JP2956584B2 - 熱回収式空気調和装置 - Google Patents
熱回収式空気調和装置Info
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- JP2956584B2 JP2956584B2 JP13938396A JP13938396A JP2956584B2 JP 2956584 B2 JP2956584 B2 JP 2956584B2 JP 13938396 A JP13938396 A JP 13938396A JP 13938396 A JP13938396 A JP 13938396A JP 2956584 B2 JP2956584 B2 JP 2956584B2
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Description
【発明の詳細な説明】
【０００１】
【発明の属する技術分野】この発明は、室内から回収し
た冷房排熱を給湯に利用するよう構成した熱回収式空気
調和装置に関するものである。
た冷房排熱を給湯に利用するよう構成した熱回収式空気
調和装置に関するものである。
【０００２】
【従来の技術】図４は、上記のような熱回収式空気調和
装置の従来例を示す冷媒回路図である。同図において３
１は圧縮機、３２は給湯熱交換器、３４は受液器であ
る。そして上記圧縮機３１の吐出側と給湯熱交換器３２
の入口側とが第１ガス管３７ａで接続され、上記給湯熱
交換器３２の出口側と受液器３４とが第１液管３７ｂで
接続されている。また上記受液器３４には第２液管３７
ｃの一端側が接続され、上記圧縮機３１の吸入側には、
第２ガス管３７ｄの一端側が接続されている。そして上
記第２液管３７ｃの他端側からは、それぞれＡ室電動膨
張弁３５ａ、Ｂ室電動膨張弁３５ｂ、Ｃ室電動膨張弁３
５ｃが介設されたＡ室液支管３８ａ、Ｂ室液支管３８
ｂ、Ｃ室液支管３８ｃが分岐する一方、上記第２ガス管
３７ｄの他端側からはＡ室ガス支管３９ａ、Ｂ室ガス支
管３９ｂ、Ｃ室ガス支管３９ｃが分岐し、各液支管３８
ａ、３８ｂ、３８ｃと各ガス支管３９ａ、３９ｂ、３９
ｃとの間には、それぞれＡ室室内熱交換器３６ａ、Ｂ室
室内熱交換器３６ｂ、Ｃ室室内熱交換器３６ｃが設けら
れている。なお同図において４０はアキュームレータで
ある。
装置の従来例を示す冷媒回路図である。同図において３
１は圧縮機、３２は給湯熱交換器、３４は受液器であ
る。そして上記圧縮機３１の吐出側と給湯熱交換器３２
の入口側とが第１ガス管３７ａで接続され、上記給湯熱
交換器３２の出口側と受液器３４とが第１液管３７ｂで
接続されている。また上記受液器３４には第２液管３７
ｃの一端側が接続され、上記圧縮機３１の吸入側には、
第２ガス管３７ｄの一端側が接続されている。そして上
記第２液管３７ｃの他端側からは、それぞれＡ室電動膨
張弁３５ａ、Ｂ室電動膨張弁３５ｂ、Ｃ室電動膨張弁３
５ｃが介設されたＡ室液支管３８ａ、Ｂ室液支管３８
ｂ、Ｃ室液支管３８ｃが分岐する一方、上記第２ガス管
３７ｄの他端側からはＡ室ガス支管３９ａ、Ｂ室ガス支
管３９ｂ、Ｃ室ガス支管３９ｃが分岐し、各液支管３８
ａ、３８ｂ、３８ｃと各ガス支管３９ａ、３９ｂ、３９
ｃとの間には、それぞれＡ室室内熱交換器３６ａ、Ｂ室
室内熱交換器３６ｂ、Ｃ室室内熱交換器３６ｃが設けら
れている。なお同図において４０はアキュームレータで
ある。
【０００３】上記のように冷媒回路が構成された熱回収
式空気調和装置では、給湯熱交換器３２が凝縮器として
機能すると共に各室内熱交換器３６ａ、３６ｂ、３６ｃ
が蒸発器として機能することにより、各室内から回収し
た冷房排熱を給湯に利用し、エネルギ効率の良好な運転
が行えるようになっている。
式空気調和装置では、給湯熱交換器３２が凝縮器として
機能すると共に各室内熱交換器３６ａ、３６ｂ、３６ｃ
が蒸発器として機能することにより、各室内から回収し
た冷房排熱を給湯に利用し、エネルギ効率の良好な運転
が行えるようになっている。
【０００４】
【発明が解決しようとする課題】図５は、上記従来の熱
回収式空気調和装置における冷凍サイクルを示すモリエ
ル線図である。同図においてＷは圧縮機３１の圧縮仕事
量であり、またＱｗは給湯熱交換器３２における放出熱
量であり、そしてＱｃは各室内熱交換器３６ａ、３６
ｂ、３６ｃの合計吸収熱量である。これらを用いて上記
冷凍サイクルの成績係数ＣＯＰは、 ＣＯＰ＝Ｑｃ／Ｗ と表すことができる。従って同じ圧縮仕事量Ｗで成績係
数ＣＯＰを向上させるには合計吸収熱量Ｑｃを増加させ
ればよく、そのためには給湯熱交換器３２の出口冷媒の
過冷却度を大きくして放出熱量Ｑｗを増加させることが
考えられる。
回収式空気調和装置における冷凍サイクルを示すモリエ
ル線図である。同図においてＷは圧縮機３１の圧縮仕事
量であり、またＱｗは給湯熱交換器３２における放出熱
量であり、そしてＱｃは各室内熱交換器３６ａ、３６
ｂ、３６ｃの合計吸収熱量である。これらを用いて上記
冷凍サイクルの成績係数ＣＯＰは、 ＣＯＰ＝Ｑｃ／Ｗ と表すことができる。従って同じ圧縮仕事量Ｗで成績係
数ＣＯＰを向上させるには合計吸収熱量Ｑｃを増加させ
ればよく、そのためには給湯熱交換器３２の出口冷媒の
過冷却度を大きくして放出熱量Ｑｗを増加させることが
考えられる。
【０００５】しかしながら給湯熱交換器３２の出口側に
は受液器３４が接続されているため、上記各室電動膨張
弁３５ａ、３５ｂ、３５ｃによって上記過冷却度を制御
することはできない。従って給湯水の温度が上昇すると
放出熱量Ｑｗが小さくなり、これに伴って成績係数ＣＯ
Ｐが低下してしまうという問題があった。一方、受液器
３４の入口側に電動膨張弁を設ければ上記過冷却度を制
御できるとも考えられるが、このようにすると過冷却度
を大きくすることが給湯熱交換器３２における冷媒流通
量を減少させることになり、結局システム全体としての
エネルギー効率を向上させることができないという問題
があった。
は受液器３４が接続されているため、上記各室電動膨張
弁３５ａ、３５ｂ、３５ｃによって上記過冷却度を制御
することはできない。従って給湯水の温度が上昇すると
放出熱量Ｑｗが小さくなり、これに伴って成績係数ＣＯ
Ｐが低下してしまうという問題があった。一方、受液器
３４の入口側に電動膨張弁を設ければ上記過冷却度を制
御できるとも考えられるが、このようにすると過冷却度
を大きくすることが給湯熱交換器３２における冷媒流通
量を減少させることになり、結局システム全体としての
エネルギー効率を向上させることができないという問題
があった。
【０００６】この発明は、上記従来の欠点を解決するた
めになされたものであって、その目的は、給湯熱交換器
による給湯能力を維持しつつ、液冷媒の過冷却度を大き
くして冷凍サイクルの成績係数を向上させることが可能
な熱回収式空気調和装置を提供することにある。
めになされたものであって、その目的は、給湯熱交換器
による給湯能力を維持しつつ、液冷媒の過冷却度を大き
くして冷凍サイクルの成績係数を向上させることが可能
な熱回収式空気調和装置を提供することにある。
【０００７】
【課題を解決するための手段】そこで請求項１の熱回収
式空気調和装置は、圧縮機１、給湯熱交換器２、受液器
４、減圧機構５ａ、５ｂ、５ｃ、室内熱交換器６ａ、６
ｂ、６ｃを順次に接続した冷媒回路を備え、給湯熱交換
器２を凝縮器として機能させると共に室内熱交換器６
ａ、６ｂ、６ｃを蒸発器として機能させ、室内から回収
した冷房排熱を給湯に利用するよう構成した熱回収式空
気調和装置において、上記給湯熱交換器２と受液器４と
の間に、給湯熱交換器２側から順に水熱交換器３と電動
膨張弁８とを介設し、この電動膨張弁８によって、給湯
熱交換器２出口冷媒の過冷却度を制御するようにしたこ
とを特徴としている。
式空気調和装置は、圧縮機１、給湯熱交換器２、受液器
４、減圧機構５ａ、５ｂ、５ｃ、室内熱交換器６ａ、６
ｂ、６ｃを順次に接続した冷媒回路を備え、給湯熱交換
器２を凝縮器として機能させると共に室内熱交換器６
ａ、６ｂ、６ｃを蒸発器として機能させ、室内から回収
した冷房排熱を給湯に利用するよう構成した熱回収式空
気調和装置において、上記給湯熱交換器２と受液器４と
の間に、給湯熱交換器２側から順に水熱交換器３と電動
膨張弁８とを介設し、この電動膨張弁８によって、給湯
熱交換器２出口冷媒の過冷却度を制御するようにしたこ
とを特徴としている。
【０００８】上記請求項１の熱回収式空気調和装置で
は、電動膨張弁８によって給湯熱交換器２出口冷媒の過
冷却度を所定値に制御しながら、通常は高圧相当飽和温
度よりも十分に低温である冷却水を用いた水熱交換器３
により、液冷媒の過冷却度を大きくすることが可能とな
る。従って給湯熱交換器２による給湯能力を維持しつ
つ、冷凍サイクルの成績係数ＣＯＰを向上させることが
可能となる。
は、電動膨張弁８によって給湯熱交換器２出口冷媒の過
冷却度を所定値に制御しながら、通常は高圧相当飽和温
度よりも十分に低温である冷却水を用いた水熱交換器３
により、液冷媒の過冷却度を大きくすることが可能とな
る。従って給湯熱交換器２による給湯能力を維持しつ
つ、冷凍サイクルの成績係数ＣＯＰを向上させることが
可能となる。
【０００９】また請求項２の熱回収式空気調和装置は、
さらに上記給湯熱交換器２の出口側と受液器４の入口側
とを接続するバイパス管２０を設けると共に、給湯熱交
換器２から流出した冷媒の流路を上記水熱交換器３側と
バイパス管２０側とに切り替える流路切替手段１５を設
け、上記給湯熱交換器２の高圧相当飽和温度ＴＤ１が水
熱交換器３の冷却水温度ＴＤ２よりも高いときは、上記
流路切替手段１５を水熱交換器３側とする一方、上記高
圧相当飽和温度ＴＤ１が冷却水温度ＴＤ２よりも低いと
きは、上記流路切替手段１５をバイパス管２０側とする
ことを特徴としている。
さらに上記給湯熱交換器２の出口側と受液器４の入口側
とを接続するバイパス管２０を設けると共に、給湯熱交
換器２から流出した冷媒の流路を上記水熱交換器３側と
バイパス管２０側とに切り替える流路切替手段１５を設
け、上記給湯熱交換器２の高圧相当飽和温度ＴＤ１が水
熱交換器３の冷却水温度ＴＤ２よりも高いときは、上記
流路切替手段１５を水熱交換器３側とする一方、上記高
圧相当飽和温度ＴＤ１が冷却水温度ＴＤ２よりも低いと
きは、上記流路切替手段１５をバイパス管２０側とする
ことを特徴としている。
【００１０】上記請求項２の熱回収式空気調和装置で
は、水熱交換器３の冷却水温度ＴＤ２が給湯熱交換器２
の高圧相当飽和温度ＴＤ１よりも低いときに限り、水熱
交換器３に冷媒を流通させるようにしている。従って状
況に対応した動作により確実に上記成績係数ＣＯＰを向
上させることが可能となる。
は、水熱交換器３の冷却水温度ＴＤ２が給湯熱交換器２
の高圧相当飽和温度ＴＤ１よりも低いときに限り、水熱
交換器３に冷媒を流通させるようにしている。従って状
況に対応した動作により確実に上記成績係数ＣＯＰを向
上させることが可能となる。
【００１１】さらに請求項３の熱回収式空気調和装置
は、上記水熱交換器３は、河川水やビル内の貯溜水等の
未利用水を、その冷却水として用いていることを特徴と
している。
は、上記水熱交換器３は、河川水やビル内の貯溜水等の
未利用水を、その冷却水として用いていることを特徴と
している。
【００１２】上記請求項３の熱回収式空気調和装置で
は、水熱交換器３の冷却水として未利用水を用いている
ので、ランニングコストを低減して一層の成績係数ＣＯ
Ｐの向上を図ることが可能となる。
は、水熱交換器３の冷却水として未利用水を用いている
ので、ランニングコストを低減して一層の成績係数ＣＯ
Ｐの向上を図ることが可能となる。
【００１３】
【発明の実施の形態】次に、この発明の熱回収式空気調
和装置の具体的な実施の形態について、図面を参照しつ
つ詳細に説明する。
和装置の具体的な実施の形態について、図面を参照しつ
つ詳細に説明する。
【００１４】図１は、上記熱回収式空気調和装置の冷媒
回路図である。同図において１は圧縮機であり、この圧
縮機１の吐出管２１ａと吸入管２１ｂとが四路切換弁７
の２つのポートに接続されている。そしてこの四路切換
弁７の第３のポートから、第１ガス管１９ａ、水熱交換
器３、第１液管１９ｂ、電動膨張弁８、受液器４、第２
液管１９ｃが順次に接続されている。またこの第２液管
１９ｃからは、Ａ室液支管２３ａ、Ｂ室液支管２３ｂ、
Ｃ室液支管２３ｃが分岐し、これらの各液支管２３ａ、
２３ｂ、２３ｃには、それぞれ冷房給湯運転時に減圧機
構として機能するＡ室電動膨張弁５ａ、Ｂ室電動膨張弁
５ｂ、Ｃ室電動膨張弁５ｃが介設されている。さらに上
記四路切換弁７の第４のポートには第２ガス管１９ｄが
接続され、この第２ガス管１９ｄからはＡ室ガス支管２
４ａ、Ｂ室ガス支管２４ｂ、Ｃ室ガス支管２４ｃが分岐
している。そして上記各液支管２３ａ、２３ｂ、２３ｃ
と各ガス支管２４ａ、２４ｂ、２４ｃとの間に、それぞ
れＡ室室内熱交換器６ａ、Ｂ室室内熱交換器６ｂ、Ｃ室
室内熱交換器６ｃが設けられている。
回路図である。同図において１は圧縮機であり、この圧
縮機１の吐出管２１ａと吸入管２１ｂとが四路切換弁７
の２つのポートに接続されている。そしてこの四路切換
弁７の第３のポートから、第１ガス管１９ａ、水熱交換
器３、第１液管１９ｂ、電動膨張弁８、受液器４、第２
液管１９ｃが順次に接続されている。またこの第２液管
１９ｃからは、Ａ室液支管２３ａ、Ｂ室液支管２３ｂ、
Ｃ室液支管２３ｃが分岐し、これらの各液支管２３ａ、
２３ｂ、２３ｃには、それぞれ冷房給湯運転時に減圧機
構として機能するＡ室電動膨張弁５ａ、Ｂ室電動膨張弁
５ｂ、Ｃ室電動膨張弁５ｃが介設されている。さらに上
記四路切換弁７の第４のポートには第２ガス管１９ｄが
接続され、この第２ガス管１９ｄからはＡ室ガス支管２
４ａ、Ｂ室ガス支管２４ｂ、Ｃ室ガス支管２４ｃが分岐
している。そして上記各液支管２３ａ、２３ｂ、２３ｃ
と各ガス支管２４ａ、２４ｂ、２４ｃとの間に、それぞ
れＡ室室内熱交換器６ａ、Ｂ室室内熱交換器６ｂ、Ｃ室
室内熱交換器６ｃが設けられている。
【００１５】また同図において２は給湯熱交換器であ
り、この給湯熱交換器の入口側と上記圧縮機１の吐出管
２１ａとが給湯ガス管２２ａで接続される一方、給湯熱
交換器の出口側と上記第１ガス管１９ａとが給湯液管２
２ｂで接続されている。そしてこの給湯液管２２ｂから
はバイパス管２０が分岐し、上記受液器４に接続されて
いる。さらに同図において１１は第１開閉弁、１２は第
２開閉弁、１３は第３開閉弁、１４は第４開閉弁であ
る。そしてこの第３開閉弁１３と第４開閉弁１４とによ
って、給湯熱交換器２から流出した冷媒の流路を水熱交
換器３側とバイパス管２０側とに切替える流路切替手段
１５を構成している。
り、この給湯熱交換器の入口側と上記圧縮機１の吐出管
２１ａとが給湯ガス管２２ａで接続される一方、給湯熱
交換器の出口側と上記第１ガス管１９ａとが給湯液管２
２ｂで接続されている。そしてこの給湯液管２２ｂから
はバイパス管２０が分岐し、上記受液器４に接続されて
いる。さらに同図において１１は第１開閉弁、１２は第
２開閉弁、１３は第３開閉弁、１４は第４開閉弁であ
る。そしてこの第３開閉弁１３と第４開閉弁１４とによ
って、給湯熱交換器２から流出した冷媒の流路を水熱交
換器３側とバイパス管２０側とに切替える流路切替手段
１５を構成している。
【００１６】また同図において１０ａは、上記水熱交換
器３に冷却水を流通させるための水管であり、１０ｂは
水ポンプである。この冷却水としては河川水やビル内の
貯溜水等の未利用水を用いている。そして上記水管１０
ａには、水熱交換器３に流入する上記冷却水の温度ＴＤ
２を検出するための冷却水サーミスタ１７が設けられて
いる。また同図において１６は、給湯熱交換器２の中間
部温度を検出する給湯熱交換器サーミスタであり、また
１８は、給湯熱交換器２の出口冷媒の温度を検出する出
口冷媒サーミスタである。そして上記給湯熱交換器サー
ミスタ１６で検出した給湯熱交換器２の中間部温度に基
づいて、冷凍サイクルにおける高圧相当飽和温度ＴＤ１
を把握するようにしている。なお、同図において９は、
アキュームレータである。
器３に冷却水を流通させるための水管であり、１０ｂは
水ポンプである。この冷却水としては河川水やビル内の
貯溜水等の未利用水を用いている。そして上記水管１０
ａには、水熱交換器３に流入する上記冷却水の温度ＴＤ
２を検出するための冷却水サーミスタ１７が設けられて
いる。また同図において１６は、給湯熱交換器２の中間
部温度を検出する給湯熱交換器サーミスタであり、また
１８は、給湯熱交換器２の出口冷媒の温度を検出する出
口冷媒サーミスタである。そして上記給湯熱交換器サー
ミスタ１６で検出した給湯熱交換器２の中間部温度に基
づいて、冷凍サイクルにおける高圧相当飽和温度ＴＤ１
を把握するようにしている。なお、同図において９は、
アキュームレータである。
【００１７】次に、上記熱回収式空気調和装置の冷房給
湯運転について、当初には給湯タンク（図示せず）内に
水熱交換器３の冷却水よりも温度の低い冷水が貯溜され
ていることを前提として説明を行う。このような場合に
は、第３開閉弁１３を閉成すると共に第４開閉弁１４を
開成し、これによって流路切替手段１５をバイパス管２
０側とする。そして第１開閉弁１１を開成する一方で第
２開閉弁１２を閉成し、四路切換弁７を実線方向に切り
替えて、圧縮機１を駆動する。すると冷媒は、圧縮機１
から給湯ガス管２２ａ、給湯熱交換器２、給湯液管２２
ｂ、バイパス管２０、受液器４、各室内熱交換器６ａ、
６ｂ、６ｃ、第２ガス管１９ｄ、四路切換弁７、吸入管
２１ｂを順次に流通し、アキュームレータ９を介して圧
縮機１に返流する流れとなる。そして上記給湯熱交換器
２が凝縮器として機能すると共に各室内熱交換器６ａ、
６ｂ、６ｃが蒸発器として機能し、各室内から回収した
冷房排熱を給湯水の加熱に利用する冷房給湯運転が行わ
れる。
湯運転について、当初には給湯タンク（図示せず）内に
水熱交換器３の冷却水よりも温度の低い冷水が貯溜され
ていることを前提として説明を行う。このような場合に
は、第３開閉弁１３を閉成すると共に第４開閉弁１４を
開成し、これによって流路切替手段１５をバイパス管２
０側とする。そして第１開閉弁１１を開成する一方で第
２開閉弁１２を閉成し、四路切換弁７を実線方向に切り
替えて、圧縮機１を駆動する。すると冷媒は、圧縮機１
から給湯ガス管２２ａ、給湯熱交換器２、給湯液管２２
ｂ、バイパス管２０、受液器４、各室内熱交換器６ａ、
６ｂ、６ｃ、第２ガス管１９ｄ、四路切換弁７、吸入管
２１ｂを順次に流通し、アキュームレータ９を介して圧
縮機１に返流する流れとなる。そして上記給湯熱交換器
２が凝縮器として機能すると共に各室内熱交換器６ａ、
６ｂ、６ｃが蒸発器として機能し、各室内から回収した
冷房排熱を給湯水の加熱に利用する冷房給湯運転が行わ
れる。
【００１８】上記のような冷房給湯運転は、基本的に従
来の冷房給湯運転と同じである。そのため冷凍サイクル
のモリエル線図も従来例と同様に図５に示すものとな
り、従ってこの場合には、受液器４のために液冷媒の過
冷却度は小さい。しかしながら給湯タンクに貯溜する湯
水温度が十分に低い時、給湯熱交換器２における放出熱
量Ｑｗは大きい。従って冷房能力も十分であり、また良
好な成績係数ＣＯＰを得ることができる。
来の冷房給湯運転と同じである。そのため冷凍サイクル
のモリエル線図も従来例と同様に図５に示すものとな
り、従ってこの場合には、受液器４のために液冷媒の過
冷却度は小さい。しかしながら給湯タンクに貯溜する湯
水温度が十分に低い時、給湯熱交換器２における放出熱
量Ｑｗは大きい。従って冷房能力も十分であり、また良
好な成績係数ＣＯＰを得ることができる。
【００１９】 ところがこのような冷房給湯運転を継続
して行うと、給湯タンク内の湯水温度が次第に上昇し、
放出熱量Ｑｗが小さくなるのに伴って上記成績係数ＣＯ
Ｐの低下を招くようになる。そこで上記給湯熱交換器サ
ーミスタ１６で検出した給湯熱交換器２の中間部温度に
基づいて高圧相当飽和温度ＴＤ１を把握し、この高圧相
当飽和温度ＴＤ１が冷却水サーミスタ１７で検出した冷
却水温度ＴＤ２よりも高くなると、第３開閉弁１３を開
弁すると共に第４開閉弁１４を閉弁し、これによって流
路切替手段１５を水熱交換器３側とする。すなわち大ま
かにいえば、給湯タンク内の湯水温度が、冷却水温度よ
りも高くなった場合に、水熱交換器３を機能させるよう
にする。すると冷媒は、圧縮機１から給湯ガス管２２
ａ、給湯熱交換器２、給湯液管２２ｂ、第１ガス管１９
ａ、水熱交換器３、第１液管１９ｂ、電動膨張弁８、受
液器４、第２液管１９ｃ、各室電動膨張弁５ａ、５ｂ、
５ｃ、各室内熱交換器６ａ、６ｂ、６ｃ、第２ガス管１
９ｄ、四路切換弁７、吸入管２１ｂを順次に流通し、ア
キュームレータ９を介して圧縮機１に返流する流れとな
る。そして上記給湯熱交換器２と水熱交換器３とが凝縮
器として機能すると共に各室内熱交換器６ａ、６ｂ、６
ｃが蒸発器として機能し、各室内から回収した冷房排熱
を給湯水の加熱に利用する冷房給湯運転が行われる。−
以上−
して行うと、給湯タンク内の湯水温度が次第に上昇し、
放出熱量Ｑｗが小さくなるのに伴って上記成績係数ＣＯ
Ｐの低下を招くようになる。そこで上記給湯熱交換器サ
ーミスタ１６で検出した給湯熱交換器２の中間部温度に
基づいて高圧相当飽和温度ＴＤ１を把握し、この高圧相
当飽和温度ＴＤ１が冷却水サーミスタ１７で検出した冷
却水温度ＴＤ２よりも高くなると、第３開閉弁１３を開
弁すると共に第４開閉弁１４を閉弁し、これによって流
路切替手段１５を水熱交換器３側とする。すなわち大ま
かにいえば、給湯タンク内の湯水温度が、冷却水温度よ
りも高くなった場合に、水熱交換器３を機能させるよう
にする。すると冷媒は、圧縮機１から給湯ガス管２２
ａ、給湯熱交換器２、給湯液管２２ｂ、第１ガス管１９
ａ、水熱交換器３、第１液管１９ｂ、電動膨張弁８、受
液器４、第２液管１９ｃ、各室電動膨張弁５ａ、５ｂ、
５ｃ、各室内熱交換器６ａ、６ｂ、６ｃ、第２ガス管１
９ｄ、四路切換弁７、吸入管２１ｂを順次に流通し、ア
キュームレータ９を介して圧縮機１に返流する流れとな
る。そして上記給湯熱交換器２と水熱交換器３とが凝縮
器として機能すると共に各室内熱交換器６ａ、６ｂ、６
ｃが蒸発器として機能し、各室内から回収した冷房排熱
を給湯水の加熱に利用する冷房給湯運転が行われる。−
以上−
【００２０】このとき、マイクロコンピュータ等の機能
を含む制御部（図示せず）は、高圧相当飽和温度ＴＤ１
と給湯熱交換器出口冷媒温度ＴＤ３との差が一定値とな
るよに、上記電動膨張弁８の開度制御を行う。すなわち
給湯熱交換器２から流出する液冷媒に、バイパス管２０
を通じて受液器４に流入させる上述の場合と略同様に過
冷却度を付加するのである。そして図２は、このような
過冷却度制御がされた熱回収式空気調和装置における冷
凍サイクルのモリエル線図である。同図に示すように上
記熱回収式空気調和装置では、Ｑｗで示される従来と同
様の放出熱量に、水熱交換器３で付与される放出熱量Ｑ
ｗ”が加えられる。その一方、システム入力Ｗ’は、従
来の圧縮仕事量Ｗに水ポンプ１０ｂの仕事量を加えたも
のである。従ってその成績係数ＣＯＰは、 ＣＯＰ＝（Ｑｃ＋Ｑｗ”）／Ｗ’ と表される。一般的に水ポンプ１０ｂの仕事量が比較的
小さいのに対し、冷却水温度ＴＤ２は高圧相当飽和温度
ＴＤ１よりも十分に低い時、水熱交換器３における放出
熱量は大きく、これによって給湯タンク内の湯水温度が
高いときにも冷凍サイクルの成績係数ＣＯＰの向上を図
ると共に、十分な冷房能力を得ることができる。しかも
給湯熱交換器２の出口冷媒の過冷却度を従来と同様のも
のになるよう制御しているから、給湯能力を損なうこと
はない。
を含む制御部（図示せず）は、高圧相当飽和温度ＴＤ１
と給湯熱交換器出口冷媒温度ＴＤ３との差が一定値とな
るよに、上記電動膨張弁８の開度制御を行う。すなわち
給湯熱交換器２から流出する液冷媒に、バイパス管２０
を通じて受液器４に流入させる上述の場合と略同様に過
冷却度を付加するのである。そして図２は、このような
過冷却度制御がされた熱回収式空気調和装置における冷
凍サイクルのモリエル線図である。同図に示すように上
記熱回収式空気調和装置では、Ｑｗで示される従来と同
様の放出熱量に、水熱交換器３で付与される放出熱量Ｑ
ｗ”が加えられる。その一方、システム入力Ｗ’は、従
来の圧縮仕事量Ｗに水ポンプ１０ｂの仕事量を加えたも
のである。従ってその成績係数ＣＯＰは、 ＣＯＰ＝（Ｑｃ＋Ｑｗ”）／Ｗ’ と表される。一般的に水ポンプ１０ｂの仕事量が比較的
小さいのに対し、冷却水温度ＴＤ２は高圧相当飽和温度
ＴＤ１よりも十分に低い時、水熱交換器３における放出
熱量は大きく、これによって給湯タンク内の湯水温度が
高いときにも冷凍サイクルの成績係数ＣＯＰの向上を図
ると共に、十分な冷房能力を得ることができる。しかも
給湯熱交換器２の出口冷媒の過冷却度を従来と同様のも
のになるよう制御しているから、給湯能力を損なうこと
はない。
【００２１】図３は、上記の場合における成績係数ＣＯ
Ｐの改善効果を示すグラフである。このグラフでは、冷
却水温度ＴＤ２が２５℃である場合について、給湯タン
ク内の湯水温度（高圧相当飽和温度に略等しい）と運転
効率改善率との関係を示している。ここで室内温度は２
７℃ＤＢ、１９℃ＷＢ、圧縮機運転周波数は５８Ｈｚで
ある。同図に示すように、給湯水温度にかかわらず冷却
水温度は一定なため、給湯水温度が高いほど水熱交換器
３から流出した液冷媒の過冷却度は大きくなり、これに
伴って効率改善率も一段と向上することとなる。なお効
率改善率は、〔（過冷却時の冷房・給湯時の冷房ＣＯＰ
／通常の冷房・給湯時のＣＯＰ）−１〕×１００で示し
ている。
Ｐの改善効果を示すグラフである。このグラフでは、冷
却水温度ＴＤ２が２５℃である場合について、給湯タン
ク内の湯水温度（高圧相当飽和温度に略等しい）と運転
効率改善率との関係を示している。ここで室内温度は２
７℃ＤＢ、１９℃ＷＢ、圧縮機運転周波数は５８Ｈｚで
ある。同図に示すように、給湯水温度にかかわらず冷却
水温度は一定なため、給湯水温度が高いほど水熱交換器
３から流出した液冷媒の過冷却度は大きくなり、これに
伴って効率改善率も一段と向上することとなる。なお効
率改善率は、〔（過冷却時の冷房・給湯時の冷房ＣＯＰ
／通常の冷房・給湯時のＣＯＰ）−１〕×１００で示し
ている。
【００２２】また以上では冷房給湯運転について説明し
たが、この熱回収式空気調和装置では、冷房運転、暖房
運転、給湯運転をそれぞれ単独で行うことも可能であ
る。まず冷房運転は、第１開閉弁１１、第３開閉弁１３
及び第４開閉弁１４を閉成して第２開閉弁１２を開成
し、四路切換弁７を実線方向に切り替え、電動膨張弁８
を全開とし、そして圧縮機１を駆動して行う。すると水
熱交換器３が凝縮器として機能すると共に各室内熱交換
器６ａ、６ｂ、６ｃが蒸発器として機能し、これによっ
て各室が冷房される。また暖房運転は、第１〜第４開閉
弁１１、１２、１３、１４を上記冷房運転時と同じ状態
とし、四路切換弁７を破線方向に切り替え、各室電動膨
張弁５ａ、５ｂ、５ｃを全開とし、そして圧縮機１を駆
動して行う。すると水熱交換器３が蒸発器として機能す
ると共に各室内熱交換器６ａ、６ｂ、６ｃが凝縮器とし
て機能し、これによって各室が暖房される。さらに給湯
運転は、第１開閉弁１１と第４開閉弁１４とを開成し
て、第２開閉弁１２と第３開閉弁１３とを閉成し、四路
切換弁７を破線方向に切り替え、各室電動膨張弁５ａ、
５ｂ、５ｃを全閉とし、そして圧縮機１を駆動して行
う。すると水熱交換器３が蒸発器として機能すると共に
給湯熱交換器２が凝縮器として機能し、給湯水が加熱さ
れる。以上のようにこの発明の熱回収式空気調和装置
は、様々な利用の仕方に対応可能な極めて柔軟なシステ
ムになっている。従って必要な動作のみを集中して行う
ことにより、運転効率を向上させることも可能である。
たが、この熱回収式空気調和装置では、冷房運転、暖房
運転、給湯運転をそれぞれ単独で行うことも可能であ
る。まず冷房運転は、第１開閉弁１１、第３開閉弁１３
及び第４開閉弁１４を閉成して第２開閉弁１２を開成
し、四路切換弁７を実線方向に切り替え、電動膨張弁８
を全開とし、そして圧縮機１を駆動して行う。すると水
熱交換器３が凝縮器として機能すると共に各室内熱交換
器６ａ、６ｂ、６ｃが蒸発器として機能し、これによっ
て各室が冷房される。また暖房運転は、第１〜第４開閉
弁１１、１２、１３、１４を上記冷房運転時と同じ状態
とし、四路切換弁７を破線方向に切り替え、各室電動膨
張弁５ａ、５ｂ、５ｃを全開とし、そして圧縮機１を駆
動して行う。すると水熱交換器３が蒸発器として機能す
ると共に各室内熱交換器６ａ、６ｂ、６ｃが凝縮器とし
て機能し、これによって各室が暖房される。さらに給湯
運転は、第１開閉弁１１と第４開閉弁１４とを開成し
て、第２開閉弁１２と第３開閉弁１３とを閉成し、四路
切換弁７を破線方向に切り替え、各室電動膨張弁５ａ、
５ｂ、５ｃを全閉とし、そして圧縮機１を駆動して行
う。すると水熱交換器３が蒸発器として機能すると共に
給湯熱交換器２が凝縮器として機能し、給湯水が加熱さ
れる。以上のようにこの発明の熱回収式空気調和装置
は、様々な利用の仕方に対応可能な極めて柔軟なシステ
ムになっている。従って必要な動作のみを集中して行う
ことにより、運転効率を向上させることも可能である。
【００２３】以上にこの発明の具体的な実施の形態につ
いて説明したが、この発明は上記形態に限定されるもの
ではなく、この発明の範囲内で種々変更して実施するこ
とができる。例えば上記ではマルチタイプの空気調和装
置として構成したが、これはペアタイプの空気調和装置
として構成してもよい。また上記では第３開閉弁１３と
第４開閉弁１４とによって流路切替手段１５を構成した
が、単一の三方弁によってこれを構成するようにしても
よい。
いて説明したが、この発明は上記形態に限定されるもの
ではなく、この発明の範囲内で種々変更して実施するこ
とができる。例えば上記ではマルチタイプの空気調和装
置として構成したが、これはペアタイプの空気調和装置
として構成してもよい。また上記では第３開閉弁１３と
第４開閉弁１４とによって流路切替手段１５を構成した
が、単一の三方弁によってこれを構成するようにしても
よい。
【００２４】
【発明の効果】上記請求項１の熱回収式空気調和装置で
は、電動膨張弁によって給湯熱交換器出口冷媒の過冷却
度を所定値に制御しながら、通常は高圧相当飽和温度よ
りも十分に低温である冷却水を用いた水熱交換器によ
り、液冷媒の過冷却度を大きくすることが可能となる。
従って給湯熱交換器による給湯能力を維持しつつ、冷凍
サイクルの成績係数を向上させることが可能となる。
は、電動膨張弁によって給湯熱交換器出口冷媒の過冷却
度を所定値に制御しながら、通常は高圧相当飽和温度よ
りも十分に低温である冷却水を用いた水熱交換器によ
り、液冷媒の過冷却度を大きくすることが可能となる。
従って給湯熱交換器による給湯能力を維持しつつ、冷凍
サイクルの成績係数を向上させることが可能となる。
【００２５】また請求項２の熱回収式空気調和装置で
は、水熱交換器の冷却水温度が給湯熱交換器の高圧相当
飽和温度よりも低いときに限り、水熱交換器に冷媒を流
通させるようにしている。従って状況に対応した動作に
より確実に上記成績係数を向上させることが可能とな
る。
は、水熱交換器の冷却水温度が給湯熱交換器の高圧相当
飽和温度よりも低いときに限り、水熱交換器に冷媒を流
通させるようにしている。従って状況に対応した動作に
より確実に上記成績係数を向上させることが可能とな
る。
【００２６】さらに請求項３の熱回収式空気調和装置で
は、水熱交換器の冷却水として未利用水を用いているの
で、ランニングコストを低減して一層の成績係数の向上
を図ることが可能となる。
は、水熱交換器の冷却水として未利用水を用いているの
で、ランニングコストを低減して一層の成績係数の向上
を図ることが可能となる。
【図１】この発明の一実施形態の熱回収式空気調和装置
の冷媒回路図である。
の冷媒回路図である。
【図２】上記熱回収式空気調和装置における冷凍サイク
ルのモリエル線図である。
ルのモリエル線図である。
【図３】上記熱回収式空気調和装置による運転効率の改
善率を示すグラフである。
善率を示すグラフである。
【図４】従来例の熱回収式空気調和装置の冷媒回路図で
ある。
ある。
【図５】上記従来例の熱回収式空気調和装置における冷
凍サイクルのモリエル線図である。
凍サイクルのモリエル線図である。
１ 圧縮機 ２ 給湯熱交換器 ３ 水熱交換器 ４ 受液器 ５ａ Ａ室電動膨張弁 ５ｂ Ｂ室電動膨張弁 ５ｃ Ｃ室電動膨張弁 ６ａ Ａ室室内熱交換器 ６ｂ Ｂ室室内熱交換器 ６ｃ Ｃ室室内熱交換器 ８ 電動膨張弁 １５ 流路切替手段 ２０ バイパス管 ＴＤ１ 高圧相当飽和温度 ＴＤ２ 冷却水温度
───────────────────────────────────────────────────── フロントページの続き (51)Int.Cl.6 識別記号 ＦＩ Ｆ２５Ｂ 30/02 Ｆ２５Ｂ 30/02 Ｈ (56)参考文献 特開 平４−363552（ＪＰ，Ａ) 実開 昭58−131381（ＪＰ，Ｕ) 実開 昭55−114456（ＪＰ，Ｕ) 実公 平２−39179（ＪＰ，Ｙ２) (58)調査した分野(Int.Cl.6，ＤＢ名) F25B 29/00 371 F24H 1/00 611 F25B 6/02 F25B 6/04 F25B 13/00 104 F25B 30/02 F25B 29/00 361 F25B 27/00 F25B 5/02 F25B 1/00 304
Claims (3)
- 【請求項１】 圧縮機（１）、給湯熱交換器（２）、受
液器（４）、減圧機構（５ａ）（５ｂ）（５ｃ）、室内
熱交換器（６ａ）（６ｂ）（６ｃ）を順次に接続した冷
媒回路を備え、給湯熱交換器（２）を凝縮器として機能
させると共に室内熱交換器（６ａ）（６ｂ）（６ｃ）を
蒸発器として機能させ、室内から回収した冷房排熱を給
湯に利用するよう構成した熱回収式空気調和装置におい
て、上記給湯熱交換器（２）と受液器（４）との間に、
給湯熱交換器（２）側から順に水熱交換器（３）と電動
膨張弁（８）とを介設し、この電動膨張弁（８）によっ
て、給湯熱交換器（２）出口冷媒の過冷却度を制御する
ようにしたことを特徴とする熱回収式空気調和装置。 - 【請求項２】 さらに上記給湯熱交換器（２）の出口側
と受液器（４）の入口側とを接続するバイパス管（２
０）を設けると共に、給湯熱交換器（２）から流出した
冷媒の流路を上記水熱交換器（３）側とバイパス管（２
０）側とに切り替える流路切替手段（１５）を設け、上
記給湯熱交換器（２）の高圧相当飽和温度（ＴＤ１）が
水熱交換器（３）の冷却水温度（ＴＤ２）よりも高いと
きは、上記流路切替手段（１５）を水熱交換器（３）側
とする一方、上記高圧相当飽和温度（ＴＤ１）が冷却水
温度（ＴＤ２）よりも低いときは、上記流路切替手段
（１５）をバイパス管（２０）側とすることを特徴とす
る請求項１の熱回収式空気調和装置。 - 【請求項３】 上記水熱交換器（３）は、河川水やビル
内の貯溜水等の未利用水を、その冷却水として用いてい
ることを特徴とする請求項１又は請求項２の熱回収式空
気調和装置。
Priority Applications (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP13938396A JP2956584B2 (ja) | 1996-04-23 | 1996-04-23 | 熱回収式空気調和装置 |
Applications Claiming Priority (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP13938396A JP2956584B2 (ja) | 1996-04-23 | 1996-04-23 | 熱回収式空気調和装置 |
Publications (2)
| Publication Number | Publication Date |
|---|---|
| JPH09287847A JPH09287847A (ja) | 1997-11-04 |
| JP2956584B2 true JP2956584B2 (ja) | 1999-10-04 |
Family
ID=15244043
Family Applications (1)
| Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
|---|---|---|---|
| JP13938396A Expired - Fee Related JP2956584B2 (ja) | 1996-04-23 | 1996-04-23 | 熱回収式空気調和装置 |
Country Status (1)
| Country | Link |
|---|---|
| JP (1) | JP2956584B2 (ja) |
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| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| KR100493243B1 (ko) * | 2002-10-10 | 2005-06-02 | 진금수 | 히트 펌프 시스템 |
| KR100493242B1 (ko) * | 2002-10-10 | 2005-06-02 | 진금수 | 히트 펌프 시스템 |
| KR100702218B1 (ko) * | 2006-12-14 | 2007-04-03 | 황도섭 | 급탕전용 및 냉방겸용 혼합식 히트펌프 장치 및 이의제어방법 |
| CN102466370A (zh) * | 2010-11-03 | 2012-05-23 | 海尔集团公司 | 空调热水器及其控制方法 |
| CN102466368B (zh) * | 2010-11-03 | 2014-04-30 | 海尔集团公司 | 空调热水器及其控制方法 |
| CN102364269A (zh) * | 2011-09-02 | 2012-02-29 | 辛钟杰 | 一种空气源热泵低温制热辅助自热蒸发器 |
| CN103673381B (zh) * | 2013-11-14 | 2015-07-22 | 浙江思科国祥制冷设备有限公司 | 一种新型的全年热回收风冷热泵机组 |
| JP2020070999A (ja) * | 2018-11-01 | 2020-05-07 | 株式会社長府製作所 | 空調貯湯装置 |
-
1996
- 1996-04-23 JP JP13938396A patent/JP2956584B2/ja not_active Expired - Fee Related
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|---|---|
| JPH09287847A (ja) | 1997-11-04 |
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