JP3475293B2 - ヒートポンプ給湯機 - Google Patents

Description

【発明の詳細な説明】

【０００１】

【発明の属する技術分野】本発明はヒートポンプ給湯機
に係り、詳しくは年間を通じて効率よく安定した給湯を
可能ならしめる給湯システムで使用される炭酸ガス冷媒
を使用したヒートポンプ給湯機に関するものである。

【０００２】

【従来の技術】ヒートポンプ給湯機では季節（気温）の
変動による低圧側冷媒量の変動により目標とする高圧側
冷媒量が変動する。即ち、冬季の低温外気では蒸発温度
が低下するに従って圧力が低下し希薄なガスとなる。そ
のため、冷凍サイクル中の冷媒量が一定であると当然の
こととしてその分だけの冷媒は高圧側に移動することに
なり、高圧空間中のガス密度が上がり、高圧圧力も上昇
する。

【０００３】殊に圧縮機もしくは冷媒熱交換器と、蒸発
器の間に低圧側の冷媒レシーバを設ける方式では圧縮機
へ吸い込まれる冷媒ガスの過熱度が低くなったり、湿り
気味となり、低めの吐出ガス温度となり易く、適切な吐
出ガス温度，出湯は得られず、効率のよい給湯ができな
い。

【０００４】逆に夏季のヒートポンプ運転における冷媒
分布は気温が高く蒸発温度（低圧圧力）が上昇するため
に低圧空間の冷媒密度が上がり、低圧空間における冷媒
重量比率が上がるために、その分、高圧側の冷媒量が不
足して来て、高圧が低めとなり易い。

【０００５】そこで、夏季の運転のために最適な冷媒量
を閉サイクル内に充填すれば冬季に高圧が上昇しすぎて
冷凍サイクルとして成立しなくなる場合が起こる。つま
り過大な冷媒量が高圧側に存在することとなり、熱交換
以前に異常高圧となるので設計圧力以下に設計された保
護装置により運転停止することとなったり、不必要な高
圧で成績係数低下の原因となる。特に給湯負荷は冬季の
方が大きく運転時間も長い。また貯湯する場合でも高温
貯湯が要求されるのが普通であり、高圧は自然と高くな
り易い。

【０００６】ところで、従来のヒートポンプ給湯機は使
用冷媒としてフロン冷媒が主として用いられていた。こ
のフロン冷媒は臨界点が高く、圧力が低いため、冬季に
おいて高圧空間の高圧が上昇しても特に問題はなく、運
転に別段、支障を生じることもなかった。しかし、近
時、フロンの地球環境に対する有害が取り上げられ、環
境にやさしい冷媒として炭酸ガス（ＣＯ_２）の使用が急
速に促進され、今まで提供されたことのなかった炭酸ガ
ス冷媒を用いたヒートポンプ給湯機が検討されて来た。

【０００７】

【発明が解決しようとする課題】ところが、炭酸ガス冷
媒は前記従来のフロン冷媒に比し臨界点が低く、圧力が
数倍高いものであり、従来のフロン冷媒における高圧空
間をそのまま使用するときには、冬季、圧力が上昇し、
高圧側存在量が大きくなるような場合、破壊エネルギー
が大きくなる危険を有している。勿論、その高圧に耐え
る構造として、例えば管厚を厚くすることも考えられる
が、コストが大になり好ましくない。そこで、低圧側は
とも角、高圧空間を安全性の面から出来るだけ減らし、
狭くすることが考究された。しかし、高圧空間を狭くす
れば、夏季のヒートポンプ運転中の冷媒分布は、気温が
高く蒸発温度（低圧圧力）が上昇するため低圧空間の冷
媒密度が上がり、低圧空間に存在する冷媒重量比率が上
がるために、その分、高圧側の冷媒量が不足してきて、
高圧が低めとなりやすい。また、膨張弁は高圧と低圧と
の差圧により冷媒を流す能力が変化するので、夏季は差
圧も少なくなり、全開になっても冷媒流量が不足する場
合がある。この場合は圧縮機の吸入ガスも吐出ガス温度
も大き過ぎることとなる。このような不都合が発生す
る。

【０００８】本発明は上述の如き実状に鑑み、これに対
処すべく冷凍サイクル中の冷媒量が一定である場合にお
いて、低圧側空間で冬季，夏季に応じ存在ガス量が変わ
るのに着目し、ガスクーラを２つに分け、該ガスクーラ
への通水を変えることを見出すことにより高圧側の冷媒
空間が少ない冷凍サイクルで夏季と冬季で必要冷媒量を
異にする炭酸ガス用ヒートポンプ給湯機で安価な冷媒サ
イクルにより最適な冷媒量を保持せしめ、年間を通じて
安全に、安定した一定温度の給湯を可能ならしめること
を目的とするものである。

【０００９】なお、超臨界蒸気圧縮サイクルにおいて、
循環冷媒量を調節することにより高サイド圧力を制御
し、冷却能力を調整することは、例えば特公平７−１８
６０２号公報などに開示されている。しかし、これらの
技術は冷却能力に着目して論じられているが、高圧側の
ガスクーラ放熱を水加熱として用いる給湯に着目したも
のではなく、気温に応じた出湯温度などは論じられてい
ない。

【００１０】

【課題を解決するための手段】かくして上記目的に適合
し、その課題を達成する本発明の特徴は、圧縮機，ガス
クーラ，冷媒熱交換器，冷媒膨張弁，蒸発器を冷媒配管
により順次、接続し、圧縮機吸入側にアキュムレータを
配し、水を向流型ガスクーラへ通水せしめて昇温させる
ヒートポンプ給湯機において、前記ガスクーラを２つに
分け、冷媒ガス側は直列に接続し、水側は冬季には直列
に接続して通水し、夏季には冷媒熱交換器側のガスクー
ラに通水しないようにバイパス用の三方弁を設け、該三
方弁を操作することにより高圧圧力の調整を可能ならし
めた点にある。

【００１１】請求項２〜４は上記のヒートポンプ給湯機
におけるより具体的な態様であり、請求項２の発明は圧
縮機吸入側にアキュムレータを配し冷媒熱交換器の高圧
側がガスクーラ出口に、低圧側が空気熱交換器とアキュ
ムレータの間となるように設置されたことを特徴とす
る。

【００１２】また請求項３の発明は向流型ガスクーラと
して二重方式の熱交換器の如き高圧側冷媒量が少なくな
る向流型熱交換器を用いること、請求項４の発明は出湯
温度の調節を流量調節弁もしくは可変流量ポンプの調節
により給水流量を調節することにより行うことを夫々特
徴としている。

【００１３】

【作用】上記本発明ヒートポンプ給湯機は、冬季は水を
２つのガスクーラに直列して通水するが、夏季にはバイ
パス用の三方弁を操作し、水を冷媒熱交換器側のガスク
ーラに通さないようにすると、伝熱面積は圧縮機吐出側
のガスクーラのみとなり、ガスクーラ全体としては能力
減少となる。この場合、気温による蒸発温度（低圧圧
力）の変化はないので冷媒循環量の変化は少なく、従っ
て加熱負荷に変化が少ないので高圧圧力が上昇すること
となる。そして、高圧上昇により冷却能力の増加と同様
に冷媒の加熱能力も増加し、圧縮機の消費電力も増加す
る。しかし、異常高圧とならないあるレベルまでの高圧
上昇は成績係数ＣＯＰの低下とはならず、低すぎる高圧
圧力より良好となる。夏季の給湯用ヒートポンプの場合
では良好となることが多い。

【００１４】また、膨張弁は高圧と低圧との差圧により
冷媒を流す能力が変化するが、夏季の差圧減少も解消さ
れ、冷媒流量の増加が解消される方向となる。従って圧
縮機の吸入ガスや吐出ガス温度も適正な方向に改善さ
れ、給湯加熱のための目標とする冷凍サイクルの高圧側
ガスクーラ出入口の状態（圧力・温度）も最適となるよ
うに調整することが可能となる。

【００１５】

【発明の実施の形態】以下、更に添付図面に示す冷凍サ
イクルを参照し、本発明ヒートポンプ給湯機の具体的態
様を説明する。

【００１６】図１は本発明ヒートポンプ給湯機の第１の
形態の冷凍サイクル図であり、図において、１は圧縮
機，２Ａ及び２Ｂはガスクーラ，３は冷媒熱交換器，４
は冷媒膨張弁，５は蒸発器（空気熱交換器），６は送風
機，７はアキュムレータであって、これら圧縮機１，ガ
スクーラ２Ａ，２Ｂ，冷媒熱交換器３，冷媒膨張弁４，
蒸発器５を冷媒配管Ｔ_１，Ｔ_２により順次、接続し、か
つ冷媒熱交換器３において、高圧側配管Ｔ_１と低圧側配
管Ｔ_２を向流熱交換させると共に、圧縮機吸入側にアキ
ュムレータ７を配することによって一連の冷凍サイクル
が形成されており、蒸発器５にはこれに空気を流し、冷
媒熱交換器の熱源とするための送風機６が付設され、ガ
スクーラ２Ａ，２Ｂは向流型ガスクーラとして水入口１
０より給湯水出口１１に至る給水配管Ｔ_３〜Ｔ_５を向流
状態で内挿し、水入口側の給水配管Ｔ_４に水ポンプ１２
と比例弁１３及びバイパス用の三方弁１４を設置するこ
とによって給湯系路を形成している。そして、圧縮機吐
出側よりガスクーラ２Ａに至る途中より分岐してデフロ
スト電磁弁８を経由して冷媒膨張弁４下流に至る回路配
管Ｔ_６が設けられている。

【００１７】ここで、特に上記ガスクーラを圧縮機吐出
側のガスクーラ２Ａと冷媒熱交換器側のガスクーラ２Ｂ
の２つのガスクーラに分け、冷媒ガス側を直列に接続す
ると共に給湯系路において前記の如くバイパス用の三方
弁１４を設けたことは本発明の重要な特徴をなしてお
り、上記三方弁１４の作用により水側は冬季において直
列接続で通水されるが、夏季においては三方弁１４の操
作により冷媒熱交換器側のガスクーラ２Ｂには通水せ
ず、圧縮機吐出側のガスクーラ２Ａのみに通水して伝熱
面積を減らし、ガスクーラ全体の能力を減少せしめるよ
うにしている。なお、図中、アキュムレータ７は蒸発器
５の冷媒液が冷媒熱交換器３によって加熱蒸発できなか
った場合に、圧縮機１が瞬時に液として吸い込めば、液
圧縮となり破損することがあることから設けられる低圧
側保護空間で、通常、内部は液を含まない過熱ガスであ
る。また、図中、９，９′は弁にごみ，異物が噛み込ま
ないようにするフィルタの役割をもつストレーナであ
り、デフロスト電磁弁８は蒸発器５に霜が付着した場合
に高温吐出ガスにより霜を融かすとき開く弁である。

【００１８】次に、以上のような冷凍サイクルを備えた
ヒートポンプ給湯機により給湯を行う場合について説明
する。通常は蒸発器での冷媒蒸発温度は気温より１０〜
１５℃低くなる。つまり。気温により蒸発温度（定圧圧
力）がほぼ決まるので、圧縮機に吸い込まれ循環される
冷媒の密度が決まり冷媒循環量が決まる。

【００１９】適正な吸入過熱度、つまり、通常は蒸発温
度より５〜１０℃高い温度のガスで圧縮機に吸い込まれ
ると、圧縮機より吐出されるガス温度は適正であり、そ
のときの高圧圧力により安定した一定値に決まる。高圧
圧力が高いほど吐出ガス温度が上昇する。吐出ガス温度
と高圧が決まると吐出側のエンタルピが決定できる。圧
縮機の吐出側はガスクーラ入口に連結されているので、
ガスクーラ入口エンタルピは圧縮機吐出部のエンタルピ
とほぼ等しいものである。

【００２０】ガスクーラ出口の冷媒温度は給水温度によ
り、通常給水温度より５〜１０℃高くなるように調節で
きる。このように冷媒のガスクーラ出口温度と入口圧力
にほぼ等しい高圧が定まり、ガスクーラ出口エンタルピ
も決定できる。加熱能力はガスクーラの出入口エンタル
ピ差に冷媒循環量を掛けたものである。従って冷媒循環
量が大きい程、また、エンタルピ差が大きいほど、加熱
能力も大きくなる。ガスクーラで冷媒と熱交換し加熱さ
れた水の熱量は、この加熱能力にほぼ等しいものとな
る。給水温度は通常、季節・気温によりほぼ一定なの
で、出湯温度は水流量により変化する。つまり、少ない
水量を供給すれば出湯温度が上昇し、水量を増やせば出
湯温度は低下する。このように出湯温度の調節は、流量
調節弁もしくは可変流量ポンプの調節により、給水流量
を調節することにより可能となる。このように、気温が
決まると、圧縮機吸入ガス温度が適正過熱度になるよう
に膨張弁で冷媒供給量を調節制御できるので、ほとんど
自動的に給湯加熱能力が決まってくる。

【００２１】ところで、上記の論理は、適正な高圧圧力
と低圧圧力が前提である。低圧圧力は適正な設計を行え
ば上述のとおり気温によって蒸発温度（低圧圧力）を決
めることができる。蒸発可能な冷媒量は膨張弁によって
適正な過熱度となるような自動制御が可能である。

【００２２】高圧圧力はガスクーラの放熱能力と関係す
る。前述のとおり、この放熱能力は冷媒循環量と高圧側
エンタルピ差の積である冷媒の加熱能力とバランスする
ものである。バランスを維持するためには熱交換面を介
して冷媒側温度と水側温度との間に温度差が必要とな
る。この温度差は冷媒ガス側の伝熱性能や水側の伝熱性
能，熱交換器としての伝熱面積などにより基本的には決
まってくる。しかし、適正な冷媒量が閉サイクル内に充
填されていなければ、冷凍サイクルとして成り立たなく
なる。過大な冷媒量が高圧側に存在すると、熱交換以前
に異常高圧となるので、設計圧力以下に設定された保護
装置により運転停止することとなったり、不必要な高圧
上昇となり、成績係数低下の原因となる。冷媒量が少な
すぎると蒸発器に適正な冷媒量を膨張弁によって自動供
給できなくなり、蒸発温度（低圧圧力）が異常に低下す
ることとなり、成績係数低下の原因となる。

【００２３】前述のように、通常は蒸発器での冷媒蒸発
温度は気温より１０〜１５℃低くなる。つまり、気温に
より蒸発温度（低圧圧力）がほぼ決まるので、蒸発器，
冷媒熱交換器の低圧側、アキュムレータ、圧縮機内部の
低圧チャンバに存在する冷媒量は、その圧力や温度にお
ける冷媒の密度より求めることができる。高圧側のガス
クーラ、冷媒熱交換器の高圧側についても、目標とする
適正な圧力や温度における冷媒量を求めることができ
る。

【００２４】以下の表１は、試験されたＣＯ_２ヒートポ
ンプ給湯機の冷凍サイクルの、季節（気温）変動による
低圧側と高圧側の冷媒分布量の一例である。ガスクーラ
は二重管方式の向流型熱交換器としたので、高圧側空間
は低圧側空間より遙かに少ないものとなっている。その
空間明細は次の通りである。試験機のガスクーラは、内
径が４．８ｍｍで、長さ２３ｍの銅管を伝熱管としてお
り、冷媒空間は約０．４リットル、圧縮機の高圧部は約
０．２リットル、冷媒熱交換器と配管は０．２リットル
未満の容積であり、合計の高圧空間は約０．８リットル
となっている。一方、圧縮機の低圧部は５リットル、蒸
発器となる空気熱交換器は１．１リットル、アキュムレ
ータは１．９リットルであり、合計の低圧空間は約８リ
ットルとなっている。

【００２５】

【表１】

【００２６】これらの気温で運転する場合の最適冷媒量
は、この表の通りと考えられる。冬季（気温−８℃）と
夏季（気温＋３５℃）とでは、最適冷媒量が異なってお
り、表より１．５６８ｋｇ−１．１１０ｋｇ＝０．４５
８ｋｇの差がある。また、表１のとおり、試験のＣＯ_２
ヒートポンプ給湯機では、高圧側の空間は全体空間の９
％であり、残りの９１％が低圧空間となっているので、
高圧空間としては無視できるほど小さいと云える。ま
た、高圧側の冷媒量は低圧側の冷媒量より少ないものと
なっている。このようなヒートポンプ給湯システムは、
高圧による爆発などの破壊エネルギーも少なくすること
ができる。

【００２７】しかし、上記の如く高圧空間が少ない場
合、夏季のヒートポンプ運転中の冷媒分布は、気温が高
く蒸発温度（低圧圧力）が上昇するために低圧空間の冷
媒密度が上がり、低圧空間に存在する冷媒重量比率が上
がるために、その分、高圧側の冷媒量が不足してきて、
高圧が低めとなりやすい。

【００２８】また、膨張弁は高圧と低圧との差圧により
冷媒を流す能力が変化するので、夏季は差圧も少なくな
り、全開になっても冷媒流量が不足する場合がある。つ
まり、蒸発器に適正な冷媒量を膨張弁によって自動供給
できなくなり、蒸発温度（低圧圧力）が異常に低下する
こととなり、やはり、成績係数低下の原因となる。この
場合は圧縮機の吸入ガスも吐出ガス温度も大きすぎるこ
ととなり、圧縮機や冷凍機油の寿命を損なうこともあ
る。このような不都合が発生する。

【００２９】一方、夏季の運転のために最適な冷媒量を
閉サイクル内に充填すれば、冬季に高圧が上昇しすぎて
冷凍サイクルとして成立しなくなる場合がある。つま
り、過大な冷媒量が高圧側に存在することとなり、熱交
換以前に異常高圧となるので、設計圧力以下に設定され
た保護装置により運転停止することとなったり、不必要
な高圧上昇となり、成績係数低下の原因となる。給湯負
荷は冬季の方が大きく、運転時間も長い。貯湯する場合
でも高温貯湯が要求されるのが普通であり、高圧は自然
と高くなりやすいので、消費電力も大きくなる。年間を
通じた成績係数を考えると、冬季主体の冷媒充填量とす
ることが好ましく、やむなく夏季の運転効率（成績係数
ＣＯＰ）が低下してしまう。

【００３０】前述した本発明の冷凍サイクルは上述の問
題を解決するために、特に水を向流型ガスクーラへ通水
させて昇温させるヒートポンプ給湯機において、ガスク
ーラを圧縮機吐出側２Ａと冷媒熱交換器２Ｂの２つに分
け、冷媒ガス側は直列に接続しておき、給湯系路側は、
該系路に三方弁１４を設けて冬季には２つのガスクーラ
２Ａ，２Ｂを直列に通水し、夏季には冷媒熱交換器３側
のガスクーラ２Ｂには通水しないようにしている。即
ち、三方弁１４の操作により高圧圧力の調整を可能なら
しめている。

【００３１】なお、２つに分けたガスクーラ２Ａ，２Ｂ
の能力（面積）比率は、冷媒ガス下流側となるガスクー
ラ２Ｂの能力（面積）比率を２０％〜５０％とすること
が好ましい。夏季にバイパス用の三方弁１４を操作し、
水をガスクーラ２Ｂに通さない場合は伝熱面積はガスク
ーラ２Ａのみとなり、ガスクーラ全体としては能力減少
となる。この場合、気温にわる蒸発温度（低圧圧力）の
変化はないので冷媒循環量の変化は少なく、従って加熱
負荷に変化が少ないので高圧圧力が上昇することとな
る。そして、高圧上昇により冷却能力の増加と同様に冷
媒の加熱能力も増加し、圧縮機の消費電力も増加する。
しかし、異常高圧とならないあるレベルまでの高圧上昇
は成績係数ＣＯＰの低下とはならず、低すぎる高圧圧力
より良好となる。夏季の給湯用ヒートポンプの場合では
良好となることが多い。また、膨張弁は高圧と低圧との
差圧により冷媒を流す能力が変化するが、夏季の差圧減
少も解消され、冷媒流量の増加が解消される方向とな
る。従って圧縮機の吸入ガスや吐出ガス温度も適正な方
向に改善される。

【００３２】かくして、以上のようにして、本発明ヒー
トポンプ給湯機においては、給湯加熱のための目標とす
る冷凍サイクル上の高圧側ガスクーラ出入口の状態（圧
力・温度）が最適となるように調整することが可能とな
り、課題とした季節（気温）変動による低圧側冷媒量の
変動により目標とする高圧が変動することを防止して、
年間を通じて効率よく安定した給湯を可能ならしめる。
なお、以上の説明においては、ＣＯ_２を冷媒に用いたＣ
Ｏ_２ヒートポンプ給湯機について説明したが、本発明は
特にＣＯ_２冷媒に適応し、好結果をもたらすが、同効な
地球環境にやさしい冷媒の使用を妨げるものではない。

【００３３】

【発明の効果】本発明は以上のように圧縮機，ガスクー
ラ，冷媒熱交換器，冷媒膨張弁，蒸発器を冷媒配管によ
り順次接続し、圧縮機吸入側にアキュムレータを配し、
水を向流型ガスクーラへ循環させて昇温させるヒートポ
ンプ給湯機において、前記ガスクーラを２つに分け、冷
媒ガス側は直列に接続し、水側は冬季には直列に接続し
て通水し、夏季には冷媒熱交換器側のガスクーラに通水
しないようにバイパス用の三方弁を設け、該三方弁を操
作することにより高圧圧力の調整を可能ならしめたもの
であり、高圧側冷媒空間を少なくして異常高圧による爆
発などの破壊エネルギーを少なくし、安全性を高めると
共に、季節（気温）変動による低圧側冷媒量の変動によ
り高圧が変動することを防止し、季節変動に応じ目標と
する最適な冷媒量調整と、最適な出湯温度とが簡単な構
成で実現でき、成績係数も高く、極めて経済性に富み、
年間を通じ効率よく安定した給湯を可能ならしめる顕著
な効果を有する。

【図面の簡単な説明】

【図１】本発明に係るヒートポンプ給湯機の冷凍サイク
ルの１例を示す図である。

【符号の説明】

１ 圧縮機 ２Ａ 圧縮機吐出側ガスクーラ ２Ｂ 冷媒熱交換器側ガスクーラ ３ 冷媒熱交換器 ４ 冷媒膨張弁 ５ 蒸発器（空気熱交換器） ７ アキュムレータ ８ デフロスト電磁弁 １０ 水入口 １１ 給湯水出口 １４ 三方弁

───────────────────────────────────────────────────── フロントページの続き (72)発明者 黒本 英智 神奈川県横浜市鶴見区江ケ崎町４番１号 東京電力株式会社電力技術研究所内 (72)発明者 熊谷 雅彦 神奈川県横浜市鶴見区江ケ崎町４番１号 東京電力株式会社電力技術研究所内 (72)発明者 舘山 陵太郎 神奈川県横浜市鶴見区江ケ崎町４番１号 東京電力株式会社電力技術研究所内 (56)参考文献 特開2001−66006（ＪＰ，Ａ) 特開2000−154942（ＪＰ，Ａ) 特公 昭62−56415（ＪＰ，Ｂ２) (58)調査した分野(Int.Cl.⁷，ＤＢ名) F24H 1/00 611 F25B 1/00 321 F25B 1/00 395 F25B 39/04

Claims (4)

(57)【特許請求の範囲】
1. 【請求項１】圧縮機，ガスクーラ，冷媒熱交換器，冷媒
   膨張弁，蒸発器を冷媒配管により順次、接続し、圧縮機
   吸入側にアキュムレータを配し、水を向流型ガスクーラ
   へ通水せしめて昇温させるヒートポンプ給湯機におい
   て、前記ガスクーラを２つに分け、冷媒ガス側は直列に
   接続し、水側は冬季には直列に接続して通水し、夏季に
   は冷媒熱交換器側のガスクーラに通水しないようにバイ
   パス用の三方弁を設け、該三方弁を操作することにより
   高圧圧力の調整を可能ならしめたことを特徴とするヒー
   トポンプ給湯機。
2. 【請求項２】圧縮機吸入側にアキュムレータを配し冷媒
   熱交換器の高圧側がガスクーラ出口に、低圧側が空気熱
   交換器とアキュムレータの間となるように設置された請
   求項１記載のヒートポンプ給湯機。
3. 【請求項３】向流型ガスクーラが二重管方式など、高圧
   側冷媒量が少なくなる熱交換器である請求項１又は２記
   載のヒートポンプ給湯機。
4. 【請求項４】出湯温度の調節を給水流量を調節すること
   により行う請求項１，２又は３記載のヒートポンプ給湯
   機。