JP3835141B2 - heat pump - Google Patents
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Description
【0001】
【発明の属する技術分野】
本発明は、例えば、給湯器の給湯用水を加熱する加熱手段として用いて好適な、超臨界ヒートポンプサイクルで作動するヒートポンプに関するものである。
【0002】
【従来の技術】
従来より、例えば、給湯器の給湯用水を加熱するのに、高圧側の冷媒圧力を臨界圧力以上に加圧する超臨界ヒートポンプサイクルを用いたヒートポンプが知られている。
【0003】
図6に示すように、ヒートポンプ10は、圧縮機11、水熱交換器13、膨張弁23、蒸発器18、気液分離器16を順次冷媒配管で接続したもので、水熱交換器13の負荷流体として給湯用水を流入させ、高温高圧の冷媒と熱交換させることで給湯用水を加熱する。この水熱交換器13で加熱された給湯用水はタンク2内に貯留され、使用時に温度調節した後、使用者に供給するようにしている。
【0004】
そして、このヒートポンプ10は、サイクル効率の高い領域でヒートポンプサイクルを運転するために、水熱交換器13に流入する給湯用水と水熱交換器13から流出する冷媒との温度差によってサイクルの高圧制御が行なわれている。
【0005】
【発明が解決しようとする課題】
ところで、本発明者らは、このヒートポンプ10のサイクル効率を更に向上させるために、エジェクタを用いて圧縮機11への吸入圧力を上昇させ、圧縮機11の圧縮仕事を低減させることを考案したが、この場合、圧縮機11の吐出側の冷媒温度が低下するために、水熱交換器13での熱交換能力が低下してしまうという問題があった。
【0006】
本発明の目的は、上記問題に鑑み、ヒートポンプサイクルにおける圧縮機の圧縮仕事を低減し、且つ、水熱交換器の熱交換能力を確保できるヒートポンプを提供することにある。
【0007】
【課題を解決するための手段】
本発明は上記目的を達成するために、以下の技術的手段を採用する。
【0008】
請求項1に記載の発明では、気液分離器(16)より吸入した気相冷媒を圧縮機(11)で臨界圧力以上に加圧して、高圧側熱交換器(13)により冷媒と負荷流体とを対向流として熱交換させるヒートポンプにおいて、高圧側熱交換器(13)から流出する冷媒、および、気液分離器(16)の液相冷媒を蒸発させる蒸発器(18)から流出する冷媒を吸入し、圧縮機(11)の中間圧力まで減圧した後、気液分離器(16)に流入させるエジェクタ(15)と、圧縮機(11)の高圧側となるように高圧側熱交換器(13)の下流側に設けられ、冷媒流量を可変する第1の可変絞り弁(14)と、圧縮機(11)への吸入圧力を調整するように前記圧縮機(11)の低圧側に設けられ、冷媒流量を可変する第2の可変絞り弁(17)とを設け、この第1、第2の可変絞り弁(14、17)の開度を制御する制御手段(22)により、負荷流体との熱交換能力を確保するように圧縮機(11)の高圧側の圧力を変化させるために第1の可変絞り弁(14)の開度を制御し、吸入圧力を調整することで圧縮機(11)の高圧側の圧力を制御するように第2の可変絞り弁(17)の開度を制御するようにしたことを特徴としている。
【0009】
これにより、圧縮機(11)の吸入圧力がエジェクタ(15)により上昇するので、圧縮仕事を低減できる。加えて、第1の可変絞り弁(14)で圧縮機(11)の吐出圧力を可変し、吐出冷媒の温度を制御できるので、負荷流体との熱交換能力を常に確保できる。
【0010】
請求項2に記載の発明では、制御手段(22)により、高圧側熱交換器(13)に流入する負荷流体と高圧側熱交換器(13)から流出する冷媒との温度差が目標温度差ΔTとなるように、第1の可変絞り弁(14)の開度を制御することを特徴としている。
【0011】
これにより、目標温度差ΔTが常に一定になるように制御するので、効率よく負荷流体を一定温度に昇温できる。
【0012】
請求項3に記載の発明では、制御手段(22)により、圧縮機(11)の吐出圧力、あるいは吐出圧力に相関する物理量に応じて、第2の可変絞り弁(17)の開度を制御することを特徴としている。
【0013】
これにより、例えば、外気温度の変化に対して第2可変絞り弁で吸入圧力を可変させ吐出圧力を制御するので、吸入圧力が高い場合には、吸入圧力を下げることにより吐出圧力を下げて、ヒートポンプサイクル内の耐圧上の許容圧力を超えない様に保護できる。また、吸入圧力が低い場合には、吸入圧力を上げて圧縮仕事を低減できる。
【0014】
請求項4に記載の発明では、第2の可変絞り弁(17)は、蒸発器(18)からエジェクタ(15)に流入する冷媒流量を調整することを特徴としている。また、請求項5に記載の発明では、第2の可変絞り弁(17)は、気液分離器(16)の下流側に設けられていることを特徴としている。また、請求項6に記載の発明では、制御手段(22)は、熱交換能力を確保するために冷媒温度がTriになるように第1の可変絞り弁(14)の開度を制御することで圧縮機(11)からの吐出圧力がP1より高いP2になると、第2の可変絞り弁(17)の開度を小さくし、また、熱交換能力を確保するために冷媒温度がTriになるように第1の可変絞り弁(14)の開度を制御することで圧縮機(11)からの吐出圧力がP1より低いP3になると、第2の可変絞り弁(17)の開度を大きくすることを特徴としている。尚、上記各手段の括弧内の符号は、後述する実施形態記載の具体的手段との対応関係を示すものである。
【0015】
【発明の実施の形態】
(第1実施形態)
本発明の第1実施形態を図1に示す。第1実施形態は、本発明のヒートポンプ10を熱源とする、ヒートポンプ式給湯器1に適用したものである。
【0016】
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内から給湯用水を取出し、温度調節して使用者に供給するシステムである。
【0017】
タンク2は、耐食性に優れた金属製(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。尚、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よいが、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。
【0018】
電動ポンプ3は、タンク2とヒートポンプ10の高圧側熱交換器(以下、水熱交換器と呼ぶ)13とを環状に接続する温水配管4に設けられて、タンク2と水熱交換器13との間で給湯用水を循環させるとともに、内蔵するモータの回転数に応じて循環水量を調節する。
【0019】
ヒートポンプ10は、給湯用水に対する熱源として冷媒温度(本実施形態では130℃)を充分に確保するために高圧側の冷媒圧力が臨界圧力以上となるようにしており、圧縮機11、水熱交換器13、エジェクタ15、気液分離器16、蒸発器18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。
【0020】
圧縮機11は、内蔵する電動モータ(図示せず)によって駆動され、後述する気液分離器16から吸入した気相冷媒を臨界圧力以上に圧縮して吐出する。
【0021】
オイル分離器12は、圧縮機11と水熱交換器13との間に設けられ、圧縮機11から吐出された冷媒とオイルとを分離し、余剰オイルを蓄えるとともに順次オイルを圧縮機11に戻し、分離された冷媒のみを水熱交換器13に流入させる。
【0022】
水熱交換器13は、圧縮機11より吐出された高圧の気相冷媒と負荷流体としての給湯用水とを熱交換するもので、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。
【0023】
そして、水熱交換器13の冷媒流入側、流出側には、それぞれ圧縮機11から吐出される冷媒の吐出圧力を検出する圧力センサ19、水熱交換器13に流入する給湯用水の温度を検出する水用温度センサ20、水熱交換器13より流出する冷媒の温度を検出する冷媒用温度センサ21が設けられ、各センサ19〜21の検出信号が電子制御装置(以下、ECUと呼ぶ)22に入力される。
【0024】
ECU22は、ヒートポンプ10を効率よく運転できるように、後述する第1、第2の可変絞り弁14、17の開度を制御する。
【0025】
第1可変絞り弁14は、圧縮機11の高圧側となるように、水熱交換器13の下流側に設けられ、ECU22の制御信号に基づいて弁の開度が可変制御され、圧縮機11の吐出圧力を調整する。
【0026】
更に、第1可変絞り弁14の下流側には、ノズル15a、吸引部15b、混合部15c、ディフューザ15dとから成るエジェクタ15が設けられている。エジェクタ15は、水熱交換器13で熱交換された冷媒を圧縮機11の中間圧力まで減圧させるものである。まず、水熱交換器13から流出する冷媒が滑らかに収縮するノズル15aにより絞り損失を伴わずに減圧加速される。次に、ノズル15aで加速された冷媒流れの吸引効果により、後述する蒸発器18から流出する冷媒が、吸引部15bから吸引され、混合部15cで混合し圧力を上昇させ、滑らかに拡大するディフューザ15dにより減速され、中間圧力まで上昇する。
【0027】
気液分離器16は、エジェクタ15から流出する冷媒を気液分離してサイクル内の余剰冷媒を蓄えるとともに、気相冷媒を圧縮機11に吸入させ、また、液相冷媒を蒸発器18に流出させる。
【0028】
第2可変絞り弁17は、圧縮機11の低圧側になるように、気液分離器16の下流側に設けられ、ECU22の制御信号に基づいて弁の開度が可変制御され、気液分離器16からの液相冷媒を減圧させるとともに、蒸発器18、エジェクタ15への冷媒流量を調整し、ひいては、圧縮機11への吸入圧力を調整する。
【0029】
蒸発器18は、図示しないファンの送風を受けて、冷媒を空気との熱交換により蒸発させる。
【0030】
次に、本実施形態の作動を図2に示すモリエル線図に基づいて説明する。尚、このモリエル線図は、ヒートポンプ10の動作点を描いたもので、図1のヒートポンプ10上のa〜kの状態が、図2に示すモリエル線図上のa〜kに対応するものである。
【0031】
圧縮機11によって冷媒は、断熱的に圧縮され、等エントロピ線に沿って状態変化する。冷媒が給湯用水に対する充分な熱源となるように、冷媒の臨界点Kを超えるように圧縮し、高温となるようにしている。ここでは、エジェクタ15により圧縮機11への吸入圧力は従来の状態点jから状態点gに上昇されており、吐出圧力を従来と同一のP0とすると、吐出冷媒の温度は等温線図上でT1から温度の低いT2になるため、給湯用水との熱交換能力を確保するために、冷媒温度がT1となるように吐出圧力をP1に設定している。
【0032】
オイル分離器12でオイルと分離され、高温、高圧に圧縮された冷媒(状態点a)は、水熱交換器13に流入し、給湯用水と熱交換し、給湯用水を昇温させ、冷媒自身は冷却される。(状態点b)
この冷却された冷媒は、第1可変絞り弁14を経て、エジェクタ15のノズル15aで絞りロスを伴わないように等エントロピ線に沿って減圧、加速される。(状態点c)加速された冷媒の流速によって蒸発器18からの冷媒がエジェクタ15の吸引部15bから吸引され、(状態点d)、水熱交換器13、蒸発器18の両者からの冷媒が混合部15cで混合し、冷媒圧力はPmixに上昇し(状態点e)、更に、ディフューザ15dで冷媒は減速され圧力Pd(中間圧力)まで上昇する。(状態点f)
エジェクタ15から流出した冷媒は、気液分離器16に流入し、気液分離された気相冷媒は圧縮機11に吸入される。(状態点g)また、液相冷媒(状態点h)は第2可変絞り弁17を経て減圧され(状態点i)、蒸発器18に流入し外部空気との熱交換により蒸発され(状態点j)、上記エジェクタ15の吸引部15bに吸引される。(状態点k)
次に、本ヒートポンプ10における高圧側圧力の制御について図3〜図5を用いて説明する。
【0033】
給湯用水を所定の温度に昇温させるために熱交換能力を確保し、常に給湯用水を一定の温度に保つために効率的な熱交換を行なうには、水熱交換器13に流入する給湯用水温度Twと、水熱交換器13から流出する冷媒温度Trとの温度差ΔTxを所定の値に常に保つことが必要であり、水用温度センサ20、冷媒用温度センサ21によって検出される温度信号から、ECU22が第1可変絞り弁14の弁開度を可変させることで、圧縮機11の高圧側の圧力を制御している。因みに、温度差ΔTxが大きいと給湯用水の昇温が不足であり、温度差ΔTxが小さいと給湯用水の昇温が過度であり熱エネルギーを余分に使用していることになる。
【0034】
熱交換能力、またその効率が最適となる給湯用水温度Twと冷媒温度Trとの温度差を目標温度差ΔTとする。(本実施形態では8〜10℃としている)今、ヒートポンプ10内の諸条件の変動で、温度差ΔTxが目標温度差ΔTよりも大きいとすると、ECU22は、第1可変絞り弁14の弁開度を小さくなるように可変させ、高圧側の圧力を上げるように制御する。
【0035】
図3は冷媒と給湯用水のエンタルピに対する温度の関係を等圧線図上で示したものである。実線が制御前、破線が制御後を示しており、給湯用水温度Twと冷媒温度Tr1との温度差ΔTxが目標温度差ΔTに対して大きい状態にある時に、高圧側の圧力を上昇させることで、冷媒、給湯用水とも温度特性が破線に示すように上にずれ、この時、給湯用水温度Twが同一線上において冷媒の温度はTr2に低下し、目標温度差ΔTとなるようにしている。
【0036】
逆に、温度差ΔTxが目標温度差ΔTよりも小さいとすると、ECU22は、第1可変絞り弁14の弁開度を大きくなるように可変させ、高圧側の圧力を下げるように制御する。
【0037】
図4に示すように、給湯用水温度Twと冷媒温度Tr3との温度差ΔTxが目標温度差ΔTに対して小さい状態にある時に、高圧側の圧力を低下させることで、冷媒、給湯用水とも温度特性が破線に示すように下にずれ、この時、給湯用水温度Twが同一線上において冷媒の温度はTr2に上昇し、目標温度差ΔTとなるようにしている。
【0038】
更に、年間を通して夏場、冬場では当然外気温度に大きく差が生じ、圧縮機11に吸入される冷媒の温度も変化する。吸入冷媒の温度が変化すれば、それに伴い吸入圧力も変化し、ひいては吐出圧力が変化する。例えば、夏場では冷媒温度が高くなり吐出圧力も高くなるが、この時ヒートポンプ10の流路内の耐圧上の許容圧力を超えるような虞も考えられ、また、冬場では冷媒温度が低くなり吸入圧力も低くなるが、その分、圧縮機11の圧縮仕事が増加する。
【0039】
これを防止するために、ECU22は、圧力センサ19で検出される冷媒の吐出圧力に基づいて、第2可変絞り弁17の開度を可変して高圧側の圧力を制御するようにしている。第2可変絞り弁17の開度を小さくすると蒸発器18からエジェクタ15に流入する冷媒流量が減少し圧縮機11への吸入圧力が低下する。また、第2可変絞り弁17の開度を大きくすると蒸発器18からエジェクタ15に流入する冷媒流量が増加し圧縮機11への吸入圧力が上昇する。
【0040】
図5に示すように、中間季節における吸入圧力n点に対して、夏場はm点から圧縮されることになり、熱交換能力を確保するために冷媒温度がTriになるように圧縮すると、当然中間季節における吐出圧力P1よりも高いP2となる。この吐出圧力を下げるために、第2可変絞り弁17の開度を小さくして吸入圧力をn点に下げてヒートポンプ10を作動させるようにしている。
【0041】
また、逆に、中間季節における吸入圧力n点に対して、冬場はo点から圧縮されることになり、熱交換能力を確保するために冷媒温度がTriになるように圧縮すると、圧縮仕事は、等エントロピ線に沿って成されるため、吸入圧力が低い点ほど等エントロピ線図の勾配が小さくなるために、圧縮仕事L1に対して圧縮仕事L3に増加してしまう。この圧縮仕事L3を低減するために、第2可変絞り弁17の開度を大きくして吸入圧力をn点に上げてヒートポンプ10を作動させるようにしている。
【0042】
以上、本発明のヒートポンプ10の構成および作動より、以下の効果を得ることができる。
【0043】
エジェクタ15を設けて水熱交換器13と蒸発器18からの流出冷媒を混合して、圧縮機11への吸入圧力を中間圧力になるように高めているので、図2に示すように圧縮仕事をL0からL1に低減できる。加えて、第1可変絞り弁14で圧縮機11の吐出圧力を可変し、吐出冷媒の温度を制御できるので、給湯用水との熱交換能力を常に確保できる。
【0044】
また、目標温度差ΔTが常に一定になるように第1可変絞り弁14で高圧側圧力を制御するので、効率よく給湯用水を一定温度に昇温できる。
【0045】
更に、外気温度の変化に対して第2可変絞り弁17で吸入圧力を可変させ吐出圧力を制御するので、吸入圧力が高い場合には、吸入圧力を下げることにより吐出圧力を下げて、ヒートポンプサイクル内の耐圧上の許容圧力を超えない様に保護できる。また、吸入圧力が低い場合には吸入圧力を上げて、図5に示すように圧縮仕事をL3からL1に低減できる。
【0046】
(その他の実施形態)
圧縮機11への吸入圧力を制御するために、上記第1実施形態では冷媒の吐出圧力を検出する圧力センサ19を用いたが、この吐出圧力に相関する物理量を用いて制御するようにしてもよい。例えば、水熱交換器13の冷媒流出温度Trと外気温Taを検出して吐出圧力に換算するようにしてもよい。
【0047】
また、ヒートポンプ10を給湯用水の熱源とする給湯器として説明したが、これに限らず、例えば、水熱交換器13の負荷流体を空気に代えて、温風とする空調装置に用いてもよい。
【0048】
更に、ヒートポンプ10の冷媒は、CO2に限定されるものではなく、他のエチレン、エタン、酸化窒素等を用いてもよい。
【図面の簡単な説明】
【図1】本発明におけるヒートポンプの構成を示す模式図である。
【図2】ヒートポンプの作動を示すモリエル線図である。
【図3】温度差ΔTxを小さくする場合のT−h線図(温度ーエンタルピ線図)上での説明図である。
【図4】温度差ΔTxを大きくする場合のT−h線図(温度ーエンタルピ線図)上での説明図である。
【図5】外気温の差による吸入圧力を制御する場合のP−h線図(圧力ーエンタルピ線図)上での説明図である。
【図6】従来技術のヒートポンプの構成を示す模式図である。
【符号の説明】
10 ヒートポンプ
11 圧縮機
13 水熱交換器(高圧側熱交換器)
14 第1可変絞り弁
15 エジェクタ
16 気液分離器
17 第2可変絞り弁
18 蒸発器
22 ECU(制御手段)[0001]
BACKGROUND OF THE INVENTION
The present invention relates to a heat pump operating in a supercritical heat pump cycle, which is suitable for use as a heating means for heating hot water for a hot water heater, for example.
[0002]
[Prior art]
2. Description of the Related Art Conventionally, for example, a heat pump using a supercritical heat pump cycle that pressurizes a refrigerant pressure on a high pressure side to be equal to or higher than a critical pressure to heat hot water for a hot water heater is known.
[0003]
As shown in FIG. 6, the
[0004]
The
[0005]
[Problems to be solved by the invention]
By the way, in order to further improve the cycle efficiency of the
[0006]
In view of the above problems, an object of the present invention is to provide a heat pump capable of reducing the compression work of a compressor in a heat pump cycle and ensuring the heat exchange capability of a water heat exchanger.
[0007]
[Means for Solving the Problems]
In order to achieve the above object, the present invention employs the following technical means.
[0008]
In the first aspect of the invention, the gas-phase refrigerant sucked from the gas-liquid separator (16) is pressurized to a critical pressure or higher by the compressor (11), and the refrigerant and the load fluid are pressurized by the high-pressure side heat exchanger (13). In the heat pump that exchanges heat as a counter flow, the refrigerant that flows out from the high-pressure side heat exchanger (13) and the refrigerant that flows out from the evaporator (18) that evaporates the liquid-phase refrigerant in the gas-liquid separator (16) After sucking and depressurizing to an intermediate pressure of the compressor (11), an ejector (15) that flows into the gas-liquid separator (16) and a high- pressure side heat exchanger (on the high-pressure side of the compressor (11)) provided downstream of 13), provided with the refrigerant flow first variable throttle valve for variably (14), the low pressure side of the compressor (the so as to adjust the suction pressure to 11) compressor (11) is, the second variable throttle valve for varying the coolant flow rate and (17) Only, the high pressure side of the first, second variable throttle valve (14, 17) opening the control means for controlling (22) of the compressor to ensure the heat exchange capacity of the load fluid (11) The second variable throttle so as to control the pressure on the high pressure side of the compressor (11) by controlling the opening of the first variable throttle valve (14) in order to change the pressure of the compressor and adjusting the suction pressure. It is characterized in that the opening degree of the valve (17) is controlled.
[0009]
Thereby, since the suction pressure of the compressor (11) is raised by the ejector (15), the compression work can be reduced. In addition, since the discharge pressure of the compressor (11) can be varied by the first variable throttle valve (14) and the temperature of the discharged refrigerant can be controlled, the heat exchange capability with the load fluid can always be ensured.
[0010]
In the second aspect of the invention, the temperature difference between the load fluid flowing into the high-pressure side heat exchanger (13) and the refrigerant flowing out from the high-pressure side heat exchanger (13) is controlled by the control means (22). The opening degree of the first variable throttle valve (14) is controlled so as to be ΔT.
[0011]
Thus, the target temperature difference ΔT is controlled so as to be always constant, so that the load fluid can be efficiently heated to a constant temperature.
[0012]
In the invention according to
[0013]
Thereby, for example, since the suction pressure is controlled by changing the suction pressure with the second variable throttle valve in response to a change in the outside air temperature, if the suction pressure is high, the discharge pressure is lowered by lowering the suction pressure, It can be protected so that it does not exceed the allowable pressure in the heat pump cycle. Further, when the suction pressure is low, the compression work can be reduced by increasing the suction pressure.
[0014]
The invention according to claim 4 is characterized in that the second variable throttle valve (17) adjusts the flow rate of the refrigerant flowing into the ejector (15) from the evaporator (18). Further, the invention according to claim 5 is characterized in that the second variable throttle valve (17) is provided on the downstream side of the gas-liquid separator (16). In the invention according to claim 6, the control means (22) controls the opening of the first variable throttle valve (14) so that the refrigerant temperature becomes Tri in order to ensure heat exchange capability. When the discharge pressure from the compressor (11) reaches P2, which is higher than P1, the opening of the second variable throttle valve (17) is reduced, and the refrigerant temperature becomes Tri to ensure heat exchange capability. Thus, when the discharge pressure from the compressor (11) becomes P3 lower than P1 by controlling the opening of the first variable throttle valve (14), the opening of the second variable throttle valve (17) is increased. It is characterized by doing. In addition, the code | symbol in the bracket | parenthesis of each said means shows a corresponding relationship with the specific means of embodiment description mentioned later.
[0015]
DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION
(First embodiment)
A first embodiment of the present invention is shown in FIG. 1st Embodiment is applied to the heat pump type water heater 1 which uses the
[0016]
The heat pump type hot water heater 1 is a system in which heated hot water supply water is stored in a
[0017]
The
[0018]
The
[0019]
The
[0020]
The
[0021]
The
[0022]
The
[0023]
And the
[0024]
ECU22 controls the opening degree of the 1st, 2nd
[0025]
The first
[0026]
Furthermore, an
[0027]
The gas-
[0028]
The second
[0029]
The
[0030]
Next, the operation of the present embodiment will be described based on the Mollier diagram shown in FIG. This Mollier diagram depicts the operating point of the
[0031]
The refrigerant is adiabatically compressed by the
[0032]
The refrigerant (state point a) separated from oil by the
This cooled refrigerant passes through the first
The refrigerant that has flowed out of the
Next, control of the high-pressure side pressure in the
[0033]
In order to ensure heat exchange capacity to raise the temperature of the hot water supply water to a predetermined temperature and to perform efficient heat exchange in order to always maintain the hot water supply water at a constant temperature, the hot water supply water flowing into the
[0034]
A temperature difference between the hot water supply water temperature Tw and the refrigerant temperature Tr at which the heat exchange capacity and efficiency are optimized is defined as a target temperature difference ΔT. (In this embodiment, the temperature is set to 8 to 10 ° C.) Now, assuming that the temperature difference ΔTx is larger than the target temperature difference ΔT due to changes in various conditions in the
[0035]
FIG. 3 shows the relationship of temperature to the enthalpy of refrigerant and hot water supply water on an isobaric diagram. The solid line indicates before control, and the broken line indicates after control. When the temperature difference ΔTx between the hot water supply water temperature Tw and the refrigerant temperature Tr1 is larger than the target temperature difference ΔT, the pressure on the high pressure side is increased. The temperature characteristics of both the refrigerant and the hot water supply water are shifted upward as shown by the broken line. At this time, the temperature of the refrigerant falls to Tr2 when the hot water supply water temperature Tw is on the same line, so that the target temperature difference ΔT is obtained.
[0036]
On the other hand, if the temperature difference ΔTx is smaller than the target temperature difference ΔT, the
[0037]
As shown in FIG. 4, when the temperature difference ΔTx between the hot water supply water temperature Tw and the refrigerant temperature Tr3 is smaller than the target temperature difference ΔT, the pressure on the high-pressure side is decreased, so that the temperature of both the refrigerant and the hot water supply water is reduced. The characteristic shifts downward as indicated by the broken line, and at this time, the temperature of the hot water supply water Tw is on the same line, the temperature of the refrigerant rises to Tr2, and becomes the target temperature difference ΔT.
[0038]
Further, naturally, a large difference occurs in the outside air temperature in summer and winter throughout the year, and the temperature of the refrigerant sucked into the
[0039]
In order to prevent this, the
[0040]
As shown in FIG. 5, the summer pressure is compressed from the point m with respect to the suction pressure n point in the intermediate season, and naturally when the refrigerant temperature is compressed to Tri in order to ensure the heat exchange capability. P2 is higher than the discharge pressure P1 in the intermediate season. In order to reduce the discharge pressure, the opening of the second
[0041]
On the other hand, with respect to the suction pressure n point in the middle season, in the winter season, the compression is performed from the point o. If the refrigerant temperature is compressed to Tri to ensure heat exchange capacity, the compression work is Since it is formed along the isentropic curve, the lower the suction pressure, the smaller the gradient of the isentropic diagram. In order to reduce this compression work L3, the opening degree of the second
[0042]
As described above, the following effects can be obtained from the configuration and operation of the
[0043]
Since the
[0044]
Moreover, since the high pressure side pressure is controlled by the first
[0045]
Further, since the suction pressure is varied by the second
[0046]
(Other embodiments)
In order to control the suction pressure to the
[0047]
Moreover, although demonstrated as a water heater which uses the
[0048]
Furthermore, the refrigerant of the
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a schematic diagram showing a configuration of a heat pump in the present invention.
FIG. 2 is a Mollier diagram showing the operation of the heat pump.
FIG. 3 is an explanatory diagram on a Th diagram (temperature-enthalpy diagram) when the temperature difference ΔTx is reduced.
FIG. 4 is an explanatory diagram on a Th diagram (temperature-enthalpy diagram) when the temperature difference ΔTx is increased.
FIG. 5 is an explanatory diagram on a Ph diagram (pressure-enthalpy diagram) in the case of controlling the suction pressure due to a difference in outside air temperature.
FIG. 6 is a schematic diagram showing a configuration of a conventional heat pump.
[Explanation of symbols]
10
14 First
Claims (6)
この気液分離器(16)より吸入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(11)と、
この圧縮機(11)で加圧された冷媒と負荷流体とを対向流として熱交換させる高圧側熱交換器(13)とを有するヒートポンプにおいて、
前記高圧側熱交換器(13)から流出する冷媒、および、前記気液分離器(16)の液相冷媒を蒸発させる蒸発器(18)から流出する冷媒を吸入し、前記圧縮機(11)の中間圧力まで減圧した後、前記気液分離器(16)に流入させるエジェクタ(15)と、
前記圧縮機(11)の高圧側となるように前記高圧側熱交換器(13)の下流側に設けられ、冷媒流量を可変する第1の可変絞り弁(14)と、
前記圧縮機(11)への吸入圧力を調整するように前記圧縮機(11)の低圧側に設けられ、冷媒流量を可変する第2の可変絞り弁(17)と、
前記第1、第2の可変絞り弁(14、17)の開度を制御する制御手段(22)とを設け、
前記制御手段(22)は、前記負荷流体との熱交換能力を確保するように前記圧縮機(11)の高圧側の圧力を変化させるために前記第1の可変絞り弁(14)の開度を制御し、前記吸入圧力を調整することで前記圧縮機(11)の高圧側の圧力を制御するように前記第2の可変絞り弁(17)の開度を制御するようにしたことを特徴とするヒートポンプ。A gas-liquid separator (16) for gas-liquid separation of the refrigerant in the cycle;
A compressor (11) that pressurizes and discharges the gas-phase refrigerant sucked from the gas-liquid separator (16) to a critical pressure or higher;
In a heat pump having a high-pressure side heat exchanger (13) for exchanging heat between the refrigerant pressurized by the compressor (11) and the load fluid as a counter flow,
The refrigerant that flows out from the high-pressure side heat exchanger (13) and the refrigerant that flows out from the evaporator (18) that evaporates the liquid-phase refrigerant in the gas-liquid separator (16) are sucked into the compressor (11). And an ejector (15) that flows into the gas-liquid separator (16).
A first variable throttle valve (14) provided on the downstream side of the high-pressure side heat exchanger (13) so as to be on the high-pressure side of the compressor (11) , wherein the refrigerant flow rate is variable;
A second variable throttle valve (17) that is provided on the low pressure side of the compressor (11) so as to adjust the suction pressure to the compressor (11) and varies the refrigerant flow rate;
Control means (22) for controlling the opening degree of the first and second variable throttle valves (14, 17);
The control means (22) opens the opening of the first variable throttle valve (14) to change the pressure on the high pressure side of the compressor (11) so as to ensure heat exchange capability with the load fluid. And the opening of the second variable throttle valve (17) is controlled so as to control the pressure on the high pressure side of the compressor (11) by adjusting the suction pressure. And heat pump.
前記第1の可変絞り弁(14)の開度を制御することを特徴とする請求項1に記載のヒートポンプ。The control means (22) is configured so that the temperature difference between the load fluid flowing into the high-pressure side heat exchanger (13) and the refrigerant flowing out from the high-pressure side heat exchanger (13) becomes a target temperature difference ΔT.
The heat pump according to claim 1, wherein the opening degree of the first variable throttle valve (14) is controlled.
また、前記熱交換能力を確保するために冷媒温度がTriになるように前記第1の可変絞り弁(14)の開度を制御することで前記圧縮機(11)からの吐出圧力がP1より低いP3になると、前記第2の可変絞り弁(17)の開度を大きくすることを特徴とする請求項1〜請求項5のいずれか1つに記載のヒートポンプ。 Further, by controlling the opening of the first variable throttle valve (14) so that the refrigerant temperature becomes Tri in order to ensure the heat exchange capability, the discharge pressure from the compressor (11) is less than P1. The heat pump according to any one of claims 1 to 5, wherein the opening of the second variable throttle valve (17) is increased when P3 is low.
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