JP2005061784A - エンジンヒートポンプ - Google Patents

Abstract

【課題】圧縮仕事の低減によりエネルギー効率の向上を図る新たな冷媒回路の構成を提案するものである。
【解決手段】エンジン４で駆動される主圧縮機２、室外熱交換器５、室外熱交換器用膨張弁２１、室内熱交換器８、室内熱交換器用膨張弁２３で構成される冷媒サイクルを用いたエンジンヒートポンプ１００において、室外熱交換器５と室内熱交換器８を結ぶ経路に、冷媒を一部分岐して過冷却する為の過冷却熱交換器１５と過冷却熱交換器用膨張弁２２を設け、過冷却熱交換器１５を通過した冷媒を圧縮する補助圧縮機３を設け、補助圧縮機３より吐出された冷媒を前記主圧縮機２より吐出された冷媒と合流させる構成とする。
【選択図】図１

Description

本発明は、エンジンヒートポンプの装置構成に関するものであり、より詳しくは、圧縮機の圧縮仕事を最小限に抑えることでエネルギー効率の向上を図る技術に関するものである。

エンジンにて圧縮機を駆動する構成のエンジンヒートポンプにおいては、従来、図１５に示すごとくの冷媒回路の構成が公知となっている。
本構成のエンジンヒートポンプ２００の冷媒回路には、室外熱交換器５と室内熱交換器８・８とを結ぶ主経路２６に過冷却熱交換器１５を設け、該過冷却熱交換器１５では、冷房サイクル時（冷房時）には、前記主経路２６の分岐経路２７に設けた過冷却熱交換器用膨張弁２２にて温度低下した過冷却用冷媒によって、主経路２６を流れる冷媒の過冷却が行われる構成としている。このように過冷却を行うことにより、単位質量当たりの冷媒の冷房能力（ｋＪ／ｋｇ）を向上させ、冷凍サイクル効率の向上を図っている。そして、前記過冷却用冷媒は、過冷却熱交換器１５にて過冷却を行った後、経路４７を通り、室内熱交換器８・８にて熱交換された後の冷媒が通過する経路４８に合流するようになっており、合流点４９にて合流した全量の冷媒がエンジン廃熱回収器６を通過した後に圧縮機２８に吸入されるようにしている。
ここで、合流点４９においては、冷媒の流動抵抗を最小限に抑え、冷媒の循環を円滑に行う観点から、両経路４７・４８を通過する冷媒圧力を略均等とすることが望ましい。このため、前記過冷却熱交換器用膨張弁２２の開度は、経路４７を流れる冷媒圧力Ｐ６が、経路４８を流れる冷媒圧力Ｐ７と略同一となるように制御されている。
また、図１５において、１２はアキュムレータ、４６はオイルセパレータ、２４は四方弁、２１は室外熱交換器用膨張弁、２３は室内熱交換器用膨張弁である。
また、前記過冷却熱交換器１５について、具体的な構成を開示する文献も存在する（例えば、特許文献１参照。）。

一方、室外熱交換器とエンジン廃熱回収器を別経路に設け、各経路にそれぞれ圧縮機を設け、両圧縮機により冷媒圧縮を行う技術についても公知となっている（例えば、特許文献２参照。）。

特開平１０−２８８４０７号公報 特開昭６２−２９３０６６号公報

上述した図１５に示す冷媒回路における冷凍サイクルのモリエル線図は、図１６のごとくとなる。
この冷凍サイクルに関し、冷房時、主経路２６を通じて室内熱交換器８へと流れる冷媒については、圧縮区間ＡＢでは、前記圧縮機２８により、単位質量流量の冷媒につき、圧縮仕事ΔＷ１が行われ、凝縮区間ＢＣでは、室外熱交換器５での冷媒の凝縮による放熱が行われ、膨張区間ＣＤでは、室内熱交換器用膨張弁２３により冷媒を膨張させて室内気温線Ｎよりも圧力・温度の低い冷媒液とし、蒸発区間ＤＡでは、室内熱交換器８にて室内空気からの吸熱による冷媒の蒸発が行われる。ここで、蒸発区間ＤＡにおける冷媒圧力は、図１５に示される経路４８の冷媒圧力Ｐ７と同等である。
また、冷房時、分岐経路２７を通じて過冷却熱交換器１５へ向かう冷媒については、同様に、圧縮区間ＡＢでは、圧縮機２８により、単位質量流量の冷媒につき、圧縮仕事ΔＷ１が行われ、凝縮区間ＢＣでは、室外熱交換器５での冷媒の凝縮による放熱が行われ、膨張区間ＣＤでは、過冷却熱交換器用膨張弁２２により冷媒を膨張させて凝縮区間ＢＣにおける冷媒温度線Ｒよりも圧力・温度の低い冷媒液とし、蒸発区間ＤＡでは、過冷却熱交換器１５にて主経路２６を流れる冷媒から吸熱することにより、主経路２６を流れる冷媒の過冷却が行われる。ここで、蒸発区間ＤＡにおける冷媒圧力は、図１５に示される経路４７の冷媒圧力Ｐ６と同等である。
以上のように、図１５に示す冷媒回路の主経路２６、及び分岐経路２７を流れる冷媒のモリエル線図は重なるようになっており、膨張区間ＣＤでは、互いに略同一となる冷媒圧力Ｐ６・Ｐ７まで圧力降下されるものである。
そして、このように冷媒圧力Ｐ６・Ｐ７を互いに略同一とするのは、上述のごとく、合流点４９において、経路４７・４８を流れる冷媒を合流させるためである。
このため、冷媒の全量について室内熱交換器の蒸発圧力、即ち、冷媒圧力Ｐ６・Ｐ７から圧縮する必要があり、冷媒の全量について単位質量流量当たりの圧縮仕事はΔＷ１とされている。

ここで、分岐経路２７における冷凍サイクルに着目するに、蒸発区間ＤＡにおいては、分岐経路２７を流れる過冷却用冷媒により過冷却が行われるのであるが、この過冷却用冷媒は、主経路２６を流れる冷媒よりも低温となればよいことから、膨張区間ＣＤでは、過冷却用冷媒を、主経路２６を流れる冷媒よりも低温となるまで膨張させることで足りる。つまり、図１６に示すモリエル線図においては、分岐経路２７における冷凍サイクルの蒸発区間ＤＡの冷媒圧力Ｐ６は、主経路２６を流れる冷媒の冷媒温度線Ｒに対応する冷媒圧力Ｐ８よりも低ければよいといえ、例えば、冷媒圧力Ｐ８からの圧力降下を冷媒圧力Ｐ９までにとどめる、即ち、冷媒圧力Ｐ６を冷媒圧力Ｐ９に変更して蒸発区間ＥＦとした場合でも過冷却を行うことができることになる。
そして、分岐経路２７における冷凍サイクルにつき、このように蒸発区間ＥＦとすることができれば、圧縮区間ＦＢでは、圧縮仕事ΔＷ２が必要とされることになり、圧縮区間ＡＢとする場合における圧縮仕事ΔＷ１と比較して、圧縮機における圧縮仕事を大幅に低減することができる。このような圧縮仕事の低減は、圧縮機を駆動するエンジンの燃料消費量の削減に直結するものであり、冷房運転時の成績係数（冷暖房能力／（燃料消費量＋電気消費量））、即ち、エネルギー効率を向上させる点からも有効である。
一方、主経路２６における冷凍サイクルについては、蒸発区間ＤＡの冷媒圧力Ｐ７は、室内気温線Ｎの圧力よりも低く維持しなければならず、圧縮仕事ΔＷ１を大幅に低減することはできない。即ち、冷媒圧力Ｐ７については、大幅な変更はできないことになる。

以上の検討より、分岐経路２７における冷凍サイクルにつき、蒸発区間ＥＦとすることが圧縮仕事の低減から有効であるといえるが、従来の図１５に示す冷媒回路構成では、合流点４９にて冷媒が合流するものであり、冷媒圧力Ｐ７に対応する圧力を確保すべく、冷媒圧力Ｐ６の変更はできないものである。
そこで、新たな冷媒回路構成を検討するに、主経路２６を通過した冷媒を圧縮する圧縮機と、分岐経路２７を通過した過冷却用冷媒を圧縮する圧縮機とを個別に設け、経路２６・２７を流れる各冷媒を合流させずに各々別の圧縮機にて圧縮させることによれば、主経路２６を通過した冷媒の圧縮機においては、圧縮仕事ΔＷ１を行わせる一方、分岐経路２７を通過した過冷却用冷媒の圧縮機においては、圧縮仕事ΔＷ２を行わせることができるようになる。
ここで、上記特許文献２で開示される従来技術では、各圧縮機にて室内熱交換器の蒸発圧力、即ち、冷媒圧力Ｐ７からの圧縮を行う構成としており、特に、過冷却熱交換器を用いての圧縮仕事の低減については触れていない。
本発明は、以上の検討より、圧縮仕事の低減からエネルギー効率の向上を図る新たな冷媒回路の構成を提案するものである。尚、本明細書中において、エネルギー効率とは、成績係数（冷暖房能力／（燃料消費量＋電気消費量））に対応するものである。

本発明の解決しようとする課題は以上のごとくであり、次に該課題を解決する為の手段を説明する。
即ち、請求項１に記載のごとく、エンジンで駆動される主圧縮機、室外熱交換器、室外熱交換器用膨張弁、室内熱交換器、室内熱交換器用膨張弁で構成される冷媒サイクルを用いたエンジンヒートポンプにおいて、
室外熱交換器と室内熱交換器を結ぶ経路に、冷媒を一部分岐して過冷却する為の過冷却熱交換器と膨張弁を設け、
前記過冷却熱交換器を通過した冷媒を圧縮する補助圧縮機を設け、
前記補助圧縮機より吐出された冷媒を前記主圧縮機より吐出された冷媒と合流させる構成としたことである。

また、請求項２に記載のごとく、補助圧縮機の体積容量を主圧縮機の体積容量よりも小さいものとしたことである。

また、請求項３に記載のごとく、補助圧縮機の体積容量を、主圧縮機の体積容量と補助圧縮機の体積容量の合計容量の略２０％以下に構成したことである。

また、請求項４に記載のごとく、主圧縮機と補助圧縮機の吸入ラインを開閉弁にて連通する構成としたことである。

また、請求項５に記載のごとく、補助圧縮機を電動機にて駆動する構成としたことである。

また、請求項６に記載のごとく、冷房時、低負荷では補助圧縮機を単独で運転し、
中負荷では主圧縮機を単独で運転し、
高負荷では主圧縮機と補助圧縮機を運転する構成としたことである。

本発明の効果として、以下に示すような効果を奏する。

即ち、請求項１においては、冷媒全量を単一の圧縮仕事ΔＷ１にて圧縮する従来の冷媒回路構成と比較して、圧縮仕事を低減させることができる。

また、請求項２においては、装置を小型に構成することが可能であり、エンジンヒートポンプのパッケージ内での設置スペースの確保も容易であることから、従来の設計を踏襲したまま増設して構成することができる。

また、請求項３においては、両圧縮機を運転する場合に要する駆動動力（ｋＷ）が、主圧縮機を単独で運転する場合に要する駆動動力（ｋＷ）よりも少なくなり、エンジンヒートポンプ全体としてのエネルギー効率を向上させることができる。

また、請求項４においては、該開閉弁の開閉により、低・中・高負荷の各運転モードに対応する冷媒回路を形成することができる。

また、請求項５においては、エンジンの燃費の悪い低負荷領域では電力による運転が可能となるので、ヒートポンプ全体としての効率が向上する。

また、請求項６においては、負荷に応じて運転する圧縮機が切替えられ、これにより、エネルギー効率の向上が図られる。

エンジンで駆動される主圧縮機、室外熱交換器、室外熱交換器用膨張弁、室内熱交換器、室内熱交換器用膨張弁で構成される冷媒サイクルを用いたエンジンヒートポンプにおいて、室外熱交換器と室内熱交換器を結ぶ経路に、冷媒を一部分岐して過冷却する為の過冷却熱交換器と膨張弁を設け、前記過冷却熱交換器を通過した冷媒を圧縮する補助圧縮機を設け、前記補助圧縮機より吐出された冷媒を前記主圧縮機より吐出された冷媒と合流させる構成とすることにより、冷媒全量が単一の圧縮仕事ΔＷ１にて圧縮される従来の冷媒回路構成と比較して、圧縮仕事を低減させるという目的を実現する。

次に、本発明の実施例を、図面に基づいて説明する。
図１は本発明に係るエンジンヒートポンプの冷媒回路図、図２は同じく制御機器類のブロック図、図３は発明の冷媒回路構成による冷房サイクルのモリエル線図、図４は体積容量比と体積容量の数値組合せの一例を示す表、図５は体積容量比Ｅ（％）と補助圧縮機の駆動動力、及び過冷却用冷媒の冷媒圧力の関係を示すグラフ、図６は冷房時にて、補助圧縮機の単独運転による冷媒回路の構成を示す図、図７は同じく冷房時にて、主圧縮機の単独運転による冷媒回路の構成を示す図、図８は同じく冷房時にて、主圧縮機と補助圧縮機の運転による冷媒回路の構成を示す図、図９は各運転モードでの対応可能な負荷範囲について示す図、図１０は暖房時にて、補助圧縮機の単独運転による冷媒回路の構成を示す図、図１１は同じく暖房時にて、主圧縮機の単独運転による冷媒回路の構成を示す図、図１２は同じく暖房時にて、主圧縮機と補助圧縮機の運転による冷媒回路の構成を示す図、図１３は低・中・高の負荷領域と、各領域において運転される圧縮機の関係について示す図、図１４は本発明の冷媒回路構成による暖房サイクルにおけるモリエル線図、図１５は従来のエンジンヒートポンプの冷媒回路図、図１６は冷凍サイクルのモリエル線図である。

まず、図１を用いて、本発明に係るエンジンヒートポンプ１００の構成と、冷媒サイクルについて説明する。
図１に示すごとく、エンジンヒートポンプ１００は、エンジン４で駆動される主圧縮機２、室外熱交換器５、室外熱交換器用膨張弁２１、室内熱交換器８、室内熱交換器用膨張弁２３で構成される冷媒サイクルを用いるものであり、室外熱交換器５と室内熱交換器８を結ぶ主経路２６に過冷却熱交換器１５を設け、該過冷却熱交換器１５では、前記主経路２６の分岐経路２７の過冷却熱交換器用膨張弁２２にて温度低下した過冷却用冷媒によって過冷却が行われる構成とするとともに、前記過冷却熱交換器１５にて熱交換がされた後の過冷却用冷媒を圧縮する補助圧縮機３を設け、該補助圧縮機３より吐出される冷媒と、前記主圧縮機２より吐出される冷媒とを、各圧縮機２・３から四方弁２４に至るまでの経路にある合流点６５にて合流させる構成としている。

また、図１に示すごとく、主圧縮機２は、アキュムレータ１２にて液冷媒を分離したガス冷媒を吸引・圧縮し、高温高圧のガス冷媒を吐出する。この主圧縮機２は、エンジン４により駆動される。

また、図１に示すごとく、補助圧縮機３は、前記過冷却熱交換器１５を通じた過冷却用冷媒のうち、アキュムレータ１３にて液冷媒が分離されたガス冷媒を吸引・圧縮し、高温高圧のガス冷媒を吐出する。この補助圧縮機３は、電動機４０により駆動される。
また、前記過冷却熱交換器１５と、アキュムレータ１３の冷媒入り口側とは、経路３３を介して連通されており、過冷却用冷媒は経路３３を通ってアキュムレータ１３へ送られる。

また、前記四方弁２４とアキュムレータ１２の冷媒入り口側を結ぶ経路３２と、アキュムレータ１３の冷媒入り口側は、連絡経路３４により連通されており、該連絡経路３４には、開閉弁３５が設けられている。即ち、主圧縮機２の吸入ラインを構成する経路３２と、補助圧縮機３の吸入ラインを構成する経路３３を、開閉弁３５により連通する構成としている。これにより、開閉弁３５の開閉により、連絡経路３４の開通又は非開通を切替えることができ、後述する低・中・高負荷の各運転モードに対応する冷媒回路を形成することができる。

また、前記四方弁２４と前記合流点６５との間には、オイルセパレータ４６が設けられている。
該オイルセパレータ４６では、高温高圧のガス冷媒中に含まれる冷凍機油を分離し、分離された冷凍機油を主圧縮機２、及び補助圧縮機３の吸入側に還流させることで、両圧縮機の潤滑が良好に行われるようにしている。

そして、以上のように構成される冷媒サイクルを用い、四方弁２４による冷媒の流れ方向の切替により、冷房サイクル又は暖房サイクルが行なわれる。
まず、冷房サイクルについては、主圧縮機２及び補助圧縮機３にて圧縮された冷媒は、合流点６５にて合流し、四方弁２４を介して室外熱交換器５に送られ、該室外熱交換器５で放熱して凝縮した後、過冷却熱交換器１５を通過する。この過冷却熱交換器１５にて過冷却された冷媒は、室内熱交換器用膨張弁２３・２３にて膨張し、室内熱交換器８・８にて吸熱して蒸発した後、アキュムレータ１２を介して主圧縮機２に吸引され、該主圧縮機２にて圧縮された後に再び吐出される。
また、室外熱交換器５と室内熱交換器８を結ぶ主経路２６を通過する冷媒の一部は、分岐経路２７に分流され、過冷却熱交換器用膨張弁２２にて膨張・温度低下して低温の過冷却用冷媒となり、主経路２６を流れる冷媒を過冷却する。このようして過冷却を行うことで、冷凍サイクル効率の向上が図られている。そして、過冷却用冷媒は、アキュムレータ１３を介して補助圧縮機３に吸引され、該補助圧縮機３にて圧縮された後に再び吐出される。

一方、暖房サイクルについては、図１に示すごとく、主圧縮機２及び補助圧縮機３にて圧縮された冷媒は、合流点６５にて合流し、四方弁２４を介して室内熱交換器８・８に送られ、該室内熱交換器８・８で放熱して凝縮した後、室外熱交換器用膨張弁２１により膨張し、室外熱交換器５にて吸熱して蒸発した後、アキュムレータ１２を介して主圧縮機２に吸引される。また、開閉弁３５が開いている場合には、連絡経路３４を通って一部の冷媒がアキュムレータ１３を介して補助圧縮機３に吸引される。そして、これら圧縮機２・３により吸引された冷媒は、各圧縮機２・３により圧縮された後に再び吐出される。

次に、図２を用いて本発明に係るエンジンヒートポンプの運転制御に関する装置構成について説明する。
図２に示すごとく、制御装置であるコントローラ２５は、室外熱交換器５の出入り口の冷媒温度差を検出する温度センサー４１、過冷却熱交換器１５の出入り口の冷媒温度差を検出する温度センサー４２、及び室内熱交換器８の出入り口の冷媒温度差を検出する温度センサー４３と接続されており、コントローラ２５は、各箇所での温度及び温度差を認識するようにしている。
また、同じくコントローラ２５は、室外熱交換器用膨張弁２１、過冷却熱交換器用膨張弁２２、及び室内熱交換器用膨張弁２３と接続されており、コントローラ２５は、各膨張弁の開度を制御するようにしている。
また、同じくコントローラ２５は、主圧縮機２の冷媒の冷媒吸入圧力Ｐ２を検出する圧力センサー５１、補助圧縮機３の冷媒の冷媒吸入圧力Ｐ４を検出する圧力センサー５２、そして、両圧縮機２・３から吐出された冷媒の冷媒吐出圧力Ｐ３・Ｐ５を検出する圧力センサー５３と接続されており、コントローラ２５は、各箇所での冷媒圧力を認識するようにしている。
また、同じくコントローラ２５は、前記連絡経路３４に設けられる開閉弁３５と接続されており、コントローラ２５は、該開閉弁３５の開閉を制御するようにしている。
更に、コントローラ２５は、エンジン４（の制御回路）及び電動機４０（の駆動回路）と接続されており、コントローラ２５は、これらエンジン４、電動機４０の発停を行うことにより、主圧縮機２、補助圧縮機３の運転を制御するようにしている。尚、補助圧縮機３は、電動機４０にて駆動する構成のため、コントローラ２５による補助圧縮機３単独の回転数・圧縮比の制御を可能としている。
そして、以上の構成において、コントローラ２５は、過冷却熱交換器用膨張弁２２を通過後の過冷却用冷媒の冷媒圧力（補助圧縮機３の冷媒吸入圧力Ｐ４）が、室内熱交換器用膨張弁２３を通過後の冷媒圧力（主圧縮機２の冷媒吸入圧力Ｐ２）よりも高くなるように、過冷却熱交換器用膨張弁２２の開度を制御するものであり、これにより、図３に示すごとく、補助圧縮機３による圧縮仕事ΔＷ２を、主圧縮機２による圧縮仕事ΔＷ１と比較して小さくできるようにしている。このようにして、冷媒全量を単一の圧縮仕事ΔＷ１にて圧縮する従来の冷媒回路構成と比較して、全圧縮仕事（ΔＷ１＋ΔＷ２）の低減を図るものである。

次に、以上のように構成したエンジンヒートポンプにおける主圧縮機２と補助圧縮機３の体積容量の関係について説明する。
主圧縮機２の体積容量Ｖ２と、補助圧縮機３の体積容量Ｖ３の好適な相対比については、体積容量比Ｅ（％）、即ち、主圧縮機２の体積容量Ｖ２と補助圧縮機３の体積容量Ｖ３を合計した全体積容量（Ｖ２＋Ｖ３）に対する、補助圧縮機３の体積容量Ｖ３の割合を基準として決定できる。
〔Ｅ（％）＝Ｖ３／（Ｖ２＋Ｖ３）×１００〕
図４の表は、主圧縮機２・補助圧縮機３それぞれの体積容量（ｃｃ／サイクル）の値の組合せ、各組合わせに対応する駆動動力割合Ｋ１（％）を示したものである。ここで、体積容量とは、それぞれの圧縮機２・３に備える回転体の一サイクル（一回転）当たりの冷媒の吸入体積（ｃｃ／サイクル）をいうものである。
また、図４の表において、駆動動力割合Ｋ１（％）とは、主圧縮機２単独で冷房能力ＱＬ（ｋＷ）とする場合に必要となる駆動動力Ｕ１（ｋＷ）に対する、両圧縮機２・３全体で冷房能力ＱＬ（ｋＷ）とする場合に必要となる駆動動力Ｕ０（ｋＷ）の割合をいうものであり、主圧縮機２単独で運転される場合の割合を１００（％）とするものである（Ｋ１＝Ｕ０／Ｕ１×１００）。この駆動動力割合Ｋ１（％）は、主圧縮機２と補助圧縮機３の二つの圧縮機を駆動することが、主圧縮機２を単独で駆動する場合と比較して、エネルギー効率が向上するか否かを判断する指標となるものであり、１００（％）を下回る場合にはエネルギー効率が向上、１００（％）を上回る場合にはエネルギー効率が低下、といった具合である。
また、駆動動力割合Ｋ２・Ｋ３（％）は、駆動動力割合Ｋ１（％）に占める各圧縮機２・３の駆動動力（ｋＷ）の配分をいうものである。

また、図５のグラフは、体積容量比Ｅ（％）として横軸とし、左縦軸を補助圧縮機３の駆動動力（ｋＷ）、右縦軸を過冷却用冷媒の冷媒圧力（ＭＰａ）とするものであり、図４の表の内、体積容量比（％）を５０、２５、２０、１５、１０とする場合での補助圧縮機３の駆動動力（ｋＷ）、及び過冷却用冷媒の冷媒圧力（ＭＰａ）の計測結果を示すものである。尚、これらの計測は、冷房能力ＱＬ（ｋｗ）を一定とする条件の下で行われるものである。
そして、この図５のグラフにおいて、補助圧縮機３の駆動動力（ｋＷ）（棒グラフ）は、体積容量比Ｅ（％）を５０から２５とした場合に急激に減少し、その後、体積容量比Ｅ（％）を１０とする場合まで緩やかな減少傾向を呈する。この補助圧縮機３の駆動動力（ｋＷ）が減少する傾向は、過冷却用冷媒の冷媒圧力Ｐ４（ＭＰａ）が増加する傾向に追従するものである。これは、体積容量比Ｅ（％）が２０以下となる範囲では、過冷却用冷媒の冷媒圧力Ｐ４（ＭＰａ）が高くなり、図３に示すモリエル線図における補助圧縮機３の圧縮仕事ΔＷ２が減少することに基づくものである。

一方、図４の表において、駆動動力割合Ｋ１（％）について着目すると、該駆動動力割合Ｋ１（％）は、体積容量比Ｅ（％）を０とする場合、即ち、主圧縮機２単独で運転される場合が１００であり、体積容量比Ｅ（％）を５０とする場合は１４０となる。
このことは、主圧縮機２単独で運転する方が、主圧縮機２と補助圧縮機３とを体積容量比Ｅ（％）を５０で運転する場合と比較して、圧縮機２・３全体としては少ない駆動動力（ｋＷ）で足りる、即ち、エネルギー効率が良いことを意味するものであり、逆に、体積容量比Ｅ（％）を５０としてしまうと、エネルギー効率が悪く、本発明に係る回路構成とするメリットがないことを意味するものである。
同様に考えて、体積容量比Ｅ（％）を２０とする場合では、駆動動力割合Ｋ１（％）が１０１となり、体積容量比Ｅ（％）を１００とする場合と略同等のエネルギー効率となり、さらに、体積容量比Ｅ（％）を１５とする場合では、駆動動力割合Ｋ１（％）は９３、体積容量比Ｅ（％）を１０とする場合では、駆動動力割合Ｋ１（％）は８４となり、エネルギー効率が向上するといえる。
そして、図４の表から、この駆動動力割合Ｋ１（％）の減少には、補助圧縮機３の駆動動力割合Ｋ３（％）の減少が大きく貢献していることがわかり、このことから、体積容量比Ｅ（％）を略２０以下に設定することで、エネルギー効率を向上できるといえる。

以上のように、補助圧縮機３の体積容量Ｖ３を主圧縮機２の体積容量Ｖ２よりも小さいものとし、さらに、補助圧縮機３の体積容量Ｖ３を主圧縮機２と補助圧縮機３の合計容量の略２０（％）以下とする（体積容量比Ｅ（％）略２０以下とする）ことにより、両圧縮機２・３を運転する場合に要する駆動動力（ｋＷ）が、主圧縮機を単独で運転する場合に要する駆動動力（ｋＷ）よりも少なくなり、エンジンヒートポンプ全体としてのエネルギー効率を向上させることができる。
このエネルギー効率については、圧縮仕事の低減に基づく仕事量、即ち、
〔冷媒全量（ｋｇ）×Ｅ（％）／１００×ΔＷ２（ｋＪ／ｋｇ）〕
から、その効率の向上の度合いを求めることができる。
尚、以上のような体積容量比Ｅ（％）の設定例は、エネルギー効率向上の観点から、本実施例における装置構成にとって好適な設定であり、該体積容量比Ｅ（％）を他の装置構成にとって好適な値に設定することにより、各装置構成の特性に応じ、さらなるエネルギー効率の向上を図ることができる。

また、上記構成において、補助圧縮機３の体積容量Ｖ３は、主圧縮機２の体積容量Ｖ２よりも小さく構成されることから、装置を小型に構成することが可能であり、エンジンヒートポンプのパッケージ内での設置スペースの確保も容易であることから、従来の設計を踏襲したまま増設して構成することができる。

次に、以上のエンジンヒートポンプの構成において、空調負荷の大小に応じた主圧縮機２及び補助圧縮機３の運転・停止の制御により、エネルギー効率の向上を図る構成について説明する。
この制御は、冷房時においては、図６乃至図８に示すごとく、空調負荷が低負荷では補助圧縮機３を単独で運転し、中負荷では主圧縮機２を単独で運転し、高負荷では、主圧縮機２と補助圧縮機３を運転するとともに、過冷却熱交換器１５にて過冷却を行う構成とするものである。
一方、暖房時においては、図１０乃至図１２に示すごとく、空調負荷が低負荷では、補助圧縮機３を単独で運転し、中負荷では主圧縮機２を単独で運転するとともに、エンジン廃熱回収器６にて熱交換を行い、高負荷では主圧縮機２と補助圧縮機３を運転するとともに、エンジン廃熱回収器６にて熱交換を行う構成とするものである。
尚、以上にいう空調負荷の高低については、図１３に示すごとく、概ねエンジンヒートポンプの空調負荷（％）が０％から１５％の範囲を低負荷、１５％から６０％の範囲を中負荷、６０％から１００％の範囲を高負荷とするものである。

以上の構成につき、まず、冷房時の運転について説明すると、空調負荷が低負荷のときは、図６に示すごとく、補助圧縮機３の単独運転による運転モードとされる。
即ち、前記コントローラ２５（図２）は、開閉弁３５を開くとともに、補助圧縮機３を運転させる。これにより、補助圧縮機３より吐出された冷媒は、室外熱交換器５にて放熱して凝縮した後、室内熱交換器用膨張弁２３・２３により膨張し、室内熱交換器８・８にて吸熱して蒸発させられ、四方弁２４、開閉弁３５を介して補助圧縮機３にて吸入・圧縮された後、該補助圧縮機３により吐出される。このように、所要空調負荷が低い低負荷の運転においては、主圧縮機２を運転させることなく、補助圧縮機３のみの運転によるエネルギー効率のよい運転を行うことができる。つまり、所要空調負荷が低い場合には、電動機４０にて補助圧縮機３を運転することで、燃費効率の悪い低速回転領域にてエンジン４を運転させる場合と比較して、燃費面からのエネルギー効率の向上が図られる。

また、この際、前記コントローラ２５は、過冷却熱交換器用膨張弁２２を完全に閉じて過冷却を行わないようにすることで、室内熱交換器８・８では、より低負荷領域（低い冷房能力）での安定した冷房を行うことができる。
また、これとは逆に、前記コントローラ２５は、過冷却熱交換器用膨張弁２２の開度を制御し、過冷却熱交換器１５にて過冷却を行うことで、補助圧縮機３の単独運転における高負荷側の適用範囲を拡大することもできる。つまり、図９に示すごとく、過冷却なしの場合に補助圧縮機３の単独運転で対応可能な負荷領域７１を、過冷却ありの場合に補助圧縮機３の単独運転で対応可能な負荷領域７２まで拡張するものである。これによれば、所要空調負荷が負荷領域７１よりも大きくなった場合でも、負荷領域７２内では補助圧縮機３の単独運転により対応し、後述の主圧縮機２の単独運転による運転モード（負荷領域７３）への切替えを行わずに、エンジン４の作動に伴うエネルギーロス、及び、電動機４０の停止に伴うエネルギーロスの発生の防止を図ることができる。このように、過冷却熱交換器１５を、「補助圧縮機３の単独運転で対応可能な負荷領域を拡張するためのデバイス」として有効利用することによれば、エネルギー効率の更なる向上を図ることができる。尚、この際、合流点６４（図６）での圧力関係を考慮し、前記コントローラ２５は、過冷却熱交換器１５を通過後の冷媒圧力が、室内熱交換器８・８を通過後の冷媒圧力と略一致するように、過冷却熱交換器用膨張弁２２の開度調整を行う。

また、冷房時において、空調負荷が中負荷のときは、図７に示すごとく、主圧縮機２の単独運転による運転モードとされる。
即ち、前記コントローラ２５（図２）は、主圧縮機２を単独で運転させる。これにより、主圧縮機２より吐出された冷媒は、室外熱交換器５にて放熱して凝縮した後、主経路２６を通って室内熱交換器用膨張弁２３・２３により膨張し、室内熱交換器８・８にて吸熱して蒸発させられ、四方弁２４、開閉弁３５を介して主圧縮機２にて吸入・圧縮された後、該主圧縮機２により吐出される。
このように、所要空調負荷が中負荷であるときの運転においては、補助圧縮機３を運転させることなく、主圧縮機２のみの運転によるエネルギー効率のよい運転を行うことができる。つまり、燃費効率がよい中回転領域から高回転領域にてエンジン４を運転することにより、燃費面からのエネルギー効率の向上が図られる。

また、この際、前記コントローラ２５は、所要空調負荷の変化に応じ、開閉弁３５を開き、過冷却熱交換器用膨張弁２２の開度の制御により、過冷却熱交換器１５にて過冷却を行い、冷凍サイクル効率の向上、又は低下を制御するようにしている。これによれば、上述の補助圧縮機３の単独運転におけるものと同様、図９において、負荷領域７３を負荷領域７４まで拡張することができ、過冷却熱交換器１５を、「主圧縮機２の単独運転で対応可能な負荷領域を拡張するためのデバイス」として有効利用し、エンジン４や電動機４０の発停によるエネルギーロスの発生を防止し、エネルギー効率の更なる向上を図ることができる。尚、この際、合流点６３（図７）での圧力関係を考慮し、前記コントローラ２５は、過冷却熱交換器１５を通過後の冷媒圧力が、室内熱交換器８・８を通過後の冷媒圧力と略一致するように、過冷却熱交換器用膨張弁２２の開度調整を行う。

また、冷房時において、空調負荷が高負荷のときは、図８に示すごとく、主圧縮機２と補助圧縮機３を運転させる運転モードとされる。
即ち、前記コントローラ２５（図２）は、過冷却熱交換器用膨張弁２２の開度を制御し、過冷却熱交換器１５での過冷却を行う。また、前記コントローラ２５は、開閉弁３５を閉じるとともに、主圧縮機２、及び補助圧縮機３を運転させる。これにより、主圧縮機２、及び補助圧縮機３より略同一の冷媒圧力で吐出された冷媒は、合流点６５にて合流し、室外熱交換器５にて放熱して凝縮した後、大部分の冷媒は主経路２６を通って室内熱交換器用膨張弁２３・２３により膨張し、室内熱交換器８・８にて吸熱して蒸発させられ、四方弁２４を介して主圧縮機２に吸入・圧縮された後、該主圧縮機２により吐出される。
このように、所要空調負荷が高負荷であるときの運転においては、主圧縮機２と補助圧縮機３の運転により、高い空調負荷の要求に対応できるようになる。また、この際、過冷却によりエネルギー効率のよい運転を行うことができる。そして、この過冷却に関しては、上述のごとく、補助圧縮機３では圧縮仕事ΔＷ２（図３）が行われるため、冷媒の圧縮仕事に必要なエネルギーの低減により、エネルギー効率の向上を図ることができる。

尚、主圧縮機２、及び補助圧縮機３を運転させる場合においては、開閉弁３５を開く一方、過冷却熱交換器用膨張弁２２を完全に閉じることにより、過冷却を行わないようにすることもできる。即ち、上述したものと同様、図９において、負荷領域７５を負荷領域７６まで拡張すること（エンジン４や電動機４０を停止させずに、より低い負荷領域まで対応可能とすること）ができ、過冷却熱交換器１５を、「主圧縮機２と補助圧縮機３の運転で対応可能な負荷領域を拡張するためのデバイス」として有効利用し、エンジン４や電動機４０の発停によるエネルギーロスの発生を防止し、エネルギー効率の更なる向上を図ることができる。

次に、暖房時の運転について説明すると、空調負荷が低負荷のときは、図１０に示すごとく、補助圧縮機３の単独運転による運転モードとされる。
即ち、前記コントローラ２５（図２）は、過冷却熱交換器用膨張弁２２を完全に閉じ、開閉弁３５を開くとともに、補助圧縮機３を運転させる。これにより、補助圧縮機３より吐出された冷媒は、室内熱交換器８・８にて放熱して凝縮し、室外熱交換器用膨張弁２１により膨張し、室外熱交換器５にて吸熱して蒸発し、開閉弁３５を通じて補助圧縮機３に吸入される。
このように、所要暖房能力の低い低負荷運転においては、補助圧縮機３だけで少容量の圧縮仕事がされるので、エンジン４を駆動して主圧縮機２を運転させる場合と比べて、エネルギー効率のよい暖房運転を行うことができる。

また、暖房時において、空調負荷が中負荷のときは、図１１に示すごとく、主圧縮機２の単独運転による運転モードとされる。
即ち、前記コントローラ２５（図２）は、主圧縮機２を単独で運転させる。これにより、主圧縮機２より吐出された冷媒は、室内熱交換器８・８にて放熱して凝縮し、室外熱交換器用膨張弁２１により膨張し、室外熱交換器５にて吸熱して蒸発し、開閉弁３５を通じて主圧縮機２に吸引される。
このように、所要暖房能力が中間となる中負荷運転においては、補助圧縮機３を駆動することなく、主圧縮機２のみで、主圧縮機２における中間から最大容量の圧縮仕事がされるので、主圧縮機２においてエネルギー効率のよい暖房運転を行うことができる。

また、暖房時において、空調負荷が高負荷のときは、図１２に示すごとく、主圧縮機２と補助圧縮機３を運転させる運転モードとされる。
即ち、前記コントローラ２５（図２）は、開閉弁３５を閉じるとともに、主圧縮機２と補助圧縮機３とを運転させる。これにより、主圧縮機２及び補助圧縮機３より吐出された冷媒は、合流点６５にて合流した後、室内熱交換器８・８にて放熱して凝縮する。そして、冷媒の大部分は、主経路２６を通り室外熱交換器用膨張弁２１により膨張し、室外熱交換器５にて吸熱して蒸発し、四方弁２４を介して主圧縮機２に吸入される。一方、主経路２６から分岐する分岐経路２７に流入した冷媒は、過冷却熱交換器用膨張弁２２により膨張し、過冷却熱交換器１５を通過してエンジン廃熱回収器６にて吸熱して蒸発し、補助圧縮機３に吸入される。
このように、所要暖房能力の高い高負荷運転においては、主圧縮機２及び補助圧縮機３の両者を駆動させ、大容量の圧縮仕事を行い、暖房能力の高い要求に対応できるようになっている。

本発明の活用例として、上記補助圧縮機の体積容量は、主圧縮機の体積容量よりも小さく構成され、装置構成がコンパクトであること、また、補助圧縮機が電動機にて駆動される構成であることから、エンジンヒートポンプ装置内での設置スペースの確保が容易であり、本発明は、従来のエンジンヒートポンプの基本設計を踏襲したまま適用できる。

本発明に係るエンジンヒートポンプの冷媒回路図である。 同じく制御機器類のブロック図である。 発明の冷媒回路構成による冷房サイクルのモリエル線図である。 体積容量比と体積容量の数値組合せの一例を示す表である。 体積容量比Ｅ（％）と補助圧縮機の駆動動力、及び過冷却用冷媒の冷媒圧力の関係を示すグラフである。 冷房時にて、補助圧縮機の単独運転による冷媒回路の構成を示す図である。 同じく冷房時にて、主圧縮機の単独運転による冷媒回路の構成を示す図である。 同じく冷房時にて、主圧縮機と補助圧縮機の運転による冷媒回路の構成を示す図である。 各運転モードでの対応可能な負荷範囲について示す図である。 暖房時にて、補助圧縮機の単独運転による冷媒回路の構成を示す図である。 同じく暖房時にて、主圧縮機の単独運転による冷媒回路の構成を示す図である。 同じく暖房時にて、主圧縮機と補助圧縮機の運転による冷媒回路の構成を示す図である。 低・中・高の負荷領域と、各領域において運転される圧縮機の関係について示す図である。 本発明の冷媒回路構成による暖房サイクルにおけるモリエル線図である。 従来のエンジンヒートポンプの冷媒回路図である。 冷凍サイクルのモリエル線図である。

符号の説明

２ 主圧縮機
３ 補助圧縮機
４ エンジン
５ 室外熱交換器
８ 室内熱交換器
１５ 過冷却熱交換器
２１ 室外熱交換器用膨張弁
２２ 過冷却熱交換器用膨張弁
２３ 室内熱交換器用膨張弁
１００ エンジンヒートポンプ

Claims (6)

1. エンジンで駆動される主圧縮機、室外熱交換器、室外熱交換器用膨張弁、室内熱交換器、室内熱交換器用膨張弁で構成される冷媒サイクルを用いたエンジンヒートポンプにおいて、
   室外熱交換器と室内熱交換器を結ぶ経路に、冷媒を一部分岐して過冷却する為の過冷却熱交換器と膨張弁を設け、
   前記過冷却熱交換器を通過した冷媒を圧縮する補助圧縮機を設け、
   前記補助圧縮機より吐出された冷媒を前記主圧縮機より吐出された冷媒と合流させる構成とした、
   ことを特徴とするエンジンヒートポンプ。
2. 請求項１に記載のヒートポンプにおいて、
   補助圧縮機の体積容量を主圧縮機の体積容量よりも小さいものとした、
   ことを特徴とするエンジンヒートポンプ。
3. 請求項２に記載のエンジンヒートポンプにおいて、
   補助圧縮機の体積容量を、主圧縮機の体積容量と補助圧縮機の体積容量の合計容量の略２０％以下に構成した、
   ことを特徴とするエンジンヒートポンプ。
4. 請求項３に記載のエンジンヒートポンプにおいて、
   主圧縮機と補助圧縮機の吸入ラインを開閉弁にて連通する構成とした、
   ことを特徴とするエンジンヒートポンプ。
5. 請求項３又は請求項４に記載のエンジンヒートポンプにおいて、
   補助圧縮機を電動機にて駆動する構成とした、
   ことを特徴とするエンジンヒートポンプ。
6. 請求項５に記載のエンジンヒートポンプにおいて、
   冷房時、低負荷では補助圧縮機を単独で運転し、
   中負荷では主圧縮機を単独で運転し、
   高負荷では主圧縮機と補助圧縮機を運転する構成とした、
   ことを特徴とするエンジンヒートポンプ。

Images