(57)【特許請求の範囲】
【請求項１】
室外熱交換器と、コンプレッサの駆動源であるエンジンの冷却水を高温流体とする補助熱交換器とで、暖房運転時の冷媒の蒸発を行うエンジン駆動式ヒートポンプにおいて、
前記コンプレッサが全容量での圧縮と中間容量での圧縮を行うものであり、
前記室外熱交換器と前記補助熱交換器とを並列に接続することにより、
前記室外熱交換器と前記補助熱交換器とで熱交換が必要と判断したときは、前記室外熱交換器からの冷媒を前記コンプレッサの全容量で圧縮するとともに、前記補助熱交換器からの冷媒を前記コンプレッサの中間容量で圧縮するものであり、
前記室外熱交換器での熱交換が不要と判断したときは、前記補助熱交換器のみで、暖房運転時の冷媒の蒸発を行うとともに、前記補助熱交換器からの冷媒を前記コンプレッサの全容量で圧縮すること、を特徴とするエンジン駆動式ヒートポンプ。
【発明の詳細な説明】
【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、エンジンの冷却水を高温流体とする補助熱交換器で、暖房運転時の蒸発行程を行うエンジン駆動式ヒートポンプに関する。
【０００２】
【従来の技術】
従来より、エンジン駆動式ヒートポンプにおいては、エンジンの排熱を回収し暖まった冷却水で冷媒を加熱する補助熱交換器を設けることにより、暖房能力の向上を図ってきた。
【０００３】
例えば、図６に示すエンジン駆動式ヒートポンプ１０１Ａでは、アキュムレータ１１１で冷媒液を除いた冷媒ガスに対し、エンジン１０３を駆動源とするコンプレッサ１０２で圧縮行程を行い、室内熱交換器１０５で凝縮行程を行い、膨張弁１０９で膨張行程を行い、室外熱交換器１１０で蒸発行程を行い、さらに、エンジン１０３の冷却水を高温流体とする補助熱交換器１０４で蒸発行程を行った後、補助熱交換器１０４からの冷媒をアキュムレータ１１１に吸い込ませることより、図８に示す暖房運転時の冷凍サイクルを繰り返している。
【０００４】
また、図７に示すエンジン駆動式ヒートポンプ１０１Ｂでは、アキュムレータ１１１で冷媒液を除いた冷媒ガスに対し、エンジン１０３を駆動源とするコンプレッサ１０２で圧縮行程を行い、室内熱交換器１０５で凝縮行程を行い、膨張弁１０９で膨張行程を行い、エンジン１０３の冷却水を高温流体とする補助熱交換器１０４で蒸発行程を行い、さらに、室外熱交換器１１０で蒸発行程を行った後、室外熱交換器１０５からの冷媒をアキュムレータ１１１に吸い込ませることより、図８に示す暖房運転時の冷凍サイクルを繰り返している。
【０００５】
すなわち、図６に示すエンジン駆動式ヒートポンプ１０１Ａや、図７に示すエンジン駆動式ヒートポンプ１０１Ｂでは、補助熱交換器１０４と室外熱交換器１１０の両方で暖房運転時の蒸発行程を行っており、室外熱交換器１１０の熱源である外気だけでなく、補助熱交換器１０４の熱源であるエンジン１０３の冷却水からも、冷媒液の蒸発熱を確保することができる。従って、外気の温度が著しく低下しても、蒸発行程における冷媒の圧力の低下を伴うことなく、エンジン１０３の冷却水により冷媒液を蒸発させることができるので、冷媒の循環量Ｇ０（図８参照）も確保されることになり、十分な暖房運転が可能となる。
【０００６】
【発明が解決しようとする課題】
しかしながら、図６に示すエンジン駆動式ヒートポンプ１０１Ａや、図７に示すエンジン駆動式ヒートポンプ１０１Ｂでは、補助熱交換器１０４と室外熱交換器１１０とが直列に接続されていることから、暖房運転時の蒸発行程における冷媒の圧力の損失が大きくなる（図８参照）。そのため、蒸発行程における冷媒の圧力が低下し、コンプレッサ１０２の吸込部における冷媒の比容積が大きくなるので、一定の暖房能力を維持するために、冷媒の循環量Ｇ０（図８参照）を確保するには、コンプレッサ１０２の回転数を上げなければならず、コンプレッサ１０２を駆動するエンジン１０３の燃料消費量の増加を招いていた。
【０００７】
従って、暖房運転時の成績係数（暖房能力を燃料消費量と電気消費量の和で除した値）を向上させる観点からすれば、図６に示すエンジン駆動式ヒートポンプ１０１Ａや、図７に示すエンジン駆動式ヒートポンプ１０１Ｂでは、改善すべき点が残されているが、補助熱交換器１０４と室外熱交換器１１０とが直列に接続されていることから、改善するにも限界があった。
【０００８】
そこで、本発明は、上述した問題点を解決するためになされたものであり、コンプレッサの吸込部における冷媒の比容積を小さくし、コンプレッサを駆動するエンジンの燃料消費量を減少させることにより、暖房運転時の成績係数を向上させることができるエンジン駆動式ヒートポンプを提供することを課題とする。
【０００９】
【課題を解決するための手段】
この課題を解決するために成された請求項１に係る発明は、室外熱交換器と、コンプレッサの駆動源であるエンジンの冷却水を高温流体とする補助熱交換器とで、暖房運転時の冷媒の蒸発を行うエンジン駆動式ヒートポンプにおいて、前記コンプレッサが全容量での圧縮と中間容量での圧縮を行うものであり、前記室外熱交換器と前記補助熱交換器とを並列に接続することにより、前記室外熱交換器と前記補助熱交換器とで熱交換が必要と判断したときは、前記室外熱交換器からの冷媒を前記コンプレッサの全容量で圧縮するとともに、前記補助熱交換器からの冷媒を前記コンプレッサの中間容量で圧縮するものであり、前記室外熱交換器での熱交換が不要と判断したときは、前記補助熱交換器のみで、暖房運転時の冷媒の蒸発を行うとともに、前記補助熱交換器からの冷媒を前記コンプレッサの全容量で圧縮すること、を特徴としている。
【００１１】
このような特徴を有する本発明のエンジン駆動式ヒートポンプでは、補助熱交換器と室外熱交換器の両方で暖房運転時の蒸発行程を行っており、室外熱交換器の熱源である外気だけでなく、補助熱交換器の熱源であるエンジンの冷却水からも、冷媒液の蒸発熱を確保することができる。そして、補助熱交換器と室外熱交換器とが並列に接続されていることから、補助熱交換器と室外熱交換器とが直列に接続されている従来技術のものと比べて、暖房運転時の蒸発行程における冷媒の圧力の損失が小さい。
【００１２】
そのため、補助熱交換器と室外熱交換器とが直列に接続されている従来技術のものと比べると、暖房運転時の蒸発行程における冷媒の圧力の低下が抑制され、コンプレッサの吸込部における冷媒の比容積が小さくなるので、一定の暖房能力を維持するための冷媒の循環量は、コンプレッサの回転数を下げても確保することができるため、コンプレッサを駆動するエンジンの燃料消費量が減少することになる。
【００１３】
すなわち、本発明のエンジン駆動式ヒートポンプでは、暖房運転時の蒸発行程を行う補助熱交換器と室外熱交換器とが並列に接続されていることから、補助熱交換器と室外熱交換器とが直列に接続されている従来技術のものと比べ、蒸発行程における冷媒の圧力の低下が抑制され、コンプレッサの吸込部における冷媒の比容積が小さくなり、コンプレッサを駆動するエンジンの燃料消費量が減少することになるので、暖房運転時の成績係数を向上させることができる。
【００１４】
また、本発明のエンジン駆動式ヒートポンプでは、補助熱交換器からの冷媒をコンプレッサの中間容量で圧縮している。補助熱交換器の熱源はエンジンの冷却水であり、この冷却水の温度は室外熱交換器の外気温度（例えば、７℃）よりも十分に高い温度（例えば、６０〜７０℃）である。この温度は、室外熱交換器で熱交換する際の冷媒温度よりも十分高い冷媒相当温度（例えば、絶対圧力１．０ＭＰａ時で約２３℃）でも熱交換できる。従って、冷媒を減圧する前の高圧高温の状態でも補助熱交換器で熱交換可能であり、この減圧前の冷媒を補助熱交換器で熱交換することにより、コンプレッサの吸込部に比較的高い圧力の冷媒を吸い込ませることができる。このような高い圧力の冷媒は、コンプレッサの全容量を利用して圧縮行程の最初から圧縮する必要もなく、中間容量、つまり、圧縮行程の途中の部分から圧縮すればよい。従って、補助熱交換器からの冷媒をコンプレッサで全圧縮する場合と比べ、圧縮行程に要する圧縮動力を節約することができ、より暖房運転時の成績係数を向上させることができる。
【００１５】
また、本発明のエンジン駆動式ヒートポンプであっても、外気の温度が著しく低下した場合に、室外熱交換器で暖房運転時の蒸発行程を行おうとすると、室外熱交換器における冷媒の圧力が低下し、補助熱交換器のみで蒸発行程を行った場合に対してコンプレッサの吸込部における冷媒の比容積が大きくなるので、一定の暖房能力を維持するために、冷媒の循環量を確保するには、コンプレッサの回転数を上げなければならず、コンプレッサを駆動するエンジンの燃料消費量が増加して、暖房運転時の成績係数が低下することになる。
【００１６】
そこで、本発明のエンジン駆動式ヒートポンプでは、室外熱交換器での熱交換が不要と判断したときは、補助熱交換器のみで、暖房運転時の蒸発行程を行うととし、これにより、コンプレッサの吸込部における冷媒の比容積が大きくなることはなく、さらに、補助熱交換器からの冷媒をコンプレッサの全容量で圧縮するので、ひいては、暖房運転時の成績係数の低下を抑制することができる。
【００１７】
【発明の実施の形態】
以下、本発明の実施の形態を図面を参照にして説明する。図２に、本実施の形態のエンジン駆動式ヒートポンプ１の構成図を示す。図２に示すように、本実施の形態のエンジン駆動式ヒートポンプ１は、２台のコンプレッサ２Ａ、２Ｂ、オイルセパレータ２４、四方弁２１、２台の室内熱交換器５、電子膨張弁９、２台の室外熱交換器１０、２台の補助熱交換器４、三方弁１４、アキュムレータ１１、サブアキュムレータ１３などから構成される。
【００１８】
２台のコンプレッサ２Ａ、２Ｂのうち、一方のコンプレッサ２Ｂについては、全容量での圧縮を行うための全容量用吸込口と、中間容量での圧縮を行うための中間容量用吸込口とを備えており、例えば、特開平１０−１１５２９２に記載されたスクロールコンプレッサを使用するものである。そして、２台のコンプレッサ２Ａ、２Ｂにおいては、それぞれの吐出口がオイルセパレータ２４に接続されており、また、他方のコンプレッサ２Ａの吐出口とオイルセパレータ２４との間には、冷媒の逆流を防止するための逆止弁２７が設けられている。
【００１９】
そして、オイルセパレータ２４は、フィルタドライヤ２５、２本のキャピラリー２６を介して、２台のコンプレッサ２Ａ、２Ｂの吸込口とアキュムレータ１１に接続されている。また、オイルセパレータ２４は、四方弁２１の入口ポートに接続されている。
【００２０】
四方弁２１においては、第１出口ポートが２台の室内熱交換器５に、第２出口ポートがアキュムレータ１１に、第３出口ポートが２台の室外熱交換器１０に、それぞれ接続されている。そして、２台の室内熱交換器５と２台の室外熱交換器１０は、キャピラリー７、電磁弁２３、フィルタドライヤ８、電子膨張弁９などを介して、接続されている。また、キャピラリー７に対しては、逆止弁６が並列的に設けられ、電磁弁２３と電子膨張弁９の間には、逆止弁２２が設けられている。さらに、フィルタドライヤ８と電子膨張弁９の間は、２台の補助熱交換器４に接続されている。
【００２１】
２台の補助熱交換器４においては、三方弁１４を介して、アキュムレータ１１とサブアキュムレータ１３に接続されている。そして、アキュムレータ１１とサブアキュムレータ１３の間には、キャピラリー１２が設けられている。さらに、アキュムレータ１１は、他方のコンプレッサ２Ａの吸込口と一方のコンプレッサ２Ｂの全容量用吸込口に接続されている。また、サブアキュムレータ１３は、一方のコンプレッサ２Ｂの中間容量用吸込口に接続されている。
【００２２】
尚、室外熱交換器１０には、外気の温度を測定する温度センサー３１が設けられている。また、アキュムレータ１１とコンプレッサ２Ａ、２Ｂの間には、冷媒の圧力を測定する圧力センサー３２が設けられている。さらに、図２には、図示されていないが、２台のコンプレッサ２Ａ、２Ｂの駆動源として、エンジン３（図１参照）が設けられており、エンジン３（図１参照）の冷却水は、２台の補助熱交換器４の高温流体として使用されている（図１参照）。
【００２３】
そして、本実施の形態のエンジン駆動式ヒートポンプ１において、冷房運転を行うときは、電子膨張弁９と電磁弁２３を閉じ、アキュムレータ１１で冷媒液を除いた冷媒ガスに対し、コンプレッサ２Ａ、２Ｂで圧縮行程を行い、四方弁２１などを介して、室外熱交換器１０で凝縮行程を行い、逆止弁２２を介して、キャピラリー７で膨張行程を行い、室内熱交換器５で蒸発行程を行った後、四方弁２１を介して、室内熱交換器５からの冷媒をアキュムレータ１１に吸い込ませることより、冷凍サイクルを繰り返している。
【００２４】
一方、本実施の形態のエンジン駆動式ヒートポンプ１において、暖房運転を行うときは、電子膨張弁９と電磁弁２３を開け、アキュムレータ１１で冷媒液を除いた冷媒ガスに対し、コンプレッサ２Ａ、２Ｂで圧縮行程を行い、四方弁２１などを介して、室内熱交換器５で凝縮行程を行った後、逆止弁６やフィルタドライヤ８などを介して、電子膨張弁９で膨張行程を行い、室外熱交換器１０で蒸発行程を行った後、四方弁２１を介して、室外熱交換器５からの冷媒をアキュムレータ１１に吸い込ませている。
【００２５】
但し、凝縮行程が行われた室内熱交換器５からの冷媒の一部が、電子膨張弁９の上流側で、補助熱交換器４に流れており、補助熱交換器４による蒸発行程も行われている。そして、三方弁１４を介して、補助熱交換器４からの冷媒をサブアキュムレータ１３に吸い込ませている。
【００２６】
従って、本実施の形態のエンジン駆動式ヒートポンプ１の暖房運転時の構成の概要は、図１に示すようになり、並列に接続された補助熱交換器４と室外熱交換器１０の両方で暖房運転時の蒸発行程を行っている。このとき、冷凍サイクルは図３に示すようになり、一定の暖房能力を維持するために確保される冷媒の循環量Ｇ０は、例えば、補助熱交換器４を通過する冷媒の循環量Ｇ１と、室外熱交換器１０を通過する冷媒の循環量Ｇ２に分けられる。
【００２７】
そのため、室外熱交換器１０と補助熱交換器４とでは、互いに影響されることなく、暖房運転時の蒸発行程を行うことができるので、補助熱交換器４が要因となって、室外熱交換器１０の熱交換量を減少させることがなく、ひいては、暖房運転時の成績係数の向上も可能になる。
【００２８】
この点、従来技術の欄で説明したものであって、図６に示すエンジン駆動式ヒートポンプ１０１Ａや、図７に示すエンジン駆動式ヒートポンプ１０１Ｂでは、補助熱交換器１０４で暖房運転時の蒸発行程を行うことにより、蒸発行程における冷媒の圧力の上昇が伴うと、蒸発行程における冷媒の温度も上昇するので、室外熱交換器１１０においては、冷媒の温度と外気の温度との差が小さくなり、熱交換量が減少することになる。
【００２９】
さらに、図６に示すエンジン駆動式ヒートポンプ１０１Ａのように、室外熱交換器１１０が補助熱交換器１０４の上流側に設けられると、蒸発行程に形成される冷媒の圧力の勾配の関係から（図８参照）、蒸発行程の中で、室外熱交換器１１０における冷媒の圧力が最も高くなるので、上述した室外熱交換器１１０の熱交換量は、より減少することになる。
【００３０】
以上詳細に説明したように、本実施の形態のエンジン駆動式ヒートポンプ１では、図１に示すように、補助熱交換器４と室外熱交換器１０の両方で暖房運転時の蒸発行程を行っており、室外熱交換器１０の熱源である外気だけでなく、補助熱交換器４の熱源であるエンジン３の冷却水からも、冷媒液の蒸発熱を確保することができる。
【００３１】
そして、補助熱交換器４と室外熱交換器１０とが並列に接続されていることから、一定の暖房能力を維持するために確保される冷媒の循環量Ｇ０は、例えば、補助熱交換器４を通過する冷媒の循環量Ｇ１と、室外熱交換器１０を通過する冷媒の循環量Ｇ２に分けられるので（図３参照）、補助熱交換器４と室外熱交換器１０とが直列に接続されている従来技術のものと比べて（図６、図７参照）、暖房運転時の蒸発行程における冷媒の圧力の損失が小さい。
【００３２】
そのため、補助熱交換器４と室外熱交換器１０とが直列に接続されている従来技術のものと比べると（図６、図７参照）、暖房運転時の蒸発行程における冷媒の圧力の低下が抑制され、コンプレッサ２Ａ、２Ｂの吸込部における冷媒の比容積が小さくなるので、一定の暖房能力を維持するための冷媒の循環量Ｇ０は、コンプレッサ２Ａ、２Ｂの回転数を下げても確保することができるため、コンプレッサ２Ａ、２Ｂを駆動するエンジン３の燃料消費量が減少することになる。
【００３３】
具体的には、例えば、補助熱交換器４と室外熱交換器１０とが直列に接続されている従来技術のもの（図６参照）において、室外熱交換器１０における冷媒の圧力が０．５ＭＰａであった場合、コンプレッサ２Ａ、２Ｂの吸込部における冷媒の圧力（圧力センサー３２の測定対象に相当するもの）が約０．４ＭＰａであり、コンプレッサ２Ａ、２Ｂの吸込部における冷媒の比容積が約０．０５８ｍ3／ｋｇとなって、冷媒の循環量Ｇ０を確保するには、エンジン３の回転数を約２０００ｒｐｍとする必要するが、本実施の形態のエンジン駆動式ヒートポンプ１では、室外熱交換器１０における冷媒の圧力が０．５ＭＰａであった場合、コンプレッサ２Ａ、２Ｂの吸込部における冷媒の圧力（圧力センサー３２の測定対象）が約０．４７ＭＰａであり、コンプレッサ２Ａ、２Ｂの吸込部における冷媒の比容積が約０．０５ｍ3／ｋｇとなって、冷媒の循環量Ｇ０を確保するには、エンジン３の回転数を約１７２０ｒｐｍとすればよいので、エンジン３の燃料消費量が減少することになる。
【００３４】
すなわち、本実施の形態のエンジン駆動式ヒートポンプ１では、図１に示すように、暖房運転時の蒸発行程を行う補助熱交換器４と室外熱交換器１０とが並列に接続されていることから、補助熱交換器４と室外熱交換器１０とが直列に接続されている従来技術のものと比べ（図６、図７参照）、蒸発行程における冷媒の圧力の低下が抑制され、コンプレッサ２Ａ、２Ｂの吸込部における冷媒の比容積が小さくなり、コンプレッサ２Ａ、２Ｂを駆動するエンジン３の燃料消費量が減少することになるので、暖房運転時の成績係数を向上させることができる。
【００３５】
また、本実施の形態のエンジン駆動式ヒートポンプ１では、補助熱交換器４からの冷媒をコンプレッサ２Ｂの中間容量で圧縮している。補助熱交換器４の熱源はエンジン３の冷却水であり、この冷却水の温度は室外熱交換器１０の外気温度（例えば、７℃）よりも十分に高い温度（例えば、６０〜７０℃）である。この温度は、室外熱交換器１０で熱交換する際の冷媒温度よりも十分高い冷媒相当温度（例えば、絶対圧力１．０ＭＰａ時で約２３℃）でも熱交換できる。従って、冷媒を減圧する前の高圧高温の状態でも補助熱交換器４で熱交換可能であり、この減圧前の冷媒を補助熱交換器４で熱交換することにより、コンプレッサ２Ｂの吸込部に比較的高い圧力の冷媒を吸い込ませることができる。このような高い圧力の冷媒は、コンプレッサ２Ｂの全容量を利用して圧縮行程の最初から圧縮する必要もなく、中間容量、つまり、圧縮行程の途中の部分から圧縮すればよい。従って、補助熱交換器４からの冷媒をコンプレッサ２Ｂで全圧縮する場合と比べ、圧縮行程に要する圧縮動力を節約することができ、より暖房運転時の成績係数を向上させることができる。
【００３６】
また、本実施の形態のエンジン駆動式ヒートポンプ１であっても、外気の温度が著しく低下した場合に、室外熱交換器１０で暖房運転時の蒸発行程を行おうとすると、室外熱交換器１０における冷媒の圧力が低下し、補助熱交換器４のみで蒸発行程を行った場合に対してコンプレッサ２Ａ、２Ｂの吸込部における冷媒の比容積が大きくなるので、一定の暖房能力を維持するために、冷媒の循環量Ｇ０を確保するには、コンプレッサ２Ａ、２Ｂの回転数を上げなければならず、コンプレッサ２Ａ、２Ｂを駆動するエンジン３の燃料消費量が増加して、暖房運転時の成績係数が低下することになる。
【００３７】
そこで、本実施の形態のエンジン駆動式ヒートポンプ１では、このような場合には、室外熱交換器１０での熱交換が不要と判断して、図４の暖房運転時の特別モードとし、電子膨張弁９を閉じることにより、補助熱交換器４のみで、暖房運転時の蒸発行程を行うことにすれば、コンプレッサ２Ａ、２Ｂの吸込部における冷媒の比容積が大きくなることはなく、さらに、三方弁１４を切り替えることにより、補助熱交換器４からの冷媒をコンプレッサ２Ａやコンプレッサ２Ｂの全容量で圧縮すれば、ひいては、暖房運転時の成績係数の低下を抑制することができる。
【００３８】
ここで、三方弁１４の切替制御は、図５に示すように行われる。すなわち、Ｓ１において、室外熱交換器１０に設けられた温度センサー３１で外気の温度を測定し、所定の温度以下にないときは、室外熱交換器１０での熱交換を必要と判断し（Ｓ１：Ｎｏ）、Ｓ５に進んで、三方弁１４をサブアキュムレータ１３の側に切り替え、図１の暖房運転時の通常モードとする。一方、所定の温度以下にあるときは、Ｓ２に進む。
【００３９】
Ｓ２では、アキュムレータ１１とコンプレッサ２Ａ、２Ｂの間に設けられた圧力センサー３２で冷媒の圧力を測定し、所定の圧力以下にないときは、室外熱交換器１０での熱交換を必要と判断し（Ｓ２：Ｎｏ）、Ｓ５に進んで、三方弁１４をサブアキュムレータ１３の側に切り替え、図１の暖房運転時の通常モードとする。
【００４０】
一方、所定の圧力以下にあるときは、室外熱交換器１０での熱交換を不要と判断し（Ｓ２：Ｙｅｓ）、Ｓ３に進んで、電子膨張弁９閉じ、さらに、Ｓ４に進んで、三方弁１４をアキュムレータ１１の側に切り替えて、図４の暖房運転時の特別モードとする。
【００４１】
尚、本発明は上記実施の形態に限定されるものでなく、その趣旨を逸脱しない範囲で様々な変更が可能である。
例えば、本実施の形態のエンジン駆動式ヒートポンプ１では、２台のコンプレッサ２Ａ、２Ｂ、２台の室内熱交換器５、２台の室外熱交換器１０、２台の補助熱交換器１０を備えるものであったが、例えば、１台のコンプレッサ２Ｂ、１台の室内熱交換器５、１台の室外熱交換器１０、１台の補助熱交換器１０を備えるものでもよく、さらに、この台数に限定されるものでもない。
【００４２】
【発明の効果】
本発明のエンジン駆動式ヒートポンプでは、暖房運転時の蒸発行程を行う補助熱交換器と室外熱交換器とが並列に接続されていることから、補助熱交換器と室外熱交換器とが直列に接続されている従来技術のものと比べ、蒸発行程における冷媒の圧力の低下が抑制され、コンプレッサの吸込部における冷媒の比容積が小さくなり、コンプレッサを駆動するエンジンの燃料消費量が減少することになるので、暖房運転時の成績係数を向上させることができる。
【００４３】
また、本発明のエンジン駆動式ヒートポンプでは、補助熱交換器からの冷媒をコンプレッサの中間容量で圧縮している。補助熱交換器の熱源はエンジンの冷却水であり、この冷却水の温度は室外熱交換器の外気温度（例えば、７℃）よりも十分に高い温度（例えば、６０〜７０℃）である。この温度は、室外熱交換器で熱交換する際の冷媒温度よりも十分高い冷媒相当温度（例えば、絶対圧力１．０ＭＰａ時で約２３℃）でも熱交換できる。従って、冷媒を減圧する前の高圧高温の状態でも補助熱交換器で熱交換可能であり、この減圧前の冷媒を補助熱交換器で熱交換することにより、コンプレッサの吸込部に比較的高い圧力の冷媒を吸い込ませることができる。このような高い圧力の冷媒は、コンプレッサの全容量を利用して圧縮行程の最初から圧縮する必要もなく、中間容量、つまり、圧縮行程の途中の部分から圧縮すればよい。従って、補助熱交換器からの冷媒をコンプレッサで全圧縮する場合と比べ、圧縮行程に要する圧縮動力を節約することができ、より暖房運転時の成績係数を向上させることができる。
【００４４】
また、本発明のエンジン駆動式ヒートポンプでは、室外熱交換器での熱交換が不要と判断したときは、補助熱交換器のみで、暖房運転時の蒸発行程を行うととし、これにより、コンプレッサの吸込部における冷媒の比容積が大きくなることはなく、さらに、補助熱交換器からの冷媒をコンプレッサの全容量で圧縮するので、ひいては、暖房運転時の成績係数の低下を抑制することができる。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明のエンジン駆動式ヒートポンプにおいて、通常モードの暖房運転時の構成の概要を示した図である。
【図２】本発明のエンジン駆動式ヒートポンプの構成を示した図である。
【図３】本発明のエンジン駆動式ヒートポンプにおいて、暖房運転時の冷凍サイクルを示したモリエル線図である。
【図４】本発明のエンジン駆動式ヒートポンプにおいて、特別モードの暖房運転時の構成の概要を示した図である。
【図５】本発明のエンジン駆動式ヒートポンプにおいて、三方弁の切替制御のフローチャート図である。
【図６】従来技術のエンジン駆動式ヒートポンプにおいて、暖房運転時の構成の概要を示した図である。
【図７】従来技術のエンジン駆動式ヒートポンプにおいて、暖房運転時の構成の概要を示した図である。
【図８】従来技術のエンジン駆動式ヒートポンプにおいて、暖房運転時の冷凍サイクルを示したモリエル線図である。
【符号の説明】
１  エンジン駆動式ヒートポンプ
２Ｂ  コンプレッサ
３  エンジン
４  補助熱交換器
９  電子膨張弁
１０  室外熱交換器
１１  アキュムレータ
１３  サブアキュムレータ
１４  三方弁
【図１】
0004399973.tif 000002
【図２】
0004399973.tif 000003
【図３】
0004399973.tif 000004
【図４】
0004399973.tif 000005
【図５】
0004399973.tif 000006
【図６】
0004399973.tif 000007
【図７】
0004399973.tif 000008
【図８】
0004399973.tif 000009