JP5205079B2 - ヒートポンプ式給湯暖房装置 - Google Patents

Description

本発明は、貯湯タンク内の水をヒートポンプ冷媒回路の放熱器に循環させることにより、貯湯タンク内に湯を貯留するヒートポンプ式給湯暖房装置に関するものである。

従来よりこの種ヒートポンプ式給湯装置は、湯を貯留可能な貯湯タンクを有する貯湯タンクユニットと、圧縮機、放熱器、膨張弁等の減圧装置及び蒸発器とを配管接続することによりヒートポンプ冷媒回路が構成されたヒートポンプユニットから成る。上記放熱器は、貯湯タンクユニットの貯湯タンク内からの水と、ヒートポンプユニットの冷媒回路を流れる冷媒とが熱交換可能に構成されている。そして、貯湯タンクの水を放熱器に循環させ、そこで放熱器を流れる圧縮機からの高温高圧の冷媒と熱交換させる。これにより、冷媒から熱を奪い加熱され、高温の湯となった水を貯湯タンクに戻して、当該貯湯タンク内に貯留するものであった。

また、放熱器にて水に熱を奪われて放熱した冷媒は、膨張弁（主絞り手段）で減圧された後、蒸発器に流入する。蒸発器に流入した冷媒は、当該蒸発器にて周囲の空気から吸熱し蒸発した後、圧縮機に吸い込まれて、再び、圧縮されるサイクルを繰り返すものであった。

このような冷媒サイクルにおいて、上記膨張弁は、圧縮機から吐出される吐出冷媒温度により制御されていた。即ち、主絞り手段の弁開度を縮小すると圧縮機から吐出される冷媒温度が上昇し、弁開度を拡大すると吐出冷媒温度が低下するので、予め圧縮機から吐出される吐出冷媒温度が所定の値となるような目標値を設定して、その目標値に近づくように主絞り手段の弁開度が制御されていた。

近年、この種ヒートポンプ式給湯装置では、自然環境問題などからフロン系冷媒が使用できなくなってきている。このため、フロン冷媒の代替品として自然冷媒である二酸化炭素を使用する試みがなされている。当該二酸化炭素冷媒は高低圧差の激しい冷媒で、臨界圧力が低く、圧縮により冷媒サイクルの高圧側が超臨界状態となることが知られている。

係る超臨界冷媒サイクルでは、放熱器側の熱源温度（放熱器と熱交換する熱媒体である外気の温度や室内の温度、或いは、給湯装置の給水温度等が挙げられるが、この場合の熱源温度は貯湯タンクからの水の温度、即ち、放熱器に入る貯湯タンクからの水の入水温度に相当する）が高い等の原因により、放熱器出口の冷媒温度が高くなる条件下においては、蒸発器入口の比エンタルピが大きくなるため、冷凍効果が著しく低下する問題が生じていた。この場合、冷凍能力を確保するには、高圧圧力を上昇させる必要があるため、圧縮動力が増大して、成績係数も低下すると云う不都合が生じる。

このため、放熱器で冷却された冷媒を２つの冷媒流に分流し、分流された一方の冷媒流（第１の冷媒流）を補助絞り手段で絞り、中間熱交換器の一方の通路（第１の流路）に流した後、圧縮機の中間圧部に吸い込ませると共に、もう一方の冷媒流（第２の冷媒流）を中間熱交換器の前記第１の流路と交熱的に設けられた他方の通路（第２の流路）に流して、主絞り手段を介して蒸発器にて蒸発させた後、圧縮機の低圧部に吸い込ませる二段圧縮一段膨張中間冷却サイクル、所謂スプリットサイクル（スプリットサイクル（登録商標））を用いることが提案されている。

このスプリットサイクルにより、放熱器で放熱した後の冷媒を分流し、補助絞り手段にて減圧膨張された第１の冷媒流にて第２の冷媒流を冷却することができるようになるので、蒸発器入口の比エンタルピを小さくすることができるようになる。これにより、冷凍効果を大きくすることが可能となり、従来の装置に比べて効果的に性能を向上させることができるようになった（例えば、特許文献１参照）。
特開２００６−２４２５５７号公報

ところで、上述したスプリットサイクルでは、中間熱交換器において第１の冷媒流により第２の冷媒流を冷却する効果は、中間熱交換器を流れる第１の冷媒流と第２の冷媒流の流量に依存することとなる。即ち、第１の冷媒流を減圧する補助絞り手段の弁開度が小さすぎると、中間熱交換器に流れる第１の冷媒流が少なすぎるため、当該中間熱交換器にて第２の冷媒流を効果的に冷却することができない。従って、蒸発器入口の比エンタルピを小さくしてサイクルの効率を向上させるという効果を得ることができなくなってしまう。また、この場合、中間熱交換器において第１の冷媒流により第２の冷媒流を効果的に冷却できないので、圧縮機に吸い込まれる冷媒温度も高くなり、その結果、圧縮機から吐出される冷媒温度が上昇することとなる。

一方、補助絞り手段の弁開度が大きすぎると、第１の冷媒流が過剰となる。これにより、圧縮機の中間圧部に吸い込まれる第１の冷媒流によって、圧縮機から吐出される冷媒の圧力が異常上昇したり、圧縮機から吐出される冷媒の温度が異常に低下する不都合が生じることとなる。更に、第１の冷媒流が過剰となると、中間熱交換器における第２の冷媒流との熱交換により完全にガス化されることができず、圧縮機の中間圧部に湿り状態（ガスと液の混在した二相状態、或いは、液の状態）の冷媒が吸い込まれて圧縮機が破損する恐れがある。

従って、スプリットサイクルでは、前述した主絞り手段の制御に加えて補助絞り手段の弁開度も制御する必要がある。特に、このようなスプリットサイクルでは、補助絞り手段の弁開度が大きく、第１の冷媒流が多い場合には、主絞り手段と吐出温度との関係が逆転する場合がある。即ち、通常のサイクルでは、主絞り手段の弁開度を縮小すると、圧縮機の吐出冷媒温度が上昇するが、スプリットサイクルでは、主絞り手段の弁開度を縮小すると、圧縮機の吐出冷媒温度が低下するといった関係になる場合がある。

このように、主絞り手段の弁開度と吐出冷媒温度の関係が逆転すると、高圧圧力が異常上昇したり、圧縮機から吐出される冷媒温度が異常に低下するといった問題が生じやすくなる。即ち、従来の制御では、吐出温度が所定の値より低い場合には、主絞り手段の弁開度が縮小されるため、吐出冷媒温度は更に低くなり、高圧圧力は更に上昇してしまう。これにより、吐出温度と吐出温度の目標値と差が大きくなる。即ち、目標値より更に低い方向に吐出温度が低下するため、当該吐出温度と目標温度との差が広がってしまう。この場合、主絞り手段の弁開度が更に小さくなるよう制御されるため、吐出冷媒温度は更に低くなると共に、高圧圧力の異常上昇を招く問題が生じていた。

本発明は、係る従来技術の課題を解決するために成されたものであり、ヒートポンプ式給湯暖房装置において、安定した高効率の運転を実現することを目的とする。

本発明のヒートポンプ式給湯暖房装置は、圧縮機、冷媒対水熱交換器及び蒸発器を有して構成されたヒートポンプ冷媒回路と、湯を貯留可能とした貯湯タンクとを備え、この貯湯タンク内の水を冷媒対水熱交換器に循環させることにより、貯湯タンク内に湯を貯留するものであって、ヒートポンプ冷媒回路は、圧縮機と、冷媒対水熱交換器と、補助絞り手段と、中間熱交換器と、主絞り手段及び蒸発器を有し、冷媒対水熱交換器から出た冷媒を二つの流れに分流して、第１の冷媒流を補助絞り手段を経て中間熱交換器の第１の流路に流し、第２の冷媒流を中間熱交換器の第２の流路に流した後、主絞り手段を経て蒸発器に流すことにより、中間熱交換器にて第１の冷媒流と第２の冷媒流とを熱交換させ、蒸発器から出た冷媒を圧縮機の低圧部に吸い込ませ、中間熱交換器から出た第１の冷媒流を圧縮機の中間圧部に吸い込ませると共に、圧縮機から吐出された冷媒の温度を検出する吐出冷媒温度検出手段と、中間熱交換器の入口と出口における第１の冷媒流の温度を検出する中間熱交換器入口冷媒温度検出手段及び中間熱交換器出口冷媒温度検出手段と、これら温度検出手段の出力に基づき、主絞り手段及び補助絞り手段の弁開度を制御する制御装置とを備え、この制御装置は、主絞り手段の弁開度を縮小したときに、圧縮機から吐出された冷媒の温度が上昇するように、補助絞り手段の弁開度を制御することを特徴とする。

請求項２の発明のヒートポンプ式給湯暖房装置は、請求項１に記載の発明において制御装置は、吐出冷媒温度検出手段の出力に基づき、圧縮機から吐出された冷媒の温度が所定の吐出温度目標値となるよう主絞り手段の弁開度を制御すると共に、中間熱交換器入口冷媒温度検出手段及び中間熱交換器出口冷媒温度検出手段の出力に基づき、中間熱交換器の出口と入口における第１の冷媒流の温度差が所定の温度差目標値となるよう補助絞り手段の弁開度を制御することを特徴とする。

請求項３の発明のヒートポンプ式給湯暖房装置は、請求項２に記載の発明において制御装置は、圧縮機から吐出された冷媒の温度が吐出温度目標値より低いときは主絞り手段の弁開度を縮小し、高いときには拡大すると共に、中間熱交換器の出口と入口における第１の冷媒流の温度差が温度差目標値より小さいときは補助絞り手段の弁開度を縮小し、大きいときは拡大することを特徴とする。

請求項４の発明のヒートポンプ式給湯暖房装置は、請求項２又は請求項３に記載の発明において制御装置は、中間熱交換器の入口における第１の冷媒流の冷媒が二相域にある場合、温度差目標値を中間熱交換器の出口における第１の冷媒流の冷媒がガス状態となる第１の温度差目標値とし、中間熱交換器の入口における第１の冷媒流の冷媒が超臨界域にある場合、温度差目標値を第１の温度差目標値よりも大きい第２の温度差目標値とすることを特徴とする。

請求項５の発明のヒートポンプ式給湯暖房装置は、請求項２又は請求項３に記載の発明において冷媒対水熱交換器に入る入水温度を検出する入水温度検出手段と、外気温度を検出する外気温度検出手段とを備え、制御装置は、これら温度検出手段の出力に基づき、入水温度が高い場合、又は、外気温度が高い場合は温度差目標値を拡大することを特徴とする。

請求項６の発明のヒートポンプ式給湯暖房装置は、請求項５に記載の発明において制御装置は、入水温度が所定の値より低い場合、又は、外気温度が所定の値より高い場合、第１の冷媒流を流さないことを特徴とする。

本発明によれば、圧縮機、冷媒対水熱交換器及び蒸発器を有して構成されたヒートポンプ冷媒回路と、湯を貯留可能とした貯湯タンクとを備え、この貯湯タンク内の水を冷媒対水熱交換器に循環させることにより、貯湯タンク内に湯を貯留するヒートポンプ式給湯暖房装置において、ヒートポンプ冷媒回路は、圧縮機と、冷媒対水熱交換器と、補助絞り手段と、中間熱交換器と、主絞り手段及び蒸発器を有し、冷媒対水熱交換器から出た冷媒を二つの流れに分流して、第１の冷媒流を補助絞り手段を経て中間熱交換器の第１の流路に流し、第２の冷媒流を中間熱交換器の第２の流路に流した後、主絞り手段を経て蒸発器に流すことにより、中間熱交換器にて第１の冷媒流と第２の冷媒流とを熱交換させ、蒸発器から出た冷媒を圧縮機の低圧部に吸い込ませ、中間熱交換器から出た第１の冷媒流を圧縮機の中間圧部に吸い込ませると共に、圧縮機から吐出された冷媒の温度を検出する吐出冷媒温度検出手段と、中間熱交換器の入口と出口における第１の冷媒流の温度を検出する中間熱交換器入口冷媒温度検出手段及び中間熱交換器出口冷媒温度検出手段と、これら温度検出手段の出力に基づき、主絞り手段及び補助絞り手段の弁開度を制御する制御装置とを備え、制御装置が、主絞り手段の弁開度を縮小したときに、圧縮機から吐出された冷媒の温度が上昇するように、補助絞り手段の弁開度を制御するものとしたので、主絞り手段の弁開度を縮小すると、圧縮機の吐出冷媒温度が低下するといった主絞り手段と吐出温度との関係が逆転する不都合を回避することができる。

特に、請求項２の発明の如く制御装置は、吐出冷媒温度検出手段の出力に基づき、圧縮機から吐出された冷媒の温度が所定の吐出温度目標値となるよう主絞り手段の弁開度を制御すると共に、中間熱交換器入口冷媒温度検出手段及び中間熱交換器出口冷媒温度検出手段の出力に基づき、中間熱交換器の出口と入口における第１の冷媒流の温度差が所定の温度差目標値となるよう補助絞り手段の弁開度を制御するので、例えば、請求項３の発明の如く制御装置は、圧縮機から吐出された冷媒の温度が吐出温度目標値より低いときは主絞り手段の弁開度を縮小し、高いときには拡大すると共に、中間熱交換器の出口と入口における第１の冷媒流の温度差が温度差目標値より小さいときは補助絞り手段の弁開度を縮小し、大きいときは拡大することで、中間熱交換器を流れる第１の冷媒流と第２の冷媒流の流量を最適な量に制御することができるようになる。

また、請求項４の発明では、請求項２又は請求項３に記載の発明において制御装置は、中間熱交換器の入口における第１の冷媒流の冷媒が二相域にある場合、温度差目標値を中間熱交換器の出口における第１の冷媒流の冷媒がガス状態となる第１の温度差目標値とし、中間熱交換器の入口における第１の冷媒流の冷媒が超臨界域にある場合、温度差目標値を第１の温度差目標値よりも大きい第２の温度差目標値とするので、第１の冷媒流の状況に応じて中間熱交換器における第１の冷媒流と第２の冷媒流との熱交換量を最適なものとすることができる。

更に、請求項５の発明によれば、冷媒対水熱交換器に入る入水温度を検出する入水温度検出手段と、外気温度を検出する外気温度検出手段とを備え、制御装置は、これら温度検出手段の出力に基づき、入水温度が高い場合、又は、外気温度が高い場合は温度差目標値を拡大するので、中間熱交換器における熱交換能力を改善して、蒸発器に入る第２の冷媒流を効果的に冷却し、比エンタルピを小さくすることができるようになる。

特に、請求項６の発明の如く制御装置は、スプリットサイクルによる性能向上効果が小さく、安定した運転が困難である場合、例えば、請求項６の如く入水温度が所定の値より低い場合、又は、外気温度が所定の値より高い場合、第１の冷媒流を流さないので、通常のサイクルによる運転を行うことができるようになる。

総じて、本発明によりヒートポンプ式給湯暖房装置の安定した高効率の運転を実現することが可能となる。

以下、本発明の実施の形態を詳述する。

図１は本発明を適用したヒートポンプ式給湯暖房装置の一実施例の全体構成図を示している。ヒートポンプ式給湯暖房装置Ｈは、ヒートポンプユニット１０と、貯湯タンクユニット３０とから構成されている。

ヒートポンプユニット１０は、圧縮機１１、放熱器１２、分流器１３、補助絞り手段としての第２の膨張弁１４、中間熱交換器１５、主絞り手段としての膨張弁１７及び蒸発器１８とを備えて、これらを配管接続することによりヒートポンプ冷媒回路が構成されている。

本実施例の圧縮機１１は、密閉容器（圧縮機１１のケース）内１６に電動要素と（密閉容器及び電動要素は図示しない）、この電動要素にて駆動される低段側の圧縮手段としての第１の圧縮要素１１Ａと高段側の圧縮手段としての第２の圧縮要素１１Ｂとを備えて、第１の圧縮要素１１Ａで圧縮された冷媒を密閉容器内１６に吐出した後、第２の圧縮要素１１Ｂに吸い込んで圧縮する内部中間圧型のコンプレッサである。この場合、圧縮機１１の低圧部は、第１の圧縮要素１１Ａの吸込側に相当し、中間圧部は、第１の圧縮要素１１Ａの吐出側から第２の圧縮要素１１Ｂの吸込側に相当する。即ち、密閉容器内１６も中間圧部に相当する。即ち、本実施例の圧縮機１１は、第１の圧縮要素１１Ａに低圧の冷媒を吸い込んで圧縮して中間圧とし、密閉容器内１６に吐出した後、当該密閉容器内１６から第２の圧縮要素１１Ｂに吸い込んで高圧まで圧縮するよう構成されている。

上記第２の圧縮要素１１Ｂの冷媒吐出側には、冷媒吐出管４２の一端が接続されており、この冷媒吐出管４２から第２の圧縮要素１１Ｂにて圧縮された高温高圧の冷媒ガスが圧縮機１１の外部に吐出される。そして、冷媒吐出管４２の他端は後述する放熱器１２の一端（加熱部１２Ａの冷媒入口側）に接続されている。また、放熱器１２の他端（即ち、加熱部１２Ａの冷媒出口側）には分流器１３に至る配管４４が接続されている。

分流器１３は、放熱器１２の加熱部１２Ａから出た冷媒を２つの流れに分岐するための分流手段である。本実施例の分流器１３は、放熱器１２から出た冷媒を第１の冷媒流と第２の冷媒流の２つの流れに分流し、第１の冷媒流を膨張弁１４を経て中間熱交換器１５の第１の流路１５Ａに至る第２冷媒流路に流し、第２の冷媒流を中間熱交換器１５の第２の流路１５Ｂに流した後、膨張弁１７を経て蒸発器１８に至る主冷媒流路に流すように構成されている。

即ち、分流器１３の一方の出口には第２冷媒流路の膨張弁１４に至る配管４５が接続されており、他方の出口には主冷媒流路の中間熱交換器１５の第２の流路１５Ｂに至る配管４７が接続されている。この主冷媒流路とは、圧縮機１１の第１の圧縮要素１１Ａ、密閉容器内１６、第２の圧縮要素１１Ｂ、放熱器１２、分流器１３、中間熱交換器１５の第２の流路１５Ｂ、膨張弁１７、蒸発器１８からなる環状の冷媒流路である。また、第２冷媒流路とは、分流器１３から膨張弁１４、中間熱交換器１５の第１の流路１５Ａを経て密閉容器内１６に至る冷媒流路を指す。

一方、本実施例では、第２冷媒流路からの第１の冷媒流と、圧縮機１１の第１の圧縮要素１１Ａで圧縮された冷媒とが圧縮機１１の密閉容器内１６にて合流するよう構成されている。従って、本実施例では、圧縮機１１の密閉容器内１６が２つの冷媒流を合流させるための合流手段として機能することとなる。即ち、密閉容器内１６にて第２冷媒流路からの第１の冷媒流と圧縮機１１の第１の圧縮要素１１Ａで圧縮された冷媒とが合流し、この合流した冷媒が第２の圧縮要素１１Ｂに吸い込まれるよう構成されている。

他方、前記膨張弁１４は、分流器１３で分流された第１の冷媒流を減圧するための補助絞り手段であると共に、第１の冷媒流を第２冷媒流路に流すか流さないかを制御する弁装置として機能する。この膨張弁１４は、後述するコントローラＣに接続されて、開閉動作が当該コントローラＣにより制御されている。

前記中間熱交換器１５は、前記第２冷媒流路を流れる膨張弁１４で減圧された後の第１の冷媒流と主冷媒流路を流れる第２の冷媒流とを熱交換させるための熱交換器である。この中間熱交換器１５には、第１の冷媒流が流れる第１の流路１５Ａと第２の冷媒流が流れる第２の流路１５Ｂとが交熱的に配置されている。更に、本実施例の中間熱交換器１５は、当該中間熱交換器１５において第１の冷媒流と第２の冷媒流とが対向流となるように各流路１５Ａ、１５Ｂが設けられている。このように中間熱交換器１５を設けることで、膨張弁１４にて減圧され、第１の流路１５Ａに流入した第１の冷媒流は、第２の流路１５Ｂを流れる第２の冷媒流から熱を奪う。他方、第２の冷媒流は第１の冷媒流により冷却される。これにより、蒸発器１８に入る冷媒の比エンタルピーを小さくすることができる。

また、上記中間熱交換器１５の第１の流路１５Ａの出口には、圧縮機１１の密閉容器に接続され、当該圧縮機１１の密閉容器内１６にて一端が開口する配管４６が接続されており、第１の流路１５Ａから出た冷媒が配管４６から圧縮機１１の中間圧部である密閉容器内１６に吐出されるよう構成されている。

以上の如く分流器１３で分流された第１の冷媒流は、膨張弁１４で減圧された後、中間熱交換器１５の第１の流路１５Ａを通過する過程で第２の流路１５Ｂを流れる第２の冷媒流と熱交換して蒸発する。蒸発して冷媒ガスとなった第１の冷媒流は、第１の流路１５Ａから出て圧縮機１１の密閉容器内１６に入り、そこで第１の圧縮要素１１Ａからの冷媒と合流した後、第２の圧縮要素１１Ｂに吸い込まれることとなる。尚、本実施例では圧縮機１１の密閉容器内１６にて２つの冷媒流を合流させるものとしたが、合流器を別に設けて、当該合流器にて第２冷媒流路からの第１の冷媒流と、圧縮機１１の第１の圧縮要素１１Ａで圧縮された冷媒とを合流させるように構成しても差し支えない。

他方、中間熱交換器１５の第２の流路１５Ｂの出口に接続された配管４８は膨張弁１７の入口に接続され、膨張弁１７を出た配管５０は蒸発器１８の入口に接続されている。この膨張弁１７は、分流器１３で分流された後の主冷媒流路を流れる第２の冷媒流を減圧するための主絞り手段である。この膨張弁１７は、前記コントローラＣに接続されて、このコントローラＣにより弁開度が制御されている。また、蒸発器１８はファン１８Ｆから通風される空気から熱を奪って冷媒を蒸発させる空冷方式の熱交換器である。この蒸発器１８の出口は圧縮機１１の低圧部である第１の圧縮要素１１Ａの吸込側に至る冷媒導入管４０が接続されている。

以上のように、分流器１３で分流された後の主冷媒回路を流れる第２の冷媒流は、中間熱交換器１５の第２の流路１５Ｂ、膨張弁１７を経て蒸発器１８に流れた後、圧縮機１１の第１の圧縮要素１１Ａ、密閉容器内１６、第２の圧縮要素１１Ｂ、放熱器１２の加熱部１２Ａを経て再び分流器１３にて分流されるサイクルを繰り返すこととなる。

このヒートポンプ冷媒回路には、二酸化炭素が冷媒として用いられる。二酸化炭素冷媒は、圧縮機１１の第２の圧縮要素１１Ｂにて超臨界圧力まで圧縮されて、放熱器１２の加熱部１２Ａに送られることとなる。この超臨界状態で加熱部１２Ａに流入した冷媒により放熱器１２の被加熱部１２Ｂを流れる水を＋９０℃以上の高温に加熱することができる。尚、ヒートポンプ冷媒回路の圧縮機１１の第２の圧縮要素１１Ｂの吐出側に接続された冷媒吐出管４２には、第２の圧縮要素１１Ｂで圧縮され高温高圧の冷媒ガスとなった後、圧縮機１１から吐出された冷媒の温度を検出するための吐出冷媒温度検出手段としての温度センサＴＳ１が設けられている。

また、中間熱交換器１５の第１の流路１５Ａに至る配管４５上には中間熱交換器１５の入口における第１の冷媒流の温度を検出するための中間熱交換器入口冷媒温度検出手段としての温度センサＴＳ２が介設され、第１の流路１５Ａから出た配管４６上には中間熱交換器１５の出口における第１の冷媒流の温度を検出するための中間熱交換器出口冷媒温度検出手段としての温度センサＴＳ３が介設されている。これら各温度センサＴＳ１、ＴＳ２、ＴＳ３はそれぞれコントローラＣに接続されている。

前述した放熱器１２は、ヒートポンプユニット１０のヒートポンプ冷媒回路を流れる圧縮機１１の第２の圧縮要素１１Ｂから出た高温高圧の冷媒と貯湯タンクユニット３０の湯水生成回路を流れる水とを熱交換させるための冷媒対水熱交換器である。具体的に、実施例の放熱器１２は、冷媒が流れる加熱部１２Ａと貯湯タンクユニット３０の水が流れる被加熱部１２Ｂとが熱交換関係に一体化されたものであって、加熱部１２Ａを流れる冷媒と被加熱部１２Ｂを流れる水の流れが対向流となるよう構成されている。

上記貯湯タンクユニット３０は、湯を貯留する貯湯タンク３１を備える。この貯湯タンク３１は、放熱器１２にて冷媒と熱交換して加熱された湯を貯留可能とした縦長円筒状を呈するタンクである。当該貯湯タンク３１の下端には、湯水生成回路の配管３２が接続されている。この配管３２は、貯湯タンク３１内の下部にて一端が開口すると共に、他端が放熱器１２の他側（即ち、被加熱部１２Ｂの水入口側）に接続されており、当該配管３２から貯湯タンク３１内の水が取り出し可能に構成されている。また、放熱器１２の一側（即ち、被加熱部１２Ｂの水出口側）には、配管３３の一端が接続され、当該配管３３は放熱器１２の被加熱部１２Ｂに接続される一端から貯湯タンク３１の高さ方向の中心付近の壁面に接続されて、他端は当該貯湯タンク３１内にて開口している。

上記配管３２には、温水生成回路に貯湯タンク３１内の水を循環させるためのポンプ３２Ｐと、放熱器１２に入る水の温度（入水温度）を検出するための入水温度検出手段としての温度センサＴＳ４とが設けられている。即ち、温水生成回路は、ポンプ３２Ｐの動作により貯湯タンク３１内の下部の水を貯湯タンク３１内から取り出して、放熱器１２に供給した後、貯湯タンク３１内の高さ方向の略中心部に戻すよう構成されている。尚、ポンプ３２Ｐ及び温度センサＴＳ４は前記コントローラＣに接続されている。

また、貯湯タンク３１の上端には、温水搬送回路の配管６０が接続されており、この配管６０から貯湯タンク３１の上部に蓄えられた高温の湯が取り出し可能に構成されている。当該温水搬送回路は、貯湯タンク３１内の湯を利用側熱交換器６５に搬送するためのものである。本実施例の利用側熱交換器６５は、温水搬送回路の配管を介して搬送される貯湯タンク３１内の湯の熱を室内の暖房に利用するためのものである。この暖房形態としては種々のものに適応可能である。例えば、空気調和機（エアコン）として用いる場合には、利用側熱交換器６５はエアコンのファンコイルを構成し、床暖房に適用される場合には床暖房パネル、パネルヒータとして利用される場合には、ヒータのパネルを利用側熱交換器６５が構成することとなる。また、利用側熱交換器６５は上記に限らず、その他の種々の暖房装置にも適用可能である。

本実施例では配管６０から並列に接続された２台の利用側熱交換器６５、６５を備えており、各利用側熱交換器６５、６５にそれぞれ貯湯タンク３１からの湯の熱を搬送可能に構成されている。即ち、配管６０は、一端が前述したように貯湯タンク３１の上端に接続されて、当該貯湯タンク３１内の上部に貯留された水（湯）中にて開口すると共に、他端は二股に分岐し、その一方の配管６０Ａが一方の利用側熱交換器６５の入口に接続され、分岐した他方の配管６０Ｂが他方の利用側熱交換器６５の入口に接続されている。上記配管６０には、貯湯タンク３１の湯を各利用側熱交換器６５、６５に搬送するためのポンプ６０Ｐが介設されている。

また、一方の利用側熱交換器６５の出口には配管６２Ａが接続され、他方の利用側熱交換器６５の出口には配管６２Ｂが接続されており。これら配管６２Ａ、６２Ｂは合流した後、貯湯タンク３１の下方に接続され、当該配管６２の一端が貯湯タンク３１内の下部の水中にて開口している。

更に、本実施例のヒートポンプ式給湯暖房装置Ｈは、貯湯タンク３１内に貯留された湯により給湯用の湯を生成可能に構成されている。具体的に、貯湯タンク３１内において、高温の湯が貯留された上部に給湯回路を構成する配管の交熱部７０が当該貯湯タンク３１内の上部の湯と熱交換可能に配設されている。即ち、給湯回路は、水道水などの給水源に一端が接続された配管７１からなり、その配管の途中部（交熱部）７０が貯湯タンク３１内の上部の湯と熱交換可能に配設されている。そして、配管７１は交熱部７０を経て貯湯タンク３１の外部に延出して、他端は風呂やシャワー等の蛇口に接続されて家庭用水として使用可能に構成されている。これにより、給水源からの水が貯湯タンク３１内の交熱部７０を通過する過程で、当該貯湯タンク３１内の上部に貯留された高温の温水により加熱され、この加熱された配管７１内の湯が風呂やシャワー等に使用されることとなる。

更にまた、本実施例の貯湯タンク３１には、当該貯湯タンク３１内に貯留された水を加熱するための電気ヒータ８０が設けられている。実施例の電気ヒータ８０は、前述した温水生成回路における放熱器１２での冷媒との熱交換による加熱に加えて、補助的に貯湯タンク３１内の水を加熱して湯を生成するためのものである。特に、本実施例の電気ヒータ８０は、その加熱部が温水搬送回路の配管６１の一端開口の近傍であって、且つ、給湯回路の交熱部７０の近傍となる位置、即ち、貯湯タンク３１内の上方の水中に浸漬されている。このため、電気ヒータ８０の通電により、当該貯湯タンク３１内上方の水を更に高温に加熱することができるので、利用側熱交換器６５に搬送する湯の温度を高温とすることができ、且つ、給湯回路を流れる水をより高温に加熱することができる。尚、電気ヒータ８０は前記コントローラＣに接続され、通電が制御されている。

また、本発明のヒートポンプ式給湯暖房装置Ｈは、外気温度センサＴＳ５を備えている。この外気温度センサＴＳ５は、外気温度を検出するための外気温度検出手段であり、前記コントローラＣに接続されている。

ここで、前述したコントローラＣは、ヒートポンプ式給湯暖房装置Ｈの制御を司る制御装置である。コントローラＣは、ヒートポンプユニット１０の圧縮機１１の運転、膨張弁１４、１７の動作を制御すると共に、貯湯タンクユニット３０の電気ヒータ８０の通電、温水搬送回路のポンプ６０Ｐの運転等を制御している。

以上の構成で、次に、ヒートポンプ式給湯暖房装置Ｈの動作を図２を用いて説明する。尚、図２はヒートポンプ冷媒回路Ｈを流れる冷媒のｐ−ｈ線図（モリエル線図）である。先ず、コントローラＣにより圧縮機１１及びポンプ３２Ｐが始動される。

上記の如く圧縮機１１が起動されると、冷媒導入管４０から圧縮機１１の低圧部である第１の圧縮要素１１Ａの吸込側に低温低圧の冷媒ガスが吸い込まれる。このとき、冷媒は図２に示す点１の状態である。この第１の圧縮要素１１Ａにて冷媒は圧縮されて中間圧の冷媒ガスとなる。この場合の冷媒は図２に示す点２の状態である。中間圧となった冷媒ガスは第１の圧縮要素１１Ａから出て密閉容器内１６に吐出される。この密閉容器内１６にて冷媒は配管４６からの第１の冷媒流と合流して、図２の点９の状態となる。即ち、第１の圧縮要素１１Ａで圧縮された冷媒は、当該冷媒より温度の低い中間熱交換器１５からの第１の冷媒流の合流によって、その温度が低下し、図２の点２の状態から点９の状態となる。

その後、合流した冷媒は圧縮機１１の中間圧部である第２の圧縮要素１１Ｂの吸込側に吸い込まれて、圧縮される。第２の圧縮要素１１Ｂにおける圧縮動作により二酸化炭素冷媒は図２の点３の如く超臨界状態まで圧縮される。そして、冷媒はこの状態で圧縮機１１から吐出され、冷媒吐出管４２を経て放熱器１２の加熱部１２Ａに流入する。

一方、前記貯湯タンクユニット３０の温水生成回路のポンプ３２Ｐの始動により、貯湯タンク３１内の下部に貯留された低温の水が貯湯タンク３１から取り出される。そして、貯湯タンク３１から出た水は、配管３２上のポンプ３２Ｐに吸い込まれた後、放熱器１２側に吐出され、放熱器１２の被加熱部１２Ｂに流入する。

他方、前記放熱器１２の加熱部１２Ａに流入した超臨界状態の冷媒は、当該加熱部１２Ａと交熱的に設けられた被加熱部１２Ｂを流れる水と熱交換して放熱し、図２に示す点４の状態となる。このとき、放熱器１２に流入した冷媒は温度が略＋１００℃まで上昇しており、当該放熱器１２において被加熱部１２Ｂを流れる水を高温に加熱することができる。冷媒により加熱された水（湯）は放熱器１２を出た後、配管３３を経て貯湯タンク３１内に戻るサイクルを繰り返す。

このように、ポンプ３２Ｐを運転して、貯湯タンク３１内の水を温水生成回路に流し、放熱器１２にて冷媒と熱交換させる動作を継続して行うことで、貯湯タンク３１内は高温の湯の層が上部から下部へと移り、最終的に貯湯タンク３１内全体を高温の湯で満たすことができる。

一方、放熱器１２において冷媒自体は冷却されて放熱器１２から流出し、配管４４を介して分流器１３に流入する。そこで冷媒は第１の冷媒流と第２の冷媒流に分流される。この分流器１３にて分流された一方の冷媒流（第１の冷媒流）は、第２冷媒流路に流れる。即ち、第１の冷媒流は、配管４５を介して膨張弁１４を通過する過程で減圧されて図２に示す点７の状態となる。次に、膨張弁１４から出た冷媒は中間熱交換器１５の第１の流路１５Ａに流入する。

他方、分流器１３にて分流された他方の冷媒流（第２の冷媒流）は、配管４７を経て中間熱交換器１５の第２の流路１５Ｂを通過する。当該中間熱交換器１５にて第１の流路１５Ａを流れる第１の冷媒流と第２の流路１５Ｂを流れる第２の冷媒流とが熱交換する。即ち、第１の流路１５Ａを流れる第１の冷媒流は、第２の流路１５Ｂを流れる第２の冷媒流により加熱され、図２の点７に示す状態から図２の点８に示す状態となる。一方、中間熱交換器１５の第２の流路１５Ａを流れる第２の冷媒流は、第１の流路１５Ａを流れる第１の冷媒流と熱交換して放熱し、図２の点４に示す状態から図２の点５に示す状態となる。

このように、中間熱交換器１５において第２の流路１５Ｂを流れる第２の冷媒流を第１の流路１５Ａを流れる第１の冷媒流と熱交換させて、当該第１の冷媒流により冷却することができる。即ち、中間熱交換器１５にて第１の冷媒流と第２の冷媒流とを熱交換させることで、蒸発器１８に入る第２の冷媒流の比エンタルピーを小さくすることができる。これにより、蒸発器１８におけるエンタルピー差が拡大するので、冷凍効果を高めることができるようになる。また、中間熱交換器１５の第１の流路１５Ａを出た第１の冷媒流を圧縮機１１の中間圧部に吸い込ませることで、圧縮機１１の低圧部である第１の圧縮要素１１Ａに吸い込まれる第２の冷媒流の量が減少し、低圧から中間圧まで圧縮するための圧縮仕事量が減少する。その結果、圧縮機１１における圧縮動力が低下して成績係数が向上する。

その後、中間熱交換器１５の第１の流路１５Ａを出た第１の冷媒流は、配管４６を経て密閉容器内１６に流入する。この密閉容器内１６にて第１の冷媒流は、第１の圧縮要素１１Ａで圧縮され密閉容器内１６に吐出された冷媒と合流して、図２の点９の状態となる。即ち、中間熱交換器１５からの第１の冷媒流は、この第１の冷媒流より高温の第１の圧縮要素１１Ａからの冷媒の合流によって、その温度が上昇し、図２の点８の状態から点９の状態となる。

そして、合流した冷媒は第２の圧縮要素１１Ｂの吸込側に吸い込まれ、圧縮されて超臨界状態となる（図２の点３の状態）。そして、当該超臨界状態の冷媒は、圧縮機１１から吐出され、冷媒吐出管４２を経て放熱器１２の加熱部１２Ａに入る。そして当該加熱部１２Ａを通過する過程で被加熱部１２Ｂを流れる水と熱交換して放熱した後（図２の点４の状態）、配管４４を経て分流器１３に戻るサイクルを繰り返す。

他方、中間熱交換器１５の第２の流路１５Ｂにて放熱した後、当該第２の流路１５Ｂから出たて第２の冷媒流は、配管４８を経て膨張弁１７を通過する。この膨張弁１７を通過する過程で冷媒の圧力が圧力低下し、図２に示す点６の状態となる。その後、冷媒は蒸発器１８に流入し、ファン１８Ｆにて送風される空気（外気）と熱交換する。即ち、冷媒は蒸発器１８に送風される空気（外気）から吸熱することにより蒸発して、図２に示す点１の状態となる。

このとき、前述したように蒸発器１８に入る冷媒（第２の冷媒流）は、中間熱交換器１５において第１の冷媒流により冷却された冷媒である。即ち、中間熱交換器１５にて第１の冷媒流と第２の冷媒流とを熱交換させることで、冷媒が図２の点４で示す状態から点５に示す状態となり、蒸発器１８に入る第２の冷媒流の比エンタルピーを小さくすることができる。これにより、蒸発器１８入口の冷媒の状態を図２の点６とすることができるので、蒸発器１８におけるエンタルピー差が拡大し、冷凍効果を高めることができるようになる。

そして、蒸発器１８にて蒸発した冷媒は、その後、蒸発器１８から出て、冷媒導入管４０から圧縮機１１の低圧部である第１の圧縮要素１１Ａの吸込側に吸い込まれるサイクルを繰り返す。

このような冷媒を二つの流れに分流する、スプリットサイクル（二段圧縮一段膨張中間冷却サイクル）では、主冷媒流路を流れる第２の冷媒流を第２冷媒流路を流れる膨張弁１４にて減圧された後の第１の冷媒流より低温とすることは勿論できない。また、第２冷媒流路の第１の冷媒流を分岐前の冷媒温度より高く加熱することも不可能である。

ここで、従来のサイクル（即ち、主冷媒流路のみからなるサイクル）において、膨張弁１７は、圧縮機１１から吐出される冷媒温度に基づき、弁開度が制御されていた。具体的に、膨張弁１７の弁開度を縮小すると圧縮機１１から吐出される冷媒温度が上昇し、弁開度を拡大すると吐出冷媒温度が低下する。このため、予め圧縮機１１から吐出される吐出冷媒温度が所定の値となるような吐出温度目標値を設定して、その目標値に近づくようにコントローラＣが膨張弁１７の弁開度を制御していた。

ところで、スプリットサイクルでは、中間熱交換器において第１の冷媒流により第２の冷媒流を冷却する効果は、中間熱交換器を流れる第１の冷媒流と第２の冷媒流の量に依存することとなる。このため、膨張弁１７の制御に加えて、膨張弁１４の制御を行う必要がある。

即ち、第２冷媒流路を流れる第１の冷媒流の流量を多くすると、主冷媒流路の中間熱交換器１５の第２の流路１５Ｂ出口の冷媒比エンタルピーは小さくなる。具体的に、中間熱交換器１５における第１の冷媒流と第２の冷媒流の熱交換量を図２を用いて説明すると、中間熱交換器１５の第２の流路１５Ｂの入口における第２の冷媒流は点４の状態（このエンタルピーをｈ４とする）、第２の流路１５Ｂの出口の第２の冷媒流は点５の状態（このエンタルピーをｈ５とする）であり、第１の流路１５Ａの入口の第１の冷媒流は点７の状態（このエタンルピーをｈ７とする）、出口では点８の状態（このエンタルピーをｈ８とする）であるので、第１の流路１５Ａを流れる第１の冷媒流の流量をＲ１、第２の流路１５Ｂを流れる第２の冷媒流の流量をＲ２とすると、熱交換量は、
（ｈ４−ｈ５）×Ｒ２＝（ｈ８−ｈ７）×Ｒ１ ・・・（１）式
となる。

ここで、図３に示すように、第２冷媒流路を流れる第１の冷媒流の流量が多いと、中間熱交換器１５にて第２の冷媒流を充分に冷却できるので、図３の点５の如く第２の流路１５Ｂ出口の第２の冷媒流の温度が低くなり、比エンタルピーを小さくできる。この場合、第１の冷媒流の流量が多いため、第１の流路１５Ａ出口の第１の冷媒流の比エンタルピーも図３の点８のように低くなる。更に、第１の冷媒流の流量が過剰となると、中間熱交換器１５にて第２の冷媒流により第１の冷媒流を充分に加熱することができず、中間熱交換器１５出口の第１の冷媒流はガスと液とが混在した２相混合状態となってしまう。この場合、圧縮機から吐出される冷媒の圧力が異常上昇したり、圧縮機から吐出される冷媒の温度が異常に低下する不都合が生じることとなる。更に、圧縮機の中間圧部に湿り状態（ガスと液の混在した二相状態、或いは、液の状態）の冷媒が吸い込まれるため、圧縮機１１が液圧縮して、破損する恐れがある。

一方、図４に示すように、第２冷媒流路を流れる第１の冷媒流の流量が少なくなると、中間熱交換器１５出口の第１の冷媒流は図４の点８のように温度が高くなる。この場合、中間熱交換器１５にて第２の流路１５Ｂを流れる第２の冷媒流の放熱効果が少なくなるので、図４の点５のように第２の冷媒流の温度も高くなる。従って、スプリットサイクルによる性能改善効果も小さくなってしまう。

他方、このようなスプリットサイクルでは、膨張弁１４の弁開度が大きく、第１の冷媒流が多い場合には、図１１に示すように膨張弁１７と吐出温度との関係が逆転する場合がある。図１２はこの場合（図１１の如く膨張弁１７と吐出温度との関係が逆転する場合）のモリエル線図である。図１２において、実線は膨張弁１７の開度が大きい場合、破線は開度が小さい場合のモリエル線図である。即ち、通常、膨張弁１７の弁開度を縮小すると、圧縮機１１の吐出冷媒温度が上昇するが、上記のように第１の冷媒流の流量が多い場合には、膨張弁１７の弁開度を縮小すると、圧縮機１１の吐出冷媒温度が低下するといった逆転関係になる場合がある。これは、第２冷媒流路を流れる第１の冷媒流の流量が比較的多い状態で、膨張弁１７の弁開度を小さくすると、第２冷媒流路を流れる第１の冷媒流の流量が更に増加し、その結果、第２冷媒流路から圧縮機１１の中間圧部である第２の圧縮要素１１Ｂに流れる第１の冷媒流の比エンタルピーが小さくなり、温度が低下し、或いは、湿り状態となるためである。

このように、主絞り手段である膨張弁１７の弁開度と圧縮機１１の吐出冷媒温度の関係が逆転すると、高圧圧力が異常上昇したり、圧縮機１１から吐出される冷媒温度が異常に低下するといった問題が生じやすくなる。即ち、従来の膨張弁１７の制御では、吐出温度が所定の値より低い場合には、膨張弁１７の弁開度が縮小されるため、吐出冷媒温度は更に低くなり、高圧圧力は更に上昇してしまう。これにより、吐出温度と吐出温度の目標値と差が大きくなる、即ち、目標値より低い方向に温度の差が広がるため、膨張弁１７の弁開度が更に小さくなるよう制御されることとなる。その結果、吐出冷媒温度は更に低くなると共に、高圧圧力の異常上昇を招く問題が生じていた。

更に、放熱器１２に流れる水の入水温度が低い場合には、放熱器１２の出口の冷媒温度が圧縮機１１の中間圧部の圧力に相当する飽和温度に近くなる。この場合、図５に示すように分流器１３での分岐前の冷媒温度と膨張弁１４による減圧後の第１の冷媒流との温度差が小さくなる。このため、中間熱交換器１５において第２の冷媒流を冷却する効果が小さく、第１の冷媒流がガスと液体の混在した２相混合状態、或いは、液の状態で圧縮機１１に戻る恐れがある。

このような場合には、スプリットサイクルによる性能向上効果は小さく、異常高圧や液圧縮などの不都合が発生しやすいので、通常のサイクルによる運転を行うことが好ましい。

更にまた、圧縮機１１の中間圧部の圧力は、蒸発器１８における蒸発圧力（外気温度）、吐出圧力（外気温度、放熱器１２にて冷媒と熱交換する水の温度や貯湯タンク３１内に貯留する湯の目標温度等）、圧縮機１１の容積比等によっても変化する。図６の破線は実線で示す運転から、外気温度のみを上昇させた場合、即ち、図６の波線は、図６の実線と同じ圧縮機（即ち、容積比が同じ圧縮機）を用いて、放熱器１２に流れる入水温度も同じとした条件で、外気温度のみを上昇して運転した場合のモリエル線図である。このように、同じ圧縮機で放熱器１２に流れる水の入水温度も同じ条件であれば、外気温度が高いほど中間圧力は高くなることがわかる。

このように、外気温度が高い場合にも、異常高圧を来たし易いので、スプリットサイクルによる運転は好ましくない。

従って、上述したように外気温度が高い場合と放熱器１２に流れる水の入水温度が低い場合には、スプリットサイクルによる性能向上効果が小さく、安定した運転が困難であるため、スプリットサイクル運転は行わずに、通常のサイクルにより運転することが望ましい。

そこで、本発明では、コントローラＣが前述した各温度センサＴＳ１、ＴＳ２、ＴＳ３ＴＳ４、ＴＳ５の出力に基づき、ヒートポンプ冷媒回路の膨張弁１４及び膨張弁１７の弁開度を制御するものとする。先ず、本実施例のコントローラＣは、膨張弁１７の弁開度を縮小したときに、圧縮機１１から吐出された冷媒の温度が上昇するように、膨張弁１４の弁開度を制御する。具体的に、コントローラＣは、温度センサＴＳ１の出力に基づき、圧縮機１１から吐出される冷媒温度が所定の吐出温度目標値となるように膨張弁１７の開度を制御すると共に、温度センサＴＳ２及び温度センサＴＳ３の出力に基づき、中間熱交換器１５の第１の流路１５Ａの出口と入口における第１の冷媒流の温度差が所定の温度差目標値となるように膨張弁１４の弁開度を制御する。更に、コントローラＣは、圧縮機１１から吐出された冷媒の温度が吐出温度目標値より低いときは膨張弁１７の弁開度を縮小し、高いときには拡大すると共に、中間熱交換器１５の出口と入口における第１の冷媒流の温度差が温度差目標値より小さいときは膨張弁１４の開度を縮小し、大きいときには拡大する。尚、図１０は本発明の如く膨張弁１４及び膨張弁１７を制御した場合におけるモリエル線図を示している。図１０において実線は膨張弁１７の開度が大きいとき、破線は膨張弁１７の開度が小さい場合のモリエル線図である。

このように、本発明によれば、圧縮機１１から吐出された冷媒の温度を検出する温度センサＴＳ１と、中間熱交換器１５の入口における第１の冷媒流の温度を検出する温度センサＴＳ２と、中間熱交換器１５の出口における第１の冷媒流の温度を検出する温度センサＳＴ３とを備えて、上記各温度センサＳＴ１〜ＴＳ３の出力に基づき、コントローラＣにより、圧縮機１１から吐出された冷媒の温度が所定の吐出温度目標値となるよう膨張弁１７の弁開度を制御すると共に、中間熱交換器の出口と入口における第１の冷媒流の温度差が所定の温度差目標値となるよう膨張弁１７の弁開度を制御するので、具体的に、本実施例の如く圧縮機１１から吐出された冷媒の温度が吐出温度目標値より低いときは膨張弁１７の弁開度を縮小し、高いときには拡大すると共に、中間熱交換器１５の出口と入口における第１の冷媒流の温度差が温度差目標値より小さいときは膨張弁１４の開度を縮小し、大きいときには拡大するよう制御することで、第１の冷媒流と第２の冷媒流とを最適な流量とすることができる。これにより、スプリットサイクルによる効率改善効果を発揮させることができるようになる。

特に、膨張弁１７の弁開度を縮小したときに、圧縮機１１から吐出された冷媒の温度が上昇するように、膨張弁１４の弁開度を制御することで、膨張弁１７の弁開度を縮小した場合に、圧縮機１１の吐出冷媒温度が低下するといった膨張弁１７と吐出温度との関係が逆転する不都合を未然に回避することができる。

更に、コントローラＣは、放熱器１２の被加熱部１２Ｂの入口側の配管３２に設けられた温度センサＴＳ４と外気温度センサＴＳ５の出力に基づき、温度センサＴＳ４にて検出される放熱器１２への入水温度が高い場合、或いは、外気温度センサＴＳ５にて検出される外気温度が高い場合、上述した温度差目標値を拡大する。具体的に、本実施例のコントローラＣは図７に示すテーブルを有している。そして、温度センサＴＳ５にて検出される外気温度と温度センサＴＳ４にて検出される入水温度とから図７のテーブルに基づき、温度差目標値を決定し、中間熱交換器１５の出口と入口における第１の冷媒流の温度差が当該温度差目標値となるように膨張弁１４の弁開度を制御する。

例えば、温度センサＴＳ４にて検出される入水温度が＋４０℃で、外気温度センサＴＳ５にて検出される外気温度が−７℃である場合、コントローラＣは図７のテーブルより温度差目標値（図７に示す目標ＳＰ温度差に相当）を５℃に決定する。そして、コントローラＣは、温度センサＴＳ３にて検出される中間熱交換器１５の出口における第１の冷媒流の温度（中間熱交換器１５の出口温度）Ｔ８と温度センサＴＳ２にて検出される中間熱交換器１５の入口における第１の冷媒流の温度（中間熱交換器１５の入口温度）Ｔ７との差（Ｔ８−Ｔ７）が＋５℃に近づくように、膨張弁１４の弁開度を制御する。一方、外気温度が−７℃で入水温度が＋５０℃に上昇すると、コントローラＣは図７のテーブルより温度差目標値を８℃に決定する。そして、コントローラＣは、上記出口温度Ｔ８と入口温度Ｔ７との差（Ｔ８−Ｔ７）が＋８℃に近づくように膨張弁１４を制御する。

他方、入水温度が＋５０℃で外気温度が＋２℃に上昇すると、コントローラＣは図７のテーブルにより温度差目標値を９℃に決定する。そして、コントローラＣは温度センサＴＳ３にて検出される上記中間熱交換器１５の出口温度Ｔ８と温度センサＴＳ２にて検出される上記中間熱交換器１５の入口温度Ｔ７との差（Ｔ８−Ｔ７）が＋９℃に近づくように、膨張弁１４の弁開度を制御する。

このように、入水温度が高い場合、又は、外気温度が高い場合に、上述のように温度差目標値を拡大することで、第１の冷媒流と第２の冷媒流とを最適な流量とすることができる。これにより、膨張弁１７の開度と吐出温度との関係が逆転する不都合を回避でき、また、サイクル性能を向上させることができる。

更に、スプリットサイクルによる性能向上効果が小さく、安定した運転が困難である場合には、スプリットサイクルによる運転を行わないものとする。具体的に、コントローラＣはスプリットサイクルによる性能向上効果が小さく、安定した運転が困難となる条件下、即ち、温度センサＴＳ４にて検出される放熱器１２への入水温度が所定の値より低い場合、又は、外気温度センサＴＳ５にて検出される外気温度が所定の値より高い場合には、膨張弁１４を全閉として、第１の冷媒流を流さない。

本実施例では、図８に示すように温度センサＴＳ４にて検出される入水温度が所定の値Ｗｉｎである＋１５℃より低い場合にはコントローラＣは膨張弁１４を全閉として、スプリットサイクルによる運転を行わないものとする。具体的に、入水温度が＋１５℃より低い１４．９℃以下である場合、コントローラＣは外気温度に拘わらず、膨張弁１４を全閉とする。これにより、第２冷媒流路に冷媒が流れなくなる。即ち、冷媒は主冷媒流路のみに流れて、通常のサイクルでの運転が行われるようになる。

他方、入水温度が＋１５℃以上となると、コントローラＣは外気温度センサＴＳ５にて検出される外気温度に基づき、膨張弁１４の開閉を決定する。本実施例では図８に示すように、所定の値Ｔｇを＋１０℃として、この値Ｔｇ（＋１０℃）より高いか低いかによって膨張弁１４の開閉がコントローラＣにより制御されている。具体的に、コントローラＣは温度センサＳＴ４にて検出される入水温度が＋１５℃以上であって、外気温度センサＴＳ５にて検出される外気温度が＋１０℃より高い場合には、膨張弁１４を全閉とする。これにより、第２冷媒流路に冷媒が流れないので、冷媒が主冷媒流路のみに流れる通常のサイクルでの運転が行われるようになる。

一方、前記入水温度が＋１５℃以上であって、且つ、外気温度が＋１０℃より低い場合には、コントローラＣは膨張弁１４の全閉状態を解除し、前述した各温度センサによる膨張弁１４の開度制御を開始する。これにより、スプリットサイクルによる運転が行われるようになる。

このように、入水温度が所定の値（本実施例では＋１５℃）より低い場合、又は、外気温度が所定の値（本実施例では＋１０℃）より高い場合、コントローラＣにより膨張弁１４を全閉として、第２冷媒流路に第１の冷媒流を流さないので、主冷媒流路のみに冷媒が循環する通常のサイクルによる運転が行われるようになる。これにより、スプリットサイクルでは安定した運転が困難となる条件下に、通常のサイクルによる運転を行うことが可能となる。

総じて、本発明によりヒートポンプ式給湯暖房装置Ｈの安定した高効率の運転を実現することが可能となる。

尚、前記実施例では、図２乃至図６に示すように中間熱交換器１５に入る第１の冷媒流がガスと液が混在した２相混合状態（２相域）であるものを一例として説明した。このように膨張弁１４にて減圧された第１の冷媒流が２相域で有る場合には、中間熱交換器１５の出口における第１の冷媒流の冷媒がガス状態となるように前記温度差目標値（第１の温度差目標値に相当）を決める必要がある。これに対して、図９に示すように中間熱交換器１５に入る第１の冷媒流が超臨界状態となる場合もある。図９において点４は分流器１３における冷媒の状態、点７は膨張弁１４にて減圧された後の第１の冷媒流の状態を示している。この場合、膨張弁１４にて減圧された後も第１の冷媒流は超臨界状態のままである。

このように、中間熱交換器１５に入る第１の冷媒流が超臨界状態となる場合には、コントローラＣは、中間熱交換器の入口における第１の冷媒流の冷媒が二相域にある場合の温度差目標値（第１の温度差目標値）よりも大きい温度差目標値（第２の温度差目標値）を設定して、この温度差目標値に近づくように膨張弁１４の弁開度を制御するものとする。

入水温度が高い場合、又は、外気温度が高い場合に中間圧力が高くなり、前述のように超臨界圧力を超える状態が起こり得る。このような場合には、温度差目標値を大きくすることにより、第１の冷媒流と第２の冷媒流の冷媒の流量比率を適切にして、膨張弁１７の開度と吐出温度の関係が逆転する不都合を回避し、安定且つ高効率な運転を行うことができる。

本発明を適用した一実施例のヒートポンプ式給湯暖房装置の全体構成図である（実施例１）。 図１のヒートポンプ式給湯暖房装置のモリエル線図である。 第１の冷媒流の流量が多い場合のモリエル線図の一例である。 第１の冷媒流の流量が少ない場合のモリエル線図の一例である。 ヒートポンプ式給湯暖房装置において放熱器出口の冷媒温度が圧縮機の中間圧部の圧力に相当する飽和温度に近くなる場合のモリエル線図の一例である。 外気温度の変化に伴う冷媒状態の変化を示すモリエル線図の一例である。 ヒートポンプ式給湯暖房装置の制御装置が有する外気温度と入水温度による温度差目標値のテーブルの一例である。 入水温度と外気温度に基づく補助絞り手段の開閉動作を示す図である。 中間熱交換器に入る第１の冷媒流が超臨界状態となる場合のモリエル線図の一例である（実施例２）。 本発明の如く補助絞り手段及び主絞り手段を制御した場合のモリエル線図である。 従来の高圧圧力及び吐出温度と主絞り手段の開度の関係を示す図である。 図１１において主絞り手段と吐出温度との関係が逆転する場合のモリエル線図の一例である。

Ｃ コントローラ（制御装置）
Ｈ ヒートポンプ式給湯暖房装置
１０ ヒートポンプユニット
１１ 圧縮機
１１Ａ 第１の圧縮要素
１１Ｂ 第２の圧縮要素
１２ 放熱器（冷媒対水熱交換器）
１２Ａ 加熱部
１２Ｂ 被加熱部
１３ 分離器
１４ 膨張弁（補助絞り手段）
１５ 中間熱交換器
１５Ａ 第１の流路
１５Ｂ 第２の流路
１６ 密閉容器内
１７ 膨張弁（主絞り手段）
１８ 蒸発器
３０ 貯湯タンクユニット
３１ 貯湯タンク
３２、３３ 配管（温水生成回路の配管）
４０ 冷媒導入管
４４、４５、４６、４７、４８、５０ 配管（冷媒配管）
４２ 冷媒吐出管
６０、６２ 配管
６５ 利用側熱交換器
７０ 交熱部
７１ 配管
８０ 電気ヒータ
ＴＳ１、ＴＳ２、ＴＳ３、ＴＳ４ 温度センサ
ＴＳ５ 外気温度センサ

Claims (6)

1. 圧縮機、冷媒対水熱交換器及び蒸発器を有して構成されたヒートポンプ冷媒回路と、湯を貯留可能とした貯湯タンクとを備え、該貯湯タンク内の水を前記冷媒対水熱交換器に循環させることにより、前記貯湯タンク内に湯を貯留するヒートポンプ式給湯暖房装置において、
   前記ヒートポンプ冷媒回路は、前記圧縮機と、前記冷媒対水熱交換器と、補助絞り手段と、中間熱交換器と、主絞り手段及び前記蒸発器を有し、前記冷媒対水熱交換器から出た冷媒を二つの流れに分流して、第１の冷媒流を前記補助絞り手段を経て前記中間熱交換器の第１の流路に流し、第２の冷媒流を前記中間熱交換器の第２の流路に流した後、前記主絞り手段を経て前記蒸発器に流すことにより、前記中間熱交換器にて前記第１の冷媒流と前記第２の冷媒流とを熱交換させ、前記蒸発器から出た冷媒を前記圧縮機の低圧部に吸い込ませ、前記中間熱交換器から出た前記第１の冷媒流を前記圧縮機の中間圧部に吸い込ませると共に、
   前記圧縮機から吐出された冷媒の温度を検出する吐出冷媒温度検出手段と、
   前記中間熱交換器の入口と出口における前記第１の冷媒流の温度を検出する中間熱交換器入口冷媒温度検出手段及び中間熱交換器出口冷媒温度検出手段と、
   これら温度検出手段の出力に基づき、前記主絞り手段及び補助絞り手段の弁開度を制御する制御装置とを備え、該制御装置は、前記主絞り手段の弁開度を縮小したときに、前記圧縮機から吐出された冷媒の温度が上昇するように、前記補助絞り手段の弁開度を制御することを特徴とするヒートポンプ式給湯暖房装置。
2. 前記制御装置は、前記吐出冷媒温度検出手段の出力に基づき、前記圧縮機から吐出された冷媒の温度が所定の吐出温度目標値となるよう前記主絞り手段の弁開度を制御すると共に、前記中間熱交換器入口冷媒温度検出手段及び中間熱交換器出口冷媒温度検出手段の出力に基づき、前記中間熱交換器の出口と入口における前記第１の冷媒流の温度差が所定の温度差目標値となるよう前記補助絞り手段の弁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式給湯暖房装置。
3. 前記制御装置は、前記圧縮機から吐出された冷媒の温度が前記吐出温度目標値より低いときは前記主絞り手段の弁開度を縮小し、高いときには拡大すると共に、前記中間熱交換器の出口と入口における前記第１の冷媒流の温度差が前記温度差目標値より小さいときは前記補助絞り手段の弁開度を縮小し、大きいときは拡大することを特徴とする請求項２に記載のヒートポンプ式給湯暖房装置。
4. 前記制御装置は、前記中間熱交換器の入口における前記第１の冷媒流の冷媒が二相域にある場合、前記温度差目標値を前記中間熱交換器の出口における前記第１の冷媒流の冷媒がガス状態となる第１の温度差目標値とし、前記中間熱交換器の入口における前記第１の冷媒流の冷媒が超臨界域にある場合、前記温度差目標値を前記第１の温度差目標値よりも大きい第２の温度差目標値とすることを特徴とする請求項２又は請求項３に記載のヒートポンプ式給湯暖房装置。
5. 前記冷媒対水熱交換器に入る入水温度を検出する入水温度検出手段と、外気温度を検出する外気温度検出手段とを備え、
   前記制御装置は、これら温度検出手段の出力に基づき、前記入水温度が高い場合、又は、前記外気温度が高い場合は前記温度差目標値を拡大することを特徴とする請求項２又は請求項３に記載のヒートポンプ式給湯暖房装置。
6. 前記制御装置は、前記入水温度が所定の値より低い場合、又は、前記外気温度が所定の値より高い場合、前記第１の冷媒流を流さないことを特徴とする請求項５に記載のヒートポンプ式給湯暖房装置。

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