(57)【特許請求の範囲】
【請求項１】
サイクル内の余剰冷媒を貯留するアキュムレータと、
このアキュムレータより吸引した気相冷媒を臨界圧力以上に加圧して吐出する圧縮機と、
この圧縮機で加圧された冷媒と給湯用の流体とを対向流として熱交換させる高圧側熱交換器とを有し、
前記高圧側熱交換器に流入する流体と前記高圧側熱交換器より流出する冷媒との温度差に基づいて高圧制御を行うヒートポンプサイクルを備え、
前記高圧側熱交換器で冷媒との熱交換により加熱された流体をタンク内に貯留して給湯等に使用するヒートポンプ式給湯器であって、
前記ヒートポンプサイクルは、前記高圧側熱交換器の下流に弁開度を調節可能な膨張弁を具備し、この膨張弁の開度を変化させて高圧制御を行い、且つ前記圧縮機に吸引される冷媒が、年間で外気温度が低い時期には乾燥飽和蒸気となり、且つ年間で外気温度が高い時期には過熱蒸気となる様に、サイクル内への冷媒封入量が決定されていることを特徴とするヒートポンプ式給湯器。
【請求項２】
請求項１に記載したヒートポンプ式給湯器において、
前記ヒートポンプサイクルは、目標の給湯能力が得られるように前記圧縮機の回転数を可変することを特徴とするヒートポンプ式給湯器。
【発明の詳細な説明】
【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、超臨界ヒートポンプサイクルを給湯用流体の加熱手段として使用するヒートポンプ式給湯器に関する。
【０００２】
【従来の技術】
従来より、高圧側圧力が冷媒の臨界点を超えて作動する超臨界ヒートポンプサイクルを用いた給湯器が公知である。ヒートポンプサイクルは、図１に示すように、圧縮機６で加圧された高温冷媒を熱源として給湯水を加熱する水熱交換器７を有し、この水熱交換器７に流入する給湯水と水熱交換器７から流出する冷媒との温度差に基づいて高圧制御が行われている。
【０００３】
【発明が解決しようとする課題】
ところで、上記のヒートポンプサイクルは、図２に示すように、圧縮機６に吸引されるガス冷媒の過熱度を大きくすると、水熱交換器７の放熱能力が大きくなる（Ｑ→Ｑ′）。また、ガス冷媒の過熱度を大きくすると、圧縮機６の圧縮効率が低下して圧縮仕事も大きくなる（Ｌ→Ｌ′）。しかし、年間の外気温度が低い時期（冬季）と高い時期（夏季）とでは、外気温度が高い時期の方がサイクル内の低圧圧力（空気熱交換器９の蒸発圧力）が高くなるため、外気温度が低い時期より圧縮機６の圧縮仕事の増加が少なくなる。
【０００４】
従って、外気温度が高い時期には、圧縮機６に吸引されるガス冷媒にある程度の過熱度を持たせた方が、高効率にサイクル制御を行うことが可能である。
ところが、従来のヒートポンプサイクルは、アキュムレータ１０に余剰冷媒を貯留しているので、外気温度の変化に係わらず、圧縮機６に吸引されるガス冷媒の過熱度はゼロである。
本発明は、上記事情に基づいて成されたもので、その目的は、年間の外気温度が高い時期において、効率の高いサイクル制御を実行できるヒートポンプ式給湯器を提供することにある。
【０００５】
【課題を解決するための手段】
（請求項１の手段）
本発明のヒートポンプサイクルは、高圧側熱交換器の下流に弁開度を調節可能な膨張弁を具備し、この膨張弁の開度を変化させて高圧制御を行うことを特徴とする。例えば、膨張弁の開度を小さくすると、冷媒の流路抵抗が大きくなるので、圧縮機から吐出される高圧側の冷媒圧力が上昇する。逆に、膨張弁の開度を大きくすると、冷媒の流路抵抗が小さくなるので、圧縮機から吐出される高圧側の冷媒圧力が低下する。
また、圧縮機に吸引される冷媒が、年間で外気温度が低い時期には乾燥飽和蒸気となり、且つ年間で外気温度が高い時期には過熱蒸気となる様に、サイクル内への冷媒封入量が決定されている。
この場合、外気温度が高い時期には、圧縮機に吸引される冷媒がある程度の過熱度を持つことにより、過熱度を持たない場合（過熱度＝０）と比較して、高圧側熱交換器の能力を圧縮機の仕事量（圧縮仕事）で除算して求められるサイクル効率が向上する。
【０００７】
（請求項２の手段）
請求項１に記載したヒートポンプ式給湯器において、
ヒートポンプサイクルは、目標の給湯能力が得られるように圧縮機の回転数を可変することを特徴とする。
例えば、膨張弁の開度を大きくすると、高圧側の冷媒圧力が低下して冷媒温度が低下するため、高圧側熱交換器での熱交換量が低下して給湯能力が低下する。この場合、圧縮機の回転数を大きくして高圧側熱交換器を流れる冷媒流量を増加させることにより、目標の給湯能力を確保することができる。
【０００８】
【発明の実施の形態】
次に、本発明のヒートポンプ式給湯器を図面に基づいて説明する。
図１はヒートポンプ式給湯器の構成を示す模式図、図２はＣＯ2 サイクルのＰ−Ｈ線図である。
本実施例のヒートポンプ式給湯器１は、加熱された給湯用水をタンク２内に貯留しておき、使用時にタンク２内から取り出した給湯用水を温度調節して使用者に供給するシステムであり、図１に示すように、給湯用水を貯留するタンク２、このタンク２に接続される温水回路３、給湯用水の加熱手段であるヒートポンプサイクル（下述する）、及び給湯器１の作動を制御する制御装置４等を具備している。
【０００９】
タンク２は、耐蝕性に優れた金属製（例えばステンレス製）で断熱構造を有し、高温の給湯用水を長時間に渡って保温することができる。なお、タンク２内に貯留される給湯用水は、キッチンや風呂等で直接使用しても良いが、給湯用以外に、例えば床暖房用、室内空調用等の熱源として利用することもできる。
温水回路３は、タンク２とヒートポンプサイクルの水熱交換器７とを環状に接続して設けられ、この温水回路３にタンク２内の給湯用水を流通させるウォータポンプ５が介在されている。ウォータポンプ５は、内蔵するモータの回転数を可変して循環水量を調節することができる。
【００１０】
ヒートポンプサイクルは、高圧側の冷媒圧力が臨界圧力以上となるサイクルで、図１に示すように、圧縮機６、上記の水熱交換器７（本発明の高圧側熱交換器）、膨張弁８、空気熱交換器９、アキュムレータ１０等によって構成され、冷媒として臨界圧力の低い二酸化炭素（ＣＯ2 ）を使用している。
圧縮機６は、内蔵する電動モータ（図示しない）によって駆動され、吸引したガス冷媒を臨界圧力以上まで圧縮して吐出する。
水熱交換器７は、圧縮機６より吐出された高圧のガス冷媒と給湯用水とを熱交換するもので、図１に矢印で示すように、冷媒の流れ方向と給湯用水の流れ方向とが対向するように構成されている。
【００１１】
膨張弁８は、弁開度を電気的に調節可能な構造を有し、水熱交換器７で冷却された冷媒を弁開度に応じて減圧する。
空気熱交換器９は、ファン１１による送風を受けて、膨張弁８で減圧された冷媒を外気との熱交換によって蒸発させる。
アキュムレータ１０は、空気熱交換器９と圧縮機６との間に介在されてサイクル内の余剰冷媒を蓄え、気相冷媒のみを圧縮機６に吸引させる。
【００１２】
ヒートポンプサイクルは、水熱交換器７に流入する給湯用水の温度を検出する水温センサ１２、水熱交換器７より流出する冷媒の温度を検出する冷媒温度センサ１３等を具備し、各センサ１２、１３の検出信号が制御装置４に入力される。制御装置４は、水温センサ１２及び冷媒温度センサ１３の検出信号から、水熱交換器７に流入する給湯用水と水熱交換器７より流出する冷媒との温度差ΔＴを求め、この温度差ΔＴに基づいてサイクル内の高圧圧力を制御している。具体的には、温度差ΔＴが目標値（例えば１０℃）となるように、膨張弁８の弁開度を電気的に制御し、且つ目標の給湯能力が得られるように、圧縮機６の回転数を制御している。
【００１３】
上記のヒートポンプサイクルは、図２に示すように、圧縮機６に吸引されるガス冷媒の過熱度ＳＨが大きくなると、圧縮機６の圧縮仕事が増加し（Ｌ→Ｌ′）、それに伴って水熱交換器７の放熱能力も大きくなる（Ｑ→Ｑ′）。しかし、年間で外気温度が低い時期（冬季）と高い時期（夏季）とでは、外気温度が高い時期の方がサイクル内の低圧圧力（空気熱交換器９の蒸発圧力）が高くなるため、外気温度が低い時期より圧縮機６の圧縮仕事の増加が少なくなる。
従って、外気温度が高い時期には、圧縮機６に吸引されるガス冷媒にある程度の過熱度を持たせた方が、システム効率を向上できる。
【００１４】
そこで、本実施例では、より高いシステム効率を実現するために、高温度条件下（例えば２５．６℃）において、圧縮機６に吸引されるガス冷媒がある程度の過熱度を持つ（過熱蒸気となる）様に制御されている。具体的には、低温度条件下（例えば３．０℃）において、前記の温度差ΔＴに基づいて高圧圧力が適切に制御されている状態で、圧縮機６に吸引されるガス冷媒が乾燥飽和蒸気（図２に示す飽和蒸気線上の冷媒）となる様に、サイクル内への冷媒封入量が決定されている。この場合、アキュムレータ１０内には、殆ど液冷媒が存在せず、且つ空気熱交換器９で蒸発した冷媒が過熱度を持たない乾燥飽和蒸気（ＳＨ＝０）となる。
この冷媒量は、ヒートポンプサイクルの容積、水熱交換器７の放熱能力、空気熱交換器９の吸熱能力、温度差ΔＴに基づいて制御される最適な高圧圧力等から計算でき、最終的には実機での試験により決定される。
【００１５】
（本実施例の効果）
本実施例のヒートポンプサイクルは、低温度条件下（冬季）において、圧縮機６に吸引されるガス冷媒が乾燥飽和蒸気となるため、高温度条件下（夏季）においては、高圧圧力が適切に制御されることにより、圧縮機６に吸引されるガス冷媒が過熱蒸気（過熱度を持つ飽和蒸気）となる。つまり、高温度条件下では、低圧側のバランス圧力が外気温度の低い冬季より高くなるため、冷媒密度が大きくなる。そのため、高温度条件下では、ＳＨ＝０となるための冷媒存在量が低温度条件下よりも多くなり、必然的に圧縮機６に吸引されるガス冷媒が過熱度を持つことになる。
これにより、圧縮機６に吸引されるガス冷媒の過熱度を、外気温度の変化に応じて制御することができ、特に外気温度の高い夏季では、水熱交換器７の放熱能力が増加し、且つ圧縮機６の仕事量（圧縮仕事）の増加分を小さく抑えることができるので、従来（ＳＨ＝０の場合）より高効率な給湯システムを実現できる。
【００１６】
（変形例）
上記の実施例では、温度差ΔＴ（水熱交換器７に流入する給湯用水と水熱交換器７より流出する冷媒との温度差）に基づいて膨張弁８の弁開度を制御しているが、目標の温度差ΔＴを得るために、ウォータポンプ５の吐出量を制御して水熱交換器７を流れる給湯用水の流量を変化させても良い。
【図面の簡単な説明】
【図１】ヒートポンプ式給湯器の構成を示す模式図である。
【図２】ＣＯ2 サイクルのＰ−Ｈ線図である。
【符号の説明】
１  ヒートポンプ式給湯器
２  タンク
６  圧縮機
７  水熱交換器（高圧側熱交換器）
８  膨張弁
１０  アキュムレータ
【図１】
0003738672.tif 000002
【図２】
0003738672.tif 000003