WO2010137401A1 - ヒートポンプ装置 - Google Patents

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WO2010137401A1
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heat exchanger
heat
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water
compressor
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PCT/JP2010/055686
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齊藤　信
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三菱電機株式会社
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    • F28D9/0031—Heat-exchange apparatus having stationary plate-like or laminated conduit assemblies for both heat-exchange media, the media being in contact with different sides of a conduit wall the conduits for one heat-exchange medium being formed by paired plates touching each other
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    • F28D9/005—Heat-exchange apparatus having stationary plate-like or laminated conduit assemblies for both heat-exchange media, the media being in contact with different sides of a conduit wall the conduits for one heat-exchange medium being formed by paired plates touching each other the plates having openings therein for circulation of at least one heat-exchange medium from one conduit to another the plates having openings therein for both heat-exchange media

Definitions

  • the present invention relates to a heat pump apparatus such as a heat pump type hot water supply apparatus, and more particularly to a heat pump apparatus that can obtain a large heating capability even at a low outside air temperature and that can efficiently discharge hot water at a high temperature.
  • a method for efficiently discharging hot water a method is known in which a binary compression cycle is configured and water is circulated in series through a low-stage condenser and a high-stage condenser. (For example, refer to Patent Document 2).
  • the inlet refrigerant enthalpy of the outdoor heat exchanger serving as an evaporator does not change regardless of whether the high-stage compressor is operated or stopped, so that heat can be collected from outside air.
  • the amount of heat is determined by the maximum capacity of the low stage compressor. Therefore, the high stage side compressor input is directly transferred to the condensing capacity, and in terms of heating efficiency, heating in the high stage side cycle is equivalent to heating by the electric heater, and it is difficult to say that the efficiency is high.
  • An object of the present invention is to solve the above-described problems, and to provide a heat pump device that efficiently performs high-temperature tapping while increasing the condensing capacity at a low outside air temperature to the maximum. Objective.
  • the heat pump device is A first refrigeration cycle configured by sequentially connecting a first compressor, a first heat exchanger, an internal heat exchanger, a first decompression device, and an evaporator; Branching from between the first heat exchanger and the first pressure reducing device, a second pressure reducing device, the internal heat exchanger, a second compressor, a third pressure reducing device are sequentially connected, A second refrigeration cycle that joins again between the first compressor and the first heat exchanger is provided.
  • the second refrigeration cycle further includes a heat radiating means between the second compressor and the third decompression device.
  • the heat dissipating means is a second heat exchanger, and the fluid after heat exchange with the refrigerant flowing through the first refrigeration cycle in the first heat exchanger flows to the second heat exchanger.
  • the second heat exchanger is provided so as to exchange heat with the refrigerant flowing through the second refrigeration cycle.
  • the heat pump device further includes: A control unit is provided that adjusts the opening of the third decompressor so that the condensation pressure of the second heat exchanger is higher than the condensation pressure of the first heat exchanger.
  • the control unit controls the second compressor so that an evaporation pressure in the second refrigeration cycle is higher than an evaporation pressure in the first refrigeration cycle.
  • the first heat exchanger is a water-refrigerant heat exchanger for exchanging heat between water and a refrigerant flowing through the first refrigeration cycle;
  • the second heat exchanger is a water-refrigerant heat exchanger that exchanges heat between water and a refrigerant flowing through the second refrigeration cycle.
  • At least one of the first heat exchanger and the second heat exchanger is a plate stacked heat exchanger.
  • the heat dissipating means is constituted by a pipe disposed near the lower end of the evaporator.
  • the second refrigeration cycle further includes a plurality of heat dissipating means arranged in parallel between the second compressor and the third pressure reducing device, And a heat dissipating means switching device for switching to which of the plurality of heat dissipating means the refrigerant flowing through the second refrigeration circuit is provided.
  • the heat pump device expands the enthalpy difference of the evaporator by the heat recovery operation by the second compressor and the internal heat exchanger without using an expensive injection compressor, the second compressor In addition to obtaining a large heating capacity equal to or greater than the electrical input, an increase in the amount of heat collected from the outside air makes it possible to perform a hot water supply operation in which the COP is higher than the heating capacity increasing effect of the electric heater.
  • the heating capacity is maximized by performing adjustment to maximize the electric input of the second compressor. Can do.
  • circulated to a 1st heat exchanger becomes the sum total of a 1st compressor and a 2nd compressor, and a refrigerant
  • a second heat exchanger is provided between the second compressor and the third decompression device so that different condensation temperatures are generated in the first refrigeration cycle and the second refrigeration cycle. Therefore, it is possible to perform a heating operation with high efficiency even when high-temperature water is required.
  • FIG. 5 shows the first embodiment, and is a refrigerant circuit diagram of a heat pump hot water supply apparatus.
  • FIG. 3 is a diagram showing the first embodiment, and is a perspective view showing an internal configuration of a first water-refrigerant heat exchanger 2 (plate stacked heat exchanger).
  • FIG. 5 is a diagram illustrating the first embodiment and is a Ph diagram illustrating the operation of the refrigeration cycle.
  • FIG. 5 shows the first embodiment, and is a refrigerant circuit diagram of a heat pump type hot water supply apparatus when the heat dissipating means is a water-refrigerant heat exchanger.
  • FIG. 3 is a diagram showing the first embodiment, and is a perspective view showing an internal configuration of a first water-refrigerant heat exchanger 2 (plate stacked heat exchanger).
  • FIG. 5 is a diagram illustrating the first embodiment and is a Ph diagram illustrating the operation of the refrigeration cycle.
  • FIG. 5 shows the first embodiment, and is a refrigerant circuit diagram of
  • FIG. 5 shows the first embodiment, and is a Ph diagram showing the refrigeration cycle operation when the heat dissipating means is a water-refrigerant heat exchanger.
  • FIG. 5 shows the first embodiment, and shows a temperature change process inside the water-refrigerant heat exchanger when the heat radiating means is a water-refrigerant heat exchanger.
  • FIG. 5 shows the first embodiment and is a refrigerant circuit configuration diagram in the case where the heat dissipating means is a freeze prevention heater.
  • FIG. 5 shows the first embodiment, and is a Ph diagram showing the refrigeration cycle operation when the heat dissipating means is a freeze prevention heater.
  • FIG. 1 to 7 are diagrams showing Embodiment 1
  • FIG. 1 is a refrigerant circuit diagram of a heat pump type hot water supply apparatus
  • FIG. 2 is an internal view of a first water-refrigerant heat exchanger 2 (plate stacked heat exchanger).
  • FIG. 3 is a Ph diagram showing the operation of the refrigeration cycle
  • FIG. 4 is a refrigerant circuit diagram of a heat pump hot water supply apparatus when the heat radiating means is a water-refrigerant heat exchanger
  • FIG. 5 is a heat radiating means.
  • Fig. 6 is a Ph diagram showing the refrigeration cycle operation when the water-refrigerant heat exchanger is used
  • Fig. 6 is a Ph diagram showing the refrigeration cycle operation when the water-refrigerant heat exchanger is used
  • FIG. 6 is a diagram showing the temperature change process inside the water-refrigerant heat exchanger when the heat radiating means is a water-refrigerant heat exchanger.
  • 7 is a refrigerant circuit configuration diagram in the case where the heat dissipating means is an anti-freeze heater
  • FIG. 8 is a Ph diagram showing the refrigeration cycle operation in the case where the heat dissipating means is an anti-freeze heater.
  • the refrigerant circuit of the heat pump hot water supply apparatus shown in FIG. 1 includes a first refrigeration cycle and a second refrigeration cycle.
  • the first refrigeration cycle includes a main compressor 1 (first compressor), a first water-refrigerant heat exchanger 2 (first heat exchanger), an internal heat exchanger 3, and an electric expansion valve 4 (first 1) and an air heat exchanger 5 (evaporator) for collecting heat from outside air are sequentially connected.
  • the second refrigeration cycle branches from between the internal heat exchanger 3 and the electric expansion valve 4 of the first refrigeration cycle, and the main compressor 1 and the first water-refrigerant heat exchanger of the first refrigeration cycle. 2 and join. Note that the second refrigeration cycle may be branched from another position as long as it is between the first water-refrigerant heat exchanger 2 and the electric expansion valve 4.
  • the second refrigeration cycle is branched from between the internal heat exchanger 3 and the electric expansion valve 4 of the first refrigeration cycle, and the branch expansion valve 8 (second decompression device) and the suction pipe of the sub compressor 9 22 (through the internal heat exchanger 3), sub-compressor 9 (second compressor), check valve 10, sub-heat radiating means 11 (heat radiating means), merging expansion valve 12 (third pressure reducing device) And are joined between the main compressor 1 and the first water-refrigerant heat exchanger 2 in the first refrigeration cycle.
  • R410A is sealed as a refrigerant in the first refrigeration cycle and the second refrigeration cycle.
  • the main compressor 1 is provided with a pressure sensor 13 for detecting the suction pressure and a pressure sensor 14 for detecting the discharge pressure.
  • the sub-compressor 9 is provided with a pressure sensor 15 for detecting the suction pressure and a pressure sensor 16 for detecting the discharge pressure.
  • a temperature sensor 17 that detects the discharge temperature of the main compressor 1, a temperature sensor 18 that detects the feed water temperature at the outlet of the first water-refrigerant heat exchanger 2, and a temperature sensor that detects the temperature of the intake refrigerant of the sub compressor 9 19.
  • a temperature sensor 20 for detecting the temperature of the refrigerant at the outlet of the internal heat exchanger 3 of the first refrigeration cycle is provided.
  • a control unit (not shown) controls the operation of the heat pump hot water supply apparatus based on information from the pressure sensors 13 to 16 and the temperature sensors 17 to 20.
  • the control unit is composed of a microcomputer (microcomputer) in which a predetermined program is incorporated.
  • microcomputer microcomputer
  • the subject in the following various controls is the control unit, but the word “control unit” is not described.
  • the air heat exchanger 5 is provided with a blower 6 that adjusts the amount of heat collected from outside air.
  • a hot water supply tank 7 serving as a hot water supply load is connected to the first water-refrigerant heat exchanger 2, and water is circulated as a heat medium.
  • the arrow of FIG. 1 has shown the flow of the water which is a heat medium.
  • the first water-refrigerant heat exchanger 2 As the first water-refrigerant heat exchanger 2, a known plate-stacked heat exchanger is used. The internal configuration of the first water-refrigerant heat exchanger 2 (plate stacked heat exchanger) will be described briefly with reference to FIG. In FIG. 2, the cylindrical body which comprises an outer periphery cover is abbreviate
  • a refrigerant pipe connection port 2a is provided in one outermost plate 2d. Further, a water pipe connection port 2b is provided on the other outermost plate 2d.
  • a plurality of wave-shaped heat transfer plates 2c are arranged side by side between the pair of outermost plates 2d. Between the heat transfer plates 2c, refrigerant flow paths 2e and water flow paths 2f are alternately formed. And the refrigerant
  • FIG. 3 is a Ph diagram (also referred to as a Mollier diagram) showing the operation of the refrigeration cycle during hot water supply operation.
  • the horizontal axis represents specific enthalpy [kJ / kg] and the vertical axis represents refrigerant pressure [MPa].
  • the first refrigeration cycle operates as indicated by the solid line A ⁇ B ⁇ C ⁇ D ⁇ E ⁇ A.
  • the second refrigeration cycle operates as indicated by broken lines G ⁇ H ⁇ I ⁇ C ⁇ D ⁇ F ⁇ G.
  • Low pressure gas refrigerant (state A) is sucked into the main compressor 1; (2) The low-pressure gas refrigerant (state A) is compressed by the main compressor 1 and discharged as a high-temperature and high-pressure gas refrigerant (state B); (3) The first water-refrigerant heat exchanger 2 dissipates heat into water and condenses to become a high-pressure liquid refrigerant (state C); (4) The internal heat exchanger 3 exchanges heat with the branched refrigerant of the second refrigeration cycle to become a supercooled liquid (state D); (5) The electric expansion valve 4 is depressurized to the first low pressure and becomes a low-pressure two-phase refrigerant (state E); (6) The air heat exchanger 5 collects heat from the outside air and evaporates to become a low-pressure gas refrigerant (state A) again.
  • the opening degree of the electric expansion valve 4 is determined based on the operation characteristics of the main compressor 1 that are known in advance, the suction pressure detected by the pressure sensor 13, and the discharge pressure detected by the pressure sensor 14.
  • the target discharge temperature at which the suction refrigerant (state A) sucked in is predicted to be saturated steam is adjusted so that the actual discharge temperature detected by the temperature sensor 17 matches the predicted target discharge temperature.
  • the rotation speed (operating capacity) of the main compressor 1 is adjusted so that the feed water temperature detected by the temperature sensor 18 becomes a target value, for example, 45 ° C. By operating in this way, hot water heated to a predetermined temperature is supplied to the hot water supply tank 7 serving as a hot water supply load.
  • the target water supply temperature (for example, 45 ° C.) may not be adjusted.
  • a scroll compressor of about 5 horsepower is used for the main compressor 1
  • a rotary compressor of about 2 horsepower is used for the sub compressor 9.
  • the second refrigeration cycle is operated.
  • a part of the refrigerant is branched from the outlet of the internal heat exchanger 3 (state D), and the pressure is reduced to the second low pressure (higher than the first low pressure) by the shunt expansion valve 8.
  • the second low-pressure refrigerant (state F) is heated by the high-pressure liquid refrigerant (state C) in the internal heat exchanger 3 when the suction pipe 22 passes through the internal heat exchanger 3, and is then gas refrigerant (state G). ) And is sucked into the sub compressor 9.
  • the second high-pressure gas refrigerant (state H) boosted by the sub-compressor 9 is decompressed by the merging expansion valve 12 and merges with the discharge refrigerant (state B) of the main compressor 1 to become the state I and become the first It flows into the water-refrigerant heat exchanger 2. Thereafter, the first water-refrigerant heat exchanger 2 dissipates heat into water and condenses to become high-pressure liquid refrigerant (state C), and the internal heat exchanger 3 exchanges heat with the branched refrigerant of the second refrigeration cycle. It becomes a supercooled liquid (state D).
  • the opening degree of the diversion expansion valve 8 is adjusted so that the state of the refrigerant (state G) of the sub-compressor 9 detected by the temperature sensor 19 and the pressure sensor 15 is saturated steam or slightly overheated. Is done.
  • the sub-compressor 9 may be a constant speed compressor. However, when the sub-compressor 9 is an inverter driven compressor capable of adjusting the rotation speed, the sub-compressor 9 is set so that the suction pressure detected by the pressure sensor 15 becomes a predetermined value. 9 is adjusted.
  • the opening of the merging expansion valve 12 can manipulate the discharge pressure of the sub-compressor 9 detected by the pressure sensor 16, the discharge pressure of the sub-compressor 9 satisfies the required heating capacity. adjust.
  • the heat pump type hot water supply apparatus dissipates heat to the water by the first water-refrigerant heat exchanger 2 by operating the second refrigeration cycle so that the heating capacity is maximized.
  • the condensed high-pressure liquid refrigerant (state C) exchanges heat with the branched refrigerant of the second refrigeration cycle in the internal heat exchanger 3 to become supercooled liquid (state D), and the difference between the state E and the state A increases. As a result, the amount of heat collected from the outside air is increased, and the operating efficiency of the heating operation is improved.
  • the input of the sub compressor 9 is also added to the total amount of heat of condensation, increasing the maximum heating capacity.
  • the basic refrigeration cycle operation and operation control are the same as when nothing is connected to the sub-heat dissipating means 11 described above, but here the sub-heat dissipating means 11 is connected to the second water-refrigerant heat exchanger 23.
  • the circulating water from the hot water supply tank 7 is passed through the first water-refrigerant heat exchanger 2 on the first refrigeration cycle side to the second water-refrigerant heat exchanger 23.
  • the high-temperature and high-pressure gas refrigerant discharged from the sub-compressor 9 heats the water again in the second water-refrigerant heat exchanger 23, and the circulating water becomes higher in temperature and returns to the hot water supply tank 7.
  • the refrigerant (state J) exiting the second water-refrigerant heat exchanger 23 is decompressed by the merging expansion valve 12 and merged with the refrigerant discharged in the main compressor 1 (state B) (state I), and then the first The water-refrigerant heat exchanger 2 is circulated.
  • the main compressor 1 In the situation where the second refrigeration cycle is operated, the main compressor 1 is already operating at maximum capacity. Further, in the merging expansion valve 12, when a high temperature water of 50 ° C. or higher is required, a target discharge pressure that enables hot water discharge at the water temperature is set, and the target discharge pressure set by the discharge pressure of the sub compressor 9 is set. The opening degree is adjusted so as to be a pressure. In the sub-compressor 9, the rotation speed is adjusted so as to achieve a heating capacity capable of realizing the target hot water temperature detected by the temperature sensor 18.
  • the discharge pressure of the sub-compressor 9 (the output value of the pressure sensor 16) is substantially determined by the water temperature flowing from the first water-refrigerant heat exchanger 2 into the second water-refrigerant heat exchanger 23. Therefore, the opening degree of the merging expansion valve 12 may be adjusted so that the degree of supercooling at the outlet of the second water-refrigerant heat exchanger 23 (state J) is 1 to 2 [K]. In this case, the suction pressure (output value of the pressure sensor 15) and the input of the sub compressor 9 change depending on the rotation speed of the sub compressor 9. Therefore, since the heating capacity in the second water-refrigerant heat exchanger 23 also changes with the rotation speed of the sub-compressor 9, the outlet water temperature can be controlled to be a set value.
  • FIG. 6 shows the process of temperature change between water and refrigerant in the first water-refrigerant heat exchanger 2 and the second water-refrigerant heat exchanger 23.
  • the circulating water side passes through the first water-refrigerant heat exchanger 2 and the second water-refrigerant heat exchanger 23 in series, and the temperature rises almost linearly from the inlet to the outlet.
  • the condensing pressure of the second water-refrigerant heat exchanger 23 is set higher than that of the first water-refrigerant heat exchanger 2, and each has a different condensing temperature.
  • the temperature difference with the refrigerant can be made smaller with respect to the rising water temperature than when the temperature is raised at the temperature.
  • the temperature can be raised at a lower condensation temperature on the low water temperature side, and the temperature can be raised at a higher condensation temperature on the high water temperature side, so that the temperature difference between water and the refrigerant does not become larger than necessary. Therefore, the temperature can be raised with high efficiency with respect to the same hot water temperature, and the coefficient of performance (COP) of the refrigeration cycle can be improved.
  • COP coefficient of performance
  • the condensation temperature needs to be set to a level higher than that, but the refrigerant circuit of FIG. 4 in which the sub-heat dissipating means 11 serves as the second water-refrigerant heat exchanger 23.
  • the second water-refrigerant heat exchanger 23 side that is, the second refrigeration cycle side needs to have the high condensation temperature, and the entire system can be operated with high efficiency. Since it is not necessary to collect heat, the second refrigeration cycle can be operated at a relatively low pressure. Therefore, even when the outside air is extremely low, it is difficult to achieve a high compression ratio, and operation restrictions such as an abnormal increase in discharge temperature are unlikely to occur. That is, reliability can be improved even under severe operating conditions by controlling the low pressure of the second refrigeration cycle to be higher than the low pressure of the first refrigeration cycle.
  • the refrigerant circulated in the main compressor 1 and the refrigerant circulated in the sub compressor 9 are merged and circulated.
  • a plate-stacked heat exchanger used as a water-refrigerant heat exchanger often has a slower flow rate on the refrigerant side because the flow paths on the water side and the refrigerant side are the same.
  • the flow rate of the refrigerant flowing through the first water-refrigerant heat exchanger 2 is the sum of the main compressor 1 and the sub-compressor 9, and the refrigerant flow rate is increased.
  • the heat transfer performance of the first water-refrigerant heat exchanger 2 is improved.
  • the plate-stacked heat exchanger cannot reduce the degree of supercooling because the flow rate is lowered particularly in the supercooled liquid portion and the heat transfer characteristics deteriorate.
  • a large degree of supercooling can be achieved with the internal heat exchanger, and even when a plate stacked heat exchanger is used, a highly efficient refrigeration cycle operation with a large degree of supercooling is possible.
  • frost formation occurs in the air heat exchanger 5, and therefore the defrost operation for melting this is intermittently performed. However, it accumulates in the lower part of the air heat exchanger 5 or in the drain tray 21 and ice grows, and the hot water supply device itself may be damaged.
  • a pipe in which a part of the heat transfer tube below the air heat exchanger 5 is diverted or in close contact with the drain tray 21 disposed below the air heat exchanger 5 is installed. The heat dissipation means 11 is used.
  • the basic operation of the freeze prevention operation by the second refrigeration cycle in the refrigerant circuit of FIG. 7 is the same as that of the refrigerant circuit of FIG. 4 as shown in the Ph diagram of FIG.
  • the sub-compressor 9 When the sub-compressor 9 is operated, heat is recovered by the internal heat exchanger 3, and the high-temperature and high-pressure gas refrigerant discharged from the sub-compressor 9 is circulated through the anti-freezing heater 24, which is the sub-heat dissipating means 11, and the frost that has not melted. Or thaw the frozen ice again.
  • This anti-freezing operation is always operated during the hot water supply operation, or is operated for a predetermined time after the defrosting operation is completed.
  • heat pump devices that are designed for cold regions are equipped with electric heaters as anti-freezing heaters.
  • the difference in evaporator enthalpy difference is increased. Since the amount of heat collected from the outside air also increases, a heat of condensation exceeding the electric input can be obtained, and a highly efficient antifreezing operation can be performed.
  • the heat pump type hot water supply apparatus expands the enthalpy difference of the evaporator by the heat recovery action of the sub compressor 9 and the internal heat exchanger 3, and thus exceeds the electric input of the sub compressor 9. A large overheating capability is obtained, and a hot water supply operation with a higher COP than the heating capability increasing action by the electric heater can be performed by increasing the amount of heat collected from the outside air.
  • the flow rate of the refrigerant flowing through the first water-refrigerant heat exchanger 2 is the sum of the main compressor 1 and the sub-compressor 9 and the refrigerant flow rate is increased, the refrigerant in the first water-refrigerant heat exchanger 2 is increased. Side heat transfer performance is improved. This is particularly effective when the first water-refrigerant heat exchanger 2 is a plate stack type heat exchanger.
  • the heat recovery action in the vessel 3 improves the COP of the refrigeration cycle, and can perform a hot water supply operation that is more efficient than that using an electric heater.
  • the heat pump hot water supply apparatus includes a second water-refrigerant heat exchanger 23 between the sub-compressor 9 and the merging expansion valve 12, and the first refrigeration cycle and the second refrigeration are provided. Different condensation temperatures are generated in each cycle, and the water is heated in two stages. Therefore, even when high-temperature water is required, a highly efficient and reliable heating operation can be performed.
  • the second water-refrigerant heat exchanger 23 or the antifreeze heater 24 is independently connected to the auxiliary heat radiating means 11 provided between the auxiliary compressor 9 and the merging expansion valve 12 of the second refrigeration cycle. It was something to do. However, a plurality of sub-heat dissipating means 11 are arranged in parallel, and a sub-heat dissipating means switching device (heat dissipating means switching device) is provided for switching to which of the plurality of sub heat dissipating means 11 the refrigerant flowing through the second refrigeration cycle is provided. You may do it.
  • the heat pump type hot water supply apparatus which supplies warm water (hot water) to the hot water supply tank 7 was demonstrated as an example as an example of a heat pump apparatus.
  • the heat pump device may be a heat pump heating device that supplies warm water to a radiator or the like.
  • water is used as an example of the heat medium that exchanges heat with the refrigerant in the first water-refrigerant heat exchanger 2 and the second water-refrigerant heat exchanger 23.
  • the heat medium that exchanges heat with the refrigerant in the first water-refrigerant heat exchanger 2 and the second water-refrigerant heat exchanger 23 may be a fluid other than water.
  • an air heat exchanger that exchanges heat between air and the refrigerant may be used.
  • an air heat exchanger it is particularly effective in a device that requires high-temperature air, such as a warm air drying device.

Abstract

　低外気温度での凝縮能力を最大限まで増大しながら、高温出湯を効率的に行うヒートポンプ式給湯装置等のヒートポンプ装置を提供する。ヒートポンプ式給湯装置は、主圧縮機１、第１の水－冷媒熱交換器２、内部熱交換器３、第１の減圧装置４、空気熱交換器５が順次接続されて構成される第１の冷凍サイクルと、第１の水－冷媒熱交換器２と第１の減圧装置４との間から分岐し、第２の減圧装置８、内部熱交換器３、副圧縮機９、第３の減圧装置１２が順次接続され、主圧縮機１と第１の水－冷媒熱交換器２との間に再び合流する第２の冷凍サイクルとを備えたことを特徴とする。

Description

ヒートポンプ装置
　この発明は、ヒートポンプ式給湯装置等のヒートポンプ装置に関するものであり、特に、低外気温度でも大きな加熱能力が得られるとともに、効率よく高温で出湯できるヒートポンプ装置に関するものである。
　低外気温度でも十分な凝縮熱量を得る方法としては、主となる冷媒回路と、第２の圧縮機で形成される従側冷媒回路で構成され、従回路が主回路から内部熱交換器を介して熱回収することで冷凍能力を増大させる方法が知られている（例えば、特許文献１参照）。
　また、効率的に高温出湯する方法として、２元圧縮サイクルを構成し、低段側の凝縮器と、高段側の凝縮器に直列に水を流通させて昇温する方法が知られている（例えば、特許文献２参照）。
特開昭５９－４１７４６号公報 特開平４－２６３７５８号公報
　しかしながら、上記特許文献１の構成においては、高温出湯が要求されたときに冷凍サイクル全体が高圧縮比となって効率が低下してしまうという課題が生じる。また、従側冷媒回路の蒸発熱の上限は、従側冷媒回路が主回路側高圧液冷媒から回収できる熱量であるため、主回路側に追加できる凝縮熱量（＝第２圧縮機入力＋上記蒸発熱）にも限界がある。
　また、上記特許文献２の構成においては、高段側圧縮機を稼動させた場合も停止させた場合も、蒸発器となる室外熱交換器の入口冷媒エンタルピは変化しないので、外気から採熱できる熱量は低段側圧縮機の最大容量で決定される。よって、高段側圧縮機入力はそのまま凝縮能力に振替えられることとなり、加熱効率面においては高段側サイクルでの加熱は電気ヒータによる加熱に等しく、高効率とは言いがたい。
　この発明の目的は、上記のような課題を解決するためになされたもので、低外気温度での凝縮能力を最大限まで増大しながら、高温出湯を効率的に行うヒートポンプ装置を提供することを目的とする。
　この発明に係るヒートポンプ装置は、
　第１の圧縮機、第１の熱交換器、内部熱交換器、第１の減圧装置、蒸発器が順次接続されて構成される第１の冷凍サイクルと、
　前記第１の熱交換器と前記第１の減圧装置との間から分岐し、第２の減圧装置、前記内部熱交換器、第２の圧縮機、第３の減圧装置が順次接続され、前記第１の圧縮機と前記第１の熱交換器との間に再び合流する第２の冷凍サイクルと
を備えたことを特徴とする。
　前記第２の冷凍サイクルは、さらに、前記第２の圧縮機と前記第３の減圧装置との間に、放熱手段を備えたことを特徴とする。
　前記放熱手段は、第２の熱交換器であり、前記第１の熱交換器で前記第１の冷凍サイクルを流れる冷媒と熱交換された後の流体が、前記第２の熱交換器へ流通し、前記第２の熱交換器で前記第２の冷凍サイクルを流れる冷媒と熱交換されるように設けられる
ことを特徴とする。
　前記ヒートポンプ装置は、さらに、
　前記第２の熱交換器の凝縮圧力が、前記第１の熱交換器の凝縮圧力よりも高くなるように前記第３の減圧装置の開度を調整する制御部
を備えることを特徴とする。
　前記制御部は、前記第２の冷凍サイクルにおける蒸発圧力が、前記第１の冷凍サイクルにおける蒸発圧力よりも高くなるように前記第２の圧縮機を制御する
ことを特徴とする。
　前記第１の熱交換器は、水と、前記第１の冷凍サイクルを流れる冷媒とを熱交換する水－冷媒熱交換器であり、
　前記第２の熱交換器は、水と、前記第２の冷凍サイクルを流れる冷媒とを熱交換する水－冷媒熱交換器である
ことを特徴とする。
　前記第１の熱交換器と前記第２の熱交換器との少なくともいずれかは、プレート積層型熱交換器である
ことを特徴とする。
　前記放熱手段は、前記蒸発器の下端近傍に配置される配管で構成される
ことを特徴とする。
　前記第２の冷凍サイクルは、さらに、前記第２の圧縮機と前記第３の減圧装置との間に並列に配置される複数の放熱手段と、
　前記第２の冷凍回路を流れる冷媒を前記複数の放熱手段のいずれへ流すかを切り替える放熱手段切替装置と
を備えたことを特徴とする。
　この発明に係るヒートポンプ装置は、高コストとなるインジェクション圧縮機を用いなくとも、第２の圧縮機と内部熱交換器による熱回収運転によって蒸発器のエンタルピ差を拡大するので、第２の圧縮機の電気入力以上の大きな加熱能力が得られるとともに、外気からの採熱量が増えることにより電気ヒータによる加熱能力増大作用よりもＣＯＰが高い給湯運転を行うことができる。
　また、第３の減圧手段によって、第２の圧縮機の吐出圧力を任意に調整できるので、第２の圧縮機の電気入力を最大化する調整を行うことで、加熱能力を最大限にすることができる。
　また、第１の熱交換器に流通する冷媒流量が、第１の圧縮機と第２の圧縮機との合計となり冷媒流速が速くなるので、第１の熱交換器内部の冷媒側伝熱性能が向上する。これは、第１の熱交換器がプレート積層型熱交換器である場合に特に効果がある。
　また、第２の圧縮機と第３の減圧装置との間に第２の熱交換器を備え、第１の冷凍サイクルと第２の冷凍サイクルとで異なる凝縮温度を生成するようにし、２段階で水等の流体を加熱するように配置したので、高温水を要求されたとき等でも高効率となる加熱運転を行うことができる。
実施の形態１を示す図で、ヒートポンプ式給湯装置の冷媒回路図。 実施の形態１を示す図で、第１の水－冷媒熱交換器２（プレート積層型熱交換器）の内部構成を示す斜視図。 実施の形態１を示す図で、冷凍サイクルの動作を示すＰ－ｈ線図。 実施の形態１を示す図で、放熱手段が水―冷媒熱交換器の場合のヒートポンプ式給湯装置の冷媒回路図。 実施の形態１を示す図で、放熱手段が水―冷媒熱交換器の場合の冷凍サイクル動作を示すＰ－ｈ線図。 実施の形態１を示す図で、放熱手段が水―冷媒熱交換器の場合の水－冷媒熱交換器内部の温度変化過程を示す図。 実施の形態１を示す図で、放熱手段が凍結防止ヒータの場合の冷媒回路構成図。 実施の形態１を示す図で、放熱手段が凍結防止ヒータの場合の冷凍サイクル動作を示すＰ－ｈ線図。
　実施の形態１．
　図１乃至図７は実施の形態１を示す図で、図１はヒートポンプ式給湯装置の冷媒回路図、図２は第１の水－冷媒熱交換器２（プレート積層型熱交換器）の内部構成を示す斜視図、図３は冷凍サイクルの動作を示すＰ－ｈ線図、図４は放熱手段が水―冷媒熱交換器の場合のヒートポンプ式給湯装置の冷媒回路図、図５は放熱手段が水―冷媒熱交換器の場合の冷凍サイクル動作を示すＰ－ｈ線図、図６は放熱手段が水―冷媒熱交換器の場合の水－冷媒熱交換器内部の温度変化過程を示す図、図７は放熱手段が凍結防止ヒータの場合の冷媒回路構成図、図８は放熱手段が凍結防止ヒータの場合の冷凍サイクル動作を示すＰ－ｈ線図である。
　図１により、ヒートポンプ式給湯装置の冷媒回路の一例を説明する。図１に示すヒートポンプ式給湯装置の冷媒回路は、第１の冷凍サイクルと、第２の冷凍サイクルとを備える。
　第１の冷凍サイクルは、主圧縮機１（第１の圧縮機）、第１の水－冷媒熱交換器２（第１の熱交換器）、内部熱交換器３、電動膨張弁４（第１の減圧装置）、外気から採熱する空気熱交換器５（蒸発器）を順次接続して形成されている。
　第２の冷凍サイクルは、第１の冷凍サイクルの内部熱交換器３と電動膨張弁４との間から分岐し、第１の冷凍サイクルの主圧縮機１と第１の水－冷媒熱交換器２との間に合流する。なお、第２の冷凍サイクルは、第１の水－冷媒熱交換器２と電動膨張弁４との間であれば、他の位置から分岐していてもよい。
　第２の冷凍サイクルは、第１の冷凍サイクルの内部熱交換器３と電動膨張弁４との間から分岐して、分流膨張弁８（第２の減圧装置）、副圧縮機９の吸入配管２２（内部熱交換器３内を貫通する）、副圧縮機９（第２の圧縮機）、逆止弁１０、副放熱手段１１（放熱手段）、合流膨張弁１２（第３の減圧装置）の順に接続されて形成され、第１の冷凍サイクルの主圧縮機１と第１の水－冷媒熱交換器２との間に合流する。
　第１の冷凍サイクル、第２の冷凍サイクルには、冷媒として、例えば、Ｒ４１０Ａが封入されている。
　主圧縮機１には、吸入圧力を検出する圧力センサ１３、吐出圧力を検出する圧力センサ１４が設けられる。また、副圧縮機９には、吸入圧力を検出する圧力センサ１５、吐出圧力を検出する圧力センサ１６が設けられる。
　主圧縮機１の吐出温度を検出する温度センサ１７、第１の水－冷媒熱交換器２の出口の給水温度を検出する温度センサ１８、副圧縮機９の吸入冷媒の温度を検出する温度センサ１９、第１の冷凍サイクルの内部熱交換器３の出口の冷媒の温度を検出する温度センサ２０を備える。
　圧力センサ１３～１６、温度センサ１７～２０の情報により、図示しない制御部が、ヒートポンプ給湯装置の運転制御を行う。
　制御部は、所定のプログラムが組み込まれたマイコン（マイクロコンピュータ）で構成される。以下の各種の制御における主語は制御部であるが、一々「制御部が」という文言は記載しない。
　空気熱交換器５には、外気からの採熱量を調整する送風機６が設けられている。
　第１の水－冷媒熱交換器２には、給湯負荷となる給湯タンク７が接続され、熱媒体として水が循環している。図１の矢印は、熱媒体である水の流れを示している。
　第１の水－冷媒熱交換器２には、公知のプレート積層型熱交換器を使用する。図２により、簡単に第１の水－冷媒熱交換器２（プレート積層型熱交換器）の内部構成を説明する。図２では、外周カバーを構成する筒状体は省略している。第１の水－冷媒熱交換器２（プレート積層型熱交換器）は、一方の最外端のプレート２ｄに、冷媒配管接続口２ａが設けられる。また、他方の最外端のプレート２ｄに、水配管接続口２ｂが設けられる。
　一対の最外端のプレート２ｄの間に、複数の波形状の伝熱プレート２ｃが並べて配置される。伝熱プレート２ｃの間に、交互に冷媒流路２ｅと、水流路２ｆとが形成される。そして、伝熱プレート２ｃに、各冷媒流路２ｅと冷媒配管接続口２ａとを接続する冷媒連通穴２ｇが設けられる。また、伝熱プレート２ｃに、各水流路２ｆと水配管接続口２ｂとを接続する水連通穴２ｈが設けられる。
　このように構成された本実施の形態１のヒートポンプ式給湯装置の動作について説明する。
　まず、副放熱手段１１に何も接続されていない場合における給湯運転の冷凍サイクルの動作について、図１および図３を参照しながら説明する。
　図３は給湯運転時の冷凍サイクルの動作を示すＰ－ｈ線図（モリエル線図ともいう）で、横軸は比エンタルピ［ｋＪ／ｋｇ］、縦軸は冷媒圧力［ＭＰａ］である。
　図３において、第１の冷凍サイクルは、Ａ→Ｂ→Ｃ→Ｄ→Ｅ→Ａの実線で示すように動作する。また、第２の冷凍サイクルは、Ｇ→Ｈ→Ｉ→Ｃ→Ｄ→Ｆ→Ｇの破線で示すように動作する。
　第１の冷凍サイクルでは、以下に示す動作が行われる。
（１）主圧縮機１に、低圧ガス冷媒（状態Ａ）が吸入される；
（２）低圧ガス冷媒（状態Ａ）が主圧縮機１で圧縮されて高温高圧のガス冷媒（状態Ｂ）となり吐出される；
（３）第１の水－冷媒熱交換器２で水に放熱して凝縮し、高圧液冷媒（状態Ｃ）になる；
（４）内部熱交換器３で、第２の冷凍サイクルの分岐冷媒と熱交換を行い過冷却液（状態Ｄ）になる；
（５）電動膨張弁４で第１の低圧まで減圧され、低圧二相冷媒（状態Ｅ）になる；
（６）空気熱交換器５で外気から採熱して蒸発し、再び低圧ガス冷媒（状態Ａ）となる。
　電動膨張弁４の開度は、あらかじめ把握している主圧縮機１の運転特性と、圧力センサ１３で検知する吸入圧力と、圧力センサ１４で検知する吐出圧力との情報から、主圧縮機１に吸入される吸入冷媒（状態Ａ）が、ちょうど飽和蒸気となるような目標吐出温度を予測し、温度センサ１７で検知する実際の吐出温度と予測した目標吐出温度とが一致するように調整される。
　また、主圧縮機１の回転数（運転容量）は、温度センサ１８で検知する給水温度が目標値、例えば４５℃となるように調整される。このように運転されることで、給湯負荷となる給湯タンク７に所定温度まで昇温した温水を供給する。
　しかし、外気温度が極めて低い場合や、要求される加熱能力が大きい場合、主圧縮機１が最大容量で運転しても目標給水温度（例えば４５℃）に調整できない場合がある。
　一例では、主圧縮機１に５馬力程度のスクロール圧縮機、副圧縮機９に２馬力程度のロータリ圧縮機が使用される。
　このようなときは、第２の冷凍サイクルが運転される。第２の冷凍サイクルでは、内部熱交換器３出口（状態Ｄ）から一部の冷媒を分岐し、分流膨張弁８で第２の低圧（第１の低圧より高い）まで減圧する。この第２の低圧の冷媒（状態Ｆ）は、吸入配管２２が内部熱交換器３を貫通することにより、内部熱交換器３において高圧液冷媒（状態Ｃ）によって加熱され、ガス冷媒（状態Ｇ）となって副圧縮機９に吸入される。副圧縮機９で昇圧された第２高圧ガス冷媒（状態Ｈ）は、合流膨張弁１２で減圧され、主圧縮機１の吐出冷媒（状態Ｂ）と合流し、状態Ｉとなって第１の水－冷媒熱交換器２に流入する。その後、第１の水－冷媒熱交換器２で水に放熱して凝縮し、高圧液冷媒（状態Ｃ）になり、内部熱交換器３で、第２の冷凍サイクルの分岐冷媒と熱交換を行い過冷却液（状態Ｄ）になる。
　分流膨張弁８の開度は、温度センサ１９及び圧力センサ１５で検知される副圧縮機９の吸入冷媒（状態Ｇ）の状態が、飽和蒸気か、あるいは僅かに過熱する程度になるように調整される。
　副圧縮機９は一定速圧縮機でもよいが、インバータで駆動される回転数調整可能な圧縮機である場合は、圧力センサ１５で検知される吸入圧力が所定値となるように、副圧縮機９の回転数が調整される。
　合流膨張弁１２の開度は、圧力センサ１６で検知される副圧縮機９の吐出圧力を操作できるので、副圧縮機９の入力が要求される加熱能力を満たすような吐出圧力になるように調整する。
　本実施の形態１のヒートポンプ式給湯装置は、このように加熱能力が最大になるよう第２の冷凍サイクルが運転されることで、第１の水－冷媒熱交換器２で水に放熱して凝縮した高圧液冷媒（状態Ｃ）が、内部熱交換器３で第２の冷凍サイクルの分岐冷媒と熱交換を行い過冷却液（状態Ｄ）になり、状態Ｅと状態Ａとの差が拡大するので、外気からの採熱量が増大し、加熱運転の運転効率が向上する。
　また、外気からの採熱量と主圧縮機１の入力に加え、副圧縮機９の入力も全体の凝縮熱量に加わり、最大加熱能力が増大する。
　続いて、副放熱手段１１が第２の水－冷媒熱交換器２３（第２の熱交換器）となる場合について、図４乃至図６を参照しながら説明する。
　基本的な冷凍サイクルの動作および運転制御は、前述した副放熱手段１１に何も接続されていない場合と同様であるが、ここでは、副放熱手段１１が第２の水－冷媒熱交換器２３であり、給湯タンク７からの循環水は、第１の冷凍サイクル側の第１の水－冷媒熱交換器２を経由して第２の水－冷媒熱交換器２３に通水される。
　副圧縮機９から吐出された高温高圧のガス冷媒（状態Ｈ）は第２の水－冷媒熱交換器２３で水を再度加熱し、循環水はより高温となって給湯タンク７に戻る。第２の水－冷媒熱交換器２３を出た冷媒（状態Ｊ）は合流膨張弁１２で減圧され、主圧縮機１の吐出冷媒（状態Ｂ）と合流し（状態Ｉ）、その後第１の水－冷媒熱交換器２に流通する。
　この第２の冷凍サイクルが運転される状況においては、主圧縮機１は既に最大容量運転を行っている。また、合流膨張弁１２では、５０℃以上の高温水が要求された場合などにおいて、その水温での出湯が可能となる目標吐出圧力を設定し、副圧縮機９の吐出圧力が設定した目標吐出圧力になるように開度調整される。副圧縮機９では、温度センサ１８で検知される目標出湯温度が実現できる加熱能力となるように回転数が調整される。
　また、副圧縮機９の吐出圧力（圧力センサ１６出力値）は、第１の水－冷媒熱交換器２から第２の水－冷媒熱交換器２３に流入する水温によってほぼ決まってしまう。そこで、合流膨張弁１２は第２の水－冷媒熱交換器２３出口（状態Ｊ）の過冷却度が１～２［Ｋ］となるように開度調整されるとしてもよい。この場合、副圧縮機９の回転数によって吸入圧力（圧力センサ１５出力値）および副圧縮機９の入力が変化する。したがって、第２の水－冷媒熱交換器２３での加熱能力も副圧縮機９の回転数に伴って変化するので、出口水温が設定値となるように制御できる。
　図６は第１の水－冷媒熱交換器２、第２の水－冷媒熱交換器２３内部における水と冷媒との温度変化の過程を示している。循環水側は第１の水－冷媒熱交換器２、第２の水－冷媒熱交換器２３を直列に流通し、入口から出口までほぼ直線的に温度上昇する。
　一方、冷媒側では、第２の水－冷媒熱交換器２３の凝縮圧力は第１の水－冷媒熱交換器２のそれより高く設定され、それぞれ異なる凝縮温度となっているので、１つの凝縮温度で昇温する場合よりも、上昇していく水温に対して冷媒との温度差を小さくできる。
　つまり、水温が低い側では低めの凝縮温度で昇温し、水温が高い側では高めの凝縮温度で昇温できるので、水と冷媒の温度差が必要以上に大きくなることがない。よって、同一出湯温度に対して高効率で昇温することができ、冷凍サイクルの成績係数（ＣＯＰ）を向上することができる。
　特に５０℃以上の高温水が要求されたとき、凝縮温度はそれ以上のレベルに設定する必要があるが、副放熱手段１１が第２の水－冷媒熱交換器２３となる図４の冷媒回路では、第２の水－冷媒熱交換器２３側、すなわち第２の冷凍サイクル側だけをその高凝縮温度にすればよく、システム全体として高効率で運転できるとともに、第２の冷凍サイクルでは外気から採熱する必要がないので、第２の冷凍サイクルでは低圧を比較的高い状態で運転できる。よって、外気が極めて低い場合でも高圧縮比になりにくく、吐出温度異常上昇などの運転制限が発生しにくい。すなわち、第２の冷凍サイクルの低圧を第１の冷凍サイクルの低圧よりも高い状態に制御することで厳しい運転条件においても信頼性を向上することができる。
　さらに、第１の水－冷媒熱交換器２では、主圧縮機１で循環される冷媒と副圧縮機９で循環される冷媒が合流して流通する。
　一般に水－冷媒熱交換器として使用されるプレート積層型熱交換器（図２）は、水側と冷媒側の流路が等しいので冷媒側の流速が遅くなることが多く、それに伴い冷媒側伝熱性能が低下しやすいが、本実施の形態においては、第１の水－冷媒熱交換器２を流通する冷媒流量が、主圧縮機１と副圧縮機９の合計となり冷媒流速が速くなるので、この第１の水－冷媒熱交換器２の伝熱性能が向上するという効果を有する。
　また、プレート積層型熱交換器は過冷却液部分で特に流速が低下して伝熱特性が悪化するため、過冷却度を大きくとることができない。しかし、この実施の形態では内部熱交換器で大きな過冷却度をとることができ、プレート積層型熱交換器を用いる場合でも過冷却度が大きい高効率な冷凍サイクル運転が可能となる。
　続いて、副放熱手段１１を凍結防止ヒータとして用いる場合について、図７、図８を参照しながら説明する。
　給湯運転において外気が氷点下になる状況では空気熱交換器５に着霜が生じるため、これを融かすための除霜運転が間欠的に行われるが、除霜時に生じたドレンや融け残った霜が空気熱交換器５の下部や、ドレン受け皿２１に蓄積されて氷が成長し、給湯装置自体が破損してしまうことがある。これを回避するため、図７では、空気熱交換器５下部の伝熱管の一部を流用、あるいは空気熱交換器５の下方に配置されるドレン受け皿２１に密着させた配管を設置し、副放熱手段１１としている。
　図７の冷媒回路における第２の冷凍サイクルによる凍結防止運転も、図８のＰ－ｈ線図に示すように、基本的な動作は前述の図４の冷媒回路と同様である。
　副圧縮機９が稼動すると、内部熱交換器３で熱回収され、副放熱手段１１である凍結防止ヒータ２４に副圧縮機９から吐出された高温高圧のガス冷媒が流通し、融け残った霜や再凍結した氷を融解させる。この凍結防止運転は、給湯運転中に常に運転されるか、あるいは除霜運転終了後、所定時間だけ運転される。
　一般的に寒冷地仕様とされるヒートポンプ装置には凍結防止ヒータとして電気ヒータが装備されるが、本実施の形態によれば、副圧縮機９の電気入力に加えて、蒸発器エンタルピ差拡大により外気採熱量も増えるため、電気入力を超える凝縮熱量が得られ、高効率な凍結防止運転を行うことができる。
　以上のように、この実施の形態に係るヒートポンプ式給湯装置は、副圧縮機９と内部熱交換器３による熱回収作用によって蒸発器エンタルピ差を拡大するので、副圧縮機９の電気入力以上の大きな過熱能力が得られるとともに、外気からの採熱量が増えることにより電気ヒータによる加熱能力増大作用よりもＣＯＰが高い給湯運転を行うことができる。
　また、第１の水－冷媒熱交換器２に流通する冷媒流量が主圧縮機１と副圧縮機９の合計となり冷媒流速が速くなるので、第１の水－冷媒熱交換器２内部の冷媒側伝熱性能が向上する。これは、第１の水－冷媒熱交換器２がプレート積層型熱交換器である場合に特に効果がある。
　また、第２の冷凍サイクル側に電気ヒータ代替となる副放熱手段１１である凍結防止ヒータ２４を配置し、水加熱や空気熱交換器５の凍結防止に利用するようにしたので、内部熱交換器３での熱回収作用が冷凍サイクルのＣＯＰを向上し、電気ヒータを利用するものよりも高効率となる給湯運転を行うことができる。
　また、この実施の形態に係るヒートポンプ式給湯装置は、副圧縮機９と合流膨張弁１２との間に第２の水－冷媒熱交換器２３を備え、第１の冷凍サイクルと第２の冷凍サイクルとで異なる凝縮温度を生成するようにし、２段階で水を加熱するように配置したので、高温水を要求されたときでも高効率でかつ信頼性の高い加熱運転を行うことができる。
　以上の説明では、第２の冷凍サイクルの副圧縮機９と合流膨張弁１２との間に設ける副放熱手段１１に、第２の水－冷媒熱交換器２３又は凍結防止ヒータ２４を単独に接続するものであった。しかし、複数の副放熱手段１１を並列に配置して、第２の冷凍サイクルを流れる冷媒を複数の副放熱手段１１のいずれへ流すかを切り替える副放熱手段切替装置（放熱手段切替装置）を設けるようにしてもよい。
　また、以上の説明では、ヒートポンプ装置の一例として、温めた水（温水）を給湯タンク７へ供給するヒートポンプ式給湯装置を一例として説明した。しかし、ヒートポンプ装置は、温めた水をラジエータ等へ供給するヒートポンプ式暖房装置であってもよい。
　また、上記説明では、第１の水－冷媒熱交換器２や第２の水－冷媒熱交換器２３で冷媒と熱交換される熱媒体の一例として水を用いて説明した。しかし、第１の水－冷媒熱交換器２や第２の水－冷媒熱交換器２３で冷媒と熱交換される熱媒体は、水以外の流体であっても構わない。例えば、第１の水－冷媒熱交換器２や第２の水－冷媒熱交換器２３の代わりに、空気と冷媒とを熱交換する空気熱交換器を用いていもよい。空気熱交換器を用いた場合、温風乾燥装置等、高温の空気が必要となる装置で特に効果を発揮する。
　１　主圧縮機、２　第１の水－冷媒熱交換器、３　内部熱交換器、４　電動膨張弁、５　空気熱交換器、６　送風機、７　給湯タンク、８　分流膨張弁、９　副圧縮機、１０　逆止弁、１１　副放熱手段、１２　合流膨張弁、１３　圧力センサ、１４　圧力センサ、１５　圧力センサ、１６　圧力センサ、１７　温度センサ、１８　温度センサ、１９　温度センサ、２０　温度センサ、２１　ドレン受け皿、２２　吸入配管、２３　第２の水－冷媒熱交換器、２４　凍結防止ヒータ。

Claims (9)

  1. 　第１の圧縮機、第１の熱交換器、内部熱交換器、第１の減圧装置、蒸発器が順次接続されて構成される第１の冷凍サイクルと、
    　前記第１の熱交換器と前記第１の減圧装置との間から分岐し、第２の減圧装置、前記内部熱交換器、第２の圧縮機、第３の減圧装置が順次接続され、前記第１の圧縮機と前記第１の熱交換器との間に再び合流する第２の冷凍サイクルと
    を備えたことを特徴とするヒートポンプ装置。
  2. 　前記第２の冷凍サイクルは、さらに、前記第２の圧縮機と前記第３の減圧装置との間に、放熱手段を備えたことを特徴とする請求項１に記載のヒートポンプ装置。
  3. 　前記放熱手段は、第２の熱交換器であり、前記第１の熱交換器で前記第１の冷凍サイクルを流れる冷媒と熱交換された後の流体が、前記第２の熱交換器へ流通し、前記第２の熱交換器で前記第２の冷凍サイクルを流れる冷媒と熱交換されるように設けられる
    ことを特徴とする請求項２に記載のヒートポンプ装置。
  4. 　前記ヒートポンプ装置は、さらに、
    　前記第２の熱交換器の凝縮圧力が、前記第１の熱交換器の凝縮圧力よりも高くなるように前記第３の減圧装置の開度を調整する制御部
    を備えることを特徴とする請求項３に記載のヒートポンプ装置。
  5. 　前記制御部は、前記第２の冷凍サイクルにおける蒸発圧力が、前記第１の冷凍サイクルにおける蒸発圧力よりも高くなるように前記第２の圧縮機を制御する
    ことを特徴とする請求項４に記載のヒートポンプ装置。
  6. 　前記第１の熱交換器は、水と、前記第１の冷凍サイクルを流れる冷媒とを熱交換する水－冷媒熱交換器であり、
    　前記第２の熱交換器は、水と、前記第２の冷凍サイクルを流れる冷媒とを熱交換する水－冷媒熱交換器である
    ことを特徴とする請求項３から５までのいずれかに記載のヒートポンプ装置。
  7. 前記第１の熱交換器と前記第２の熱交換器との少なくともいずれかは、プレート積層型熱交換器である
    ことを特徴とする請求項６に記載のヒートポンプ装置。
  8. 　前記放熱手段は、前記蒸発器の下端近傍に配置される配管で構成される
    ことを特徴とする請求項２に記載のヒートポンプ装置。
  9. 　前記第２の冷凍サイクルは、さらに、前記第２の圧縮機と前記第３の減圧装置との間に並列に配置される複数の放熱手段と、
    　前記第２の冷凍回路を流れる冷媒を前記複数の放熱手段のいずれへ流すかを切り替える放熱手段切替装置と
    を備えたことを特徴とする請求項１に記載のヒートポンプ装置。
PCT/JP2010/055686 2009-05-26 2010-03-30 ヒートポンプ装置 WO2010137401A1 (ja)

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