JP2011185571A - ヒートポンプシステム - Google Patents

Abstract

【課題】冷却温水が保有する熱を、燃焼機関から発生される動力により駆動される圧縮機を備えたヒートポンプサイクルにおいて充分利用して、暖房運転において可能な限り高い成績係数を得る。
【解決手段】燃焼機関１により発生される駆動力により運転される圧縮機２を冷媒循環路Ｌ１に備え、圧縮機２により冷媒を圧縮して凝縮器１１に送り当該凝縮器１１で熱を放出するとともに、凝縮器１１から冷媒を膨張弁３、蒸発器４に送り、蒸発器４で受熱して、圧縮機２に戻るヒートポンプサイクルを備え、燃焼機関１により発生する排熱を温水として回収して、冷媒循環路Ｌ１を流れる冷媒に与える排熱熱交換器５を備えたヒートポンプシステムを構成するに、圧縮機２と凝縮器１１との間に排熱熱交換器５を備え、冷媒が圧縮機２、排熱熱交換器５、凝縮器１１、膨張弁３、蒸発器４の順に循環する構成とする。
【選択図】図１

Description

本発明は、燃焼機関により発生される駆動力により運転される圧縮機を冷媒循環路に備え、圧縮機により冷媒を圧縮して凝縮器に送り当該凝縮器で熱を放出するとともに、凝縮器から冷媒を膨張弁、蒸発器に送り、蒸発器で受熱して、圧縮機に戻るヒートポンプサイクルを備え、さらに、前記燃焼機関により発生する排熱を回収して、冷媒循環路を流れる冷媒に与える熱交換器を備えたヒートポンプシステムに関するとともに、その使用方法に関する。

このようなヒートポンプシステムが、特許文献１、特許文献２に開示されている。
特許文献１は、エンジン駆動ヒートポンプ装置を関し、ヒートポンプ暖房における暖房能力の向上を図っている。
この特許文献１の図３には、暖房運転時の運転状態が示されている。
図３に示される暖房運転においては、圧縮機２から吐出される冷媒が、室内機８（３）、膨張弁４、室外熱交換器９（５）、冷媒加熱用熱交換器１６を経て、圧縮機２に戻る。エンジン冷却水は、エンジン１から排熱熱交換器１４を経た後、冷媒加熱用熱交換器１６に送られ、その後、エンジン１に戻る。ここで、部材番号は、特許文献１において付されている番号で記載している。

特許文献２は、冷媒圧力の損失を低減させ、室外熱交換器とエンジン廃熱回収器に適正な冷媒量を供給することを可能としている。
特許文献２の図１に、このエンジン駆動式ヒートポンプの構成が示されている。段落〔００２８〕〜〔００３２〕を参照すると、このヒートポンプでも、暖房運転では、圧縮機２から吐出される冷媒が、室内熱交換器５、室外膨張弁６、室外熱交換器４、圧縮機２に戻る。さらに、このヒートポンプでは、室外熱交換器４とエンジン廃熱回収器１５を並列に配置し、エンジン廃熱回収器１５からの冷媒も圧縮機２に戻る。ここで、部材番号は、特許文献２において付されている番号で記載している。

これら特許文献１、２に開示のシステムにおけるヒートポンプとしての主要な差は、エンジン排熱をどのように利用するかの差であるが、基本的に、エンジン排熱熱交換器においてエンジン排熱を回収し、冷媒を過熱状態として圧縮機に導入する構成を採用している。

本願においては、エンジン排熱のヒートポンプサイクルにおける利用形態が問題となるため、上記の特許文献１に記載のヒートポンプを、従来技術の代表例として、以下説明する。
本明細書の図３に、特許文献１に開示のエンジン駆動式ヒートポンプ装置（ヒートポンプシステムの一例）の構成を簡略化して示した。図３において、同図左側に室内機５０を、同図右側に室外機６０を示している。室内機５０には、凝縮器として働く室内熱交換器５１が備えられており、室外機６０には、燃焼機関としてのガスエンジン６１、このガスエンジン６１により駆動される圧縮機６２、膨張弁６３、蒸発器としての室外熱交換器６４、燃焼機関から送り出される排熱により冷媒を過熱する排熱熱交換器として働く過熱器６５が備えられている。

この装置は、ガスエンジン６１により発生される駆動力により運転される圧縮機６２を冷媒循環路Ｌ１に備え、圧縮機６２により冷媒を圧縮して凝縮器５１に送り当該凝縮器５１で熱を放出するとともに、凝縮器５１から冷媒を膨張弁６３、蒸発器６４に送り、蒸発器６４で受熱して、圧縮機６２に戻るヒートポンプサイクルが備えられている。
一方、この装置には、ガスエンジンからの排熱は、蒸発器６４と圧縮機６２との間に設けられる過熱器６５に送られ、排熱を回収して、利用することができる。

特開２００８−２８６４７６号公報 特開２００６−２５０４３６号公報

上記のようなヒートポンプシステムでは、一般に、冷媒にＲ４１０A（ディポン社の登録商標）が用いられており、投入一次エネルギー（HHV基準）の約３２％が燃焼機関としてのエンジンの軸端出力として圧縮機の駆動に使われ、また約５０％がエンジンの温水出力として冷媒蒸発の熱源の一部に利用される。ここで、エンジンの利用温水は、最高８５℃で約１０℃温度を下げてエンジンに戻される。即ち、排熱熱交換器において、温水が有する排熱を冷媒で回収する場合、温水温度は８５℃から７５℃程度まで温度低下を受ける。

圧縮機の出口における吐出冷媒ガス温度は、外気温度、室内暖房設定温度、暖房熱負荷、熱交換器伝熱の性能などで決まる圧縮比と圧縮機の効率により左右されるが、圧縮機入口の冷媒の過熱度が５℃、室内吹き出し温風温度が３５℃なら、おおよそ６５℃である。
この圧縮機出口の冷媒ガスを、先の温水で加熱できれば、暖房時の成績係数は、（外気からの吸熱分）＋（圧縮機所要動力）＋（ガスエンジン温水出力）を投入一次エネルギーで割った値（１１８＋３２＋５０＝２００％）まで高めることができる。この計算値は、現在出願人らが製造しているヒートポンプシステムのカタログ値を参考にしたものであり、この例では、暖房出力９５kＷに対して、燃料であるのガス消費量の値が６４．８ｋＷであり、このクラスのガスエンジンの軸端効率を仮に３２％（ＨＨＶ）とすると、軸端出力に対するヒートポンプのＣＯＰは ９５/（６４．８×０．３２）＝４．６程度となる。ガス消費量を１００とすれば、外気からもらう熱：６８、冷媒の蒸発に役だつエンジン排熱：５０、エンジン軸出力：３２となり、５０＋６８＝１１８ が蒸発器がもらう熱となり、ヒートポンプの暖房ＣＯＰは 上述のように（１１８＋３２）/３２＝４．７となる。

しかし、圧縮機の出口における吐出冷媒ガス温度が高いため、ガスエンジンの温水出力の一部しか冷媒の加熱に使えず、そのためシステムを簡略化するため、図３に示した特許文献１に開示の技術の如く、ガスエンジンの温水出力は、冷媒の蒸発熱源の一部として利用されている。
この場合、外気から得る冷媒蒸発熱は、投入一次エネルギーの約６８％であり、このシステムの成績係数は、（６８）＋（５０）＋（３２）の１５０％、また圧縮機の導入動力に対する成績係数は、１５０／３２＝４．７となる。

さらに外気から熱を得るには、通常外気温度より１０℃〜１５℃温度を下げた冷媒蒸発温度（外気５℃なら−１０℃前後）として、蒸発器の出口ではほぼ乾きガスにする必要がある。そのためこの冷媒蒸発温度は、電子膨張弁により圧縮機吸い込み圧力にリンクして制御されている。

一方、ガスエンジンの最高８５℃の導入温水は、前述の−１０℃前後の冷媒の蒸発に用いられ、大きな温度差で熱交換ができ、伝熱面積を小さくできる反面、熱の有効活用の点では非常に無駄な利用形態となっている。

従って、本願の目的は、燃焼機関の運転に従って発生する排熱を温水として回収し、当該温水が保有する熱を、当該燃焼機関から発生される動力により駆動される圧縮機を備えたヒートポンプサイクルにおいて充分利用でき、暖房運転において可能な限り高い成績係数を得ることができるヒートポンプシステムを得ることにある。

上記目的を達成するための、燃焼機関により発生される駆動力により運転される圧縮機を冷媒循環路に備え、前記圧縮機により冷媒を圧縮して凝縮器に送り当該凝縮器で熱を放出するとともに、前記凝縮器から冷媒を膨張弁、蒸発器に送り、前記蒸発器で受熱して、前記圧縮機に戻るヒートポンプサイクルを備え、
前記燃焼機関により発生する排熱を温水として回収して、前記冷媒循環路を流れる冷媒に与える排熱熱交換器を備えたヒートポンプシステムの特徴構成は、
前記圧縮機と前記凝縮器との間に前記排熱熱交換器を備え、
前記冷媒が前記圧縮機、前記排熱熱交換器、前記凝縮器、前記膨張弁、前記蒸発器の順に循環して前記圧縮機に戻ることを特徴とする。

このヒートポンプシステムでは、燃焼機関から回収した排熱を従来構成のように蒸発器から出た冷媒の蒸発・過熱に利用するのではなく、圧縮機による圧縮を終えた後の冷媒の蒸発・過熱に利用する。
即ち、蒸発器、圧縮機及び排熱熱交換器の入口まで気液混相状態で運転する。

例えば、安定運転時の蒸発器出口冷媒のクオリティー（乾き度）を０．８５前後とする。この使用状態では、蒸発器管内を流れる冷媒は、常に二相流の状態であり、これまでの蒸発器出口を常に乾きガスまで昇温する運転に比べて、循環量を増やす効果も相まって、伝熱性能が高められ、圧縮機の吸い込み圧力を高めることができる。さらに、付加的効果として、これにより冬季の着霜を防止することが可能となる。

また、圧縮後の冷媒の飽和温度を３０℃前後と設定しても、凝縮器に導入される冷媒温度は約７５℃まで昇温でき、その吹き出し温風温度を高めることができ、従来システムで得られる同じ温風温度を低い圧縮比で実現でき、圧縮機の効率向上にも寄与して導入動力に対する成績係数を高めることができる。すなわち圧縮比を下げることで前記の成績係数を４．７から５．５に上げることができ、（５．５×３２＝１７６）＋（５０）となり、投入一次エネルギー比２２６％と現行の約１．５１１８倍の暖房能力を得ることができる。

ここで、圧縮機がスクロール式圧縮機であることが、好ましい。
気液混相状態の冷媒を良好に圧縮できるためである。

このような構成のヒートポンプシステムにおいて、その運転制御に関して、以下の構成を有することが好ましい。
１ 燃焼機関に戻る熱媒温度の制御
燃焼機関に戻る熱媒温度の制御は、下記の構成を採用することで実現できる。
即ち、排熱熱交換器から燃焼機関に戻る熱媒としての冷却水の温度を検出する戻り熱媒温度検出手段と、膨張弁の開度を調整する開度調整手段とを備え、
戻り熱媒温度検出手段により検出される熱媒の温度に基づいて、開度調整手段を働かせて、戻り熱媒温度を目標温度に制御する第１制御手段を備える。
この構成にあっては、燃焼機関に戻る熱媒の温度を、ヒートポンプサイクルに備えられる膨張弁の開度調整で、容易に行うことができる。ここで、膨張弁を開側に操作することで、熱媒戻り温度を低下させることができ、膨張弁を閉側に操作することで、熱媒戻り温度を上昇させることができる。

２ 燃焼機関に戻る熱媒温度の制御
排熱熱交換器へ導入される冷媒温度の制御は、下記の構成を採用することで実現できる。
即ち、排熱熱交換器への冷媒の温度を検出する冷媒温度検出手段と、
圧縮機であるスクロール式圧縮機の回転速度を調整する回転速度調整手段とを備え、
冷媒温度検出手段により検出される冷媒の温度に基づいて、回転速度調整手段を働かせて、排熱熱交換器に入る冷媒温度を目標温度に制御する第２制御手段を備える。
この構成にあっては、ヒートポンプサイクルに備えられる圧縮機の回転速度制御で、排熱熱交換器への冷媒の温度を容易に制御できる。ここで、回転速度を上昇させることで、冷媒の温度を上昇させることができ、回転速度を低下させることで、冷媒の温度を下降させることができる。

本願に係る、これまで説明してきたヒートポンプシステムの運転方法としては、蒸発器の出口及び前記圧縮機の出口における冷媒の状態を乾き度が１未満の気液混相状態とし、前記排熱熱交換器の出口における冷媒の状態を乾き度が１以上の気相状態とすることで、成績係数の高い運転を実現できる。

また、膨張弁の開度を調整して排熱熱交換器から燃焼機関に戻る熱媒の温度を調整することができる。

さらに、圧縮機の回転速度を調整して凝縮器における冷媒の凝縮温度を調整することができる。

本発明に係るヒートポンプシステムの概略構成を示す構成図。 本発明及び従来に係るヒートポンプシステムのエンタルピー−圧力線図及び温度線図。 従来技術に係るヒートポンプシステムの概略構成を示す構成図。

以下、図面に基づいて、本願に係るヒートポンプシステムの構成を説明する。
図１に示すように、燃焼機関であるガスエンジン１により発生される駆動力により運転される圧縮機２を冷媒循環路Ｌ１に備え、圧縮機２により冷媒を圧縮して凝縮器である室内熱交換器１１に送り当該室内熱交換器１１で熱を放出するとともに、室内熱交換器１１から冷媒を膨張弁である電子膨張弁３、蒸発器である室外熱交換器４に送り、この室外熱交換器４で受熱して、圧縮機２に戻るヒートポンプサイクルを備えて構成されている。
さらに、ガスエンジン１は、排熱熱交換器５との間で冷却水が循環される構成が採用されており、熱媒であるエンジン冷却水をガスエンジンの冷却ジャケット１５と排熱熱交換器５との間で循環させる冷却水循環路Ｌ２を備えており、当該エンジン冷却水によりガスエンジン１により発生する排熱を回収して、冷媒循環路Ｌ１を流れる冷媒に与えることが可能となっている。

本発明に係るヒートポンプシステムでは、図１に示すように、圧縮機２と室内熱交換器１１との間に排熱熱交換器５を備え、冷媒循環路Ｌ１において、冷媒が圧縮機２、排熱熱交換器５、室内熱交換器１１、電子膨張弁３、室外熱交換器４の順に循環して圧縮機２に戻る構成が採用されている。

ここで、本願においては、圧縮機２としてスクロール式圧縮機を採用している。このようにスクロール式圧縮機を採用している理由は、冷媒が気液混相状態にあっても、その良好な圧縮駆動が可能となるためである。

さらに、このヒートポンプシステムには制御装置７が備えられており、この制御装置７によりヒートポンプサイクルの運転状態および冷却水サイクルの運転状態を制御できるように構成されている。具体的には、ヒートポンプサイクルに関しては、このサイクルに備えられる圧縮機２の回転速度、電子膨張弁３の開度を制御可能とされており、冷却水サイクルに関しては、このサイクルに備えられる循環ポンプ６の回転速度を制御可能とされている。
前記圧縮機２の回転速度は、制御装置７に備えられる回転速度調整手段７１により調整される。一方、電子膨張弁３の開度は、制御装置７に備えられる開度調整手段７２により調整される。これらは、これまでのヒートポンプシステムにおける制御構成と変わることはない。

さて、本願に係るヒートポンプシステムには、本願独特の構成が採用されている。
図１に示すように、排熱熱交換器５からガスエンジン１に戻る冷却水の温度を検出する戻り熱媒温度検出手段Ｔ１が備えられている。そして、この戻り熱媒温度検出手段Ｔ１により検出される熱媒の温度に基づいて、開度調整手段７２を働かせて、戻り熱媒温度を目標温度に制御する第１制御手段７３が備えられている。
ここで第１制御手段７３は、戻り熱媒温度が目標温度に対して低い場合に、電子膨張弁３を閉側に制御し、戻り熱媒温度が目標温度に対して高い場合に、電子膨張弁３を開側に制御する。

図１に示すように、排熱熱交換器５への冷媒の温度を検出する冷媒温度検出手段Ｔ２が備えられている。そして、この冷媒温度検出手段Ｔ２により検出される冷媒の温度に基づいて、前記回転速度調整手段７１を働かせて、前記排熱熱交換器５に入る冷媒温度を目標温度に制御する第２制御手段７４が備えられている。
ここで第２制御手段７４は、冷媒温度が目標温度に対して低い場合に、圧縮機２の回転速度を増加側に制御し、冷媒温度が目標温度に対して高い場合に、圧縮機２の回転速度を低下側に制御する。

以下、図２に基づいて、本願に係るヒートポンプシステムと、従来構造に係るヒートポンプシステムとを比較して、その運転状態を説明する。
図２において、（ａ）がヒートポンプシステムのエンタルピー−圧力線図であり、（ｂ）が温度線図である。
これらの図において、実線で本願に係るヒートポンプシステムの状態を示し、一点鎖線で、従来のヒートポンプシステムの状態を示した。
本願に係るヒートポンプシステムに関して、圧縮機２における圧縮をＳ１−Ｓ２で、排熱熱交換器５における冷媒の加熱をＳ２−Ｓ３で、室内熱交換器１１における凝縮をＳ３−Ｓ４で、電子器膨張弁３における膨張をＳ４−Ｓ５で、室外熱交換器４における蒸発をＳ５−Ｓ１で示した。

従来技術に係るヒートポンプシステムに関して、圧縮機６２における圧縮をｓ２−ｓ３で、室内熱交換器５１における凝縮をｓ３−ｓ４で、電子器膨張弁６３における膨張をｓ４−ｓ５で、室外熱交換器６４における蒸発をｓ５−ｓ１で、さらに、過熱器６５における蒸発後の過熱をｓ１−ｓ２で示した。

さらに、図２（ｂ）には、本願に係る排熱熱交換器５における熱媒であるエンジン冷却水の温度変化をＣ１−Ｃ２で、従来技術に係る排熱熱交換器６５における熱媒であるエンジン冷却水の温度変換をｃ１−ｃ２で示している。また、本願に係る室内熱交換器１１における室内気の温度変化をＲ１−Ｒ２で、従来技術に係る室内熱交換器５１における室内気の温度変換をｒ１−ｒ２で示している。

図２（ａ）から判明するように、本願に係るヒートポンプシステムでは、安定運転時の室外熱交換器（蒸発器）４の出口の冷媒のクオリティー（乾き度）を０．８５前後とする。結果、当該室外熱交換器４内の蒸発器管を流れる冷媒は、常に二相流の状態とできる。

また、圧縮機２による圧縮後の冷媒の飽和温度を３０℃前後と設定しても、室内熱交換器（凝縮器１１）に導入される冷媒温度は約７５℃まで昇温できるので、室内熱交換器１１の吹き出し温風温度を高めることができ、従来システムで得られる同じ温風温度を低い圧縮比で実現でき、圧縮機の効率向上にも寄与して導入動力に対する成績係数を高めることができることとなった。

燃焼機関の運転に従って発生する排熱を温水として回収し、当該温水が保有する熱を、当該燃焼機関から発生される動力により駆動される圧縮機を備えたヒートポンプサイクルにおいて充分利用でき、暖房運転において可能な限り高い成績係数を得ることができるヒートポンプシステムを得ることができた。

１ ガスエンジン
２ 圧縮器
３ 電子膨張弁
４ 室外熱交換器
５ 排熱熱交換器
１１ 室内熱交換器
７ 制御装置
７１ 回転速度調整手段
７２ 開度調整手段
７３ 第１制御手段
７４ 第２制御手段
Ｔ１ 熱媒温度検出手段
Ｔ２ 冷媒温度検出手段

Claims (7)

1. 燃焼機関により発生される駆動力により運転される圧縮機を冷媒循環路に備え、前記圧縮機により冷媒を圧縮して凝縮器に送り当該凝縮器で熱を放出するとともに、前記凝縮器から冷媒を膨張弁、蒸発器に送り、前記蒸発器で受熱して、前記圧縮機に戻るヒートポンプサイクルを備え、
   前記燃焼機関により発生する排熱を温水として回収して、前記冷媒循環路を流れる冷媒に与える排熱熱交換器を備えたヒートポンプシステムであって、
   前記圧縮機と前記凝縮器との間に前記排熱熱交換器を備え、
   前記冷媒が前記圧縮機、前記排熱熱交換器、前記凝縮器、前記膨張弁、前記蒸発器の順に循環して前記圧縮機に戻るヒートポンプシステム。
2. 前記圧縮機がスクロール式圧縮機である請求項１記載のヒートポンプシステム。
3. 前記排熱熱交換器から前記燃焼機関に戻る熱媒としての冷却水の温度を検出する戻り熱媒温度検出手段と、
   前記膨張弁の開度を調整する開度調整手段とを備え、
   前記戻り熱媒温度検出手段により検出される前記熱媒の温度に基づいて、前記開度調整手段を働かせて、戻り熱媒温度を目標温度に制御する第１制御手段を備えた請求項１又は２記載のヒートポンプシステム。
4. 前記排熱熱交換器への冷媒の温度を検出する冷媒温度検出手段と、
   前記圧縮機であるスクロール式圧縮機の回転速度を調整する回転速度調整手段とを備え、
   前記冷媒温度検出手段により検出される冷媒の温度に基づいて、前記回転速度調整手段を働かせて、前記排熱熱交換器に入る冷媒温度を目標温度に制御する第２制御手段を備えた請求項１〜３のいずれか一項記載のヒートポンプシステム。
5. 前記蒸発器の出口及び前記圧縮機の出口における冷媒の状態を乾き度が１未満の気液混相状態とし、前記排熱熱交換器の出口における冷媒の状態を乾き度が１以上の気相状態とする請求項１又は２記載のヒートポンプシステムの運転方法。
6. 前記膨張弁の開度を調整して前記排熱熱交換器から前記燃焼機関に戻る熱媒の温度を調整する請求項５記載のヒートポンプシステムの運転方法。
7. 前記圧縮機の回転速度を調整して前記凝縮器における冷媒の凝縮温度を調整する請求項５又は６記載のヒートポンプシステムの運転方法。

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