JPS6249160A - 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給湯装置に係り、特に高温出湯を
要求される家庭用ヒートポンプ給湯装置において、外気
温度蓄熱槽温度等の変動に応じて低温側圧縮機および高
温側圧縮機の容量制御を行うことにより、常に安定した
給湯加熱能力と高い総合効率を両立させることのできる
ヒートポンプ給湯装置の制御方式に関するものである。

〈従来技術〉 近年ヒートポンプの普及はその省エネルギー性に起因し
て著しく、給湯の分野においても利用が増大してきてい
る。しかしながら従来のヒートポンプ給湯装置で得られ
る湯温ば６５℃が限界であり、蓄熱槽の大型化、補助熱
源の必要性等の点で他の熱源給湯機器に比して弱点とな
っていた。これらのヒートポンプ給湯装置の問題点を解
消するには、出湯温度の高温化を可能としさらに総合効
率の高いシステムの開発が必要となる。一方、出湯温度
を例えば８５℃以上の高温出湯とするためには温度レベ
ルの観点から使用するととのできる冷媒が限定され、フ
ロン系冷媒でばＲＩｌ、ＲＩｌ８゜Ｒ１１４が使用可能
となる。

ヒートポンプサイクルは種々の方式が考えられるが、単
段圧縮方式で上述の高温用冷媒を用いたシステムでは、
圧縮比の増大による圧縮機効率の低下や吐出温度上昇に
よる潤滑油の劣化等により機器の信頼性を損ねるという
問題が生じ、またこのシステムで空気を熱源とした場合
にはその蒸発温度レベルからサクションでの蒸気比容積
が非常に大きくなり、このため給湯加熱能力を確保する
には大きな容積流量が必要となり結果として配管や圧縮
機が大きくなる。また二段圧縮方式を用いると効率の低
下や吐出温度の上昇はさけられるが単一冷媒を用いるた
めサクションでの制約は解消できない。この点、冷凍サ
イクルとしては独立した２つのサイクルを組合せた二元
冷凍方式にすると低温側及び高温側それぞれに温度特性
の優れた冷媒を使用するこ吉ができ、また圧縮比も低減
されることから総合効率の向上も図れる。

二元冷凍方式のヒートポンプサイクルは例えば第２図に
示すような構成である。このヒートポンプサイクルのシ
ステムとしての動作を次に説明するＯ まず低温側サイクルの冷媒は空気側熱交換器４で空気よ
り熱を得て蒸発し１、低温側圧縮（幾１に、Ｌり昇温・
昇圧されて冷媒−冷媒熱交換器２で高温側サイクルの冷
媒に熱を与えて凝縮する。凝縮した冷媒は空気側熱交換
器４出口の冷媒過熱度に応じて膨張弁３により減圧され
再び空気側熱交換器４に戻り低温側サイクル全形成する
。

一方高温側サイクルの冷媒は冷媒−冷媒熱交換器２で低
温側サイクルでヒートアップされた熱を得て蒸発し、高
温側圧縮機５により昇温・昇圧されて給湯用熱交換器６
で水に熱を与えて凝縮する。

凝縮した冷媒は冷媒−冷媒熱交換器２出口の高温用冷媒
の過熱度に応じて膨張弁７により減圧され再び冷媒−冷
媒熱交換器２に戻り高温側サイクルを形成する。結果と
して空気より得た低温の熱で、低温用冷媒、高温用冷媒
を介して高温の湯が得られる。

ところで上述したシステムでは給湯加熱能力は外気温、
蓄熱槽温度及び低温側圧縮機１と高温側圧縮機５の容量
で一義的に決定される。冷凍サイクルの能力は圧縮機容
量が固定されいてる吉蒸発温度と凝縮温度により定まり
、しかも二元冷凍方式の場合冷媒−冷媒熱交換器２にお
ける低温側サイクルが与える熱量と高温側サイクルが得
る熱量は同じであるから、サイクルバランスは冷媒−冷
媒熱交換温度の昇降によってなされる。しかもヒートポ
ンプ給湯機の場合熱源となる空気温度は季節により変動
し、また蓄熱槽水温も給水＠度から沸き上げ温度まで推
移するので給湯加熱能力および冷媒−冷媒熱交換温度は
不定となる。この場合年間を通じて所要の給湯加熱能力
を得るには不都合であり、また冷媒−冷媒熱交換温度は
第３図に示すようにシステムの総合効率に影響を及ぼし
、ヒートポンプの省エネルギー性が損なわれるという問
題がある。

〈発明の目的〉 本発明は上述の問題点に鑑み、一定の給湯加熱能力とシ
ステムの総合効率の向上を両立させるように、低温側圧
縮機、高温側圧縮機の容量を制御して、年間を通じて８
５℃以上の高温出湯ができるように設定した二元冷凍方
式の応用によるヒートポンプ給湯装置を提供することを
目的とする。

〈実施例〉 第１図は本発明の一実施例を示すピーｌ−ポンプ給湯装
置の模式構成図である。低温側サイクルは圧縮機１．冷
媒−冷媒熱交換器２．膨張弁３．空気側熱交換器４等が
順次連結された系で構成され、系のパイプ内にはＲＩ２
．Ｒ２２等の低温特性の浸れたフロン系冷媒が封入され
ている。高温側サイクルは圧縮機５．給湯用熱交換器６
．膨張弁７，２令媒−冷媒熱交換器２等が順次連結され
た系で構成され系内にはＲ＋１．ＲＩ＋３．ＲＩ！４　
等の高温特１牛の優れた冷媒が封入されている。集熱回
路は上記二元冷凍方式で構成され、また蓄熱槽９．！：
循環ポンプ８を介して上記給湯用水側熱動換器６占接続
されて水加熱回路が構成されたと一トボンブ給湯機にお
いて、低温側圧縮機１及び高温側圧縮機５は容量可変型
で構成され、上記給湯用水仙熱交ｉ＝！４を型入口には
温度検出器１１．出口に（１温度検５２　；＋７゜１２
が設けられている。また低温側サイクルの蒸発温度を検
出する温度検出器１３．冷媒−冷媒ｙへ交換温度を検出
する温度検出器１５．高温側サイクルの凝縮温度を検出
する温度検出器１７が各々適宜位置に装着されている。

これら各温度検出器１１．１２．＋３．＋５．＋７はそ
の出力信号により上記圧縮機１，５の容量制御をする制
御回路１８に電気的に接続されている。該制御回路１８
は温度検出器Ｉ＋、＋２により検出された温度から算出
された給湯加熱能力が設定値となるように、また温度検
出器Ｉ５により検出された温度が温度検出器１３゜１７
により検出された温度から演算された冷媒−冷媒熱交換
温度となるように上記圧縮機１．５へ容量制御信号を出
力する。

空気側熱交換器・１はフィンチューブ熱交換器でファン
による強制通風により空気熱を集熱する。

また上記圧縮機１．５は周波数変換回路１９．２Ｏｒよ
って回転数が可変制御される。上記冷媒−冷媒熱交換器
２は低温側冷媒の凝縮と高温側冷媒の蒸発によって熱交
換を行うもので例えば二重管構造を有している。膨張弁
３け空気側熱交換器４の出入口に設けた温度検出器１３
．１４により検出された過熱度が最適となるよう（・で
制御するもので例えばステッピングモータで駆動される
ものが用いられる。膨張弁７は冷媒−冷媒熱交換器出入
口に設けた温度検出器１５．１６　Ｋより検出された過
熱度が最適となるように制御される。給湯用熱交換器６
は高温側冷媒の凝縮によって水加熱を行なうもので例え
ば二重管構造を有している。そして制御回路１８は給湯
用熱交換器６の出入口に設けた温度検出器１１．１２に
より検出された温度から算出された給湯加熱能力が設定
値になるように周波数変換回路２０を介して高温側圧縮
機５の容量制御を行なう。一方、温度検出器１３により
検出された低温側サイクルの蒸発温度上温度検出器１７
により検出された高温側サイクルの凝縮温度より、総合
効率が最大となる冷媒−冷媒熱交換温度が演算され、温
度検出器Ｉ５によし検出された温度がその温度になるよ
うに周波数変換回路１９を介して低温側圧縮機の容量制
御を行なうことにより一定の給湯加熱能力と総合効率の
向上を得ることができる０尚、同等の効果は給湯用熱交
換器６の出入口に設けた温度検出器１１．１２の信号に
より低温側圧縮機１の容量制御全行ない、温度検出器１
３゜１７より得られる最適な冷媒−冷媒熱交換温度に温
度検出器！５で検出された温度が合致するように高温側
圧縮機５の容量制御を行なうことによっても実現できる
。

冷凍サイクルの効率は使用する冷媒と蒸発温度（圧力）
、凝縮温度（圧力）により算出できる。

低温側サイクルの凝縮諦度は冷媒−冷媒熱交換器：と冷
媒−冷媒熱交換器２の仕様と高温側サイクルの蒸発温度
より算出できる。また二元冷凍サイクルの総合効率は低
温側サイクルの効率と高温側サイクルの効率より算出す
ることができる。

次にシステムの動作を説明する。才ず空気側熱交換器４
で低温側冷媒は空気より熱を得て蒸発し、低温側圧縮機
１により外温・昇圧されて冷媒−冷媒熱交換器２で高温
側冷媒ｔて熱を与えて凝縮する。

凝縮した低温側冷媒は、空気側熱交換器４出入口に設け
た温度検出器１３．１４により検出される過熱度に応じ
て膨張弁３によって減圧され再び空気側熱交換器４に戻
り低温側サイクルを形成する。

高温側冷媒は上記冷媒−冷媒熱交換器２で低温側サイク
ルにてヒートアップされた熱を得て蒸発し、高温側圧縮
機５により昇温・昇圧されて給湯用熱交換器６で水に熱
を与えて凝縮する。凝縮した冷媒は冷媒−冷媒熱交換器
２の高温側サイクルの出入口に設けた温度検出器１５．
１６により検出さｔｌろ過熱度に応じて膨張弁７シてよ
り減圧され再び冷媒−冷媒熱交換器２に戻り高温側サイ
クルを形成する。一方、蓄熱槽９内の水は循環ポンプ８
により給湯用熱交換器６へ送られ、高温側冷媒から得た
熱で加熱昇温されて蓄熱槽９へ流入する。この繰返しに
よシ蓄熱槽９の水温は上昇し蓄熱槽温度検出器１０で検
出された温度が８５℃以上の設定温度に達すれば運転は
停止する。

このとき、水側加熱器の入口と出口の温度は温度検出器
１１．１２で検出されて制御回路１８に入力されており
、まだ低温側サイクルの蒸発温度。

冷媒−冷媒熱交換温度、高温側サイクルの凝縮温度も温
度検出器＋３．１５．１７により入力されている。これ
らの検出された温度から制御回路は上述の方法により、
外気温の変動や蓄熱槽湯温の推移；・で応じて、一定の
加熱能力と偲合効率の向上が得られるように運転さＬ′
Ｌる。

〈発明の効果〉 以上の説明から明らかな如く、空気側熱交換器。

低温側圧縮機１冷媒−冷媒熱交換器、高温側圧縮機、給
湯用熱交換器、膨張弁等で構成される高温ヒートポンプ
給湯装置において給湯用熱交換器出入口に設けた温度検
出器および低温側サイクルの蒸発温度を検出する温度検
出器、高温側サイクルの凝縮温度を検出する温度検出器
１冷媒−冷媒熱交換温度を検出する温度検出器の出力に
応じて、高温側圧縮機、低温：国王縮機の容量を制御す
ることにより、外気温度・蓄熱槽温度の変動にかかわら
ず年間を通じて安定した給湯加熱硅力と経済性の高い運
転が可能となる。

【図面の簡単な説明】

第１図は本発明の１実施例金示すヒートポンプ給湯装置
のブロック構成図である。第２図は従来の二元冷凍方式
によるヒートポンプ給湯装置の構成図である。第３図は
冷媒−冷媒熱交換温度と総合効率を示す特性図である。 １：低温側圧縮機　２．冷媒−冷媒熱交換器３：低温側
膨張弁　４：空気Ｍ１１１熱交換器　５：高温側圧縮機
　６：給湯用熱交換器　７：高温側膨張弁　８．循環ポ
ンプ　９：蓄熱槽　１０：蓄熱槽温度検出器　ＩＩ　給
湯用熱交換器入口温度検出器　１２：給湯用熱交換器出
口温度検出器　Ｉ３：空気側熱交換器入口温度検出器　
Ｉ４・空気側熱交換器出口温度検出器　１５．冷媒−冷
媒熱交換器入口温度検出器　１６．冷媒−冷媒熱交換器
出口温度検出器　１７：高温側サイクル凝縮温度検出器
　１８：制御回路　１９：低温側同波数変換器　２０＝
高温側周波数変換器 代理人　弁理士　福　士　愛　彦（他２名）″マ 婉４ミ贅

Claims (1)

【特許請求の範囲】
1. １、空気側熱交換器、低温側圧縮機、冷媒−冷媒熱交換
   器、高温側圧縮機、給湯用熱交換器及び膨張弁を連結し
   て成る二元冷凍方式を用いた高温ヒートポンプ給湯装置
   において、前記給湯用熱交換器に設けた給湯加熱能力検
   出器並びに前記空気側熱交換器、前記冷媒−冷媒熱交換
   器及び前記給湯用熱交換器に設けた冷凍サイクル状態検
   知器の出力信号により、前記低温側圧縮機および前記高
   温側圧縮機の容量制御を行なう制御回路を付設したこと
   を特徴とするヒートポンプ給湯装置。