JP2008170015A - 貯湯槽付き冷凍サイクル装置 - Google Patents

Abstract

【課題】除霜のための貯湯槽の温水の使用量を少なくして、本来の給湯の使用量を多くする貯湯槽付き冷凍サイクル装置を得ること。
【解決手段】蒸発温度検出手段２１が例えば０℃以下になると、第２の循環ポンプ２２を稼動させ、温水冷媒熱交換器１８に貯湯槽１２の温水を流し冷媒を加熱して蒸発圧力を上げ、蒸発器１９を除霜しながら蒸発器１９で集熱運転を行う。その結果、除霜に伴い蒸発圧力を上げるものの、冷凍サイクル１１は集熱運転を続け、温水を継続して作ることができる。
【選択図】図１

Description

本発明は大気を熱源とし蒸発器で集熱して温水を作り、貯留する貯湯槽付き冷凍サイクル装置に関する。

大気を熱源とする冷凍サイクル装置は、大気が氷点近傍となり蒸発器での冷媒温度を氷点下となる条件で運転すると、大気中の水分が蒸発器表面で結露するとともに氷結して着霜する場合がある。蒸発器表面が着霜すると大気からの伝熱量が低下するため、その蒸発器で集熱する冷凍サイクル装置は、十分な量の温水を作れなくなる。

そこで従来の冷凍サイクル装置では蒸発器が着霜すると、冷媒の循環経路を逆にして着霜した蒸発器を高温の冷媒を流す放熱器にして、霜を溶かす除霜運転を行っていた。しかしこのような除霜運転を行っている時、冷凍サイクル装置は温水を作ることができないため必要な温水を供給できない場合があった。

これに対して蒸発器の近傍に、貯湯槽からの温水を循環させ、その蒸発器を加熱する熱交換器を設置した構成が提案されている（例えば、特許文献１参照）。蒸発器が着霜を生じるような条件になると、ポンプを稼動させて貯湯槽の温水を蒸発器近傍の熱交換器に循環させ、蒸発器を加熱することで着霜を生じさせないようにしていた。

さらに、蒸発器の出口側に水熱交換器を設置し、給湯用の高温水を流すことによって除霜運転を行わないようにしていた（例えば、特許文献２参照）。
実開昭５５−９６３７０号公報 実開昭５５−１７１２６号公報

しかしながら、蒸発器の近傍に熱交換器を設け蒸発器の空気側を加熱して蒸発器を着霜させないようにするには、熱交換器から空気を介して蒸発器を加熱するため、熱伝達が悪く、貯湯槽の温水を大量に使うという課題があった。

また、蒸発器の出口側は入口側に比べて冷媒熱伝達率が小さいため、水冷媒熱交換器での熱交換量が十分確保されないという課題があった。

そこで本発明は、除霜のための貯湯槽の温水の使用量を少なくして本来の給湯の使用量を多くする貯湯槽付き冷凍サイクル装置を得ることを目的とする。

また本発明は、蒸発器の入口側に水冷媒熱交換器を設けることによって、十分な熱交換量を確保することを目的とする。

本発明は、冷媒を圧縮する圧縮機と、圧縮機で圧縮された冷媒を放熱する放熱器と、放熱器で放熱された冷媒の圧力を低下させる膨張機構と、膨張機構で低下させた冷媒を蒸発させる蒸発器とを冷媒を流す経路で接続し、放熱器で冷媒と熱交換し加熱された温水を貯留する貯湯槽を有する貯湯槽付き冷凍サイクル装置であって、膨張機構と蒸発器との経路の間に貯湯槽から取り出された温水と冷媒とを熱交換する熱交換器を備えた構成とする。

このような構成の貯湯槽付き冷凍サイクル装置は、蒸発器入口側の冷媒を効率的に加熱するとともに冷媒を逆経路に流す除霜運転がなくなるため、温水を継続して生成でき、給湯の使用量を多くすることができる。

また本発明の貯湯槽付き冷凍サイクル装置は、蒸発器に冷媒の温度を検出する冷媒温度検出手段を設け、冷媒温度検出手段で検出された冷媒の温度が所定温度以下になると熱交換器に温水を流す制御手段を備えた構成としてもよい。

このような構成の貯湯槽付き冷凍サイクル装置は、蒸発器が着霜する条件を検知して必要な時のみ貯湯槽から温水を熱交換器に循環させるので、貯湯槽の温水は蒸発器の除霜に効率的に使用され、不必要な温水が使用されることがない。

また本発明の貯湯槽付き冷凍サイクル装置は、放熱器と膨張機構との経路の間または放熱器の一部に冷媒と室内空気とを熱交換する室内熱交換器を備えた構成としてもよい。

このような構成の貯湯槽付き冷凍サイクル装置は室内の暖房運転時、除霜運転がなくなるため暖房運転を連続して行なうことができ、暖房運転の停止による不快感を使用者に与えることもない。

本発明の貯湯槽付き冷凍サイクル装置によれば、膨張機構と蒸発器との経路の間の冷媒を貯湯槽の温水で加熱して冷媒を効率よく加熱するため、除霜のための貯湯槽の温水の使用量が少なくなり本来の給湯の使用量が多くなる。

以下、本発明の実施の形態について、図面を参照しながら説明する。

（第１の実施の形態）
図１は本発明の第１の実施の形態の貯湯槽付き冷凍サイクル装置１０の構成図で、冷凍サイクル１１、貯湯槽１２、給湯負荷ユニット１３および制御手段１４を有して構成され、冷媒としては二酸化炭素を用いている。

冷凍サイクル１１は圧縮機１５、放熱器１６、膨張機構である膨張弁１７、温水冷媒熱交換器１８および蒸発器１９が冷媒を流す経路で接続され、閉サイクルを形成している。図１に示すように温水冷媒熱交換器１８は、膨張弁１７と蒸発器１９との冷媒の経路に設けられている。冷媒は圧縮機１５で高温、高圧にして吐出され、放熱器１６で貯湯槽１２の冷水と熱交換して放熱される。そして冷媒は膨張弁１７でその圧力を低下させられた後、必要により温水冷媒熱交換器１８で貯湯槽１２の温水により加熱され、蒸発器１９で大気から熱を奪って気化され、圧縮機１５に戻る。ここで、蒸発器１９を除霜する必要がない場合は、温水冷媒熱交換器１８に温水を流さない。そして、蒸発器１９を除霜する必要がある場合は、温水冷媒熱交換器１８に温水を流す。

また貯湯槽１２の下部から引き出された冷水は、第１の循環ポンプ２０により放熱器１６で冷媒と熱交換して貯湯槽１２の上部に戻される。ここで貯湯槽１２の温水は、貯湯槽１２の内部に設けられた図示しない温度センサで、設定温度になるまで第１の循環ポンプ２０で循環される。貯湯槽１２では、冷水と温水とが温度成層を成しているため、冷水と温水とが混合することはなく、貯湯槽１２の下部から上部に向かうに従って、貯留されて
いる水は温度が高くなっている。そして設定温度となった貯湯槽１２の温水は、貯湯槽１２の上部から浴槽等の給湯負荷ユニット１３に供給される。

制御手段１４は、マイクロコンピュータより構成され、蒸発器１９入口の冷媒温度をサーミスタ等の蒸発温度検出手段２１で計測した値が所定の値以下になると、第２の循環ポンプ２２を稼動させる指示を出す。ここで、制御手段１４と蒸発温度検出手段２１および制御手段１４と第２の循環ポンプ２２とは、信号線２３により接続されている。第２の循環ポンプ２２が稼動すると、貯湯槽１２の中央部から取り出された温水は、温水冷媒熱交換器１８で冷媒を加熱して貯湯槽１２の下部に戻る。

次に、温水冷媒熱交換器１８の構成を説明する。図２は、本発明の第１の実施の形態の貯湯槽付き冷凍サイクル装置１０における、温水冷媒熱交換器１８の一部の断面を示す平面図である。図２に示すように、温水冷媒熱交換器１８は二重管構造であり、内側の管に冷媒を、外側の管に貯湯槽１２からの温水を対向させて流し、冷媒と温水との熱交換を行なう構成としている。このように温水と冷媒とを対向して流すと、温水と冷媒との熱交換効率がよく、冷媒の温度は均一になりやすい。また温水から冷媒への熱伝達率は１００Ｗ／ｍ^２Ｋ〜１５，０００Ｗ／ｍ^２Ｋである。

次に、本発明の第１の実施の形態の貯湯槽付き冷凍サイクル装置１０の動作を、縦軸を冷媒の圧力、横軸を冷媒のエンタルピーで表示した図３のモリエル線図、および図１を使って説明する。

図３のモリエル線図は、冷媒が二酸化炭素の場合であり、飽和曲線５０は冷媒の飽和液線と飽和蒸気線とを結んだ線を示している。閉サイクルＡ_１Ｂ_１Ｃ_１Ｄ_１５１は、大気温度も高く蒸発圧力も高い場合で、蒸発器を除霜する必要がない場合のモリエル線図である。図３で、例えば点Ａ_１のエンタルピーをｈＡ_１とすると、（ｈＣ_１−ｈＢ_１）が蒸発器の集熱量、（ｈＤ_１−ｈＣ_１）が圧縮機の仕事量、（ｈＤ_１−ｈＡ_１）が放熱器の放熱量、（ｈＡ_１−ｈＢ_１）が膨張弁でのエンタルピー減少分である。この閉サイクルＡ_１Ｂ_１Ｃ_１Ｄ_１５１は図１で、第２の循環ポンプ２２は停止していて温水冷媒熱交換器１８には貯湯槽１２の温水が送られることはなく、冷凍サイクル１１で温水を作り、貯湯槽１２に温水を貯めている。ここで、図１の蒸発器１９は大気から集熱するため、その蒸発温度は常に大気温度より通常３℃〜５℃低くなるように設定されている。

次に、大気温度が低下し蒸発器１９が着霜を始めた場合を説明する。図３の閉サイクルＡ_２Ｂ_２Ｃ_２Ｄ_２５２は、大気温度が低下し、蒸発温度も低下させて蒸発器を除霜する必要がある場合のモリエル線図である。この時、図１の蒸発温度検出手段２１が例えば０℃以下を検出すると、第２の循環ポンプ２２を稼動させ、温水冷媒熱交換器１８に貯湯槽１２の温水を流し冷媒を加熱して蒸発圧力を上げ、蒸発器１９を除霜しながら蒸発器１９で集熱運転を行う。すなわち蒸発器１９の入口の冷媒を加熱することで、閉サイクルＡ_２Ｂ_２Ｃ_２Ｄ_２５２の運転を、点Ｂ_２、点Ｃ_２の圧力を上げるようにする。このように、除霜に伴い蒸発圧力を上げるものの、冷凍サイクル１１は集熱運転を続けるため、温水を継続して作ることができる。

さらに具体的に、本発明の第１の実施の形態の貯湯槽付き冷凍サイクル装置１０の効果について説明する。以下は、本発明による蒸発器の除霜に要する熱量を示すもので、除霜を行なわないときに生成する霜の量からその熱量を換算することにする。一例として、熱交換量Ｈが３．２５ｋＷの蒸発器で、その蒸発器通過前の大気の乾球温度が７℃、湿球温度が６℃で、蒸発器通過後の乾球温度、湿球温度がそれぞれ２℃となる場合を説明する。まず蒸発器の通過風量Ｇ（ｍ^３／ｓ）は（数１）より以下の通りである。

ここでρ：大気密度（１．２５ｋｇ／ｍ^３）
Ｃ：大気比熱（１．００８ｋＪ／ｋｇＫ）
Δｔ：蒸発器通過前後の乾球温度差（５Ｋ）
Ｈ：蒸発器熱交換量（３．２５ｋＷ）
より、Ｇ＝０．５１６である。従って着霜量Ｖ_ｆ（ｋｇ／ｈ）は、（数２）に示す通りである。

ここでΔｘ：蒸発器通過前後の絶対湿度差（０．００５３９ｋｇ／ｋｇ−０．００４５ｋｇ／ｋｇ）
より、Ｖ_ｆ＝２．０６４である。この着霜量Ｖ_ｆを溶かすのに必要な熱量Ｑ_１（ｋＪ／ｈ）は、（数３）に示す通りである。

ここでＬ：氷の潜熱量（３５０ｋＪ／ｋｇ）
より、Ｑ_１＝７２２ｋＪ／ｈである。

一方、同様の蒸発器を有する冷凍サイクルでは、放熱器の能力は４．５ｋＷｈである。従来は着霜を除去するために冷媒の流れを逆にして除霜するが、この除霜中は当然、温水が作成されない。上述の蒸発器通過前後で大気の乾球温度、湿球温度がそれぞれ７℃、６℃から２℃、２℃になる場合では、除霜に要する時間は１時間当たり平均８分である。従
って、給湯運転中に温水の作成に寄与しない熱量Ｑ_２（ｋＪ／ｈ）は、（数４）に示す通りである。

より、Ｑ_２＝２１６０ｋＪ／ｈである。

このように本発明の第１の実施の形態の貯湯槽付き冷凍サイクル装置１０によれば、蒸発器１９が着霜しても、温水の作成を継続しながら、温水冷媒熱交換器１８で冷媒を加熱して除霜することができる。そして、除霜に要する熱量は７２２ｋＪ／ｈであり、従来の冷媒の流れを逆にする除霜運転の場合の温水作成に寄与しない熱量２１６０ｋＪ／ｈの約１／３である。

また、蒸発器の近傍に貯湯槽からの温水を循環させて、その蒸発器を加熱する熱交換器の熱伝達率は、５Ｗ／ｍ^２Ｋ〜２５Ｗ／ｍ^２Ｋであり、本発明の温水冷媒熱交換器は１００Ｗ／ｍ^２Ｋ〜１５，０００Ｗ／ｍ^２Ｋであるため、本発明の方がはるかに熱伝達率がよい。従って、本発明の第１の実施の形態の貯湯槽付き冷凍サイクル装置１０の温水冷媒熱交換器１８を用いる方が、蒸発器を加熱する熱交換器を用いるより熱伝達効率が良いため、除霜に用いる熱量は少なくて済む。

図４は、熱交換器の乾き度に対する冷媒熱伝達率の関係を表す図である（空気調和・冷凍連合講演会講演論文集、ＶＯＬ. ３７ｔｈ; ＰＡＧＥ. １２４より引用）。図４に示すように、冷媒熱伝達率は、乾き度によって大きく変化する。その理由は、管内二相流の乾き度に対する流動様式の違いによる。冷媒乾き度が０．２付近では、冷媒はほとんど液体の状態であり乾き度が大きくなるにつれて液体と気体が混ざった状態になり、それに伴い局所熱伝達率も増加していく。そして、いくつかの流動様式の中で環状噴霧流における局所熱伝達率が最も高くなることが知られており、図４の条件においては乾き度が０．９付近で環状噴霧流になっていると考えられる。このピークを過ぎると、熱伝達率は急激に低下し、気体のみとなった乾き度１の状態では、一般に、乾き度０．２の液体状態に比べて、熱伝達率が低下している。

実際の熱交換器においては、熱交換器の入口では乾き度０．２程度であり、出口においては、乾き度は１の状態を超えてスーパーヒートされた状態となっており、熱伝達率は乾き度１の状態より更に低下している。

以上述べた理由により、熱交換器の出口に比べて入口は熱伝達率が大きくなっている。より具体的には、数倍となっている。したがって、本実施形態で示すように、熱交換器１９の入口側に温水冷熱交換器１８を設置することにより、出口側に温水冷熱交換器１８を設置する場合よりも数倍の効率で熱交換できる。同じ熱交換量だとすると、温水冷熱交換器１８の大きさを数分の１にできることになる。

また、本発明の第１の実施の形態の貯湯槽付き冷凍サイクル装置１０によれば、温水の作成を継続しながら、除霜に使用する熱量は少なくて済むため、本来の給湯の使用量を多くすることができる。

なお、本発明の第１の実施の形態では、蒸発器１９入口の冷媒温度を検知して制御する方法を示したが、冷媒圧力を検知してその値を制御手段１４に入力する方法でもよい。また計測位置も蒸発器入口に限定されることなく、蒸発器の内部であってもよい。

（第２の実施の形態）
図５は、本発明の第２の実施の形態の貯湯槽付き冷凍サイクル装置３０である。冷凍サイクル３１は、放熱器１６と膨張弁１７との間に、室内熱交換器３２を設けてある以外は本発明の第１の実施の形態の冷凍サイクル１１と同様な構成である。本発明の第２の実施の形態では、同一機能を有する装置については本発明の第１の実施の形態と同一番号を使用し、その構成および作用の説明は省くことにする。

室内熱交換器３２は放熱器１６と膨張弁１７との間の冷媒の経路に設けられ、室内空気と熱交換して、被暖房室３３を暖房する。また、室内熱交換器３２と室内空気との熱交換を促進するため、室内熱交換器３２の近傍には図示しないファンも設けられている。本発明の第２の実施の形態では、給湯用の熱交換器である放熱器１６で放熱した冷媒をさらに室内熱交換器３２で放熱させる構成としている。このような構成では、放熱器１６で温水を生成しながら、室内熱交換器３２で被暖房室３３を暖房できる。

次に、本発明の第２の実施の形態の貯湯槽付き冷凍サイクル装置３０の動作を説明する。大気温度が低下し、蒸発器１９に着霜が生じ始めると第２の循環ポンプ２２を稼動させ、温水冷媒熱交換器１８に貯湯槽１２の温水を流す。ここで蒸発器１９に着霜が生じているかは、蒸発温度検出手段２１で検知する。その結果、蒸発器１９は着霜が続くことなく集熱運転を継続でき、放熱器１６で温水を生成しながら、室内熱交換器３２で被暖房室３３の暖房を続けることができる。

着霜時は、従来の暖房を行なう冷凍サイクル装置では除霜運転を行い、除霜運転中は冷風を室内に送らないように室内熱交換器３２近傍のファンも停止させていた。このように、除霜運転時は完全に暖房運転が停止するため、使用者に不快感を与えていた。しかし本発明の第２の実施の形態によれば、暖房運転を停止させることはないので使用者にこのような不快感を与えることはない。

なお、本発明の第２の実施の形態では、室内熱交換器３２を放熱器１６と冷媒の経路に直列に接続したが、圧縮機１５と膨張機１７との冷媒の経路中に、室内熱交換器３２と放熱器１６とを並列に接続してもよい。また、放熱器１６の一部を室内熱交換器３２としてもよい。

また、本発明の第２の実施の形態では、暖房運転のみを行える冷凍サイクルを示したが、四方弁等を用い冷暖房の両運転を行える冷凍サイクルにも適用できることは、言うまでもない。

また、本発明の第１および第２の実施の形態では、膨張機構として膨張弁で説明したが、電動機を駆動源とする膨張機であってもよい。

本発明にかかる貯湯槽付き冷凍サイクル装置は、除霜のための貯湯槽の温水の使用量を少なくして本来の給湯の使用量を多くでき、貯湯槽付きの給湯装置や給湯暖房装置等とし
て有用である。

本発明の第１の実施の形態の貯湯槽付き冷凍サイクル装置の構成図 同実施の形態の温水冷媒熱交換器の平面図 同実施の形態の冷凍サイクルのモリエル線図 本発明の第１の実施の形態の冷媒乾き度と冷媒熱伝達率の関係図 本発明の第２の実施の形態の貯湯槽付き冷凍サイクル装置の構成図

符号の説明

１０, ３０ 貯湯槽付き冷凍サイクル装置
１１, ３１ 冷凍サイクル
１２ 貯湯槽
１３ 給湯負荷ユニット
１４ 制御手段
１５ 圧縮機
１６ 放熱器
１７ 膨張弁
１８ 温水冷媒熱交換器
１９ 蒸発器
２０ 第１の循環ポンプ
２１ 蒸発温度検出手段
２２ 第２の循環ポンプ
２３ 信号線
３２ 室内熱交換器
３３ 被暖房室
５０ 飽和曲線
５１ 閉サイクルＡ_１Ｂ_１Ｃ_１Ｄ_１
５２ 閉サイクルＡ_２Ｂ_２Ｃ_２Ｄ_２

Claims (3)

1. 冷媒を圧縮する圧縮機と、
   前記圧縮機で圧縮された前記冷媒を放熱する放熱器と、
   前記放熱器で放熱された前記冷媒の圧力を低下させる膨張機構と、
   前記膨張機構で低下させた前記冷媒を蒸発させる蒸発器とを前記冷媒を流す経路で接続し、前記放熱器で前記冷媒と熱交換し加熱された温水を貯留する貯湯槽を有する貯湯槽付き冷凍サイクル装置であって、
   前記膨張機構と前記蒸発器との前記経路の間に前記貯湯槽から取り出された前記温水と前記冷媒とを熱交換する温水冷媒熱交換器を備えたことを特徴とする貯湯槽付き冷凍サイクル装置。
2. 前記蒸発器に前記冷媒の温度を検出する冷媒温度検出手段を設け、前記冷媒温度検出手段で検出された前記冷媒の温度が所定温度以下になると前記温水冷媒熱交換器に前記温水を流す制御手段を備えたことを特徴とする請求項１記載の貯湯槽付き冷凍サイクル装置。
3. 前記放熱器と前記膨張機構との前記経路の間または前記放熱器の一部に前記冷媒と室内空気とを熱交換する室内熱交換器を備えたことを特徴とする請求項２記載の貯湯槽付き冷凍サイクル装置。
   
   
   

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