JP2013068405A - ヒートポンプシステム及びその運転方法 - Google Patents

Abstract

【課題】蒸発器におけるデフロストを適切に抑制しながらも、暖房運転において高い運転効率を実現するヒートポンプシステムを提供する。
【解決手段】膨張弁１４と圧縮機１２との間に排熱熱交換器としての第１排熱熱交換器１６を備える共に、圧縮機１２と凝縮器１３との間に排熱熱交換器としての第２排熱熱交換器１７とを備え、冷媒が、圧縮機１２、第２排熱熱交換器１７、凝縮器１３、膨張弁１４を順に通過した後に、蒸発器１５と第１排熱熱交換器１６とを直列又は並列に通過して圧縮機１２に戻る。
【選択図】図１

Description

本発明は、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、排熱を熱媒として回収して、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、及びその運転方法に関する。

従来、ガスエンジン等の燃焼機関を駆動源とするヒートポンプシステム（以下、ＧＨＰと略称）或いは、電動式モータを駆動源とするヒートポンプシステム（以下、ＥＨＰと略称）が知られている。
当該ＥＨＰでは、一般的によく知られているように、電動式モータにて駆動される圧縮機にて圧縮されて吐出される冷媒を、凝縮器に送り当該凝縮器で熱を放出すると共に、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、圧縮機に戻すヒートポンプサイクルを備えている。
例えば、外気温度７℃の冬期で暖房運転を定格でする場合、当該ＥＨＰにおけるヒートポンプサイクルでは、図６のＰＨ線図に示すように、冷媒が、Ｐ１−Ｐ２間において圧縮機にて圧縮され、４℃から８０℃に昇温し、Ｐ２−Ｐ３間において凝縮器にて空調用空気と熱交換して室内に温熱を供給して、８０℃から４０℃へ降温し、Ｐ３−Ｐ４間において膨張弁にて膨張して、４０℃から−５℃へ降温し、Ｐ４−Ｐ１間において蒸発器にて室外空気と熱交換して温熱を回収して、−５℃から４℃に昇温した後、圧縮機に戻る。
このように、ＥＨＰでは、蒸発器において、冷媒が温熱を回収する際、冷媒と空調用空気との温度差を大きくして、温熱を十分に回収するために、蒸発器での冷媒の蒸発温度を十分に下げる（図６に示す例では、Ｐ４で−５℃まで下げる）べく、膨張弁３にて冷媒の蒸発圧力を十分に下げる必要がある。しかしながら、蒸発器での冷媒の蒸発温度を下げすぎると、外気温度が低い場合には、蒸発器にてデフロストが発生する問題がある。また、膨張弁３にて、冷媒の蒸発圧力を下げた分だけ、圧縮機の圧縮仕事が増加するため、運転効率が低下するという問題がある。

これに対し、ＧＨＰは、例えば、特許文献１に開示の構成のものが知られている。当該特許文献１に開示のＧＨＰを簡略化した構成を、本明細書の図８に示す。
当該ＧＨＰは、図８に示すように、紙面左側に示す室内に設けられる室内機１１０と、紙面右側に示す室外に設けられる室外機１２０とから成る。そして、暖房運転を行う場合、燃焼機関としてのガスエンジン１１にて駆動される圧縮機１２により圧縮されて吐出される冷媒を、凝縮器としての室内熱交換器１３に送り当該室内熱交換器１３で熱を放出すると共に、冷媒を室内熱交換器１３から膨張弁１４、蒸発器としての室外熱交換器１５に送り、室外熱交換器１５で受熱して、圧縮機１２に戻すヒートポンプサイクルを備えている。
当該ヒートポンプサイクルにおいて、圧縮機１２と室外熱交換器１５の間には、ガスエンジン１１の排熱を回収した熱媒と冷媒とを熱交換する排熱熱交換器１６が設けられている。
ここで、室内熱交換器１３は、室内機１１０に内設されており、ガスエンジン１１、圧縮機１２、膨張弁１４、室外熱交換器１５、排熱熱交換器１６は、室外機１２０に内設されている。

例えば、外気温度７℃の冬期で暖房運転を定格でする場合、当該ＧＨＰにおけるヒートポンプサイクルでは、図７のＰＨ線図に示すように、冷媒が、Ｐ１−Ｐ２間において圧縮機１２にて圧縮され、２℃から８０℃まで昇温し、Ｐ２−Ｐ３間において室内熱交換器１３にて空調用空気と熱交換器して室内に温熱を供給して、８０℃から４０℃へ降温し、Ｐ３−Ｐ４間において膨張弁１４にて膨張され、４０℃から２℃まで降温し、Ｐ４−Ｐ１間において室外熱交換器１５にて室外空気と熱交換して温熱を回収した後、排熱熱交換器１６にてガスエンジン１１の排熱をも回収し、圧縮機１２に戻ることとなる。

即ち、特許文献１に示すＧＨＰにあっては、冷媒が、室外熱交換器１５にて室外空気から温熱を回収するだけでなく、排熱熱交換器１６にてガスエンジン１１の排熱をも回収するため、上述したＥＨＰほど、室外熱交換器１５における冷媒の蒸発温度を下げなくとも、十分な温熱を回収することができる。図７のＰＨ線図にて説明すると、ＧＨＰサイクル（実線）において、膨張弁１４の出口（Ｐ４）において、ＥＨＰサイクル（点線）の−５℃まで下げる必要がなく、２℃まで下げればよい。このため、外気温度が低い場合であっても、室外熱交換器１５にてデフロストの発生を抑制することができる。また、図７に示すように、圧縮機１２の圧縮仕事をΔＷだけ、削減でき、運転効率を高めることができる。

また、ＧＨＰのようにガスエンジンで駆動し、ＧＨＰシステム自体で排熱が発生可能なシステムでなく、例えば、ＥＨＰのようにそれ自体から排熱が発生しないようなシステムであっても、ＥＨＰ内部に排熱熱交換器を設置し、その近隣に別に設置された太陽熱等の自然エネルギーによる熱や、他の機器からの排熱を供給すれば、同様の効果を実現することが可能である。
尚、本願にあっては、太陽熱等の自然エネルギーによる熱も排熱に含むものとする。

特開２００８−２８６４７６号公報

しかしながら、上記特許文献１に開示のＧＨＰにおいて、冷媒が室外熱交換器１５にて室外空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℃程度）となるように、膨張弁１４の開度が圧縮機１２の吸い込み圧力にリンクする状態で、制御される。
このとき、室外熱交換器１５の下流の排熱熱交換器１６では、ガスエンジン１１の排熱を回収した熱媒（最高で８５℃）のすべてが、前述の−１０℃程度の冷媒の蒸発に用いられ、大きな温度差で熱交換ができる反面、運転効率の観点では、改善の余地があった。

本発明は、上述の課題に鑑みてなされたものであり、その目的は、排熱を熱媒として回収し、当該熱媒が保有する熱を、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、蒸発器におけるデフロストを適切に抑制しながらも、暖房運転において高い運転効率を実現するヒートポンプシステムを実現することにある。

上記目的を達成するためのヒートポンプシステムは、
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共に、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、前記圧縮機に戻すヒートポンプサイクルを備え、
排熱を熱媒として回収して、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、その特徴構成は、
前記ヒートポンプサイクルにおいて、前記膨張弁と前記圧縮機との間に前記排熱熱交換器としての第１排熱熱交換器を備えると共に、前記圧縮機と前記凝縮器との間に前記排熱熱交換器としての第２排熱熱交換器を備え、
前記冷媒が、前記圧縮機、前記第２排熱熱交換器、前記凝縮器、前記膨張弁を順に通過した後に、前記蒸発器と前記第１排熱熱交換器とを直列又は並列に通過して前記圧縮機に戻る点にある。

当該ヒートポンプシステムにあっては、燃焼機関から回収した排熱を、従来技術の如く、ヒートポンプサイクルにおいて、膨張弁と圧縮機との間における冷媒の蒸発・過熱のみに利用するのではなく、圧縮機と凝縮器との間の冷媒の蒸発・過熱にも利用する。
即ち、ヒートポンプサイクルにおいて、冷媒は、膨張弁と圧縮機との間において、蒸発器にて温熱を回収すると共に、第１排熱熱交換器により燃焼機関の排熱をも回収するので、このため、外気温度が低い場合であっても、蒸発器におけるデフロストの発生を抑制できる。また、蒸発温度それほど下げる必要がないことから、蒸発圧力もそれほど下げる必要がなくなるため、圧縮機における圧縮仕事を削減でき、運転効率を向上することができる。
更に、本発明のヒートポンプサイクルを循環する冷媒にあっては、圧縮機の出口（圧縮機と凝縮器との間）にて、第２排熱熱交換器により燃焼機関の排熱を回収して過熱可能に構成されている。このため、例えば、安定運転時の蒸発器の出口及び圧縮機の入口の冷媒の乾き度（クオリティ）を１未満とし、蒸発器及び圧縮機に導入される冷媒を気液混相状態とすることができる。これにより、蒸発器の出口及び圧縮機の入口の冷媒の乾き度を１以上とする場合に比べて、冷媒の循環量を増加させる効果も相まって、伝熱性能を高めることができると共に、圧縮機の吸い込み圧力を高めることができる。
結果、凝縮器に導入される冷媒の温度を充分に高くすることができ、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、運転効率を向上させることができる。

本発明のヒートポンプシステムの更なる特徴構成は、
前記圧縮機を回転駆動する駆動力を発生すると共に排熱を発生する燃焼機関を備え、
前記燃焼機関により発生する排熱を回収した熱媒を循環する熱媒循環路を備え、
前記熱媒循環路は、前記燃焼機関、前記第２排熱熱交換器、前記第１排熱熱交換器とに、順に熱媒を循環するように配設されている点にある。

上記特徴構成によれば、燃焼機関の排熱を回収した直後で、高温の熱媒を、圧縮機と凝縮器との間の第２排熱熱交換器において、冷媒と熱交換させることができる。これにより、凝縮器に導かれる冷媒の温度を充分に上昇させ、凝縮器における吹き出し温風温度を充分に高めることができる。
さらに、第２排熱熱交換器を通過した後でまだ燃焼機関の排熱を保有する熱媒を、膨張弁と圧縮機との間の第１排熱熱交換器において、冷媒と熱交換させることができる。これにより、冷媒を、気液混相状態にできる程度に蒸発・過熱させた状態で、圧縮機に導くことができる。

本発明のヒートポンプシステムの更なる特徴構成は、
前記圧縮機を回転駆動する駆動力を発生すると共に排熱を発生する燃焼機関を備え、
前記燃焼機関により発生する排熱を回収した熱媒を循環する熱媒循環路を備え、
前記熱媒循環路は、前記熱媒を、前記燃焼機関に導いた後、前記第１排熱熱交換器と前記第２排熱熱交換器とに並列に導くように配設されている点にある。

上記特徴構成によれば、燃焼機関から送り出された高温の熱媒を、第１排熱熱交換器と第２排熱熱交換器との双方に、高温の熱媒を導くことができる。

本発明のヒートポンプシステムの更なる特徴構成は、
前記熱媒循環路には、前記第１排熱熱交換器に導かれる熱媒の流量と前記第２排熱熱交換器に導かれる熱媒の流量との比を調整する流量調整弁が設けられている点にある。

上記特徴構成によれば、第１排熱熱交換器に導かれる熱媒の流量と第２排熱熱交換器に導かれる熱媒の流量との比が調整可能であるので、例えば、第１排熱熱交換器に導く熱媒の流量は、ヒートポンプサイクルにおいて圧縮機の入口での冷媒を気液混相状態とできる程度とし、残りの熱媒を、第２排熱熱交換器に供給できる。

本発明のヒートポンプシステムの更なる特徴構成は、前記圧縮機は、スクロール式圧縮機である点にある。

上記特徴構成によれば、圧縮機をスクロール式圧縮機とすることで、気液混相状態の冷媒を良好に圧縮できる。

本発明のヒートポンプシステムの運転方法の特徴構成は、
ヒートポンプシステムにおいて設定される定格負荷に対応した定格負荷運転において、前記圧縮機の入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する気液混相モードで運転し、
前記定格負荷未満の負荷に対応した部分負荷運転において、前記圧縮機の入口における冷媒の状態を過熱状態とする過熱モードで運転可能とする点にある。

上記特徴構成によれば、定格負荷運転においては、圧縮機の入口における冷媒状態を乾き度が１未満の気液混相状態とする気液混相モードとすることで、圧縮機の入口側の冷媒状態を気液混相状態として、冷媒循環量を増加させ、伝熱性能を高めることができる。また、冷媒を過熱状態にする必要が無いため、圧縮機への吸い込み圧力を高めることができる。しかし、本運転方式では冷凍機油への冷媒の溶解度が増加することによる油膜圧力の低下や液圧縮することによる、圧縮機耐久性のリスクが高まる可能性がある。
一方、定格負荷未満の負荷に対応した部分負荷運転においては、冷媒の凝縮圧力が低く、圧縮機の出口の温度も定格負荷運転時より低い（５０〜６０℃）状態のため、圧縮機の入口における冷媒状態を気液混相状態にせず、通常運転時の過熱度を確保した状態からでも排熱（８５℃程度）で加熱する事が可能となり、圧縮機耐久性のリスクを高める事なく、かつシンプルな制御のままで暖房性能を向上する事が可能となる。
もちろん、部分負荷運転時でも定格負荷運転時と同様に気液混相状態から圧縮する場合には、更に暖房性能を向上させる事も可能である。

本発明のヒートポンプシステムの運転方法の更なる特徴構成は、
前記部分負荷運転においては、前記過熱モードと前記気液混相モードとを、選択切替可能である点にある。

上記特徴構成によれば、部分負荷運転においては、過熱モードと気液混相モードとを選択切替に構成しているから、例えば、圧縮機における液圧縮のリスク回避を優先させたい場合には、過熱モードを実行し、運転効率を向上させたい場合には、気液混相モードを実行させることができ、状況に応じたモード選択により、運転の最適化を図ることができる。

第１実施形態に係るＧＨＰの概略構成図 第２実施形態に係るＧＨＰの概略構成図 別実施形態に係るＧＨＰの概略構成図 第１実施形態のＧＨＰにおける定格負荷運転時でのＰＨ線図 第１実施形態のＧＨＰにおける部分負荷運転時でのＰＨ線図 排熱を利用しないＥＨＰにおけるＰＨ線図 従来技術のＧＨＰにおけるＰＨ線図 従来技術のＧＨＰの概略構成図

本発明のヒートポンプシステムは、特に、暖房運転時において、デフロストを効果的に抑制しながらも、高い運転効率を発揮すべく、ヒートポンプサイクルにおいて、冷媒へ排熱を与える構成に特徴がある。
以下、図面に基づいて、本願に係るＧＨＰシステム１００の構成について、説明する。

〔第１実施形態〕
本発明のガスエンジン１１を駆動源とするガスエンジン駆動式のヒートポンプシステム（以下、ＧＨＰシステムと略称）１００は、図１に示すように、紙面左側に示す室内に設けられる室内機１１０と、紙面右側に示す室外に設けられる室外機１２０とから成る。燃焼機関であるガスエンジン１１により発生される駆動力により運転される圧縮機１２、凝縮器としての室内熱交換器１３、膨張弁１４、蒸発器としての室外熱交換器１５とが、記載順に冷媒循環路Ｌ１が設けられている。
そして、冷媒を、圧縮機１２により圧縮し、室内熱交換器１３に送り、当該室内熱交換器１３にて熱を放出させると共に、室内熱交換器１３から冷媒を膨張弁１４、室外熱交換器１５に送り、この室外熱交換器１５にて受熱させて、圧縮機１２に戻るヒートポンプサイクルが備えられている。従って、エンジン冷却水が本願における熱媒となる。

さらに、ガスエンジン１１は、その冷却ジャケット１１ａと第１排熱熱交換器１６及び第２排熱熱交換器１７との間でエンジン冷却水（熱媒の一例）が循環される構成が採用されている。具体的には、当該エンジン冷却水をガスエンジン１１の冷却ジャケット１１ａと第１排熱熱交換器１６及び第２排熱熱交換器１７との間で循環させる冷却水循環路Ｌ２と、冷却水循環路Ｌ２にてエンジン冷却水を圧送する循環ポンプ１９とを備えている。
そして、エンジン冷却水がガスエンジン１１にて回収した排熱は、第１排熱熱交換器１６及び第２排熱熱交換器１７にて、冷媒循環路Ｌ１を循環する冷媒に与えることが可能となっている。

説明を加えると、第１実施形態のＧＨＰシステム１００にあっては、図１に示すように、冷媒循環路Ｌ１の冷媒の通流方向で、圧縮機１２と室内熱交換器１３との間に第２排熱熱交換器１７を備えると共に、室外熱交換器１５と圧縮機１２との間に第１排熱熱交換器１６とを備えている。即ち、冷媒循環路Ｌ１において、冷媒が、圧縮機１２、第２排熱熱交換器１７、室内熱交換器１３、膨張弁１４、室外熱交換器１５、及び第１排熱熱交換器１６を、順に循環して圧縮機１２に戻る構成が採用されている。

このような構成が採用されている状態において、本発明の冷却水循環路（熱媒循環路の一例）Ｌ２は、ガスエンジン１１の冷却ジャケット１１ａ、第２排熱熱交換器１７、及び第１排熱熱交換器１６に、順に冷却水を循環するように配設されている。
これにより、まず、第１に、ガスエンジン１１の排熱を回収した直後の高温のエンジン冷却水と、圧縮機１２から室内熱交換器１３へ導かれる冷媒とが、第２排熱熱交換器１７にて熱交換されるので、当該冷媒を充分に高温にして、室内熱交換器１３から室内へ送り出される送風温度を充分に高温にできる。
第２に、第２排熱熱交換器１７を通過して比較的温度が低下したエンジン冷却水と、室外熱交換器１５から圧縮機１２へ導かれる冷媒とが、第１排熱熱交換器１６にて熱交換されるので、当該冷媒を、特に、ＧＨＰシステム１００にて設定される定格負荷に対応する定格負荷運転時において、気液混相状態が維持できる状態で、且つ、室外熱交換器１５においてデフロストが起きない程度に蒸発・過熱することができる。

本発明においては、運転効率を向上させる観点から、特に、ＧＨＰシステム１００の定格負荷運転時において、室外熱交換器１５の出口、及び圧縮機１２の入口において、冷媒を気液混相状態（乾き度が１未満）としている。当該気液混相状態の冷媒を良好に圧縮するには、圧縮機１２としてスクロール式圧縮機を採用することが好ましい。

本発明のＧＨＰシステム１００には、制御装置１８が設けられており、当該制御装置１８により、ヒートポンプサイクルの運転状態及び冷却水サイクルの運転状態が制御されている。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ている圧縮機１２の回転速度、膨張弁１４の開度、及びガスエンジン１１の負荷を制御可能に構成されている。一方、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１９の回転速度を制御可能に構成されている。

以下、制御の一例を挙げる。冷却水循環路Ｌ２には、第１排熱熱交換器１６の出口のエンジン冷却水の温度を測定する第１温度センサ２１が設けられると共に、第２排熱熱交換器１７の出口のエンジン冷却水の温度を測定する第２温度センサ２２が設けられる。
制御装置１８は、第１排熱熱交換器１６の出口のエンジン冷却水の温度に基づいて、ガスエンジン１１の負荷を制御する負荷制御手段１８ａとして働く。当該ガスエンジン１１の負荷は、例えば、ＧＨＰシステム１００の定格負荷運転時に、ヒートポンプサイクルにおいて、室外熱交換器１５でデフロストを抑制し、且つ室外熱交換器１５の出口及び圧縮機１２の入口における冷媒の気液混相状態を維持するように制御される。
また、制御装置１８は、第２排熱熱交換器１７の出口のエンジン冷却水の温度に基づいて、ガスエンジン１１の負荷を制御する負荷制御手段１８ａとして働く。当該ガスエンジン１１の負荷は、ヒートポンプサイクルにおいて室内熱交換器１３に導かれる冷媒を所望の温度にするように制御される。

ここで、エンジン冷却水の温度に基づくガスエンジン１１の負荷制御について、一例を示すと、エンジン冷却水の温度を上昇させる場合、ガスエンジン１１の排熱を増加させるべく、ガスエンジン１１の負荷を、低負荷側（定格負荷状態から部分負荷状態）へ移行させる制御を行う。

制御装置１８は、比較的高い暖房負荷が要求されるＧＨＰシステム１００の定格負荷運転においては、圧縮機１２の入口における冷媒状態を気液混相状態とする気液混相モードに制御する。一方、本実施形態では、制御装置１８は、定格負荷運転における負荷未満の負荷に対応した部分負荷運転においては、圧縮機１２の入口における冷媒状態を過熱状態とする過熱モードに制御する。
これにより、定格負荷運転においては、室外熱交換器１５を流れる冷媒を気液混相状態にでき、冷媒循環量を増加させ伝熱性能を高めることができる。また、圧縮機１２の入口での冷媒状態を過熱状態にする必要がないため、圧縮機１２の吸込み圧力を高め、運転効率を高めることができる。
一方、部分負荷運転においては、冷媒の凝縮圧力が低く、圧縮機１２の出口の温度も低格運転時よりも低い（５０〜６０℃）状態のため、圧縮機１２の入口の冷媒状態を気液混相状態にせず、通常運転時の過熱度を確保した状態からでも、第２排熱熱交換器１７にてガスエンジン１１の排熱（８５℃程度）で加熱することが可能となり、圧縮機１２の耐久性のリスクを高める事なく、かつシンプルな制御のままで暖房性能を向上することが可能となる。

次に、図４の本発明の定格負荷運転におけるＰＨ線図と図７の従来技術のＰＨ線図とを用いて、本発明のＧＨＰシステム１００の定格負荷運転における運転状態と、従来技術のＧＨＰシステムの運転状態とを比較する。

本発明のＧＨＰシステム１００のＰＨ線図に関し、図４に示すように、圧縮機１２における冷媒の圧縮をＰ１−Ｐ２で、第２排熱熱交換器１７における冷媒の蒸発・過熱をＰ２−ＰＥで、室内熱交換器１３における冷媒の凝縮をＰＥ−Ｐ３で、膨張弁１４における冷媒の膨張をＰ３−Ｐ４で、室外熱交換器１５及び第１排熱熱交換器１６による冷媒の蒸発・過熱をＰ４−Ｐ１で示した。
尚、図４のＰＨ線図におけるＰ１、ＰＥ、Ｐ２、Ｐ３、Ｐ４は、図１の概略構成図の冷媒循環路Ｌ１におけるＰ１、ＰＥ、Ｐ２、Ｐ３、Ｐ４に対応している。

従来技術のＧＨＰシステムのＰＨ線図に関し、図７に示すように、圧縮機１２における冷媒の圧縮をＰ１−Ｐ２で、室内熱交換器１３における冷媒の凝縮をＰ２−Ｐ３で、膨張弁１４における冷媒の膨張をＰ３−Ｐ４で、室外熱交換器１５及び排熱熱交換器１６による冷媒の蒸発・過熱をＰ４−Ｐ１で示した。
尚、図７のＰＨ線図におけるＰ１、Ｐ２、Ｐ３、Ｐ４は、図８の概略構成図の冷媒循環路Ｌ１におけるＰ１、Ｐ２、Ｐ３、Ｐ４に対応している。

ここで、本発明のＧＨＰシステム１００に係るＰＨ線図（図４）と、圧縮機１２の出口において排熱を利用しない従来技術のＧＨＰシステム（図８に概略構成図を示すシステム）に係るＰＨ線図（図７）とを比較する。まず、従来技術（図７）では、ガスエンジン１１の排熱は、排熱熱交換器１６（Ｐ４−Ｐ１）における冷媒の蒸発・過熱にすべて使用されるため、排熱熱交換器１６の出口（Ｐ１）では、冷媒が気相状態（飽和蒸気線（図４で太点線）の外側）となっている。
一方、本発明（図４）では、ガスエンジン１１の排熱は、第２排熱熱交換器１７（Ｐ２−ＰＥ）で使用された残りが、第１排熱熱交換器１６（Ｐ４−Ｐ１）における冷媒に使用されるため、第１排熱熱交換器１６にて冷媒に供給される排熱は、従来技術に比べ少なくなる。このため、第１排熱熱交換器１６の出口（Ｐ１）では、冷媒を気液混相状態（飽和蒸気線（図７で太点線）の内側）に維持できる。
これにより、本発明（図４）の圧縮機１２（Ｐ１−Ｐ２）では、気液混相状態の冷媒を吸い込むように調整でき、吸い込み圧力を高めることができ、従来技術の圧縮機１２（Ｐ１−Ｐ２）に比べ、圧縮仕事を低減できる。

説明を追加すると、本発明（図４）にあっても、従来技術（図７）と同様に、膨張弁１４と圧縮機１２との間（Ｐ４−Ｐ１）において、第１排熱熱交換器１６により冷媒に排熱を供給しているので、蒸発温度（圧力）を大きく下げなくとも、十分に熱を回収できる。このため、ＥＨＰ（図４の点線、及び図６）に比べて、室外熱交換器１５におけるデフロストは抑制でき、圧縮機１２の圧縮仕事を削減できる。

また、本発明（図４）では、冷媒は、圧縮機１２の出口（Ｐ２）において、４０〜５０℃程度の気液混相状態であっても、第２排熱熱交換器１７（Ｐ２−ＰＥ）において良好に蒸発・過熱されるので、室内熱交換器１３（ＰＥ−Ｐ３）において、従来技術（図７）の室内熱交換器１３（Ｐ２−Ｐ３）と同様に、充分に熱を供給することができる。

次に、ＧＨＰシステム１００での部分負荷運転において圧縮機１２の入口の冷媒状態を過熱状態とする過熱モードにおける運転状態（図５のＰＨ線図で実線にて示される運転状態）を、ＧＨＰシステム１００での定格負荷運転において圧縮機１２の入口の冷媒状態を過熱状態とする運転状態（図５のＰＨ線図で一点鎖線にて示される運転状態）と比較する形態で、説明する。

部分負荷運転（図５で実線）では、その凝縮圧力（ＰＥ−Ｐ３間の圧力）が、定格負荷運転（図５で一点鎖線）の凝縮圧力（Ｐ２’−Ｐ３’間の圧力）よりも低く、圧縮機１２の出口の温度（Ｐ２での温度）も、定格負荷運転における圧縮機１２の出口の温度（Ｐ２’の温度）よりも低い（５０〜６０℃程度）状態のため、圧縮機１２の入口（Ｐ１）における冷媒状態を、気液混相状態（図５で飽和蒸気圧曲線の内側）にせず、過熱状態（図５で飽和蒸気圧曲線の外側）からでも、第２排熱熱交換器１７（Ｐ２−ＰＥ）によりガスエンジン１１の排熱（８５℃程度）で加熱する事が可能となり、圧縮器１２の耐久性のリスクを高める事なく、かつシンプルな制御のままで、暖房性能を高めることができる。

〔第２実施形態〕
第２実施形態に係るＧＨＰシステム１００は、ガスエンジン１１の排熱を回収したエンジン冷却水を、第１排熱熱交換器１６及び第２排熱熱交換器１７の夫々に通流させる順序が、第１実施形態と異なる。
以下では、その点を、重点的に説明し、第１実施形態と同様の構成については、同一の符号を付すこととし、その説明を割愛することがある。

図２に示すように、冷却水循環路（熱媒循環路の一例）Ｌ２は、エンジン冷却水（熱媒の一例）を、ガスエンジン１１の冷却ジャケット１１ａに導いた後、第１排熱熱交換器１６と第２排熱熱交換器１７とに並列に導くように配設されている。
さらに、冷却水循環路Ｌ２には、第１排熱熱交換器１６に導かれるエンジン冷却水の流量と、第２排熱熱交換器１７に導かれるエンジン冷却水の流量との比を調整する流量調整弁２０が設けられ、第１排熱熱交換器１６の出口におけるエンジン冷却水の温度を測定する第１温度センサ２１と、第２排熱熱交換器１７の出口におけるエンジン冷却水の温度を測定する第２温度センサ２２とが設けられている。

制御装置１８は、第１温度センサ２１と第２温度センサ２２とにより測定されたエンジン冷却水の温度に基づいて、流量調整弁２０の弁開度を調整して、第１排熱熱交換器１６に導かれるエンジン冷却水の流量と第２排熱熱交換器１７に導かれるエンジン冷却水の流量との比を調整し、弁開度制御手段１８ｂとして働く。
具体的には、ヒートポンプサイクルにおいて、室外熱交換器１５の出口及び圧縮機１２の入口にて、冷媒が、気液混相状態を維持できる程度で、室外熱交換器１５のデフロストが抑制できる程度、且つ、第２排熱熱交換器１７の出口における冷媒の温度が、その下流の室内熱交換器１３にて暖房に必要な熱量を供給できる程度に、流量調整弁２０の弁開度を調整する。

尚、本実施形態においても、第１実施形態と同様に、制御装置１８は、エンジン冷却水から冷媒へ供給される熱量を調整すべく、ガスエンジン１１の負荷を制御する負荷制御手段１８ａとして働くように構成することができる。

〔別実施形態〕
（１）上記第１実施形態、第２実施形態において、第１排熱熱交換器１６は、冷媒循環路Ｌ１の冷媒の循環方向で、室外熱交換器１５の下流側で圧縮機１２の上流側に設けている例を示した。
しかしながら、当該第１排熱熱交換器１６は、図３に示すように、冷媒循環路Ｌ１の冷媒の循環方向で、膨張弁１４と圧縮機１２との間において、室外熱交換器１５と並列に設けても良い。
尚、図３に示す例では、第１排熱熱交換器１６は、冷却水循環路Ｌ２のエンジン冷却水の循環方向で、第２排熱熱交換器１７と直列に配設されていているが、別に並列であっても構わない。

（２）上記第１実施形態、第２実施形態において、本発明のヒートポンプシステムとして、ガスエンジン１１で駆動するＧＨＰを例にとって説明したが、別に電動モータで駆動するＥＨＰであっても、ＥＨＰ内部に排熱熱交換器を設置し、当該排熱熱交換器に対し、その近隣に別に設置された太陽熱等の自然エネルギーによる熱や、他の機器からの排熱を供給することで、上記第１実施形態及び第２実施形態と、同様の効果を実現することが可能である。

（３）上記第１実施形態においては、制御装置１８は、ＧＨＰシステム１００の部分負荷運転において、圧縮機１２の入口の冷媒状態を過熱状態とする過熱モードに制御する例を示したが、運転効率を向上させる観点からは、部分負荷運転において、気液混相モードに制御しても構わない。
即ち、制御装置１８は、部分負荷運転において、過熱モードと気液混相モードとを選択切替可能に構成されていても構わない。
尚、上記第２実施形態では、特に示さなかったが、上記第２実施形態においても、制御装置１８は、定格負荷運転において気液混相モードに制御し、部分負荷運転において過熱モードに制御するように構成しても構わないし、部分負荷運転において、過熱モードと気液混相モードとを選択切替可能に構成されていても構わない。

本発明のヒートポンプシステム及びその運転方法は、排熱を熱媒として回収し、当該熱媒が保有する熱を、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、蒸発器におけるデフロストを適切に抑制しながらも、暖房運転において高い運転効率を実現するヒートポンプシステム及びその運転方法として、有効に利用可能である。

Ｌ１ ：冷媒循環路
Ｌ２ ：冷却水循環路（熱媒循環路の一例）
１１ ：ガスエンジン
１２ ：圧縮機
１３ ：凝縮器
１４ ：膨張弁
１５ ：蒸発器
１６ ：第１排熱熱交換器
１７ ：第２排熱熱交換器
１８ ：制御装置
２０ ：流量調整弁
１００ ：ＧＨＰシステム
１１０ ：室内機
１２０ ：室外機

Claims (7)

1. 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共に、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、前記圧縮機に戻すヒートポンプサイクルを備え、
   排熱を熱媒として回収して、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、
   前記ヒートポンプサイクルにおいて、前記膨張弁と前記圧縮機との間に前記排熱熱交換器としての第１排熱熱交換器を備えると共に、前記圧縮機と前記凝縮器との間に前記排熱熱交換器としての第２排熱熱交換器を備え、
   前記冷媒が、前記圧縮機、前記第２排熱熱交換器、前記凝縮器、前記膨張弁を順に通過した後に、前記蒸発器と前記第１排熱熱交換器とを直列又は並列に通過して前記圧縮機に戻るヒートポンプシステム。
2. 前記圧縮機を回転駆動する駆動力を発生すると共に排熱を発生する燃焼機関を備え、
   前記燃焼機関により発生する排熱を回収した熱媒を循環する熱媒循環路を備え、
   前記熱媒循環路は、前記燃焼機関、前記第２排熱熱交換器、前記第１排熱熱交換器とに、順に熱媒を循環するように配設されている請求項１に記載のヒートポンプシステム。
3. 前記圧縮機を回転駆動する駆動力を発生すると共に排熱を発生する燃焼機関を備え、
   前記燃焼機関により発生する排熱を回収した熱媒を循環する熱媒循環路を備え、
   前記熱媒循環路は、前記熱媒を、前記燃焼機関に導いた後、前記第１排熱熱交換器と前記第２排熱熱交換器とに並列に導くように配設されている請求項１に記載のヒートポンプシステム。
4. 前記熱媒循環路には、前記第１排熱熱交換器に導かれる熱媒の流量と前記第２排熱熱交換器に導かれる熱媒の流量との比を調整する流量調整弁が設けられている請求項３に記載のヒートポンプシステム。
5. 前記圧縮機は、スクロール式圧縮機である請求項１乃至４の何れか一項に記載のヒートポンプシステム。
6. 請求項１乃至５に記載のヒートポンプシステムの運転方法であって、
   ヒートポンプシステムにおいて設定される定格負荷に対応した定格負荷運転において、前記圧縮機の入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する気液混相モードで運転し、
   前記定格負荷未満の負荷に対応した部分負荷運転において、前記圧縮機の入口における冷媒の状態を過熱状態とする過熱モードでも運転可能とするヒートポンプシステムの運転方法。
7. 前記部分負荷運転においては、前記過熱モードと前記気液混相モードとを、選択切替可能である請求項６に記載のヒートポンプシステムの運転方法。

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