JP2009216275A

JP2009216275A - ヒートポンプ

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Publication number: JP2009216275A
Application number: JP2008059048A
Authority: JP
Inventors: Motoaki Utamura; 元昭宇多村
Original assignee: Individual
Current assignee: Individual
Priority date: 2008-03-10
Filing date: 2008-03-10
Publication date: 2009-09-24

Abstract

【課題】ＣＯ_２削減の点からヒートポンプ給湯器が普及しつつあるが、貯湯タンクが大型であるために、集合住宅への普及が進んでいない。また、製造コストに占める割合が大きいタンクの小型化のために、使用時の給湯温度よりも高温で貯湯するために、ヒートポンプの成績係数が小さい（大きな外部仕事を要する）という課題があった。
【解決手段】Ｔ−Ｓ線図上で逆カルノーサイクルに近接するように圧力・温度を最適化し、同時に膨脹タービンを導入して動力を回収するサイクルを導入する。また、このサイクル実現に必須の高性能マイクロチャンネル放熱器のコンパクト流路構造を提供した。このような特徴を有する瞬間給湯器を提供して集合住宅を含めたヒートポンプ温水器の普及を促進する。

【選択図】図１

Description

本発明は、冷凍サイクルまたはヒートポンプに関り、特に二酸化炭素を冷媒とするヒートポンプを採用した瞬間給湯器に関わるものである。

高効率の圧縮機の開発など要素技術の高性能化により、高い成績係数のヒートポンプが登場した。これを核に、わが国は世界に誇る省エネ技術の高度化と普及促進を図ることにより、環境大国をめざす戦略を立てている。

主力製品として例えば、二酸化炭素（ＣＯ_２）を冷媒としたヒートポンプによる給湯器（エコキュート）がある。これはガス焚きの給湯器に較べて省エネ効果とＣＯ_２削減効果が大きいので、日本政府は２０１０年までに５２０万台のエコキュートの導入目標を立てている。

これまでは、電力単価が安い夜間電力を使う貯湯式の給湯器が主力であったが貯湯タンクが場所ふさぎなのでその普及が戸建住宅の範囲に留まっていた。しかし、瞬間給湯が可能になれば、貯湯タンクが不要になるので、アパート、マンションの居住者を中心に給湯器の普及は一気に進みＣＯ_２削減に大きく寄与すると考えられる。

しかし、わが国における昼間の電力単価は、深夜料金の３倍であるので、ヒートポンプ瞬間給湯器は主として昼間に稼動するので、その成績係数が貯湯式と同程度では電気代が高くつき、これが瞬間給湯器普及の足枷になっている。本発明に最も近い動力回収型の冷凍装置として
とが知られているが、いずれも圧縮機とタービンが同軸上で直結した型であり、動力の回収が十分でない。また、冷媒の動作圧力、温度の最適選定に対する認識がない。特開２００８−２７４３号公報特開２００７−３０５６５号公報

この課題を解決するには、高い成績係数を有する冷凍サイクルを低コストで実現する革新的な瞬間給湯器の開発が不可欠である。

そこで、ヒートポンプサイクルを再考する。ヒートポンプは、以下の熱力学過程から成りたっている。媒体の圧縮過程、放熱過程、膨脹過程、受熱過程である。ＣＯ_２を熱媒とする現状の給湯器の主要な要素機器は、圧縮過程は圧縮機、放熱過程と受熱過程は熱交換器、膨脹過程は膨脹弁である。エコキュートの場合、放熱過程で貯湯（９０℃）され、受熱過程では媒体が空気から熱を受け取る。このようなサイクルでの成績係数（＝放熱量/電気による仕事、COP）の理論値（最大値）は、媒体が理想気体の場合、温水の絶対温度(TH)と外気温度(TL)だけから決まり、逆カルノーサイクルから計算できる。すなわち、理論成績係数COPC＝TH/(TH-TL)。現製品の貯湯式は高温（90℃）で貯湯し、使用時には給水と混合し薄めて45℃程度で使う。この方式では、冬期の代表的気温を7℃（280.15K）とするとCOPC＝４．３８である。これに対し、瞬間給湯のCOPCは、所要の水温を４５℃（318.15K）と８．３７となり、貯湯式よりも格段に向上する。解決すべき工学的な課題は、実際のサイクルをCOPCに近づける手段を見出すことにある。この手段には、ソフト（運転条件）とハード（機器）の二面がある。
１）前者はT-S線図上で逆カルノーサイクルに類似したサイクルを構成する。そのため、適切な媒体を選択し、適正な温度、圧力で運転する必要がある。
２）後者は従来使用されてきた膨脹弁をタービンで置き換え、媒体の膨脹仕事を回収する。ＣＯ_２を媒体にする場合、１）の要件を満たすタービンの膨脹仕事は入り口でガス、出口で気液二相流の場合に最大になる。
上記の工夫でヒートポンプの正味の動力を低減できCOPは向上する。図２は上記１）、２）の改善を加えた例を示す。従来例（現行製品）では、COP=3.49であるが、運転圧力を下げた本発明では、COP=9.4であり、圧縮機の正味動力が大幅に低減する。これは、ＣＯ_２の臨界点（7.38MPa,
304K）近傍では実ガス効果により圧縮動力が小さいことに起因している。
放熱器における媒体の温度とTHとの差は小さいほどCOPが向上するので、高COPの実現には高性能かつコンパクトな熱交換器が必要である。この候補に,薄板に流路をエッチングで成型加工するPCHE（Printed Circuit Heat Exchanger）があるが、この場合にも高い温度効率を実現しようとすると熱交換器が長くなりコストがかさむ。コスト低減のためには流路をプレス加工乃至はプラスチック成型することが望ましい。プレス加工を可能にするには、円形乃至は縦横比が１に近い小面積に流路を形成する必要があり、新たな流路構成方法が必須になる。他方、２）の実現には、圧縮機と一体型のタービンと分離型のタービンの二種が考えられるが、高圧のＣＯ_２を熱媒とする給湯器では、分離型のほうが製作性、運転性の点で優れている。適切な翼車径と回転数の選択が重要である。

ＣＯ_２を媒体とする本発明のヒートポンプでは、熱サイクルに膨張タービンを設置して動力を回収し、サイクル動作温度圧力を臨界点近傍に設定することで、ＣＯＰを大幅に向上し、省エネルギーに寄与することができる。また、このサイクルを実現するうえで欠かせないコンパクトな流路を形成することにより、放熱器とヒートポンプの製造コストを大幅に低減できるという効果がある。

省スペース、省エネルギー型のヒートポンプ給湯器を開発することを目的に、貯湯タンクを排除し、動力を回収する膨脹タービンとコンパクト高性能放熱器を備えた瞬間給湯器を実現した。

第１の実施例を図１に示す。本発明になるヒートポンプ瞬間給湯器は、冷媒であるＣＯ _２を圧縮する圧縮機１、それを駆動するモーター１１、昇温された超臨界ＣＯ_２の熱を給水に伝達する放熱器２、膨脹タービンと回収された動力を電気に変換する発電機９、仕切り弁１０、減圧され減温した冷媒を外気で加熱する蒸発器４から構成される。タービンと並列に減圧弁３が設置されている。

瞬間給湯器の動作を冬場の運転を事例にして説明する。外気温度は7℃、給水温度と給湯温度はそれぞれ9℃、45℃、給湯量は100kg/hrと仮定する。このときの放熱器の熱出力は4.5kWである。圧力3.8MPa、温度3.3℃の亜臨界ＣＯ_２の乾き飽和蒸気が圧縮機１に流入し、これを、給湯温度よりも高く臨界圧力に近い超臨界ＣＯ_２に加圧・昇温する。この事例では7.5MPa、53.8℃になり、放熱器６に導かれる。ちなみに、ＣＯ_２の臨界圧力と臨界温度は7.38MPa、31℃である。放熱器６に流入した超臨界ＣＯ_２は9℃の給水を45℃まで加熱し自身は31.5℃まで冷却され、ガスの状態でタービン８に流入し膨脹する。膨脹過程で動力が電気出力として回収される。発電された電力は圧縮機１のモーター１１の動力の一部として消費される。膨脹後のＣＯ_２は、飽和温度が外気温度(9℃)よりも低くなる圧力まで膨脹するようタービン８の回転数が制御される。本事例では膨脹後の圧力、温度はそれぞれ3.8MPa
、3.3℃であり、乾き度0.35の飽和蒸気となって加熱器４に流入し、気温9℃の空気7から受熱して蒸発し、セパレータ１２で湿分を分離された後、乾き飽和蒸気となって圧縮機１に流入してヒートポンプサイクルを一巡する。本発明では膨脹過程にタービン８を設置して動力を回収する。本サイクルで圧縮、膨脹が可逆断熱過程の場合、圧縮動力は0.71kW、放熱後の膨脹仕事は0.23kWであり、このヒートポンプサイクルの正味の動力は0.48kW（=0.71-0.23）となる。この場合のヒートポンプの成績係数（ＣＯＰ）は9.4である。動力回収が無い場合のＣＯＰは6.3である。これに対し、従来品（図２で90℃貯湯型（4.6kW機））のＣＯＰは3.49であり、本発明は大幅なＣＯＰ向上を達成している。これまでの説明では冬場の運転を示したが、わが国における中間期と夏場の運転における圧力、温度条件では図３のようになる。本発明でこのような大きな省エネ効果が生じるための温度・圧力の設定方法について説明する。図４は本サイクルのＴ−Ｓ線図４０を示す。ＣＯＰを向上するために、圧縮過程、膨脹過程の比エントロピーを逆カルノーサイクルの四角形４１に近接するように温度と圧力を選択する。すなわち、圧縮機入り口A３６では圧縮過程での比エントロピーはガス状態を維持しつつ可能な限り小さく設定する。この結果、乾き飽和蒸気を与える比エントロピーが選択される。圧縮機出口B３７の熱力学的状態は、等圧放熱過程の状態の軌跡が、逆カルノーサイクルの四角形４１の上辺に近接するように、わずかに臨界圧力と給湯温度を超える圧力、温度を選択する。さらに、この圧力条件のもとで大きな膨脹仕事を獲得するために、タービン入り口温度C３８は、膨張前後の温度差が逆カルノーサイクルの四角形の左辺の長さに近づく位置に選択される。前記した圧力の下限値は放熱器２の性能に強く依存している。すなわち、熱交換器の性能が向上するほど、逆カルノーサイクルの形状に近接できＣＯＰを向上することが出来る。これに対し、従来の貯湯型では、設備費に占める割合が大きいタンクの容量を抑制するために、エネルギー密度を上げて貯湯し、使用時には水で薄めている。このため貯湯温度を使用温度より高く設定する。このため圧縮機で高圧まで圧縮する必要があり大きい動力を必要とする。

年経費の視点から本発明の効果を示す。図５は、年間のランニングコスト、図６は年間経費を従来品と比較したものである。単価が昼間の1/3の深夜電力を使う従来機に較べ、本発明はＣＯＰを約3倍向上することにより、年間を通じて電気代をほぼ等価にできている。瞬間給湯器では、設備費の５０％を占めるタンクが不要になり、追設する小型タービン発電機のコストをタンクの1/3とした場合の年間経費は従来比で3/4である。

図７は本発明の第２の実施例を示す。タービン８と圧縮機１は回転軸を共有して等しい回転数で回転する同軸型４３と回転機構が互いに独立の他軸型４４を選択できる。前者はタービン８の軸動力を直接圧縮機１の動力に伝達できるメリットがある反面、タービン８と圧縮機１のマッチングが要請されるために効率の高い運転範囲が狭いというデメリットもある。一方、後者は、タービン８と圧縮機１が別軸で互いに異なる回転数で回っている場合や、レシプロ機、スクロール機など動作原理が異なる場合でも使える。後者は、圧縮方式に無関係にタービン８を追設でき、さらに高圧のシール構造が前者に比べて楽であるというメリットがある反面、新たに発電機９とインバータを必要とする。第８図は、本発明のヒートポンプサイクルを実現する手段として半径流タービンを取り上げ、業務用冷凍サイクル（冷媒流量０．１ｋｇ/s）特性の回転数依存性を示したものである。分離型４４のＣＯＰ４２と遠心圧縮機を用いた同軸型４３のＣＯＰ４５とを比較している。分離型４４では圧縮機１にレシプロ機を想定し、その断熱効率をタービンの回転数とは無関係に０．８と仮定した。これより、分離型のＣＯＰ４２は広範囲の回転数で高い値を有し、制御の容易な低速域（５万から１２万回転）で高ＣＯＰの運転が可能である。また、これに対応する翼車直径ｄは２０ｍｍ＞ｄ＞１０ｍｍであり製作可能である。これに対し、一体型のＣＯＰ４５は、２０万回転を超える超高回転数域に最大値があり、低速域では急速に低下する。このため、製作可能範囲でＣＯＰの向上を図るのが困難である。これより、性能面、動作特性のロバスト性、圧縮機の機種対応性の点で一体型に較べて分離型が優れていることがわかる。

図１に第３の実施例を示す。貯湯と瞬間給湯の機能を併せ持つハイブリッド型であり、貯湯タンク４７を備えた既存の設備への追加が可能である。夜間電力も使用するので、さらなる年間コストの削減が可能である。タンク内での放熱ロスを補償するため、出湯温度を50℃に設定する。簡単のため、夜間の蓄熱エネルギーを従来の50%とし瞬間湯沸しモードで残りの50%を分担すれば、ＣＯＰの向上により、夜間の消費電力の従来比は0.5*3.1/7.5=0.2,昼間の消費電力の従来比は0.5である。第５図によれば、年間ランニングコストは、貯湯と瞬間給湯でほぼ同額なので、ハイブリッドのランニングコストは従来比70%である。

図９は本発明の第４の実施例である放熱器２を示す。高性能の放熱器２として、水力等価直径が小さいＰＣＨＥが有力な候補である。ＰＣＨＥは、熱媒の流路が形成された金属プレート２０と、水の流路が形成されたプレート２１を交互に積層し拡散接合で一体化する。ＰＣＨＥは母材強度がたもたれるので、耐圧性、耐熱性に優れている。プレート上の流路形成に、従来は、ケミカルエッチングを適用していたが、実用化には安価な製造が必須である。例えばプレス加工で流路を形成できればコストを飛躍的に低減できる。温度と圧力が低い場合は、金属プレートにかわり、安価なプラスチック成型により流路を構成することも出来る。一枚のプレート上の流路の構成は、熱媒のＣＯ_２をプレートに供給する入り口プレナム１３、熱媒を伝熱部に均等に分配するガイド溝１６、直線伝熱部１５、伝熱部の端にあるガイド溝１６、相隣る伝熱流路間の熱伝導を阻害するために設けられたスリット１７を単位として繰り返し形成された伝熱部と、熱交換を終えた熱媒を回収する出口プレナム１８から構成される。一方、水のプレートでは入り口プレナム１９と出口プレナム１４の配置が熱媒のプレートと反対位置に設け流れ方向を対抗させるのが好ましい。熱交換器の温度効率を低下させないためには、熱交換器の総流路長さを確保しながら、伝熱部１５の流路幅２９を狭めて与えられた寸法Ｌ１(22)とＬ２(23)のなかに流路を形成する必要がある。図１０はガイド溝１６の形状をしめす。流体が、前記のように形成された伝熱部を偏り無く一様に流れるようにするのが熱交換効率上好ましい。

そのため、ガイド溝１６では静圧が場所によらず一様であることが好ましい。このため、動圧の回復と摩擦損失が釣り合うように、プレナム位置から流れ方向にガイド溝の流路幅を変化させるのが望ましい。

図１１はガイド溝１６で生じる圧力損失を解消するアイデアで、一枚のプレート上に形成された螺旋流路３０を示す。流路幅は流れに沿い一定である。中央に設置されたプレナム２５から流出する熱媒は螺旋状に外向き２８に流れ、終端に位置するプレナム２６で回収される。一方、低温冷媒たとえば水は積層方向に隣接したプレート上を流れ、最外周に設置されたプレナム２７から流入し熱媒と逆向きに流れて中央のプレナム２４で回収される。壁面熱伝導を阻止すべく内外流路との間にはスリット３１が設けられている。この場合も、与えられた面積内に流路長さを確保するのに流路幅を狭めることが可能である。図１２には、幅は異なるが長さが同じ二つの流路を重ね書きした例を示す。流路Ａ３２の流路幅３４は大きく、与えられた正方形４９の中に全流路が納まらないが、流路Ｂ３３では流路幅３５が小さいので、全流路が与えられた正方形４９の中に格納されている。流路幅３５に半比例して積層板の数を増せば、必要な伝熱面積を確保できる。このような方法によれば、熱交換器の温度効率を維持しつつ、一枚あたりの流路をコンパクト空間に閉じ込めることができ、プレス加工など安価な方法で板上に流路２６を形成できる。

本発明の瞬間湯沸器は従来の貯湯型給湯器に較べて設置スペースが飛躍的に狭小化できるので、ヒートポンプ給湯器の集合住宅への普及を飛躍的に促進でき、ＣＯ_２の排出の削減に寄与できる。

本発明のヒートポンプの機器構成の説明図Ｔ−Ｓ線図による本発明の原理の説明図本発明の適用事例である瞬間給湯器の動作条件を説明する図本発明のＴ−Ｓ線図上での動作を説明する図本発明と現行品の年間ランニングコストの比較図本発明と現行品の年間経費の比較図タービンと圧縮機との組み合わせ方法を説明した図成績係数（ＣＯＰ）の回転数依存性を説明する図本発明になる放熱器の構造を説明した図放熱器のガイド溝の形状を説明した図螺旋流路を有する放熱器の一例を説明した図与えられた面積内に一定の長さの螺旋流路を形成する方法を説明した図

符号の説明

１圧縮機
２放熱器
３膨張弁
４加熱器
５給湯ライン
６給水ライン
７空気導入ライン
８タービン
９発電機
１０仕切り弁
１１モーター
１２気液分離機
１３ＣＯ_２の入口プレナム
１４水の出口プレナム
１５伝熱部（流路形成部）
１６ガイド溝
１７スリット
１８ＣＯ_２の出口プレナム
１９水の入口プレナム
２０ＣＯ_２の流れ方向
２１水の流れ方向
２２プレートの横長さ
２３プレートの縦長さ
２４水の出口プレナム
２５ＣＯ_２の入口プレナム
２６ＣＯ_２出口プレナム
２７水の入口プレナム
２８流れ方向
２９流路幅
３０伝熱部（螺旋流路形成部）
３１スリット
３２流路Ａ
３３流路Ｂ
３４流路Ａの流路幅
３５流路Ｂの流路幅
３６圧縮機入口の状態A
３７圧縮機出口の状態B
３８タービン入口の状態C
３９タービン出口の状態D
４０断熱圧縮
４１逆カルノーサイクル
４２他軸型のＣＯＰ
４３同軸型
４４他軸型
４５同軸型のＣＯＰ
４６動力回収がない場合のＣＯＰ
４７貯湯タンク
４８三方弁
４９正方形
５０従来例

Claims

二酸化炭素を冷媒とし圧縮過程、放熱過程、膨脹過程及び加熱過程を内包するヒートポンプまたは冷凍サイクルであって、前記膨脹過程に膨脹仕事を回収するタービンが設置されていることを特徴としたヒートポンプまたは冷凍サイクル。
前記タービンが発電し、その電力を前記圧縮過程に用いられる圧縮機またはポンプの動力として供給することを特徴とする［請求項１］に記載のヒートポンプまたは冷凍サイクル。
前記タービンの冷媒の状態が、入口でガス、出口で気液二相の飽和状態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。
ヒートポンプサイクルにおける冷媒の最低圧力と最高圧力が、日本の気候で冬期から中間期にかけては、それぞれ３．８〜５ＭＰａ、７．５〜８．６ＭＰａの範囲にあり、中間期から夏にかけては、それぞれが５〜６ＭＰａ、８．６〜９．５ＭＰａの範囲に設定され、かつ放熱過程での被加熱媒体が水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。
前記圧縮過程の冷媒の状態が乾き飽和蒸気もしくはその近傍の過熱蒸気であることを特徴とする［請求項１］に記載の冷凍サイクル。
放熱過程を構成する放熱器がＰＣＨＥで構成され、流路が形成された複数のプレートを拡散接合してなる［請求項１］に記載のヒートポンプ。
前記プレートの材料が、冷媒側にあっては銅またはステンレスかつ水側にあっては、プラスチック材であることを特徴とする［請求項４］に記載のヒートポンプ。
前記プレートは、Ｎ個の合同な直線流路群が等間隔に配置され、プレートへの流体入り口部から数えてｋ＋１番目の流路は、その流れの向きが、ｋ番目（ｋ＝１，２，３・・・Ｎ−１）の流路の流れと対向するようにｋ番流路の下流側の端部でガイド溝を介してｋ番流路と接続され、かつ該端部の反対側に開口を有するスリットがｋ番流路とｋ＋１番流路で挟まれる部分に流路に平行に設けられたことを特徴とする［請求項６］に記載の放熱器。
前記ガイド溝は、静圧分布の偏りが緩和するように、ガイド溝の幅が変化していることを特徴とする［請求項８］に記載の放熱器
前記プレートに形成される流路形状は、流路幅一定の伝熱部流路がプレートの中央部から渦巻き状に外側に向かって形成され、渦巻き流路の縁に沿ってスリットが設けられ、かつｋ周目の流路外縁とｋ＋１周目の流路内縁が前記スリットを挟んで接するように形成され、流体の出入り口部が渦巻きの中央部と流路の端部に設けられたことを特徴とする［請求項６］に記載の放熱器。