JP2008224073A

JP2008224073A - ヒートポンプ給湯装置

Info

Publication number: JP2008224073A
Application number: JP2007059437A
Authority: JP
Inventors: Yoshiki Yamaoka; 由樹山岡; Shinji Watanabe; 伸二渡辺; Katsuhiro Wada; 克広和田
Original assignee: Matsushita Electric Industrial Co Ltd
Current assignee: Panasonic Holdings Corp
Priority date: 2007-03-09
Filing date: 2007-03-09
Publication date: 2008-09-25

Abstract

【課題】ヒートポンプ給湯装置に関するものであり、システム成績係数向上と高入水温時における大加熱能力確保の両立を可能にすることを目的とする。
【解決手段】少なくとも圧縮機、ガスクーラ、減圧機構、蒸発器、および高圧側冷媒を与熱流体として低圧側冷媒を受熱流体とする冷媒間熱交換を行う液ガス熱交換器が配管で環状に接続されるとともに、前記液ガス熱交換器において冷媒間熱交換部の伝熱面積が１４０ｃｍ^２以上２２０ｃｍ^２以下であることを特徴とする。
【選択図】図１

Description

本発明は、ヒートポンプ給湯装置に関するものである。

従来、この種のヒートポンプ給湯装置は、図１０に示すような構造を有していた。

なお、以下では、高圧側において超臨界となり得る物質を冷媒として用いるヒートポンプ給湯装置として、現在、最も一般的な二酸化炭素を冷媒とするヒートポンプ給湯装置について述べる。

図１０に示すように、従来のヒートポンプ給湯装置では、ヒートポンプユニット４１に、圧縮機３１、ガスクーラ３２、減圧機構である膨張弁３３、蒸発器３４をこの順で環状に接続して構成する冷媒回路３５を設けている。

また、貯湯ユニット４２に、貯湯タンク３７、積層ポンプ３８、三方弁３９、給湯混合弁４０を設け、貯湯タンク３７の底部から積層ポンプ３８、ガスクーラ３２、三方弁３９を経て貯湯タンク３７の塔頂へ戻す沸き上げ回路を構成し、給湯混合弁４０は供給水配管と貯湯タンク３７からの給湯配管の混合部に設けられている。

なお、ヒートポンプユニット４１の冷媒回路３５は、ガスクーラ３２から膨張弁３３へ供給される高圧側冷媒と蒸発器３４から圧縮機３１へ供給される低圧側冷媒の間で冷媒間熱交換を行う液ガス熱交換器３６を備えている。

また、液ガス熱交換器３６は図１１に示すように構成される。

図に示すように、液ガス熱交換器３６は、径の大きい低圧側冷媒配管４４と低圧側冷媒配管４４の内側に形成された低圧側冷媒配管４４よりも径の小さい高圧側冷媒配管４３を配する二重管構造であり、高圧側冷媒配管４３の両端には分岐管４５が形成されている。

そして、低圧側冷媒配管４４と高圧側冷媒配管４３により、高圧側冷媒流路４６と低圧側冷媒流路４７が形成されている。

以上のように構成されたヒートポンプ給湯装置について、以下にその動作を説明する。

圧縮機３１から吐出された高圧の冷媒はガスクーラ３２へ供給され、ガスクーラ３２においてその凝縮熱を利用して水と熱交換を行い、温度の低下した冷媒は液ガス熱交換器３６の高圧側冷媒流路４６へ供給される。

液ガス熱交換器３６においては低圧側冷媒流路４９を流れる冷媒と熱交換を行い、放熱した後に膨張弁３３に供給される。膨張弁３３にて減圧された後、蒸発器３４に供給されて吸熱した後、液ガス熱交換器３６の低圧側冷媒流路４７を経て、圧縮機３１へ吸入される。

一方、ガスクーラ３２において加熱される水は、貯湯タンク３７の底部より供給され、ガスクーラ３２において加熱された後に、温水となって貯湯タンク３７の上部に戻される。

ところで、液ガス熱交換器３６は高圧側冷媒と低圧側冷媒の間で熱交換を行うことにより、高圧側冷媒圧力を抑制するという働きを持つが、高圧側で超臨界状態となり得るＣＯ_２を冷媒として用いるＣＯ_２ヒートポンプ給湯装置においては、高圧側冷媒圧力が１０ＭＰａを超えて上昇することがあり、冷媒配管の設計耐圧や圧縮機の連続運転に対する信頼性を考慮すると、その果たす役割は大きい。

とりわけ、沸き終いなどにおいて入水温度が上昇するときに、圧縮機周波数や膨張弁開度の調節により冷媒循環量を増加させるにあたって、高圧側冷媒圧力の抑制に大きく寄与する。

しかし、液ガス熱交換器３６における熱交換量が過大になると、周波数や膨張弁開度を調節して循環量を増加させたときに、高圧側冷媒圧力ではなく、圧縮機吐出温度が設計限界温度に到達することによって、循環量を十分増加させることができず、十分な加熱能力を確保することができない。

上記のように、液ガス熱交換器３６における熱交換量は、設計圧力・温度の範囲の中で加熱能力を最大限に得ることができる最適値を持つ。

一方で、入水温度が低いとき、省エネルギーに貢献して効率的に温水を供給するためには、ヒートポンプ給湯装置のシステム成績係数を向上させる必要があるが、このシステム成績係数の向上について考えると、液ガス熱交換器３６における熱交換により、圧縮機吸入過熱度を大きくしてガスクーラ入口の冷媒温度を上昇させ、ガスクーラ３２における熱交換効率を上昇させることによりシステム成績係数を向上させることができるが、圧縮機吸入過熱度を過大にすると、冷媒の圧縮機吸入密度が小さくなり循環量が低下し、システム成績係数が低下する。

以上のように、液ガス熱交換器３６における熱交換量はシステム成績係数を最大にする最適値をもつ。

一般には、高入水温時に加熱能力を最大にする液ガス熱交換器３６と、入水温度が低いときにシステム成績係数を最大にする液ガス熱交換器３６は異なるため、これらを両立する液ガス熱交換器３６を発明することは非常に重要であった（例えば、特許文献１、２参照）。
特開２００６−３００４８７号公報特開２００５−３５１５３７号公報

しかしながら、特許文献１に記載のような液ガス熱交換器はシステム成績係数の向上のみに着目した仕様であり、高入水温時の加熱能力については考慮されていない。そのため、システム成績係数は高いが、高入水温時には高圧側冷媒圧力が上昇して十分な加熱能力を確保できなかったり、高温入水時において十分な加熱能力は確保できるが、システム成績係数が低くなったりするなどの問題点を有していた。

また、特許文献２に記載のような液ガス熱交換器における冷媒間熱交換量を調節することができる冷凍サイクル装置（図なし）も提案されているが、この冷凍サイクル装置においては、冷媒を減圧させる膨張弁を２つ搭載しており、冷凍サイクル装置の大型化および制御仕様の複雑化は不可避である。近年のヒートポンプ給湯装置はコンパクトタイプが主流であることを考慮すると、冷凍サイクル装置の拡大に伴う筐体の大型化は大きな課題であった。

本発明は上記課題を解決するものであり、システム成績係数向上と高温入水時の大加熱能力確保を両立することができる小型液ガス熱交換器を搭載したヒートポンプ給湯装置を提供することを目的とする。

上記目的を達成するために、本発明は、ヒートポンプ給湯装置に搭載される液ガス熱交換器をその冷媒間熱交換部の面積が１４０ｃｍ^２以上２２０ｃｍ^２以下である液ガス熱交換器とした。

本発明によれば、液ガス熱交換器の冷媒間熱交換部の面積を１４０ｃｍ^２以上２２０ｃｍ^２以下という構成にしたことにより、いかなる入水温度においても冷媒間熱交換量を適量に調節することができるので、低入水温時のシステム成績係数向上と高入水温時の大加熱能力確保を両立することができるという効果を得ることができる。

本発明の実施の形態においては、少なくとも圧縮機と、ガスクーラと、減圧機構と、蒸発器と、高圧側冷媒を与熱流体として低圧側冷媒を受熱流体とする冷媒間熱交換を行う液ガス熱交換器を備えるヒートポンプ給湯装置において、高圧側において超臨界状態となり得る冷媒を用い、前記液ガス熱交換器は冷媒間熱交換部の伝熱面積が１４０ｃｍ^２以上２２０ｃｍ^２以下であることを特徴とする。

これにより、いかなる入水温度においても冷媒間熱交換量が適量になるように作用し、低入水温時におけるシステム成績係数向上と高入水温時における大加熱能力確保を両立することができるという効果を奏する。

また、前記液ガス熱交換器の冷媒間熱交換部の長さは０．８ｍ以下とすることにより、液ガス熱交換器を小型化して、格納するヒートポンプユニットの筐体をコンパクト化することができる。

また、前記液ガス熱交換器は、二重管構造により構成され、外管の内部に複数本の内管を配する構造とすることにより、液ガス熱交換器をさらに小型化して、格納するヒートポンプユニットの筐体をさらにコンパクト化することができる。

また、前記二重管構造により構成される液ガス熱交換器は、前記内管を高圧側冷媒配管とし、前記外管を低圧側冷媒配管とする構成とすることにより、外管の肉厚を小さくすることができ、液ガス熱交換器に用いられる材料量を低減することができる。

また、前記二重管構造により構成される液ガス熱交換器は、前記内管がφ４０ｍｍ銅管２本、前記外管がφ１２．７ｍｍ銅管１本で構成され、冷媒間熱交換部の長さが０．４ｍ以上０．８ｍ以下とすることにより、分岐管数を最小に抑えて、製造工数を削減することができる。

また、前記二重管構造により構成される液ガス熱交換器は、前記内管を前記ガスクーラから前記減圧機構に供給される高圧側冷媒配管とし、前記外管を前記蒸発器から前記圧縮機に供給される低圧側冷媒配管とする構成とすることにより、前記ガスクーラと前記蒸発器をともに効果的に動作させることができ、また液ガス熱交換器における低圧側冷媒の圧力損失も低減することができる。

さらに、前記液ガス熱交換器は、高圧側冷媒配管と低圧側冷媒配管が接するように配することにより、液ガス熱交換器をさらに小型化して、格納するヒートポンプユニットの筐体をさらにコンパクト化することができる。

また、前記高圧側冷媒配管と低圧側冷媒配管を接するように配する液ガス熱交換器は、前記高圧側冷媒配管と低圧側冷媒配管の少なくともどちらか一方が複数本で構成することにより、液ガス熱交換器の冷媒配管の圧力損失を低減することができる。

また、前記高圧側冷媒配管と低圧側冷媒配管の少なくともどちらか一方が複数本で構成される液ガス熱交換器は、複数本である冷媒配管を他方の冷媒配管に巻きつける構造とすることにより、液ガス熱交換器をさらに小型化して、格納するヒートポンプユニットの筐体をさらにコンパクト化することができる。

また、前記液ガス熱交換器は、前記ガスクーラから前記減圧機構に供給される高圧側冷媒と、前記蒸発器から前記圧縮機に供給される低圧側冷媒の熱交換に用いられる構造とすることにより、前記ガスクーラと前記蒸発器をともに効果的に動作させることができる。

また、冷媒として、高圧側で超臨界状態となり得る冷媒を用いることにより、高圧側冷媒温度を高くすることができ、高温の温水を効率よく得ることができる。

また、前記高圧側において超臨界状態となり得る冷媒として二酸化炭素を用いることにより、不燃性冷媒であるため、発火や爆発の危険性を取り除くことができる。

以下、本発明の実施例におけるヒートポンプ給湯装置について図面を参照しながら述べる。
（実施例１）
まず、本発明の実施例１におけるヒートポンプ給湯装置に搭載の液ガス熱交換器の構成について述べる。

図１は液ガス熱交換器の軸鉛直方向の断面図である。図１において、１は高圧側冷媒配管、２は低圧側冷媒配管である。高圧側冷媒配管１はφ４ｍｍとし、低圧側冷媒配管２はφ１２．７ｍｍとする。高圧側冷媒配管１の内部空間である３は高圧側冷媒流路、高圧側冷媒配管１と低圧側冷媒配管２の間隙である４は低圧側冷媒流路である。

また、図２は正面図である。図２において、５、６はともに分岐管であり、ここで、二重管部分は全長０．７ｍであるものとする。

次に、上記のように構成された液ガス熱交換器が冷凍サイクルに与える動作および作用について述べる。

高圧側冷媒流路３を循環する高圧側冷媒と低圧側冷媒流路４を循環する低圧側冷媒は、液ガス熱交換器において対向流をなして高圧側冷媒配管を介して冷媒間熱交換を行う。ここで、冷媒間熱交換は高圧側冷媒を与熱流体、低圧側冷媒を受熱流体とする熱交換である。

乾球温度１６℃、湿球温度１２℃の中間環境温度において、ガスクーラで１７℃の水を６５℃の湯に沸き上げる定格条件において、本実施例における液ガス熱交換器は従来の液ガス熱交換器よりも伝熱面積が増加しているため、冷媒間熱交換量も増加する。

このように、当然のことながら、図３に示すように、液ガス熱交換器の伝熱面積が増加するにつれて、冷媒間熱交換量は増加する。なお、本実施例における液ガス熱交換器の伝熱面積は１５０ｃｍ^２である。

次に、液ガス熱交換器を搭載しない冷凍サイクルと本実施例における冷凍サイクルの動作点を描いたモリエル線図を図４に示す。ただし、圧縮機周波数は同一のものとする。

図４において２つの冷凍サイクルを比較すると、液ガス熱交換器を搭載する本実施例における冷凍サイクルにおいては、冷媒の圧縮機吸入過熱度が大きくなり、同冷媒密度が小さくなるため、冷凍サイクルの冷媒循環量は減少するものの、圧縮機吐出冷媒温度が上昇することにより、ガスクーラにおける冷媒の比エンタルピ差を拡大した状態にてガスクーラを動作させることがわかる。

このとき、ガスクーラ入口における冷媒の比エンタルピは増加し、冷媒温度が高くなるため、ガスクーラの動作圧力は図４に示すように低下させることができる。

一方、乾球温度−５℃の超低温環境温度において、ガスクーラで５０℃の中温水を８５℃の湯に沸き上げる運転条件においても、本実施例における液ガス熱交換器は従来の液ガス熱交換器よりも伝熱面積が増加しているため、冷媒間熱交換量も増加する。上記と同様に、液ガス熱交換器の伝熱面積が増加するにつれて、冷媒間熱交換量も増加する。

次に、液ガス熱交換器を搭載しない冷凍サイクルと本実施例における冷凍サイクルの動作線を描いたモリエル線図を図５に示す。

ただし、圧縮機周波数は本実施例の方が大きく、また、ともに高圧側圧力、吐出温度が設計範囲の下でガスクーラが最大加熱能力を発揮するように冷凍サイクルを操作したときの動作線である。

図５において２つの冷凍サイクルを比較すると、ともに吐出圧力は制約限界で動作しているが、液ガス熱交換器を搭載する本実施例における冷凍サイクルにおいては、液ガス熱交換器における熱交換によって蒸発器出口冷媒を加熱するため、冷媒の圧縮機吸入冷媒密度が小さくなり、圧縮機吐出冷媒温度が上昇してガスクーラのエンタルピ差が拡大する。加えて、本実施例の冷凍サイクルの方が圧縮機周波数は大きいために冷媒循環量も増加する。

本実施例によれば、上記の構成により、液ガス熱交換器は冷媒間熱交換部の伝熱面積を１５０ｃｍ^２とすることによって、定格条件および超低環境温度・高入水温条件の各々において、液ガス熱交換器において所定の熱量を冷媒間で授受して冷凍サイクルが上記のように動作するため、定格条件におけるシステム成績係数向上と超低環境温度・高入水温時の大加熱能力確保を両立することができるという効果を奏する。

ここで、定格条件における冷媒間熱交換量とシステム成績係数の関係を図６に、超低環境温度・高入水温条件における冷媒間熱交換量と最大加熱能力の関係を図７に示す。

図６より、冷媒間熱交換量の増加に対してシステム成績係数が向上するという傾向がわかる。しかし、図７を見ると、最大加熱能力は冷媒間熱交換量に対して最大値を有し、熱交換量が過剰であっても過少であっても、冷凍サイクルの有するポテンシャルを十分に活用できないことがわかる。

さらに、液ガス熱交換器の伝熱面積と定格条件におけるシステム成績係数および超低環境温度・高入水温条件における加熱能力の関係を図８に示す。

図８に示すように、伝熱面積が１４０ｃｍ^２以上２２０ｃｍ^２以下のときに、液ガス熱交換器において最適な冷媒間熱交換量を得ることができ、定格条件におけるシステム成績係数向上および超低環境温度・高入水温条件における大加熱能力確保を両立することができる。

なお、ここではシステム成績係数向上と加熱能力向上の両立の具体例として乾球温度１６℃、湿球温度１２℃の中間環境温度においてガスクーラで１７℃の水を６５℃の湯に沸き上げる定格条件と、乾球温度−５℃の超低温環境温度においてガスクーラで５０℃の中温水を８５℃の湯に沸き上げる運転条件を示したが、本実施例は、いかなる外気温度においてもシステム成績係数向上という同様の効果を奏し、また、いかなる外気温度においても、入水温度が上昇したときに高圧側圧力制限や吐出温度制限を要因として加熱能力が縮小するような冷凍サイクルに対して、本実施例は加熱能力向上という同様の効果を奏する。

また、ここでは、冷凍サイクル装置のコンデンサがガスクーラであるＣＯ_２ヒートポンプ給湯装置の場合について示したが、コンデンサは空気調和器の凝縮器であっても、同様の効果を得ることができる。
（実施例２）
以下では、本発明の実施例２におけるヒートポンプ給湯装置に搭載の液ガス熱交換器の構成について述べる。

図９は液ガス熱交換器の冷媒間熱交換部の模式図である。

図に示すように、２本の高圧側冷媒配管７は低圧側冷媒配管８に接するように巻きつける構成であり、高圧側冷媒配管７の両端には分岐管９が配されている。

本実施例によれば、上記の構造により、定格条件におけるシステム成績係数向上と超低環境温度・高入水温時の大加熱能力確保の両立に加えて、冷媒配管径が小さいために配管肉厚を小さくすることができるという効果を奏する
なお、動作および作用は（実施例１）に同じであるので、ここでは省略した。

また、ここでは、２本の高圧側冷媒配管７を低圧側冷媒配管８に巻きつけて接する液ガス熱交換器を示したが、複数本の低圧側冷媒配管８を高圧側冷媒配管７に巻きつけて接する液ガス熱交換器や高圧側冷媒配管と低圧側冷媒配管がともに複数本で互いに巻きついて接する液ガス熱交換器であっても同様に製造することができ、同様の効果を得ることができる。

本発明のヒートポンプ給湯装置は、既存の液ガス熱交換器とほぼ同等の大きさで、システム成績係数を向上させる高効率化と、高入水温時における加熱能力向上を同時に実現できるという効果を有し、高圧側において超臨界状態となり得る冷媒を用いるヒートポンプ給湯機一般に対して有用である。

本発明の実施例１における液ガス熱交換器の軸鉛直方向断面図本発明の実施例１における液ガス熱交換器の正面図本発明の実施例１における液ガス熱交換器の冷媒間熱交換部の伝熱面積と熱交換量の関係を示す特性図本発明の実施例１における乾球温度１６℃、湿球温度１２℃の中間環境温度において、ガスクーラで１７℃の水を６５℃の湯に沸き上げる定格条件での冷凍サイクルの動作線を描いたモリエル線図本発明の実施例１における乾球温度−５℃の超低温環境温度において、ガスクーラで５０℃の中温水を８５℃の湯に沸き上げる運転条件での冷凍サイクルの動作点を示したモリエル線図本発明の実施例１における定格条件における液ガス熱交換器における冷媒間熱交換量とシステム成績係数の関係を示す特性図本発明の実施例１における超低環境温度・高入水温条件における液ガス熱交換器における冷媒間熱交換量と最大加熱能力の関係を示す特性図本発明の実施例１における液ガス熱交換器の冷媒間熱交換部の伝熱面積と定格条件におけるシステム成績係数および超低環境温度・高入水温条件における最大加熱能力の関係を示す特性図本発明の実施例２における液ガス熱交換器の冷媒間熱交換部の模式図従来の冷凍サイクル装置を示す構成図（ａ）は従来の液ガス熱交換器を示す正面図、（ｂ）は同要部断面図

符号の説明

１高圧側冷媒配管
２低圧側冷媒配管
３高圧側冷媒流路
４低圧側冷媒流路
５分岐管
６分岐管
７高圧側冷媒配管
８低圧側冷媒配管
９分岐管
３１圧縮機
３２ガスクーラ
３３膨張弁
３４蒸発器
３５冷媒回路
３６液ガス熱交換器
３７貯湯タンク
３８積層ポンプ
３９三方弁
４０給湯混合弁
４１ヒートポンプユニット
４２貯湯ユニット
４３高圧側冷媒配管
４４低圧側冷媒配管
４５分岐管
４６高圧側冷媒流路
４７低圧側冷媒流路

Claims

少なくとも圧縮機、ガスクーラ、減圧機構、蒸発器、および高圧側冷媒を与熱流体として低圧側冷媒を受熱流体とする冷媒間熱交換を行う液ガス熱交換器が配管で環状に接続されるとともに、前記液ガス熱交換器において冷媒間熱交換部の伝熱面積が１４０ｃｍ^２以上２２０ｃｍ^２以下であることを特徴とするヒートポンプ給湯装置。
前記液ガス熱交換器は、前記冷媒間熱交換部の長さが０．８ｍ以下であることを特徴とする請求項１に記載のヒートポンプ給湯装置。
前記液ガス熱交換器は、二重管構造により形成され、外管の内部に複数本の内管を配することを特徴とする請求項２に記載のヒートポンプ給湯装置。
前記液ガス熱交換器は、前記内管を高圧側冷媒配管とし、前記外管を低圧側冷媒配管とすることを特徴とする請求項３に記載のヒートポンプ給湯装置。
前記液ガス熱交換器は、前記内管をφ約４ｍｍの２本の銅管で構成し、前記外管をφ約１３ｍｍの１本の銅管で構成し、前記冷媒間熱交換部の長さを０．４ｍ以上０．８ｍ以下とした請求項４に記載のヒートポンプ給湯装置。
前記液ガス熱交換器は、高圧側冷媒配管と低圧側冷媒配管が接するように配することを特徴とする請求項２に記載のヒートポンプ給湯装置。
前記液ガス熱交換器は、前記高圧側冷媒配管と前記低圧側冷媒配管の少なくともどちらか一方が複数本で構成されることを特徴とする請求項６に記載のヒートポンプ給湯装置。
前記液ガス熱交換器は、複数本である冷媒配管を他方の冷媒配管に巻きつけることを特徴とする請求項７に記載のヒートポンプ給湯装置。
前記液ガス熱交換器は、前記ガスクーラから前記減圧機構に供給される高圧側冷媒と、前記蒸発器から前記圧縮機に供給される低圧側冷媒の熱交換に用いられることを特徴とする請求項５または８に記載のヒートポンプ給湯装置。
冷媒として、高圧側において超臨界状態となり得る冷媒を用いることを特徴とする請求項９に記載のヒートポンプ給湯装置。
冷媒として、二酸化炭素を用いることを特徴とする請求項１０に記載のヒートポンプ給湯装置。