CN102483276A - 制冷循环装置 - Google Patents

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Abstract

本发明提供一种制冷循环装置，制冷循环装置(100)具备压缩机(2)、散热器(3)、容积式流体设备(4)、蒸发器(7)、喷射流路(10f)及控制器(102)。容积式流体设备(4)执行吸入制冷剂的行程、使所吸入的制冷剂膨胀及过膨胀的行程、通过喷射口(30)向工作室供给制冷剂且将所供给的制冷剂与过膨胀后的制冷剂混合的行程、使用从制冷剂回收的动力对所混合的制冷剂进行再压缩的行程及将再压缩后的制冷剂喷出的行程。控制器102在制冷循环装置(100)的起动时，执行用于使喷射流路(10f)的压力成为与压缩机(2)的出口压力相等的压力的起动控制。

Description

制冷循环装置
技术领域
本发明涉及制冷循环装置。
背景技术
如专利文献1所述，已知有具备从制冷剂回收动力的膨胀机、与膨胀机一体化的副压缩机的制冷循环装置。参照图15对专利文献1记载的制冷循环装置的概要进行说明。
如图15所示，专利文献1记载的制冷循环装置500具备主压缩机501、散热器502、膨胀机503、蒸发器504及副压缩机505。副压缩机505通过轴506与膨胀机503连结。
制冷剂由主压缩机501压缩而成为高温高压的状态。压缩后制冷剂由散热器502冷却，然后在膨胀机503中膨胀。膨胀后的制冷剂在蒸发器504中从液相变成气相。气相的制冷剂由副压缩机505从低压压缩到中间压，再被主压缩机501吸入。
副压缩机505通过膨胀机503从制冷剂回收的动力来驱动。由于副压缩机505在主压缩机501的上游侧预压缩制冷剂，因此主压缩机501的电动机501a的负载降低。其结果是，制冷循环装置500的COP(性能系数：coefficient of performance)有所提高。
在先技术文献
专利文献1：日本特开2004-325019号公报
发明的概要
本发明要解决的课题
图15所示的制冷循环装置500需要膨胀机503及副压缩机505这两个容积式流体设备。因此，与使用膨胀阀的通常的制冷循环装置相比，其成本容易变高。另外，由于膨胀机503及副压缩机505未设有电动机，因此膨胀机503及副压缩机505可能无法平稳起动。
发明内容
本发明的目的在于提供一种能够以低成本制造的动力回收式制冷循环装置和用于使其制冷循环装置平稳起动的技术。
用于解决课题的手段
本发明提供一种如下的制冷循环装置，其具备：
压缩机，对制冷剂进行压缩；
散热器，对所述压缩机压缩的制冷剂进行冷却；
容积式流体设备，其具有工作室及喷射口且执行如下行程，即，(i)以第一压力将所述散热器冷却的制冷剂吸入所述工作室的行程；(ii)在所述工作室中，使所吸入的制冷剂膨胀到低于所述第一压力的第二压力，且进一步使所吸入的制冷剂过膨胀到低于所述第二压力的第三压力的行程；(iii)通过所述喷射口向所述工作室供给具有所述第三压力的制冷剂，然后将所供给的制冷剂与过膨胀后的制冷剂混合的行程；(iv)利用在所述行程(ii)中从制冷剂回收的动力，将混合后的制冷剂在所述工作室中再压缩到所述第二压力的行程；(v)从所述工作室喷出再压缩的制冷剂的行程；
蒸发器，其对从所述容积式流体设备喷出的制冷剂进行加热；
喷射流路，其将具有所述第三压力的制冷剂供给到所述容积式流体设备的所述喷射口；
控制器，在该制冷循环装置起动时，其执行起动控制，该起动控制用于使所述喷射流路的压力成为与所述压缩机的出口压力相等的压力而代替所述第三压力。
根据本发明的制冷循环装置，由容积式流体设备进行如下所述的行程。首先，使工作室吸入的制冷剂膨胀及过膨胀。其次，通过喷射流路，将具有与过膨胀后的制冷剂相同的压力的制冷剂喷射到工作室，且在工作室内将所喷射的制冷剂和过膨胀后的制冷剂混合。另外，利用使制冷剂膨胀及过膨胀时回收的动力，将混合后的制冷剂进行再压缩。由于通过回收动力能够使制冷剂的压力上升，因此压缩机的负载降低。由此，制冷循环装置的COP得到改善。
在本发明中，特别是，行程(ii)、行程(iii)及行程(iv)作为吸入行程和喷出行程之间的一系列的行程来进行。因此，根据本发明，不需要如专利文献1记载的制冷循环装置那样分别构成膨胀机及副压缩机。因而，根据本发明，使用更简单的构造的容积式流体设备就能够实施上述各行程。由此，能够抑制制冷循环装置的制造成本。
另外，根据本发明，在制冷循环装置起动时，执行用于使喷射流路的压力成为与压缩机的出口压力相等的压力的起动控制。当执行该起动控制时，从压缩机喷出的高压制冷剂导入容积式流体设备的喷射口。由此，工作室内的压力上升，因此容积式流体设备能够容易起动。
附图说明
图1是本发明第一实施方式的制冷循环装置的构成图。
图2是图1所示的制冷循环装置使用的容积式流体设备的纵剖视图。
图3A是沿着图2所示的容积式流体设备的X-X线的横剖视图。
图3B是沿着图2所示的容积式流体设备的Y-Y线的横剖视图。
图4是图2所示的容积式流体设备的工作原理图。
图5是表示轴的旋转角度与工作室的容积之间的关系的曲线图。
图6是表示轴的旋转角度与工作室的压力之间的关系的曲线图。
图7是表示工作室的压力与容积之间的关系的PV线图。
图8是图1所示的制冷循环装置的起动控制的流程图。
图9是变形例的制冷循环装置的构成图。
图10是图9所示的制冷循环装置的起动控制的流程图。
图11是本发明第二实施方式的制冷循环装置的构成图。
图12是图11所示的制冷循环装置的起动控制的流程图。
图13是图11所示的制冷循环装置的另一起动控制的流程图。
图14是变形例的制冷循环装置的构成图。
图15是现有制冷循环装置的构成图。
具体实施方式
下面，参照附图对本发明的实施方式进行说明。但是，本发明不因以下说明的实施方式而做出限定性解释。各实施方式可在不脱离发明主旨的范围内相互组合。
(第一实施方式)
图1是第一实施方式的制冷循环装置的构成图。制冷循环装置100具备压缩机2、散热器3、容积式流体设备4、气液分离器5、膨胀阀6、蒸发器7及旁通阀8。这些构成要素以形成制冷剂回路10的方式由流路10a～10g相互连接。流路10a～10g典型地由制冷剂配管构成。在制冷剂回路10内作为工作流体充填有氢氟碳化合物、二氧化碳等制冷剂。也可以在流路10a～10g上设置蓄能器等其他构成要件。
压缩机2包括压缩机构2a及用于使压缩机构2a动作的电动机2b。压缩机2例如为回转压缩机、涡旋压缩机等容积式压缩机。散热器3是用于从由压缩机2压缩的制冷剂吸热的设备，典型地由水—制冷剂热交换器或空气—制冷剂热交换器构成。容积式流体设备4具有使制冷剂膨胀的功能及压缩制冷剂的功能。气液分离器5是用于将从容积式流体设备4喷出的制冷剂分离为气体制冷剂和液体制冷剂的设备。气液分离器5上设有液体制冷剂出口、制冷剂入口及气体制冷剂出口。膨胀阀6是可变更开度的阀，例如为电动膨胀阀。蒸发器7是用于对由气液分离器5分离的液体制冷剂赋予热量的设备，典型地由空气—制冷剂热交换器构成。
流路10a将压缩机2和散热器3连接，从而使由压缩机2压缩的制冷剂供给到散热器3。流路10b将散热器3和容积式流体设备4连接，从而使从散热器3流出的制冷剂供给到容积式流体设备4。流路10c将容积式流体设备4和气液分离器5连接，从而使从容积式流体设备4喷出的制冷剂供给到气液分离器5。流路10d将气液分离器5和压缩机2连接，从而使由气液分离器5分离的气体制冷剂供给到压缩机2。流路10e将气液分离器5和蒸发器7连接，从而使由气液分离器5分离的液体制冷剂供给到蒸发器7。流路10f将蒸发器7和容积式流体设备4连接，从而使从蒸发器7流出的气体制冷剂供给(喷射)到容积式流体设备4。通过压缩机2等构成要件及流路10a～10f，能够形成本说明书说明的循环系统。以下，将流路10f称为“喷射流路10f”。
流路10g具有与流路10b连接的上游端E1(一端)、与喷射流路10f连接的下游端E2(另一端)。即，流路10g是用于将流路10d和喷射流路10f连接的流路。旁通阀8设置在流路10g上，控制流路10g的制冷剂的流动。旁通阀8典型地由开关阀构成。流路10g及旁通阀8用于在制冷循环装置100起动时使将喷射流路10f的压力成为与压缩机2的出口压力相等的压力。以下，将流路10g称为“旁通流路10g”。
旁通流路10g的上游端E1的位置不局限于图1所示的位置。即，旁通流路10g的上游端E1位于高压流路的哪个部位都可以。在此，“高压流路”是指，以从压缩机2喷出的制冷剂供给到散热器3、从散热器3流出的制冷剂供给到容积式流体设备4的方式依次连接有压缩机2、散热器3及容积式流体设备4的流路10a及10b。因而，旁通流路10g的上游端E1也可以位于流路10a上。根据情况的不同，旁通流路10g也可以从散热器3分支。例如，在散热器3由上游部分和下游部分构成的情况下，可容易地将旁通流路10g从这两部分之间分支。
在本说明书中，“压缩机2的出口压力”是指压缩机2的出口处的制冷剂的压力。同样，“压缩机2的入口压力”是指压缩机2的入口处的制冷剂的压力。“容积式流体设备4的入口温度(或入口压力)”是指容积式流体设备4的入口处的制冷剂的温度(或压力)。“容积式流体设备4的出口温度(或出口压力)”是指容积式流体设备4的出口处的制冷剂的温度(或压力)。“出口”及“入口”具体地是指喷出管及吸入管。
膨胀阀6设置在连接气液分离器5和蒸发器7的流路10e上。通过膨胀阀6，能够使由气液分离器5分离且应当由蒸发器7加热的制冷剂的压力下降。由此，蒸发器7流出的制冷剂可通过喷射流路10f而顺畅地被容积式流体设备4吸入。另外，在制冷循环装置100起动时，如果将膨胀阀6关闭，能够阻止喷射流路10f的压力与压缩机2的吸入压力相等。
制冷循环装置100还具备控制器102。控制器102对压缩机2的电动机2b、膨胀阀6及旁通阀8进行控制。控制器102典型地由具有内部存储器及CPU等的微型计算机构成。当使制冷循环装置100的运转开始这一事宜的指令(例如，起动开关的接通)被提供给控制器102时，控制器102的存储于内部存储器的规定的控制程序由CPU执行。规定的控制程序中包括参照图8后述的与起动控制相关的程序。
制冷循环装置100还具备用于对容积式流体设备4的起动进行检测的起动检测器104。控制器102基于起动检测器104的检测结果，将制冷循环装置100的控制方法从起动控制切换到通常控制。在起动控制中，关闭膨胀阀6，开启旁通阀8，使高压制冷剂向喷射流路10f导入。由此，使容积式流体设备4平稳地起动。在容积式流体设备4起动以后，按照通常控制，关闭旁通阀8而使低压制冷剂从蒸发器7向喷射流路10f导入。例如，从起动检测器104取得表示容积式流体设备4已起动的信号，根据该信号，控制器102关闭旁通阀8。
首先，对制冷循环装置100的基本动作及可确立其基本动作的容积式流体设备4的具体构成进行说明。然后，对制冷循环装置100的起动控制进行说明。
压缩机2吸入制冷剂且对所吸入的制冷剂进行压缩。压缩后的制冷剂由散热器3在高压状态下直接冷却。冷却后的制冷剂由容积式流体设备4减压至中间压而成为气液二相。气液二相制冷剂流入气液分离器5，分离为气体制冷剂和液体制冷剂。气体制冷剂被压缩机2吸入。液体制冷剂由膨胀阀6减压，然后供给到蒸发器7。在蒸发器7中，制冷剂被加热进行蒸发。从蒸发器7流出的气体制冷剂被容积式流体设备4吸入，被预压缩到中间压。压缩到中间压的气体制冷剂再次通过气液分离器5而被压缩机2吸入。通过使压缩机2的吸入制冷剂上升到中间压，压缩机2的负载减小，由此改善制冷循环装置100的COP。
上述各阶段特定的循环与所谓的“喷射式循环”等效。本领域技术人员公知的喷射式循环使用非容积式流体设备中的一种即“喷射器”。与此相对，根据本实施方式的制冷循环装置100，通过使用容积式流体设备4，能够构筑与喷射式循环等效的循环。
图2是图1所示的容积式流体设备的纵剖视图。图3A及图3B分别是容积式流体设备的沿着X-X线及Y-Y线的横剖视图。容积式流体设备4具有密闭容器23、轴15、上轴承18、第一工作缸11、第一活塞13、第一叶片20、中板25、第二工作缸12、第二活塞14、第二叶片21及下轴承19。容积式流体设备4构成为两级回转式的流体设备。工作缸等各零件收纳于密闭容器23中。
如图2所示，轴15具有第一偏心部15a及第二偏心部15b。第一偏心部15a及第二偏心部15b分别在半径方向上向外突出。轴15将第一工作缸11及第二工作缸12的中央贯通，由上轴承18及下轴承19支承成能够旋转。轴15的旋转轴与第一工作缸11及第二工作缸12的各中心对齐。第二工作缸12相对于第一工作缸11配置成同心圆状，由中板25从第一工作缸11隔开。由上轴承18及中板25封闭第一工作缸11，由中板25及下轴承19封闭第二工作缸12。
如图3A所示，第一活塞13在俯视时具有环形状，以在自身和第一工作缸11之间形成月牙形的第一空间16的方式配置于第一工作缸11内。在第一工作缸11的内部，在轴15的第一偏心部15a安装有第一活塞13。第一工作缸11形成有第一叶片槽40，在该第一叶片槽40内以可滑动的方式安装有第一叶片20。第一叶片20将第一空间16沿第一活塞13的周向分隔。由此，在第一工作缸11的内部形成有第一吸入空间16a及第一喷出空间16b。
如图3B所示，第二活塞14在俯视时具有环形状，以在自身和第二工作缸12之间形成月牙形第二空间17的方式配置于第二工作缸12内。在第二工作缸12的内部，在轴15的第二偏心部15b安装有第二活塞14。第二工作缸12形成有第二叶片槽41，在该第二叶片槽41内以可滑动的方式安装有第二叶片21。第二叶片21将第二空间17沿第二活塞14的周向分隔。由此，在第二工作缸12的内部形成有第二吸入空间17a及第二喷出空间17b。
第二空间17的容积比第一空间16的容积大。具体而言，在本实施方式中，第二工作缸12的厚度比第一工作缸11的厚度大。另外，第二工作缸12的内径比第一工作缸11的内径大。适当地调节各零件的尺寸，从而使第二空间17的容积比第一空间16的容积大。
相对于轴15的旋转方向，第一偏心部15a的突出方向与第二偏心部15b的突出方向一致。相对于轴15的旋转方向，配置有第一叶片20的角度位置与配置有第二叶片21的角度位置一致。因而，第一活塞13的上止点的时刻(timing)与第二活塞14的上止点的时刻一致。另外，“活塞的上止点的时刻”是指由活塞将叶片最大限度地推入叶片槽的时刻。
如图3A及图3B所示，在第一叶片20的背后配置有第一弹簧42，在第二叶片21的背后配置有第二弹簧43。第一弹簧42及第二弹簧43分别朝向轴15的中心按压第一叶片20及第二叶片21。贮存于密闭容器23的内部的润滑油向第一叶片槽40及第二叶片槽41供给。另外，第一活塞13和第一叶片20也可以为单一零件，由所谓的摇摆活塞构成。另外，第一叶片20也可以与第一活塞13卡合。这种情况对于第二活塞14及第二叶片21也是同样。
如图2所示，容积式流体设备4还具有吸入管22、吸入口24、喷出管26、喷出口27、喷射口30及喷射吸入管29。可通过吸入口24而向第一空间16(详细而言，第一吸入空间16a)供给制冷剂。能够通过喷出口27从第二空间17(详细而言，第二喷出空间17b)排出制冷剂。吸入管22及喷出管26分别与吸入口24及喷出口27连接。吸入管22构成制冷剂回路10(图1)的流路10b的一部分。喷出管26构成制冷剂回路10的流路10c的一部分。喷出口27设有防止制冷剂从流路10c向第二喷出空间17b倒流的喷出阀28(单向阀)。喷出阀28典型为由金属制的薄板制作而成的导出阀。当第二喷出空间17b的压力大于喷出管26的内部的压力(流路10c的压力)时，喷出阀28开启。在第二喷出空间17b的压力为喷出管26的内部压力以下时，喷出阀28关闭。
吸入口24及喷出口27分别形成在上轴承18及下轴承19上。但是，吸入口24也可以形成在第一工作缸11上，喷出口19也可以形成于第二工作缸12上。
在中板25上设有连通孔25a(连通流路)。连通孔25a沿厚度方向贯通中板25。第一工作缸11的第一喷出空间16b通过连通孔25a而与第二工作缸12的第二吸入空间17a连通。由此，第一喷出空间16b、连通孔25a及第二吸入空间17a可作为一个工作室发挥功能。第二空间17的容积比第一空间16的容积大，因此封闭于第一喷出空间16b、连通孔25a及第二吸入空间17a内的制冷剂边使轴15旋转边膨胀。
在容积式流体设备4中，“工作室”由第一空间16、第二空间17及连通孔25a形成。工作室通过使容积增大而使制冷剂膨胀，且通过使容积减小来压缩制冷剂。详细而言，第一吸入空间16a作为吸入制冷剂的工作室发挥功能，第一喷出空间16b、连通孔25a及第二吸入空间17a作为使制冷剂膨胀及过膨胀的工作室发挥功能，第二喷出空间17b作为再次压缩及喷出制冷剂的工作室发挥功能。
特别是，在本实施方式中，第二空间17的容积V2相对于第一空间16的容积V1之比(V2/V1)被调节成能够使被容积式流体设备4吸入的制冷剂在由第一喷出空间16b、连通孔25a及第二吸入空间17a构成的工作室内膨胀及过膨胀的值。即，容积V2远远地大于容积V1。具体而言，容积比(V2/V1)被设计成与气液分离器5入口处的制冷剂的体积流量VSEP与散热器3出口处的制冷剂的体积流量VGC之比(VSEP/VGC)大致相等。
喷射口30形成在能够向第二吸入空间17a供给制冷剂的位置。详细而言，第二工作缸12形成有喷射口30。在喷射口30上设有防止制冷剂从第二吸入空间17a或第二喷出空间17b向喷射流路10f倒流的单向阀31。单向阀31典型为由金属制的薄板制作而成的导出阀。
具体而言，第二工作缸12上设有面向第二空间17的凹部30a。喷射口30向凹部30a开口，并且以可开闭喷射口30的方式在凹部30a固定有单向阀31。单向阀31在第二吸入空间17a的压力低于喷射吸入管29内部的压力(喷射流路10f的压力)时打开。在第二吸入空间17a的压力为喷射吸入管29的内部压力以上时，单向阀31关闭。
在本实施方式中，相对于轴15的旋转方向，将配置有第二叶片21的位置(第二叶片槽41的位置)定义为具有0角度的“基准位置”。由于配置有第一叶片20的位置与配置有第二叶片21的位置一致，因此配置有第一叶片20的位置也与基准位置一致。相对于轴15的旋转方向，喷射口30设置在例如45～135度的范围内。通过将喷射口30设置在这种范围内，能够防止高压制冷剂通过单向阀31的间隙而从吸入口24直接流到喷射口30。另外，通过制冷剂在凹部30a的膨胀，能够防止回收动力减小。其理由是，当高压的吸入制冷剂进入死区容积即凹部30a且在凹部30a进行膨胀时，不能从在凹部30a进行了膨胀的制冷剂回收动力。
只要第二空间17的压力低于喷射吸入管29的内部压力，制冷剂就不会通过喷射口30流入第二空间17。因此，对喷射口30的位置不作特别限定。例如，喷射口30也可以位于第二叶片21的附近。另外，喷射口30也可以在连通孔25a中开口。
吸入口24设置在例如0～40度的范围内。连通孔25a设置成在从第二工作缸12侧看时例如在0～40度的范围内。喷出口27设置在例如320～360度的范围内。
由吸入口24、连通孔25a及喷射口30的位置关系可知，喷射口30设置在不经由工作室(第一空间16、连通孔25a及第二空间17)与吸入口24连通的位置。根据这种构成，通过制冷剂在凹部30a进行膨胀，能够防止回收动力减小。
吸入口24的开口面积、喷射口30的开口面积及喷出口27的开口面积应考虑通过各口的制冷剂的流量(体积流量)而适当设计。在制冷循环装置100中，在喷射流路10f内流动的制冷剂的体积流量非常大。即，通过喷射口30的制冷剂的体积流量非常大。另一方面，通过吸入口24的制冷剂由于是液相(替代氟里昂)或超临界状态(CO2)，因此其体积流量比较小。因而，从降低压力损失的观点出发，优选喷射口30的开口面积比吸入口24的开口面积大。
接着，参照图4～图7对容积式流体设备的详细动作进行说明。图4是容积式流体设备的工作原理图。图4的左上图、右上图、右下图及左下图分别表示的是轴15每旋转90度时的第一活塞13及第二活塞14的位置。图5是表示轴从基准位置旋转的旋转角度和工作室的容积之间的关系的曲线图。图6是表示轴从基准位置旋转的旋转角度和工作室的压力之间的关系的曲线图。图7是表示工作室的压力和容积(制冷剂的压力和体积)之间的关系的曲线图。
如图4的左上图及右上图所示，在轴15从0度的位置旋转到90度的位置时，在第一工作缸11中，与吸入口24邻接地重新产生第一吸入空间16a。由此，通过吸入口24而由散热器3冷却以后的制冷剂被第一吸入空间16a吸入(吸入行程)。随着轴15的旋转，第一吸入空间16a的容积增大。当轴15旋转360度时，第一吸入空间16a的容积达到最大容积(＝第一空间16的容积)。由此，吸入行程结束。
在图5中，线AB表示吸入行程的第一吸入空间16a的容积变化。吸入行程在点B结束，其点B的容积V1相当于第一工作缸11的第一空间16的容积。在图6中，吸入行程由线AB来表示。在吸入行程中被第一吸入空间16a吸入的制冷剂是由散热器3维持较高的压力且冷却以后的制冷剂，其具有吸入压力P1(第一压力)。
接着，如图4的左上图及右上图所示，在轴15从360度的位置旋转到450度的位置时，第一吸入空间16a向第一喷出空间16b变化。在第二工作缸12中，与连通孔25a邻接而重新产生第二吸入空间17a。第一喷出空间16b通过连通孔25a而与第二吸入空间17a连通。由第一喷出空间16b、连通孔25a及第二吸入空间17a形成与吸入口24及喷出口27均不连通的一个工作室。随着轴15的旋转，在由第一喷出空间16b、连通孔25a及第二吸入空间17a构成的工作室中，制冷剂膨胀到喷出压力P2(第二压力)(膨胀行程)。
轴15仅旋转了单位角度时的第二吸入空间17a的容积的增大量与第一喷出空间16b的容积的减小量相比非常大。因此，制冷剂急速膨胀，在轴15占据450度的位置时，制冷剂的压力低于喷出压力P2。随着轴15的旋转，制冷剂过膨胀到低于喷出压力P2的压力P3(第三压力)(过膨胀行程)。
在膨胀及过膨胀的过程中，制冷剂放出压力能。从制冷剂放出的压力能经由活塞13及14转换为轴15的转矩。即，容积式流体设备4从制冷剂回收动力。
另一方面，当轴15的旋转角度超过450度时，成为可通过喷射口30向第二吸入空间17a供给制冷剂的状态。当制冷剂的过膨胀继续且第二吸入空间17a的压力低于喷射吸入管29内部的压力即蒸发器7的蒸发压力时，制冷剂的过膨胀停止。与此同时，通过喷射口30向第二吸入空间17a供给具有压力P3的制冷剂。在第二吸入空间17a，所供给的制冷剂与过膨胀后的制冷剂混合(喷射行程)。
其后，如图4的右下图及左下图所示，在轴15的旋转角度达到720之前，都持续通过喷射口30向第二吸入空间17a供给具有压力P3的制冷剂。如图4的左上图所示，当轴15旋转到720度的位置时，第二吸入空间17a的容积达到最大容积(＝第二空间17的容积)。由此，喷射行程结束。
在图5中，虚线BI表示膨胀行程、过膨胀行程及喷射行程的第一喷出空间16b的容积变化。虚线JE表示第二吸入空间17a的容积变化。线BE表示由第一喷出空间16b、连通孔25a及第二吸入空间17a构成的工作室的容积变化。膨胀行程、过膨胀行程及喷射行程在点E结束，其点E的容积V2相当于第二工作缸12的第二空间17的容积。
在图6中，膨胀行程、过膨胀行程及喷射行程分别用线BC、线CD及线DE来表示。由第一喷出空间16b、连通孔25a及第二吸入空间17a构成的工作室的压力从膨胀行程开始时的压力P1起随着轴15的旋转而降低。如上所述，第二空间17的容积V2相对于第一空间16的容积V1之比(V2/V1)非常大。因而，在假设不存在喷射口30的情况下，工作室的压力在降低到蒸发器7的制冷剂的压力P3以后，也沿着线BCD的延长线上的虚线DH下降。但是，本实施方式的制冷循环装置100使用的容积式流体设备4具有喷射口30，因此当工作室的压力下降到压力P3时，从蒸发器7流出的压力P3的制冷剂通过喷射口30供给到第二吸入空间17a。因此，工作室压力的下降停止，在工作室的容积在图5中的点E达到特定的容积V2之前，都持续向工作室供给具有压力P3的制冷剂。由此，膨胀行程、过膨胀行程及喷射行程结束。
接着，如图4的左上图及右上图所示，在轴15从720度的位置旋转到810度的位置时，第二吸入空间17a向第二喷出空间17b变化。喷出口27面向第二喷出空间17b。但是，如参照图2所述，在喷出口27上设有喷出阀28。因此，在第二喷出空间17b的压力大于喷出管26内部的压力即压缩机2的吸入压力之前，制冷剂都在第二喷出空间17b中被压缩(再压缩行程)。在第二喷出空间17b中被压缩的制冷剂包含通过吸入口24而被容积式流体设备4吸入的部分、通过喷射口30而被容积式流体设备4吸入的部分。
为了在再压缩行程中压缩制冷剂，使用在膨胀行程及过膨胀行程中从制冷剂回收的动力。由图4的左上图及右上图可知，在第二喷出空间17b内进行再压缩行程时，在重新生成的第二吸入空间17a内进行膨胀行程及过膨胀行程。在膨胀行程及过膨胀行程中从制冷剂回收的动力原封不动地作为用于在再压缩行程中压缩制冷剂的能量而消耗。
根据本实施方式，膨胀行程及过膨胀行程从经由连通孔25a而使第一喷出空间16b和第二吸入空间17a连通的时刻开始，一直持续到第二吸入空间17a的压力与喷射流路10f的压力P3(第三压力)一致的时刻。再压缩行程从经由连通孔25a实现的第一喷出空间16b和第二吸入空间17a的连通被断开的时刻开始，一直持续到第二喷出空间17b的压力与流路10c的压力P2(第二压力)一致的时刻。而且，在轴15旋转一次的期间内，膨胀行程及过膨胀行程进行的期间的至少一部分与再压缩行程进行的期间重叠。根据这种构成，不易发生轴15的转矩不均。该情况有助于容积式流体设备4的稳定动作。
当第二喷出空间17b的压力大于喷出管26内部的压力时，喷出阀28打开。由此，通过喷出口27而从第二喷出空间17b向喷出管26喷射制冷剂(喷出行程)。随着轴15的旋转，第二喷出空间17b的容积减小，当轴15旋转到1080度的位置时，第二喷出空间17b消失。由此，喷出行程结束。
在图5中，再压缩行程及喷出行程的第二喷出空间17b的容积变化用线EG表示。在图6中，再压缩行程及喷出行程分别用线EF及线FG表示。在膨胀行程及过膨胀行程刚结束之后，制冷剂的压力P3比喷出管26内部的压力P2低。此时，喷出阀28关闭。随着第二喷出空间17b的容积减小，制冷剂再次被压缩到压力P2。其后，通过使喷出阀28的前后压力均衡，喷出阀28开启，从第二喷出空间17b向喷出管26喷出压力P2的制冷剂。在点G，喷出行程结束。
图7是表示工作室的压力和容积之间的关系的PV线图。吸入行程用线AB表示，膨胀行程用线BC表示，过膨胀行程用线CD表示，喷射行程用线DE表示，再压缩行程用线EF表示，喷出行程用线FCG表示。容积式流体设备4从制冷剂回收的能量相当于由点ABCDLG围成的区域的面积，为了对过膨胀后的制冷剂进行再压缩所需的功相当于由点LDEFCG围成的区域的面积。回收能量、再压缩必要的功及各种损失相平衡。因而，容积式流体设备4即使不使用电动机等也可自主旋转。由于点CDLG围成的区域与回收能量和再压缩所需的功是共同的，因此可相互抵消。结果是，从制冷剂回收由点ABCG围成的区域面积的能量，使用所回收的能量对制冷剂进行相当于由点CDEF围成的区域面积的作功。
如上所述，根据本实施方式，膨胀行程、过膨胀行程及再压缩行程作为吸入行程与喷出行程之间的一系列的行程而进行。因而，根据本实施方式，不需要如专利文献1记载的制冷循环装置那样分别设置膨胀机及副压缩机，使用构造简单的容积式流体设备4就能够实施上述各行程。容积式流体设备4的零件数量比分别设有膨胀机及副压缩机时少。因而，能够抑制制冷循环装置100的制造成本。
另外，由于在喷射口30设有单向阀31，因此在再压缩行程及喷出行程中，能够防止制冷剂从第二喷出空间17b向喷射口30倒流。该情况有助于提高容积式流体设备4的效率。在图4中，在轴15从720度的位置旋转到810度的位置期间，单向阀31防止制冷剂从第二喷出空间17b向喷射口30倒流。
另外，由于在喷出口27设有喷出阀28，因此能够降低用于对制冷剂进行再压缩及喷出的功。在不设置喷出阀28的情况下，在轴15的旋转角度越过720度的位置而喷出口27面向第二喷出空间17b的瞬间，制冷剂有可能从喷出管26(流路10c)向第二喷出空间17b倒流。当发生制冷剂的倒流时，再压缩行程及喷出行程在图6中用线EKFG表示，在图7中用线EKFCG表示。即，为了进行再压缩及喷出，相当于由点EKF围成的区域面积的功要有所剩余。通过设置喷出阀28，能够避免该不利，因此能够降低用于再压缩及喷出制冷剂的功，容积式流体设备4的效率也得到提高。另外，通过将充满压力P3的制冷剂的吸入管26与充满压力P2的制冷剂的第二喷出空间17b直接结合，能够防止发生破裂音。因而，能够抑制容积式流体设备4的噪音及振动。
另外，在本实施方式中，容积式流体设备4具有两级回转流体设备的构造。在由第一喷出空间16b、连通孔25a及第二吸入空间17a构成的工作室内进行膨胀行程及过膨胀行程，在第二喷出空间17b进行再压缩行程及喷出行程。即，在容积式流体设备4中，膨胀行程及过膨胀行程与再压缩行程及喷出行程同时进行。因此，能够同时进行从制冷剂回收能量和对制冷剂压缩作功。当同时进行能量回收和压缩作功时，与交替地进行两者的情况相比，轴15的旋转速度的变动降低。由此，能够使容积式流体设备4稳定地动作，容积式流体设备4的噪音及振动也降低。另外，在制冷剂回路10的制冷剂的循环量少的情况下，能够防止因轴15的旋转速度变动而使轴15减速及停止。
另外，通过采用两级回转流体设备的构造，可得到如下所述的优点。即，能够容易将第二空间17的容积V2相对于第一空间16的容积V1之比(V2/V1)设计成气液分离器5的入口的制冷剂的体积流量VSEP相对于散热器3的出口的制冷剂的体积流量VGC之比(VSEP/VGC)的附近值。
在本实施方式中，应通过喷射流路10f供给到容积式流体设备4的喷射口30的制冷剂为气体制冷剂。具体而言，蒸发器7将从低温侧热源(例如，空气)吸取热量而从液体蒸发成气体以后的制冷剂喷射到容积式流体设备4。在容积式流体设备4中，由于对无助于从低温侧热源吸收热能的制冷剂(液体制冷剂)进行压缩的作功减小，因此制冷循环装置100的COP有所提高。因而，优选以干燥度1.0的制冷剂或过热的制冷剂(即，仅气体制冷剂)供给到喷射口30的方式调节膨胀阀6(后述的第二实施方式中，膨胀阀45)。
本实施方式的制冷循环装置100可优选用于热水供给机或热水取暖机。在以热水供给及热水取暖为目的的情况下，不需要如空调装置那样的冷暖切换。即，可省略四通阀等构成要素，从而能够期待进一步的成本消减。
在将制冷循环装置100用于热水供给机或热水取暖机的情况下，具有如下所述的优点。在使用夜间电力向水箱内贮存热水的情况下，热水供给机通常进行额定运转。热水取暖机通常进行连续运转。起动后不久经过一段时间时，建筑物的温度就成为恒定温度，因此热水取暖机的负载稳定。当考虑这种运转形态时，气液分离器5入口的制冷剂的体积流量相对于散热器3出口的制冷剂的体积流量之比大致恒定。因而，容易使第二空间17的容积V2相对于第一空间16的容积V1之比(V2/V1)与体积流量之比一致。由此，能够更充分地得到动力回收的效果。
以二氧化碳为代表的超临界制冷剂的冷冻循环中的高压和低压之差大。具体而言，容积式流体设备4中的吸入压力P1和喷出压力P2之差大。因此，容积式流体设备4能够进行回收的动力也大。因而，二氧化碳适合作为制冷循环装置100的制冷剂。但是，对制冷剂的种类不作特别限定，可使用二氧化碳以外的自然制冷剂、R410A等替代氟里昂、R1234yf等低GWP(全球温暖化系数、Global Warming Potential)制冷剂。
作为从制冷剂回收动力的装置，通过将容积式流体设备4用于制冷循环装置100，能够将回收动力用作压缩作功的一部分。由于压缩机2的吸入压力和喷出压力之差减小，因此压缩机2的负载减轻，制冷循环装置100的COP改善。但是，本实施方式说明的容积式流体设备4也可用于制冷循环装置以外的装置。
接着，对制冷循环装置100的起动时控制器102要执行的起动控制进行说明。起动控制是用于使喷射流路10f的压力成为与压缩机2的出口压力相等的压力来代替第三压力(图6所示的压力P3)的控制。图8是制冷循环装置的起动控制的流程图。控制器102执行图8所示的起动控制，然后进行通常的运转。在制冷循环装置100停止时，膨胀阀6开启，制冷剂回路10内的制冷剂的压力大致均匀。
在步骤S11中，当输入起动指令时，向膨胀阀6的促动器发送控制信号使膨胀阀6全闭。另外，向旁通阀8的促动器发送控制信号，从而使旁通阀8打开。由此，旁通流路10g开通(步骤S12)。“起动指令”是指要使制冷循环装置100的运转开始的指令，例如，在制冷循环装置100的起动开关接通时发生。
接着，开始向电动机2b供电使压缩机2起动(步骤S13)。压缩机2将存在于流路10d、气液分离器5、流路10c及流路10e的一部分(气液分离器5和膨胀阀6之间的部分)的制冷剂吸入。另外，也可以在压缩机2起动之后再打开旁通阀8，从而代替在压缩机2起动前开启旁通阀8。根据压缩机2的起动，使用于使要和制冷剂进行热交换的流体(空气或水)流到散热器3的风扇或泵起动。由此，能够防止循环的高压的过度上升。
当压缩机2开始吸入制冷剂时，流路10d等的压力下降。另一方面，由于压缩机2压缩的制冷剂被喷出，因此在流路10a、散热器3、流路10b、旁通流路10g、喷射流路10f及蒸发器7中压力上升。通过喷射流路10f及喷射口30，容积式流体设备4的第二吸入空间17a的压力也上升，第二活塞14被施加高压。由于第二活塞14的表面积比第一活塞13的表面积充分大，因此用于通过使第二吸入空间17a的压力上升使轴15旋转的转矩增大。其结果是，能够容易地使容积式流体设备4独立起动。压缩机2为了产生较高的压力差，可从气液分离器5吸入足够量的制冷剂。
当通过起动检测器104来检测容积式流体设备4起动这一情况时(步骤S14)，向旁通阀8的促动器发送控制信号使旁通阀8关闭。另外，调节膨胀阀6的开度，从而使由气液分离器5分离的液体制冷剂供给到蒸发器7(步骤S15)。当关闭旁通阀8而打开膨胀阀6时，从蒸发器7通过喷射流路10f向容积式流体设备4供给制冷剂。另外，由容积式流体设备4减压后的气液二相的制冷剂被供给到气液分离器5。在基于图8所示的起动控制的运转(起动运转)结束以后，移至基于通常控制的运转(通常运转)。在通常运转中，向喷射流路10f导入来自蒸发器7的制冷剂。通常控制包括压缩机2及膨胀阀6的控制，即对压缩机2的转速及膨胀阀6的开度进行调节的控制，但不包括旁通阀8的控制。即，在通常运转中，旁通阀8处于关闭的状态。
另一方面，在容积式流体设备4未起动的情况下，使压缩机2停止(步骤S16)。由此，能够防止流路10a、散热器3及流路10b的压力过度上升，能够确保制冷循环装置100的可靠性。
如上所述，控制器102将膨胀阀6及旁通阀8的控制作为起动控制来执行。由此，能够使容积式流体设备4平稳的起动。需要说明的是，在将制冷循环装置100的控制方法从起动控制切换为通常控制时，优选将膨胀阀6分级(逐渐)开启。这样的话，能够缓和容积式流体设备4进行再压缩行程时的负载变动。由于能够防止急剧的负载变动造成的容积式流体设备4的失速，因此可平稳地进行从起动运转向通常运转的切换。
为了使制冷循环装置100的运转停止，例如，使压缩机2的转速逐渐减小。在压缩机2停止以后，制冷剂会在压缩机2及容积式流体设备4内移动足够长的时间。因此，制冷剂回路10的压力差被自然而然地消除，制冷剂回路10内的压力大致均匀而稳定。由此，容积式流体设备4也会自然而然地停止。
接着，对起动检测器104进行详细说明。作为起动检测器104，可使用温度检测器、压力检测器等。作为温度检测器的起动检测器104包含例如热电偶及热敏电阻那样的温度检测元件，能够对容积式流体设备4的入口温度Ti、容积式流体设备4的出口温度To及入口温度Ti和出口温度To之差ΔT进行检测。作为压力检测器的起动检测器104包含例如压电元件，能够对容积式流体设备4的入口压力Pi、容积式流体设备4的出口压力Po及入口压力Pi和出口压力Po之差ΔP进行检测。另外，起动检测器104也可以包含从压缩机2的起动时刻经过的经过时间进行计测的计时器。这种计时器也可通过控制器102的功能来提供。即，控制器102自身可承担起动检测器104的作用。另外，对容积式流体设备4的轴15的旋转进行检测的接触式或非接触式的位移传感器例如编码器也可以作为起动检测器104设置。
根据起动检测器104的种类来判断容积式流体设备4是否已起动的方法如下所述那样各不相同。根据以下所示的方法，能够容易检测容积式流体设备4的起动。
作为起动检测器104，在使用对容积式流体设备4的出口压力Po进行检测的压力检测器的情况下，例如，实验或理论性地求出的阈值Pth预设定于控制器102。在从压力检测器检测到的当前的出口压力Pon+1减去在前溯单位时间的时刻压力检测器检测到的出口压力Pon(n：自然数)所得到的值大于规定的阈值Pth的情况下，检测到容积式流体设备4的起动。在控制器102上既可以设定单一的阈值Pth，也可以设定与大气温度等相对应的多个阈值Pth。在后者的情况下，控制器102根据大气温度等选择最佳的阈值Pth。该情况对于以下说明的其他阈值也同样。
在压缩机2起动以后到容积式流体设备4起动之前的期间，容积式流体设备4的出口压力Po大致单调地减小。当容积式流体设备4开始工作时，出口压力Po增大。通过掌握该压力变化，能够检测容积式流体设备4的起动。具体而言，每单位时间都检测出口压力Po而存储于控制器102的存储器。将最近存储于存储器的出口压力Pon和当前的出口压力Pon+1进行比较。在当前的出口压力Pon+1比最近的出口压力Pon大一定值以上的情况下，可判断为容积式流体设备4已起动。换言之，在满足(Pon+1-Pon)＞Pth的情况下，可判断为容积式流体设备4已起动。需要说明的是，“单位时间”是对掌握出口压力Po的急剧变化而言足够的时间，例如，在1～5秒的范围内，可任意设定。
也可使用出口温度To来代替出口压力Po。即，在从温度检测器检测到的当前的出口温度Ton+1减去在前溯单位时间的时刻由温度检测器检测到的出口温度Ton(n：自然数)所得到的值大于规定的阈值Tth的情况下，检测到容积式流体设备4的起动。
流路10c、气液分离器5及流路10d的压力相等。因而，作为容积式流体设备4的出口压力Po，可使用从容积式流体设备4的出口到压缩机2的入口的流路(流路10c、气液分离器5及流路10d)内的压力。同样，作为容积式流体设备4的出口温度To，可使用从容积式流体设备4的出口到压缩机2的入口的流路内的温度。
另一方面，如果以容积式流体设备4可靠地起动为前提，则可以采用以下说明的方法来检测容积式流体设备4的起动。对于以下说明的方法而言，与其说是掌握容积式流体设备4的起动的方法，不如说是判断容积式流体设备4是否处于可继续工作的状态的方法。可采用以下说明的方法来检测容积式流体设备4的起动，且能够根据其检测结果关闭旁通阀8。这样的话，在关闭了旁通阀8以后，容积式流体设备4也稳定地持续动作。
具体而言，在作为起动检测器104而使用温度检测器的情况下，例如，实验或理论上求出的阈值T1预设定于控制器102。在温度检测器检测到的温度差ΔT大于阈值T1的情况下，检测到容积式流体设备4的起动。
在作为起动检测器104而使用压力检测器的情况下，例如，实验或理论上求出的阈值P1预设定于控制器102。在压力检测器检测到的压力差ΔP大于规定的阈值P1的情况下，检测到容积式流体设备4的起动。
通过进行温度差ΔT和阈值T1的比较或压力差ΔP和阈值P1的比较可检测容积式流体设备4的起动的理由如下所述。当使压缩机2起动时，从压缩机2喷出的制冷剂通过旁通流路10g供给到喷射流路10f。由此，容积式流体设备4起动。在压缩机2的吸入温度和压缩机2的喷出温度之间具有较大的温度差之前，容积式流体设备4开始旋转。在容积式流体设备4的旋转开始时，循环的压力差不会充分地增大，使容积式流体设备4旋转的动力小。因此，容积式流体设备4的转速也低。即使向喷射口30持续供给高压制冷剂，从喷出口27进行的制冷剂的喷出也会因第二活塞14的旋转而受制约。该状态相当于以膨胀阀而言的“节流的状态”。因而，压缩机2的喷出温度及喷出压力也逐渐上升。如果压缩机2的喷出温度及喷出压力上升，则容积式流体设备4的转速也增大。由此，压力差ΔP及温度差ΔT也上升。
作为起动检测器104使用计时器的情况下，例如，实验或理论上求出的阈值时间t1预设定于控制器102。在计时器计测的时间t大于阈值时间t1的情况下，检测到容积式流体设备4的起动。
“阈值时间t1”在控制器102应执行的起动控制程序中有所记述。例如，在各种各样的运转条件(大气温度等)下对起动压缩机2以后到容积式流体设备4起动的时间进行实际测定。然后，在全部运转条件下，可将能够判断为容积式流体设备4可靠起动的时间设定为“阈值时间t1”。在理论上构筑制冷循环装置100的模型，然后对使容积式流体设备4起动所需的充分的时间进行计算。以所计算出的时间为“阈值时间t1”。
另外，检测容积式流体设备4的起动的方法不局限于一个，可将多个方法组合在一起而实施。例如，采用监视容积式流体设备4的出口压力Po及/或出口温度To的方法，正确地掌握容积式流体设备4的起动。然后，采用将温度差ΔT与阈值T1进行比较的方法、将压力差ΔP与阈值P1进行比较的方法或将经过时间t与阈值时间t1进行比较的方法，判断容积式流体设备4是否处于可继续工作的状态。在满足这些多个条件的情况下，判断为容积式流体设备4已起动，将旁通阀8关闭，将膨胀阀6打开。
(变形例)
如图9所示，本变形例的制冷循环装置100A除具备参照图1说明的制冷循环装置100的构成要素以外，还具备单向阀106。单向阀106设置在喷射流路10f上。详细而言，单向阀106在从旁通流路10g的下游端E2(旁通流路10g和喷射流路10f的合流点)被观察时，其位于接近蒸发器7的一侧。在设有单向阀106的情况下，通过打开膨胀阀6，压缩机2也能够将蒸发器7中的制冷剂吸入。因而，在制冷循环装置100起动时，能够使压缩机2的喷出压力迅速上升。
图10是变形例的制冷循环装置的起动控制的流程图。图10的流程图在步骤S22中使膨胀阀6全开这一点与图8的流程图的步骤S12不同。在本变形例中，由于设有单向阀106，因此允许在容积式流体设备4的起动前打开膨胀阀6。其他步骤S21、S23、S24、S25及S26分别与参照图8说明的步骤S11、S13、S14、S15及S16相同。另外，在步骤S23中使压缩机2起动以后，当使蒸发器7的风扇或泵起动时，会高效地生成要被压缩机2吸入的气体制冷剂，因此优选。
(第二实施方式)
图11是第二实施方式的制冷循环装置的构成图。制冷循环装置200具备压缩机2、散热器3、容积式流体设备4、膨胀阀45、第一蒸发器46及第二蒸发器47。这些构成要素由流路50a～50f相互连接，从而形成制冷剂回路50。
由附带同一参照符号的情况可以理解的是，压缩机2、散热器3、容积式流体设备4、控制器102及起动检测器104与第一实施方式相同。但是，关于控制器102要执行的控制，本实施方式与第一实施方式不同。膨胀阀45是可变更开度的阀，例如电动膨胀阀。第一蒸发器46及第二蒸发器47分别是用于对制冷剂赋予热量的设备，典型由空气—制冷剂热交换器构成。
流路50a将压缩机2和散热器3连接，从而将压缩机2压缩的制冷剂供给到散热器3。流路50b将散热器3和容积式流体设备4连接，从而使从散热器3流出的制冷剂的一部分供给到容积式流体设备4。流路50c将容积式流体设备4和第一蒸发器46连接，从而使从容积式流体设备4喷出制冷剂供给到第一蒸发器46。流路50d将第一蒸发器46和压缩机2连接，从而使从第一蒸发器46流出的制冷剂供给到压缩机2。流路50e将散热器3和第二蒸发器47连接，从而使从散热器3流出的制冷剂的一部分供给到第二蒸发器47。详细而言，流路50e是从流路50b分支的流路(分支流路)，具有与散热器3和容积式流体设备4之间的流路50b连接的上游端、与第二蒸发器47连接的下游端。在流路50e上配置有膨胀阀45。制冷剂在由膨胀阀45减压以后，流入第二蒸发器47。流路50f(喷射流路)将第二蒸发器47和容积式流体设备4连接，从而使从第二蒸发器47流出的气体制冷剂供给(喷射)到容积式流体设备4。
第一蒸发器46及第二蒸发器47配置在热介质流路上，由第一蒸发器46冷却的热介质(例如空气)进一步由第二蒸发器47冷却。图11中箭头所示的方向为热介质的流动方向。第一蒸发器46的制冷剂的温度比第二蒸发器47的制冷剂的温度高。因而，如图11所示，在热介质流路的上游侧配置有第一蒸发器46且在下游侧配置有第二蒸发器47的情况下，热介质(空气)和制冷剂成为形成恰似对流的形式。由此，蒸发器46及47的制冷剂和热介质的热交换效率得到提高。另外，由于由容积式流体设备4使从第二蒸发器47流出的制冷剂升压，因此与第一实施方式同样，制冷循环装置200的COP也得到提高。
压缩机2吸入制冷剂，然后对所吸入的制冷剂进行压缩。压缩后的制冷剂由散热器3在高压的状态下直接进行冷却。冷却后的制冷剂流入两个流路50b及50e。冷却后的制冷剂的一部分通过流路50b被容积式流体设备4吸入。容积式流体设备4吸入的制冷剂由容积式流体设备4减压到中间压而成为气液二相。从容积式流体设备4喷出的制冷剂通过流路50c流入第一蒸发器46。流入第一蒸发器46的制冷剂由第一蒸发器46加热，然后通过流路50d被压缩机2吸入。另一方面，散热器3冷却后的制冷剂其余部分由膨胀阀45减压变成气液二相，然后通过流路50e供给到第二蒸发器47。流入第二蒸发器47的制冷剂由第二蒸发器47加热，然后通过喷射流路50f供给(喷射)到容积式流体设备4。
对制冷循环装置200起动时要执行的起动控制进行说明。图12是本实施方式的制冷循环装置的起动控制的流程图。图12的流程图的步骤S31、S33、S34及S36分别与图8的流程图的步骤S11、S13、S14及S16相同。
在起动指令输入后，使膨胀阀45成为全开(步骤S32)。在步骤S33中，当将压缩机2起动时，流路50e、第二蒸发器47及喷射流路50f的压力上升。通过喷射口30，容积式流体设备4的第二吸入空间17a的压力也上升。通过使第二吸入空间17a压力上升，用于使轴15旋转的转矩增大。其结果是，能够容易地使容积式流体设备4独立起动。在容积式流体设备4起动以后，调节膨胀阀45的开度(步骤S35)。在将制冷循环装置200的控制方法从起动控制切换到通常控制时，优选使膨胀阀6的开度分级地(逐渐)减小。这样的话，能够缓和由容积式流体设备4进行再压缩行程时的负载变动。如上所述，在本实施方式中，控制器102将膨胀阀45的控制作为起动控制来执行，从而使喷射流路50f的压力成为与压缩机2的出口压力相等的压力。
在制冷循环装置200中，也可以进行图13所示的起动控制。图13所示的起动控制中包括在膨胀阀45全闭的状态下使压缩机2起动的处理(步骤S42)、在压缩机2起动以后使膨胀阀45成为全开的处理(步骤S44)。图13的流程图的步骤S41、S45、S46及S47分别与图12的流程图的步骤S31、S34、S35及S36相同。
在起动指令输入以后，使膨胀阀45成为全闭(步骤S42)。接着，将压缩机2起动(步骤S43)。在压缩机2起动以后，如果经过了一定时间或容积式流体设备4的入口压力Pi达到了一定压力，将膨胀阀45打开(步骤S44)。于是，流路50e、第二蒸发器47及喷射流路50f的压力急剧上升。即，能够瞬时产生容积式流体设备4的起动所需的压力。因此，能够在容积式流体设备4的滑动零件之间(例如活塞和工作缸之间)保持有润滑油的状态下，使容积式流体设备4一气呵成地起动。存在于容积式流体设备4的滑动零件之间的润滑油由制冷剂推动流动，能够防止滑动零件彼此发生固体接触而造成滑动零件间的静摩擦系数上升。
(变形例)
如图14所示，本变形例的制冷循环装置200A除具备参照图11说明的制冷循环装置200的构成要素以外，还具备旁通流路50g及旁通阀8。旁通流路50g及旁通阀8具有与第一实施方式说明的旁通流路10g及旁通阀8相同的功能。即，通过关闭膨胀阀45且打开旁通阀8，能够将压缩机2的喷出压力直接供给到喷射流路50f。
在通过旁通流路50g、喷射流路50f及喷射口30而将压缩机2压缩的制冷剂供给到容积式流体设备4的第二吸入空间17a的情况下，可得到如下所述的效果。即，通过将高温制冷剂供给到第二吸入空间17a，能够对充满滑动零件间的润滑油进行加热。通过加热，润滑油的粘度下降，滑动零件间的静摩擦系数降低。该情况有助于容积式流体设备4更平稳的起动。
(其他)
图1所示的制冷循环装置100、图9所示的制冷循环装置100A及图14所示的制冷循环装置200A所使用的旁通阀8不局限于开关阀。旁通阀8也可以为例如设置于旁通流路10g或50g的下游端E2的三通阀。
在本说明书中，对两级回转式的容积式流体设备4进行了具体说明，但也可将本发明应用于使用其他构造例如单级回转式容积式流体设备的制冷循环装置。另外，容积式流体设备的形式不局限于回转式。通过采用设有单向阀的喷射口和设有喷出阀的喷出口，能够得到与本说明书说明的容积式流体设备4相同的功能。
产业上的可利用性
本发明的制冷循环装置可用于热水供给机、热水暖气装置及空调装置等。

Claims (18)

1.一种制冷循环装置，具备：
压缩机，其对制冷剂进行压缩；
散热器，其对所述压缩机压缩的制冷剂进行冷却；
容积式流体设备，其具有工作室及喷射口且执行如下行程，即，(i)以第一压力将所述散热器冷却的制冷剂吸入所述工作室的行程；(ii)在所述工作室中，使所吸入的制冷剂膨胀到低于所述第一压力的第二压力，且进一步使所吸入的制冷剂过膨胀到低于所述第二压力的第三压力的行程；(iii)通过所述喷射口向所述工作室供给具有所述第三压力的制冷剂，然后将所供给的制冷剂与过膨胀后的制冷剂混合的行程；(iv)利用在所述行程(ii)中从制冷剂回收的动力，将混合后的制冷剂在所述工作室中再压缩到所述第二压力的行程；(v)从所述工作室喷出再压缩的制冷剂的行程；
蒸发器，其对从所述容积式流体设备喷出的制冷剂进行加热；
喷射流路，其将具有所述第三压力的制冷剂供给到所述容积式流体设备的所述喷射口；
控制器，在该制冷循环装置起动时，其执行起动控制，该起动控制用于使所述喷射流路的压力成为与所述压缩机的出口压力相等的压力而代替所述第三压力。
2.如权利要求1所述的制冷循环装置，其特征在于，
还具备：
高压流路，其依次连接所述压缩机、所述散热器及所述容积式流体设备，从而使从所述压缩机喷出的制冷剂供给到所述散热器并且使从所述散热器流出的制冷剂供给到所述容积式流体设备；
旁通流路，其连接所述高压流路和所述喷射流路；
旁通阀，其设置在所述旁通流路中，
所述控制器将所述旁通阀的控制作为所述起动控制来执行。
3.如权利要求1或2所述的制冷循环装置，其特征在于，
还具备：
将从所述容积式流体设备喷出的制冷剂分离成气体制冷剂和液体制冷剂的气液分离器；
以使所述气液分离器分离的气体制冷剂向所述压缩机供给的方式将所述气液分离器和所述压缩机连接的流路；
以使所述气液分离器分离的液体制冷剂向所述蒸发器供给的方式将所述气液分离器和所述蒸发器连接的流路；
设置于将所述气液分离器和所述蒸发器连接的所述流路上的膨胀阀，
所述喷射流路将所述蒸发器和所述容积式流体设备连接。
4.如权利要求3所述的制冷循环装置，其特征在于，
所述控制器将所述膨胀阀的控制作为所述起动控制来执行。
5.如权利要求3或4所述的制冷循环装置，其特征在于，
还具备单向阀，所述单向阀位于从所述旁通流路和所述喷射流路的合流点观察时接近所述蒸发器的一侧并且设置在所述喷射流路上。
6.如权利要求1或2所述的制冷循环装置，其特征在于，
还具备：
以从所述散热器流出的制冷剂向所述容积式流体设备供给的方式将所述散热器和所述容积式流体设备连接的流路；
具有与所述散热器和所述容积式流体设备之间的所述流路连接的上游端的分支流路；
设置于所述分支流路上的膨胀阀；
连接所述分支流路的下游端的第二蒸发器，
所述喷射流路将所述第二蒸发器和所述容积式流体设备连接。
7.如权利要求6所述的制冷循环装置，其特征在于，
在将加热从所述容积式流体设备喷出的制冷剂的所述蒸发器作为第一蒸发器时，
该制冷循环装置还具备将所述第一蒸发器和所述压缩机连接的流路，从而使所述第一蒸发器加热的制冷剂供给到所述压缩机，
在所述热介质的流路的上游侧配置有所述第一蒸发器且在所述热介质的流路的下游侧配置有所述第二蒸发器，从而使所述第一蒸发器加热制冷剂得到的热介质流入所述第二蒸发器。
8.如权利要求6或7所述的制冷循环装置，其特征在于，
所述控制器将所述膨胀阀的控制作为所述起动控制来执行。
9.如权利要求6～8中的任一项所述的制冷循环装置，其特征在于，
所述起动控制包含在所述膨胀阀全闭的状态下使所述压缩机起动的处理和在所述压缩机起动以后使所述膨胀阀成为全开的处理。
10.如权利要求8或9所述的制冷循环装置，其特征在于，
在所述容积式流体设备起动以后，所述控制器使所述膨胀阀的开度分级减小。
11.如权利要求1～10中的任一项所述的制冷循环装置，其特征在于，
还具备对所述容积式流体设备的起动进行检测的起动检测器，
所述控制器基于所述起动检测器的检测结果将该制冷循环装置的控制方法从所述起动控制切换为通常控制。
12.如权利要求11所述的制冷循环装置，其特征在于，
所述起动检测器包含对从所述压缩机的起动时刻经过的经过时间进行计测的计时器，
在所述计时器计测的时间大于规定的阈值时间的情况下，检测到所述容积式流体设备的起动。
13.如权利要求11所述的制冷循环装置，其特征在于，
所述起动检测器包含对所述容积式流体设备的入口温度和所述容积式流体设备的出口温度之差进行检测的温度检测器，
在所述温度检测器检测到的温度差大于规定的阈值的情况下，检测到所述容积式流体设备的起动。
14.如权利要求11所述的制冷循环装置，其特征在于，
所述起动检测器包含对所述容积式流体设备的入口压力和所述容积式流体设备的出口压力之差进行检测的压力检测器，
在所述压力检测器检测到的压力差大于规定的阈值的情况下，检测到所述容积式流体设备的起动。
15.如权利要求11所述的制冷循环装置，其特征在于，
所述起动检测器包含对从所述容积式流体设备的出口到所述压缩机的入口的流路内的温度进行检测的温度检测器，
在从所述温度检测器检测到的当前的温度减去在前溯单位时间的时刻由所述温度检测器检测到的温度所得的值大于规定的阈值的情况下，所述起动检测器检测到所述容积式流体设备的起动。
16.如权利要求11所述的制冷循环装置，其特征在于，
所述起动检测器包含对从所述容积式流体设备的出口到所述压缩机的入口的流路内的压力进行检测的压力检测器，
在从所述压力检测器检测到的当前的压力减去在前溯单位时间的时刻由所述压力检测器检测到的压力所得的值大于规定的阈值的情况下，检测到所述容积式流体设备的起动。
17.如权利要求11～16中的任一项所述的制冷循环装置，其特征在于，
在所述容积式流体设备未起动的情况下，所述控制器使所述压缩机停止。
18.如权利要求1～17中的任一项所述的制冷循环装置，其特征在于，
所述容积式流体设备具有：
第一工作缸；
第一活塞，其以在自身与所述第一工作缸之间形成第一空间的方式配置于所述第一工作缸的内部；
第一叶片，其将所述第一空间分隔成第一吸入空间和第一喷出空间；
第二工作缸，其配置成相对于所述第一工作缸为同心状；
第二活塞，其以在自身与所述第二工作缸之间形成具有比所述第一空间的容积大的容积的第二空间的方式配置于所述第二工作缸的内部；
第二叶片，其将所述第二空间分隔成第二吸入空间和第二喷出空间；
中板，其配置在所述第一工作缸与所述第二工作缸之间；
连通流路，其以将所述第一喷出空间和所述第二吸入空间连通的方式设置在所述中板上；
吸入口，其用于向所述第一吸入空间吸入制冷剂；
喷出口，其用于从所述第二喷出空间喷出制冷剂，
所述工作室由所述第一空间、所述第二空间及所述连通流路构成，
所述喷射口设置于能够向所述第二吸入空间供给制冷剂的位置。
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Date Code Title Description
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PB01 Publication
C10 Entry into substantive examination
SE01 Entry into force of request for substantive examination
C02 Deemed withdrawal of patent application after publication (patent law 2001)
WD01 Invention patent application deemed withdrawn after publication

Application publication date: 20120530