CN1786477B

CN1786477B - 冷冻循环装置

Info

Publication number: CN1786477B
Application number: CN 200510129541
Authority: CN
Inventors: 远藤和广; 香曾我部弘胜; 幸野雄; 石山明彦; 向井有吾; 松嶋弘章
Original assignee: Hitachi Appliances Inc
Current assignee: Hitachi Johnson Controls Air Conditioning Inc
Priority date: 2004-12-07
Filing date: 2005-12-06
Publication date: 2011-11-16
Anticipated expiration: 2025-12-06
Also published as: CN1786477A; JP2006161659A

Abstract

本发明提供一种两段压缩机的中间压力可控制的高性能·高可靠性的冷冻循环装置。其中具有制冷剂回路和制冷剂量调节部，所述制冷剂回路包括：第一热交换器，其进行从压缩机的高压侧压缩单元所排出的制冷剂的热交换；减压装置，其降低来自该第一热交换器的制冷剂的压力；第二热交换器，其进行被减压的制冷剂的热交换，通过制冷剂流路将所述压缩机、所述第一热交换器、所述减压装置和所述第二热交换器连接，并将来自所述第二热交换器的制冷剂吸入到所述压缩机的低压侧压缩单元中。所述制冷剂量调节部，调节被所述低压侧压缩单元压缩并被吸入到所述高压侧压缩单元中的制冷剂量。

Description

冷冻循环装置

技术领域

本发明涉及使用两段压缩机的冷冻循环装置。

背景技术

冷冻循环装置，例如用于冷冻空调装置和热水供给装置的热泵装置，通常备有压缩机，并且作为其压缩机使用的是两段压缩机。

用于这种冷冻循环装置的压缩机的吸入压力和排出压力，根据装置的运转条件而变化，当然作为排出压力和吸入压力的比的压力比也发生变化。特别是，作为压缩机在使用具有低压侧压缩单元和高压侧压缩单元的两段压缩机的情况下，所述的吸入压力和排出压力分别成为低压侧压缩单元的吸入压力(低压侧吸入压力)和高压侧压缩单元的排出压力(高压侧排出压力)。

该两段压缩机的低压侧压缩单元的排出压力(低压侧排出压力)或者高压侧压缩单元的吸入压力(高压侧吸入压力)，通过下述的关系和假设而能够计算出近似值。

低压侧压缩单元和高压侧压缩单元各自的汽缸容积和吸入气体比容积的关系可由以下表示。

V_s1＝eta_v1·V_th1·N/G₁ .........(1)

V_s2＝eta_v2·V_th2·N/G₂ .........(2)

这里，V_s是吸入气体比容积，eta_v是体积效率，V_th是汽缸容积，N是压缩机旋转速度，G是制冷剂质量流量，下标_1、2分别表示低压侧压缩单元和高压侧压缩单元。

另外，若假定气体的压缩是“pv^k＝固定”的绝热变化(p：压力，v：气体比容积，k：绝热指数)，且低压侧压缩单元的排出气体状态和高压侧压缩单元的吸入气体状态相同，则以下成立。

P_s1V_s1 ^k＝P_s2V_s2 ^k .........(3)

这里，P_s1、V_s1分别表示低压侧压缩单元的吸入压力和吸入气体比容积，P_s2、V_s2分别表示高压侧压缩单元的吸入压力和吸入气体比容积。

若通过上述三式消去V_s1、V_s2，则高压侧吸入压力P_s2和低压侧吸入压力P_s1之间成立以下关系。

P_s2＝P_s1((eta_v1/eta_v2)·(V_th1/V_th2)·(G₂/G₁))^k .........(4)

假定在低压侧压缩单元的排出口和高压侧压缩单元的吸入口之间，没有和外部的制冷剂的流入流出，则低压侧压缩单元的制冷剂质量流量G1和高压侧压缩单元的制冷剂质量流量G2变得相同，并且若假设低压侧压缩单元的体积效率eta_v1和高压侧单元的体积效率eta_v2大致相同，则高压侧吸入压力P_s2与低压侧吸入压力P_s1的关系可由以下式表示。

　　　　.........(5)

也就是说，高压侧吸入压力P_s2成为低压侧吸入压力P_s1的大约(V_th1/V_th2)^k倍。由于V_th1、V_th2是低压侧压缩单元和高压侧压缩单元的汽缸容积，因此(V_th1/V_th2)是固定值。另外，由绝热指数k的运转条件所引起的变化较小。因此，高压侧吸入压力P_s2成为低压侧吸入压力P_s1的约定倍数。另外，在式(5)中，在高压侧吸入压力P_s2比压缩机的排出压力P_d(高压侧排出压力)大时，设为P_s2＝P_d。

这种两段压缩机与单段压缩机相比较，由于每个各段的压力比和压力差变小，所以可以降低各压缩单元的负载以及工作室的泄漏，从而提高了效率。

通过适当地设定低压侧压缩单元的排出压力和吸入压力的比率(低压侧压缩单元的压力比)和高压侧压缩单元的排出压力和吸入压力的比率(高压侧压缩单元的压力比)的关系，或者，低压侧压缩单元的排出压力和吸入压力的压差(低压侧压缩单元的压差)和高压侧压缩单元的排出压力和吸入压力的压差(高压侧压缩单元的压差)的关系，能够实现效率的提高。

〔专利文献1〕特开10-141270号公报

但是，根据运转条件，两段压缩机的吸入压力(低压侧吸入压力)和排出压力(高压侧排出压力)发生变化，或者其压力比也变化。若低压侧吸入压力P_s1被决定，则高压侧吸入压力P_s2也由式(5)大致自动地决定。

为此，根据运转条件，低压侧压缩单元的压力比和高压侧压缩单元的压力比，或者，低压侧压缩单元的压差和高压侧压缩单元的压差的关系，大幅偏离最佳点，从而有时会发生不能使上述两段压缩机原有的特长生成的情况。

特别是，冷冻循环装置在低负荷下低压力比运转时，该两段压缩机的低压侧排出压力(与高压侧的吸入压力大致相等)将会达到压缩机的排出压力(高压侧排出压力)。因此，由于在高压侧压缩单元中不进行压缩工作，气体制冷剂白白流通过工作室，因此成为浪费输入能量的工作。即，产生比单段压缩机效率还低下的问题。

针对该问题，在专利文献1中公开了一种控制机构，其为了在低压力比运转时，控制压缩室的实际有效容积，减小低压侧压缩单元的实质的吸入气体容积，而由连通低压侧压缩单元的压缩室和吸入侧的吸入旁路通路和开闭其的吸入旁路阀开闭装置构成。

这里，通过设于低压侧压缩单元的吸入旁路通路和开闭其的吸入旁路阀开闭装置，在低压力比运转时，在前述的式(5)中，相当于使低压侧压缩单元的汽缸容积V_th1减小，由此使高压侧吸入压力P_s2降低。

因此，能够防止低压侧排出压力(与高压侧吸入压力大致相等)接近于排出压力。于是，使低压侧压缩单元和高压侧压缩单元的压缩负荷接近，从而实现压缩机输入的降低。

然而，在专利文献1中存在以下所述的课题。在该现有技术中，在转动活塞(rolling piston)型旋转两段压缩机的低压侧压缩单元的汽缸压缩室设有旁路孔，并备置有连通压缩室和吸入侧的吸入旁路通路和开闭其的吸入旁路阀。

随着活塞在汽缸内旋转，在低压侧压缩单元的吸入室容积增加，进行吸入作用，另一方面，压缩室容积减小，进行压缩作用，以及随后的排出作用。

在压力比以设定值以下的低压力比运转时，吸入旁路阀被打开，到活塞在汽缸压缩室内通过旁路孔为止，不进行实质的压缩作用，制冷剂气体通过旁路通路，回流到低压侧压缩单元的吸入侧。于是，在活塞通过旁路孔以后开始实质的压缩作用。

因此，到活塞在汽缸压缩室内通过旁路孔为止，低压侧压缩单元不进行压缩作用而进行泵作用，通过该泵作用，从压缩室送出的制冷剂气体返回到吸入侧，并再次被低压侧压缩单元吸入。因此，在专利文献1中存在该区间进行无用的工作且该种压缩机的输入增加的问题。

另外，在转动活塞型旋转压缩机中，由于活塞在汽缸内进行一次旋转会进行压缩作用和排出作用，因此在专利文献1中所公开的现有技术中，活塞通过旁路孔后而开始压缩作用，制冷剂达到排出压力的旋转角度也会推迟，因此必须在较短的旋转角度间进行排出作用。因此存在如下问题，每单位时间通过排出口的制冷剂流量增加，其造成排出流路损失的增加，该种压缩机的输入增加。

因此，在专利文献1所公开的现有技术中，虽然能够使现防止在低压力比运转时，低压侧排出压力接近高压侧排出压力，使低压侧压缩单元和高压侧压缩单元的负荷接近，并降低了压缩机输入，但是上述问题没有得到解决。

本发明的目的在于提供一种具有两段压缩机的高性能·高可靠性的冷冻循环装置，其具有吸入从低压侧压缩单元排出的制冷剂的高压侧压缩单元。

发明内容

为了达到上述目的，本发明的冷冻循环装置，具有制冷剂回路和制冷剂量调节部，

所述制冷剂回路包括：压缩机，其备有收置于密闭容器中的电动单元以及由该电动单元所驱动的低压侧压缩单元和高压侧压缩单元；第一热交换器，其进行从所述高压侧压缩单元所排出的制冷剂的热交换；减压装置，其降低来自该第一热交换器的制冷剂的压力；第二热交换器，其进行被减压的制冷剂的热交换，通过制冷剂流路将所述压缩机、所述第一热交换器、所述减压装置和所述第二热交换器连接，并将来自所述第二热交换器的制冷剂吸入到所述压缩机的低压侧压缩单元中；

所述制冷剂量调节部，将由所述低压压缩单元所压缩的制冷剂分为两流，调节被所述低压侧压缩单元压缩并被吸入到所述高压侧压缩单元中的制冷剂量。

另外，为了达到上述目的，本发明的冷冻循环装置，具有：

制冷剂回路，包括：压缩机，其备有收置于密闭容器中的电动单元以及由该电动单元所驱动的低压侧压缩单元和高压侧压缩单元；第一热交换器，其进行从所述高压侧压缩单元所排出的制冷剂的热交换；第一减压装置，其降低来自该第一热交换器的制冷剂的压力；第二热交换器，其进行被减压的制冷剂的热交换，通过制冷剂流路将所述压缩机、所述第一热交换器、所述第一减压装置和所述第二热交换器连接，并将来自所述第二热交换器的制冷剂吸入到所述压缩机的低压侧压缩单元中；

中间制冷剂流路，其使被所述低压侧压缩单元压缩的制冷剂，通到所述第一减压装置和所述第二热交换器之间的制冷剂流路中；

第二减压装置，其与来自该中间制冷剂流路的制冷剂连通；

控制部，其控制所述第一及/或第二减压装置，而调节被吸入到所述高压侧压缩单元中的制冷剂量，

所述第二减压装置调节吸入所述低压侧压缩单元的制冷剂量和吸入到所述高压侧压缩单元中的制冷剂量的制冷剂流量比。

除了上述结构，所述第二减压装置也可以设在所述中间制冷剂流路上。

另外，除了上述结构，所述第二减压装置，也可以设于与所述中间制冷剂流路连接的制冷剂流路上，与该所述中间制冷剂流路的连接部相比更靠近制冷剂流的下流侧。

另外，除了上述结构，所述第二减压装置，也可以形成为根据所述高压侧压缩单元的吸入压力或所述低压侧压缩单元的排出压力而工作。

另外，除了上述结构，所述第二减压装置，也可以形成为根据述高压侧压缩单元的排出温度和所述低压侧压缩单元的排出温度的差而工作。

另外，除了上述结构，所述中间制冷剂流路，也可以具有被所述低压侧压缩单元压缩的制冷剂进行热交换的第三热交换器。此外，所述第一热交换器和所述第三热交换器，还可以具有分别流过其的制冷剂在与共通的流体之间进行热交换的结构。

根据本发明，能够提高具有两段压缩机的冷冻循环装置的性能，还能构提高可靠性。

附图说明

图1是表示本发明的一个实施方式的热泵式热水供给机的概况的冷冻循环结构图。

图2是表示目标排出温度差，与高压侧压缩单元的排出温度和低压侧压缩单元的吸入温度的温度差的关系的图。

图3是图1的热泵式热水供给机的两段压缩机进行高压力比运转时的制冷剂流动的说明图。

图4是图1的热泵式热水供给机的两段压缩机进行低压力比运转时的制冷剂流动的说明图。

图5是表示本发明的其他实施方式的热泵式热水供给机的概况的冷冻循环结构图。

图6是表示本发明的又一其他实施方式的热泵式热水供给机的概况的冷冻循环结构图。

图7是表示本发明的一个实施方式的热泵式供暖机的概况的冷冻循环结构图。

图8是表示本发明的其他实施方式的热泵式供暖机的概况的冷冻循环结构图。

图9是图8所示的热交换器的剖面图。

图10是本发明的又一其他实施方式的冷冻空调装置的概况的冷冻循环结构图。

图11是图10所示的热交换器的结构图。

图中：10—压缩机，11—低压侧压缩单元，11a—低压侧压缩单元的吸入通路，11b、11b’—低压侧压缩单元的排出通路，12—高压侧压缩单元，12a—高压侧压缩单元的吸入通路，12b—高压侧压缩单元的排出通路，13—密闭容器，20、20’—热交换器，21—第一制冷剂通路，22、24a、24b—第二制冷剂通路，23—水通路，30—第一膨胀阀，31—第二膨胀阀，32—蒸发器，33、63—送风机，40—蒸发温度传感器，41—低压侧吸入温度传感器，42—低压侧排出温度传感器，43—高压侧排出温度传感器，44—密闭容器内部压力传感器，50—第一控制器，51—第二控制器，60、61、62—冷却器。

具体实施方式

本发明的冷冻循环装置，具有：压缩机，其备有收置于密闭容器内的电动单元和由该电动单元所驱动的低压侧压缩单元和高压侧压缩单元；第一热交换器，其进行从该压缩机的高压侧压缩单元所排出的制冷剂的热交换；减压装置，其降低来自该第一压缩机的制冷剂的压力；制冷剂回路，其分别通过制冷剂通路连接与被减压的制冷剂进行热交换的第二热交换器；制冷剂量调节部，其调节被所述低压侧压缩单元压缩的制冷剂，被所述高压侧压缩单元吸入的制冷剂的量。

图1所说明的冷冻循环装置，是作为本发明的一个实施方式的热泵式热水供给机，作为制冷剂使用的是二氧化碳。

在图1的装置中，压缩机10在密闭容器13内具有两个压缩单元(低压侧压缩单元11、高压侧压缩单元12)。低压侧压缩单元11、高压侧压缩单元12由收置于密闭容器13内的电动单元(未图示)驱动。

低压侧压缩单元11的吸入通路11a贯通密闭容器13，与蒸发器32的出口相连接。低压侧压缩单元11的第一排出通路11b和第二排出通路11b’，与密闭容器13内部相连通。换而言之，第一排出通路11b和第二排出通路11b’向密闭容器13开放。

高压侧压缩单元12的吸入通路12a贯通密闭容器13，并与第二排出通路11b’以及热交换器20的第二制冷剂通路22连接。高压侧压缩单元12的排出通路12b，与热交换器20的第一制冷剂通路21连接。

对由低压侧压缩单元11所压缩的气体制冷剂的流动进行说明。由低压侧压缩单元11所压缩的气体制冷剂，通过第一排出通路11b而放出到密闭容器13内。密闭容器13内的气体制冷剂，流入到第二排出通路11b’。此时，密闭容器13内的压力，与低压侧压缩单元11的排出压力相等。

流过低压侧压缩单元11的第二排出通路11b’的制冷剂气体，在与吸入通路12a的连接部被分为两流。

其中的一流，通过高压侧压缩单元12的吸入通路12a被吸入到高压侧压缩单元12。在高压侧压缩单元12中气体制冷剂被进一步压缩成为高压气体制冷剂，并被排出到排出通路12b。该高压气体制冷剂通过排出通路12b而流入到热交换器20的第一制冷剂通路21。

另外的一流路通过吸入通路12a而进入热交换器20的第二制冷剂通路22，一度被分开的制冷剂流，在位于第一减压装置的下流的制冷剂流路中合流，成为中间制冷剂流。

接下来，对热交换器20进行说明。热交换器20，具有第一制冷剂通路21、第二制冷剂通路22以及水通路23。第一制冷剂通路21和水通路23、以及第二制冷剂通路22和水通路23具有可热交换的接触构造。

第一制冷剂通路21，其入口侧和排出通路12b相连接，出口侧通过管路与作为第一减压装置的第一膨胀阀30相连接。所谓水通路23，备有第一制冷剂通路21，其具有从水通路23的入口部分直至出口部分可热交换地接触的流路构造。向水通路23的水的供给，按照图1中的箭头的方向进行。即，以与制冷剂的流动相反的朝向为水的流动方向。

第二制冷剂通路22，与第一制冷剂通路21相比较，备有不与水通路23的出口侧部分进行热交换的流路构造。第二制冷剂通路22，其入口侧通过吸入通路12a与低压侧压缩单元11的第二排出通路11b’连通，其出口侧通过管路与作为第二减压装置的第二膨胀阀31相连接。流过该第二制冷剂通路22的气体制冷剂，与流过水通路23的水进行热交换，流到第二膨胀阀31。

在本实施方式中，热交换器20的第一制冷剂通路21与第一膨胀阀30连通，第二制冷剂通路22与第二膨胀阀31连通。于是，通过第一膨胀阀30的制冷剂和通过第二膨胀阀31的制冷剂混合后，其混合后的制冷剂流入到蒸发器32。另外，若没有通过第二膨胀阀31的制冷剂则仅通过第一膨胀阀30的制冷剂流入到蒸发器32。有关对应于各膨胀阀的开度的制冷剂的流动在后面进行详细记述。

在蒸发器32中进行热交换的制冷剂，经过吸入通路11a而被吸入到低压侧压缩单元11。送风机33向蒸发器32内送风空气，蒸发器32进行与制冷剂和空气的热交换。

接下来，对图1的控制系统进行说明。首先，第一控制装置50，是控制蒸发器32的过热度的控制装置，第二控制装置51是控制来自高压侧压缩单元12和低压侧压缩单元11的制冷剂气体排出温度差的控制装置。

蒸发温度传感器40设为与蒸发器32的制冷剂传热管(未图示)表面相接触，大致地检测制冷剂的蒸发温度T_e。另外，低压侧吸入温度传感器41，设为与作为压缩机10的低压侧压缩单元11的吸入通路11a的配管表面相接触，大致地检测低压侧压缩单元11的吸入气体制冷剂温度T_s1。

低压侧排出温度传感器42，设为与作为低压侧压缩单元11的排出通路11b的配管表面相接触，大致地检测低压侧压缩单元11的排出气体制冷剂温度T_d1。另外，高压侧排出温度传感器43，设为与作为高压侧压缩单元12的排出通路12b的配管表面相接触，大致地检测高压侧压缩单元12的排出气体制冷剂温度T_d2。

第一控制器50，根据第一膨胀阀30的开闭度，而控制由温度传感器41所检测的吸入气体温度T_s1和由温度传感器40所检测的蒸发温度T_e的差的过热度的大小。例如，在目标过热度被设定为5℃的情况下，第一控制器50，控制第一膨胀阀30的开闭度，使过热度成为目标过热度。

第二控制器51，根据第二膨胀阀31的开闭度，而控制由温度传感器43所检测的高压侧排出温度T_d2和由温度传感器42所检测的低压侧排出温度T_d1的差的高压侧和低压侧的排出温度差(T_d2-T_d1)的大小。例如，如图2所示，将目标排出温度差(T_d2-T_d1)设定为高压侧排出温度T_d2和低压侧的吸入温度T_s1的差(T_d2-T_s1)的一次函数，第二控制器51，控制第二膨胀阀31的阀开闭度，使排出温度差成为目标值。

在本实施方式中，作为热泵式热水供给机的制冷剂使用的是二氧化碳，高压侧压缩单元12的汽缸容积，被设定为低压侧压缩单元的汽缸容积的60％。

对由以上方式所构成的热泵式热水供给机的高压力比运转时和低压力比运转时的冷冻循环的动作进行说明。

图3是热泵式热水供给机的两段压缩机进行高压力比运转时的制冷剂流动的说明图。例如，作为冬季的压力条件，分别将吸入压力、排出压力和压力比，设为吸入压力(低压侧吸入压力)P_s1＝3.5MPa、排出压力(高压侧排出压力)P_d＝10MPa，且压力比P_d/P_s1＝2.9。

此时，控制第二膨胀阀31，阀成为全闭状态，使高压侧压缩单元12和低压侧压缩单元11的排出温度差(T_d2-T_d1)成为图2所示的目标值。此时，低压侧压缩单元11的制冷剂流量G₁和高压侧压缩单元12的制冷剂流量G₂相同。

另外，假定低压侧压缩单元11的体积效率eta_v1和高压侧压缩单元12的体积效率eta_v2大致相同，若使用高压侧压缩单元和低压侧压缩单元的汽缸容积比V_th2/V_th1＝0.6，绝热指数k＝1.3，则通过前式(4)高压侧吸入压力比P_s2＝6.8MPa。此时，低压侧压缩单元11的压力比P_s2/P_s1＝1.9，高压侧压缩单元12的压力比P_d/P_s2＝1.5，另外，低压侧压缩单元11的压力差P_s2-P_s1＝3.3MPa，高压侧压缩单元12的压力差P_d-P_s2＝3.2MPa。

因此，各压缩单元的压力比和压力差接近，各压缩单元的负载以及工作室的泄漏被降低，压缩机的效率被提高。

图4是图1的热泵式热水供给机的两段压缩机进行低压力比运转时的制冷剂流动的说明图。例如，作为夏季的压力条件，分别将吸入压力、排出压力和压力比设为吸入压力(低压侧吸入压力)P_s1＝5.6MPa，排出压力(高压侧排出压力)P_d＝10MPa，于是压力比P_d/P_s1＝1.8。

此时对第二膨胀阀31进行控制，使高压侧压缩单元12和低压侧压缩单元11的排出温度差(T_d2-T_d1)成为图2所示的目标值，阀使从低压侧压缩单元11向高压侧压缩单元12流动的制冷剂的大约25％在热交换器20的第二制冷剂通路中流通。因此，制冷剂流量比为G₂/G₁＝0.75。

另外，假定体积效率的比率eta_v1/eta_v2＝1.0，若使用汽缸容积比V_th2/V_th1＝0.6，绝热指数k＝1.3，则通过式(4)高压侧吸入压力P_s2＝7.5MPa。此时，低压侧压缩单元11的压力比P_s2/P_s1＝1.3，高压侧压缩单元12的压力比P_d/P_s2＝1.3，另外，低压侧压缩单元11的压力差P_s2-P_s1＝1.9MPa，高压侧压缩单元12的压力差P_d-P_s2＝2.5MPa。

因此，各压缩单元的压力比和压力差接近，各压缩单元的负载以及工作室的泄漏被降低，压缩机的效率提高。

这里，在低压力比运转时，在没有将低压侧压缩单元11的排出通路11b’的制冷剂分流的机构的情况下，制冷剂流量比G₂/G₁＝1.0，根据式(4)，高压侧吸入压力P_s2＝10.9MPa。

由于该值比排出压力P_d＝10MPa高，所以P_s2＝P_d。因此，仅在低压侧压缩单元11中达到压缩机的排出压力，在高压侧压缩单元12中，没有进行压缩工作。即，气体制冷剂白白流经工作室，做了无用功，比单段压缩机效率更低。

因此，通过本实施方式，能够实现该问题的解决。另外，在使低压侧压缩单元的压缩室的制冷剂经旁路进入吸入侧的现有技术中，压缩机除了压缩工作以外，对于必须的用于使制冷剂经旁路的泵的多余工作，由于本发明不需要泵的工作等多余动力，因此更有效率。

另外，如本实施方式，因为流入到热交换器20的第二制冷剂通路22的制冷剂是低压侧压缩后的排出气，因此与作为高压侧压缩后的排出气而流入到第一制冷剂通路21的制冷剂相比温度低。

例如，假定低压侧吸入压力P_s1＝5.6MPa，低压侧吸入温度T_s1＝24℃，高压侧吸入压力P_s2＝7.5MPa，排出压力P_d＝10MPa，且绝热压缩，则有低压侧排出温度T_d1＝46℃，高压侧排出温度T_d2＝68℃。

热交换器20的第一制冷剂通路21，配置为从水通路23的入口到出口全体形成对向流动，相对与此，第二制冷剂通路22，配置为从水通路23的入口到中途形成对向流动。

为此，流入到第一制冷剂通路21的高温制冷剂(例如68℃)，在将流过水通路23内的水加热的同时其温度降低，在第二制冷剂通路22的入口附近，变得与第二制冷剂通路22入口的制冷剂温度(例如46℃)相同。其后，第一制冷剂通路的21内的制冷剂和第二制冷剂通路22内的制冷剂以同等的温度水平加热水通路23内的水，温度同样地降低。因此，因为配置了第二制冷剂通路，使相同位置的两个制冷剂通路21和22内的制冷剂温度形成相同的水平，所以能够有效地进行制冷剂和水的热交换。

根据以上的结构和工作，能够合适地控制两段压缩机的中间压力的高压侧压缩单元的吸入压力，并能够实现与压力比无关的高效的运转。

图5的结构，是附加了检测图1的结构中的压缩机密闭容器13内的压力的压力传感器44。在图5中，在与图1的同等部分中，标注相同符号，并省略其说明。

作为制冷剂而使用的二氧化碳，其临界点的温度很低为31℃，在适用于热泵装置以及冷冻空调装置的冷冻循环时，是横穿临界点的转移临界冷冻循环。

在超临界状态中，树脂等高分子材料的析出成为问题，在存在水分的情况下，进一步促进析出，有可能会引起树脂材料的显著劣化。在压缩机10的密闭容器13内，收置有驱动压缩单元11、12的电动单元(未图示)，在电动单元中使用的是树脂材料。因此在本实施方式中，通过将密闭容器13内的压力保持在临界压力以下，从而实现防止电动单元的树脂材料的劣化。

二氧化碳的临界压力大约是7.4MPa。在热泵式热水供给机运转时，压力传感器44检测压缩机的密闭容器内的压力。相对于作为压缩机的低压的吸入压力(低压侧吸入压力)和高压的排出压力(高压侧排出压力)，密闭容器内压力成为与低压侧排出压力和高压侧吸入压力等同的中间压力。第二控制器51，控制第二膨胀阀31，使由压力传感器44所检测的中间压力成为比临界压力低的上限压力，例如，在7.0MPa以下，高压侧和低压侧的排出温度差(T_d2-T_d1)成为前述图2所示的目标值。

在与图3中的说明相同的高压力比运转条件中，吸入压力(低压侧吸入压力)P_s1＝3.5MPa，排出压力(高压侧排出压力)P_d＝10MPa，且第二膨胀阀31成为全闭状态，高压侧吸入压力(与密闭容器内压力相同)与实施例1相同，成为比上限压力7.0MPa低的P_s2＝6.8MPa。

另外，在与图4中的说明相同的低压力比运转条件的吸入压力(低压侧吸入压力)P_s1＝5.6MPa，排出压力(高压侧排出压力)P_d＝10MPa中，若进行高压侧和低压侧的排出温度差(T_d2-T_d1)的控制，则如第一实施方式的中间压力成为7.5MPa，因为超过了上限值7.0MPa，所以膨胀阀31受到控制，使由压力传感器44所检测的中间压力成为上限值7.0MPa。此时，若根据(4)式计算，则从低压侧压缩单元11向高压侧压缩单元12流动的制冷剂的大约29％，流通到热交换器20的第二制冷剂通路。

因此，因为能够将压缩机10的密闭容器13内的压力保持在临界压力以下，所以能够实现防止由收置于密闭容器13内的电动单元等的树脂材料的超临界析出所引起劣化，并提高可靠性。

另外，因为将压缩机的密闭容器内压力抑制在临界压力以下，所以能够降低密闭容器的耐压，并实现成本的降低。

图6的结构，是在图1的结构上附加两段压缩机的中间冷却器。在图6中，在与图1相同的部分上标注相同标号，并省略其说明。

在热交换器20’中，第一制冷剂通路21配置为从水通路的入口23到出口形成全体对向流动。

第二制冷剂通路中间冷却部24a，其入口与压缩机10的低压侧压缩单元11的第二排出通路11b’连接。另外，中间冷却部24a，位于水通路23的中间部，并被配置为可以与对向流动的水进行热交换。

另外，第二制冷剂通路旁路冷却部24b被配置为可在水通路23的入口侧对向流动进行热交换。第二制冷剂通路中间冷却部24a的出口的两个分路，其中一方与高压侧压缩单元12的吸入通路12a相连接，另一方与第二制冷剂通路旁路冷却部24b的入口侧相连接。此外还有，第二制冷剂通路旁路冷却部24b的出口，通过第二膨胀阀31，与蒸发器32的入口连接。

此时，通过压缩机10的低压侧压缩单元11，从低压到中间压被压缩、温度上升的气体制冷剂，在热交换器20’的第二制冷剂通路中间冷却部24a，与水通路23内的水进行热交换而被冷却。因此，因为高压侧压缩单元12的入口制冷剂温度降低，所以每单位质量的理论绝热压缩工作减少，能够实现热泵式热水供给机的消耗电力的降低。

另外，如利用图1所详述，通过控制第二膨胀阀31，而适当地控制两段压缩机的中间压力，从而能够实现与运转压力比无关的高效率的运转。

图7是表示本发明的一个实施方式的热泵式供暖机的概况的冷冻循环结构图。该结构，从图1的实施例的结构中的水—制冷剂热交换器变换为空气—制冷剂热交换器。在图7中，在与图1相同的部分标注同一符号，并省略其说明。

主气冷却器60的入口与压缩机10的高压侧压缩单元12的排出通路12b相连接，主气冷却器60的出口与第一膨胀阀30相连接。另外，中间冷却器61的入口与压缩机10的低压侧压缩单元11的第二排出通路11b’相连接，中间冷却器61的出口被分为二路，其一与高压侧压缩单元12的吸入通路12a连接，另一方与旁路冷却器62的入口相连接。此外还有，旁路冷却器62的出口通过第二膨胀阀31与蒸发器32的入口连接。

冷却器60、61、62以相对的制冷剂温度的高低顺序而配置，能够实现有效地热交换，使气体制冷剂通过送风机63而与被送风的空气形成近似的对向流动。

另外，如利用图1所详述，通过控制第二膨胀阀31，能够适当地控制两段压缩机的中间压力，并能够实现与运转压力比无关地高效率地运转。

此外还有，与图6的实施方式相同，通过控制两段压缩机的中间冷却器，能够实现热泵式供暖机的消费电力的降低。

作为使用两段压缩机的冷冻循环装置，虽然对热泵式热水供给机以及供暖机中使用本发明的一个实施方式的例子进行了详述，但是也同样适用于使用两段压缩机的冷冻装置。

另外，虽然没有对使压缩机的吸入通路内的制冷剂和膨胀阀前的通路内制冷剂热交换的内部热交换器进行说明，但是为了提高机器效率，以及升高水或空气的加热温度，也可以设置内部热交换器。

图8的结构，作为图1的热交换器可适用于其他的可适用的热交换器。在图8的结构中，在与图1相同的部分上标注相同符号，并省略其说明。

对图8的热交换器20进行说明。热交换器20具有由多个管路形成的第一制冷剂通路21、第二制冷剂通路22以及水通路23。

如图9中所表示的各通路的位置关系，第一制冷剂通路21和水通路23，以及第二制冷剂通路22和水通路23具有可热交换的相接触的构造。

第一制冷剂通路21和排出通路12b的连接，通过设于第一制冷剂通路21的入口部的分配器(未图示)而进行。第一制冷剂通路21的出口部，形成使多条配管合流的管路。该管路合流为一的第一制冷剂通路21的出口部，与作为第一减压装置的第一膨胀阀30相连接。

第二制冷剂通路22与第一制冷剂通路21相比较，构成为不与水通路23的出口侧部分热交换的流路构造。第一制冷剂通路21与第一膨胀阀30连通，第一膨胀阀30与作为第二减压装置的第二膨胀阀31连通。

第二制冷剂通路22的出口，与第一膨胀阀30和作为第二减压装置的第二膨胀阀31之间的配管连通。

因此，若是通过第二制冷剂通路22的制冷剂，则与通过第一膨胀阀30的制冷剂混合后，通过第二膨胀阀31而流入蒸发器32。

对图8的热泵式热水供给机的高压力比运转时和低压力比运转时的冷冻循环装置的动作进行说明。

例如，作为在冬季进行运转时的压力条件，与图3的说明相同，假设吸入压力(低压侧吸入压力)P_s1＝3.5MPa，排出压力(高压侧排出压力)P_d＝10MPa，且压力比P_d/P_s1＝2.9。此时对第二膨胀阀31阀进行控制，使高压侧和低压侧的排出温度差(T_d2-T_d1)成为图3所示的目标值。此时，压缩机13内的压力和第一膨胀阀30的出口的压力变得大致相同，在第二冷却通路22中没有制冷剂流过。

因此，低压侧压缩单元11的制冷剂流量G₁和高压侧压缩单元12的制冷剂流量G₂相同。另外，假定低压侧压缩单元11的体积效率eta_v1和高压侧压缩单元12的体积效率eta_v2大致相同，若使用高压侧压缩单元和低压侧压缩单元的汽缸容积比V_th2/V_th1＝0.6，绝热指数k＝1.3，则通过前式(4)高压侧吸入压力比P_s2＝6.8MPa。

此时，低压侧压缩单元11的压力比P_s2/P_s1＝1.9，高压侧压缩单元12的压力比P_d/P_s2＝1.5，另外，低压侧压缩单元11的压力差P_s2-P_s1＝3.3MPa，高压侧压缩单元12的压力差P_d-P_s2＝3.2MPa。

另一方面，在夏季运转时，与图4的条件相同，作为压力条件，假设吸入压力(低压侧吸入压力)P_s1＝5.6MPa，排出压力(高压侧排出压力)P_d＝10MPa，并且压力比P_d/P_s1＝1.8。

此时对第二膨胀阀31进行控制，使高压侧和低压侧的排出温度差(T_d2-T_d1)成为图2所示的目标值，于是第一膨胀阀的出口压力变得比低压侧压缩单元11的出口压力低，制冷剂的大约25％流通至热交换器20的第二制冷剂通路。

因此，制冷剂流量比为G₂/G₁＝0.75。另外，假定体积效率的比率eta_v1/eta_v2＝1.0，若使用汽缸容积比V_th2/V_th1＝0.6，绝热指数k＝1.3，则通过前式(4)高压侧吸入压力比P_s2＝7.5MPa。

此时，低压侧压缩单元11的压力比P_s2/P_s1＝1.3，高压侧压缩单元12的压力比P_d/P_s2＝1.3，另外，低压侧压缩单元11的压力差P_s2-P_s1＝1.9MPa，高压侧压缩单元12的压力差P_d-P_s2＝2.5MPa。

本实施方式，通过采用将热交换器20相对于水通路23，使多个第一制冷剂通路21和第二制冷剂通路22可以热交换地相接触的构造，能够缩短水和制冷剂的非接触长度，并能够提高热交换性能。此外，若以椭圆的管构成水通路23，则能够增大水和管的接触面积，并提高传热性能，能够提高热泵式热水供给装置的效率。另一方面，利用如二氧化碳在热交换器内部的超临界状态，在通过放热而降低温度的制冷剂中，通过使水和制冷剂的流动方向相反，能够使水和制冷剂的温度差平均化，并提高热交换性能。

在本实施方式的冷冻循环装置，备有：具有低压侧压缩单元和高压侧压缩单元的两段压缩机；加热制冷剂的热交换器；减压装置；与蒸发器连接的高压侧成为超临界压力，并作为减压装置而串接的第一减压装置和第二减压装置，并通过备有将低压侧压缩单元的出口与第一减压装置和第二减压装置之间相连接的第二排出通路，而能够正常而适当地控制高压侧压缩单元入口压力，从而能够提供高效率的冷冻循环装置，例如热泵装置或冷冻空调装置。

图10的结构是将本发明适用于热交换器20以空气为制冷剂的冷冻空调装置的结构。另外，作为第二减压装置，具备毛细管31b。在图10中，在与图1等同的部分上标注相同标号，并省略其说明。

热交换器20以空气作为制冷剂。更详细地如图11所示，通过高压侧压缩单元12和吸入通路12a而连接的第一制冷剂通路21，在空气流的下流，具有第一制冷剂流路入口部21a，并且在空气流的上流，具有与作为第一减压装置的第一膨胀阀30相连接第一制冷剂流路出口部21b。

第二制冷剂通路22，具有：与将来自低压侧压缩单元11的压缩气体导流的第二排出通路11b’相连接的第一制冷剂流路入口部22a；与第一膨胀阀30和作为第二减压装置的毛细管31b之间的配管连接的第二制冷剂流路出口部22b。另外，热交换器20备有传热促进用的叶片20a。

毛细管31b的阻力可以按照如下进行设定。即，在以夏季条件等的低压力比运转时，在控制第一膨胀阀30，使由温度传感器41所检测的吸入气体温度T_s1和由温度传感器40所检测的蒸发温度T_e的差的过热度成为所定的温度，例如5℃时，设定低压侧压缩机出口部的压力成为所定的值的阻力。

例如，设定为吸入压力P_s1＝5.6MPa，排出压力(高压侧排出压力)P_d＝10MPa，高压侧吸入压力为P_s2＝7.5MPa的阻抗。

通过以上结构，在如冬季的压力比较大的运转条件中，与图7所示的结构相同，在第二制冷剂通路22中几乎没有制冷剂流动，从低压侧压缩单元11排出的制冷剂被吸入到高压侧压缩单元12。

于是制冷剂被高压侧压缩单元12所压缩进一步成为高压，并由第一制冷剂流路入口部21a分流而流入到热交换器20内。

高压制冷剂流过第一制冷剂通路21，并通过在热交换器20将空气加热而冷却，在第一制冷剂通路出口部21b再次形成制冷剂流而从热交换器20流出。

在热交换器20的第一制冷剂通路21中，热交换的制冷剂被第一膨胀阀30和毛细管31b减压，在蒸发器32被蒸发而返回压缩机13。

在这种循环的条件下，虽然在第二制冷剂通路22中没有制冷剂流过，但是由于第一制冷剂通路21和第二制冷剂通路22共有叶片20a，因此第二制冷剂通路22近旁的叶片20b也作为第一制冷剂通路21的传热促进而工作，效率的降低较少。

在已述的夏季的压力比较小的运转条件中，进行与图7的结构相同的动作。即，因为毛细管31b的阻抗的设定，被设定为使高压侧压缩单元12入口压力成为适当值，所以从低压侧压缩压缩单元11流出的制冷剂的一部分通过第二制冷剂通路22。

流入到第二制冷剂通路22的制冷剂气体对空气放热，并与从第一制冷剂通路21流出形成低温的制冷剂，在第一膨胀阀30的出口处合流。于是，制冷剂经过毛细管31b、蒸发器40而返回到压缩机13。

如上所述，在图10的结构中，通过在第一膨胀阀30和毛细管31b之间连接第二制冷剂通路22，能够使在第一膨胀阀30的出口总是比高压侧压缩单元的出口压力低，能够使高压侧压缩单元有效地作用，并提高效率。

另外，作为制冷剂使用空气时，通过将第一制冷剂通路21以及第二制冷剂通路22的入口部设于气流下侧，将第一制冷剂通路21以及第二制冷剂通路22的出口部设于气流上侧，超临界状态的气体制冷剂从气流下侧至气流上侧温度下降，空气从气流上侧至气流下侧温度上升，故而提高了热交换效率。

此外，在本实施方式中膨胀阀变成一个，因此能够容易地进行控制。另外，虽然在本实施方式中根据作为由温度传感器41所检测的吸入气体温度T_s1和由温度传感器40所检测的蒸发温度T_e的温度差的过热度而进行控制，但是也可以根据高压侧压缩单元出口的温度而进行控制。此时，温度传感器也变成了一个。

Claims

1.一种冷冻循环装置，其特征在于，具有制冷剂回路和制冷剂量调节部，

2.一种冷冻循环装置，其特征在于，具有：

第二减压装置，其与来自该中间制冷剂流路的制冷剂连通；

3.根据权利要求2所述的冷冻循环装置，其特征在于，所述第二减压装置，设在所述中间制冷剂流路上。

4.根据权利要求2所述的冷冻循环装置，其特征在于，所述第二减压装置，设在与所述中间制冷剂流路连接的制冷剂流路上，与该所述中间制冷剂流路的连接部相比，更靠近制冷剂流的下流侧。

5.根据权利要求2所述的冷冻循环装置，其特征在于，所述第二减压装置，根据所述高压侧压缩单元的吸入压力或所述低压侧压缩单元的排出压力而工作。

6.根据权利要求2所述的冷冻循环装置，其特征在于，所述第二减压装置，根据所述高压侧压缩单元的排出温度和所述低压侧压缩单元的排出温度的差而工作。

7.根据权利要求2所述的冷冻循环装置，其特征在于，所述中间制冷剂流路，具有被所述低压侧压缩单元压缩的制冷剂进行热交换的第三热交换器。

8.根据权利要求7所述的冷冻循环装置，其特征在于，所述第一热交换器和所述第三热交换器，使分别流过其的制冷剂在与共通的流体之间进行热交换。