JP5081050B2 - ヒートポンプ給湯機 - Google Patents

Description

本発明は、ヒートポンプ給湯機に係わり、特に、着霜期を含む期間におけるヒートポンプの最適運転制御に関するものである。

従来のヒートポンプ給湯機は電気温水器と同様に大容量の貯湯タンクを設け、夜間割引料金の安価な電力を使ってヒートポンプ運転を行ない、夜中のうちに湯を沸かして貯湯タンクに貯湯しておき、貯湯した湯を昼間に使う貯湯式のものが一般的であった。

これに対し、近年、主に給湯使用する昼間にもヒートポンプ運転を行なって加熱した温水を直接給湯することにより、貯湯タンクの大幅な小形化を図った瞬間式ヒートポンプ給湯機が開発されている。この瞬間式ヒートポンプ給湯機の従来例として、例えば、特許文献１に開示されたものがある。

この特許文献１によれば、予め貯湯運転を行なって６０〜１００Ｌの小形貯湯タンクに高温水を貯湯しておき、湯水使用時には、ヒートポンプの加熱温度が適温に到達しない運転当初はヒートポンプの加熱水に貯湯タンクからの高温水を混ぜて適温として給湯し、ヒートポンプ運転による加熱温度が適温に達すると、貯湯タンクからの給湯を止め、ヒートポンプ運転で加熱した適温水を直接給湯して使用するものである。

また、瞬間式ヒートポンプ給湯機の運転制御は、タンク貯湯または台所・洗面所給湯に対応して、圧縮機の回転数を変えて加熱能力を調整し、空気冷媒熱交換器（蒸発器）の除霜は、空気冷媒熱交換器の温度によって着霜量を検知し、多量に着霜してヒートポンプの加熱性能が低下してから除霜用バイパス弁を開放して除霜を行なうもので、いずれも比較的簡易な構成のものであった。
特開２００３−２７９１３３号公報

上記の特許文献１に開示されているように、従来のヒートポンプ給湯機においては、ほぼ給湯用途に対応して圧縮機の回転数を変えて加熱能力を調整していた。しかし、近年ヒートポンプ給湯機が普及するに従い、使用用途が多岐に亘り、給湯温度も複雑化されてきた。例えば、風呂湯張り温度は、従来入浴直前に給湯するため給湯温度は約４２℃一定であったが、湯張り時間を事前に予約設定しておく機能が付き、やや高目の４５℃給湯の必要性が出てくると共に、季節によって３８℃〜４８℃位まで給湯温度を選択できるように機能追加されてきた。

また、タンク貯湯温度についても多様化が進み、給湯使用量の季節変化に対応して、夏期、春・秋の中間期は約６５℃で貯湯し、冬期は７０〜７５℃、冬期低温時は８５〜９０℃で貯湯するなどの工夫がなされている。

ところで、これらの多様化した給湯使用状況に対し、ヒートポンプの運転制御は給湯量確保を重点にそれぞれの給湯温度に対応して加熱能力優先で制御されており、省エネの観点からは必ずしも最適運転制御とはなっていなかった。例えば、風呂湯張り運転を時間予約する場合は湯張り時間が長くなっても加熱効率優先で良いが、シャワーのように大きな給湯量を必要とする場合は効率よりも加熱能力を優先しなければならない。また、冬期においては、連続運転を優先すると長時間給湯時に着霜による加熱能力低下が課題となり、空気冷媒熱交換器温度を検知して除霜運転を入れるようにすると、台所給湯中や洗面中に除霜を開始して給湯が止まってしまうという課題があり、これらの多様化した使用条件に対し、加熱能力、省エネ、除霜制御等を総合的に考慮した最適運転制御手段の必要性が従来求められていた。

本発明の目的は、これらの課題を解決するために、冬期除霜時を含めた期間において、加熱能力の確保、加熱効率の向上、省エネを図り総合的に最適な運転制御を行うヒートポンプ給湯機を提供することにある。

前記課題を解決するために、本発明は主として次のような構成を採用する。
冷媒を圧縮する圧縮機、水と冷媒との熱交換を行なう水冷媒熱交換器、膨張弁、空気と冷媒との熱交換を行なう空気冷媒熱交換器、冷媒配管、を有するヒートポンプ冷媒回路と、前記水冷媒熱交換器で加熱した温水を貯めて置く貯湯タンク、機内循環ポンプ、給湯混合弁、前記水冷媒熱交換器で加熱した温水との熱交換を行う風呂用熱交換器、風呂循環用ポンプ、湯水混合弁、水配管、を有して、前記貯湯タンクに高温水を貯める貯湯回路、前記水冷媒熱交換器で加熱した温水を出湯箇所に直接給湯する直接給湯回路、前記貯湯タンクからの温水を出湯箇所に給湯するタンク給湯回路、前記水冷媒熱交換器で加熱した温水を前記風呂循環用ポンプで風呂に給湯する風呂湯張り回路、前記風呂用熱交換器からの温水を前記風呂循環用ポンプで風呂に給湯する風呂追焚回路、を形成する給湯回路と、出湯箇所リモコンと風呂リモコンの操作設定で、各構成要素を制御して貯湯運転、直接給湯運転、タンク給湯運転、風呂湯張り運転、風呂追焚運転を行う運転制御部と、を備えたヒートポンプ給湯機であって、
前記運転制御部は、ヒートポンプ給湯機の周囲温度と、前記空気冷媒熱交換器の温度と、及びタンクへの貯湯、出湯箇所への給湯、風呂湯張り、所定時間以上の運転での給湯、を含む給湯・貯湯モードと、を判定基準として、加熱効率優先運転、加熱能力優先運転、中間除霜運転、の３種類の運転手段のいずれかを判定する最適運転制御を行い、且つ、給湯・貯湯モード毎に、ヒートポンプ運転時間の学習と推定とを行い、前記中間除霜運転は、前記ヒートポンプ運転時間が所定の推定運転時間以上となることが推定される給湯・貯湯モードが行われる場合に、前記所定の推定運転時間よりも短い所定のヒートポンプ運転時間経過後に行われる除霜運転である構成とする。

また、前記ヒートポンプ給湯機において、前記運転制御部は、前記加熱効率優先運転と判定した場合は加熱効率が最大となるような圧縮機回転数で運転し、前記加熱能力優先運転と判定した場合は加熱能力が最大となるような圧縮機回転数で運転し、前記中間除霜運転と判定した場合は加熱能力が最大となるような圧縮機回転数で運転し且つ推定されるヒートポンプ運転時間の約１／２の時間経過後に除霜運転を行なう構成である。さらに、前記運転制御部は、前記判定基準として、前記周囲温度を約＋７℃以上または約−7℃以下と、約−7℃〜＋７℃の少なくとも２つ以上に区分する構成である。

また、前記ヒートポンプ給湯機において、前記運転制御部は、前記判定基準として、前記空気冷媒熱交換器温度を約０℃以上と約０℃未満の２つに区分する構成である。さらに、前記運転制御部は、前記判定基準として、給湯モード毎にヒートポンプ運転時間を学習し、推定運転時間が約６０分以上の給湯モードの場合、最適運転制御として中間除霜運転と判定する構成である。さらに、前記運転制御部は、ヒートポンプ運転による加熱運転終了後に前記空気冷媒熱交換器の着霜判定を行ない、着霜していると判定した場合は除霜運転を行なってからヒートポンプ運転を停止し、着霜していないと判定した場合は除霜運転を行なわずにヒートポンプ運転を停止する構成である。

本発明によれば、ヒートポンプ給湯機の使用条件を十分に加味した最適運転を判定することが可能となり、冬期除霜時を含めて加熱能力の確保、加熱効率の向上及び省エネを図り総合的に最適な運転手段を選定することができる。

また、最適運転手段の判定基準と、加熱効率優先運転、加熱能力優先運転、中間除霜運転の３種類の運転手段とを、より具体的に詳細規定することにより、一層最適な運転手段の選定を図ると共に製品化を容易にすることができる。

また、運転終了時の着霜を検知し、着霜がある場合のみ除霜運転を行なってから運転停止するので、次回の運転開始時に着霜のない状態で運転開始でき、運転開始時の加熱立ち上がり特性の向上を図ることができるとともに、低外気温度または降雪などの条件下において、運転終了時の着霜が停止期間内に増長することを防止することができる。

本発明の実施形態に係るヒートポンプ給湯機について、図１〜図７を参照しながら以下詳細に説明する。図１は、本発明の実施形態に係るヒートポンプ給湯機の構成要素と接続経路を示す全体構成図である。図１において、本実施形態に係るヒートポンプ給湯機は、全体として、ヒートポンプ冷媒回路３０と、給湯回路４０と、運転制御手段５０と、から構成されている。

ヒートポンプ冷媒回路３０は、第一冷媒回路３０ａ及び第二冷媒回路３０ｂの２サイクル方式で構成され、圧縮機１ａ，１ｂ、水冷媒熱交換器２に配置される冷媒側伝熱管２ａ，２ｂ、膨張弁３ａ，３ｂ、空気冷媒熱交換器４ａ，４ｂを、それぞれ冷媒配管を介して順次接続して構成されており、その中に冷媒が封入されている。

圧縮機１ａ，１ｂは容量制御が可能で、多量の給湯を行なう場合には大きな容量で運転される。ここで、圧縮機１ａ，１ｂはＰＷＭ制御、電圧制御（例えばＰＡＭ制御）及びこれらの組合せ制御により、低速（例えば７００回転／分）から高速（例えば７０００回転／分）まで回転数制御ができるようになっている。水冷媒熱交換器２は冷媒側伝熱管２ａ，２ｂ及び給水側伝熱管２ｃ，２ｄを備えており、冷媒側伝熱管２ａ，２ｂと給水側伝熱管２ｃ，２ｄとの間で熱交換を行なうように構成されている。

膨張弁３ａ，３ｂとしては、一般に開度調整時の応答性が速い電動膨張弁が使用され、水冷媒熱交換器２を経て送られてくる中温高圧冷媒を減圧し、蒸発し易い低圧冷媒として空気冷媒熱交換器４ａ，４ｂへ送る。また、膨張弁３ａ，３ｂは冷媒通路の開度を変えてヒートポンプ冷媒回路内の冷媒循環量を調節する働きや、開度を大きくして中温冷媒を空気冷媒熱交換器４ａ，４ｂに多量に送って霜を溶かす除霜装置の役目も行なう。

空気冷媒熱交換器４ａ，４ｂは、送風ファン５ａ，５ｂの回転により外気を取り入れ、空気と冷媒との熱交換を行ない、外気から熱を吸収する役目を行なう。給湯回路４０は、（１）貯湯、（２）直接給湯、（３）タンク給湯、（４）風呂湯張り、（５）風呂追焚きを行なうための水循環回路を備えて構成されている。

貯湯回路（１）は、タンク沸上げ運転によって貯湯タンク１６に高温水を貯めるための水回路で、貯湯タンク１６、機内循環ポンプ１７、水熱交流量センサ１０、給水側伝熱管２ｃ，２ｄ、給湯混合弁１１、貯湯タンク１６が水配管を介して順次接続され構成されている。

直接給湯回路（２）は、給水金具６、減圧弁７、給水水量センサ８、給水側逆止弁９、水熱交流量センサ１０、給水側伝熱管２ｃ，２ｄ、給湯混合弁１１、湯水混合弁１２、流量調整弁１３、台所出湯金具１４が水配管を介して順次接続され構成されている。なお、給水金具６は水道などの給水源に接続され、台所出湯金具１４は台所蛇口１５などに接続されている。

タンク給湯回路（３）は、給水金具６、減圧弁７、給水水量センサ８、給水側逆止弁９、貯湯タンク１６、給湯混合弁１１、湯水混合弁１２、流量調整弁１３、台所出湯金具１４が水配管を介して順次接続され構成されている。

風呂湯張り回路（４）は、給水金具６、減圧弁７、給水水量センサ８、給水側逆止弁９、水熱交流量センサ１０、給水側伝熱管２ｃ，２ｄ、給湯混合弁１１、湯水混合弁１２、流量調整弁１３、風呂注湯弁１８、フロースイッチ１９、風呂循環ポンプ２０、水位センサ２１、風呂入出湯金具２２、風呂循環アダプター２３、浴槽２４が水配管を介して順次接続され構成されている。また、風呂入出湯金具２２からは浴槽２４と共に風呂蛇口２５やシャワー（図示せず）にも給湯できるよう接続されている。なお、風呂湯張り時には、風呂湯張り回路による直接給湯と共に、貯湯タンク１６内の湯量が最低必要量以下にならない範囲において貯湯タンク１６から浴槽２４へのタンク給湯も行なう。

風呂追焚回路（５）は、浴槽２４、風呂循環アダプター２３、風呂入出湯金具２２、水位センサ２１、風呂循環ポンプ２０、フロースイッチ１９、風呂用熱交換器２７の風呂水伝熱管２７ｂ、風呂出湯金具２６、風呂循環アダプター２３、浴槽２４が水配管を介して順次接続され構成されている。なお、風呂追焚き時には、風呂追焚回路（５）による浴槽水の水循環と共に、ヒートポンプ運転及び機内循環ポンプ１７を運転し、かつ温水開閉弁２８を開放して水冷媒熱交換器２で加熱された温水を風呂用熱交換器２７に設けられた温水伝熱管２７ａに循環させ、温水伝熱管２７ａと風呂水伝熱管２７ｂとの間で熱交換し、風呂追焚きを行なうものである。

次に、運転制御手段５０は、台所リモコン５１（台所に限らず洗面所などの出湯箇所リモコン）及び風呂リモコン５２の操作設定により、ヒートポンプ冷媒回路３０の運転・停止並びに圧縮機１ａ，１ｂの回転数制御を行なうと共に、膨張弁３ａ，３ｂの冷媒開度調整、機内循環ポンプ１７、風呂循環ポンプ２０の運転・停止及び給湯混合弁１１、湯水混合弁１２、流量調整弁１３、風呂注湯弁１８、温水開閉弁２８を制御することにより、貯湯運転、直接給湯運転、タンク給湯運転、風呂湯張り運転、風呂追焚運転を行なうものである。

また、運転制御手段５０は、圧縮機１ａ，１ｂの回転数を制御し、運転開始時は徐々に回転数を増して行き、加熱立上げ時間を早めるため所定の高速回転数で運転するが、台所・洗面給湯（約４２℃）のような通常負荷の場合、運転安定後は中速運転に戻すと共に、熱負荷の大きい貯湯運転（約６５〜９０℃）時は比較的高速運転とするよう制御する。

さらに、ヒートポンプ給湯機には、貯湯タンク１６の貯湯温度や貯湯量を検知するためのタンクサーミスタ１６ａ〜１６ｅ、周囲温度を検知する周囲温度サーミスタ（図示せず）、空気冷媒熱交換器の温度を検知する空気熱交サーミスタ及び各部の温度を検知するサーミスタ（図示せず）や圧縮機１ａ，１ｂの吐出圧力を検知する圧力センサ（図示せず）、浴槽２４内の水位を検知する水位センサ２１等が設けられ、各検出信号は運転制御手段５０に入力されるように構成されている。運転制御手段５０はこれらの信号に基づいて各機器を制御するものである。

なお、給湯混合弁１１は、給湯運転開始当初においては水冷媒熱交換器２側と湯水混合弁１２側間、及び貯湯タンク１６側と湯水混合弁１２側間が共に開となって、水冷媒熱交換器２及び貯湯タンク１６の両方から給湯し、ヒートポンプによる水冷媒熱交換器２での加熱温度が給湯温度（約４２℃）に達すると、貯湯タンク１６側と湯水混合弁１２側間を閉じて、水冷媒熱交換器２からのみ給湯する。

また、温水開閉弁２８は、水冷媒熱交換器２と風呂用熱交換器２７の間に設けられ、風呂追焚き時は開いて風呂追い焚き運転を行い、それ以外の時は水回路を閉じて水冷媒熱交換器２から風呂用熱交換器２７への熱の漏洩を防ぐためのものである。また、給水側逆止弁９は、一方向にのみに水を流し、逆流を防止するものである。

次に、本実施形態に係るヒートポンプ給湯機の運転動作について、図１のヒートポンプ冷媒回路３０及び給湯回路４０を参照しながら、図２の給湯運転フローチャートに基づいて説明する。図２は本発明の実施形態に係るヒートポンプ給湯機における、台所蛇口を開けて湯水を使用した場合の給湯運転の流れを示すフローチャートである。

台所蛇口１５を開けて湯水使用が始まる（ステップ６１）と、給水水量センサ８の検知で、運転制御手段５０は圧縮機１ａ，１ｂを運転させヒートポンプの冷媒回路３０の運転を開始するとともに、給水金具６、減圧弁７、給水水量センサ８、給水側逆止弁９、水熱交流量センサ１０、給水側伝熱管２ｃ、２ｄ、給湯混合弁１１、湯水混合弁１２、流量調整弁１３、台所出湯金具１４、台所蛇口１５の直接給湯回路により直接給湯運転を開始する（ステップ６２）。同時に、給水金具６、減圧弁７、給水水量センサ８、給水側逆止弁９、貯湯タンク１６、給湯混合弁１１、湯水混合弁１２、流量調整弁１３、台所出湯金具１４、台所蛇口１５のタンク給湯回路によりタンク給湯運転を開始する（ステップ６３）。

ここで、ヒートポンプ冷媒回路３０は、圧縮機１ａ，１ｂで圧縮された高温高圧冷媒を水冷媒熱交換器２の冷媒側伝熱管２ａ，２ｂへ送り込み、給水側伝熱管２ｃ，２ｄ内を流れる水を加熱して給湯混合弁１１側へ循環させるが、運転直後の立上がり時は水冷媒熱交換器２へ送り込まれてくる冷媒が十分に高温高圧となりきらず温度が低く、かつ水冷媒熱交換器２全体が冷えているため、水を加熱する加熱能力が十分ではないため、貯湯タンク１６からの高温水を供給するタンク給湯（ステップ６３）が必要となる。時間の経過と共に冷媒は高温高圧となり、それに従って、発生する冷媒からの放熱量が増加し、水への加熱能力が増してゆく。

ヒートポンプ運転の加熱能力が適温状態に達するまでには数分かかるため、運転制御手段５０は、運転開始から適温状態に達するまでの間は、圧縮機１ａ，１ｂの回転数を定常時より高速にすると共に、貯湯タンク１６から高温水を供給するタンク給湯運転（ステップ６３）を並行して行い、台所蛇口１５からは適温水を給湯する。また、ヒートポンプ運転による加熱温度判定（ステップ６４）を行い、規定未満であれば直接給湯とタンク給湯の並行運転を継続し、規定以上に達すればタンク給湯を停止（ステップ６５）して、直接給湯の単独運転による給湯を継続する（ステップ６６）。

なお、運転制御手段５０は、給湯混合弁１１後の混合湯温が適温よりかなり低い場合はタンク給湯量を増やし、適温にほぼ近くなるに従ってタンク給湯量を減らすように給湯混合弁１１を作動させ、流量比率を調整して適温とする。更に、給湯混合弁１１通過後の混合湯温が適温より高い場合には湯水混合弁１２からの給水量を調整することによっても使用端末への給湯温度の調整を行なうことができる。

従って、貯湯タンク１６の役割は、ヒートポンプ運転の加熱能力が、給湯温度に十分な温度に達するまでの立上がり時の補助的なものであり、ヒートポンプ冷媒回路３０の能力、特に圧縮機１ａ，１ｂの出力が大きいほど、立上げ時間を短くでき、貯湯タンク１６の容量を小さくできる。また、台所給湯と同時に風呂湯張りを行なう等のように複数箇所の同時使用に直接給湯のみで対応するには、圧縮機１ａ，１ｂの容量は、従来の貯湯式で一般に用いられている５ｋＷ程度に対し２０ｋＷ程度まで大きくすることが望ましいが、新規圧縮機の開発が必要であるばかりでなく、ヒートポンプ冷媒回路３０の各部品は新規検討が必要となり、極めて困難である。

そこで本発明の実施形態においては、従来圧縮機の２倍程度の圧縮機を２個使用した２サイクルヒートポンプ方式３０ａ，３０ｂとし、従来技術の活用と、実績による信頼性を確保したものであり、圧縮機の容量が十分であれば、１サイクルヒートポンプ方式においても本発明の適用・効果は変わらない。

次に、運転立ち上がり時が過ぎて直接給湯の単独運転になると（ステップ６６）、周囲温度（外気温度）、空気冷媒熱交換器４ａ，４ｂの温度、及び給湯モード（図２では台所給湯）を判定項目とした（ステップ６７）判定基準に基づき最適運転手段の判定を行なう（ステップ６８）。

最適運転手段の判定（ステップ６８）により、手段Ａと判定された場合は加熱効率優先運転（ステップ６９）、手段Ｂと判定された場合は加熱能力優先運転（ステップ７０）、手段Ｃと判定された場合は中間除霜運転（後述するが、給湯運転の途中で除霜運転を行うこと）として直接給湯運転（ステップ７１）を継続する。

その後、湯水使用が終了する（ステップ７２）と、直接給湯を停止する（ステップ７３）とともに、空気冷媒熱交換器４ａ，４ｂの着霜判定を行ない（ステップ７４）、着霜していると判定した場合（例えば周囲温度が０℃以下の場合は着霜と判定する）は除霜運転を行なってから（ステップ７５）、ヒートポンプ運転を停止し（ステップ７６）、着霜していないと判定した場合は除霜運転を行なわずにヒートポンプ運転を停止する（ステップ７６）。

次に、図３と図４を参照しながら、本実施形態に係るヒートポンプ給湯機の最適運転制御手段の判定基準および最適運転手段Ａ，Ｂ，Ｃの内容について説明する。図３は一般的なヒートポンプ給湯機における加熱能力と加熱効率の関係を示す表である。図４は本実施形態に係るヒートポンプ給湯機における最適運転手段を決定する判定条件と判定基準を示す表である。

図３は、ヒートポンプ運転時の加熱能力と加熱効率の関係を示すもので、線図Ａは台所給湯（約４２℃）の場合、線図Ｂはタンク貯湯（タンクへの給湯であり前述の貯湯回路（１）のこと）（約６５℃）の場合を示し、一定の給湯温度においては、加熱能力を上げるほど加熱効率が低下することを示す。これは、加熱能力を増すためには圧縮機の回転数を上げて高速回転にするため、圧縮機の機械ロスが増えることによるもので、自動車において通常速度に対し高速走行時はガソリンの燃費効率が低下することと同様である。

図３の線図Ａは、一定の条件、例えば周囲温度１６℃、給水温度１７℃において、一定の流量（例えば５Ｌ／分）以上で、台所給湯温度（約４２℃）まで加熱するためには最低の加熱能力Ａｍｉｎが必要である。次に、加熱能力Ａｍｉｎから加熱能力を増していくと、次第に加熱効率が低下し加熱能力最大点Ａｍａｘに達する。線図Ｂは線図Ａと同一条件において、タンク貯湯運転（前述の貯湯回路（１）の運転）を行なう場合で、タンク貯湯温度（約６５℃）まで加熱するためには最低の加熱能力Ｂｍｉｎが必要であり、加熱能力Ｂｍｉｎから加熱能力を増していくと、次第に加熱効率が低下し加熱能力最大点Ｂｍａｘに達する。なお、加熱能力最大点Ａｍａｘ、Ｂｍａｘは、ヒートポンプの加熱能力、及び給湯温度、給湯流量等によっても異なる。

線図Ａと線図Ｂから解かる様に、同一条件においては給湯温度が高いほど大きな加熱能力を必要とするため、加熱能力を上げた場合と同様に給湯温度が高いと加熱効率は低下する。

次に、図４に最適運転手段判定基準の一例を示す。運転条件としては、周囲温度（外気温度）、空気冷媒熱交換器温度、及び給湯モードの３項目を設ける。周囲温度は温度が高い又は絶対湿度が低いためほとんど着霜しない＋７℃以上または−７℃以下と、着霜し易い−７℃〜＋７℃に分け、空気冷媒熱交換器温度は０℃以上と０℃未満に分ける（熱交換器温度が０℃以上であれば霜は付き難い）。一方、給湯モードはタンク貯湯、台所・洗面給湯、風呂湯張り、シャワー、及び各モード共通で６０分以上の給湯モードに区分する。区分けした給湯モード毎に、周囲温度及び空気冷媒熱交換器温度の区分に対応して、最適運転手段を規定しておき、これらの条件を当てはめることで、最適運転手段として、Ａ（加熱効率優先運転）、Ｂ（加熱能力優先運転）、Ｃ（中間除霜運転）を判定する。

なお、周囲温度について着霜しない温度領域と着霜し易い温度領域の２段階に分けているが、これに限らず、着霜し易い領域−７℃〜＋７℃をさらに２段階に分けて，例えば、最も着霜し易い−２℃〜＋３℃と、この領域を外れた−７℃〜＋７℃範囲内の温度領域とに分けて、トータルで３つの領域に区分けしてよく、−２℃〜＋３℃の場合には、膨張弁の開度をさらに開けて除霜を行うように制御しても良い。

図４に示す例示において、タンク貯湯運転を１５０Ｌで区分したのは、冬期高温沸き上げ（約８０℃〜９０℃）時に６０分前後の区別を推定したものであり、ヒートポンプの加熱能力等により区分容量は異なってくる。また、湯張り、シャワーを加熱能力優先Ｂとしたのは、入浴までの待ち時間を短くすること、及びシャワー時の給湯量不足を避けるためであるが、予約時間による自動湯張りや、特に強い水勢を必要としないシャワーを推定する場合は運転効率優先Ａと判定しても良い。

ここで、最適運転手段のＡは主に加熱効率を優先した運転制御を行なうもので、図３におけるＡｍｉｎやＢｍｉｎを目標とした加熱効率最大運転を行なう。最適運転手段のＢは主に加熱能力を優先した運転制御を行なうもので、図３におけるＡｍａｘやＢｍａｘを目標とした加熱能力最大運転を行なう。また、最適運転手段のＣは中間除霜運転（給湯運転の途中での除霜運転）を行なうものであるが、これは、冬期低温時における着霜による加熱効率低下を考慮した着霜期最適運転手段であり、図５〜図７を用いて以下説明する。

図５は一般的なヒートポンプ給湯機における冬期連続運転した場合の加熱能力の時間的変化を表す表である。図５の線Ａは冬期低温時（周囲温度約−７℃〜＋７℃）において、連続運転した場合の運転時間と加熱能力の変化を示す。運転時間の経過と共に空気冷媒熱交換器４ａ，４ｂの表面に着霜して約３０分経過頃から空気冷媒熱交換器の熱交換性能が低下し加熱能力が低下する。運転初期の加熱能力を１００％とした場合、約１時間経過後には５０％以下に低下してしまうこともあり、除霜運転が必要となる。

給湯運転の途中に除霜運転を行なえば再び初期の加熱能力に回復するが、除霜運転は給湯を停止するので、給湯量ゼロの状態で消費電力を必要とし、加熱効率の低下につながるため、３０分以上の連続給湯運転する場合は、途中に除霜運転を行なうか、除霜運転を行なわずに加熱能力が低下したまま給湯運転を続けるかを判断するのは、使用条件や給湯運転時間など複雑に絡んだ難しい課題である。

本実施形態は、この課題に対し最適な運転制御方法として、図４に示す最適運転制御判定基準によって、１５０Ｌ以上のタンク貯湯時、及び使用条件や学習制御により推定給湯時間が１時間以上と判断した場合は中間除霜運転Ｃを選択し、推定給湯時間の約１／２時間給湯運転経過時に除霜運転を行なうものである。ここで、推定運転時間が６０分以上の給湯モードというのは、例えば、或る給湯モードで午後６時になると決まって６０分以上給湯するという状況を毎日の経験で学習すると、当日の午後６時になって当該或る給湯モードが開始されると、学習効果で６０分以上の給湯モードであると推定される。

図６は本実施形態に係るヒートポンプ給湯機において冬期で推定給湯時間が長い場合の連続運転と中間除霜運転とでの加熱量の比較を示す説明図である。図６では、推定給湯時間が約７０分の場合の加熱能力変化を示すもので、連続給湯運転を行った場合は線Ａ１のようになり、線Ａ1の下側面積が７０分間の合計加熱量となる。

本実施形態においては、推定給湯時間が６０分以上なので中間除霜運転と判定し、線Ｂ1と線Ｂ２の破線で示すように約１／２経過時の３０分過ぎに除霜運転を行ない、線Ｂ1及び線Ｂ２の下側面積が７０分間の合計加熱量となる。ここで、７０分間の合計加熱量を比較した場合、図６からも明らかなように、連続給湯運転時の着霜による加熱量低下分Ｅ（Ｂ２の破線からＡ１の実線部分を減算した分）よりも、除霜運転による加熱量低下分Ｄ（３０分経過後の除霜運転で加熱量が無くなった分）の方が少ないため、中間除霜運転（Ｂ１とＢ２）の方が連続運転（Ａ１）よりも加熱量が多くなり、運転の全体として加熱効率が良いことになる。

図７は本実施形態に係るヒートポンプ給湯機において冬期で推定給湯時間が短い場合の連続運転と中間除霜運転とでの加熱量の比較を示す説明図である。図７では、推定給湯時間が６０分未満の例として５０分の場合について説明する。連続給湯運転を行った場合は線Ａ２のように、時間が短い分加熱能力低下分Ｅが少なくなり、中間に除霜運転を行なった場合の除霜による加熱量低下分Ｄよりも少なくなる。従って、線Ａ２の下側面積で表わされる連続運転による合計加熱量は、線Ｃ１，Ｃ２の下側面積で表わされる中間除霜運転による合計加熱量よりも多く、連続運転の方が中間除霜運転よりも加熱効率が良いことになる。

以上説明したように、本発明の実施形態の特徴は、周囲温度、空気冷媒熱交換器温度、給湯モードを判定基準として最適運転手段を判定し、前記判定に基づき加熱効率優先運転、加熱能力優先運転、中間除霜運転のうち最適な運転手段を選択して総合的に最適な運転制御を行ない、必要とする加熱能力の確保、加熱効率の向上及び省エネを図るものである。その特徴の具体的な構成は、圧縮機、水と冷媒との熱交換を行なう水冷媒熱交換器、膨張弁、空気と冷媒との熱交換を行なう空気冷媒熱交換器を、冷媒配管を介して順次接続したヒートポンプ冷媒回路と、前記水冷媒熱交換器、給湯混合弁、水冷媒熱交換器で加熱した温水を貯めておくための貯湯タンク、機内循環ポンプ、及びこれらの部品間を接続する水配管からなる貯湯回路と、給水金具、前記貯湯タンク、給湯混合弁、湯水混合弁、流量調整弁、出湯金具、及びこれらの部品間を接続する水配管からなるタンク給湯回路と、前記圧縮機、膨張弁、給湯混合弁、機内循環ポンプ、湯水混合弁、流量調整弁、等の動作を制御する運転制御手段と、を備え、前記運転制御手段は、周囲温度または空気冷媒熱交換器温度、及び給湯モードに準拠した最適運転手段の判定基準により最適運転手段を判定し、前記最適運転手段として、少なくとも加熱効率優先運転、加熱能力優先運転、及び中間除霜運転の３種類の運転手段を設けた最適運転制御手段を有するものである。

このように、本実施形態の運転制御手段は、推定給湯時間により、給湯時間が長くて中間除霜運転の方が効率の良い場合は中間除霜運転を行ない、給湯時間が短く連続運転した方が効率の良い場合は連続運転を行なうもので、着霜期における最適運転を行なうことができることが具体的特徴の１つである。そして、本実施形態の運転制御手段は、周囲温度（外気温度）、空気冷媒熱交換器温度、及び給湯モードに準拠した最適運転手段の判定基準により、加熱効率優先運転、加熱能力優先運転、及び中間除霜運転を判定して最適運転手段を選択するものであり、本実施形態では直接給湯運転を行なう瞬間式ヒートポンプ給湯機に適用した場合について説明したが、貯湯式ヒートポンプ給湯機においても、貯湯タンクの容量が大きく学習制御により日々貯湯量を変えて使用する場合等には本実施形態を適用することにより瞬間式同様の効果を得ることができる。

本発明の実施形態に係るヒートポンプ給湯機の構成要素と接続経路を示す全体構成図である。 本発明の実施形態に係るヒートポンプ給湯機における、台所蛇口を開けて湯水を使用した場合の給湯運転の流れを示すフローチャートである。 一般的なヒートポンプ給湯機における加熱能力と加熱効率の関係を示す表である。 本実施形態に係るヒートポンプ給湯機における最適運転手段を決定する判定条件と判定基準を示す表である。 一般的なヒートポンプ給湯機における冬期連続運転した場合の加熱能力の時間的変化を表す表である。 本実施形態に係るヒートポンプ給湯機において冬期で推定給湯時間が長い（例、７０分）場合の連続運転と中間除霜運転の加熱量の比較を示す説明図である。 本実施形態に係るヒートポンプ給湯機において冬期で推定給湯時間が短い（例、５０分）場合の連続運転と中間除霜運転の加熱量の比較を示す説明図である。

符号の説明

１ａ，１ｂ 圧縮機
２ 水冷媒熱交換器
３a，３ｂ 膨張弁
４ａ，４ｂ 空気冷媒熱交換器
６ 給水金具
７ 減圧弁
８ 給水水量センサ
１１ 給湯混合弁
１２ 湯水混合弁
１３ 流量調整弁
１４ 台所出湯金具
１５ 台所蛇口
１６ 貯湯タンク
１７ 機内循環ポンプ
１８ 風呂注湯弁
２０ 風呂循環ポンプ
２４ 浴槽
２５ 風呂蛇口
２７ 風呂用熱交換器
２８ 温水開閉弁
３０ ヒートポンプ冷媒回路
４０ 給湯回路
５０ 運転制御手段

Claims (7)

1. 冷媒を圧縮する圧縮機、水と冷媒との熱交換を行なう水冷媒熱交換器、膨張弁、空気と冷媒との熱交換を行なう空気冷媒熱交換器、冷媒配管、を有するヒートポンプ冷媒回路と、
   前記水冷媒熱交換器で加熱した温水を貯めて置く貯湯タンク、機内循環ポンプ、給湯混合弁、前記水冷媒熱交換器で加熱した温水との熱交換を行う風呂用熱交換器、風呂循環用ポンプ、湯水混合弁、水配管、を有して、前記貯湯タンクに高温水を貯める貯湯回路、前記水冷媒熱交換器で加熱した温水を出湯箇所に直接給湯する直接給湯回路、前記貯湯タンクからの温水を出湯箇所に給湯するタンク給湯回路、前記水冷媒熱交換器で加熱した温水を前記風呂循環用ポンプで風呂に給湯する風呂湯張り回路、前記風呂用熱交換器からの温水を前記風呂循環用ポンプで風呂に給湯する風呂追焚回路、を形成する給湯回路と、
   出湯箇所リモコンと風呂リモコンの操作設定で、各構成要素を制御して貯湯運転、直接給湯運転、タンク給湯運転、風呂湯張り運転、風呂追焚運転を行う運転制御部と、を備えたヒートポンプ給湯機であって、
   前記運転制御部は、ヒートポンプ給湯機の周囲温度と、前記空気冷媒熱交換器の温度と、及びタンクへの貯湯、出湯箇所への給湯、風呂湯張り、所定時間以上の運転での給湯、を含む給湯・貯湯モードと、を判定基準として、加熱効率優先運転、加熱能力優先運転、中間除霜運転、の３種類の運転手段のいずれかを判定する最適運転制御を行い、且つ、給湯・貯湯モード毎に、ヒートポンプ運転時間の学習と推定とを行い、
   前記中間除霜運転は、前記ヒートポンプ運転時間が所定の推定運転時間以上となることが推定される給湯・貯湯モードが行われる場合に、前記所定の推定運転時間よりも短い所定のヒートポンプ運転時間経過後に行われる除霜運転である
   ことを特徴とするヒートポンプ給湯機。
2. 請求項１において、
   前記運転制御部は、前記加熱効率優先運転と判定した場合は加熱効率が最大となるような圧縮機回転数で運転し、前記加熱能力優先運転と判定した場合は加熱能力が最大となるような圧縮機回転数で運転し、前記中間除霜運転と判定した場合は加熱能力が最大となるような圧縮機回転数で運転し且つ推定されるヒートポンプ運転時間の約１／２の時間経過後に除霜運転を行なう
   ことを特徴とするヒートポンプ給湯機。
3. 請求項１または２において、
   前記運転制御部は、前記判定基準として、前記周囲温度を約＋７℃以上または約−７℃以下と、約−７℃〜＋７℃の少なくとも２つ以上に区分する
   ことを特徴とするヒートポンプ給湯機。
4. 請求項１または２において、
   前記運転制御部は、前記判定基準として、前記空気冷媒熱交換器温度を約０℃以上と約０℃未満の２つに区分する
   ことを特徴とするヒートポンプ給湯機。
5. 請求項１または２において、
   前記運転制御部は、前記判定基準として、給湯モード毎にヒートポンプ運転時間を学習し、推定運転時間が約６０分以上の給湯モードの場合、最適運転制御として中間除霜運転と判定する
   ことを特徴とするヒートポンプ給湯機。
6. 請求項１ないし５のいずれか１つの請求項において、
   前記運転制御部は、ヒートポンプ運転による加熱運転終了後に前記空気冷媒熱交換器の着霜判定を行ない、
   着霜していると判定した場合は除霜運転を行なってからヒートポンプ運転を停止し、着霜していないと判定した場合は除霜運転を行なわずにヒートポンプ運転を停止する
   ことを特徴とするヒートポンプ給湯機。
7. 請求項１ないし６のいずれか１つの請求項において、
   前記ヒートポンプ冷媒回路は、前記圧縮機、前記水冷媒熱交換器、前記膨張弁、前記空気冷媒熱交換器、前記冷媒配管をそれぞれ２個使用する２サイクルヒートポンプ冷媒回路であることを特徴とするヒートポンプ給湯機。

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