JP2004226063A

JP2004226063A - エンジン駆動式熱ポンプ装置

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Publication number: JP2004226063A
Application number: JP2004138415A
Authority: JP
Inventors: Motoyasu Kato; 元保加藤; Shozo Aoshima; 正三青島
Original assignee: Yamaha Motor Co Ltd
Current assignee: Yamaha Motor Co Ltd
Priority date: 1994-08-02
Filing date: 2004-05-07
Publication date: 2004-08-12
Anticipated expiration: 2024-06-10
Also published as: JP4277114B2

Abstract

【課題】室内熱交換器の運転台数に見合った冷媒とエンジン冷却水との熱交換を実現し冷媒回路内を適切な熱授受バランスに保ち得るエンジン駆動熱ポンプ装置。
【解決手段】エンジンによって駆動される圧縮機によって冷媒を循環させる冷媒回路と、エンジンを冷却する冷却水を循環させる冷却水回路を有し、前記冷媒回路には膨張弁と室内熱交換器及び室外熱交換器を設け、前記冷却水回路には排気ガス熱交換器、ラジエータ及びポンプを設けるとともに、前記ラジエータを分岐する冷却水ラインを設け、冷媒と冷却水の間で熱交換を行わせる冷媒加熱用熱交換器を、冷媒回路と冷却水回路の前記冷却水ラインとの間に設けて成るエンジン駆動式熱ポンプ装置において、前記ラジエータを迂回して前記冷媒加熱用熱交換器へ流れる冷却水の流量を制御するリニア三方弁と、制御条件に応じて前記リニア三方弁の開度をリニアに増減させる制御手段を設けた構成。
【選択図】図３

Description

本発明は、エンジンの廃熱を回収するための冷媒加熱用熱交換器を備えるエンジン駆動式熱ポンプ装置に関する。

一般に、エンジン駆動式熱ポンプ装置においては、エンジンの廃熱を回収してこれを有効利用するために排気ガス熱交換器及び冷媒加熱用熱交換器が設けられている。

上記冷媒加熱用交換器は、特に暖房運転時の室内熱交換器での放熱量（冷媒から放出される熱量）を効率良く増加させるために設けられるものであって、該冷媒加熱用熱交換器においては、前記排気ガス熱交換器で排気ガスから冷却水に回収された廃熱が冷媒に与えられ、結果的にエンジンから回収された廃熱が室内熱交換器の放熱量に上乗せされることとなる。

ところが、室内熱交換器を複数台有する所謂マルチ運転が可能な熱ポンプ装置においては、暖房運転時に全室内熱交換器を運転しているときの必要性能に見合った熱授受バランスが保たれているため、例えば室内熱交換器を１台のみ運転しているときには、その室内熱交換器の要求性能（放熱量）以上に冷媒加熱用熱交換器での熱交換量（冷却水から冷媒に与えられる熱量）が過大となって、冷媒回路内での熱量バランスが崩れ、冷媒圧力が異常に上昇するという問題があった。

本発明は上記問題に鑑みてなされたもので、その目的とする処は、室内熱交換器の運転台数（冷媒流量）に見合った冷媒と冷却水との熱交換を実現して冷媒回路内を適切な熱授受バランスに保つことができるエンジン駆動式熱ポンプ装置を提供することにある。

上記目的を達成するため、本発明は、エンジンによって駆動される圧縮機によって冷媒を循環させる冷媒回路と、エンジンを冷却する冷却水を循環させる冷却水回路を有し、前記冷媒回路には膨張弁と室内熱交換器及び室外熱交換器を設け、前記冷却水回路には排気ガス熱交換器、ラジエータ及びポンプを設けるとともに、前記ラジエータを分岐する冷却水ラインを設け、冷媒と冷却水の間で熱交換を行わせる冷媒加熱用熱交換器を、冷媒回路と冷却水回路の前記冷却水ラインとの間に設けて成るエンジン駆動式熱ポンプ装置において、前記ラジエータを迂回して前記冷媒加熱用熱交換器へ流れる冷却水の流量を制御するリニア三方弁と、制御条件に応じて前記リニア三方弁の開度をリニアに増減させる制御手段を設けたことを特徴とする。

本発明によれば、例えば暖房運転時に冷却水温度が所定値以下の状態で室内熱交換器の運転台数が減ったために冷媒流量が減少し、冷媒の単位流量当たりの受熱量（二重管熱交換器において冷却水から受け取る熱量）が増えてその圧力が上昇した場合であっても、制御手段は制御条件である少なくとも冷却水温度、冷媒圧力及び室内熱交換器の運転台数等に応じて流量制御弁の開度を制御し、冷媒加熱用熱交換器への冷却水流量を制限するため、冷媒加熱用熱交換器においては、運転中の室内熱交換器に要求される放熱量に見合った熱量が冷却水から冷媒に与えられ、この結果、冷媒回路内の適切な熱授受バランスが実現し、冷媒の過熱に伴う種々の不具合が解消される。

暖房運転時であって、凝縮器として作用する室内熱交換器の運転台数が少ないために冷媒流量が小さいときには、制御手段は制御条件である少なくとも冷却水温度、冷媒圧力及び室内熱交換器の運転台数等に応じて流量制御弁の開度を制御し、冷媒加熱用熱交換器への冷却水流量を制限するため、冷媒加熱用熱交換器においては、運転中の室内熱交換器に要求される放熱量に見合った熱量が冷却水から冷媒に与えられ、この結果、冷媒回路内での適切な熱授受バランスが実現し、冷媒の過熱に伴う種々の不具合が解消されるという効果が得られる。

［参考例］以下に本発明の参考例を添付図面に基づいて説明する。

図１は参考例に係るエンジン駆動式熱ポンプ装置の基本構成を示す回路図、図２は冷却水温度による各冷却水ラインへ流れる冷却水量の変化（切換弁の特性）を示す図である。

図１において、１は水冷式ガスエンジン、２はガスエンジン１によって回転駆動される圧縮機であって、ガスエンジン１の出力軸３はプーリ４、ベルト５及びプーリ６を介して圧縮機２の入力軸７に連結されている。

ところで、上記ガスエンジン１の吸気系には吸気管８が接続されており、該吸気管８の途中にはエアクリーナ９及びミキサー１０が接続されている。そして、ミキサー１０には、不図示の燃料ガス供給源に接続された燃料供給管１１が接続されており、該燃料供給管１１の途中には２つの燃料ガス電磁弁１２とゼロガバナ１３が接続されている。

又、ガスエンジン１のクランク室にはオイル供給管１４を介してオイルタンク１５が接続されている。更に、ガスエンジン１から導出するブリーザ管１６にはオイルセパレータ１７が接続されており、ガスエンジン１から排出されるブリーザガスはオイルセパレータ１７によってオイル分を除去された後、ガスライン１８を通って前記燃料供給管１１のミキサー１０の上流側に戻され、オイル分はオイルライン１９を通ってガスエンジン１のクランク室に戻される。

他方、ガスエンジン１の排気系からは排気管２０が導出しており、該排気管２０の途中には排気ガス熱交換器２１が設けられている。

ところで、本熱ポンプ装置には、前記圧縮機２を含んで閉ループを構成する冷媒回路２２と前記ガスエンジン１を冷却する冷却水を循環させる冷却水回路２３が設けられている。

上記冷媒回路２２は圧縮機２によってフロン等の冷媒を循環させる回路であって、これは、圧縮機２の吐出側から導出してオイルセパレータ２４に至る冷媒ライン２２ａと、オイルセパレータ２４から導出して四方弁２５に至る冷媒ライン２２ｂと、四方弁２５から後述の冷媒加熱用熱交換器である二重管熱交換器４４を経て第１の室外熱交換器（以下、室外機と略称す）２６−１に至る冷媒ライン２２ｃと、冷媒ライン２２ｃの途中から分岐して第２の室外機２６−２に至る冷媒ライン２２ｄと、第１の室外機２６−１から液ガス熱交換器２７、ドライヤ２８、サイトグラス２９及びストレーナ３０を経て膨張弁３１に至る冷媒ライン２２ｅと、前記第２の室外機２６−２と冷媒ライン２２ｅとを接続する冷媒ライン２２ｆと、前記膨張弁３１から複数台（ｎ台）の室内熱交換器（以下、室内機と略称す）３２−１、…、３２−ｎに至る冷媒ライン２２ｇと、各室内機３２−１、…３２−ｎからストレーナ３３を経て前記四方弁２５に至る冷媒ライン２２ｈと、四方弁２５から前記液ガス熱交換器２７及びサイレンサ３４を経てアキュームレータ３５に至る冷媒ライン２２ｉと、アキュームレータ３５から導出して圧縮機２の吸入側に接続される冷媒ライン２２ｊとで構成されている。

尚、前記オイルセパレータ２４から導出するオイル戻りライン３６は前記冷媒ライン２２ｊに接続されている。又、前記冷媒ライン２２ｂからはバイパスライン２２ｋが分岐しており、該バイパスライン２２ｋとこれから更に分岐するバイパスライン２２ｍは前記サイレンサ３４に接続されており、各バイパスライン２２ｋ、２２ｍにはバイパス弁３７、３８がそれぞれ接続されている。

一方、前記冷却水ライン２３は、水ポンプ３９の吐出側から前記排気ガス熱交換器２１を通ってガスエンジン１の冷却水入口に至る冷却水ライン２３ａと、ガスエンジン１の冷却水出口から導出してサーモスタットを有する切換弁４０に至る冷却水ライン２３ｂと、切換弁４０から導出してラジエータ４２の入口側に接続される冷却水ライン２３ｃと、ラジエータ４２の出口側から導出する冷却水ライン２３ｄと、該冷却水ライン２３ｄから前記水ポンプ３９の吸入側に至る冷却水ライン２３ｅと、冷却水ライン２３ｄから水タンク４３に至る冷却水補給ライン２３ｆと、前記切換弁４０から導出して二重管熱交換器４４を通って前記冷却水ライン２３ｅに接続される冷却水ライン２３ｇ等を含んで構成されている。尚、図１において、２３ｈは空気抜き通路、２３ｉは絞りである。

ところで、本参考例においては、冷媒回路２２と冷却水回路２３の間に前記二重管熱交換器４４が設けられており、この二重管熱交換器４４においては冷媒ライン２２ｃを流れる冷媒と冷却水ライン２３ｇを流れる冷却水との間で熱交換が行われる。

而して、本参考例では、冷却水ライン２３ｇを流れる冷却水の一部を二重管熱交換器４４をバイパスさせて流すためのバイパス回路４５が設けられている。即ち、バイパス回路４５は冷却水ライン２３ｇの二重管熱交換器４４の上流側から分岐して前記冷却水ライン２３ｃの前記ラジエータ４２の上流側に接続されており、該バイパス回路４５の途中には水バイパス弁４６が設けられている。

尚、前記切換弁４０は、これに設けられたサーモスタットの作用によって図２に示すように、冷却水温度が例えば７８℃以下であるときには冷却水ライン２３ｃを全閉とするとともに、冷却水ライン２３ｇを全開として一方の冷却水ライン２３ｇのみに冷却水を流し、冷却水温度が例えば７８℃を超えると冷却水ライン２３ｃを開き始める一方、冷却水ライン２３ｇを閉じ始めて両冷却水ライン２３ｃ、２３ｇに冷却水を流し、冷却水温度が８６℃を超えると冷却水ライン２３ｃを全開、冷却水ライン２３ｇを全閉として一方の冷却水ライン２３ｃのみに冷却水を流す。又、前記水バイパス弁４６は、暖房運転時であって、且つ、室内機３２−１、…、３２ｎの運転台数に応じてその開度が制御される。

次に、本参考例に係る熱ポンプ装置の作用を説明する。

先ず、暖房運転時の作用を説明すると、ガスエンジン１が駆動され、該ガスエンジン１によって圧縮機２が回転駆動されると、該圧縮機２によってガス状の冷媒が圧縮され、高温高圧のガス状冷媒は冷媒ライン２２ａを経てオイルセパレータ２４に至る。オイルセパレータ２４においては、冷媒に含まれるオイル分が除去され、オイル分が除去された冷媒は冷媒ライン２２ｂを通って四方弁２５に至り、冷媒から分離されたオイルは前記オイル戻りライン３６を通って前記冷媒ライン２２ｊに戻される。

ところで、暖房運転時においては、図１に実線にて示すように、四方弁２５のポートａとポートｃとが連通されており、高温高圧のガス状冷媒は四方弁２５を通って冷媒ライン２２ｈ側へ流れ、ストレーナ３３を経て室内機３２−１、…、３２−ｎに至り、ここで凝縮熱を放出して液化し、このとき放出される凝縮熱によって室内の暖房が行われる。

そして、上述のように室内機３２−１、…、３２−ｎにおいて凝縮熱を放出して液化した高圧の冷媒は、各膨張弁３１に至り、該膨張弁３１によって減圧された後、冷媒ライン２２ｇに入り、ストレーナ３０及びドライヤ２８を通って冷媒ライン２２ｅを流れ、前記液ガス熱交換器２７を通過した後、第１及び第２の室外機２６−１、２６−２に至り、ここで外気から蒸発熱を奪って気化する。尚、液ガス熱交換器２７は、主に冷房時に室外機２６−１、２６−２で凝縮熱を放出して液化した冷媒の残熱を、室内機３２−１、…、３２−ｎにおいて蒸発熱を吸収して気化した冷媒に吸収させることによって冷房効率を高めるためのものであって、暖房時には熱交換機能は低い。

一方、水ポンプ３９の駆動によって冷却回路２３内を循環する冷却水は、水ポンプ３９から吐出されて冷却水ライン２３ａを流れ、その途中で、排気ガス熱交換器２１においてガスエンジン１から排気管２０に排出される排気ガスの熱を回収して加熱された後、ガスエンジン１の不図示のウォータージャケットを流れて該ガスエンジン１を冷却する。そして、ガスエンジン１の冷却に供された冷却水は、冷却水ライン２３ｂを流れて切換弁４０に至る。

ここで、切換弁４０は、前述のように冷却水温度が７８℃以下のときは一方の冷却水ラインを２３ｃ全閉して他方の冷却水ライン２３ｇを全開するため、冷却水は冷却水ライン２３ｇを流れる。

ところで、バイパス回路４５に設けられた水バイパス弁４６は前述のように室内機３２−１、…、３２−ｎの運転台数（熱負荷）によってその開度が制御され、前述のように全ての室内機３２−１、…、３２−ｎが運転されているときには閉じられており、冷却水の全ては前記二重管熱交換器４４を流れ、暖房運転時に室外機２６−１、２６−２において蒸発したガス状の冷媒を加熱する。この結果、エンジン１の廃熱（排気ガスが有する熱の一部）が冷媒によって回収され、この廃熱を回収したガス状冷媒は冷媒ライン２２ｃを流れて四方弁２５に至る。尚、二重管熱交換器４４を通過した冷却水は、冷却水ライン２３ｅを通って水ポンプ３９に吸引され、以後同様の作用を繰り返す。

暖房運転時においては、四方弁２５は、図１に実線にて示すようにそのポートｂとポートｄとが連通されているため、冷媒は冷媒ライン２２ｉを流れ、液ガス熱交換器２７及びサイレンサ３４を通ってアキュームレータ３５に至る。

上記アキュームレータ３５においては冷媒の気液が分離され、ガス状の冷媒のみが冷媒ライン２２ｊから圧縮機２の吸入口に吸引され、吸引された冷媒は圧縮機２によって再度圧縮されて前述と同様の作用を繰り返す。

而して、本参考例においては、冷却水温度が７８℃以下で、且つ、全室内機３２−１、…、３２−ｎを運転しているときには、冷却水によって回収されたガスエンジン１の廃熱の全てが冷媒に与えられて各室内機３２−１、…、３２−ｎの放熱量に上乗せされるため、暖房効果が高められる。

他方、冷却水温度が７８℃以下で、例えば１台の室内機３２−１のみが運転されているために冷媒流量が小さいときには、バイパス回路４５の水バイパス弁４６が開かれる。このため、冷却水ライン２３ｇを流れる冷却水の一部は二重管熱交換器４４をバイパスしてバイパス回路４５を流れ、冷媒ライン２２ｃを流れる冷媒の加熱に供されず、冷却水ライン２３ｃからラジエータ４２に送られて冷却される。

上述のように要求される熱負荷（１台の室内機３２−１の放熱量）が小さい場合には、冷却水の一部が二重管熱交換器４４をバイパスするため、二重管熱交換器４４においては、要求される熱負荷に見合った熱量が冷却水から冷媒に与えられ、この結果、冷媒回路２２内での適切な熱授受バランスが実現され、冷媒の過熱に伴う種々の不具合が解消される。

尚、本参考例においては、バイパス回路４５はラジエータ４２の入口側の冷却水ライン２３ｃに接続したため、バイパス回路４５を流れる冷却水はラジエータ４２において冷却され、結果的に二重管熱交換器４４での伝熱量が減少して目的を達成することができる。又、切換弁４０から冷却水ライン２２ｇに流れる冷却水の一部を冷却水ライン２３ｃに流すようにしており、ラジエータ４２に回る冷却水流量が増加するため、冷却水をより冷却することができる。尚、バイパス回路４５をラジエータ４２の出口側の冷却水ライン２３ｄに接続しても良い。

他方、冷却水温度が７８℃を超えると、前述のように（図２参照）切換弁４０は一方の冷却水ライン２３ｃを開き始める一方、他方の冷却水ライン２２ｇを閉じ始めるため、両冷却水ライン２３ｃ、２３ｇを冷却水が流れ、このときにおいても二重管熱交換器４４においてガスエンジン１の廃熱の一部が冷却水から冷媒に与えられる。

そして、冷却水温度が８６℃を超えると、前述のように（図２参照）、切換弁４０は一方の冷却ライン２３ｃを全開として他方の冷却ライン２３ｇを全閉とするため、二重管熱交換器４４における冷却水と冷媒間での熱交換は行われず、冷却水の全ては冷却ライン２３ｃを通ってラジエータ４２に送られて冷却される。

次に、冷房運転時の作用を概説するが、冷房運転時においては冷却水温度は８６℃以上となるため、切換弁４０の作用によって冷却水は二重管熱交換器４４を流れず、従って、ガスエンジン１の廃熱は冷媒に回収されず、冷却水の全ては冷却水ライン２３ｃからラジエータ４２に流れ、冷却水は十分冷却される。

而して、圧縮機２によって圧縮された高温高圧のガス状冷媒は、冷媒ライン２２ａ、オイルセパレータ２４及び冷媒ライン２２ｂを通って四方弁２５に至る。

ところで、冷房運転時においては、図１に破線にて示すように四方弁２５のポートａとポートｂ、ポートｃとポートｄがそれぞれ連通されているため、前記高温高圧のガス状冷媒は冷媒ライン２２ｃを通って室外機２６−１、２６−２に至り、ここで外気によって冷却されて凝縮し、高圧の液状冷媒は冷却ライン２２ｅ、２２ｆに沿って流れて液ガス熱交換器２７、ドライヤ２８及びストレーナ３０を通過した後、膨張弁３１に至り、該膨張弁３１よって減圧される。

そして、減圧された冷媒は室内機３２−１、…、３２−ｎにおいて室内の空気から蒸発潜熱を奪って蒸発するため、室内の空気が冷やされて室内が冷房される。蒸発によって気化した冷媒は冷媒ライン２２ｃ，２２ｄ、四方弁２５を通って冷媒ライン２２ｉを流れ、液ガス熱交換器２７及びサイレンサ３４を通過してアキュームレータ３５に至り、ここで気液が分離され、ガス状の冷媒が冷媒ライン２２ｊから圧縮機２に吸引され、圧縮機２に吸引された冷媒は再び圧縮さて前述の作用を繰り返す。

［本発明］次に、本発明の実施例を図３乃至図９に基づいて説明する。尚、図３は本発明に係るエンジン駆動式熱ポンプ装置の基本構成を示す回路図、図４はリニア三方弁の制御系の構成を示すブロック図、図５はリニア三方弁の構成を示す断面図、図６はリニア三方弁の開度特性図、図７は冷却水温度ｔに対する開度係数αの制御特性図、図８は運転室内機容量Ｑに対する開度係数βの制御特性図、図９は冷媒の吐出側圧力Ｐに対する開度係数γの制御特性図である。

本発明に係る熱ポンプ装置は、図３に示すように、前記参考例におけるバイパス回路４５と水バイパス弁４６を廃し、切換弁４０（図１参照）に代えてリニア三方弁１１０を用い、該リニア三方弁１１０の上流側に、そこを流れる冷却水の温度ｔを検出するための冷却水温センサ１１１を設けるとともに、冷媒ライン２２ａの途中に、リニア三方弁１１０を制御するために冷媒の吐出側圧力Ｐを検出する圧力センサ１１２を設けたものであって、他の構成は参考例と同様であるため、図３においては図１に示したと同一要素には同一符号を付しており、以下、それらについての説明は省略する。

ところで、上記リニア三方弁１１０、冷却水温センサ１１１及び圧力センサ１１２は図４に示す制御装置（以下、ＣＰＵと称す）１２０に接続されており、ＣＰＵ１２０は、冷却水温センサ１１１によって検出された冷却水温度ｔ、室内機３２−１、３２−２、…、３２−ｎの運転台数（運転室内機容量Ｑ、つまり、室内機３２−１、３２−２、…、３２−ｎのうち運転されている室内機が設置されている各部屋毎の室内温度と設定温度との差の総和に比例する熱量）、圧力センサ１１２によって検出された冷媒の吐出側圧力Ｐ及び冷暖運転情報（冷房運転であるか暖房運転であるかの情報）の制御条件に基づいてリニア三方弁１１０の開度を制御する。

ここで、リニア三方弁１１０の構成と開度特性を図５及び図６に基づいて説明する。

リニア三方弁１１０は、図５に示すように、ハウジング１１３内にロータリ式の弁体１１４を回動自在に組み込んで構成され、ハウジング１１３には冷却水ライン２３ｇに連なる流路１１３ｇと冷却水ライン２３ｃに連なる流路１１３ｃが相対向して形成されている。

又、上記弁体１１４の中央部には、冷却水ライン２３ｂに連なる円孔状の冷却水入口１１４ｂが形成されており、該冷却水入口１１４ｂの両側には前記流路１１３ｇ、１１３ｃにそれぞれ開口する流路１１４ｇ、１１４ｃが形成されている。

而して、弁体１１４の上記流路１１４ｇ、１１４ｃの流路１１３ｇ、１１３ｃへの開口面積をそれぞれＡ_１、Ａ_２とするとき、図６に示すように、開口面積Ａ_１は弁開度θ（弁体１１４の回動角（０°〜９０°））の増加と共にリニアに減少し、逆に開口面積Ａ_２は弁開度θの増加と共にリニアに増加し、両者の和（Ａ_１＋Ａ_２）は弁開度θに拘らず常に一定値Ａ_０（＝Ａ_１＋Ａ_２）に保たれている。

ところで、リニア三方弁１１０の開口面積Ａ_１、Ａ_２を次式；
Ａ_１＝（ａ_１／１００）×Ａ_０… （１）
Ａ_２＝（ａ_２／１００）×Ａ_０… （２）
によって求めるとき、上記係数（以下、開度と称す）ａ_１、ａ_２はＣＰＵ１２０においてそれぞれ次式によって算出される。

ａ_１＝α・β・γ・ε×１００ … （３）
ａ_２＝１００−ａ_１ … （４）
上記（３）式におけるα、β、γ、εは開度係数であって、α（０≦α≦１）は冷却水温センサ１１１によって検出される冷却水温度ｔによって図７に示すように変化し、冷却水温度ｔがｔ_Ｌ（例えば、６０℃）以下（ｔ≦ｔ_Ｌ）の領域ではα＝１に保たれ、冷却水温度ｔがｔ_Ｌを超えてｔ_Ｈ（例えば、８０℃）未満の領域（ｔ_Ｌ＜ｔ＜ｔ_Ｈ）では冷却水温度ｔの増加と共にリニアに減少し、冷却水温度ｔがｔ_Ｈ以上となる領域（ｔ≧ｔ_Ｈ）ではα＝０に保たれる。

又、開度係数β（０≦α≦１）は運転室内機容量Ｑに対して図８に示すように変化し、運転室内機容量Ｑの増加に比例して増大する。

更に、開度係数γ（０≦α≦１）は圧力センサ１１２によって検出される冷媒の吐出側圧力Ｐに対して図９に示すように変化し、圧力Ｐの増加と共にリニアに減少する。

又、開度係数εは冷房運転時にはε＝０、暖房運転時にはε＝１にそれぞれ設定される。

而して、（３）、（４）式にて開度ａ_１、ａ_２がそれぞれ算出され、この開度ａ_１、ａ_２に基づいて前記（１）、（２）式にてリニア三方弁１１０の開口面積Ａ_１、Ａ_２が求められると、冷却水ライン２３ｂを流れる流量Ｉ_０の冷却水はリニア三方弁１１０によって冷却水ライン２３ｇ、２３ｃに流量Ｉ_１、Ｉ_２の割合で流されるが、流量Ｉ_１、Ｉ_２はそれぞれ次式によって求められる。

Ｉ_１＝Ｉ_０×Ａ_１／（Ａ_１＋Ａ_２） … （５）
Ｉ_２＝Ｉ_０×Ａ_２／（Ａ_１＋Ａ_２）
＝Ｉ_０−Ｉ_１ … （６）
以上において、冷房運転時には、二重管熱交換器４４における冷媒と冷却水との熱交換を必要としないため、開度係数ε＝０に設定され、この結果、（３）、（４）式よりａ_１＝０、ａ_２＝１００となり、（１）、（２）式よりＡ_１＝０、Ａ_２＝Ａ_０となる。従って、（５）、（６）式より冷却水ライン２３ｇ、２３ｃに流れる冷却水の流量Ｉ_１、Ｉ_２はそれぞれＩ_１＝０、Ｉ_２＝Ｉ_０となり、冷却水の全ては冷却水ライン２３ｃを流れ、冷却水は二重管熱交換器４４における冷媒の加熱に供されない。

一方、暖房運転時においては、冷却水温度ｔが所定値ｔ_Ｌ以下（ｔ≦ｔ_Ｌ）である通常運転時（全室内機３２−１、３２−２、…、３２−ｎが運転されているとき）には、開度係数α、β、γ、εは全て１に設定されている（α＝β＝γ＝ε＝１）ため、（３）、（４）式よりａ_１＝１００、ａ_２＝０となり、（１）、（２）式よりＡ_１＝Ａ_０、Ａ_２＝０となる。従って、（５）、（６）式より冷却水ライン２３ｇ、２３ｃに流れる冷却水の流量Ｉ_１、Ｉ_２はそれぞれＩ_１＝Ｉ_０、Ｉ_２＝０となり、冷却水の全ては冷却水ライン２３ｇを流れ、冷却水によって回収されたガスエンジン１の廃熱の全てが二重管熱交換器４４において冷媒に与えられて各室内機３２−１、３２−２、…、３２−ｎの放熱量に上乗せされるため、暖房効果が高められる。

他方、暖房運転時に室内機３２−１、３２−２、…、３２−ｎの運転台数が減ったために運転室内機容量Ｑが減少し、これに伴って冷媒回路２２を循環する冷媒の流量が減少し、冷媒の単位流量当たりの受熱量（二重管熱交換器４４において冷却水から受け取る熱量）が増えてその吐出側圧力Ｐが上昇した場合には、図８に示すように開度係数β、γが共に小さく設定されるため、（３）式にて求められる開度ａ_１と（１）式にて求められる開口面積Ａ_１が小さくなり、（４）式にて求められる開度ａ_２と（２）式にて求められる開口面積がＡ_２が逆に大きくなる。従って、（５）式より求められる冷却水ライン２３ｇを流れる冷却水の流量Ｉ_１が減少し、二重管熱交換器４４への冷却水流量が制限されるめ、二重管熱交換器４４においては、室内機３２−１、３２−２、…、３２−ｎの運転台数に要求される放熱量に見合った熱量が冷却水から冷媒に与えられ、この結果、参考例と同様に冷媒回路２２内の適切な熱授受バランスが実現し、冷媒の過熱に伴う種々の不具合が解消される。この場合、冷却水ライン２３ｃを流れる流量Ｉ_２の冷却水は冷媒の加熱に供されず、ラジエータ４２に送られて冷却されるため、冷却水温センサ１１１にて検出される冷却水温度ｔが下がり、冷媒回路２２内の適切な熱授受バランスが実現される。

尚、冷却水温度ｔがｔ_Ｌ＜ｔ＜ｔ_Ｈである領域においても、初期状態において冷却水ライン２３ｇ、２３ｃの双方に冷却水が流れるという点が異なるのみであって、その他の作動原理はｔ≦ｔ_Ｌの場合（α＝１）における上述の作動原理と同様である。

以上のように、本発明においても前記参考例と同様な効果が得られるが、特に本発明においては、リニア三方弁１１０を用いることによって参考例におけるバイパス回路４５と水バイパス弁４６（図１参照）を省略することができるため、冷却水回路２３を簡略化することができるという特有の効果が得られる。

参考例に係るエンジン駆動式熱ポンプ装置の基本構成を示す回路図である。冷却水温度による各冷却水ラインへ流れる冷却水量の変化（切換弁の特性）を示す図である。本発明に係るエンジン駆動式熱ポンプ装置の基本構成を示す回路図である。リニア三方弁の制御系の構成を示すブロック図である。リニア三方弁の構成を示す断面図である。リニア三方弁の開度特性図である。冷却水温度ｔに対する開度係数αの制御特性図である。運転室内機容量Ｑに対する開度係数βの制御特性図である。冷媒の吐出側圧力Ｐに対する開度係数γの制御特性図である。

符号の説明

１ガスエンジン（エンジン）
２圧縮機
２１排気ガス熱交換器
２２冷媒回路
２３冷却水回路
２６−１，２６−２室外機（室外熱交換器）
３１膨張弁
３２−１，３２−ｎ室内機（室内熱交換器）
４２ラジエータ
４４二重管熱交換器
４５バイパス回路
４６水バイパス弁
１１０リニア三方弁（流量制御弁）
１１１冷却水温センサ
１１２圧力センサ
１２０ＣＰＵ（制御手段）

Claims

エンジンによって駆動される圧縮機によって冷媒を循環させる冷媒回路と、エンジンを冷却する冷却水を循環させる冷却水回路を有し、前記冷媒回路には膨張弁と室内熱交換器及び室外熱交換器を設け、前記冷却水回路には排気ガス熱交換器、ラジエータ及びポンプを設けるとともに、前記ラジエータを分岐する冷却水ラインを設け、冷媒と冷却水の間で熱交換を行わせる冷媒加熱用熱交換器を、冷媒回路と冷却水回路の前記冷却水ラインとの間に設けて成るエンジン駆動式熱ポンプ装置において、前記ラジエータを迂回して前記冷媒加熱用熱交換器へ流れる冷却水の流量を制御するリニア三方弁と、制御条件に応じて前記リニア三方弁の開度をリニアに増減させる制御手段を設けたことを特徴とするエンジン駆動式熱ポンプ装置。