JP4807367B2

JP4807367B2 - ヒートポンプ式給湯機

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Publication number: JP4807367B2
Application number: JP2008064393A
Authority: JP
Inventors: 謙作畑中; 宗野本
Original assignee: Mitsubishi Electric Corp
Current assignee: Mitsubishi Electric Corp
Priority date: 2008-03-13
Filing date: 2008-03-13
Publication date: 2011-11-02
Anticipated expiration: 2028-03-13
Also published as: JP2009222246A

Description

本発明は、ヒートポンプ式給湯機に関するものである。

従来の冷凍装置に用いられる空気―冷媒熱交換器において、地球温暖化防止を目的として冷媒量を削減するため、液冷媒側の伝熱管の内径の総断面積がガス冷媒側の伝熱管の内径の総断面積よりも小さいことを特徴とする熱交換器が提案されている（例えば、特許文献１参照）。

特開２０００−２６６４２６号公報

上記特許文献１では、液冷媒側の伝熱管の内径の総断面積をガス冷媒側の伝熱管の総面積よりも小さくして、ガス冷媒側における圧力損失を小さくし、かつ液冷媒側における熱交換の効率を高めようとするものであった。

ヒートポンプ式給湯機では、水と冷媒を熱交換する熱交換器を用いて、給水温度に近い温度まで冷媒が冷却されるため、放熱器として動作する熱交換器出口の冷媒の過冷却度が高くなる。そのため、熱交換器内の冷媒に対して、密度の高い液相状態の冷媒の占める割合が大きくなり、必要な冷媒充填量が増加する。特許文献１のように、伝熱管内を冷媒が流れ、伝熱管の外部を空気が流れる構成で、空気と冷媒を熱交換する熱交換器では、冷媒側の伝熱管のみを縮小することで冷媒充填量の削減が可能となる。水と冷媒を熱交換する熱交換器では、例えば二重管式熱交換器のような形状となり、冷媒流路と水流路を有する。この構成で冷媒量削減を図って冷媒側の伝熱管を縮小すると、冷媒側の流路断面積が縮小するので冷媒側の流速は増加して冷媒配管内熱伝達率は増加する。ところが、冷媒配管伝熱面積となる冷媒側の管表面積は減少する。このことから、冷媒配管内熱伝達率Ｘ冷媒配管伝熱面積に大きく影響される熱交換性能が低下する可能性がある。また、冷媒側の伝熱管のみを縮小すると、相対的に水側の伝熱管の流路断面積が拡大するため、水側の流速は減少して水配管内熱伝達率は減少し、これも熱交換性能の低下につながる。このように従来の技術では、水―冷媒熱交換器において、熱交換性能を低下させることなく冷媒量を削減できなかった。

本発明は、上記のような課題を解消するためになされたもので、熱交換性能を低下させることなく、充填冷媒量を削減できるヒートポンプ式給湯機を提供することを目的とする。

本発明に係るヒートポンプ式給湯機は、冷媒を圧縮して吐出する圧縮機、冷媒流路と水流路を有し前記圧縮機から吐出された冷媒と給湯回路を循環する水とを熱交換する第１放熱器、冷媒流路と水流路を有し前記第１放熱器から流出した冷媒と前記給湯回路を循環する水とを熱交換する第２放熱器、前記第２放熱器から流出した冷媒を減圧する膨張弁、減圧された前記冷媒を蒸発する蒸発器、を環状に接続して成る冷凍サイクルと、前記第１放熱器の出口近傍の冷媒温度Ｔ１を検出する第１温度検出手段と、前記第２放熱器の入口近傍の冷媒温度Ｔ２を検出する第２温度検出手段と、前記冷媒温度Ｔ１、Ｔ２を入力して前記冷凍サイクル及び前記給湯回路の運転状態を制御する制御手段と、を備え、前記第１放熱器の前記冷媒流路の流れ方向に垂直な断面積を合計した総断面積よりも前記第２放熱器の前記冷媒流路の流れ方向に垂直な断面積を合計した総断面積を小さくなるように、また前記第１放熱器の前記水流路の流れ方向に垂直な断面積を合計した総断面積よりも前記第２放熱器の前記水流路の流れ方向に垂直な断面積を合計した総断面積を小さくなるように構成すると共に、前記制御手段は、前記第１、第２温度検出手段で検出した冷媒温度の温度差Ｔ１−Ｔ２が０より大きい所定値以上となるように、前記第１放熱器及び前記第２放熱器に流入する冷媒又は水の流量を制御するものである。
また、本発明に係るヒートポンプ式給湯機は、冷媒を圧縮して吐出する圧縮機、冷媒流路と水流路を有し前記圧縮機から吐出された冷媒と給湯回路を循環する水とを熱交換する第１放熱器、冷媒流路と水流路を有し前記第１放熱器から流出した冷媒と前記給湯回路を循環する水とを熱交換する第２放熱器、前記第２放熱器から流出した冷媒を減圧する膨張弁、前記膨張弁にて減圧された冷媒を蒸発する蒸発器、を環状に接続して成る冷凍サイクルと、前記第１放熱器の出口近傍又は前記第２放熱器の入口近傍の冷媒圧力Ｐを検出する圧力検出手段と、前記冷媒圧力Ｐの検出位置近傍の冷媒温度Ｔを検出する温度検出手段と、前記冷媒圧力Ｐ及び前記冷媒温度Ｔを入力して前記冷凍サイクル及び前記給湯回路の運転状態を制御する制御手段と、を備え、前記第１放熱器の前記冷媒流路の流れ方向に垂直な断面積を合計した総断面積よりも前記第２放熱器の前記冷媒流路の流れ方向に垂直な断面積を合計した総断面積を小さくなるように、また前記第１放熱器の前記水流路の流れ方向に垂直な断面積を合計した総断面積よりも前記第２放熱器の前記水流路の流れ方向に垂直な断面積を合計した総断面積を小さくなるように構成すると共に、前記制御手段は、検出した前記冷媒圧力Ｐ及び前記冷媒温度Ｔから前記第２放熱器に流入する冷媒の冷媒状態を推定し、この推定した冷媒状態が液相状態となるように、前記第１放熱器及び前記第２放熱器に流入する冷媒又は水の流量を制御するものである。

本発明に係わるヒートポンプ式給湯機によれば、第２放熱器での圧力損失の増加を防止でき、熱交換性能を低下させることなく、冷凍サイクル全体の冷媒充填量を削減することができる効果が得られる。

実施の形態１．
図１は、本発明の実施の形態１に係わるヒートポンプ式給湯機を示す回路構成図である。冷凍サイクル１００は、圧縮機１、第１放熱器１１、第２放熱器１２、膨張弁２、蒸発器３を冷媒配管で環状に接続し、冷媒として、例えばプロパンを充填する。蒸発器３の周辺には蒸発器用送風機４を配置する。冷媒としてプロパンを使用しているので、冷凍サイクル１００の放熱器１１、１２でプロパンは凝縮し、蒸発器３で蒸発する。ここでは第１放熱器１１を第１凝縮器１１、第２放熱器１２を第２凝縮器として説明する。また、給湯回路２００は、貯湯タンク２１、第２凝縮器１２、第１凝縮器１１、水循環ポンプ２２を水配管で環状に接続し、負荷媒体として例えば水を循環させる。
冷凍サイクル１００を循環する冷媒と、給湯回路２００を循環する水とは、第１凝縮器１１及び第２凝縮器１２で熱交換する。この熱交換によって水は温水になり、貯湯タンク２１に貯湯される。貯湯タンク２１には例えば４００リットル程度の温水を貯湯する。

図２は本実施の形態に係わる熱交換器１１、１２の構成を示す説明図であり、水流路及び冷媒流路の２つの流路がわかるように透視して示す。これは第１凝縮器１１及び第２凝縮器１２を、共に例えば二重管で構成し、例えば二重になった内側に冷媒を流通させ、外側に水を流通させる。冷媒と水の温度差は熱交換器の各部分で常に安定して差がついている方が熱交換効率はよい。このため、第１凝縮器１１及び第２凝縮器１２で、冷媒と水とを逆方向から流通させる。即ち、冷媒は第１凝縮器１１、第２凝縮器１２の順に循環させ、水は第２凝縮器１２、第１凝縮器１１の順に循環させる。また、冷凍サイクル１００を構成する第１凝縮器１１及び第２凝縮器１２において、第１凝縮器１１の水の流れ方向に垂直な水流路断面積に対して、第２凝縮器１２の水流路断面積を小さくなるように構成している。さらに、第１凝縮器１１の冷媒の流れ方向に垂直な冷媒流路断面積に対して、第２凝縮器１２の冷媒流路断面積を小さくなるように構成する。これによって、所定の熱交換性能が得られるように考慮した時、１つの凝縮器で構成した場合に比べて、第１凝縮器１１と第２凝縮器１２とを合計した内容積を低減している。

図３は、図２のＩＩＩａ−ＩＩＩａ線断面、及びＩＩＩｂ−ＩＩＩｂ線断面を示す説明図であり、図３（ａ）は第２凝縮器１２の水及び冷媒の流れ方向に垂直な断面を示し、図３（ｂ）は第１凝縮器１１の水及び冷媒の流れ方向に垂直な断面を示す。この断面において、斜線で示した部分は冷媒流路であり、空白で示した部分は水流路である。また、第１凝縮器１１の冷媒流路断面積をＡ１１、第１凝縮器１１の水流路断面積をＢ１１、第２凝縮器１２の冷媒流路断面積をＡ１２、第２凝縮器１２の水流路断面積をＢ１２とするとき、Ａ１１＞Ａ１２、Ｂ１１＞Ｂ１２となるように構成する。この構成では、第１、第２凝縮器１１、１２は共に入口部から出口部まで分岐することなく１つのパスで構成されているので、冷媒流路総断面積＝冷媒流路断面積であり、水流路総断面積＝水流路断面積である。このように、第１凝縮器１１の冷媒流路総断面積Ａ１１よりも第２凝縮器１２の冷媒流路総断面積Ａ１２が小さくなるように構成すると共に、第１凝縮器１１の水流路総断面積Ｂ１１よりも第２凝縮器１２の水流路総断面積Ｂ１２が小さくなるように構成する。

ここで、各凝縮器１１、１２の入口部から出口部までの流路で、その流れ方向に垂直な断面において、冷媒の流路断面積を合計したものを冷媒流路総断面積と称し、水の流路断面積を合計したものを水流路総断面積と称する。例えば、各凝縮器１１、１２の入口部から出口部までの流路が、入口部で分岐されて出口部で合流するような複数の並列する流路で構成されている場合には、各パスの冷媒流路断面積を合計して冷媒流路総断面積が得られ、各パスの水流路断面積を合計して水流路総断面積が得られることになる。

以下、本実施の形態における冷媒の動きと負荷媒体である水の動きについて説明する。
図４は、冷凍サイクルにおいて、冷媒としてプロパンを用いたときの動作状態をモリエル線図上に示すグラフである。図において、横軸はエンタルピ（ｋＪ／ｋｇ）、縦軸は圧力（ＭＰａ）を示す。Ａは、冷凍サイクルにおける冷媒の状態変化を示し、Ｂはプロパンの飽和線を示す。Ｂで囲まれた領域のプロパンの状態は気液ニ相状態となり、Ｂの向かって右側は気相、左側は液相となる。図中、（ア）が凝縮器入口部、（イ）が気相と二相の相変化点、（ウ）が二相と液相の相変化点、（エ）が凝縮器出口部を示す。ここで、凝縮器入口部及び凝縮器出口部における凝縮器とは、冷凍サイクルで冷媒が放熱して凝縮される部分としての凝縮器を意味し、本実施の形態では第１凝縮器１１及び第２凝縮器１２で冷媒が放熱して凝縮されるので、凝縮器入口部（ア）は第１凝縮器１１の入口部に対応し、凝縮器出口部（エ）は第２凝縮器１２の出口部に対応する。

圧縮機１で圧縮されて吐出された冷媒は、８０〜１１０℃程度の高温・高圧の気相状態となり、第１凝縮器１１に流入する（図４ではア）。第１凝縮器１１に流入した高温・高圧の冷媒は、第１凝縮器１１に流入する水と熱交換することで、温度が低下して凝縮し、３０〜５０℃程度の液相状態（図４ではウ）、又は気相から液相に相変化している３０〜５０℃程度の気液二相状態（図４ではイ〜ウの間）となって、第２凝縮器１２に流入する。第２凝縮器１２に流入した冷媒は、第２凝縮器１２の水流路に流入する水温、水道水から供給される場合には水道水の温度である９〜２０℃付近まで冷却され、高圧・低温の液相状態となる。このとき、負荷媒体である水は、第２凝縮器１２から第１凝縮器１１を順次通過する間に加熱されて、６５℃〜９０℃程度の高温の水となって第１凝縮器１１から流出し、貯湯タンク２１に貯溜される。一方、第２凝縮器１２を流出した高圧・低温状態の冷媒は、膨張弁２で減圧され、低圧・低温の液相状態となり、蒸発器３に流入する。そして、蒸発器用送風機４で送風される空気と熱交換して蒸発し、低圧・低温の気相状態となって蒸発器３より流出し、圧縮機１に再び吸入される。貯湯タンク２１に貯溜されている温水は、必要に応じて給湯されて使われていくが、使用された分だけ水道水などから補充される。

次に、凝縮器を２つに分割し、気液二相状態で密度が小さい冷媒を流通させる第１凝縮器１１と、液相状態で密度が大きい冷媒を流通させる第２凝縮器１２で分割したことによる作用効果について述べる。

まず、熱交換性能ＡＫについて記載する。
冷媒―水熱交換器の熱交換性能は以下の式（１）で見積もることができ、熱交換器の冷媒流路及び水流路の伝熱面積と伝熱管内の流速によって増減する。

また、管内流体が単相であるときの管内熱伝達率を算出する式として、以下の式（２）で表されるＤｉｔｔｕｓ−Ｂｏｅｌｔｅｒの実験式を用いる。また、式（２）で用いる無次元数であるＲｅ数とＰｒ数は、式（３）、（４）で表される。

上記の式（２）、（３）、（４）の関係から、下記の式（５）の関係が得られる。

従来の技術で記載したように、１台の熱交換器で例えば二重管式熱交換器のような形状とし、液冷媒側、即ち凝縮器の出口側で冷媒流路となる伝熱管の断面積を縮小するとする。冷媒流路を流れる流速ｕ（冷媒）は増加するため、式（５）の関係より、冷媒管内熱伝達率ｈ（冷媒）は増加する。相対的に、流路直径Ｄ（水）は大きくなり、水配管側の流速ｕ（水）は減少するため、水配管内熱伝達率ｈ（水）が減少する。また、冷媒流路断面積を縮小するため、伝熱面積も減少する。式（１）において、冷媒管内熱伝達率ｈ０は増加するが、水配管伝熱面積Ａｉ、水配管内熱伝達率ｈｉ、冷媒配管伝熱面積Ａ０が減少するので、全体として凝縮器の液冷媒側で熱交換性能ＡＫが低下する可能性が生じる。

これに対し本実施の形態では、図２に示したように２台の凝縮器１１、１２を設け、液相状態の冷媒側に配置する第２凝縮器１２は、気液二相状態の冷媒側に配置する第１凝縮器１１に対して、冷媒流路及び水流路の両方において、流れ方向に垂直な断面の総断面積を小さくする。このため、第２凝縮器１２では冷媒流路を流れる流速ｕ（冷媒）及び水流路を流れる流速ｕ（水）が増加する。式（１）において、水配管伝熱面積Ａｉと冷媒配管伝熱面積Ａ０は減少するが、冷媒管内熱伝達率ｈ０と水配管内熱伝達率ｈｉは増加するので、全体として液冷媒側の熱交換性能ＡＫを維持することができる。

このように、液相状態の冷媒側に配置する第２凝縮器１２と気液二相状態の冷媒側に配置する第１凝縮器１１で凝縮器を構成し、第２凝縮器１２の冷媒流路と水流路の流路断面積を共に小さくすることで、熱交換性能ＡＫの低減を抑制できる。且つ、液相状態の冷媒が流通する第２凝縮器１２の冷媒流路の内容積を小さくできるので、充填冷媒量を低減できる。

ここで、凝縮器１１、１２を流通する流体の圧力損失について説明する。圧力損失△Ｐは、以下の式（６）で表される。また、凝縮器１１、１２を通過する冷媒の流速ｕは、以下の式（７）で表される。

式（６）より、流速ｕが速いほど圧力損失△Ｐが大きくなることがわかり、式（７）より、密度ρが小さいほど、流路断面積Ａが小さいほど、流速ｕが速くなることがわかる。つまり、流通する冷媒の密度ρが小さいほど、流路断面積Ａが小さいほど、圧力損失△Ｐが大きくなる。凝縮器の圧力損失△Ｐが大きいほど、ヒートポンプ給湯機の消費電力量は増加する。このため、冷媒の密度ρが小さい領域の冷媒が流通する第１凝縮器１１では、流路断面積Ａを大きくしたり、流速ｕを遅くすることで圧力損失△Ｐの増加を抑制するように構成すると、消費電力量の増加を抑制できる。

図５は冷凍サイクル１００の凝縮器１１、１２の入口部から出口部までの冷媒の密度変化を示すグラフである。図において、横軸はエンタルピ（ｋＪ／ｋｇ）、縦軸は密度（ｋｇ／ｍ^３）を示す。図４と同様、（ア）が第１凝縮器１１の入口部、（イ）が気相と二相の相変化点、（ウ）が二相と液相の変化点、（エ）が第２凝縮器１２の出口部を示す。

図５に示すように、高圧側冷媒の密度は、（イ）から（ウ）の間で急激に増加し、（エ）で最大となる。（ア）〜（ウ）の間は平均密度の低いので、流路の総断面積が大きい第１凝縮器１１を用いることで、圧力損失△Ｐの増加を抑制して、消費電力量の増加を抑制できる。ただし、液冷媒の様に冷媒の密度が高い液相域に至るまで、流路の総断面積が大きな熱交換器を用いると、熱交換器の内容積が大きくなるため、冷媒充填量が増加する。そこで、平均密度の大きい（ウ）から（エ）は、式７より流路断面積を小さくしても流速はそれほど増加せず、圧力損失増加による消費電力量の増加はほぼ無視することができる。この領域では、水流路・冷媒流路共に流路総断面積が小さい第２凝縮器１２を用いる。これにより、冷媒流路のみの流路断面積を縮小する場合に比べ、水流路を流れる流速が低下することがないため、必要な熱交換性能を維持することができる。さらに、第１凝縮器１１では冷媒の圧力損失の増加を抑制できる。さらにまた、第１、第２凝縮器１１、１２全体で内容積を低減して冷媒充填量を削減することができる。

ここで、第１凝縮器１１と第２凝縮器１２で冷媒が負荷媒体である水に与える熱量は、それぞれの入口部と出口部のエンタルピー差と冷媒流量との積になるので、第１凝縮器１１の入口部（ア）と出口部（ウ）のエンタルピー差と、第２凝縮器１２の入口部（ウ）と出口部（エ）のエンタルピー差とを考慮すると、例えば３：２程度である。

なお、図２の二重管式熱交換器で、内側に冷媒の流路、外側に水の流路を構成してもよい。
また、図６に示すように、流路断面積が同様である熱交換器を複数、例えば３台備え、第１凝縮器１１を２台の熱交換器で並列に流れるように構成し、第２凝縮器１２を１台の熱交換器で構成してもよい。図６は本実施の形態に係わる第１凝縮器と第２凝縮器の他の構成例を示す説明図である。例えば図３（ａ）に示した冷媒流路断面積＝Ａ１２、水流路断面積＝Ｂ１２の二重管式熱交換器を３台設けたとする。第１凝縮器１１として２台を２パスで構成しているので、冷媒流路総断面積＝２ＸＡ１２、水流路総断面積＝２ＸＢ１２となる。このように構成しても、第１凝縮器１１の冷媒の流路総断面積（２ＸＡ１２）よりも第２凝縮器１２の冷媒の流路総断面積（Ａ１２）が小さくなるように構成すると共に、第１凝縮器１１の水の流路総断面積（２ＸＢ１２）よりも第２凝縮器１２の水の流路総断面積（Ｂ１２）が小さくなるように構成できる。もちろん３台に限るものではなく、もっと多くてもよい。また、第２凝縮器１２も複数パスで構成してもよい。
ここで、１パス及び複数パスで構成する凝縮器を比較すると、同程度の流路総断面積の場合には、パス数の多いほうが冷媒と水との接触面積が大きく取れるので、熱交換効率が良好となる。

また、第１凝縮器１１及び第２凝縮器１２は二重管式熱交換器に限るものではなく、プレート式熱交換器などで構成してもよい。冷媒として例えば二酸化炭素のように圧力の高くなる冷媒を用いる場合には、プレート式熱交換器よりも二重管式熱交換器の方が一般的に耐圧性が高いので好ましい。

本実施の形態では、流路総断面積の小さい第２凝縮器１２へ流入する冷媒の状態が液相状態となるように構成することが必要となる。気相状態で第１凝縮器１１へ流入した冷媒が第１凝縮器１１を流出するときに液相状態となる条件は、第１凝縮器１１の熱交換性能、第１凝縮器１１へ流入する冷媒の流量、第１凝縮器１１と第２凝縮器１２を流通する負荷媒体である水の流量などに影響される。例えば第１凝縮器１１の熱交換性能に注目して第２凝縮器１２へ流入する冷媒の状態が液相状態とするためには、使用が予想される環境条件で、液相状態となって第１凝縮器１１から流出するように、解析的又は実験的に求めて選定すればよい。

ヒートポンプ式給湯機は、ヒートポンプユニットとタンクユニットに分けられ、ヒートポンプユニット内に、一般的に、圧縮機１、第１、第２凝縮器１１、１２、膨張弁２、蒸発器３、蒸発器用送風機４が収納される。一方、タンクユニット内には貯湯タンク２１と水循環ポンプ２２が収納される。そして、ヒートポンプユニットとタンクユニット間は、水配管で接続される。本実施の形態では、第１凝縮器１１と第２凝縮器１２を分割しているため、それぞれの第１、第２凝縮器１１、１２は、ヒートポンプユニット又はタンクユニットのどちらかの同一ユニット内に設置しても良いし、凝縮器１１、１２を別々のユニットにそれぞれ設置することが可能である。
即ち、凝縮器を２つに分割したことにより、凝縮器の格納場所の自由度が増え、設置条件などに応じて都合のよい方に凝縮器１１、１２を格納すればよい。

また、凝縮器を２つに分割した構成例を記載したが、３つ以上の複数の凝縮器で構成してもよい。例えば、図５の（イ）〜（ウ）の間をさらに２つに分割し、密度の高くなった領域の冷媒と水とを、第３凝縮器で熱交換するように構成してもよい。この場合、第３凝縮器は、第１凝縮器１１と第２凝縮器１２の間に配置し、水流路総断面積及び冷媒流路総断面積共に、第１凝縮器１１より小さく、第２凝縮器１２より大きく構成すればよい。

以上述べたように、冷媒を圧縮して吐出する圧縮機１と、冷媒流路と水流路を有し圧縮機１から吐出した冷媒と給湯回路２００を循環する水とを熱交換する第１放熱器１１と、冷媒流路と水流路を有し第１放熱器１１をから流出した冷媒と給湯回路２００を循環する水とを熱交換する第２放熱器１２と、第２放熱器１２から流出した冷媒を減圧する膨張弁２と、減圧された冷媒を蒸発する蒸発器３と、を環状に接続して成る冷凍サイクル１００を備え、第１放熱器１１の冷媒流路の流れ方向に垂直な断面積を合計した総断面積よりも第２放熱器１２の冷媒流路の流れ方向に垂直な断面積を合計した総断面積を小さくなるように構成すると共に、第１放熱器１１の水流路の流れ方向に垂直な断面積を合計した総断面積よりも第２放熱器１２の水流路の流れ方向に垂直な断面積を合計した総断面積を小さくなるように構成したことにより、熱交換性能を低下させることなく、冷凍サイクル全体の冷媒充填量を削減できるヒートポンプ式給湯機が得られる効果がある。

実施の形態２．
実施の形態１では、第１放熱器例えば第１凝縮器１１及び第２放熱器例えば第２凝縮器１２として、二重管式の熱交換器を用いた例を示した。本発明の実施の形態２では、別の構成の熱交換器を用いた構成例について説明する。図７は本実施の形態に係わる第１凝縮器１１及び第２凝縮器１２を示す斜視図である。なお、ヒートポンプ式給湯機の他の構成は、実施の形態１と同様であり、ここではその説明を省略する。

図７に示す構成では、第１凝縮器１１及び第２凝縮器１２共、プレート式熱交換器で構成した。プレート式熱交換器は、板状の壁で分離された複数の流路を有し、冷媒流路と水流路とが隣り合うように構成される。プレート式熱交換器に流入した冷媒は入口部で複数のパスに分岐し、冷媒流路を流れて出口部で再び合流して流出する。水流路も同様に、プレート式熱交換器に流入した水は入口部で複数のパスに分岐し、水流路を流れて出口部で再び合流して流出する。冷媒流路及び水流路共に、第１凝縮器１１のパス数より第２凝縮器１２のパス数を少なくして、第１凝縮器１１の流路総断面積よりも第２凝縮器１２の流路総断面積を小さく構成する。

図８は図７のＶＩＩＩ−ＶＩＩＩ線断面を示す説明図である。第２凝縮器１２の入口部から出口部までの流路に対して垂直な断面を図８（ａ）に示し、第１凝縮器１１の入口部から出口部までの流路に対して垂直な断面を図８（ｂ）に示している。図において、斜線部分が冷媒流路であり、空白部分が水流路である。図８（ａ）に示すように、プレート式熱交換器である第２凝縮器１２は、例えば冷媒及び水共に入口付近で２分岐され、出口付近で合流する２パスの構成である。１つの冷媒流路断面積をＡ１２とすると、冷媒流路総断面積＝２ＸＡ１２となり、１つの水流路断面積をＢ１２とすると、水流路総断面積＝２ＸＢ１２となる。同様に、図８（ｂ）に示すように、プレート式熱交換器である第１凝縮器１１は、例えば冷媒及び水共に入口付近で４分岐され、出口付近で合流する４パスの構成である。１つの冷媒流路断面積をＡ１１とすると、冷媒流路総断面積＝４ＸＡ１１となり、１つの水流路断面積をＢ１１とすると、水流路総断面積＝４ＸＢ１１となる。４ＸＡ１１＞２ＸＡ１２、４ＸＢ１１＞２ＸＢ１２となるように構成することで、冷媒流路及び水流路共に第１凝縮器１１の流路総断面積よりも第２凝縮器１２の流路総断面積を小さくしている。

このように、気液二相状態の密度の小さい領域の冷媒が流れる第１凝縮器１１では冷媒流路及び水流路共に流路総断面積を大きくすることで、圧力損失が大きくなるのを抑制でき、消費電力量の増加を抑制できる。一方、液相状態の密度の大きい領域の冷媒が流れる第２凝縮器１２では冷媒流路及び水流路共に流路断面積を小さくすることで、熱交換性能の低減を抑制できると共に冷媒必要量を削減できる。
さらにプレート式熱交換器を用いることで、大きさをそれほど大きくせずに並列する流路数を多くできる。特に第１凝縮器１１をプレート式熱交換器で構成することで、コンパクトな大きさで流路総断面積を大きくすることができる。また、並列する流路数を多くすれば、水と冷媒とが隣り合う面積が大きくなるので、熱交換効率がよい。

なお、ここでは、第１、第２凝縮器１１、１２共にプレート式熱交換器を用いた例を示したが、これに限るものではなく、プレート式熱交換器と二重管式熱交換器を混在させて構成してもよい。
図９は、第１凝縮器１１にプレート式熱交換器を用い、第２凝縮器１２に二重管式熱交換器を用いた構成を示す説明図である。

図９に示すように、第１凝縮器１１にプレート式熱交換器などの水流路及び冷媒流路共に流路数が多く、流路の総断面積が大きなプレート式熱交換器を用い、第２凝縮器１２に水流路及び冷媒流路共に流路数が少なく、流路の総断面積が小さな二重管式熱交換器を用いてもよい。このように組み合わせることで、既存の熱交換器を組み合わせて用いることができ、コンパクトな構成の凝縮器１１、１２を容易に実現できる。

また、図７及び図９に示すように、冷媒流路は第１凝縮器１１を通過した後に第２凝縮器１２に流入させ、水流路は逆に第２凝縮器１２を通過した後に第１凝縮器１１に流入させる。これにより、第１、第２凝縮器１１、１２のどの部分においても、冷媒と水との温度差が同程度になり、効率よく熱交換を行うことができる。

以上述べたように、冷媒を圧縮して吐出する圧縮機１と、冷媒流路と水流路を有し圧縮機１から吐出した冷媒と給湯回路２００を循環する水とを熱交換する第１放熱器１１と、冷媒流路と水流路を有し第１放熱器１１から流出した冷媒と給湯回路２００を循環する水とを熱交換する第２放熱器１２と、第２放熱器１２から流出した冷媒を減圧する膨張弁２と、減圧された冷媒を蒸発する蒸発器３と、を環状に接続して成る冷凍サイクル１００を備え、第１放熱器１１の冷媒流路の流れ方向に垂直な断面積を合計した総断面積よりも第２放熱器１２の冷媒流路の流れ方向に垂直な断面積を合計した総断面積を小さくなるように構成すると共に、第１放熱器１１の水流路の流れ方向に垂直な断面積を合計した総断面積よりも第２放熱器１２の水流路の流れ方向に垂直な断面積を合計した総断面積を小さくなるように構成したことにより、熱交換性能を低下させることなく、冷凍サイクル全体の冷媒充填量を削減できるヒートポンプ式給湯機が得られる効果がある。

また、第１放熱器１１の冷媒流路及び水流路のそれぞれを、複数の並列する流路で構成したことにより、冷媒流路及び水流路共に総断面積の異なる第１放熱器１１及び第２放熱器１２を容易に構成でき、熱交換性能を低下させることなく、冷凍サイクル全体の冷媒充填量を削減できるヒートポンプ式給湯機が得られる効果がある。

また、第２放熱器１２の冷媒流路及び水流路のそれぞれを、第１放熱器１１よりも少ない複数の並列する流路又は１つの流路で構成したことにより、冷媒流路及び水流路共に総断面積の異なる第１放熱器１１及び第２放熱器１２を容易に構成でき、熱交換性能を低下させることなく、冷凍サイクル全体の冷媒充填量を削減できるヒートポンプ式給湯機が得られる効果がある。

また、第１放熱器１１はプレート式熱交換器であり、第２放熱器１２はプレート式熱交換器又は二重管式熱交換器であることを特徴とすることにより、冷媒流路及び水流路共に総断面積の異なる第１放熱器１１及び第２放熱器１２を容易に構成でき、熱交換性能を低下させることなく、冷凍サイクル全体の冷媒充填量を削減できるヒートポンプ式給湯機が得られる効果がある。

なお、第１凝縮器１１と第２凝縮器１２とは、図２のように一体に構成してもよいし、図７のように分離し、その間を配管で接続するように構成してもよい。

実施の形態３．
図１０は本発明の実施の形態３に係わるヒートポンプ式給湯機を示す回路構成図である。ここで、冷凍サイクル１００の冷媒回路内の第１放熱器例えば第１凝縮器１１と第２放熱器例えば第２凝縮器１２の間に、気液分離器３０を設けている。第１凝縮器１１から流出した冷媒を気液分離器３０の気相側に流入し、液相状態の冷媒を第２凝縮器１２に流入するように接続する。他の各部分の構成において、実施の形態１又は実施の形態２と同一符号は、同一又は相当部分であり、ここではその説明を省略する。

第１凝縮器１１の出口側に気液分離器３０を設けると、液相状態又は気液二相状態で第１凝縮器１１から流出して気液分離器３０に流入した冷媒を、気液分離器３０で気体と液体に分離し、液相状態の冷媒のみを第２凝縮器１２に流入させることができる。

図１１は図５と同様、エンタルピ（ｋＪ／ｋｇ）に対する冷媒の密度（ｋｇ／ｍ^３）を示すグラフで、冷媒としてプロパンの場合を示している。冷媒の密度が（ア）の状態で第１凝縮器１１に流入し、例えば（オ）の状態で流出したとする。このまま第２凝縮器１２に流入させると、密度がまだ小さい冷媒が流路断面積の小さな第２凝縮器１２に流入することになって、圧力損失が大きくなったり、熱交換性能が低減する。本実施の形態では、第１凝縮器１１の出口側に気液分離器３０を設けており、確実に（ウ）の液相状態の冷媒を第２凝縮器１２に流入させることができる。このため、第２凝縮器１２での圧力損失が増加するのを防止でき、電力量の増加を抑制できる。

本実施の形態では、冷凍サイクル１００の冷媒回路に気液分離器３０を設けるという簡単な構成で、第２凝縮器１２に確実に液相状態の冷媒を流入させることでき、圧力損失の増加を抑制できる。
ただし、図２に示すように第１凝縮器１１と第２凝縮器１２を一体で構成した場合には、気液分離器３０を接続することができないので、第１凝縮器１１と第２凝縮器１２とを分離して構成することが必要である。冷媒回路における第１凝縮器１１の出口部と気液分離器３０の気相側を接続し、気液分離器３０の液相側と第２凝縮器１２の入口部とを接続すればよい。

また、運転中にヒートポンプ式給湯機の運転状態が変化して冷凍サイクルの高圧側が上方向又は下方向に多少移動することもある。このように状態が変化すると、冷凍サイクルの必要冷媒量が変化することがあるが、図１０のように気液分離器３０を設けることで、必要冷媒量の変化に対応することができる。例えば、冷凍サイクル内の冷媒が多ときには気液分離器３０に余分な冷媒を貯溜し、冷凍サイクル内の冷媒が少ないときには気液分離器３０に貯溜されている冷媒を使用すればよい。このように、冷凍サイクルの必要冷媒量が変化しても気液分離器３０内の冷媒を使うことで対応できる。
また、第１凝縮器１１と第２凝縮器１２の間で冷媒流路総断面積は縮小するのであるが、第１凝縮器１１から急に縮小して第２凝縮器１２に流入するよりも気液分離器３０があることで安定して第２凝縮器１２に流入することができる。

以上述べたように、第１凝縮器１１から流出する冷媒を気液分離する気液分離器３０を備え、気液分離器３０によって分離された液相状態の冷媒を第２放熱器１２に流入させることを特徴とすることにより、圧力損失の増加を確実に抑制でき充填冷媒量を低減できるヒートポンプ式給湯機が得られる効果がある。

実施の形態４．
図１２は本発明の実施の形態４に係わるヒートポンプ式給湯機を示す回路構成図である。本実施の形態では、液相状態の冷媒を第２放熱器例えば第２凝縮器１２に流入させるように、制御手段例えば制御装置４０で運転制御する。この制御装置４０は、例えばヒートポンプ式給湯機の圧縮機１、膨張弁２、蒸発器用送風機４などの運転制御を行うために備わっている制御装置で、マイクロコンピュータなどで構成されている。また、第１放熱器例えば第１凝縮器１１の出口部に、第１凝縮器１１から流出する冷媒の温度を検出する第１温度検出手段例えば第１温度センサ５１を設け、さらに第２凝縮器１２の入口部に、第２温度検出手段例えば第２凝縮器１２に流入する冷媒の温度を検出する第２温度センサ５２を設ける。ここで、制御装置４０と圧縮機１、膨張弁２、蒸発器用送風機４、第１、第２温度センサ５１、５２とを接続する信号線は図示を省略する。また、実施の形態１〜実施の形態３と同一符号は、同一又は相当部分であり、ここではその説明を省略する。

第１、第２凝縮器１１、１２を通過する冷媒は、気相状態から二相状態に至るまで温度が低下し、二相状態では温度がほぼ一定となり、二相状態から液相状態の間で再度温度が低下する。つまり、第１凝縮器１１の出口付近と第２凝縮器１２の入口付近の冷媒の状態が共に二相状態であるときはほとんど温度差が生じないが、第１凝縮器１１の出口付近が二相状態又は液相状態であり、第２凝縮器１２の入口付近が液相状態であるときは温度差が生じる。そこで、第１凝縮器１１の出口部に第１温度センサ５１、第２凝縮器１２の入口部に第２温度センサ５２を設け、これらの温度センサ５１、５２によって検出される温度差が０℃より大きい所定値、例えば３℃以上となるように、運転状態を制御する。ここで、運転状態の制御対象は、第１凝縮器１１へ流入する冷媒の流量を調節するために、膨張弁２の開度を制御するか、圧縮機１の回転数を調節する。また、第１凝縮器１１と第２凝縮器１２を流通する水の流量を調節するために、水循環ポンプ２２の回転数を制御してもよい。

図１３は、本実施の形態に係わる制御装置４０で行う制御工程の一例を示すフローチャートである。まず、第１温度センサ５１で第１凝縮器１１から流出する冷媒温度Ｔ１を検出する（ＳＴ１）。次に又はＳＴ１と同時に、第２温度センサ５２で第２凝縮器１２に流入する冷媒温度Ｔ２を検出する（ＳＴ２）。次に、Ｔ１−Ｔ２を演算してこれが例えば３℃以上かどうかを判断する（ＳＴ３）。Ｔ１−Ｔ２≧３の場合には、温度Ｔ２は液相状態の冷媒温度を検出していると判断でき、その運転状態を継続する。また、ＳＴ３の判断で、Ｔ１−Ｔ２＜３の場合には、温度Ｔ２は気液二相状態の冷媒温度を検出していると判断できるので、液相状態を検出するように運転状態を制御する（ＳＴ４）。具体的には、圧縮機１の回転数を下げる、又は膨張弁２の開度を絞ることで、第１凝縮器１１へ流入する冷媒の流量を減少させる。また、水循環ポンプ２２によって給湯回路２００を流れる水の量を増加させる。

このように制御装置４０で制御することで、気液ニ相状態の冷媒が第２凝縮器１２に流入するのを防止して、確実に液相状態の冷媒を第２凝縮器１２に流入させることができる。このため、第２凝縮器１２での圧力損失が増加するのを防止でき、熱交換性能を低下させることなく、冷凍サイクル１００全体の冷媒充填量を削減させることができる。
なお、ＳＴ３で設定した温度差は３℃に限るものではなく、２℃や５℃など、０より大きい所定値を設定すればよく、用いる冷媒や冷凍サイクル１００に応じて適した値に設定すればよい。

以上述べたように、第１放熱器１１の出口近傍の冷媒温度Ｔ１を検出する第１温度検出手段５１と、第２放熱器１２の入口近傍の冷媒温度Ｔ２を検出する第２温度検出手段５２と、冷媒温度Ｔ１、Ｔ２を入力して冷凍サイクル１００及び給湯回路２００の運転状態を制御する制御手段４０を備え、制御手段４０は、第１、第２温度検出手段５１、５２で検出した冷媒温度の温度差Ｔ１−Ｔ２が０より大きい所定値以上となるように、第１放熱器１１及び第２放熱器１２に流入する冷媒の流量又は水の流量を制御することにより、第２放熱器１２での圧力損失が増加するのを防止でき、熱交換性能を低下させることなく、冷凍サイクル１００全体の冷媒充填量を削減させることができる。

また、制御手段４０は、圧縮機１の回転数若しくは膨張弁２の開度を制御することで第１放熱器１１及び第２放熱器１２に流入する冷媒の流量を制御する、又は給湯回路２００の水循環量を制御することで第１放熱器１１及び第２放熱器１２に流入する水の流量を制御することを特徴とすることにより、第２放熱器１２での圧力損失が増加するのを防止でき、熱交換性能を低下させることなく、冷凍サイクル１００全体の冷媒充填量を削減させることができる。

図１２及び図１３に示した制御は、第２凝縮器１２に流入する冷媒の状態を、確実に液相状態とするためのものである。しかし、運転中になんらかの原因で第１凝縮器１１の途中ですでに冷媒が液相状態になることもある。図１４及び図１５に示した構成例によってこれを防止することができる。
図１４は、本発明の実施の形態４に係わるヒートポンプ式給湯機の他の構成を示す回路構成図である。図１２の構成に加え、第１凝縮器１１内を流通している冷媒の温度を、第３温度検出手段、例えば第３温度センサ５３で検出する。

図１５は、図１４のように構成したヒートポンプ式給湯機における制御装置４０で行う制御工程の一例を示すフローチャートである。まず、第１温度センサ５１で第１凝縮器１１から流出する冷媒温度Ｔ１を検出する（ＳＴ１）。次に又はＳＴ１と同時に、第２温度センサ５２で第２凝縮器１２に流入する冷媒温度Ｔ２を検出する（ＳＴ２）。次に又はＳＴ１及びＳＴ２と同時に、第３温度センサ５２で第１凝縮器１１内を流れる冷媒温度Ｔ３を検出する（ＳＴ５）。気液ニ相状態の冷媒は理想的には一定温度で凝縮するので、第３温度センサ５２は第１凝縮器１１内のどこにあっても同じ温度を検出するはずであるが、安定して温度を検出するため、第１凝縮器１１内のほぼ中央部分に設置する。

次にＴ３−Ｔ１を演算してこれが例えば１℃以下かどうかを判断する（ＳＴ６）。Ｔ３−Ｔ１＞１の場合には、温度Ｔ１は気液二相状態ではなく、液相状態の冷媒温度を検出していると判断できる。このため、第１凝縮器１１から流出する冷媒を気液ニ相状態にするように、運転状態を制御する（ＳＴ７）。具体的には、圧縮機１の回転数を上げる、又は膨張弁２の開度を開くことで、第１凝縮器１１へ流入する冷媒の流量を増加させる。また、水循環ポンプ２２によって給湯回路２００を流れる水の量を減少させる。

ＳＴ６の判断でＴ３−Ｔ１≦１℃の場合、温度Ｔ１及びＴ３は気液ニ相状態であると判断できる。そこで、Ｔ１−Ｔ２を演算してこれが例えば３℃以上かどうかを判断する（ＳＴ３）。Ｔ１−Ｔ２≧３の場合には、温度Ｔ２は液相状態の冷媒温度を検出していると判断でき、その運転状態を継続する。また、ＳＴ３の判断で、Ｔ１−Ｔ２＜３の場合には、温度Ｔ２は気液二相状態の冷媒温度を検出していると判断できるので、液相状態を検出するように運転状態を制御する（ＳＴ４）。具体的には、圧縮機１の回転数を下げる、又は膨張弁２の開度を絞ることで、第１凝縮器１１へ流入する冷媒の流量を減少させる。また、水循環ポンプ２２によって給湯回路２００を流れる水の量を増加させる。

このように制御装置４０で制御することで、確実に第１凝縮器１１から気液ニ相状態の冷媒を流出させ、かつ確実に液相状態の冷媒を第２凝縮器１２に流入させることができる。このため、第２凝縮器１２での圧力損失が増加するのを防止でき、熱交換性能を低下させることなく、冷凍サイクル２００全体の冷媒充填量を確実に削減させることができる。
なお、前記と同様、ＳＴ６、ＳＴ３で設定した温度差は１℃や３℃に限るものではなく、用いる冷媒や冷凍サイクル１００に応じて適した値に設定すればよい。ＳＴ３で用いる所定値は前述のように、０より大きい所定値とする。ＳＴ６で用いる所定値は理想的には温度変化がないので０と比較するのであるが、現実的には誤差もあり、ここでは１℃以下の場合に気液二相状態であると判断した。

また、図１５において、ＳＴ２の冷媒温度Ｔ２を検出する処理は、ＳＴ６の判断で冷媒温度Ｔ２を必要としていないので、ＳＴ６でＹＥＳと判断した後に移動してもよい。

以上述べたように、第１凝縮器１１内の冷媒温度Ｔ３を検出する第３温度温度検出手段５３を備え、制御手段４０は、第１、第３温度検出手段で検出した冷媒温度の温度差Ｔ３−Ｔ１が例えば１℃の第１所定値以下で、且つ第１、第２温度検出手段で検出した冷媒温度の温度差Ｔ２−Ｔ１が０より大きい例えば３℃の第２所定値以上になるように、第１凝縮器１１及び第２凝縮器１２に流入する冷媒の流量又は水の流量を制御することにより、第２凝縮器１２での圧力損失が増加するのを防止でき、熱交換性能を低下させることなく、冷凍サイクル１００全体の冷媒充填量を確実に削減させることができる。

なお、液相状態の冷媒を確実に第２凝縮器１２に流入させる制御としては、図１６に示したような構成でもよい。この構成では、第２凝縮器１２に流入する冷媒の温度を検出する温度検出手段、例えば温度センサ５０、及びほぼ同一箇所の冷媒の圧力を検出する圧力検出手段例えば圧力センサ６０を備える。そして、第２凝縮器１２に流入する冷媒の温度及び圧力から、冷媒が第２凝縮器１２に流入する冷媒が液相状態であるかないかを判断する。冷媒の状態は、その温度と圧力によって一意的に決定するので、これを利用して液相状態であることを判断できる。液相状態でない場合の制御は、図１３のＳＴ４と同様にすればよい。
ここで、圧力と温度とから冷媒状態を判断するには、演算によってもよいし、圧力及び温度のテーブルを記憶しておき、このテーブルを参照して判断してもよい。また、第２凝縮器１２の入口近傍の冷媒温度と冷媒圧力を検出する場合には、検出値を用いて第２凝縮器１２に流入する冷媒状態を容易に推定できる。また、第１凝縮器１２出口近傍の冷媒温度と冷媒圧力を検出する場合には、第１凝縮器１１の出口部から第２凝縮器１２の入口部までに冷媒状態が多少変化することもある。この場合には、検出値を用い、推定される変化分を考慮して第２凝縮器１２に流入する冷媒状態を推定すればよい。

以上述べたように、第１放熱器１１の出口近傍又は第２放熱器１２の入口近傍の冷媒圧力Ｐを検出する圧力検出手段６０と、冷媒圧力の検出位置近傍の冷媒温度Ｔを検出する温度検出手段５０と、冷媒圧力Ｐ及び冷媒温度Ｔを入力して冷凍サイクル１００及び給湯回路２００の運転状態を制御する制御手段４０を備え、制御手段４０は、検出した冷媒圧力Ｐ及び冷媒温度Ｔから第２放熱器に流入する冷媒の冷媒状態を推定し、この推定した冷媒状態が液相状態となるように、第１放熱器１１及び第２放熱器１２に流入する冷媒の流量又は水の流量を制御することを特徴とすることにより、第２放熱器１２での圧力損失が増加するのを防止でき、熱交換性能を低下させることなく、冷凍サイクル１００全体の冷媒充填量を削減させることができる。

また、この構成でも制御手段４０は、圧縮機１の回転数若しくは膨張弁２の開度を制御することで第１放熱器１１及び第２放熱器１２に流入する冷媒の流量を制御する、又は給湯回路２００の水循環量を制御することで第１放熱器１１及び第２放熱器１２に流入する水の流量を制御することを特徴とすることにより、第２放熱器１２での圧力損失が増加するのを防止でき、熱交換性能を低下させることなく、冷凍サイクル１００全体の冷媒充填量を削減させることができる。

図１６における圧力センサ６０の代わりに、外気温度を検出する外気温度検出手段を設けてもよい。外気温度と冷媒の温度とから、第２凝縮器１２に流入する冷媒の冷媒状態を推定してもよい。これを利用して、第２凝縮器１２に流入する冷媒状態を推定し、この推定した冷媒状態を液相状態になるように制御してもよい。また、外気温度の代わりに、例えば水道水から供給される供給水の温度を検出し、これと冷媒の温度から第２凝縮器１２に流入する冷媒状態を判断してもよい。この供給水の温度は、第２凝縮器１２の冷媒側では出口温度を検出していることと同等である。
また、通常圧縮機１の吐出温度を検出する温度センサを有するので、この温度と第２凝縮器１２に流入する冷媒温度から第２凝縮器１２に流入する冷媒状態を推定してもよい。この場合にも、予めシュミレーションや予備運転を行い、検出した状態値から第２凝縮器１２に流入する冷媒状態を推定しうるようにデータを記憶しておく必要がある。

本発明に係わるヒートポンプ式給湯機は、飽和液相線を超えて液相状態である冷媒を流路総断面積の小さな第２凝縮器に流通させ、熱交換器の流路総断面積が小さくなれば、熱交換器の内容積も小さくなるため、高圧側液相状態の冷媒量を減少させることが可能となり、熱交換性能を低下させることなく、冷凍サイクル全体の冷媒充填量を削減させる効果が得られる。

なお、実施の形態１〜実施の形態４に対し、ヒートポンプ式給湯機の全体構成は図１、図１０、図１２、図１４、図１６に限るものではなく、給湯タンク２１内の温水を浴槽に循環させる浴槽循環回路や、床暖房用パネルに循環させる床暖房回路や、室内暖房用パネルに循環させる室内暖房回路などを備えていてもよい。
また、実施の形態１〜実施の形態４ではヒートポンプ式給湯機で、冷凍サイクル１００と給湯回路２００を有し、給湯回路２００を循環する負荷媒体は水として記載したが、これに限るものではない。例えば、負荷媒体として他の冷媒やブラインを循環させるような負荷側回路であっても、第１放熱器と第２放熱器を備えることで、同様の効果を奏する。

また、冷媒は例えばプロパンとしたが、これに限るものではない。オゾン層破壊係数が０であるＲ４１０Ａの他、ＨＦＣ系冷媒としては例えばＲ４０７Ｃ、Ｒ４０４Ａ、Ｒ５０７Ａ、Ｒ３２などであってもよい。また、自然冷媒であるプロパン、ブタン、イソブタンなどの炭化水素系冷媒や二酸化炭素を用いてもよい。
特に、二酸化炭素を冷媒として用いると、地球環境を破壊することがないので好ましい。ただし、冷媒が二酸化炭素の場合、図４に示したグラフ上で、冷媒の変化が多少異なり、冷凍サイクルにおける二酸化炭素の状態変化Ａは、全体的に上方にシフトする。そして、第１、第２放熱器内で冷媒は凝縮せずに超臨界状態のままで温度が下がる。二酸化炭素を用いた時の密度の変化は、圧力一定で温度が低下するに従って密度は上昇する。このことから、冷媒として二酸化炭素を使用した場合でも、密度の大きい状態の冷媒を第２放熱器１２で水と熱交換することで、熱交換性能を保持したまま冷媒量の削減及び装置のコンパクト化を図ることができる。この場合には、第１放熱器１１から流出する冷媒状態は液相状態ではないが、熱交換性能が確保でき、且つ適正な冷媒量となるように第２放熱器１２に流入させる冷媒状態、例えば温度と圧力を決めればよい。
ＨＦＣ系冷媒を用いた場合には、炭化水素系冷媒と同様、液相状態の冷媒を第２放熱器１２に流入させることで、冷媒量の削減を図ることができる。
また、冷媒に可燃性を有する炭化水素系冷媒を使用した場合には、冷媒量の削減によって、大幅に安全性を高めることになり信頼性を向上できるヒートポンプ式給湯機が得られる。

以上述べたように、冷媒は、炭化水素系冷媒又は二酸化炭素であることを特徴とすることにより、自然冷媒を用い、さらに充填冷媒量を効果的に削減できるヒートポンプ式給湯機が得られる。

本発明の実施の形態１に係わるヒートポンプ式給湯機を示す回路構成図である。本発明の実施の形態１に係わる第１凝縮器と第２凝縮器の構成を示す説明図である。本発明の実施の形態１に係わる第１凝縮器と第２凝縮器の流路断面を示す説明図である。本発明の実施の形態１に係わるヒートポンプ式給湯機の運転状態における冷媒のエンタルピに対する圧力を示すグラフで、横軸にエンタルピ（ｋＪ／ｋｇ）、縦軸に圧力（ＭＰａ）を示す。本発明の実施の形態１に係わるヒートポンプ式給湯機の運転状態における凝縮器内の冷媒のエンタルピに対する密度を示すグラフで、横軸にエンタルピ（ｋＪ／ｋｇ）、縦軸に密度（ｋｇ／ｍ^３）を示す。本発明の実施の形態１に係わる第１凝縮器と第２凝縮器の他の構成例を示す説明図である。本発明の実施の形態２に係わる第１凝縮器と第２凝縮器を示す斜視図である。本発明の実施の形態２に係わり、図７のＶＩＩＩ−ＶＩＩＩ線断面を示す説明図である。本発明の実施の形態２に係わる第１凝縮器と第２凝縮器の他の構成例を示す説明図である。本発明の実施の形態３に係わるヒートポンプ式給湯機を示す回路構成図である。本発明の実施の形態３に係わるヒートポンプ式給湯機の運転状態における凝縮器内の冷媒のエンタルピに対する密度を示すグラフで、横軸にエンタルピ（ｋＪ／ｋｇ）、縦軸に密度（ｋｇ／ｍ^３）を示す。本発明の実施の形態４に係わるヒートポンプ式給湯機の回路構成図である。本発明の実施の形態４に係わる制御装置の制御工程を示すフローチャートである。本発明の実施の形態４に係わるヒートポンプ式給湯機の他の構成例を示す回路構成図である。本発明の実施の形態４に係わる制御装置の制御工程を示すフローチャートである。本発明の実施の形態４に係わるヒートポンプ式給湯機のさらに他の構成例を示す回路構成図である。

符号の説明

１圧縮機
２膨張弁
３蒸発器
１１第１放熱器
１２第２放熱器
２１貯湯タンク
２２水循環ポンプ
３０気液分離器
４０制御手段
５０、５１、５２、５３温度検出手段
６０圧力検出手段
１００冷凍サイクル
２００給湯回路

Claims

冷媒を圧縮して吐出する圧縮機、冷媒流路と水流路を有し前記圧縮機から吐出された冷媒と給湯回路を循環する水とを熱交換する第１放熱器、冷媒流路と水流路を有し前記第１放熱器から流出した冷媒と前記給湯回路を循環する水とを熱交換する第２放熱器、前記第２放熱器から流出した冷媒を減圧する膨張弁、前記膨張弁にて減圧された冷媒を蒸発する蒸発器、を環状に接続して成る冷凍サイクルと、
前記第１放熱器の出口近傍の冷媒温度Ｔ１を検出する第１温度検出手段と、
前記第２放熱器の入口近傍の冷媒温度Ｔ２を検出する第２温度検出手段と、
前記冷媒温度Ｔ１、Ｔ２を入力して前記冷凍サイクル及び前記給湯回路の運転状態を制御する制御手段と、を備え、
前記第１放熱器の前記冷媒流路の流れ方向に垂直な断面積を合計した総断面積よりも前記第２放熱器の前記冷媒流路の流れ方向に垂直な断面積を合計した総断面積を小さくなるように、また前記第１放熱器の前記水流路の流れ方向に垂直な断面積を合計した総断面積よりも前記第２放熱器の前記水流路の流れ方向に垂直な断面積を合計した総断面積を小さくなるように構成すると共に、
前記制御手段は、前記第１、第２温度検出手段で検出した冷媒温度の温度差Ｔ１−Ｔ２が０より大きい所定値以上となるように、前記第１放熱器及び前記第２放熱器に流入する冷媒又は水の流量を制御することを特徴とするヒートポンプ式給湯機。
冷媒を圧縮して吐出する圧縮機、冷媒流路と水流路を有し前記圧縮機から吐出された冷媒と給湯回路を循環する水とを熱交換する第１放熱器、冷媒流路と水流路を有し前記第１放熱器から流出した冷媒と前記給湯回路を循環する水とを熱交換する第２放熱器、前記第２放熱器から流出した冷媒を減圧する膨張弁、前記膨張弁にて減圧された冷媒を蒸発する蒸発器、を環状に接続して成る冷凍サイクルと、
前記第１放熱器の出口近傍又は前記第２放熱器の入口近傍の冷媒圧力Ｐを検出する圧力検出手段と、
前記冷媒圧力Ｐの検出位置近傍の冷媒温度Ｔを検出する温度検出手段と、
前記冷媒圧力Ｐ及び前記冷媒温度Ｔを入力して前記冷凍サイクル及び前記給湯回路の運転状態を制御する制御手段と、を備え、
前記第１放熱器の前記冷媒流路の流れ方向に垂直な断面積を合計した総断面積よりも前記第２放熱器の前記冷媒流路の流れ方向に垂直な断面積を合計した総断面積を小さくなるように、また前記第１放熱器の前記水流路の流れ方向に垂直な断面積を合計した総断面積よりも前記第２放熱器の前記水流路の流れ方向に垂直な断面積を合計した総断面積を小さくなるように構成すると共に、
前記制御手段は、検出した前記冷媒圧力Ｐ及び前記冷媒温度Ｔから前記第２放熱器に流入する冷媒の冷媒状態を推定し、この推定した冷媒状態が液相状態となるように、前記第１放熱器及び前記第２放熱器に流入する冷媒又は水の流量を制御することを特徴とするヒートポンプ式給湯機。
前記制御手段は、前記圧縮機の回転数若しくは前記膨張弁の開度を制御することで前記第１放熱器及び前記第２放熱器に流入する冷媒の流量を制御する、又は前記給湯回路の水循環量を制御することで前記第１放熱器及び前記第２放熱器に流入する水の流量を制御することを特徴とする請求項１又は２に記載のヒートポンプ式給湯機。
前記第１放熱器の冷媒流路及び水流路のそれぞれを、複数の並列する流路で構成したことを特徴とする請求項１乃至３のいずれか１項に記載のヒートポンプ式給湯機。
前記第２放熱器の冷媒流路及び水流路のそれぞれを、前記第１放熱器よりも少ない複数の並列する流路又は１つの流路で構成したことを特徴とする請求項４に記載のヒートポンプ式給湯機。
前記第１放熱器はプレート式熱交換器であり、前記第２放熱器はプレート式熱交換器又は二重管式熱交換器であることを特徴とする請求項５に記載のヒートポンプ式給湯機。
前記第１放熱器から流出する冷媒を気液分離する気液分離器を備え、前記気液分離器によって分離された液相状態の冷媒を前記第２放熱器に流入させることを特徴とする請求項１乃至６のいずれか１項に記載のヒートポンプ式給湯機。
前記冷媒が炭化水素系冷媒であることを特徴とする請求項１乃至７のいずれか１項に記載のヒートポンプ式給湯機。