JP2012197968A - ヒートポンプシステム - Google Patents

Abstract

【課題】冷媒循環量の大小にかかわらずに、圧縮機がオイル切れを起こすことなく運転を継続できるヒートポンプシステムを提供することを目的とする。
【解決手段】冷媒を圧縮して吐出する圧縮機２１と、圧縮機２１から吐出された冷媒と水を熱交換させる水対冷媒熱交換器２３と、水対冷媒熱交換器２３で冷却された冷媒を減圧及び膨張させる電子膨張弁２５と、電子膨張弁２５を通過した冷媒と空気とを熱交換させる空気熱交換器２２と、圧縮機２１の回転数を制御する制御部２９と、を備える。制御部２９は、圧縮機２１がオイル切れを起こさないものとして予め設定された冷媒循環量と、圧縮機２１に吸入される冷媒の推定された密度と、に基づいて求められる臨界回転数を超えない範囲で圧縮機２１の回転数を制御する。
【選択図】図１

Description

本発明は、給湯器、空気調和器に適用されるヒートポンプシステムに関する。

ヒートポンプを用いた給湯機の場合、一般的には安価な深夜電力を利用する時間帯にヒートポンプを運転してタンクに高温のお湯を貯めるようにする。具体的な運転方法としては、ある時間帯になるとヒートポンプがＯＮし、目標とする貯湯量までお湯が貯まればヒートポンプをＯＦＦにする、といものである。
必要とする加熱能力を確保するために、ヒートポンプがＯＮしているときの圧縮機の回転数を制御する方法として、以下が知られている。
外気温度と給水温度に基づいて設定（特許文献１）
貯湯槽内の残湯量から必要加熱量を求めて設定（特許文献２）
外気温度と時間帯の双方に基づいて設定（特許文献３）
沸き上げ設定温度と外気温度で設定（特許文献４）

特開昭６０−２２１６６１号公報 特開平９−６８３６９号公報 特開２００１−２０１１７７公報 特許第３８５５７９５号公報

ＣＯ_２冷媒を用いた冷凍サイクルにおいては、ＣＯ_２冷媒がフレオン冷媒と比較して潤滑オイル（以下、単にオイル）との密度差が小さいため、冷凍サイクル中に設けられる従来のオイルセパレータでは遠心分離が充分に行われずにオイル分離効率が低下する。このため、冷凍サイクル中のオイルレート（Oil Rate，冷凍サイクルを流れる冷媒とオイルの質量比率）が増加し、水対冷媒熱交換器や空気熱交換器での熱交換性能が損なわれＣＯＰ（Coefficient Of Performance）が低下するという問題があった。これに対して、オイルセパレータにおける遠心力を大きくするために、分離管の内周半径を小さくすることが考えられるが、分離管内周と吐出管外周の隙間が減少するため、流入ガスが吐出管に衝突してしまい回転流速が低下し、逆に分離効率が低下してしまう。オイル分離効率が低下すると、貯油室内に循環、貯留されるオイル量が減少し、圧縮機に十分なオイルを供給できなくなり、圧縮機運転上の信頼性が低下するおそれがある。
ここで、圧縮機の回転数によって決まる冷媒循環量と、冷凍サイクル中のオイルレートとは相関関係があり、図２に示すように、冷媒循環量が大きいほど、冷媒と一緒に圧縮機から吐き出されるオイルも多くなるために、冷凍サイクル中のオイルレートが増加する。このため、現状の技術では冷媒循環量が大きい時に圧縮機がオイル切れを起こして故障する恐れがある。
本発明は、このような技術的課題に基づいてなされたもので、冷媒循環量の大小にかかわらずに、圧縮機がオイル切れを起こすことなく運転を継続できるヒートポンプシステムを提供することを目的とする。

圧縮機がオイル切れを起こさないようにするためには冷媒循環量を把握、制御すればよいが、冷媒循環量を直接制御することはできない。そこで本発明は、圧縮機に吸入される冷媒の密度と圧縮機の回転数との積から冷媒循環量が定まるとみなし、圧縮機がオイル切れを起さないオイルレートの冷媒循環量となるように、圧縮機の回転数を制御する。この過程で、冷媒の密度は冷凍サイクル中で測定される物理量に基づいて推定することができる。
すなわち本発明のヒートポンプシステムは、冷媒を圧縮して吐出する圧縮機と、圧縮機から吐出された高温高圧の冷媒と熱交換媒体とを熱交換させる高圧側熱交換器と、高圧側熱交換器で冷却された冷媒を減圧及び膨張させる膨張弁と、膨張弁を通過した冷媒と熱交換媒体とを熱交換させる低圧側熱交換器と、圧縮機の回転数を制御する制御部を備える。
本発明の制御部は、圧縮機がオイル切れを起こさないものとして予め設定された冷媒の臨界循環量と、圧縮機に吸入される冷媒の推定された密度と、に基づいて求められる臨界回転数を超えない範囲で圧縮機の回転数を制御する。

本発明のヒートポンプシステムにおいて、制御部は、臨界回転数の範囲内で圧縮機を回転数の増減させることができる。ヒートポンプシステムの運転状態に応じて、圧縮機の出力を増やし、あるいは、減じることを意図するものである。

本発明のヒートポンプシステムは、高温側熱交換器が圧縮機で圧縮された冷媒と加熱対象の水との間で熱交換を行うことで、給湯システムを構成し、この場合、加熱対象の水が加熱される目標温度を設定する設定部と、熱交換により加熱された水の温度を検出する温度センサと、を備えるとことができる。そして、制御部は、検出された水の温度が目標温度と相違する場合には、臨界回転数の範囲内で圧縮機の回転数を増減させる。そうすれば、圧縮機がオイル切れを起こさずに、目標温度に沿った温度の水（お湯）を沸き上げることができる。

本発明によると、圧縮機がオイル切れを起こさないものとして予め設定された冷媒循環量と、圧縮機に吸入される冷媒の推定された密度と、に基づいて求められる臨界回転数を超えない範囲で圧縮機の回転数を制御するので、冷媒循環量の大小にかかわらずに、圧縮機がオイル切れを起こすことなく運転を継続できるヒートポンプシステムが提供される。

第１実施形態によるヒートポンプ給湯器の構成を示す図である。 第１実施形態によるヒートポンプ給湯器の、冷媒循環量と冷凍サイクル中のオイルレートの関係を示すグラフである。 第１実施形態によるヒートポンプ給湯器における、圧縮機の回転数と圧縮機の吸入圧力の関係を示すグラフである。 第２実施形態によるヒートポンプ給湯器の構成を示す図である。 第２実施形態によるヒートポンプ給湯器における、圧縮機の回転数と圧縮機の吸入圧力の関係を示すグラフである。

以下、添付図面に示す実施の形態に基づいてこの発明を詳細に説明する。
［第１実施形態］
図１に示すように、給湯システム１は、ヒートポンプユニット（ヒートポンプシステム）２と、貯湯ユニット３とから構成されている。
ヒートポンプユニット２は、ＣＯ_２冷媒が循環する冷媒回路を構成するものであり、室外の空気（外気）と、冷媒との間で熱交換を行うものである。
ヒートポンプユニット２には、圧縮機２１と、空気熱交換器２２と、水対冷媒熱交換器２３と、設定部２４と、制御部２９と、が設けられている。

圧縮機２１は、一体に構成された電動モータにより回転駆動されることにより、空気熱交換器２２を通過した低圧の冷媒を吸入して圧縮し、高温高圧の冷媒を水対冷媒熱交換器２３に向けて吐出するものである。電動モータ、つまり圧縮機２１は、制御部２９によりその動作が制御される。本実施形態における圧縮機２１としては、圧縮機構が単一の単段圧縮機構のもの、あるいは低段側圧縮機構と高段側圧縮機構とを備える多段圧縮機構のものを用いることができる。圧縮機構としては、スクロール型圧縮機構や、ロータリ式圧縮機構など公知の形式の圧縮機を用いることができる。

空気熱交換器（低温側熱交換器）２２は、外気と膨張弁を通過した冷媒との間で熱交換を行うものであり、公知の熱交換器を用いることができる。この熱交換の過程で冷媒は蒸発し、外気から熱を吸収する。
水対冷媒熱交換器（高温側熱交換器）２３は、貯湯ユニット３側の水と冷媒とで熱交換することによって水を加熱する。圧縮機２１から吐出された高温高圧の冷媒は、ここで冷却される。

このようなヒートポンプユニット２の冷凍サイクル回路には、水対冷媒熱交換器２３の出口側と空気熱交換器２２の入口側との間に電子膨張弁２５が設けられている。電子膨張弁２５は、高圧の冷媒を断熱膨張させることにより減圧して、低圧の冷媒とするものであり、制御部２９により開度が制御される。
設定部２４は、水対冷媒熱交換器２３により水を加熱する目標温度を設定（沸き上げ目標温度）するものである。給湯システム１を利用するユーザがこの沸き上げ目標温度を設定部２４に入力すると、当該情報は制御部２９に通知される。制御部２９は、沸き上げ目標温度に基づいて圧縮機２１、電子膨張弁２５、後述する水循環ポンプ３１などの制御対象の動作を制御する。
ヒートポンプユニット２は、圧縮機２１の回転数を制御するために、圧縮機２１に吸入される冷媒の圧力（吸入圧力Ｐ）を検知する吸入圧力センサ２６と、圧縮機２１の回転数（圧縮機回転数Ｎ）を検知する回転数検知手段２７と、を備えている。吸入圧力センサ２６、回転数検知手段２７で得られる検知情報（吸入圧力Ｐ、圧縮機回転数Ｎ）を用いて圧縮機２１の回転数を制御する手法は後述する。

貯湯ユニット３は、断熱材で覆われた貯湯タンク３０を備える。
ヒートポンプユニット２には、この貯湯タンク３０内の水を水対冷媒熱交換器２３に送り込む水循環ポンプ３１が設けられている。水循環ポンプ３１は、制御部２９によりその動作が制御される。
このような貯湯ユニット３は、貯湯タンク３０から水循環ポンプ３１によって送り込まれた加熱対象としての水が、水対冷媒熱交換器２３においてヒートポンプユニット２側の冷媒と熱交換することで加熱される。

給湯システム１においては、圧縮機２１により圧縮された高温高圧の超臨界状態の冷媒は、水対冷媒熱交換器２３に導かれる。この冷媒は、水対冷媒熱交換器２３において貯湯ユニット３側の水との間で熱交換、つまり水に向かって放熱する。
そうすると高温高圧の超臨界状態の冷媒は、水対冷媒熱交換器２３の内部で冷却され、低温高圧の超臨界状態の冷媒となる。
その一方で、水は、水対冷媒熱交換器２３において冷媒の熱を吸収し、加熱された湯として貯湯タンク３０に供給される。

水対冷媒熱交換器２３から流出した冷媒は、電子膨張弁２５を経て空気熱交換器２２に導かれ、空気熱交換器２２において外気（空気）との間で熱交換、つまり、外気の熱を吸収する。そのため、低温低圧の液相の冷媒は、空気熱交換器２２の内部で蒸発し、気相の冷媒となる。
空気熱交換器２２から流出した気相の冷媒は、圧縮機２１に吸入される。吸入された冷媒は、圧縮機２１により圧縮された後、再び水対冷媒熱交換器２３に向けて吐出され、上述の過程が繰り返される。

制御部２９は給湯システム１の動作の制御を司るものであるが、特に本実施形態では圧縮機２１にオイル切れを起させないことを考慮して圧縮機の回転数を以下説明するように制御する点に特徴がある。
前述したように、冷媒循環量とオイルレートとの間には相関関係がある。その一例を図２に示す。オイルレートが大きくなると圧縮機２１がオイル切れを起しやすくなるが、冷媒循環量は圧縮機の回転数と相関がある。したがって、オイル切れを起させないためには、圧縮機回転数を調整する必要がある。冷媒循環量とオイルレートの相関関係は圧縮機２１毎に定まるものであり、図２を例にすると、オイルレートをＯｃ以下に抑えるのに必要な冷媒の臨界循環量をＧｃとすると、冷媒循環量が臨界循環量Ｇｃ以下となるように圧縮機２１を運転すれば圧縮機２１はオイル切れを起さない。したがって、冷媒循環量が臨界循環量Ｇｃ以下となる圧縮機回転数で圧縮機２１を運転することが必要である。なお、オイルレートＯｃは圧縮機２１がオイル切れを起さないオイルレートの臨界値である。

ここで、圧縮機２１に吸入されるＣＯ_２冷媒の吸入密度と圧縮機２１の圧縮機回転数の積により冷媒循環量が定まるものとみなすことができる。したがって、臨界循環量Ｇｃは例えば図２を用いて圧縮機２１毎に特定されるから、吸入密度が判れば、オイル切れを起さない圧縮機の臨界回転数Ｎｃを、求めることができる。この点が本発明の趣旨である。

吸入密度は圧縮機２１の運転中に推定することができる。
吸入密度を推定する手法はいくつか存在する。例えば、圧縮機２１に吸入される冷媒の圧力（吸入圧力Ｐ）を測定するとともに、吸入圧力Ｐから吸入圧力飽和温度Ｔを算出すれば、モリエル線図より当該冷媒の吸入密度ρを推定することができる。

以上のようにヒートポンプユニット２（圧縮機２１）を運転しながら吸入密度を推定できる。しかるに、ヒートポンプユニット２に用いるＣＯ_２冷媒は予め特定できるし、また、圧縮機２１の仕様が特定されれば吸入圧力Ｐに対する吸入圧力飽和温度Ｔも予め求めることができる。したがって、吸入圧力Ｐと臨界回転数Ｎｃとの相関関係を、予め設定することができる。この一例を図３に示す。図３には吸入圧力Ｐと臨界回転数Ｎｃの相関線図Ｌが示されている。制御部２９は、相関線図Ｌに関するデータを保持する。制御部２９は、ヒートポンプユニット２（圧縮機２１）の運転中に、吸入圧力センサ２６で得られる吸入圧力Ｐの検知結果を取得するとともに、上記データ（相関関係）に検知結果を照合することで、当該吸入圧力Ｐに対応する臨界回転数Ｎｃを特定する。一方で、制御部２９は、回転数検知手段２７から圧縮機回転数Ｎを取得し、これと特定された臨界回転数Ｎｃと比較する。そして、圧縮機回転数Ｎが臨界回転数Ｎｃを超えないように、制御部２９は圧縮機２１に対して回転数の制御を行う。この場合も、間接的とは言え、臨界循環量Ｇｃと、の推定された吸入密度ρと、に基づいて求められる臨界回転数Ｎｃを超えない範囲で圧縮機２１の回転数Ｎを制御することに他ならない。そうすることで、圧縮機２１の回転数、つまりは冷媒循環量の大小にかかわらず、圧縮機２１はオイル切れを起さずに運転を継続することができる。

吸入密度を推定する手法は、以上（手法１とする）に限らない。
＜手法２＞
例えば、吸入圧力を測定するとともに圧縮機２１の吸入管の温度を測定し、吸入圧力飽和温度に加えて、吸入管温度をも考慮して吸入密度を推定することができる。吸入密度の推定をより精度よく行なうことが期待できる。
＜手法３＞
また、吸入管温度を吸入圧力飽和温度と等価とみなして、吸入圧力を測定することなく、吸入管温度から手法１に準じて吸入密度を推定することができる。

さらに、圧縮機２１についての圧力、温度を検知対象とするのではなく、空気熱交換器２２を検知対象とすることができる。圧縮機２１と空気熱交換器２２の間の圧力損失、温度差が小さいことに基づくものであるが、具体的には以下の通りである。なお、手法１〜手法９で示した以外にも、手法１〜手法９で測定対象となった圧力、温度を適宜組み合わせて吸入密度を推定することができる。
＜手法４＞
空気熱交換器２２の出口圧力を測定し、空気熱交換器２２の出口圧力飽和温度を算出する。そして、出口圧力飽和温度が吸入圧力飽和温度と等価とみなすことで、手法１に準じて吸入密度を推定する。
＜手法５＞
空気熱交換器２２の出口圧力と空気熱交換器２２の出口温度を測定する。そして、出口圧力飽和温度が吸入圧力飽和温度と等価とし、出口温度が吸入管温度と等価として、手法２に準じて吸入密度を推定する。
＜手法６＞
空気熱交換器２２の入口温度を測定する。そして、空気熱交換器２２の入口温度が、空気熱交換器２２の出口圧力飽和温度と、さらには吸入圧力飽和温度と等価として、手法１に準じて吸入密度を推定する。
＜手法７＞
空気熱交換器２２の入口温度と空気熱交換器２２の出口温度を測定する。そして、空気熱交換器２２の入口温度が、空気熱交換器２２の出口圧力飽和温度と、また吸入圧力飽和温度と等価とし、さらに、空気熱交換器２２の出口温度が吸入管温度と等価として、手法２に準じて吸入密度を推定する。
＜手法８＞
空気熱交換器２２の途中温度を測定する。そして、空気熱交換器２２の途中温度が、空気熱交換器２２の出口圧力飽和温度と、また、吸入圧力飽和温度と等価として、手法１に準じて吸入密度を推定する。
＜手法９＞
空気熱交換器２２の途中温度と空気熱交換器２２の出口温度を測定する。そして、空気熱交換器２２の途中温度が、空気熱交換器２２の出口圧力飽和温度と、また、吸入圧力飽和温度と等価とし、さらに空気熱交換器２２の出口温度が吸入管温度と等価として、手法２に準じて吸入密度を推定する。

［第２実施形態］
次に、本願発明の第２実施形態を図４及び図５を参照しながら説明する。
第２実施形態にかかる給湯システム１００は、図４に示すように、基本的な構成は第１実施形態と同じであり、これに水対冷媒熱交換器２３において冷媒と熱交換された水の温度（出水温度）を測定する温度センサ２８が水対冷媒熱交換器２３に付随して設けられている。制御部２９は温度センサ２８で測定された出湯温度を取得する。なお、図４において、第１実施形態と同じ構成については図１と同じ符号を付することでその説明を省略する。

また、給湯システム１００は、ヒートポンプユニット２を使って沸き上げるお湯の目標温度が設定部２４を介して制御部２９に設定される。制御部２９は水対冷媒熱交換器２３からの出湯温度が目標温度に達するように圧縮機２１の運転条件を定める。この圧縮機２１の基本的な運転条件は、例えば特許文献１〜特許文献４に開示された手法を採用することができるし、他の手法を採用することができる。

給湯システム１００は、第１実施形態と同様の手法により、油切れを起こさないように制御部２９が圧縮機２１の回転数を制御するが、さらに以下の機能が付加されている。
第１実施形態（図３）では、油切れを起こさないための圧縮機回転数Ｎを臨界回転数Ｎｃ以下に規制している。一方で、制御部２９は、この規制範囲内において、出湯温度が目標温度に達するように圧縮機２１の回転数を制御する。給湯システム１００は、通常、制御部２９は出湯温度が目標温度に達するのを前提としているが、給湯システム１００を取り巻く環境によっては、所定の時間が経過しても、出湯温度が目標温度に達しないことがあるし、逆に、出湯温度が目標温度を超えることがある。そこで、制御部２９は、設定された目標温度と温度センサ２８で測定された出湯温度を比較し、出湯温度が目標温度よりも低いときには、前記規制範囲内において圧縮機２１の回転数を通常運転時よりも＋（プラス）側に補正する（図５の通常運転を示す線Ｍよりも上のハッチング範囲）。出湯温度が目標温度よりも高い時には、圧縮機２１の運転による加熱能力が過多と解されるから、圧縮機２１の回転数を−（マイナス）側に補正する（図５の通常運転を示す線Ｍよりも下のハッチング範囲）。そうすることで、油切れを起こすことがないことはもちろん、目標温度に沿った出湯温度のお湯を得ることができる。

本発明は、以上の実施形態に加えて、本発明の主旨を逸脱しない限り、上記実施の形態で挙げた構成を取捨選択したり、他の構成を加えることが可能である。
例えば、図１（図３）に示した以外の構成を給湯システム１、１００が備えていてもよい。一例として空気熱交換器２２と圧縮機２１の間にアキュムレータを設けることが掲げられる。その場合、気相の冷媒と液相の冷媒とに分離した後に、気相の冷媒を圧縮機２１に向けて吐出することができる。
また、以上の実施形態は給湯システムを例にしたが、本願発明をこれに限定されず、ヒートポンプユニット２を備える空調などの機器に広く本願発明を適用することができる。
さらに、以上の実施形態では、低温側熱交換器として空気熱交換器２２の例を示し、また、高温側熱交換器として水対冷媒熱交換器２３の例を示したが、低温側熱交換器において冷媒と熱交換される熱交換媒体は水に限らず空気、その他の媒体とすることができるし、また、高温側熱交換器において冷媒と熱交換される熱交換媒体は空気に限らず水、その他の媒体とすることができる。

１，１００ 給湯システム
２ ヒートポンプユニット
３ 貯湯ユニット
２１ 圧縮機
２２ 空気熱交換器
２３ 水対冷媒熱交換器
２４ 設定部
２５ 電子膨張弁
２６ 吸入圧力センサ
２７ 回転数検知手段
２８ 温度センサ
２９ 制御部
３０ 貯湯タンク
３１ 水循環ポンプ

Claims (3)

1. 冷媒を圧縮して吐出する圧縮機と、前記圧縮機から吐出された前記冷媒を熱交換媒体と熱交換させる高圧側熱交換器と、前記高圧側熱交換器で冷却された冷媒を減圧及び膨張させる膨張弁と、前記膨張弁を通過した前記冷媒と熱交換媒体とを熱交換させる低圧側熱交換器と、前記圧縮機の回転数を制御する制御部と、を備え、
   前記制御部は、
   前記圧縮機がオイル切れを起こさないものとして予め設定された前記冷媒の臨界循環量と、前記圧縮機に吸入される前記冷媒の推定された密度と、に基づいて求められる臨界回転数を超えない範囲で前記圧縮機の回転数を制御する、
   ことを特徴とするヒートポンプシステム。
2. 前記制御部は、
   前記臨界回転数の範囲内で前記圧縮機の回転数を増減させる、
   請求項１に記載のヒートポンプシステム。
3. 前記高圧側熱交換器が前記圧縮機で圧縮された前記冷媒と加熱対象の水との間で熱交換を行うことで、前記ヒートポンプシステムが給湯システムを構成し、
   加熱対象の前記水が加熱される目標温度を設定する設定部と、
   前記熱交換により加熱された前記水の温度を検出する温度センサと、を備え、
   前記制御部は、検出された前記水の温度が前記目標温度と相違する場合に、前記臨界回転数の範囲内で前記圧縮機の回転数を増減させる、
   請求項２に記載のヒートポンプシステム。