vc/Ve分别设计为不同的值。
如图2所示，将该空调机1的设计蒸发温度设计在包括制冷运转及供暖运转的运转条件的-20℃以上15℃以下的范围内。而对第一膨胀压缩机30，以作为上限设计蒸发温度的15℃为标准来决定容积比，其具体容积比Vc/Ve为4.0。在第一膨胀压缩机30中，第一压缩机32的吸入容积Vc1大约为20cc，第一膨胀机31的流入容积Ve1大约为5cc。
而第二膨胀压缩机40是以作为下限设计蒸发温度的-20℃为标准来决定容积比的，其具体容积比Vc2/Ve2为20。该第二膨胀压缩机40的第二压缩机42的吸入容积Vc2与上述第一压缩机32的吸入容积Vc1一样，大约为20cc，第二膨胀机41的流入容积Ve2大约为1.33cc。
(控制器的结构)
如图1所示，在空调机1中设置有作为控制机构的控制器60。该控制器60控制上述四路切换阀23的切换动作、和上述各膨胀压缩机30、40的运转/停止动作。并且，在制冷剂回路10中设置有测定室外温度和制冷剂的蒸发温度等的温度传感器，或者测定制冷剂的低压和高压的压力传感器(对这些传感器的图示加以省略)。控制器60根据各传感器的检测值来调节上述液体流量调整阀29a的开度。而且，控制器60按照各传感器的检测值检测出的运转条件的变化，来个别调节各膨胀压缩机30、40的旋转速度。具体地说，本实施例的控制器60根据制冷剂的蒸发压力来个别调节各膨胀压缩机30、40的旋转速度。
-运转动作-
其次，对第一实施例的空调机1的基本运转动作加以说明。
(制冷运转)
在该空调机1的制冷运转中，将四路切换阀23切换成图3所示的状态。并且，各膨胀压缩机30、40成为运转状态，制冷剂在制冷剂回路10中循环来进行冷冻循环。结果是室内热交换器21作为蒸发器发挥作用，室外热交换器22作为放热器发挥作用。
在膨胀压缩机30、40中，制冷剂在各压缩机32、42中被压缩到临界压力以上。被压缩的制冷剂通过四路切换阀23流入室外热交换器22。在室外热交换器22中制冷剂向室外空气放热。
在室外热交换器22中放热的制冷剂通过第一配管24a之后，进行分流，流入各膨胀机31、41。在各膨胀机31、41中，制冷剂膨胀，各自的制冷剂的内部能量被变换为各压缩机32、42的旋转动力。并且，在各膨胀机31、41中，高压的制冷剂被减压，变为气体、液体两相状态的制冷剂。
在各膨胀机31、41中被减压的制冷剂再次合流，通过第三配管24c之后，流入室内热交换器21。在室内热交换器21中，制冷剂从室内空气吸热，蒸发。此时，被制冷剂冷却的室内空气被提供给室内，进行室内的制冷。在室内热交换器21中蒸发的制冷剂通过四路切换阀23流入气体液体分离器25。
在气体液体分离器25中，制冷剂被分离为气体制冷剂和液体制冷剂。在气体液体分离器25中分离的气体制冷剂在通过气体导入管28之后，进行分流，被各压缩机32、42吸入。并且，在气体液体分离器25中分离的液体制冷剂随着液体流量调整阀29a的开度调整，被适当地送入液体导入管29。然后，流过液体导入管29的制冷剂与流过气体导入管28的气体制冷剂混合、蒸发之后，被各压缩机32、42吸入。
(供暖运转)
在该空调机1的供暖运转中，将四路切换阀23切换成图4所示的状态。并且，各膨胀压缩机30、40成为运转状态，制冷剂在制冷剂回路10中循环来进行冷冻循环。结果是室内热交换器21作为放热器发挥作用，室外热交换器22作为蒸发器发挥作用。
在膨胀压缩机30、40中，制冷剂在各压缩机32、42中被压缩到临界压力以上。被压缩的制冷剂通过四路切换阀23流入室内热交换器21。在室内热交换器21中制冷剂向室内空气放热。此时，被制冷剂加热的室内空气被提供给室内，进行室内的供暖。
在室内热交换器21中放热的制冷剂通过第四配管24d之后，进行分流，流入各膨胀机31、41。在各膨胀机31、41中，制冷剂膨胀，各自的制冷剂的内部能量被变换为各压缩机32、42的旋转动力。并且，在各膨胀机31、41中，高压的制冷剂被减压，变为气体、液体两相状态的制冷剂。
在各膨胀机31、41中被减压的制冷剂再次合流，通过第二配管24b，流入室外热交换器22。在室外热交换器22中，制冷剂从室外空气吸热，蒸发。此时，在室外热交换器22中蒸发的制冷剂通过四路切换阀23流入气体液体分离器25。
在气体液体分离器25中，与上述制冷运转一样，制冷剂被分离为气体制冷剂和液体制冷剂。在气体液体分离器25中分离的气体制冷剂在通过气体导入管28之后，进行分流，被各压缩机32、42吸入。并且，在气体液体分离器25中分离的液体制冷剂随着液体流量调整阀29a的开度调整，被适当地送入液体导入管29。然后，流过液体导入管29的制冷剂与流过气体导入管28的气体制冷剂混合、蒸发之后，被各压缩机32、42吸入。
(膨胀压缩机的旋转速度控制)
其次，参照图2对空调机1的运转条件发生变化时的各膨胀压缩机30、40的旋转速度的控制动作加以说明。在该空调机1中，按照随着室外温度变化的制冷剂的蒸发温度变化，来调节第一膨胀压缩机30和第二膨胀压缩机40的旋转速度的比例。
在空调机1的供暖运转中，当室外温度变得较高，蒸发温度大约为15℃时，压缩机32、42的吸入制冷剂密度dc上升。使实际密度比de/dc对于容积比Vc/Vd较容易变小。
这里，在本实施例的空调机1中，在该条件下，第一膨胀压缩机30几乎以额定的旋转速度运转，而第二膨胀压缩机40的旋转速度为0，第二膨胀压缩机40停止。因此，仅有容积比小于第二膨胀压缩机40的第一膨胀压缩机30进行运转，实际密度比de/dc和整个该空调机1的容积比Vc/Ve近似。所以，在该运转条件下，达到了接近于理想效率的能效比。
并且，当在寒冷地区使用空调机1时，有时供暖运转时的室外温度会达到-15℃。在这样的运转条件下，当蒸发温度大约为-20℃时，压缩机32、42的吸入制冷剂密度dc会下降。所以，实际密度比de/dc对于容积比Vc/Vd较容易变大。
这里，在本实施例的空调机1中，在该条件下，第一膨胀压缩机30的旋转速度为0，第一膨胀压缩机30停止，而第二膨胀压缩机40几乎以额定的旋转速度进行运转。因此，仅有容积比大于第一膨胀压缩机30的第二膨胀压缩机40旋转，实际密度比de/dc和整个该空调机1的容积比Vc/Ve近似。所以，即使在该运转条件下，也达到了接近于理想效率的能效比。
而且，在空调机1的供暖运转中，当蒸发温度为例如大约-2.5℃时，第一膨胀压缩机30和第二膨胀压缩机40都进行运转。各膨胀压缩机30、40的旋转速度被调节为例如额定旋转速度的大约50％。结果是即使在蒸发温度大约为-2.5℃的条件下，也达到了接近于理想效率的能效比。
并且，在蒸发温度为例如大约10℃时，与蒸发温度为-2.5℃时相比较，第一膨胀压缩机30的旋转速度被设定得较高，第二膨胀压缩机40的旋转速度被设定得较低。相反，在蒸发温度为例如大约-10℃时，与蒸发温度为-2.5℃时相比较，第二膨胀压缩机40的旋转速度被设定得较高，第-膨胀压缩机30的旋转速度被设定得较低。因此，在本实施例的空调机1中，能够通过按照制冷剂的蒸发温度变化来适当调节各膨胀压缩机30、40的旋转速度的比例，来在各膨胀压缩机30、40的设计点之间的范围内常常达到接近于理想效率的能效比。
-第一实施例的效果-
在上述第一实施例中，将两个膨胀压缩机30、40并联连接在制冷剂回路10上。因此，不但能够扩大空调机1中的压缩机的容量控制范围，而且能够扩大空调机1的能力范围。所以，能够对应于较大范围的运转条件的变化来进行空调运转。
这里，用分别不同的容积比Vc/Ve来设计两个膨胀压缩机30、40。也就是说，在本实施例的空调机1中设置有用以获得理想能效比的设计点不同的两个膨胀压缩机30、40。因此，能够按照运转条件的变化，仅让具有接近于该运转条件的设计点的膨胀压缩机进行运转，来在该空调机1中获得理想的能效比。
而且，在上述两个设计点之间的运转条件下，能够通过调节各膨胀压缩机30、40的旋转速度的比例，来使实际密度比de/dc和整个空调机1的容积比Vc/Ve接近。所以，只要在两个设计点的范围内，就能够常常获得理想的能效比。
并且，在上述第一实施例中，使各膨胀压缩机30、40的第一压缩机32和第二压缩机42的吸入容积Vc相等。因此，能够使各压缩机32、42的规格相同，能够有效地谋求膨胀压缩机30、40的低成本化。
而且，在上述第一实施例中，在两个压缩机32、42的吸入侧设置有气体液体分离器25。并且，根据液体流量调整阀29a的开度调整将在气体液体分离器25中分离的液体制冷剂送到各压缩机32、42的吸入侧。因此，能够调节整个该制冷剂回路10的制冷剂循环量，能够在该空调机1中进行对应于运转条件的最恰当的运转。
-第一实施例的变形例-
其次，参照附图对上述第一实施例的变形例加以说明。另外，以下，对于上述第一实施例不同之处加以说明。
(第一变形例)
图5所示的空调机1为在上述第一实施例的制冷剂回路10中，对于气体液体分离器25的配置不同的空调机1。具体地说，上述第一实施例的气体液体分离器25被设置在压缩机32、42的吸入侧，而该变形例的气体液体分离器25被设置在膨胀机31、41的流出侧。并且，四路切换阀23的第二阀口通过分歧管连接在压缩机32、42的各吸入管38、48上。
液体导入管29的一端连接在上述气体液体分离器25的液体储存部26上。该液体导入管29的另一端与桥接回路24的第二配管24b及第三配管24c的流入侧连接。气体导入管28的一端连接在气体液体分离器25的气体储存部27上。该气体导入管28的另一端连接在四路切换阀23的第二阀口到各压缩机32、42的吸入侧的分歧管之间的配管上。并且，在气体导入管28设置有能够调整该气体导入管28的开度的气体流量调整阀28a。
在该第一变形例中，与上述第一实施例一样，将容积比不同的两个膨胀压缩机30、40连接在制冷剂回路10上。因此，能够扩大空调机1中的压缩机的容量控制范围，同时，能够根据运转条件调整各膨胀压缩机30、40的旋转速度的比例，获得理想的能效比。
并且，在该第一变形例中，在各膨胀机31、41中膨胀之后的气体液体二相状态的制冷剂流入气体液体分离器25。因此，能够在气体液体分离器25中确实地将气体液体二相状态的制冷剂分离为气体制冷剂和液体制冷剂。这样一来，能够在例如制冷运转时，通过第三配管24c将在气体液体分离器25中分离之后的液体制冷剂送到室内热交换器21。故而，与将气体液体二相状态的制冷剂送到室内热交换器21的情况相比，能够增大空气对室内空气的吸热量，能够提高该室内热交换器21的制冷能力。而且，能够通过调整气体调整阀28a的开度，让在气体液体分离器25中分离之后的气体制冷剂适当地吸入各压缩机32、42。所以，与上述第一实施例一样，能够调整整个制冷剂回路10的制冷剂循环量。
(第二变形例)
图6所示的空调机1为将预先膨胀阀50设在上述第一实施例的制冷剂回路10中的空调机。在该第二变形例中，上述预先膨胀阀50设置在膨胀压缩机30、40中的具有最大容积比的第二膨胀压缩机40的第二膨胀机41的流入侧。该预先膨胀阀50例如由电子膨胀阀构成，通过控制器60适当地调节开度。
在该第二变形例中，例如，图2所示的蒸发温度低于第二膨胀压缩机40的设计温度，此时，即使仅让第二膨胀压缩机40运转，且实际密度比de/dc大于容积比Vc/Ve时，上述预先膨胀阀50的开度也被缩小。结果是能够降低膨胀机41的流入制冷剂密度de，能够使密度比de/dc接近于容积比Vc/Ve。
(第三变形例)
图7所示的空调机1为将旁通管51设在上述第一实施例的制冷剂回路10中的空调机。上述旁通管51的一端连接在第一膨胀压缩机30的第一膨胀机31的流入侧，另一端连接在第一膨胀机31的流出侧。在该旁通管51设置有旁通阀51a。该旁通阀51a是通过控制器60适当地调整开度的。
在该第三变形例中，例如，图2所示的蒸发温度高于第一膨胀压缩机30的设计温度，此时，即使仅让第一膨胀压缩机30运转，实际密度比de/dc小于容积比Vc/Ve时，上述旁通阀51a也被开放。结果是能够让膨胀机不能处理的流入制冷剂旁通该膨胀机的流出侧。
另外，在该例子中，将上述旁通管51及旁通阀51a设置在了第一膨胀机31的流入侧，但是即使配置在第二膨胀机41的流入侧，也能够获得一样的效果。并且，也可以将上述第二变形例的预先膨胀阀50和这些旁通管51及旁通阀51a组合在一起设置在制冷剂回路10中。
(发明的第二实施例)
其次，对第二实施例所涉及的冷冻装置加以说明。如图8所示，第二实施例的冷冻装置为适用于具有多个室内单元的所谓的室内多类型空调机1中的冷冻装置。
在第二实施例的空调机1中设置有与上述第一实施例的第二变形例一样的室外单元12。第一到第三室内单元11a、11b、11c相对于室外单元12并联地连接在空调机1中，各室内单元11a、11b、11c分别配置在不同的室内。
各室内单元11a、11b、11c分别包括第一到第三室内热交换器21a、21b、21c。并且，在各室内热交换器21a、21b、21c的制冷剂的流入侧设置有对应于各室内热交换器21a、21b、21c的第一到第三流量调整阀15a、15b、15c。因此，能够通过各流量调整阀15a、15b、15c个别地调整流入各室内热交换器21a、21b、21c的制冷剂流入量。
当空调机1为这样的室内多类型时，例如，与上述第一实施例相比，需要更大范围的压缩机的容量控制范围。而在本实施例中，由于在制冷剂回路10中设置有多个膨胀压缩机30、40，因此能够扩大压缩机30、40的容量控制范围。从而，能够根据各室内单元11a、11b、11c的运转条件来调整空调机1的能力。
并且，由于在第二实施例中，也在制冷剂回路10设置有容积比不同的两个膨胀压缩机30、40，因此能够根据运转条件来调整各膨胀压缩机30、40的旋转速度的比例，获得理想的能效比。
(其它实施例)
上述实施例也可以为下述那样的结构。
在上述实施例中，使第一膨胀压缩机30的容积比为4.0，使第二膨胀压缩机40的容积比为20。但并不将这些容积比限定于此。具体地说，在多个膨胀压缩机中，最好容积比最小的膨胀压缩机的容积比在2以上6以下的范围内，如果在3以上4以下的范围内，则更理想。而在多个膨胀压缩机中，最好使容积比最大的膨胀压缩机的容积比在10以上30以下的范围内，如果在15以上20以下的话，则更理想。
并且，在上述实施例中，对于两个膨胀压缩机30、40，使第一膨胀机31和第二膨胀机41的流入容积Ve不同，使第一压缩机32和第二压缩机42的吸入容积Vc相等。但是，如果将各膨胀压缩机30、40的容积比设计为不同容积比的话，则各膨胀机31、41的流入容积Ve和各压缩机32、42的吸入容积Vc可以是任何容积。
具体地说，在上述第一实施例的膨胀压缩机30、40中，例如，能够使第二压缩机42的吸入容积Vc2大于第一压缩机32的吸入容积Vc1，使第一膨胀机31和第二膨胀机41的流入容积Ve相等。这样一来，能够在冬季供暖运转时室外温度蒸发温度下降，仅有第二膨胀压缩机40运转的条件下，增大压缩机的容量。所以，能够在室内的可感热负荷变大的供暖运转中，提高空调机1的供暖能力。
并且，在上述实施例中，在制冷剂回路10中设置有容积比不同的两个膨胀压缩机30、40，也可以设置容积比彼此不同的3个以上的膨胀压缩机。并且，也可以在两个膨胀压缩机30、40之外，再设置仅具有压缩机构的压缩机。另外，该压缩机可以是能够对旋转速度进行可变控制的压缩机，也可以是旋转速度保持不变的压缩机。
而且，上述实施例的膨胀压缩机30、40由具有固有汽缸容积的容积型流体机械构成。但是，也可以代替该膨胀压缩机30、40的膨胀机31、41，使用汽缸容积可变的膨胀机。这样的容积可变型膨胀机的结构例如是形成与膨胀机的汽缸室连通的辅助室，能够通过活塞等的动作来扩大或缩小该辅助室的容积的结构。当将这样的容积可变型膨胀机适用于上述实施例的膨胀压缩机30、40中时，由于能够根据运转条件来改变各膨胀压缩机30、40自身的容积比，因此能够对应于更大范围的运转条件的变化，来改变空调机1的能力。
另外，上述实施例为本质上适于本发明的例子，本发明并不刻意限制其适用物、或者其用途范围。
(工业上的利用可能性)
如上所述，本发明对具有膨胀机和压缩机连接在一起而成的流体机械的冷冻装置有用。

Claims (5)

1.一种冷冻装置，包括制冷剂循环来进行冷冻循环的制冷剂回路、和连接在该制冷剂回路上的多个流体机械，所述流体机械中的每一个包括膨胀机、压缩机、以及连接该膨胀机和压缩机的旋转轴，其特征在于：
所述多个流体机械连接在所述制冷剂回路上；
各流体机械的膨胀机相互并联连接；
各流体机械的压缩机也相互并联连接，
其中，当将所述多个流体机械中的每一个的旋转轴每旋转一次时被压缩机吸入的制冷剂的吸入容积设定为Vc，将所述多个流体机械中的每一个的旋转轴每旋转一次时流入膨胀机的制冷剂的流入容积设定为Ve时，所述多个流体机械构成为各自的吸入容积Vc与流入容积Ve的容积比Vc/Ve互不相同。
2.根据权利要求1所述的冷冻装置，其特征在于：
该冷冻装置包括单独调节所述流体机械中的每一个的旋转轴的旋转速度的控制机构。
3.根据权利要求1所述的冷冻装置，其特征在于：
所述多个流体机械构成为各流体机械的吸入容积Vc彼此相等。
4.根据权利要求1所述的冷冻装置，其特征在于：
在所述制冷剂回路的、所述多个流体机械中容积比Vc/Ve最大的流体机械的膨胀机的流入侧设置有膨胀阀。
5.根据权利要求1到4中任意一项所述的冷冻装置，其特征在于：
所述制冷剂回路的制冷剂为二氧化碳。
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