JP4539553B2

JP4539553B2 - ヒートポンプ式給湯器

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Publication number: JP4539553B2
Application number: JP2005370114A
Authority: JP
Inventors: 潤岩瀬; 進川村; 久介榊原; 輝彦平
Original assignee: Denso Corp
Current assignee: Denso Corp
Priority date: 2005-01-28
Filing date: 2005-12-22
Publication date: 2010-09-08
Anticipated expiration: 2025-12-22
Also published as: DE102006003827A1; JP2006234375A

Description

本発明は、ヒートポンプ式給湯器における蒸発器の除霜制御に関する。

従来、特許文献１には、ヒートポンプサイクルの低圧側に設けた蒸発器にて大気から吸熱し、一方、ヒートポンプサイクルの高圧側に設けた水冷媒熱交換器で給湯水を加熱し、この給湯水を電動水ポンプにより貯湯タンクに循環するヒートポンプ式給湯器において、蒸発器の除霜運転時には、電動水ポンプの作動を停止して、水冷媒熱交換器での高圧冷媒の放熱を抑制し、かつ、減圧装置の弁開度を通常運転時より大きくすることにより、蒸発器に流入する冷媒の温度を上昇して、蒸発器の除霜を行うことが記載されている。

これにより、蒸発器の除霜運転時にも圧縮機→水冷媒熱交換器→減圧装置→蒸発器の順に冷媒が流れたまま、蒸発器の除霜を行うことができるので、除霜のためのホットガスバイパス通路を特別に設定する必要がない。
特許第３２９７６５７号公報

ところで、特許文献１のヒートポンプサイクルにおいて、除霜性能を向上させるためには、除霜運転時の圧縮機入力動力（入力電力）を増加させる必要がある。ここで、圧縮機入力動力は、圧縮機吸入冷媒と圧縮機吐出冷媒のエンタルピ差と、冷媒流量との積で表される。

減圧手段の通路断面積（口径）には実質上制限があるため、圧縮機入力動力の増加は冷媒流量の増加よりも主に冷媒エンタルピ差の増加となって現れる。これにより、除霜運転時に圧縮機入力動力を増加させると、圧縮比が大きくなって、圧縮機吐出冷媒温度の大幅な上昇を招く。この結果、除霜運転時に水冷媒熱交換器内に滞留している給湯水が沸騰してしまうという不具合が生じる。

なお、特許文献１のヒートポンプサイクルでは、水冷媒熱交換器の出口側高圧冷媒と圧縮機吸入側の低圧冷媒との間で熱交換を行う内部熱交換器を設けない例を開示しているが、この内部熱交換器を設けてサイクル効率（ＣＯＰ）の向上を図る場合においても、同様に、除霜運転時には電動水ポンプの作動を停止して水冷媒熱交換器での高圧冷媒の放熱を抑制する。

このため、高圧冷媒（圧縮機吐出冷媒）が高温のまま内部熱交換器に流入するので、高温の高圧冷媒によって圧縮機吸入冷媒が過度に加熱される。その結果、圧縮機吐出冷媒温度がより一層高温に上昇して、水冷媒熱交換器内の給湯水がさらに沸騰しやすくなるという不具合が生じる。

本発明は、上記点に鑑み、ヒートポンプ式給湯器における蒸発器の除霜運転時に水冷媒熱交換器内の給湯水が沸騰することを防止することを目的とする。

上記目的を達成するため、請求項１に記載の発明では、圧縮機（１４）と、
貯湯タンク（１０）に蓄えられる給湯水を圧縮機（１４）の吐出冷媒により加熱する水冷媒熱交換器（１５）と、
水冷媒熱交換器（１５）通過後の高圧冷媒と圧縮機（１４）吸入側の低圧冷媒との間で熱交換を行う内部熱交換器（１９）と、
内部熱交換器（１９）の高圧側通路（１９ａ）を通過した高圧冷媒を減圧するとともに、通路開度を電気的に調節可能な減圧装置（１６、１６０）と、
減圧装置（１６、１６０）を通過した低圧冷媒を蒸発させる蒸発器（１７）と、
貯湯タンク（１０）内の給湯水を水冷媒熱交換器（１５）に循環させる水ポンプ（１３）とを備え、
蒸発器（１７）を通過した冷媒の全量が常に内部熱交換器（１９）の低圧側通路（１９ｂ）に流入するようになっており、
蒸発器（１７）の除霜運転時に、圧縮機（１４）の吐出冷媒の全量が常に水冷媒熱交換器（１５）へ向かって流れるようになっており、
蒸発器（１７）の除霜運転時に、水冷媒熱交換器（１５）における冷媒放熱量が減少するように水ポンプ（１３）を制御するとともに、減圧装置（１６、１６０）の通路開度を所定開度以上に大きくすることにより、圧縮機（１４）、水冷媒熱交換器（１５）、内部熱交換器（１９）の高圧側通路（１９ａ）、減圧装置（１６、１６０）、蒸発器（１７）および内部熱交換器（１９）の低圧側通路（１９ｂ）の順に常に冷媒が流れたままで、蒸発器（１７）の除霜を行うようになっており、
さらに、蒸発器（１７）の除霜運転時に、圧縮機（１４）の吐出冷媒温度が水冷媒熱交換器（１５）内の給湯水の沸騰を防止するための所定温度以内となるように、減圧装置（１６、１６０）の通路開度を増加する制御および圧縮機（１４）の回転数を低下させる制御の少なくとも一方を実行することを特徴としている。

これによると、ヒートポンプ式給湯器の通常運転時には、内部熱交換器（１９）の作用によってサイクル効率（ＣＯＰ）を向上できる。一方、蒸発器（１７）の除霜運転時には前記両制御の少なくとも一方を実行することで、圧縮機（１４）の吐出冷媒温度を常に監視して上記所定温度以内に制御できる。このため、蒸発器（１７）の除霜運転時に圧縮機吐出冷媒の全量が高温のまま水冷媒熱交換器（１５）を通過して内部熱交換器（１９）に流入する構成であっても、水冷媒熱交換器（１５）内の給湯水の沸騰現象を確実に防止できる。

このように、給湯水の沸騰現象を確実に防止できるので、吐出冷媒温度を沸騰防止と除霜性能発揮との両立を図る最高温度に設定して圧縮機（１４）を作動させることができる。これにより、除霜運転の開始初期から圧縮機（１４）の入力動力を最大に投入して、除霜時間を短縮できる。これは、除霜性能は圧縮機（１４）の入力動力（圧縮仕事量）に等しいからである。

請求項２に記載の発明のように、請求項１に記載のヒートポンプ式給湯器において、蒸発器（１７）の除霜運転時に、減圧装置（１６、１６０）の通路開度を増加する制御および圧縮機（１４）の回転数を低下させる制御の両方を実行するようにしてもよい。

請求項３に記載の発明のように、請求項２に記載のヒートポンプ式給湯器において、蒸発器（１７）の除霜運転時に、減圧装置（１６、１６０）の通路開度が最大開度に増加した後に、圧縮機（１４）の回転数を低下させる制御を実行するようにしてもよい。

請求項４に記載の発明のように、請求項１ないし３のいずれか１つに記載のヒートポンプ式給湯器において、圧縮機は電動モータ（１４ａ）によって駆動される電動圧縮機（１４）であってもよい。

なお、上記各手段の括弧内の符号は、後述する実施形態に記載の具体的手段との対応関係を示すものである。

（第１実施形態）
図１は第１実施形態によるヒートポンプ式給湯器（以下給湯器と略称する。）の全体構成図である。本実施形態による給湯器は、給湯水を貯留する貯湯タンク１０、給湯水を加熱するためのヒートポンプサイクル１１、および貯湯タンク１０内の給湯水を循環できる水循環通路１２を備えている。この水循環通路１２には給湯水を循環させる電動水ポンプ１３が設けられている。

そして、ヒートポンプサイクル１１は、圧縮機１４、水冷媒熱交換器１５、膨張弁１６、蒸発器１７、アキュムレータ１８、および内部熱交換器１９を順次配管接続した閉回路にて構成される。本実施形態では、冷媒として、高圧圧力が臨界圧力以上（超臨界状態）となるＣＯ2 を使用している。

圧縮機１４は、内蔵する電動モータ１４ａによって駆動される電動圧縮機であり、その吸入冷媒を臨界圧力以上まで圧縮して吐出する。水冷媒熱交換器１５は圧縮機１４の吐出冷媒（高温高圧冷媒）と水循環通路１２の給湯水との間で熱交換を行って、給湯水を加熱する。

水冷媒熱交換器１５は給湯水が流れる水通路１５ａと、圧縮機吐出冷媒が流れる冷媒通路１５ｂとを有し、水通路１５ａを流れる給湯水の流れ方向と冷媒通路１５ｂを流れる冷媒の流れ方向とが対向するように構成されている。

給湯水の流通方向は、図１に矢印で示すように、貯湯タンク１０下部の出口１０ａ→電動水ポンプ１３→水冷媒熱交換器１５の水通路１５ａ→貯湯タンク１０上部の入口１０ｂへと流れる。

なお、水冷媒熱交換器１５を流れる冷媒（ＣＯ2 ）は、圧縮機１４で臨界圧力以上に圧縮されることにより超臨界状態のまま給湯水に放熱するので、凝縮しない。

水冷媒熱交換器１５の冷媒通路１５ｂの出口は内部熱交換器１９の高圧側通路１９ａを介して膨張弁１６の入口側に接続される。この膨張弁１６は内部熱交換器１９出口側の高圧冷媒を減圧する減圧装置であり、本実施形態では、冷媒通路の絞り開度（弁開度）を電気的に制御可能な電動膨張弁を用いている。具体的には、膨張弁１６は絞り開度を調節する弁体１６ａと、この弁体１６ａの位置を可変制御するサーボモータ等の電動アクチュエータ１６ｂとを有している。

蒸発器１７は室外熱交換器であり、膨張弁１６で減圧された低圧冷媒（気液２相冷媒）を外気（室外空気）から吸熱して蒸発させる。蒸発器１７には電動室外ファン１７ａにより外気が送風される。

アキュムレータ１８は、蒸発器１７より流出する冷媒を気液分離する気液分離器であり、気相冷媒のみを内部熱交換器１９の低圧側通路１９ｂを通して圧縮機１４に吸入させるとともに、サイクル中の余剰冷媒を液相冷媒として蓄える。

内部熱交換器１９は高圧側通路１９ａを流れる高圧冷媒と低圧側通路１９ｂを流れる低圧冷媒との間で熱交換を行って、圧縮機１４の吸入冷媒温度を上昇させる。それにより、圧縮機１４の吐出冷媒温度を上昇させ、水冷媒熱交換器１５の入口、出口間の冷媒エンタルピ差（放熱量）を増大して、サイクル効率（ＣＯＰ）を向上させる。

図２は本実施形態の電気制御のブロック図であり、制御装置２０はマイクロコンピュータおよびその周辺回路等により構成され、給湯器の電気機器、すなわち、電動水ポンプ１３、圧縮機１４の電動モータ１４ａ、電動膨張弁１６のアクチュエータ１６ｂ、電動室外ファン１７ａ等の作動を制御する。

制御装置２０の入力側には、圧縮機１４の吐出冷媒温度を検出する温度センサ２１、水冷媒熱交換器１５の出口冷媒圧力（高圧圧力）を検出する圧力センサ２２、蒸発器１７の出口冷媒温度を検出する温度センサ２３、水循環通路１２のうち、水冷媒熱交換器１５の水通路１５ａ入口側の給湯水温度を検出する温度センサ２４、外気温を検出する温度センサ２５等のセンサ群の検出信号が入される。

また、給湯器の操作パネル２６からは、給湯器の作動、停止の操作信号、給湯器の給湯水設定温度信号等が制御装置２０に入力される
次に、本実施形態の作動を説明する。図３は制御装置２０のマイクロコンピュータにより実行される制御ルーチンであり、操作パネル２６から入力される給湯器の作動信号によりスタートする。まず、除霜運転の必要有無を判定する。具体的には、温度センサ２３により検出される蒸発器１７の出口冷媒温度が所定温度Ｔ１より低いか判定する（Ｓ１０）。ここで、所定温度Ｔ１は例えば、−１４℃であり、蒸発器１７の出口冷媒温度が所定温度Ｔ１より高い時は除霜運転の必要がないと判定できるので、通常運転の制御を行う（Ｓ２０）。

図４はこの通常運転制御の概要を示すフローチャートであり、まず、水循環通路１２の電動水ポンプ１３を作動させるとともに、圧縮機１４を通常運転時の制御特性により決まる所定回転数にて作動させる（Ｓ２１０）。次に、ヒートポンプサイクル１１の目標高圧を、温度センサ２５により検出される外気温、温度センサ２４により検出される水冷媒熱交換器１５の入口側給湯水温度、および目標沸き上げ温度に基づいて算出する（Ｓ２２０）。ここで、目標沸き上げ温度は使用者の設定する給湯水設定温度、あるいは貯湯タンク１０内の給湯水温度等に基づいて算出される温度である。

次に、この算出目標高圧よりも、圧力センサ２２により検出される実際の高圧圧力が高いか判定する（Ｓ２３０）。実際の高圧圧力が高いときは電動膨張弁１６の開度を所定量増加する（Ｓ２４０）。これにより、高圧圧力が低下する。

これに対し、実際の高圧圧力が算出目標高圧よりも低いときは電動膨張弁１６の開度を所定量減少する（Ｓ２５０）。これにより、高圧圧力が上昇する。このように、電動膨張弁１６の開度を実際の高圧圧力の変化に応じて増減する制御を行うことにより、実際の高圧圧力を目標高圧付近に維持できる。

なお、図４では、圧縮機１４の具体的な回転数制御を図示していないが、ヒートポンプサイクル１１の異常運転（例えば、異常高圧上昇、異常吐出温上昇等）を回避するために圧縮機１４の回転数は自動制御される。

通常運転時には電動水ポンプ１３の作動によって給湯水が水循環通路１２を循環し、貯湯タンク１０内下部の低温給湯水を水冷媒熱交換器１５に流通させて加熱する。通常運転時には、電動膨張弁１６の開度の増減により実際の高圧圧力を目標高圧付近に維持して、高圧冷媒温度を所定温度の給湯水を得るために必要な温度に制御できる。

図５の実線は通常運転時のモリエル線図であり、Ａ点は圧縮機１４の吐出部、Ｂ点は水冷媒熱交換器１５の出口部、Ｃ点は内部熱交換器１９の高圧側通路出口部（電動膨張弁１６の入口部）、Ｄ点は電動膨張弁１６の出口部、Ｅ点はアキュムレータ１８内部に形成される飽和ガス線上の位置である。Ｆ点は内部熱交換器１９の低圧側通路出口部（圧縮機１４の吸入部）である。

一方、蒸発器１７の出口冷媒温度が所定温度Ｔ１（−１４℃）より低いとき、すなわち、除霜運転が必要なときはステップＳ２０の判定がＹＥＳとなり、ステップＳ３０にて除霜運転を開始する。具体的には、電動水ポンプ１３の作動を停止し、電動膨張弁１６の開度を除霜運転時の所定開度に設定し、また、圧縮機１４を除霜運転時の所定回転数で作動させる。

ここで、電動膨張弁１６の除霜運転時の所定開度は、同一条件（同一高圧圧力値）における通常運転時の開度よりも大きい値である。また、圧縮機１４の除霜運転時の所定回転数も、図４のステップＳ２１０における通常運転時の所定回転数よりも大きい値である。

このように、電動水ポンプ１３の作動を停止したままヒートポンプサイクル１１を作動させることにより、圧縮機１４の高温吐出冷媒が水冷媒熱交換器１５にて給湯水側に放熱することをほとんど抑制できる。しかも、電動膨張弁１６の開度増加により電動膨張弁１６での減圧による冷媒温度の低下を抑制できる。

この結果、圧縮機１４の吐出冷媒の温度低下を抑制して高温の冷媒を蒸発器１７に流入させることができ、蒸発器１７の除霜を行うことができる。ここで、図５の破線は除霜運転時のモリエル線図であり、Ａ’点は圧縮機１４の吐出部から電動膨張弁１６の入口部に至るまでの冷媒の状態である。Ｄ’点は電動膨張弁１６の出口部で、Ｅ点はアキュムレータ１８内部に形成される飽和ガス線上の位置である。

圧縮機１４の除霜運転時の所定回転数を通常運転時より大きくすることにより圧縮機１４の圧縮仕事量を増加して除霜性能を向上できる。

ところで、圧縮機１４の回転数増加、すなわち、圧縮機入力動力の増加は既述したように、圧縮比が大きくなって、圧縮機吐出冷媒温度の大幅な上昇を招く。これにより、除霜運転時に水冷媒熱交換器１５内に滞留している給湯水が沸騰してしまうという不具合が生じる。

また、本実施形態のヒートポンプサイクル１１では、内部熱交換器１９を具備しているので、高圧冷媒（圧縮機吐出冷媒）が高温のまま内部熱交換器１９に流入し圧縮機吸入冷媒が過度に加熱されるので、圧縮機吐出冷媒温度がより一層高温に上昇して、水冷媒熱交換器内の給湯水がさらに沸騰しやすくなる。

そこで、本実施形態では、除霜運転時の圧縮機吐出冷媒温度を、給湯水の沸騰を防止できる温度域に確実に抑制するためのサイクル制御を採用している。

すなわち、図３のステップＳ３０にて除霜運転を開始した後、ステップＳ４０にて圧縮機吐出冷媒温度（温度ンサ２１の検出温度）が給湯水の沸騰防止のための所定温度Ｔ２（具体的には９０℃）より低いか判定する。この判定がＮＯのときはステップＳ５０にて電動膨張弁１６の開度を増加する制御を行う。。

この電動膨張弁１６の開度増加制御を図６（ａ）に示す除霜運転時の制御特性図に基づいて説明すると、図６（ａ）の縦軸は電動膨張弁１６の開度であり、縦軸の矢印は電動膨張弁１６の開度増加方向を示す。「全開」は電動膨張弁１６の全開位置であり、「最小開度」は電動膨張弁１６の全閉近傍の微小開度位置である。図６（ａ）の横軸のΔＴは、実際の圧縮機吐出冷媒温度（温度ンサ２１の検出温度）と上記所定温度Ｔ２との温度差である。

図６（ａ）の横軸のうち、縦軸より右側領域は実際の圧縮機吐出冷媒温度が上記所定温度Ｔ２よりも高い領域であり、ΔＴの増加に応じて電動膨張弁１６の開度を増加させる特性になっている。これに対し、図６（ａ）の横軸のうち、縦軸より左側領域は実際の圧縮機吐出冷媒温度が上記所定温度Ｔ２よりも低い領域（ΔＴのマイナス領域）であり、ΔＴのマイナス量の増加に応じて電動膨張弁１６の開度を減少させる特性になっている。

なお、ステップＳ３０における電動膨張弁１６の除霜開始時の所定開度は図６（ａ）の中間開度θ１である。従って、ステップＳ５０においては温度差ΔＴの増加割合に応じて電動膨張弁１６の開度を中間開度θ１から所定量づつ増加させていく。

ここで、電動膨張弁１６の開度は数秒程度の所定時間の間は一定に維持され、所定時間ごとに温度差ΔＴを判定し、その温度差ΔＴに応じた開度に電動膨張弁１６の開度を制御する。

ステップＳ６０では電動膨張弁１６の開度が最大開度であるか判定され、電動膨張弁１６の開度が最大開度に到達するまではステップＳ６０の判定がＮＯであるため、電動膨張弁１６の上記開度制御が継続される。

そして、電動膨張弁１６の開度が最大開度に到達すると、ステップＳ７０に進み、圧縮機１４の回転数を低下する制御を行う。すなわち、図６（ｂ）は、除霜運転時における圧縮機１４の回転数制御特性図であり、図６（ｂ）の縦軸は圧縮機１４の回転数であり、縦軸の矢印は圧縮機１４の増速方向を示す。

図６（ｂ）の横軸のうち、縦軸より右側領域は実際の圧縮機吐出冷媒温度が上記所定温度Ｔ２よりも高い領域であり、ΔＴの増加に応じて圧縮機１４の回転数を低下させる特性になっている。これに対し、図６（ｂ）の横軸のうち、縦軸より左側領域は実際の圧縮機吐出冷媒温度が上記所定温度Ｔ２よりも低い領域（ΔＴのマイナス領域）であり、ΔＴのマイナス量の増加に応じて圧縮機１４の回転数を増加させる特性になっている。

なお、ステップＳ３０における圧縮機１４の除霜開始時の所定回転数は図６（ｂ）の中間回転数Ｎ１である。従って、ステップＳ７０においては、ΔＴの増加に応じて圧縮機１４の回転数を中間回転数Ｎ１から所定量づつ低下させていく。

ステップＳ７０においても、圧縮機１４の回転数は数秒程度の所定時間の間、一定に維持され、所定時間ごとに温度差ΔＴを判定し、その温度差ΔＴに応じた開度に圧縮機１４の回転数を制御する。

ところで、電動膨張弁１６の開度を増加させると、ヒートポンプサイクル１１の高低圧差が減少し、圧縮比が低下するので、圧縮機吐出冷媒温度を低下できる。電動膨張弁１６が全開しても、圧縮機吐出冷媒温度が上記所定温度Ｔ２よりも高い時は圧縮機１４の回転数を低下させて、圧縮比を低下させることにより、圧縮機吐出冷媒温度を低下できる。

このような電動膨張弁１６の開度制御および圧縮機１４の回転数制御を実行することにより、圧縮機吐出冷媒温度の上限を上記所定温度Ｔ２（９０℃）付近に確実に抑制することができ、これにより、除霜運転時に水冷媒熱交換器１５内に滞留している給湯水の沸騰を確実に防止できる。

一方、ステップＳ４０の判定がＹＥＳのときは給湯水の沸騰の心配がないときであるため、ステップＳ８０に進み、蒸発器１７の出口冷媒温度が除霜終了温度Ｔ３よりも高いか判定する。この除霜終了温度Ｔ３は、除霜開始の所定温度Ｔ１よりも一定温度αだけ高い温度（Ｔ１＋α）であって、例えば、５℃である。

ステップＳ８０の判定がＮＯである間は、ステップＳ３０による除霜運転が継続される。そして、蒸発器１７の出口冷媒温度が除霜終了温度Ｔ３よりも高くなると、ステップＳ９０に進み、除霜運転を終了し、通常運転制御に移行する。この通常運転制御はステップＳ２０の通常運転制御と同じである。

なお、第１実施形態では、蒸発器１７の出口冷媒温度に基づいて除霜運転の開始、終了を行っているが、除霜運転の開始、終了の制御は種々変形可能である。例えば、外気温と蒸発器１７の出口冷媒温度との温度差を算出し、この温度差が第１所定値（例えば、１０℃）よりも大きくなった時に除霜運転を開始し、この温度差が第１所定値よりも小さい第２所定値以下になった時に除霜運転を終了するようにしてもよい。

ここで、蒸発器出口冷媒温度の代わりに蒸発器入口冷媒温度を用いて、外気温と蒸発器入口冷媒温度との温度差に基づいて除霜運転の開始、終了を行うようにしてもよい。

また、上記の各制御例において、除霜運転の終了を各種温度信号によらずに、タイマー信号によって行うようにしてもよい。つまり、除霜運転の経過時間が予め定めた設定時間に達すると、除霜運転を終了するようにしてもよい。

また、外気温が０℃以下における通常運転の経過時間が所定時間（例えば、２時間）よりも大きくなった時に除霜運転を開始し、除霜運転の経過時間が予め定めた設定時間に達すると、除霜運転を終了するようにしてもよい。

（第２実施形態）
第１実施形態では、ヒートポンプサイクルの減圧装置を電動膨張弁１６により構成しているが、第２実施形態では、図７に示すようにヒートポンプサイクルの減圧装置をエジェクタ１６０により構成して、ヒートポンプサイクルをエジェクタサイクルにしている。このエジェクタサイクルは特許第３３２２２６３号公報等により公知であるので、その概要を以下説明する。

エジェクタ１６０は、冷媒を減圧する減圧手段であるとともに、高速で噴出する冷媒流の巻き込み作用によって冷媒を吸引するポンプ手段の役割を兼ねる。図８に示すようにエジェクタ１６０には、内部熱交換器１９の高圧側通路１９ａを通過した高圧冷媒を等エントロピ的に減圧膨張させるノズル部１６１が備えられ、このノズル部１６１から噴射する高速度の冷媒流により冷媒吸引口１６２の冷媒がエジェクタ１６０内部に吸引される。

ノズル部１６１の下流側には、高速度の噴射冷媒流と冷媒吸引口１６２からの吸引冷媒とを混合する混合部１６３が形成され、この混合部１６３の下流側に昇圧部をなすディフューザ部１６４が形成されている。このディフューザ部１６４は冷媒の通路面積を徐々に拡大する形状に形成されており、冷媒流れを減速して冷媒圧力を上昇させる作用、つまり、冷媒の速度エネルギーを圧力エネルギーに変換する作用を果たす。

さらに、ノズル部１６１には電動アクチュエータ１６５により位置制御される可変ニードル１６６が配置され、この可変ニードル１６６の位置制御によりノズル部１６１の開度を電気的に制御できるようになっている。

エジェクタ１６０のディフューザ部１６４から流出した冷媒は、アキュムレータ１８内に流入し、ここで、冷媒の気液が分離される。そして、アキュムレータ１８内上部の気相冷媒が内部熱交換器１９の低圧側通路１９ｂを通過して圧縮機１４に吸入される。

これに対し、アキュムレータ１８内下部の液相冷媒は分岐通路３０へ導出される。この分岐通路３０は固定絞りからなる補助減圧器３１を有し、この補助減圧器３１の下流側に蒸発器１７を接続し、蒸発器１７の出口側をエジェクタ１６０の冷媒吸引口１６２に接続している。

第２実施形態のエジェクタサイクルによると、ノズル部１６１による減圧直後の最も低い圧力を冷媒吸引口１６２から蒸発器１７に作用させることができ、一方、圧縮機１４の吸入側にはディフューザ部１６４による昇圧後の圧力を作用させることができる。つまり、蒸発器１７の蒸発圧力よりも圧縮機１４の吸入圧力を高くすることができ、その分だけ、圧縮機１４の駆動動力を節減できる。

（第３実施形態）
第１実施形態では、図３のＳ４０〜Ｓ７０に示すように、蒸発器１７の除霜運転時に電動膨張弁１６の開度および圧縮機１４の回転数を圧縮機吐出冷媒温度に応じてフィードバック制御しているが、第３実施形態では、このようなフィードバック制御をせずに、除霜運転開始時に電動膨張弁１６の開度および圧縮機１４の回転数を予め所定値に設定する。

第３実施形態を図９に基づいてより具体的に説明する。図９は、前述の図３と同様に制御装置２０のマイクロコンピュータにより実行される制御ルーチンであり、図３と同等部分には同一符号を付して説明を簡略化する。

まず、ステップＳ１０にて温度センサ２３により検出される蒸発器１７の出口冷媒温度が所定温度Ｔ１（例えば、−１４℃）より低いか判定し、この出口冷媒温度が所定温度Ｔ１より低いときは除霜運転の必要有りと判定して、次のステップＳ３０にて除霜運転を開始する。具体的には、電動水ポンプ１３の作動を停止し、電動膨張弁１６の開度を除霜運転時の所定開度に設定し、また、圧縮機１４を除霜運転時の所定回転数で作動させる。

ここで、電動膨張弁１６の除霜運転時の所定開度は、同一条件（同一高圧圧力値）における通常運転時の開度よりも大きい値である。

但し、電動膨張弁１６の所定開度および圧縮機１４の所定回転数は、除霜運転中に圧縮機１４の吐出冷媒温度が水冷媒熱交換器１５内の給湯水の沸騰を防止するための所定温度（例えば、９０℃）以内となるように設定される所定値である。この電動膨張弁開度の所定値および圧縮機回転数の所定値は、より具体的には、除霜開始時における給湯器運転条件（例えば、温度センサ２４により検出される給湯水温度、温度センサ２５により検出される外気温等）に基づいて決定すればよい。

ステップＳ３０からステップＳ８０に進み、蒸発器１７の出口冷媒温度が除霜終了温度Ｔ３よりも高いか判定する。この除霜終了温度Ｔ３は、前述したように除霜開始の所定温度Ｔ１よりも一定温度αだけ高い温度（Ｔ１＋α）であって、例えば、５℃である。

なお、除霜運転の開始、終了の判定は、蒸発器１７の出口冷媒温度に基づく判定に限らず、前述したように種々変形可能である。

（他の実施形態）
なお、第１実施形態では、除霜運転時に減圧装置（膨張弁１６）の開度制御と圧縮機１４の回転数制御の両方を実行して、圧縮機吐出冷媒温度を制御しているが、減圧装置（膨張弁１６）の開度制御と圧縮機１４の回転数制御のいずれか一方のみを実行して、除霜運転時の圧縮機吐出冷媒温度制御を行うようにしてもよい。

また、第１、第３実施形態では、除霜運転時に水ポンプ１３を停止して水冷媒熱交換器１５における冷媒放熱量を減少させているが、水ポンプ１３を完全に停止せず、水ポンプ１３を低回転による低速作動させて、水冷媒熱交換器１５における冷媒放熱量を減少させるようにしてもよい。

また、第１、第２実施形態では、いずれもヒートポンプサイクルに内部熱交換器１９を備えているが、内部熱交換器１９を備えていないヒートポンプサイクルに本発明を適用してもよい。第３実施形態の制御を内部熱交換器１９を備えていないヒートポンプサイクルに適用できることはもちろんである。

本発明の第１実施形態によるヒートポンプ式給湯器の全体構成図である。第１実施形態の電気制御ブロック図である。第１実施形態の作動を示すフローチャートである。図３における通常運転時の制御の概要を示すフローチャートである。第１実施形態のヒートポンプサイクルのモリエル線図である。（ａ）は図３における膨張弁開度制御の特性図、（ｂ）は図３における圧縮機回転数制御の特性図である。第２実施形態によるヒートポンプ式給湯器の全体構成図である。図７のエジェクタの概略断面図である。第３実施形態の作動を示すフローチャートである。

符号の説明

１０…貯湯タンク、１３…水ポンプ、１４…圧縮機、１６…電動膨張弁（減圧装置）、１７…蒸発器、２０…制御装置。

Claims

圧縮機（１４）と、
貯湯タンク（１０）に蓄えられる給湯水を前記圧縮機（１４）の吐出冷媒により加熱する水冷媒熱交換器（１５）と、
前記水冷媒熱交換器（１５）通過後の高圧冷媒と前記圧縮機（１４）吸入側の低圧冷媒との間で熱交換を行う内部熱交換器（１９）と、
前記内部熱交換器（１９）の高圧側通路（１９ａ）を通過した高圧冷媒を減圧するとともに、通路開度を電気的に調節可能な減圧装置（１６、１６０）と、
前記減圧装置（１６、１６０）を通過した低圧冷媒を蒸発させる蒸発器（１７）と、
前記貯湯タンク（１０）内の給湯水を前記水冷媒熱交換器（１５）に循環させる水ポンプ（１３）とを備え、
前記蒸発器（１７）を通過した冷媒の全量が常に前記内部熱交換器（１９）の低圧側通路（１９ｂ）に流入するようになっており、
前記蒸発器（１７）の除霜運転時に、前記圧縮機（１４）の吐出冷媒の全量が常に前記水冷媒熱交換器（１５）へ向かって流れるようになっており、
前記蒸発器（１７）の除霜運転時に、前記水冷媒熱交換器（１５）における冷媒放熱量が減少するように前記水ポンプ（１３）を制御するとともに、前記減圧装置（１６、１６０）の通路開度を所定開度以上に大きくすることにより、前記圧縮機（１４）、前記水冷媒熱交換器（１５）、前記内部熱交換器（１９）の高圧側通路（１９ａ）、前記減圧装置（１６、１６０）、前記蒸発器（１７）および前記内部熱交換器（１９）の低圧側通路（１９ｂ）の順に常に冷媒が流れたままで、前記蒸発器（１７）の除霜を行うようになっており、
さらに、前記蒸発器（１７）の除霜運転時に、前記圧縮機（１４）の吐出冷媒温度が前記水冷媒熱交換器（１５）内の給湯水の沸騰を防止するための所定温度以内となるように、前記減圧装置（１６、１６０）の通路開度を増加する制御および前記圧縮機（１４）の回転数を低下させる制御の少なくとも一方を実行することを特徴とするヒートポンプ式給湯器。
前記蒸発器（１７）の除霜運転時に、前記減圧装置（１６、１６０）の通路開度を増加する制御および前記圧縮機（１４）の回転数を低下させる制御の両方を実行することを特徴とする請求項１に記載のヒートポンプ式給湯器。
前記蒸発器（１７）の除霜運転時に、前記減圧装置（１６、１６０）の通路開度が最大開度に増加した後に、前記圧縮機（１４）の回転数を低下させる制御を実行することを特徴とする請求項２に記載のヒートポンプ式給湯器。
前記圧縮機は電動モータ（１４ａ）によって駆動される電動圧縮機（１４）であることを特徴とする請求項１ないし３のいずれか１つに記載のヒートポンプ式給湯器。