JP2014224637A - Ｃｏ２ヒートポンプ式給湯装置 - Google Patents

Abstract

【課題】本発明の課題は、加熱能力に応じて性能を最大化することができる蒸発器を備えるＣＯ_２ヒートポンプ式給湯装置を提供する。
【解決手段】本発明のＣＯ_２ヒートポンプ式給湯装置は、蒸発器１０３が空気側の伝熱面であるフィン群３と、空気流に直交する方向に並べられた複数の蒸発器冷媒流路４からなる蒸発器冷媒流路群と、をほぼ直角に貫通するように固定することで空気と冷媒間で熱交換を行わせるクロスフィンチューブ型のものであり、前記蒸発器１０３は、前記蒸発器冷媒流路４の内径を４．３ｍｍ〜４．９ｍｍとし、ＣＯ_２ヒートポンプ式給湯装置の水に対する加熱能力をＱとし、前記蒸発器冷媒流路４の流路分岐数をＰとした場合に、次式（１）：Ｐ≦６４／３３×Ｑ ・・・（１）
を満足することを特徴とする。
【選択図】図２

Description

本発明は、ＣＯ_２ヒートポンプ式給湯装置に関する。

作動冷媒にＣＯ_２を用いるＣＯ_２ヒートポンプ式給湯装置は、冷媒管内部を流動する液体冷媒を空気の熱によって気体冷媒へと蒸発させる蒸発器を備えている。従来、蒸発器の高性能化を目的として各種検討が行われている。例えば、空気側の伝熱面であるフィン群に対して、空気流にその長さ方向が直交するように並べられる冷媒管がほぼ直角に貫通する、いわゆるクロスフィンチューブ型の蒸発器においては、冷媒管の外径を４．６ｍｍ〜６．０ｍｍとし、熱交換器全体を３列としたものが提案されている（特許文献１参照）。このような蒸発器を備えるＣＯ_２ヒートポンプ式給湯装置によれば、部品点数の増加といった製造性等の問題を解消しつつ高性能化を図ることができる。

特開２００６−１９４４７６号公報

しかしながら、従来の蒸発器（例えば、特許文献１参照）を備えたＣＯ_２ヒートポンプ式給湯装置では、その蒸発器性能が最大となる適正な冷媒管径を指定しているものの、冷媒流路の分岐数についての記載がない。ここで、蒸発器の流路分岐数を本来あるべき値に比べて過小に設定した場合には、蒸発器出入口間の冷媒側圧力損失が増大する。その一方で流路分岐数を過大に設定した場合には、冷媒管内の流動様式が熱伝達率の高い環状流ではなく、熱伝達率の低い層状流となってしまう。つまり、流路分岐数の過小又は過大のいずれにおいても十分な性能が得られないという課題がある。さらに、蒸発器を組み込むヒートポンプサイクルの加熱能力が高くなると、冷媒管内の流動様式が層状流となる限界の流路分岐数が変化してしまうことから、加熱能力に応じた流路分岐数を選定する必要もある。

そこで、本発明の課題は、加熱能力に応じて性能を最大化することができる蒸発器を備えるＣＯ_２ヒートポンプ式給湯装置を提供することにある。

前記課題を解決する本発明は、少なくとも、圧縮機、水冷媒熱交換器、膨張弁、及び蒸発器の各要素が環状に接続され、流路内部にＣＯ_２冷媒が封入されることで構成されたＣＯ_２ヒートポンプ式給湯装置であって、前記蒸発器は、空気側の伝熱面であるフィン群と、空気流に直交する方向に並べられた複数の蒸発器冷媒流路からなる蒸発器冷媒流路群と、をほぼ直角に貫通するように固定することで空気と冷媒間で熱交換を行わせるクロスフィンチューブ型のものであり、前記蒸発器冷媒流路の内径を４．３ｍｍ〜４．９ｍｍとし、ＣＯ_２ヒートポンプ式給湯装置の水に対する加熱能力をＱとし、前記蒸発器冷媒流路の流路分岐数をＰとした場合に、下記関係式（１）：Ｐ≦６４／３３×Ｑ ・・・（１）
を満足することを特徴とする。

また、このようなＣＯ_２ヒートポンプ式給湯装置においては、前記蒸発器冷媒流路の前記流路分岐数をＰとした場合に、次式（２）：
Ｐ≦４／３×Ｑ ・・・（２）
（但し、前記式（２）中、ＱはＣＯ_２ヒートポンプ式給湯装置の水に対する加熱能力である）を満足する構成が望ましい。

また、このようなＣＯ_２ヒートポンプ式給湯装置においては、前記蒸発器冷媒流路の前記流路分岐数Ｐは、前記式（２）を満足する自然数の最大値である構成が望ましい。

また、このようなＣＯ_２ヒートポンプ式給湯装置においては、前記蒸発器の冷媒出口部にて複数の前記蒸発器冷媒流路を近接させて配置した構成が望ましい。

また、このようなＣＯ_２ヒートポンプ式給湯装置においては、次式（３）：
Ｌ_ｅｄ／Ｄ_ｅｄ ^０．２８＜０．１６９Ｑ^０．３６ ・・・（３）
（但し、Ｌ_ｅｄは前記膨張弁から分配器の分岐点までの分岐前流路の長さ、Ｄ_ｅｄは前記膨張弁の下流側における分岐前流路の内径、ＱはＣＯ_２ヒートポンプ式給湯装置の水に対する加熱能力である）
を満足する構成が望ましい。

本発明によれば、加熱能力に応じて性能を最大化することができる蒸発器を備えるＣＯ_２ヒートポンプ式給湯装置を提供することができる。

本発明の実施形態に係るＣＯ_２ヒートポンプ式給湯装置のシステム図である。 本発明の実施形態に係るＣＯ_２ヒートポンプ式給湯装置における蒸発器の斜視図である。 本発明の実施形態に係るＣＯ_２ヒートポンプ式給湯装置における膨張弁の下流側の流れを表す概念図である。 ＣＯ_２冷媒の噴霧流、気泡流等を形成する気液混合領域と、ＣＯ_２冷媒の環状流を形成する気液分離領域との遷移点の測定結果を示すグラフである。 ＣＯ_２冷媒に対する流動様式線図であり、横軸は冷媒乾き度、縦軸は質量速度（ｋｇ／ｍ^２ｓ）である。 分配器による分岐前流路の分岐数と、蒸発器冷媒流路の内径との関係に基づいて蒸発器冷媒流路内が一部でも環状流となる閾値をシミュレーション試験によって演算した演算結果を示すグラフであり、横軸は蒸発器冷媒流路の内径（ｍｍ）であり、縦軸は分岐前流路の分配器による分岐数である。 蒸発器冷媒流路の内径（ｍｍ）とＣＯ_２ヒートポンプ式給湯装置のＡＰＦ（Annual Performance Factor：通年エネルギー消費効率）との関係を示すグラフであり、横軸は蒸発器冷媒流路の内径（ｍｍ）、縦軸はＡＰＦである。 蒸発器冷媒流路の入口から出口までのＣＯ_２冷媒の冷媒温度分布を模式的に示すグラフであり、横軸は、蒸発器冷媒流路の長さ（ｍｍ）、縦軸は、冷媒温度（℃）である。 （ａ）は、図２に示す第３分岐後流路及び第４分岐後流路において、蒸発器の冷媒入口部から冷媒出口部までＣＯ_２冷媒が通流する際のＣＯ_２冷媒の温度変化を、図８に示すＣＯ_２冷媒の温度上昇ΔＴに対応させて示す概念図である。（ｂ）は、比較例としての第３分岐後流路及び第４分岐後流路において、蒸発器の冷媒入口部から冷媒出口部までＣＯ_２冷媒が通流する際のＣＯ_２冷媒の温度変化を、図８に示すＣＯ_２冷媒の温度上昇ΔＴに対応させて示す概念図である。 ＣＯ_２ヒートポンプ式給湯装置の加熱能力Ｑと、分配器による分岐前流路の最適な分岐数（流路分岐数Ｐ）との関係を示すグラフであり、横軸は加熱能力Ｑ（ｋＷ）、縦軸は流路分岐数Ｐである。 他の実施形態に係るＣＯ_２ヒートポンプ式給湯装置における蒸発器の斜視図である。

本発明の実施形態に係るＣＯ_２ヒートポンプ式給湯装置は、蒸発器冷媒流路の内径を４．３ｍｍ〜４．９ｍｍとし、ヒートポンプ式給湯装置の水に対する加熱能力をＱとし、前記蒸発器冷媒流路の流路分岐数をＰとした場合に、下記関係式（１）：
Ｐ≦６４／３３×Ｑ ・・・（１）
を満足することを主な特徴とする。

以下に、本発明のＣＯ_２ヒートポンプ式給湯装置の実施形態について適宜図面を参照しながら詳細に説明する。なお、以下の説明における前後上下の方向は、鉛直方向上方を上側とし、蒸発器に流入する空気の上流側を前側とした図２に示す上下前後方向を基準とする。また、以下の説明における左右の方向は、空気流の上流側から蒸発器を見て向かって右方を右側とする図２に示す左右方向を基準とする。

図１は、本発明の実施形態に係るＣＯ_２ヒートポンプ式給湯装置のシステム図である。本実施形態のＣＯ_２ヒートポンプ式給湯装置（以下、単に「ヒートポンプ給湯機」と称することがある）は、ヒートポンプサイクルと水側サイクルとを有している。

図１に示すように、ヒートポンプサイクルは、圧縮機１００、水冷媒熱交換器１０１、膨張弁１０２、及び蒸発器１０３の各要素をループ状（環状）に接続した流路内に、ＣＯ_２冷媒を封入した構成となっている。
また、水側サイクルは、貯湯タンク１０４、循環ポンプ１０５、及び水冷媒熱交換器１０１の各要素をループ状（環状）に接続した流路内に、水を満たした構成となっている。

蒸発器１０３は、流路を複数（図１では６流路）に分けて熱交換を行うために、膨張弁１０２との間に分配器１が配置され、圧縮機１００との間に合流部２が配置されている。

図２は、蒸発器１０３の斜視図であり、図１における膨張弁１０２から合流部２までの構成をも具体的に示している。
図２に示すように、蒸発器１０３は、クロスフィンチューブ型のものであり、空気側の伝熱面であるフィン群３と、複数の蒸発器冷媒流路４（蒸発器冷媒流路群）と、を備えている。具体的には、フィン群３は、板状の複数のフィンからなり、フィンの板面同士が所定の隙間を空けて対向するように重ねられて構成されている。そして、空気は、フィン群３のフィンの板面同士の間を流れるようになっている。

蒸発器冷媒流路４は、図示しないがフィン群３の各フィンに対してほぼ直交するように貫通し、各フィンに固定されている。具体的には、蒸発器冷媒流路４は、フィン群３の各フィンに対してほぼ直交するように貫通した後、折り返して再びフィン群３の各フィンに対してほぼ直交するように貫通している。つまり、フィン群３を貫通する複数の蒸発器冷媒流路４（蒸発器冷媒流路群）は、蒸発器冷媒流路４の長さ方向が空気流に直交する方向に並ぶように配置されることとなる。ちなみに、本実施形態での蒸発器冷媒流路４を構成する配管は、その内径が４．６ｍｍに設定され、その外径が５．０ｍｍに設定されている。
このような蒸発器１０３は、空気の入口側（前列側）と出口側（後列側）との合計２列で構成されている。

次に、膨張弁１０２から蒸発器１０３を経由して合流部２までの流路の構成について説明する。
膨張弁１０２から分配器１の分岐点までの分岐前流路５を形成する配管の内径Ｄ_ｅｄは、４ｍｍに設定され、分岐前流路５を形成する配管の長さＬ_ｅｄは、６０ｍｍに設定されている。

分岐前流路５は、分配器１にて第１分岐後流路６、第２分岐後流路７、第３分岐後流路８、第４分岐後流路９、第５分岐後流路１０、及び第６分岐後流路１１の計６本の流路へと分岐する。

分岐した各分岐後流路６〜１１のうち、第１分岐後流路６、第３分岐後流路８、及び第５分岐後流路１０は、蒸発器１０３の後列左側へと接続され、フィン群３の各フィンに対してほぼ直交するように貫通して蒸発器１０３の後列右側に臨む。ちなみに、フィン群３を貫通する第１分岐後流路６、第３分岐後流路８、及び第５分岐後流路１０は、前記の蒸発器冷媒流路４を形成している。

蒸発器１０３の後列右側に臨んだ第１分岐後流路６、第３分岐後流路８、及び第５分岐後流路１０は、図示しないが、上方に延びる途中で左側に折り返して再びフィン群３を貫通して蒸発器１０３の後列左側に再び臨む。また、第１分岐後流路６、第３分岐後流路８、及び第５分岐後流路１０は、蒸発器１０３の上方で同様に更に一往復フィン群３を貫通して蒸発器１０３の後列左側に再び臨んだ後、前側に延びて蒸発器１０３の前列左側に接続される。

蒸発器１０３の前列左側に接続された第１分岐後流路６、第３分岐後流路８、及び第５分岐後流路１０は、フィン群３の各フィンに対してほぼ直交するように貫通して蒸発器１０３の前列右側に臨む。そして、図示しないが、前列右側に臨んだ第１分岐後流路６、第３分岐後流路８、及び第５分岐後流路１０は、下方に延びる途中で左側に折り返して再びフィン群３を貫通して蒸発器１０３の前列左側に再び臨む。また、第１分岐後流路６、第３分岐後流路８、及び第５分岐後流路１０は、蒸発器１０３の下方で同様に更に一往復フィン群３を貫通して蒸発器１０３の前列左側に再び臨み、前側の合流部２に向かって延出する。

一方、分岐した各分岐後流路６〜１１のうち、第２分岐後流路７は、前記の第１分岐後流路６の下方でこれに隣接するように蒸発器１０３の後列左側に接続される。第４分岐後流路９は、前記の第３分岐後流路８の下方でこれに隣接するように蒸発器１０３の後列左側に接続される。第６分岐後流路１１は、前記の第５分岐後流路１０の下方でこれに隣接するように蒸発器１０３の後列左側に接続される。

蒸発器１０３の後列左側に接続された第２分岐後流路７、第４分岐後流路９、及び第６分岐後流路１１は、フィン群３の各フィンに対してほぼ直交するように貫通して蒸発器１０３の後列右側に臨む。ちなみに、フィン群３を貫通する第２分岐後流路７、第４分岐後流路９、及び第６分岐後流路１１は、前記の蒸発器冷媒流路４を形成している。

蒸発器１０３の後列右側に臨んだ第２分岐後流路７、第４分岐後流路９、及び第６分岐後流路１１は、図示しないが、下方に延びる途中で左側に折り返して再びフィン群３を貫通して蒸発器１０３の後列左側に再び臨む。また、第２分岐後流路７、第４分岐後流路９、及び第６分岐後流路１１は、蒸発器１０３の下方で同様に更に一往復フィン群３を貫通して蒸発器１０３の後列左側に再び臨んだ後、前側に延びて蒸発器１０３の前列左側に接続される。

蒸発器１０３の前列左側に接続された第２分岐後流路７、第４分岐後流路９、及び第６分岐後流路１１は、フィン群３の各フィンに対してほぼ直交するように貫通して蒸発器１０３の前列右側に臨む。そして、図示しないが、前列右側に臨んだ第２分岐後流路７、第４分岐後流路９、及び第６分岐後流路１１は、上方に延びる途中で左側に折り返して再びフィン群３を貫通して蒸発器１０３の前列左側に再び臨む。また、第２分岐後流路７、第４分岐後流路９、及び第６分岐後流路１１は、蒸発器１０３の上方で同様に更に一往復フィン群３を貫通して蒸発器１０３の前列左側に再び臨み、前側の合流部２に向かって延出する。

なお、合流部２に向かって延出する第１分岐後流路６及び第２分岐後流路７同士、第３分岐後流路８及び第４分岐後流路９同士、並びに第５分岐後流路１０及び第６分岐後流路１１同士は、蒸発器１０３の前列左側でそれぞれ隣接するように配置されている。
そして、各分岐後流路６〜１１は、蒸発器１０３から合流部２に接続され、再び１本の流路となる。

次に、本実施形態に係るＣＯ_２ヒートポンプ給湯装置の動作について図１及び図２を参照しながら説明する。
ＣＯ_２冷媒は、圧縮機１００で、圧縮されて高温・高圧状態になる。この高温・高圧のＣＯ_２冷媒は、貯湯タンク１０４から循環ポンプ１０５によって送られてきた水と、水冷媒熱交換器１０１にて熱交換し、水をお湯に沸き上げる代わりに熱を失う。このときのＣＯ_２冷媒から水への単位時間当たりの熱移動量が加熱能力Ｑとなる。この加熱能力Ｑは、特許請求の範囲にいう「加熱能力」に相当し、本実施形態では、４．５ｋＷに設定することを想定している。

次に、ＣＯ_２冷媒は、膨張弁１０２で縮流部（図示省略）を通過することで低温・低圧状態の気液混合状態（気液二相流）となる。そして、ＣＯ_２冷媒は、分配器１にて分岐後流路６〜１１に分流される。そして、ＣＯ_２冷媒は、分岐後流路６〜１１に分かれてフィン群３をそれぞれ貫通する蒸発器冷媒流路４を流れる際に、空気から熱を受け取ることで蒸発する。次いで、蒸発器１０３から流出した冷媒は、合流部２で合流して１本の流路に戻った後、圧縮機１００へと戻り、再び圧縮されてヒートポンプサイクルに送り出される。

次に膨張弁１０２から分配器１までのＣＯ_２冷媒の動作について更に詳しく説明する。図３は、膨張弁１０２の下流側の流動状態を示す模式図である。
図３に示すように、膨張弁１０２から流出したＣＯ_２冷媒は、圧力の低下によって気体と冷媒の２相状態となる。具体的には、ＣＯ_２冷媒は、膨張弁１０２近傍では連続相としての気体冷媒中に液体冷媒が混合した噴霧流（又は連続相としての液体冷媒中に気体冷媒が混合した気泡流（図示せず））となり、膨張弁１０２から離れた領域では液体冷媒が流路の内周壁を覆うように流れる環状流となる。

噴霧流（又は気泡流（図示省略））から環状流への遷移点は、流路の内径が大きい程、冷媒流量が大きいほど、膨張弁１０２の冷媒出口部から遠くなる。また、蒸発器１０３に対する冷媒分配を考慮すると、環状流では分配器１の傾きによる気液の偏りや、ＣＯ_２冷媒自体の偏流によって分配が不均一になり、結果として本来得られるはずの蒸発器性能が得られない場合がある。これに対して、噴霧流ではこれらの影響を受けずに安定かつ均等な分配が可能となる。
したがって、分岐後流路６〜１１のように多分岐の流路にて蒸発器冷媒流路４を形成する場合に、環状流と噴霧流との比較では噴霧流で分配することが性能の低下防止のために特に重要となる。

次に参照する図４は、ＣＯ_２冷媒の噴霧流、気泡流等を形成する気液混合領域と、ＣＯ_２冷媒の環状流を形成する気液分離領域との遷移点の測定結果を示すグラフであり、横軸は加熱能力Ｑ（ｋＷ）を表し、縦軸は、ｘ／Ｄ_ｅｄ ^０．２８（但し、ｘは、図３に示す膨張弁１０２からの流路長さ（ｍ）であり、Ｄ_ｅｄは、図２に示す膨張弁１０２の下流側における分岐前流路５の内径（ｍ）である）を表している。
ちなみに、図４に示す気液混合領域と気液分離領域との遷移点は、加熱能力４．５ｋＷのヒートポンプ給湯機の性能表示に必要とされる試験条件のうち、ＣＯ_２冷媒の流量が最小となる着霜期条件にてシミュレーション試験を行って求めたものである。

図４に示す、ｘ／Ｄ_ｅｄ ^０．２８＝０．１６９Ｑ^０．３６の関係式を満たす曲線は、気液混合領域と気液分離領域との遷移点を表すものであり、当該曲線よりも上の領域（ｘ／Ｄ_ｅｄ ^０．２８が大きい領域）が気液分離領域、つまり環状流を形成する領域であり、当該曲線よりも下の領域（ｘ／Ｄ_ｅｄ ^０．２８が小さい領域）が気液混合領域、つまり噴霧流ないしは気泡流を形成する領域である。
したがって、本実施形態においては、噴霧流ないしは気泡流のＣＯ_２冷媒を分配器１にて分配するためには、後に具体的に説明する次式（３）：
Ｌ_ｅｄ／Ｄ_ｅｄ ^０．２８＜０．１６９Ｑ^０．３６ ・・・（３）
（但し、Ｌ_ｅｄは、図２に示す膨張弁１０２から分配器１の分岐点までの分岐前流路５の長さ（ｍｍ）、Ｄ_ｅｄは図２に示す膨張弁１０２の下流側における分岐前流路５の内径（ｍｍ）、Ｑは加熱能力（ｋＷ）である）
の関係式を満たすことが望ましい。

本実施形態では、前記のように、流路内径Ｄ_ｅｄを４ｍｍ、加熱能力Ｑを４．５ｋＷとしているため、ＡＰＦ（Annual Performance Factor：通年エネルギー消費効率、以下、ＡＰＦに同じ）の算出に必要な全ての試験条件において噴霧流ないしは気泡流のＣＯ_２冷媒を分配器１にて分配するためには、図３に示す膨張弁１０２からの流路長さｘ（ｍ）は、６１．９ｍｍ未満（ｘ＜６１．９ｍｍ）とする必要がある。
以上のことから、本実施形態では、膨張弁１０２から分配器１の分岐点までの分岐前流路５の長さＬ_ｅｄ（図２参照）を６０ｍｍに設定した。

次に、本実施形態に係るＣＯ_２ヒートポンプ給湯装置における、分配器１による分岐前流路５の分岐数と、蒸発器冷媒流路４の内径との関係について説明する。
次に参照する図５は、ＣＯ_２冷媒に対する流動様式線図であり、横軸は冷媒乾き度、縦軸は質量速度（ｋｇ／ｍ^２ｓ）である。
図５に示すように、線ＡＢＣＤに囲まれた領域は、気体冷媒と液体冷媒とが配管内で偏って２層になって流れる層状流を形成する領域を表している。

また、線Ａと線Ｃとの間で線Ｄよりも質量速度が大きい領域は、気体冷媒と液体冷媒とが配管内で前記の環状流を形成する領域を表している。熱伝達率の観点から層状流と環状流とを評価すると、環状流は管壁全体にて沸騰蒸発と対流蒸発が発生することで高い熱伝達率が得られる。これに対し、層状流は、配管の内周面の一部が気体冷媒と接するため、その部分で沸騰蒸発が発生せず、環状流に比べて熱伝達率が低くなる。したがって、同一の伝熱面積でより高い伝熱性能を得るためには、流路内を環状流とすることが必要となる。

そして、本実施形態では、図５に示す質量速度と冷媒乾き度との関係に基づいて、蒸発器冷媒流路４内が一部でも環状流となる閾値をシミュレーション試験によって演算した。その結果を図６に示す。図６は、分配器１による分岐前流路５の分岐数と、蒸発器冷媒流路４の内径との関係に基づいて蒸発器冷媒流路４内が一部でも環状流となる閾値をシミュレーション試験によって演算した演算結果を示すグラフであり、横軸は、蒸発器冷媒流路４の内径（ｍｍ）であり、縦軸は、分配器１による分岐前流路５の分岐数であり、図６中、それぞれ「蒸発器冷媒流路内径（ｍｍ）」及び「流路分岐数」として記す。ちなみに、層状流から環状流となる遷移点は、加熱能力４．５ｋＷのヒートポンプ給湯機の性能表示に必要とされる試験条件のうち、ＣＯ_２冷媒の流量が最小となる着霜期条件にて演算したものである。

図６中、黒丸印「●」を直線で結んだ線が、層状流及び環状流相互間の遷移が生じる閾値である。この線よりも流路分岐数が大きい領域が熱伝達率の低い層状流の領域を示し、分岐数が小さい領域が熱伝達率の高い環状流の領域を示している。なお、図６中の縦軸の流路分岐数は自然数刻みとなるため、縦軸上の所定の流路分岐数を示す位置で互いに並ぶ２つの黒丸印「●」同士の間で規定される蒸発器冷媒流路内径（ｍｍ）の範囲内で最適の蒸発器冷媒流路４の内径を決定することができる。具体的には、例えば図６中、流路分岐数が６の場合に環状流となる閾値は、蒸発器冷媒流路内径（ｍｍ）が４．４ｍｍ〜４．７ｍｍの範囲内となる。

次に、本実施形態に係るヒートポンプ給湯装置における蒸発器１０３の仕様と性能との関係について説明する。図７は、蒸発器冷媒流路４の内径（ｍｍ）とヒートポンプ給湯機の性能を表すＡＰＦとの関係の計算結果を示すグラフであり、横軸は、蒸発器冷媒流路４の内径（蒸発器冷媒流路内径（ｍｍ））、縦軸は、ＡＰＦである。

なお、ここでの蒸発器冷媒流路４の内径に対応する、分配器１による分岐前流路５の分岐数（流路分岐数）には、図６に示した閾値を適用した。これは流路分岐数が大きくなるほど蒸発器出入口間の圧力損失が小さくなることから、熱伝達率の高さと圧力損失の低さを両立することで最大の性能を得る目的がある。また、ＡＰＦの計算は、蒸発器１０３の空気側伝熱面であるフィン材価格と、蒸発器冷媒流路４となる冷媒管価格の総和を一定として行った。

図７に示すように、蒸発器冷媒流路４の内径（図７中、横軸の蒸発器冷媒流路内径（ｍｍ））を小さくするほどＡＰＦが大きくなってヒートポンプ給湯装置の性能が向上することがわかる。これは、蒸発器冷媒流路４の内径を細くするほど冷媒流路の伝熱面積を一定量保つために流路の本数が増え、同時に流路同士の間隔も狭くなるためと考えられる。つまり、フィン群３に対して熱が均等に伝わってフィン効率が向上するためであると考えられる。但し、蒸発器冷媒流路４の内径の減少に伴う性能の向上率は、内径４．６ｍｍを境に緩慢になることがわかる。この原因については次の図８、図９を用いて説明する。

図８は、蒸発器冷媒流路４の入口から出口までの冷媒温度分布を模式的に示すグラフであり、横軸は、蒸発器冷媒流路の長さ（ｍｍ）、縦軸は、冷媒温度（℃）である。
蒸発器１０３（図２参照）は、液体冷媒を気体冷媒に蒸発させるという特性上、図８に示すように、蒸発器１０３の出口側近傍で蒸発が完全に終了し、冷媒の温度上昇ΔＴ（℃）が起こる。

次に参照する図９（ａ）は、図２に示す第３分岐後流路及び第４分岐後流路において、ＣＯ_２冷媒が、蒸発器１０３の冷媒入口部から冷媒出口部まで通流する際のＣＯ_２冷媒の温度変化を、図８に示すＣＯ_２冷媒の温度上昇ΔＴに対応させて示す概念図である。図９（ｂ）は、比較例としての第３分岐後流路及び第４分岐後流路において、蒸発器の冷媒入口部から冷媒出口部までＣＯ_２冷媒が通流する際のＣＯ_２冷媒の温度変化を、図８に示すＣＯ_２冷媒の温度上昇ΔＴに対応させて示す概念図である。

図９（ａ）に示すように、前記実施形態での第３分岐後流路８及び第４分岐後流路９は、前記したように、分配器１（図２参照）から延びる第３分岐後流路８及び第４分岐後流路９同士は互いに隣接する位置でフィン群３に接続されて蒸発器１０３の冷媒入口部を構成している。また、蒸発器１０３から合流部２に（図２参照）に向かう第３分岐後流路８及び第４分岐後流路９は、前記したように、互いに隣接する位置で蒸発器１０３の冷媒出口部を形成している。

これに対し、図９（ｂ）に示す比較例の第３分岐後流路８及び第４分岐後流路９は、図９（ａ）に示す第３分岐後流路８及び第４分岐後流路９と異なって、蒸発器１０３の冷媒入口部及び冷媒出口部は、フィン群３の上下方向に配置される３段分の蒸発器冷媒流路４を介して互いに離間するように形成されている。

そして、図９（ａ）及び（ｂ）に示すように、フィン群３を貫通する蒸発器冷媒流路４は、フィン群３のフィンを介して互いに隣り合うもの同士で白抜き矢印の示すように熱交換を行う。フィン群３による熱交換が無いと仮定した場合に比べて、前記の熱交換が行われると、一般には高温側の蒸発器冷媒流路４が冷却されてヒートポンプ給湯機の性能が低下することとなる。

また、熱伝導による熱移動量は、蒸発器冷媒流路４同士の間隔が狭くなるほど多くなる。そのため、蒸発器冷媒流路４を細くして流路密度を高めるほど、ヒートポンプ給湯機の性能は熱伝導の影響で向上しにくくなる。なお、フィン群３のフィンの熱伝導によるヒートポンプ給湯機の性能低下は、蒸発器１０３の出口の冷媒過熱度が高いほど強く現れる。また、ヒートポンプサイクル内に冷媒量調整機能を備えていないヒートポンプ給湯機は、外気温度が高いほど冷媒過熱度が上昇するという特性を持つ。

ところで、図９（ｂ）に示す比較例での「蒸発器１０３の冷媒出口部」での蒸発器冷媒流路４内のＣＯ_２冷媒、つまり図９（ｂ）中、「温度高」で示されるＣＯ_２冷媒は、これの下方で隣接する蒸発器冷媒流路４内の「温度低」で示されるＣＯ_２冷媒と熱交換する。よって、図９（ｂ）に示す比較例では、熱伝導によるヒートポンプ給湯機の性能低下量が大きい。これに対して、図９（ａ）に示す本実施形態では、「蒸発器１０３の冷媒出口部」での蒸発器冷媒流路４内の「温度高」で示されるＣＯ_２冷媒は、これに隣接する蒸発器冷媒流路４内の「温度中」で示されるＣＯ_２冷媒と熱交換する。
よって、図９（ａ）に示す本実施形態では、「蒸発器１０３の冷媒出口部」での蒸発器冷媒流路４同士（図９（ａ）の第３分岐後流路８及び第４分岐後流路９同士）を互いに隣接させることで、ヒートポンプ給湯機の性能を向上させることができる。

以上、図４から図９について説明したとおり、蒸発器冷媒流路４の内径としては４．６ｍｍが適切であり、更に図９（ａ）に示す流路構成を適用することで熱伝導による性能低下を緩和できる。そして、製造のばらつきなどを考慮すると、許容可能な蒸発器冷媒流路４の内径の範囲を規定する必要もある。

図６にて既に説明したとおり、蒸発器冷媒流路４の内径に４．６ｍｍを選択した場合の流路分岐数は６となるが、もし製造のばらつきなどで流路内径が４．６ｍｍからずれてしまった場合でも、図６の横軸に示す蒸発器冷媒流路４の内径が４．４ｍｍ〜４．７ｍｍの範囲であれば最適な流路分岐数Ｐを対応させる（設定する）ことができる。

再び図７を参照して、冷媒流量の選択によっては、流路分岐数が７（図７の上側横軸参照）の場合に、許容される蒸発器冷媒流路４の内径範囲が４．３ｍｍ〜４．６ｍｍとなり、流路分岐数が６（図７の上側横軸参照）の場合に、許容される蒸発器冷媒流路４の内径範囲が４．６ｍｍ〜４．９ｍｍとなる。つまり、製造のばらつきなどによる蒸発器冷媒流路４の内径が４．６ｍｍからずれることを考慮しても、図７に示す蒸発器冷媒流路４の内径が４．３ｍｍ〜４．９ｍｍの範囲であれば、最適な流路分岐数Ｐを対応させる（設定する）ことができる。ちなみに、図７の上側横軸の流路分岐数（６又は７）に対応する蒸発器冷媒流路４の内径範囲は、着霜期などの低冷媒流量条件では層状流を許容するものとしてシミュレーション試験にて演算したものである。

次に、ヒートポンプ給湯機の加熱能力Ｑ（ｋＷ）と、分配器１による分岐前流路５の最適な分岐数（流路分岐数Ｐ）との関係について説明する。図１０は、ヒートポンプ給湯装置の加熱能力Ｑと、分配器による分岐前流路の最適な分岐数（流路分岐数Ｐ）との関係を示すグラフであり、横軸は、加熱能力Ｑ（ｋＷ）、縦軸は、流路分岐数Ｐである。つまり、図１０に示すグラフは、前記のように、蒸発器冷媒流路４の内径を４．６ｍｍとした場合に、蒸発器冷媒流路４内のＣＯ_２冷媒が環状流となる加熱能力Ｑと流路分岐数Ｐとの関係をシミュレーション試験にて演算して得たものである。図１０にはＡＰＦを演算する条件のうち、冷媒流量が最も少ない着霜期条件の結果を破線で示し、冷媒流量が最も大きい夏期条件の結果を実線で示した。

図１０に示すように、着霜期条件に対する閾値は、Ｐ＝４／３×Ｑで表され、夏期条件に対する閾値はＰ＝６４／３３×Ｑで表される。そして、それぞれの閾値よりも流路分岐数Ｐが少ない領域が、蒸発器冷媒流路４内でのＣＯ_２冷媒が環状流となる領域となる。
したがって、夏期条件基準で前記した式（１）：
Ｐ≦６４／３３×Ｑ ・・・（１）
の関係式を満足する加熱能力Ｑ（ｋＷ）及び流路分岐数Ｐを設定することで蒸発器冷媒流路４内のＣＯ_２冷媒を環状流とすることができる。

また、着霜期条件基準で、式（２）：
Ｐ≦４／３×Ｑ ・・・（２）
の関係式を満足するとすればＡＰＦの算出に必要な全条件にて、蒸発器冷媒流路４内のＣＯ_２冷媒を環状流とすることができる。本実施形態では、全条件で高い性能を確保するため、式（２）：Ｐ≦４／３×Ｑにおいて加熱能力Ｑが前記の４．５ｋＷである場合を想定して、流路分岐数Ｐを６とした。
なお、本実施形態では加熱能力Ｑが４．５ｋＷものについて記載したが、本発明の課題を阻害しない限り、適宜加熱能力Ｑを設定することができる。

以上のような蒸発器１０３を備える本実施形態に係るＣＯ_２ヒートポンプ式給湯装置によれば、蒸発器冷媒流路４の内径を４．３ｍｍから４．９ｍｍの範囲内とし、流路分岐数Ｐと加熱能力Ｑの関係を前記式（１）：Ｐ≦６４／３３×Ｑとすることで、ＣＯ_２ヒートポンプ式給湯装置の性能を表すＡＰＦの算出に必要な試験条件の内、冷媒流量が最大となる条件において、蒸発器冷媒流路４の内部の流動様式が熱伝達率の高い環状流となるため、高い性能を得ることが可能となる。

また、このＣＯ_２ヒートポンプ式給湯装置によれば、流路分岐数Ｐを前記式（２）：Ｐ≦４／３×Ｑの範囲内の値とすることで、ＡＰＦの算出に必要な全ての試験条件において、蒸発器冷媒流路４における流動様式を熱伝達率の高い環状流することができるため、全ての条件で高い性能が得られるようになる。

また、このＣＯ_２ヒートポンプ式給湯装置によれば、流路分岐数Ｐを前記式（２）：Ｐ≦４／３×Ｑの関係を満たすＰの自然数の最大値（例えば、本実施形態での前記流路分岐数Ｐ＝６）とすることで、熱伝達率の高さだけでなく、冷媒側圧力損失の低減効果も得られるため、更に高い性能を得ることが可能となる。

また、このＣＯ_２ヒートポンプ式給湯装置によれば、複数の蒸発器冷媒流路４の冷媒出口部を互いに近接させるように配置することで、複数の蒸発器冷媒流路４の冷媒出口部が近接しない場合に比べてフィン群３を介した熱伝導の影響による性能低下を防止し、蒸発器１０３の性能を特に高めることが可能となる。

また、このＣＯ_２ヒートポンプ式給湯装置によれば、蒸発器１０３は必然的に多分岐となるため、性能を十分に引き出すためにはＣＯ_２冷媒の均等分配が必要となるが、次式（３）：
Ｌ_ｅｄ／Ｄ_ｅｄ ^０．２８＜０．１６９Ｑ^０．３６ ・・・（３）
（但し、Ｌ_ｅｄ、Ｄ_ｅｄ及びＱは前記と同義である）
を満たす値とすることで、膨張弁１０２から流出した冷媒流が気液混合状態を維持したまま流路分岐部に流入し、流路分岐数Ｐにかかわらず均等な流量及び乾き度で分配することが可能となる。

このような本実施形態によれば、任意の加熱能力Ｑに対して製造のばらつきを考慮した最適な蒸発器冷媒流路４の内径範囲と、流路分岐数Ｐとを選択することができるため、加熱能力Ｑに応じて性能を最大化することができる蒸発器１０３を備えるＣＯ_２ヒートポンプ式給湯装置用蒸発器を提供することができる。

以上、本発明の実施形態について説明したが、本発明は前記実施形態に限定されず、種々の形態で実施することができる。以下に説明する他の実施形態においては、前記実施形態と同様の構成要素については同一の符号を付してその詳細な説明を省略する。
次に参照する図１１は、他の実施形態に係るＣＯ_２ヒートポンプ給湯装置における蒸発器の斜視図である。図１１中、符号１は分配器、符号２は合流部、符号３はフィン群、符号５は分岐前流路、符号６は第１分岐後流路、符号７は第２分岐後流路、符号８は第３分岐後流路、符号９は第４分岐後流路、符号１０は第５分岐後流路、符号１１は第６分岐後流路、符号１０２は膨張弁、符号１０３は蒸発器である。

図１１に示すように、他の実施形態に係るＣＯ_２ヒートポンプ給湯装置における蒸発器１０３は、図２に示す前記実施形態での蒸発器１０３に比べて、フィン群３の列数が１列増え、合計３列の構成となっているため、流路構成が異なっている。なお、図１１に示す蒸発器１０３を備えるヒートポンプ給湯機の加熱能力Ｑは６．０ｋＷを想定している。
図１１に示す蒸発器１０３は、図２に示すものに比べてフィン群３の列数が増加したことで蒸発器冷媒流路４が長くなっている。そのため、蒸発器１０３の冷媒出入口間の圧力損失が高い仕様となっている。

一方、図１０に示した数式には、圧力損失の項目が存在しないため、前記実施形態と同様の理論が適用できる。
つまり、式（２）：Ｐ≦４／３×Ｑに加熱能力Ｑの６ｋＷを適用するとＰ≦８となるため、圧力損失の低減化の観点から流路分岐数Ｐの最大値である「８」とすることが適切となる。しかし、量産性の観点から見た場合、４．５ｋＷ出力と６．０ｋＷ出力の機体で流路分岐数Ｐを統一することが望ましく、流路分岐数を「６」とし、複数の加熱能力Ｑについて高い性能を発揮できる仕様とした。

また、前記実施形態では、図１に示す圧縮機１００、水冷媒熱交換器１０１、膨張弁１０２、及び蒸発器１０３を有するヒートポンプサイクルについて説明したが、本発明はさらに冷媒量調整機構や高圧側と低圧側の冷媒を熱交換させる内部熱交換器などが含まれているヒートポンプサイクルについても適用できる。

１ 分配器
２ 合流部
３ フィン群
４ 蒸発器冷媒流路
５ 分岐前流路
６ 第１分岐後流路
７ 第２分岐後流路
８ 第３分岐後流路
９ 第４分岐後流路
１０ 第５分岐後流路
１１ 第６分岐後流路
１００ 圧縮機
１０１ 水冷媒熱交換器
１０２ 膨張弁
１０３ 蒸発器
１０４ 貯湯タンク
１０５ 循環ポンプ

Claims (5)

1. 少なくとも、圧縮機、水冷媒熱交換器、膨張弁、及び蒸発器の各要素が環状に接続され、流路内部にＣＯ_２冷媒が封入されることで構成されたＣＯ_２ヒートポンプ式給湯装置であって、
   前記蒸発器は、空気側の伝熱面であるフィン群と、空気流に直交する方向に並べられた複数の蒸発器冷媒流路からなる蒸発器冷媒流路群と、をほぼ直角に貫通するように固定することで空気と冷媒間で熱交換を行わせるクロスフィンチューブ型のものであり、
   前記蒸発器は、前記蒸発器冷媒流路の内径を４．３ｍｍ〜４．９ｍｍとし、
   ＣＯ_２ヒートポンプ式給湯装置の水に対する加熱能力をＱとし、前記蒸発器冷媒流路の流路分岐数をＰとした場合に、次式（１）：
   Ｐ≦６４／３３×Ｑ ・・・（１）
   を満足することを特徴とするＣＯ_２ヒートポンプ式給湯装置。
2. 請求項１に記載のＣＯ_２ヒートポンプ式給湯装置において、
   前記蒸発器冷媒流路の前記流路分岐数をＰとした場合に、次式（２）：
   Ｐ≦４／３×Ｑ ・・・（２）
   （但し、前記式（２）中、ＱはＣＯ_２ヒートポンプ式給湯装置の水に対する加熱能力である）
   を満足することを特徴とするＣＯ_２ヒートポンプ式給湯装置。
3. 請求項２に記載のＣＯ_２ヒートポンプ式給湯装置において、
   前記蒸発器冷媒流路の前記流路分岐数Ｐは、
   前記式（２）を満足する自然数の最大値であることを特徴とするＣＯ_２ヒートポンプ式給湯装置。
4. 請求項１に記載のＣＯ_２ヒートポンプ式給湯装置において、
   前記蒸発器の冷媒出口部にて複数の前記蒸発器冷媒流路を近接させて配置したことを特徴とするＣＯ_２ヒートポンプ式給湯装置
5. 請求項１に記載のＣＯ_２ヒートポンプ式給湯装置において、
   次式（３）：
   Ｌ_ｅｄ／Ｄ_ｅｄ ^０．２８＜０．１６９Ｑ^０．３６ ・・・（３）
   （但し、Ｌ_ｅｄは前記膨張弁から分配器の分岐点までの分岐前流路の長さ、Ｄ_ｅｄは前記膨張弁の下流側における分岐前流路の内径、ＱはＣＯ_２ヒートポンプ式給湯装置の水に対する加熱能力である）
   を満足することを特徴とするＣＯ_２ヒートポンプ式給湯装置。

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