CN102869929B - 热泵系统 - Google Patents

Abstract

一种热泵系统（1），具有将主制冷剂回路（20）的从利用侧热交换器（41）的出口到热源侧膨胀阀（28）为止之间的部分与压缩机（21）的吸入侧连接的旁通回路（30），主制冷剂回路由变容量式的压缩机（21）、利用侧热交换器（41）、可变式的热源侧膨胀阀（28）及热源侧热交换器（26）连接而成。旁通回路（30）具有旁通管（31）和使在旁通管（31）中流动的液体制冷剂减压的旁通膨胀阀（32）。旁通膨胀阀（32）是可变式的。控制部（1a）进行液体注入控制，通过控制旁通膨胀阀（32），使压缩机（21）的排出温度（Td）达到目标排出温度（Tds），在液体注入控制中，旁通膨胀阀（32）的上限开度（OPix）根据与热源侧膨胀阀（28）的开度（OPe）的相关值来确定。

Description

热泵系统

技术领域

本发明涉及一种热泵系统。本发明尤其涉及能自将可变容量式的压缩机、散热器、可变式的主减压机构及蒸发器相连接而构成的主制冷剂回路的从散热器的出口到主减压机构为止之间的部分朝压缩机的吸入侧进行液体注入的热泵系统。

背景技术

目前，存在一种专利文献1（日本专利特开2007－163099号公报）中所示的空调装置。该空调装置（热泵系统）具有通过将可变容量式的压缩机、在制热运转时作为制冷剂的散热器起作用的室内热交换器（散热器）、可变式的室外膨胀阀（主减压机构）、在制热运转时作为制冷剂的蒸发器起作用的室外热交换器（蒸发器）相连接而构成的制冷剂回路。

发明内容

在上述现有热泵系统中，从保护压缩机和防止运转效率降低等观点来看，需要抑制从压缩机排出的制冷剂的温度即排出温度过度上升。

为了实现该要求，可考虑控制主减压机构以使蒸发器的出口处的制冷剂达到饱和状态。另外，还可考虑设置将制冷剂回路的从散热器的出口到主减压机构为止之间的部分与压缩机的吸入侧相连接旁通管，并进行将在旁通管中流动的液体制冷剂导入压缩机的吸入侧的液体注入。在此，在旁通管上设有使在旁通管中流动的制冷剂减压的减压机构（旁通减压机构），旁通管及旁通减压机构构成旁通回路。

然而，前者的方法在原理上限定范围狭小，在压缩机的压缩比大的运转状态下难以应对。

与此相对，后者的方法与前者的方法相比限定范围较大，即便在压缩机的压缩比大的运转状态下，也容易应对。然而，当经由旁通管而导入压缩机的吸入侧的液体制冷剂的流量（液体注入流量）增加时，可能会因产生液体压缩等而有损压缩机的可靠性。特别地，在使用可变容量式的压缩机的情况下，在压缩机的运转容量较小的运转状况下、即在制冷剂回路内循环的制冷剂的流量（制冷剂循环路）减小的运转状况下，容易产生液体压缩等。因此，在由电磁开闭阀及毛细管构成旁通减压机构的情况下，要选定电磁开闭阀及毛细管的流路阻力，以适合于压缩机的运转容量较小的运转状况、即制冷剂循环量减小的运转状态。这样的话，在压缩机的运转容量较大的运转状况下，液体注入流量会不足。因此，在压缩机的压缩比大的运转状况下，为了确保压缩机的可靠性，不能增大压缩机的运转容量，难以确保期望的运转能力。

本发明的技术问题在于，在自将可变容量式的压缩机、散热器、可变式的主减压机构及蒸发器相连接而构成的主制冷剂回路的从散热器的出口到主减压机构为止之间的部分朝压缩机的吸入侧进行液体注入的热泵系统中，即使在压缩机的压缩比大的运转状况下，也能确保压缩机的可靠性，并能获得期望的运转能力。

第一技术方案的热泵系统具有主制冷剂回路、旁通回路及控制部。主制冷剂回路是通过将进行制冷剂的压缩的可变容量式的压缩机、使在压缩机中被压缩后的制冷剂进行散热的散热器、使在散热器中散热后的制冷剂进行减压的可变式的主减压机构以及使在主减压机构中被减压后的制冷剂蒸发的蒸发器相连接而构成的。旁通回路具有旁通管和旁通减压机构，其中上述旁通管将主制冷剂回路的从散热器的出口到主减压机构为止之间的部分与压缩机的吸入侧相连接，上述旁通减压机构使在旁通管中流动的液体制冷剂进行减压。控制部对压缩机、主减压机构及旁通减压机构进行控制。此外，旁通减压机构是可变式的。控制部进行液体注入控制，通过控制旁通减压机构，使从压缩机排出的制冷剂的温度即排出温度达到规定的目标排出温度，在该液体注入控制中，旁通减压机构的上限开度根据与主减压机构的开度相关的相关值来确定。

在该热泵系统中，将旁通减压机构设为可变式，并进行液体注入控制，在该液体注入控制中，控制旁通减压机构，以使排出温度达到目标排出温度，因此，能根据压缩机的运转容量改变旁通减压机构的开度，以增大或减小液体注入流量。因此，在该热泵系统中，与由电磁开闭阀及毛细管构成旁通减压机构的情况相比，不易产生液体注入流量不足这样的问题。藉此，即便在压缩机的压缩比大的运转状况下，也能容易地获得期望的运转能力。

然而，液体注入流量主要是由旁通回路侧的流路阻力与主制冷剂回路侧的流路阻力之间的平衡确定的。在此，旁通回路侧的流路阻力与主制冷剂回路侧的流路阻力之间的平衡主要取决于旁通减压机构的流路阻力与主减压机构的流路阻力的差异。因此，应考虑主减压机构的状态来控制旁通减压机构。若假设对旁通减压机构的动作未设置限制，则在排出温度比目标排出温度高的情况下，无论主减压机构的开度的大小如何，都对旁通减压机构进行控制而单纯地使开度变大。例如，在主减压机构的开度较小的情况下，与在主制冷剂回路侧流动而被吸入压缩机的制冷剂的流量相比，液体注入流量大幅度增加，可能会产生液体压缩等。这样，若对旁通减压机构的动作未设置限制而仅进行液体注入控制，则未考虑到主减压机构的状态，不易确保压缩机的可靠性。

因此，在该热泵系统中，如上所述，通过根据与主减压机构的开度相关的相关值来确定液体注入控制中的旁通减压机构的上限开度，从而对旁通减压机构的动作设置考虑了主减压机构的状态的限制。

藉此，在该热泵系统中，在排出温度比目标排出温度高的情况下，即便进行控制以使旁通减压机构的开度变大，也只能打开至根据与主减压机构的开度相关的相关值确定出的上限开度为止。因此，不易产生液体压缩等，容易确保压缩机的可靠性。另外，由于根据主减压机构的开度来确定液体注入控制中的旁通减压机构的可动开度范围，因此也有助于提高液体注入控制的控制性。

如上所述，在该热泵系统中，即便在压缩机的压缩比大的运转状况下，也能确保压缩机的可靠性，并能获得期望的运转能力。

第二技术方案的热泵系统是在第一技术方案的热泵系统的基础上，相关值包括由主减压机构的流路阻力的基准值即主回路侧基准压力损失系数和旁通减压机构的流路阻力的基准值即旁通侧基准压力损失系数确定出的系数即压损系数。

在该热泵系统中，考虑了主制冷剂回路及旁通回路侧的压损特性，能将液体注入控制中的旁通减压机构的上限开度设为更恰当的值。

第三技术方案的热泵系统是在第二技术方案的热泵系统的基础上，相关值包括由相当于被吸入压缩机的制冷剂的干燥度的允许限度的允许干燥度、旁通管的出口处的制冷剂的干燥度即旁通侧干燥度及蒸发器的出口处的制冷剂的干燥度即主回路侧干燥度确定出的系数即干燥度系数。

在该热泵系统中，考虑了因在旁通回路中流动的制冷剂与在主制冷剂回路中流动的制冷剂的合流而获得的被吸入压缩机的制冷剂的干燥度，能将液体注入控制中的旁通减压机构的上限开度设为更恰当的值。

第四技术方案的热泵系统是在第一至第三技术方案中任一技术方案的热泵系统的基础上，在液体注入控制时使压缩机的容量变化的情况下，控制部将旁通减压机构的开度改变为根据压缩机的容量变化的程度预测出的开度即预测开度。

在液体注入控制时，若产生压缩机的容量变化而使排出温度偏离目标排出温度，则以使排出温度达到目标排出温度的方式控制旁通减压机构。

然而，当压缩机的容量变化的程度较大时，使排出温度达到目标排出温度为止可能很费时间。

因此，在该热泵系统中，如上所述，在液体注入控制时使压缩机的容量变化的情况下，将旁通减压机构的开度改变为根据压缩机的容量变化的程度预测出的开度即预测开度。

藉此，在该热泵系统中，在液体注入控制时，在控制旁通减压机构以使排出温度达到目标排出温度的动作之前，根据压缩机的容量变化的程度将旁通减压机构的开度改变为预测开度。因此，能使排出温度快速达到目标排出温度，并能提高液体注入控制的控制性。

第五技术方案的热泵系统是在第一至第四技术方案中任一技术方案的热泵系统的基础上，散热器是通过在压缩机中被压缩后的制冷剂的散热来对水介质进行加热的热交换器，并与用于利用在加热器中被加热后的水介质的热量的水介质回路相连接。

在利用散热器中加热后的水介质的热量的热泵系统中，可能需要高温的水介质，在该情况下，容易形成压缩机的压缩比大的运转状况。因此，难以确保压缩机的可靠性并获得期望的运转能力。

然而，在该热泵系统中，如上所述，将旁通减压机构设为可变式，并进行液体注入控制，在该液体注入控制中，控制旁通减压机构，以使排出温度达到目标排出温度，而且，通过根据与主减压机构的开度相关的相关值来确定液体注入控制中的旁通减压机构的上限开度。因此，在该热泵系统中，即便是容易形成压缩机的压缩比大的运转状况的结构，也能确保压缩机的可靠性，并获得期望的运转能力。

附图说明

图1是本发明一实施方式的热泵系统的示意结构图。

图2是表示朝液体注入控制转移的流程图。

图3是表示液体注入控制的流程图。

图4是表示旁通膨胀阀的预测控制的流程图。

具体实施方式

以下，根据附图对本发明的热泵系统的实施方式进行说明。

＜结构＞

－整体－

图1是本发明一实施方式的热泵系统1的示意结构图。热泵系统1是能进行利用蒸汽压缩式的热泵循环来加热水介质的运转等的装置。此处，热泵系统1能通过加热水介质来进行制热运转和/或供热水运转。

热泵系统1主要具有热源单元2、利用单元4、液体制冷剂连通管13、气体制冷剂连通管14、水介质制热单元7、储热水单元9、水介质连通管15、16。此外，热源单元2和利用单元4通过经由制冷剂连通管13、14相连接而构成制冷剂回路10。通过将利用单元4、储热水单元9及水介质制热单元7经由水介质连通管15、16相连接来构成水介质回路70。在制冷剂回路10中封入有作为HFC类制冷剂中的一种的HFC－410A以作为制冷剂。另外，作为水介质的水在水介质回路70中循环。

－热源单元－

热源单元2设置于室外，其经由制冷剂连通管13、14而与利用单元4连接，从而构成制冷剂回路10的一部分。

热源单元2主要具有压缩机21、油分离机构22、切换机构23、热源侧热交换器26、作为主减压机构的热源侧膨胀阀28、旁通管31、储罐35、液体侧截止阀33及气体侧截止阀34。

压缩机21是对制冷剂进行压缩的机构。此处，采用收容于壳体（未图示）内的旋转式、涡旋式等容积式的压缩元件（未图示）被同样收容于壳体内的压缩机电动机21a驱动的密闭式压缩机，以作为压缩机21。压缩机电动机21a能利用逆变装置（未图示）来改变其转速（即运转频率），藉此，能改变压缩机21的容量。

油分离机构22是用于将从压缩机21排出的制冷剂中所包含的制冷机油分离、并使其返回至压缩机21的吸入侧的机构。油分离机构22主要包括：设于压缩机21的排出管21b的油分离器22a；以及将油分离器22a与压缩机21的吸入管21c相连接的回油管22b。油分离器22a是将从压缩机21排出的制冷剂中所包含的制冷机油分离的设备。回油管22b具有毛细管，是使在油分离器22a中从制冷剂分离出的制冷机油返回至压缩机21的吸入管21c中的制冷剂管。

切换机构23是能在热源侧散热运转状态与热源侧蒸发运转状态之间进行切换的四通切换阀，其中，在上述热源侧散热运转状态下，使热源侧热交换器26作为制冷剂的散热器起作用，在上述热源侧蒸发运转状态下，使热源侧热交换器26作为制冷剂的蒸发器起作用。切换机构23与排出管21b、吸入管21c、第一热源侧气体制冷剂管24及第二热源侧气体制冷剂管25连接，其中，上述第一热源侧气体制冷剂管24与热源侧热交换器26的气体侧连接，上述第二热源侧气体制冷剂管25与气体侧截止阀34连接。切换机构23能进行以下切换：使排出管21b与第一热源侧气体制冷剂管24连通，并使第二热源侧气体制冷剂管25与吸入管21c连通（对应于热源侧散热运转状态，参照图1的切换机构23的实线）。另外，切换机构23还能进行以下切换：使排出管21b与第二热源侧气体制冷剂管25连通，并使第一热源侧气体制冷剂管24与吸入管21c连通（对应于热源侧蒸发运转状态，参照图1的切换机构23的虚线）。切换机构23并不限定于四通切换阀，例如也可以是通过组合多个电磁阀加以使用等方式而构成为具有与上述相同的切换制冷剂流动方向的功能的构件。

热源侧热交换器26是通过进行制冷剂与室外空气之间的热交换而作为制冷剂的散热器或蒸发器起作用的热交换器，在其液体侧连接有热源侧液体制冷剂管27，在其气体侧连接有第一热源侧气体制冷剂管24。在热源侧热交换器26中与制冷剂进行热交换的室外空气是由被热源侧风扇电动机37驱动的热源侧风扇36供给的。热源侧风扇电动机37能利用逆变装置（未图示）来改变其转速（即运转频率），藉此，能改变热源侧风扇36的风量。

热源侧膨胀阀28是使在热源侧液体制冷剂管27中流动的制冷剂进行减压等的电动膨胀阀，其设于热源侧液体制冷剂管27。

储罐35设于吸入管21c，是用于将在制冷剂回路10中循环的制冷剂在从吸入管21c被吸入压缩机21之前暂时积存的容器。

液体侧截止阀33是设于热源侧液体制冷剂管27与液体制冷剂连通管13的连接部的阀。气体侧截止阀34是设于第二热源侧气体制冷剂管25与气体制冷剂连通管14的连接部的阀。

旁通管31是将热源侧液体制冷剂管27的从液体侧截止阀33到热源侧膨胀阀28为止之间的部分与压缩机21的吸入侧（此处为吸入管21c的从储罐35的出口到压缩机21的吸入侧为止之间的部分）相连接的制冷剂管。此外，在旁通管31上设有作为旁通减压机构的旁通膨胀阀32。该旁通膨胀阀32由电动膨胀阀构成，其使在旁通管31中流动的液体制冷剂进行减压。

另外，在热源单元2中设有各种传感器。具体而言，在热源单元2中设有吸入压力传感器41、排出压力传感器42、吸入温度传感器43、排出温度传感器44、热源侧热交换气体侧温度传感器45、热源侧热交换液体侧温度传感器46。吸入压力传感器41是对制冷剂在压缩机21的吸入侧的压力即吸入压力Ps进行检测的压力传感器。排出压力传感器42是对制冷剂在压缩机21的排出侧的压力即排出压力Pd进行检测的压力传感器。吸入温度传感器43是对制冷剂在压缩机21的吸入侧的温度即吸入温度Ts进行检测的温度传感器。排出温度传感器44是对制冷剂在压缩机21的排出侧的温度即排出温度Td进行检测的温度传感器。热源侧热交换气体侧温度传感器45是对制冷剂在热源侧热交换器26的气体侧的温度即热源侧热交换气体侧温度Thg进行检测的温度传感器。热源侧热交换液体侧温度传感器46是对制冷剂在热源侧热交换器26的液体侧的温度即热源侧热交换液体侧温度Thl进行检测的温度传感器。此外，热源单元2具有热源侧控制部39，该热源侧控制部39对构成热源单元2的各部分的动作进行控制。此外，热源侧控制部39具有用于对热源单元2进行控制的微型计算机、存储器等，从而能与后述利用单元4的利用侧控制部69之间进行控制信号等的交换。

―液体制冷剂连通管―

液体制冷剂连通管13经由液体侧截止阀33而与热源侧液体制冷剂管27连接，液体制冷剂连通管13是这样的制冷剂管：在切换机构23处于热源侧散热运转状态的情况下，能将制冷剂从作为制冷剂的散热器起作用的热源侧热交换器26的出口导出至热源单元2外。另外，液体制冷剂连通管13也是这样的制冷剂管：在切换机构23处于热源侧蒸发运转状态的情况下，能将制冷剂从热源单元2外导入作为制冷剂的蒸发器起作用的热源侧热交换器26的入口。

―气体制冷剂连通管―

气体制冷剂连通管14经由气体侧截止阀34而与第二热源侧气体制冷剂管25连接。气体制冷剂连通管14是这样的制冷剂管：在切换机构23处于热源侧散热运转状态的情况下，能将制冷剂从热源单元2外导入压缩机21的吸入侧。另外，气体制冷剂连通管14也是这样的制冷剂管：在切换机构23处于热源侧蒸发运转状态的情况下，能将制冷剂从压缩机21的排出侧导出至热源单元2外。

－利用单元－

利用单元4设置于室内，其通过制冷剂连通管13、14而与热源单元2连接，从而构成制冷剂回路10的一部分。此外，利用单元4经由水介质连通管15、16而与储热水单元9及水介质制热单元7相连接，从而构成水介质回路70的一部分。

利用单元4主要具有利用侧热交换器41和循环泵43。

利用侧热交换器41是通过进行制冷剂与水介质的热交换而作为制冷剂的散热器起作用的热交换器。在利用侧热交换器41的供制冷剂流动的流路的液体侧连接有利用侧液体制冷剂管45，在利用侧热交换器41的供制冷剂流动的流路的气体侧连接有利用侧气体制冷剂管54。另外，在利用侧热交换器41的供水介质流动的流路的入口侧连接有利用侧水入口管47，在利用侧热交换器41的供水介质流动的流路的出口侧连接有利用侧水出口管48。液体制冷剂连通管13与利用侧液体制冷剂管45连接，气体制冷剂连通管14与利用侧气体制冷剂管54连接。另外，水介质连通管15与利用侧水入口管47连接，水介质连通管16与利用侧水出口管48连接。

循环泵43是进行水介质的升压的机构，在此，采用离心式或容积式的泵元件（未图示）被循环泵电动机44驱动的泵。循环泵43设于利用侧水出口管48。循环泵电动机44能利用逆变装置（未图示）来改变其转速（即运转频率），藉此，能改变循环泵43的容量。

另外，在利用单元4中设有各种传感器。具体而言，在利用单元4中设有利用侧热交换温度传感器50、水介质出口温度传感器51及水介质出口温度传感器52，其中，上述利用侧热交换温度传感器50对利用侧热交换器41液体侧的制冷剂的温度即利用侧热交换液体侧温度Tul进行检测，上述水介质出口温度传感器51对利用侧热交换器41入口处的水介质的温度即水介质入口温度Twr进行检测，上述水介质出口温度传感器52对利用侧热交换器41出口处的水介质的温度即水介质出口温度Twl进行检测。另外，利用单元4具有利用侧控制部69，该利用侧控制部69对构成利用单元4的各部分的动作进行控制。此外，利用侧控制部69具有用于对利用单元4进行控制的微型计算机、存储器等。利用侧控制部69能与遥控器（未图示）进行控制信号等的交换或与热源单元2的热源侧控制部39进行控制信号等的交换。

如上所述，热源单元2和利用单元4通过经由制冷剂连通管13、14相连接而构成制冷剂回路10。制冷剂回路10由旁通回路30和主制冷剂回路20构成，其中，上述旁通回路30由旁通管31及旁通膨胀阀32构成，上述主制冷剂回路20由除了旁通回路30之外的部分构成。

―储热水单元―

储热水单元9设置于室内，其经由水介质连通管15、16而与利用单元4相连接，从而构成水介质回路70的一部分。

储热水单元9主要具有储热水箱91和热交换线圈92。

储热水箱91是积存作为用于供应热水的水介质的水的容器，在其上部连接有用于朝水龙头、淋浴器等输送变为温水的水介质的供热水管93，在其下部连接有用于进行被供热水管93消耗的水介质的补充的供水管94。

热交换线圈92设于储热水箱91内，是通过进行在水介质回路70中循环的水介质与储热水箱91内的水介质之间的热交换而作为储热水箱91内的水介质的加热器起作用的热交换器，在其入口连接有水介质连通管16，在其出口连接有水介质连通管15。

藉此，储热水单元9能利用在利用单元4中被加热后的在水介质回路70中循环的水介质来加热储热水箱91内的水介质，并将其作为温水加以积存。在此，作为储热水单元9，采用将与在利用单元4中被加热后的水介质进行热交换而被加热的水介质积存于储热水箱的型式的储热水单元，但也可采用将在利用单元4中被加热后的水介质积存于储热水箱的型式的储热水单元。另外，此处，储热水单元9构成为与利用单元4a不同的单元，但储热水单元9也可内置于利用单元4。

另外，在储热水单元9中设有各种传感器。具体而言，在储热水单元9中设有储热水温度传感器95，该储热水温度传感器95用于对积存于储热水箱91中的水介质的温度即储热水温度Twh进行检测。

－水介质制热单元－

水介质制热单元7设置于室内。水介质制热单元7经由水介质连通管15、16而与利用单元4相连接，从而构成水介质回路70的一部分。

水介质制热单元7主要具有热交换面板71，构成暖气片、地板制冷制热面板等。

在暖气片的情况下，热交换面板71设于室内的墙壁附近等，在地板制热面板的情况下，热交换面板71设于室内的地板下等。热交换面板71是作为在水介质回路70中循环的水介质的散热器起作用的热交换器，在其入口连接有水介质连通管16，在其出口连接有水介质连通管15。

―水介质连通管―

水介质连通管15与储热水单元9的热交换线圈92的出口及水介质制冷制热单元7的热交换面板71的出口连接。水介质连通管16与储热水单元9的热交换线圈92的入口及水介质制冷制热单元7的热交换面板71的入口连接。在水介质连通管16上设有水介质切换机构161，该水介质切换机构161能进行将在水介质回路70中循环的水介质供给至储热水单元9和水介质制热单元7两者、或供给至储热水单元9和水介质制热单元7中的任一者的切换。该水介质切换机构161由三通阀构成。

如上所述，通过将利用单元4、储热水单元9及水介质制热单元7经由水介质连通管15、16相连接来构成水介质回路70。水介质回路70利用在利用侧热交换器41中被加热后的水介质的热量，该利用侧热交换器41作为在压缩机21中被压缩后的制冷剂的散热器起作用。

―控制部―

通过将利用侧控制部69和热源侧控制部39经由传送线等相连接来构成进行热泵系统1的运转控制的控制部1a，从而进行以下运转和各种控制。

＜动作＞

接着，对热泵系统1的动作进行说明。

作为热泵系统1的运转，存在仅进行使用水介质制热单元7的制热运转的制热运转模式、仅进行使用储热水单元9的供热水运转的供热水运转模式、同时进行使用水介质制热单元7及储热水单元9的制热运转及供热水运转的供热水制热运转模式。

―制热运转模式―

在仅进行使用水介质制热单元7的制热运转的情况下，在制冷剂回路10中，切换机构23被切换至热源侧散热运转状态（图1的切换机构23的虚线所示的状态）。另外，在水介质回路70中，水介质切换机构161被切换至朝水介质制热单元7供给水介质的状态。

在这种状态的制冷剂回路10中，制冷循环中的低压的制冷剂经由吸入管21c而被吸入压缩机21中，并在被压缩至制冷循环中的高压后，被排出至排出管21b。被排出至排出管21b后的高压的制冷剂在油分离器22a中使制冷机油分离。在油分离器22a中从制冷剂分离出的制冷机油经由回油管22b而返回至吸入管21c。制冷机油被分离后的高压的制冷剂经由切换机构23、第二热源侧气体制冷剂管25及气体侧截止阀34而从热源单元2被输送至气体制冷剂连通管14。

被输送至气体制冷剂连通管14后的高压的制冷剂被输送至利用单元4。被输送至利用单元4后的高压的制冷剂经由利用侧气体制冷剂管54而被输送至利用侧热交换器41。被输送至利用侧热交换器41后的高压的制冷剂在利用侧热交换器41中与利用循环泵43在水介质回路70中循环的水介质进行热交换而散热。在利用侧热交换器41中散热后的高压的制冷剂经由利用侧液体制冷剂管45而从利用单元4被输送至液体制冷剂连通管13。

被输送至液体制冷剂连通管13后的制冷剂被输送至热源单元2。被输送至热源单元2后的制冷剂经由液体侧截止阀33而被输送至热源侧液体制冷剂管27。被输送至热源侧液体制冷剂管27的制冷剂在热源侧液体制冷剂管27的液体侧截止阀33与热源侧膨胀阀28之间的部分处被一分为二，一部分制冷剂被输送至热源侧膨胀阀28，另一部分制冷剂被输送至旁通管31。被输送至热源侧膨胀阀28后的制冷剂在热源侧膨胀阀28中被减压而变为低压的气液两相状态，并被输送至热源侧热交换器26。被输送至热源侧热交换器26后的低压的制冷剂在热源侧热交换器26中与由热源侧风扇36供给来的室外空气进行热交换而蒸发。在热源侧热交换器26中蒸发后的低压的制冷剂经由第一热源侧气体制冷剂管24及切换机构23而被输送至热源侧储罐35。此外，被输送至热源侧储罐35后的低压的制冷剂经由吸入管21c而被再次吸入压缩机21中。另外，被输送至旁通管31后的制冷剂被旁通膨胀阀32减压而变为低压的气液两相状态。然后，旁通膨胀阀32中减压后的低压的制冷剂在吸入管21c中与经由热源侧膨胀阀28及热源侧热交换器26而输送至热源侧储罐35的低压的制冷剂合流，并被吸入压缩机21中。这样，此处，进行以下动作（液体注入）：将主制冷剂回路20中流动的制冷剂的一部分在液体侧截止阀33与热源侧膨胀阀28之间的部分处分支到旁通回路30，并与经由热源侧膨胀阀28及热源侧热交换器26而返回至压缩机21的吸入侧的制冷剂一起返回到压缩机21。

另一方面，在水介质回路70中，通过制冷剂在利用侧热交换器41中的散热来对在水介质回路70中循环的水介质进行加热。在利用侧热交换器41中被加热后的水介质经由利用侧水出口管48而被吸入循环泵43中，并在压力上升后，从利用单元4被输送至水介质连通管16。被输送至水介质连通管16后的水介质经由水介质切换机构161而被输送至水介质制热单元7。被输送至水介质制热单元7后的水介质在热交换面板71中散热，藉此，来对室内的墙壁附近等进行加热或对室内的地板进行加热。

就这样，来执行仅进行使用水介质制热单元7的制热运转的制热运转模式下的动作。

―供热水运转模式―

在仅进行使用储热水单元9的供热水运转的情况下，在制冷剂回路10中，切换机构23被切换至热源侧散热运转状态（图1的切换机构23的虚线所示的状态）。另外，在水介质回路70中，水介质切换机构161被切换至朝储热水单元9供给水介质的状态。

此外，在上述状态的制冷剂回路10中，进行与上述制热运转相同的动作。

另一方面，在水介质回路70中，从利用单元4输送至水介质连通管16的水介质经由水介质切换机构161而被输送至储热水单元9。被输送至储热水单元9后的水介质在热交换线圈92中与储热水箱91内的水介质进行热交换而散热，藉此，来对储热水箱91内的水介质进行加热。

就这样，来执行仅进行使用储热水单元9的供热水运转的供热水运转模式下的动作。

―供热水制热运转模式―

在同时进行使用水介质制热单元7及储热水单元9的制热运转及供热水运转的情况下，在制冷剂回路10中，切换机构23被切换至热源侧散热运转状态（图1的切换机构23的虚线所示的状态）。另外，在水介质回路70中，水介质切换机构161被切换至朝水介质制热单元7及储热水单元9供给水介质的状态。

此外，在上述状态的制冷剂回路10中，进行与上述制热运转相同的动作。

另一方面，在水介质回路70中，从利用单元4输送至水介质连通管16的水介质经由水介质切换机构161而被输送至水介质制热单元7及储热水单元9。被输送至水介质制热单元7后的水介质在热交换面板71中散热，藉此，来对室内的墙壁附近等进行加热或对室内的地板进行加热。另外，被输送至储热水单元9后的水介质在热交换线圈92中与储热水箱91内的水介质进行热交换而散热，藉此，来对储热水箱91内的水介质进行加热。

就这样，来执行同时进行使用水介质制热单元7及储热水单元9的制热运转及供热水运转的供热水制热运转模式下的动作。

―压缩机的控制―

在热泵系统1中，如上所述，通过使制冷剂回路10中循环的制冷剂在利用侧热交换器41中散热来对在水介质回路70中循环的水介质进行加热。此时，在利用侧热交换器41中，为了稳定地获得高温的水介质，以制冷循环中的高压稳定的方式进行控制是较为理想的。

因此，在热泵系统1中，将压缩机21设为容量可变式，控制部1a使用相当于制冷剂在压缩机21的排出侧的压力的饱和温度（即排出饱和温度Tc）作为制冷循环的制冷剂的压力的代表值来进行压缩机21的容量控制，以使排出饱和温度Tc达到规定的目标排出饱和温度Tcs。在此，排出饱和温度Tc是将排出压力Pd换算成饱和温度后获得的值。更具体而言，在排出饱和温度Tc比目标排出饱和温度Tcs小的情况下，控制部1a通过增大压缩机21的转速（即运转频率）以使压缩机21的运转容量变大的方式进行控制，在排出饱和温度Tc比目标排出饱和温度Tcs大的情况下，控制部1a通过减小压缩机21的转速（即运转频率）以使压缩机21的运转容量变小的方式来进行控制。

藉此，在热泵系统1中，由于制冷循环中的高压稳定，因此能稳定地获得高温的水介质。

另外，此时，为了获得期望温度的水介质，恰当地设定目标排出饱和温度Tcs是较为理想的。

因此，控制部1a预先设定水介质在利用侧热交换器41的出口处的温度的目标值即规定的目标水介质出口温度Twls，并将目标排出饱和温度Tcs设定为随目标水介质出口温度Twls而变化的值。更具体而言，例如在目标水介质出口温度Twls被设定为60℃的情况下，控制部1a将目标排出饱和温度Tcs设定为65℃，另外，在目标水介质出口温度Twls被设定为25℃的情况下，控制部1a将目标排出饱和温度Tcs设定为30℃，就像这样，在目标水介质出口温度Twls的设定范围内以函数化的方式进行设定，以随着目标水介质出口温度Twls被设定为较高的温度，也使目标排出饱和温度Tcs达到较高的温度、且达到比目标水介质出口温度Twls稍高的温度。

藉此，在热泵系统1中，根据目标水介质出口温度Twls恰当地设定目标排出饱和温度Tcs，因此，能容易地获得期望的目标水介质出口温度Tws，另外，即便在改变了目标水介质出口温度Tws的情况下，也能进行响应性较佳的控制。

―热源侧膨胀阀的控制―

在热泵系统1中，如上所述，在制冷剂回路10中循环的制冷剂在热源侧膨胀阀28中被减压而变为低压的气液两相状态，然后，在热源侧热交换器26中蒸发。此时，为了使被吸入压缩机21的制冷剂的状态稳定，以使作为制冷剂的蒸发器起作用的热源侧热交换器26的出口处的制冷剂的状态稳定的方式进行控制是较为理想的。

因此，在热泵系统1中，将作为主减压机构的热源侧膨胀阀28设为可变式，控制部1a控制热源侧膨胀阀28，以使热源侧热交换器26的出口处的制冷剂的过热度即出口过热度SHh达到规定的目标出口过热度SHhs。在此，出口制冷剂过热度SHh是通过将吸入压力Ps换算为相当于制冷剂在压缩机21的吸入侧的压力的饱和温度（即吸入饱和温度Te）、并从利用侧热交换液体侧温度Tul中减去吸入饱和温度Te而获得的。虽然此处未采用，但也可通过在利用侧热交换器41上设置对相当于吸入饱和温度Te的制冷剂温度进行检测的温度传感器、并从利用侧热交换液体侧温度Tul中减去该制冷剂温度来获得出口制冷剂过热度SHh。更具体而言，在出口过热度SHh比目标出口过热度SHhs小的情况下，控制部1a以使热源侧膨胀阀28的开度OPe变小的方式进行控制，在出口过热度SHh比目标出口过热度SHhs大的情况下，控制部1a以使热源侧膨胀阀28的开度OPe变大的方式进行控制。

藉此，在热泵系统1中，由于热源侧热交换器26的出口处的制冷剂的状态稳定，因此能使被吸入压缩机21的制冷剂的状态稳定。

―液体注入控制―

在热泵系统1中，从保护压缩机21和防止运转效率降低等观点来看，需要抑制排出温度Td过度上升，因此，如上所述，设置旁通回路30，并进行将在构成旁通回路30的旁通管31中流动的液体制冷剂导入压缩机21的吸入侧的液体注入。

即，在热泵系统1中，将作为旁通减压机构的旁通膨胀阀32设为可变式，控制部1a进行以下液体注入控制：对旁通膨胀阀32进行控制以使排出温度Td达到目标排出温度Tds。更具体而言，在排出温度Td比目标排出温度Tds小的情况下，控制部1a通过减小旁通膨胀阀32的开度OPi来进行控制，以使旁通回路30侧（即经由旁通管31及旁通膨胀阀32而导入压缩机21的吸入侧的一侧）的液体制冷剂的流量（液体注入流量Gi）变小（参照图3的步骤S15、S17），在排出温度Td比目标排出温度Tds大的情况下，控制部1a通过增大旁通膨胀阀32的开度OPi来进行控制，以使液体注入流量Gi变大（参照图3的步骤S14、S16）。

藉此，在热泵系统1中，根据压缩机21的运转容量来改变旁通膨胀阀32的开度OPi，从而能增大或减小液体注入流量Gi。因此，在热泵系统1中，与由电磁开闭阀及毛细管构成旁通膨胀机构的情况相比，不易产生液体注入流量Gi不足这样的问题。藉此，在目标水介质出口温度Twls被设定为高温（例如60℃）的情况下，目标排出饱和温度Tcs也被设定为高温（例如65℃），因此，形成压缩机21的压缩比大的运转状况，但即便在这种运转状况下，也能获得期望的运转能力。

然而，液体注入流量Gi主要是由旁通回路30侧的流路阻力与主制冷剂回路20侧的流路阻力之间的平衡确定的。在此，旁通回路30侧的流路阻力与主制冷剂回路20侧的流路阻力之间的平衡主要取决于旁通减压机构的流路阻力与主减压机构的流路阻力的差异。因此，应考虑热源侧膨胀阀28的状态来控制旁通膨胀阀32。若假设对旁通膨胀阀32的动作未设置限制，则在排出温度Td比目标排出温度Tds高的情况下，无论热源侧膨胀阀28的开度OPe的大小如何，都对旁通膨胀阀32进行控制而单纯地使开度OPi变大。例如，在热源侧膨胀阀28的开度OPe较小的情况下，与在主制冷剂回路20侧流动而被吸入压缩机21的制冷剂的流量（主回路侧流量Ge）相比，液体注入流量Gi大幅度增加，可能会产生液体压缩等。这样，若对旁通膨胀阀32的动作未设置限制而仅进行液体注入控制，则未考虑到旁通膨胀阀32的状态，不易确保压缩机21的可靠性。

因此，在热泵系统1中，通过根据与作为主减压机构的热源侧膨胀阀28的开度Ope相关的相关值来确定液体注入控制中的作为旁通减压机构的旁通膨胀阀32的上限开度OPix，控制部1a对旁通膨胀阀32的动作设置考虑了热源侧膨胀阀28的状态后的限制。

以下，使用图2及图3，对将旁通膨胀阀32的上限开度Opix的确定也包括在内的液体注入控制进行说明。另外，在此，如上所述，进行压缩机21的容量控制，以使排出饱和温度Tc达到目标排出饱和温度Tcs，另外，还进行热源侧膨胀阀28的开度控制，以使出口过热度SHh达到目标出口过热度SHhs。

首先，控制部1a在不进行液体注入控制的情况下使旁通膨胀阀32处于例如开度OPi为0％的全闭状态的初始状态（步骤S1）。在此，旁通膨胀阀32的开度OPi将全闭状态设为0％，并将全开状态设为100％。另外，热源侧膨胀阀28的开度OPe也与旁通膨胀阀32相同地将全闭状态设为0％，并将全开状态设为100％。

接着，控制部1a在步骤S2、S3、S4、S5中判定热泵系统1的运转状态是否满足进行液体注入控制的条件。具体而言，控制部1a在步骤S2中判定压缩机21是否处于运转中。另外，控制部1a在步骤S3中判定是否是制热运转模式、供热水运转模式或供热水制热运转模式。通过这些步骤S2、S3判定是否进行热泵系统1的运转。另外，控制部1a在步骤S4中判定热源侧膨胀阀28的开度OPe是否比最小开度OPem大。此外，控制部1a在步骤S5中判定压缩机21的排出过热度SHC是否比最小排出过热度SHCm大。在此，最小开度OPem是指在制热运转模式、供热水运转模式或供热水制热运转模式这样的通常的运转时能想象出的热源侧膨胀阀28的最小开度的意思。另外，排出过热度SHC是通过从排出温度Td中减去排出饱和温度Tc而获得的。此外，最小排出过热度SHCm是指在制热运转模式、供热水运转模式或供热水制热运转模式这样的通常的运转时能想象出的最小排出过热度的意思。通过上述步骤S4、S5判定热泵系统1的运转是否不是运转开始时、运转停止时等过渡性或不规则的运转。然后，在判定为满足步骤S2～S5的情况下，进行热泵系统1的运转，且作为不是在运转开始时、运转停止时等的过渡性的运转和不规则的运转，将处理转移至步骤S6的液体注入控制。藉此，在除去运转开始时、运转停止时的过渡性的运转和不规则的运转之外的制热运转模式、供热水运转模式或供热水制热运转模式的运转中进行液体注入控制。

在液体注入控制中，控制部1a首先对旁通膨胀阀32是否处于初始状态（此处开度OPi为0％）进行判定（步骤S11）。在此，若是在运转刚开始之后，则旁通膨胀阀32处于初始状态，因此，转移至步骤S 12的处理。通过在步骤S12中将旁通膨胀阀32的开度OPi设为液体注入开始开度OPii，控制部1a开始将在旁通管31中流动的液体制冷剂导入压缩机21的吸入侧的液体注入。在此，液体注入开始开度OPii是几％至10％左右的开度，藉此，进行即将朝步骤S13～S18的液体注入控制的处理转移之前的准备。另外，将旁通膨胀阀32的开度OPi设为液体注入开始开度OPii的时间例如是数十秒至数分钟左右。因此，在并非是在运转刚开始之后，而是已经进行了步骤S13～S18的液体注入控制的处理的情况下，不进行步骤S12的处理，就转移至步骤S13的处理。

接着，控制部1a确定液体注入控制中的旁通膨胀阀32的上限开度OPix（步骤S13）。在此，旁通膨胀阀32的上限开度OPix是根据与热源侧膨胀阀28的开度OPe相关的相关值确定的，下面对这点详细地进行说明。

首先，当将热源侧热交换器26的出口处的制冷剂的干燥度即主回路侧干燥度设为Xe，并将旁通管32的出口处的制冷剂的干燥度即旁通侧干燥度设为Xi时，将在主制冷剂回路20侧流动而被吸入压缩机21的制冷剂与在旁通回路30侧流动而被吸入压缩机21的制冷剂合流之后获得的制冷剂（即进行液体注入时被吸入压缩机21的制冷剂）的干燥度设为Xs。这样地话，干燥度Xs由下式表示。

Xs＝（Xe×Ge＋Xi×Gi）/（Ge＋Gi）…式A

另一方面，当将旁通回路30侧的流路阻力设为CVi，并将主制冷剂回路20侧的流路阻力设为CVe时，液体注入流量Gi及主回路侧流量Ge分别与CVi及CVe成比例，压力损失和液体制冷剂的密度在旁通回路30侧及主制冷剂回路20侧相同，因此，式A由下式表示。

Xs＝（Xe×CVe＋Xi×CVi）/（CVe＋CVi）…式B

然后，当将由保护压缩机21以防产生液体压缩等这样的观点确定出的相当于干燥度Xs的允许限度的允许干燥度设为Xsa时，式B由下式表示。

Xsa≤（Xe×CVe＋Xi×CVi）/（CVe＋CVi）…式C

然后，当使式C变形时，如下所示。

CVi≤（Xe－Xsa）/（Xsa－Xi）×CVe…式D

另一方面，若假定热源侧膨胀阀28及旁通膨胀阀32的阀特性是线性的，则热源侧膨胀阀28的流路阻力及旁通膨胀阀32的流路阻力分别占据主制冷剂回路20侧的流路阻力CVe及旁通回路30侧的流路阻力CVi的大半部分，因此，式D由下式表示。

（Ki×OPi/OPis）≤（Xe－Xsa）/（Xsa－Xi）×（Ke×OPe/OPes）…式E

在此，符号Ke及Ki分别是热源侧膨胀阀28的流路阻力的基准值即主回路侧基准压力损失系数及旁通膨胀阀32的流路阻力的基准值即旁通侧基准压力损失系数。符号OPes及OPis分别是在主回路侧基准压力损失系数Ke下的热源侧膨胀阀28的开度及在旁通侧基准压力损失系数Ki下的旁通膨胀阀32的开度。

然后，当使式E变形时，如下所示。

OPi≤（Xe－Xsa）/（Xsa－Xi）×（Ke×OPis）/（Ki×OPes）×OPe…式F

即，进行液体注入控制以使旁通膨胀阀32的开度OPi落入满足其与热源侧膨胀阀28的开度OPe的相关式即式F的开度范围内是较为理想的。若这样，则当将式F中的旁通膨胀阀32的开度OPi设为上限开度OPix时，式F由下式表示。

OPix＝β×γ×OPe…式G

在此，符号β如式F所示是由允许干燥度Xsa、旁通侧干燥度Xi及主回路侧干燥度Xe确定的干燥度系数。符号γ如式F所示是由主回路侧基准压力损失系数Ke及旁通侧基准压力损失系数Ki确定的压损系数。另外，在热源侧膨胀阀28及旁通膨胀阀32的阀特性不是线性的情况下，式E中的（Ki×OPi/OPis）及（Ke×OPe/OPes）不同（与此对应，式F、G也不同），但上限开度OPix的考虑方法与上述相同。

这样，旁通膨胀阀32的上限开度Opix是根据与热源侧膨胀阀28的开度OPe相关的相关值来确定的。此外，在该相关值中包含有干燥度系数β和压损系数γ。在此，干燥度系数β根据由压缩机21的运转特性等确定出的允许干燥度Xsa、在制冷剂回路10的标准的运转状态下想象出的主回路侧干燥度Xe及旁通侧干燥度Xi来算出。然而，主回路侧干燥度Xe及旁通侧干燥度Xi也可由排出压力Pd、吸入压力Ps、利用侧热交换液体侧温度Tul、吸入温度Ts、热源侧热交换液体侧温度Thl的测定值来获得。另外，压损系数γ是通过将全开状态（即OPe＝100％及OPi＝100％）下的热源侧膨胀阀28及旁通膨胀阀32的压力损失系数分别作为主回路侧基准压力损失系数Ke及旁通侧基准压力损失系数Ki而算出的。然而，基准值并不限于全开状态，也可以是在其它开度状态下的值。

此外，在步骤S13中，控制部1a使用上述式G，由热源侧膨胀阀28的开度OPe确定旁通膨胀阀32的最大开度OPix。藉此，液体注入控制中的旁通膨胀阀32的可动开度范围被限制在最大开度OPix以下。

接着，在步骤S14、S15中，控制部1a判定排出温度Td是否比目标排出温度Tds小，另外，还判定排出温度Td是否比目标排出温度Tds大。然后，在排出温度Td比目标排出温度Tds小的情况下，控制部1a通过减小旁通膨胀阀32的开度OPi（即OPi＝OPi－△OPi）来进行控制，以使液体注入流量Gi变小（步骤S16）。另外，在排出温度Td比目标排出温度Tds大的情况下，控制部1a通过增大旁通膨胀阀32的开度OPi（即OPi＝OPi＋△OPi）来进行控制，以使液体注入流量Gi变大（步骤S17）。此外，在排出温度Td是目标排出温度Tds的情况下，控制部1a通过维持旁通膨胀阀32的开度OPi（即OPi＝OPi）来进行控制，以维持液体注入流量Gi（步骤S18）。然后，在进行完步骤S16、S17、S18的处理之后，返回至步骤S2的处理，只要满足步骤S2～S5的进行液体注入控制的运转条件，就反复进行步骤S6（即步骤S11～S18）的处理。在此，关于旁通膨胀阀32的开度OPi，如上所述，根据与热源侧膨胀阀28的开度OPe相关的相关值确定出的上限开度OPix成为可动开度范围的上限。另外，旁通膨胀阀32的开度改变幅度△OPi是由排出温度Td和目标排出温度Tds的偏差来获得的。此外，在排出温度Td比目标排出温度Tds小的情况下，考虑液体压缩等的可能性，将开度改变幅度△OPi设定为比在排出温度Td比目标排出温度Tds大的情况下的开度改变幅度△OPi更大的值，以尽可能快地使液体注入流量Gi变小。

藉此，在热泵系统1中，在排出温度Td比目标排出温度Tds高的情况下，即使进行控制以使旁通膨胀阀32的开度OPi变大，也只能打开至根据与热源侧膨胀阀28的开度OPe相关的相关值确定出的上限开度OPix为止。因此，不易产生液体压缩等，容易确保压缩机21的可靠性。另外，由于根据热源侧膨胀阀28的开度OPe来确定液体注入控制中的旁通膨胀阀32的可动开度范围，因此也有助于提高液体注入控制的控制性。特别地，在热泵系统1中，如上所述，控制压缩机21的运转容量，另外，还控制热源侧膨胀阀28，因此，热源侧膨胀阀28的开度OPe的变化较大，但尽管是这样的结构，也可以恰当地限制旁通膨胀阀32的动作，从而有助于确保压缩机21的可靠性和提高液体注入控制的控制性。

如上所述，在热泵系统1中，即便在压缩机21的压缩比大的运转状况下，也能确保压缩机21的可靠性，并能获得期望的运转能力。特别地，由于热泵系统1是利用在作为散热器的利用侧热交换器41中被加热后的水介质热量的结构，因此，如上所述，可能需要高温（例如60℃）的水介质，容易形成压缩机21的压缩比大的运转状况，但尽管是这样的结构，也能确保压缩机的可靠性，并能获得期望的运转能力。

另外，在热泵系统1中，如上所述，在液体注入控制中的旁通膨胀阀32的上限开度OPix与热源侧膨胀阀28的开度OPe的相关值中包含有压损系数γ。因此，在热泵系统1中，考虑了主制冷剂回路20及旁通回路30侧的压损特性，能将液体注入控制中的旁通膨胀阀32的上限开度OPix设为更恰当的值。

此外，在热泵系统1中，如上所述，在液体注入控制中的旁通膨胀阀32的上限开度OPix与热源侧膨胀阀28的开度OPe的相关值中包含有干燥度系数β。因此，在热泵系统1中，考虑了因在旁通回路30中流动的制冷剂与在主制冷剂回路20中流动的制冷剂的合流而获得的被吸入压缩机21的制冷剂的干燥度，能将液体注入控制中的旁通膨胀阀32的上限开度OPix设为更恰当的值。

―旁通膨胀阀的预测控制―

在上述液体注入控制时，若产生压缩机21的容量变化而使排出温度Td偏离目标排出温度Tds，则以使排出温度Td达到目标排出温度Tds的方式控制作为旁通减压机构的旁通膨胀阀32（图3的步骤S11～S18）。

然而，当压缩机21的容量变化的程度较大时，使排出温度Td达到目标排出温度Td为止可能很费时间。

因此，如图4所示，在液体注入控制时使压缩机21的容量变化的情况下，也可将旁通膨胀阀32的开度OPi改变为根据压缩机21的容量变化的程度预测出的开度即预测开度OPif。

更具体而言，在步骤S21中，控制部1a判定是否产生了压缩机21的容量改变。

接着，在步骤S21中判定为产生压缩机21的容量改变的情况下，控制部1a在步骤S22中判定是否满足预测控制允许条件。在此，预测控制允许条件是根据压缩机21的容量改变来对增大液体注入流量Gi或减小液体注入流量Gi这点是否明确进行判定的条件。即，在压缩机21的容量改变的方向是增大运转容量的方向（例如增大压缩机21的运转频率的方向），且排出温度Td并非比目标排出温度Tds低很多的情况下（例如排出温度Td比稍低于目标排出温度Tds的温度即Tdsm高的情况下），即使快速增大液体注入流量Gi，液体压缩等的可能性也是较小的，因此，在该情况下，能允许旁通膨胀阀32的预测控制。另外，在压缩机21的容量改变的方向是减小运转容量的方向（例如减小压缩机21的运转频率的方向），且排出温度Td并非比目标排出温度Tds高很多的情况下（例如排出温度Td比稍高于目标排出温度Tds的温度即Tdsx高的情况下），即使快速减小液体注入流量Gi，过热压缩等的可能性也是较小的，因此，在该情况下，能允许旁通膨胀阀32的预测控制。

接着，在步骤S22中判定为满足预测控制允许条件的情况下，控制部1a在步骤S23中将旁通膨胀阀32的开度OPi改变为预测开度OPif，以持续进行液体注入控制。在此，预测开度OPif是根据压缩机21的容量变化前的运转频率Ftb及容量变化后的运转频率Ftb获得的值，由下式表示。

OPif＝（Fta/Ftb）^n

在此，n是乘数。另外，预测开度OPif并不限于使用上式来获得，只要根据压缩机21的容量变化的程度来获得即可。

藉此，在热泵系统1中，在液体注入控制时，在控制旁通膨胀阀32以使排出温度Td达到目标排出温度Tds的动作之前，根据压缩机21的容量变化的程度将旁通膨胀阀32的开度OPi改变为预测开度OPif。因此，能使排出温度Td快速达到目标排出温度Tds，并能提高液体注入控制的控制性。

＜其它实施方式＞

以上，根据附图对本发明的实施方式进行了说明，但具体的结构并不局限于上述实施方式，能在不脱离本发明的思想的范围内加以改变。

－A－

在上述热泵系统中，使用了HFC－410A来作为制冷剂，但并不限定于此，也可使用其它制冷剂。

―B―

在上述热泵系统中，设有水介质制热单元和储热水单元以作为水介质的利用目的地，但既可以仅设置其中任一个，也可以设置其它利用目的地。

―C―

在上述热泵系统中，利用单元和储热水单元是分体单元，但利用单元和储热水单元也可以是一体单元。

―D―

在上述热泵系统中，热源单元和利用单元是分体单元，但热源单元和利用单元也可以是一体单元。

－E－

在上述热泵系统中，一个利用单元与一个热源单元连接，但一个热源单元也可以与多个利用单元连接。

－F－

在上述热泵系统中，采用了利用在作为制冷剂的散热器的利用侧热交换器中被加热后的水介质的热量的结构，但并不限定于此，例如若需要高温的空气，则也可以使用利用在作为制冷剂的散热器的利用侧热交换器中被加热后的空气的热量的结构。

工业上的可利用性

本发明能在自将可变容量式的压缩机、散热器、可变式的主减压机构及蒸发器相连接而构成的主制冷剂回路的从散热器的出口到主减压机构为止之间的部分朝压缩机的吸入侧进行液体注入的热泵系统中广泛使用。

(符号说明)

1   热泵系统

1a  控制部

2   热源单元

20  主制冷剂回路

21  压缩机

26  热源侧热交换器（蒸发器）

28  热源侧膨胀阀（主减压机构）

30  旁通回路

31  旁通管

32  旁通膨胀阀

41    利用侧热交换器（散热器）

70    水介质回路

Ke    主回路侧基准压力损失系数

Ki    旁通侧基准压力损失系数

OPe   热源侧膨胀阀的开度（主减压机构的开度）

OPif  预测开度

OPix  上限开度

Td    排出温度

Tds   目标排出温度

Xe    主回路侧干燥度

Xi    旁通侧干燥度

Xsa   允许干燥度

β    干燥度系数

γ    压损系数

现有技术文献

专利文献

专利文献1：日本专利特开2007－163099号公报

Claims (4)

1.一种热泵系统(1)，其特征在于，包括：

主制冷剂回路(20)，该主制冷剂回路(20)是通过将进行制冷剂的压缩的可变容量式的压缩机(21)、使在所述压缩机中被压缩后的制冷剂进行散热的散热器(41)、使在所述散热器中散热后的制冷剂进行减压的可变式的主减压机构(28)以及使在所述主减压机构中被减压后的制冷剂蒸发的蒸发器(26)相连接而构成的；

旁通回路(30)，该旁通回路(30)具有旁通管(31)和旁通减压机构(32)，其中所述旁通管(31)将所述主制冷剂回路的从所述散热器的出口到所述主减压机构为止之间的部分与所述压缩机的吸入侧相连接，所述旁通减压机构(32)使在所述旁通管中流动的液体制冷剂进行减压；以及

控制部(1a)，该控制部(1a)对所述压缩机、所述主减压机构及所述旁通减压机构进行控制，

所述旁通减压机构是可变式的，

所述控制部进行液体注入控制，通过控制所述旁通减压机构，使从所述压缩机排出的制冷剂的温度即排出温度(Td)达到规定的目标排出温度(Tds)，在该液体注入控制中，所述旁通减压机构的上限开度(OPix)根据与所述主减压机构的开度(OPe)相关的相关值来确定；

所述相关值包括由所述主减压机构(28)的流路阻力的基准值即主回路侧基准压力损失系数(Ke)和所述旁通减压机构(32)的流路阻力的基准值即旁通侧基准压力损失系数(Ki)确定出的系数即压损系数(γ)。

2.如权利要求1所述的热泵系统(1)，其特征在于，

所述相关值包括由被吸入所述压缩机(21)的制冷剂的干燥度的允许限度即允许干燥度(Xsa)、所述旁通管(31)的出口处的制冷剂的干燥度即旁通侧干燥度(Xi)及所述蒸发器(26)的出口处的制冷剂的干燥度即主回路侧干燥度(Xe)确定出的系数即干燥度系数(β)。

3.一种热泵系统(1)，其特征在于，包括：

主制冷剂回路(20)，该主制冷剂回路(20)是通过将进行制冷剂的压缩的可变容量式的压缩机(21)、使在所述压缩机中被压缩后的制冷剂进行散热的散热器(41)、使在所述散热器中散热后的制冷剂进行减压的可变式的主减压机构(28)以及使在所述主减压机构中被减压后的制冷剂蒸发的蒸发器(26)相连接而构成的；

旁通回路(30)，该旁通回路(30)具有旁通管(31)和旁通减压机构(32)，其中所述旁通管(31)将所述主制冷剂回路的从所述散热器的出口到所述主减压机构为止之间的部分与所述压缩机的吸入侧相连接，所述旁通减压机构(32)使在所述旁通管中流动的液体制冷剂进行减压；以及

控制部(1a)，该控制部(1a)对所述压缩机、所述主减压机构及所述旁通减压机构进行控制，

所述旁通减压机构是可变式的，

所述控制部进行液体注入控制，通过控制所述旁通减压机构，使从所述压缩机排出的制冷剂的温度即排出温度(Td)达到规定的目标排出温度(Tds)，在该液体注入控制中，所述旁通减压机构的上限开度(OPix)根据与所述主减压机构的开度(OPe)相关的相关值来确定；

在所述液体注入控制时使所述压缩机(21)的容量变化的情况下，所述控制部(1a)将所述旁通减压机构(32)的开度改变为根据所述压缩机的容量变化的程度预测出的开度即预测开度(OPif)。

4.如权利要求1至3中任一项所述的热泵系统(1)，其特征在于，

所述散热器(41)是通过在所述压缩机(21)中被压缩后的制冷剂的散热来对水介质进行加热的热交换器，并与用于利用在所述散热器中被加热后的水介质的热量的水介质回路(70)相连接。