(57)【要約】【課題】  内部熱交換器の熱交換量調節手段のような複雑な構成を用いることなくヒートポンプサイクルの高い性能を維持することが可能なヒートポンプ式給湯装置を提供すること。【解決手段】  給水通路８０の給湯用熱交換器２０より上流側に、圧縮機１０に吸入される前の冷媒と給水通路８０を流通する水とを熱交換する補助熱交換器６０を設けている。  したがって、補助熱交換器６０において、給水との熱交換により圧縮機１０に吸入される冷媒は加熱され、給湯用熱交換器２０において、補助熱交換器６０で冷却された水は高圧冷媒により加熱される。すなわち、給水温度に応じて吸熱前冷媒の比エンタルピの減少および圧縮機吸入前冷媒の加熱が行なわれ、従来のように内部熱交換器を設け高圧冷媒と低圧冷媒との熱交換量を調節する必要がない。【選択図】        図１
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【特許請求の範囲】
【請求項１】
圧縮機（１０）、給湯用熱交換器（２０）、減圧手段（３１）および熱源用熱交換器（５０）を、冷媒を循環可能に環状に接続して構成されたヒートポンプサイクル（１００）と、
供給された水が前記給湯用熱交換器（２０）を通って流通できる流通路（８０）とを備えるヒートポンプ式給湯装置において、
前記流通路（８０）の前記給湯用熱交換器（２０）より上流側に設けられ、前記熱源用熱交換器（５０）から流出した後前記圧縮機（１０）に吸入される前の冷媒と、前記流通路（８０）を流通する水とを熱交換する補助熱交換器（６０）を備えることを特徴とするヒートポンプ式給湯装置。
【請求項２】
前記補助熱交換器（６０）は、前記給湯用熱交換器（２０）と一体的に形成されていることを特徴とする請求項１に記載のヒートポンプ式給湯装置。
【請求項３】
前記熱源用熱交換器（５０）の除霜を行なう場合には、前記流通路（８０）の水の流通を停止するとともに、前記減圧手段（３１）を開放することを特徴とする請求項１または請求項２に記載のヒートポンプ式給湯装置。
【請求項４】
前記ヒートポンプサイクル（１００）中に、前記給湯用熱交換器（２０）から流出した高圧冷媒の圧力エネルギーを速度エネルギーに変換して冷媒を減圧膨張させる開度を変更可能なノズル部（３１）と、前記ノズル部（３１）から噴射する高速の冷媒流により前記熱源用熱交換器（５０）にて蒸発した気相冷媒を吸引し、前記ノズル部（３１）から噴射する冷媒と前記熱源用熱交換器（５０）から吸引した冷媒とを混合させながら速度エネルギーを圧力エネルギーに変換して冷媒の圧力を昇圧させる昇圧部（３２、３３）とを有するエジェクタ（３０）を備え、
前記減圧手段（３１）は、前記ノズル部（３１）からなることを特徴とする請求項１ないし請求項３のいずれか１つに記載のヒートポンプ式給湯装置。
【請求項５】
前記圧縮機（１０）は、冷媒を臨界圧以上に圧縮して吐出することを特徴とする請求項１ないし請求項４のいずれか１つに記載のヒートポンプ式給湯装置。
【請求項６】
前記冷媒は、二酸化炭素であることを特徴とする請求項５に記載のヒートポンプ式給湯装置。
【発明の詳細な説明】
【技術分野】
【０００１】
本発明は、ヒートポンプサイクルに冷媒を循環して水を加熱し湯とするヒートポンプ式給湯装置に関する。
【背景技術】
【０００２】
従来から、圧縮機、給湯用熱交換器、減圧手段および熱源用熱交換器を環状に接続して構成されたヒートポンプサイクルに冷媒を循環し、給湯用熱交換器内でヒートポンプサイクル中の冷媒と流通路を流れる水とを熱交換するヒートポンプ式給湯装置が知られている。これにより、流通路内を流れる水は給湯用熱交換器内において加熱され、給湯用の湯となる。
【０００３】
このようなヒートポンプ式給湯装置に採用可能なものとして、下記特許文献１に開示されたヒートポンプサイクルには、放熱器（給湯用熱交換器に相当）から流出した高圧冷媒と圧縮機に吸入される低圧冷媒とを熱交換する内部熱交換器が備えられている。
【０００４】
そして、この内部熱交換器をバイパスするバイパス回路、およびこのバイパス回路を流通する冷媒量を調節する流量調節弁を、内部熱交換器における熱交換量の調節手段として備え、負荷（外気温等）に応じて熱交換量を制御するようになっている。
【０００５】
内部熱交換器は、減圧手段に流入する高圧冷媒を圧縮機に吸入される低圧冷媒により冷却することにより、蒸発器（熱源用熱交換器に相当）入口における冷媒の比エンタルピを減少させて蒸発器での比エンタルピ変化量（吸熱能力）を向上させるものである。ところが、圧縮機に吸入される冷媒は加熱されるため、冷媒の過熱度が大きくなりすぎると圧縮機に吸入される冷媒密度が低下してしまい、サイクル内を循環する質量流量が低下し、却って、ヒートポンプサイクル（冷凍サイクル）の能力が低下してしまうおそれがある。
【０００６】
そこで、熱交換量調節手段により、負荷に応じて内部熱交換器における熱交換量を制御して、ヒートポンプサイクルの能力を向上させる（高い性能（成績係数）を維持する）ようになっている。
【特許文献１】特開２００２−３４９９７７号公報
【発明の開示】
【発明が解決しようとする課題】
【０００７】
しかしながら、上記従来技術のヒートポンプサイクルでは、内部熱交換器における熱交換量の調節手段としてバイパス回路や流量調整弁等の複雑な構成が必要であるという問題がある。
【０００８】
本発明者らは、ヒートポンプサイクルを給湯装置に適用する点に着目し、減圧手段に流入する高圧冷媒や圧縮機に吸入される低圧冷媒を、流通路内を流れる水（給水）と熱交換すれば、内部熱交換器や熱交換量調整手段を用いることなく、負荷が変動してもヒートポンプサイクルの能力を向上させる（高い性能を維持する）ことが可能であることを見出した。
【０００９】
本発明は、上記点に鑑みてなされたものであり、複雑な構成を用いることなくヒートポンプサイクルの高い性能を維持することが可能なヒートポンプ式給湯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】
【００１０】
上記目的を達成するため、請求項１に記載の発明では、
圧縮機（１０）、給湯用熱交換器（２０）、減圧手段（３１）および熱源用熱交換器（５０）を、冷媒を循環可能に環状に接続して構成されたヒートポンプサイクル（１００）と、
供給された水が給湯用熱交換器（２０）を通って流通できる流通路（８０）とを備えるヒートポンプ式給湯装置において、
流通路（８０）の給湯用熱交換器（２０）より上流側に設けられ、熱源用熱交換器（５０）から流出した後圧縮機（１０）に吸入される前の冷媒と、流通路（８０）を流通する水とを熱交換する補助熱交換器（６０）を備えることを特徴としている。
【００１１】
これによると、補助熱交換器（６０）において、圧縮機（１０）に吸入される低圧冷媒と流通路（８０）を流れる水（給水）とを熱交換して冷媒を加熱し、その後、給湯用熱交換器（２０）の上流側部において、補助熱交換器（６０）で冷却された水は高圧冷媒により加熱される。すなわち、高圧冷媒と低圧冷媒との間の熱の移動は給水を介在して行なわれることになる。
【００１２】
したがって、給水温度を限度とし給水温度に応じて吸熱前冷媒の比エンタルピの減少および圧縮機吸入前冷媒の加熱が行なわれ、従来のように内部熱交換器を設けて高圧冷媒と低圧冷媒との熱交換量を調節する必要がない。このようにして、熱交換量の調節手段のような複雑な構成を設けなくても、ヒートポンプサイクル（１００）の高い性能（成績係数）を維持することが可能である。
【００１３】
また、請求項２に記載の発明では、補助熱交換器（６０）は、給湯用熱交換器（２０）と一体的に形成されていることを特徴としている。
【００１４】
これによると、補助熱交換器（６０）を給湯用熱交換器（２０）に対し別体で形成する必要がなく、補助熱交換器（６０）の形成および配置が容易である。
【００１５】
また、請求項３に記載の発明では、熱源用熱交換器（５０）の除霜を行なう場合には、流通路（８０）の水の流通を停止するとともに、減圧手段（３１）を開放することを特徴としている。
【００１６】
従来のような内部熱交換器および熱交換量調節手段を備えるヒートポンプサイクルでは、熱源用熱交換器の除霜を行なう場合には、内部熱交換器による熱交換を停止するように調節制御する、または圧縮機から直接熱源用熱交換器に導入するような回路を設ける必要があった。本発明では、流通路（８０）の水の流通を停止するとともに、減圧手段（３１）を開放するだけで、熱源用熱交換器（５０）に高温冷媒を導入し容易に除霜を行なうことができる。
【００１７】
また、請求項４に記載の発明では、
ヒートポンプサイクル（１００）中に、給湯用熱交換器（２０）から流出した高圧冷媒の圧力エネルギーを速度エネルギーに変換して冷媒を減圧膨張させる開度を変更可能なノズル部（３１）と、ノズル部（３１）から噴射する高速の冷媒流により熱源用熱交換器（５０）にて蒸発した気相冷媒を吸引し、ノズル部（３１）から噴射する冷媒と熱源用熱交換器（５０）から吸引した冷媒とを混合させながら速度エネルギーを圧力エネルギーに変換して冷媒の圧力を昇圧させる昇圧部（３２、３３）とを有するエジェクタ（３０）を備え、
減圧手段（３１）は、ノズル部（３１）からなることを特徴としている。
【００１８】
このように、ヒートポンプサイクル（１００）中にエジェクタ（３０）を備える所謂エジェクタサイクルにおいても、エジェクタ（３０）のノズル部（３１）は冷媒の減圧手段として機能するので、本発明を適用することができる。また、エジェクタ（３０）のノズル部（３１）に導入される冷媒の温度は、給湯用熱交換器（２０）に流入する水の温度以上となるので、エジェクタによる回収可能なエネルギーを比較的大きくすることができる。
【００１９】
また、請求項５に記載の発明では、圧縮機（１０）は、冷媒を臨界圧以上に圧縮して吐出することを特徴としている。
【００２０】
圧縮機（１０）の吐出側圧力が冷媒の臨界圧以上となる所謂超臨界冷凍サイクルからなるヒートポンプサイクル（１００）によれば、高温の湯を得ることが可能である。このように、高温の湯が容易に得られる給湯装置において、本発明により、複雑な構成を設けることなくヒートポンプサイクル（１００）の高い性能（成績係数）を維持することができる効果は大きい。
【００２１】
また、請求項６に記載の発明のように、ヒートポンプサイクル（１００）中の冷媒は、具体的には、二酸化炭素とすることができる。
【００２２】
なお、上記各手段に付した括弧内の符号は、後述する実施形態記載の具体的手段との対応関係を示す一例である。
【発明を実施するための最良の形態】
【００２３】
以下、本発明の実施の形態を図に基づいて説明する。
【００２４】
本実施形態は、本発明に係るエジェクタサイクル（ヒートポンプサイクル）を、二酸化炭素を冷媒とするヒートポンプ式給湯装置に適用したものであり、図１は本実施形態に係るヒートポンプ式給湯装置の概略構成を示す模式図である。
【００２５】
ヒートポンプサイクル１００は、圧縮機１０、給湯用熱交換器２０、エジェクタ（減圧手段）３０、アキュムレータ４０、室外熱交換器（熱源用熱交換器）５０、補助熱交換器６０、およびこれらを環状に接続する冷媒配管７０で構成されている。
【００２６】
圧縮機１０は、内蔵する電動モータ（図示せず）によって回転駆動されて、気相冷媒を臨界圧力以上まで圧縮して吐出する電動コンプレッサである。
【００２７】
給湯用熱交換器２０は、圧縮機１０の吐出口より吐出された高温高圧の冷媒によって水を湯に昇温させる水−冷媒熱交換器であり、冷媒が流通する冷媒通路部２１と水が流通する水通路部２２とにより構成されている。給湯用熱交換器２０の冷媒通路部２１は冷媒流路管により構成され、冷媒通路部２１が水通路部２２の表面に熱交換可能に密着するように配置された熱交換構造となっている。
【００２８】
水通路部２２は、給水を流通する給水通路（流水路）８０の一部を構成しており、ポンプ９０の作動により給水通路８０内を流れる水を、給湯用熱交換器２０内で高温高圧冷媒との熱交換によって給湯用の高温の湯とするようになっている。
【００２９】
室外熱交換器（蒸発器）５０は、屋外に配置され、外気と液相冷媒とを熱交換させて液相冷媒を蒸発させることにより外気から吸熱するための熱交換器である。また、エジェクタ３０は給湯用熱交換器２０から流出する冷媒を減圧膨張させて室外熱交換器５０にて蒸発した気相冷媒を吸引するとともに、膨張エネルギーを圧力エネルギーに変換して圧縮機１０の吸入圧を上昇させるものである。
【００３０】
ここで、エジェクタ３０は、給湯用熱交換器２０から流出した高圧冷媒の圧力エネルギーを速度エネルギーに変換して冷媒を略等エントロピ的に減圧膨張させるノズル部３１と、ノズル部３１から噴射する高い速度の冷媒流により室外熱交換器５０にて蒸発した気相冷媒を吸引しながら、ノズル部３１から噴射する冷媒流と混合する混合部３２、およびノズル部３１から噴射する冷媒と室外熱交換器５０から吸引した冷媒とを混合させながら速度エネルギーを圧力エネルギーに変換して冷媒の圧力を昇圧させるディフューザ３３等の昇圧部からなるものである。
【００３１】
エジェクタ３０のノズル部３１は、ノズル開度を調節するためのニードル弁３１ａを有しており、ニードル弁３１ａは図示しないステッピングモータの作動によりノズル部３１の軸線方向に駆動するようになっている。
【００３２】
また、アキュムレータ４０は、エジェクタ３０から流出した冷媒が流入するとともに、その流入した冷媒を気相冷媒と液相冷媒とに分離して冷媒を蓄える気液分離器であり、分離された気相冷媒は補助熱交換器６０側に吸引され、分離された液相冷媒は室外熱交換器５０側に吸引されるようになっている。
【００３３】
補助熱交換器６０は、アキュムレータ４０から導出された低圧気相冷媒と水とを熱交換させる水−冷媒熱交換器であり、冷媒が流通する冷媒通路部６１と水が流通する水通路部６２とにより構成されている。補助熱交換器６０の冷媒通路部６１は冷媒流路管により構成され、冷媒通路部６１が水通路部６２の表面に熱交換可能に密着するように配置された熱交換構造となっている。
【００３４】
水通路部６２は、給湯用熱交換器２０の水通路部２１の上流側に配置されて、給水通路８０の一部を構成している。したがって、補助熱交換器６０は、給水通路８０内を流れ給湯用熱交換器２０に流入する前の水との熱交換により、補助熱交換器６０内で圧縮機１０に吸入される前の低圧気相冷媒を加熱するものである。
【００３５】
次に、上記構成に基づきヒートポンプ式給湯装置の作動について説明する。
【００３６】
ここで、図２、図３は、エジェクタサイクル（ヒートポンプサイクル）１００の全体のマクロ的作動を示すｐ−ｈ線図であり、そのマクロ的作動は周知のエジェクタサイクルと同じであるので、本実施形態では説明を省略する。なお、図２の●で示される符号は、図１に示す●で示される符号位置における冷媒の状態を示すものである。
【００３７】
圧縮機１０およびポンプ９０が駆動すると、ヒートポンプサイクル１００内に冷媒が循環するとともに、給水通路８０内に水が流通する。
【００３８】
補助熱交換器６０側からから気相冷媒が圧縮機１０に吸入され、圧縮された冷媒が給湯用熱交換器２０側に吐出される。そして、給湯用熱交換器２０にて給水通路８０を流れる水を加熱して冷却された冷媒は、エジェクタ３０のノズル部３１にて略等エントロピ（断熱）的に減圧膨張して室外熱交換器５０内の冷媒を吸引する。
【００３９】
次に、室外熱交換器５０から吸引された冷媒とノズル部３１から吹き出す冷媒とは、混合部３２にて混合しながらディフィーザ３３にてその動圧が静圧に変換されてアキュムレータ４０に流入する。
【００４０】
エジェクタ３０にて室外熱交換器５０内の冷媒が吸引されるため、室外熱交換器５０にはアキュムレータ４０から液相冷媒が流入し、その流入した冷媒は、外気から吸熱して蒸発する。
【００４１】
一方、アキュムレータ４０内の気相冷媒は、圧縮機１０の作動により吸引され、補助熱交換器６０内を通過するときに給水通路８０を流れる水により加熱された後、圧縮機１０に吸入される。
【００４２】
また、室外熱交換器５０の除霜を行なう場合には、ポンプ９０を停止して給水通路８０内の水の流通を中止するとともに、エジェクタ３０のニードル弁３１ａを後退させてノズル部３１を開放することで、室外熱交換器５０に高温冷媒を導入する。
【００４３】
上述の構成および作動によれば、補助熱交換器６０において、低圧冷媒と給水通路８０を流れる水（給水）とが熱交換され圧縮機１０に吸入される冷媒は過熱度を持つ。ところが冷媒温度は給水温度より高くなることはない。給水温度（水通路部６２流入温度）に応じて過熱度が抑制され、低給水温時ほど過熱度抑制効果は大きい。
【００４４】
例えば、低外気温時（補助熱交換器６０に流入する冷媒温度が０℃以下のとき）給水温度が０℃の場合には、図２に示す符号８の点が、図３に示す０℃の等温線より右方となることはない。
【００４５】
したがって、圧縮機１０に吸入される冷媒の過熱度が大きくなりすぎることを抑制し、冷媒密度が低下してヒートポンプサイクル性能が低下することを防止できる。また、圧縮機１０の冷媒吐出温度が上昇しすぎることも抑制できる。
【００４６】
補助熱交換器６０内において給水は冷却されるが、低外気温時（補助熱交換器６０に流入する冷媒温度が０℃以下のとき）には、水通路部６２の冷媒通路部６１側内面において凍結が発生する。すると、この氷層により熱伝達率が低下して熱交換性能が低下し、圧縮機吸入過熱度をより一層抑制することができる。
【００４７】
補助熱交換器６０において冷却された給水は、その後給湯用熱交換器２０に流入し、圧縮機１０から吐出された高温高圧冷媒により加熱される。したがって、給湯用熱交換器２０を通過する冷媒は、冷媒通路部２１から流出する直前に補助熱交換器６０において冷却された給水に放熱する。これにより、冷媒の比エンタルピを減少することができる。ただし、冷媒温度は給水温度より低くなることはない。例えば、給湯用熱交換器２０流入する給水温度が０℃の場合には、図２に示す符号２の点が、図３に示す０℃の等温線より左方となることはない。
【００４８】
エジェクタサイクルでは、図３に示すように、エジェクタ３０にて冷媒を略等エントロピ的に（略等エントロピ線に沿って）減圧させることにより得られる断熱熱落差分のエンタルピを回収して圧縮機１０の消費動力を低減するものである。
【００４９】
一方、図３に示すｐ−ｈ線図から明らかなように、エンタルピが小さくなるほど、等エントロピ線の傾きが大きくなって圧力の変化量に対するエンタルピの変化量、すなわち断熱熱落差が小さくなるため、減圧膨脹時に回収可能なエネルギーの最大理論値が小さくなっていく。
【００５０】
これに対して、本実施形態では、給水温度に制限されて、エジェクタ３０にて減圧される前の冷媒のエンタルピが低下してしまうことを抑制でき、減圧膨脹時に回収可能なエネルギーの最大理論値が小さくなることを防止できる。延いては、エジェクタ効果、つまりエジェクタ３０での動力回収量を向上させて圧縮機１０の消費動力を低減することができるので、エジェクタサイクルを効率よく運転することができる。
【００５１】
また、給水通路８０を流通する給水温度（水通路部６２流入温度）が比較的高い場合には、補助熱交換器６０において充分な熱交換が行なわれ、ヒートポンプサイクル１００中の冷媒は、従来の内部熱交換器を設けサイクル中内部熱交換を行なった場合と同様な状態で循環する。
【００５２】
このように、ヒートポンプサイクル１００中の高圧側冷媒と低圧側冷媒との間の熱の移動は給水を介在して行なわれる形となり、給水温度を限度として給水温度に応じた吸熱前冷媒の比エンタルピの減少および圧縮機吸入前冷媒の加熱が行なわれる。したがって、従来のように内部熱交換器を設けて高圧冷媒と低圧冷媒との熱交換量を調節する必要がない。このようにして、熱交換量の調節手段のような複雑な構成を設けなくても、ヒートポンプサイクル１００の高い性能（成績係数）を維持することができる。
【００５３】
また、従来のような内部熱交換器および熱交換量調節手段を備えるヒートポンプサイクルでは、室外熱交換器の除霜を行なう場合には、内部熱交換器による熱交換を停止するように調節制御する必要があった。本実施形態では、ポンプ９０を停止するとともに、エジェクタ３０のノズル部３１を開放するだけで、容易に除霜を行なうことができる。
【００５４】
（他の実施形態）
上記一実施形態では、給湯用熱交換器２０に対し補助熱交換器６０を別体で形成していたが、給湯用熱交換器２０と補助熱交換器６０とを一体的に形成したものであってもよい。例えば、図４に示すように、水通路部２２に対し冷媒通路部２１、６１を密着しつつ並設した熱交換器１２０を採用するものであってもよい。これによれば、補助熱交換器６０として機能する部分の形成および配置が容易であり、給湯装置を小型化することもできる。
【００５５】
また、上記一実施形態では、ヒートポンプサイクル１００は、圧縮機１０により冷媒を臨界圧以上に圧縮する所謂超臨界冷凍サイクルであったが、圧縮機によりフロン等の冷媒を臨界圧未満に圧縮し、給湯用熱交換器内において凝縮させることによって給水を加熱する冷凍サイクルであってもよい。
【００５６】
また、上記一実施形態では、ヒートポンプサイクル１００は、減圧手段としてエジェクタを採用した所謂エジェクタサイクルであったが、減圧手段に膨張弁を採用した所謂エキパンサイクルにも本発明は適用可能である。
【図面の簡単な説明】
【００５７】
【図１】本発明を適用した一実施形態におけるヒートポンプ式給湯装置の概略構成を示す模式図である。
【図２】一実施形態におけるヒートポンプ式給湯装置のヒートポンプサイクル１００のｐ−ｈ線図である。
【図３】一実施形態におけるヒートポンプ式給湯装置のヒートポンプサイクル１００のｐ−ｈ線図である。
【図４】他の実施形態におけるヒートポンプ式給湯装置の概略要部構成を示す模式図である。
【符号の説明】
【００５８】
１０  圧縮機
２０  給湯用熱交換器
３０  エジェクタ（減圧手段）
３１  ノズル部（エジェクタ３０における実質的な減圧手段）
３２  混合部（昇圧部の一部）
３３  ディフューザ（昇圧部の一部）
４０  アキュムレータ（気液分離器）
５０  室外熱交換器（熱源用熱交換器、蒸発器）
６０  補助熱交換器
８０  給水通路（流通路）
９０  ポンプ（水ポンプ）
１００  ヒートポンプサイクル
【図１】
2005207649.tif 000003
【図２】
2005207649.tif 000004
【図３】
2005207649.tif 000005
【図４】
2005207649.tif 000006