WO2015092845A1 - ヒートポンプ給湯装置 - Google Patents

Abstract

　並列に配置され、互いに容量が異なる複数の圧縮機１、２と、負荷側熱交換器３と、減圧装置４と、熱源側熱交換器５とを冷媒配管７で接続して冷媒が循環する冷媒回路と、冷媒回路を流れる冷媒と負荷側熱交換器３で熱交換して負荷側媒体を加熱する給湯回路と、給湯回路の給湯負荷に応じて複数の圧縮機１、２のそれぞれの運転周波数を制御する制御装置１２とを備え、制御装置１２は、給湯負荷が予め設定した第１設定負荷以上の場合、複数の圧縮機１、２を同時運転し、それぞれの運転周波数を給湯負荷に応じて制御し、給湯負荷が第１設定負荷未満の場合、複数の圧縮機１、２のうち容量最小の圧縮機２を単独運転し、その運転周波数を給湯負荷に応じて制御する。

Description

ヒートポンプ給湯装置

　本発明は、ヒートポンプ給湯装置に関するものである。

　ヒートポンプ給湯装置では最大加熱能力を大きくするために複数の冷媒回路を熱交換器の水回路で結合して実現している。しかし、このように最大加熱能力を大きくすることを目的として構成されたヒートポンプ給湯装置では、給湯負荷が小さくなると圧縮機の発停が多くなるため、凝縮温度が不安定になり、出湯温度が不安定になると共に消費電力にロスを生じて効率が低下する。

　給湯負荷が小さい場合において、圧縮機の発停を少なくし、消費電力にロスを生じずに出湯温度を安定させるには、複数の圧縮機を１つの冷媒回路に配置することが有効である。このように複数の圧縮機を１つの冷媒回路に配置する先行例として、特許文献１のヒートポンプ給湯装置がある。このヒートポンプ給湯装置では、同容量のインバータ駆動の圧縮機を、複数台並列に配置している。

特許第４０１６８７５号公報（第８頁、第１図）

　特許文献１に記載された従来のヒートポンプ給湯装置は、同容量のインバータ駆動の圧縮機を複数台並列に配置しており、小さな給湯負荷に対しては一台の圧縮機を単独で運転することで対応している。しかし、小さな給湯負荷に対し、圧縮機の運転周波数を低下させて能力を低くするには限界がある。このため、小さな給湯負荷に対応するには、圧縮機一台を単独運転させ、その圧縮機運転周波数を最低まで下げた上で、圧縮機の発停を繰り返すことになる。しかしながら、この方法では圧縮機の発停が多くなり、運転効率が低下するという問題があった。

　また、特許文献１のヒートポンプ給湯装置では、各圧縮機の容量が互いに同じであるため、給湯負荷が小さい場合の単独運転時において、選択できる圧縮機の容量（種類）は一種類である。よって、給湯負荷に合わせて容量を変えて圧縮機を選択するという方法が取れず、幅広い給湯負荷への対応が困難であるという問題があった。

　本発明は、上記のような課題を解決するためになされたもので、幅広い給湯負荷に対応可能でありながら、給湯負荷が小さい場合にも圧縮機の発停を少なくでき、発停による運転効率低下を抑制できるヒートポンプ給湯装置を得ることを目的とする。

　本発明に係るヒートポンプ給湯装置は、並列に配置され、互いに容量が異なる複数の圧縮機と、負荷側熱交換器と、減圧装置と、熱源側熱交換器とを冷媒配管で接続して冷媒が循環する冷媒回路と、冷媒回路を流れる冷媒と負荷側熱交換器で熱交換して負荷側媒体を加熱する給湯回路と、給湯回路の給湯負荷に応じて複数の圧縮機のそれぞれの運転周波数を制御する制御装置とを備え、制御装置は、給湯負荷が予め設定した第１設定負荷以上の場合、複数の圧縮機を同時運転し、それぞれの運転周波数を給湯負荷に応じて制御し、給湯負荷が第１設定負荷未満の場合、複数の圧縮機のうち容量最小の圧縮機を単独運転し、その運転周波数を給湯負荷に応じて制御するものである。

　本発明によれば、幅広い給湯負荷に対応可能でありながら、給湯負荷が小さい場合にも圧縮機の発停を少なくでき、発停による運転効率低下を抑制できるヒートポンプ給湯装置を得ることができる。

本発明の実施の形態１におけるヒートポンプ給湯装置の構成図である。 本発明の実施の形態１におけるヒートポンプ給湯装置の給湯負荷と大容量圧縮機及び小容量圧縮機のそれぞれの運転周波数との関係を示す図である。 本発明の実施の形態１におけるヒートポンプ給湯装置の圧縮機運転周波数制御のフローチャートである。 本発明の実施の形態１におけるヒートポンプ給湯装置の冷媒循環量と圧縮機効率との関係を示す特性図である。 本発明の実施の形態２におけるヒートポンプ給湯装置の空気温度と運転周波数変化率との関係を示す特性図である。 本発明の実施の形態２におけるヒートポンプ給湯装置の圧縮機運転周波数制御のフローチャートである。 本発明の実施の形態２におけるヒートポンプ給湯装置の減圧装置開度制御のフローチャートである。 本発明の実施の形態２におけるヒートポンプ給湯装置において目標出湯温度の変更があった場合の高圧圧力（凝縮圧力）の変化を示す図である。

実施の形態１．
　図１は、本発明の実施の形態１におけるヒートポンプ給湯装置の構成図である。
　ヒートポンプ給湯装置１３は、互いに容量が異なる複数のインバータ圧縮機１、２（以下、大容量圧縮機１、小容量圧縮機２という。）と、負荷側熱交換器３と、例えば電子膨張弁で構成された減圧装置４と、熱源側熱交換器５と、アキュムレータ６とを冷媒配管７で接続した冷媒回路を備えている。大容量圧縮機１及び小容量圧縮機２は並列に配置されている。なお、両圧縮機１、２を特に区別せずに総称する場合は符号を付さず単に「圧縮機」という。

　大容量圧縮機１及び小容量圧縮機２のそれぞれは、冷媒を圧縮して高温高圧の冷媒とするものである。負荷側熱交換器３は、大容量圧縮機１及び小容量圧縮機２から吐出された高温高圧の冷媒と後述の給湯回路の負荷側媒体である水との熱交換を行い、水を加熱するものである。減圧装置４は、熱源側熱交換器５で水を加熱することにより凝縮した高圧の液冷媒に圧損を与えて低温低圧の液冷媒にするものである。

　熱源側熱交換器５は、低温低圧の液冷媒に熱媒体である空気（外気）の熱を与えるためのものである。アキュムレータ６は、ガス冷媒と液冷媒とを分離して大容量圧縮機１及び小容量圧縮機２のそれぞれにガス冷媒と冷凍機油とを送るものである。

　また、ヒートポンプ給湯装置１３は、負荷側熱交換器３に水を通過させるための水配管８を備えている。そして、水配管８と負荷側熱交換器３とを接続することによって給湯回路が構成されている。

　ヒートポンプ給湯装置１３は更に、以下に示す各種センサが設けられている。すなわち、ヒートポンプ給湯装置１３は、大容量圧縮機１の吐出温度を検知する吐出温度センサ９ａと、大容量圧縮機１の吸入温度を検知する吸入温度センサ９ｂと、小容量圧縮機２の吐出温度を検知する吐出温度センサ９ｃと、小容量圧縮機２の吸入温度を検知する吸入温度センサ９ｄとを備えている。また、ヒートポンプ給湯装置１３は、負荷側熱交換器３の入口水温を検知する入口水温検知センサ９ｅと、負荷側熱交換器３の出口水温（出湯温度）を検知する出口水温検知センサ９ｆと、熱源側熱交換器５を通過する外気温度を検知する熱媒体温度検知センサ９ｇとを備えている。

　また、ヒートポンプ給湯装置１３は、大容量圧縮機１及び小容量圧縮機２の吐出冷媒圧力を検知する吐出圧力センサ１０と、大容量圧縮機１及び小容量圧縮機２の吸入冷媒圧力を検知する吸入圧力センサ１１とを備えている。

　また、このヒートポンプ給湯装置１３には更に、ヒートポンプ給湯装置１３全体を制御する制御装置１２を備えている。制御装置１２はマイクロコンピュータで構成され、ＣＰＵ、ＲＡＭ及びＲＯＭ等を備えており、ＲＯＭには制御プログラム等が記憶されている。制御装置１２は、給湯回路の給湯負荷を後述するようにして算出し、算出した給湯負荷に応じて凝縮温度が所定値（例えば、６１℃）となるように大容量圧縮機１及び小容量圧縮機２のそれぞれの運転周波数を決定する。そして、制御装置１２は、その決定した運転周波数となるように大容量圧縮機１及び小容量圧縮機２を制御する。

　また、制御装置１２は、熱源側熱交換器５の冷媒出口の過熱度が予め設定した設定過熱度（例えば、４℃）になるように減圧装置４の開度を制御する。この過熱度は、吸入温度センサ９ｂで検知された吸入冷媒温度から、吸入圧力センサ１１で検知された吸入圧力から換算される飽和温度を減算することにより求められる。このように、吸入温度センサ９ｂと吸入圧力センサ１１とにより過熱度検知手段が構成されている。なお、過熱度検知手段は過熱度を検知できればよく、吸入圧力センサ１１に代えて、熱源側熱交換器５の入口の冷媒温度を検知する温度センサを用いてもよい。

　ここで、給湯回路の給湯負荷の算出方法について説明する。制御装置１２は入口水温検知センサ９ｅで検知された入口水温と出口水温検知センサ９ｆにより検知された出口水温とから現在の能力を算出し、現在の能力で一定時間運転したときの入口水温の変化を検知し、以下の算出式で負荷を予測する。負荷が現在の能力より大きいとき入口水温は低下（－）し、小さいときは上昇（＋）する。保有水量、比熱、ユニット最大能力を予め入力しておくことで給湯負荷が算出できる。

　給湯負荷［％］＝（現在能力－単位時間当りの入口水温変化×保有水量×比熱）／ユニット最大能力
　なお、給湯負荷の算出方法は以上の方法に限られたものではなく、他の方法を用いてもよい。

　本発明のヒートポンプ給湯装置は、幅広い給湯負荷に対応可能でありながら、給湯負荷が小さい場合にも圧縮機の発停を少なくできる点に特徴がある。幅広い給湯負荷に対応可能とするために、互いに容量が異なる大容量圧縮機１と小容量圧縮機２とを並列に配置した構成とすると共に、給湯負荷と大容量圧縮機１及び小容量圧縮機２のそれぞれの運転周波数との間に次の図２に示す関係を持たせている。なお、ここでは、大容量圧縮機１の運転周波数範囲及び小容量圧縮機２の運転周波数範囲を共に３０Ｈｚ～１００Ｈｚとしている。

　図２は、本発明の実施の形態１におけるヒートポンプ給湯装置の給湯負荷と大容量圧縮機１及び小容量圧縮機２のそれぞれの運転周波数との関係を示す図である。図２のＡ１～Ａ３は大容量圧縮機１において運転周波数が変化するポイント、Ｂ１～Ｂ５は小容量圧縮機２において運転周波数が変化するポイントを示したものであるが、この各ポイントについては後述の図４にて改めて説明する。

　図２の関係は制御装置１２に予め演算式又は換算テーブルの形で記憶し、給湯負荷に応じた大容量圧縮機１及び小容量圧縮機２のそれぞれの運転周波数を制御装置１２が決定する際に使用される。図２において給湯負荷を区分する数値（％）及び運転周波数は一例を示したに過ぎず、それらは実使用条件等に応じて適宜設定すれば良い。

　まず、図２の概要を説明すると、制御装置１２は、以上のようにして算出した給湯負荷が予め設定した第１設定負荷（ここでは例えば３５％）以上の場合、大容量圧縮機１及び小容量圧縮機２の両方を運転（以下、同時運転という）する。一方、給湯負荷が第１設定負荷未満の場合、小容量圧縮機２（複数の圧縮機のうち容量最小の圧縮機に相当）を単独運転する。

（同時運転）
　同時運転は、給湯負荷が「負荷大」（第２設定負荷（ここでは例えば８２％）以上１００％以下）のときと、「負荷中」（第３設定負荷（ここでは、例えば３５％）以上第２設定負荷未満）のときとで異なる運転となる。

　また、給湯負荷が「負荷大」の領域のうち、給湯負荷が８２％以上、１００％未満のときには、制御装置１２は、大容量圧縮機１の運転周波数を使用上の最大運転周波数とする。一方、小容量圧縮機２については、給湯負荷が小さい程、運転周波数を低くする関係としており、制御装置１２は、この関係に基づいて給湯負荷に応じて小容量圧縮機２の運転周波数を決定する。

　なお、給湯負荷が「負荷大」のときの大容量圧縮機１の運転周波数の下限値は、小容量圧縮機２が最大運転周波数１００Ｈｚのときの冷媒循環量と同じ冷媒循環量が得られる運転周波数６６Ｈｚとする。

　給湯負荷が「負荷中」の領域にあるときには、大容量圧縮機１及び小容量圧縮機２の各運転周波数を共に、給湯負荷が小さい程、運転周波数を低くする関係としている。制御装置１２は、この関係に基づいて大容量圧縮機１及び小容量圧縮機２のそれぞれの運転周波数を決定する。また、このときの大容量圧縮機１及び小容量圧縮機２のそれぞれの運転周波数は、大容量圧縮機１及び小容量圧縮機２の相互の冷媒循環量が同一となるように設定される。「負荷中」は、ヒートポンプ給湯装置１３の運転中に最も発生頻度の高い負荷領域であると考えられ、「負荷中」のときにおける大容量圧縮機１及び小容量圧縮機２の相互の冷媒循環量が同一となるようにそれぞれの運転周波数を制御することで、大容量圧縮機１及び小容量圧縮機２を循環する冷凍機油を同量にすることができる。これにより、油枯渇による大容量圧縮機１及び小容量圧縮機２の故障を防ぐことができる。

（単独運転）
　単独運転は、給湯負荷が「負荷小」（給湯負荷１２％以上３５％未満）のときと、「負荷極小」（給湯負荷０％以上１２％未満）のときとで異なる運転となる。

　給湯負荷が「負荷小」の領域にあるときには、小容量圧縮機２の運転周波数を、給湯負荷が小さい程、運転周波数を低くする関係としている。制御装置１２は、この関係に基づいて給湯負荷に応じて小容量圧縮機２の運転周波数を決定する。

　給湯負荷が「負荷極小」の領域にあるときには、制御装置１２は、小容量圧縮機２の運転周波数を使用上の最低運転周波数固定とし、給湯負荷に応じて小容量圧縮機２を発停させる。

　また、同時運転と単独運転との境界である給湯負荷３５％を跨ぐように給湯負荷が下降する場合には以下のような運転となる。すなわち、給湯負荷３５％を跨ぐように給湯負荷が低下した場合、大容量圧縮機１が運転停止して小容量圧縮機２による単独運転に切り替わることになる。このとき、大容量圧縮機１を運転停止する直前の大容量圧縮機１による冷媒循環量を、単独運転に切り替わった後の小容量圧縮機２の１台でカバーできるように小容量圧縮機２の運転周波数を上昇させる。

　なお、同時運転と単独運転の境界の給湯負荷３５％は「負荷中」の領域にあるため、上述したように大容量圧縮機１及び小容量圧縮機２の相互の冷媒循環量を同じとしている。よって、同時運転から単独運転へと運転を切り替わる際には、小容量圧縮機２は単独運転へと切り替わる直前の同時運転のときの自己の冷媒循環量の２倍の冷媒循環量となるように運転周波数を上昇させることになる。

　図３は、本発明の実施の形態１におけるヒートポンプ給湯装置の圧縮機運転周波数制御のフローチャートである。図６の制御は予め設定された制御間隔毎に実施される。
　制御装置１２は、入口水温検知センサ９ｅで検知された入口水温と出口水温検知センサ９ｆで検知された出口水温とから算出した現在の能力と、現在の能力で一定時間運転したときの入口水温の変化とに基づいて給湯負荷を算出する（Ｓ１）。そして、制御装置１２は、算出した給湯負荷に応じて、図２の関係に基づいて大容量圧縮機１及び小容量圧縮機２のそれぞれの運転周波数を決定し、その決定した運転周波数に変更する（Ｓ２）。

　以下、ヒートポンプ給湯装置１３の動作を具体例で説明する。なお、図２の例で説明する。
　例えば、お風呂の湯張りと食器洗いの両方を行っており、給湯負荷が５０％にあるときに、お風呂の湯張りが終了して食器洗いのみとなり、給湯負荷が２０％に下がった場合について考える。この場合、まず、給湯負荷が５０％のとき同時運転しており、すなわち大容量圧縮機１は図２より４０Ｈｚで運転し、小容量圧縮機２は６０Ｈｚで運転している。そして、給湯負荷が２０％に下がったことによって小容量圧縮機２による単独運転に切り替えるため、大容量圧縮機１を運転停止する。ここで、大容量圧縮機１を運転停止するにあたっては、大容量圧縮機１の運転周波数を４０Ｈｚから０Ｈｚにするのではなく、予め設定された制御間隔毎（例えば、３０秒毎）に所定周波数（例えば、１０Ｈｚ）ずつ下げていき、大容量圧縮機１の使用上の最低運転周波数である３０Ｈｚに到達した後、０Ｈｚにして大容量圧縮機１を停止する。

　一方、小容量圧縮機２は、まず、給湯負荷が５０％のとき６０Ｈｚで運転している。そして、給湯負荷が２０％に下がると、運転周波数を最終的に４５Ｈｚまで下げる。運転周波数を４５Ｈｚまで下げるにあたっては、上記と同様、運転周波数を６０Ｈｚから制御間隔毎（例えば、３０秒毎）に所定周波数（例えば、１０Ｈｚ）ずつ下げていく。そして、運転周波数が５０Ｈｚに到達したところで一旦、９０Ｈｚまで上昇させ、その後、４５Ｈｚに至るまで再び制御間隔毎に所定周波数ずつ下げていく制御を行う。

　なお、ここでは給湯負荷が下がる場合を例に説明したが、給湯負荷が上昇する場合においては、上記動作の逆の過程で図２にしたがって大容量圧縮機１及び小容量圧縮機２のそれぞれの運転周波数が上昇する。

　このように、本実施の形態１では、容量の異なる大容量圧縮機１と小容量圧縮機２とを並列に設け、「負荷小」のときには小容量圧縮機２の単独運転で対応し、それよりも負荷が小さい「負荷極小」の場合に限って小容量圧縮機２の発停を行うため、従来のヒートポンプ給湯装置に比べて発停回数を低減できる。すなわち、従来のヒートポンプ給湯装置は、同じ容量の圧縮機を２台備えた構成であるため、例えば中容量圧縮機を２台備えた構成と仮定すると、給湯負荷が小さい場合、１台の中容量圧縮機で単独運転することになる。一方、本実施の形態１では小容量圧縮機２の単独運転で対応するため、中容量圧縮機の単独運転に比べて圧縮機発停の回数を低減できる。

　また、従来のヒートポンプ給湯装置を、小容量圧縮機２を２台の構成と仮定すると、この場合、給湯負荷が小さい場合の圧縮機発停の回数は本実施の形態１と同様となる。しかし、２台共、容量が小さい小容量圧縮機であるため、大きい給湯負荷に対して能力不足となり、幅広い給湯負荷への対応が困難となる。

　以上より、本実施の形態１では、容量の異なる複数の圧縮機を並列に設けた構成としたことで、幅広い給湯負荷に対応可能でありながら、給湯負荷が小さい場合にも圧縮機の発停を少なくでき、発停による効率低下を抑制できるヒートポンプ給湯装置１３を構成できる。

　ところで、設計段階において容量が多肢に渡る複数種の圧縮機の中からヒートポンプ給湯装置１３に用いる複数の圧縮機を選択するにあたっては、まず、ヒートポンプ給湯装置１３の馬力を踏まえ、各圧縮機を使用上の最大運転周波数で運転したときに、給湯負荷１００％を処理できるかどうかが選択基準となる。そして、その選択基準を満足する各種圧縮機のうち、利用の多い給湯負荷領域である「負荷中」において、圧縮機効率の良い運転周波数帯で使用することが可能な圧縮機が選択される。つまり、一般的に圧縮機では、その仕様に応じて圧縮機効率が最大となる運転周波数が決まっているため、この関係を用いて圧縮機が選択されることになる。

　図４は、本発明の実施の形態１におけるヒートポンプ給湯装置の冷媒循環量と圧縮機効率との関係を示す特性図である。図４には、大容量圧縮機１及び小容量圧縮機２のそれぞれの特性について示している。なお、図４のＡ１～Ａ３は、図２のＡ１～Ａ３の各運転周波数における大容量圧縮機１の冷媒循環量と圧縮機効率との関係を示している。同様に、図４のＢ１～Ｂ５は、図２のＢ１～Ｂ５の各運転周波数における小容量圧縮機２の冷媒循環量と圧縮機効率との関係を示している。

　図４から明らかなように、大容量圧縮機１及び小容量圧縮機２のそれぞれの特性において圧縮機効率が最大となる部分が、利用の多い給湯負荷領域である「負荷中」に位置している。

　また、大容量圧縮機１と小容量圧縮機２との容量比率は３：２が好ましく、その理由について図４を参照して説明する。
　「負荷中」の負荷に対応可能な能力を得るために必要な冷媒循環量は、ヒートポンプ給湯装置１３の馬力によって大まかに定まるものであり、ここでは、各圧縮機１、２の冷媒循環量が２６０～６００ｋｇ／ｈ必要である。そして、各圧縮機１、２の冷媒循環量が２６０～６００ｋｇ／ｈの範囲に、各圧縮機１、２のそれぞれの圧縮機効率最大となる部分が同時運転範囲の下限と上限から１／４程度内側に位置するようにすると、圧縮機効率のよい部分を広範囲で使用できるため、図４に示すように大容量圧縮機１と小容量圧縮機２との容量比率は３：２が好ましい。

　ここで、仮に大容量圧縮機１と小容量圧縮機２との容量比率を大容量圧縮機１はそのままで３：１に変更した場合、小容量圧縮機２の特性は図４の点線位置に移動することになる。この場合、「負荷中」の給湯負荷領域において、小容量圧縮機２は圧縮機効率が右下がりとなる範囲で使用されることになり、容積比率を３：２とした場合に比べて、利用の多い給湯負荷領域での効率が低下する。以上のような理由から、大容量圧縮機１と小容量圧縮機２との容量比率は３：２が好ましい。

　そして、大容量圧縮機１と小容量圧縮機２との容量比率を３：２とした場合、大容量圧縮機１及び小容量圧縮機２のそれぞれの運転周波数範囲が３０Ｈｚ～１００Ｈｚであるため、「冷媒循環量を合わせた同時運転範囲」は大容量圧縮機１が３０Ｈｚ～６６Ｈｚ、小容量圧縮機２が４５Ｈｚ～１００Ｈｚとなる。そして、そのそれぞれの運転周波数範囲において、上限から１／４程度内側の周波数を計算すると、大容量圧縮機１では６６－（６６－３０）／４＝５７、小容量圧縮機２では４５＋（１００－４５）／４＝５８．７５となる。このため、圧縮機効率が最大となる運転周波数が６０Ｈｚとなる圧縮機を選択する。これにより、圧縮機効率のよい部分を広範囲で使用できる効果がある。

　以上説明したように、本実施の形態１によれば、冷媒回路内に容量が異なる複数の圧縮機を並列に接続するようにしたので以下の効果が得られる。すなわち、幅広い給湯負荷に対応可能でありながら、給湯負荷が小さい場合にも圧縮機の発停を少なくでき、発停による運転効率低下を抑制することができる。

　また、運転中の発生頻度が最も高い「負荷中」の給湯負荷領域で各圧縮機１、２のそれぞれの冷媒循環量が同じになるように運転周波数を制御するようにしたので、各圧縮機１、２を循環する冷凍機油を同量にすることができ、油枯渇による圧縮機の故障を防ぐことができる。

　また、冷媒回路の圧縮機を、大容量圧縮機１と小容量圧縮機２の２台構成とした場合、大容量圧縮機１と小容量圧縮機２との容量比率を３：２としたので、以下の効果が得られる。すなわち、運転中の発生頻度が最も高い給湯負荷領域で、大容量圧縮機１と小容量圧縮機２のそれぞれを圧縮機効率が最大となるところを含んで圧縮機効率の大小バランス良く両圧縮機１、２を使用できる。このため、運転中の発生頻度が最も高い給湯負荷領域における平均圧縮機効率を高効率に略一定とすることができる。

　なお、ここでは、圧縮機の台数を２台としたが、３台以上でももちろんよい。この場合、給湯負荷が予め設定した第１設定負荷以上の場合、複数の圧縮機を同時運転し、それぞれの運転周波数を前記給湯負荷に応じて制御する。また、給湯負荷が第１設定負荷未満の場合、複数の圧縮機のうち容量最小の圧縮機を単独運転し、その運転周波数を給湯負荷に応じて制御するようにすればよい。

実施の形態２．
　ヒートポンプ給湯装置１３では、凝縮圧力が冷媒回路を構成する機器の耐圧以上とならないようにするための保護機能を備えている。保護機能は、凝縮圧力が耐圧より小さい値に設定した設計圧力を超えると作動し、圧縮機の運転を停止させるものである。このような保護機能により圧縮機の発停が頻発すると運転効率が低下するため、実施の形態２は、保護機能の頻繁な作動を抑制するようにしたものである。

　以下、実施の形態２が実施の形態１と異なる部分を中心に説明する。実施の形態２のヒートポンプ給湯装置１３の構成は図１に示した実施の形態１と同様である。

　実施の形態２のヒートポンプ給湯装置１３の制御装置１２は、運転周波数を変更する場合の基準の変化率を有しており、具体的には、制御間隔（例えば３０秒）毎に予め設定された所定周波数（例えば、１０Ｈｚ）で運転周波数を変更するようにしている。そして、制御装置１２は、保護機能が頻発しないように、熱媒体温度検知センサ９ｇで計測された外気温度に応じて運転周波数の変化率を自動的に変更する。

　図５は、本発明の実施の形態２におけるヒートポンプ給湯装置の空気温度と運転周波数変化率との関係を示す特性図である。
　凝縮圧力が３．５ＭＰａ以上で、更に熱媒体温度検知センサ９ｇで計測された外気温度が－１５℃では運転周波数変化率を基準の半分としている。また、外気温度が７℃では運転周波数変化率を基準の１．５倍としている。また、外気温度が４０℃では運転周波数変化率を基準そのものとする。そして、外気温度が－１５℃以上、７℃未満の範囲では運転周波数変化率が上昇する関係を有し、７℃以上、４０℃未満の範囲では運転周波数変化率が下降する関係を有している。

　図５の関係は、高圧圧力上昇による保護機能の作動を避けるため、現在の運転周波数を最適な速さで変更後の給湯負荷に応じた運転周波数にすることを目的として予め実験又はシミュレーションにより求められたものである。そして、図５の関係は、制御装置１２に予め演算式又は換算テーブルの形で記憶され、給湯負荷に応じた大容量圧縮機１及び小容量圧縮機２のそれぞれの運転周波数を決定後、現在の運転周波数から、その決定した運転周波数に変更する際に図５の運転周波数変化率が使用される。

　なお、図５において、外気温度７℃を境に運転周波数変化率の変化が逆となっている。これは、外気－１５℃では高圧力差の運転、外気４０℃では過負荷の運転となり、何れも高圧圧力が上がりやすい条件であるため、圧縮機の運転周波数の変化率を緩やかにするほうが、高圧圧力が上がり難いからであると考えられる。

　減圧装置４の開度も同様で、ヒートポンプ給湯装置１３は、予め設定された基準の変化率を有しており、具体的には、制御間隔（例えば３０秒）毎に予め設定された所定開度で減圧装置４の開度を変更するようにしている。そして、制御装置１２は、保護機能が頻発しないように、凝縮圧力に応じて減圧装置４の開度変化率を自動的に変更する。具体的には、外気温度に関係なく、吐出圧力センサ１０で検知される吐出冷媒圧力が予め設定した設定圧力（ここでは、例えば３．５ＭＰａ）以上になったとき、開度変化率を基準の例えば８０％になるように変更する。開度変化率を基準の何％にするかは、保護機能の作動を避けつつ、早急に過熱度を設定過熱度にできるように予めシミュレーションにより選定された最適値とされる。

　そして、本実施の形態２のヒートポンプ給湯装置１３では、Ｒ４１０Ａ冷媒を用い、設計圧力を４．０ＭＰａとしている。そして、熱源側熱交換器５における冷媒と水の流れを対向流にして、凝縮温度６１℃（凝縮圧力を４．０ＭＰａ以下）を維持したまま、水側出口で吐出冷媒の過熱度分（ここでは、４℃）を利用し、凝縮温度を上昇させずに６５℃出湯させる。なお、凝縮圧力を４．０ＭＰａ以下にする理由は、空調機と同じ設計圧力にすることで多くの冷媒回路部品及び配管を空調機と共通化してコスト削減するためである。

　図６は、本発明の実施の形態２におけるヒートポンプ給湯装置の圧縮機運転周波数制御のフローチャートである。図６において図３と同一処理部分には同一ステップ番号を示している。図６の制御は制御間隔毎に実施される。
　制御装置１２は、実施の形態１と同様に、給湯負荷を算出し（Ｓ１）、算出結果に応じて大容量圧縮機１及び小容量圧縮機２のそれぞれの運転周波数を制御（Ｓ２）する。ここで、目標出湯温度が例えば６５℃から６７℃に変更された場合について考える。この場合、給湯負荷が上昇することになるため、運転周波数を上昇させることになる。よって、制御装置１２は熱媒体温度検知センサ９ｇで計測された外気温度と図７とに基づいてステップＳ２の処理に先立って運転周波数変化率を決定する（Ｓ１１）。そして、その決定した運転周波数変化率で、ステップＳ２の運転を行う。

　図７は、本発明の実施の形態２におけるヒートポンプ給湯装置の減圧装置４開度制御のフローチャートである。図７の制御は制御間隔毎に実施される。図７の制御は図６の制御と並行して制御装置１２にて実施される。
　制御装置１２は、吐出圧力センサ１０により吐出冷媒圧力を検知し（Ｓ２１）、検知された吐出冷媒圧力が設定吐出冷媒圧力以上かどうかをチェックする（Ｓ２２）。制御装置１２は、検知した吐出冷媒圧力が設定吐出冷媒圧力以上の場合、開度変化率を基準の８０％に設定し（Ｓ２３）、検知した吐出冷媒圧力が設定吐出冷媒圧力未満の場合、開度変化率を基準そのものに設定する（Ｓ２４）。そして、制御装置１２は、過熱度が設定過熱度になるように、ステップＳ２３又はＳ２４で設定された開度変化率で減圧装置４の開度を変更する（Ｓ２５）。

　図８は、本発明の実施の形態２におけるヒートポンプ給湯装置において目標出湯温度の変更があった場合の高圧圧力（凝縮圧力）の変化を示す図である。図８には、目標出湯温度が６５℃から６７℃に変更された場合において、圧縮機運転周波数及び減圧装置４のそれぞれを、基準条件のまま制御した場合と、本実施の形態２の制御（図８において「最適化制御」）を行った場合とを示している。
　図８に示すように、目標出湯温度が６５℃から６７℃に変更された場合、基準条件のままで制御した場合には、高圧圧力（凝縮圧力）が大きく変動しているが、本実施の形態２の制御では高圧圧力（凝縮圧力）の変動を小さく抑えることが可能となっている。

　以上のように本実施の形態２によれば、実施の形態１と同様の効果が得られると共に、圧縮機運転周波数変化率を熱媒体温度（外気温度）に応じて変更すると共に、減圧装置４開度変化率を吐出冷媒圧力に応じて変更するようにした。これにより、高圧圧力の上昇を抑えて安定した高温６５℃出湯が実現でき、保護機能の頻繁な作動を抑制することができる。

　また、熱源側熱交換器５に流入する冷媒と水とを対向流にすることでＲ４１０Ａ冷媒を用いて凝縮圧力を４．０ＭＰａ以下の状態を維持しながら６５℃出湯できる。

　ところで上記説明では、Ｒ４１０Ａ冷媒を用いたヒートポンプ給湯装置１３について、高効率、高温出湯を可能にできると述べているが、冷媒としてＲ３２又はＣＯ_２を用いたヒートポンプ給湯装置１３にも利用できることは、言うまでもない。

　また、熱源側熱交換器５において冷媒と熱交換を行う熱媒体として外気（空気）を挙げて説明したが、空気に限られたものではなく、水、ブライン等でもよい。そして、どの熱媒体を利用しても同じ効果が得られる。

　１　大容量圧縮機、２　小容量圧縮機、３　負荷側熱交換器、４　減圧装置、５　熱源側熱交換器、６　アキュムレータ、７　冷媒配管、８　水配管、９ａ　吐出温度センサ、９ｂ　吸入温度センサ、９ｃ　吐出温度センサ、９ｄ　吸入温度センサ、９ｅ　入口水温検知センサ、９ｆ　出口水温検知センサ、９ｇ　熱媒体温度検知センサ、１０　吐出圧力センサ、１１　吸入圧力センサ、１２　制御装置、１３　ヒートポンプ給湯装置。

Claims (8)

1. 　並列に配置され、互いに容量が異なる複数の圧縮機と、負荷側熱交換器と、減圧装置と、熱源側熱交換器とを冷媒配管で接続して冷媒が循環する冷媒回路と、
   　前記冷媒回路を流れる前記冷媒と前記負荷側熱交換器で熱交換して負荷側媒体を加熱する給湯回路と、
   　前記給湯回路の給湯負荷に応じて前記複数の圧縮機のそれぞれの運転周波数を制御する制御装置とを備え、
   　前記制御装置は、前記給湯負荷が予め設定した第１設定負荷以上の場合、前記複数の圧縮機を同時運転し、それぞれの運転周波数を前記給湯負荷に応じて制御し、前記給湯負荷が前記第１設定負荷未満の場合、前記複数の圧縮機のうち容量最小の前記圧縮機を単独運転し、その運転周波数を前記給湯負荷に応じて制御する
   ことを特徴とするヒートポンプ給湯装置。
2. 　前記制御装置は、前記複数の圧縮機を運転する前記同時運転において、前記複数の圧縮機のそれぞれの前記運転周波数を、前記給湯負荷が前記第１設定負荷以上、予め設定した第２設定負荷未満では、前記給湯負荷が小さい程、低く、且つ、前記複数の圧縮機相互の冷媒循環量が同一となるように決定する
   ことを特徴とする請求項１記載のヒートポンプ給湯装置。
3. 　前記制御装置は、前記給湯負荷の変化に応じて前記運転周波数を変更する際、前記熱源側熱交換器において前記冷媒と熱交換を行う熱媒体の温度に応じて前記運転周波数の変化率を変更する
   ことを特徴とする請求項２記載のヒートポンプ給湯装置。
4. 　前記熱源側熱交換器の前記冷媒の出口の過熱度を検知する過熱度検知手段を更に備え、
   　前記制御装置は、前記単独運転及び前記同時運転中、前記過熱度検知手段で検知された前記過熱度が予め設定した設定過熱度になるように前記減圧装置の開度を制御しており、前記給湯負荷の変化に応じて前記減圧装置の開度を変更する際、前記複数の圧縮機から吐出される冷媒の圧力が予め設定した設定圧力未満の場合、前記減圧装置の開度を予め設定した基準変化率で変化させ、前記複数の圧縮機から吐出される冷媒の圧力が予め設定した設定圧力以上の場合、前記減圧装置の開度を前記基準変化率よりも抑える
   ことを特徴とする請求項１～請求項３の何れか一項に記載のヒートポンプ給湯装置。
5. 　前記複数の圧縮機は大容量圧縮機と小容量圧縮機との２台であり、前記大容量圧縮機と前記小容量圧縮機との容積比率が３：２である
   ことを特徴とする請求項１～請求項４の何れか一項に記載のヒートポンプ給湯装置。
6. 　前記大容量圧縮機及び前記小容量圧縮機のそれぞれの運転周波数範囲が３０Ｈｚ～１００Ｈｚであり、圧縮機効率が最大となるときの前記大容量圧縮機及び前記小容量圧縮機のそれぞれの運転周波数が６０Ｈｚである
   ことを特徴とする請求項５記載のヒートポンプ給湯装置。
7. 　前記負荷側熱交換器に流れる前記冷媒の流れ方向と前記負荷側媒体の流れ方向とが対向流である
   ことを特徴とする請求項１～請求項６の何れか一項に記載のヒートポンプ給湯装置。
8. 　前記冷媒はＲ４１０Ａ冷媒であり、前記制御装置は、凝縮圧力が４．０ＭＰａ以下の状態を保ちつつ前記負荷側熱交換器の前記負荷側媒体の出口温度が６５℃となるように前記複数の圧縮機のそれぞれの運転周波数及び前記減圧装置の開度を制御する
   ことを特徴とする請求項１～請求項７の何れか一項に記載のヒートポンプ給湯装置。

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