(57)【要約】  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。
2010137401.tif 000002
【特許請求の範囲】
【請求項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。
【請求項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。
【請求項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。
【請求項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。
【請求項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。
【請求項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。
【請求項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。
【請求項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。
【請求項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。
【発明の詳細な説明】
【技術分野】
【０００１】
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。
【背景技術】
【０００２】
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）。【０００３】
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）。
【先行技術文献】
【特許文献】
【０００４】
【特許文献１】特開昭５９−４１７４６号公報
【特許文献２】特開平４−２６３７５８号公報
【発明の概要】
【発明が解決しようとする課題】
【０００５】
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。【０００６】
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。【０００７】
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。
【課題を解決するための手段】
【０００８】
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。【０００９】
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。【００１０】
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。【００１１】
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。【００１２】
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。【００１３】
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。【００１４】
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。【００１５】
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。【００１６】
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。
【発明の効果】
【００１７】
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。【００１８】
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。【００１９】
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。【００２０】
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。
【図面の簡単な説明】
【００２１】
【図１】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。
【図２】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。
【図３】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。
【図４】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。
【図５】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。
【図６】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。
【図７】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。
【図８】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。
【発明を実施するための形態】
【００２２】
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。
【００２３】
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。
【００２４】
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。
【００２５】
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。
【００２６】
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。
【００２７】
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。
【００２８】
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。
【００２９】
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。
【００３０】
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。
【００３１】
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。
【００３２】
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。
【００３３】
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。
【００３４】
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。
【００３５】
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。
【００３６】
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。
【００３７】
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。
【００３８】
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。
【００３９】
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。
【００４０】
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。
【００４１】
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。
【００４２】
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。
【００４３】
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。
【００４４】
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。
【００４５】
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。
【００４６】
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。
【００４７】
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。
【００４８】
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。
【００４９】
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。
【００５０】
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。
【００５１】
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。
【００５２】
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。
【００５３】
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。
【００５４】
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。
【００５５】
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。
【００５６】
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。
【００５７】
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。
【００５８】
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。
【００５９】
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。
【００６０】
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。
【００６１】
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。
【００６２】
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。
【００６３】
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。
【００６４】
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。
【００６５】
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。
【００６６】
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。
【００６７】
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。
【００６８】
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。
【００６９】
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。
【００７０】
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。
【００７１】
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。
【符号の説明】
【００７２】
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。
【図１】
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【図２】
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【図３】
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【図４】
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【図５】
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【図６】
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【図７】
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【図８】
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【国際調査報告】
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