(57)【要約】【課題】圧縮機の体積容量に着目し、圧縮機での冷媒の吸入圧力を高圧に保つことで、圧縮機による冷媒の圧縮仕事の低減を図る。【解決手段】エンジン４で駆動される主圧縮機２、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、室外熱交換器５と並列に設けられたエンジン廃熱回収器６、エンジン廃熱回収器用膨張弁２２、エンジン廃熱回収器６を通過した冷媒を圧縮する補助圧縮機３を有し、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したエンジンヒートポンプにおいて、補助圧縮機３の体積容量を主圧縮機２よりも小さいものとした。【選択図】　　　　図１
2004020153.tif 000002
【特許請求の範囲】
【請求項１】
エンジンで駆動される主圧縮機、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、室外熱交換器と並列に設けられたエンジン廃熱回収器、エンジン廃熱回収器用膨張弁、エンジン廃熱回収器を通過した冷媒を圧縮する補助圧縮機を有し、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。
【請求項２】
請求項１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と補助圧縮機の合計容量の１０から２５％に構成したことを特徴とするエンジンヒートポンプ。
【請求項３】
請求項２に記載のエンジンヒートポンプにおいて、補助圧縮機の吸入圧力と主圧縮機の吐出圧力の差を所定範囲内に収める構成としたことを特徴とするエンジンヒートポンプ。
【請求項４】
請求項２又は請求項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。
【請求項５】
請求項２乃至請求項４のいずれか一項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。
【請求項６】
請求項５記載のエンジンヒートポンプにおいて、暖房時、低負荷では、補助圧縮機単独と室外熱交換器単独で運転し、中負荷では、主圧縮機単独と室外熱交換器とエンジン廃熱回収器で運転し、高負荷では、両圧縮機と室外熱交換器とエンジン廃熱回収器で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。
【請求項７】
請求項５又は請求項６に記載のエンジンヒートポンプにおいて、起動の際、補助圧縮機単独運転を行う構成としたことを特徴とするエンジンヒートポンプ。
【発明の詳細な説明】
【０００１】
【発明の属する技術分野】
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とともに、全負荷域でのエネルギー効率の向上を図る技術に関するものである。
【０００２】
【従来の技術】
エンジンヒートポンプは、暖房時では、冷媒を圧縮機で圧縮して高温高圧の冷媒ガスとして吐出し、室内熱交換器にて放熱させた後、膨張弁にて膨張させることで冷媒温度を外気温よりも低温にし、室外熱交換器にて吸熱させて蒸発・気化させた後に圧縮機に吸引させる、といった暖房サイクルが行われている。
この暖房サイクルにおいて、室外熱交換器では、外気からの吸熱により冷媒を蒸発させ、低温低圧の冷媒ガスを圧縮機に吸引させるべく、室外熱交換器に供給する冷媒温度を外気温よりも低温として、熱交換を行うようにしている。また、圧縮機では、この冷媒を再び圧縮して高温高圧の冷媒ガスとして吐出させるべく、圧縮仕事が行われている。
【０００３】
そして、以上のような暖房サイクルを行うエンジンヒートポンプの構成に関し、特開昭６２−２９３０６６号公報では、前記室外熱交換器に加え、該室外熱交換器に並列にエンジン廃熱回収器を設け、室外熱交換器では冷媒を外気温で蒸発させる一方、エンジン廃熱回収器では冷媒をエンジン冷却水の熱により蒸発させた後、それぞれ別の同一容量の圧縮機に吸入させる構成が開示されている。
このように従来構成では、熱交換器と圧縮機を二組備える構成とし、通常の暖房運転状態では、室外熱交換器とエンジン廃熱回収器の両方に冷媒を循環させる一方、所要暖房能力の低い低負荷運転状態では、エンジン廃熱回収器には冷媒を循環させず、室外熱交換器にのみ冷媒を循環させることで、暖房能力をより低く設定可能とし、これにより、エンジンの発停を繰り返す断続運転ではなく、連続運転により、低負荷運転にて室内温度調整を行えるようにしたものである。
以上の構成におけるエンジンヒートポンプの暖房サイクルのモリエル線図（縦軸：圧力、横軸：比エンタルピー）は図１６に示すごとくとなる。この従来構成では、熱交換器と圧縮機の二組の構成により、暖房サイクル１０・２０の二つのサイクルが存在する。
まず、暖房サイクル１０について、圧縮区間ＡＢにおいては、圧縮機により、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においては、室内熱交換器での冷媒の凝縮による放熱が行われ、膨張区間ＣＤにおいては、膨張弁により冷媒を膨張させて外気温線Ｇよりも圧力・温度の低い冷媒液とし、蒸発区間ＤＡにおいては、室外熱交換器にて外気からの吸熱による冷媒の蒸発が行われる。
同様に、暖房サイクル２０については、蒸発区間ＥＦを経由して、エンジン廃熱回収器にてエンジン排熱の吸熱による冷媒の蒸発が行われ、圧縮機により圧縮仕事ΔＷ２が行われるものである。
【０００４】
【発明が解決しようとする課題】
しかし、上記従来構成では、負荷の高低により、エンジン廃熱回収器への冷媒循環の有無の切替えを行うに過ぎず、異なる二つの暖房サイクル１０・２０において行われる圧縮機の圧縮仕事ΔＷ１・ΔＷ２を削減することについての検討はされていない。
この圧縮仕事ΔＷ１・ΔＷ２の削減は、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、暖房運転時の成績係数（暖房能力／（燃料消費量＋電気消費量）を向上させる観点からも重要である。
【０００５】
そこで、単位質量流量当たりの圧縮仕事ΔＷ１・ΔＷ２の削減を検討するに、室外熱交換器を経由する冷媒の暖房サイクル１０における圧縮仕事ΔＷ１については、外気温により冷媒を蒸発させるため、外気温線Ｇよりも低温低圧の状態とする必要があることから、暖房サイクル１０の変更は行なえず、圧縮仕事ΔＷ１の削減を図ることはできない。
一方、エンジン廃熱回収器を経由する冷房の暖房サイクル２０における圧縮仕事ΔＷ２においては、エンジン冷却水温により冷媒を蒸発させるため、蒸発区間ＥＦはエンジン冷却水温線Ｈよりも低温低圧であればよいことになる。従って、蒸発区間ＥＦの線を、より高い位置とすることで圧縮仕事ΔＷ２の削減が図られるが、従来構成では、エンジン廃熱回収器を通過させる暖房サイクル２０を行う圧縮機の体積容量（圧縮機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（又は吐出体積））と、室外熱交換器を通過させる暖房サイクル１０を行う圧縮機の体積容量は同一としており、前者の圧縮機の冷媒吸入圧力を必要以上に低下させ、蒸発区間ＥＦの線をエンジン冷却水温線Ｈから遠ざけてしまい、時には、外気温線Ｇよりも低くなる傾向（蒸発区間Ｅ’Ｆ’となる）があった。
本発明は、以上の点に鑑み、室外熱交換器とエンジン廃熱回収器に対応するそれぞれの圧縮機の体積容量に着目し、圧縮機での冷媒の吸入圧力を高圧に保つことで、圧縮機による冷媒の圧縮仕事の低減を図ることを目的とするものである。
【０００６】
【課題を解決するための手段】
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、室外熱交換器と並列に設けられたエンジン廃熱回収器、エンジン廃熱回収器用膨張弁、エンジン廃熱回収器を通過した冷媒を圧縮する補助圧縮機を有し、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よりも小さいものとしたことである。
【０００７】
また、請求項２に記載のごとく、請求項１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と補助圧縮機の合計容量の１０から２５％に構成したことである。
【０００８】
また、請求項３に記載のごとく、請求項２に記載のエンジンヒートポンプにおいて、補助圧縮機の吸入圧力と主圧縮機の吐出圧力の差を所定範囲内に収める構成としたことである。
【０００９】
また、請求項４に記載のごとく、請求項２又は請求項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である。
【００１０】
また、請求項５に記載のごとく、請求項２乃至請求項４のいずれか一項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である。
【００１１】
また、請求項６に記載のごとく、請求項５記載のエンジンヒートポンプにおいて、暖房時、低負荷では、補助圧縮機単独と室外熱交換器単独で運転し、中負荷では、主圧縮機単独と室外熱交換器とエンジン廃熱回収器で運転し、高負荷では、両圧縮機と室外熱交換器とエンジン廃熱回収器で運転する構成としたことである。
【００１２】
また、請求項７に記載のごとく、請求項５又は請求項６に記載のエンジンヒートポンプにおいて、起動の際、補助圧縮機単独運転を行う構成としたことである。
【００１３】
【発明の実施の形態】
次に、本発明の実施の形態を、図面に基づいて説明する。
図１は本発明の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は本発明の構成による暖房サイクルのモリエル線図、図４は補助圧縮機の体積容量比と駆動動力・冷媒蒸発圧力の関係を示すグラフで示した図、図５は体積容量比と体積容量の数値組合せの一例を示す表で示した図、図６は膨張弁の開度制御により冷媒温度調整を行う際のフローチャート、図７は膨張弁の開度制御、圧縮機の回転数制御により冷媒圧力調整を行う際のフローチャート図８は暖房時において空調負荷が低負荷の場合の冷媒流れを示す冷媒回路図、図９は同じく中負荷の場合の冷媒回路図、図１０は同じく高負荷の場合の冷媒回路図、図１１は冷房時における空調負荷が低・中負荷の場合の冷媒流れを示す冷媒回路図、図１２は同じく高負荷の場合の冷媒回路図、図１３は本発明における空調負荷の高低をグラフで示した図、図１４は汲み上げ運転における冷媒流れを示す冷媒回路図、図１５は汲み上げ運転における運転時間と補助圧縮機及びエンジン回転数の関係をグラフで示した図、図１６は従来構成における暖房サイクルのモリエル線図である。
【００１４】
図１に示す、室外ユニット１は、空調を必要とする室の外に設置されるものであり、主圧縮機２、補助圧縮機３、エンジン４、室外熱交換器５、該室外熱交換器５と並列に設けられたエンジン廃熱回収器６等を備えた構成としている。
前記主圧縮機２は、エンジン４により内部の回転体を駆動する構成としている。一方、補助圧縮機３は、商用電源４０を電動機に供給し、該電動機にて内部の回転体を駆動する構成、即ち、電動圧縮機に構成されており、室外ユニット内でのレイアウトの自由度が高いものとなっている。
【００１５】
これに対し、室内ユニット７は、空調を必要とする室に設置されるものであり、室内熱交換器８等を備えている。尚、図示しないが、室内ユニット７は複数設けてもよい。
そして、室外ユニット１と室内ユニット７とを冷媒管路９により接続し、該冷媒管路９内に冷媒を循環させるとともに、四方弁２４にて流れ方向を変更することで、冷房サイクル及び暖房サイクルを行う構成としている。
【００１６】
前記冷媒管路９において、前記各熱交換器の入口／出口側には、それぞれ、室外熱交換器用膨張弁２１、エンジン廃熱回収器用膨張弁２２、室内熱交換器用膨張弁２３が備えられている。
また、冷媒管路９において、主圧縮機２の吐出ポート２ａには供給管２０ａを接続し、補助圧縮機３の吐出ポート３ａには供給管３０ａを接続し、該供給管３０ａの他側が、供給管２０ａの前記四方弁２４上流の接続点３５に接続されている。これにより、主圧縮機２・補助圧縮機３から吐出される冷媒は、合流した後に、室内ユニット７へ供給されるようになっている（暖房時）。
また、冷媒管路９において、前記四方弁２４と主圧縮機２の吸入ポート２ｂは、戻り管２０ｂで接続されており、前記エンジン廃熱回収器６の出口側のポートと補助圧縮機３の吸入ポート３ｂは戻り管３０ｂで接続され、さらに、両戻り管２０ｂ・３０ｂは、電磁開閉弁３４を備えるバイパス管３３にて接続されている。
【００１７】
また、前記エンジン４とエンジン廃熱回収器６とを冷却水管路１４により接続し、エンジン４の排熱をエンジン廃熱回収器６を通過する冷媒に伝達させる構成としている。この冷却水管路１０において、１１はサーモスタット、１２は冷却水用ポンプである。
【００１８】
また、図２は、本発明のエンジンヒートポンプの運転を制御するための検出機器・制御機器等の構成を示すものであり、制御装置であるコントローラ２５に、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、エンジン廃熱回収器６の出入り口の冷媒温度差を検出する温度センサー４２、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、前記サーモスタット１１、主圧縮機２の吐出圧力を検出する圧力センサー５１、補助圧縮機３の吸入圧力を検出する圧力センサー５２が接続され、また、コントローラ２５は、これら検出機器の検出結果を元に、室外熱交換器用膨張弁２１、エンジン廃熱回収器用膨張弁２２、室内熱交換器用膨張弁２３、電磁開閉弁３４の開度調整を行うようにしている。更に、コントローラ２５は、エンジン４（主圧縮機２）や補助圧縮機３の発停をも制御するようにしている。
また、補助圧縮機３は、電動機にて駆動する構成のため、エンジンからの直接の動力供給が必要なく、コントローラ２５によって、主圧縮機２とは独立して、補助圧縮機３単独の回転数・圧縮比の制御が可能となっている。
【００１９】
以上の構成のエンジンヒートポンプにおいて行う暖房サイクルについて説明すると、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、接続点３５にて合流し、四方弁２４を介して室内熱交換器８に送られ、該室内熱交換器８で放熱して凝縮した後、室外熱交換器用膨張弁２１、エンジン廃熱回収器用膨張弁２２により膨張し、それぞれ室外熱交換器５、エンジン廃熱回収器６にて吸熱して蒸発した後、主圧縮機２、補助圧縮機３に吸引され、これら圧縮機２・３により圧縮された後に再び吐出される、というサイクルを繰り返すものである。
【００２０】
また、冷房サイクルについて説明すると、主圧縮機２及び補助圧縮機３にて圧縮された冷媒は、接続点３５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、室内熱交換器用膨張弁２３により膨張し、室内熱交換器８にて吸熱して蒸発した後、主圧縮機２、又はバイパス管３３を通って補助圧縮機３に吸引され、これら圧縮機２・３により圧縮された後に再び吐出される、というサイクルを繰り返すものである。
【００２１】
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。
本発明のエンジンヒートポンプでは、図５の表に示すごとく、補助圧縮機３の体積容量を主圧縮機２の体積容量よりも小さいものとし、補助圧縮機３の冷媒の吸入圧力の低下を防ぎ、圧縮仕事ΔＷ２（図３）の低減を図る構成としている。これにより、暖房時には、図３に示すモリエル線図のごとく、蒸発区間ＥＦを圧力の高い位置として、圧縮仕事ΔＷ２の削減を図る（圧縮仕事ΔＷ２の幅を狭くする）ことができるのである。
即ち、冷媒の一部を、外気温で蒸発させる場合に比して蒸発圧を高圧に保ち、本冷媒の圧縮仕事ΔＷ２を低減し、全量を外気温で蒸発させて圧縮する場合と比較して、全圧縮仕事（ΔＷ１＋ΔＷ２）を低減できる。
尚、ここにいう体積容量とは、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）のことである。
【００２２】
この圧縮仕事ΔＷ２を削減させるための好適な体積容量については、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）、右縦軸を冷媒蒸発圧（ＭＰａ）として、体積容量比（％）を５０、２５、１０、８とした場合での補助圧縮機３の駆動動力（ｋＷ）及び、エンジン廃熱回収器６と室外熱交換器５のそれぞれの冷媒蒸発圧Ｐ６・Ｐ５（ＭＰａ）の測定結果を示すものである。
また、比較のために、補助圧縮機３を備えないエンジンヒートポンプの場合における冷媒蒸発圧Ｐ６・Ｐ５（ＭＰａ）ついても表記している。
また、図５の表は、上記グラフの体積容量比（％）に対応する主圧縮機２・補助圧縮機３それぞれの体積容量（ｃｃ／サイクル）の値の組合せの一例を示すものであり、また、合わせて対応する冷媒質量流量（ｋｇ／ｍｉｎ）の比を示している。
【００２３】
図４のグラフを説明すると、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、体積容量比Ｅ（％）を１０％とする場合にまで減少傾向を呈する。そして、体積容量比Ｅ（％）を１０％以下とした場合は、補助圧縮機３の吸入圧力が過大となって、吐出圧力と吸入圧力の差が極端に小さくなり、補助圧縮機３における圧縮行程が成立しなくなる。
この補助圧縮機３の駆動動力（ｋＷ）の変動は、エンジン廃熱回収器６での冷媒蒸発圧Ｐ６（ＭＰａ）が増加傾向であることに追従するものであり、体積容量比Ｅ（％）が１０％から２５％の範囲では、主圧縮機２にて循環冷媒量の過半に対し圧縮仕事ΔＷ１が行われ、また、冷媒蒸発圧Ｐ６（ＭＰａ）が高く、補助圧縮機３の吸入圧力が高い状態であるので、図３に示す蒸発区間ＥＦが高くなり、圧縮仕事ΔＷ２が削減され、駆動動力（ｋＷ）が減少する。
一方、体積容量比Ｅ（％）を１０％から更に減少させた場合には、冷媒蒸発圧Ｐ６（ＭＰａ）が過大となって、補助圧縮機３での圧縮工程が成り立たなくなる。
以上の関係から、前記体積容量比Ｅ（％）を１０％から２５％とすることにより、補助圧縮機３への冷媒の吸入圧力の低下が防がれ、圧縮仕事ΔＷ２を削減し、駆動動力（ｋＷ）を減少させることができるといえる。
【００２４】
さらに、上記構成において、補助圧縮機３の体積容量は、主圧縮機２のものよりも小さく構成され、装置も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、既存の装置設計を踏襲したままで増設して構成することも可能である。
【００２５】
次に、室外熱交換器用膨張弁２１とエンジン廃熱回収器用膨張弁２２の開度の制御により圧縮仕事ΔＷ１・ΔＷ２の削減を図る構成について説明する。
この構成は、図１に示す構成で、暖房時において、前記室外熱交換器５の冷媒の流れにおいて二次側の温度を温度センサー４１にて検出し、同じくエンジン廃熱回収器６の二次側の温度を温度センサー４２にて検出し、これら検出結果をコントローラ２５にて認識し、該コントローラ２５が、これら室外熱交換器用膨張弁２１、エンジン廃熱回収器用膨張弁２２の開度を制御する構成とすることにより、主圧縮機２及び補助圧縮機３の吸入圧力を調整し、圧縮仕事ΔＷ１・ΔＷ２（図３）を削減させるものである。
上記構成において、図６のフローチャートに示すごとく、コントローラ２５は、室外熱交換器５及びエンジン廃熱回収器６の出入り口の冷媒温度差ΔＴ（℃）をモニターし、これら冷媒温度差ΔＴ（℃）が、それぞれ所定の正の値である場合には、冷媒が蒸発していると認識し、冷媒温度差ΔＴ（℃）が所定の正の値を維持する範囲内で、室外熱交換器用膨張弁２１及びエンジン廃熱回収器用膨張弁２２の開度を大きくし（６０１）、冷媒圧力の低下を防止するのである。
つまりは、室外熱交換器用膨張弁２１、エンジン廃熱回収器用膨張弁２２の開度を必要以上に小さくせず、冷媒の蒸発が可能な範囲、即ち、圧縮機への液バックが生じない範囲で、冷媒圧力低下を防ぐのである。そして、本実施例では、液バックを防ぐべく、それぞれ、所定値α（＞０）（℃）を設定している（６０２〜６０５）。
このようにして、主圧縮機２及び補助圧縮機３の冷媒の吸入圧力の調整が可能となり、吸入圧力を極力高い状態に維持し、圧縮仕事ΔＷ１・ΔＷ２を削減することができる。
【００２６】
さらに、以上の構成に加え、暖房時において、前記主圧縮機２の吐出圧Ｐ２を圧力センサー５１にて検出し、同じく補助圧縮機３の吸入圧力Ｐ３を圧力センサー５２にて検出し、これら検出結果をコントローラ２５にて認識し、該コントローラ２５が、所望の空調能力を発揮すべく、吐出圧力Ｐ２を設定して主圧縮機２の回転数を制御すると共に、補助圧縮機３の回転数を制御することにより、吸入圧力Ｐ３と吐出圧力Ｐ２の圧力差ΔＰを所定範囲内に収める構成としている。
尚、ここにいう圧力差ΔＰの所定範囲とは、補助圧縮機３において圧縮工程が成り立つ最小値以上であって、その近傍の範囲である。
【００２７】
以上の構成において、図７のフローチャートに示すごとく、圧力差ΔＰが所定範囲内の値、即ち、目標値よりも小さい場合では、吸入圧力Ｐ３が高く、補助圧縮機３では小さな圧縮仕事ΔＷ２によるエネルギー効率のよい運転ができる状態であるので、回転数を増加させ、補助圧縮機３の冷媒吸入量を増加させることにより、より多くの冷媒をエネルギー効率のよい運転で圧縮することができる（７０１）。
一方、圧力差ΔＰが目標値よりも大きい場合では、吸入圧力Ｐ３が低く、補助圧縮機３では、大きな圧縮仕事ΔＷ２によるエネルギー効率の悪い運転が行われる状態であるので、回転数を減少させ、補助圧縮機３の冷媒吸入量を減少させることにより、補助圧縮機３にてエネルギー効率の悪い運転をしないようにしている（７０２）。
他方、圧力差ΔＰが目標値に一致する場合には、エネルギー効率が良好となるか否かの境界にある状態であるので、補助圧縮機３の回転数は維持される。
そして、補助圧縮機３の回転数を維持したままの状態で、上述のモリエル線図（図３）の凝縮区間ＢＣの圧力、即ち、Ｐ２目標値との大小比較を行い（７０３）、吐出圧力Ｐ２がＰ２目標値よりも小さい場合には、主圧縮機２の回転数を増加させ、吐出圧力Ｐ２を凝縮区間ＢＣの圧力まで上昇させて冷房・暖房サイクルを成り立たせる一方（７０４）、吐出圧力Ｐ２がＰ２目標値よりも大きい場合には、主圧縮機２での過剰な圧縮によるエネルギー浪費を防止すべく、主圧縮機２の回転数を減少させるのである（７０５）。
このようにして、エンジンヒートポンプとして所望の空調能力を発揮しつつ、補助圧縮機３での圧縮仕事を抑制してエンジンヒートポンプ全体の圧縮仕事を軽減できる。
【００２８】
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、及び電磁開閉弁３４の開閉の制御により、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、図８乃至図１０に示すごとく、暖房時において、空調負荷が低負荷では、補助圧縮機単独と室外熱交換器単独で運転し、中負荷では、主圧縮機単独と室外熱交換器とエンジン廃熱回収器で運転し、高負荷では、両圧縮機と室外熱交換器とエンジン廃熱回収器で運転する構成とするものである。
他方、冷房時においては、図１１に示すごとく、空調負荷が低負荷から中負荷では、補助圧縮機単独と室外熱交換器単独で運転し、高負荷では、両圧縮機と室外熱交換器単独で運転する構成とするものである。
尚、以上にいう空調負荷の高低は、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％の範囲を高負荷として扱っている。
【００２９】
以上の構成につき、まず、暖房時の運転について詳述すると、空調負荷が低負荷では、図８に示すごとく、コントローラ２５は、エンジン廃熱回収器用膨張弁２２を完全に閉じるとともに、電磁開閉弁３４を開き、さらに、エンジン４と主圧縮機２を停止させる一方、補助圧縮機３を駆動させることにより、冷媒は、室外熱交換器５にて吸熱して蒸発した後、バイパス管３３を通って補助圧縮機３に吸入され、該補助圧縮機３により圧縮されて吐出され、室内熱交換器８にて放熱して凝縮する。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。
【００３０】
また、暖房時において、空調負荷が中負荷では、図９に示すごとく、コントローラ２５は、エンジン廃熱回収器用膨張弁２２及び電磁開閉弁３４を開き、さらに、エンジン４を起動して主圧縮機２を駆動させる一方、補助圧縮機３を停止させることにより、冷媒は、室外熱交換器５及びエンジン廃熱回収器６の両熱交換器にて吸熱して蒸発した後、室外熱交換器５を通過した冷媒は主圧縮機２へ、同じく、エンジン廃熱回収器６を通過した冷媒はバイパス管３３を通って主圧縮機２に吸入され、該主圧縮機２により圧縮されて吐出され、室内熱交換器８にて放熱して凝縮する。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。
【００３１】
また、暖房時において、空調負荷が高負荷では、図１０に示すごとく、コントローラ２５は、エンジン廃熱回収器用膨張弁２２を開く一方で電磁開閉弁３４を完全に閉じ、さらに、エンジン４を起動して主圧縮機２を駆動させるとともに、補助圧縮機３を駆動させることにより、室外熱交換器５にて吸熱して蒸発した冷媒は主圧縮機２へ、エンジン廃熱回収器６にて吸熱して蒸発した冷媒は補助圧縮機３へ、それぞれ独立の流路を通過してそれぞれ別の圧縮機に吸入され、それぞれ主圧縮機２・補助圧縮機３にて圧縮されて吐出され、接続点３５にて合流した後、室内熱交換器８にて放熱して凝縮する。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。
尚、このように、主圧縮機２及び補助圧縮機３の両者を駆動させる場合には、上述した室外熱交換器用膨張弁２１とエンジン廃熱回収器用膨張弁２２の開度の調整を行うことで、圧縮仕事ΔＷ１・ΔＷ２の削減が図れる。
【００３２】
他方、冷房時の運転について説明すると、図１１に示すごとく、空調負荷が低負荷から中負荷では、コントローラ２５は、エンジン廃熱回収器用膨張弁２２及び電磁開閉弁３４を完全に閉じるとともに、さらに、補助圧縮機３を停止させる一方、エンジン４と主圧縮機２を駆動させることにより、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により膨張し、室内熱交換器８にて吸熱して蒸発され、主圧縮機２に吸入された後、該主圧縮機２により圧縮されて吐出される。このように、所要冷房能力が低い又は中間となる低負荷から中負荷にかけての運転においては、補助圧縮機３を駆動することなく、主圧縮機２のみでエネルギー効率のよい冷房運転を行うことができる。
そして、冷房時において、高負荷では、図１２に示すごとく、コントローラ２５は、上記低負荷から中負荷の間の運転状態から、電磁開閉弁３４を開くとともに、補助圧縮機３を起動し、補助圧縮機３にて主圧縮機２の圧縮仕事を補うようにして、両圧縮機にて大容量の圧縮仕事を行う。このように、補助圧縮機３にも冷媒を供給し、圧縮仕事をさせることで、高い所要冷房能力の要求に対応できるようになっている。
【００３３】
次に、上記構成のエンジンヒートポンプにおいて行う汲み上げ運転について説明する。
該汲み上げ運転は、エンジンヒートポンプの起動の際の所定時間は、主圧縮機２を停止させたままで、補助圧縮機３を起動して単独で運転させる補助圧縮機単独運転を行い、室外熱交換器５又はエンジン廃熱回収器６内の残留液冷媒を汲み上げることで、主圧縮機２の起動の際に、主圧縮機２への残留液冷媒の吸入を防ぐものである。
該汲み上げ運転は、暖房時・冷房時のいずれにおいても行われるものであり、この内の暖房時について説明すると、図１４及び図１５に示すごとく、コントローラ２５は、室外熱交換器用膨張弁２１及びエンジン廃熱回収器用膨張弁２２を完全に閉じる一方、室内熱交換器用膨張弁２３を全開とし、また、電磁開閉弁３４を全開とする。そして、エンジン４を起動することなく、補助圧縮機３の起動を開始し、室外熱交換器５及びエンジン廃熱回収器６内の残留液冷媒を吸引、即ち、汲み上げを行う。
この補助圧縮機３の単独運転を行う時間は、任意に設定可能とするものであり（本実施例では、二分間（図１５）としている）、その後、エンジン４を起動して主圧縮機２と補助圧縮機３とを合わせた運転を行なった後、補助圧縮機３を停止させて、主圧縮機２のみによる運転を行う。そして、この補助圧縮機３の単独運転開始から、補助圧縮機３の停止までの所定時間（本実施例では、四分間としている）を汲み上げ運転とし、エンジンヒートポンプの起動時に実行することで、主圧縮機２の起動の際に、主圧縮機２への残留液冷媒の吸入を防ぐことができる。
【００３４】
【発明の効果】
本発明は以上のごとく構成したので、次のような効果を奏するのである。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、室外熱交換器と並列に設けられたエンジン廃熱回収器、エンジン廃熱回収器用膨張弁、エンジン廃熱回収器を通過した冷媒を圧縮する補助圧縮機を有し、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よりも小さいものとしたので、冷媒の一部を外気温で蒸発させる場合に比して蒸発圧を高圧に保ち、本冷媒の補助圧縮機における圧縮仕事を低減し、全量を外気温で蒸発させて圧縮する場合よりも全圧縮仕事を低減できる。又、補助圧縮機の体積容量は、主圧縮機のものよりも小さく構成され、装置も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、既存の装置設計を踏襲したままで増設して構成することも可能である
【００３５】
また、請求項２に記載のごとく、前記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と補助圧縮機の合計容量の１０から２５％に構成したので、主圧縮機にて循環冷媒量の過半に対し圧縮仕事を行うとともに、補助圧縮機への冷媒の吸入圧力の低下が防がれ、圧縮仕事を削減し、駆動動力（ｋＷ）を減少させることができる。
【００３６】
また、請求項３に記載のごとく、前記エンジンヒートポンプにおいて、補助圧縮機の吸入圧力と主圧縮機の吐出圧力の差を所定範囲内に収める構成としたので、補助圧縮機での圧縮仕事が抑えられ、エンジンヒートポンプ全体の圧縮仕事を低減できる。
【００３７】
また、請求項４に記載のごとく、前記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ので、どちらの圧縮機も室外熱交換器及びエンジン廃熱回収器から冷媒を吸入できるので、いずれかの圧縮機単独で暖房運転するときでも、室外熱交換器及びエンジン廃熱回収器を蒸発器として利用できる。また、冷房時においても、補助圧縮機を利用することができる。
【００３８】
また、請求項５に記載のごとく、前記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ので、室外機内における補助圧縮機のレイアウトの自由度が広く、また、コントローラにより、主圧縮機とは独立して、補助圧縮機単独の回転数・圧縮比の制御が可能となる。
【００３９】
また、請求項６に記載のごとく、前記エンジンヒートポンプにおいて、暖房時、低負荷では、補助圧縮機単独と室外熱交換器単独で運転し、中負荷では、主圧縮機単独と室外熱交換器とエンジン廃熱回収器で運転し、高負荷では、両圧縮機と室外熱交換器とエンジン廃熱回収器で運転する構成としたので、負荷に応じた最適運転が可能となり、エネルギー効率の向上が図られ、また、暖房能力の高い要求に対応することができる。
【００４０】
また、請求項７に記載のごとく、前記エンジンヒートポンプにおいて、起動の際、補助圧縮機単独運転を行う構成としたので、起動の際において、主圧縮機への液冷媒の吸入を防止することができる。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明のエンジンヒートポンプの冷媒回路図である。
【図２】同じく制御機器類のブロック図である。
【図３】本発明の構成による暖房サイクルのモリエル線図である。
【図４】補助圧縮機の体積容量比と駆動動力・冷媒蒸発圧力の関係を示すグラフで示した図である。
【図５】体積容量比と体積容量の数値組合せの一例を示す表で示した図である。
【図６】膨張弁の開度制御により冷媒温度調整を行う際のフローチャートである。
【図７】膨張弁の開度制御、圧縮機の回転数制御により冷媒圧力調整を行う際のフローチャートである。
【図８】暖房時において空調負荷が低負荷の場合の冷媒流れを示す冷媒回路図である。
【図９】同じく中負荷の場合の冷媒回路図である。
【図１０】同じく高負荷の場合の冷媒回路図である。
【図１１】冷房時における空調負荷が低・中負荷の場合の冷媒流れを示す冷媒回路図である。
【図１２】同じく高負荷の場合の冷媒回路図である。
【図１３】本発明における空調負荷の高低をグラフで示した図である。
【図１４】汲み上げ運転における冷媒流れを示す冷媒回路図である。
【図１５】汲み上げ運転における運転時間と補助圧縮機及びエンジン回転数の関係をグラフで示した図である。
【図１６】従来構成における暖房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
６　　エンジン廃熱回収器
８　　室内熱交換器
２１　室外熱交換器用膨張弁
２２　エンジン廃熱回収器用膨張弁
２３　室内熱交換器用膨張弁
【図１】
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【図２】
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【図３】
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【図４】
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【図５】
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【図６】
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【図７】
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【図８】
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【図９】
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【図１０】
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【図１１】
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【図１２】
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【図１３】
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【図１４】
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【図１５】
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【図１６】
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