JP5988953B2 - ヒートポンプ式給湯機 - Google Patents

Description

本発明は、除霜運転にリバースサイクル運転を使用するヒートポンプ式給湯機に関する。

従来のヒートポンプ式給湯機は凝縮器として水熱交換器、蒸発器として空気熱交換器を使用している。低外気温度時に水の昇温運転をすることにより、蒸発器である空気熱交換器を流れる冷媒が０℃以下に達すると空気熱交換器の表面に霜が発生し、蒸発性能が悪化し能力を発揮することができなくなる。昇温能力を維持するために着霜量に応じたタイミングで除霜運転を実施する必要がある。

除霜運転を行う一般的な手法として、リバースサイクル運転が存在する。リバースサイクル運転は、空気熱交換器に対して凝縮器となるように冷媒の流れを切り替えることで空気熱交換器へ高温、高圧の冷媒を流して空気熱交換器の表面温度を上昇させることにより、空気熱交換器に発生している霜を融解させる（特許文献１を参照）。
このリバースサイクル運転は、ヒートポンプ式給湯機に限らずヒートポンプ式空調機など他のヒートポンプ回路でも汎用的に使用されている除霜運転である。

特開２００２−２４３２７６号公報（段落［００７７］等を参照）

ヒートポンプ式給湯機の場合、除霜運転中は水熱交換器が蒸発器として機能するが、蒸発器の熱源として貯湯槽内の温水の熱を利用する。
この温水は一般的に１０〜６０℃の温度範囲で水熱交換器に供給されるのに対して、除霜運転中に水熱交換器に供給される冷媒は０℃以下であり、外気温度が低くなるにつれて−２０℃を下回ることもあるため水と冷媒との温度差が大きくなり、冷媒は２０℃以上の過熱度がついたガス冷媒となり水熱交換器を通過することもある。
水熱交換器を出た後の高過熱度ガス冷媒は圧縮機へ吸入、圧縮され高圧、高温のガス冷媒となるが、圧縮機の吸入時に過熱度が大きくついているため、圧縮機から吐出されたガス冷媒はより高温となり、空気熱交換器へと供給される。
このように、冷媒が水熱交換器を通ることで温水から大きな熱量の供給を受けるため、空気熱源のヒートポンプ回路に比べて除霜時間が数分程度と短いことが利点である。

しかしながら、ヒートポンプ式給湯機の除霜運転でリバースサイクル運転を使用する場合、以下の問題が存在する。
水の昇温運転中に低温となる空気熱交換器に対して、ヒートポンプ式給湯機が除霜運転に切り替わると、空気熱交換器に高温ガス冷媒が流れ込むことにより熱交換器の温度が大きく上昇する。例えば外気２℃で除霜運転を行う場合、空気熱交換器に４０℃以上の温度差が発生する。

空気熱交換器にこのような大きな温度変化が発生すると、熱応力が繰り返し金属の接続部等に加わり、最終的に疲労破壊につながるという問題があった。
したがって、昇温運転と除霜運転との切り替えによる冷媒回路部品の温度変化を減少させることが熱交換器の信頼性の向上につながる。

本発明は、上記の課題に対応してなされたもので、ヒートポンプ式給湯機が水の昇温運転と空気熱交換器の除霜運転を繰り返しても空気熱交換器の疲労破壊を防ぎ、信頼性の高いヒートポンプ式給湯機を提供することを目的としている。

本発明に係るヒートポンプ式給湯機は、少なくとも昇温運転と除霜運転とを切り替え可能に構成され、昇温運転の時に圧縮機、流路切換弁、水と冷媒とを熱交換する水熱交換器、第１流量調整弁、空気と冷媒とを熱交換する空気熱交換器を順番に接続した主回路と、圧縮機の吸入側に接続され、液冷媒または二相の冷媒を圧縮機の吸入側にバイパスさせるバイパス配管、及びバイパス配管に設けられた第２流量調整弁により構成されるバイパス回路と、を備えたヒートポンプ式給湯機において、昇温運転時に、水熱交換器に供給される水の水温を検出し、除霜運転時に、水温が基準水温以上のときには、第２流量調整弁の開度を基準開度から増加し、昇温運転時に、空気熱交換器の冷媒蒸発温度を検出し、除霜運転時に、冷媒蒸発温度が基準蒸発温度以下のときには、第２流量調整弁の開度を基準開度から増加することを特徴とする。

本発明に係るヒートポンプ式給湯機によれば、水の昇温運転と空気熱交換器の除霜運転を繰り返しても空気熱交換器の疲労破壊を防ぎ、信頼性の高いヒートポンプ式給湯機を得ることができる。

実施の形態１に係るヒートポンプ式給湯機の冷媒回路図である。 実施の形態１に係る空気熱交換器の昇温運転時における冷媒の流れを示す図である。 実施の形態１に係る空気熱交換器の除霜運転時における冷媒の流れを示す図である。 実施の形態１に係る除霜運転時に第２電子膨張弁を閉じた場合のモリエル線図である。 実施の形態１に係る除霜運転時に第２電子膨張弁を開いた場合のモリエル線図である。 実施の形態１に係る除霜運転時に第２電子膨張弁を開いた場合と閉じた場合の空気熱交換器（ヘッダ部）の温度変化の比較図である。 実施の形態１に係る除霜運転時の第１電子膨張弁と第２電子膨張弁の制御フローである。 実施の形態１に係る除霜運転時の第２電子膨張弁の開度補正を示す図である。 実施の形態２に係る昇温運転時の空気熱交換器５の蒸発温度による第２電子膨張弁の制御フロー図である。 実施の形態２に係る除霜運転時の第２電子膨張弁の開度補正を示す図である。 実施の形態１に係るヒートポンプ式給湯機の冷媒回路の他の例を示す冷媒回路図である。 実施の形態１に係るヒートポンプ式給湯機の冷媒回路の他の例を示す冷媒回路図である。

以下、本発明に係るヒートポンプ式給湯機について、図面を用いて説明する。
なお、以下で説明する構成等は、一例であり、本発明に係るヒートポンプ式給湯機は、そのような構成等に限定されない。
また、重複又は類似する説明については、適宜簡略化又は省略している。

実施の形態１．
図１は、実施の形態１に係るヒートポンプ式給湯機の冷媒回路図である。
図２は、実施の形態１に係る空気熱交換器５の昇温運転時における冷媒の流れを示す図である。
図３は、実施の形態１に係る空気熱交換器５の除霜運転時における冷媒の流れを示す図である。
図１に示すように実施の形態１のヒートポンプ式給湯機は、冷媒を圧縮する圧縮機１、水の昇温運転時と除霜運転時とで冷凍サイクルの冷媒の向きを切り替える四方弁２（本発明の流路切替弁に相当する）、水と冷媒とを熱交換する水熱交換器３、冷媒の流量を調整し減圧する第１電子膨張弁４（本発明の第１流量調整弁に相当する）、外気と冷媒とを熱交換する空気熱交換器５、空気熱交換器５の除霜運転時に第１電子膨張弁４の上流側となる冷媒配管と圧縮機１の吸入側とをつなぐことで冷媒をバイパスさせるバイパス回路６で主に構成される。また、バイパス回路６には、流れる冷媒流量を調整するための第２電子膨張弁７（本発明の第２流量調整弁に相当する）が設置されている。

図１には、昇温運転時の冷凍サイクルの冷媒の流れを実線で記載している。
圧縮機１内で高圧高温のガスとなった冷媒は、圧縮機１の吐出口から吐出され四方弁２に送られる。四方弁２は冷媒の回路を切り換える弁であり、ヒートポンプ式給湯機が給湯機として動作（水の昇温運転）をする場合は圧縮機１から吐出された冷媒を、水と冷媒とが熱交換をする水熱交換器３に送るように固定される。
水熱交換器３に送り込まれた冷媒は、水熱交換器３内で水と熱交換をする。高圧高温のガス冷媒は水に熱を与えることにより、凝縮し高圧中温の液冷媒となる。同時に水熱交換器３へ流入する水は冷媒から熱を受け取り、水温が上昇する。水熱交換器３は冷凍サイクルの凝縮器として作用する。

第１電子膨張弁４は、凝縮器として作用する水熱交換器３で凝縮した出口冷媒の過冷却度が一定になるように制御する。
過冷却度が小さい場合は、第１電子膨張弁４の開度を絞ることにより冷媒の流量を減少させ、過冷却度を大きくする。過冷却度が大きい場合は、第１電子膨張弁４の開度を開けることにより冷媒の流量を増加させ、過冷却度を小さくする。

水熱交換器３から出た冷媒は、冷媒の流量を調整し減圧する第１電子膨張弁４で減圧され、低圧低温の液冷媒となる。第１電子膨張弁４から冷媒は外気と冷媒が熱交換をする空気熱交換器５に流入する。第１電子膨張弁４と空気熱交換器５との間にはバイパス回路６が接続されているが、昇温運転をする場合には、第２電子膨張弁７は閉の状態となるため、バイパス回路６には冷媒が流れることはない。
空気熱交換器５に流れ込んだ冷媒は低温であるため、外気から熱を受け取り、蒸発し低圧低温のガス冷媒となる。同時に外気は冷却されて低い温度となり空気熱交換器５を通過する。空気熱交換器５は冷凍サイクルの蒸発器として作用する。

空気熱交換器５から出た低圧低温のガス冷媒は再度、冷媒回路を切り換える四方弁２に流れ込み、四方弁２により圧縮機１の吸入口に送り込まれる。圧縮機１の吸入口に送り込まれた低圧低温のガス冷媒は圧縮機１内で圧縮され、高圧高温のガス冷媒となり吐出口より吐出される。
冷凍サイクルを昇温運転する場合は、以上の循環を繰返し、外気より得た熱を水に伝達するヒートポンプ作用により温水を作る給湯機となる。

冷媒として例えばＲ４１０Ａのような空調機用として使用される冷媒を使用すれば、コストとして安価に冷凍サイクルを構成することが可能となると共に、運転時の効率も良くなる。また、例えばＣＯ_２のような冷媒を使用した場合は、より高温の温水を供給することが可能な給湯機となる。

このようなヒートポンプ式給湯機は、外気から採熱し熱交換器を行うために冷媒の飽和温度は外気温度よりも低くなる。そのため、外気温度が低い場合には冷媒の飽和温度が露点温度以下に達し、外気中の水分が空気熱交換器５の表面で凝固して霜となる。
霜により空気熱交換器５の通風性能が低下すると外気から十分な蒸発熱を得ることができないため冷媒の蒸発圧力は低下し、圧縮機１へ吸入される冷媒の密度が低下し、冷媒の循環量が低下する。その循環量の低下に伴い給湯機としての性能も低下する。
従って、外気温度が低い場合の給湯機の性能を確保するためには、空気熱交換器５の表面に付着した霜を除去する除霜運転が必要となる。

リバース式の除霜方式を採用する本発明の実施の形態１に係る給湯機においては、四方弁２にて冷凍サイクルを切り換えることにより除霜運転を実施する。
図１には、除霜運転時の冷凍サイクルの冷媒の流れを破線で記載している。
除霜運転時は、圧縮機１より吐出する高圧高温のガス冷媒を四方弁２により空気熱交換器５に供給するように切り換える。
空気熱交換器５に送り込まれた高圧高温のガス冷媒は、空気熱交換器５に付着した霜に熱を与え凝縮する。空気熱交換器５に付着した霜は熱で融解し、液体となり空気熱交換器５から流れ落ちる。このように空気熱交換器５は凝縮器として作用する。

凝縮した高圧中温の液冷媒は第１電子膨張弁４により減圧され、低圧低温の液冷媒となって水熱交換器３へ流入する。水熱交換器３内で水と冷媒は熱交換し、水は冷却されると共に冷媒は熱を得て蒸発し、低圧低温のガス冷媒となる。すなわち水熱交換器３は蒸発器として作用する。
水熱交換器３から出た低圧低温のガス冷媒は再度、四方弁２を介して圧縮機１の吸入口に送り込まれる。圧縮機１の吸入口に送り込まれた低圧低温のガス冷媒は圧縮機１内で圧縮され、高圧高温のガス冷媒となり吐出口より吐出される。除霜運転時は以上のサイクルを繰返し、空気熱交換器５に付着した霜を熱で融解し液化して空気熱交換器５から取り除く。

ここで、昇温運転から除霜運転への切り替えの際には、空気熱交換器５に大きな温度差が短時間に発生する。すなわち、昇温運転時の蒸発器として機能する低温状態から、除霜運転時の凝縮器として機能する高温状態に短時間に切り替わる現象が生じる。
これはヒートポンプ式給湯機の場合、除霜運転時の蒸発器の熱源として貯湯槽内の温水の熱を利用することが要因である。

図４は、実施の形態１に係る除霜運転時に第２電子膨張弁７を閉じた場合のモリエル線図である。
この温水は一般的に１０〜６０℃の温度範囲で水熱交換器３に供給されるのに対して、除霜運転中に水熱交換器３に供給される冷媒は外気よりも低温のため一般的に０℃以下であり、外気温度が低くなるにつれて−２０℃を下回ることもある。このため水と冷媒との温度差が大きくなり、図４に示すモリエル線図のように冷媒は２０℃以上の過熱度がついたガス冷媒となり水熱交換器３を通過することもある。
温水を熱源として水熱交換器３を出た後の高過熱度ガス冷媒は、圧縮機１へ吸入、圧縮され高圧高温のガス冷媒となるが、圧縮機１の吸入時に大きい過熱度がついているため、圧縮機１から吐出されたガス冷媒はより高温となり、空気熱交換器５へと供給される。

昇温運転から除霜運転に切り替わると、低温となっている空気熱交換器５に対してこの高過熱度の高温ガス冷媒が流れ込むことにより、空気熱交換器５の温度が一気に上昇する。例えば外気２℃で除霜運転を行う場合、４０℃以上の温度差が発生する。この温度差により空気熱交換器５を構成している部品に大きい熱応力が発生する。

空気熱交換器５は、例えばフィンアンドチューブ式熱交換器で複数のパスを持つものである。パスは水平に設置された複数のチューブを一定の本数ごとにつなげて形成され、各パスの一端側はヘッダ５ａに枝管５ｂを介して接続されて合流し、冷媒回路へと接続される。すなわち各枝管５ｂはヘッダ５ａに対してろう付けなどで略直角に取り付けられ各パスへと接続される。また、各パスの他端側は、分流器５ｃにより合流し、同じく冷媒回路へと接続される。

図２に示す昇温運転中は空気熱交換器５の温度が低温になるため、ヘッダ５ａは長さ方向で収縮している。そして、図３に示す除霜運転により高温になるとヘッダ５ａは長さ方向で伸長する。この昇温運転と除霜運転との温度差によるヘッダ５ａの収縮、伸長が繰り返し発生すると、例えば各枝管５ｂとヘッダ５ａの接続部分に応力が発生し疲労破壊につながる。また、その他ろう付けなどの接続部分である各パスの伝熱管、各枝管５ｂ、フィン、分流器５ｃ等の部材の接合部分にも同様の疲労破壊の可能性がある。

図５は、実施の形態１に係る除霜運転時に第２電子膨張弁を開いた場合のモリエル線図である。
図６は、実施の形態１に係る除霜運転時に第２電子膨張弁を開いた場合と閉じた場合の空気熱交換器（ヘッダ部）の温度変化の比較図である。
実施の形態１に係るヒートポンプ式給湯機では、除霜運転時に第２電子膨張弁７を開くことで、バイパス回路６に冷媒を流し、水熱交換器３に流れる冷媒量を相対的に減らす制御を行う。これによりバイパス回路６を流れる冷媒と水熱交換器３を流れる冷媒とが圧縮機１の吸入前で合流することとなり、図５に示すモリエル線図のように圧縮機１に吸入される冷媒の過熱度を抑えることができる。このため圧縮機１から吐出される冷媒の吐出温度が低くなり、図６に示すように空気熱交換器５の温度変化を抑制することで熱応力を軽減することが可能となる。

第２電子膨張弁７の開度により、圧縮機１に吸入される冷媒の過熱度が変化する。第２電子膨張弁７が大きく開くと、バイパスする冷媒流量が増加するため圧縮機１へ吸入される過熱度は低下するが、このとき水熱交換器３を流れる冷媒流量とのバランスが崩れると過熱度が０℃となり、圧縮機１へ液の冷媒が吸入され、圧縮機１の不具合の原因となる。そこで、圧縮機１の吸入過熱度は数度程度（例えば１℃）に設定することが望ましい。

ここで、実施の形態１に係る第１電子膨張弁４と第２電子膨張弁７の制御手法について説明する。
図７は、実施の形態１に係る除霜運転時の第１電子膨張弁と第２電子膨張弁の制御フローである。
図８は、実施の形態１に係る除霜運転時の第２電子膨張弁の開度補正を示す図である。

まず、ステップ１にて昇温運転中に除霜運転が必要となっているのかどうかを判断する。この判断は例えば蒸発温度を温度検出器５ｄにより測定し、所定時間以上継続して規定温度を下回ったときに空気熱交換器５に霜が付着していると判断する。
除霜運転が必要と判断されると、ステップ２にて第１電子膨張弁４と第２電子膨張弁７の二つの電子膨張弁のうち、第１電子膨張弁４を全開とする。
これは、除霜運転中に二つの電子膨張弁を制御することにより制御の応答性が遅れることを防ぐためである。また、第１電子膨張弁４を絞ることで冷媒の圧力損失が増加し冷媒不足運転が発生することを防ぐ目的もある。

次にステップ３〜５の第２電子膨張弁７の制御を説明する。
圧縮機１の吸入過熱度を抑制するために第２電子膨張弁７の開度を制御する際の重要なパラメータは、昇温運転時の水熱交換器３に流入する温水の水温である。水熱交換器３に流入する水温が高ければ冷媒との熱交換量が大きくなるため過熱度が大きくなる。したがって、第２電子膨張弁７の開度を大きくして液状体または乾き度の低い二相冷媒を圧縮機１の吸入側にバイパスさせる必要がある。反対に水熱交換器３に流入する水温が低ければ、冷媒との熱交換量が小さくなるため冷媒の過熱度が小さくなる。したがって、第２電子膨張弁７の開度を小さくして乾き度の低い冷媒を圧縮機１の吸入側にバイパスさせる流量を絞る必要がある。

そこで、除霜運転に移行することが決定した時点で昇温運転のときの水熱交換器３に流入する温水の水温Ｔｗを温度検出器３ａで測定し、メモリーに記憶しておく。
ステップ３にてこの水温Ｔｗを読み出す。
そしてステップ４にて水温Ｔｗが基準水温Ｔｗｓｔｄ以上か否かを判断する。水温Ｔｗが基準水温Ｔｗｓｔｄ以上であればステップ５に進み、除霜運転時の第２電子膨張弁７の開度を除霜運転時の基準開度から増加する方向に補正する。
水温Ｔｗが基準水温Ｔｗｓｔｄ未満であればステップ６に進み、除霜運転時の第２電子膨張弁７の開度を除霜運転時の基準開度に維持する。

すなわち図８に示すように、水温Ｔｗが基準水温Ｔｗｓｔｄ以上であれば除霜運転時の第２電子膨張弁７の開度を水温Ｔｗと基準水温Ｔｗｓｔｄとの偏差に応じて除霜運転時の基準開度から例えば比例して増加する方向に補正する。
このように昇温運転をしていたときの水温Ｔｗを予め記憶しておき、除霜運転への移行時に水温Ｔｗを読み出して第２電子膨張弁７の演算するため、除霜運転の開始時に第２電子膨張弁７の開度を設定することができ、昇温運転から除霜運転に切り替わった際に、速やかに第２電子膨張弁７の開度制御が可能となる。

水熱交換器３に流入する水温は、ヒートポンプ式給湯機の貯湯槽の温水の水温で昇温運転時と除霜運転時で変化するものではないため、除霜運転開始時に第２電子膨張弁７の開度を決めることでき、第２電子膨張弁７を最適な開度へと制御することができる。このため除霜運転時に冷媒の過熱度を測定しながら第２電子膨張弁７の開度調整をする必要がなく、短時間の除霜運転に対応することが可能である。

第２電子膨張弁７の開度を以下の式１で算出する。
Ｃｖ２＝Ｃｖ１×α＋β×（Ｔｗ−Ｔｗｓｔｄ）（式１）
ここで、各変数は以下となる。
Ｃｖ１：第１電子膨張弁４の全開時のＣｖ値
Ｃｖ２：第２電子膨張弁７の相当開度となるＣｖ値
Ｔｗ：除霜開始前に水熱交換器３へ流入する温水の水温
Ｔｗｓｔｄ：基準水温
α：係数
β：水温（Ｔｗ）と基準水温（Ｔｗｓｔｄ）との偏差に対する補正値
第２電子膨張弁７の開度は、式１で算出されるＣｖ２から求まる電子膨張弁の相当開度となる。

ヒートポンプ式給湯機で一般的に使用される水温を基準水温Ｔｗｓｔｄとし、その基準水温Ｔｗｓｔｄで除霜運転を行ったときに圧縮機１の吸入過熱度が１℃となるように係数αを決定する。このときの第２電子膨張弁７の開度が除霜運転時の基準開度となる。
また、水熱交換器３に流入する水温Ｔｗが基準水温Ｔｗｓｔｄから変化したときの補正値βを決定する。あらかじめ上記３つのパラメータ（Ｔｗ、α、β）の関係は試験的に確定する。

実施の形態２．
実施の形態２に係る除霜運転では、実施の形態１に係る昇温運転時の水熱交換器３へ流入する水の水温による第２電子膨張弁７の開度の制御に加えて、昇温運転時の空気熱交換器５の蒸発温度による第２電子膨張弁７の開度の制御を採用する。
図９は、実施の形態２に係る昇温運転時の空気熱交換器５の蒸発温度による第２電子膨張弁７の制御フロー図である。
図１０は、実施の形態２に係る除霜運転時の第２電子膨張弁７の開度補正を示す図である。

実施の形態１に対して追加される制御フローを説明する。
昇温運転時の空気熱交換器５の蒸発温度が低い場合には、除霜運転に切り替わった際の空気熱交換器５の温度上昇の変化が大きくなる。従って、ステップ３にて除霜運転に移行する時点での昇温運転中の空気熱交換器５の蒸発温度Ｔｅを読み出し、ステップ７にてこの蒸発温度Ｔｅが基準蒸発温度Ｔｅｓｔｄ以下か否かを判断する。蒸発温度Ｔｅが基準蒸発温度Ｔｅｓｔｄ以下の場合には、除霜運転時に圧縮機１から供給されるガス冷媒の温度を下げるため、ステップ８にて第２電子膨張弁７の開度を除霜運転時の基準開度から増加させる補正を行う。反対に、昇温運転中の空気熱交換器５の蒸発温度Ｔｅが基準蒸発温度Ｔｅｓｔｄより大きい場合には、ステップ９にて第２電子膨張弁７の開度を除霜運転時の基準開度に維持する。

すなわち図１０に示すように、昇温運転時の蒸発温度Ｔｅが基準蒸発温度Ｔｅｓｔｄ以下であれば除霜運転時の第２電子膨張弁７の開度を蒸発温度Ｔｅと基準蒸発温度Ｔｅｓｔｄとの偏差に応じて除霜運転時の基準開度から例えば比例して増加する方向に補正する。
このように昇温運転をしていたときの蒸発温度Ｔｅを予め記憶しておき、除霜運転への移行時に蒸発温度Ｔｅを読み出して第２電子膨張弁７の演算するため、除霜運転の開始時に第２電子膨張弁７の開度を設定することができ、昇温運転から除霜運転に切り替わった際に、速やかに第２電子膨張弁７の開度制御が可能となる。

また、上記昇温運転時の空気熱交換器５の蒸発温度Ｔｅによる第２電子膨張弁７の開度の補正に代えて、外気温度を測定し、外気温度が低い場合には空気熱交換器５の温度が低くなっていると判断して、除霜運転時に圧縮機１から供給されるガス冷媒の温度を下げるため第２電子膨張弁７の開度を増加させる補正を制御に追加してもよい。

このとき昇温運転時の蒸発温度が低い場合や外気温度が低い場合において、低圧側の冷媒の温度が０℃以下となっているときには、除霜運転の開始直後にこの低温冷媒が水熱交換器３に流入し、熱交換媒体である温水が凍結する可能性がある。そこで、上記のような昇温運転時の空気熱交換器５の蒸発温度または外気温度による第２電子膨張弁７の開度の制御を行うことで、蒸発温度または外気温度が低い場合に水熱交換器３を低温冷媒がバイパスし温水の凍結を防止する効果をも奏することができる。

図１１は、実施の形態１に係るヒートポンプ式給湯機の冷媒回路の他の例を示す冷媒回路図である。
図１１に示すヒートポンプ式給湯機の冷媒回路は、図１に示す実施の形態１における第１電子膨張弁４と空気熱交換器５との間に余剰冷媒をためておくレシーバ１０を設置すると共に、レシーバ１０と空気熱交換器５との間に第３電子膨張弁１１を設け、第１電子膨張弁４とレシーバ１０の間から圧縮機１の吸入側にバイパス回路６を接続したヒートポンプ式給湯機である。
このような冷媒回路を備えたヒートポンプ式給湯機においても上記実施の形態１、２に記載された第２電子膨張弁７の開度制御を行うことにより、同様の効果を奏することが可能である。

さらに図１２は、実施の形態１に係るヒートポンプ式給湯機の冷媒回路の他の例を示す冷媒回路図である。
図１２に示すヒートポンプ式給湯機の冷媒回路は、図１に示す実施の形態１における圧縮機１と四方弁２との間に余剰冷媒をためるアキュームレータ１２を設置すると共に、四方弁２とアキュームレータ１２との間にバイパス回路６を接続した構成である。
このような冷媒回路を備えたヒートポンプ式給湯機においても上記実施の形態１、２に記載された第２電子膨張弁７の開度制御を行うことにより、同様の効果を奏することが可能である。

以上、実施の形態１、２について説明したが、本発明は各実施の形態の説明に限定されない。例えば、各実施の形態の全て又は一部を組み合わせることも可能である。

１ 圧縮機、２ 四方弁（流路切替弁）、３ 水熱交換器、３ａ 温度検出器、４ 第１電子膨張弁（第１流量調整弁）、５ 空気熱交換器、５ａ ヘッダ、５ｂ 枝管、５ｃ 分流器、５ｄ 温度検出器、６ バイパス回路、７ 第２電子膨張弁（第２流量調整弁）、１０ レシーバ、１１ 第３電子膨張弁、１２ アキュームレータ。

Claims (7)

1. 少なくとも昇温運転と除霜運転とを切り替え可能に構成され、
   前記昇温運転の時に圧縮機、流路切換弁、水と冷媒とを熱交換する水熱交換器、第１流量調整弁、空気と冷媒とを熱交換する空気熱交換器を順番に接続した主回路と、
   前記圧縮機の吸入側に接続され、液冷媒または二相の冷媒を前記圧縮機の吸入側にバイパスさせるバイパス配管、及び前記バイパス配管に設けられた第２流量調整弁により構成されるバイパス回路と、
   を備えたヒートポンプ式給湯機において、
   前記昇温運転時に、前記水熱交換器に供給される水の水温を検出し、
   前記除霜運転時に、前記水温が基準水温以上のときには、前記第２流量調整弁の開度を基準開度から増加し、
   前記昇温運転時に、前記空気熱交換器の冷媒蒸発温度を検出し、
   前記除霜運転時に、前記冷媒蒸発温度が基準蒸発温度以下のときには、前記第２流量調整弁の開度を基準開度から増加する
   ことを特徴とするヒートポンプ式給湯機。
2. 前記除霜運転時に、前記水温が基準水温未満のときには前記第２流量調整弁の開度を前記基準開度に維持す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機。
3. 前記昇温運転時に、前記空気熱交換器の冷媒蒸発温度を検出し、
   前記除霜運転時に、前記冷媒蒸発温度が基準蒸発温度より大きいときには、前記第２流量調整弁の開度を基準開度に維持することを特徴とする請求項１または２に記載のヒートポンプ式給湯機。
4. 前記除霜運転時には、前記第１流量調整弁を全開開度とすることを特徴とする請求項１〜３のいずれか１項に記載のヒートポンプ式給湯機。
5. 前記バイパス配管は、前記第１流量調整弁と前記空気熱交換器との間と、前記圧縮機の吸入側とを接続することを特徴とする請求項１〜４のいずれか１項に記載のヒートポンプ式給湯機。
6. 前記第１流量調整弁と前記空気熱交換器との間にレシーバを設置するとともに、前記レシーバと前記空気熱交換器との間に第３流量調整弁を設け、
   前記バイパス配管は、前記第１流量調整弁と前記レシーバとの間と、前記圧縮機の吸入側とを接続することを特徴とする請求項１〜５のいずれか１項に記載のヒートポンプ式給湯機。
7. 前記流路切換弁と前記圧縮機との間にアキュームレータを設置し、
   前記バイパス配管は、前記第１流量調整弁と前記空気熱交換器との間と、前記アキュームレータの吸入側とを接続することを特徴とする請求項１〜６のいずれか１項に記載のヒートポンプ式給湯機。

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