JP4284304B2 - ヒートポンプ給湯機及びその運転方法、冷凍サイクル装置 - Google Patents

Description

本発明は、ヒートポンプ給湯機に関わり、特に瞬間式における運転開始時の立ち上がり特性の向上に関するものである。

従来のヒートポンプ給湯機は電気温水器と同様に３００〜５００Ｌもの大容量の貯湯タンクを有し、夜間の安価な電力を使って夜中にヒートポンプ運転を行い、水を沸き上げて貯湯タンクに蓄えておき、前記貯湯タンクの湯を日中に使う貯湯式が一般的であった。

近年になって、前記貯湯タンクの小形軽量化と省エネを目的とし、給湯使用時に随時ヒートポンプ運転を行い水冷媒熱交換機器で加熱した湯を直接出湯し、使用端末へ給湯する瞬間式が提案されている。

このような瞬間式ヒートポンプ給湯機としては、特開２００３−２４０３４４号公報（特許文献１）に開示された貯湯タンクを全く有しないタンクレス瞬間式のものと、特開２００３−２４０３３９号公報（特許文献２）及び特開２００３−２７９１３３号公報（特許文献３）に開示された貯湯タンクを有するタンク付瞬間式のものとが提案されている。

特開２００３−２４０３４４号公報 特開２００３−２４０３３９号公報 特開２００３−２７９１３３号公報

特許文献１のような貯湯タンクなし瞬間式ヒートポンプ給湯機においては、貯湯タンクが無いので大幅な小形軽量化が図れるが、運転立ち上がり特性、すなわち蛇口を開いて給水使用が始まってから適温（約４０℃）になるまでの時間が数分掛かってしまい、比較的短時間で済む手洗いや食器洗いには適しないため、製品化には至っていない。

特許文献２，３のような貯湯タンク付瞬間式ヒートポンプ給湯機によれば、運転立ち上がり時には適温に達していない水（例えば２０〜３０℃）に、貯湯タンクの高温湯（約６０〜９０℃）を混合し適温にして蛇口から給湯することができるので、ユーザーから見れば運転立ち上がり特性が改善されたと考えることができる。

しかし、貯湯タンクから出湯すれば、貯湯タンクから放熱されることとなり、加熱効率（日平均ＣＯＰや年間平均ＣＯＰ）の観点からは好ましくない。従って、なるべく加熱効率を低下させないように貯湯タンクからの出湯量を抑える必要がある。それには水冷媒熱交換器から直接出湯する瞬間型経路が素早く立ち上がる必要がある。

本発明は、瞬間式ヒートポンプ給湯機における立ち上がり時間の短縮を図ることを目的とする。

本発明の目的は、運転開始時には先ず圧縮機を短時間予備的に運転し、一旦停止した後、本運転を行うことによって達成される。

本発明によれば、圧縮機の運転立ち上がり時間を短縮することができる。また、貯湯タンクを有する給湯機であれば、運転立ち上がり時における貯湯タンクからの出湯量を抑えることができる。

以下、本発明の第一の実施例について図面を参照しながら説明する。

図１において、部品構成及び各部品の働きについて説明すると、ヒートポンプ給湯機は、ヒートポンプ冷媒回路３０、給湯回路４０、および運転制御手段５０を備えて構成されている。ヒートポンプ冷媒回路３０及び給湯回路４０は同一箱体内に一体的に収納されている。運転制御手段５０は電気信号に関する部分のことであり、台所リモコン５１及び風呂リモコン５２（前記箱体とは別個に設けられている）、更には各リモコン・センサから信号が入力され、圧縮機の１ａ、１ｂの回転数や各弁の開閉、ポンプの運転などの制御信号を演算・出力する制御部（前記箱体内に配設されているが図示せず）により構成されている。

ヒートポンプ冷媒回路３０は冷媒回路Ａ３０ａ、冷媒回路Ｂ３０ｂの２サイクル方式で、主要部品を２個づつ有しており、圧縮機１ａ、１ｂ、冷媒開閉弁Ａ２、水冷媒熱交換器３に配置される冷媒側伝熱管３ａ、３ｂ、冷媒開閉弁Ｂ４、風呂用熱交換器５に配置される風呂用冷媒管５ａ、冷媒調整弁６ａ、６ｂ、蒸発器７ａ、７ｂを、それぞれ冷媒配管を介して順次接続して構成されており、その中に冷媒が封入されている。この冷媒はＣＯ２であることが好ましく、このときの冷凍サイクルは、高圧側がＣＯ２の超臨界状態で運転される超臨界サイクルである。

圧縮機１ａ、１ｂは、瞬間式ヒートポンプ給湯機に適合できるような大容量で、かつ、給湯量に応じて回転数を変えることができるスクロール圧縮機である。すなわち、圧縮機１ａ、１ｂはＰＷＭ制御、電圧制御（例えばＰＡＭ制御）及びこれらの組合せ制御により、低速（例えば７００回転／分）から高速（例えば７，０００回転／分）まで回転数制御されるようになっている。

水冷媒熱交換器３は、冷媒側伝熱管３ａ、３ｂ及び給水側伝熱管３ｃ、３ｄを備えており、冷媒側伝熱管３ａ、３ｂと給水側伝熱管３ｃ、３ｄとの間で熱交換を行うように構成されている。

冷媒調整弁６ａ、６ｂとして、一般的にはキャピラリ、温度式膨張弁、電動膨張弁等が使用される。冷媒調整弁６ａ、６ｂは、水冷媒熱交換器３を経て送られてくる中温高圧冷媒を減圧し、蒸発し易い低圧冷媒として蒸発器７ａ、７ｂへ送る減圧装置の働きを担う。また、冷媒通路の絞り量を変えてヒートポンプ回路内の冷媒循環量を調節する働きや、絞り量を全開にして蒸発器７ａ、７ｂに中温冷媒を多量に送って霜を溶かす除霜装置の働きをも担うものである。

冷媒調整弁６ａ、６ｂとしては運転制御手段５０からの開閉指示信号に対する応答速度の速い電動膨張弁または電磁二方弁が適している。なお、冷媒調整弁６ａ、６ｂとして電磁二方弁を使用するときには、冷媒の開閉操作を行う電磁二方弁と共に冷媒の減圧制御を行うキャピラリチューブが必要である。

また、蒸発器７ａ、７ｂは空気と冷媒との熱交換を行う空気冷媒熱交換器で構成されている。図示しないファンを利用することで効率的に熱交換を行うことができる。８ａ、８ｂは圧力センサで、圧縮機１ａ、１ｂの高圧側圧力である吐出圧力（Ｐｄ’）を検知して運転制御手段５０に信号を送り、圧縮機の回転数及び蒸発器７ａ、７ｂへの風量制御用ファンモータ（図示せず）の回転数などを制御するためのものである。なお、低圧側圧力である吸込み圧力（Ｐｓ’）の検知は圧力センサ８に代えて、蒸発器７ａ、７ｂに取り付けられた蒸発器サーミスタ７ｃ、７ｄで温度を感知し吸込み圧力に代行することが出来る。

また、減圧弁１０は、例えば水道の給水源から供給される２００〜５００ｋＰａものバラツキのある高い水圧を約１７０ｋＰａ程度の使用上適切な一定水圧にコントロールするものであり、水逆止弁１２は、一方向にのみ水を流し、逆流を防止するものである。

給湯回路４０は蛇口給湯、風呂給湯、タンク沸戻し、風呂追焚きを行うための水循環回路を備えて構成されている。

台所蛇口給湯回路は、給水金具９、減圧弁１０、給水水量センサ１１、水逆止弁１２、給水側伝熱管３ｃ、３ｄ、タンク混合弁２９、湯水混合弁１３、流量調整弁１４、台所出湯金具１５が水配管を介して順次接続された直接給湯回路（いわゆる瞬間型経路）と、給水金具９、減圧弁１０、給水水量センサ１１、貯湯タンク２７、タンク混合弁２９、湯水混合弁１３、流量調整弁１４、台所出湯金具１５が水配管を介して順次接続されたタンク給湯回路とで構成されている。なお、給水金具９は水道などの給水源に接続され、台所出湯金具１５は台所蛇口１６、風呂蛇口２５などに接続されている。

風呂給湯回路は、給水金具９、減圧弁１０、給水水量センサ１１、水逆止弁１２、給水側伝熱管３ｃ、３ｄ、タンク混合弁２９、湯水混合弁１３、流量調整弁１４、風呂注湯弁１７、フロースイッチ１８、風呂循環ポンプ１９、水位センサ２０、入出湯金具２１が水配管を介して順次接続された風呂用直接給湯回路と、給水金具９、減圧弁１０、給水水量センサ１１、貯湯タンク２７、タンク混合弁２９、湯水混合弁１３、流量調整弁１４、風呂注湯弁１７、フロースイッチ１８、風呂循環ポンプ１９、水位センサ２０、入出湯金具２１が水配管を介して順次接続された風呂用タンク給湯回路とで構成されている。

タンク沸戻し回路は、貯湯タンク２７、機内循環ポンプ２８、給水側伝熱管３ｃ、３ｄ、タンク混合弁２９、貯湯タンク２７が水配管を介して順次接続され構成されている。なお、タンク沸戻し運転時には、ヒートポンプ運転と共に機内循環ポンプ２８を運転し、貯湯タンク２７内の水を下部から取り出して循環し、給水側伝熱管３ｃ、３ｄで加熱された後、貯湯タンク２７に上側から戻し順次沸き上げられるものである。また、２７ａ〜２７ｄは貯湯タンク２７側面に取り付けられた温度検知用サーミスタで、貯湯タンク２７を上下に区分して貯湯量及び／又は湯の使用量を検出するためのものである。

風呂追焚き回路は、入出湯金具２１、水位センサ２０、風呂循環ポンプ１９、フロースイッチ１８、風呂用熱交換器５の風呂用水配管５ｂ、風呂出湯金具２４が水配管を介して順次接続され構成されている。なお、入出湯金具２１は風呂循環アダプター２２を介して浴槽２３に接続され、風呂給湯時は水位センサ２０側から浴槽２３へ給湯し、風呂追焚き時には浴槽２３側から水位センサ２０側へ水循環するように構成されている。また、風呂追焚き時には、水循環ポンプ１９を運転して上記風呂追焚回路による浴槽水の水循環を行うと共に、ヒートポンプ運転を行い、冷媒開閉弁Ａ２を閉じ、冷媒開閉弁Ｂ４を開いて風呂用冷媒管５ａに高温冷媒を循環させ、風呂用水配管５ｂを循環する浴槽２３の残り湯を加熱して浴槽２３に戻すことにより風呂追焚きを行うものである。

ヒートポンプ給湯機には、蒸発器サーミスタ７ｃ、７ｄ及び圧力センサ８ａ、８ｂの他に、給水温度を検知する給水サーミスタ１１ａ、水冷媒熱交換器３の出湯温度を検知する熱交サーミスタ３ｅ、給湯温度を検知する給湯サーミスタ１３ａ、浴槽２３内の水位を検出する水位センサ２０等が設けられ、各検出信号は運転制御手段５０に入力されるように構成されている。

運転制御手段５０はこれらの信号に基づいて各機器を制御するものである。すなわち、台所リモコン５１及び風呂リモコン５２の操作設定により、ヒートポンプ冷媒回路３０の運転・停止、圧縮機１ａ、１ｂの回転数制御、冷媒開閉弁Ａ２、冷媒開閉弁Ｂ４の開閉、冷媒調整弁６ａ、６ｂの冷媒絞り量調整、風呂循環ポンプ１９の運転・停止及び湯水混合弁１３、流量調整弁１４、風呂注湯弁１７、フロースイッチ１８等を制御することにより、直接給湯運転、風呂湯張り運転、風呂追焚運転等を行うものである。また、運転制御手段５０は後述する二段階始動制御を行わせ、運転開始時には、圧縮機１ａ、１ｂの予備運転を行ってから本運転を行う。

次に、ヒートポンプ給湯機の運転動作について、図１のヒートポンプ回路３０及び給湯回路４０を参照しながら図２〜図１２（図７を除く）に基づいて説明する。

先ず、図２及び図３によって圧縮機の構成、圧縮動作について説明する。
図２は、スクロール圧縮機１ａを含む冷凍サイクルを表し、特に圧縮機１ａのチャンバ内における冷媒圧力の概略を示す図である。スクロール圧縮機１ｂのチャンバ内についても図２と同様である。

図３は、図２の圧縮室１０３及び背圧室１２３等の構成を説明するための図である。断面図等については、ヒートポンプ給湯機用の圧縮機を用いて図８〜１２で説明する。

図８は本発明第１の実施例にかかる横置スクロール圧縮機の縦断面図であり、旋回スクロール、固定スクロール、フレーム、オルダムリングの各部品に対して、複数の断面からみた図、図９は固定スクロールをスクロールラップ側からみた図８のＡ−Ａ矢視断面図、図１０は差圧制御弁１０８の拡大図である。

まず、構造を説明する。図８において、旋回スクロール１０１は、鏡板１０１ａにスクロールラップ１０１ｂが立設し、その背面には旋回軸受１０１ｃを挿入した軸受保持部１０１ｄと、旋回オルダム溝１０１ｅが設けられる。固定スクロール１０２は、図９に示されるように、スクロールラップ歯先面と同一面である非旋回基準面１０２ａを設けそこに周囲溝１０２ｂを形成する。
そして、歯底には４個のバイパス穴１０２ｃが設けられる。ここでバイパス穴１０２ｃを設けた理由は、圧縮室１０３の圧力が吐出圧以上になった場合に、このバイパス穴１０２ｃから冷媒ガスを抜くためである。図８において、このバイパス穴１０２ｃを覆うようにリード弁板であるバイパス弁板１０４およびその弁板１０４の開口度を制限するリテーナ１０４ａをバイパスねじ１０５で固定する。中央近くには吐出穴１０２ｄが開口している。

また、図９において、歯底面の外縁側に吸込掘込１０２ｅを設け、そこに背面から吸込パイプ１０６を挿入するための吸込穴１０２ｆを設ける。この吸込穴１０２ｆに前記吸込パイプ１０６を挿入するが、そのときに弁体１０７ａと逆止弁ばね１０７ｂを入れ、吸込側逆止弁１０７を形成する。さらに、固定スクロール１０２の外周に吐出ガスおよび油を流す複数個の流通溝１０２ｇを設ける。
図９、図１０において弁穴１０２ｈを開け、弁シール面１０２ｉを設ける。そして、この弁穴１０２ｈの側面からＲ溝１０２ｍと通じる吸込側導通路１０２ｋを設ける。図１０において、前記弁穴１０２ｈに弁体１０８ａと差圧弁ばね１０８ｂを入れ、ばね位置決具１０８ｃに前記差圧弁ばね１０８ｂの一端を挿入した状態で弁キャップ１０８ｄを前記弁穴１０２ｈよりも直径の大きい弁キャップ挿入部１０２ｌに圧入し、差圧制御弁１０８を形成する。

フレーム１０９は、外周部に前記固定スクロール１０２を取り付ける固定取付面１０９ａ、その内側に旋回はさみこみ面１０９ｂが設けられる。そのさらに内側には、オルダムリング１１０をフレーム１０９と旋回スクロール１０１の間に配置するため、フレームオルダム溝１０９ｃを設ける。また、中央部には軸シール１０９ｄと主軸受１０９ｅを設け、そのスクロール側にシャフト１１１を受けるシャフトスラスト面１０９ｆを設ける。外周面にはガス及び油の流路となる複数の流通溝１０９ｈが設けられる。

オルダムリング１１０の一面にフレーム突起部１１０ａが設けられ、もう一方の面には旋回突起部１１０ｂが設けられる。

シャフト１１１には内部にシャフト給油孔１１１ａと主軸受給油孔１１１ｂと軸シール給油孔１１１ｃと副軸受給油孔１１１ｄが設けられる。さらに偏心部１１１ｅに旋回軸受１０１ｃに挿入され、一方の端部には副軸受１１３が挿入される。副軸受１１３は副軸ハウジング１１５に組み込まれ、副軸ハウジング１１５は密閉容器１２２に固定された副軸受支持板１１４に固定される。さらに、シャフト１１１にはロータ１１２ａが圧入されており、密閉容器１２２に焼き嵌めされたステータ１１２ｂとでモータ１１２を形成する。

次に動作を説明する。前記ロータ１１２ａが回転することにより、前記シャフト１１１が回転し前記旋回スクロール１０１が旋回運動する。ここで、前記オルダムリング１１０があるので前記旋回スクロール１０１の自転が防止される。この動作により吸込口１１６内の冷媒ガスが両スクロールの間に形成される圧縮室１０３に入り圧縮されて前記吐出穴１０２ｄから固定背面室１１７に吐出される。このときの圧力はＰｄである。

前記固定背面室１１７に吐出された冷媒ガスは前記固定スクロール１０２およびフレーム外周部にある流通溝１０２ｇ、１０９ｈを通ってモータ室１１８に入る。そのモータ室１１８に入った冷媒ガスはモータ１１２を通る。その過程で、冷媒ガスはロータ１１２ａやステータ１１２ｂに衝突しその中に含まれる油を分離し、分離された油はモータ室１１８の下部におちる。モータ室１１８に入った冷媒ガスは副軸支持板１１４に形成された通気孔１１４ａを通って、油分離板１２５に衝突しその中に含まれる油を分離して吐出パイプ１２０より外部に出る。

ここで冷媒ガスが前記通気孔１１４ａを通る流路抵抗により絞られて、貯油室１２１の圧力は前記モータ室１１８の圧力より低く、Ｐｄ’となる。この結果、モータ室１１８の潤滑油１１９は副軸支持板１１４の導油孔１１４ｂより押し出されモータ室１１８の油面より貯油室１２１の油面が高くなる。

次に給油について説明する。旋回スクロール１０１と固定スクロール１０２とフレーム１０９により形成される中間圧室１２３の圧力は前記差圧制御弁１０８により吸込圧力Ｐｓと吐出圧力Ｐｄの間の圧力（以後、中間圧Ｐｂとする。）となる。吐出圧雰囲気にある貯油室１２１内の潤滑油１１９は吐出圧Ｐｄ’と中間圧Ｐｂの差圧により、給油パイプ１２４からシャフト給油孔１１１ａを通って旋回軸受１０１ｃに給油される。

また、シャフト１１１の回転による遠心力により主軸受給油孔１１１ｂ、軸シール給油孔１１１ｃ、副軸受給油孔１１１ｄから各摺動部へ給油される。旋回軸受１０１ｃに給油された潤滑油１１９は、前記中間圧室１２３に漏れこみ、差圧制御弁１０８から吸込口１１６に入り冷媒ガスとともに前記固定背面室１１７に吐出される。

次に各室と圧力について説明する。

吸込室１１６は、主に旋回スクロール１０１と固定スクロール１０２により形成され、吸込圧Ｐｓの圧力状態にあり、逆止弁１０７を介して蒸発器７ａに接続されている。逆止弁１０７から圧縮室１０３の入口までの圧力も吸込圧と考えられる。そのような意味では、後述の高圧Ｐｄに対して、低圧Ｐｓとも言える。

圧縮室１０３は、主に旋回スクロール１０１と固定スクロール１０２により形成され、シャフト１１１の回転運動に伴い容積が縮小して冷媒を低圧Ｐｓから高圧Ｐｄへと圧縮するもので、固定スクロール１０２の渦巻きの中心部が吐出側で圧縮機チャンバ内（図３では上側，図８では固定背面室１１７）に連通している。Ｐｄは吐出圧、つまり圧縮室１０３から吐き出された冷媒の圧力である。その後、１１４ａを通って、圧力センサ８で計測される圧縮機の吐出圧はＰｄ’である。

背圧室（中間圧室）１２３は、主に旋回スクロール１０１とフレーム１０９により形成され、吸込室１１６とは旋回スクロール１０１の鏡板１０１ａの面（鏡板面）と、これに対向する固定スクロール１０２の対向面との間の微小隙間であるサンドイッチクリアランス（絞りＸ１）を介して連通し、圧縮機１ａ下部に貯留した潤滑油とはシャフト１１１に形成されたシャフトスラスト面１０９ｆと旋回スクロール１０１との微小隙間及びシャフト１１１と各軸受１０１ｃ，１０９ｅとの微小隙間（絞りＸ２）を介して連通している。

低圧室（吸込室１１６）に入った冷媒は、圧縮室１０３に導入されて圧縮され、低圧Ｐｓから高圧Ｐｄとなりチャンバ内を経て吐き出され冷媒開閉弁２、４へと循環される。すなわち、図８等で説明されている圧縮機は、チャンバ内空間が高圧Ｐｄとなる高圧タイプ圧縮機である。背圧室１２３は、絞りＸ１を介した低圧室１１６の低圧Ｐｓの影響と、絞りＸ２を介した潤滑油の高圧Ｐｄの影響とを受けて中間圧Ｐｂとなる。この中間圧Ｐｂと低圧Ｐｓとの差圧が旋回スクロール１０１の背圧△Ｐ（＝Ｐｂ−Ｐｓ）となって旋回スクロール１０１を固定スクロール１０２に密着させ、圧縮室の密閉性を高める働きをする。詳細は図１１の左半分を用いて後述する。

圧縮室の密閉性について説明を続ける。図１２は、旋回スクロール１０１の鏡板面（固定スクロール１０２の歯先面）を表している。旋回スクロール１０１の鏡板面と固定スクロール１０２の歯先面との間隔は、圧縮室１０３の密閉性に鑑みれば理想的にはゼロとされるが、機械的には微小隙間があり、密閉性は１００％とはならない。従って、前述のサンドイッチクリアランスがある分、各スクロールの歯先を介して吸込室１１６と圧縮室１０３とは連通している。この隙間を絞りＸ０とする（図示せず）。絞りＸ０は、図２における圧縮室１０３の台形の中に存在すると考えることができる。

前記の構成において圧縮機１ａ、１ｂの運転中は、蒸発器７ａ、７ｂ側から吸い込んだ圧力Ｐｓ’の低圧冷媒は、逆止弁１０７を介して低圧室１１６に入りＰｓ’とほぼ等しい圧力Ｐｓとなる。Ｐｓ’は蒸発器側の圧力であり、冷媒調整弁６ａ，６ｂから逆止弁１０７までの圧力であるが、逆止弁１０７が開のときはＰｓ’＝Ｐｓと考えられる。なお、逆止弁１０７は、圧縮機１ａ停止時には閉じて、吐出圧Ｐｄの流体が蒸発器７ａに逆流することを防止するものであるが、圧縮機運転時には開いているものである。但し、運転停止後十分長い時間が経過した後は、各室の圧力がバランスするので逆止弁１０７は開放される。

圧縮機運転中は、絞りＸ２を介して中間圧室１２３に漏れ込んだ潤滑油が、絞りＸ１を介して吸込室１１６に供給され、絞りＸ０を介して圧縮室１０３に供給される。この際、潤滑油が絞りＸ０部分をシールすることで圧縮室１０３の密閉性を高めている。すなわち圧縮機運転中は、潤滑油が絞りＸ０部分に供給され続けるので、圧縮室１０３の密閉性が保たれるが、圧縮機が停止されると潤滑油の供給が止まり、絞りＸ０部分のシール作用が無くなって圧縮室１０３と吸込室１１６とは連通して同じ圧力になってバランスする。この作用は、図１２に図示されている。

図１２は、図８のＡ−Ａ矢視断面図である。従って、この紙面上では固定スクロール１０２の歯先と、旋回スクロール１０１の歯底が表示されている。なお、歯底は断面であるのでハッチングを施しているが、歯先は実物なのでハッチングを施していない。図１２では、ハッチングを施している旋回スクロール１０１が反時計方向に回転する。絞りＸ０部分のシール作用が無くなって高圧Ｐｄの冷媒が漏れるのは、図１２の紙面上ではハッチングのない固定スクロールの歯先の部分から外側へ向かって漏れることになる。

このとき、高圧Ｐｄの冷媒がＸ０を介して吸込室１１６に漏れ、低圧ＰｓがＰｄの影響を受けて、ほぼＰｄへと増加する。各室の関係を見ると、吸込室１１６と圧縮室１０３は同等の容積と考えられるが、圧力に注目すると、圧縮機が高圧タイプ圧縮機であるため、低圧Ｐｓの空間である吸込室１１６よりも高圧Ｐｄの空間の方が非常に大きいからである。高圧Ｐｄの空間は、少なくとも圧縮室１０３、固定背面室１１７、モータ室１１８の合計である。

以上、圧縮機の運転が停止すると、吸込室１１６の圧力もＰｄとなる。また、吸込室１１６は、絞りＸ１を介して背圧室（中間圧室）１２３と連通しているので、背圧室１２３の圧力もＰｄへと増加する。背圧室１２３の容積も高圧Ｐｄの空間に比して非常に小さいと考えられるからである。

この作用を図１１を用いて説明する。 図１１は、旋回スクロール１０１，固定スクロール１０２と圧力Ｐｄ，Ｐｓ，Ｐｂの大きさを示しており、左半分は圧縮機運転中の圧力の関係、右半分は圧縮機運転停止後の圧力の関係を示している。左半分で圧力の分布が曲線状になっているのは、スクロール圧縮機であるからであり、シャフト１１１の回転軸心の半径が大きい方から、すなわち外側から低圧の冷媒が入ってきて前記回転軸心、すなわち中心へ行くほど圧縮されて圧力が高くなるからである。

圧縮機運転中は、図中左半分の下向きの圧力と上向きの圧力との関係は、上向きの圧力、延いては上向きの押付力が大きいように設計されており、前述の通り、背圧△Ｐ（＝Ｐｂ−Ｐｓ）で旋回スクロール１０１を固定スクロール１０２に密着させ、圧縮室の密閉性を高める。また、潤滑油によっても圧縮室の密閉性が高められている。

ところが圧縮機が停止されると、回転慣性でロータは多少回るものの回転数が落ちてくる、それに伴って潤滑油の供給が低減して、そのうち潤滑油によるシール効果がなくなる。すると圧縮室１０３の密閉性が保てなくなり、吸込室１１６が高圧Ｐｄとなる。図１１の右半分と図１２は、このときの状態を表している。図１２は、中心から外側に向かって高圧の冷媒が漏れて行く様子を表しており、図１１は、左半分と比較して、右半分の下向きの圧力が外側まで大きくなったことが表されている。この圧力状態では、上向きの旋回スクロールの押付力よりも、下向きの力が大きくなる。従って、旋回スクロールが下向きに押されて絞りＸ１の機能が低減され、背圧室１２３も高圧Ｐｄとなって、旋回スクロール１０１の上下の圧力がＰｄでバランスする。

圧縮機の運転停止後十分長い時間、例えば３０分を経ると、圧力バランス状態は、Ｐｄ＝Ｐｂ＝Ｐｓ＝Ｐｄ’＝Ｐｓ’となる。このとき逆止弁１０７は開放されている。

図４は本発明を適用しない場合の運転開始時の動作説明図で、横軸はヒートポンプ運転の時間経過を示し、縦軸は給湯使用状態、例えば蛇口１６の開閉、圧縮機の運転状態、圧縮機内臓の逆止弁１０７の開閉状態及び圧縮機内外の圧力変化を示す。
先ず、左端に示す給湯運転状態において、中間圧Ｐｂは吐出圧Ｐｄと吸込圧Ｐｓの中間にあり、中間圧Ｐｂと吸込圧Ｐｓの差圧、すなわち背圧△Ｐは圧縮室１０３の密閉性を十分に維持できる値である。また、圧縮機１ａ、１ｂの吸引作用によりＰｓ≦Ｐｓ’となっており前記逆止弁１０７は開放されているが、運転停止すると逆止弁１０７は閉止し、Ｐｄ、Ｐｂ、Ｐｓは徐々にバランスして低圧Ｐｓは高くなる。更に時間が経過して図１の圧縮機、冷媒開閉弁、冷媒側伝熱管、冷媒調整弁、蒸発器のサイクルを通じてヒートポンプ回路全体の圧力がバランスすると、ほぼＰｄ＝Ｐｂ＝Ｐｓ＝Ｐｄ’＝Ｐｓ’となり逆止弁は開放される。なお、圧力がバランスしたＴａの間は、グラフ上の各圧力線は一本に重ねて表示している。

逆止弁１０７が開放されている状態では、圧縮機の低圧側内容積、すなわち吸込室１１６が「圧縮機低圧部＋蒸発器内容積」へと拡大されたのと同様となり、圧縮機始動時に低圧側冷媒が吸引されても、低圧側内容積が大きいので容易に吸込室１１６の圧力が低下しない。そのため低圧側圧力Ｐｓの低下が遅く、背圧△Ｐが拡大しにくい。つまり背圧△Ｐ（＝Ｐｂ−Ｐｓ）が上がらず、旋回スクロール１０１が固定スクロール１０２に十分密着しないことにより圧縮室の十分な密閉性が確保されず、効率が悪いので、加熱立ち上がり時間を遅らせることとなる。すなわち運転立ち上がり時間Ｔ１が長く掛かってしまう。

ヒートポンプ運転開始から水冷媒熱交換器３を介した直接出湯による給湯の温度が使用適温になるまでの加熱立ち上がり時間を運転立ち上がり時間といい、貯湯タンク２７の大きさや給湯使用の使い勝手に大きく影響し、瞬間式ヒートポンプ給湯機においては最も重要な指標の一つである。

前記運転立ち上がり時間Ｔ１の間は、水熱交換器３からの直接給湯と貯湯タンク２７からのタンク給湯を併用しており、Ｔ１が長いほどタンクからの出湯量が多くなるので、タンク容量を大きくしなければならない。特に瞬間式ヒートポンプ給湯機においては、加熱能力の大容量化を必要とするため、蒸発器７ａ、７ｂの容積が大きい。従って、低圧側圧力Ｐｓの影響が大きいので、密閉不完全→低圧漏れ→中間圧Ｐｂ上がらず→背圧不十分→密閉不完全の悪循環となり、圧縮不足による加熱遅れが生じ、Ｔ１が長い。

次に図５は本発明の第一の実施例を示す運転開始時の動作説明図で、図４と同様横軸はヒートポンプ運転の時間経過を示し、縦軸は給湯使用状態、圧縮機の運状態、逆止弁１０７の開閉状態、及び圧縮機内外の圧力変化を示す。

左端に示す給湯運転状態においては図４と同様である。また、図５の右側に示す、本運転前の予備的な運転（予備運転）時においては逆止弁１０７が開放されているため、圧縮機１ａ、１ｂの吸引側容積として圧縮機１ａ、１ｂ内の低圧部容積に蒸発器７ａ、７ｂの容積が加わるため、低圧側圧力Ｐｓの低下が遅く、背圧△Ｐの拡大が遅いため固定スクロール１０２と旋回スクロール１０１の密着が不完全な状態が続くが、予備的な運転は数十秒の短時間Ｔ３で停止する。この予備運転が停止すると、吸込圧Ｐｓ，中間圧ＰｂともほぼＰｄへと高まることは前述の通りである。また、圧縮機の予備的な運転が停止すると逆止弁１０７は閉じる。

予備運転停止後しばらくの時間が経過しても、背圧△Ｐが十分高い状態を保っている間に本運転を開始するよう予備運転停止時間Ｔ４を設定する。短時間（Ｔ３）の予備運転の一旦停止後運転を再開（本運転を開始）すると、先ず逆止弁１０７が開く。すると、吸込室１１６が「圧縮機低圧部＋蒸発器内容積」へと拡大されたのと同様となり、容易に吸込室１１６の圧力が低下しないはずである。

しかし、予備運転停止時間Ｔ４中Ｐｄとなっていた吸込室１１６の圧力は、逆止弁１０７が開いたことによって、Ｐｓ’へと低下し、背圧△Ｐは急速に拡大する。なお、背圧△Ｐは拡大されるが、差圧制御弁１０８により、所定値以下に保たれる。この拡大した背圧△Ｐにより、固定スクロール１０２を押圧し、旋回スクロール１０１との密閉性が十分な状態になるため、十分圧縮された高温高圧冷媒が圧縮機１ａ、１ｂ内を通して水冷媒熱交換器３側へ吐き出される。

図４の運転立ち上がり時間はＴ１で示すように比較的長く掛かるが、予備運転と本運転の二段階始動制御を用いた場合においては、図５のＴ２で示すように運転立ち上がり時間の短縮を図ることができる。この時間短縮分、貯湯タンク２７からの出湯量を抑えることができる。Ｔ２の終わりは、すなわち貯湯タンクからの出湯をやめることができる時刻であるから、Ｔ２の終期の明確化という点では好ましくない。また、本運転開始からＴ２の終わりまでは比較的短いと考えられる。従って、少なくとも給湯要求があってから本運転が開始されるまでの間で考えたとしても、貯湯タンクからの出湯量を抑えることができる。延いてはタンク容量の小型化を図ることができ、ほぼＴ２／Ｔ１に比例して小型化を図り得る。

なお、予備運転時間Ｔ３はＰｄ、Ｐｓの圧力変化により運転停止後、背圧△Ｐが確保できる、例えば３０〜４０秒前後とする。また、背圧△Ｐが確保されている時間内において本運転を開始するには、予備運転停止時間Ｔ４は例えば１０〜２０秒前後とする。もちろん、これらの時間は、運転立ち上がり時間を短縮することができる範囲で、短いほど好ましい。

予備運転時間３０〜４０秒及び予備運転停止時間１０〜２０秒の合計一分程度を使うと一見遠回りのようであるが、これらの時間を使ったとしても、運転立ち上がり時間を短縮することができる。例えば、従来の1サイクルヒートポンプで約６分、２サイクルヒートポンプで約４分掛かったものが、二段階始動制御を行うことにより約３分へと短縮できる。このように、貯湯タンクからの高温給湯量を少なくすることができ、熱量の放出を低減できるので加熱能力を高く維持することができる。また、貯湯タンクからの給湯量を抑えることができるので、貯湯タンクの小形化を図ることができる。また、前記予備運転を行うことによって、予め圧縮機の各摺動部に潤滑油が供給され、本運転時の回転数の加速化に対応し、圧縮機の始動信頼性の向上を図ることができる効果をも有するものである。

なお、本実施例においては圧縮機の加速特性を考慮し、運転開始時は中速回転数で始動・運転（中速運転）し、一旦停止後、所定時間内に圧縮機の中速運転を行い、その後圧縮機が十分加速してから、給湯温度や給湯量に応じて高速回転数で運転（高速運転）するものである。予備運転を高速運転とすることもできるが、差圧が大きくなり過ぎる虞があり、延いては予備運転停止時間を長く取る必要が生じる虞がある。ここで、高速回転数とはヒートポンプ給湯機の定常状態における回転数をいい、中速回転数は高速回転数の半分以下とする。また、中速回転数は予備運転内の最も大きな回転数で定義される。

また、二段階始動制御は、圧縮機１ａ、１ｂの停止時間Ｔａが例えば３０分以上のような長時間にわたったときに特に効果がある。圧力バランスしてＰｓとＰｓ’がほぼ等しい状態から、運転を立ち上げることになるからである。また、逆止弁１０７は圧縮機に内臓のものであるが、圧縮機の外部に配設されているような冷凍サイクルがあったとしても、この二段階始動制御を適用することができる。

次に、図６は台所蛇口１６を開けて給湯使用する場合の運転動作を示すフローチャートの一実施例である。以下、図６を用いて、予備運転と本運転とを含む二段階始動制御を中心に説明する。

給湯要求があると、すなわち台所蛇口１６を開けて湯水使用が始まる（ステップ７１）と、給水水量センサ１１、給水サーミスタ１１ａ、給湯サーミスタ１３ａ等によって各部の流量、温度が検知され、運転制御手段５０は検知された値の入力を受けると共に給湯要求があったと判断する。そして、給湯開始の判定を行い（ステップ７２）、一定以上の流量が一定時間以上続けば給湯開始と判定して、運転制御手段５０は、各部にヒートポンプ運転の運転開始指令信号を出す。

前記一定流量、一定時間を条件とするのは、ヒートポンプ運転を行うまでもない短時間の給湯使用と、ヒートポンプ運転が必要な連続給湯使用とを判別し、無用なヒートポンプ運転を行わないためである。例えば、ちょっとした手洗いや、薬を服用するためにコップに水を注ぐような場合は、大きな流量が要求されても直ぐ（例えば３秒）に給湯要求も停止されるので、所定時間Ｔ０（例えば５秒）以内の給湯要求であれば要求流量に関わらずヒートポンプ運転を行わないようにするものである。つまり、給湯要求があってから所定時間Ｔ０（例えば５秒）経っても給湯要求が継続されているときに限り圧縮機の運転を開始するものである。また、水漏れと同視し得るような小さな流量が要求された場合もヒートポンプ運転は行わない。

運転制御手段５０は運転開始指令を出し、二段階始動制御により、先ず予備運転を開始（ステップ７３）し、圧縮機１ａ、１ｂを始動させ、給水金具９、減圧弁１０、給水水量センサ１１、水逆止弁１２、給水側伝熱管３ｃ、３ｄ、タンク混合弁２９、湯水混合弁１３、流量調整弁14、台所出湯金具１５、台所蛇口１６の給湯回路により給湯を行う。（ステップ７４）。

運転停止後３０分以上経過した後の予備運転（ステップ７３）時は、逆止弁１０７が開放されて低圧側容量が大きく、背圧△Ｐが無いため圧縮室１０３の密閉性が不完全であり、運転立ち上がり時間は長く掛かるが、前記予備運転（ステップ７３）は短時間のうちに停止（ステップ７４）させ、所定時間経過後ヒートポンプ本運転を開始する（ステップ７５）。本運転（ステップ７５）においては、背圧△Ｐは本運転開始直後から急速に拡大するため（或る値α以上となるため）、圧縮室１０３の密閉性も十分保たれ、運転立ち上がり時間は大幅に短縮される。

前記給湯開始（ステップ７２）後は、給水水量センサ１１、給水サーミスタ１１ａ、給湯サーミスタ１３ａ等の検知データによって、運転制御手段５０は給湯温度及び流量の調整を行い（ステップ７５）、適正温度、適正流量の給湯運転を続ける。なお、給湯温度及び流量の判定は常時行い（ステップ７６）、規定外であれば給湯温度及び流量の調整を行い（ステップ７５）、規定内であれば蛇口が閉じられるまで、すなわち給湯要求が継続されている限り水冷媒熱交換器３からの直接出湯による給湯を継続する（ステップ７７）。別の表現をするならば以下のようになる。圧縮機が一旦停止した後、予備運転停止時間Ｔ４（例えば１０〜２０秒）以上経過しても給湯要求が継続されていれば圧縮機の運転を再開して、直接出湯を行う。

瞬間型経路のみに着目すると、圧縮機１ａ、１ｂが運転開始しても即座に水冷媒熱交換器３から高温湯が直接出湯されるわけではなく、冷媒の圧縮加熱、高温冷媒の循環及び給水との熱交換を経て給湯されるため、台所蛇口１６を開いてからしばらくの間は水道からの冷水ないしは少し温まったぬるま湯が出ることになる。蛇口使用を開始してからヒートポンプ運転によって使用適温（約４０℃）の湯が直接給湯されるまでの間は適宜貯湯タンク２７からの出湯によって高温湯を給湯し、直接出湯による給湯又は給水と合わせて使用適温として給湯する。

台所蛇口１６が閉じられ湯水使用が終了すると（ステップ７８）、運転制御手段５０は、圧縮機１ａ、１ｂを停止し、給湯運転を終了する（ステップ７９）。

次に第二の実施例を図７によって説明する。

前記図１にて説明した貯湯タンク付の瞬間式ヒートポンプ給湯機に対し、本実施例は、２サイクル方式で且つ大容量の圧縮機を用い、且つ、二段階始動制御を用いることにより、貯湯タンクを設けない、本格的な瞬間式ヒートポンプ給湯機を提供するものである。

図７は、前記図１のヒートポンプ給湯機と比較した場合、圧縮機１ａ、１ｂ〜風呂蛇口２５までは同一構成で、給湯回路４０において、貯湯タンク２７、タンクサーミスタ２７ａ〜２７ｄ、タンク循環ポンプ２８及びタンク混合弁２９のないものである。
図７において、先ずヒートポンプ給湯機を設置した後、給水金具９、減圧弁１０、給水水量センサ１１、水逆止弁１２、水冷媒熱交換器３、湯水混合弁１３、流量調整弁１４、台所出湯金具１５の給水回路で給湯機内の台所給湯側の水回路を満水状態にしておき、台所蛇口１６が開放されて給湯使用される度にヒートポンプ運転を行い直接出湯により給湯するものである。

本実施例においては、ヒートポンプ給湯機の加熱容量を第一の実施例に示した貯湯タンク付に対し、約２倍程度に大容量化を図り、且つ、二段階始動制御を適用することにより、実現し得るものである。すなわち、運転立ち上がり時間が従来約６分掛かったものを２サイクルとすることにより約半減し、更にヒートポンプ容量の大容量化及び二段階始動制御を適用することにより、１分以下へと短縮して実用化を図るものである。

この二段階始動制御を従来の貯湯式ヒートポンプ給湯機に適用した場合、貯湯式においては１日に１回夜間のみ運転するので、断続回数が少なく加熱立ち上がり時間短縮の効果は顕著ではないが、圧縮機の圧縮性能を向上し、不完全圧縮防止などの信頼性向上の効果を有するものである。

なお、第一の実施例において考えられる様々なバリエーションは第二の実施例においても有効である。

以上説明した二段階始動制御はヒートポンプ給湯機に適用しているが、他の冷凍サイクル装置にも適用することができる。例えば、エアコンやスーパーマーケット、コンビニエンスストア等に設置されるショーケース等である。ヒートポンプ給湯機は水を温めるものであったが、エアコンやショーケース等に適用する場合には、空気を冷やしたり温めたりすることになるので、水冷媒熱交換器３を空気冷媒熱交換器に変更するなど、装置構成を適宜変更しなければならない箇所が出てくる。なお、エアコンに適用すれば、従来に比して直ぐに部屋等が涼しく、または暖かくなるという効果があり、ショーケースに適用すれば、直ぐに冷却効果を得られるという効果がある。サーモスタットを用いたようなＯＮ／ＯＦＦのフィードバック制御であれば、ＯＮの都度（二段階始動制御の都度）直ぐに冷却効果が得られるので、電力量を低減し得る。

第一の実施例を示し、貯湯タンク付瞬間式ヒートポンプ給湯機の場合の部品構成を示す模式図である。 圧縮機内部の冷媒圧力の概略を示す図 圧縮機の圧縮室及び背圧室等の構成を説明するための図 本発明を適用しない場合の動作説明図 本発明の第一の実施例を示す動作説明図 湯水使用時の運転経過の一例を示すフローチャートである。 第二の実施例を示し、貯湯タンクなし瞬間式ヒートポンプ給湯機の部品構成を示す模式図である。 横置スクロール圧縮機の縦断面図（複数の断面からみた図） 固定スクロールをスクロールラップ側からみた図８のＡ−Ａ矢視断面図 差圧制御弁拡大図 旋回スクロール１０１，固定スクロール１０２と圧力Ｐｄ，Ｐｓ，Ｐｂの大きさを示す図 図８のＡ−Ａ矢視断面図

符号の説明

１ａ、１ｂ…圧縮機
２…冷媒開閉弁Ａ
３…水冷媒熱交換器
３ａ、３ｂ…冷媒側伝熱管
３ｃ、３ｄ…給水側伝熱管
４…冷媒開閉弁Ｂ
５…風呂用熱交換器
５ａ…風呂用冷媒管
５ｂ…風呂用水配管
６ａ、６ｂ…冷媒調整弁
７ａ、７ｂ…蒸発器
８ａ、８ｂ…圧力センサ
９…給水金具
１０…減圧弁
１１…給水水量センサ
１１ａ…給水サーミスタ
１２…水逆止弁
１３…湯水混合弁
１３ａ…給湯サーミスタ
1４…流量調整弁
１５…台所出湯金具
１６…台所蛇口
1７…風呂注湯弁
１８…フロースイッチ
１９…風呂循環ポンプ
２０…水位センサ
２１…入出湯金具
２２…風呂循環アダプター
２３…浴槽
２４…風呂出湯金具
２５…風呂蛇口
３０…ヒートポンプ冷媒回路
４０…給湯回路
５０…運転制御手段
５１…台所リモコン
５２…風呂リモコン
１０１…旋回スクロール
１０１ａ…鏡板
１０１ｂ…スクロールラップ
１０１ｃ…旋回軸受
１０１ｄ…軸受保持部
１０１ｅ…旋回オルダム溝
１０２…固定スクロール
１０２ａ…非旋回基準面
１０２ｂ…周囲溝
１０２ｃ…バイパイ弁
１０２ｄ…吐出穴
１０２ｅ…吸込掘込
１０２ｆ…吸込堀込
１０２ｇ…流通溝
１０２ｈ…弁穴
１０２ｉ…弁シール面
１０２ｋ…吸込側導通路
１０２ｌ…弁キャップ挿入部
１０２ｍ…Ｒ溝
１０３…圧縮室
１０４…バイパス弁板
１０４ａ…リテーナ
１０５…バイパスねじ
１０６…吸込パイプ
１０７…吸込側逆止弁
１０７ａ…弁体
１０７ｂ…逆止弁ばね
１０８…差圧制御弁
１０８ａ…弁体
１０８ｂ…差圧弁ばね
１０８ｃ…ばね位置決突起
１０８ｄ…弁キャップ
１０９…フレーム
１０９ａ…固定取付面
１０９ｂ…旋回はさみこみ面
１０９ｃ…フレームオルダム溝
１０９ｄ…軸シール
１０９ｅ…主軸受
１０９ｆ…シャフトスラスト面
１０９ｈ…流通溝
１１０…オルダムリング
１１０ａ…フレーム突起部
１１０ｂ…旋回突起部
１１１…シャフト
１１１ａ…シャフト給油孔
１１１ｂ…主軸受給油孔
１１１ｃ…軸シール給油孔
１１１ｄ…副軸受給油孔
１１１ｅ…偏心部
１１２…モータ
１１２ａ…ロータ
１１２ｂ…ステータ
１１３…副軸受
１１４…副軸受支持板
１１４ａ…通気孔
１１４ｂ…導油孔
１１５…副軸ハウジング
１１６…吸込口
１１７…固定背面室
１１８…モータ室
１１９…潤滑油
１２０…吐出パイプ
１２１…貯油室
１２２…密閉容器
１２３…中間圧室
１２４…給油パイプ
１２５…油分離板

Claims (14)

1. 圧縮機と、給水された水と冷媒との熱交換を行う水冷媒熱交換器と、冷媒調整弁と、大気と冷媒との熱交換を行う蒸発器とを、冷媒配管を介して順次接続したヒートポンプ冷媒回路と、
   前記圧縮機を制御する運転制御手段とを備えたヒートポンプ給湯機であって、
   前記運転制御手段は、運転開始時には圧縮機を所定の短時間運転して冷媒を蒸発器側から吸い込み且つ水冷媒熱交換器側へ吐出する動作を行い、一旦停止後、所定時間内に圧縮機を再度運転して冷媒を蒸発器側から吸い込み且つ水冷媒熱交換器側へ吐出する動作を再開するヒートポンプ給湯機。
2. 前記圧縮機は、固定スクロール、旋回スクロール、逆止弁、フレームを有し、
   少なくとも、前記旋回スクロール及び前記フレームで形成される背圧室内の圧力である第一圧力と、前記固定スクロール、前記旋回スクロール及び前記逆止弁で形成される吸込室内の圧力である第二圧力との差圧で、前記旋回スクロールを前記固定スクロールに押圧させることにより圧縮室を形成するスクロール形圧縮機である請求項１記載のヒートポンプ給湯機。
3. 前記圧縮機の短時間の運転開始時から、前記所定時間内に圧縮機の運転が行われるまでの時間が１分以内である請求項１記載のヒートポンプ給湯機。
4. 前記運転制御手段は、前記圧縮機の回転数を制御するものであって、
   運転開始時には圧縮機を短時間中速で運転し、一旦停止後、所定時間内に圧縮機の中速運転を行い、その後更に高速運転を行って、
   前記水冷媒熱交換器で加熱した水を、使用端末へ直接出湯する請求項１記載のヒートポンプ給湯機。
5. 少なくとも前記所定時間内に圧縮機の運転が行われるまでの間の前記使用端末への給湯量を補助するための貯湯タンクを有する請求項１記載のヒートポンプ給湯機。
6. 逆止弁を内蔵したスクロール圧縮機と、給水された水とＣＯ２冷媒との熱交換を行う水冷媒熱交換器と、電動膨張弁と、大気と冷媒との熱交換を行う蒸発器とを、冷媒配管を介して順次接続したヒートポンプ冷媒回路と、
   貯湯タンクと、
   給湯要求がなされた場合には、前記スクロール圧縮機の運転開始時に冷媒を蒸発器側から吸い込み且つ水冷媒熱交換器側へ吐出する動作を４０秒以内で行い、一旦停止後１０秒以上経過しても前記給湯要求が継続されているときには、前記スクロール圧縮機を再度運転して冷媒を蒸発器側から吸い込み且つ水冷媒熱交換器側へ吐出する動作を再開するように前記スクロール圧縮機の回転数を制御する運転制御手段と、
   前記水冷媒熱交換器で加熱された水を、使用端末へ直接出湯する直接給湯回路と、
   少なくとも、前記給湯要求がなされてから前記スクロール圧縮機の運転が再開されるまでの間、前記貯湯タンクからの出湯によっての前記使用端末への給湯を補助するためのタンク給湯回路と、
   を有するヒートポンプ給湯機。
7. 前記運転制御手段は、
   前記スクロール圧縮機の４０秒以内の運転は中速回転数で行い、一旦停止後、運転再開後の運転は中速回転数で行い、その後、中速回転数から高速回転数へと回転数を上げるよう前記スクロール圧縮機の回転数を制御する請求項６記載のヒートポンプ給湯機。
8. 給湯要求がある間、圧縮機を制御することでＣＯ２冷媒を循環させ、熱交換器で水を加熱し給湯するヒートポンプ給湯機の運転方法において、
   前記圧縮機が３０分以上停止している状態から給湯要求があった場合、
   前記給湯要求に応じて前記圧縮機の運転を開始して冷媒を蒸発器側から吸い込み且つ水冷媒熱交換器側へ吐出する動作を行い、所定時間が経過した後運転を停止し、
   前記圧縮機の運転を停止してから所定時間が経過した後においても前記給湯要求が継続されているときには、当該給湯要求に応じて前記圧縮機を再度運転して冷媒を蒸発器側から吸い込み且つ水冷媒熱交換器側へ吐出する動作を再開し、
   前記熱交換器で加熱した水を直接出湯するヒートポンプ給湯機の運転方法。
9. 前記ヒートポンプ給湯機は、湯を貯湯する貯湯タンクを備え、
   少なくとも前記給湯要求があった時から前記圧縮機運転の再開するまでの間は、前記貯湯タンクから出湯することで、給湯を補助することを特徴とする請求項８記載のヒートポンプ給湯機の運転方法。
10. 前記圧縮機の運転開始から停止までの時間が４０秒以内であり、
    前記圧縮機の運転停止から再開までの時間が２０秒以内であることを特徴とする請求項８記載のヒートポンプ給湯機の運転方法。
11. 前記給湯要求から前記圧縮機の運転開始までが５秒以上であることを特徴とする請求項８記載のヒートポンプ給湯機の運転方法。
12. スクロール圧縮機と、熱交換器と、冷媒調整弁と、蒸発器とを、配管を介して順次接続した冷凍サイクル回路と、
    前記圧縮機を制御する運転制御手段とを備えた冷凍サイクル装置であって、
    前記運転制御手段は、運転開始時には圧縮機を所定の短時間運転して冷媒を蒸発器側から吸い込み且つ水冷媒熱交換器側へ吐出する動作を行い、一旦停止後、所定時間内に前記圧縮機を再度運転して冷媒を蒸発器側から吸い込み且つ水冷媒熱交換器側へ吐出する動作を再開する冷凍サイクル装置。
13. 前記圧縮機は、固定スクロール、旋回スクロール、逆止弁、フレームを有し、
    少なくとも、前記旋回スクロール及び前記フレームで形成される背圧室内の圧力である第一圧力と、前記固定スクロール、前記旋回スクロール及び前記逆止弁で形成される吸込室内の圧力である第二圧力との差圧で、前記旋回スクロールを前記固定スクロールに押圧させることにより圧縮室を形成するスクロール形圧縮機である請求項１２記載の冷凍サイクル装置。
14. 前記圧縮機の短時間の運転開始時から、前記所定時間内に圧縮機の運転が行われるまでの時間が１分以内である請求項１２記載の冷凍サイクル装置。

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