JP2664448B2

JP2664448B2 - ヒートポンプ装置

Info

Publication number: JP2664448B2
Application number: JP31877288A
Authority: JP
Inventors: 清一大澤; 汎信大嶋; 房夫寺田; 盛郎石井; 文男斉藤
Original assignee: Sanyo Denki Co Ltd
Current assignee: Sanyo Denki Co Ltd
Priority date: 1987-12-17
Filing date: 1988-12-16
Publication date: 1997-10-15
Anticipated expiration: 2012-10-15
Also published as: JPH024174A

Description

【発明の詳細な説明】（イ）産業上の利用分野本発明は、外燃式エンジンと、このエンジンの放熱用
熱交換器によって温められた放熱用媒体が流れる放熱器
と、エンジンの吸熱用熱交換器によって冷却された吸熱
用媒体が流れる冷却器とからヒートポンプ回路を構成し
たヒートポンプ装置に関する。

（ロ）従来の技術上述した構成のヒートポンプ装置の従来の技術とし
て、例えば第９図に示すようなもの〔特開昭61−25901
号公報、和書「スターリングエンジンの開発」146頁16
行目〜147頁17行目（発行所株式会社工業調査会、1
982年７月25日初版発行）参照〕がある。

第９図において、（１）は外燃式エンジンであり、高
温側シリンダ（２）内を上下動するディスプレーサーピ
ストン（３）のヘッド側のシリンダ内部空間には高温度
レベルの作動ガス〔例えば700K〜1000K程度のヘリウム
ガス〕が出入すると共に他方の側のシリンダ内部空間に
は中温度レベル〔例えば300K〜400K〕の作動ガスが出入
する。（４）はディスプレーサーピストン（５）を有す
る低温側シリンダで、このシリンダ内を左右に働くディ
スプレーサーピストン（５）のヘッド側のシリンダ内部
空間には低温度レベル〔例えば200〜300K〕の作動ガス
が出入すると共に他方の側のシリンダ内部空間には中温
度レベルの作動ガスが出入する。（６）は高温度レベル
の作動ガスを加熱するヒーターチューブで、これの外側
にはフィン（７）が設けてある。なお、図示していない
が、ヒーターチューブ（６）はバーナーの燃焼ガスで加
熱されるようになっている。（８）は再生器で、その上
部開口を高温度レベルの作動ガス〔以下、高温ガスとい
う〕が出入すると共に下部開口を中温度レベルの作動ガ
スが出入する．（９），（10）はそれぞれ中温度レベル
の作動ガス〔以下、中温ガスという〕が放熱する放熱用
熱交換器である。（11）は再生器で、その左側開口を中
温ガスが出入すると共に右側開口を低温度レベルの作動
ガス〔以下、低温ガスという〕が出入する。また、（1
2）は吸熱用熱交換器である。（13）は低温ガスの流れ
るチューブであり、（14）は中温ガスの流れるチューブ
である。

（15）は暖房負荷側の放熱器で、これと放熱用熱交換
器（９），（10）とが温水管路（16）で結ばれている。
また、（17）は冷房負荷側の冷却器で、これと吸熱用熱
交換器（12）とが冷水管路（18）で結ばれている。

（19），（20）はそれぞれディスプレーサーピストン
（３），（５）のピストンロッド（21）（22）に連結し
たコネクティングロッドで、これらロッドは互いに一定
の位相角をもって回動するようにクランク（23）と連結
されている。また、クランク（23）の回転軸（24）には
スターターとしての電動機〔図示せず〕が連結されてい
る。そして、回転軸（24）が図示の矢印線のように右回
りに回転すると共に、ディスプレーサーピストン
（３），（５）が一定の位相差をもって動くようになっ
ている。なお、ディスプレーサーピストン（５）のピス
トンロッド（22）の直径はディスプレーサーピストン
（３）のピストンロッド（21）のそれよりも大きく構成
されている。また、（25）はクランクケースで、このケ
ースとシリンダ（２），（４）とはそれぞれ仕切壁（2
6）（27）で区画されている。

上記のように構成されたヒートポンプ装置において
は、ディスプレーサーピストン（３），（５）が所定の
位相差をもって動くのに伴ない低温側シリンダ（２）の
ヘッド側の内部空間で低温ガスの膨張による温度降下を
生じ、降温した低温ガスが吸熱用熱交換器（12）を通る
際に冷水の熱を汲み上げる作用をする。これにより降温
した冷水が冷房負荷側の冷却器（17）へ供給される。つ
まり、冷水出力が得られる。一方、中温ガスが放熱用熱
交換器（９），（10）を通る際に温水を加熱する作用を
する。これにより昇温した温水が暖房負荷側の放熱器
（15）へ供給される。つまり、温水出力が得られる。す
なわち、このヒートポンプ装置は、ディスプレーサーピ
ストン（３），（５）の動きに所定の位相差をもたせる
ことにより、外燃式エンジン（１）内での作動ガスの圧
力変化、膨張・収縮、作動ガスのエンジン（１）外から
の熱の吸収およびエンジン（１）外への熱の放出のサイ
クルを生じさせるものである。

また、外燃式エンジン（１）は、上記のサイクルにお
いて、ディスプレーサーピストン（３）のピストンロッ
ド（21）の断面積とディスプレーサーピストン（５）の
ピストンロッド（22）とを適当に設定することにより、
シリンダ内圧とクランクケース（25）内圧との差でピス
トンの稼働すなわち自力運転も可能となる。

（ハ）発明が解決しようとする課題上述した従来のヒートポンプ装置において、回転軸
（24）に連結した電動機は外燃式エンジン（１）の起動
用のスターターとして用いられ、エンジン（１）の起動
後、回転軸（24）への電動機による動力供給は止められ
てエンジン（１）の自力運転によって回転軸（24）がほ
ぼ一定の回転速度で駆動され、ディスプレーサーピスト
ン（３），（５）がほぼ一定の周期で動くので、冷温水
出力もほぼ一定となる。つまり、従来のヒートポンプ装
置では、冷温水出力を調整し難いという不具合さがあ
る。

なお、従来の装置において、ヒーターチューブ（６）
の加熱量を調節して外燃式エンジン（１）内での作動ガ
スの圧力変化、膨張・収縮の度合を変化させる手段によ
り冷温水出力をある程度は増減させることが可能である
ものの、加熱量を増やし過ぎると外燃式エンジン（１）
のオーバーヒートを招きやすく、逆に減らし過ぎると外
燃式エンジン（１）の自力運転を維持できなくなるた
め、冷温水出力を広い範囲で調整し難いという不具合さ
がある。

本発明は、この課題に鑑み、冷温水出力を広い範囲で
調整できると共に運転効率の向上を図ったヒートポンプ
装置を提供することを目的としたものである。

（ニ）課題を解決するための手段本発明は、外燃式エンジンと、この外燃式エンジンの
回転軸と連結された電動機と、前記回転軸の回転にブレ
ーキをかける制動機と、前記外燃式エンジンの放熱用熱
交換器によって温められた放熱用媒体が流れる放熱器
と、前記外燃式エンジンの吸熱用熱交換器によって冷却
された吸熱用媒体が流れる冷却器とからヒートポンプ回
路を構成する一方、前記放熱用媒体及び／又は吸熱用媒
体の温度もしくは前記放熱器及び／又は冷却器と熱交換
された媒体の温度を検出する検出器と、この検出器で検
出した温度と設定温度との温度差に応じて前記回転軸の
回転数を制御する制御器とを付設し、前記外燃式エンジ
ンの運転によって回転される回転軸の自力運転の回転数
を、前記温度差に基づいて前記回転軸へ要求される要求
回転数の最大値よりも小さく設定する一方、前記制御器
には前記要求回転数が前記自力運転の回転数を上回わる
と前記電動機を運転させて前記回転軸の回転数を上げ、
前記要求回転数が前記自力運転の回転数を下回わると前
記制動機を運転させて前記回転軸の回転数を下げる手段
を設けるようにしたものである。

（ホ）作用本発明のヒートポンプ装置においては、冷暖房負荷側
から要求される要求回転数が自力運転の回転数を上回わ
ると制御器からの指令により電動機が運転されて回転軸
の回転数が上がり、逆に要求回転数が自力運転の回転数
を下回わると制御器からの指令により制動機が運転され
て回転軸の回転数が下がることにより、ディスプレーサ
ーピストンの動作速度が増減されて、低温側シリンダ内
での低温ガスの単位時間当りの膨張回数と放熱用熱交換
器での中温ガスの単位時間当りの往復回路とが広い範囲
にわたって増減される。この作用により、低温ガスの冷
水からの熱の汲み上げ量および中温ガスの温水への放熱
量換言すれば冷温水出力の広範囲な調整が可能となる。

（ヘ）実施例第１図は本発明の実施例を示すヒートポンプ装置の配
管系統図であり、第９図の従来装置と同様な機器には同
一の符号を付している。

第１図において、（28）は回転軸（24）と連結された
回転数可変の電動機、（29）は回転軸（24）の回転にブ
レーキをかける制動機、（30）は冷水管路（18）を流れ
る冷水等の吸熱用媒体の温度を検出する冷却用検出器、
（31）は温水管路（16）を流れる温水等の放熱用媒体の
温度を検出する暖房用検出器、（32）は検出器（30）
（31）で検出した温度と冷暖房設定温度との温度差に応
じて回転軸（24）の回転数を制御する制御器である。そ
して第２図に示すように、外燃式エンジン（１）の運転
によって回転される回転軸（24）の自力運転の回転数N_c
を、前記温度差に基づいて回転軸（24）へ要求される要
求回転数の最大値n_maxよりも小さく設定されており、制
御器（32）には要求回転数と自力運転の回転数n_cとを比
較する比較手段（33）と、要求回転数が自力運転の回転
数n_cを上回わる指令が比較手段（33）から発せられると
回転軸（24）の回転数が要求回転数まで上がるように電
動機（28）を運転させるバックアップ手段（34）と、逆
に要求回転数が自力運転の回転数n_cを下回わる指令が比
較手段（33）から発せられると回転軸（24）の回転数が
要求回転数まで下がるように制動機（29）を運転させる
ブレーキ手段（35）とが設けられている。

（36）はヒーターチューブ（６）や高温側シリンダ
（２）のヘッド外表面などを加熱するバーナー、（37）
は温水管路（18）に設けた循環ポンプ、（38）は冷水管
路（16）に設けた循環ポンプ、（39）（40）は屋外に設
けられた排熱用熱交換器、（41）は居住室内に設けられ
た放熱器（15）と冷却器（17）とを有した室内ユニッ
ト、（42）（43）は温水等の放熱用媒体を暖房運転時に
放熱器（15）へ導き、冷房運転時に排熱用熱交換器（3
9）へ導く暖房用三方弁、（44）（45）は冷水等の吸熱
用媒体を冷房運転時に冷却器（17）へ導き、暖房運転時
に排熱用熱交換器（40）へ導く冷房用三方弁である。

なお、第１図においては、ピストンロッド（22）の直
径がピストンロッド（21）のそれの約４倍になってお
り、また、コネクティングロッド（19），（20）間の位
相角が約90゜となっている。

上述した第２図は回転軸（24）の回転数と外燃式エン
ジン（１）の発生動力〔図の１点鎖線〕および外燃式エ
ンジン（１）の稼働に対する摩擦抵抗や作動ガスの流動
抵抗等の力（以下、負荷動力という）〔図の曲線〕との
関係の一例を示した線図で、横軸に回転数〔ｒ・ｐ・
ｍ〕、縦軸に力〔ワット〕を表わしている。なお、第２
図のａワットは外燃式エンジン（１）の起動時の負荷動
力である。また、１点鎖線と曲線との交点N_bは外燃式エ
ンジン（１）の発生動力と負荷動力とのバランス点を表
わしたもので、n_cは外燃式エンジン（１）の自力運転に
おける回転軸（24）の回転数を表わし、ｂワットは外燃
式エンジン（１）の自力運転における動力を表わしてい
る。なおまた、１点鎖線の傾きは外燃式エンジン（１）
の設計条件を変えることによって変化する。

次に、運転動作を第３図のフローチャートに基づいて
説明する。起動に際し、電動機（28）がスターターとし
て稼働されることにより、回転軸（24）が回転し始める
と共に、バーナー（36）の燃焼が開始されて作動ガスが
加熱される。回転軸（24）が回転し始めることによりデ
ィスプレーサーピストン（３），（５）が一定の位相差
をもってシリンダ（２），（４）を摺動し始め、これら
シリンダのヘッド側とその反対側の空間の容積が第４図
〜第７図に示すように変化し、これら空間を作動ガスが
往復しつつヒーターチューブ（６）において加熱される
一方で放熱用熱交換器（９），（10）において放熱する
等の熱の授受を行うことにより、第８図に示すように、
容積の変化する空間における作動ガスの周期的な膨張・
収縮と外燃式エンジン（１）内の作動ガスの周期的な圧
力変化とが繰返され、冷温水出力が発生する。つまり、
放熱用熱交換器（９），（10）での作動ガスの放熱によ
り温水出力が発生し、低温側シリンダ（４）のヘッド側
の可変空間での作動ガスの周期的な膨張に伴なう吸熱用
熱交換器（12）を介しての熱の汲み上げ作用により冷水
出力が発生する。

なお、第４図ないし第７図は回転軸（24）の1/4回転
〔90゜〕毎のディスプレーサーピストン（３），（５）
の位置関係を示した外燃式エンジン（１）の動作説明図
で、図中の矢印はディスプレーサーピストン（３），
（５）の摺動方向および回転軸（24）の回転方向を表わ
している。また、第８図は回転軸（24）の１回転におけ
る作動ガスの周期的な圧力変化およびシリンダのヘッド
側とその反対側の空間の容積変化を示した線図で、図中
の実線はシリンダ（２）ヘッド側の容積変化〔v_H〕、破
線シリンダ（４）ヘッド側の容積変化〔v_c〕、１点鎖線
はこれらシリンダヘッドの反対側の容積変化〔v_M〕、を
表わし、２点鎖線は作動ガスの圧力変化〔p_x〕を表わし
ている。

そして、外燃式エンジン（１）の起動後、上述の動作
が繰返されつつ次第に定常状態へ移行し、シリンダ
（２）ヘッド側の空間内の作動ガスは所望の高温度レベ
ルの高温ガスとなる一方、シリンダ（４）ヘッド側の空
間内の作動ガスは所望の低温度レベルの低温ガスとな
り、これらシリンダヘッドと反対側の空間内の作動ガス
は所望の中温度レベルの中温ガスとなる。これに伴ない
外燃式エンジン（１）の発生動力も次第に増え、これと
負荷動力とが定常状態においてバランスするようになっ
て回転軸（24）の回転数がn_cとなり〔第２図参照〕、定
格の冷温水出力が外燃式エンジン（１）から得られるよ
うになる。

今、ここで外燃式エンジン（１）の自力運転によって
得られた定格の冷水出力が例えば冷房負荷に対して過大
である場合、吸熱用熱交換器（12）の冷水出口温度が設
定温度以下に低下する。この低下は冷房用検出器（30）
で検出した冷水温度と設定温度との温度差により判別さ
れ、この温度差に基づいて算出される要求回転数と自力
運転の回転数n_cとを、比較手段（33）で比較し、要求回
転数が自力運転の回転数n_cを下回わる指令が発せられる
ことにより、ブレーキ手段（35）が働き、制御器（32）
の信号により制動機（29）を稼働させ回転軸（24）の回
転数を要求回転数まで下げる。これにより、低温側シリ
ンダ（４）での低温ガスの単位時間当りの膨張回数が減
ってその熱の汲み上げ量が減少するので、冷房負荷に見
合う冷水出力を取出すことが可能となる。逆に、冷水出
力が冷房負荷に対して不足する場合、比較手段（33）か
ら要求回転数が自力運転の回転数n_cを上回わる指令が発
せられてバックアップ手段（34）が働き、制御器（32）
の信号により電動機（28）を稼働させ回転軸（24）の回
転数を要求回転数まで上げる。これにより、シリンダ
（４）での低温ガスの単位時間当りの膨張回数が増えて
その熱の汲み上げ量が増大するので、冷房運転時、負荷
に応じた冷水出力を取出すことが可能となる。このこと
は温水出力を取出して暖房する場合においても同様であ
り、暖房用検出器（31）で検出した温水温度と設定温度
との温度差に基づいて算出される要求回転数と自力運転
の回転数n_cとを比較手段（33）で比較し、要求回転数が
自力運転の回転数n_cを下回わるとブレーキ手段（35）に
より制動機（29）が稼働して回転軸（24）の回転数を要
求回転数まで下げ、逆に要求回転数が自力運転の回転数
n_cを上回わるとバックアップ手段（34）により電動機
（28）が稼働して回転軸（24）の回転数を要求回転数ま
で上げる。

このように、制動機（29）と電動器（28）とで回転軸
（24）の回転数を第２図に示すようにn_maxから零近くま
で広い範囲で増減制御することが可能であり、しかも、
外燃式エンジン（１）の自力運転による発生動力ｂワッ
トを過不足なく設定して冷温水出力を調整することが可
能である。そして、回転軸（24）の回転数を増減させる
目的でバーナー（36）の燃焼量を過度に加減する必要が
ないため、外燃式エンジン（１）の過熱を招くことも殆
んどなく、また、外燃式エンジン（１）の加熱不足に伴
なう発生動力の不足による運転の中断を招くことも殆ん
どない。つまり、運転効率低下の原因となる運転中断を
招かずに冷温水出力の広範囲な調整を行うことができ
る。なお、外燃式エンジン（１）の自力運転による発生
動力ｂワットを過不足なく設定する好適な設計条件とし
て、外燃式エンジン（１）の自力運転による回転数n_cを
要求回転数の最大値n_maxの50％〜90％とすることが望ま
しく、50％以下では大能力の電動機（28）が必要とな
り、90％以上では制動力が大きくなり効率低下の原因と
なる。この設計条件は外燃式エンジン（１）の駆動部分
の摩擦抵抗、作動ガスの流動抵抗、外燃式エンジン
（１）の熱抵抗およびピストンロッド（21）（22）の断
面積ならびに作動ガスの圧力、温度などの設計値に基づ
いて設定される。

また、外燃式エンジン（１）の発生動力はシリンダ
（２）（４）内圧とクランクケース（25）内圧との差の
大小によって増減し、かつ、回転軸（24）の回転力は主
に低温側シリンダ（４）のピストンロッド（22）の断面
積の大小によって増減するため、この断面積の大きさを
変えることにより外燃式エンジン（１）の発生動力を変
えることもできる。換言すれば、第２図の１点鎖線の傾
きを変えることができる。

尚、上記実施例において、制動機（29）は回転軸（2
4）に電動機（28）を介して間接的に連結しても、回転
軸（24）に直接、連結しても良く、又、制動機（29）と
電動機（28）の両方の機能を備えた電動機を使用すれ
ば、両者を一体にすることもできる。又、回転軸（24）
から制動機（29）に加わるトルクを発電機へ伝える手段
を外燃式エンジン（１）に備えることにより、制動機
（29）を稼働させた際の外燃式エンジン（１）の動力を
発電に活用することも可能である。

又、上記実施例では暖房運転時には放熱用媒体である
温水の温度を、冷房運転時には吸熱用媒体である冷水の
温度を検出したが、放熱器（15）に温水を、冷却器（1
7）に冷水同時に流すことにより、冷却器（17）で冷却
されて除湿された室内空気を放熱器（15）で加熱する除
湿運転時には温水及び冷水の温度を検出する必要があ
る。又、温水及び冷水の温度を検出する代わりに放熱器
（15）及び冷却器（17）と熱交換された室内空気等の媒
体の温度を検出しても良い。又、放熱器（15）は暖房用
以外に給湯用として用いても良く、冷却器（17）は冷房
用以外に冷蔵用、冷凍用として用いても良い。

（ト）発明の効果本発明は外燃式エンジンの運転によって回転される回
転軸の自力運転の回転数を、負荷に基づいて回転軸へ要
求される要求回転数の最大値よりも小さく設定して、要
求回転数が自力運転の回転数を上回わると電動機を、逆
に下回わると制動機を夫々運転させることにより、回転
軸の回転数を要求回転数に合致させることができ、負荷
に見合った適正な冷温水出力を得ることができる。

併せて、回転軸の自力運転による回転数を要求回転数
の最大値の50〜90％に設定することにより、制動機と電
動機は小能力のもので事足り、効率の良い運転を行なう
ことができる。

【図面の簡単な説明】

第１図乃至第８図は本発明の実施例を示したもので、第
１図はヒートポンプ装置の配管系統図、第２図は外燃式
エンジンの動力と回転数との関係の一例を示した説明
図、第３図はフローチャート、第４図乃至第７図は回転
軸の1/4回転毎における２つのディスプレーサーピスト
ンの位置関係を示した外燃式エンジンの動作説明図、第
８図は外燃式エンジンの回転軸の１回転における作動ガ
スの周期的な圧力変化およびシリンダのヘッド側とその
反対側の空間の容積変化を示した説明図、第９図は従来
装置の配管系統図である。（１）……外燃式エンジン、（９）（10）……放熱用熱
交換器、（12）……吸熱用熱交換器、（15）……放熱
器、（17）……冷却器、（24）……回転軸、（28）……
電動機、（29）……制動機、（30）（31）……検出器、
（32）……制御器、（33）……比較手段、（34）……バ
ックアップ手段、（35）……ブレーキ手段。

───────────────────────────────────────────────────── フロントページの続き (72)発明者石井盛郎大阪府守口市京阪本通２丁目18番地三洋電機株式会社内 (72)発明者斉藤文男大阪府守口市京阪本通２丁目18番地三洋電機株式会社内 (56)参考文献特開昭61−59159（ＪＰ，Ａ) 特開平１−137164（ＪＰ，Ａ)

Claims

(57)【特許請求の範囲】

【請求項１】外燃式エンジンと、この外燃式エンジンの
回転軸と連結された電動機と、前記回転軸の回転にブレ
ーキをかける制動機と、前記外燃式エンジンの放熱用熱
交換器によって温められた放熱用媒体が流れる放熱器
と、前記外燃式エンジンの吸熱用熱交換器によって冷却
された吸熱用媒体が流れる冷却器とからヒートポンプ回
路を構成する一方、前記放熱用媒体及び／又は吸熱用媒
体の温度もしくは前記放熱器及び／又は冷却器と熱交換
された媒体の温度を検出する検出器と、この検出器で検
出した温度と設定温度との温度差に応じて前記回転軸の
回転数を制御する制御器とを付設し、前記外燃式エンジ
ンの運転によって回転される回転軸の自力運転の回転数
を、前記温度差に基づいて前記回転軸へ要求される要求
回転数の最大値よりも小さく設定する一方、前記制御器
には前記要求回転数が前記自力運転の回転数を上回わる
と前記電動機を運転させて前記回転軸の回転数を上げ、
前記要求回転数が前記自力運転の回転数を下回わると前
記制動機を運転させて前記回転軸の回転数を下げる手段
を設けたことを特徴とするヒートポンプ装置。
【請求項２】回転軸の自力運転による回転数を要求回転
数の最大値の50〜90％に設定した請求項１記載のヒート
ポンプ装置。