日本冷凍空調学会賞

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技術賞

高効率 CO2 ヒートポンプ給湯機

High Efficiency Heat Pump Water Heater using CO2 Refrigerant

1. はじめに日本の家庭で消費される総エネルギーのうち，給湯エネルギーはその約 3 割を占め，地球温暖化の防止，資源保全の観点から，消費エネルギーの低減が課題となっている．

伏木隆之＊

Takayuki FUSHIKI

向井有吾＊
Yugo MUKAI

小沼智史＊

坪野勇＊＊ 渡部道治＊＊

Satoshi ONUMA Isamu TSUBONO Michiharu WATANABE

給湯エネルギーの低減策としていくつかの高効率給湯機が提案されているが，その 1 つに自然圧力で給湯ができるという特徴がある．

冷媒 CO2 ヒートポンプ給湯機（以下，CO2 ヒートポンプ

水を温水へと沸き上げるヒートポンプユニットは，主給湯機という）がある．当社（日立アプライアンス㈱）に圧縮機，蒸発器，水冷媒熱交換器，膨張弁からなる流は，㈱日立製作所と共同で，さらなる省エネ性能向上を路に CO2 冷媒を封入したヒートポンプサイクルで構成目的として主要機器の開発に取り組んだ．本稿では，省され，蒸発器にて外気から得た熱を圧縮機で高温とし，エネ性能の向上を実現した技術内容について紹介する．

水冷媒熱交換器へと送る仕組みとなっている．

2.2

2. CO2 ヒートポンプ給湯機の概要
2.1

開発対象

ヒートポンプ給湯機の性能は JIS C 9220 で定義される

システム概要

年間給湯保温効率（以下，給湯効率という）で表される．

図１に，当社 CO2 ヒートポンプ給湯機のうち，省エ

大まかに言えば，給湯効率は貯湯ユニットの効率とヒーネ性能の高さが特徴の高効率タイプなどに採用している

トポンプユニットの COP の積であり，貯湯ユニットの水道直圧給湯方式のシステム概略図を示す．

効率は主として貯湯タンクの保温性能に，COP は主としCO2 ヒートポンプ給湯機は水をお湯へと沸き上げるヒーて圧縮機効率，蒸発器および水冷媒熱交換器の熱交換効トポンプユニットと，沸き上げたお湯を貯める貯湯ユニッ率に依存するため，当社はこれらに対して研究と検討をトからなる．温水への沸き上げ時は，貯水された水がタ重ね，以下に示す技術を開発した．

ンクの下部から水冷媒熱交換器へと送られ，冷媒によって約 65 ℃以上に加熱された後，貯湯タンクの上部へと戻る．
温水を使用する時は，貯湯タンクの上部から取り出し

3. 新規開発技術
3.1

貯湯タンク

た温水によって，水道水を給湯熱交換器で所望の温度に貯湯タンクの保温性能の向上を目的として，ウレタン加熱して給湯する．そのため本製品は，水道元圧に近い発泡断熱によって断熱性能を高めた貯湯ユニット「ウレタンク」を開発した．
図２（a），（b）に従来仕様と開発仕様の構造図を示す．従来仕様では複数に分割した発泡スチロール（以下「EPS」という）でタンクを覆い，高効率タイプ
ではさらにその外側に真空断熱

図１ システム概略図

図２

貯湯タンクの断熱構造＊日立アプライアンス㈱Hitachi Appliances, Inc.
＊＊㈱日立製作所 研究開発グループ
Hitachi, Ltd., Research & Development Group
原稿受理 2016 年 3 月 14 日

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吐出室へ
内線圧縮室
外線圧縮室

旋回スクロール
固定スクロール①膨張弁と分配器を直管で接続
冷媒流入

流路1

蒸発器

流路2

膨張弁

主給油口

②温度の近い流路を近接

分配器

流路3
流路4

副給油口

流路5

背圧室から給油

流路6
冷媒流出

吸込室より
副給油口は，旋回スクロールの旋回に伴って固定スクロールに対して旋回運動する

図３③冷媒パスを交差

図４

蒸発器のパス構成

圧縮機の新給油構造

材を重ねる断熱方式としていた．これに対し，開発構造
ではタンクと外板の間を断熱性能の高いウレタンで満たす構造とし，高効率タイプではさらにその外側に真空断熱材を重ねた．本構造により，従来の課題であった EPSの接合部からの熱漏洩を低減し，高効率タイプにおいて従来比で約 2 倍の断熱性能を達成した．

3.2

圧縮機

スクロール圧縮機の効率向上に取り組み，主要技術

図５として圧縮室への新給油構造を開発した．
図３に新給油構造の構造図を示す．新構造では固定ス
クロールに主給油口を設け，旋回スクロールの旋回に伴って，主給油口が内線と外線圧縮室に交互に連通する

3.4

水冷媒熱交換器の仕様

水冷媒熱交換器

水冷媒熱交換器の配管仕様を適正化し，銅使用量の低減と伝熱性能の向上を両立する構造を開発した．

ことで給油する構造とした．また，旋回スクロールに副

図５（a），（b）に従来仕様と開発仕様の流路断面図を示

給油口を設け，旋回スクロールが図 3 の位置にある時にす．従来仕様は水管断面の横方向長さ（W）と縦方向長背圧室から油をくみ取り，その後，旋回スクロールが約さ（H）のアスペクト比を約 0.7，冷媒管をφ5 mm 内面

180 度旋回した時に吸込室へ給油する構造とした．これ

溝付管としていたが，開発仕様では冷媒管をφ4 mm 内により，外線圧縮室や吸込室へ過大に流入していた高温面平滑管とすることで軽量化を図りつつ，水管のアスペ油による冷媒加熱の低減と，給油量適正化による圧縮室クト比を約 1.1 に扁平化した．これにより，単位長さの間の漏れ損失の低減化を図った．さらに，ラップ形状の水側圧力損失を低減し，その分流路を延長して伝熱性能適正化などと併せて圧縮機効率を改善し，従来比で給湯を向上した．結果，高効率タイプにおいて従来比で給湯効率を約 4.5 ％向上した．

効率を約 0.3 ％向上しつつ約 10 ％の軽量化を実現した．

3.3

蒸発器

蒸発器の仕様を適正化し，冷媒管外径が 5 mm，流路4. 効

果分岐数が 6 パスの蒸発器を開発した．さらに，流路を従開発した各技術は省エネ性能の高い高効率タイプだけ

来の 3 パスから多分岐化するために，冷媒の均等分配をでなく，改良を加えて標準タイプなどへも適用し，2017目的とした新パス構成を開発した．

年度を目標年度とする省エネ基準値を複数の機種で先行

図４に開発したパス構成を示す．開発構造では，膨張達成した．このうち，高効率タイプ 370 L モデルについ弁と分配器を直管で接続し，膨張弁流出直後の噴霧流ては，各技術によって約 15 ％の性能向上を実現し，省状態で分配する方式を採用した．加えて，蒸発器出口側エネ基準値よりも 18 ％高い性能を達成した．

にて温度の近いパスを近接させると同時に，流入空気の風速分布の不均一性の影響を緩和するために冷媒パスを5. おわりに交差させて冷媒パス温度を均一化した．以上により，高CO2 ヒートポンプ給湯機の省エネ性能向上を目的とし効率タイプ 370 L モデルにおいて，従来比で給湯効率をた各技術を開発し，複数の製品に適用した．これによ約 1.3 ％向上した．

り，燃料消費量および電気料金の低減や，CO2 排出量の低減による温暖化抑制に貢献できたと考える．

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