JPS62233623A - ヒ−トポンプ給湯装置 - Google Patents

Abstract

(57)【要約】本公報は電子出願前の出願データであるた
め要約のデータは記録されません。

Description

【発明の詳細な説明】 く技術分野〉 本発明はヒートポンプサイクルを利用した給湯装置に関
し、特に−元・二元切替式ヒートポンプサイクルを用い
て高温の沸上げ温度を可能にしさらに熱交換機能を１台
の熱交換器にまとめることによって小型化および低コス
ト化を達成したものである。

〈従来技術〉 従来、ヒートポンプサイクルを用いた給湯装置としては
、例えば第４図に示すように、圧縮機１、給湯用熱交換
器２、膨張弁３及び蒸発器４を冷媒配管５で連結してな
るヒートポンプサイクルと蓄熱槽６、循環ポンプ７及び
上記給湯用熱交換器２を水循環配管８で連結して成る蓄
熱循環回路とで構成されている。−元ヒートポンプサイ
クル回路には冬期の低気温下でも十分に集熱できるよう
低沸点の冷媒が封入されている。

以下、この装置の動作を説明すると、圧縮機１において
低温低圧の冷媒蒸気が圧縮されて高温高圧になり、給湯
用熱交換器２において水に熱を伝達する。この熱交換に
よって冷媒は凝縮・液化し、次の膨張弁３で減圧され、
低温低圧の気液混合状態になった後蒸発器４で集熱して
低温低圧の蒸気となり、再度圧縮機ｌで圧縮されるサイ
クルを繰返す。

このような給湯装置で高温の熱出力を得ようとした場合
、冷媒の物理的性質により以下のような問題が生ずる。

冷媒さして商品名Ｒ−１２．Ｒ−２２等の材料を用いて
高温の熱出力を得ようとすると、高温のために冷媒圧力
は圧縮機等の許容圧力を越えサイクルの運転は不可能に
なる。従って、蓄熱槽の最高沸上げ温度はＲ−１２を用
いた時で６０〜７０　（℃）　、　Ｒ−２２を用いた時
で５０〜６０　（℃）程度に制限されることになる。一
方、冷媒として商品名Ｒ，−１１，Ｒ−１１３，Ｒ−１
１４等の高沸点冷媒を用いると、高温時においても冷媒
圧力は圧縮機等の許容圧力を越えないため高温の熱出力
は得られるが、反面低温時においては冷媒蒸気の比体積
がＲ−１２゜Ｒ−２２等の低沸点冷媒と比べて大きいた
め、同一能力を得るために：は圧縮機容量、冷媒配管径
を太きくしなければならないという欠点があった。とこ
ろで低温の熱源から高温の熱出力を得る方法として第５
図に示す二元冷凍サイクルを応用した二元ヒートポンプ
給湯装置が考えられる。第５図について説明すると低温
側圧縮機１１、冷媒−冷媒熱交換器１２、低温側膨張弁
１３及び蒸発器１４を低温側冷媒配管１５で連結してな
る低温側ヒートポンプサイクルと、高温側圧縮機１６、
給湯用熱交換器１７、高温側膨張弁１８及び上記冷媒−
冷媒熱交換器１２を高温側冷媒配管１９で連結してなる
高温側ヒートポンプサイクルと、蓄熱槽６、循環ポンプ
７及び上記給湯用熱交換器１７を水循、。

環配管８で連結してなる蓄熱循環回路とから構成されて
いる。この動作を説明すると、低温側ヒートポンプサイ
クルでは低沸点冷媒Ａが封入されている。冷媒Ａは蒸発
器１４で集熱蒸発した後、低温側圧縮機１１で圧縮され
て高温高圧となり、冷媒−冷媒熱交換器１２で高温側ヒ
ートポンプサイクルを循環する高沸点冷媒Ｂに熱を伝達
する。次に凝縮した冷媒は低温側膨張弁！３で減圧され
低温低圧の気液混合状態になり蒸発器１４に流入するサ
イクルを繰り返している。高温側ヒートポンプサイクル
では冷媒−冷媒熱交換器１２で受熱蒸発した高沸点冷媒
Ｂは高温側圧縮機！６で圧縮されて高温高圧の蒸気とな
り、給湯用熱交換器７で蓄熱循環回路を循環する水に熱
を伝達した後、凝縮液化する。更に高温用膨張弁８で減
圧されて低温低圧の気液混合状態になり、再び冷媒−冷
媒熱交換器１２に流入するサイクルを繰り返す。このよ
うに、低温側ヒートポンプサイクルである程度昇温し、
さらに高温側ヒートポンプサイクルでより高温にまで昇
温を行なうので、低温側ヒートポンプサイクルでは高温
使用できない低沸点冷媒例えばＲ−１２，Ｒ−２２等を
使用し、高温側ヒートポンプサイクルでは高沸点冷媒例
えばＲ１１，Ｒ−１１３、Ｒ−１１４等を使用すると＆
により高温の熱出力を得ることが可能になる。

一方、二元ヒートポンプサイクルを用いて低温の熱出力
を得ようとした場合、前述したように高温用冷媒は低温
での比体積が大き′いので高温側サイクルの圧縮機容量
、冷媒配管径等を大きくしなければならないという問題
点があった。

〈発明の目的〉 本発明は、上述の問題点に鑑み、給湯側熱交換器の水出
口温度がある設定温度以下の場合は一元ヒートポンプサ
イクルによシ熱出力を取り出し、設定温度以との場合は
二元ヒートポンプサイクルによシ熱出力を取シ出すこと
で蓄熱槽水温を効率よく低温から高温に沸き上げること
ができ、さらには−元ヒートポンプサイクル用の給湯用
熱交換器と二元ヒートポンプサイクル用の給湯用熱交換
器および冷媒−冷媒熱交換器の３つを熱スイッチ部の利
用だより１台の熱交換器で兼用すると七により、低コス
トで省スペース化を達成した高温ヒートポンプ給湯装置
を提供することを目的とするものである。

〈実施例〉 第１図は本発明の１実施例を示すヒートポンプ給湯装置
の模式構成図である。本実施例のヒートポンプ給湯装置
の要部は、低温側圧縮機２１．熱交換器２２．低温側膨
張弁２３．蒸発器２４を低温側配管２５で連結して成る
低温側冷媒回路と、高温側圧縮機２６．前記熱交換器２
２．高温側膨張弁２７を高温側配管２８で連結して成る
高温側冷媒回路と、蓄熱槽２９．循環ポンプ３０および
上記熱交換器２２を水循環配管３】で連結して成る蓄熱
循環回路とから構成され、低温側冷媒回路にはＲ−１２
，Ｒ−２２等の低沸点冷媒Ａが、また高温側冷媒回路に
はＲ−７１，Ｒ−１１３，Ｒ−１１４等の高沸点冷媒Ｂ
が封入されており、さらに蓄熱循環回路には水が満たさ
れている。高温側圧縮機２６の駆動制御は熱交換器２２
の水吐出温度を検出する温度センサ３２及び温度センサ
３２の出力信号に応答する制御装置３３によって制御さ
れている。

第２図に熱交換器２２の１実施例の斜視図を、第３図に
その断面図を示す０上方から高温側冷媒凝縮流路３４．
水流路３５．熱スイッチ部３６．低温側冷媒凝縮流路３
７．高温側冷媒蒸発流路３８が順次配列され、各流路は
低温用ロウ等の接合剤３９によって熱的に接合されてい
る。熱スイッチ部３６にはフロン等の熱媒体４０が封入
されており、低温側凝縮流路３７から水流路３５への伝
熱を行なうが、水流路３５から低温側凝縮流路３７へ伝
熱しない構造となっている。

以下、上記給湯装置の動作について説明する０熱交換器
２２の水吐出温度が設定値以下の場合、−元ヒートポン
プサイクルとして低温側圧縮機２］。

循環ポンプ３０が運転される。この場合の冷媒Ａおよび
水の流れを破線の矢印で示すＯ冷媒Ｂは高温側圧縮機２
６が停止しているため流れない０冷媒Ａは蒸発器２４で
集熱蒸発した後、低温側圧縮機２１で圧縮されて高温高
圧の蒸気になった後、熱交換器２２内の低温側冷媒凝縮
流路３７で熱スイッチ部３６を介して水流路３５を流れ
る水に熱を与えて凝縮液化する。さらに冷媒Ａは低温側
膨張弁２３で減圧されて低温低圧の気液混合状態になり
、蒸発器２４に流入するサイクルを繰返す。

水温は上記動作を繰返すことにより上昇してくるが、こ
の温度を水循環配管３１の熱交換器２２の出口部分に設
けた温度センサ３２が検出し、検出信号を制御装置３３
に入力する。この検出温度が予め定めておいた設定温度
を越えると、制御装置３３の出力信号により高温側圧縮
機２６を運転状態として二元ヒートポンプサイクルとし
ての動作が開始される。この場合の冷媒Ａ、冷媒Ｂおよ
び水の流れを図中に実線の矢印で示す。冷媒Ａの流れは
一元ヒートポンプサイクルのときと同じであり、蒸発器
２４で集熱した熱を熱交換器２２内の低温側冷媒凝縮流
路３７で高温側冷媒蒸発流路３８を流れる冷媒Ｂに与え
るサイクルを繰返す。冷媒Ｂは熱交換器２２内の高温側
冷媒蒸発流路３８で冷媒Ａから受熱蒸発した後、高温側
圧縮機２６で高温高圧の蒸気となシ、熱交換器２２内の
高温側冷媒凝縮流路３４に流入し、水流路３５を流れる
水に熱を与えて凝縮液化する。そして、高温側膨張弁２
７で減圧されて低温低圧の気液混合状態となり、再度熱
交換器２２内の高温側冷媒凝縮流路３４に流入するサイ
クルを繰返す。以との動作で蓄熱循環回路を流れる水は
受熱、昇温することとなる。

本実施例に用いられる熱交換器２２は４つり流路を一体
化した構成であるが、従来から給湯用ヒートポンプシス
テムに使用されている二重管構造等の熱交換器を用いて
上記実施例のような一元・二元切替式の高温ヒートポン
プ給湯装置を実現しようとすると第６図あるいは第７図
の構成が考えられるが、第６図の構成は一元用及び二元
用の２台の給湯用熱交換器２２ａ、２２ｂを冷媒切替弁
４１゜三方切替弁４２で切替えて使用する方式であり、
冷媒−冷媒熱交換器２２ｃで冷媒Ａから冷媒Ｂへの熱交
換が行われる。−元サイクル運転のときは、冷媒Ａおよ
び水は給湯用熱交換器２２ａに流入し水へ熱を伝え、二
元サイクル運転のときは冷媒−冷媒熱交換器２２ｃ、給
湯用熱交換器２２ｂを介して熱を伝える。第６図の装置
の場合、熱交換器が２台追加されることとなり、コスト
及びスペースの面で好ましくない。

第７図の構成は一元用給湯熱交換器２２ａと二元用給湯
用熱交換器２２ｂの２台の給湯用熱交換器の蓄熱循環回
路を直列に接続し、第６図における三方切替弁４２を省
いたものであるが、第１図に比し依然として熱交換器２
台分が多く必要となり、さらには２台の給湯用熱交換器
２２ａ、２２ｂの蓄熱循環回路を直列に接続したことに
より蓄熱循環回路の圧力損失が約２倍となり循環ポンプ
３０に能力の大きなものを使用しなければならないとい
う欠点がある。

第１図に示す構成は第６図及び第７図の欠点を解消し、
１台の熱交換器で一元・二元切替運転ができる。

〈発明の効果〉 本発明によると以下の効果がある。

（１）高温側ヒートポンプサイクルに高沸点の冷媒例え
ばＲ−１１，Ｒ−１１３，Ｒ−１１４等を用いることに
よって高温の熱出力を得ることができ、高い沸き上げ温
度が可能になる。

（２）高温側ヒートポンプサイクルに封入されている冷
媒は高沸点冷媒であり、低温においては比体積は大きい
が、高温側ヒートポンプサイクルは蓄熱循環回路の水が
低温側ヒートポンプによっである程度昇温されてから使
用されるため、比体積の大きい温度範囲で使用しなくと
もよく圧縮機容量、冷媒配管径等を大きくしなくともよ
い。

（３）蓄熱循環回路内の水が低温のときは一元ヒートポ
ンプサイクルで運転するため従来の二元ヒートポンプサ
イクルに比べｃ、ｏ、ｐを大きくとることができ低温か
ら高温まで効率良く沸き上げることができる。ここで、
ｃｏｐ＝熱出力／（第１の圧縮機仕事量十第２の圧縮機
仕事量）である０ （４）熱スイッチ部を用い、４つの流路の熱交換を一体
化した熱交換器によって、冷媒−冷媒の熱交換器、−元
・二元用の給湯用熱交換器を１台で兼用することができ
、装置構成を簡略化してコストの低減を図ることができ
る。

以とのように本発明によると二つのヒートポンプサイク
ルの冷媒を適宜選択することによって高温の熱出力を得
ることかでき、また圧縮機容量。

冷媒配管径等の装置の大型化を防ぐことができるなどの
利点がある上に一元・二元切替式のヒートポンプサイク
ルとすることにより効率良く熱出力を得ることができる
。

【図面の簡単な説明】

第１図は本発明の■実施例を示すヒートポンプ給湯装置
の模式構成図である。 第２図は本発明の１実施例に用いられる熱交換器の斜視
図である。 第３図は第２図の断面図である。 第４図は従来の一元式ヒートポンプ給湯装置の構成図で
ある。 第５図は従来の二元式ヒートポンプ給湯装置の構成図で
ある。 第６図及び第７図はそれぞれ一元用・二元用切替式ヒー
トポンプ給湯装置の他の例を示す模式図である。

Claims (1)

【特許請求の範囲】
1. １、ヒートポンプサイクルの熱を受容して流体循環回路
   の流体を昇温せしめるヒートポンプ給湯装置において、
   前記流体温度が設定値より低温のときには前記ヒートポ
   ンプサイクルを一元動作とし、前記流体温度が設定値よ
   り高温のときには前記ヒートポンプサイクルを二元動作
   とする切換制御手段を具備するとともに前記流体の流路
   、低温側冷媒が凝縮する流路、高温側冷媒が蒸発する流
   路、高温側冷媒が凝縮する流路及び前記流体の流路と前
   記低温側冷媒が凝縮する流路との間で一元動作時にはヒ
   ートパイプとして作動して前記低温側冷媒から前記流体
   への熱交換をまた二元動作時には熱遮断部として前記流
   体から前記低温側冷媒への熱を遮断する熱スイッチ部か
   ら成る熱交換器を装着したことを特徴とするヒートポン
   プ給湯装置。