JP4336619B2 - Engine heat pump - Google Patents
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Description
本発明は、エンジンヒートポンプの装置構成に関し、より詳しくは、電力の利用量を新たに増加することなく、全圧縮仕事の低減を図る技術に関する。 The present invention relates to an apparatus configuration of an engine heat pump, and more particularly to a technique for reducing the total compression work without newly increasing the amount of electric power used.
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関しては、特許文献1に示される構成のものが公知となっている。特許文献1においては、エンジンヒートポンプの圧縮仕事を主圧縮機による圧縮仕事及び補助圧縮機による圧縮仕事の二系統に分け、一方の側(補助圧縮機側)の蒸発圧を他方の側(主圧縮機側)の蒸発圧よりも高圧に保つことで、その一方の側での圧縮仕事を低減することにより、エンジンヒートポンプにおける全圧縮仕事の低減を図る発明が開示されている。
Regarding an engine heat pump having a configuration in which a compressor is driven by an engine, a configuration shown in
前記特許文献1では、蒸発圧が高圧となる側(補助圧縮機側)の圧縮仕事を電気駆動式の圧縮機(電動圧縮機)で行う構成が開示されているが、本構成では、新たに電力を必要とする機器(前記電動圧縮機)がエンジンヒートポンプに追加装備されることとなる。この場合、圧縮仕事の低減は図れるものの、電力の利用量が増加し、「電力利用量の低減」というエンジンヒートポンプ本来のメリットを十分に生かせないという結果を招来していた。そこで、本発明は、エンジンヒートポンプにおいて、電力の利用量を増加することなく、圧縮仕事の低減を図り、運転効率(エネルギー効率)を向上することを課題とする。
本発明の解決しようとする課題は以上の如くであり、次にこの課題を解決するための手段を説明する。 The problems to be solved by the present invention are as described above. Next, means for solving the problems will be described.
即ち、請求項1においては、エンジンで駆動される主圧縮機及び補助圧縮機、室内熱交換器、室外熱交換器、室内熱交換器用膨張弁、室外熱交換器用膨張弁、並びに室内熱交換器と室外熱交換器の接続経路のうち液冷媒通過経路に設けられ分岐経路に分岐される過冷却用液冷媒により分岐前の液冷媒を過冷却する過冷却熱交換器を有し、前記補助圧縮機より吐出される冷媒を前記主圧縮機より吐出される冷媒と合流させる構成としたエンジンヒートポンプにおいて、前記過冷却用液冷媒は、前記過冷却熱交換器の通過後に、補助圧縮機で圧縮する構成とすると共に、補助圧縮機の、主圧縮機と補助圧縮機の合計容量に対する容量比を20%から29%に構成し、主圧縮機及び補助圧縮機にエンジンの駆動力を断接する主圧縮機用クラッチ及び補助圧縮機用クラッチを設けたものである。
That is, in
請求項2においては、請求項1記載のエンジンヒートポンプにおいて、室外熱交換器と並列にエンジン廃熱回収器を設け、前記過冷却用液冷媒を前記エンジン廃熱回収器で蒸発させると共に補助圧縮機で圧縮する構成としたものである。 According to a second aspect of the present invention, in the engine heat pump according to the first aspect, an engine waste heat recovery unit is provided in parallel with the outdoor heat exchanger, and the supercooling liquid refrigerant is evaporated by the engine waste heat recovery unit and an auxiliary compressor is provided. It is set as the structure compressed by.
本発明の効果として、以下に示すような効果を奏する。 As effects of the present invention, the following effects can be obtained.
請求項1においては、主圧縮機で圧縮される冷媒よりも蒸発圧(冷媒吸入圧力)が高い過冷却用の冷媒を、エンジンで駆動される補助圧縮機によって圧縮する構成とすることにより、従来は電気駆動式としていた補助圧縮機分の電力の利用量を新たに増加することなく、冷媒サイクルにおける全圧縮仕事の低減が図れると共に、過冷却熱交換器による過冷却作用により、冷房能力の維持又は向上も図れる。
また、補助圧縮機の、主圧縮機と補助圧縮機の合計容量に対する容量比が所定の数値範囲となるように構成することにより、冷房時において冷房能力の維持又は向上が図れると共に、暖房時において過冷却熱交換器の性能を確保することができる。つまり、共通のエンジンで主圧縮機及び補助圧縮機を駆動する本発明の構成において、冷房時及び暖房時における運転効率(エネルギー効率)の良い運転が可能となる。
また、主圧縮機及び補助圧縮機にエンジンの駆動力を断接する主圧縮機用クラッチ及び補助圧縮機用クラッチを設けたので、所要の空調負荷の高低に応じて、主圧縮機2及び補助圧縮機3の運転を切り替えることができることにより、エンジン4の燃焼効率が低下する部分負荷での運転状態を低減することができるので、運転効率(エネルギー効率)の向上を図ることができるのである。
According to the first aspect of the present invention, a supercooling refrigerant having an evaporation pressure (refrigerant suction pressure) higher than that of the refrigerant compressed by the main compressor is compressed by an auxiliary compressor driven by the engine. Can reduce the total compression work in the refrigerant cycle without newly increasing the amount of electric power used for the auxiliary compressor that had been electrically driven, and maintain the cooling capacity by the supercooling action of the supercooling heat exchanger Or improvement can be achieved.
In addition, by configuring the auxiliary compressor so that the capacity ratio with respect to the total capacity of the main compressor and the auxiliary compressor is within a predetermined numerical range, it is possible to maintain or improve the cooling capacity during cooling and at the time of heating. The performance of the supercooling heat exchanger can be ensured. That is, in the configuration of the present invention in which the main compressor and the auxiliary compressor are driven by a common engine, it is possible to operate with good operation efficiency (energy efficiency) during cooling and heating.
In addition, since the main compressor clutch and auxiliary compressor clutch for connecting / disconnecting the driving force of the engine to and from the main compressor and auxiliary compressor are provided, the main compressor 2 and the auxiliary compression according to the level of the required air conditioning load. Since the operation of the
請求項2においては、補助圧縮機の、主圧縮機と補助圧縮機の合計容量に対する容量比が所定の数値範囲となるように構成することによる冷房時の全圧縮仕事の低減が図れると共に、暖房時においても、電力の利用量を新たに増加することなく、全圧縮仕事の低減を図ることができる。
また、暖房時においても液冷媒の過冷却を行うことにより、過冷却作用によって冷媒の単位質量流量当たりの外気からの吸熱能力が向上するので、冷媒サイクルを流れる冷媒の全量を低減することができる。この結果、全圧縮仕事を低減させることが可能となり、運転効率(エネルギー効率)を向上することができる。
According to the second aspect of the present invention, it is possible to reduce the total compression work during cooling by configuring the auxiliary compressor so that the capacity ratio with respect to the total capacity of the main compressor and the auxiliary compressor falls within a predetermined numerical range, and heating. Even at times, it is possible to reduce the total compression work without newly increasing the amount of power used.
Further, by supercooling the liquid refrigerant even during heating, the heat absorption capacity from the outside air per unit mass flow rate of the refrigerant is improved by the supercooling action, so that the total amount of refrigerant flowing through the refrigerant cycle can be reduced. . As a result, the total compression work can be reduced, and the operation efficiency (energy efficiency) can be improved.
次に、発明の実施の形態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は同じく冷媒回路構成によるモリエル線図、図4は補助圧縮機容量比とCOPの関係を示すグラフ、図5は補助圧縮機容量比と過冷却熱交換器冷媒温度の関係を示すグラフである。 Next, embodiments of the invention will be described with reference to the drawings. FIG. 1 is a refrigerant circuit diagram of an engine heat pump according to the present invention, FIG. 2 is a block diagram of control devices, FIG. 3 is a Mollier diagram based on the refrigerant circuit configuration, and FIG. 4 is a relationship between auxiliary compressor capacity ratio and COP. FIG. 5 is a graph showing the relationship between the auxiliary compressor capacity ratio and the supercooling heat exchanger refrigerant temperature.
まず、本発明に係るエンジンヒートポンプの冷媒回路構成、及び冷媒サイクルについて図1を用いて説明する。本発明に係るエンジンヒートポンプは、エンジン4で駆動される主圧縮機2及び補助圧縮機3、室内熱交換器8、室外熱交換器5、室内熱交換器用膨張弁23、室外熱交換器用膨張弁21、並びに室内熱交換器8と室外熱交換器5の接続経路のうち液冷媒通過経路である主経路26に設けられ分岐経路27(27a、27b)に分岐される過冷却用液冷媒により、分岐前の液冷媒を過冷却する過冷却熱交換器15を有しており、これらで構成される冷媒サイクルを用いるものである。そして、過冷却熱交換器15は、主経路26との接続点15a、15b、及び分岐経路27との接続点15c、15dを有する。なお、本構成において、室内熱交換器8は複数設ける構成としてもよい。
First, a refrigerant circuit configuration and a refrigerant cycle of an engine heat pump according to the present invention will be described with reference to FIG. The engine heat pump according to the present invention includes a main compressor 2 and an
主圧縮機2は、エンジン4により駆動され、図示せぬアキュムレータ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。主圧縮機2から吐出されるガス冷媒は、四方弁24にて所定の方向に導かれる。また、主圧縮機2に吸引されるガス冷媒も四方弁24にて導かれるため、主圧縮機2の冷媒入口と四方弁24とは主圧縮機2の吸入ラインを構成する経路32にて連通されている。補助圧縮機3は、同じくエンジン4により駆動され、前記分岐経路27に分岐され前記過冷却熱交換器15を通過する過冷却用液冷媒のうち、図示せぬアキュムレータ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。
The main compressor 2 is driven by the
過冷却熱交換器15は、分岐経路27に設けられる過冷却熱交換器用膨張弁22にて温度低下した過冷却用液冷媒によって分岐前の液冷媒を過冷却するものであり、この過冷却熱交換器15にて熱交換した後の過冷却用液冷媒が、前記補助圧縮機3に吸引される。このため、過冷却熱交換器15と補助圧縮機3の冷媒入口とは、補助圧縮機3の吸入ラインを構成する経路33にて連通されている。
The
また、主経路26において設けられる分岐経路27は、室内熱交換器8と過冷却熱交換器15との間に分岐経路27aを構成すると共に、室外熱交換器5と過冷却熱交換器15との間に分岐経路27bを構成しており、各分岐経路27a、27bと過冷却熱交換器用膨張弁22との間には、それぞれ開閉弁28a、28bが設けられている。これら各開閉弁28a・28bは、後述する冷房サイクル又は暖房サイクルにおいて主経路26の分岐前の液冷媒が過冷却されるようにその開閉が切り替えられる。
The
そして、補助圧縮機3より吐出される冷媒を、各圧縮機2、3から四方弁24に至るまでの経路に設けられる合流点65にて主圧縮機2より吐出される冷媒と合流させる構成としている。ここで合流した冷媒が四方弁24にて流れる方向を変更され、後述する冷房サイクル又は暖房サイクルが行われる。なお、前記合流点65と四方弁24との間にはオイルセパレータ(図示略)が設けられ、高温高圧のガス冷媒中に含まれる冷凍機油を分離して主圧縮機2及び補助圧縮機3の吸入側に還流させ、両圧縮機2、3の潤滑が良好に行われるようにしている。
The refrigerant discharged from the
以上のように構成される冷媒サイクルを用い、四方弁24による冷媒の流れる方向の切替えにより冷房サイクル又は暖房サイクルが行われる。冷房サイクルでは、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、この室外熱交換器5で放熱して凝縮した後、過冷却熱交換器15へと送られ、接続点15bより流入して接続点15aより流出する。過冷却熱交換器15にて過冷却された液冷媒は、室内熱交換器用膨張弁23にて膨張し、室内熱交換器8で吸熱して蒸発した後、四方弁24を介して主圧縮機2に吸引される。そして、この吸引された冷媒が主圧縮機2にて圧縮された後、再び吐出される。
Using the refrigerant cycle configured as described above, the cooling cycle or the heating cycle is performed by switching the direction in which the refrigerant flows by the four-
また、室外熱交換器5から送り出され主経路26を通過する液冷媒の一部は、過冷却用液冷媒として分岐経路27a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湿り冷媒となり、過冷却熱交換器15へ接続点15cより流入して接続点15dへ流出する過程で、主経路26を流れる液冷媒を過冷却する。このとき、開閉弁28aは開いた状態、開閉弁28bは閉じた状態となっており、主経路26を通過する液冷媒は分岐経路27b側へは分流されることなく、分岐経路27aに分岐される過冷却用液冷媒によって分岐前の全量の液冷媒が過冷却されるようにしている。このようにして主経路26を通過する液冷媒の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、前記過冷却用液冷媒は補助圧縮機3に吸引され、この補助圧縮機3にて圧縮された後に再び吐出される。
Further, a part of the liquid refrigerant sent out from the
一方、暖房サイクルでは、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を介して室内熱交換器8に送られ、この室内熱交換器8で放熱して凝縮した後、過冷却熱交換器15へと送られ、接続点15aより流入して接続点15bより流出する。過冷却熱交換器15にて過冷却された液冷媒は、室外熱交換器用膨張弁21にて膨張し、室外熱交換器5で吸熱して蒸発した後、四方弁24を介して主圧縮機2に吸引される。そして、この吸引された冷媒が主圧縮機2にて圧縮された後、再び吐出される。
On the other hand, in the heating cycle, the refrigerant compressed by the main compressor 2 and the
また、室内熱交換器8から送り出され主経路26を通過する液冷媒の一部は、過冷却用液冷媒として分岐経路27b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湿り冷媒となり、過冷却熱交換器15へ接続点15cより流入して接続点15dへ流出する過程で、主経路26を流れる液冷媒を過冷却する。このとき、開閉弁28aは閉じた状態、開閉弁28bは開いた状態となっており、主経路26を通過する液冷媒は分岐経路27a側へは分流されることなく、分岐経路27bに分岐される過冷却用液冷媒によって分岐前の全量の液冷媒が過冷却されるようにしている。そして、過冷却熱交換器15を通過した過冷却用液冷媒は、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に吸引され、この補助圧縮機3にて圧縮された後に再び吐出される。
Further, a part of the liquid refrigerant sent out from the
次に、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図2を用いて説明する。本発明に係るエンジンヒートポンプに具備される制御装置であるコントローラ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。
Next, an apparatus configuration relating to operation control of the engine heat pump according to the present invention will be described with reference to FIG. The
また、同じくコントローラ25は、前記分岐経路27a、27bにそれぞれ設けられる開閉弁28a、28bと接続されており、それらの開閉を制御する。ここで、各開閉弁28a、28bは具体的に次のように制御される。すなわち、開閉弁28aは、前述した冷房サイクルにおける液冷媒の過冷却を行うときは開かれ、それ以外のときは閉じられる。また、開閉弁28bは、前述した暖房サイクルにおける液冷媒の過冷却を行うときは開かれ、それ以外のときは閉じられる。このように各開閉弁28a、28bを制御することにより、冷房サイクル及び暖房サイクルそれぞれにおいて、液冷媒が過冷却熱交換器15の下流側にて分岐されることとなり、分岐経路27に分岐される前の全量の液冷媒が過冷却熱交換器15にて過冷却されることとなる。さらに、コントローラ25は、エンジン4(の制御回路)と接続されており、エンジン4の発停・制御を行うことにより主圧縮機2及び補助圧縮機3の運転を制御する。
Similarly, the
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で膨張された湿り冷媒が補助圧縮機3の吸入ラインである経路33で過熱度がつくように過冷却熱交換器用膨張弁22の開度を制御する。そして、後述の如く、補助圧縮機3を選定(構成)することで、補助圧縮機3の冷媒吸入圧力が、主圧縮機2の冷媒吸入圧力よりも高くなり、図3のモリエル線図で示す如く、補助圧縮機3による圧縮仕事ΔWsを、主圧縮機2による圧縮仕事ΔWmと比較して小さくできるようにしている。こうして、全量の冷媒を単一の圧縮仕事ΔWmにて圧縮する場合と比較して、全圧縮仕事の低減を図っている。
In the above configuration, the
続いて、以上のような冷媒回路構成における冷凍サイクルのモリエル線図(図3)について、冷媒回路構成における冷媒の流れに従って説明する。なお、このモリエル線図においては、単位質量流量当たりの冷媒の状態変化を表しており、横軸は冷媒の質量1kg当たりの持っているエネルギーである比エンタルピー(kJ/kg)を示し、縦軸は(絶対)圧力(MPa abs)を示す。 Next, the Mollier diagram (FIG. 3) of the refrigeration cycle in the refrigerant circuit configuration as described above will be described according to the refrigerant flow in the refrigerant circuit configuration. In this Mollier diagram, the state change of the refrigerant per unit mass flow rate is represented, the horizontal axis indicates the specific enthalpy (kJ / kg) which is the energy per kg of the refrigerant mass, and the vertical axis Indicates (absolute) pressure (MPa abs).
このモリエル線図上の冷凍サイクルに関し、冷房サイクルの場合について説明する。このモリエル線図における点Amは、冷媒が主圧縮機2の吸入ラインを構成する経路32を流れている状態を示し、この状態での比エンタルピー及び圧力値をそれぞれh2(kJ/kg)、p2(MPa abs)とする。そして、ここでの冷媒回路における冷媒の流量をGmとする。また、点Asは、冷媒が補助圧縮機3の吸入ラインを構成する経路33を流れている状態を示し、この状態での比エンタルピー及び圧力値をそれぞれh1(kJ/kg)、p1(MPa abs)とする。そして、ここでの冷媒回路における冷媒の流量をGsとする。これらの状態の冷媒が、それぞれにおける吸入ラインから各圧縮機2、3に吸入され、各圧縮機2、3において圧縮仕事が行われる。この際、主圧縮機2においては単位質量流量当たりの冷媒に対して圧縮仕事ΔWmが行われ(圧縮区間AmB)、補助圧縮機3においては単位質量流量当たりの冷媒に対して圧縮仕事ΔWsが行われる(圧縮区間AsB)。
Regarding the refrigeration cycle on the Mollier diagram, the case of the cooling cycle will be described. A point Am in the Mollier diagram indicates a state in which the refrigerant flows through the
各圧縮機2、3にて圧縮され高圧となった冷媒(ガス冷媒)は、合流点65にて合流する。ここで冷媒回路における合流した冷媒の流量を全量Go(=Gm+Gs)とする。この合流した冷媒は室外熱交換器5に送られる。室外熱交換器5においては、高圧ガスとなった冷媒の凝縮による放熱が行われ、冷却されて液冷媒となる(凝縮区間BC)。つまり、点Bの状態は、冷媒が合流点65から室外熱交換器5までの経路にある状態を示し、この状態での比エンタルピーの値をh0(kJ/kg)とする。
The refrigerant (gas refrigerant) compressed to high pressure by the
室外熱交換器5から液冷媒として送り出された冷媒は、過冷却熱交換器15にて、過冷却熱交換器15の下流側にて分岐経路27aに分岐された過冷却用液冷媒によって過冷却される(過冷却区間CD)。ここで、図中T1、T2及びT3は、それぞれ温度t1(℃)、t2(℃)及びt3(℃)の等温線(t1>t2>t3)を示しており、主経路26を流れる液冷媒が過冷却熱交換器15にてt1(℃)からt2(℃)に過冷却されることを示している。この過冷却後の液冷媒の点Dでの状態における圧力値をp0(MPa abs)とする。
The refrigerant sent out as the liquid refrigerant from the
そして、過冷却された後の液冷媒は、主経路26においてその一部が分岐された後、室内熱交換器用膨張弁23により膨張され、冷房を行う室内空気よりも低温・低圧の液冷媒となる(膨張区間DEm)。この低温・低圧となった液冷媒の点Emでの状態における圧力値をp2(MPa abs)とする。点Emの状態となった液冷媒は室内熱交換器8へと送られ、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(蒸発区間EmAm)。そして、ガス冷媒となった冷媒が主圧縮機2の吸入ラインを構成する経路32を流れて主圧縮機2へと再び吸入される。つまり、ここで蒸発区間EmAmにおける冷媒圧力(値p2)は、前述した主圧縮機2の冷媒の冷媒吸入圧力Pmと同等となり、冷媒回路において主圧縮機2に吸入される冷媒の流量がGmとなる。
Then, the liquid refrigerant after being supercooled is partly branched in the
一方、分岐経路27aに分岐される過冷却用液冷媒は、過冷却熱交換器用膨張弁22にて膨張されて点Cでの状態における液冷媒よりも圧力・温度が低下する(膨張区間DEs)。このとき、過冷却用液冷媒は、過冷却熱交換器用膨張弁22によって前述した過冷却された後の液冷媒の温度t2(℃)からt3(℃)まで低下する。このように、過冷却熱交換器15にて過冷却された液冷媒のうち、分岐経路27aに分岐される液冷媒が過冷却用液冷媒となる。そして、分岐経路27aに分岐される液冷媒の冷媒回路における流量がGsとなる。ここで、過冷却熱交換器用膨張弁22による分岐した液冷媒の膨張(膨張区間DEs)が、室内熱交換器用膨張弁23による液冷媒の膨張(膨張区間DEm)よりも抑えたものとなっているのは、次のような理由からである。すなわち、分岐経路27aに分岐される過冷却用液冷媒によって主経路26を流れる液冷媒を過冷却するには、過冷却用液冷媒が過冷却熱交換器15に送り込まれる前の液冷媒(点Cの状態)よりも低温となればよく、過冷却熱交換器用膨張弁22における過冷却用液冷媒の膨張を、点Dの状態での冷媒の圧力値p0が圧力値p1に降下するまでにとどめても過冷却を行うことができるからである。
On the other hand, the supercooled liquid refrigerant branched into the
そして、点Esの状態となった過冷却用液冷媒は、過冷却熱交換器15にて主経路26を流れる液冷媒から吸熱することにより、主経路26を流れる液冷媒を過冷却する(蒸発区間EsAs)。この過冷却を終えた冷媒は、補助圧縮機3の吸入ラインを構成する経路33を流れて補助圧縮機3へと再び吸入される。ここで、冷媒回路において、主経路26を流れる液冷媒は分岐経路27aに一部(流量Gs)分岐され、室内熱交換器8に送り込まれる液冷媒の流量Gmが全量Goと比較して減少することとなるが、分岐される前の液冷媒が過冷却熱交換器15において過冷却されることにより、液冷媒の単位質量流量当たりの吸熱能力(冷房能力)(kJ/kg)が高まるので、室内熱交換器8における冷房能力は維持又は向上される。
Then, the supercooled liquid refrigerant in the state of point Es absorbs heat from the liquid refrigerant flowing through the
このように、分岐経路27aに分岐される流量Gsの過冷却用液冷媒の過冷却熱交換器用膨張弁22による膨張を、分岐後の流量Gmの液冷媒の室内熱交換器用膨張弁23による膨張よりも抑え、過冷却用液冷媒の圧力降下を圧力値p0から圧力値p1にとどめることで、蒸発区間EsAsにおける蒸発圧を高圧とすることができる。つまり、分岐される流量Gsの過冷却用冷媒の蒸発圧を、分岐後の残りの流量Gmの冷媒の蒸発圧と比較して高めることができるので、圧縮区間AsBにおいて必要な圧縮仕事ΔWsを、圧縮区間AmBにおいて必要な圧縮仕事ΔWmと比較して大幅に低減することができる。これにより、補助圧縮機3における圧縮仕事を主圧縮機2における圧縮仕事と比較して大幅に低減することができ、エンジンヒートポンプにおける全圧縮仕事の低減を図ることができる。
In this way, the expansion of the subcooled liquid refrigerant at the flow rate Gs branched into the
具体的な圧縮仕事の低減量としては、次のように表される。なお、ここでの比較対象は、全量Goの冷媒を単一の圧縮仕事ΔWmにて圧縮する場合の全圧縮仕事である。言い換えると、補助圧縮機を具備せずに単一の圧縮機を備える冷媒回路において、全量Goの冷媒を圧縮仕事ΔWmにて圧縮する場合の全圧縮仕事である。これは、分岐経路27aに分岐される流量Gsの過冷却用液冷媒の、膨張区間DEsにおける圧力降下を圧力値p0から圧力値p2とした場合の全圧縮仕事と同等となる。まず、ここでの比較対象である全量Goの冷媒を単一の圧縮仕事ΔWmにて圧縮する場合の全圧縮仕事は、Go×ΔWm=Go×(h0−h2) (Go:Gm+Gs)・・・(1)で表される。一方、本発明におけるエンジンヒートポンプ全体としての圧縮仕事は、前述したように、分岐経路27aに分岐される流量Gsの過冷却用液冷媒の圧力降下をp0からp1にとどめているため、全圧縮仕事は、(Gm×ΔWm)+(Gs×ΔWs)={Gm×(h0−h2)}+{Gs×(h0−h1)}・・・(2)で表される。つまり、分岐経路27aに分岐される流量Gsの過冷却用液冷媒の圧力降下をp0からp1にとどめ、この流量Gsの冷媒の蒸発圧を高めることによる圧縮仕事の低減量は、前記式(1)と式(2)の差分、即ち、Gs×(ΔWm−ΔWs)=(Gs×(h1−h2)分の圧縮仕事が低減されることとなる。
The specific amount of reduction in compression work is expressed as follows. The comparison target here is the total compression work in the case where the entire amount of refrigerant is compressed with a single compression work ΔWm. In other words, it is the total compression work in the case where the refrigerant of the total amount Go is compressed with the compression work ΔWm in the refrigerant circuit including the single compressor without including the auxiliary compressor. This is equivalent to the total compression work when the pressure drop in the expansion section DEs of the supercooled liquid refrigerant with the flow rate Gs branched to the
このように、主圧縮機2で圧縮される冷媒よりも蒸発圧(前記冷媒吸入圧力)が高い過冷却用の冷媒を、エンジン4で駆動される補助圧縮機3によって圧縮する構成とすることにより、従来は電気駆動式としていた補助圧縮機分の電力の利用量を新たに増加することなく、冷媒サイクルにおける全圧縮仕事の低減が図れると共に、過冷却熱交換器15による過冷却作用により、冷房能力の維持又は向上も図れる。
As described above, the subcooling refrigerant having a higher evaporation pressure (the refrigerant suction pressure) than the refrigerant compressed by the main compressor 2 is compressed by the
次に、本発明に係る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の容量比について説明する。ここでいう主圧縮機2と補助圧縮機3の容量比とは、各圧縮機2、3の吐出容量の比であり、各圧縮機2、3の吐出容量は、それぞれについての体積容量及び回転数から導かれる。体積容量とは、各圧縮機2、3が備える回転体の1サイクル(1回転)当たりの冷媒の吸入体積(cc/サイクル)である。また、各圧縮機2、3の回転数は、主圧縮機2及び補助圧縮機3は前述したように共通のエンジン4によって駆動されるため、主圧縮機2及び補助圧縮機3それぞれのエンジン4のエンジンプーリに対するプーリ比(変速比)によってそれぞれ決まる。これらのことから、各圧縮機2、3の吐出容量は、体積容量とプーリ比との積から求められ、主圧縮機2の体積容量、プーリ比をそれぞれVm、Umとし、補助圧縮機3の体積容量、プーリ比をそれぞれVs、Usとすると、主圧縮機2の吐出容量はVm×Umとなり、補助圧縮機3の吐出容量はVs×Usとなる。すなわち、補助圧縮機3の、主圧縮機2と補助圧縮機3の合計容量(合計吐出容量)に対する容量比(以下「補助圧縮機容量比R(%)」という。)は、次式、R=(Vs×Us)/{(Vm×Um)+(Vs×Us)}で表される。このことから、補助圧縮機容量比Rは、各圧縮機2、3の体積容量Vm、Vsが同等の場合はそれぞれのエンジン4に対するプーリ比Um、Usによって決まり、各圧縮機2、3のエンジン4に対するプーリ比Um、Usが同等のときは、それぞれの体積容量Vm、Vsによって決まる。なお、本発明においては、補助圧縮機3の吐出容量は主圧縮機2の吐出容量よりも小さい構成としている。そして、本発明に係るエンジンヒートポンプにおいては、この補助圧縮機容量比R(%)を20%から29%に構成している。以下、補助圧縮機容量比Rを前記数値範囲に構成することについて説明する。
Next, the capacity ratio between the main compressor 2 and the
エンジンヒートポンプの冷媒回路において、補助圧縮機容量比Rが変わることによる影響は、主経路26において分岐経路27a(冷房サイクル時)又は27b(暖房サイクル時)に分岐される流量Gsの過冷却用液冷媒の全量Goに対する割合が変化することである。つまり、補助圧縮機容量比Rが大きくなると分岐される流量Gsの液冷媒の全量Goに対する割合が増加し、補助圧縮機容量比Rが小さくなると分岐される流量Gsの液冷媒の全量Goに対する割合が減少する。こうしたことを踏まえ、本発明における補助圧縮機容量比Rの数値範囲20%〜29%について説明する。なお、以下の説明においては、主経路26において分岐経路27a又は27bに分岐される過冷却用の液冷媒(流量Gs)を「分岐液冷媒」、分岐後に主経路26を流れる液冷媒(流量Gm)を「主液冷媒」と定義して説明する。
In the refrigerant circuit of the engine heat pump, the effect of the change in the auxiliary compressor capacity ratio R is that the supercooling liquid with the flow rate Gs branched in the
まず、補助圧縮機容量比Rの数値範囲20%〜29%に関し、上限値を29%とすることについて説明する。補助圧縮機容量比Rの上限値29%は、冷房サイクル時(冷房時)における運転効率(エネルギー効率)の変化から導かれる。つまり、冷房時において、補助圧縮機容量比Rを大きくすることにより、分岐経路27aへの分岐液冷媒の流量Gs、即ち主経路26を流れる全量Goの液冷媒を過冷却する過冷却用液冷媒の量が多くなるので、過冷却熱交換器15における過冷却作用が高まり、主液冷媒の単位質量流量当たりの冷房能力も高まることとなる。しかし、分岐液冷媒の流量Gsが多くなる分、主液冷媒の流量Gmが少なくなり、室内熱交換器8においての十分な冷房能力を得ることができなくなる。こうした現象に基づく運転効率(エネルギー効率)の変化から補助圧縮機容量比Rの上限値が定められる。
First, regarding the
そして、本発明において、補助圧縮機容量比Rの上限値を29%とすることにつき、その根拠となる具体的な測定データを示すのが図4に示すグラフである。図4に示すグラフにおいて、横軸は補助圧縮機容量比R(%)、縦軸は冷媒サイクルにおける成績係数(Coefficient of Performance:COP)である。このCOPは、冷・暖房能力/燃料消費量で表され、COPの値が大きいほど運転効率(エネルギー効率)が良いことを示す。また、破線で表すグラフは、補助圧縮機を具備せずに単一の圧縮機を備える場合の冷媒回路構成におけるCOPを示す。このグラフからわかるように、冷房時におけるCOPは、補助圧縮機容量比Rが10%付近では単一圧縮機の場合より高い値で横ばいとなっているが、補助圧縮機容量比Rが15%に近付く辺りから補助圧縮機容量比Rが増加するにつれてCOPは減少している。そして、補助圧縮機容量比Rが約30%となる時点から冷房時におけるCOPが単一圧縮機の場合のCOPを下回っている。つまり、この時点での補助圧縮機容量比Rの値(約30%)が、前述した本発明における冷房時の全圧縮仕事の低減を図ることによる運転効率(COP)の向上を図れる臨界値(上限値)であり、補助圧縮機容量比Rが約30%未満であれば、冷房時におけるCOPは、従来と比較して高い値を保つことができる。このことから、本発明における補助圧縮機容量比Rの上限値を29%としている。なお、グラフからわかるように、暖房サイクル時におけるCOPは、補助圧縮機容量比Rの値に関わらず常に従来よりも高い値を示す。 And in this invention, it is the graph shown in FIG. 4 which shows the specific measurement data used as the foundation about setting the upper limit of the auxiliary compressor capacity ratio R to 29%. In the graph shown in FIG. 4, the horizontal axis represents the auxiliary compressor capacity ratio R (%), and the vertical axis represents the coefficient of performance (COP) in the refrigerant cycle. The COP is expressed by cooling / heating capacity / fuel consumption, and the larger the COP value, the better the operation efficiency (energy efficiency). Moreover, the graph shown with a broken line shows COP in a refrigerant circuit structure in the case of providing a single compressor without providing an auxiliary compressor. As can be seen from this graph, the COP during cooling is flat at a higher value than in the case of a single compressor when the auxiliary compressor capacity ratio R is around 10%, but the auxiliary compressor capacity ratio R is 15%. As the auxiliary compressor capacity ratio R increases, the COP decreases. The COP at the time of cooling is lower than the COP in the case of a single compressor from the time when the auxiliary compressor capacity ratio R becomes about 30%. In other words, the value (about 30%) of the auxiliary compressor capacity ratio R at this point is a critical value (COP) that can improve the operating efficiency (COP) by reducing the total compression work during cooling in the present invention described above. If the auxiliary compressor capacity ratio R is less than about 30%, the COP at the time of cooling can maintain a high value as compared with the conventional case. Therefore, the upper limit value of the auxiliary compressor capacity ratio R in the present invention is set to 29%. As can be seen from the graph, the COP during the heating cycle always shows a higher value than before, regardless of the value of the auxiliary compressor capacity ratio R.
次に、補助圧縮機容量比Rの数値範囲20%〜29%に関し、下限値を20%とすることについて説明する。補助圧縮機容量比Rの下限値20%は、暖房サイクル時(暖房時)における過冷却熱交換器15の主経路26側の冷媒入口となる接続点15aの冷媒温度(以下単に「入口温度」という。)と、過冷却熱交換器15の主経路26側の冷媒出口となる接続点15bの冷媒温度(以下単に「出口温度」という。)との関係から導かれる。つまり、暖房時において、補助圧縮機容量比Rを小さくすることにより、分岐経路27bに分岐する分岐液冷媒の流量Gs、即ち主経路26を流れる全量Goの液冷媒を過冷却する過冷却用液冷媒の量が少なくなるので、過冷却熱交換器15における過冷却作用が低下し、分岐液冷媒は蒸発し易くなる。しかし、分岐液冷媒の流量Gsが少なくなる分、主液冷媒の流量Gmが多くなり、全量Goの液冷媒が過冷却熱交換器15で十分に過冷却されない状態となって、過冷却熱交換器15において略一定となる入口温度に対して出口温度が上昇してしまう。こうした過冷却熱交換器15における入口温度に対する出口温度の上昇は、暖房時において過冷却熱交換器15で十分な過冷却度を得ることの妨げとなる。つまり、暖房時に過冷却熱交換器15の性能を確保するためには、過冷却される液冷媒の入口温度と、過冷却後の出口温度との間に一定以上の温度差(例えば、5℃以上)、つまり、過冷却度が生じるよう、補助圧縮機3の容量を選定(構成)する必要がある。このようなことから、補助圧縮機容量比Rの下限値が定められる。
Next, regarding the
そして、本発明において、補助圧縮機容量比Rの下限値を20%とすることにつき、その根拠となる具体的な測定データを示すのが図5に示すグラフである。図5に示すグラフにおいて、横軸は補助圧縮機容量比R(%)、縦軸は過冷却熱交換器15の入口温度又は出口温度(℃)であり、暖房時におけるそれぞれの値を示している。 このグラフからわかるように、過冷却熱交換器15の入口温度は、補助圧縮機容量比Rの値に関わらず略一定の温度(32〜33℃)となっている。一方、過冷却熱交換器15の出口温度は、補助圧縮機容量比Rの減少にともなって入口温度よりも低い温度から高い温度へと上昇している。つまり、補助圧縮機容量比Rがある値となる時点から出口温度の方が入口温度よりも高くなる。そして、本発明において、暖房時において過冷却熱交換器15の性能を確保することができる入口温度と出口温度との関係は、出口温度が入口温度に対して約5℃以上低いことが好ましく、出口温度が入口温度よりも約5℃以上低くなる補助圧縮機容量比Rの臨界値(下限値)が20%となっている。このことから、本発明における補助圧縮機容量比Rの下限値を20%としている。
And in this invention, it is the graph shown in FIG. 5 which shows the specific measurement data used as the basis about setting the lower limit of auxiliary compressor capacity ratio R to 20%. In the graph shown in FIG. 5, the horizontal axis is the auxiliary compressor capacity ratio R (%), and the vertical axis is the inlet temperature or outlet temperature (° C.) of the
以上説明したように、本発明に係るエンジンヒートポンプにおける補助圧縮機容量比Rについて、冷房時から定まる上限値及び暖房時から定まる下限値から、その数値範囲を20%から29%となるように構成することにより、冷房時において冷房能力の維持又は向上が図れると共に、暖房時において過冷却熱交換器15の性能を確保することができる。つまり、共通のエンジン4で主圧縮機2及び補助圧縮機3を駆動する本発明の構成において、補助圧縮機容量比Rを20%から29%の範囲内に構成することにより、冷房時及び暖房時における運転効率(エネルギー効率)の良い運転が可能となる。
As described above, the auxiliary compressor capacity ratio R in the engine heat pump according to the present invention is configured such that the numerical range is 20% to 29% from the upper limit value determined from the cooling time and the lower limit value determined from the heating time. As a result, the cooling capacity can be maintained or improved during cooling, and the performance of the
なお、本発明に係るエンジンヒートポンプの冷媒回路構成において、エンジン4から主圧縮機2及び補助圧縮機3への駆動力の伝達に無段変速機(Continuously Variable Transmission:CVT)を採用する構成とすることもできる。この場合、前述したような冷房時及び暖房時それぞれにおける補助圧縮機容量比Rの臨界値を考慮して、CVTにより主圧縮機2及び補助圧縮機3の変速比を変える。
In the refrigerant circuit configuration of the engine heat pump according to the present invention, a continuously variable transmission (CVT) is adopted to transmit driving force from the
具体的に本発明に係るエンジンヒートポンプにおいては、冷房時では補助圧縮機容量比Rの値が前述した上限値よりも小さければよく、また、暖房時では補助圧縮機容量比Rの値が前述した下限値よりも大きければよい。すなわち、冷房時においては、補助圧縮機容量比Rが約30%未満、暖房時においては、補助圧縮機容量比Rが20%以上となるようにCVTを制御し、冷房時及び暖房時において変速比を変える構成とする。このように、CVTを用いる構成とすることにより、主圧縮機2の体積容量Vm及びプーリ比Umに対して設定される補助圧縮機3の体積容量Vs及びプーリ比Usの自由度を向上させることができる。また、冷房サイクルにおいては上限値だけを定めればよく、暖房サイクルにおいては上限値だけを定めればよいこととなるので、冷房時及び暖房時それぞれにおいて、補助圧縮機容量比Rをより好適な値とすることが可能となり、各サイクルにおける運転効率(エネルギー効率)の向上が図れる。
Specifically, in the engine heat pump according to the present invention, it is sufficient that the value of the auxiliary compressor capacity ratio R is smaller than the above-described upper limit value during cooling, and the value of the auxiliary compressor capacity ratio R is described above during heating. It only needs to be larger than the lower limit. That is, the CVT is controlled so that the auxiliary compressor capacity ratio R is less than about 30% during cooling, and the auxiliary compressor capacity ratio R is 20% or more during heating, and the speed is changed during cooling and heating. The ratio is changed. As described above, by using the CVT, the degree of freedom of the volume capacity Vs and the pulley ratio Us of the
ところで、本発明に係るエンジンヒートポンプにおいては、室外熱交換器5と並列にエンジン廃熱回収器6を設けている。そして、主経路26において分岐される過冷却用液冷媒をこのエンジン廃熱回収器6で蒸発すると共に補助圧縮機3で圧縮する構成としている。
Incidentally, in the engine heat pump according to the present invention, an engine waste heat recovery unit 6 is provided in parallel with the
エンジン廃熱回収器6は、前述したように、暖房時において過冷却熱交換器15を通過した分岐液冷媒が吸熱して蒸発するためのものであり、このエンジン廃熱回収器6においては、分岐液冷媒と、この分岐液冷媒と比較して高温となるエンジン冷却水CWとの熱交換が行われることにより分岐液冷媒が吸熱して蒸発する。
As described above, the engine waste heat recovery unit 6 is for absorbing and evaporating the branched liquid refrigerant that has passed through the supercooling
次に、モリエル線図(図3)上の冷凍サイクルに関し、暖房サイクルの場合について説明する。なお、前述した冷房サイクルの場合と重複する部分については、その説明を省略する。まず、主圧縮機2及び補助圧縮機3にて圧縮され高圧となった冷媒(ガス冷媒)は、合流点65にて合流する。この合流した冷媒は室内熱交換器8に送られる。室内熱交換器8においては、高圧ガスとなった冷媒の凝縮による放熱が行われ、暖房を行う室内に放熱すると共に冷却されて液冷媒となる(凝縮区間BC)。つまり、点Bの状態は、冷媒が合流点65から室内熱交換器8までの経路にある状態を示す。
Next, regarding the refrigeration cycle on the Mollier diagram (FIG. 3), the case of the heating cycle will be described. In addition, the description which overlaps with the case of the cooling cycle mentioned above is abbreviate | omitted. First, the refrigerant (gas refrigerant) compressed to high pressure by the main compressor 2 and the
室内熱交換器8から液冷媒として送り出された冷媒は、過冷却熱交換器15にて、過冷却熱交換器15の下流側にて分岐経路27bに分岐された過冷却用液冷媒によって過冷却される(過冷却区間CD)。
The refrigerant sent out from the
そして、過冷却された後の液冷媒は、主経路26においてその一部が分岐された後、室外熱交換器用膨張弁21により膨張され、低温・低圧の液冷媒となる(膨張区間DEm)。点Emの状態となった液冷媒は室外熱交換器5へと送られ、室外熱交換器5にて外気からの吸熱による冷媒の蒸発が行われる(蒸発区間EmAm)。そして、ガス冷媒となった冷媒が主圧縮機2の吸入ラインを構成する経路32を流れて主圧縮機2へと再び吸入される。
Then, after the liquid refrigerant after being supercooled is partially branched in the
一方、分岐経路27bに分岐される過冷却用液冷媒は、過冷却熱交換器用膨張弁22にて膨張されて点Cの状態における液冷媒よりも圧力・温度が低下する(膨張区間DEs)。このように、過冷却熱交換器15にて過冷却された液冷媒のうち、分岐経路27bに分岐される液冷媒が過冷却用液冷媒となる。そして、分岐経路27bに分岐される液冷媒の冷媒回路における流量がGsとなる。
On the other hand, the supercooled liquid refrigerant branched to the
そして、点Esの状態となった過冷却用液冷媒は、過冷却熱交換器15にて主経路26を流れる液冷媒から吸熱することにより、主経路26を流れる液冷媒を過冷却する。過冷却熱交換器15を通過した過冷却用液冷媒は、エンジン廃熱回収器6に送り込まれる。このエンジン廃熱回収器6において、過冷却用液冷媒とエンジン冷却水CWとの熱交換が行われ、過冷却用液冷媒が吸熱して蒸発する(蒸発区間EsAs)。この蒸発した冷媒が、補助圧縮機3の吸入ラインを構成する経路33を流れて補助圧縮機3へと再び吸入される。
The supercooled liquid refrigerant in the state of point Es absorbs heat from the liquid refrigerant flowing through the
このようにして暖房時においても過冷却を行うことで、次のような作用により運転効率(エネルギー効率)の向上が図られている。主経路26を流れる全量Goの液冷媒は、前述したように過冷却熱交換器15にて過冷却される。ここで液冷媒が過冷却されることにより、冷媒の単位質量流量当たりの吸熱能力(kJ/kg)が高まる。すなわち、過冷却された後の室外熱交換器5においての、液冷媒の単位質量流量当たりの外気からの吸熱能力が高まることとなり、過冷却されない場合の液冷媒と比較して少量の液冷媒で同等の熱量を吸熱することが可能となる。これにより、暖房時において室外熱交換器5に送り込まれる主液冷媒の流量Gmを減少させることができ、冷媒サイクルを循環する冷媒の全量Goを減少させることができる。この結果、冷媒サイクルにおける全圧縮仕事を低減することが可能となり、運転効率(エネルギー効率)の向上が図れる。
Thus, by performing supercooling even during heating, the operation efficiency (energy efficiency) is improved by the following action. The total amount of the liquid refrigerant flowing through the
このように、室外熱交換器5と並列にエンジン廃熱回収器6を設け、過冷却用の分岐液冷媒をエンジン廃熱回収器6で蒸発させると共に補助圧縮機3で圧縮する構成とすることにより、補助圧縮機容量比Rを前述した範囲内とすることによる冷房時の全圧縮仕事の低減が図れると共に、暖房時においても、電力の利用量を新たに増加することなく、全圧縮仕事の低減を図ることができる。さらに、暖房時においても液冷媒の過冷却を行うことにより、過冷却作用によって冷媒の単位質量流量当たりの外気からの吸熱能力が向上するので、冷媒サイクルを流れる冷媒の全量を低減することができる。この結果、全圧縮仕事を低減させることが可能となり、運転効率(エネルギー効率)を向上することができる。
As described above, the engine waste heat recovery unit 6 is provided in parallel with the
ところで、以上説明したエンジンヒートポンプにおいては、エンジン4で駆動される主圧縮機2及び補助圧縮機3を、それぞれ単独で駆動する構成とすることもできる。このような構成とすることによって、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・停止を行うことが可能となり、運転効率(エネルギー効率)の向上を図ることができる。
By the way, in the engine heat pump demonstrated above, it can also be set as the structure which drives independently the main compressor 2 and the
この場合、具体的な構成としては、図1に示すように、エンジン4と主圧縮機2及び補助圧縮機3との間に、それぞれエンジン4の駆動力の断接(連結・非連結の切替え)を行う主圧縮機用クラッチ42及び補助圧縮機用クラッチ43を設ける。そして、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とを連絡経路34により連通すると共に、この連絡経路34に開閉弁35を設ける。つまり、開閉弁35を開閉することで連絡経路34の開通・非開通を切り替えることにより、経路32と経路33との連通・非連通を切り替えることができる構成とし、冷媒回路を空調負荷の低・中・高負荷状態に対応させて各負荷状態での運転を行う。ここで、図2に示すように、前述したコントローラ25は、主圧縮機用クラッチ42及び補助圧縮機用クラッチ43と接続されており、コントローラ25は、各負荷状態に応じてエンジン4から各クラッチへの駆動力の断接を制御する。また、同じくコントローラ25は開閉弁35と接続されており、開閉弁35の開閉を制御する。
In this case, as a specific configuration, as shown in FIG. 1, the driving force of the
このような構成により、各負荷状態に応じた制御を冷房時及び暖房時それぞれにおいて例えば次のように行う。すなわち、冷房時においては、空調負荷が低負荷の場合は補助圧縮機3の単独運転とし、中負荷の場合は主圧縮機2の単独運転とする。そして、高負荷の場合は、前述したように主圧縮機2及び補助圧縮機3双方による運転とすると共に、過冷却熱交換器15にて過冷却を行う。一方、暖房時においては、空調負荷が低負荷の場合は補助圧縮機3の単独運転とし、中負荷の場合は主圧縮機2の単独運転とすると共にエンジン廃熱回収器6にて熱交換を行う。そして、高負荷の場合は、前述したように主圧縮機2及び補助圧縮機3双方による運転とすると共に、過冷却熱交換器15における過冷却及びエンジン廃熱回収器6における熱交換を行う。なお、ここでいう空調負荷の高低は、エンジンヒートポンプの空調負荷(%)が、概ね、0%〜15%となる範囲を低負荷、15%〜60%となる範囲を中負荷、60%〜100%となる範囲を高負荷とする。
With such a configuration, control according to each load state is performed as follows, for example, at the time of both cooling and heating. That is, during cooling, the
まず、冷房時の運転について説明する。空調負荷が低負荷の場合は、補助圧縮機3の単独運転とする。この場合、コントローラ25は、主圧縮機用クラッチ42を切状態とすると共に開閉弁35を開く。つまり、エンジン4の駆動力を補助圧縮機3のみに伝達させると共に、主圧縮機2の吸入ラインである経路32を補助圧縮機3の吸入ラインである経路33と連通させることにより、全量Goの冷媒を補助圧縮機3にて圧縮する。また、この場合、過冷却熱交換器用膨張弁22の開閉を制御することによって、過冷却熱交換器15による過冷却を行うか否かを制御する。そして、過冷却熱交換器15による過冷却を行う際は、合流点64(図1)での圧力損失などを低減するため圧力関係を考慮し、コントローラ25は、経路32からの冷媒圧力と経路33から冷媒圧力とが略同一となるように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の開度を制御する。
First, the operation during cooling will be described. When the air conditioning load is low, the
また、空調負荷が中負荷の場合は、主圧縮機2の単独運転とする。この場合、コントローラ25は、補助圧縮機用クラッチ43を切状態とし、エンジン4の駆動力を主圧縮機2のみに伝達させて全量Goの冷媒を主圧縮機2にて圧縮する。また、この場合、過冷却熱交換器15による過冷却を行う際は、コントローラ25は、開閉弁35を開くと共に、合流点63(図1)において経路32からの冷媒圧力と経路33から冷媒圧力とが略同一となるように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の開度を制御する。
When the air conditioning load is medium load, the main compressor 2 is operated alone. In this case, the
また、空調負荷が高負荷の場合は、主圧縮機2及び補助圧縮機3双方による運転とすると共に、過冷却熱交換器15にて過冷却を行う。この場合、コントローラ25は、主圧縮機用クラッチ42及び補助圧縮機用クラッチ43を双方とも入状態とすると共に開閉弁35を閉じる。つまり、エンジン4の駆動力を各圧縮機2、3に伝達させると共に経路32と経路33との連通を断ち、流量Gmの冷媒を主圧縮機2にて圧縮させ、流量Gsの過冷却用の冷媒を補助圧縮機3にて圧縮させる。
When the air conditioning load is high, the operation is performed by both the main compressor 2 and the
次に、暖房時の運転について説明する。空調負荷が低負荷の場合は、補助圧縮機3の単独運転とする。つまりこの場合、コントローラ25による制御態様は、前述した冷房時の運転における低負荷の場合と同様となる。
Next, operation during heating will be described. When the air conditioning load is low, the
また、空調負荷が中負荷の場合は、主圧縮機2の単独運転とすると共にエンジン廃熱回収器6にて熱交換を行う。この場合、コントローラ25は、補助圧縮機用クラッチ43を切状態とすると共に開閉弁35を開く。つまり、エンジン4の駆動力を主圧縮機2のみに伝達させると共にエンジン廃熱回収器6にて熱交換を行い、合流点63にて合流する全量Goの冷媒を主圧縮機2にて圧縮する。この場合、過冷却熱交換器15による過冷却を行う際は、コントローラ25は、開閉弁35を開くと共に、合流点63において経路32からの冷媒圧力と経路33から冷媒圧力とが略同一となるように過冷却熱交換器用膨張弁22及び室外熱交換器用膨張弁21の開度を制御する。
When the air conditioning load is a medium load, the main compressor 2 is operated alone and the engine waste heat recovery unit 6 performs heat exchange. In this case, the
また、空調負荷が高負荷の場合は、主圧縮機2及び補助圧縮機3双方による運転とすると共に、過冷却熱交換器15における過冷却及びエンジン廃熱回収器6における熱交換を行う。この場合、コントローラ25は、主圧縮機用クラッチ42及び補助圧縮機用クラッチ43を双方とも入状態とすると共に開閉弁35を閉じる。つまり、エンジン4の駆動力を各圧縮機2、3に伝達させると共に経路32と経路33との連通を断ち、流量Gmの冷媒を主圧縮機2にて圧縮させ、エンジン廃熱回収器6にて熱交換される流量Gsの過冷却用の冷媒を補助圧縮機3にて圧縮させる。
When the air conditioning load is high, the operation is performed by both the main compressor 2 and the
このように、所要の空調負荷の高低に応じて、主圧縮機2及び補助圧縮機3の運転を切り替えることができる構成とすることにより、エンジン4の燃焼効率が低下する部分負荷での運転状態を低減することができるので、運転効率(エネルギー効率)の向上を図ることができる。
Thus, the operation state at the partial load in which the combustion efficiency of the
2 主圧縮機
3 補助圧縮機
4 エンジン
5 室外熱交換器
6 エンジン廃熱回収器
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
26 主経路
27a 分岐経路
27b 分岐経路
2
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