JP4559134B2 - 水冷式排熱回収型ヒートポンプ - Google Patents

Description

本発明は、水冷式排熱回収型ヒートポンプに関し、さらに詳しくは圧縮機、給湯熱交換器、熱源水熱交換器、冷温水熱交換器等からなり、これらの熱交換器が冷媒と水とが熱交換される水冷式に構成されていると共に、これらの熱交換器が凝縮器あるいは蒸発器として作用するように冷媒の管路を切り換えると、冷房運転、暖房運転、給湯運転および冷房・給湯運転あるいは給湯・加温運転ができる水冷式排熱回収型ヒートポンプに関するものである。

ヒートポンプあるいは冷凍サイクルは、従来周知のように、圧縮機、凝縮器、膨張弁、蒸発器等から構成されている。したがって、圧縮機を起動して冷媒を凝縮器、膨張弁、蒸発器等の間を循環させると、冷媒が液体、気体、液体と状態変化し、そのとき凝縮器で熱を外部へ放出し、蒸発器で外部の熱を吸収するので、凝縮器を加熱源とし、蒸発器を冷却源として冷暖房に利用することができる。このような冷凍サイクルを応用した給湯装置も従来周知で、冷媒を圧縮する圧縮機、圧縮機から送られる高温の冷媒により温水を作る凝縮器すなわち給湯熱交換器、冷媒が外部から熱を受けて気体となる蒸発器すなわち空気側熱交換器等から構成されている。

したがって、冷媒が給湯熱交換器の方へ流れるようにすると、冷媒は給湯熱交換器において気体から液体に凝縮する。このとき、潜熱を放出するので、給湯熱交換器に冷水を供給すると、冷水は給湯熱交換器において高温の冷媒と熱交換され、加温されて出湯管から出湯する。

特開２００３−１７６９６３

上記特許文献１には、圧縮機、凝縮器、蒸発器等からなる冷凍サイクルが記載されている。この冷凍サイクルの凝縮器は、給湯熱交換器に選定され、蒸発器は冷温水熱交換器に選定されている。そして、圧縮機に連なっている冷媒戻管には、吸入圧力調整弁が介装されている。また、給湯熱交換器はその伝熱面積、大きさおよび過冷却度が適宜決定されている。

上記のように、冷凍サイクルによると、１つのシステムで加熱と冷却とを同時に行うことができるので、凝縮器を加熱側の熱交換器として使用し、蒸発器を冷水側の熱交換器として使用することにより、熱効率の向上を図ることができる。特に、特許文献１により本出願人が提案しているヒートポンプシステムによると、凝縮圧力は低く、出湯温度の高い例えば６０℃以上の温水が得られるという利点が得られる。また、吸入圧力調整弁が設けられているので、冷却側の熱交換器に比較的高い温度例えば３５℃以上の温水を供給しても圧縮機の過負荷が防止されるという特徴も有し、問題なく有効に実施することができる。

以上のように、従来のヒートポンプで得られる温水の温度は、５５℃が精一杯であったが、本出願人が特許文献１により提案しているヒートポンプシステムによると、６０℃以上の高温が得られる。しかしながら、改良すべき点も認められる。例えば、工場から排出される温水中の熱、温水風呂から排出される熱等の排熱が有効に利用されていない。特に、これらの設備からは比較的高い温水が排出されることがあるが、圧縮機の負荷の関係から高温の排熱はそのまま利用することはできない。また、従来の空気熱源のヒートポンプでは、外気温が低い冬季では関東以北では利用できないという問題もある。

本発明は、上記したような改良すべき点を改良したヒートポンプを提供しようとするもので、具体的には、地下水は勿論のこと比較的高温の排熱を利用して、冷房運転、暖房運転、給湯運転、冷房・給湯運転等が効率的にできる水冷式熱回収型ヒートポンプを提供することを目的としている。また、蒸発器として作用するときの熱交換器に比較的高い温度の温水も供給できる水冷式熱回収型ヒートポンプを提供することも目的としている。他の発明は、上記のような目的に加えて、凝縮圧力は低く、ゆえに効率を低下させることなく、しかも出湯温度の高い例えば６０℃以上の温水が得られる水冷式熱回収型ヒートポンプを提供することを目的としている。

本発明は、上記目的を達成するために、給湯熱交換器、熱源水熱交換器および冷温水熱交換器は、水冷式の熱交換器から、望ましくはプレート型の熱交換器から構成される。そして、これらの熱交換器と圧縮機との間を循環する冷媒管路の、圧縮機への冷媒吸入管路には冷媒の温度あるいは圧力の上昇と共に冷媒の流量を制御する吸入圧力調整弁が介装される。また、給湯熱交換器は６０℃以上の温水が得られるように、その伝熱面積、大きさおよび過冷却度が適宜選定される。

かくして、請求項１に記載の発明は、上記目的を達成するために、圧縮機、給湯熱交換器、熱源水熱交換器、冷温水熱交換器等からなり、これらの熱交換器が冷媒と水とが熱交換されるように構成され、前記熱源水熱交換器が凝縮器として、前記冷温水熱交換器が蒸発器として作用するように、これらの熱交換器と前記圧縮機との間に冷媒を循環させると、前記冷温水熱交換器による冷房運転が、前記冷温水熱交換器が凝縮器として、前記熱源水熱交換器が蒸発器として作用するように、これらの熱交換器と前記圧縮機との間に冷媒を循環させると、前記冷温水熱交換器による暖房運転が、前記給湯熱交換器が凝縮器として、前記熱源水熱交換器が蒸発器として作用するように、これらの熱交換器と前記圧縮機との間に冷媒を循環させると、前記給湯熱交換器による給湯運転が、そして前記給湯熱交換器が凝縮器として、前記冷温水熱交換器が蒸発器として作用するように、これらの熱交換器と前記圧縮機との間に冷媒を循環させると、前記給湯熱交換器による給湯運転と前記冷温水熱交換器による冷房運転ができるようになっている、ヒートポンプであって、前記ヒートポンプには、凝縮器として作用する前記給湯熱交換器、前記熱源水熱交換器、または前記冷温水熱交換器の下流にレシーバが設けられ、該レシーバで気液が分離された冷媒が、所定の膨張弁を経由して蒸発器として作用する前記冷温水熱交換器または前記熱源水熱交換器に供給されるようになっており、前記圧縮機に連なっている冷媒吸入管路には、冷媒の温度あるいは圧力の上昇と共に冷媒の流量が絞られる吸入圧力調整弁が介装されていると共に、前記レシーバからは、所定の弁とキャピラリーチューブが介装されたバイパス冷媒管が接続されている。請求項２に記載の発明は、請求項１に記載のヒートポンプにおいて給湯熱交換器は、６０℃以上の温水が得られるように、その伝熱面積、大きさおよび過冷却度が選定される。請求項３に記載の発明は、請求項１または２に記載のヒートポンプにおいて、給湯熱交換器には給湯タンクが、熱源水熱交換器には排熱槽が、そして冷温水熱交換器にはフアンコイルユニットがそれぞれ連なっている。

以上のように、本発明によると、給湯熱交換器、熱源水熱交換器および冷温水熱交換器は、冷媒が水と熱交換される水冷式になっているので、これらの熱交換器がコンパクトになるという効果が得られる。また、蒸発器として作用する熱源水熱交換器が水冷式になっているので、寒冷地の冬季でも地下水を利用して運転することもできる。特に、本発明によると、圧縮機に連なっている冷媒吸入管路には、冷媒の温度あるいは圧力の上昇と共に冷媒の流量が絞られる吸入圧力調整弁が介装されている。そして、凝縮器として作用する前記給湯熱交換器、前記熱源水熱交換器、または前記冷温水熱交換器の下流に設けられて冷媒の気液を分離するようになっているレシーバからは、所定の弁とキャピラリーチューブが介装されたバイパス冷媒管が接続されている。これらによって圧縮機の過負荷を防止できるので、工場等から排出される排熱が例え高くても、従来捨てられていた排熱を有効に効率よく取り出し、直接熱源に利用できるという本発明に特有の効果が得られる。

以下、本発明の実施の形態を説明する。図１は、本発明の実施の形態を示す模式図であるが、同図に示されているように、本実施の形態に係わる水冷式排熱回収型ヒートポンプは、従来周知の圧縮機２、凝縮器の作用を奏する給湯熱交換器１０、蒸発器あるいは凝縮器の作用を奏する熱源水熱交換器２０、同様に蒸発器あるいは凝縮器の作用を奏する冷温水熱交換器３０等からなり、これらの機器は第１〜６の冷媒管路Ｒ１〜Ｒ６で接続され、密閉サイクルを構成している。さらに簡略化して説明すると、圧縮機２からは冷媒吐出管路３が出ている。また、圧縮機２には冷媒吸入管路４が入っている。そして、この冷媒吸入管路４に、後述する吸入圧力調整弁５が介装されている。

上記の冷媒吐出管路３には、従来周知の形態をした三方弁Ｈ３が介装され、そして給湯熱交換器１０の冷媒ポートに接続されている。給湯熱交換器１０とレシーバ６は、第２の冷媒管路Ｒ２で接続され、この冷媒管路Ｒ２には第１の膨張弁Ｂ１と第１の逆止弁Ｇ１が並列に、そしてこれらの弁Ｂ１、Ｇ１に対して直列に第２の逆止弁Ｇ２がそれぞれ介装されている。レシーバ６から出ている第３の冷媒管路Ｒ３は、熱源水熱交換器２０の冷媒ポートに接続され、この第３の冷媒管路Ｒ３には第１の二方弁ＨＶ１と第２の膨張弁Ｂ２とが直列に、そして第２の膨張弁Ｂ２と並列に第３の逆止弁Ｇ３が設けられている。熱源水熱交換器２０の冷媒ポートと四方弁Ｈ４は、第４の冷媒管路Ｒ４で接続され、この四方弁Ｈ４と圧縮機２は、冷媒吸入管路４で接続されている。そして、この冷媒吸入管路４に市販品の吸入圧力調整弁５が介装されている。吸入圧力調整弁５は、冷媒の温度換言すると冷媒の圧力に応じて冷媒の流量を制御する。すなわち、冷媒の温度あるいは圧力が高くなると流量を絞る作用をする。これにより、熱源水熱交換器２０に高温の排熱が供給されるとき、圧縮機２の過負荷が防止される。なお、第３の冷媒管路Ｒ３からはバイパス冷媒管９が分岐し、冷媒戻管４に接続されている。このバイパス冷媒管９にはバイパス二方弁７とバイパスキャピラリーチューブ８とが介装され、圧縮機２の過負荷が防止されるようになっている。

第３の冷媒管路Ｒ３からは、さらに第５の冷媒管路Ｒ５が分岐し、この第５の冷媒管路Ｒ５には第２の二方弁Ｖ２と第３の膨張弁Ｂ３とが直列に、そして第３の膨張弁Ｂ３に対して並列に第４の逆止弁Ｇ４が設けられ、冷温水熱交換器３０に接続されている。冷温水熱交換器３０の上方のポートに接続されている第６の冷媒管Ｒ６は、四方弁Ｈ４の一つのポートに接続されている。そして、四方弁Ｈ４の他のポートに接続されている冷媒吸入管路４に、前述したように吸入圧力調整弁５が設けられている。なお、図１中の他の参照符号Ｖ５、Ｖ６は、第５、６の逆止弁をそれぞれ示している。

給湯熱交換器１０は、本実施の形態ではプレート型熱交換器で、構造自体は従来周知であるので詳しい説明はしないが、全体は縦長の略立方形を呈し、その内部に複数枚のプレートが設けられている。この複数枚のプレートの面積、枚数等により伝熱面積、容量等が適宜選定されている。このような給湯熱交換器１０の上方に冷媒が入る冷媒入り口ポートと、温水が出る出口ポートとが設けられ、下方に冷媒が出る冷媒出口ポートと、温水の入口ポートとが設けられている。給湯熱交換器１０の冷媒入り口ポートには、前述したように冷媒吐出管路４が、冷媒の出口ポートには第２の冷媒管路Ｒ２がそれぞれ接続されている。冷温水熱交換器３０も、給湯熱交換器１０と同様に構成することもできるが、本実施の形態では熱源水熱交換器２０と同様に従来周知のような水冷式のプレート型熱交換器から構成されている。そして、これらの熱交換器２０、３０には冷媒ポートが設けられ、これらの冷媒ポートに前述したように、第３、４、５および６の冷媒管路Ｒ３〜Ｒ６がそれぞれ接続されている。

上記のように構成されている給湯熱交換器１０に、貯湯タンク１１が接続されている。すなわち、給湯熱交換器１０と貯湯タンク１１は、温水入口管１２と温水出管１３とにより接続されている。温水出口管１３には逆止弁１４と開閉弁１５とが介装されている吸水管１６が接続され、貯湯タンク１１には出湯管１７が取り付けられている。したがって、ポンプ１８を駆動すると、貯湯タンク１１中の温水が給湯熱交換器１０との間を循環し、その間に所定温度に加熱された温水が貯湯タンク１１中に蓄えられることになる。なお、図には示されていないが貯湯タンク１１は、押し上げ式のタンクに構成することもできる。

熱源水熱交換器２０には、排熱槽２１が付設されている。そして、この排熱槽２１にはコイル型の熱交換器２２が設けられ、このコイル型の熱交換器２２の冷却水供給管２３と冷却水戻管２４が熱源水熱交換器２０に接続されている。冷却水供給管２３にはポンプ２５が介装され、また地下水供給管２６も接続されている。このコイル型の熱交換器２２により、排熱槽２１中の排熱が熱交換され、熱源水熱交換器２０に供給される。上記のような排熱槽２１は、図１には示されていないが、工場等の排熱が蓄熱される蓄熱タンクを備え、この蓄熱タンク中の熱水あるいは温水が排熱槽２１に適宜供給、排出されるようになっている。

冷温水熱交換器３０には、冷水または温水が供給される冷温水供給管３１と冷温水戻管３２とが接続され、これらの管３１、３２に並列的にフアンコイルユニット３３、３３が設けられている。したがって、冷温水戻管３２中のポンプ３４を起動すると、冷温水熱交換器３０により冷却された冷水がフアンコイルユニット３３、３３に流れ冷房されることになる。あるいは、温水がフアンコイルユニット３３、３３に流れ暖房される。

次に、上記実施の形態の作用すなわち運転方法について説明する。
（ａ）冷房運転：三方弁Ｈ３と四方弁Ｈ４を、次に述べる方向に冷媒が流れるように切り換える。また、第１、２の二方弁Ｖ１、Ｖ２を適宜開閉する。冷凍サイクルを起動する。圧縮機２から出た冷媒は、三方弁Ｈ３と四方弁Ｈ４を通って熱源水熱交換器２０の上方に設けられている入口ポートから入り、下方に設けられている冷媒の出口ポートから出て第３の冷媒管路Ｒ３中の第３、５の逆止弁Ｇ３、５を通ってレシーバ６に入り、溜められる。そして、レシーバ６により気液が分離された冷媒は、第３の冷媒管Ｒ３から第５の冷媒管路Ｒ５中の第２の二方弁Ｖ２と第３の膨張弁Ｂ３を通って冷温水熱交換器３０に入り、上方に設けられている出口ポートから出て、第６の冷媒管路Ｒ６、四方弁Ｈ４を通って冷媒吸入管路４に介装されている吸入圧力調整弁５を通って圧縮機２へと循環する。この間に冷媒は従来周知のように状態変化をして熱源水熱交換器２０は凝縮器の作用を奏して液体になり、潜熱を放出する。冷温水熱交換器３０は蒸発器の作用を奏し、冷媒は蒸発し熱を吸収する。ポンプ３４を駆動すると、冷温水熱交換器３０により熱交換された冷水が冷温水供給管３１と冷温水戻管３２により循環する。フアンコイルユニット３３、３３を起動すると、従来周知のように冷房される。この冷房運転時には、圧縮機２に戻る冷媒の温度は比較的低いので、吸入圧力調整弁５は作動しないことになる。

（ｂ）暖房運転：三方弁Ｈ３、第１、２の二方弁Ｖ１、Ｖ２等を前述したように適宜切り替え、あるいは開閉する。冷凍サイクルを起動する。圧縮機２から出た冷媒は、三方弁Ｈ３と四方弁Ｈ４と第６の冷媒管路Ｒ６を通って冷温水熱交換器３０の上方に設けられている入口ポートから入り、下方に設けられている冷媒の出口ポートから出て、第５の冷媒管路Ｒ５中の第４、６の逆止弁Ｇ４、６を通ってレシーバ６に入る。そして、レシーバ６により気液が分離された冷媒は、第３の冷媒管路Ｒ３中の第１の二方弁Ｖ１と第２の膨張弁Ｂ２を通って熱源水熱交換器２０に入り、上方に設けられている出口ポートから出て、第４の冷媒管路Ｒ４、四方弁Ｈ４を通って冷媒吸入管路４に介装されている吸入圧力調整弁５を通って圧縮機２へと循環する。この間に冷媒は従来周知のように状態変化をして、冷温水熱交換器３０は凝縮器の作用を奏し、潜熱を放出する。ポンプ３４を起動すると、熱交換された温水が冷温水供給管３１と冷温水戻管３２とにより循環する。前述したように、フアンコイルユニット３３、３３を起動すると、暖房される。このとき、熱源水熱交換器２０は蒸発器の作用を奏し、排熱槽２１中の熱を吸収する。排熱温度が例えば３５℃のように高いときは、吸入圧力調整弁５が冷媒量を制限する。これにより圧縮機２が保護される。

（ｃ）給湯運転：三方弁Ｈ３、第１、２の二方弁Ｖ１、Ｖ２等を前述したように適宜切り替え、あるいは開閉する。冷凍サイクルを起動する。圧縮機２から出た冷媒は、三方弁Ｈ３を通って給湯熱交換器１０に入る。給湯熱交換器１０を出た冷媒は、第２の冷媒管路Ｒ２中の第１の膨張弁Ｂ１、第２の逆止弁Ｇ２を通ってレシーバ６に送られる。レシーバ６により気液が分離された冷媒は、第３の冷媒管Ｒ３から第１の二方弁Ｖ１、第２の膨張弁Ｂ２を通って熱源水熱交換器２０に入り、上方に設けられている出口ポートから出て、第４の冷媒管路Ｒ４、四方弁Ｈ４を通って冷媒吸入管路４に介装されている吸入圧力調整弁５を通って圧縮機２へと循環する。給湯熱交換器１０は、凝縮器の作用を奏し潜熱を放出する。このとき、本実施の形態によると、給湯熱交換器２０は、その伝熱面積、大きさ等が適宜選定されているので、図示されない圧力式温調弁により流量が調節されて温水出口管１３から例えば３５℃のような高温の温水が給湯熱交換器２０に供給されると、凝縮圧力は約２．１５ＭＰａで比較的低く、従来の冷凍サイクルの過冷却度の５℃より、はるかに高い３０℃以上になり、７０℃以上の温水が得られる。ポンプ１８を起動すると、従来周知のように貯湯タンク１１に例えば７０℃以上のような高温水が蓄えられる。熱源水熱交換器２０は蒸発器の作用を奏し、排熱槽２１中の熱を吸収する。排熱温度が例えば３５℃のように高いときは、吸入圧力調整弁５が冷媒量を制限する。これにより圧縮機２の過負荷が防止される。

（ｄ）冷房・給湯運転：三方弁Ｈ３、第１、２の二方弁Ｖ１、Ｖ２等を適宜切り替え、あるいは開閉する。冷凍サイクルを起動する。圧縮機２から出た冷媒は、冷媒吐出管路３、三方弁Ｈ３を通って給湯熱交換器１０に入る。給湯熱交換器１０を出た冷媒は、第２の冷媒管路Ｒ２中の第１の膨張弁Ｂ１、第２の逆止弁Ｇ２を通ってレシーバ６に送られる。レシーバ６により気液が分離された冷媒は、第３の冷媒管Ｒ３から第２の二方弁Ｖ２、第３の膨張弁Ｂ３を通って冷温水熱交換器３０に入り、上方に設けられている出口ポートから出て、第６の冷媒管路Ｒ６により、四方弁Ｈ４を通って冷媒吸入管路４に介装されている吸入圧力調整弁５を通って圧縮機２へと循環する。給湯熱交換器１０は、凝縮器の作用を奏し潜熱を放出する。このとき、本実施の形態によると、給湯熱交換器２０は、その伝熱面積、大きさ等が適宜選定されているので、前述したように貯湯タンク１１に例えば７０℃以上のような温水が蓄えられる。冷温水熱交換器３０は蒸発器の作用を奏し、冷媒は蒸発し外部から熱を吸収する。ポンプ３４を駆動すると、冷温水熱交換器３０により熱交換された冷水が冷温水供給管３１と冷温水戻管３２により循環する。フアンコイルユニット３３、３３を起動すると、前述したように冷房される。なお、このときは圧縮機２に戻る冷媒の温度は低いので、吸入圧力調整弁５は作動しない。

上記の給湯運転あるいは冷房給湯運転時に７０℃のような高温の温水が得られる理由は、定かではないが、供給される水量に対して、給湯熱交換器１０の伝熱面積を広く、容量を大きくすると、給湯熱交換器１０の中でガス状の冷媒と熱交換される時間が長くなり、冷媒は充分凝縮でき、過冷却を多くとることができ、したがって凝縮圧力は約２．１５ＭＰａのように低くて、７０℃以上の高温の温水が得られるとも考えられる。さらに考えられる理由を説明すると、図２は冷媒の状態変化を示すモリエル線図であるが、従来の方式により、例えば給水温度が６５℃の温水を給湯熱交換器へ供給して７０℃の温水を得ようとすると、冷媒の流れは図２においてａ、ｂ、ｃ、ｄ、ａのようになり、凝縮圧力は約２．９４ＭＰａ（３０ｋｇ／ｃｍ^２）になる。この圧力は機械の許容耐圧を越えており、通常は２．７ＭＰａ（２８ｋｇ／ｃｍ^２）で機械は安全のために停止するようになっているので、実際は７０℃の温水は得られない。これに対し、本実施の形態では、図２に示されているように過冷却度Ｋを大きくとり、また給湯熱交換器１０の伝熱面積を、通常の凝縮器に必要とされている伝熱面積よりも広く、例えば２倍にしたことにより、凝縮圧力は約２．１５ＭＰａに下がり、しかも７０℃以上の高温の温水が得られるとも考えられる。このときの冷媒の流れをＡ、Ｂ、Ｃ、Ｄ、Ａで示す。なお、過冷却は色々な方法例えば蒸発器に冷媒を２度通すことによっても多くとることができる。

本発明の実施の形態を模式的に示す冷媒管路図である。 本実施の形態に係わる冷媒の状態変化を示すモリエル線図である。

符号の説明

１ 圧縮機 ４ 冷媒吐出管路
５ 吸入圧力調整弁 １０ 給湯熱交換器
１１ 貯湯タンク ２０ 熱源水熱交換器
２１ 排熱槽 ３０ 冷温水熱交換器
３３ フアンコイルユニット

Claims (3)

1. 圧縮機、給湯熱交換器、熱源水熱交換器、冷温水熱交換器等からなり、これらの熱交換器が冷媒と水とが熱交換されるように構成され、
   前記熱源水熱交換器が凝縮器として、前記冷温水熱交換器が蒸発器として作用するように、これらの熱交換器と前記圧縮機との間に冷媒を循環させると、前記冷温水熱交換器による冷房運転が、
   前記冷温水熱交換器が凝縮器として、前記熱源水熱交換器が蒸発器として作用するように、これらの熱交換器と前記圧縮機との間に冷媒を循環させると、前記冷温水熱交換器による暖房運転が、
   前記給湯熱交換器が凝縮器として、前記熱源水熱交換器が蒸発器として作用するように、これらの熱交換器と前記圧縮機との間に冷媒を循環させると、前記給湯熱交換器による給湯運転が、そして
   前記給湯熱交換器が凝縮器として、前記冷温水熱交換器が蒸発器として作用するように、これらの熱交換器と前記圧縮機との間に冷媒を循環させると、前記給湯熱交換器による給湯運転と前記冷温水熱交換器による冷房運転ができるようになっている、ヒートポンプであって、
   前記ヒートポンプには、凝縮器として作用する前記給湯熱交換器、前記熱源水熱交換器、または前記冷温水熱交換器の下流にレシーバが設けられ、該レシーバで気液が分離された冷媒が、所定の膨張弁を経由して蒸発器として作用する前記冷温水熱交換器または前記熱源水熱交換器に供給されるようになっており、
   前記圧縮機に連なっている冷媒吸入管路には、冷媒の温度あるいは圧力の上昇と共に冷媒の流量が絞られる吸入圧力調整弁が介装されていると共に、前記レシーバからは、所定の弁とキャピラリーチューブが介装されたバイパス冷媒管が接続されていることを特徴とする水冷式排熱回収型ヒートポンプ。
2. 請求項１に記載のヒートポンプにおいて給湯熱交換器は、６０℃以上の温水が得られるように、その伝熱面積、大きさおよび過冷却度が選定されている水冷式排熱回収型ヒートポンプ。
3. 請求項１または２に記載のヒートポンプにおいて、給湯熱交換器には給湯タンクが、熱源水熱交換器には排熱槽が、そして冷温水熱交換器にはフアンコイルユニットがそれぞれ連なっている水冷式排熱回収型ヒートポンプ。

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