JP2906507B2 - ヒートポンプ給湯装置 - Google Patents
ヒートポンプ給湯装置Info
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Description
【発明の詳細な説明】 産業上の利用分野 本発明はヒートポンプ利用の給湯装置に関する。
従来の技術 近年、電気温水器にヒートポンプを利用して省エネル
ギーおよび、小型化をねらいにした給湯装置が主流とな
ってきている。
ギーおよび、小型化をねらいにした給湯装置が主流とな
ってきている。
従来、この種のヒートポンプ利用の給湯装置は第６図
に示す回路構成のものが一般的であった。すなわち図に
示すように、冷媒回路は圧縮機21,四方弁22,凝縮器23,
減圧装置24および空気熱交換器25を順次連結した閉回路
とし、給湯回路は内部にヒータ29を有する貯湯槽26、貯
湯槽26の下部と接続する水循環ポンプ27および前記凝縮
器23と熱交換関係を有するヒートポンプ加熱熱交換器28
を順次連結して構成し、冷媒回路によるヒートポンプの
凝縮熱で凝縮器23とヒートポンプ加熱熱交換器28を介し
て水を加熱して貯湯槽26の上部に循環する。そして、ヒ
ートポンプ加熱熱交換器28の出口給湯を検知する温度検
知器31の信号により水循環ポンプ27の循環量をそのポン
プの回転数などで制御して設定湯温をつくるようにして
いる。また、給湯負荷が大きく貯湯槽26の蓄熱量では熱
量不足の場合とか、ヒートポンプ加熱能力が不足の場合
には、ヒータ29に入にして貯湯槽内の水を高温にする装
置である。
に示す回路構成のものが一般的であった。すなわち図に
示すように、冷媒回路は圧縮機21,四方弁22,凝縮器23,
減圧装置24および空気熱交換器25を順次連結した閉回路
とし、給湯回路は内部にヒータ29を有する貯湯槽26、貯
湯槽26の下部と接続する水循環ポンプ27および前記凝縮
器23と熱交換関係を有するヒートポンプ加熱熱交換器28
を順次連結して構成し、冷媒回路によるヒートポンプの
凝縮熱で凝縮器23とヒートポンプ加熱熱交換器28を介し
て水を加熱して貯湯槽26の上部に循環する。そして、ヒ
ートポンプ加熱熱交換器28の出口給湯を検知する温度検
知器31の信号により水循環ポンプ27の循環量をそのポン
プの回転数などで制御して設定湯温をつくるようにして
いる。また、給湯負荷が大きく貯湯槽26の蓄熱量では熱
量不足の場合とか、ヒートポンプ加熱能力が不足の場合
には、ヒータ29に入にして貯湯槽内の水を高温にする装
置である。
発明が解決しようとする課題 しかしながら、このような従来のヒートポンプ給湯装
置では、ヒートポンプ加熱熱交換器28の出口部の水温を
ある一定の高温度に設定するため、前記出口部の水の温
度上昇によって冷媒回路の高圧側も高圧となって凝縮器
23の加熱能力が減少し、運転効率が悪くなる欠点があっ
た。図７は凝縮器23内の冷媒温度と水温変化を表わす。
図７において、冷媒流れ方向と水の流れ方向を逆にして
利用する対向流で利用するのが一般的であり、圧縮機21
から吐出する高温の冷媒過熱ガスは凝縮器23のａ点から
流入して、飽和ガス線と交わるｂ点まで冷媒ガスの顕熱
を放熱する。そして、ｂ点からｃ点までの気液２相域の
潜熱とｃ点からｄ点までの液相の顕熱を放熱して水を加
熱する。一方、ヒートポンプ加熱熱交換器28から流入す
る水はcd点間の液冷媒によって加熱され、さらにbc点間
の冷媒の潜熱によって加熱されて、ｂ点で冷媒温度は水
温の温度差が最小となる。そして、冷媒の加熱ガスによ
って気液２相冷媒の凝縮温度よりも高温まで加熱され
る。そのときの運転動作点は、例えば、凝縮器23へ流入
する水温が15℃、流出水温が65℃、凝縮器23へ流入する
冷媒過熱ガスの温度が100℃の場合、気液２相域の冷媒
温度（凝縮温度）が55℃、そのときの圧力が2220kPaと
なる。すなわち、冷媒の過熱ガス温度を利用して冷媒の
凝縮温度55℃よりも高温の湯65℃をつくるけれども、凝
縮温度に相当する冷媒圧力が高圧となるため、圧縮機21
の圧縮負荷が大きくなって消費電力が増大して運転効率
が悪くなる。また、高圧になれば気液２相域の潜熱量が
減少（図７のbc点間の熱両）するため、加熱能力が減少
する。また、給湯負荷に対して湯温不足の場合は、ヒー
タ29で貯湯槽26の全体を加熱しなければならない。した
がって、必要な湯量以上にヒータ29およびヒートポンプ
で加熱しなければならず、経済性および、給湯負荷への
対応に時間を要する問題があった。
置では、ヒートポンプ加熱熱交換器28の出口部の水温を
ある一定の高温度に設定するため、前記出口部の水の温
度上昇によって冷媒回路の高圧側も高圧となって凝縮器
23の加熱能力が減少し、運転効率が悪くなる欠点があっ
た。図７は凝縮器23内の冷媒温度と水温変化を表わす。
図７において、冷媒流れ方向と水の流れ方向を逆にして
利用する対向流で利用するのが一般的であり、圧縮機21
から吐出する高温の冷媒過熱ガスは凝縮器23のａ点から
流入して、飽和ガス線と交わるｂ点まで冷媒ガスの顕熱
を放熱する。そして、ｂ点からｃ点までの気液２相域の
潜熱とｃ点からｄ点までの液相の顕熱を放熱して水を加
熱する。一方、ヒートポンプ加熱熱交換器28から流入す
る水はcd点間の液冷媒によって加熱され、さらにbc点間
の冷媒の潜熱によって加熱されて、ｂ点で冷媒温度は水
温の温度差が最小となる。そして、冷媒の加熱ガスによ
って気液２相冷媒の凝縮温度よりも高温まで加熱され
る。そのときの運転動作点は、例えば、凝縮器23へ流入
する水温が15℃、流出水温が65℃、凝縮器23へ流入する
冷媒過熱ガスの温度が100℃の場合、気液２相域の冷媒
温度（凝縮温度）が55℃、そのときの圧力が2220kPaと
なる。すなわち、冷媒の過熱ガス温度を利用して冷媒の
凝縮温度55℃よりも高温の湯65℃をつくるけれども、凝
縮温度に相当する冷媒圧力が高圧となるため、圧縮機21
の圧縮負荷が大きくなって消費電力が増大して運転効率
が悪くなる。また、高圧になれば気液２相域の潜熱量が
減少（図７のbc点間の熱両）するため、加熱能力が減少
する。また、給湯負荷に対して湯温不足の場合は、ヒー
タ29で貯湯槽26の全体を加熱しなければならない。した
がって、必要な湯量以上にヒータ29およびヒートポンプ
で加熱しなければならず、経済性および、給湯負荷への
対応に時間を要する問題があった。
本発明はこのような上記課題を解決するもので、運転
効率向上と、給湯槽の小型化を図ることのできるヒート
ポンプ給湯装置を提供することを目的としている。
効率向上と、給湯槽の小型化を図ることのできるヒート
ポンプ給湯装置を提供することを目的としている。
課題を解決するための手段 本発明は上記目的を解決するために、圧縮機と、凝縮
器と、減圧装置と、空気熱交換器とを順次連続して密閉
回路にしたヒートポンプの冷媒回路を有し、貯湯槽と、
この貯湯槽下部に接続する水循環ポンプと、前記凝縮器
と熱交換関係を有するヒートポンプ加熱熱交換器と、一
端を前記ヒートポンプ加熱熱交換器に接続し、他端を前
記貯湯槽の上部と接続する電気ヒータ加熱熱交換器を順
次連結した給湯回路と、前記ヒートポンプ加熱熱交換器
と前記ヒータ加熱熱交換器の中間に設けた温度検知器の
信号によって、前記水循環ポンプの水量をコントロール
する構成とした。
器と、減圧装置と、空気熱交換器とを順次連続して密閉
回路にしたヒートポンプの冷媒回路を有し、貯湯槽と、
この貯湯槽下部に接続する水循環ポンプと、前記凝縮器
と熱交換関係を有するヒートポンプ加熱熱交換器と、一
端を前記ヒートポンプ加熱熱交換器に接続し、他端を前
記貯湯槽の上部と接続する電気ヒータ加熱熱交換器を順
次連結した給湯回路と、前記ヒートポンプ加熱熱交換器
と前記ヒータ加熱熱交換器の中間に設けた温度検知器の
信号によって、前記水循環ポンプの水量をコントロール
する構成とした。
さらに、前記温度検知器は設定値T1とT2（T1＜T2）を
有し、運転初期に前記水循環ポンプの最大流量を流し、
設定値T1より前記ヒートポンプ加熱熱交換器出口の循環
水温が低い場合には、前記水循環ポンプの循環流量を継
続する。そして、前記循環水温が前記設定値T1に達する
と、その循環水温が設定値T2となるように水循環ポンプ
の水量をコントロールするようにしている。
有し、運転初期に前記水循環ポンプの最大流量を流し、
設定値T1より前記ヒートポンプ加熱熱交換器出口の循環
水温が低い場合には、前記水循環ポンプの循環流量を継
続する。そして、前記循環水温が前記設定値T1に達する
と、その循環水温が設定値T2となるように水循環ポンプ
の水量をコントロールするようにしている。
作用 本発明は上記した構成によって、貯湯槽下部の低温水
は水循環ポンプの駆動によりヒートポンプ加熱熱交換器
に流入し、ここでこの循環水は冷媒回路に設けた凝縮器
の凝縮熱を受熱して昇温し、次に設けられた電気ヒータ
加熱熱交換器を通って、前記貯湯槽上部より再び貯湯槽
内に循環する。この循環の繰り返しにより貯湯槽内の水
温は徐々に昇温する。このとき、ヒートポンプ加熱熱交
換器出口の循環水の水温が温度検知器の設定値T1に達し
ない間は前記水循環ポンプが水を多く循環するため、ヒ
ートポンプ加熱熱交換器による水温の上昇率は低く、そ
の結果前記冷媒回路の高圧側も圧力が低くなって、ヒー
トポンプの加熱能力が増加すると同時に運転効率が高く
なる。さらに、徐々に昇温してヒートポンプ加熱熱交換
器出口の水温が前記温度検知器の設定値T1に達すると、
温度検知器の信号によって前記水循環ポンプは水の循環
量を少なくするため、前記冷媒回路の高圧側の圧力が高
まり高圧の冷媒過熱ガス域のエンタルピーが利用できる
ようになり、前記凝縮器の凝縮熱による温度より高い水
温を得ることができる。そしてこの場合に、前記貯湯槽
上部の温度が前記温度検知器の設定貯湯値T2になるよう
に、前記水循環ポンプの水量をコントロールすることに
よって、前記冷媒過熱ガス域のエンタルピーの活用が図
られる。また、前記貯湯槽内の湯温をさらに高温化する
場合とか、前記貯湯槽内の湯が出湯されて不足し、給水
によって水温が低くなった場合には、前記ヒートポンプ
加熱熱交換器で過熱された温水をさらに前記電気ヒータ
加熱熱交換器で過熱できる。また、加熱した湯を直接、
端末から出湯することも可能となる。
は水循環ポンプの駆動によりヒートポンプ加熱熱交換器
に流入し、ここでこの循環水は冷媒回路に設けた凝縮器
の凝縮熱を受熱して昇温し、次に設けられた電気ヒータ
加熱熱交換器を通って、前記貯湯槽上部より再び貯湯槽
内に循環する。この循環の繰り返しにより貯湯槽内の水
温は徐々に昇温する。このとき、ヒートポンプ加熱熱交
換器出口の循環水の水温が温度検知器の設定値T1に達し
ない間は前記水循環ポンプが水を多く循環するため、ヒ
ートポンプ加熱熱交換器による水温の上昇率は低く、そ
の結果前記冷媒回路の高圧側も圧力が低くなって、ヒー
トポンプの加熱能力が増加すると同時に運転効率が高く
なる。さらに、徐々に昇温してヒートポンプ加熱熱交換
器出口の水温が前記温度検知器の設定値T1に達すると、
温度検知器の信号によって前記水循環ポンプは水の循環
量を少なくするため、前記冷媒回路の高圧側の圧力が高
まり高圧の冷媒過熱ガス域のエンタルピーが利用できる
ようになり、前記凝縮器の凝縮熱による温度より高い水
温を得ることができる。そしてこの場合に、前記貯湯槽
上部の温度が前記温度検知器の設定貯湯値T2になるよう
に、前記水循環ポンプの水量をコントロールすることに
よって、前記冷媒過熱ガス域のエンタルピーの活用が図
られる。また、前記貯湯槽内の湯温をさらに高温化する
場合とか、前記貯湯槽内の湯が出湯されて不足し、給水
によって水温が低くなった場合には、前記ヒートポンプ
加熱熱交換器で過熱された温水をさらに前記電気ヒータ
加熱熱交換器で過熱できる。また、加熱した湯を直接、
端末から出湯することも可能となる。
実施例 以下、本発明の一実施例について第１図〜第５図を参
照しながら説明する。
照しながら説明する。
図に示すように、冷媒回路1A（ヒートポンプ）は圧縮
機1,四方弁2,凝縮器3,減圧装置４および空気熱交換器
５、そして再び前記四方弁２と順次連合して密閉回路に
し、この回路内に冷媒を封入している。
機1,四方弁2,凝縮器3,減圧装置４および空気熱交換器
５、そして再び前記四方弁２と順次連合して密閉回路に
し、この回路内に冷媒を封入している。
一方、給湯回路6Aは、温水を貯蔵する貯湯槽６の下部
に貯湯槽６内の水を循環する水循環ポンプ７を接続し、
この水循環ポンプ７の出口部は前記冷媒回路1Aに設けた
凝縮器３を内設して凝縮器３と熱交換関係を有するヒー
トポンプ加熱熱交換器８を接続している。
に貯湯槽６内の水を循環する水循環ポンプ７を接続し、
この水循環ポンプ７の出口部は前記冷媒回路1Aに設けた
凝縮器３を内設して凝縮器３と熱交換関係を有するヒー
トポンプ加熱熱交換器８を接続している。
そして、このヒートポンプ加熱熱交換器８の他端に電
気ヒータ９などを内蔵した電気ヒータ加熱熱交換器10を
連結し、さらにこの電気ヒータ加熱熱交換器10の他端を
前記貯湯槽６の上部に接続して水の循環回路とともに出
湯できる構成にしている。
気ヒータ９などを内蔵した電気ヒータ加熱熱交換器10を
連結し、さらにこの電気ヒータ加熱熱交換器10の他端を
前記貯湯槽６の上部に接続して水の循環回路とともに出
湯できる構成にしている。
そして、前記ヒートポンプ加熱熱交換器８と電気ヒー
タ加熱熱交換器10の間の回路内には循環水の水温を検知
し、かつ温度設定値T1とT2（T1＜T2）を有する温度検知
器11が設けられ、この設定値T1、T2の信号によって前記
水循環ポンプ７の出力が制御される。
タ加熱熱交換器10の間の回路内には循環水の水温を検知
し、かつ温度設定値T1とT2（T1＜T2）を有する温度検知
器11が設けられ、この設定値T1、T2の信号によって前記
水循環ポンプ７の出力が制御される。
次に上記構成における動作を説明する。
冷媒回路1Aの圧縮機１が駆動すると、冷媒が圧縮され
て高温高圧の冷媒ガスが発生する。この冷媒ガスは四方
弁２を通って、凝縮器３に流入し、ここで凝縮による液
化作用を受けて熱を発生する。そして、この液化した冷
媒は減圧装置４に流入して低圧となり、空気熱交換器５
に流入して空気熱を吸熱し、蒸発ガス化して前記四方弁
２を介して前記圧縮機１にもどり、このようにして冷媒
回路1Aのヒートポンプ運転の１サイクルを完了する。一
方、貯湯槽６の下部の低温水は水循環ポンプ７の駆動に
よって送られ前記凝縮器３内を内設したヒートポンプ加
熱熱交換器８に流入する。そして、この中で前記凝縮器
３から発生する凝縮熱を受けて昇温し、次に設けた電気
ヒータ加熱熱交換器10を通って前記貯湯槽６の上部に帰
り、貯湯槽６内への流入と出湯に供えられる。
て高温高圧の冷媒ガスが発生する。この冷媒ガスは四方
弁２を通って、凝縮器３に流入し、ここで凝縮による液
化作用を受けて熱を発生する。そして、この液化した冷
媒は減圧装置４に流入して低圧となり、空気熱交換器５
に流入して空気熱を吸熱し、蒸発ガス化して前記四方弁
２を介して前記圧縮機１にもどり、このようにして冷媒
回路1Aのヒートポンプ運転の１サイクルを完了する。一
方、貯湯槽６の下部の低温水は水循環ポンプ７の駆動に
よって送られ前記凝縮器３内を内設したヒートポンプ加
熱熱交換器８に流入する。そして、この中で前記凝縮器
３から発生する凝縮熱を受けて昇温し、次に設けた電気
ヒータ加熱熱交換器10を通って前記貯湯槽６の上部に帰
り、貯湯槽６内への流入と出湯に供えられる。
この際に、前記水循環ポンプ７の循環水量を最大にし
て運転を開始する。そして、前記ヒートポンプ加熱熱交
換器８の出口の水温が前記温度検知器11の設定値T1より
低い場合には、その温度検知器11の信号によって前記水
循環ポンプ７の循環水量が最大で駆動制御される。その
ため、前記ヒートポンプ加熱熱交換器８の循環水の昇温
巾が少くなり、前記ヒートポンプ加熱熱交換器８出口の
水温が低くなる。図２は、この運転状態時の凝縮器３お
よびヒートポンプ加熱熱交換器内の冷媒温度、圧力と水
温の変化を表し、実線はこのときの運転状態（ヒートポ
ンプ加熱熱交換器８出口水温＜設定値T1）における冷媒
温度（冷媒圧力）と水温の変化を表わし、破線は従来の
運転方式による冷媒温度（冷媒圧力）と水温の変化を表
わす。図２において、加熱能力Qc∝水流量×（ヒートポ
ンプ加熱熱交換器出口水温−入口水温）、またQc∝（冷
媒温度−水温）の関係から、循環水量が大きい場合には
ヒートポンプ加熱熱交換器の出口水温は低くなるため、
冷媒温度も低くなるて。例えば、ヒートポンプ加熱熱交
換器内の入口水温が15℃、出口水温が65℃の場合、従来
運転は気液２相域の冷媒温度（凝縮温度）が55℃、その
ときの飽和圧力が2220kPaとなるのに対し、本発明は冷
媒温度（凝縮温度）が45℃、飽和圧力が1770kPaと450kP
a低下する。図３は運転動作点を表わす冷媒モリエル線
図である。図３において、実線は本発明のヒートポンプ
加熱熱交換器８内出口水温＜設定値T1における冷媒状態
図を表わし、a1、b1、c1、d1点は図２の凝縮器３のａ、
ｂ、ｃ、ｄ点と対応する。また、破線は従来の運転方式
における冷媒状態図を表わし、a2、b2、c2、d2点は図２
の凝縮器３のａ、ｂ、ｃ、ｄ点と対応する。図３におい
て、圧縮機１の圧縮比は本発明がP1/Pa、従来の運転方
式はP2/Psとなり、本発明が低圧縮比となることが判
る。例えば、中間季でヒートポンプ加熱熱交換器の入口
水温が15℃の場合にはPsは600kPa程度、P1は1770kPa、P
2は2220kPaとなり、圧縮機の圧縮比は従来の運転方式が
3.7に対し、本発明が3.0と小さくなる。したがって、加
熱能力が増加するとともに前記圧縮機１での圧縮動力は
小さくなり運転効率が良くなる。また、この運転の継続
により前記貯湯槽６の内部湯温は全体が均一にかつ徐々
に上昇する（図４のａ）。そして、前記ヒートポンプ加
熱熱交換器８の出口の水温が前記温度検知器11の設定値
T1に達すると（図４のa1）、さらにその温度が設定値T2
（T1＜T2）になるように前記水循環ポンプ７の流量がコ
ントロールされて、高温水がつくりだされる（図４のa
2）。この場合には、冷媒回路の高圧の冷媒過熱ガス域
のエンタルピーを利用して、高圧の凝縮作用による発熱
温度（図４のｂ）より高い温水（図４のa2）を得る。そ
して、前記貯湯槽６の上部から流入して徐々に貯湯槽６
内に貯えられる。図５は、この運転状態時の凝縮器３内
の冷媒温度、圧力と水温の変化を表し、実線はこのとき
の運転状態（ヒートポンプ加熱熱交換器８出口水温＞設
定値T1）における冷媒温度（冷媒圧力）と水温の変化を
表わし、破線は従来の運転方式による冷媒温度（冷媒圧
力）と水温の変化を表わす。図５において、凝縮器３の
入口水温が15℃、出口水温が65℃の場合、従来の運転方
式による高圧側の冷媒凝縮温度が55℃、冷媒飽和圧力が
2220kPaとなるのに対し、本発明は凝縮器３の入口水温
が35℃と高いため、高圧側の冷媒凝縮温度が60℃、冷媒
飽和圧力が2480kPaとなる。よって、高圧が従来の運転
方式に比べ260kPa上昇し、圧縮比も従来の運転方式が22
20/600＝3.7であるのに対し、2480/600＝4.1と10％ほど
大きくなる。従って、この運転条件時は加熱能力および
運転効率が従来運転方式と比べ低下する。しかし、ヒー
トポンプ加熱熱交換器８出口水温＜設定値T1の運転時に
従来運転方式に比べ、高圧の冷媒飽和圧力が450kPa低
下、圧縮比が20％ほど小さくなるため、運転効率の向上
効果が大きい。従って、貯湯槽全体の水を15℃から65℃
まで沸き上げるのに要するトータルの運転効率は向上す
る。なお、図４に示すように加熱能力（Qc）、運転効率
（COP）は設定値がT1までは貯湯槽6全体水温（ａ）の上
昇とともに下降し、貯湯槽６全体水温（ａ）がT1に達し
たとき循環水量の減少によって凝縮器３の温度が上昇
し、加熱能力（Qc）、運転効率（COP）はさらに低下す
る様子を示している。
て運転を開始する。そして、前記ヒートポンプ加熱熱交
換器８の出口の水温が前記温度検知器11の設定値T1より
低い場合には、その温度検知器11の信号によって前記水
循環ポンプ７の循環水量が最大で駆動制御される。その
ため、前記ヒートポンプ加熱熱交換器８の循環水の昇温
巾が少くなり、前記ヒートポンプ加熱熱交換器８出口の
水温が低くなる。図２は、この運転状態時の凝縮器３お
よびヒートポンプ加熱熱交換器内の冷媒温度、圧力と水
温の変化を表し、実線はこのときの運転状態（ヒートポ
ンプ加熱熱交換器８出口水温＜設定値T1）における冷媒
温度（冷媒圧力）と水温の変化を表わし、破線は従来の
運転方式による冷媒温度（冷媒圧力）と水温の変化を表
わす。図２において、加熱能力Qc∝水流量×（ヒートポ
ンプ加熱熱交換器出口水温−入口水温）、またQc∝（冷
媒温度−水温）の関係から、循環水量が大きい場合には
ヒートポンプ加熱熱交換器の出口水温は低くなるため、
冷媒温度も低くなるて。例えば、ヒートポンプ加熱熱交
換器内の入口水温が15℃、出口水温が65℃の場合、従来
運転は気液２相域の冷媒温度（凝縮温度）が55℃、その
ときの飽和圧力が2220kPaとなるのに対し、本発明は冷
媒温度（凝縮温度）が45℃、飽和圧力が1770kPaと450kP
a低下する。図３は運転動作点を表わす冷媒モリエル線
図である。図３において、実線は本発明のヒートポンプ
加熱熱交換器８内出口水温＜設定値T1における冷媒状態
図を表わし、a1、b1、c1、d1点は図２の凝縮器３のａ、
ｂ、ｃ、ｄ点と対応する。また、破線は従来の運転方式
における冷媒状態図を表わし、a2、b2、c2、d2点は図２
の凝縮器３のａ、ｂ、ｃ、ｄ点と対応する。図３におい
て、圧縮機１の圧縮比は本発明がP1/Pa、従来の運転方
式はP2/Psとなり、本発明が低圧縮比となることが判
る。例えば、中間季でヒートポンプ加熱熱交換器の入口
水温が15℃の場合にはPsは600kPa程度、P1は1770kPa、P
2は2220kPaとなり、圧縮機の圧縮比は従来の運転方式が
3.7に対し、本発明が3.0と小さくなる。したがって、加
熱能力が増加するとともに前記圧縮機１での圧縮動力は
小さくなり運転効率が良くなる。また、この運転の継続
により前記貯湯槽６の内部湯温は全体が均一にかつ徐々
に上昇する（図４のａ）。そして、前記ヒートポンプ加
熱熱交換器８の出口の水温が前記温度検知器11の設定値
T1に達すると（図４のa1）、さらにその温度が設定値T2
（T1＜T2）になるように前記水循環ポンプ７の流量がコ
ントロールされて、高温水がつくりだされる（図４のa
2）。この場合には、冷媒回路の高圧の冷媒過熱ガス域
のエンタルピーを利用して、高圧の凝縮作用による発熱
温度（図４のｂ）より高い温水（図４のa2）を得る。そ
して、前記貯湯槽６の上部から流入して徐々に貯湯槽６
内に貯えられる。図５は、この運転状態時の凝縮器３内
の冷媒温度、圧力と水温の変化を表し、実線はこのとき
の運転状態（ヒートポンプ加熱熱交換器８出口水温＞設
定値T1）における冷媒温度（冷媒圧力）と水温の変化を
表わし、破線は従来の運転方式による冷媒温度（冷媒圧
力）と水温の変化を表わす。図５において、凝縮器３の
入口水温が15℃、出口水温が65℃の場合、従来の運転方
式による高圧側の冷媒凝縮温度が55℃、冷媒飽和圧力が
2220kPaとなるのに対し、本発明は凝縮器３の入口水温
が35℃と高いため、高圧側の冷媒凝縮温度が60℃、冷媒
飽和圧力が2480kPaとなる。よって、高圧が従来の運転
方式に比べ260kPa上昇し、圧縮比も従来の運転方式が22
20/600＝3.7であるのに対し、2480/600＝4.1と10％ほど
大きくなる。従って、この運転条件時は加熱能力および
運転効率が従来運転方式と比べ低下する。しかし、ヒー
トポンプ加熱熱交換器８出口水温＜設定値T1の運転時に
従来運転方式に比べ、高圧の冷媒飽和圧力が450kPa低
下、圧縮比が20％ほど小さくなるため、運転効率の向上
効果が大きい。従って、貯湯槽全体の水を15℃から65℃
まで沸き上げるのに要するトータルの運転効率は向上す
る。なお、図４に示すように加熱能力（Qc）、運転効率
（COP）は設定値がT1までは貯湯槽6全体水温（ａ）の上
昇とともに下降し、貯湯槽６全体水温（ａ）がT1に達し
たとき循環水量の減少によって凝縮器３の温度が上昇
し、加熱能力（Qc）、運転効率（COP）はさらに低下す
る様子を示している。
このようにこの実施例では、前記ヒートポンプ加熱熱
交換器８の出口の水温が前記温度検知器11の設定値T1よ
り低い場合には、その温度検知器11の信号によって前記
水循環ポンプ７の水量が最大になるように駆動制御され
るため、前記ヒートポンプ加熱熱交換器８内の流入水量
は最大となって前記凝縮器３の昇温および水温が低くな
り、前記凝縮器３の高圧冷媒ガスは圧力が低くなる。し
たがって、加熱能力が増加するとともに前記圧縮機１で
の圧縮動力は小さくなり運転効率が良くなる。また、こ
の運転の継続により前記貯湯槽６の内部湯温は全体が均
一にかつ徐々に上昇する（図４のａ）。そして、前記ヒ
ートポンプ加熱熱交換器８の出口の水温が前記温度検知
器11の設定値T1に達すると（図４のa1）、さらにその温
度が設定値T2（T1＜T2）になるように前記水循環ポンプ
７の流量がコントロールされて、高温水がつくりだされ
る（図４のa2）。この場合には、冷媒回路の高圧の冷媒
過熱ガス域のエンタルピーを利用して、高圧の凝縮作用
による発熱温度（図のｂ）より高い温水（図４のa2）を
得る。そして、前記貯湯槽６の上部から流入して徐々に
貯湯槽６内に貯えられる。なお、図４に示すように過熱
能力（Qc）、運転効率（COP）は設定値がT1までは貯湯
槽6全体水温（ａ）の上昇とともに下降し、貯湯槽６全
体水温（ａ）がT1に達したとき循環水量の減少によって
凝縮器３の温度が上昇し、加熱能力（Qc）、運転効率
（COP）はさらに低下する様子を示している。また、前
記貯湯槽６内の湯温をさらに高温化したり、前記貯湯槽
６内の湯が出湯されて不足し、追加水が入って湯温が下
がった場合には、前記ヒートポンプ加熱熱交換器８で加
熱された温水をさらに前記電気ヒータ加熱熱交換器10で
加熱してより高温にし、前記貯湯槽６に貯えたり、ある
いは、そのまま端末に出湯することもできる。したがっ
て、必要な温度の湯量だけに電気ヒータ10を通電すれば
よく、経済的であり、前記貯湯槽６も小型化できる。
交換器８の出口の水温が前記温度検知器11の設定値T1よ
り低い場合には、その温度検知器11の信号によって前記
水循環ポンプ７の水量が最大になるように駆動制御され
るため、前記ヒートポンプ加熱熱交換器８内の流入水量
は最大となって前記凝縮器３の昇温および水温が低くな
り、前記凝縮器３の高圧冷媒ガスは圧力が低くなる。し
たがって、加熱能力が増加するとともに前記圧縮機１で
の圧縮動力は小さくなり運転効率が良くなる。また、こ
の運転の継続により前記貯湯槽６の内部湯温は全体が均
一にかつ徐々に上昇する（図４のａ）。そして、前記ヒ
ートポンプ加熱熱交換器８の出口の水温が前記温度検知
器11の設定値T1に達すると（図４のa1）、さらにその温
度が設定値T2（T1＜T2）になるように前記水循環ポンプ
７の流量がコントロールされて、高温水がつくりだされ
る（図４のa2）。この場合には、冷媒回路の高圧の冷媒
過熱ガス域のエンタルピーを利用して、高圧の凝縮作用
による発熱温度（図のｂ）より高い温水（図４のa2）を
得る。そして、前記貯湯槽６の上部から流入して徐々に
貯湯槽６内に貯えられる。なお、図４に示すように過熱
能力（Qc）、運転効率（COP）は設定値がT1までは貯湯
槽6全体水温（ａ）の上昇とともに下降し、貯湯槽６全
体水温（ａ）がT1に達したとき循環水量の減少によって
凝縮器３の温度が上昇し、加熱能力（Qc）、運転効率
（COP）はさらに低下する様子を示している。また、前
記貯湯槽６内の湯温をさらに高温化したり、前記貯湯槽
６内の湯が出湯されて不足し、追加水が入って湯温が下
がった場合には、前記ヒートポンプ加熱熱交換器８で加
熱された温水をさらに前記電気ヒータ加熱熱交換器10で
加熱してより高温にし、前記貯湯槽６に貯えたり、ある
いは、そのまま端末に出湯することもできる。したがっ
て、必要な温度の湯量だけに電気ヒータ10を通電すれば
よく、経済的であり、前記貯湯槽６も小型化できる。
発明の効果 以上の実施例の説明からも明らかなように本発明のヒ
ートポンプ給湯装置によれば、圧縮機，凝縮器，減圧装
置，空気熱交換器を順次連結した冷媒密閉回路と、貯湯
槽，水循環ポンプ，前記凝縮器と熱交換関係を有するヒ
ートポンプ加熱熱交換器、一端を前記ヒートポンプ加熱
熱交換器と、他端を前記貯湯槽上部と接続する電気ヒー
タ加熱熱交換器を順次連結した給湯回路と、前記ヒート
ポンプ加熱熱交換器と前記電気ヒータ加熱熱交換器の中
間に温度検知器を設けてその信号で循環ポンプの水量を
制御するように構成したことにより、たとえば、前記ヒ
ートポンプ加熱熱交換器の出口水温が前記温度検知器の
設定値より低い場合には、前記水循環ポンプの水量を多
くして、冷媒回路の高圧側の圧力を低くして徐々に加熱
するので、加熱能力の増大と運転効率の向上を図ること
ができ、前記貯湯槽内の容量全体を使用可能な湯温に早
く沸き上げることができる。
ートポンプ給湯装置によれば、圧縮機，凝縮器，減圧装
置，空気熱交換器を順次連結した冷媒密閉回路と、貯湯
槽，水循環ポンプ，前記凝縮器と熱交換関係を有するヒ
ートポンプ加熱熱交換器、一端を前記ヒートポンプ加熱
熱交換器と、他端を前記貯湯槽上部と接続する電気ヒー
タ加熱熱交換器を順次連結した給湯回路と、前記ヒート
ポンプ加熱熱交換器と前記電気ヒータ加熱熱交換器の中
間に温度検知器を設けてその信号で循環ポンプの水量を
制御するように構成したことにより、たとえば、前記ヒ
ートポンプ加熱熱交換器の出口水温が前記温度検知器の
設定値より低い場合には、前記水循環ポンプの水量を多
くして、冷媒回路の高圧側の圧力を低くして徐々に加熱
するので、加熱能力の増大と運転効率の向上を図ること
ができ、前記貯湯槽内の容量全体を使用可能な湯温に早
く沸き上げることができる。
また、前記ヒートポンプ加熱熱交換器の出口水温が前
記温度検知器の設定値に達すると、この設定値よりさら
に高い設定値の湯温になるように、前記水循環ポンプの
流量をコントロールして、高温沸き上げをして、前記貯
湯槽内の上部から徐々に貯えることができる。従って、
従来の比し貯湯槽全体の水を例えば15℃から65℃まで沸
き上げる運転効率も上り、高温水も確保できる。
記温度検知器の設定値に達すると、この設定値よりさら
に高い設定値の湯温になるように、前記水循環ポンプの
流量をコントロールして、高温沸き上げをして、前記貯
湯槽内の上部から徐々に貯えることができる。従って、
従来の比し貯湯槽全体の水を例えば15℃から65℃まで沸
き上げる運転効率も上り、高温水も確保できる。
さらに高い湯温が必要な場合とか、貯湯槽内の湯温が
出湯によって低くなった場合にも、前記ヒートポンプ加
熱熱交換器で加熱された温水を、さらに前記電気ヒータ
加熱熱交換器で加熱することにより、より高い温水が得
られるようにしているため、給湯負荷に対応して必要な
給湯熱量が素早く確保できる。したがって、熱量が経済
的になり、かつ前記貯湯槽の小型化も図ることができ
る。
出湯によって低くなった場合にも、前記ヒートポンプ加
熱熱交換器で加熱された温水を、さらに前記電気ヒータ
加熱熱交換器で加熱することにより、より高い温水が得
られるようにしているため、給湯負荷に対応して必要な
給湯熱量が素早く確保できる。したがって、熱量が経済
的になり、かつ前記貯湯槽の小型化も図ることができ
る。
第１図は本発明の一実施例のヒートポンプ給湯装置の回
路構成図、第２図は同装置における凝縮器内の冷媒およ
び水温の分布図、第３図は同装置における冷媒モリエル
線図に基く冷媒動作点を表わす図、第４図は同装置の運
転時間に対する加熱能力、運転効率、冷媒回路の凝縮温
度および貯湯槽水温性能特性図、第５図は同装置におけ
る凝縮器内の冷媒および水温の分布図、第６図は従来の
ヒートポンプ給湯装置の回路構成図、第７図は従来のヒ
ートポンプ給湯装置における凝縮器内の冷媒および水温
の分布図である。 １……圧縮機、３……凝縮器、４……減圧装置、５……
空気熱交換器、６……貯湯槽、７……水循環ポンプ、８
……ヒートポンプ加熱熱交換器、10……電気ヒータ加熱
熱交換器、11……温度検知器。
路構成図、第２図は同装置における凝縮器内の冷媒およ
び水温の分布図、第３図は同装置における冷媒モリエル
線図に基く冷媒動作点を表わす図、第４図は同装置の運
転時間に対する加熱能力、運転効率、冷媒回路の凝縮温
度および貯湯槽水温性能特性図、第５図は同装置におけ
る凝縮器内の冷媒および水温の分布図、第６図は従来の
ヒートポンプ給湯装置の回路構成図、第７図は従来のヒ
ートポンプ給湯装置における凝縮器内の冷媒および水温
の分布図である。 １……圧縮機、３……凝縮器、４……減圧装置、５……
空気熱交換器、６……貯湯槽、７……水循環ポンプ、８
……ヒートポンプ加熱熱交換器、10……電気ヒータ加熱
熱交換器、11……温度検知器。
Claims (1)
- 【請求項１】圧縮機と、凝縮器と、減圧装置と、空気熱
交換器とを順次連結した冷媒密閉回路を有し、貯湯槽
と、この貯湯槽下部に接続する水循環ポンプと、前記凝
縮器と熱交換関係を有するヒートポンプ加熱熱交換器
と、一端を前記ヒートポンプ加熱熱交換器に接続し、他
端を前記貯湯槽上部と接続する電気ヒータ加熱熱交換器
を順次連結した給湯回路と、前記ヒートポンプ加熱熱交
換器と前記電気ヒータ加熱熱交換器の間に設けられ、信
号によって前記水循環ポンプの水量を制御する温度検知
器よりなり、前記温度検知器は設定値T1とT2（T1＜T2）
を有し、前記設定値T1より循環水温が低い場合には、水
循環ポンプの水量を多くし、前記循環水温が前記設定値
T1に達すると、その循環水温が設定値T2となるように水
循環ポンプの水量をコントロールするヒートポンプ給湯
装置。
Priority Applications (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP502890A JP2906507B2 (ja) | 1990-01-12 | 1990-01-12 | ヒートポンプ給湯装置 |
Applications Claiming Priority (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP502890A JP2906507B2 (ja) | 1990-01-12 | 1990-01-12 | ヒートポンプ給湯装置 |
Publications (2)
| Publication Number | Publication Date |
|---|---|
| JPH03211360A JPH03211360A (ja) | 1991-09-17 |
| JP2906507B2 true JP2906507B2 (ja) | 1999-06-21 |
Family
ID=11600035
Family Applications (1)
| Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
|---|---|---|---|
| JP502890A Expired - Fee Related JP2906507B2 (ja) | 1990-01-12 | 1990-01-12 | ヒートポンプ給湯装置 |
Country Status (1)
| Country | Link |
|---|---|
| JP (1) | JP2906507B2 (ja) |
Families Citing this family (2)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| CN107764121B (zh) * | 2017-11-07 | 2023-09-29 | 中国五环工程有限公司 | 低温液化烃储运站的节能降耗系统及调节方法 |
| CN112303928B (zh) * | 2020-10-30 | 2023-08-08 | 青岛海信日立空调系统有限公司 | 一种热泵热水机组和控制方法 |
-
1990
- 1990-01-12 JP JP502890A patent/JP2906507B2/ja not_active Expired - Fee Related
Also Published As
| Publication number | Publication date |
|---|---|
| JPH03211360A (ja) | 1991-09-17 |
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Legal Events
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