CN101720413B - 冷冻循环装置 - Google Patents

Abstract

本发明为了提供使用第一压缩机及利用膨胀机驱动的第二压缩机、节省空间且效率高地使用膨胀机、能够减少单元制作时的成本的冷冻循环装置，在第一压缩机和第二压缩机之间设置散热器和开关阀，与制冷或制暖的运转模式无关地利用第二散热器。另外，根据风速分布，将第二热源侧热交换器的传热面积相对第一、第二热源侧热交换器的总传热面积的比设定在COP成为极大的范围。为此，可以在制暖运转时也可以利用第二热源侧热交换器，得到高效率的冷冻循环装置。

Description

冷冻循环装置

技术领域

本发明涉及使用超临界流体的冷冻循环装置，特别涉及使用膨胀机的冷冻循环装置的构成。

背景技术

在现有技术中，作为建筑用多联空调，广泛采用使用了氟利昂系冷媒的冷冻循环，但在近年考虑把使用CO₂冷媒这样的超临界流体的超临界冷冻循环搭载在建筑用多联空调中。

超临界流体，其高压侧成为超临界状态，另外低压侧相对于氟利昂系冷媒也成为高压，使用了这种冷媒的冷冻系统成为跨过临界点的跨临界循环，形成与现有冷冻循环不同的状态。这样，因为该高低压差大，空调系统的输入值变大，另外，超临界流体与气液两相的流体不同，由于发生大的温度变化，所以在外部空气温度高的制冷运转时，由于与外部空气的温度差变小，不能进行充分的热交换，变得冷却不足，其结果，COP比使用了现有氟利昂系的空调机差。

因此，为了抑制压缩机排出部的高压，且维持超临界流体的冷冻能力，所以搭载了膨胀机，使用中间冷却器。以下，对在采用由膨胀机回收的膨胀动力驱动的第二压缩机的冷冻循环中使用第二热源侧热交换器(第二气体冷却器)的现有例进行说明。在现有技术例中，设置成中间冷却方式，即，在压缩机和第二压缩机之间的配管上设第二热源侧热交换器，由压缩机压缩冷媒后，在用第二压缩机压缩排出的高压气体冷媒之前用第二热源侧热交换器进行冷却(例如参照专利文献1)。

通过这样构成，与不借助第二热源侧热交换器无中间冷却地进行压缩工序的情况相比，中间冷却二段压缩的一方，压缩所需的功变小，对于相同冷冻能力的COP变好。另外，由于制暖时COP不提高到制冷时的程度，所以第二热源侧热交换器设在室外机中，只有在效率改进效果更大的制冷运转时才发挥功能。

专利文献1：日本特开2003-279179号公报(权利要求5、图14等)

在现有例中，展示了在低级主压缩机和高级副压缩机之间的流路上使用第二热源侧热交换器(第二气体冷却器)的构成，但在低级主压缩机和高级副压缩机之间的流路上配置第二热源侧热交换器的情况下，在制暖运转时，由于第二热源侧热交换器被旁通，所以存在蒸发器的传热面积降低、冷冻循环的效率降低的问题。

另外，由于没有相对膨胀机容积和第二压缩机容积的容积比使第一热源侧热交换器和第二热源侧热交换器的传热面积比合理化，所以存在膨胀机的动力回收效率变差、效率降低的问题。另外，由于没有根据外部空气温度、室内温度、空调负荷等环境条件使第二热源侧热交换器的散热量合理化，所以存在效率降低的问题。

另外，由于散热器出口温度和预膨胀阀及旁通阀的开关操作的关系不明，所以不能合理地控制这些阀，存在膨胀机的动力回收效率变差的问题。

另外，没有考虑相对热交换器段方向的风速分布，实际上在使用第一及第二热源侧热交换器时，产生相对热交换器的段方向的风速分布，所以若没有考虑这些的话则存在效率降低的问题。进而，因为各自被独立使用第一及第二热源侧热交换器，所以存在回路构成复杂、在制造时成本增加等问题。

发明内容

本发明是为了解决上述的现有课题而提出的，提供一种可以高效利用膨胀机、减小热交换器的设置空间、降低单元制作时的成本的冷冻循环装置。

为了解决上述的课题，本发明的冷冻循环装置至少由第一压缩机、以用膨胀机回收的回收动力驱动的第二压缩机、冷媒流路切换机构、一个以上的负荷侧热交换器、第一热源侧热交换器、第二热源侧热交换器构成，可由所述冷媒流路切换机构切换冷却运转和加热运转，在该冷冻循环装置中，所述第二压缩机和所述第一压缩机串联连接，所述第二热源侧热交换器在制冷运转时配置在第一压缩机和第二压缩机之间，同时，与运转模式无关，进行利用了所述第一热源侧热交换器及第二热源侧热交换器的运转。

另外，该发明的冷冻循环装置，至少由第一压缩机、以用膨胀机回收的回收动力驱动的第二压缩机、冷媒流路切换机构、一个以上的负荷侧热交换器、第一热源侧热交换器、第二热源侧热交换器构成，由所述冷媒流路切换机构可切换冷却运转和加热运转，在该冷冻循环装置中，所述第二压缩机和所述第一压缩机串联连接，所述第二热源侧热交换器在制冷运转时配置在第一压缩机和第二压缩机之间，同时，所述第二热源侧热交换器的传热面积相对配置在高压侧的第一及第二热源侧热交换器的总传热面积的比为0.4～0.6。

另外，本发明的冷冻循环装置用配管连接至少内置第一压缩机、以由膨胀机回收的回收动力驱动的第二压缩机、第一热源侧热交换器、第二热源侧热交换器的室外单元和至少内置负荷侧热交换器及开关阀的多个室内单元，所述多个室内单元可分别切换冷却运转和加热运转，在该冷冻循环装置中，所述第二压缩机与所述第一压缩机串联连接，所述第二热源侧热交换器在冷却运转时配置在第一压缩机第二压缩机之间，同时，与所述室内单元的运转模式无关，利用所述第一热源侧热交换器及第二热源侧热交换器进行运转。

另外，本发明的冷冻循环装置由第一压缩机、以由膨胀机回收的回收动力驱动的第二压缩机、冷媒流路切换机构、一个以上的负荷侧热交换器、第一热源侧热交换器、第二热源侧热交换器构成，在该冷冻循环装置中，所述第一压缩机和所述第二压缩机在冷媒流路上串联连接，所述第二热源侧热交换器在制冷运转时配置在所述第一压缩机和所述第二压缩机之间的流路上，在制冷运转时所述第一及所述第二热源侧热交换器为一体或在列方向分割成不共有散热片的方式，考虑所述第一及所述第二热源侧热交换器的风速分布，根据风速分布，将所述第二热源侧热交换器的传热面积相对所述第一及所述第二热源侧热交换器的总传热面积的比设定在包含COP成为极大的点的范围内。

另外，本发明的冷冻循环装置由第一压缩机、以由膨胀机回收的回收动力驱动的第二压缩机、冷媒流路切换机构、一个以上的负荷侧热交换器、第一热源侧热交换器、第二热源侧热交换器构成，在该冷冻循环装置中，所述第一压缩机和所述第二压缩机在冷媒流路中串联连接，所述第二热源侧热交换器在制冷运转时配置在所述第一压缩机和所述第二压缩机之间的流路上，在制冷运转时所述第一及所述第二热源侧热交换器为一体或在列方向分割成不共有散热片的方式，把风扇设置在热交换器的上部或热交换器的横侧，把所述第二热源侧热交换器配置在所述第一热源侧热交换器的下风侧。

另外，本发明的冷冻循环装置用配管连接内置第一压缩机、以由膨胀机回收的回收动力驱动的第二压缩机、第一热源侧热交换器、第二热源侧热交换器的室外单元和内置负荷侧热交换器和开关阀的多个室内单元，所述多个室内单元可分别切换制冷运转和制暖运转，在该冷冻循环装置中，所述第一压缩机与所述第二压缩机在冷媒流路中串联连接，在制冷运转时在所述第一压缩机和所述第二压缩机之间的流路中配置所述第二热源侧热交换器，与所述室内单元的运转模式无关，利用所述第一热源侧热交换器及所述第二热源侧热交换器进行运转。

在本发明中，由于在制暖运转时也利用第二热源侧热交换器，所以与现有例相比，蒸发器的传热面积增加，可以得到高效率的冷冻循环装置。另外，通过使第一热源侧热交换器与第二热源侧热交换器的传热面积比或膨胀机容积与第二压缩机容积的容积比合理化，可以提高冷冻循环的效率。进而，通过根据环境条件改变第一热源侧热交换器或第二热源侧热交换器的散热量，可以时常得到效率高的冷冻循环装置。

在本发明中，通过考虑第一热源侧热交换器与第二热源侧热交换器的传热面积比或膨胀机容积与第二压缩机容积的容积比，进而考虑风速分布，在实际的空调机中利用第一热源侧热交换器和第二热源侧热交换器时，通过确定热交换器的具体的构造及设置方法，可以得到高效率的冷冻循环装置。另外，由于在制暖运转时也利用第二热源侧热交换器，所以与现有例相比，蒸发器的传热面积增加，可以得到高效率的冷冻循环装置。

另外，在实际使用第一热源侧热交换器和第二热源侧热交换器时，由于能与现有的热交换器同样地进行配置、制造，所以可以通过谋求回路构成的简单化和第一热源侧热交换器及第二热源侧热交换器的设置空间的简单化来达到制造成本降低。

附图说明

图1是表示本发明的冷冻循环装置构成的图。(实施方式1)

图2是表示本发明的冷冻循环装置的P-h线图上的制冷运转的动作的图。(实施方式1)

图3是表示本发明的冷冻循环装置的P-h线图上的制暖运转的动作的图。(实施方式1)

图4是表示本发明的冷冻循环装置的第二压缩机的容积相对膨胀机容积的比和COP提高比的关系的图。(实施方式1)

图5是表示本发明的冷冻循环装置的传热面积比和COP提高比的关系的图。(实施方式1)

图6是表示本发明的冷冻循环装置的室外热交换器的构造的图。(实施方式1)

图7是表示本发明的冷冻循环装置的第二压缩机一体型膨胀机的剖面的图。(实施方式1)

图8是表示本发明的冷冻循环装置的外部空气温度变化的情况的P-h线图上的动作的图。(实施方式1)

图9是表示本发明的冷冻循环装置的膨胀机控制方法的流程的图(实施方式1)。

图10是表示本发明的冷冻循环装置的冷冻循环装置的构成的图。(实施方式2)

图11是表示本发明的冷冻循环装置的构成的图。(实施方式3)

图12是表示本发明的冷冻循环装置的第二压缩机一体型膨胀机的剖面的图。(实施方式3)

图13是表示本发明的冷冻循环装置的第二压缩机一体型膨胀机的第二压缩机构的平面图。(实施方式3)

图14是表示本发明的冷冻循环装置无旁通时的第二压缩机的冷媒和油的流动的剖面图。(实施方式3)

图15是表示本发明的冷冻循环装置有旁通时的第二压缩机的冷媒和油的流动的剖面图的一例。(实施方式3)

图16是表示本发明的冷冻循环装置有旁通时的第二压缩机的冷媒和油的流动的剖面图的另一例。(实施方式3)

图17是表示本发明的冷冻循环装置的室外热交换器的段方向的风速分布的图。(实施方式4)

图18是表示把本发明的冷冻循环装置的第二室外热交换器配置在上段时的室外热交换器的构造的图。(实施方式4)

图19是表示把本发明的冷冻循环装置的第二室外热交换器配置在上段时的传热面积比和COP提高比的关系的图。(实施方式4)

图20是表示把本发明的冷冻循环装置的第二室外热交换器配置在下段时的室外热交换器的构造的图。(实施方式5)

图21是表示把本发明的冷冻循环装置的第二室外热交换器配置在下段时的传热面积比和COP提高比的关系的图。(实施方式5)

图22是表示把本发明的冷冻循环装置的第二室外热交换器配置在列方向时的室外热交换器的构造的图。(实施方式6)

图23是表示把本发明的冷冻循环装置的热交换器形成为直线状时的构造的图。(实施方式7)

具体实施方式

以下对根据本发明的实施方式1的冷冻循环装置进行说明。

实施方式1

图1是表示本发明的实施方式1的冷冻循环装置的模式图。在图中，本实施方式的冷冻循环装置包括：内置作为第一热源侧热交换器的第一室外热交换器3a、作为第二热源侧热交换器的第二室外热交换器3b的室外单元100；内置作为负荷侧热交换器的室内热交换器9a、9b的室内单元200a、200b；连接室外单元100和室内单元200a、200b的气体配管51及液体配管52。在该冷媒回路的内部作为冷媒封入例如在临界温度(约31℃)以上成为超临界状态的二氧化碳。

在室外单元100内收纳：用于压缩冷媒气体的第一压缩机1、作为根据室内单元200a、200b的运转模式切换冷媒流动方向的冷媒流路切换机构的四通阀2及四通阀4、根据运转模式成为散热器或蒸发器的第一室外热交换器3a及第二室外热交换器3b、一体构成有膨胀机5a和第二压缩机5b的膨胀机单元5、用于把外部空气强制地送到第一室外热交换器3a和第二室外热交换器3b的外表面的未图示的送风机，整体设置在室外。另外，第一室外热交换器3a配置在四通阀2和四通阀4之间，第二室外热交换器3b配置在制冷运转时的第一压缩机1和第二压缩机5b之间。在膨胀机单元5的内部配置膨胀机5a和第二压缩机5b，它们同轴连结。膨胀机单元5例如其膨胀机5a和第二压缩机5b两方都由涡卷型的膨胀机和压缩机构成，并具有膨胀机和压缩机的推力方向负荷在两面相互抵消的构造。在第二压缩机5b中设置旁通回路，在旁通回路中设置旁通阀53。为了使动力与膨胀机5a和第二压缩机5b的通过冷媒流量一致，在膨胀机5a在入口侧串联设置开关阀6(以下称为预膨胀阀6)，并列设置开关阀7(以下称为旁通阀7)。另外，第一室外热交换器3a和第二室外热交换器3b经由作为开关阀的例如止回阀54、55连接，在这些止回阀54、55中设定确定开关动作的最低动作压力差(例如0.5MPa)。另外，在室外热交换器3b的出入口部设置作为开关阀的电磁阀57、58。

在室内单元200a、200b中内置：作为负荷侧热交换器的室内热交换器9a、9b，调节向室内热交换器9a、9b分配冷媒的可改变开度的作为减压机构的电子膨胀阀8a、8b，用于强制地把室内空气送向室内热交换器9a、9b的外表面的未图示的送风机以及用于连接它们的配管。室内热交换器9a、9b的一端连接在气体配管51上，另一端经由电子膨胀阀8a、8b连接在液体配管52上。另外，在本实施方式中，室内单元200a、200b为两台，但自不必说的是也可以设为一台或者三台以上。另外，也可以不使用调节对室内热交换器9a、9b分配冷媒的可改变开度的作为减压机构的电子膨胀阀8a、8b，而是使用膨胀机作为减压机构。

另外，作为膨胀机单元5的通过冷媒流量及动力的平衡控制的目标值，设置第二压缩机5b的排出温度检测器11、第一室外热交换器3a的出口温度检测器12、外部空气温度检测器13、室内温度检测器14。它们被取入没有图示的控制器中进行必要的运算，向作为促动器的预膨胀阀6、旁通阀7发送开度的指令。

对上述构成的冷冻循环装置进行运转动作说明。在此，在以下说明的运转动作由控制器300控制。首先，根据图1及图2对进行制冷运转的情况进行说明。图2在P-h线图上表示图1的冷媒回路中所示的记号A～H的冷媒状态。在制冷运转中，室外单元100内部的四通阀2设定成第一口2a和第二口2b连通，第三口2c和第四口2d连通，四通阀4设定成第一口4a和第四口4d连通，第二口4b和第三口4c连通(图1中的实线)。另外，预膨胀阀6、旁通阀7设定为对应于外部空气温度、室内温度、负荷的适当的初始开度，电子膨胀阀8a、8b全开。电磁阀56关闭，电磁阀57、58开放。由膨胀机5a达成必要的减压功能，但在室内热交换器9a、9b的两方的出口部不能同时得到预先设定的适当的过热度(例如1～10℃)时，对预膨胀阀6在闭方向进行控制而得到必要的减压量。

此时，由于从第一压缩机1排出的高温高压的气体冷媒(状态A)，被电磁阀56关闭，所以通过电磁阀57，在第二室外热交换器3b进行某种程度散热而被冷却(状态B)，流入第二压缩机5b。此时，设置在第二室外热交换器3b出入口的止回阀54、55由于压力差而被关闭。通过电磁阀58流入由膨胀机5a驱动的第二压缩机5b的冷媒，被压缩与由膨胀机回收的动力均衡的量。此时，设于第二压缩机5b的旁通阀53，在不产生压力差的起动时成为开放状态，但当膨胀机5a动作驱动第二压缩机5b时，由第二压缩机的高低压力差而被关闭。从第二压缩机5b排出的冷媒从四通阀2的第一口2a通过第二口2b(状态c)，在第一室外热交换器3a中向作为被加热媒体的空气散热(状态D)，从四通阀4的第二口4a经由第三口4c流入预膨胀阀6。在预膨胀阀6中调节了膨胀机5a的入口密度的冷媒(状态E)由膨胀机5a减压，从四通阀4的第一口4a通过第四口4d，在液体配管52中通过(状态F)。此时，控制膨胀机5a的旁通阀7，使通过第二压缩机5b的冷媒流量、回收动力均衡。其后，冷媒在作为室内单元200a、200b内的减压机构的电子膨胀阀8a、8b中稍微被减压(状态G)，在室内热交换器9a、9b中处理空调对象空间的热负荷之后，流入气体配管51，从四通阀2的第四口2d通过第三口2c，流入第一压缩机1(状态H)。此时，在只有室内热交换器9a或室内热交换器9b的任何一个的出口部不成为设定过热度(例如1～10℃)的情况下，调整减压机构8a、8b，以使室内热交换器9a、9b的出口过热度相同。

接着，根据图1及图3说明制暖运转。在本实施方式中，表示了在制暖运转时也利用膨胀机的例子，但因为在制暖运转时膨胀机5a的入口部和第二压缩机5b的入口部的密度比增大，所以用于使通过冷媒流量和回收动力平衡的膨胀动力的回收损失增大。因此，也可以根据需要废除四通阀4，在制暖运转时不利用膨胀机单元5。

在本实施方式的制暖运转中，室外单元100内部的四通阀2设定成第一口2a和第四口2d连通，第二口2b和第三口2c连通，四通阀4设定成第一口4a和第二口4b连通，第三口4c和第四口4d连通。在这种情况下，室内单元200a、200b内的电子膨胀阀8a、8b全开，基本的减压功能由膨胀机5a实现，在减压量不足时用预膨胀阀6调整减压量，以使室内热交换器9a、9b的出口温度成为适于室内负荷的适当温度。

此时，由第一压缩机1压缩、成为高温高压的超临界状态的冷媒(状态A)由于关闭电磁阀57、58，所以通过电磁阀56，由第二压缩机5b进一步压缩后(状态B)，从四通阀2的第一口2a经由第四口2d、气体配管51流入室内单元200a、200b。流入室内单元200a、200b的高温高压的冷媒流入室内热交换器9a、9b，在没有图示的室内空气散热，对室内制暖，同时自身温度降低(状态G)。该中温高压的冷媒通过电子膨胀阀8a、8b(状态F)，流入液体配管52。流入液体配管52的冷媒在四通阀4的第四口4d、第三口4c通过，流入预膨胀阀6。在预膨胀阀6流出的冷媒(状态E)，流入膨胀机5a，在四通阀4的第一口4a、第二口4b通过(状态D)，流入第一及第二室外热交换器3a、3b。此时，因为止回阀54、55得不到阀关闭所必要的压力差(例如0.5MPa)，所以成开放状态。其后，在第一及第二室外热交换器3a、3b中蒸发的气体冷媒(状态C)从四通阀2的第二口2b经由第三口2c返回第一压缩机1的吸入部(状态H)。

在此，对流入室外热交换器的空气的风速为一定的情况下的、第二室外热交换器3b的传热面积相对于室外热交换器的总传热面积的比进行说明。图4是在制冷标准条件下，以第二压缩机5b的容积相对膨胀机5a的容积的比(以下称为膨胀压缩容积比)为横轴，以COP提高比为纵轴进行表示，把上述的传热面积比作为参数进行表示。在此，所谓传热面积比是第二室外热交换器3b的传热面积相对于将第一室外热交换器3a和第二室外热交换器3b加在一起的室外热交换器的总传热面积的比。在纵轴上表示的COP提高比是第二室外热交换器3b的传热面积比为0.1、且相对没有安装膨胀机5a的冷媒回路的值。作为整体的倾向，COP提高比在膨胀压缩容积比为2附近显示极大值。例如，在传热面积比0.4(□记号)下进行比较，则在膨胀压缩容积比为2.1附近显示极大值。这是因为膨胀压缩容积比大于2.1时，第二压缩机容积变大，转速降低，所以产生用于增加转速的预膨胀损失，反之，在膨胀压缩容积比小于2.1时，因为第二压缩机容积变小，转速增加，所以产生用于减小转速的旁通损失。在传热面积比是0.2时，即使对于COP变为极大的膨胀压缩容积比2.4，其极大值也比传热面积比为0.4的场合降低4％(从1.225到1.185)。因此，可了解到，存在COP提高比成极大的膨胀压缩容积比，其值在图4中如空白箭头所示那样，处于1.8～2.3的范围。

接着，图5表示相对于热交换器的段方向风量均匀分布时的、相对于第二室外热交换器3b的传热面积比的COP提高比，膨胀压缩容积比设定为前述的图4的理想值。图5中的“甲”表示搭载有膨胀机时的COP提高比，“乙”表示不搭载膨胀机时的COP提高比，“丙”表示搭载了膨胀机时的第一压缩机1的排出压力变化。当使第二室外热交换器3b的传热面积比增加时，第二热交换器3b中的热交换量增加，第一压缩机1的排出压力(＝第二压缩机5b的吸入压力)降低，第一压缩机1的输入减少(COP提高比增加)。但是，当使第二室外热交换器3b的传热面积比过度增加时，在第二室外热交换器3b中应处理热交换量增加，第一压缩机1的排出压力转变为上升，输入增加。因此，可了解到，使COP提高比为极大的第二室外热交换器3b的传热面积比存在理想值，其值如图5中空白箭头所示为0.3～0.5的范围，在未满0.3时效果显著降低。根据以上情况，通过把第二室外热交换器3b的传热面积比设为0.3～0.5、将膨压容积比设为1.8～2.3，可以最大限度利用膨胀机搭载回路的性能。

传热面积比为0.3～0.5的范围是最理想的，但在0.2～0.6的范围也还是理想的，若比0.2小，则COP提高比不会充分变大，比0.6大的传热面积比是不现实的。膨胀容积比为1.8～2.3的范围是最理想的，但1.5～2.5的范围也还理想，若比1.5小，则COP提高比与传热面积比的大小无关，不会充分变大，即便比2.5大，COP提高比也不会提高。

另外，在图1中表示了第一室外热交换器3a、第二室外热交换器3b分离的例子，但不限于此，也可以如图6所示构成为把上段侧的A部的第一室外热交换器3a作为中间冷却器、把下段侧的B部的第二室外热交换器3b作为主散热器加以使用，构成为A部和B部的比率为4∶6。另外，也可以形成如图1所示的结构，即，在列方向分割室外热交换器，空白箭头的风从右向左流动，最初空气与第二室外热交换器3b接触，接着空气与第一室外热交换器3a接触。进而，也可以把这些第一及第二室外热交换器构成为一体型。

另外，在本实施方式中，构成仅由制冷运转时的性能确定第二室外热交换器的传热面积相对室外热交换器的总传热面积的比。另外，由于在室外热交换器在制暖运转时作为蒸发器使用的情况下吸入空气和冷媒温度相当饱和湿空气的焓差(在蒸发器中因为热交换器成为湿状态，所以热交换的驱动温度差成为焓差)小，传热面积比对性能的影响变小，所以能够仅由制冷运转时的性能确定上述的传热面积比。

在此，图7表示膨胀机单元5的详细构造。图7是在膨胀机5a、第二压缩机5b都采用涡卷构造的膨胀机单元，膨胀机5a由膨胀机用固定涡卷351和膨胀机用摆动涡卷352构成，第二压缩机5b由第二压缩机用固定涡卷361和第二压缩机用摆动涡卷362构成。在这些涡卷的中心部贯通有轴308，在轴308的两端部设有平衡配重309a、309b，轴308由膨胀机构侧轴承部351b、第二压缩机构侧轴承部361b支承。另外，摆动涡卷的膨胀机构侧涡卷352和第二压缩机构侧涡卷362构成为背面重合构造或者共有端板而构成为一体型。另外，设置偏心驱动摆动涡卷的曲轴部308b和矫正姿势的欧氏环307，它们全都设置在密闭容器310内。

在具有这样构造的膨胀机单元5中，例如若使摆动涡卷的运动空间形成为膨胀后的低压氛围，则从第二压缩机5b向膨胀机侧产生按压力。此时，若加大设计膨胀压缩容积比(例如2.3以上)的话，则在同一齿高上来自第二压缩机5a侧的推力负荷变大，所以，相对于来自第二压缩机5b的推力负荷，来自膨胀机5a侧的推力负荷过度变小，不能在两面使推力负荷相抵，难以形成把第二压缩机5b和膨胀机5a一体化的膨胀机单元5的构成。另外，为了减少第二压缩机5b侧的推力负荷，也可以把第二压缩机5b侧做成齿高极端高的涡卷，但此时产生强度问题。因此，在膨胀机5a、第二压缩机5b都具有涡卷构造的膨胀机单元中，通过把膨胀压缩容积比设定为2.3以下，可以构成不仅与通过冷媒流量和动力平衡、也与推力负荷的平衡对应的可靠性高的膨胀机单元。

接着，对膨胀机5a的控制方法进行说明。在本实施方式中，使用与膨胀机5a串联地设置在膨胀机5a的入口部的预膨胀阀6、以及设置成把膨胀机5a旁通的旁通阀7，对膨胀机5a进行控制，以使通过膨胀机5a的流量及回收的动力与通过第二压缩机5b的流量及动力一致。对该控制方法用图8进行说明。图8是把在制冷负荷一定、室内温度一定的条件下外部空气温度变化时的运转状态的变化表示在P-h线图上的图。在图中，示出了密度ρ固定的线、温度T固定的线，相对第二压缩机入口密度的膨胀机入口密度的比为2的等密度比线用虚线表示。以该等密度比线为边界，右上的区域表示膨胀/压缩的密度比变小(膨胀机密度变小)的旁通区域，左下的区域表示膨胀/压缩的密度比变大(膨胀机密度变大)的预膨胀区域。

例如，若把现在的冷冻循环的运转状态设为图8中的“乙”的状态，在外部空气温度上升时，冷冻循环的运转状态如“甲”那样变化。此时，伴随外部空气温度的上升，散热器出口温度上升，膨胀机5a的入口密度降低(膨胀机5a的入口密度相对第二压缩机5b的吸入密度的比降低)。因此，在预膨胀阀6不是全开状态时通过打开预膨胀阀6，使入口压力上升可使膨胀机5a的入口密度增加，降低膨胀机5a的转速。预膨胀阀6全开时打开旁通阀7减少通过膨胀机5a的冷媒流量，同样使转速下降。此时，因为与膨胀机5a同轴连接的第二压缩机5b的转速也下降，所以为了满足冷媒流量一定的条件，第二压缩机5b的吸入压力上升。另外，因为在打开膨胀机5a的预膨胀阀6时回收动力增加，所以第二压缩机5b的吸入压力和排出压力都上升。在打开旁通阀时虽膨胀机5a的回收动力降低，但比较第二压缩机5b的吸入压力的上升幅度和由回收动力的降低而形成的排出压力的降低幅度时，由于冷媒的物性使得第二压缩机5b的吸入压力上升幅度大，作为结果，排出压力上升。由上述的动作使转速减少，使通过膨胀机5a及第二压缩机5b的冷媒流量和回收动力平衡，把第一室外热交换器3a的出口温度调整为规定值。

另外，例如，若把现在的冷冻循环的运转状态设为图8中“乙”的状态，在外部空气温度降低时，冷冻循环的运转状态如“丙”那样变化。此时，伴随外部空气温度的降低，散热器出口温度降低，膨胀机入口密度增加(膨胀机5a的吸入密度相对第二压缩机5b的入口密度的比增加)。因此，在旁通阀7不是全关状态时关闭旁通阀使通过膨胀机5a的冷媒流量增加，使膨胀机5a的转速增加。在旁通阀7全闭时，通过关闭预膨胀阀6使入口压力降低，降低膨胀机5a的入口密度，同样增加转速。此时，因为与膨胀机5a同轴连接的第二压缩机5b的转速也增加，所以为了满足流量一定的条件，第二压缩机5b的吸入压力降低。另外，因为在关闭膨胀机5a的预膨胀阀6时回收动力减少，所以第二压缩机5b的吸入压力和排出压力都降低。在关闭膨胀机5a的旁通阀闭时虽然膨胀机5a的转速和回收动力都增加，但比较第二压缩机5b的吸入压力的降低幅度和由回收动力增加而形成的排出压力的上升幅度时，由于冷媒的物性使得第二压缩机5b的吸入压力降低的幅度大，作为结果，排出压力降低。由上述的动作使转速减少，可使通过膨胀机5a及第二压缩机5b的冷媒流量和回收动力平衡，把第一室外热交换器3a的出口温度调整到规定值。

另外，在外部空气温度极端降低时，如图8中的“丁”状态所示，因为由膨胀机5a形成的动力回收效果(第二压缩机5b的压缩动力)变小，所以也可以全关闭预膨胀阀6，只用旁通阀7进行必要的减压。

通过以上设置，在外部空气温度上升时，成为减少膨胀机5a的转速的旁通区域，在外部空气温度降低时，成为增加膨胀机5a的转速预膨胀区域。把该状况作为一般化表示时，以图8中虚线所示的等密度比线为边界，膨胀机的入口密度相对第二压缩机5b的吸入密度的比变大时，如空白的右斜上方箭头所示那样在旁通区域进行操作，上述的密度比变小时，如空白的左斜下方箭头所示那样在预膨胀区域进行操作。这不仅对于外部空气温度，对室内温度或空调负荷变化的情况也同样。

基于图1及图9对具体的控制算法进行说明。如图9所示，在ST1，检测室内温度(Ti)、外部空气温度(To)、空调负荷(Q)，基于其值在ST2运算预膨胀阀6的入口目标温度Tco m。在此，空调负荷Q可以用室内温度、外部空气温度、压缩机频率等的信息推定。在ST3检测预膨胀阀6的入口温度Tco，在入口温度Tco和入口目标温度Tco m的差比ε1(ε1为正值)大时(ST4)，执行膨胀机减速模式(ST5)。在这种情况下，若预膨胀阀6不全开(ST6)，则打开预膨胀阀6(ST7)，若预膨胀阀6是全开(ST6)，则打开旁通阀7(ST7)。

另外，在入口温度Tco和入口目标温度Tco m的差比-ε1(ε1是正值)小时(ST4)，执行膨胀机增速模式(ST5)。在这种情况下，若旁通阀7不全关闭(ST6)，就关闭旁通阀7(ST7)，若旁通阀7是全闭(ST6)，则关闭预膨胀阀6(ST7)。

这样，增减膨胀机单元5的转速，使预膨胀阀6的入口温度Tco与入口目标值Tco m一致。此时，若入口温度Tco和入口目标温度Tcom的差的绝对值比ε1小，则控制终了。在该例中，表示了把预膨胀阀6的入口温度Tco控制为入口目标值的例子，但也不限于此，也可以检测第一压缩机1或第二压缩机5b的排出温度Td，进行控制把Td形成为目标值，或者把Td和Tco的差ΔTc形成为目标值。另外，也可以在第一压缩机1或第二压缩机5b的排出部设置压力传感器，把检测压力形成为目标值地进行控制。

在本实施方式中，表示了使用四通阀4在制冷运转和制暖运转中同时使用膨胀机的实例，但也可以构成只在制冷运转时使用膨胀机5a。在这种情况下，用配管分别连接四通阀4的第二口4b和第三口4c、第一口4a和第四口4d，而四通阀4不起作用。此时，在制冷运转时用膨胀机5a构成动力回收的冷媒回路，在制暖运转时用膨胀机5a的旁通阀构成不进行动力回收的冷媒回路。

另外，在本实施方式中，作为膨胀机5a的例子表示了图7所示的构造，但也不限于此，也可以构成在膨胀机5a前后的压力差在规定值以上时，设在旁通膨胀机5a内部的膨胀机构出入口部的配管中的压力溢流阀开放。在这种情况下，在规定的压力差以上时，因为溢流阀成为开放状态，所以对应压力差的通过冷媒流量把膨胀要素旁通，设在膨胀机5a的外部的电子膨胀阀不起作用。

通过以上设置得到这样的冷冻循环装置，其使第二压缩机5b和第一压缩机1串联连接，把第二热源侧热交换器3b在制冷运转时配置在第一压缩机1与第二压缩机5b之间，同时，与运转模式无关，进行利用第一热源侧热交换器1及第二热源侧热交换器5b的运转。

通过把相对室外热交换器的总传热面积的第二室外热交换器的传热面积比设为0.3～0.5，把膨胀机容积和由膨胀机5a驱动的第二压缩机5b的容积的比(膨胀压缩容积比)设定为1.8～2.3，可以提供高效率使用膨胀机、得到高性能的冷冻循环装置。特别是，在膨胀机和第二压缩机都为涡卷型的构造时，膨胀压缩容积比变高时，为了减轻第二压缩机侧的推力负荷而产生使第二压缩机侧涡卷的齿高极端变高的所谓构造方面的课题，所以把膨胀压缩容积比控制在未满2.3可使可靠性提高。另外，通过检测预膨胀阀的入口温度或由膨胀机驱动的第二压缩机的排出温度，基于其检测值控制预膨胀阀和旁通阀的开度，可以调整通过膨胀机的通过冷媒流量和回收动力，可高效率地使用膨胀机。

实施方式2

以下，对本发明实施方式2的冷冻循环装置进行说明。图10是表示本发明实施方式2的冷冻循环装置的模式图，与实施方式1所不同的是，可在每室内单元选择制冷运转和制暖运转这一点、和把室外热交换器分为三个这一点。在图10中，本实施方式的冷冻循环装置包括：内置第一室外热交换器3a、第二室外热交换器3b和第三室外热交换器3c的室外单元100；内置室内热交换器9a、9b、9c的室内单元200a、200b、200c；控制冷媒的分支状态的分支单元300；连接室外单元100和分支单元300的高压管63及低压管64。在该循环内部作为冷媒封入例如在临界温度(约31℃)以上成为超临界状态的二氧化碳。

在配置于室外的室外单元100内，设置用于压缩冷媒气体的第一压缩机1、根据运转模式切换冷媒流动方向的作为第一冷媒流路切换机构的四通阀2、根据运转模式成为凝缩器或蒸发器的第一室外热交换器3a、第二室外热交换器3b、第三室外热交换器3c、一体构成有膨胀机5a和第二压缩机5b的膨胀机单元5、强制地向各室外热交换器3a、3b、3c的外表面输送外部空气的未图示的送风机。在膨胀机单元5的内部分别配置膨胀机5a和第二压缩机5b，这些设备同轴连结。在第二压缩机5b中设置旁通回路，在旁通回路中作为开关阀设置止回阀、即旁通阀53。为了使膨胀机5a和第二压缩机5b的流量和动力一致，在膨胀机5a中串联设置作为可改变开度的开关机构的电子膨胀阀、即开关阀6(以下也称为预膨胀阀)，并联设置作为电子膨胀阀的开关阀7(以下也称为旁通阀)。另外，为了使冷媒在高压管63和低压管64中在同一方向流动，作为开关阀例如设置止回阀90、91、92，为了对制冷运转和制暖运转进行切换，作为开关阀例如设置止回阀94、电磁阀29。另外，为了控制冷媒向第一室外热交换器3a、第二室外热交换器3b和第三室外热交换器3c的流通，作为开关阀例如设置电磁阀26、27、28，为了防止制冷运转时及制暖运转时的逆流而设置止回阀93、96、97。

在分支单元300内，设置作为减压装置的电子膨胀阀20、21和作为开关阀的电磁阀30～35。

在室内单元200a、200b、200c中，内置：作为负荷侧热交换器的室内热交换器9a、9b、9c；调节向各室内热交换器分配冷媒的可改变开度的减压机构、即电子膨胀阀8a、8b、8c；用于把室内空气强制地向各室内热交换器的外表面输送的未图示的送风机及连接这些设备的配管。室内热交换器9a、9b、9c的一端直接与分支单元300连接，另一端借助于电子膨胀阀8a、8b、8c与分支单元300连接。另外，在本实施方式中，设有3台室内单元，当然也可以设置2台或者4台以上。

对上述构成的冷冻循环装置的运转动作进行说明。本实施方式的冷冻循环装置具有全制冷运转、全制暖运转、制冷主体运转和制暖主体运转这四种运转模式。首先，基于图10对利用膨胀机单元5进行动力回收的全制冷运转的情况进行说明。在全制冷运转中，室外单元100内部的四通阀2设定为其第一口2a和第四口2d连通、第三口2c和第二口2b连通(图10中实线)。室内单元内的电子膨胀阀8a、8b、8c全开。电子膨胀阀20全开，电子膨胀阀21全闭。由膨胀机5a实现必要的减压功能，但在任何室内热交换器9a、9b、9c的出口部都得不到适当的过热度(例如5～10℃)时，把预膨胀阀6控制到闭方向来获得必要的减压量。

在全制冷运转中，通过开关室外单元100内的电磁阀26、27、28，可以调整第一压缩机1、第二压缩机5b各自的排出冷媒的散热量，但在本实施方式中，对开放电磁阀27、28、关闭电磁阀26的情况进行说明。另外，关闭电磁阀29。分支单元300内的电子膨胀阀20设定为全开，电子膨胀阀21设定为全闭，电磁阀30、32、34设定为开状态，电磁阀31、33、35设定为闭状态。此时，从第一压缩机1排出的高温高压的气体冷媒由于从四通阀2的第三口2c通过第二口2b，关闭电磁阀29，所以流向止回阀94。通过止回阀94的冷媒由于止回阀97在由第二压缩机5b形成的压力差的作用下而关闭，所以通过电磁阀27、28，并列流向第二室外热交换器3b、第三室外热交换器3c地进行散热，在热交换器出口部合流。合流的冷媒由于止回阀96由第二压缩机的压力差而关闭，所以流入由膨胀机5a的回收动力驱动的第二压缩机5b。流入第二压缩机5b的冷媒被压缩与由膨胀机5a回收的动力均衡的量。

设在第二压缩机5b上的旁通阀53，在无压力差的起动时开放，但当由膨胀机5a的回收动力驱动第二压缩机5b时，由压力差关闭。

从第二压缩机5b排出的冷媒，通过止回阀93，在第一室外热交换器3a向作为被加热媒体的空气散热，电磁阀29关闭，所以分配到预膨胀阀6和旁通阀7。由预膨胀阀6调节了膨胀机5a的入口密度的冷媒，由膨胀机5a减压而与由旁通阀7减压的冷媒合流，止回阀92关闭，所以通过高压管63。此时，膨胀机5a的旁通阀7控制为使通过第二压缩机5b的冷媒流量、回收动力均衡。其后，冷媒流入分支单元300，经由电子膨胀阀20由室内单元200a、200b、200c内的电子膨胀阀8a、8b、8c调整向各热交换器的分配流量比，由室内热交换器9a、9b、9c处理空调对象空间的热负荷后，经由电磁阀30、32、34，流入低压管64，从止回阀90、四通阀2的第四口4d经过第一口4a流入第一压缩机1。这样，在本实施方式中，在全制冷运转时由膨胀机5a进行动力回收，由使用第二压缩机5b的二段压缩循环进行动作。

接着，基于图10对全制暖运转进行说明。在本实施方式中的全制暖运转中，由于没有使用膨胀机5a，所以预膨胀阀6、旁通阀7关闭。另外，可以通过开关操作室外单元100内的电磁阀26、27、28，调整作为蒸发器动作的室外热交换器3a、3b、3c的个数，但在本实施方式中，对开放电磁阀27、28、关闭电磁阀26的情况进行说明。此时，开放电磁阀29。另外，设定成分支单元300内的电子膨胀阀20为全闭，电子膨胀阀21为全开，电磁阀31、33、35为开状态，电磁阀30、32、34为闭状态。

在本实施方式的全制暖运转中，室外单元100内部的四通阀2设定为第一口2a和第二口2b连通，第三口2c和第四口2d连通。在这种情况下，减压功能由室内单元200a、200b、200c内的电子膨胀阀8a、8b、8c实现。

此时，由第一压缩机1压缩成为高温高压的超临界状态的冷媒从四通阀2的第三口2c经由第四口2d，止回阀90关闭，所以通过止回阀92，经由高压管63流入分支单元300。流入分支单元300的冷媒，由于电子膨胀阀20关闭，所以通过电磁阀31、33、35，流入室内单元200a、200b、200c。流入各室内单元的高温高压的冷媒，流入室内热交换器9a、9b、9c，向没有图示的室内空气散热，使室内制暖，同时自身温度降低。该中温高压的冷媒，由电子膨胀阀8a、8b、8c减压，经过电子膨胀阀21，流入低压管64。通过低压管64的冷媒，通过止回阀91，流入电磁阀27、28、止回阀97。流入电磁阀27、28、止回阀97的冷媒由于止回阀93由室外热交换器内的压力差关闭，所以在第一至第三室外热交换器3a、3b、3c中并列流动而分别蒸发。在第二室外热交换器3b及第三室外热交换器3c中蒸发的冷媒在热交换器出口部合流，通过止回阀96与在第一室外热交换器3a流出的冷媒合流，流入电磁阀29。通过电磁阀29的冷媒由于止回阀94由室外热交换器内的压力差关闭，所以经过四通阀2的第二口4b、第一口2a而返回第一压缩机1的吸入侧。

接着，在制冷主体运转中，因为必须对要求制暖运转的室内单元供给高温高压气体，所以不进行使用膨胀机5a的减压。即，在此时，四通阀2的连接状态与制冷运转的情况同样，使膨胀机5a的旁通阀7作为全开进行运转。在本实施方式中，对在室内单元200a要求制暖运转、而在其它两个室内单元200b、200c要求制冷运转的情况进行说明。另外，对开放电磁阀27、关闭电磁阀26、28、29的制冷主体运转说明。此时，分支单元300内的电子膨胀阀20、21被关闭，电磁阀30、33、35设定为闭状态，电磁阀31、32、34设定为开状态。从第一压缩机1排出的高温高压的气体冷媒从四通阀2的第三口2c通过第二口2b，电磁阀29关闭，所以流到止回阀94。通过止回阀94的冷媒由于电磁阀28关闭，所以通过电磁阀27、止回阀97，通过止回阀97的冷媒由于进一步关闭电磁阀26、止回阀93，所以流入第一室外热交换器3a进行散热。另外，在第二室内热交换器3b中散热的冷媒通过止回阀96与在第一室外热交换器3a中散热的冷媒合流，电磁阀29及预膨胀阀6关闭，所以通过全开的旁通阀7，流入高压管63。

其后，冷媒流入分支单元300，在要求制暖运转的室内单元200a中供给由电子膨胀阀20入口部分支的冷媒，在要求制冷运转的室内单元200b、200c中供给其它的冷媒。在要求制暖运转的室内单元200a中流入通过了电磁阀31的冷媒，由室内热交换器9a散热，用电子膨胀阀8a减压到中间压力。在要求制冷运转的室内单元200b、200c中供给通过了电子膨胀阀8a的冷媒。其后，用电子膨胀阀8b、8c调整向各热交换器的分配流量比，用室内热交换器9b、9c处理空调对象空间的热负荷后，通过电磁阀32、34，流入低压管64，从止回阀90、四通阀2的第四口4d经由第一口4a流入第一压缩机1。

这样，在本实施方式中，在制冷主体运转时不进行由膨胀机5a执行的动力回收。

接着，在制暖主体运转中，因为必须向要求制暖运转的室内单元供给高温高压气体，所以不进行由膨胀机5a执行的减压，关闭预膨胀阀6、旁通阀7。在制暖主体运转中的四通阀2的连接状态与制暖运转时同样。在本实施方式中，对在室内单元200a要求制冷运转、在其它两个室内单元200b、200c要求制暖运转的情况进行说明。另外，对电磁阀27、29开放、电磁阀26、28关闭的制暖主体运转进行说明。此时，分支单元300内的电子膨胀阀21设定为可得到适当的前后差压的开度，电磁阀30、33、35设定为开状态，电磁阀31、32、34及电子膨胀阀20设定为闭状态。由于从第一压缩机1排出的高温高压的气体冷媒从四通阀2的第三口2c经由第四口2d，止回阀90关闭，所以流到止回阀92。通过止回阀92的冷媒，由于预膨胀阀6、旁通阀7关闭，所以流入高压管63。

其后，冷媒流入分支单元300，在要求制暖运转的室内单元200b、200c供给在电子膨胀阀20入口部分支的冷媒，而在要求制冷运转的室内单元200a供给其它的冷媒。在要求制暖运转的室内单元200b、200c流入通过电磁阀33、35的冷媒，在室内热交换器9b、9c中散热，由电子膨胀阀8b、8c减压到中间压力。另外，在要求制冷运转的室内单元200a供给通过电子膨胀阀8b、8c的冷媒的一部分。其它的冷媒通过电子膨胀阀21而流入低压管64。通过电子膨胀阀8a的冷媒由室内热交换器9a处理空调对象空间的热负荷，然后通过电磁阀30，与流出电子膨胀阀21的气液两相冷媒合流。

通过低压管64的冷媒，通过止回阀91，流入止回阀97及电磁阀27。通过止回阀97的冷媒由于进一步关闭电磁阀26、止回阀93，所以流入第一室外热交换器3a进行蒸发。由第二室内热交换器3b蒸发的冷媒通过止回阀96与由第一室外热交换器3a蒸发的冷媒合流，由于预膨胀阀6及旁通阀7关闭，所以通过电磁阀29，从四通阀2的第二口4b经过第一口4a流入第一压缩机1。

这样，在本实施方式中，在制暖主体运转时也不进行由膨胀机5a执行的动力回收。

在本实施方式中，在利用膨胀机的全制冷运转中，根据环境条件，控制配置在第二压缩机5b的吸入侧的室外热交换器的传热面积，实现效率高的运转。例如，如实施方式1的图8所示，当外部空气温度上升时，散热器出口温度上升，膨胀动力增加，所以在开放作为预膨胀阀的开关阀6或作为旁通阀的开关阀7的方向(使转速减少的方向)运转，反之，当外部空气温度下降时，散热器出口温度降低，膨胀动力减少，所以在关闭开关阀6或开关阀7的方向(使转速增加的方向)运转。

因此，在本实施方式中，在利用图8的关系使外部空气温度下降的情况下，可以通过电磁阀的开关操作使第二压缩机5b吸入侧的室外热交换器的传热面积(室外热交换器的利用台数)减少，降低作为预膨胀阀的开关阀7中的回收动力的损失。另外，在外部空气温度上升的情况下，可以使第二压缩机5b吸入侧的室外热交换器的传热面积(室外热交换器的利用台数)增加，降低旁通阀7中的回收动力的损失。该控制不仅对于外部空气温度变化的情况，而且对于室内温度或空调负荷变化了的情况也可以适用同样的控制构思。

通过以上的设置，对应所谓的外部空气温度、室内温度、空调负荷的环境条件，通过增减第二压缩机5b吸入侧的室外热交换器的传热面积(室外热交换器的利用台数)，可以抑制膨胀机5a中的回收动力损失为最小限度，以高效率运转冷冻循环装置。

另外，因为使用设在膨胀机5a的入口部的预膨胀阀6和旁通阀7的通过冷媒流量及回收动力的控制方法与实施方式1同样，所以省略详细说明。

通过以上的设置，在可同时进行制冷运转和制暖运转的冷冻循环装置中，可以只在全制冷运转模式进行由膨胀机执行的动力回收运转，同时，对应所谓的外部空气温度、室内温度和空调负荷的环境条件增减第二压缩机5b吸入侧的室外热交换器的传热面积，由此可以抑制膨胀机5a中的回收动力的损失为最小限度，以高效率运转冷冻循环装置。另外，在本实施方式中，表示了使第二压缩机5b的吸入侧的传热面积变化的构成，但也可以构成为使第二压缩机1的排出侧的传热面积变化、使膨胀机5a的入口密度变化。另外，表示了增减传热面积的例子，但也可以增减向室外热交换器的送风量。

实施方式3

以下，对图11至图16所示的本发明的实施方式3的冷冻循环装置进行说明。实施方式3与实施方式1所不同的是，在膨胀机单元内设置第二压缩排出压力空间、使旁通回路的出口侧与第二压缩排出压力空间连接这一点。由该构造，流过旁通回路的流体时常经由第二压缩排出压力空间流向冷媒回路。

图11是本发明的实施方式3的冷冻循环装置的模式图，图12是本发明的实施方式3的膨胀机单元的详细构造。在图中，付与同一附图标记的部分是相同的部分或是与其相当的部分，这一点在说明书全文中是共同的。

在本实施方式的冷冻循环装置中，在配置于室外的室外单元100内，收纳：用于压缩冷媒气体的第一压缩机1；作为根据室内单元200a、200b的运转模式切换冷媒流动方向的冷媒流路切换机构的四通阀2及四通阀4；根据运转模式成为散热器或蒸发器的第一室外热交换器3a及第二室外热交换器3b；用于强制地把外部空气送向第一室外热交换器3a、第二室外热交换器3b的外表面的未图示的送风机。

在膨胀机单元50的内部，分别配置膨胀机5a和第二压缩机5b，这些设备同轴连结。在第二压缩机5b中，设置由外部配管构成的旁通回路和在旁通回路中作为开关阀的止回阀即旁通阀53，旁通回路的出口端与膨胀机单元50连接。另外，因为构成冷媒循环的其他设备及控制方法与实施方式1同样，所以省略详细说明。

图12表示图11的冷冻循环装置内的膨胀机单元50的构成，膨胀机5a和第二压缩机5b都采用涡卷构造。在膨胀机单元50的密闭容器310内的下方设置膨胀机5a，在膨胀机5a的上方设置第二压缩机5b。膨胀机5a由膨胀机用固定涡卷351和膨胀机用摆动涡卷352构成，第二压缩机5b由第二压缩机用固定涡卷361和第二压缩机用摆动涡卷362构成。在这些涡卷的中心部贯通有轴308，在轴308的两端部设有平衡配重309a、309b，轴308由膨胀机构侧轴承部351b、第二压缩机构侧轴承部361b支承。另外，摆动涡卷的膨胀机构侧涡卷352和第二压缩机构侧涡卷362为背面重合构造或者共有端板地构成为一体型。在摆动涡卷中央部设置偏心驱动摆动涡卷的曲轴部308b，在第二压缩机构侧设置限制摆动涡卷自转的欧氏环307。

在轴308的下端安装供油泵306，在轴8内开设供油孔308c。在固定涡卷351和固定涡卷361的外周部，设置从固定涡卷361的上部空间370不经由摆动涡卷运动空间371的回油孔317，在固定涡卷351的下部空间372贮存润滑油318。

在贮存润滑油318的密闭容器310底部，设置使比下部空间372的适当油面高度高的位置或者密闭容器310的底面与第一压缩机1连通的油配管380。

在膨胀机构5的外周、密闭容器310的侧面，设置吸入冷媒的膨胀吸入管313及排出膨胀的冷媒的膨胀排出管315。另外，在第二压缩机5b的上方、密闭容器310的上面，设置吸入冷媒的第二压缩吸入管312。在第二压缩机5b的固定涡卷361的上方、密闭容器310内的侧面，设置与旁通阀53连接的旁通管316和排出压缩的冷媒的第二压缩排出管314。

在膨胀机5a中，在固定涡卷351的端板351a上，开设用于吸入冷媒的膨胀吸入口351d，与膨胀吸入管313连结。在固定涡卷351的涡卷部351s和摆动涡卷的膨胀机构侧涡卷352的各自前端，安装分隔由固定涡卷351的涡卷部351s和摆动涡卷的膨胀机构侧涡卷352形成的第二压缩室353的叶顶密封354。

在第二压缩机5b中，在固定涡卷361的端板361a上，开设用于吸入冷媒的第二压缩吸入口361d和用于排出冷媒的第二压缩排出口361e，第二压缩吸入口361d与第二压缩吸入管3121连结。在固定涡卷361的涡卷部361s和摆动涡卷的第二压缩机构侧涡卷362的各自前端，安装分隔由固定涡卷361的涡卷部361s和摆动涡卷的第二压缩机构侧涡卷352形成的第二压缩室363的叶顶密封364。另外，在与摆动涡卷相向的面、固定涡卷361的涡卷部361s外周，设有密封摆动涡卷和固定涡卷361的外周密封365。

图13是表示该发明的实施方式3的第二压缩机5b的平面图，是组合摆动涡卷的第二压缩机构侧涡卷362和固定涡卷361的图。第二压缩吸入口361d开设在不与摆动涡卷的第二压缩机构侧的涡卷外端部干涉的位置，由设在第二压缩室363的最外周壁和固定涡卷361的外周密封365围成的空间成为第二压缩机5b的吸入压力空间374。

接着，对膨胀机单元50的动作进行说明。图14是表示本发明的实施方式3的第二压缩机的冷媒气体和油的流动的图。

在由固定涡卷351和摆动涡卷的膨胀机构侧涡卷352形成的膨胀室353内，通过从膨胀吸入管313吸入的高压的冷媒膨胀而产生动力。在膨胀室353内膨胀减压的冷媒经由摆动涡卷运动空间371而从膨胀排出管315排到密闭容器310外。

通过在膨胀机5a产生的动力，在由第二压缩机5b的固定涡卷361和摆动涡卷的第二压缩机构侧涡卷362形成的第二压缩室363内，从第二压缩吸入管312吸入的冷媒被压缩升压。在第二压缩室363内压缩升压的冷媒，一旦向密闭容器310内的上部空间370排出后，通过第二压缩排出管314排到密闭容器310外。此时，摆动涡卷运动空间371和第二压缩机5b的外周部由外周密封365密封，摆动涡卷运动空间371内成为膨胀后压力，下部空间372通过不经由摆动涡卷运动空间371的回油孔317而成为与上部空间370相同的第二压缩机的压缩后压力。设在密闭容器310的外部的旁通阀53由第二压缩机5b的高低压差关闭。

接着，说明在第二压缩机中与冷媒气体一起循环的油的动作。从第一压缩机1与冷媒气体一起吸入到第二压缩机5b的油，从第二压缩排出口361e经由排出阀330，流入上部空间370。流入上部空间370的油在上部空间370内气液分离，滞留在固定涡卷361上面以后，经由回油孔317返回下部空间372的贮油部。进而，贮存在下部空间372的过剩的油318经由设在密闭容器310底部的油配管380，由第一压缩机1和下部空间372的差压返回第一压缩机1内，油面保持在适当位置。以上是在第二压缩机5b内产生高低压力差时的动作。

接着，对在第二压缩机5b没有高低压力差时(起动时或是仅在制冷运转下使用膨胀机的冷冻系统的制暖运转时或是低转速运转时等)的动作进行说明。图15是表示在第二压缩机5b不产生高低压力差时的本发明的实施方式3的第二压缩机的冷媒气体和油的流动的图的一例。此时，转速低，第二压缩机5b的吸入流量低于第一压缩机5a的排出流量，第二压缩机5b的吸入压力比压缩后压力上升，旁通阀53成为开放状态。从第一压缩机1排出的冷媒气体分为以下两条路径流入上部空间370，即，从第二压缩吸入管312吸入经由第二压缩室363而排向上部空间370的路径，和经由旁通阀53及旁通管316到上部空间370的路径。其后，通过第二压缩排出管314排向密闭容器310外。对于与冷媒气体同时循环的油，也与冷媒气体一样，分为二条路径，流入上部空间370。与冷媒气体一起流入的油在上部空间370内被气液分离，滞留在固定涡卷361上面以后，经由回油孔317返回下部空间372的贮油部。

图16是在第二压缩机5b不产生高低压力差时的本发明的实施方式3的第二压缩机的冷媒气体和油的流动的图的另一例。此时，第二压缩机5b不转动，与流过冷冻循环装置的全部量的冷媒气体循环的油流过旁通管314，流入上部空间370。其后冷媒气体经过第二压缩排出管314排向密闭容器310外。另外，与冷媒气体一起流入的油在上部空间370内被气液分离，滞留在固定涡卷361上面以后，经由回油孔317返回下部空间372的贮油部。

即，在本实施方式中，由旁通阀53自动进行过剩流量部分的旁通，同时，与流过冷冻循环装置的全部量的冷媒气体循环的油，时常通过第二压缩机5b的上部空间370，在上部空间370内被气液分离。

接着，对膨胀机单元50内的供油机构进行说明。当由膨胀机5a的膨胀动力使轴308转动时，通过供油泵306使贮存在下部空间372的润滑油318经由供油孔308c而供给向各轴承部361b、352b和曲轴部308b。另外，向各轴承部361b、352b和曲轴部308b供给的润滑油318向上部空间370的泄漏量经由回油孔317返回下部空间372的贮油部。

对于作用在摆动涡卷上的推力负荷，在本实施方式中摆动涡卷运动空间也成为膨胀后压力，与实施方式1同样。

由上述的构成，由于在膨胀机单元50内分离的油在第一压缩机1和膨胀机单元50之间不经由冷冻循环回路而直接移动到第一压缩机1，所以膨胀机单元50作为第一压缩机1的油分离器起作用，具有能够抑制在冷媒中混有油而导致的热交换性能降低的效果。

进而，通过膨胀机单元50的油分离功能和由油配管380形成的油面调整功能，可时常将适当的油量保持在下部空间372，对轴承部执行稳定的供油，同时可防止发生因过剩的油造成的搅拌损失，所以具有可提高起动性的效果。

实施方式4

以下，对图17至图19中所示的本发明的实施方式4的冷冻循环装置进行说明。如先前关于图1至图9中所示的冷冻循环装置说明的那样，热交换器的段方向的风速分布均匀时，通过把第二室外热交换器3b的传热面积比设定为0.3～0.5，且把膨压容积比设定为1.8～2.3，由此使COP提高比成为最大，但在把风扇设置在热交换器的上部时，因为在热交换器的段方向产生风速分布，所以在第一室外热交换器3a及第二室外热交换器3b各自的传热性能变化，与风速分布均匀的场合相同能力的传热面积的比不同。因此，在实际制造热交换器时必须考虑热交换器的段方向的风速分布。

在此，热交换器的段方向的风速分布形成为图17所示那样。如图18所示，这是把C部的风扇设置在热交换器的上部的情况，构成为热交换器的位于高位置的A部作为第二室外热交换器使用，位于低位置的B部作为第一室外热交换器使用，考虑热交换器的段方向的风速分布的话，则如图19所示，在A部的传热面积比为0.33附近，COP提高比显示极大值。另外，若直到比COP提高比的极大值-4％的COP提高比都可有效利用膨胀机搭载回路的话，则可以把A部的传热面积比设为0.13～0.45的范围。在此，如图17所表明的那样，在把风扇设置在热交换器的上部的情况下，因为热交换器的风速越朝向高的位置则越大，所以与风速分布一定的情况相比，传热面积比减小。进而，如图18所示，通过把热交换器设置成一体或者分割成在列方向不共有散热片的形式，可减小热交换器的设置空间，通过把A部设置在热交换器的高位置，可较小设置A部的传热面积，与独立使用第二室外热交换器和第一室外热交换器的情况比较，可实现热交换器的成本降低。

实施方式5

接着，如图20所示，考虑把C部的风扇设置在热交换器的上部、把第二室外热交换器A部设定在比第一室外热交换器B部低的位置的情况。此时的COP提高比相对传热面积比的关系成为图21的样子，A部的传热面积比在0.50附近时COP提高比为极大值。另外，若直到比COP提高比的极大值-4％的COP提高比都可以有效利用膨胀机搭载回路的话，则可以把A部的传热面积比设在0.32～0.60的范围。当这样把位于热交换器的低位置的A部作为第二室外热交换器利用时，可增加A部的通过数量，可降低A部内的压力损失。进而，如图20所示，通过把热交换器形成为一体或者分割成在列方向不共有散热片的形式，与独立使用第二室外热交换器和第一室外热交换器的情况比较，可减小热交换器的设置空间，实现热交换器的成本降低。

实施方式6

进而如图22所示也可以构成为，在把C部的风扇设置在热交换器的上部时，在列方向分割室外热交换器，把A部的第二室外热交换器配置在B部的第一室外热交换器的下风侧。通过这样把A部的第二室外热交换器配置在下风侧，形成在A部的第二室外热交换器中高温的冷媒和空气进行热交换、而在B部的第一室外热交换器中低温的冷媒和空气进行热交换的对置流，实现了热交换器的性能提高。

另外，在本实施方式中，构成为仅由制冷运转时的性能确定第二室外热交换器的传热面积相对室外热交换器的总传热面积的比。另外，在室外热交换器在制暖运转时作为蒸发器使用的场合，由于吸入空气和冷媒温度相当饱和湿空气的焓差(因为在蒸发器中热交换器成为湿状态，所以热交换的驱动温度差成为焓差)小，传热面积比对性能的影响变小，所以只由制冷运转时的性能就可以确定上述的传热面积比。

另外，在本实施方式中，构成为在制暖运转时也使用第一及第二室外热交换器。通过用配管把第一及第二室外热交换器分支使用，可以降低冷媒流向各热交换器的压力损失，用分支管的长度及直径调整流入热交换器的冷媒量。

通过以上设置，在把风扇设在热交换器的上部、考虑热交换器的段方向的风速分布的场合，把第二室外热交换器配置在比第一室外热交换器高的位置，向高位置将第二室外热交换器的传热面积相对第一及第二室外热交换器的总传热面积的比设为0.13～0.45，在把第二室外热交换器配置在比第一室外热交换器低的位置时，向低位置将第二室外热交换器的传热面积相对第一及第二室外热交换器的总传热面积的比设为0.32～0.60，在列方向分割室外热交换器时，把第二室外热交换器配置在下风侧。

实施方式7

热交换器的剖面形状也可以不是以上图示那样的U字状，例如也可以使用图23所示那样的直线状等的其他形状的热交换器。另外，C部的风扇也可以不在热交换器的上部，而是设置在横侧。此时，空白箭头是风的流向，把下风侧的A部作为第二室外热交换器，把B部作为第一室外热交换器。

在以上说明过的实施方式中，膨胀机5a和第二压缩机5b的构造不限于涡卷型，也可以是旋转型、螺旋型、往复型、摆动型、涡轮型等任一种的构造，当然会起到同样的效果。

另外，已对冷媒回路内的冷媒是二氧化碳的情况为例进行了说明，但也可以是其他的冷媒。作为成为超临界状态的冷媒，另外可以使用由二氧化碳与二甲醚、氢氟醚等的醚构成的混合冷媒等。另外，不限于成为超临界状态的冷媒，也可以使用在通常的两相状态进行热交换的冷媒，即HFC410A、HFC407C等的替代冷媒等不含氯的冷媒，或R22、R134a等的现有技术的氟利昂系的冷媒，或者碳氢化合物等的自然冷媒系列的冷媒。

Claims (22)

1.一种冷冻循环装置，该冷冻循环装置至少由第一压缩机、利用由膨胀机回收的回收动力驱动的第二压缩机、冷媒流路切换机构、一个以上的负荷侧热交换器、第一热源侧热交换器、第二热源侧热交换器构成，能够由所述冷媒流路切换机构切换冷却运转和加热运转，其特征在于，

所述第二压缩机和所述第一压缩机串联连接，所述第二热源侧热交换器在冷却运转时配置在第一压缩机和第二压缩机之间，而且，与运转模式无关地进行利用所述第一热源侧热交换器及第二热源侧热交换器的运转。

2.如权利要求1所述的冷冻循环装置，其特征在于，将所述第一热源侧热交换器的入口部和第二热源侧热交换器的入口部之间、以及所述第一热源侧热交换器的出口部和第二热源侧热交换器的出口部之间分别利用具有开关阀的配管连接。

3.如权利要求2所述的冷冻循环装置，其特征在于，所述开关阀是止回阀。

4.一种冷冻循环装置，该冷冻循环装置至少由第一压缩机、利用由膨胀机回收的回收动力驱动的第二压缩机、冷媒流路切换机构、一个以上的负荷侧热交换器、第一热源侧热交换器、第二热源侧热交换器构成，能够由所述冷媒流路切换机构切换冷却运转和加热运转，其特征在于，

所述第二压缩机和所述第一压缩机串联连接，所述第二热源侧热交换器在制冷运转时配置在第一压缩机和第二压缩机之间，而且，所述第二热源侧热交换器的传热面积相对配置于高压侧的第一及第二热源侧热交换器的总传热面积的比例、即传热面积比为0.2～0.6；

将所述第一热源侧热交换器的入口部和第二热源侧热交换器的入口部之间、以及所述第一热源侧热交换器的出口部和第二热源侧热交换器的出口部之间分别利用具有开关阀的配管连接。

5.一种冷冻循环装置，该冷冻循环装置利用配管连接室外单元和多个室内单元，该室外单元至少内置第一压缩机、利用由膨胀机回收的回收动力驱动的第二压缩机、第一热源侧热交换器、第二热源侧热交换器，该多个室内单元至少内置负荷侧热交换器和开关阀，所述多个室内单元能够分别切换冷却运转和加热运转，其特征在于，

所述第二压缩机与所述第一压缩机串联连接，所述第二热源侧热交换器在冷却运转时配置在第一压缩机和第二压缩机之间，而且，与所述室内单元的运转模式无关，利用所述第一热源侧热交换器及第二热源侧热交换器进行运转。

6.如权利要求5所述的冷冻循环装置，其特征在于，所述冷冻循环装置具有全制冷运转、制冷主体运转、全制暖运转和制暖主体运转的四个运转模式，只在全制冷运转时进行由膨胀机实现的动力回收。

7.如权利要求1～6中任一项所述的冷冻循环装置，其特征在于，设置使所述第二压缩机旁通的旁通流路，在旁通流路中设置开关阀。

8.如权利要求1～6中任一项所述的冷冻循环装置，其特征在于，在所述第二压缩机中具备：容纳第二压缩机的容器、设在所述容器中的第二压缩吸入管、经由第二压缩排出阀与第二压缩室连通并向所述容器内的第二压缩排出压力空间开口的第二压缩排出口、设在所述容器中并向所述第二压缩排出压力空间开口的第二压缩排出管、在所述容器的外部与第二压缩吸入管连接并将另一端与所述容器连接的旁通管；在所述旁通管中设置开关阀。

9.如权利要求1～6中任一项所述的冷冻循环装置，其特征在于，所述膨胀机以及第二压缩机的任意一方都是涡卷型的一体型构成。

10.如权利要求1～6中任一项所述的冷冻循环装置，其特征在于，所述膨胀机的排除容积和所述第二压缩机的排除容积的容积比为1.5～2.5。

11.如权利要求1～6中任一项所述的冷冻循环装置，其特征在于，设置有设于所述膨胀机的入口部的可改变开度的开关阀、和旁通所述膨胀机的可改变开度的开关阀，控制所述两个开关阀，控制从所述第二压缩机的出口到所述膨胀机的入口的温度或者压力。

12.如权利要求11所述的冷冻循环装置，其特征在于，以基于所述温度或者压力的检测值运算的运算值成为目标值的方式，对所述两个开关阀进行控制。

13.如权利要求1～6中任一项所述的冷冻循环装置，其特征在于，所述第一热源侧热交换器、所述第二热源侧热交换器中的至少一方由多个热交换器构成。

14.如权利要求13所述的冷冻循环装置，其特征在于，根据环境条件对所述第一热源侧热交换器或所述第二热源侧热交换器的传热面积、被加热媒体的供给流量之中至少任意一方进行控制。

15.如权利要求14所述的冷冻循环装置，其特征在于，所述环境条件是外部空气温度、空调负荷、室内温度的至少任意一个。

16.如权利要求1～6中任一项所述的冷冻循环装置，其特征在于，作为冷媒使用二氧化碳。

17.一种冷冻循环装置，该冷冻循环装置由第一压缩机、利用由膨胀机回收的回收动力驱动的第二压缩机、冷媒流路切换机构、一个以上的负荷侧热交换器、第一热源侧热交换器、第二热源侧热交换器构成，其特征在于，

所述第一压缩机和所述第二压缩机在冷媒流路上串联连接，所述第二热源侧热交换器在制冷运转时配置在所述第一压缩机和所述第二压缩机之间的流路上，在制冷运转时所述第一及所述第二热源侧热交换器为一体或者以在列方向不共有散热片的方式被分割，考虑所述第一及所述第二热源侧热交换器的风速分布，根据风速分布，将所述第二热源侧热交换器的传热面积相对所述第一及所述第二热源侧热交换器的总传热面积的比设定在包含COP成为极大的点的范围内；

将所述第一热源侧热交换器的入口部和第二热源侧热交换器的入口部之间、以及所述第一热源侧热交换器的出口部和第二热源侧热交换器的出口部之间分别利用具有开关阀的配管连接。

18.如权利要求17所述的冷冻循环装置，其特征在于，将风扇设置在热交换器的上部，将所述第二热源侧热交换器配置在比所述第一热源侧热交换器高的位置，将所述传热面积的比设为0.13～0.45。

19.如权利要求17所述的冷冻循环装置，其特征在于，将风扇设置在热交换器的上部，将所述第二热源侧热交换器配置在比所述第一热源侧热交换器低的位置，将所述传热面积的比设为0.32～0.60。

20.一种冷冻循环装置，该冷冻循环装置由第一压缩机、利用由膨胀机回收的回收动力驱动的第二压缩机、冷媒流路切换机构、一个以上的负荷侧热交换器、第一热源侧热交换器、第二热源侧热交换器构成，其特征在于，

所述第一压缩机和所述第二压缩机在冷媒流路上串联连接，所述第二热源侧热交换器在制冷运转时配置在所述第一压缩机和所述第二压缩机之间的流路上，在制冷运转时所述第一及所述第二热源侧热交换器为一体或以在列方向不共有散热片的方式被分割，将风扇设置在热交换器的上部或热交换器的横侧，将所述第二热源侧热交换器配置在所述第一热源侧热交换器的下风侧；

将所述第一热源侧热交换器的入口部和第二热源侧热交换器的入口部之间、以及所述第一热源侧热交换器的出口部和第二热源侧热交换器的出口部之间分别利用具有开关阀的配管连接。

21.一种冷冻循环装置，该冷冻循环装置利用配管连接室外单元和多个室内单元，该室外单元内置第一压缩机、利用由膨胀机回收的回收动力驱动的第二压缩机、第一热源侧热交换器、第二热源侧热交换器，该多个室内单元内置负荷侧热交换器和开关阀，所述多个室内单元能够分别切换制冷运转和制暖运转，其特征在于，

所述第一压缩机与所述第二压缩机在冷却流路上串联连接，在制冷运转时将所述第二热源侧热交换器配置在所述第一压缩机和所述第二压缩机之间的流路上，与所述室内单元的运转模式无关，利用所述第一热源侧热交换器以及所述第二热源侧热交换器进行运转。

22.如权利要求17～21中任一项所述的冷冻循环装置，其特征在于，作为冷媒使用一般在超临界状态下使用的冷媒。

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