CN104165458A - 二氧化碳热泵式热水供给装置 - Google Patents

Abstract

本发明提供一种具备能够根据加热能力使得性能最大化的蒸发器的二氧化碳热泵式热水供给装置。本发明的二氧化碳热泵式热水供给装置的特征在于，蒸发器（103）是通过以大致直角地贯穿的方式固定作为空气侧的导热面的翅片组（3）、和由在与空气流正交的方向上排列的多个蒸发器制冷剂流路（4）构成的蒸发器制冷剂流路组，来在空气与制冷剂之间进行热交换的交叉翅片管式的蒸发器，所述蒸发器（103）的所述蒸发器制冷剂流路（4）的内径为4.3mm～4.9mm，当将二氧化碳热泵式热水供给装置的针对水的加热能力设为Q、将所述蒸发器制冷剂流路（4）的流路分岔数设为P的情况下，满足以下关系式（1）：P≤64/33×Q...（1）。

Description

二氧化碳热泵式热水供给装置

技术领域

本发明涉及二氧化碳热泵式热水供给装置。

背景技术

将二氧化碳用于工作制冷剂的二氧化碳热泵式热水供给装置具备利用空气的热将在制冷剂管内部流动的液体制冷剂蒸发成气体制冷剂的蒸发器。以往，以蒸发器的高性能化为目的进行了各种研究。例如，提出有以下装置：在以其长度方向与空气流正交的方式排列的制冷剂管大致呈直角地贯穿作为空气侧的导热面的翅片组的、所谓交叉翅片管式的蒸发器中，将制冷剂管的外径设置在4.6mm～6.0mm，将全体热交换器排成三列（参照专利文献1）。根据具备这样的蒸发器的二氧化碳热泵式热水供给装置，能够在解决零件数量增加这一制造性等的问题的同时实现高性能化。

现有技术文献

专利文献

专利文献1：特开2006—194476号公报。

发明内容

发明所要解决的课题

但是，在具备以往的蒸发器（例如，参照专利文献1）的二氧化碳热泵式热水供给装置中，虽然指定了使得该蒸发器性能最佳的合适的制冷剂管径，但是没有关于制冷剂流路的分岔数的记载。在此，当相比于本来所应具有的值过小地设定了蒸发器的流路分岔数时，蒸发器出入口之间的制冷剂侧压力损失增大。另一方面，当过大地设定了流路分岔数时，制冷剂管内的流动方式不再是导热率高的环状流，而成为导热率低的层状流。也就是说，存在以下课题：在流路分岔数过小或者过大的任一种情况下都不能够获得充分的性能。此外，当装入蒸发器的热泵循环的加热能力增强时，制冷剂管内的流动方式成为层状流的极限的流路分岔数发生变化，因此，还需要选择与加热能力对应的流路分岔数。

因此，本发明的课题在于，提供一种二氧化碳热泵式热水供给装置，所述二氧化碳热泵式热水供给装置具备能够根据加热能力使性能最大化的蒸发器。

解决所述课题的本发明涉及一种二氧化碳热泵式热水供给装置，通过呈环状地至少连接压缩机、水制冷剂热交换器、膨胀阀以及蒸发器等各要素并在流路内部密封入二氧化碳制冷剂而构成，所述二氧化碳热泵式热水供给装置的特征在于，所述蒸发器是通过以大致直角地贯穿的方式固定作为空气侧的导热面的翅片组、和由在与空气流正交的方向上排列的多个蒸发器制冷剂流路构成的蒸发器制冷剂流路组，来在空气与制冷剂之间进行热交换的交叉翅片管式的蒸发器，所述蒸发器制冷剂流路的内径为4.3mm～4.9mm，当将二氧化碳热泵式热水供给装置的针对水的加热能力设为Q、将所述蒸发器制冷剂流路的流路分岔数设为P的情况下，满足以下关系式（1）：P≤64/33×Q...（1）。

另外，优选这样的二氧化碳热泵式热水供给装置中具有以下构成：当将所述蒸发器制冷剂流路的所述流路分岔数设为P的情况下，满足下式（2）：

P≤4/3×Q...（2）（在所述（2）式中，Q是二氧化碳热泵式热水供给装置的针对水的加热能力）。

另外，优选这样的二氧化碳热泵式热水供给装置中具有以下构成：所述蒸发器制冷剂流路的所述流路分岔数P是满足所述（2）式的自然数的最大值。

另外，优选这样的二氧化碳热泵式热水供给装置中具有以下结构：在所述蒸发器的制冷剂出口部，以接近的方式配置多个所述蒸发器制冷剂流路。

另外，优选这样的二氧化碳热泵式热水供给装置中具有以下构成：满足下式（3）：

L_ed/D_ed ^0.28＜0.169Q^0.36...（3）

（L_ed是从膨胀阀至分配器的分岔点的分岔前流路的长度，D_ed是所述膨胀阀的下游侧的分岔前流路的内径，Q是二氧化碳热泵式热水供给装置的针对水的加热能力）。

本发明的效果如下。

根据本发明，能够提供一种具备能够根据加热能力使得性能最大化的蒸发器的二氧化碳热泵式热水供给装置。

附图说明

图1是本发明的实施方式的二氧化碳热泵式热水供给装置的***图。

图2是本发明的实施方式的二氧化碳热泵式热水供给装置的蒸发器的立体图。

图3是表示本发明的实施方式的二氧化碳热泵式热水供给装置的膨胀阀的下游侧的流动的示意图。

图4是表示形成二氧化碳制冷剂的喷雾流、气泡流的气液混合区域与形成二氧化碳制冷剂的环状流的气液分离区域的转变点的测定结果的图表。

图5是针对二氧化碳制冷剂的流动方式线图，横轴是制冷剂干燥度，纵轴是质量速度（kg/m²s）。

图6是表示基于由分配器决定的分岔前流路的分岔数与蒸发器制冷剂流路的内径的关系而利用模拟试验计算出蒸发器制冷剂流路内的一部分成为环状流的阈值的计算结果的图表，横轴是蒸发器制冷剂流路的内径（mm），纵轴是分岔前流路的由分配器决定的分岔数。

图7是表示蒸发器制冷剂流路的内径（mm）与二氧化碳热泵式热水供给装置的APF（Annual Performance Factor：全年耗能效率）的关系的图表，横轴是蒸发器制冷剂流路的内径（mm），纵轴是APF。

图8是示意地表示从蒸发器制冷剂流路的入口至出口的二氧化碳制冷剂的制冷剂温度分布的图表，横轴是蒸发器制冷剂流路的长度（mm），纵轴是制冷剂温度（℃）。

图9（a）是与图8所示的二氧化碳制冷剂的温度上升⊿T相对应地表示在图2所示的第三分岔后流路及第四分岔后流路中、二氧化碳制冷剂在从蒸发器的制冷剂入口部流至制冷剂出口部时的二氧化碳制冷剂的温度变化的示意图。图9（b）是与图8所示的二氧化碳制冷剂的温度上升⊿T相对应地表示在作为比较例的第三分岔后流路及第四分岔后流路中、二氧化碳制冷剂在从蒸发器的制冷剂入口部流至制冷剂出口部时的二氧化碳制冷剂的温度变化的示意图。

图10是表示二氧化碳热泵式热水供给装置的加热能力Q与由分配器决定的分岔前流路的最佳分岔数（流路分岔数P）的关系的图表，横轴是加热能力Q（kw），纵轴是流路分岔数P。

图11是其他实施方式的二氧化碳热泵式热水供给装置的蒸发器的立体图。

图中：

1—分配器，2—合流部，3—翅片组，4—蒸发器制冷剂流路，5—分岔前流路，6—第一分岔后流路，7—第二分岔后流路，8—第三分岔后流路，9—第四分岔后流路，10—第五分岔后流路，11—第六分岔后流路，100—压缩机，101—水制冷剂热交换器，102—膨胀阀，103—蒸发器，104—贮热水罐，105—循环泵。

具体实施方式

本发明的实施方式的二氧化碳热泵式热水供给装置（CO₂热泵式热水供给装置）的主要特征在于，当将蒸发器制冷剂流路的内径设为4.3mm～4.9mm、将热泵式热水供给装置的针对水的加热能力设为Q、将所述蒸发器制冷剂流路的流路分岔数设为P时，满足以下关系式（1）：

P≤64/33×Q...（1）

以下，参照合适的附图详细地说明本发明的二氧化碳热泵式热水供给装置的实施方式。此外，以下说明中的前后上下方向以图2所示的上下前后方向为基准，即，以垂直方向上方为上侧，以流入蒸发器的空气的上游侧为前侧。另外，以下的说明中的左右方向以图2所示的左右方向为基准，即，以从空气流的上游侧观察蒸发器的朝向下的右方为右侧。

图1是本发明的实施方式的热泵式热水供给装置的***图。本实施方式的热泵式热水供给装置（以下，有时简称作“热泵热水供给机”）具有热泵循环和水侧循环。

如图1所示，热泵循环为以下结构：在呈圆环状（环状）地连接压缩机100、水制冷剂热交换器101、膨胀阀102以及蒸发器103等各要素的流路内密封入二氧化碳制冷剂（CO₂制冷剂）。

另外，水侧循环为以下结构：在呈圆环状（环状）地连接贮热水罐104、循环泵105以及水制冷剂热交换器101等各要素的流路内充满水。

蒸发器103为了将流路划分为多个（在图1中为六个流路）来进行热交换，在与膨胀阀102之间配置有分配器1，在与压缩机100之间配置有合流部2。

图2是蒸发器103的立体图，也具体地示出了图1中的从膨胀阀102至合流部2的结构。

如图2所示，蒸发器103是交叉翅片管式的蒸发器，具备作为空气侧的导热面的翅片组3和多个蒸发器制冷剂流路4（蒸发器制冷剂流路组）。具体而言，翅片组3由板状的多个翅片构成，构成为翅片的板面以相隔预定间隙地相对的方式彼此重叠。并且，空气在翅片组3的翅片的板面之间流动。

虽未图示，但蒸发器制冷剂流路4大致正交地贯穿翅片组3的各翅片，从而固定于各翅片。具体而言，蒸发器制冷剂流路4在大致正交地贯穿了翅片组3的各翅片之后，折回而再次大致正交地贯穿翅片组3的各翅片。也就是说，贯穿翅片组3的多个蒸发器制冷剂流路4（蒸发器制冷剂流路组）以蒸发器制冷剂流路4的长度方向在与空气流正交的方向上排列的方式配置。构成本实施方式的蒸发器制冷剂流路4的导管的内径设定为4.6mm，其外径设定为5.0mm。

这样的蒸发器103由空气的入口侧（前列侧）与出口侧（后列侧）等共计两列构成。

接下来，说明从膨胀阀102经由蒸发器103至合流部2的流路的结构。

从膨胀阀102至分配器1的分岔点的形成分岔前流路5的导管的内径设定为4mm，形成分岔前流路5的导管的长度L_ed设定为60mm。

分岔前流路5通过分配器1分岔成第一分岔后流路6、第二分岔后流路7、第三分岔后流路8、第四分岔后流路9、第五分岔后流路10以及第六分岔后流路11等总计六条流路。

在已分岔的各分岔后流路6～11中，第一分岔后流路6、第三分岔后流路8以及第五分岔后流路10与蒸发器103的后列左侧连接，大致正交地贯穿翅片组3的各翅片并面向蒸发器103的后列右侧。顺便说明，贯穿翅片组3的第一分岔后流路6、第三分岔后流路8以及第五分岔后流路10形成所述的蒸发器制冷剂流路4。

虽未图示，但面向蒸发器103的后列右侧的第一分岔后流路6、第三分岔后流路8以及第五分岔后流路10在向上方延伸的途中向左侧折回而再次贯穿翅片组3从而再次面向蒸发器103的后列左侧。另外，第一分岔后流路6、第三分岔后流路8以及第五分岔后流路10在蒸发器103的上方同样再进行一次往返地贯穿翅片组3而再次面向蒸发器103的后列左侧，然后，向前侧延伸而与蒸发器的前列左侧连接。

与蒸发器103的前列左侧连接的第l分岔后流路6、第三分岔后流路8以及第五分岔后流路10大致正交地贯穿翅片组3的各翅片并面向蒸发器1的前列右侧。并且，虽未图示，面向前列右侧的第一分岔后流路6、第三分岔后流路8以及第五分岔后流路10在向下方延伸的途中向左侧折回而再次贯穿翅片组3从而再次面向蒸发器的前列左侧。另外，第一分岔后流路6、第三分岔后流路8以及第五分岔后流路10在蒸发器103的下方同样再进行一次往返地贯穿翅片组3并再次面向蒸发器103的前列左侧，向前侧的合流部2伸出。

另一方面，在已分岔的各分岔后流路6～11中，第二分岔后流路7在所述第一分岔后流路6的下方与之邻接地与蒸发器103的后列左侧连接。第四分岔后流路9在所述第三分岔后流路8的下方与之邻接地与蒸发器103的后列左侧连接。第六分岔后流路11在所述第五分岔后流路10的下方与之邻接地与蒸发器103的后列左侧连接。

与蒸发器的后列左侧连接的第二分岔后流路7、第四分岔后流路9以及第六分岔后流路11大致正交地贯穿翅片组3的各翅片并面向蒸发器103的后列右侧。顺便说明，贯穿翅片组3的第二分岔后流路7、第四分岔后流路9以及第六分岔后流路11形成所述蒸发器制冷剂流路4。

虽未图示，但面向蒸发器103的后列右侧的第二分岔后流路7、第四分岔后流路9以及第六分岔后流路11在向下方延伸的途中向左侧折回而贯穿翅片组3从而再次面向蒸发器103的后列左侧。另外，第二分岔后流路7、第四分岔后流路9以及第六分岔后流路11在蒸发器103的下方同样再进行一次往返地贯穿翅片组3而再次面向蒸发器103的后列左侧，然后，向前侧延伸而与蒸发器103的前列左侧连接。

与蒸发器103的前列左侧连接的第二分岔后流路7、第四分岔后流路9以及第六分岔后流路11大致正交地贯穿翅片组3的各翅片并面向蒸发器103的前列右侧。并且，虽未图示，但面向前列右侧的第二分岔后流路7、第四分岔后流路9以及第六分岔后流路11在向上方延伸的途中向左侧折回而再次贯穿翅片组3从而再次面向蒸发器103的前列左侧。另外，第二分岔后流路7、第四分岔后流路9以及第六分岔后流路11在蒸发器103的上方同样再进行一次往返地贯穿翅片组3而再次面向蒸发器103的前列左侧，向前侧的合流部2伸出。

此外，向合流部2伸出的第一分岔后流路6及第二分岔后流路7彼此、第三分岔后流路8及第四分岔后流路9彼此、以及第五分岔后流路10及第六分岔后流路11彼此配置为在蒸发器103的前列左侧分别邻接。

并且，各分岔后流路6～11从蒸发器103开始与合流部2连接，再次成为一条流路。

接下来，参照图1和图2对本实施方式的二氧化碳热泵热水供给装置的动作进行说明。

二氧化碳制冷剂被压缩机100压缩而成为高温、高压状态。该高温、高压的二氧化碳制冷剂通过水制冷剂热交换器101与从贮热水罐104通过循环泵105输送来的水进行热交换，将水煮沸成开水而失去热量。此时的从二氧化碳制冷剂向水的每单位时间的热移动量成为加热能力Q。该加热能力Q相当于权利要求书中所述的“加热能力”，在本实施方式中，假设设定为4.5kw。

接下来，二氧化碳制冷剂在膨胀阀102通过缩流部（省略图示）而成为低温、低压状态的气液混合状态（气液二相流）。并且，二氧化碳制冷剂通过分配器1分流至分岔后流路6～11中。并且，二氧化碳制冷剂在流经分成分岔后流路6～11地分别贯穿翅片组3的蒸发器制冷剂流路4时，由于从空气接受热而蒸发。接着，从蒸发器103流出的制冷剂在合流部2合流而返回到一条流路之后，返回压缩机100，再次被压缩而送出到热泵循环中。

接下来，更详细地说明从膨胀阀102至分配器l的二氧化碳制冷剂的动作。图3是表示膨胀阀102的下游侧的流动状态的示意图。

如图3所示，从膨胀阀102流出的二氧化碳制冷剂由于压力的下降而成为气体与制冷剂的二相状态。具体而言，二氧化碳制冷剂在膨胀阀102附近成为作为连续相的气体制冷剂中混合有液体制冷剂的喷雾流（或者作为连续相的液体制冷剂中混合有气体制冷剂的气泡流（未图示）），在离开膨胀阀102的区域形成以液体制冷剂覆盖流路的内周壁的方式流动的环状流。

流路的内径越大，制冷剂流量越大，从喷雾流（或者气泡流（省略图示））向环状流的转变点距离膨胀阀102的制冷剂出口部越远。另外，如若考虑到针对蒸发器103的制冷剂分配，则在环状流中存在以下情况：由分配器1的倾斜导致的气液的偏离、二氧化碳制冷剂自身的偏流会引起分配不均匀，结果，不能获得本应获得的蒸发器性能。与此相对，在喷雾流中，能够不受这些影响地进行稳定且均匀的分配。

因此，当如分岔后流路6～11那样利用多分岔的流路形成蒸发器制冷剂流路4的情况下，在环状流与喷雾流的比较中，利用喷雾流进行分配对于防止性能的下降尤为重要。

接下来所参照的图4是表示形成二氧化碳制冷剂的喷雾流、气泡流的气液混合区域与形成二氧化碳制冷剂的环状流的气液分离区域的转变点的测定结果的图表，横轴表示加热能力Q（kw），纵轴表示x/D_ed ^0.28（x是图3所示的距离膨胀阀102的流路长度（m），D_ed是图2所示的膨胀阀102的下游侧的分岔前流路5的内径（m））。

顺便说明，图4所示的气液混合区域与气液分离区域的转变点通过在加热能力4.5kw的热泵热水供给机的性能显示所需要的试验条件中的、二氧化碳制冷剂的流量实现最小的结霜期条件下进行模拟试验求得。

如图4所示，满足x/D_ed ^0.28=0.169Q^0.36这一关系式的曲线表示气液混合区域与气液分离区域的转变点，比该曲线靠上方的区域（x/D_ed ^0.28大的区域）是气液分离区域，即形成环状流的区域，比该曲线靠下方的区域（x/D_ed ^0.28小的区域）是气液混合区域，即形成喷雾流或者气泡流的区域。

因此，在本实施方式中，为了向分配器1分配喷雾流或者气泡流的二氧化碳制冷剂，希望满足在后面进行具体说明的下式（3）：

L_ed/D_ed ^0.28＜0.169Q^0.36...（3）

（其中，L_ed是图2所示的从膨胀阀102至分配器1的分岔点的分岔前流路5的长度（mm），D_ed是图2所示的膨胀阀102的下游侧的分岔前流路5的内径（mm），Q是加热能力（kw））。

在本实施方式中，如上所述，将流路内径D_ed设为4mm、将加热能力Q设为4.5kw，因此，为了在计算出APF（Annual Performance Factor：全年耗能效率，以下统一写作APF）所需要的全部试验条件下将喷雾流或者气泡流的二氧化碳制冷剂分配至分配器1，图3所示的距离膨胀阀102的流路长度（m）必须小于61.9mm（x＜61.9mm）。

由于上述原因，在本实施方式中，将从膨胀阀102至分配器1的分岔点的分岔前流路5的长度L_ed（参照图2）设定为60mm。

接下来，针对本实施方式的二氧化碳热泵热水供给装置中的、由分配器1决定的分岔前流路5的分岔数与蒸发器制冷剂流路4的内径的关系进行说明。

接下来所参照的图5是针对二氧化碳制冷剂的流动方式线图，横轴是制冷剂干燥度，纵轴是质量速度（kg/m²s）。

如图5所示，被线ABCD包围的区域表示形成层状流的区域，在所述层状流中，气体制冷剂和液体制冷剂在导管内发生偏离而分成两层流动。

另外，在线A与线C之间速度质量大于线D的区域表示气体制冷剂和液体制冷剂在导管内形成所述环状流的区域。如果从导热率的观点评价层状流与环状流，则环状流由于在整个管壁产生沸腾蒸发和对流蒸发而能够获得高的导热率。与此相对，在层状流中，导管的内周面的一部分与气体制冷剂接触，因此，在该部分不产生沸腾蒸发，与环状流相比导热率变低。因此，为了利用相同的导热面积获得更高的导热性能，需要在流路内形成环状流。

并且，在本实施方式中，基于图5所示的速度质量与干燥度的关系，利用模拟试验计算出蒸发器制冷剂流路4内的一部分成为环状流的阈值。在图6中示出该结果。图6是表示基于由分配器1决定的分岔前流路5的分岔数与蒸发器制冷剂流路4的内径的关系而利用模拟试验计算出的蒸发器制冷剂流路4内的一部分成为环状流的阈值的计算结果的图表，横轴是蒸发器制冷剂流路4的内径（mm），纵轴是由分配器1决定的分岔前流路5的分岔数，在图6中，分别记作“蒸发器制冷剂流路内径（mm）”及“流路分岔数”。顺便说明，从层状流成为环状流的转变点通过在加热能力4.5kw的热泵热水供给机的性能显示所需要的试验条件中的、二氧化碳制冷剂的流量实现最小的结霜期条件下计算求得。

在图6中，以直线连结了黑圆圈“●”的线是产生层状流与环状流相互间的转变的阈值。比该线流路分岔数大的区域表示导热率低的层状流的区域，比该线流路分岔数小的区域表示导热率高的环状流的区域。此外，图6中的纵轴的流路分岔数是自然数刻度，因此，能够在纵轴上的表示预定分岔数的位置相互并列的两个黑圆圈“●”的彼此之间所规定的蒸发器制冷剂流路内径（mm）的范围内决定最佳的蒸发器制冷剂流路4的内径。具体而言，例如在图6中，当流路分岔数为6时，成为环状流的阈值是蒸发器制冷剂流路内径（mm）在4.4mm～4.7mm的范围内。

接下来，针对本实施方式的热泵式热水供给装置的蒸发器103的规格与性能的关系进行说明。图7是表示蒸发器制冷剂流路4的内径（mm）与表示热泵式热水供给机的性能的APF的关系的计算结果的图表，横轴是蒸发器制冷剂流路4的内径（蒸发器制冷剂流路内径mm），纵轴是APF。

此外，此处的与蒸发器制冷剂流路4的内径相对应的、由分配器1决定的分岔前流路5的分岔数（流路分岔数）应用图6所示的阈值。其目的在于，因为流路分岔数越大蒸发器出入口间的压力损失越小，所以通过兼顾高导热率与低压力损失来获得最佳的性能。另外，APF的计算以使得作为蒸发器103的空气侧导热面的翅片材料价格与作为蒸发器制冷剂流路4的制冷剂管价格的总和固定的方式进行。

如图7所示可知：蒸发器制冷剂流路4的内径（在图7中，为横轴的蒸发器制冷剂流路内径（mm））越小，APF越大，从而热泵式热水供给装置的性能提高。这被认为是因为：为了保证一定大小的制冷剂流路的导热面积，蒸发器制冷剂流路4的内径越细，流路的数量越增加，同时流路彼此间的间隔越减小。也就是说，这被认为是因为：热均匀地传导至翅片组3从而翅片效率提高。但是可知：伴随着蒸发器制冷剂流路4的内径减小的性能提高率以内径4.6mm为界而减慢。该原因使用接下来的图8、9进行说明。

图8是示意地表示从蒸发器制冷剂流路4的入口至出口的制冷剂温度分布的图表，横轴是蒸发器制冷剂流路的长度（mm），纵轴是制冷剂温度（℃）。

蒸发器103（参照图2）在将液体制冷剂蒸发成气体制冷剂的特性上，如图8所示，在蒸发器103的出口侧附近，蒸发完全结束，制冷剂的温度上升⊿T（℃）。

接下来所参照的图9（a）是与图8所示的二氧化碳制冷剂的温度上升⊿T相对应地表示在图2所示的第三分岔后流路及第四分岔后流路中、二氧化碳制冷剂在从蒸发器103的制冷剂入口部流至制冷剂出口部时的二氧化碳制冷剂的温度变化的示意图。图9（b）是与图8所示的二氧化碳制冷剂的温度上升⊿T相对应地表示在作为比较例的第三分岔后流路及第四分岔后流路中、二氧化碳制冷剂在从蒸发器的制冷剂入口部流至制冷剂出口部时的二氧化碳制冷剂的温度变化的示意图。

如图9（a）所示，所述实施方式的第三分岔后流路8及第四分岔后流路9如上述那样在从分配器1（参照图2）延伸的第三分岔后流路8及第四分岔后流路9彼此相互邻接的位置与翅片组3连接而构成蒸发器103的制冷剂入口部。另外，从蒸发器103朝向合流部2（参照图2）的第三分岔后流路8及第四分岔后流路9如上述那样在相互邻接的位置形成蒸发器103的制冷剂出口部。

与此相对，图9（b）所示的比较例的第三分岔后流路8及第四分岔后流路9与图9（a）所示的第三分岔后流路8及第四分岔后流路9不同，蒸发器103的制冷剂入口部及制冷剂出口部以经由配置在翅片组3的上下方向上的分成三段的蒸发器制冷剂流路4而相互远离的方式形成。

并且，如图9（a）及图9（b）所示，贯穿翅片组3的蒸发器制冷剂流路4利用经由翅片组3的翅片而相互相邻的流路如空心箭头所示的那样进行热交换。与假设不存在通过翅片组3进行的热交换的情况相比，当进行上述的热交换时，一般情况下，高温侧的蒸发器制冷剂流路4被冷却从而热泵热水供给机的性能下降。

另外，蒸发器制冷剂流路4之间的间隔越小，通过热传导进行的热移动量越大。因此，越使蒸发器制冷剂流路4细小而提高流路密度，热泵热水供给机的性能越由于热传导的影响而难以提高。此外，蒸发器103的出口的制冷剂过热度越高，翅片组3的翅片的热传导导致的热泵热水供给机的性能下降越明显。另外，热泵循环内不具备制冷剂量调整功能的热泵热水供给机具有大气温度越高制冷剂过热度越上升的特性。

另外，图9（b）所示的比较例中的“蒸发器103的制冷剂出口部”的蒸发器制冷剂流路4内的二氧化碳制冷剂即在图9（b）中以“高温”表示的二氧化碳制冷剂与在其下方邻接的蒸发器制冷剂流路4内的以“低温”表示的二氧化碳制冷剂进行热交换。因此，在图9（b）所示的比较例中，热传导导致的热泵热水供给机的性能下降量大。与此相对，在图9（a）所示的本实施方式中，“蒸发器103的制冷剂出口部”的蒸发器制冷剂流路4内的以“高温”表示的二氧化碳制冷剂与和其邻接的蒸发器制冷剂流路4内的以“中温”表示的二氧化碳制冷剂进行热交换。

因此，在图9（a）所示的实施方式中，通过“蒸发器103的制冷剂出口部”的蒸发器制冷剂流路4（图9（a）的第三分岔后流路8及第四分岔后流路9）彼此相互邻接，能够提高热泵热水供给机的性能。

如以上对图4至图9进行的说明所述，4.6mm适合作为蒸发器制冷剂流路4的内径，此外，通过使用图9（a）所示的流路结构，能够缓解热传导导致的性能下降。并且，考虑到制造的偏差等，还需要规定能够允许的蒸发器制冷剂流路4的内径的范围。

如已利用图6进行的说明所述，选择4.6mm作为蒸发器制冷剂流路4的内径时的流路分岔数为6，但是，即使在流路内径由于制造的偏差等而从4.6mm发生偏离的情况下，只要图6的横轴所示的蒸发器制冷剂流路4的内径在4.4mm～4.7mm的范围内，则能够对应（设定）最佳的流路分岔数P。

再次参照图7，当流路分岔数由于制冷剂流量的选择而是7（参照图7的上侧横轴）时，允许的蒸发器制冷剂流路4的内径范围在4.4mm～4.7mm，当流路分岔数是6（参照图7的上侧横轴）时，允许的蒸发器制冷剂流路4的内径范围在4.6mm～4.9mm。也就是说，即使考虑到制造的偏差等导致的蒸发器制冷剂流路4的内径从4.6mm偏离，只要图7所示的蒸发器制冷剂流路4的内径在4.3mm～4.9mm的范围内，则能够对应（设定）最佳的流路分岔数P。顺便说明，与图7的上侧横轴的流路分岔数（6或7）对应的蒸发器制冷剂流路4的内径范围作为在结霜期等低制冷剂流量条件下允许层状流的范围通过模拟试验计算求得。

接下来，针对热泵热水供给机的加热能力Q（kW）与由分配器1决定的分岔前流路5的最佳分岔数（流路分岔数P）的关系进行说明。图10是表示热泵热水供给装置的加热能力Q与由分配器决定的分岔前流路的最佳分岔数（流路分岔数P）的关系的图表，横轴是加热能力Q（kw），纵轴是流路分岔数P。也就是说，图10所示的图表如上所述地在蒸发器制冷剂流路4的内径为4.6mm的情况下、通过利用模拟试验计算蒸发器制冷剂流路4内的二氧化碳制冷剂成为环状流的加热能力Q与流路分岔数P的关系求得。在图10中，以虚线表示计算APF的条件中的制冷剂流量最小的结霜期条件的结果，以实线表示计算APF的条件中的制冷剂流量最大的夏天条件的结果。

如图10所示，针对结霜期条件的阈值以P＝4/3×Q表示，针对夏天条件的阈值以P＝64/33×Q表示。并且，流路分岔数P小于各自的阈值的区域是蒸发器制冷剂流路4内的二氧化碳制冷剂成为环状流的区域。

因此，在夏天条件基准下，通过设定满足所述式（1）：

P≤64/33×Q...（1）

这一关系式的加热能力Q（kw）及流路分岔数P能够使得蒸发器制冷剂流路4内的二氧化碳制冷剂成为环状流。

另外，在结霜期条件基准下，如果满足式（2）：

P≤4/3×Q...（2）

这一关系式，则能够在计算APF所需要的全部条件下，使得蒸发器制冷剂流路4内的二氧化碳制冷剂成为环状流。在本实施方式中，为了在全部条件下确保高性能，在式（2）：P≤4/3×Q中，假设加热能力Q为所述4.5kw的情况、流路分岔数P为6。

此外，在本实施方式中，对加热能力Q为4.5kw的情况进行了记载，但是只要不妨碍本发明的课题，可以适当地设定加热能力Q。

根据具备上述蒸发器103的本实施方式的二氧化碳热泵式热水供给装置，通过使蒸发器制冷剂流路4的内径在4.3mm至4.9mm的范围内、使流路分岔数P与加热能力Q的关系满足所述式（1）：P≤64/33×Q，蒸发器制冷剂流路4内部的流动方式能够在表示二氧化碳热泵式热水供给装置的性能的APF的计算所需要的试验条件中的、制冷剂流量成为最大的条件下，成为导热率高的环状流，因此，能够获得高性能。

另外，根据该二氧化碳热泵式热水供给装置，通过将流路分岔数P设为所述式（2）：P≤4/3×Q的范围内的值，能够在计算APF所需要的全部试验条件下，使得蒸发器制冷剂流路4的流动方式成为导热率高的环状流，因此，能够在全部条件下获得高性能。

另外，根据该二氧化碳热泵式热水供给装置，通过将流路分岔数P设为满足所述式（2）：P≤4/3×Q这一关系的P的自然数的最大值（例如，本实施方式中的所述流路分岔数P＝6），不仅提高导热率，还能够获得减少制冷剂侧压力损失的效果，因此能够获得更佳的性能。

另外，根据该二氧化碳热泵式热水供给装置，通过相互接近地配置多个蒸发器制冷剂流路4的制冷剂出口部，与多个蒸发器制冷剂流路4的制冷剂出口部不接近的情况相比，能够防止经由翅片组3的热传导的影响导致的性能下降，显著提高蒸发器103的性能。

另外，根据该二氧化碳热泵式热水供给装置，蒸发器103必然会具有多个分岔，因此，为了充分发挥性能需要进行二氧化碳制冷剂的均匀分配，通过选择满足下式（3）：

L_ed/D_ed ^0.28＜0.169Q^0.36...（3）

（L_ed、D_ed以及Q与上述意义相同）的值，从膨胀阀102流出的制冷剂流能够维持气液混合状态地流入流路分岔部，不论流路分岔数P如何都以均匀的流量及干燥度进行分配。

根据上述的本实施方式，能够针对任意的加热能力Q选择考虑了制造的偏差的最佳蒸发器制冷剂流路4的内径范围与流路分岔数P，因此，能够提供具备能够根据加热能力Q使性能最大化的蒸发器103的二氧化碳热泵式热水供给装置用蒸发器。

以上，针对本发明的实施方式进行了说明，但是本发明并不限定于所述实施方式，而是能够以各种形态实施。在以下说明的其他实施方式中，针对与所述实施方式相同的构成要素标注相同的符号而省略其详细说明。

接下来所参照的图11是其他实施方式的二氧化碳热泵热水供给装置的蒸发器的立体图。在图11中，符号1表示分配器，符号2表示合流部，符号3表示翅片组，符号5表示分岔前流路，符号6表示第一分岔后流路，符号7表示第二分岔后流路，符号8表示第三分岔后流路，符号9表示第四分岔后流路，符号10表示第五分岔后流路，符号11表示第六分岔后流路，符号102表示膨胀阀，符号103表示蒸发器。

如图11所示，与图2所示的所述实施方式的蒸发器103相比，其他实施方式的二氧化碳热泵热水供给装置的蒸发器103成为翅片组3的列数增加一列而总计三列的构成，因此流路结构不同。此外，假设具备图11所示的蒸发器103的热泵热水供给机的加热能力Q为6.0kW。

与图2所示的装置相比，图11所示的蒸发器103由于翅片组3的列数增加而蒸发器制冷剂流路4增长。因此，成为蒸发器103的制冷剂出入口间的压力损失大的规格。

另一方面，在图10所示的算式中，因为压力损失的项目不存在，所以可应用与所述实施方式相同的理论。

也就是说，当在式（2）：P≤4/3×Q中将加热能力Q设为6kw时，P≤8，因此，从减少压力损失的观点出发适合使流路分岔数P为作为最大值的“8”。但是，从量产性的观点出发，优选流路分岔数P在输出功率4.5kw与输出功率6.0kw的机体中一致，因此将流路分岔数设为“6”，选择针对多个加热能力Q能够发挥高性能的规格。

另外，在所述实施方式中，对图1所示的具有压缩机100、水制冷剂热交换器101、膨胀阀12以及蒸发器103的热泵循环进行了说明，但是，本发明也能够适用于还包含制冷剂量调整机构、内部热交换器等的热泵循环，所述内部热交换器使高压侧与低压侧的制冷剂进行热交换。

Claims (5)

1.一种二氧化碳热泵式热水供给装置，通过呈环状地至少连接压缩机、水制冷剂热交换器、膨胀阀以及蒸发器等各要素并在流路内部密封入二氧化碳制冷剂而构成，所述二氧化碳热泵式热水供给装置的特征在于，

所述蒸发器是通过以大致直角地贯穿的方式固定作为空气侧的导热面的翅片组、和由在与空气流正交的方向上排列的多个蒸发器制冷剂流路构成的蒸发器制冷剂流路组，来在空气与制冷剂之间进行热交换的交叉翅片管式的蒸发器，

所述蒸发器的所述蒸发器制冷剂流路的内径为4.3mm～4.9mm，

当将二氧化碳热泵式热水供给装置的针对水的加热能力设为Q、将所述蒸发器制冷剂流路的流路分岔数设为P的情况下，满足下式（1）：

P≤64/33×Q...（1）。

2.根据权利要求1所述的二氧化碳热泵式热水供给装置，其特征在于，

当将所述蒸发器制冷剂流路的所述流路分岔数设为P的情况下，满足下式（2）：

P≤4/3×Q...（2）

在所述（2）式中，Q是二氧化碳热泵式热水供给装置的针对水的加热能力。

3.根据权利要求2所述的二氧化碳热泵式热水供给装置，其特征在于，

所述蒸发器制冷剂流路的所述流路分岔数P是满足所述（2）式的自然数的最大值。

4.根据权利要求1所述的二氧化碳热泵式热水供给装置，其特征在于，

在所述蒸发器的制冷剂出口部，以接近的方式配置多个所述蒸发器制冷剂流路。

5.根据权利要求1所述的二氧化碳热泵式热水供给装置，其特征在于，

满足下式（3）：

L_ed/D_ed ^0.28＜0.169Q^0.36...（3）

L_ed是从膨胀阀至分配器的分岔点的分岔前流路的长度，D_ed是所述膨胀阀的下游侧的分岔前流路的内径，Q是二氧化碳热泵式热水供给装置的针对水的加热能力。