(57)【要約】【課題】冷媒を循環させる冷媒ポンプの駆動により、圧縮機を駆動するガスエンジンの動力を低減できること。【解決手段】圧縮機１６、室外熱交換器１９、室外膨張弁２４及び室内熱交換器２１Ａ、２１Ｂ、２１Ｃが順次接続されて冷凍サイクルが構成され、圧縮機がガスエンジン３０により駆動されるガスヒートポンプ式空気調和装置１０において、室内熱交換器における暖房運転時の出口側から室外膨張弁、室外熱交換器及び圧縮機を迂回して当該室内熱交換器における暖房運転時の入口側へ至る排熱回収系配管４１に、液冷媒を過冷却状態とする過冷却熱交換器４２と、液冷媒を循環させる冷媒ポンプ４３と、ガスエンジンの排熱を回収して液冷媒に付与し蒸発させる排熱回収熱交換器３３とが順次配設されたものである。【選択図】　　　図１
2004116930.tif 000002
【特許請求の範囲】
【請求項１】
圧縮機、凝縮器、減圧装置及び蒸発器が順次接続されて冷凍サイクルが構成され、上記圧縮機がガスエンジンにより駆動されるガスヒートポンプ式空気調和装置において、
上記凝縮器の出口側から上記減圧装置、上記蒸発器及び上記圧縮機を迂回して当該凝縮器の入口側へ至る管路に、液冷媒を過冷却状態とする過冷却器と、液冷媒を循環させる冷媒ポンプと、上記ガスエンジンの排熱を回収して液冷媒に付与し蒸発させる排熱回収熱交換器とが、上記凝縮器の出口側から入口側へ向かって順次配設されたことを特徴とするガスヒートポンプ式空気調和装置。
【請求項２】
上記過冷却器はプレートフィン式熱交換器であり、外気により液冷媒を過冷却させるよう構成されたことを特徴とする請求項１に記載のガスヒートポンプ式空気調和装置。
【請求項３】
上記過冷却器は、内室と外室を有する二重管構造にて構成され、液冷媒の一部が他の減圧装置を経て上記内室または外室の一方に流入し、その蒸発潜熱により、上記内室または外室の他方に流入した液冷媒を過冷却させるよう構成されたことを特徴とする請求項１に記載のガスヒートポンプ式空気調和装置。
【発明の詳細な説明】
【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、冷媒を液状態で搬送するポンプを利用したガスヒートポンプ式空気調和装置に関する。
【０００２】
【従来の技術】
冷凍装置では、フロンなどの冷媒を用いて冷凍サイクルを形成する際、図５及び図６に示すように、冷媒の循環に、通常、圧縮機１００が用いられる。この冷凍サイクルでは、冷媒は減圧装置１０２により減圧され、蒸発器１０３にて低温の空気から熱を得、圧縮機１００にて断熱圧縮されて高温高圧となった後、凝縮器１０１により凝縮されて室内を暖房する。凝縮器１０１を出た冷媒は受液器１０４に一時貯溜される。
【０００３】
この場合、冷媒との熱交換により熱を汲み取られる側の流体（空気）と、熱を吐き出す側の流体（空気）には温度差があるのが常である。圧縮機は、ガス冷媒を断熱圧縮することにより、熱移動を担う冷媒の温度を高める役目を果たすと同時に、熱を汲み取る低温側熱交換器（蒸発器）から、熱を吐き出す高温側熱交換器（凝縮器）へ冷媒を搬送する駆動ポンプの役目も果たす。
【０００４】
ところが、被加熱流体（冷媒）の温度と同じか、それよりも高い温度レベルの別の流体（例えばエンジン冷却水）が存在した場合、上述と同様なサイクルを成立させようとすると、前述の圧縮機は、本来の圧縮の機能を果たさなくなり、流体搬送のポンプとしての機能だけになる。
【０００５】
このような場合、流体搬送の手段として、圧縮機ではなくポンプを使ってもサイクルを成立させることができる（特許文献１）。図７と図８は、圧縮機１００の代わりにポンプ１０５を使用した冷凍装置と、その冷凍サイクルの圧力（Ｐ）―エンタルピ（ｈ）線図をそれぞれ示す。
【０００６】
通常、ポンプは、流体に運動エネルギーを与える補機である。一般に水などで使われるものは渦巻ポンプと呼ばれるもので、羽根車を回転させることにより流体を吐出する。水を送り出す場合には、吸込み管に抵抗があるもの（弁など）を設けない限り安定した流量を得ることができる。しかし、液面が低かったり水温が高かったりすると、羽根車の中の液体が蒸発して、振動や音を発生するキャビテーションという現象が発生することがある。この現象は、水よりも冷媒の方が発生する頻度が高い。
【０００７】
【特許文献１】
特開平３−１０５１７４号公報
【０００８】
【発明が解決しようとする課題】
キャビテーションは、一般に、ポンプに吸い込まれる流体の圧力が、その温度での飽和蒸気圧よりも下回ったときに発生する。図９（Ａ）に示すように、通常、水では、ポンプの吸込み液面に大気庄１０１．３ｋＰａがかかった開放系である。この大気圧に、吸込み液面からポンプ吸込み口までの高低差が位置ヘッドとして加わり（吸い上げの場合はマイナス）、吸込み液面からポンプ吸込み口までの配管の摩擦損失が差し引かれて、ポンプ吸込み口の流体の圧力（正味押込み圧力）が算出される。水の場合、１００℃での飽和蒸気圧は１０１．３ｋＰａであるが、２０℃では２．３４ｋＰａであるので、水がキャビテーションを発生するまでには、９９ｋＰａの余裕度がある。言いかえると、水は沸点が１００℃であるので、常温２０℃では８０℃の過冷却液となっているに等しく、この過冷却度が水を蒸発させにくくしている。
【０００９】
ところが、フロンなど沸点が常温（例えば、２０℃）よりも低い冷媒は、常温で気化してしまうので、この冷媒を液の状態で循環させるためには、密閉系（配管が大気と遮断されている系）にしなければならない。この系では、図９（Ｂ）に示すように、ポンプの吸込み液面にかかる圧力はその温度での冷媒の飽和蒸気圧であり、この飽和蒸気圧に、吸込み液面からポンプ吸込み口までの高低差が位置ヘッドとして加わり、吸込み液面からポンプ吸込み口までの配管の摩擦損失が差し引かれて、正味押込み圧力が算出される。ところが、この正味押込み圧力は、吸い込まれる液冷媒の飽和蒸気圧との差が非常に小さいため、キャビテーションが発生する可能性が極めて高く、ポンプを安定して駆動させることができない恐れがある。
【００１０】
本発明の目的は、上述の事情を考慮してなされたものであり、冷媒を循環させる冷媒ポンプを安定して駆動できるガスヒートポンプ式空気調和装置を提供することにある。また、本発明の他の目的は、冷媒を循環させる冷媒ポンプの駆動により、圧縮機を駆動するガスエンジンの動力を低減できるガスヒートポンプ式空気調和装置を提供することにある。
【００１１】
【課題を解決するための手段】
請求項１に記載の発明は、圧縮機、凝縮器、減圧装置及び蒸発器が順次接続されて冷凍サイクルが構成され、上記圧縮機がガスエンジンにより駆動されるガスヒートポンプ式空気調和装置において、上記凝縮器の出口側から上記減圧装置、上記蒸発器及び上記圧縮機を迂回して当該凝縮器の入口側へ至る管路に、液冷媒を過冷却状態とする過冷却器と、液冷媒を循環させる冷媒ポンプと、上記ガスエンジンの排熱を回収して液冷媒に付与し蒸発させる排熱回収熱交換器とが、上記凝縮器の出口側から入口側へ向かって順次配設されたことを特徴とするものである
請求項２に記載の発明は、請求項１に記載の発明において、上記過冷却器はプレートフィン式熱交換器であり、外気により液冷媒を過冷却させるよう構成されたことを特徴とするものである
請求項３に記載の発明は、請求項１に記載の発明において、上記過冷却器は、内室と外室を有する二重管構造にて構成され、液冷媒の一部が他の減圧装置を経て上記内室または外室の一方に流入し、その蒸発潜熱により、上記内室または外室の他方に流入した液冷媒を過冷却させるよう構成されたことを特徴とするものである。
【００１２】
【発明の実施の形態】
以下、本発明の実施の形態を、図面に基づき説明する。
【００１３】
図１は、本発明に係るガスヒートポンプ式空気調和装置の一実施の形態を示す回路図である。
【００１４】
この図１に示すように、冷凍装置としてのガスヒートポンプ式空気調和装置１０は、室外機１１及び複数（例えば３台）の室内機１２Ａ、１２Ｂ、１２Ｃを有してなり、室外機１１の室外冷媒配管１４と室内機１２Ａ、１２Ｂ、１２Ｃの各室内冷媒配管１５Ａ、１５Ｂ、１５Ｃとが連結されて、冷凍サイクルが構成されている。
【００１５】
室外機１１は室外に設置され、室外冷媒配管１４には圧縮機１６が配設されるとともに、この圧縮機１６の吸込側にアキュムレータ１７が、吐出側に、オイルセパレータ２６を介して四方弁１８がそれぞれ配設され、この四方弁１８側に室外熱交換器１９、減圧装置としての室外膨張弁２４、受液器２５が順次配設されて構成される。室外熱交換器１９には、この室外熱交換器１９へ向かって送風する室外ファン２０が隣接して配置されている。また、圧縮機１６は、タイミングベルト２７を介してガスエンジン３０に連結され、このガスエンジン３０により駆動される。
【００１６】
一方、室内機１２Ａ、１２Ｂ、１２Ｃはそれぞれ室内に設置され、それぞれ、室内冷媒配管１５Ａ、１５Ｂ、１５Ｃに室内熱交換器２１Ａ、２１Ｂ、２１Ｃが配設されるとともに、室内冷媒配管１５Ａ、１５Ｂ、１５Ｃのそれぞれにおいて室内熱交換器２１Ａ、２１Ｂ、２１Ｃの近傍に、減圧装置としての室内膨張弁２２Ａ、２２Ｂ、２２Ｃが配設されて構成される。上記室内熱交換器２１Ａ、２１Ｂ、２１Ｃには、これらの室内熱交換器２１Ａ、２１Ｂ、２１Ｃへ送風する室内ファン２３Ａ、２３Ｂ、２３Ｃが隣接して配置されている。
【００１７】
四方弁１８が切り換えられることにより、ガスヒートポンプ式空気調和装置１０が冷房運転又は暖房運転に設定される。つまり、四方弁１８が冷房側に切り換えられたときには、冷媒が破線矢印αの如く流れ、室外熱交換器１９が凝縮器に、室内熱交換器２１Ａ、２１Ｂ、２１Ｃが蒸発器になって冷房運転状態となり、各室内熱交換器２１Ａ、２１Ｂ、２１Ｃが室内を冷房する。また、四方弁１８が暖房側に切り換えられたときには、冷媒が実線矢印βの如く流れ、室内熱交換器２１Ａ、２１Ｂ、２１Ｃが凝縮器に、室外熱交換器１９が蒸発器になって暖房運転状態となり、各室内熱交換器２１Ａ、２１Ｂ、２１Ｃが室内を暖房する。
【００１８】
冷房運転時には、室内膨張弁２２Ａ、２２Ｂ、２２Ｃのそれぞれの弁開度が空調負荷に応じて調整され、室外膨張弁２４が全開操作される。また、暖房運転時には、室外膨張弁２４及び室内膨張弁２２Ａ、２２Ｂ、２２Ｃのそれぞれの弁開度が空調負荷に応じて調整される。
【００１９】
他方、上記ガスエンジン３０は、エンジン冷却系３１を流れるエンジン冷却水により冷却される。このエンジン冷却系３１は、第１冷却系配管３５にガスエンジン３０、冷却水三方弁３２、排熱回収熱交換器３３及び冷却水ポンプ３４が配設され、放熱器３７が配設された第２冷却系配管３６の一端が冷却水三方弁３２に接続され、その他端が第１冷却系配管３５における冷却水ポンプ３４の吸込側に接続されて構成される。
【００２０】
ガスヒートポンプ式空気調和装置１０の冷房運転時には冷却水三方弁３２が放熱器３７側に開放され、冷却水ポンプ３４の稼動により、エンジン冷却水が放熱器３７へ導かれて放熱され、ガスエンジン３０が冷却される。また、ガスヒートポンプ式空気調和装置１０の暖房運転時には冷却水三方弁３２が排熱回収熱交換器３３側に開放され、冷却水ポンプ３４の稼動により、エンジン冷却水が排熱回収熱交換器３３へ導かれ、後述の如く液冷媒との熱交換により放熱されて、ガスエンジン３０が冷却される。
【００２１】
更に、上記ガスヒートポンプ式空気調和装置１０の室外機１１には、室内熱交換器２１Ａ、２１Ｂ、２１Ｃの暖房運転時における出口側の受液器２５から当該室内熱交換器２１Ａ、２１Ｂ、２１Ｃの暖房運転時における入口側へ至る室外冷媒配管１４に排熱回収系４０が配設されている。この排熱回収系４０は、室外膨張弁２４、室外熱交換器１９及び圧縮機１６を迂回して設けられる。
【００２２】
つまり、排熱回収系４０は、排熱回収系配管４１の一端が受液器２５に接続され、他端が室外冷媒配管１４における四方弁１８と室内熱交換器２１Ａ、２１Ｂ、２１Ｃとの間に接続される。この排熱回収系配管４１に、過冷却器しての過冷却熱交換器４２、冷媒ポンプ４３、流量調整弁４４及びエンジン冷却系３１の前記排熱回収熱交換器３３が、受液器２５の側から順次配設されて構成される。
【００２３】
上記冷媒ポンプ４３は定容量型のポンプであり、受液器２５に貯溜された液冷媒を、排熱回収系配管４１と室内熱交換器２１Ａ、２１Ｂ、２１Ｃを含む室外冷媒配管１４との間で循環させる。また、排熱回収熱交換器３３は、高温（約７０〜８５℃）のエンジン冷却水と、排熱回収系配管４１内を流れる液冷媒とを熱交換して、この液冷媒を蒸発させ過熱ガス冷媒とする。この過熱ガス冷媒は、暖房運転時に圧縮機１６から室内熱交換器２１Ａ、２１Ｂ、２１Ｃへ向かう高温高圧のガス冷媒に合流される。
【００２４】
更に、上記流量調整弁４４は、ガスヒートポンプ式空気調和装置１０の冷房運転時に閉鎖されると共に、暖房運転時には冷媒ポンプ４３から排熱回収熱交換器３３へ向かう液冷媒の流量を調整する。また、冷媒ポンプ４３と流量調整弁４４との間の排熱回収系配管４１には、バイパス弁４５を備えたバイパス配管４６の一端が接続され、このバイパス配管４６の他端が受液器２５に接続される。このバイパス弁４５も、冷媒ポンプ４３から排熱回収熱交換器３３へ流れる液冷媒の流量を調整する。
【００２５】
上記過冷却熱交換器４２は、図２に示すようにプレートフィン式熱交換器であり、液冷媒が流れるパス配管４７がヘッダ４８により合流されて、圧力損失が低減されている。過冷却熱交換器４２のパス配管４７を流れる液冷媒の温度は約４０〜４５℃であるが、この過冷却熱交換器４２へ送風ファン４９が送風する空気の温度（外気温度）が約８℃程度であるため、この過冷却熱交換器４２により液冷媒は過冷却状態まで冷却される。この過冷却熱交換器４２により過冷却状態とされる液冷媒の過冷却度は、約５℃である。
【００２６】
冷媒ポンプ４３に吸い込まれる冷媒を過冷却熱交換器４２により過冷却状態とする理由は、冷媒ポンプ４３においてキャビテーションの発生を防止して、この冷媒ポンプ４３を安定して駆動させるためである。つまり、冷媒ポンプ４３を安定して駆動させる条件は、この冷媒ポンプ４３を含む排熱回収系４０の正味吸込みヘッド（ＮＰＳＨ）が、当該排熱回収系４０がキャビテーションを発生しない最小の正味吸込みヘッド（ＮＰＳＨ）よりも３割程度高い値となることである。
【００２７】
ここで、正味吸込みヘッド（ＮＰＳＨ）は、次式（１）によって規定される。
【００２８】
ＮＰＳＨ＝吸込み液面と接する気相の圧力＋位置ヘッドによる圧力−液体の飽和蒸気圧−配管の摩擦損失…式（１）
冷媒ポンプ４３に吸い込まれる液冷媒を過冷却熱交換器４２によって過冷却状態にすることで、上記式（１）の「液体（冷媒）の飽和蒸気圧」が低下する。これにより、正味吸込みヘッド（ＮＰＳＨ）が増大して、冷媒ポンプ４３を含む排熱回収系４０にキャビテーションの発生を防止でき、冷媒ポンプ４３を安定して駆動させることが可能となる。
【００２９】
排熱回収熱交換器３３へエンジン冷却水が流れて、この排熱回収熱交換器３３が冷媒を加熱して蒸発させ過熱ガス冷媒とするのは、ガスヒートポンプ式空気調和装置１０の暖房運転時である。この暖房運転時、圧縮機１６から吐出された冷媒（図３の点Ｂ）は、オイルセパレータ２６、四方弁１８を経た後、排熱回収熱交換器３３により加熱された過熱ガス冷媒（図３の点Ｉ）と合流し（図３の点Ｃ）、室内熱交換器２１Ａ、２１Ｂ、２１Ｃにて凝縮されて（図３の点Ｄ）、室内を暖房する。
【００３０】
室内熱交換器２１Ａ、２１Ｂ、２１Ｃにて凝縮された液冷媒は受液器２５に至り（図３の点Ｅ）、その一部が排熱回収系４０へ流れる。この一部の液冷媒は、排熱回収系４０の過冷却熱交換器４２にて過冷却状態となり（図３の点Ｆ）、冷媒ポンプ４３に吸い込まれて昇圧され（図３の点Ｇ）、流量調整弁４４にて流量調整されて（図３の点Ｈ）、排熱回収熱交換器３３へ流入する。この排熱回収熱交換器３３にて冷媒は、前述の如く過熱ガス冷媒となって（図３の点Ｉ）、室内熱交換器２１Ａ、２１Ｂ、２１Ｃへ向かって流れる冷媒と合流する。
【００３１】
受液器２５に至った冷媒の大部分は、室外膨張弁２４にて減圧され（図３の点Ｊ）、室外熱交換器１９にて低温の外気から熱を得て蒸発し（図３の点Ｋ）、四方弁１８を通り（図３の点Ａ）、アキュムレータ１７を経て圧縮機１６へ戻される。
【００３２】
上述のように構成されたことから、上記実施の形態によれば、次の効果▲１▼及び▲２▼を奏する。
【００３３】
▲１▼冷媒ポンプ４３に吸い込まれる液冷媒が過冷却熱交換器４２により過冷却状態とされることから、排熱回収系４０における冷媒の飽和蒸気圧を低下させることができ、冷媒ポンプ４３の正味吸込みヘッド（ＮＰＳＨ）を高く設定できる。この結果、冷媒ポンプ４３にキャビテーションの発生を防止できるので、冷媒を循環させる当該冷媒ポンプ４３を安定して駆動できる。このように、冷媒ポンプ４３を安定して駆動させることができるので、この冷媒ポンプ４３の能力を最大限に発揮させることができ、このため、圧縮機１６を駆動するためのガスエンジン３０の動力を低減でき、暖房運転時におけるエネルギー効率を向上させることができる。
【００３４】
▲２▼上述の如く、ガスエンジン３０の動力が低減されるので、このガスエンジン３０が消費するガス消費量を低減できる。この結果、ガスエンジン３０から大気中へ排出されるＮＯｘなどの排ガス量が削減されて、環境汚染の度合いが緩和される。
【００３５】
以上、本発明を上記実施の形態に基づいて説明したが、本発明はこれに限定されるものではない。
【００３６】
例えば、過冷却器は、図４に示すように二重管構造の二重管熱交換器５０であってもよい。この二重管熱交換器５０は内室５１と外室５２とを有し、受液器２５からの大部分の液冷媒が内室５１内を流れる。受液器２５からの一部の液冷媒は、減圧装置としてのキャピラリチューブ５３により減圧されて気液２相となり、外室５２内を流れる。この外室５２内の冷媒は、蒸発のための潜熱を内室５１内の液冷媒から奪って、この内室５１内の冷媒を過冷却状態まで冷却する。この二重管熱交換器５０及びキャピラリチューブ５３によれば、冷媒を冷却するために空気（外気）などの他の流体を必要としない。
【００３７】
また、冷媒ポンプ４３に吸い込まれる冷媒を過冷却熱交換器４２または二重管熱交換器５０により過冷却させることによって、冷媒ポンプ４３を安定して運転させることができるので、本発明を氷蓄熱式空気調和装置や、余剰エネルギー利用のための熱搬送に適用することができる。
【００３８】
【発明の効果】
請求項１乃至３に記載の発明に係るガスヒートポンプ式空気調和装置によれば、冷媒を循環させる冷媒ポンプを安定して駆動できる。また、本発明のガスヒートポンプ式空気調和装置によれば、冷媒を循環させる冷媒ポンプの駆動により、圧縮機を駆動するガスエンジンの動力を低減できる。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明に係るガスヒートポンプ式空気調和装置の一実施の形態を示す回路図である。
【図２】図１の過冷却器としての過冷却熱交換器を示す斜視図である。
【図３】図１の冷凍サイクルにおける圧力（Ｐ）‐エンタルピ（ｈ）線図を示すグラフである。
【図４】過冷却器としての他の形態を示す斜視図である。
【図５】従来の冷凍装置（空気調和装置）を示す回路図である。
【図６】図５の冷凍サイクルにおける圧力（Ｐ）‐エンタルピ（ｈ）線図を示すグラフである。
【図７】従来の他の冷凍装置（空気調和装置）を示す回路図である。
【図８】図７の冷凍サイクルにおける圧力（Ｐ）‐エンタルピ（ｈ）線図を示すグラフである。
【図９】ポンプ位置とＮＰＳＨとの関係を示し、（Ａ）が水の場合を、（Ｂ）が冷媒の場合をそれぞれ示す図である。
【符号の説明】
１０　ガスヒートポンプ式空気調和装置
１６　圧縮機
１９　室外熱交換器
２１Ａ、２１Ｂ、２１Ｃ　室内熱交換器
２４　室外膨張弁（減圧装置）
２５　受液器
３０　ガスエンジン
３３　排熱回収熱交換器
４０　排熱回収系
４１　排熱回収系配管
４２　過冷却熱交換器（過冷却器）
４３　冷媒ポンプ
【図１】
2004116930.tif 000003
【図２】
2004116930.tif 000004
【図３】
2004116930.tif 000005
【図４】
2004116930.tif 000006
【図５】
2004116930.tif 000007
【図６】
2004116930.tif 000008
【図７】
2004116930.tif 000009
【図８】
2004116930.tif 000010
【図９】
2004116930.tif 000011