(57)【要約】【課題】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。【解決手段】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（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、補助圧縮機３より吐出される冷媒を主圧縮機２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を補助圧縮器３で圧縮する構成とすると共に、補助圧縮機３の、主圧縮機２と補助圧縮機３の合計容量に対する容量比（補助圧縮機容量比Ｒ）を２０％から２９％に構成した。【選択図】図１
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【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を補助圧縮器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】
【技術分野】
【０００１】
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。
【背景技術】
【０００２】
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。
【０００３】
【特許文献１】特開２００４−２０１５３号公報
【発明の開示】
【発明が解決しようとする課題】
【０００４】
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。
【課題を解決するための手段】
【０００５】
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。
【０００６】
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を補助圧縮器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％に構成したものである。
【０００７】
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。
【発明の効果】
【０００８】
本発明の効果として、以下に示すような効果を奏する。
【０００９】
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。
【００１０】
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。
【発明を実施するための最良の形態】
【００１１】
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。
【００１２】
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。
【００１３】
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。
【００１４】
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。
【００１５】
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。
【００１６】
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。
【００１７】
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。
【００１８】
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。
【００１９】
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。
【００２０】
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。
【００２１】
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。
【００２２】
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。
【００２３】
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。
【００２４】
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。
【００２５】
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）。
【００２６】
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。
【００２７】
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。
【００２８】
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。
【００２９】
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。
【００３０】
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。
【００３１】
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。
【００３２】
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。
【００３３】
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。
【００３４】
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。
【００３５】
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。
【００３６】
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。
【００３７】
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。
【００３８】
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。
【００３９】
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。
【００４０】
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。
【００４１】
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。
【００４２】
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。
【００４３】
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。
【００４４】
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。
【００４５】
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。
【００４６】
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）。
【００４７】
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。  
【００４８】
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。
【００４９】
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。
【００５０】
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。
【００５１】
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。
【００５２】
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。
【００５３】
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。
【００５４】
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。
【００５５】
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。
【００５６】
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。
【００５７】
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。
【００５８】
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。
【００５９】
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。
【００６０】
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。
【００６１】
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。
【図面の簡単な説明】
【００６２】
【図１】本発明に係るエンジンヒートポンプの冷媒回路図。
【図２】同じく制御機器類のブロック図。
【図３】同じく冷媒回路構成によるモリエル線図。
【図４】補助圧縮機容量比とＣＯＰの関係を示すグラフ。
【図５】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。
【符号の説明】
【００６３】
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
【図１】
2005331177.tif 000003
【図２】
2005331177.tif 000004
【図３】
2005331177.tif 000005
【図４】
2005331177.tif 000006
【図５】
2005331177.tif 000007