关于利用发动机驱动压缩机的结构的发动机热泵，专利文献1所 述的结构是公知的。在专利文献1中，揭示了一个发明，所述发明将 发动机热泵的压缩功分成由主压缩机产生的压缩功以及由辅助压缩机 产生的压缩功两个系统，通过将一侧(辅助压缩机侧)的蒸发压力保 持在比另一侧(主压缩机侧)的蒸发压力高的压力，降低所述一侧的 压缩功，藉此，降低在发动机热泵中的总压缩功。
在前述专利文献1中，揭示了一种结构，该结构利用电驱动式的 压缩机(电动压缩机)对蒸发压力成为高压的一侧(辅助压缩机侧) 做压缩功，但是，在该结构中，在发动机热泵中追加配备了需要新的 电力的设备(前述电动压缩机)。在这种情况下，尽管降低了压缩功， 但是增加了电力的消耗量，导致不能充分产生所谓的“降低电力消耗 量”的发动机热泵本应有的优点等结果。
发明的内容
本发明的课题是，在发动机热泵中，不增加电力消耗量而降低压 缩功，提高运转效率(能量效率)。
本发明的发动机热泵，包括：由发动机驱动的主压缩机及辅助压 缩机、室内热交换器、室外热交换器、室内热交换器用膨胀阀、室外 热交换器用膨胀阀、以及过冷却热交换器，所述过冷却热交换器设置 在室内热交换器与室外热交换器的连接路径之中的液体制冷剂通过路 径中，利用分支到分支路径的过冷却用液体制冷剂对分支前的液体制 冷剂进行过冷却；所述发动机热泵使由前述辅助压缩机排出的制冷剂 与从前述主压缩机排出的制冷剂汇合，在这样构成的发动机热泵中， 利用辅助压缩机压缩前述过冷却用液体制冷剂，同时，辅助压缩机的 容量相对于主压缩机和辅助压缩机的总容量的容量比为20％至29％。
另外，在本发明的发动机热泵中，与室外热交换器并列地设置发 动机废热回收器，利用前述发动机废热回收器使前述过冷却用液体制 冷剂蒸发，同时，利用辅助压缩机进行压缩。
在本发明的发动机热泵中，通过利用由发动机驱动的辅助压缩机 对蒸发压力(制冷剂吸入压力)比由主压缩机压缩的制冷剂高的过冷 却用制冷剂进行压缩，不必新增加相当于现有技术中电力驱动式的辅 助压缩机的电力消耗量，而又降低了在制冷剂循环中的总的压缩功， 同时，利用过冷却热交换器产生的过冷却作用，保持或者提高制冷能 力。
另外，通过使辅助压缩机的容量相对于主压缩机和辅助压缩机的 总容量的容量比达到规定的数值范围，在制冷时，保持或提高制冷能 力，同时，在供暖时，可以确保过冷却热交换器的性能。即，在利用 共同的发动机驱动主压缩机和辅助压缩机的本发明的结构中，在制冷 时和供暖时能够进行运转效率(能量效率)良好的运转。
在本发明的发动机热泵中，借助使辅助压缩机的容量相对于主压 缩机和辅助压缩机的总容量的容量比达到规定的数值范围的结构，降 低制冷时的总压缩功，同时，在供暖时，也不会新增加电力消耗量， 可以降低总压缩功。
另外，由于在供暖时，通过进行液体制冷剂的过冷却，可以借助 过冷却作用，提高每单位质量流量的制冷剂从外部大气的吸热能力， 所以，可以降低流过制冷剂循环的制冷剂的总量。结果，能够降低总 压缩功，可以提高运转效率(能量效率)。
附图说明
图1是根据本发明的发动机热泵的制冷剂回路图。
图2是其控制设备类的框图。
图3是根据其制冷剂回路结构的莫里尔(Mollier)图(焓-熵图)。
图4是表示辅助压缩机容量比与COP的关系的曲线图。
图5是表示辅助压缩机容量比与过冷却热交换器制冷剂温度的关 系的曲线图。
符号说明
2   主压缩机
3   辅助压缩机
4   发动机
5   室外热交换器
6   发动机废热回收器
8   室内热交换器
15  过冷却热交换器
21  室外热交换器用膨胀阀
22  过冷却热交换器用膨胀阀
23  室内热交换器用膨胀阀
26  主路径
27a 分支路径
27b 分支路径

首先，利用图1说明根据本发明的发动机热泵的制冷剂回路结构 及制冷剂循环。
根据本发明的发动机热泵，包括：由发动机4驱动的主压缩机2 及辅助压缩机3、室内热交换器8、室外热交换器5、室内热交换器用 膨胀阀23、室外热交换器用膨胀阀21、以及过冷却热交换器15，所 述过冷却热交换器15设置在室内热交换器8与室外热交换器5的连接 路径之中的作为液体制冷剂通过路径的主路径26中，利用分支到分支 路径27(27a、27b)中的过冷却用液体制冷剂对分支前的液体制冷剂 进行过冷却，所述发动机热泵是利用由上述部分构成的制冷剂循环的 热泵。另外，过冷却热交换器15包括与主路径26的连接点15a、15b 以及与分支路径27的连接点15c、15d。另外，在本结构中，也可以 设置多个室内热交换器8。
主压缩机2由发动机4驱动，利用图中未示出的蓄能器吸引、压 缩液体制冷剂分离出来的气体制冷剂，排出高温高压的气体制冷剂。 从主压缩机2排出的气体制冷剂，被四通阀24导向规定的方向。另外， 为了使被主压缩机2吸引的气体制冷剂也被四通阀24引导，主压缩机 2的制冷剂入口和四通阀24被构成主压缩机2的吸入管路的路径32 连通起来。
辅助压缩机3被同一个发动机4驱动，在分支到前述分支路径27、 通过前述过冷却热交换器15的过冷却用液体制冷剂之中，利用图中未 示出的蓄能器吸引、压缩液体制冷剂分离出来的气体制冷剂，排出高 温高压的气体制冷剂。
过冷却热交换器15，利用设置在分支路径27中的过冷却热交换 器用膨胀阀22，借助温度降低的过冷却用液体制冷剂对分支前的液体 制冷剂进行过冷却，由该过冷却热交换器15热交换之后的过冷却用液 体制冷剂被前述辅助压缩机3吸引。因此，过冷却热交换器15和辅助 压缩机3的制冷剂入口被构成辅助压缩机3的吸入管路的路径33连通 起来。
另外，在主路径26中设置的分支路径27构成室内热交换器8与 过冷却热交换器15之间的分支路径27a，同时，构成室外热交换器5 与过冷却热交换器15之间的分支路径27b，在各个分支路径27a、27b 与过冷却热交换器用膨胀阀22之间分别设置开闭阀28a、28b。所述 各个开闭阀28a、28b在后面将要描述的冷却循环或加热循环中以主路 径26的分支前的液体制冷剂被过冷却的方式切换其开闭。
并且，使由辅助压缩机3排出的制冷剂在设于从各个压缩机2、3 直到四通阀24的路径中的汇合点65处与由主压缩机2排出的制冷剂 汇合。这里，汇合的制冷剂被四通阀24改变流动方向，进行后面描述 的冷却循环或加热循环。另外，在前述汇合点65与四通阀24之间设 置油分离器(图中未示出)，将包含在高温高压的气体制冷剂中的冷冻 机油分离，使之回流到主压缩机2及辅助压缩机3的吸入侧，以便良 好地进行两个压缩机2、3的润滑。
利用如上结构的制冷剂循环，通过借助四通阀24进行的制冷剂流 动方向的切换，进行冷却循环或加热循环。
在冷却循环中，被主压缩机2及辅助压缩机3压缩的制冷剂在汇 合点65处汇合，经由四通阀24，被送往室外热交换器5，在该室外热 交换器5处放热冷凝后，被送往过冷却热交换器15，由连接点15b流 入，由连接点15a流出。被过冷却热交换器15过冷却的液体制冷剂在 室内热交换器用膨胀阀23处膨胀，在室内热交换器8处吸热蒸发后， 经由四通阀24被吸引到主压缩机2内。然后，该被吸引的制冷剂被主 压缩机2压缩后，再次被排出。
另外，从室外热交换器5送出且通过主路径26的液体制冷剂的一 部分作为过冷却用液体制冷剂被分流到分支路径27a中，在过冷却热 交换器用膨胀阀22处膨胀、温度降低，变成低温潮湿的制冷剂，在由 连接点15c向过冷却热交换器15流入、向连接点15d流出的过程中， 对流经主路径26的液体制冷剂进行过冷却。这时，开闭阀28a变成打 开的状态，开闭阀28b变成关闭的状态，通过主路径26的液体制冷剂 不向分支路径27b侧分流，借助分支到分支路径27a的过冷却用液体 制冷剂，对分支前的全部量的液体制冷剂进行过冷却。
这样，通过进行经过主路径26的液体制冷剂的过冷却，提高制冷 循环的效率。并且，前述过冷却用液体制冷剂被辅助压缩机3吸引， 被该辅助压缩机3压缩后被再次排出。
另一方面，在加热循环中，被主压缩机2及辅助压缩机3压缩的 制冷剂在汇合点65处汇合，经由四通阀24被送往室内热交换器8， 在该室内热交换器8处放热冷凝后，被送往过冷却热交换器15，由连 接点15a流入，由连接点15b流出。被过冷却热交换器15过冷却的液 体制冷剂在室外热交换器用膨胀阀21处膨胀，在室外热交换器5处吸 热蒸发后，经由四通阀24被主压缩机2吸引。然后，该被吸引的制冷 剂被主压缩机2压缩后，被再次排出。
另外，被从室内热交换器8送出、通过主路径26的液体制冷剂的 一部分，作为过冷却用液体制冷剂，被分流到分支路径27b，在过冷 却热交换器用膨胀阀22处膨胀、温度降低，变成低温潮湿的制冷剂， 在由连接点15c向过冷却热交换器15流入、向连接点15d流出的过程 中，对流过主路径26的液体制冷剂进行过冷却。这时，开闭阀28a 变成关闭状态，开闭阀28b变成打开状态，通过主路径26的液体制冷 剂不向分支路径27a侧分流，借助分支到分支路径27b的过冷却用液 体制冷剂，对分支前的全部量的液体制冷剂进行过冷却。
然后，通过过冷却热交换器15的过冷却用液体制冷剂，在发动机 废热回收器6处吸热蒸发，被辅助压缩机3吸引，在被该辅助压缩机 3压缩后被再次排出。
其次，利用图2说明有关根据本发明的发动机热泵的运转控制的 装置结构。
作为在由根据本发明的发动机热泵中所具备的控制装置的控制器 25，与室外热交换器用膨胀阀21、过冷却热交换器用膨胀阀22以及 室内热交换器用膨胀阀23连接，控制器25控制各个膨胀阀的开度。
另外，该控制器25与分别设置在前述分支路径27a、27b上的开 闭阀28a、28b连接，控制它们的开闭。这里，具体地说，各个开闭阀 28a、28b被以如下所述的方式控制。即，开闭阀28a在进行前述冷却 循环中的液体制冷剂的过冷却时被打开，在除此之外的时候被关闭。 另外，开闭阀28b在进行前述加热循环中的液体制冷剂的过冷却时被 打开，在除此之外的时候被关闭。这样，通过控制各个开闭阀28a、 28b，分别在冷却循环及加热循环中，液体制冷剂在过冷却热交换器 15的下游侧被分支，在分支到分支路径27之前的全部量的液体制冷 剂被过冷却热交换器15过冷却。
进而，控制器25与发动机4(的控制电路)连接，通过进行发动 机4的发动停止(发停)·控制，控制主压缩机2及辅助压缩机3的 运转。
在以上的结构中，控制器25控制过冷却热交换器用膨胀阀22的 开度，使被过冷却热交换器用膨胀阀22膨胀的潮湿的制冷剂在路径 33(即，辅助压缩机3的吸入管路)中增加过热度。并且，如后面所 述，通过选定(构成)辅助压缩机3，辅助压缩机3的制冷剂吸入压 力变得比主压缩机2的制冷剂吸入压力高，如图3的莫里尔图所示， 与由主压缩机2所做的压缩功ΔWm相比，可以使由辅助压缩机3所 做的压缩功ΔWs更小。这样，与利用单一的压缩功ΔWm压缩全部量 的制冷剂的情况相比，可以降低总压缩功。
下面，遵循制冷剂回路结构中的制冷剂的流动，说明在上述制冷 剂回路结构中的制冷循环的莫里尔图(图3)。另外，在该莫里尔图中， 表示每单位质量流量的制冷剂的状态变化，横轴表示作为每1kg质量 的制冷剂所具有的能量的比焓(kJ/kg)，纵轴表示(绝对)压力(Mpa abs)。
关于该莫里尔图上的制冷循环，对于冷却循环的情况进行说明。
该莫里尔图中的点Am表示制冷剂在构成主压缩机2的吸入管路 的路径32中流动的状态，设在该状态的比焓及压力值分别为h2 (kJ/kg)，p2(MPa abs)。并且，设这里的制冷剂回路中的制冷剂的 流量为Gm。另外，点As表示制冷剂在构成辅助压缩机3的吸入管路 的路径33中流动的状态，令在该状态下的比焓及压力值分别为h1 (kJ/kg)、p1(MPa abs)。并且，设在这里的制冷剂回路中的制冷剂 的流量为Gs。
这些状态的制冷剂从各自的吸入管路被吸入到各个压缩机2、3 中，在各个压缩机2、3中做压缩功。这时，在主压缩机2中，对于每 单位质量流量的制冷剂做压缩功ΔWm(压缩区间AmB)，在辅助压缩 机3中，对于每单位质量流量的制冷剂做压缩功ΔWs(压缩区间AsB)。
被各个压缩机2、3压缩而变成高压的制冷剂(气体制冷剂)在汇 合点65处汇合。这里，在制冷剂回路中汇合的制冷剂的流量作为总量 Go(＝Gm+Gs)。该汇合的制冷剂被送往室外热交换器5。在室温热 交换器5中，进行因变成高压气体的制冷剂的冷凝而产生的放热，被 冷却成为液体制冷剂(冷凝区间BC)。即，点B的状态表示制冷剂处 于从汇合点65到室外热交换器5的路径中的状态，在该状态的比焓的 值为h0(kJ/kg)。
从室外热交换器5作为液体制冷剂被送出的制冷剂，在过冷却热 交换器15处，被在过冷却热交换器15的下游侧分支到分支路径27a 中的过冷却用液体制冷剂过冷却(过冷却区间CD)。这里，图中的 T1、T2及T3分别表示各个温度t1(℃)、t2(℃)及t3(℃)的等 温线(t1＞t2＞t3)，表示流过主路径26的液体制冷剂在过冷却热交换 器15处被从t1(℃)过冷却到t2(℃)。在该过冷却后的液体制冷剂 的点D的状态下的压力值为p0(MPa abs)。
然后，被过冷却后的液体制冷剂，其一部分在主路径26中被分支 后，利用室内热交换器用膨胀阀23膨胀，变成比进行冷却的室内空气 低温、低压的液体制冷剂(膨胀区间DEm)。在变成在低温、低压的 液体制冷剂的点Em处的状态下的压力值为p2(MPa abs)。变成点 Em的状态的液体制冷剂被送往室内热交换器8，在室内热交换器8 中进行通过从室内空气吸热引起的液体制冷剂的蒸发(蒸发区间 EmAm)。然后，变成气体制冷剂的制冷剂流过构成主压缩机2的吸入 管路的路径32，被再次向主压缩机2吸入。即，这里，在蒸发区间 EmAm中的制冷剂压力(值p2)变成与前述主压缩机2的制冷剂的 制冷剂吸入压力Pm相等，在制冷剂回路中，被吸入到主压缩机2的 制冷剂的流量变成Gm。
另一方面，分支到分支路径27a中的过冷却用液体制冷剂，被过 冷却热交换器用膨胀阀22膨胀，与点C的状态下的液体制冷剂相比， 压力、温度降低(膨胀区间DEs)。这时，过冷却用液体制冷剂从由过 冷却热交换器用膨胀阀22进行了前述过冷却后的液体制冷剂的温度 t2(℃)降低到t3(℃)。这样，在被过冷却热交换器15过冷却的液 体制冷剂之中，分支到分支路径27a内的液体制冷剂变成过冷却用液 体制冷剂。并且，分支到分支路径27a的液体制冷剂在制冷剂回路中 的流量变成Gs。
这里，由过冷却热交换器用膨胀阀22引起的分支的液体制冷剂的 膨胀(膨胀区间DEs)，之所以小于由室内热交换器用膨胀阀23引起 的液体制冷剂的膨胀(膨胀区间DEm)，是因为以下的原因。即，这 是因为，为了用分支到分支路径27a中的过冷却用液体制冷剂过冷却 流过主路径26的液体制冷剂，只要过冷却用液体制冷剂比送入过冷却 热交换器15之前的液体制冷剂(点C的状态)的温度低即可，即使 在过冷却热交换器用膨胀阀22处的过冷却用液体制冷剂的膨胀，当在 点D的状态下的制冷剂的压力值p0下降到压力值p1时停止，仍可以 进行过冷却。
另外，变成点Es的状态的过冷却用液体制冷剂，通过在过冷却热 交换器15中从流过主路径26的液体制冷剂中吸热，对流过主路径26 的液体制冷剂进行过冷却(蒸发区间EsAs)。完成该过冷却的制冷剂， 流过构成辅助压缩机3的吸入管路的路径33，被再次吸入辅助压缩机 3。
这里，在制冷剂回路中，流经主路径26的液体制冷剂，一部分(流 量Gs)分支到分支路径27a，被送入室内热交换器8的液体制冷剂的 流量Gm与总量Go相比减少，但是，由于通过分支前的液体制冷剂 在过冷却热交换器15中被过冷却，每单位质量流量的液体制冷剂的吸 热能力(冷却能力)(kJ/kg)提高，所以，可以保持或者提高在室内 热交换器8中的冷却能力。
这样，分支到分支路径27a的流量Gs的过冷却用液体制冷剂由 过冷却热交换器用膨胀阀22引起的膨胀，低于分支后的流量Gm的 液体制冷剂由室内热交换器用膨胀阀23引起的膨胀，通过将过冷却用 液体制冷剂的压力下降从压力值p0止于压力值p1，可以将蒸发区间 EsAs中的蒸发压力变成高压。即，由于与分支后剩余的流量Gm的制 冷剂的蒸发压力相比，可以提高被分支的流量Gs的过冷却用制冷剂 的蒸发压力，所以，与在压缩区间AmB中所必需的压缩功ΔWm相比， 可以大幅度降低在压缩区间AsB中所必需的压缩功ΔWs。从而，与在 主压缩机2中的压缩功相比，可以大幅度降低在辅助压缩机3中的压 缩功，可以降低发动机热泵中的总压缩功。
作为具体的压缩功的减少量，如下所示。另外，这里的比较对象 是利用单一的压缩功ΔWm压缩总量Go的制冷剂时的总压缩功。换句 话说，是在不具备辅助压缩机、只备有单一的压缩机的制冷剂回路中， 以压缩功ΔWm压缩总量Go的制冷剂时的总压缩功。这与分支到分支 路径27a中的流量Gs的过冷却用液体制冷剂的、在膨胀区间DEs中 的压力降低从压力值p0变成压力值p2时的总压缩功相等。
首先，在以单一的压缩功ΔWm压缩这里作为比较对象的总量Go 的制冷剂时的总压缩功，用Go×ΔWm＝Go×(h0-h2)(Go：Gm +Gs)...(1)表示。
另一方面，作为本发明中的发动机热泵的整体的压缩功，如前面 所述，分支到分支路径27a中的流量Gs的过冷却用液体制冷剂的压 力下降从p0止于p1，所以，总压缩功用下式表示，(Gm×ΔWm)+ (Gs×ΔWs)＝{Gm×(h0-h2)}+{Gs×(h0-h1)}...(2)。
即，分支到分支路径27a中的流量Gs的过冷却用液体制冷剂的 压力下降从p0止于p1，由提高该流量Gs的制冷剂的蒸发压力所引起 的压缩功的降低量，为前述式(1)与式(2)的差，即，降低相当于 Gs×(ΔWm-ΔWs)＝(Gs×(h1-h2)的压缩功。
这样，通过利用由发动机4驱动的辅助压缩机3压缩与被主压缩 机2压缩的制冷剂相比蒸发压力(前述制冷剂吸入压力)高的过冷却 用制冷剂，不会新增加现有技术中相当于作为电驱动式的辅助压缩机 的电力消耗量，在降低制冷剂循环中的总压缩功的同时，借助由过冷 却热交换器15产生的过冷却作用，保持或提高冷却能力。
其次，对于根据本发明的发动机热泵中的主压缩机2与辅助压缩 机3的容量比进行说明。
这里所说的主压缩机2与辅助压缩机3的容量比是各个压缩机2、 3的排出容量之比，各个压缩机2、3的排出容量，由它们各自的体积 容量和转速得出。所谓体积容量，是指各个压缩机2、3配备的旋转体 每一个循环(转一圈)的制冷剂的吸入体积(cc/循环)。另外，如前 面所述，由于主压缩机2及辅助压缩机3由共同的发动机4驱动，所 以，各个压缩机2、3的转速分别由主压缩机2及辅助压缩机3的每一 个相对于发动机4的发动机带轮的带轮比(变速比)决定。
因此，各个压缩机2、3的排出容量由体积容量和带轮比的乘积求 出，当主压缩机2的体积容量、带轮比分别为Vm、Um，辅助压缩机 3的体积容量、带轮比分别为Vs、Us时，主压缩机2的排出容量变成 Vm×Um。辅助压缩机3的排出容量变成Vs×Us。即，辅助压缩机3 的相对于主压缩机2和辅助压缩机3的总容量(总排出容量)的容量 比(下面称为“辅助压缩机容量比R(％)”)由下式表示，R＝(Vs ×Us)/{(Vm×Um)+(Vs×Us)}。因此，辅助压缩机容量比R， 在各个压缩机2、3的体积容量Vm、Vs相等的情况下，由它们各自 相对于发动机4的带轮比Um、Us决定，在各个压缩机2、3相对于 发动机4的带轮比Um、Us相等时，分别由体积容量Vm、Vs决定。 另外，在本发明中，辅助压缩机3的排出容量小于主压缩机2的排出 容量。
并且，在根据本发明的发动机热泵中，该辅助压缩机容量比R(％) 为20％至29％。下面，对于辅助压缩机容量比R在前述数值范围内 的结构进行说明。
在发动机泵的制冷回路中，由辅助压缩机容量比R的变化造成的 影响是，在主路径26中分支到分支路径27a(冷却循环时)或27b(加 热循环时)的流量Gs相对于过冷却用液体制冷剂的总量Go的比例发 生变化。即，当辅助压缩机容量比R变大时，分支的流量Gs相对于 液体制冷剂的总量Go的比例增加，当辅助压缩机容量比R变小时， 分支的流量Gs相对于液体制冷剂的总量Go的比例减少。
根据这种情况，对于在本发明中辅助压缩机容量比R的数值范围 20％～29％进行说明。另外，在下面的说明中，在主路径26中，将分 支到分支路径27a或27b的过冷却用液体制冷剂(流量Gs)定义为“分 支液体制冷剂”，将分支后流过主路径26的液体制冷剂(流量Gm) 定义为“主液体制冷剂”。
首先，关于辅助压缩机容量比R的数值范围20％～29％，对于将 上限值定为29％进行说明。
辅助压缩机容量比R的上限值29％，由在冷却循环时(冷却时) 运转效率(能量效率)的变化导出。即，在冷却时，通过加大辅助压 缩机容量比R，向分支路径27a分支的液体制冷剂的流量Gs，即，对 流过主路径26的总量Go的液体制冷剂进行过冷却的过冷却用液体制 冷剂的量变多，所以，在过冷却热交换器15中的过冷却作用增高，每 单位质量流量的主液体制冷剂的冷却能力也提高。但是，主液体制冷 剂的流量Gm减少了相当于分支的液体制冷剂的流量Gs所增多的量， 在室内热交换器8中不能获得足够的冷却能力。基于这种现象，由运 转效率(能量效率)的变化确定辅助压缩机容量比R的上限值。
并且，在本发明中，关于辅助压缩机容量比R的上限值为29％的 情况，作为其根据的具体的测定数据表示在图4的曲线图中。
在图4所示的曲线图中，横轴表示辅助压缩机容量比R(％)，纵 轴表示在制冷剂循环中的性能系数(Coefficient of Performance： COP)。在COP用冷却、加热能力/燃料消耗量表示，COP的值越大。 表示运转效率(能量效率)越好。另外，用虚线表示的曲线表示不具 有辅助压缩机、配备单一的压缩机时的制冷剂回路结构中的COP。
如从该曲线可以看出的那样，冷却时的COP在辅助压缩机容量 比R为10％附近时，以比单一压缩机的情况高的数值保持平稳，但辅 助压缩机容量比R从15％附近开始，随着辅助压缩机容量比R增加， COP减少。并且，从辅助压缩机容量比R成为约30％的时刻开始， 冷却时的COP低于单一压缩机时的COP。即，在该时刻的辅助压缩 机容量比R的值(约30％)是试图通过降低在前述本发明中冷却时的 总压缩功以便提高运转效率(COP)的临界值(上限值)，如果辅助 压缩机容量比R不足30％的话，则冷却时的COP可以保持比现有技 术高的值。因此，令本发明中的辅助压缩机容量比R的上限值为29 ％。另外，如可以从曲线中看出的那样，在加热时的COP，与辅助压 缩机容量比R的值无关，总是表现出比现有技术高的值。
其次，关于辅助压缩机容量比R的数值范围20％～29％，对于将 下限值定为20％进行说明。
辅助压缩机容量比R的下限值20％，根据在加热循环时(加热时) 成为过冷却热交换器15的主路径26侧的制冷剂入口的连接点15a的 制冷剂温度(下面简单地称为“入口温度”)、与成为过冷却热交换器 15的主路径26侧的制冷剂出口的连接点15b的制冷剂温度(下面简 称为“出口温度”)的关系导出。即，在加热时，通过缩小辅助压缩机 容量比R，分支到分支路径27b的分支液体制冷剂的流量Gs、即对流 过主路径26的总量Go的液体制冷剂进行过冷却的过冷却用液体制冷 剂的量变少，所以，在过冷却热交换器15中的过冷却作用降低，分支 液体制冷剂变得容易蒸发。但是，主液体制冷剂的流量Gm增多相当 于分支液体制冷剂的流量Gs所减少的量，变成总量Go的液体制冷剂 在过冷却热交换器15中不能充分过冷却的状态，在过冷却热交换器 15中，相对于大致一定的入口温度，出口温度上升。这种在过冷却热 交换器15中的出口温度相对于入口温度的上升，在加热时会妨碍获得 在过冷却热交换器15中的充分的过冷却度。即，在加热时，为了确保 过冷却热交换器15的性能，有必要选定在被过冷却的液体制冷剂的入 口温度与过冷却后的出口温度之间一定以上的温度差(例如，5℃以 上)，即，选定产生过冷却度的辅助压缩机3的容量(结构)。藉此确 定辅助压缩机容量比R的下限值。
并且，在本发明中，对于将辅助压缩机容量比R的下限值定为20 ％，表示成为其根据的具体的测定数据表示在图5的曲线图中。
在图5所述的曲线图中，横轴表示辅助压缩机容量比R(％)，纵 轴表示过冷却热交换器15的入口温度或出口温度(℃)，表示在加热 时的各自的数值。
如从该曲线中看出的那样，过冷却热交换器15的入口温度与辅助 压缩机容量比R的值无关，为大致一定的温度(32～33℃)。另一方 面，过冷却热交换器15的出口温度，伴随着辅助压缩机容量比R的 减少，从低于入口温度的温度上升到高的温度。即，从辅助压缩机容 量比R成为某一值的时刻起，出口温度变得比入口温度高，并且，在 本发明中，在加热时，可以确保过冷却热交换器15性能的入口温度与 出口温度的关系，优选为出口温度相对于入口温度约低5℃或5℃以 上，出口温度变成比入口温度约低5℃或5℃以上的辅助压缩机容量比 R的临界值(下限值)为20％。因此，本发明中的辅助压缩机容量比 R的下限值为20％。
如上面说明的那样，对于根据本发明的发动机热泵中的辅助压缩 机容量比R，根据在冷却时确定的上限值及加热时确定的下限值，将 其数值范围设定在20％至29％，借此，在冷却时保持或提高冷却能力， 同时，在加热时，可以确保过冷却热交换器15的性能。即，在利用共 同的发动机4驱动主压缩机2及辅助压缩机3的本发明的结构中，通 过使辅助压缩机容量比R在20％至29％的范围内，冷却时及加热时 可以进行运转效率(能量效率)良好的运转。
另外，在根据本发明的发动机热泵的制冷剂回路结构中，从发动 机4向主压缩机2及辅助压缩机3的驱动力的传递，也可以采用无级 变速器(Continuously Variable Transmission：CVT)的结构。
在这种情况下，考虑到在前述那样的冷却时及加热时各情况下的 辅助压缩机容量比R的临界值，借助CVT改变主压缩机2及辅助压 缩机3的变速比。
具体地说，在根据本发明的发动机热泵中，在冷却时，只要使辅 助压缩机容量比R的值小于前述上限值即可，另外，在加热时，只要 使辅助压缩机容量比R的值大于前述下限值即可。即，控制CVT，在 冷却时和加热时改变变速比，使得在冷却时辅助压缩机容量比R不足 约30％，在加热时，辅助压缩机容量比R在20％以上。
这样，通过利用CVT的结构，可以提高相对于主压缩机2的体 积容量Vm及带轮比Um设定的辅助压缩机3的体积容量Vs及带轮 比Us的自由度。另外，在冷却循环时，只要确定上限值即可，在加 热循环时，只要确定下限值即可，所以，分别在冷却时及加热时，可 以将辅助压缩机容量比R设定成更合适的值，以便提高各个循环中的 运转效率(能量效率)。
另外，在根据本发明的发动机热泵中，与室外热交换器5并列地 设置发动机废热回收器6。并且，利用该发动机的废热回收器6将在 主路径26中分支的过冷却用液体制冷剂蒸发，同时，利用辅助压缩机 3将其压缩。
如前面所述，发动机废热回收器6用于在加热时通过过冷却热交 换器15的分支液体制冷剂吸热、蒸发，在该发动机废热回收器6中， 通过进行分支液体制冷剂与比该分支液体制冷剂温度高的发动机冷却 水CW的热交换，使分支液体制冷剂吸热、蒸发。
其次，关于莫里尔图(图3)上的制冷循环，对于加热循环的情 况进行说明。另外，对于与前述冷却循环的情况重复的部分，省略其 说明。
首先，被主压缩机2及辅助压缩机3压缩变成高压的制冷剂(气 体制冷剂)，在汇合点65处汇合。该汇合的制冷剂被送往室内热交换 器8。在室内热交换器8中，通过已变成高压气体的制冷剂的冷凝进 行放热，向进行加热的室内放热，同时，被冷却，变成液体制冷剂(冷 凝区间BC)。即，点B的状态，表示制冷剂位于从汇合点65到室内 热交换器8的路径内的状态。
作为液体制冷剂从室内热交换器8送出的制冷剂，在过冷却热交 换器15中，被在过冷却热交换器15的下游侧分支到分支路径27b中 的过冷却用液体制冷剂过冷却(过冷却区间CD)。
然后，被过冷却后的液体制冷剂，在主路径26中，其一部分被分 支后，利用室外热交换器用膨胀阀21膨胀，变成低温、低压的液体制 冷剂(膨胀区间DEm)。变成点Em状态的液体制冷剂被送往室外热 交换器5，在室外热交换器5中通过从外部大气吸热进行制冷剂的蒸 发(蒸发区间EmAm)。然后，变成气体制冷剂的制冷剂流过构成主 压缩机2的吸入管路的路径32，被再次向主压缩机2吸入。
另一方面，分支到分支路径27b的过冷却用液体制冷剂，在过冷 却热交换器用膨胀阀22处被膨胀，与点C的状态下的液体制冷剂相 比，压力、温度降低(膨胀区间DEs)。这样，在被过冷却热交换器 15过冷却的液体制冷剂中，分支到分支路径27b中的液体制冷剂变成 过冷却用液体制冷剂。并且，分支到分支路径27b中的液体制冷剂在 制冷剂回路中的流量变成Gs。
然后，变成点Es的状态的过冷却用液体制冷剂，通过在过冷却热 交换器15中从流过主路径26的液体制冷剂吸热，对流过主路径26 的液体制冷剂进行过冷却。通过过冷却热交换器15的过冷却用液体制 冷剂，被送入到发动机废热回收器6。在该发动机废热回收器6中， 进行过冷却用液体制冷剂与发动机冷却水CW的热交换器，过冷却用 液体制冷剂吸热蒸发(蒸发区间EsAs)。该蒸发的制冷剂，流过构成 辅助压缩机3的吸入管路的路径33，被再次吸入辅助压缩机3。
这样，通过在加热时进行过冷却，利用如下所述的作用提高运转 效率(能量效率)。
流过主路径26的总量Go的液体制冷剂，如前面所述，在过冷却 热交换器15中被过冷却。这里，通过将液体制冷剂过冷却，每单位质 量流量的制冷剂的吸热能力(kJ/kg)提高。即，在过冷却后的室外热 交换器5中的、每单位质量流量的液体制冷剂从外部大气中吸热的能 力提高，与不被过冷却时的液体制冷剂相比，以少量的液体制冷剂可 以吸收同等的热量。藉此，在加热时，可以减少被送入室外热交换器 5的主液体制冷剂的流量Gm，可以减少在制冷剂循环中循环的制冷 剂的总量Go。结果，可以降低在制冷剂循环中的总压缩功，提高运转 效率(能量效率)。
这样，与室外热交换器5并列地设置发动机废热回收器6，在利 用发动机废热回收器6使过冷却用的分支液体制冷剂蒸发，同时，用 辅助压缩机3进行压缩，借助这种结构，通过使辅助压缩机容量比R 处于前述范围内可以降低冷却时的总压缩功，在加热时，也不必新增 加电力消耗量，可以降低总压缩功。
进而，在加热时，由于通过进行液体制冷剂的过冷却，借助过冷 却作用提高每单位质量流量的制冷剂从外部大气的吸热能力，所以， 可以减少在制冷剂循环中流动的制冷剂的总量。结果，能够降低总压 缩功，可以提高运转效率(能量效率)。
另外，在上面说明的发动机热泵中，也可以分别单独驱动由发动 机4驱动的主压缩机2及辅助压缩机3。借助这种结构，能够根据空 调负荷的大小进行主压缩机2及辅助压缩机3的运转、停止，可以提 高运转效率(能量效率)。
在这种情况下，作为具体的结构，如图1所示，在发动机4与主 压缩机2及辅助压缩机3之间设置分别进行发动机4的驱动力的切断、 接通(连接、非连接的切换)的主压缩机用离合器42及辅助压缩机用 离合器43。
并且，利用连接路径34将构成主压缩机2的吸入管路的路径32 与构成辅助压缩机3的吸入管路的路径33连通，同时，在该连接路径 34上设置开闭阀35。即，制成通过将开闭阀35开闭来切换连接路径 34的接通、非接通的切换，可以切换路径32与路径33的连通、非连 通的结构，使制冷剂回路对应于空调负荷的低、中、高负荷状态，进 行在各种负荷状态的运转。
这里，如图2所示，前述控制器25与主压缩机用离合器42及辅 助压缩机用离合器43连接，控制器25根据各个负荷状态控制从发动 机4向各个离合器的驱动力的切断、连接。另外，该控制器25与开闭 阀35连接，控制开闭阀35的开闭。
借助这样的结构，例如，在冷却时及加热时分别如下所述地进行 对应于各负荷状态的控制。即，在冷却时，在空调负荷为低负荷的情 况下，辅助压缩机3单独运转，在中等负荷的情况下，主压缩机2单 独运转。并且，在高负荷时，如前面所述，使主压缩机2及辅助压缩 机3两者运转，同时用过冷却热交换器15进行过冷却。另一方面，在 加热时，在空调负荷为低负荷的情况下，辅助压缩机3单独运转，在 中等负荷的情况下，主压缩机2单独运转，同时用发动机废热回收器 6进行热交换。并且，在高负荷的情况下，如前面所述，利用主压缩 机2及辅助压缩机3两者运转，同时，进行在过冷却热交换器15中的 过冷却以及在发动机废热回收器6中的热交换。
另外，这里所说的空调负荷的高低，在发动机热泵的空调负荷(％) 大致在0％～15％的范围内为低负荷，在15％～60％的范围内为中等 负荷，在60％～100％的范围内为高负荷。
首先，对于冷却时的运转进行说明。
在空调负荷为低负荷的情况下，为辅助压缩机3单独运转。在这 种情况下，控制器25使主压缩机用离合器42处于断开状态，同时打 开开闭阀35。即，将发动机4的驱动力只传递给辅助压缩机3，同时， 通过使作为主压缩机2的吸入管路的路径32与作为辅助压缩机3的吸 入管路的路径33连通，利用辅助压缩机3压缩总量Go的制冷剂。另 外，在这种情况下，通过控制过冷却热交换器用膨胀阀22的开闭，控 制是否进行由过冷却热交换器15产生的过冷却。并且，在利用过冷却 热交换器15进行过冷却时，为了降低在汇合点64(图1)处的压力损 失等，考虑到压力关系，控制器25控制过冷却热交换器用膨胀阀22 及室内热交换器用膨胀阀23的开度，使来自于路径32的制冷剂压力 与来自于路径33的制冷剂压力大致相等。
另外，在空调负荷为中等负荷的情况下，为主压缩机2单独运转。 在这种情况下，控制器25使辅助压缩机用离合器43变成断开的状态， 使发动机4的驱动力只传递给主压缩机2，利用主压缩机2压缩总量 Go的制冷剂。另外，在这种情况下，在利用过冷却热交换器15进行 过冷却时，控制器25将开闭阀35打开，同时，控制过冷却热交换器 用膨胀阀22及室内热交换器用膨胀阀23的开度，使在汇合点63(图 1)处来自于路径32的制冷剂压力与来自于路径33的制冷剂压力大致 相等。
另外，在空调负荷为高负荷的情况下，进行主压缩机2及辅助压 缩机3两者的运转，利用过冷却热交换器15进行过冷却。在这种情况 下，控制器25使主压缩机用离合器42及辅助压缩机用离合器43两者 均变成接通的状态，同时，关闭开闭阀35。即，使发动机4的驱动力 传递给各个压缩机2、3，同时，切断路径32与路径33的连通，利用 主压缩机2压缩流量Gm的制冷剂，利用辅助压缩机3压缩流量Gs 的过冷却用制冷剂。
其次，对于加热运转进行说明。
在空调负荷为低负荷的情况下，为辅助压缩机3单独运转。即， 在这种情况下，利用控制器25进行的控制的形式与前述冷却时的运转 中的低负荷的情况一样。
另外，空调负荷为中等负荷的情况下，为主压缩机2单独运转， 同时，利用发动机废热回收器6进行热交换。在这种情况下，控制器 25使辅助压缩机用离合器43处于断开的状态，同时，打开开闭阀35。 即，使发动机4的驱动力只传递给主压缩机2，同时，利用发动机废 热回收器6进行热交换器，利用主压缩机2压缩在汇合点63处汇合的 总量Go的制冷剂。在这种情况下，在利用过冷却热交换器15进行过 冷却时，控制器25打开开闭阀35，同时，控制过冷却热交换器用膨 胀阀22及室外热交换器用膨胀阀21的开度，在汇合点63处使来自于 路径32的制冷剂的压力与来自于路径33的制冷剂压力大致相等。
另外，在空调负荷为高负荷的情况下，为主压缩机2及辅助压缩 机3两者运转，同时，进行在过冷却热交换器15处的过冷却以及在发 动机废热回收器6处的热交换。在这种情况下，控制器25，使主压缩 机用离合器42及辅助压缩机用离合器43两者变成接通状态，同时关 闭开闭阀35。即，将发动机4的驱动力传递给各个压缩机2、3，同时， 切断路径32与路径33的连通，利用主压缩机2将流量Gm的制冷剂 压缩，利用辅助压缩机3压缩在发动机废热回收器6处进行热交换的 流量Gs的过冷却用制冷剂。
这样，由于通过形成可以根据所需的空调负荷的高低来切换主压 缩机2及辅助压缩机3的运转的结构，可以减少发动机4的燃烧效率 低下的部分负荷时的运转状态，所以，可以提高运转效率(能量效率)。
工业上的利用可能性
本发明的发动机热泵，通过广泛地应用于利用发动机驱动压缩机 的发动机热泵，不会增加电力的消耗量，可以降低压缩功，可以提高 运转效率(能量效率)。
专利文献1：特开2004-20153号公报