JP2009052880A - ヒートポンプ給湯機 - Google Patents

Abstract

【課題】ヒートポンプ給湯機に用いる冷凍サイクル内の冷媒量分布の制御を、アキュムレータなどの冷媒を貯留する容積を有した容器を用いず、さらに伝熱の悪い被加熱流体と熱交換する熱交換器を増やすことなく、実現する。
【解決手段】冷媒を超臨界圧力まで圧縮する圧縮機３、この圧縮機３から吐出した冷媒と負荷側媒体とを熱交換する単一の放熱器４、冷媒を減圧する膨張弁５、および蒸発器８を環状に接続して、冷媒が循環する冷凍サイクルと、前記単一の放熱器４を流通する冷媒により加熱された負荷側媒体をタンク１１に貯留する給湯回路と、高圧側冷媒圧力を所定の圧力に制御する高圧制御手段とを備える。
【選択図】図１

Description

本発明は、ヒートポンプ給湯機、特に冷媒として二酸化炭素（ＣＯ₂ ）を用いるヒートポンプ給湯機に関する。

従来の冷凍空調装置に、冷媒としてＣＯ₂ を用いるとともに、蒸発器出口に冷媒を貯留するアキュムレータを設け、このアキュムレータ内に貯留した冷媒量を絞り弁の開度調整により制御することで、冷凍サイクル装置の運転高圧を制御し、所定の冷却能力をもたらすようにしたものがある（例えば、特許文献１参照）。

特公平７−１８６０２号公報（第３−５頁、第２図）

従来の冷凍空調装置においては、既述したように冷媒を貯留するためのアキュムレータなどの容器が必要であり、冷凍空調装置のコストが上昇するという問題があった。

そこで、冷凍サイクルに、冷媒としてＣＯ₂ を用いて、圧縮機、放熱器、膨張弁、蒸発器を順次接続するとともに、被加熱流体を冷却する冷却器を設けて、冷却器の熱交換量を調整して余剰冷媒を処理することで、アキュムレータなどの容器を不要にできるようにしたものが本出願人により提案されているが、この場合、伝熱の悪い被加熱流体と熱交換する熱交換器が複数必要となり、機器が大きくなるという難点があった。

本発明は以上のような課題を解決するためになされたもので、ヒートポンプ給湯機に用いる冷凍サイクル内の冷媒量分布の制御を、アキュムレータなどの冷媒を貯留する容積を有した容器を用いず、さらに伝熱の悪い被加熱流体と熱交換する熱交換器を増やすことなく、実現することで、低コストのヒートポンプ給湯機を得ることを目的とする。
また、ＣＯ₂ を用いた冷凍サイクルでは運転状態に応じて、運転効率（ＣＯＰ）が最大となる冷凍サイクルの高圧側冷媒圧力値が存在することが知られており、負荷条件に応じて冷媒量分布の制御を行うことにより冷凍サイクルの高圧側冷媒圧力をＣＯＰ最大となる圧力に制御することで、高効率の運転を実現するヒートポンプ給湯機を得ることを目的とする。

本発明に係るヒートポンプ給湯機は、冷媒を超臨界圧力まで圧縮する圧縮機、この圧縮機から吐出した冷媒と負荷側媒体とを熱交換する単一の放熱器、冷媒を減圧する膨張弁、および蒸発器を環状に接続して、冷媒が循環する冷凍サイクルと、前記単一の放熱器を流通する冷媒により加熱された負荷側媒体をタンクに貯留する給湯回路と、高圧側冷媒圧力を所定の圧力に制御する高圧制御手段と、を備えたものである。

本発明のヒートポンプ給湯機によれば、高圧制御手段により高圧側冷媒圧力を制御できるので、ヒートポンプ給湯機の運転状態をＣＯＰ最大となる高圧に制御することができる。このため、高効率のヒートポンプ給湯機の運転を実現でき、冷媒量分布を制御するための容器を必要とせず、さらに伝熱の悪い被加熱流体と熱交換する熱交換器を増やすことなく、低コストのヒートポンプ給湯機を得られるという効果がある。

実施の形態１．
以下、本発明の実施の形態１を図１に示す。図１は本発明のヒートポンプ給湯機の冷媒回路図であり、ヒートポンプユニット１内には圧縮機３、放熱器４、第１の膨張弁５、補助熱交換器６、第２の膨張弁７、蒸発器８を順次環状に接続した冷凍サイクルと、補助熱交換器６及び放熱器４に外気を送風するファン９と、給湯水回路における放熱器４で加熱された負荷側媒体である水を送水するポンプ１０とが搭載されており、一方、タンクユニット２内にはポンプ１０の送水により放熱器４を介して加熱された温水を貯留するタンク１１が搭載されている。このヒートポンプ給湯機の冷媒としては冷凍サイクルにおける高圧側が臨界圧力（約７３ｋｇ／ｃｍ² ）以上で超臨界状態となり、かつ容易に入手できる二酸化炭素（ＣＯ₂ ）が用いられる。前記第１の膨張弁５、補助熱交換器６、及び第２の膨張弁７により、この実施の形態１における高圧制御手段が構成されている。

ヒートポンプユニット１内には、冷凍サイクルの冷媒高圧状態を検知する高圧検知手段である圧力センサ１２が放熱器４と第１の膨張弁５の間を接続する配管に設けられており、冷凍サイクルの高圧側となる設置場所の冷媒圧力を計測するようになっている。また、給湯水回路において、給水温度センサ１３ａが放熱器４水入口側、湯出温度センサ１３ｂが放熱器４水出口側に設けられており、それぞれ設置場所の水温度を計測する。また、ヒートポンプユニット１の外郭またはその近傍に設けた外気温度センサ１３ｃはヒートポンプユニット１周囲の外気温度を計測する。なお、図１では圧力センサ１２が放熱器４と第１の膨張弁５の間にあるが、放熱器４より上流側の圧縮機３と放熱器４の間の接続配管に設けても良い。

さらに、ヒートポンプユニット１内には、吐出温度センサ１３ｄが圧縮機３の出口配管に、放熱器冷媒出口温度センサ１３ｅが放熱器４の冷媒出口配管に、補助熱交換器入口温度センサ１３ｆが補助熱交換器６の冷媒入口配管に、それぞれ設けられており、冷媒回路における各温度センサ設置場所の冷媒温度を計測できるようになっている。

また、ヒートポンプユニット１内には、計測制御装置１４が設けられている。計測制御装置１４は、圧力センサ１２、各温度センサ１３などによる計測情報や、ヒートポンプ給湯機使用者から指示される運転指令情報の内容に基づいて、圧縮機３の運転方法、第１の膨張弁５の開度、補助熱交換器６の熱交換量、第２の膨張弁７の開度、ポンプ１０の運転方法などを制御する機能を有する。

次に、このヒートポンプ給湯機での運転動作について説明する。ヒートポンプユニット１の冷凍サイクルにおいて、圧縮機３から吐出された高温高圧のガス冷媒は放熱器４で給湯水回路側へ放熱しながら温度低下する。このとき高圧側冷媒圧力が臨界圧以上であれば、冷媒は超臨界状態のまま気液相転移しないで温度低下して放熱する。また、高圧側冷媒圧力が臨界圧以下であれば、冷媒は液化しながら放熱する。冷媒から放熱された熱を負荷側（給湯水回路）の水などの負荷側媒体に与えることで給湯加熱を行う。給湯加熱をして放熱器４から流出した高圧低温の冷媒は第１の膨張弁５を通過してここで減圧された後、補助熱交換器６に流入して外気と熱交換する。その際、補助熱交換器６に流入した冷媒温度が外気温度より高い場合には冷却あるいは凝縮され、また冷媒温度が外気温度より低い場合には加熱あるいは蒸発される。そして、熱交換器６と蒸発器８の間に接続された第２の膨張弁７で低圧気液二相の状態に減圧された後、蒸発器８に流入し、そこで外気空気から吸熱し、蒸発ガス化される。蒸発器８を出た低圧ガス冷媒は圧縮機３に吸入されて循環し冷凍サイクルを形成する。

また、給湯水回路側では、放熱器４で冷媒から放熱された熱は、放熱器４の流入側に設けられたポンプ１０によりタンク１１の下部から導かれて放熱器４の給湯水回路側へ搬送される水などの負荷側媒体に与えられる。ここで加熱された負荷側媒体はタンク１１の上部から流入し、タンク１１内に蓄熱される。

次に、このヒートポンプ給湯機での運転制御動作について説明する。冷媒としてＣＯ₂ などのように高圧側が超臨界状態で運転される冷凍サイクルでは、既述したように運転効率が最大となる高圧側冷媒圧力値が存在する。図２は放熱器４出口の冷媒温度が同一となるように高圧側冷媒圧力を変化させたときの冷凍サイクルを示したＰ−Ｈ線図で、縦軸に圧力Ｐ、横軸にエンタルピＨをとっている。図２において、冷凍サイクルの高圧側冷媒圧力値がＰ１，Ｐ２，Ｐ３の順に上昇するにつれて放熱器４でのエンタルピ差ΔＨｇが拡大し、その分加熱能力が増加する。一方、高圧側冷媒圧力値が上昇すると圧縮機入力に相当する圧縮機３でのエンタルピ差ΔＨｃも増大する。この時のΔＨｇ、ΔＨｃにおける冷凍サイクルの高圧側冷媒圧力値による変化の傾向を示すと図３のようになる。図３は横軸に冷凍サイクルにおける高圧側の圧力、縦軸に比率をとり、点線が放熱器４でのエンタルピ差ΔＨｇ、一点鎖線が圧縮機３でのエンタルピ差ΔＨｃ、実線がＣＯＰ（運転効率）を表す。図３において、高圧側冷媒圧力上昇に伴う能力に相当するΔＨｇの増加率が入力に相当するΔＨｃの増加率よりも上回る領域（Ｐ１からＰ２の範囲）では、ΔＨｇ／ΔＨｃで表される冷凍サイクルの効率ＣＯＰが上昇し、逆に能力に相当するΔＨｇの増加率が入力に相当するΔＨｃの増加率よりも下回る領域（Ｐ２からＰ３の範囲）では、ＣＯＰが低下する。従ってＣＯＰが最大となる高圧側冷媒圧力値が存在し、図３におけるＰ２の点で該当する。

冷媒としてＣＯ₂ を用いたこのヒートポンプ給湯機での冷凍サイクルにおける高圧側冷媒圧力は、放熱器４内に存在する冷媒量によって決定される。冷媒状態が超臨界であるとき、冷媒の密度は圧力の上昇に応じて増加するので、図２に示す高圧Ｐ３状態で運転されるときの放熱器４内の冷媒量は、高圧側冷媒圧力値Ｐ１状態で運転されるときの放熱器４内の冷媒量よりも多くなる。つまり、放熱器４内に存在する冷媒量が多くなるように運転すれば、高圧側冷媒圧力値は上昇し、逆に放熱器４内に存在する冷媒量が少なくなるように運転すれば、高圧側冷媒圧力値は低下する。従って、放熱器４内に存在する冷媒量を制御することで、高圧側冷媒圧力値をＣＯＰ最大となる圧力となるように制御することができる。

次に、このヒートポンプ給湯機の制御動作について説明する。回転数などで制御される圧縮機３の運転容量およびポンプ１０の回転数は、外気温度センサ１３ｃで計測検知される周囲の外気温度Ｔ０や給水温度センサ１３ａで計測検知される給水温度Ｔｗｉの情報を用いて、加熱能力Ｑおよび温度センサ１３ｂで計測検知される放熱器４水出口の水温度Ｔｗｏが予め定められた目標値、例えば目標加熱能力Ｑｍ＝４．５ｋＷ、目標水出口温度Ｔｗｏｍ＝６５℃となるように制御される。また、第２の膨張弁７は、吐出温度センサ１３ｄで計測検知される圧縮機３出口の吐出冷媒温度Ｔｄが予め定められた目標値となるように制御される。また、第１の膨張弁５は予め定められた初期開度に制御される。また蒸発器８の熱交換量は伝熱媒体である空気を搬送するファン９の回転数を予め定められた状態で運転して制御される。

この状態で運転したときの冷凍サイクルの高圧側冷媒圧力Ｐｈを圧力センサ１２で計測する。そしてヒートポンプ給湯機の利用者により設定された加熱能力Ｑや、給水温度センサ１３ａで計測検知される給水温度Ｔｗｉや外気温度センサ１３ｃで計測検知される外気温度Ｔ０や圧縮機３の運転容量などから、予め定められた演算式でＣＯＰ最大となる最適高圧側冷媒圧力値を算出し、この最適高圧側冷媒圧力値となる目標圧力を検出された高圧側冷媒圧力Ｐｈとを比較する。そして、現在の高圧側冷媒圧力が最適高圧側冷媒圧力値より低ければ、放熱器４内の冷媒量が多くなるように、逆に現在の高圧側冷媒圧力が最適高圧側冷媒圧力値より高ければ、放熱器４の冷媒量が少なくなるように制御する。

この放熱器４内の冷媒量の制御は第１の膨張弁５の開度制御で実施する。図４は第１の膨張弁５の開度制御を実施したときのヒートポンプ給湯機の状態変化をＰ−Ｈ線図に示したもので、縦軸に圧力Ｐ、横軸にエンタルピＨを表している。図４の実線で示す冷凍サイクルは第１の膨張弁５の開度を小さくし、流動抵抗を大きくしたときの運転状態を表し、一方、点線の冷凍サイクルは第１の膨張弁５の開度を大きくし、流動抵抗を少なくしたときの運転状態を表す。ΔＰ１は第１の膨張弁５による冷媒圧力差であり、ΔＰ２は第２の膨張弁７による冷媒圧力差である。そして第１の膨張弁５の開度制御を行うと、第２の膨張弁７では第１の膨張弁５出口の中間圧力から低圧までを減圧することになるので、図４の実線で示す冷凍サイクルでは、ΔＰ２が小さくなるようにその開度を大きくし、流動抵抗が小さくなるように運転され、図４の点線で示す冷凍サイクルではΔＰ２が大きくなるようにその開度を小さくし、流動抵抗が大きくなるように運転される。

第１の膨張弁５と第２の膨張弁７の間にある補助熱交換器６内の冷媒状態は、第１の膨張弁５の開度制御により図４中の点Ａの状態となる。図４の実線で示す冷凍サイクルでは補助熱交換器６に存在する冷媒は低圧側冷媒圧力に近い二相状態の冷媒となり、図４の点線で示す冷凍サイクルでは補助熱交換器６に存在する冷媒は高圧側冷媒圧力に近い超臨界状態の冷媒となる。従って、補助熱交換器６には、点線の冷凍サイクルでは高圧の液に近い状態の冷媒が存在して冷媒量が多くなる一方で、実線の冷凍サイクルでは気液二相状態で冷媒が存在し、ガス冷媒が存在する分だけ補助熱交換器６に存在する冷媒量は少なくなる。この状況を補助熱交換器６が同一エンタルピ差の場合での補助熱交換器６の圧力Ｐと冷媒量Ｍの相関として表すと図５のようになる。
図５において、縦軸に冷媒量Ｍ、横軸に圧力Ｐを表し、飽和圧力となるラインを点線で示す。補助熱交換器６に存在する冷媒量は圧力が飽和圧力より高い場合にはその圧力に応じて漸増する。しかし、飽和圧力より低い圧力となると、ガスが存在し、飽和圧力に近い圧力ではガスの体積割合が圧力低下に応じて急激に増加するため、補助熱交換器６内に存在する冷媒量は急に減少する。そして、低圧側冷媒圧力に近い圧力まで低下すると、圧力低下に伴うガスの体積割合の増加もほぼ一定となり、補助熱交換器６に存在する冷媒量も漸減するようになる。このような冷媒量変化が生ずるので、第１の膨張弁５の開度制御により、補助熱交換器６における圧力を制御することで、補助熱交換器６に存在する冷媒量を制御できる。

冷媒回路内の冷媒量が最も多く必要となる状態は、高圧側の圧力が高く、ガスクーラ（放熱器に相当）出口冷媒温度が低い場合であり、それに対応する具体的な環境条件は、外気温度が高く、および／または給水温度が低い場合である。ここで、外気温度が低下した場合の動作について説明する。外気温度が低下すると、それに伴って蒸発温度が低下する。つまり低圧側冷媒圧力が低くなり、理論上は補助熱交換器６及び蒸発器８に存在する冷媒量が減少するが、このヒートポンプ給湯機の冷凍サイクル内総冷媒量は変わらないため、放熱器４に存在する冷媒量が増加することとなる。従って、高圧側冷媒圧力は上昇し、効率の悪い運転状態となる。そこで、高圧側冷媒圧力を最適に保つため、第１の膨張弁５の弁開度を制御して補助熱交換器６における圧力を上昇させると、補助熱交換器６に存在する冷媒量が増加し、さらに蒸発器８入口の乾き度も小さくなるので、蒸発器８内のガス冷媒が減少し、蒸発器８に存在する冷媒量が増加することになる。よって、放熱器４の冷媒量が減少し、最適な高圧に制御できる。この動作を示したのが図６のＰ−Ｈ線図であり、縦軸に圧力Ｐ、横軸にエンタルピＨを表し、実線が通常時の冷凍サイクル動作を示し、点線が外気が低い場合の冷凍サイクル動作を示す。

次に、給水温度センサ１３ａで計測検知される給水温度Ｔｗｉが上昇した場合の動作について説明する。給水温度Ｔｗｉが上昇すると、放熱器４の冷媒出口側配管に設けた放熱器冷媒出口温度センサ１３ｅにより検知される放熱器４出口冷媒温度Ｔｅが上昇し、補助熱交換器６入口の乾き度も大きくなり、理論上は放熱器４及び補助熱交換器６に存在する冷媒量が減少するが、ヒートポンプ給湯機の冷凍サイクル内総冷媒量は変わらないため、冷凍サイクル全体の圧力が上昇し、放熱器４に存在する冷媒量が増加することにより、効率の悪い運転状態となる。高圧側冷媒圧力を最適に保つため、補助熱交換器６における圧力を上昇させることにより、補助熱交換器６に存在する冷媒量が増加するので、放熱器４に存在する冷媒量が減少し、最適な高圧に制御できる。この動作を示したのが図７のＰ−Ｈ線図であり、縦軸に圧力Ｐ、横軸にエンタルピＨを表し、実線が通常時の冷凍サイクル動作を示し、点線が給水温度が高い場合の冷凍サイクル動作を示す。

従って、図４に示されるように、放熱器４と補助熱交換器６の間に設けた第１の膨張弁５の開度制御により、この開度を大きくすると放熱器４に存在する冷媒量が減少するので高圧側冷媒圧力が低下し、開度を小さくすると放熱器４に存在する冷媒量が増加するので高圧側冷媒圧力が上昇する。このようにして第１の膨張弁５の開度制御により、冷凍サイクルの高圧側冷媒圧力をＣＯＰ最大となる圧力となるように制御することで、環境負荷条件に応じた効率の良いヒートポンプ給湯機の運転を実現できる。

なお、冷媒回路上に所定の容積を有した容器を設け、そこに冷媒を貯留して容器に存在する冷媒量を増減させる場合に比べ、前述のように放熱器４に存在する冷媒量を増減させることは、冷媒が放熱器４内を常に流れている状況で状態を変化させながら冷媒量を変化させることとなるので、冷凍サイクルを循環している冷媒の放熱器４における状態の変化が素早く実施される。従って、高圧側冷媒圧力が最適高圧側冷媒圧力値となるように第１の膨張弁５の開度をフィードバック制御にて開度制御する場合、運転条件の変化によって最適高圧側冷媒圧力値が変化しても、この変化した最適高圧側冷媒圧力値に高圧側冷媒圧力を素早く近付けることができ、運転制御を安定的に実施できるとともに、より効率の高いヒートポンプ給湯機の運転を実現できる。

また、第１の膨張弁５の開度制御により、補助熱交換器６に存在する冷媒量制御を実施するときに、補助熱交換器６入口配管に設けた温度センサ１３ｆで補助熱交換器６に流入する冷媒温度Ｔｆを計測検知し、その検知温度Ｔｆに基づいて第１の膨張弁５の開度制御を実施してもよい。例えば、放熱器４の容積が既知であり、その冷媒量変化に伴う高圧変化が予め推算でき、また図５に示される補助熱交換器６に存在する冷媒量と圧力の相関が既知である場合には、現在の高圧側冷媒圧力と最適高圧側冷媒圧力値との偏差から放熱器４での存在冷媒量の変化量およびその変化量を実現する補助熱交換器６の冷媒量を推算し、その冷媒量を実現する熱交換器６入口の目標温度Ｔｆｍを設定する。そして補助熱交換器６入口の冷媒温度Ｔｆが前記目標温度Ｔｆｍとなるように、第１の膨張弁５の開度制御を実施する。このように制御すると、冷凍サイクルの高圧側冷媒圧力を検出する圧力センサ１２が不要となるので、安価に、より効率の高いヒートポンプ給湯機の運転を実現できる。

図８は本発明における蒸発器８と補助熱交換器６の冷媒流路パス構成を示す図である。図８に示すように、冷媒回路を流通する冷媒の温度が高い補助熱交換器６を、その冷媒回路の下流側に接続された蒸発器８の下部に配設することで、蒸発器８は着霜しにくくなり、デフロスト回数を減らせるので、より効率の高いヒートポンプ給湯機の運転を実現できる。さらには根氷の発生を防ぐことができる効果もある。

また、図９に示すとおり、冷媒温度の高い補助熱交換器６を空気の流れに対して蒸発器８の上流側に配置すると、補助熱交換器６における飽和温度が外気より高い場合には凝縮側となり補助熱交換器６で放出した熱を蒸発器８で熱回収できるため、より効率の高いヒートポンプ給湯機の運転を実現できる。

実施の形態２．
以下、本発明の実施の形態２を図１０を基に説明する。図１０は実施の形態２におけるヒートポンプ給湯機の冷媒回路図である。図１０において、第１の高低圧熱交換器１５とバイパス用膨張弁１６以外は基本的に図１と同じであり、その作用効果も実施の形態１の場合と同じであるので、同一機能部分に同一符号を付しその説明を省略する。第１の高低圧熱交換器１５は例えば二重管熱交換器であり、外管側をメイン側流路、内管側をバイパス側流路としているが、外管側をバイパス側流路、内管側をメイン側流路としてもよい。また、放熱器４から第１の膨張弁５に至る間で分岐配管し、分流した配管はバイパス用膨張弁１６及び第１の高低圧熱交換器１５を経て圧縮機３の吸入側配管に接続されている。また、第１の高低圧熱交換器１５と第１の膨張弁５の間に第１の膨張弁入口温度センサ１３ｇが配置されている。前記バイパス用膨張弁１６と第１の高低圧熱交換器１５により、この実施の形態２における高圧制御手段が構成されている。

まず、この実施の形態２での第１の高低圧熱交換器１５とバイパス用膨張弁１６の動作について説明する。放熱器４から流出した低温高圧の冷媒は、第１の高低圧熱交換器１５のメイン側流路を通過する。第１の高低圧熱交換器１５のバイパス側流路には、第１の高低圧熱交換器１５を出たメイン側流路の冷媒の一部が第１の膨張弁５と蒸発器８をバイパスされ、バイパス用膨張弁１６を通過して低圧二相の冷媒に減圧された後に第１の高低圧熱交換器１５のバイパス側流路へ流入する。そしてこの第１の高低圧熱交換器１５において高圧であるメイン側流路の冷媒と低圧であるバイパス側流路の冷媒が熱交換し、メイン側流路の冷媒からバイパス側流路の冷媒に熱移動する。それに伴い、メイン側冷媒流路の冷媒はさらに冷却され、その下流の第１の膨張弁５に流入する。一方、バイパス側流路の冷媒は吸熱し、蒸発ガス化した後、圧縮機３に吸入される。

この第１の高低圧熱交換器１５での熱交換量は、冷熱源となるバイパス側流路の冷媒流量によって増減し、バイパス側流路を流れる冷媒流量が少ない（バイパス用膨張弁１６の開度を小さくする）と熱交換量は少なくなり、バイパス側流路を流れる冷媒流量が多くなる（バイパス用膨張弁１６の開度を大きくする）と熱交換量は多くなる。この第１の高低圧熱交換器１５における熱交換量が変動したときの冷凍サイクルのＰ−Ｈ線図を図１１に示す。図１１において、縦軸に圧力Ｐ、横軸にエンタルピＨをとり、実線が第１の高低圧熱交換器１５における熱交換量小の場合、破線がその熱交換量大の場合を示している。図中の点Ｂは第１の高低圧熱交換器１５でのメイン側流路を出て、第１の膨張弁５で減圧された状態、すなわち蒸発器８入口の冷媒状態である。第１の高低圧熱交換器１５における熱交換量が多くなると、第１の膨張弁入口温度センサ１３ｇで検出される温度は低下し、蒸発器８入口の冷媒状態はより冷却されエンタルピが低く、乾き度の小さい冷媒状態となり、その冷凍サイクルは図１１中の破線で示す経路をたどる。一方、その熱交換量が少なくなると、第１の膨張弁入口温度センサ１３ｇで検出される温度は上昇し、冷却量は低下し、エンタルピが高く、乾き度の大きいままの状態となり、図１１の実線で示す冷凍サイクルの経路をたどる。

蒸発器８入口の冷媒状態が、より低乾き度であると、少なくとも蒸発器８入口近傍は、液冷媒の占める容積が多くなる。その結果、蒸発器８全体で見るとここに存在する冷媒量は多くなる。従って、第１の高低圧熱交換器１５での熱交換量が多く、そこでの冷却量が増加すると、第１の膨張弁入口温度センサ１３ｇで検出される温度は低下し、蒸発器８入口の冷媒状態はより乾き度が低く、液冷媒の多い二相状態となり、蒸発器８に存在する冷媒量が増加する。一方、第１の高低圧熱交換器１５での熱交換量が少なく、そこでの冷却量が減少すると、第１の膨張弁入口温度センサ１３ｇで検出される温度は上昇し、蒸発器８入口の冷媒状態は乾き度が高い状態のままとなり、ガス冷媒の多い二相状態となり、蒸発器８に存在する冷媒量が減少する。このようにバイパス用膨張弁１６での流量制御により、第１の高低圧熱交換器１５での熱交換量を変化させることにより、蒸発器８に存在する冷媒量を変化させることができる。

そこで、ヒートポンプ給湯機を運転する際に、冷凍サイクルの高圧側冷媒圧力を最適な高圧となるようにするための制御は以下のように実施する。まず、高圧側冷媒圧力がＣＯＰ最大となる最適高圧より低い場合には、図３により説明したように放熱器４での冷媒量を増加させて高圧を上昇させるために、第１の膨張弁入口温度センサ１３ｇで検出される温度が上昇するように、つまり蒸発器８入口の冷媒状態がガス冷媒の多い二相状態となって蒸発器８での冷媒量を減少させるように、バイパス用膨張弁１６の開度を小さくし、バイパス流量を減少させ、第１の高低圧熱交換器１５での熱交換量を減少させる。また逆に、高圧がＣＯＰ最大となる最適高圧より高い場合には、放熱器４での冷媒量を減少させて高圧を低下させるために、第１の膨張弁入口温度センサ１３ｇで検出される温度が低下するように、つまり蒸発器８入口の冷媒状態が液冷媒の多い二相状態となって蒸発器８での冷媒量を増加させるように、バイパス用膨張弁１６の開度を大きく、バイパス流量を増加させて、第１の高低圧熱交換器１５での熱交換量を増加させる。このようにバイパス用膨張弁１６の開度制御により、冷凍サイクルにおける高圧側冷媒圧力をＣＯＰ最大となる圧力となるように制御でき、効率のよいヒートポンプ給湯機の運転を実現することができる。

実施の形態３．
以下、本発明の実施の形態３を図１２を基に説明する。図１２は実施の形態３におけるヒートポンプ給湯機の冷媒回路図である。図１２において、第２の高低圧熱交換器１７と第３の膨張弁１８以外は基本的に図１と同じであり、その作用効果も実施の形態１の場合と同じであるので、同一機能部分に同一符号を付しその説明を省略する。第２の高低圧熱交換器１７は例えば二重管熱交換器であり、内管側を低圧側流路、外管側を高圧側流路としているが、内管側を高圧側流路、外管側を低圧側流路としてもよい。また、第２の高低圧熱交換器１７及び第３の膨張弁１８は、分岐流路１９上に配置されている。分岐流路１９は、放熱器４から第１の膨張弁５に至る間で分岐し、分流した流路（配管）は第２の高低圧熱交換器１７および第３の膨張弁１８を経て、第１の膨張弁５から蒸発器８に至る間の配管に接続されている。また、第２の高低圧熱交換器１７と第３の膨張弁１８の間に第２の膨張弁入口温度センサ１３ｈが配置されている。前記第２の高低圧熱交換器１７と第３の膨張弁１８により、この実施の形態３における高圧制御手段が構成されている。

まず、この実施の形態での第２の高低圧熱交換器１７と第３の膨張弁１８の動作について説明する。蒸発器８から流出した低圧二相もしくは低圧ガス冷媒は、第２の高低圧熱交換器１７の低圧側流路を通過する。第２の高低圧熱交換器１７の高圧側流路には、放熱器４を出た高圧低温の冷媒の一部が、第１の膨張弁５をバイパスし、第３の膨張弁１８を通過して蒸発器８へ流入する。そしてこの第２の高低圧熱交換器１７において高圧側流路の冷媒と低圧側流路の冷媒が熱交換し、高圧側流路の冷媒から低圧側流路の冷媒に熱移動する。それに伴い、高圧側冷媒流路の冷媒はさらに冷却され、その下流の蒸発器８に流入する。一方、低圧側流路の冷媒は吸熱し、蒸発ガス化した後、圧縮機３に吸入される。

この第２の高低圧熱交換器１７での熱交換量は、分岐流路１９を流れる冷媒流量によって増減し、分岐流路１９を流れる冷媒流量が少ない（第３の膨張弁１８の開度を小さくする）と熱交換量は少なくなり、分岐流路１９を流れる冷媒流量が多くなる（第３の膨張弁１８の開度を大きくする）と熱交換量は多くなる。この第２の高低圧熱交換器１７における熱交換量が変動したときの冷凍サイクルのＰ−Ｈ線図を図１３に示す。図１３において、縦軸に圧力Ｐ、横軸にエンタルピＨをとり、実線が第２の高低圧熱交換器１７における熱交換量小の場合、破線が第２の高低圧熱交換器１７における熱交換量大の場合を示している。図中の点Ｃは第２の高低圧熱交換器１７を出た冷媒が、第３の膨張弁１８で減圧された状態である。また、図中の点Ｄは放熱器４出口の冷媒が、第１の膨張弁５で減圧された状態である。図中の点Ｅは、点Ｃと点Ｄが合流した蒸発器８入口の冷媒状態であり、分岐回路１９をとおる冷媒流量と第１の膨張弁５をとおる冷媒流量比率で決まる。第２の高低圧熱交換器１７における熱交換量が多くなると、第２の膨張弁入口温度センサ１３ｈで検出される温度は低下し、蒸発器８入口の冷媒状態はより冷却されエンタルピが低く、乾き度の小さい冷媒状態となり、その冷凍サイクルは図１３中の破線で示す経路をたどる。一方、その熱交換量が少なくなると、第２の膨張弁入口温度センサ１３ｈで検出される温度は上昇し、冷却量は低下し、エンタルピが高く、乾き度の大きいままの状態となり、図１１の実線で示す冷凍サイクルの経路をたどる。

蒸発器８入口の冷媒状態が、より低乾き度であると、少なくとも蒸発器８入口近傍は、液冷媒の占める容積が多くなる。その結果、蒸発器８全体で見ると、ここに存在する冷媒量は多くなる。すなわち、第２の高低圧熱交換器１７での熱交換量が多く、そこでの冷却量が増加すると、第２の膨張弁入口温度センサ１３ｈで検出される温度は低下し、蒸発器８入口の冷媒状態はより乾き度が低く、液冷媒の多い二相状態となり、蒸発器８に存在する冷媒量が増加する。一方、第２の高低圧熱交換器１７での熱交換量が少なく、そこでの冷却量が減少すると、第２の膨張弁入口温度センサ１３ｈで検出される温度は上昇し、蒸発器８入口の冷媒状態は乾き度が高い状態のままとなり、ガス冷媒の多い二相状態となり、蒸発器８に存在する冷媒量が減少する。このように第３の膨張弁１８での流量制御により、第２の高低圧熱交換器１７での熱交換量を変化させることにより、蒸発器８に存在する冷媒量を変化させることができる。

したがって、第２の膨張弁入口温度センサ１３ｈにより検知される冷媒温度が目標温度となるように第３の膨張弁１８の開度を制御することで、冷凍サイクルにおける高圧側冷媒圧力をＣＯＰ最大となる圧力となるように制御でき、効率のよいヒートポンプ給湯機の運転を実現することができる。

本発明の実施の形態１に係るヒートポンプ給湯機の冷媒回路図である。 本発明の実施の形態１に係る高圧側冷媒圧力変動時のヒートポンプ給湯機の運転状況を表したＰ−Ｈ線図である。 本発明の実施の形態１に係る高圧側冷媒圧力と運転効率ＣＯＰとの相関を示す図である。 本発明の実施の形態１に係る第１の膨張弁開度制御時のヒートポンプ給湯機の運転状況の変化を表したＰ−Ｈ線図である。 本発明の実施の形態１に係る補助熱交換器の圧力と冷媒量との相関を示す図である。 本発明の実施の形態１に係る外気が低い場合のヒートポンプ給湯機の運転状況を表したＰ−Ｈ線図である。 本発明の実施の形態１に係る給水温度が高い場合のヒートポンプ給湯機の運転状況を表したＰ−Ｈ線図である。 本発明の実施の形態１に係る補助熱交換器と蒸発器のパス構成を示す図である。 本発明の実施の形態１に係る補助熱交換器と蒸発器のパス構成の変形例を示す図である。 本発明の実施の形態２に係るヒートポンプ給湯機の冷媒回路図である。 本発明の実施の形態２に係る高低圧熱交換器の熱交換量制御時のヒートポンプ給湯機の運転状況の変化を表したＰ−Ｈ線図である。 本発明の実施の形態３に係るヒートポンプ給湯機の冷媒回路図である。 本発明の実施の形態３に係る高低圧熱交換器の熱交換量制御時のヒートポンプ給湯機の運転状況の変化を表したＰ−Ｈ線図である。

符号の説明

１ ヒートポンプユニット、２ タンクユニット、３ 圧縮機、４ 放熱器、５ 第１の膨張弁（膨張弁）、６ 熱交換器、７ 第２の膨張弁、８ 蒸発器、９ ファン、１０ ポンプ、１１ タンク、１２ 圧力センサ（高圧検知手段）、１３ 温度センサ、１４ 計測制御装置、１５ 第１の高低圧熱交換器、１６ バイパス用膨張弁、１７ 第２の高低圧熱交換器、１８ 第３の膨張弁、１９ 分岐流路。

Claims (13)

1. 冷媒を超臨界圧力まで圧縮する圧縮機、該圧縮機から吐出した冷媒と負荷側媒体とを熱交換する単一の放熱器、冷媒を減圧する膨張弁、および蒸発器を環状に接続して、冷媒が循環する冷凍サイクルと、
   前記単一の放熱器を流通する冷媒により加熱された負荷側媒体をタンクに貯留する給湯回路と、
   高圧側冷媒圧力を所定の圧力に制御する高圧制御手段と、
   を備えることを特徴とするヒートポンプ給湯機。
2. 前記高圧制御手段は、
   前記冷凍サイクルに設けた第１の膨張弁と、
   前記第１の膨張弁と前記蒸発器の間に接続した補助熱交換器と、
   前記補助熱交換器と前記蒸発器の間に接続した第２膨張弁と、
   から構成されてなることを特徴とする請求項１記載のヒートポンプ給湯機。
3. 前記冷凍サイクルに冷媒高圧状態を検知する高圧検知手段を設け、前記給湯回路の放熱器流入側に給水温度を検知する給水温度センサを設け、さらに周囲温度を検出する外気温度センサを設け、
   前記高圧制御手段は、
   前記高圧検知手段により検知された圧力が、前記給水温度センサにより検知された給水温度と、前記外気温度センサにより検知された外気温度と、前記給湯回路における目標加熱能力と、前記給湯回路における目標沸上げ温度と、から算出される目標圧力となるように前記第１の膨張弁の開度を制御するように構成されてなることを特徴とする請求項２記載のヒートポンプ給湯機。
4. 前記冷凍サイクルにおける前記補助熱交換器の冷媒入口側に補助熱交換器入口温度センサを設け、
   前記高圧制御手段は、
   前記補助熱交換器入口温度センサにより検知される冷媒温度が目標温度となるように前記第１の膨張弁の開度を制御するように構成されてなることを特徴とする請求項２記載のヒートポンプ給湯機。
5. 前記補助熱交換器を前記蒸発器の下部に配設したことを特徴とする請求項２乃至請求項４のいずれかに記載のヒートポンプ給湯機。
6. 前記補助熱交換器を前記蒸発器と熱交換する空気の下流側に配設したことを特徴とする請求項２乃至請求項４のいずれかに記載のヒートポンプ給湯機。
7. 前記高圧制御手段は、
   前記放熱器と前記膨張弁の間から分岐して前記圧縮機の吸入側へ接続されたバイパス流路に設けたバイパス用膨張弁と、
   前記バイパス流路の前記バイパス用膨張弁の下流側に配置されて低圧である該バイパス流路の冷媒とメイン流路の高圧側冷媒との間で熱交換する第１の高低圧熱交換器と、
   から構成されてなることを特徴とする請求項１記載のヒートポンプ給湯機。
8. 前記冷凍サイクルに冷媒高圧状態を検知する高圧検知手段を設け、前記給湯回路の放熱器流入側に給水温度を検知する給水温度センサを設け、さらに周囲温度を検出する外気温度センサを設け、
   前記高圧制御手段は、
   前記高圧検知手段により検知された圧力が、前記給水温度センサにより検知された給水温度と、前記外気温度センサにより検知された外気温度と、前記給湯回路における目標加熱能力と、前記給湯回路における目標沸上げ温度と、から算出される目標圧力となるように前記バイパス用膨張弁の開度を制御するように構成されてなることを特徴とする請求項７記載のヒートポンプ給湯機。
9. 前記冷凍サイクルにおける前記膨張弁の冷媒入口側に第１の膨張弁入口温度センサを設け、
   前記高圧制御手段は、
   前記第１の膨張弁入口温度センサにより検知される冷媒温度が目標温度となるように前記バイパス用膨張弁の開度を制御するように構成されてなることを特徴とする請求項７記載のヒートポンプ給湯機。
10. 前記高圧制御手段は、
    前記放熱器と前記膨張弁の間から分岐して前記蒸発器の入口側へ接続された分岐流路に設けられて高圧である該分岐流路の冷媒とメイン流路の低圧側冷媒との間で熱交換する第２の高低圧熱交換器と、
    前記分岐流路の前記第２の高低圧熱交換器の下流側に配置された第３の膨張弁と、
    から構成されてなることを特徴とする請求項１記載のヒートポンプ給湯機。
11. 前記冷凍サイクルに冷媒高圧状態を検知する高圧検知手段を設け、前記給湯回路の放熱器流入側に給水温度を検知する給水温度センサを設け、さらに周囲温度を検出する外気温度センサを設け、
    前記高圧制御手段は、
    前記高圧検知手段により検知された圧力が、前記給水温度センサにより検知された給水温度と、前記外気温度センサにより検知された外気温度と、前記給湯回路における目標加熱能力と、前記給湯回路における目標沸上げ温度と、から算出される目標圧力となるように前記第２の高低圧熱交換器の開度を制御することを特徴とする請求項１０記載のヒートポンプ給湯機。
12. 前記分岐流路における前記第３の膨張弁の冷媒入口側に第２の膨張弁入口温度センサを設け、
    前記高圧制御手段は、
    前記第２の膨張弁入口温度センサにより検知される冷媒温度が目標温度となるように前記第３の膨張弁の開度を制御するように構成されてなることを特徴とする請求項１０記載のヒートポンプ給湯機。
13. 前記冷凍サイクルに用いる冷媒が二酸化炭素であることを特徴とする請求項１乃至請求項１２のいずれかに記載のヒートポンプ給湯機。

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