JP2017161164A

JP2017161164A - 空調給湯システム

Info

Publication number: JP2017161164A
Application number: JP2016046253A
Authority: JP
Inventors: 誠之飯高; Masayuki Iidaka; 明広重田; Akihiro Shigeta; 松井　大; Masaru Matsui; 大松井
Original assignee: Panasonic Intellectual Property Management Co Ltd
Current assignee: Panasonic Intellectual Property Management Co Ltd
Priority date: 2016-03-09
Filing date: 2016-03-09
Publication date: 2017-09-14
Also published as: CN107178823A; EP3217117A1

Abstract

【課題】入水温度が高くなる沸き終いにおいても、カスケード熱交換器における二酸化炭素冷媒および空調用冷媒の熱伝達率が低下することを防ぎ、給湯システムの冷凍サイクル性能を向上させることができる空調給湯システムを提供する。
【解決手段】カスケード熱交換器３４０として外管４２０と内管４１０とからなる二重管式熱交換器を用い、給湯用冷媒を内管４１０に流通させることで、入水温度が高くなるいわゆる沸き終い運転において、高段側冷媒の流動形式が環状流が支配的になるときにおいても、吸熱源である液相冷媒が内管内表面に密着集中し、かつ、沸き終い運転において低段側冷媒の状態として過熱ガス状態が支配的となるときにおいても、熱抵抗となる油膜が外管４２０の内表面に密着集中し、熱媒体である過熱ガス冷媒が伝熱面である内管４１０の外表面と接触しやすくなる。
【選択図】図１

Description

本発明は、冷房、暖房、給湯に必要な温冷熱を同時に供給できる空調給湯システムにおいて、給湯用の温水を生成する冷凍サイクルを搭載し、カスケード熱交換器を介して空調冷媒と給湯冷媒との間で熱交換する空調給湯システムに関するものである。

従来から、温水を生成し貯湯タンクに蓄えて給湯に用いる給湯装置として、冷媒が循環する冷媒回路と水が循環する水回路とを備え、冷媒回路は、圧縮機と温水生成用熱交換器と膨張弁と熱源側熱交換器とが接続された単段のヒートポンプサイクルであり、冷媒として二酸化炭素冷媒を用いているものが存在する。さらに、給湯装置の運転効率を改善するため空調用サイクルと熱的に接続された二元サイクル給湯機が提案されている（特許文献１参照）。

特許文献１に記載の二元サイクル給湯機の構成を図９に示す。
給湯用圧縮機３１０と給湯用熱交換器３２０と給湯用冷媒流量調整弁３３０とカスケード熱交換器３４０とが順に接続されるとともに二酸化炭素冷媒が充填された給湯用冷媒回路３００を備えた給湯装置であって、給湯用熱交換器３２０は、給湯用温水回路の水と二酸化炭素冷媒とが熱交換可能に構成され、カスケード熱交換器３４０は、空調用冷媒回路の冷媒と二酸化炭素冷媒とが熱交換可能に構成されている。

これにより、外気温度が低く、単段のヒートポンプサイクル給湯機では圧力比が大きくなり過ぎることで冷凍サイクルの効率が低下するような場合においても、室外空気からの熱の取り出しを空調用サイクルで行い、給湯用サイクルは昇温された空調用冷媒から熱を取り出して高温の湯を生成することができる。
したがって、空調用サイクルと給湯用サイクルのいずれの圧力比も適切に抑えられ、システム全体としての冷凍サイクルを効率化し、貯湯効率を高めることが可能である。
また、冷凍用システムにおいても給湯用システムと同様に二元冷凍サイクルが提案されており、カスケード熱交換器３４０の構成として、例えば特許文献２に記載されているように、二重管式熱交換器を用い、二酸化炭素冷媒を外管に流すものが提案されている。

また、特許文献２に記載の冷凍用システムは、低段側冷媒として二酸化炭素冷媒、高段側冷媒として二酸化炭素よりも圧力が低い冷媒を利用し、低段側冷凍回路と高段側冷凍回路とがカスケード熱交換器で熱接続されている二元冷凍サイクルで構成されている。
この場合に、カスケード熱交換器として、内管と外管の中間に外界と連通する空洞部を備える二重管式熱交換器を用いることで、内管と外管とを隔てる管壁に損傷が発生した場合において、内管と外管が連通する前に強度の低い内管と空洞部、または外管と空洞部が連通することで、低段側二酸化炭素冷媒が高段側回路内に流入し、高段側冷凍回路の構成機器が破損するのを防ぐことができる。
また、図１０に示すように、高段側より温度の高い低段側二酸化炭素冷媒を外管に流すことで、二重管式熱交換器表面への着霜や結露を抑制できる。

特開２００４−１３２６４７号公報（特許第３９２５３８３号）特開２００７−２１８４５９号公報

しかしながら、特許文献１のように、低段側サイクルを空調用途で用い、高段側サイクルを給湯用途で用いる、いわゆる空調給湯システムにおいて、給湯用冷媒に二酸化炭素冷媒を用い、かつ、カスケード熱交換器３４０として二重管式熱交換器を用いる場合、特許文献２のように二重管式熱交換器の外管に二酸化炭素冷媒を流すと、内管を流れる空調用冷媒と外管を流れる二酸化炭素冷媒との熱交換において、給湯用冷媒の流動様式および空調用冷媒の流動様式に起因する給湯用冷媒および空調用冷媒の熱伝達率の低下が生じることがある。

まず、給湯用冷媒の流動様式に起因する熱伝達率の低下について説明する。
特許文献２のように、二重管式熱交換器の外管に二酸化炭素冷媒を流す場合、二重管式熱交換器内で蒸発する気液二相冷媒の流動様式は、冷媒の乾き度が大きいところでは環状流となり、図６に示すように、熱容量の大きい液相冷媒が伝熱面から離れた外管内表面に集中して流れるため、内管外表面との熱交換における二酸化炭素冷媒の熱伝達率が低下する。
給湯用冷媒は、カスケード熱交換器３４０で空調用冷媒より熱を得て、給湯用熱交換器３２０において６０〜９０℃の高温の湯を生成する。高温に加熱された湯を貯湯タンク内に貯める給湯システムにおいては、貯湯タンク内の湯のたまり具合によって、貯湯タンクから給湯用熱交換器３２０に供給される水の温度、すなわち入水温度が変化する。例えば、貯湯タンク内の湯が満タンに近づく沸き終い条件においては入水温度が４０〜６０℃まで高くなる。

図５に給湯サイクルのモリエール線図を示す。３０１は入水温度５℃の場合の給湯サイクルであり、３０２は沸き終い条件の入水温度が６０℃の場合の給湯サイクルである。
図５に示すように、二酸化炭素冷媒は給湯用熱交換器３２０において水側へ放熱し、給湯用熱交換器３２０の出口における二酸化炭素冷媒の温度と入水温度との温度差は５Ｋとなる。

したがって、入水温度５℃のときは給湯用熱交換器３２０の出口における二酸化炭素冷媒の温度は１０℃となり、沸き終い条件の入水温度６０℃のときは給湯用熱交換器３２０の出口における二酸化炭素冷媒の温度は６５℃となる。すなわち、入水温度５℃のときよりも入水温度６０℃のときのほうが、給湯用熱交換器３２０の出口における二酸化炭素冷媒の比エンタルピーは高くなる。

その結果、給湯用熱交換器３２０から流出し膨張弁３３０で等エンタルピー膨張した後、カスケード熱交換器３４０に流入する二酸化炭素冷媒の乾き度は、入水温度５℃のときよりも入水温度６０℃のときのほうが高くなり、入水温度６０℃のときは乾き度０．８のガスリッチな気液二相状態となる。

カスケード熱交換器３４０に乾き度０．８で流入した二酸化炭素冷媒はカスケード熱交換器３４０において空調用冷媒と熱交換することで蒸発し過熱ガス状態となって流出する。
このとき、カスケード熱交換器３４０内の二酸化炭素冷媒の流動様式は環状流が支配的となり、熱容量の大きい液相冷媒が伝熱面から離れた外管内表面に集中して流れる。したがって、内管外表面との熱交換における二酸化炭素冷媒の熱伝達率が低下する。

次に、空調用冷媒の流動様式に起因する熱交換効率の低下について説明する。図５に示すように、入水温度が高くなる沸き終い条件においては、カスケード熱交換器３４０における二酸化炭素冷媒の入口と出口の比エンタルピー差が小さくなるため、交換熱量が低下する。そのため、カスケード熱交換器３４０に過熱ガス状態で流入する空調用冷媒は凝縮が十分に行われない。

図７に空調サイクルのモリエール線図を示す。１０１は入水温度５℃の場合の空調サイクルであり、１０２は沸き終い条件の入水温度が６０℃の場合の空調サイクルである。
図７に示すように、沸き終い条件においては、空調用冷媒の凝縮は十分に行われないため、過熱ガス状態でカスケード熱交換器３４０に流入した空調用冷媒は、乾き度の高い気液二相状態で流出する。そのため、カスケード熱交換器３４０内を流れる空調用冷媒の大半は過熱ガス状態となる。

冷凍機油と冷媒の混合流体が過熱ガス状態で管内を流れる場合、図８に示すように冷凍機油が管内表面に付着し油膜を形成する。油膜は熱抵抗となり、冷媒の熱伝達を妨げる。
したがって、特許文献２のように二重管式熱交換器の内管に空調用冷媒を流す場合、入水温度が高くなる沸き終い条件において、熱抵抗となる油膜が内管内表面に密着集中し、外管内表面との熱交換における空調用冷媒の熱伝達率が低下する。

以上、給湯用冷媒の流動様式および空調用冷媒の流動様式それぞれに起因するカスケード熱交換器３４０における給湯用冷媒および空調用冷媒の熱伝達率の低下により、沸き終い条件における給湯システムの冷凍サイクル性能が低下するという課題があった。
本発明は、前記課題を解決するものであり、入水温度が高くなる沸き終いにおいても、カスケード熱交換器における二酸化炭素冷媒および空調用冷媒の熱伝達率が低下することを防ぎ、給湯システムの冷凍サイクル性能を向上させることができる空調給湯システムを提供することを目的とする。

前記課題を解決するために、本発明の空調給湯システムは、給湯用冷媒を圧縮する給湯用圧縮機と、給湯用冷媒と給湯用熱媒体とが熱交換する給湯用熱交換器と、給湯用冷媒の流量を制御する給湯用冷媒流量調整弁と、給湯用冷媒と空調用冷媒とが熱交換するカスケード熱交換器とを環状に接続した第１冷凍サイクルと、前記カスケード熱交換器と、前記カスケード熱交換器に供給する前記空調用冷媒の流量を制御する熱生成ユニット冷媒流量調整弁とを直列に接続した第１回路と、前記空調用冷媒と室内空気とが熱交換する室内熱交換器と、室内熱交換器に供給する前記空調用冷媒の流量を制御する室内機冷媒流量調整弁とを直列に接続した少なくとも１つの第２回路と、前記第１回路と前記第２回路とを並列に接続した熱負荷回路を、前記空調用冷媒を圧縮する空調用圧縮機と、室外熱交換器とに接続した第２冷凍サイクルと、を備えた空調給湯システムにおいて、前記カスケード熱交換器として外管と内管とからなる二重管式熱交換器を用い、給湯用冷媒を前記内管に流通させることを特徴とする。

本発明の空調給湯システムでは、沸き終いで入水温度が高くなると、給湯用熱交換器内で二酸化炭素冷媒の入口と出口の比エンタルピー差が小さくなるため、カスケード熱交換器内に流入する二酸化炭素冷媒が乾き度０．８のガスリッチな気液二相状態となる。
この場合、二重管式熱交換器内を流れる二酸化炭素冷媒の流動形式は環状流が支配的になるが、二酸化炭素冷媒を内管に流通させていることで、熱容量の大きい液相冷媒が伝熱面である内管の内表面に密着集中して流れるため、内管内表面との熱交換における二酸化炭素冷媒の熱伝達率が高くなる。

また、沸き終いで入水温度が高くなり、カスケード熱交換器における二酸化炭素冷媒の入口と出口の比エンタルピー差が小さくなる場合、二重管式熱交換器内での交換熱量が低下し、カスケード熱交換器に過熱ガス状態で流入する空調用冷媒の凝縮が十分に行われず、乾き度の高い気液二相状態でカスケード熱交換器から流出する。
この場合、二重管式熱交換器内を流れる空調用冷媒は大半が過熱ガス状態となるが、二重管式熱交換器の外管に低段側空調用冷媒を流通させていることで、熱抵抗となる油膜が外管の内表面に密着集中し、熱媒体である過熱ガス冷媒が伝熱面である内管外表面と接触して流れるため、内管外表面との熱交換における空調用冷媒の熱伝達率が高くなる。

本発明の空調給湯システムでは、二重管式熱交換器の内管に高段側二酸化炭素冷媒を流通させていることで、入水温度が高くなる沸き終いにおいてカスケード熱交換器における給湯用冷媒および空調用冷媒の熱伝達率を高くすることができ、給湯システムの冷凍サイクル性能を向上させることができる。

本発明の実施の形態１における空調給湯システムの冷凍サイクル構成図本実施形態の熱生成ユニットの内部構造を示す平面図本実施形態の熱生成ユニットの内部構造を示す正面図本発明のカスケード熱交換器と冷媒配管との接続部の断面図給湯サイクルのモリエール線図カスケード熱交換器における環状流の流れ方を示した図空調サイクルのモリエール線図カスケード熱交換器における過熱ガスおよび冷凍機油の流れ方を示した図特許文献１における空調給湯システムの冷凍サイクル構成図特許文献２におけるカスケード熱交換器の断面図と低段側二酸化炭素冷媒流路を示した図

第１の発明は、給湯用冷媒を圧縮する給湯用圧縮機と、給湯用冷媒と給湯用熱媒体とが熱交換する給湯用熱交換器と、給湯用冷媒の流量を制御する給湯用冷媒流量調整弁と、給湯用冷媒と空調用冷媒とが熱交換するカスケード熱交換器とを環状に接続した第１冷凍サイクルと、前記カスケード熱交換器と、前記カスケード熱交換器に供給する前記空調用冷媒の流量を制御する熱生成ユニット冷媒流量調整弁とを直列に接続した第１回路と、前記空調用冷媒と室内空気とが熱交換する室内熱交換器と、室内熱交換器に供給する前記空調用冷媒の流量を制御する室内機冷媒流量調整弁とを直列に接続した少なくとも１つの第２回路と、前記第１回路と前記第２回路とを並列に接続した熱負荷回路を、前記空調用冷媒を圧縮する空調用圧縮機と、室外熱交換器とに接続した第２冷凍サイクルと、を備えた空調給湯システムにおいて、前記カスケード熱交換器として外管と内管とからなる二重管式熱交換器を用い、給湯用冷媒を前記内管に流通させることを特徴とする空調給湯システムである。

これにより、二重管式熱交換器の内管に給湯用冷媒を流通させることで、沸き終いで入水温度が高くなり、二重管式熱交換器内を流れる給湯用冷媒の流動形式として環状流が支配的になる場合において、熱容量の大きい液相冷媒が伝熱面である内管の内表面に密着集中して流れるため、内管内表面との熱交換における給湯用冷媒の熱伝達率が高くなる。

また、沸き終いで入水温度が高くなり、二重管式熱交換器内での交換熱量が低下し、二重管式熱交換器内を流れる空調用冷媒が乾き度の高い状態でカスケード熱交換器から流出することで、カスケード熱交換器内の空調用冷媒の大半が過熱ガス状態となる場合において、熱抵抗となる油膜は外管の内表面に密着集中し、熱媒体である過熱ガス冷媒が伝熱面である内管外表面と接触して流れるため、内管外表面との熱交換における空調用冷媒の熱伝達率が高くなる。
よって、沸き終いで入水温度が高くなる場合においてもカスケード熱交換器における給湯用冷媒および空調用冷媒の熱伝達率を高くすることができ、給湯システムの冷凍サイクル性能を向上させることができる。

第２の発明は、第１の発明の空調給湯システムにおいて、前記カスケード熱交換器の前記内管と前記外管とがそれぞれ給湯用冷媒配管と空調用冷媒配管とに接続する分岐部において、前記外管と空調用冷媒配管とを、前記カスケード熱交換器内の前記分岐部近傍を流れる空調用冷媒の流れ方向に対して略垂直方向に接続され、前記内管と給湯用冷媒配管とを、前記カスケード熱交換器内の前記分岐部近傍を流れる給湯用冷媒の流れ方向に対して略水平方向に接続されていることを特徴とする空調給湯システムである。

これにより、空調負荷が大きくなり第１回路を流れる空調用冷媒の凝縮温度が低下し、カスケード熱交換器内で空調用冷媒と熱交換する給湯用冷媒の蒸発温度が低下し、第１冷凍サイクルに封入された冷凍機油の粘度が高くなるような場合においても、カスケード熱交換器の内管と給湯用冷媒配管とが接続する分岐部において滞留するのを防ぎ、カスケード熱交換器内における給湯用冷媒の過度な圧力損失が生じないため第１冷凍サイクルの効率が低下しない。

よって、本発明では、第１の発明に加え、空調負荷が大きくなり第１回路を流れる空調用冷媒の凝縮温度が低下するような場合においても、第１冷凍サイクルの効率低下の要因となるカスケード熱交換器の内管と給湯用冷媒配管とが接続する分岐部で給湯用冷媒の圧力損失を抑えることができるため、第１冷凍サイクルの効率を高くすることができる。

以下、本発明の実施の形態について、図面を参照しながら説明する。なお、この実施形態によって、本発明が限定されるものではない。

（実施の形態１）
図１は、本発明の実施形態に係る空調給湯システムのサイクル構成図である。
図１の空調給湯システムは、室外ユニット１００と、室内機２００と、熱生成ユニット３００とを備えている。本実施形態においては、室外ユニット１台に対し、室内機が２台、熱生成ユニットが１台接続した構成となっている。なお、冷凍サイクル構成に関しては、図１に示したものに限定されない。例えば、室外ユニットは２台以上、室内機も１台もしくは３台以上、熱生成ユニットも２台以上、並列に接続可能である。

室外ユニット１００と室内機２００、熱生成ユニット３００とは、空調用冷媒が流通する配管で連結されている。室外ユニット１００と室内機２００とは、高温高圧のガス化した空調用冷媒が流れるガス管１５０と、低圧の空調用冷媒が流れる吸入管１６０と、高圧の液化した空調用冷媒が流れる液管１７０とで接続されている。室内機２００が、図１に示すように２台存在するときは、室内機２００は３本の配管に対し並列に接続される。一方、室外ユニット１００と熱生成ユニット３００とは、室内機２００と同じく配管に対し並列に接続されるが、ガス管１５０と液管１７０とのみ連通している。

室外ユニット１００は、空調用冷媒を圧縮する空調用圧縮機１１０を備えている。空調用圧縮機１１０の吸入側には、空調用圧縮機１１０にガス冷媒を供給するアキュムレータ１１１が接続されている。空調用圧縮機１１０の吐出側には、吐出するガス状態の空調用冷媒に含まれる冷凍機油を分離する油分離器１１２が接続されている。油分離器１１２で分離された冷凍機油は、油戻し管１１３ａにより空調用圧縮機１１０に戻される。油戻し管１１３ａの連通は、油戻し管開閉弁１１３ｂの開閉により制御される。

また、室外ユニット１００は、室外熱交換器１１５を備えており、室外熱交換器１１５の近傍には、室外熱交換器１１５に室外ユニット１００の周囲の空気を供給する室外送風ファン１１６が設けられている。そして、室外空気熱交換器１１５は、室外送風ファン１１６で送られる空気と、空調用冷媒とが熱交換するよう構成されており、一般的には、フィン・チューブ型やマイクロチューブ型の熱交換器が利用される。
室外ユニット１００は、室外熱交換器１１５に供給する空調用冷媒の流量を調整する室外冷媒流量調整弁１２０と、ガス管１５０における空調用冷媒の流量を制御する室外ガス管開閉弁１２１と、吸入管２６における空調用冷媒の流量を制御する室外吸入管開閉弁１２２とをそれぞれ備えている。

室内機２００は、室内熱交換器２１５と、室内熱交換器２１５に室内機２００の周囲の空気を供給する室内送風ファン２１６と、室内熱交換器２１５に供給する空調用冷媒の流量を調整する室内冷媒流量調整弁２２０とを備えている。室内熱交換器２１５は、室内送風ファン２１６で送られる空気と、空調用冷媒とが熱交換するよう構成されており、一般的には、フィン・チューブ型やマイクロチューブ型の熱交換器が利用される。
また、室内機２００は、ガス管１５０との空調用冷媒の流通の有無を制御する室内ガス管開閉弁２２１と、吸入管１６０との空調用冷媒の流通の有無を制御する室内吸入管開閉弁２２２とを備えている。

熱生成ユニット３００は、給湯用冷媒を圧縮する給湯用圧縮機３１０と、給湯用冷媒と水を主成分とする熱媒体と熱交換する給湯用熱交換器３２０と、給湯用冷媒の流量を調整する給湯用冷媒流量調整弁３３０とを備えている。
また、熱生成ユニット３００は、ガス管１５０から供給される空調用冷媒と給湯用冷媒とが熱交換するカスケード熱交換器３４０と、カスケード熱交換器３４０に供給する空調用冷媒の流量を調整する熱生成ユニット冷媒流量調整弁３５０と、給湯用熱交換器３２０に熱媒体を供給する熱媒体ポンプ３６０とを備えている。

ここで、これら給湯用圧縮機３１０と、給湯用熱交換器３２０と、給湯用冷媒流量調整弁３３０と、カスケード熱交換器３４０とを環状に接続して第１冷凍サイクル５００が構成される。
また、カスケード熱交換器３４０と、熱生成ユニット冷媒流量調整弁３５０とを直列に接続した第１回路５０１と、室内熱交換器２１５と、室内熱交換器２１５に供給する室内冷媒流量調整弁２２０とを直列に接続した少なくとも１つの第２回路５０２と、第１回路５０１と第２回路５０２とを並列に接続した熱負荷回路を、空調用圧縮機１１０と、室外熱交換器１１５とに接続して第２冷凍サイクル５１０が構成される。

なお、給湯用冷媒としてはフロン系冷媒や二酸化炭素冷媒を用い、熱媒体としては水や不凍液を用いる。以下、給湯用冷媒として二酸化炭素冷媒を用い、熱媒体として水を用いる場合について説明する。
また、空調用冷媒には、一般的に家庭用空調機やビル用空調機に使われる冷媒であるＲ４１０Ａ、Ｒ３２、Ｒ４０７Ｃなどを用いる。

また、二酸化炭素の物性値については、National Institute of Standards and Technology（以降NISTと略記）が発行しているReference Fluid Thermodynamic and Transport Properties Ｖｅr．９．０（以降Refprop Ｖｅｒ．９．０と略記）で導出した値を用いる。

次に、本実施形態における熱生成ユニット３００の内部構造について説明する。
図２は、本実施形態における熱生成ユニット３００の内部構造を示す平面図、図３は、熱生成ユニット３００の内部構造を示す正面図である。
熱生成ユニット３００には、給湯用圧縮機３１０と給湯用熱交換器３２０と給湯用冷媒流量調整弁３３０とカスケード熱交換器３４０とで形成される冷凍サイクルと、熱生成ユニット冷媒流量調整弁３５０と熱媒体ポンプ３６０とがケーシング４０１に格納されている。

本実施の形態では、給湯用熱交換器３２０には、例えば、二重管式熱交換器が用いられている。二重管式熱交換器は、略円形断面の管（外管）の中に、１本以上の管（内管）が挿入されて形成した熱交換器である。内管が複数本ある場合は、内管同士をらせん状によじって外管に挿入される。給湯用冷媒に二酸化炭素冷媒を用いる場合は、給湯用熱交換器３２０の内管に二酸化炭素冷媒、外管と内管の間に水を流す。

なお、給湯用熱交換器３２０として二重管式熱交換器を用いる場合、二重管式熱交換器の材料には、熱伝導性能の高い銅管を用いることが多い。
また、給湯用熱交換器３２０には、プレート式熱交換器、シェルアンドチューブ式熱交換器などを用いてもよい。

二重管式熱交換器の熱交換能力は、二重管の長さに比例する。したがって、二重管式熱交換器は、限られた設置容積の中で最大限の熱交換能力を確保するために、二重管を巻いて成型されている。二重管式熱交換器を設置するときは、二重管内の熱媒体が通る部分に空気が滞留し、熱交換性能が著しく低下することを防ぐために、二重管ができるだけ水平になるようにする。

また、カスケード熱交換器３４０には、二重管式熱交換器を用いる。二重管式熱交換器は、略円形断面の管（外管）の中に、１本以上の管（内管）が挿入されて形成した熱交換器である。内管が複数本ある場合は、内管同士をらせん状によじって外管に挿入される。給湯用冷媒に二酸化炭素冷媒を用いる場合は、カスケード熱交換器３４０の内管に二酸化炭素冷媒、外管と内管の間に空調用冷媒を流す。

図４は、カスケード熱交換器３４０と冷媒配管との接続部の断面図である。図４に示すように、カスケード熱交換器３４０の内管４１０は、給湯用冷媒配管に接続され、外管４２０は、空調用冷媒配管に接続されている。
内管４１０と外管４２０とは、それぞれ給湯用冷媒配管と空調用冷媒配管と接続する分岐部において、外管４２０と空調用冷媒配管とは、カスケード熱交換器３４０内の分岐部近傍を流れる空調用冷媒の流れ方向に対して略垂直方向となるように接続されている。また、内管４１０と給湯用冷媒配管とは、カスケード熱交換器３４０内の分岐部近傍を流れる給湯用冷媒の流れ方向に対して略水平方向となるように接続されている。

図２および図３に示すように、給湯用圧縮機３１０は、ゴムなどの防振部材３１１を挟み込んだ上で、固定部材３１２により底板部材３７０に固定されている。
また、給湯用熱交換器３２０も底板部材３７０上に固定されており、カスケード熱交換器３４０は、給湯用熱交換器３２０の上部に設置されている。
また、熱媒体ポンプ３６０の下端面は、カスケード熱交換器３４０の下端面より低い位置となるように設置されている。

図２および図３に示す給湯用熱交換器３２０とカスケード熱交換器３４０は、ともに発泡スチロールや厚手のフェルトなどの断熱材と、さらにこの断熱材を囲う構成部材を含む。特に、給湯用熱交換器３２０については、上部に設置されるカスケード熱交換器３４０の重量による断熱材の変形が想定されるため、強度の高い鉄板で囲い、断熱材表面を保護している。

なお、カスケード熱交換器３４０は、必ずしも給湯用熱交換器３２０を囲う構成部材と接する必要はない。この場合、カスケード熱交換器３４０とその周りの断熱材は、それらの重量を支えるだけの十分な強度を持つ構成部材で囲った上で、熱生成ユニット３００の側面部材４００と底板部材３７０の少なくとも一方に接続された構成部材によって固定される。

さらに、図２および図３に示すように、底板部材３７０には、鉛直上から見て給湯用熱交換器３２０と熱媒体ポンプ３６０とが底板部材３７０に投影する領域内に、排水口３９０が設けられている。底板部材３７０の上面には、水が速やかに排水口３９０から熱生成ユニット３００の外部に排出できるように、排水口３９０に向けて適切な傾斜がつけられている。

熱媒体配管３８０ａ、３８０ｂ、３８０ｃ内の熱媒体の流れは、熱媒体ポンプ３６０の駆動により生じる。熱生成ユニット３００内に流入した熱媒体は、熱媒体配管３８０ａを経由して熱媒体ポンプ３６０に流入し、熱媒体配管３８０ｂに送出される。さらに、熱媒体は、給湯用熱交換器３２０に入って、給湯用冷媒により加熱されて７０〜９０℃の高温となった後、熱媒体配管３８０ｃを経由して、熱生成ユニット３００外に送出される。

次に、カスケード熱交換器３４０を流れる流体の流動様式について説明する。
まず、給湯用熱交換器３２０に流入する熱媒体の温度は外気温度の影響と貯湯タンク内の熱媒体温度の影響を受け、５℃〜６０℃で変化する。
また、給湯用熱交換器３２０において、給湯用冷媒から吸熱して高温になった熱媒体が給湯用熱交換器３２０から流出するときの温度は、６５〜９０℃で変化する。また、給湯用熱交換器３２０において、対数平均温度差が大きくなるように水と二酸化炭素冷媒との流れ方向を対向流で利用する。

ここで、入水温度が５℃、出湯温度が９０℃のとき、給湯用熱交換器３２０の二酸化炭素冷媒の出口側において二酸化炭素冷媒と入水温度との温度差は、５Ｋとするのが一般的であるため、給湯用熱交換器３２０出口における二酸化炭素冷媒の温度は１０℃となる。
一方、給湯用熱交換器３２０の二酸化炭素冷媒の入口側の冷媒温度は、給湯用圧縮機３１０の吐出冷媒温度と等しく１１０℃となる。給湯用熱交換器３２０において、水と二酸化炭素冷媒とのピンチ温度は５Ｋとするのが一般的である。入水温度が５℃、出湯温度は９０℃、二酸化炭素入口側の冷媒温度は１１０℃、出口側の冷媒温度は１０℃であるから、水と二酸化炭素冷媒とのピンチ温度が５Ｋとなる給湯用サイクル１０における高圧圧力は１２．４ＭＰａである。

次に、圧力１２．４ＭＰａ、温度１０℃の状態で給湯用熱交換器３２０を出た二酸化炭素冷媒は、給湯用冷媒流量調整弁３３０で等エンタルピー膨張してカスケード熱交換器３４０に流入する。カスケード熱交換器３４０では、二酸化炭素冷媒は空調用冷媒から吸熱、蒸発し、過熱ガスの状態でカスケード熱交換器３４０から流出する。
カスケード熱交換器に流入する空調用冷媒の凝縮温度は４５〜５５℃であり、空調用冷媒と二酸化炭素冷媒との温度差は１０Ｋとするのが一般的であるが、この場合、二酸化炭素は３５〜４５℃となり超臨界状態となる。

給湯用圧縮機３１０に流入する二酸化炭素冷媒が超臨界状態だと圧縮機内の冷凍機油の粘度を著しく低下させ、潤滑油としての効果が低減し、摺動部の焼き付きといった不具合が生じる可能性がある。

そのため、二酸化炭素冷媒の蒸発温度は、冷凍サイクルの効率が高く、かつ、給湯用圧縮機３１０の信頼性が高くなるように、臨界温度３１．１℃に対して１１Ｋ低い２０℃とするのが良い。
したがって、圧力１２．４ＭＰａ、温度１０℃の状態で給湯用熱交換器３２０を出た二酸化炭素冷媒は、給湯用冷媒流量調整弁３３０で等エンタルピー膨張して蒸発温度２０℃相当となる圧力５．７ＭＰａでカスケード熱交換器３４０に流入し、このときの二酸化炭素冷媒の状態は過冷却状態である。
蒸発過程において、乾き度０．８以上の気液二相状態の冷媒は一般的に環状流となって流動するが、カスケード熱交換器３４０に過冷却状態で流入し、過熱ガスとなって流出する場合、環状流が占める割合は２０％以下である。

一方、入水温度が６０℃、出湯温度９０℃のときは、前述の通り給湯用熱交換器３２０の二酸化炭素冷媒の出口側において、二酸化炭素冷媒と入水温度との温度差は５Ｋとするのが一般的であるため、給湯用熱交換器３２０出口における二酸化炭素冷媒の温度は６５℃となる。
一方、給湯用熱交換器３２０の二酸化炭素冷媒の入口側の冷媒温度は、給湯用圧縮機３１０の吐出冷媒温度と等しく１１０℃となる。給湯用熱交換器３２０において、水と二酸化炭素冷媒とのピンチ温度は５Ｋとするのが一般的であり、入水温度が６０℃、出湯温度は９０℃、二酸化炭素入口側の冷媒温度は１１０℃、出口側の冷媒温度は６５℃であるから、水と二酸化炭素冷媒とのピンチ温度が５Ｋとなる給湯用サイクル１０における高圧圧力は１４．２ＭＰａである。

次に、圧力１４．２ＭＰａ、温度６５℃の状態で給湯用熱交換器３２０を出た二酸化炭素冷媒は、給湯用冷媒流量調整弁３３０で等エンタルピー膨張してカスケード熱交換器３４０に流入する。カスケード熱交換器３４０では、二酸化炭素冷媒は、空調用冷媒から吸熱、蒸発し、過熱ガスの状態でカスケード熱交換器３４０から流出する。前述の通り二酸化炭素冷媒の蒸発温度は２０℃とするのが良いから、圧力１４．２ＭＰａ、温度６５℃の状態で給湯用熱交換器３２０を出た二酸化炭素冷媒は、給湯用冷媒流量調整弁３３０で等エンタルピー膨張して蒸発温度２０℃相当となる圧力５．７ＭＰａでカスケード熱交換器３４０に流入し、このときの二酸化炭素冷媒の状態は乾き度０．８である。

また、カスケード熱交換器３４０において二酸化炭素冷媒は、空調用冷媒から吸熱、蒸発し、過熱ガスとなってカスケード熱交換器３４０から流出する。カスケード熱交換器３４０から流出した過熱ガスは、給湯用圧縮機３１０に吸入され等エントロピー圧縮過程を経て高温高圧の過熱ガスとなって吐出される。前述の通り、給湯用圧縮機３１０から吐出される高温高圧の過熱ガスは圧力１４．３ＭＰａ、温度１１０℃であるから、給湯用圧縮機３１０に吸入される冷媒は圧力５．７ＭＰａ、温度４０℃である。

すなわち、カスケード熱交換器３４０において、二酸化炭素冷媒は、圧力５．７ＭＰａ、温度２０℃、乾き度０．８の気液二相状態で流入し、空調用冷媒から吸熱することで蒸発し、圧力５．７ＭＰａ、温度４０℃の過熱ガス状態で流出する。
したがって、入水温度６０℃、出湯温度９０℃のときのカスケード熱交換器３４０における二酸化炭素冷媒の流動様式は環状流が大半を占めることになる。

ここで、環状流における気液二相の冷媒の流れは、熱容量の大きい液相冷媒が管壁に密着集中して流れる。本実施形態においては、カスケード熱交換器３４０を流れる二酸化炭素冷媒の流路を内管４１０に配置しているため、乾き度０．８の気液二相状態で流入する二酸化炭素冷媒は、環状流を形成し、熱容量の大きい液相冷媒が伝熱面である内管４１０の内表面に密着集中する。そのため、カスケード熱交換器３４０の外管４２０を流れる空調用冷媒から効率良く吸熱することが可能となる。

また、入水温度６０℃、出湯温度９０℃のとき、給湯用圧縮機３１０の吸込冷媒の状態は、前述のとおり圧力５．７ＭＰａ、温度３５℃であるから、密度は１４６ｋｇ／ｍ３である。
また、給湯用熱交換器３２０の入口冷媒の状態は、圧力１４．２ＭＰａ、温度１１０℃であるから、比エンタルピーは４８８ｋＪ／ｋｇである。また、給湯用熱交換器３２０の出口冷媒の状態は圧力１４．２ＭＰａ、温度６５℃であるから、比エンタルピーは３７３ｋＪ／ｋｇである。
したがって、給湯用圧縮機３１０の吸込冷媒の体積あたりの加熱能力は、給湯用熱交換器３２０の入口と出口における冷媒の比エンタルピーの差１１５ｋＪ／ｋｇに、給湯用圧縮機３１０の吸込冷媒の密度１４６ｋｇ／ｍ３を乗じることで求まり、１６７９０ｋＪ／ｍ３である。

入水温度５℃、出湯温度９０℃のとき、給湯用圧縮機３１０の吸込冷媒の体積あたりの加熱能力を同様にして求めると、３６１７０ｋＪ／ｍ３である。
したがって、入水温度が６０℃に上昇する沸き終いにおいては給湯用圧縮機３１０の周波数を同一で運転する場合の加熱能力は、入水温度が５℃のときと比較して４６％となる。

また、カスケード熱交換器３４０の入口冷媒の状態は、圧力５．７ＭＰａ、温度６５℃であり、給湯用熱交換器３２０から流出した冷媒が給湯用冷媒流量調整弁３３０で等エンタルピー膨張してカスケード熱交換器３４０に流入するため、比エンタルピーは３７３ｋＪ／ｋｇである。また、カスケード熱交換器３４０の出口冷媒の状態は、圧力５．７ＭＰａ、温度３５℃であるから、比エンタルピーは４４８ｋＪ／ｋｇである。
したがって、給湯用圧縮機３１０の吸込冷媒の体積あたりのカスケード熱交換器３４０で蒸発する冷媒の熱交換量は、カスケード熱交換器３４０の入口と出口における冷媒の比エンタルピーの差７５ｋＪ／ｋｇに給湯用圧縮機３１０の吸込冷媒の密度１４６ｋｇ／ｍ３を乗じることで求まり、１０９５０ｋＪ／ｍ３である。

入水温度５℃、出湯温度９０℃のとき、給湯用圧縮機３１０の吸込冷媒の体積当たりのカスケード熱交換器３４０で蒸発する冷媒の熱交換量を同様にして求めると、３２５００ｋＪ／ｍ３である。
したがって、入水温度が６０℃に上昇する沸き終いにおいては、給湯用圧縮機３１０の周波数を同一で運転する場合のカスケード熱交換器３４０で蒸発する冷媒の熱交換量は、入水温度が５℃のときと比較して３４％となる。

カスケード熱交換器３４０の外管を流れる空調用冷媒は、入水温度５℃、出湯温度９０℃のときには、カスケード熱交換器３４０において、過熱ガス状態で流入し、二酸化炭素冷媒に放熱することで凝縮し、過冷却状態となって流出する。
しかしながら、入水温度６０℃、出湯温度９０℃のときには、二酸化炭素冷媒のカスケード熱交換器３４０で蒸発する冷媒の熱量は入水温度５℃、出湯温度９０℃のときと比べて３４％に低下するため、乾き度０．８の気液二相状態でカスケード熱交換器３４０から流出する。したがって、入水温度６０℃においては、カスケード熱交換器３４０を流れる空調用冷媒は過熱ガス状態が大半（６０〜７０％）占めることになる。

ところで、冷凍機油と冷媒の混合流体において、過熱ガス状態で管内を流れる場合、冷凍機油が管内表面に付着し油膜を形成する。油膜は熱抵抗となり、冷媒の熱伝達を妨げる。
本実施形態においては、カスケード熱交換器３４０を流れる空調用冷媒の流路を外管４２０に配置しているため、過熱ガスで流入する空調用冷媒と冷凍機油の混合流体において、熱抵抗となる油膜は外管４２０の内表面に密着集中し、熱媒体である過熱ガス冷媒が伝熱面である内管４１０の外表面と接触することになる。そのため、カスケード熱交換器３４０の内管４１０を流れる二酸化炭素冷媒に効率良く放熱することが可能となる。

次に、カスケード熱交換器３４０の内管４１０と給湯用冷媒配管とを接続する分岐部における冷凍機油の流れを説明する。
カスケード熱交換器３４０で空調用冷媒と熱交換する給湯用冷媒の蒸発温度は、空調用冷媒の凝縮温度の影響を受け、例えば、空調負荷が大きくなり第１回路５０１を流れる空調用冷媒の凝縮温度が低下するような場合、カスケード熱交換器３４０内で空調用冷媒と熱交換する給湯用冷媒の蒸発温度が低下する。

給湯用冷媒の蒸発温度が低下すると、カスケード熱交換器３４０を流れる第１冷凍サイクルに封入された冷凍機油の粘度が高くなる。冷凍機油の粘度が高くなると配管の曲がり部において滞留し、給湯用冷媒の流れを阻害し、圧力損失が生じる。
本実施形態においては、カスケード熱交換器３４０の外管４２０と空調用冷媒配管とを、カスケード熱交換器３４０内の分岐部近傍を流れる空調用冷媒の流れ方向に対して略垂直方向となるように接続し、かつ、カスケード熱交換器３４０の内管４１０と給湯用冷媒配管とを、カスケード熱交換器３４０内の分岐部近傍を流れる給湯用冷媒の流れ方向に対して略水平方向となるように接続しているため、カスケード熱交換器３４０の内管４１０と給湯用冷媒配管とが接続する分岐部において冷凍機油が滞留するのを防ぎ、カスケード熱交換器３４０内における給湯用冷媒の圧力損失を抑えることができる。

次に、室外ユニット１００、室内機２００、熱生成ユニット３００の動作について、図１の冷凍サイクル図を参照しながら説明する。
冷房単独運転時は、室外ユニット１００において、室外ガス管開閉弁１２１を開、室外吸入管開閉弁１２２を閉に設定し、室内機２００において、室内ガス管開閉弁２２１を閉、室内吸入管開閉弁２２２を開に設定し、熱生成ユニット３００において、熱生成ユニット冷媒流量調整弁３５０を全閉に設定する。

空調用圧縮機１１０で圧縮された高温高圧の空調用冷媒は、室外ガス管開閉弁１２１を経由して室外空気熱交換器１１５に入り、室外ユニット１００周囲の空気により冷却され液状態になる。液状態の空調用冷媒は、全開状態の室外冷媒流量調整弁１２０を経由して液管１７０に流入し、室内機２００に到達する。

室内機２００に到達した空調用冷媒は、室内冷媒流量調整弁２２０で減圧されて低温低圧の気液二相状態になった後、室内熱交換器２１５に流入して、室内空気から熱を奪って冷房を行う。この過程で空調用冷媒は蒸発し、室内吸入管開閉弁２２２を経由して吸入管１６０に入り、室外ユニット１００に戻る。室外ユニット１００に戻った空調用冷媒はアキュムレータ１１１を経由して、空調用圧縮機１１０に戻る。

暖房単独運転時は、室外ユニット１００において、室外ガス管開閉弁１２１を閉、室外吸入管開閉弁１２２を開に設定し、室内機２００において、室内ガス管開閉弁２２１を開、室内吸入管開閉弁２２２を閉に設定し、熱生成ユニット３００において、熱生成ユニット冷媒流量調整弁３５０を全閉に設定する。

空調用圧縮機１１０で圧縮された高温高圧の空調用冷媒はガス管１５０に流入し、室内機２００に到達する。室内機２００に到達した空調用冷媒は、室内ガス管開閉弁２２１を経由して、室内熱交換器２１５に流入して、室内空気に放熱し暖房を行う。この過程で空調用冷媒は凝縮して液化し、全開状態の室内冷媒流量調整弁２２０を経由して液管１７０に流入し、室外ユニット１００に戻る。

室外ユニット１００に戻った空調用冷媒は、室外冷媒流量調整弁１２０で減圧されて低温低圧の気液二相状態になった後、室外空気熱交換器１１５に入り、室外ユニット１００周囲の空気により加熱されて蒸発する。蒸発し気化した空調用冷媒は、室外吸入管開閉弁１２２、アキュムレータ１１１を経由して空調用圧縮機１１０に戻る。

給湯単独運転時は、室外ユニット１００において、室外ガス管開閉弁１２１を閉、室外吸入管開閉弁１２２を開に設定し、室内機２００において、室内ガス管開閉弁２２１と室内吸入管開閉弁２２２をともに閉に設定し、熱生成ユニット３００において、熱生成ユニット冷媒流量調整弁３５０を開く。

空調用圧縮機１１０で圧縮された高温高圧の空調用冷媒はガス管１５０に流入し、熱生成ユニット３００に到達する。一方で、熱生成ユニット３００内では、給湯用圧縮機３１０が稼動し、給湯用冷媒が、給湯用圧縮機３１０、給湯用熱交換器３２０、給湯用冷媒流量調整弁３３０、カスケード熱交換器３４０の順で循環する。

熱生成ユニット３００に到達した空調用冷媒は、カスケード熱交換器３４０にて給湯用冷媒を加熱し、自身は冷却されて液化した後、熱生成ユニット冷媒流量調整弁３５０を経由して、液管１７０に流入し、室外ユニット１００に戻る。
室外ユニット１００に戻った空調用冷媒は、室外冷媒流量調整弁１２０で減圧されて低温低圧の気液二相状態になった後、室外空気熱交換器１１５に入り、室外ユニット１００周囲の空気により加熱されて蒸発する。蒸発し気化した空調用冷媒は、室外吸入管開閉弁１２２、アキュムレータ１１１を経由して空調用圧縮機１１０に戻る。

一方、カスケード熱交換器３４０で空調用冷媒により加熱された給湯用冷媒は気化し、給湯用圧縮機３１０に入る。給湯用圧縮機３１０で高温高圧に圧縮された給湯用冷媒は、給湯用熱交換器３２０に入り、熱媒体を７０〜９０℃にまで加熱する。この過程で給湯用冷媒は冷却されて液化し、給湯用冷媒流量調整弁３３０で減圧された後、再びカスケード熱交換器３４０に戻る。

冷房と暖房の同時運転時において、冷房負荷と暖房負荷がほぼ等しい場合は、室外ユニット１００において、室外ガス管開閉弁１２１と室外吸入管開閉弁１２２はともに閉に設定する。
冷房を行う室内機２００では、室内ガス管開閉弁２２１を閉、室内吸入管開閉弁２２２を開に設定し、暖房を行う室内機２００では、室内ガス管開閉弁２２１を開、室内吸入管開閉弁２２２を閉に設定する。また、熱生成ユニット３００において、熱生成ユニット冷媒流量調整弁３５０を全閉に設定する。

空調用圧縮機１１０で圧縮された高温高圧の空調用冷媒はガス管１５０に流入し、暖房を行う室内機２００に到達する。暖房を行う室内機２００に到達した空調用冷媒は、室内ガス管開閉弁２２１を経由して、室内熱交換器２１５に流入して、室内空気に放熱し暖房を行う。この過程で空調用冷媒は凝縮して液化し、全開状態の室内冷媒流量調整弁２２０を経由して液管１７０に流入する。

液管１７０に流入した液状態の空調用冷媒は、冷房を行う室内機２００に到達する。冷房を行う室内機２００に到達した空調用冷媒は、室内冷媒流量調整弁２２０で減圧されて低温低圧の気液二相状態になった後、室内熱交換器２１５に流入して、室内空気から熱を奪って冷房を行う。この過程で空調用冷媒は蒸発し、室内吸入管開閉弁２２２を経由して吸入管１６０に入り、室外ユニット１００に戻る。室外ユニット１００に戻った空調用冷媒はアキュムレータ１１１を経由して、空調用圧縮機１１０に戻る。

なお、冷房負荷の方が暖房負荷より大きい場合は、暖房を行う室内機２００から、冷房を行う室内機２００に供給する液冷媒が足りないため、その一部を室外ユニット１００の室外空気熱交換器１１５で生成する。
すなわち、室外吸入管開閉弁１２２を閉としたままで室外ガス管開閉弁１２１を開として、空調用圧縮機１１０が吐出した冷媒の一部を、室外空気熱交換器１１５に供給して液化し、室外冷媒流量調整弁１２０と液管１７０を経由して、冷房を行う室内機２００に供給する。

逆に、暖房負荷の方が冷房負荷より大きい場合は、暖房を行う室内機２００から供給される液冷媒を、冷房を行う室内機２００では全て蒸発させることができないため、液冷媒の一部を室外ユニット１００の室外空気熱交換器１１５で蒸発させる。
すなわち、室外ガス管開閉弁１２１を閉としたままで室外吸入管開閉弁１２２を開として、暖房を行う室内機２００から流出した液冷媒を、液管１７０経由で室外ユニット１００に戻す。室外ユニット１００に戻った液冷媒は、室外冷媒流量調整弁１２０で減圧した後、室外空気熱交換器１１５にて蒸発する。気化した空調用冷媒は室外吸入管開閉弁１２２を経由して、アキュムレータ１１１、空調用圧縮機１１０に戻る。

冷房と給湯の同時運転時において、冷房負荷と給湯負荷がほぼ等しい場合は、室外ユニット１００において、室外ガス管開閉弁１２１と室外吸入管開閉弁１２２はともに閉に設定する。
冷房を行う室内機２００では、室内ガス管開閉弁２２１を閉、室内吸入管開閉弁２２２を開に設定し、熱生成ユニット３００において、熱生成ユニット冷媒流量調整弁３５０を開く。

空調用圧縮機１１０で圧縮された高温高圧の空調用冷媒は、ガス管１５０に流入し、熱生成ユニット３００に到達する。一方で、熱生成ユニット３００内では、給湯用圧縮機３１０が稼動し、給湯用冷媒が、給湯用圧縮機３１０、給湯用熱交換器３２０、給湯用冷媒流量調整弁３３０、カスケード熱交換器３４０の順で循環する。

熱生成ユニット３００に到達した空調用冷媒は、カスケード熱交換器３４０にて給湯用冷媒を加熱し、自身は冷却されて液化した後、熱生成ユニット冷媒流量調整弁３５０を経由して、液管１７０に流入する。

液管１７０に流入した液状態の空調用冷媒は、冷房を行う室内機２００に到達する。冷房を行う室内機２００に到達した空調用冷媒は、室内冷媒流量調整弁２２０で減圧されて低温低圧の気液二相状態になった後、室内熱交換器２１５に流入して、室内空気から熱を奪って冷房を行う。
この過程で、空調用冷媒は蒸発し、室内吸入管開閉弁２２２を経由して吸入管１６０に入り、室外ユニット１００に戻る。室外ユニット１００に戻った空調用冷媒はアキュムレータ１１１を経由して、空調用圧縮機１１０に戻る。

一方、カスケード熱交換器３４０で空調用冷媒により加熱された給湯用冷媒は気化し、給湯用圧縮機３１０に入る。給湯用圧縮機３１０で高温高圧に圧縮された給湯用冷媒は、給湯用熱交換器３２０に入り、熱媒体を７０〜９０℃にまで加熱する。
この過程で、給湯用冷媒は冷却されて液化し、給湯用冷媒流量調整弁３３０で減圧された後、再びカスケード熱交換器３４０に戻る。

なお、冷房負荷が給湯負荷よりも大きい場合は、熱生成ユニット３００から冷房を行う室内機２００に供給する液冷媒が足りないため、その一部を室外ユニット１００の室外空気熱交換器１１５で生成する。
すなわち、室外吸入管開閉弁１２２を閉としたままで、室外ガス管開閉弁１２１を開として、空調用圧縮機１１０が吐出した冷媒の一部を、室外空気熱交換器１１５に供給して液化し、室外冷媒流量調整弁１２０と液管１７０を経由して、冷房を行う室内機２００に供給する。

一方、給湯負荷の方が冷房負荷より大きい場合は、熱生成ユニット３００から供給される液冷媒を、冷房を行う室内機２００では全て蒸発させることができないため、液冷媒の一部を室外ユニット１００の室外空気熱交換器１１５で蒸発させる。
すなわち、室外ガス管開閉弁１２１を閉としたままで室外吸入管開閉弁１２２を開として、暖房を行う室内機２００から流出した液冷媒の一部を、液管１７０経由で室外ユニット１００に戻す。

室外ユニット１００に戻った液冷媒は、室外冷媒流量調整弁１２０で減圧した後、室外空気熱交換器１１５にて蒸発する。気化した空調用冷媒は室外吸入管開閉弁１２２を経由して、アキュムレータ１１１、空調用圧縮機１１０に戻る。

暖房と給湯の同時運転時は、室外ユニット１００において、室外ガス管開閉弁１２１を閉、室外吸入管開閉弁１２２を開に設定し、室内機２００において、室内ガス管開閉弁２２１を開、室内吸入管開閉弁２２２を閉に設定し、熱生成ユニット３００において、熱生成ユニット冷媒流量調整弁３５０を開く。

空調用圧縮機１１０で圧縮された高温高圧の空調用冷媒はガス管１５０に流入し、室内機２００と熱生成ユニット３００に到達する。室内機２００に到達した空調用冷媒は、室内ガス管開閉弁２２１を経由して、室内熱交換器２１５に流入して、室内空気に放熱し暖房を行う。この過程で空調用冷媒は凝縮して液化し、全開状態の室内冷媒流量調整弁２２０を経由して液管１７０に流入する。

熱生成ユニット３００に到達した空調用冷媒は、カスケード熱交換器３４０にて給湯用冷媒を加熱し、自身は冷却されて液化した後、熱生成ユニット冷媒流量調整弁３５０を経由して、液管１７０に流入する。
この液冷媒は、暖房を行う室内機２００から流出した液冷媒と合流し、室外ユニット１００に戻る。室外ユニットに戻った液冷媒は、室外冷媒流量調整弁１２０で減圧した後、室外空気熱交換器１１５にて蒸発させる。気化した空調用冷媒は室外吸入管開閉弁１２２を経由して、アキュムレータ１１１、空調用圧縮機１１０に戻る。

一方、カスケード熱交換器３４０で空調用冷媒により加熱された給湯用冷媒は気化し、給湯用圧縮機３１０に入る。給湯用圧縮機３１０で高温高圧に圧縮された給湯用冷媒は、給湯用熱交換器３２０に入り、熱媒体を７０〜９０℃にまで加熱する。
この過程で給湯用冷媒は冷却されて液化し、給湯用冷媒流量調整弁３３０で減圧された後、再びカスケード熱交換器３４０に戻る。

冷房と暖房と給湯の同時運転時は、冷房負荷と、暖房負荷と給湯負荷との和がほぼ等しい場合は、室外ユニット１００において、室外ガス管開閉弁１２１と室外吸入管開閉弁１２２はともに閉に設定する。
冷房を行う室内機２００では、室内ガス管開閉弁２２１を閉、室内吸入管開閉弁２２２を開に設定し、暖房を行う室内機２００では、室内ガス管開閉弁２２１を開、室内吸入管開閉弁２２２を閉に設定する。また、熱生成ユニット３００において、熱生成ユニット冷媒流量調整弁３５０を開く。

空調用圧縮機１１０で圧縮された高温高圧の空調用冷媒は、ガス管１５０に流入し、暖房を行う室内機２００と熱生成ユニット３００に到達する。一方で、熱生成ユニット３００内では、給湯用圧縮機３１０が稼動し、給湯用冷媒が、給湯用圧縮機３１０、給湯用熱交換器３２０、給湯用冷媒流量調整弁３３０、カスケード熱交換器３４０の順で循環する。
暖房を行う室内機２００に到達した空調用冷媒は、室内ガス管開閉弁２２１を経由して、室内熱交換器２１５に流入して、室内空気に放熱し暖房を行う。この過程で空調用冷媒は凝縮して液化し、全開状態の室内冷媒流量調整弁２２０を経由して液管１７０に流入する。

熱生成ユニット３００に到達した空調用冷媒は、カスケード熱交換器３４０にて給湯用冷媒を加熱し、自身は冷却されて液化した後、熱生成ユニット冷媒流量調整弁３５０を経由して、液管１７０に流入する。
暖房を行う室内機２００と熱生成ユニット３００から液管１７０に流入した液化した空調用冷媒は合流し、冷房を行う室内機２００に到達する。
冷房を行う室内機２００に到達した空調用冷媒は、室内冷媒流量調整弁２２０で減圧されて低温低圧の気液二相状態になった後、室内熱交換器２１５に流入して、室内空気から熱を奪って冷房を行う。この過程で空調用冷媒は蒸発し、室内吸入管開閉弁２２２を経由して吸入管１６０に入り、室外ユニット１００に戻る。
室外ユニット１００に戻った空調用冷媒はアキュムレータ１１１を経由して、空調用圧縮機１１０に戻る。

なお、冷房負荷が、暖房負荷と給湯負荷の和よりも大きい場合は、暖房を行う室内機２００と熱生成ユニット３００から冷房を行う室内機２００に供給する液冷媒が足りないため、その一部を室外ユニット１００の室外空気熱交換器１１５で生成する。
すなわち、室外吸入管開閉弁１２２を閉としたままで室外ガス管開閉弁１２１を開として、空調用圧縮機１１０が吐出した冷媒の一部を、室外空気熱交換器１１５に供給して液化し、室外冷媒流量調整弁１２０と液管１７０を経由して、冷房を行う室内機２００に供給する。

一方、暖房負荷と給湯負荷の和が冷房負荷より大きい場合は、暖房を行う室内機２００と熱生成ユニット３００から供給される液冷媒を、冷房を行う室内機２００では全て蒸発させることができないため、液冷媒の一部を室外ユニット１００の室外空気熱交換器１１５で蒸発させる。
すなわち、室外ガス管開閉弁１２１を閉としたままで室外吸入管開閉弁１２２を開として、暖房を行う室内機２００と熱生成ユニット３００から流出した液冷媒の一部を、液管１７０経由で室外ユニット１００に戻す。

次に、熱生成ユニット３００における熱媒体の動作について、図２および図３を参照しながら説明する。
給湯単独運転時、冷房と給湯の同時運転時、暖房と給湯の同時運転時、冷房と暖房と給湯の同時運転時に、給湯用圧縮機３１０と熱媒体ポンプ３６０は稼動する。
熱媒体ポンプ３６０が稼働中、熱媒体は、上水道などの熱生成ユニット３００外から熱生成ユニット３００内に流入し、熱媒体配管３８０ａを通って熱媒体ポンプ３６０に入る。

熱媒体ポンプ３６０に流入した熱媒体は、吐出口から熱媒体配管３８０ｂに流入し、給湯用熱交換器３２０に入る。熱媒体は、二重管式熱交換器である給湯用熱交換器３２０にて、給湯用圧縮機３１０が吐出した高温の給湯用冷媒と熱交換し、７０〜９０℃まで加熱された後、熱媒体配管３８０ｃを経由して、熱生成ユニット３００外に送出される。
なお、空調給湯システムにおいては、貯湯タンクに湯を蓄える時に、貯湯タンクの下部の比較的温度の低い水を熱生成ユニット３００に供給するが、貯湯タンク内の湯が溜まってくると熱生成ユニット３００に供給される水の温度は除序に上昇する、いわゆる沸き終い運転となる。

以上の記述から明らかのように、本実施の形態では、カスケード熱交換器３４０として外管４２０と内管４１０とからなる二重管式熱交換器を用い、給湯用冷媒を内管４１０に流通させることで、入水温度が高くなるいわゆる沸き終い運転において、高段側冷媒の流動形式が環状流が支配的になるときにおいても、吸熱源である液相冷媒が内管内表面に密着集中し、かつ、沸き終い運転において低段側冷媒の状態として過熱ガス状態が支配的となるときにおいても、熱抵抗となる油膜が外管４２０の内表面に密着集中し、熱媒体である過熱ガス冷媒が伝熱面である内管４１０の外表面と接触しやすくなる。

よって、沸き終い運転において熱生成ユニット３００に供給される入水温度が高くなるときにおいても、カスケード熱交換器３４０において高段側冷媒と低段側冷媒との間で効率よく熱交換され、給湯システムの運転効率を向上させることができる。
また、空調負荷が大きくなり第１回路５０１を流れる空調用冷媒の凝縮温度が低下するような場合においても、第１冷凍サイクル５００の効率低下の要因となるカスケード熱交換器３４０の内管４１０と給湯用冷媒配管とが接続する分岐部における冷凍機油が滞留するのを防ぎ、給湯用冷媒の圧力損失を抑えることができるため、第１冷凍サイクル５００の効率を高くすることができる。

また、本実施形態では、カスケード熱交換器３４０の内管４１０と外管４２０とがそれぞれ給湯用冷媒配管と空調用冷媒配管とに接続する分岐部において、外管４２０と空調用冷媒配管とを、カスケード熱交換器３４０内の分岐部近傍を流れる空調用冷媒の流れ方向に対して略垂直方向に接続され、内管４１０と給湯用冷媒配管とを、カスケード熱交換器３４０内の分岐部近傍を流れる給湯用冷媒の流れ方向に対して略水平方向に接続されているので、空調負荷が大きくなり第１回路５０１を流れる空調用冷媒の凝縮温度が低下するような場合においても、第１冷凍サイクル５００の効率低下の要因となるカスケード熱交換器３４０の内管４１０と給湯用冷媒配管とが接続する分岐部で給湯用冷媒の圧力損失を抑えることができるため、第１冷凍サイクル５００の効率を高くすることができる。

本発明は、冷房、暖房、給湯に必要な温冷熱を同時に供給できる空調給湯システムにおいて、沸き終いで入水温度が高くなるときもカスケード熱交換器３４０において高段側冷媒および低段側冷媒の熱伝達率が低下することなく、運転効率の高い給湯システムを提供するものとして好適に利用することができる。

１００室外ユニット
１１０空調用圧縮機
１１５室外熱交換器
１５０ガス管
１６０吸入管
１７０液管
２００室内機
２１５室内熱交換器
２２０室内機冷媒流量調整弁
３００熱生成ユニット
３１０給湯用圧縮機
３２０給湯用熱交換器
３３０給湯用冷媒流量調整弁
３４０カスケード熱交換器
３５０熱生成ユニット冷媒流量調整弁
３６０熱媒体ポンプ
３８０熱媒体配管
３９０排水口
４００側板部材
４１０内管
４２０外管
５００第１冷凍サイクル
５０１第１回路
５０２第２回路
５１０第２冷凍サイクル

Claims

給湯用冷媒を圧縮する給湯用圧縮機と、給湯用冷媒と給湯用熱媒体とが熱交換する給湯用熱交換器と、給湯用冷媒の流量を制御する給湯用冷媒流量調整弁と、給湯用冷媒と空調用冷媒とが熱交換するカスケード熱交換器とを環状に接続した第１冷凍サイクルと、
前記カスケード熱交換器と、前記カスケード熱交換器に供給する前記空調用冷媒の流量を制御する熱生成ユニット冷媒流量調整弁とを直列に接続した第１回路と、前記空調用冷媒と室内空気とが熱交換する室内熱交換器と、室内熱交換器に供給する前記空調用冷媒の流量を制御する室内機冷媒流量調整弁とを直列に接続した少なくとも１つの第２回路と、前記第１回路と前記第２回路とを並列に接続した熱負荷回路を、前記空調用冷媒を圧縮する空調用圧縮機と、室外熱交換器とに接続した第２冷凍サイクルと、
を備えた空調給湯システムにおいて、
前記カスケード熱交換器として外管と内管とからなる二重管式熱交換器を用い、給湯用冷媒を前記内管に流通させることを特徴とする空調給湯システム。
前記カスケード熱交換器の前記内管と前記外管とがそれぞれ給湯用冷媒配管と空調用冷媒配管とに接続する分岐部において、前記外管と空調用冷媒配管とを、前記カスケード熱交換器内の前記分岐部近傍を流れる空調用冷媒の流れ方向に対して略垂直方向に接続され、前記内管と給湯用冷媒配管とを、前記カスケード熱交換器内の前記分岐部近傍を流れる給湯用冷媒の流れ方向に対して略水平方向に接続されていることを特徴とする請求項１に記載の空調給湯システム。