(57)【要約】【課題】通常運転時の加熱能力やＣＯＰを低下させることなく、入水温度が高い場合の加熱能力及びＣＯＰを向上することが可能なヒートポンプ式給湯装置を提供する。【解決手段】液ガス熱交換器２５の熱交換路Ｈの長さＬを、約１．５ｍ〜約２．８ｍとする。また、コンパクト化を図るため、記液ガス熱交換器２５の略中央部分をヘアピン状に折り曲げる。これにより、加熱能力、ＣＯＰを向上しつつも、液ガス熱交換器２５をコンパクトにでき、また低コスト化を図ることができる。【選択図】図６
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【特許請求の範囲】
【請求項１】
圧縮機（１３）と水熱交換器（１４）と減圧機構（１５）と空気熱交換器（１６）とを順次接続したヒートポンプユニット（４）を備え、上記水熱交換器（１４）にて構成される熱交換路（１１）に未加熱水を供給してこの未加熱水を加熱する沸上運転を可能とし、上記水熱交換器（１４）から流出して減圧機構（１５）に流入する高圧冷媒と、上記空気熱交換器（１６）から流出した低圧冷媒との熱交換を行なう液ガス熱交換器（２５）を設けたヒートポンプ式給湯装置において、上記液ガス熱交換器（２５）の熱交換路（Ｈ）の長さ（Ｌ）を、約１．５ｍ〜約２．８ｍとしていることを特徴とするヒートポンプ式給湯装置。
【請求項２】
上記液ガス熱交換器（２５）を、略中央部分をヘアピン状に折り曲げ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。
【発明の詳細な説明】
【技術分野】
【０００１】
本発明は、液ガス熱交換器を用いたヒートポンプ式給湯装置に関するものである。
【背景技術】
【０００２】
ヒートポンプ式給湯装置の冷凍サイクルの途中に液ガス熱交換器を用いたのが提供されている。この液ガス熱交換器は、水熱交換器から流出して減圧機構に流入する高圧冷媒と、空気熱交換器から流出した低圧冷媒との熱交換を行なうものである。この液ガス熱交換器を設けることによって、水熱交換器（ガス冷却器）からの冷媒に過冷却を付与し、また、圧縮機に入る冷媒を加熱して、圧縮機の湿り圧縮を防止するようにしている。
【０００３】
図７に該液ガス熱交換器を用いたヒートポンプ式給湯装置の簡略図を示している（特許文献１参照）。このヒートポンプ式給湯装置は、貯湯タンク１を有するタンクユニット２と、冷凍サイクル３を有するヒートポンプユニット４とを備えている。そして、タンクユニット２の貯湯タンク１には、その底壁に給水口５が設けられると共に、その上壁に出湯口６が設けられている。この給水口５から貯湯タンク１に水道水が供給され、出湯口６から高温の温湯が出湯される。また、貯湯タンク１には、その底壁に取水口７が開設されると共に、側壁（周壁）の上部に湯入口８が開設され、取水口７と湯入口８とが循環路９にて連結されている。そして、この循環路９に水循環用ポンプ１０と熱交換路１１とが介設されている。すなわち、水循環用ポンプ１０が駆動すると、貯湯タンク１内の未加熱水が取水口７から循環路９に流出して、熱交換路１１を介して湯入口８から貯湯タンク１内に返流する。
【０００４】
次に、冷凍サイクル３は、圧縮機１３と、上記熱交換路１１を構成する水熱交換器１４と、電動膨張弁（減圧機構）１５と、空気熱交換器１６とを順に接続して構成されている。すなわち、圧縮機１３の吐出口と水熱交換器１４とを冷媒通路１７にて接続し、水熱交換器１４と電動膨張弁１５とを冷媒通路１８、３６にて接続し、電動膨張弁１５と空気熱交換器１６とを冷媒通路１９にて接続し、空気熱交換器１６と圧縮機１３とを冷媒通路３７及び冷媒通路２１にて接続している。そして、冷媒としては、例えば、高圧側を超臨界圧力で使用する炭酸ガス等の自然冷媒が用いられる。
【０００５】
また、冷凍サイクル３は、水熱交換器１４から流出した高圧冷媒を冷却する液ガス熱交換器２５を備えている。この場合、液ガス熱交換器２５は、水熱交換器１４から流出した高圧冷媒が通過する第１通路２６と、空気熱交換器１６から流出した低圧冷媒が通過する第２通路２７とを備えている。そして、第１通路２６を通過する高温高圧の冷媒と、第２通路２７を通過する低温低圧の冷媒との間で熱交換が行なわれる。
【０００６】
次に、このヒートポンプ式給湯装置の運転動作（湯沸かし運転）を説明する。圧縮機１３を駆動すると共に、水循環用ポンプ１０を駆動（作動）する。すると、貯湯タンク１の底部に設けた取水口７から貯溜水（温湯）が流出し、これが循環路９の熱交換路１１を流通する。また、圧縮機１３からの吐出冷媒が、水熱交換器１４、減圧機構１５、空気熱交換器１６とを順次経由して上記圧縮機１３へと返流する。そのため、循環路９の熱交換路１１を流通する水がガス冷却器である水熱交換器１４によって加熱され（沸き上げられ）、湯入口８から貯湯タンク１の上部に返流される。そして、このような動作を継続して行なうことによって、貯湯タンク１に高温の温湯が貯湯されることになる。
【０００７】
ところで、上記ヒートポンプユニット４において、液ガス熱交換器２５が無ければ、熱交換路１１への入水温度が低温であるときには、図１２（ａ）のＡのようなサイクルを構成するが、熱交換路１１への入水温度が高温であるときには、図１２（ａ）のＢのようなサイクルとなる。すなわち、図１２（ａ）のＡのサイクルと、図１２（ａ）のＢのサイクルとでは水熱交換器１４である放熱器内の冷媒量差が大きく、熱交換路１１への入水温度が上昇すれば、放熱過程でのエンタルピ差が狭くなって、湯加熱能力及びＣＯＰが減少することになる。これに対して、液ガス熱交換器２５を備えている場合には、入水温度変化による高圧側の冷媒量差を吸収し、入水温度が高温時でも液ガス熱交換器２５の出口冷媒の密度が大きく、図１２（ｂ）のＣのような正常のサイクルを形成する。
【０００８】
このように、上記ヒートポンプ式給湯装置では、水熱交換器１４から流出して減圧機構１５に流入する高圧冷媒と、空気熱交換器１６から流出した低圧冷媒との熱交換を行なう液ガス熱交換器２５を設けているので、水熱交換器（ガス冷却器）１４からの冷媒に過冷却を付与し、また、圧縮機１３に入る冷媒を加熱することができる。このため、圧縮機１３の湿り圧縮を防止することができ、安定した運転が可能となる。
【０００９】
上記液ガス熱交換器２５は、上述したように水熱交換器１４からの高圧冷媒が流れるパイプ状の第１通路２６と、この第１通路２６と並設して設けられているパイプ状の第２通路２７とで構成されている。液ガス熱交換器２５の第１通路２６は、液側主管と、この液側主管の両端に接続されている液側入口管及び液側出口管とで構成されており、また、第２通路２７はガス側主管と、このガス側主管の両端に接続されているガス側入口管及びガス側出口管とで構成されている。そして、液側主管とガス側主管とが熱交換可能に密着して配置された部分で熱交換路を構成している。この液ガス熱交換器２５の熱交換路の長さは、従来は、約１．３ｍ程度に設定されていた。
【００１０】
【特許文献１】特願２００３−４３２４１６
【発明の開示】
【発明が解決しようとする課題】
【００１１】
ところで、上記従来の液ガス熱交換器においては、外気温度の低い冬季において、入水温度が高くなると、加熱能力が大幅に低下し、またそれに伴って、ＣＯＰ（成績係数）も低下してしまうという問題の生じることが明らかになった。それは、入水温度の上昇に伴って、高圧圧力が上昇してしまうことから、高圧異常の発生を抑制するため、電動膨張弁の開度を大きくする必要があり、その結果、圧縮機１３からの吐出温度が低下してしまうことによる。図１０には、冬季高温条件（定格加熱能力４．５ｋＷ、外気温度７℃、出湯温度９０℃）における入水温度と加熱能力、ＣＯＰとの関係を示している。また、上記における外気温度７℃、入水温度５０℃、出湯温度９０℃の場合のモリエル線図（炭酸ガス）を図１１に示している。同図からも、入水温度が高い場合に、加熱能力及びＣＯＰが低下することが明らかである。なお、従来の場合、液ガス熱交換器の熱交換能力は、１４０〜１８０[Ｗ]程度である。
【００１２】
この発明は、上記した従来の欠点を解消するためになされたものであって、その目的は、通常運転時の加熱能力やＣＯＰを低下させることなく、入水温度が高い場合の加熱能力及びＣＯＰを向上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にある。
【課題を解決するための手段】
【００１３】
そこで、この発明のヒートポンプ式給湯装置では、圧縮機１３と水熱交換器１４と減圧機構１５と空気熱交換器１６とを順次接続したヒートポンプユニット４を備え、上記水熱交換器１４にて構成される熱交換路１１に未加熱水を供給してこの未加熱水を加熱する沸上運転を可能とし、上記水熱交換器１４から流出して減圧機構１５に流入する高圧冷媒と、上記空気熱交換器１６から流出した低圧冷媒との熱交換を行なう液ガス熱交換器２５を設けたヒートポンプ式給湯装置において、上記液ガス熱交換器２５の熱交換路Ｈの長さＬを、約１．５ｍ〜約２．８ｍとしていることを特徴としている。
【００１４】
また、このヒートポンプ式給湯装置は、上記液ガス熱交換器２５の略中央部分をヘアピン状に折り曲げていることを特徴としている。
【発明の効果】
【００１５】
上記ヒートポンプ式給湯装置によれば、液ガス熱交換器２５の熱交換路Ｈの長さＬを、約１．５ｍ〜約２．８ｍに設定しているので、液ガス熱交換器２５の熱交換能力が向上し、入水温度が高い場合において、従来のような高圧圧力の上昇は生じず、その結果、通常運転時のＣＯＰの低下を防止しつつ、従来よりも、加熱能力及びＣＯＰを向上することができる。
【００１６】
請求項２に記載のヒートポンプ式給湯装置によれば、液ガス熱交換器は、略中央部分をヘアピン状折り曲げているので、パイプ状の液ガス熱交換器を複数本用いた形となって、液ガス熱交換器２５自体の距離を長くとることができ、そのため、高圧冷媒と低圧冷媒との熱交換を行なうべく必要な有効長をコンパクトに得ることができる。
【発明を実施するための最良の形態】
【００１７】
以下、本発明の実施の形態を図面を参照して詳細に説明する。なお、本発明は、液ガス熱交換器２５の配置構造に特徴を有するものであり、ヒートポンプ式給湯装置の配管構成は図７の場合と同様である。
【００１８】
図１は主要な構成部材だけを表したヒートポンプユニット４の分解斜視図を示し、金属製の底板４０の上面に立設した仕切板４１の一方側を圧縮機１３等を配置している機械室４２とし、仕切板４１の他方側を空気熱交換器１６、ファン２２等が配置されるファン室４３としている。また、ファン２２の前面側には天板４４を一体化した前板４５が配置され、この略格子状の前板４５の内面側にベルマウス４６がネジ４７により固定されるようになっている。なお、ファン２２が回転駆動されることで、空気が前板４５、ベルマウス４６の円形の開口部４８を介して吹き出され、その風が空気熱交換器１６を通過することで、該空気熱交換器１６が冷却される。
【００１９】
図２は空気熱交換器１６の背面側から見た分解斜視図であり、図３は要部拡大断面図を示している。空気熱交換器１６は略Ｌ型に形成されており、この空気熱交換器１６を支持固定する支持板５１も略Ｌ型に形成されていて、この支持板５１の上面に空気熱交換器１６が支持固定されている。支持板５１の下部は、底板４０の端縁より立ち上がっているフランジ５２の内側に位置して該支持板５１が底板４０側に配置される。なお、図３に示すように、支持板５１の上片５３の上面に形成されている台座部５４の上面に空気熱交換器１６が位置決め固定されている。
【００２０】
また、図３に示すように、底板４０の上面であってファン室４３に位置する箇所（空気熱交換器１６の下部の位置）には水熱交換器１４が配置されており、この水熱交換器１４は、外殻が断熱材５５で構成されていて、この断熱材５５の内部にパイプ状で二重構造とした水熱交換器部材５６が上下方向に積層して配管されている。なお、水熱交換器部材５６の上部は、高温冷媒が流れるように配管され、水熱交換器部材５６の下部は低温冷媒が流れるように配管されている。
【００２１】
次に、液ガス熱交換器２５の構成、配置位置について説明する。この液ガス熱交換器２５は、図４に示すように、水熱交換器１４からの高温冷媒が流れるパイプ状の第１通路２６と、この第１通路２６の径より大径としたパイプ状の第２通路２７とで構成されている。そして、第１通路２６及び第２通路２７は長手方向に平行に並設されていて、両通路２６、２７はロウ付けにて固着されている。液ガス熱交換器２５の略中央部分の折り返し部６０にて略コ字型であってヘアピン状に折り曲げられており、上下方向に両通路２６、２７が位置するように折曲してある。また、液ガス熱交換器２５は水熱交換器１４の周囲に配置すべく、液ガス熱交換器２５の途中の折曲部６１で略９０°に折曲されている。
【００２２】
また、液ガス熱交換器２５の第１通路２６は、液側主管７０と、この液側主管７０の一方に接続されている液側入口管７１と、液側主管７０の他方に接続されている液側出口管７２とで構成されている。さらに、第２通路２７は、ガス側主管７３と、このガス側主管７３の一方に接続されているガス側入口管７４と、ガス側主管７３の他方に接続されているガス側出口管７５とで構成されている。そして、第１通路２６の液側主管７０の外径は、両端に接続している液側入口管７１及び液側出口管７２の外径より小径としている。また、第２通路２７のガス側主管７３の外径は、両端に接続しているガス側入口管７４及びガス側出口管７５の外径より小径としている。なお、上記及び以下の記載において、液とは高圧冷媒を意味し、ガスとは低圧冷媒を意味するものとする。
【００２３】
また、液ガス熱交換器２５の第１通路２６の一方の液側入口管７１の端部を液が流入する液側入口部６２とし、第１通路２６の他方の液側出口管７２の端部を液が流出する液側出口部６３としている。また、第２通路２７の一方のガス側入口管７４の端部をガスが流入するガス側入口部６４とし、第２通路２７の他方のガス側出口管７５の端部をガスが流出するガス側出口部６５としている。すなわち、液ガス熱交換器２５の第１通路２６の液が流れる方向と、第２通路２７の液が流れる方向とが逆方向となるようにしている。
【００２４】
図５はヒートポンプユニット４の簡略図を示しており、冷媒通路１８が液ガス熱交換器２５の第１通路２６の液側入口管７１の液側入口部６２に接続され、冷媒通路３６が液側出口管７２の液側出口部６３に接続される。また、冷媒通路３７が液ガス熱交換器２５の第２通路２７のガス側入口管７４のガス側入口部６４に接続され、ガス側出口管７５のガス側出口部６５に冷媒通路２１が接続される。
【００２５】
図６は上記液ガス熱交換器２５の概略構成図を示しており、上述したように、液ガス熱交換器２５の第１通路２６を構成している液側主管７０の径は、両端の液側入口管７１及び液側出口管７２の径より小径としている。また、第２通路２７を構成しているガス側主管７３の径は、両端のガス側入口管７４及びガス側出口管７５の径より小径としている。ここで、液側主管７０の外径を例えば、３．２〜３．３ｍｍ（肉厚：０．５ｍｍ）とした場合、液側入口管７１及び液側出口管７２の外径は共に４ｍｍ（肉厚：０．５ｍｍ）としている。また、ガス側主管７３の外径を例えば、６．４〜８ｍｍ（肉厚：０．８〜１．０ｍｍ）とした場合、ガス側入口管７４及びガス側出口管７５の外径は共に、９．５ｍｍ（肉厚：０．８〜１．２ｍｍ）としている。そして、液側主管７０とガス側主管７３とが熱交換可能に密着して配置された部分で熱交換路Ｈを構成している。この場合、液ガス熱交換器２５の熱交換路Ｈの長さＬは、約２．０ｍ程度（１．５ｍ〜２．８ｍ）に設定されている。
【００２６】
一対のパイプ状の第１通路２６及び第２通路２７で上述のようにして構成されている液ガス熱交換器２５は、全体形状としては、図２及び図４に示すように、略Ｌ型に形成されており、この略Ｌ型に形成されている液ガス熱交換器２５を水熱交換器１４の周囲を囲むように配置している。また、このように液ガス熱交換器２５を水熱交換器１４の背面から側面にかけて配置した場合、図３に示すように、液ガス熱交換器２５は空気熱交換器１６の下方に配置された状態となっている。
【００２７】
つまり、空気熱交換器１６は図２に示すように略Ｌ型に形成されていて、この略Ｌ型に形状に対応させるように液ガス熱交換器２５も略Ｌ型に形成し、平面状における液ガス熱交換器２５の大きさも空気熱交換器１６と略同じくらいの大きさとしている。これにより、空気熱交換器１６の下方の位置に液ガス熱交換器２５を配置でき、また、図３に示すように、支持板５１の上片５３を境に、上側に空気熱交換器１６が配置され、上片５３の下側に液ガス熱交換器２５が配置される構造となっている。また、支持板５１の内側面と水熱交換器１４との間に形成されるスペース６７に液ガス熱交換器２５が配置されることになり、スペース６７を有効に利用している。
【００２８】
また、一対のパイプ状の第１通路２６及び第２通路２７を長手方向に平行に接触させて構成した液ガス熱交換器２５を、略中央部分の折り返し部６０にてヘアピン状の折り曲げると共に、空気熱交換器１６の略Ｌ型の形状に対応させるように水熱交換器１４の背面側と側面側にかけて略Ｌ型に折曲しているので、ガスと液との熱交換を行なうべく必要な有効長をコンパクトに得ることができる。また、液ガス熱交換器２５を空気熱交換器１６の下方に配置しているので、ファン２２による風が液ガス熱交換器２５に当たることもなく、そのため、送風による液ガス熱交換器２５の放熱ロスを少なくすることができる。
【００２９】
このように本実施形態では、液ガス熱交換器２５の液側主管７０の外径を両端に接続している液側入口管７１及び液側出口管７２の外径より小径とし、また、ガス側主管７３の外径を、両端に接続しているガス側入口管７４及びガス側出口管７５の外径より小径としているので、液ガス熱交換器２５をコンパクトにでき、また低コスト化を図ることができる。さらに、液側主管７０及びガス側主管７３を細径としているので、折曲し易くなり、組み立ての作業効率の向上を図ることができる。
【００３０】
上記した実施形態において、冬季高温条件（定格加熱能力４．５ｋＷ、外気温度７℃、出湯温度９０℃）における入水温度と加熱能力、ＣＯＰとの関係を、図８に示している。また、上記における外気温度７℃、入水温度５０℃、出湯温度９０℃の場合のモリエル線図（炭酸ガス）を図９に示している。なお、これら図中には、上記従来例における各データも併記している。同図からも明らかなように、入水温度が高い場合において、従来よりも、液ガス熱交換器２５の熱交換能力を向上したので、加熱能力及びＣＯＰを向上することができる。この場合、液ガス熱交換器２５の熱交換能力は、２５０〜３００[Ｗ]程度である。
【００３１】
以上のように、液ガス熱交換器２５の熱交換路Ｈの長さＬを、約２．０ｍ程度に設定して、液ガス熱交換器２５の熱交換能力を向上すると、入水温度が高い場合において、従来（Ｌ＝約１．３ｍ）のような高圧圧力の上昇は生じず、その結果、従来よりも、加熱能力及びＣＯＰを向上することができる。このことは、Ｌ＝１．５ｍ〜２．８ｍの範囲においても確認している。また、これらにおいては、熱交換路Ｈにおける液主管７０の内容積は、約５．７ｃｍ３〜約１１．６ｃｍ３であり、また、ガス主管７３の内容積は、約２７．０ｃｍ３〜約７９．０ｃｍ３である。熱交換路Ｈの長さＬと共に、各主管７０、７３の内容積をこの範囲において設定すれば、一段と確実に上記効果が得られる。また、熱交換路Ｈの長さＬが３ｍを越えると、吸入過熱度がつきすぎ、また、吸入時の圧損が大きくなりすぎて、通常運転時のＣＯＰが低下するようになるので好ましくない。
【００３２】
上記液ガス熱交換器２５においては、高温側の第１通路２６と低温側の第２通路２７とを上下に配置すると共に、第１通路２６、２６同士を第２通路２７の内側に相対向させて、配置しているが、これは、高温側の第１通路２６からの熱放散を抑制し、液ガス熱交換器２５の性能を確保するためである。上記第１通路２６を、図３において、第２通路２６の水平方向の側方の位置（横の位置）に配置してもよい。この場合には、液ガス熱交換器２５の曲げ加工性が向上し、低コスト化を図ることができる。また、この場合において、第１通路２６を、水熱交換器１４側（内側）に配置すれば、高温側の第１通路２６からの熱放散を抑制し、液ガス熱交換器２５の性能を確保できるとの効果も生じる。
【図面の簡単な説明】
【００３３】
【図１】本発明の実施の形態におけるヒートポンプユニットの要部分解斜視図である。
【図２】本発明の実施の形態における空気熱交換器及び液ガス熱交換器の配置状態を示す分解斜視図である。
【図３】本発明の実施の形態における空気熱交換器及び液ガス熱交換器の要部拡大断面図である。
【図４】（ａ）（ｂ）は本発明の実施の形態における液ガス熱交換器の平面図及び正面図である。
【図５】本発明の実施の形態におけるヒートポンプユニットの配管簡略図である。
【図６】本発明の実施の形態における液ガス熱交換器の概略構成図である。
【図７】ヒートポンプ式給湯装置の配管簡略図である。
【図８】上記実施形態における入水温度と加熱能力、ＣＯＰとの関係を従来例と対比して示すグラフである。
【図９】上記実施形態におけるモリエル線図である。
【図１０】従来例における入水温度と加熱能力、ＣＯＰとの関係を示すグラフである。
【図１１】従来例のモリエル線図である。
【図１２】入水温度が低温状態であるときと高温状態であるときとの比較を示し、（ａ）は液ガス熱交換器が無い場合のグラフ図であり、（ｂ）は液ガス熱交換器が有る場合のグラフ図である。
【符号の説明】
【００３４】
４  ヒートポンプユニット
１１  熱交換路
１４  水熱交換器
１５  減圧機構
１６  空気熱交換器
２５  液ガス熱交換器
Ｈ  熱交換路
Ｌ  長さ
【図１】
2007255770.tif 000003
【図２】
2007255770.tif 000004
【図３】
2007255770.tif 000005
【図４】
2007255770.tif 000006
【図５】
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【図６】
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【図７】
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【図８】
2007255770.tif 000010
【図９】
2007255770.tif 000011
【図１０】
2007255770.tif 000012
【図１１】
2007255770.tif 000013
【図１２】
2007255770.tif 000014