JP2002310497A

JP2002310497A - ヒートポンプ給湯機

Info

Publication number: JP2002310497A
Application number: JP2001112350A
Authority: JP
Inventors: Hiroshi Matsuda; 松田　　啓; Masami Ogata; 正実緒方; Motoji Yoshihara; 基司吉原; Hidetomo Kuromoto; 英智黒本; Masahiko Kumagai; 雅彦熊谷; Ryotaro Tateyama; 陵太郎舘山
Original assignee: NISHIYODO KUCHOKI KK; Tokyo Electric Power Co Inc
Current assignee: NISHIYODO KUCHOKI KK; Tokyo Electric Power Company Holdings Inc
Priority date: 2001-04-11
Filing date: 2001-04-11
Publication date: 2002-10-23

Abstract

(57)【要約】【課題】冬季と夏季で必要冷媒量が異なり、安定した運
転が困難である炭酸ガス用ヒートポンプ給湯機による給
湯を安価な冷媒サイクルにより、年間の運転対策に適応
せしめ安定化する。【解決手段】圧縮機１，ガスクーラ２，冷媒熱交換器
３，冷媒膨張弁４，蒸発器５を冷媒配管Ｔ_１，Ｔ_２によ
り順次接続し、圧縮機側吸入側にアキュムレータ７を配
し、かつ、圧縮機１吐出側よりガスクーラに至る配管途
中より分岐してデフロスト電磁弁１１より冷媒膨張弁下
流に至る冷媒制御回路Ｔ_４を設け、水を向流型ガスクー
ラへ通し昇温させるヒートポンプ給湯機において、運転
する最低気温と最高気温を設定し、あらかじめ設計され
た高圧側冷媒空間８を設置し、高圧圧力の安定化を可能
とした。

Description

【発明の詳細な説明】

【０００１】

【発明の属する技術分野】本発明はヒートポンプ給湯機
に係り、詳しくは年間を通じて効率よく安定した給湯を
可能ならしめる給湯システムで使用される炭酸ガス冷媒
を使用したヒートポンプ給湯機に関するものである。

【０００２】

【従来の技術】ヒートポンプ給湯機では季節（気温）の
変動による低圧側冷媒量の変動により目標とする高圧側
冷媒量が変動する。即ち、冬季の低温外気では蒸発温度
が低下するに従って圧力が低下し希薄なガスとなる。そ
のため、冷凍サイクル中の冷媒量が一定であると当然の
こととしてその分だけの冷媒は高圧側に移動することに
なり、高圧空間中のガス密度が上がり、高圧圧力も上昇
する。

【０００３】殊に圧縮機もしくは冷媒熱交換器と、蒸発
器の間に低圧側の冷媒レシーバを設ける方式では圧縮機
へ吸い込まれる冷媒ガスの過熱度が低くなったり、湿り
気味となり、低めの吐出ガス温度となり易く、適切な吐
出ガス温度，出湯は得られず、効率のよい給湯ができな
い。

【０００４】逆に夏季のヒートポンプ運転における冷媒
分布は気温が高く蒸発温度（低圧圧力）が上昇するため
に低圧空間の冷媒密度が上がり、低圧空間における冷媒
重量比率が上がるために、その分、高圧側の冷媒量が不
足して来て、高圧が低めとなり易い。

【０００５】そこで、夏季の運転のために最適な冷媒量
を閉サイクル内に充填すれば冬季に高圧が上昇しすぎて
冷凍サイクルとして成立しなくなる場合が起こる。つま
り過大な冷媒量が高圧側に存在することとなり、熱交換
以前に異常高圧となるので設計圧力以下に設計された保
護装置により運転停止することとなったり、不必要な高
圧で成績係数低下の原因となる。特に給湯負荷は冬季の
方が大きく運転時間も長い。また貯湯する場合でも高温
貯湯が要求されるのが普通であり、高圧は自然と高くな
り易い。

【０００６】ところで、従来のヒートポンプ給湯機は使
用冷媒としてフロン冷媒が主として用いられていた。こ
のフロン冷媒は臨界点が高く、圧力が低いため、冬季に
おいて高圧空間の高圧が上昇し過ぎる問題はなく、運転
に別段、支障を生じることもなかった。しかし、近時、
フロンの地球環境に対する有害が取り上げられ、環境に
やさしい冷媒として炭酸ガス（ＣＯ_２）の使用が急速に
促進され、今まで提供されたことのなかった炭酸ガス冷
媒を用いたヒートポンプ給湯機が検討されて来た。

【０００７】

【発明が解決しようとする課題】ところが、炭酸ガス冷
媒は前記従来のフロン冷媒に比し臨界点が低く、圧力が
数倍高いものであり、従来のフロン冷媒における高圧空
間をそのまま使用するときには、冬季、圧力が上昇し、
高圧側存在量が大きくなるような場合、破壊時エネルギ
ーが大きくなる危険を有している。勿論、その高圧に耐
える構造として、例えば管厚を厚くすることも考えられ
るが、コストが大になり好ましくない。そこで、低圧側
はとも角、高圧空間を安全性の面から出来るだけ減ら
し、狭くすることが考究された。しかし、高圧側空間を
狭くすれば低圧側空間の影響をより受け易くなり、気温
の影響を受ける。

【０００８】本発明は上述の如き実状に鑑み、これに対
処すべく冷凍サイクル中の冷媒量が一定である場合にお
いて、低圧側空間で冬季，夏季に応じ存在ガス量が変わ
るのに着目し、当該ガス量の差をクッションとしてプー
ルすることを見出すことにより、特に高圧側の冷媒空間
が少なく、冷凍サイクルで夏季と冬季とで必要冷媒量を
異にする炭酸ガス用ヒートポンプ給湯機において安価な
冷媒サイクルにより最適な冷媒量を保持せしめ、年間を
通じて安全に、安定した一定温度の給湯を可能ならしめ
ることを目的とするものである。

【０００９】なお、超臨界蒸気圧縮サイクルにおいて、
循環冷媒量を調節することにより高サイド圧力を制御
し、冷却能力を調整することは、例えば特公平７−１８
６０２号公報などに開示されている。しかし、これらの
技術は冷却能力に着目して論じられているが、高圧側の
ガスクーラ放熱を水加熱として用いる給湯に着目したも
のではなく、気温に応じた出湯温度などは論じられてい
ない。

【００１０】

【課題を解決するための手段】かくて上記目的に適合
し、その課題を達成する本発明の特徴は、圧縮機，ガス
クーラ，冷媒熱交換器，冷媒膨張弁，蒸発器を冷媒配管
により順次、接続し、圧縮機吸入側にアキュムレータを
配し、かつ圧縮機吐出側よりガスクーラに至る配管途中
より分岐してデフロスト電磁弁より冷媒膨張弁下流に至
る冷媒制御回路を設けると共に、水を向流型ガスクーラ
へ通水せしめて昇温させるヒートポンプ給湯機におい
て、運転する最低気温と最高気温を設定し、あらかじめ
設計された高圧側の冷媒空間を設けて高圧圧力を安定化
させた点にある。

【００１１】請求項２の発明は、上記構成における高圧
側の冷媒空間を特に高圧側のガスクーラ出口部を含み、
冷媒膨張弁入口までの経路間に設置する構成を特徴とす
る。

【００１２】請求項３〜５は上記のヒートポンプ給湯機
におけるより具体的な態様であり、請求項３の発明は圧
縮機吸入側にアキュムレータを配し冷媒熱交換器の高圧
側がガスクーラ出口に、低圧側が空気熱交換器とアキュ
ムレータの間となるように設置されたことを特徴とす
る。

【００１３】また請求項４の発明は向流型ガスクーラと
して二重方式の熱交換器の如き高圧側冷媒量が少なくな
る向流型熱交換器を用いること、請求項５の発明は出湯
温度の調節を流量調節弁もしくは可変流量ポンプの調節
により給水流量を調節することにより行うことを夫々特
徴としている。

【００１４】

【作用】上記本発明ヒートポンプ給湯機は、運転する最
低気温と最高気温を設定し、これにもとづきあらかじめ
設計された高圧側の冷媒空間を例えば高圧側のガスクー
ラ出口部を含み、冷媒膨張弁入口までの間に設置してい
るため、これが冬季と夏季の高圧冷媒量の差に対応する
レシーバとなって年間を通じて下流の冷媒膨張弁に低温
液冷媒として供給することができる。

【００１５】一方、ガスクーラ内部に存在する冷媒量は
上記レシーバで吸収されうる冷媒量を含む必要がなくな
ることになり、高圧異常となったり、不必要に大きな高
圧圧力となることなく、年間を通じて安定した運転を行
うことが可能となる。

【００１６】

【発明の実施の形態】以下、更に添付図面に示す冷凍サ
イクルを参照し、本発明ヒートポンプ給湯機の具体的態
様を説明する。

【００１７】図１は本発明ヒートポンプ給湯機の第１の
形態の冷凍サイクル図であり、図において、１は圧縮
機，２はガスクーラ，３は冷媒熱交換器，４は冷媒膨張
弁，５は蒸発器（空気熱交換器），６は送風機，７はア
キュムレータ、８は本発明の特徴をなすレシーバであっ
て、これら圧縮機１，ガスクーラ２，冷媒熱交換器３，
レシーバ８，冷媒膨張弁４，蒸発器５を冷媒配管Ｔ_１，
Ｔ_２により順次、接続し、かつ冷媒熱交換器３におい
て、高圧側配管Ｔ_１と低圧側配管Ｔ_２を向流熱交換させ
ると共に、圧縮機吸入側にアキュムレータ７を配するこ
とによって基本的な一連の冷凍サイクルが形成されてお
り、蒸発器５にはこれに空気を流し、冷媒熱交換器の熱
源とするための送風機６が付設され、ガスクーラ２は向
流型ガスクーラとして水入口１２より給湯水出口１３に
至る給水配管Ｔ_３を向流状態で内挿し、水入口側の給水
配管Ｔ_３に水ポンプ１４と比例弁１５を設置することに
よって給湯系路を形成している。そして、圧縮機吐出側
よりガスクーラ２に至る配管途中より分岐してデフロス
ト電磁弁１１より冷媒膨張弁４下流に至る配管Ｔ_４が設
けられている。

【００１８】以上の構成において、本発明の特徴をなす
レシーバは運転する最低気温と最高気温を設定して、あ
らかじめ設計された高圧側の冷媒空間であり、通常、冬
季と夏季の高圧側冷媒量の差に相当する空間である。こ
こで、上記構成中、アキュムレータ７は蒸発器５の冷媒
流が冷媒熱交換器３によって加熱蒸発できなかった場合
に、圧縮機１が瞬時にし液として吸い込めば、液圧縮と
なり破損することがあることから設けられる低圧側保護
空間で、通常、内部は液を含まない過熱ガスである。

【００１９】また、図中、９，１０は弁にごみ，異物が
噛み込まないようにするフィルタの役割をもつストレー
ナであり、デフロスト電磁弁１１は蒸発器５に霜が付着
した場合に高温吐出ガスにより霜を融かすとき開く弁で
ある。

【００２０】次に、以上のような冷凍サイクルを備えた
ヒートポンプ給湯機により給湯を行う場合について説明
する。通常は蒸発器での冷媒蒸発温度は気温より１０〜
１５℃低くなる。つまり。気温により蒸発温度（定圧圧
力）がほぼ決まるので、圧縮機に吸い込まれ循環される
冷媒の密度が決まり冷媒循環量が決まる。

【００２１】適正な吸入過熱度、つまり、通常は蒸発温
度より５〜１０℃高い温度のガスで圧縮機に吸い込まれ
ると、圧縮機より吐出されるガス温度は適正であり、そ
のときの高圧圧力により安定した一定値に決まる。高圧
圧力が高いほど吐出ガス温度が上昇する。吐出ガス温度
と高圧が決まると吐出側のエンタルピが決定できる。圧
縮機の吐出側はガスクーラ入口に連結されているので、
ガスクーラ入口エンタルピは圧縮機吐出部のエンタルピ
とほぼ等しいものである。

【００２２】ガスクーラ出口の冷媒温度は給水温度によ
り、通常給水温度より５〜１０℃高くなるように調節で
きる。このように冷媒のガスクーラ出口温度と入口圧力
にほぼ等しい高圧が定まり、ガスクーラ出口エンタルピ
も決定できる。加熱能力はガスクーラの出入口エンタル
ピ差に冷媒循環量を掛けたものである。従って冷媒循環
量が大きい程、また、エンタルピ差が大きいほど、加熱
能力も大きくなる。ガスクーラで冷媒と熱交換し加熱さ
れた水の熱量は、この加熱能力にほぼ等しいものとな
る。給水温度は通常、季節・気温によりほぼ一定なの
で、出湯温度は水流量により変化する。つまり、少ない
水量を供給すれば出湯温度が上昇し、水量を増やせば出
湯温度は低下する。このように出湯温度の調節は、流量
調節弁もしくは可変流量ポンプの調節により、給水流量
を調節することにより可能となる。このように、気温が
決まると、圧縮機吸入ガス温度が適正過熱度になるよう
に膨張弁で冷媒供給量を調節制御できるので、ほとんど
自動的に給湯加熱能力が決まってくる。

【００２３】ところで、上記の論理は、適正な高圧圧力
と低圧圧力が前提である。低圧圧力は適正な設計を行え
ば上述のとおり気温によって蒸発温度（低圧圧力）を決
めることができる。蒸発可能な冷媒量は膨張弁によって
適正な過熱度となるような自動制御が可能である。

【００２４】高圧圧力はガスクーラの放熱能力と関係す
る。前述のとおり、この放熱能力は冷媒循環量と高圧側
エンタルピ差の積である冷媒の加熱能力とバランスする
ものである。バランスを維持するためには熱交換面を介
して冷媒側温度と水側温度との間に温度差が必要とな
る。この温度差は冷媒ガス側の伝熱性能や水側の伝熱性
能，熱交換器としての伝熱面積などにより基本的には決
まってくる。しかし、適正な冷媒量が閉サイクル内に充
填されていなければ、冷凍サイクルとして成り立たなく
なる。過大な冷媒量が高圧側に存在すると、熱交換以前
に異常高圧となるので、設計圧力以下に設定された保護
装置により運転停止することとなったり、不必要な高圧
上昇となり、成績係数低下の原因となる。冷媒量が少な
すぎると蒸発器に適正な冷媒量を膨張弁によって自動供
給できなくなり、蒸発温度（低圧圧力）が異常に低下す
ることとなり、成績係数低下の原因となる。

【００２５】前述のように、通常は蒸発器での冷媒蒸発
温度は気温より１０〜１５℃低くなる。つまり、気温に
より蒸発温度（低圧圧力）がほぼ決まるので、蒸発器，
冷媒熱交換器の低圧側、アキュムレータ、圧縮機内部の
低圧チャンバに存在する冷媒量は、その圧力や温度にお
ける冷媒の密度より求めることができる。高圧側のガス
クーラ、冷媒熱交換器の高圧側についても、目標とする
適正な圧力や温度における冷媒量を求めることができ
る。

【００２６】以下の表１は、試験されたＣＯ_２ヒートポ
ンプ給湯機の冷凍サイクルの、季節（気温）変動による
低圧側と高圧側の冷媒分布量の一例である。ガスクーラ
は二重管方式の向流型熱交換器としたので、高圧側空間
は低圧側空間より遙かに少ないものとなっている。その
空間明細は次の通りである。試験機のガスクーラは、内
径が４．８ｍｍで、長さ２３ｍの銅管を伝熱管としてお
り、冷媒空間は約０．４リットル、圧縮機の高圧部は約
０．２リットル、冷媒熱交換器と配管は０．２リットル
未満の容積であり、合計の高圧空間は約０．８リットル
となっている。一方、圧縮機の低圧部は５リットル、蒸
発器となる空気熱交換器は１．１リットル、アキュムレ
ータは１．９リットルであり、合計の低圧空間は約８リ
ットルとなっている。

【００２７】

【表１】

【００２８】これらの気温で運転する場合の最適冷媒量
は、この表の通りと考えられる。冬季（気温−８℃）と
夏季（気温＋３５℃）とでは、最適冷媒量が異なってお
り、表より１．５６８ｋｇ−１．１１０ｋｇ＝０．４５
８ｋｇの差がある。また、表１のとおり、試験のＣＯ_２
ヒートポンプ給湯機では、高圧側の空間は全体空間の９
％であり、残りの９１％が低圧空間となっているので、
高圧空間としては無視できるほど小さいと云える。ま
た、高圧側の冷媒量は低圧側の冷媒量より少ないものと
成っている。このようなヒートポンプ給湯システムは、
高圧による爆発などの破壊エネルギーも少なくすること
ができる。

【００２９】しかし、上記の如く高圧空間が少ない場
合、夏季のヒートポンプ運転中の冷媒分布は、気温が高
く蒸発温度（低圧圧力）が上昇するために低圧空間の冷
媒密度が上がり、低圧空間に存在する冷媒重量比率が上
がるため、その分、高圧側の冷媒量が不足してきて、高
圧が低めとなりやすい。

【００３０】また、膨張弁は高圧と低圧との差圧により
冷媒を流す能力が変化するので、夏季は差圧も少なくな
り、全開になっても冷媒流量が不足する場合がある。つ
まり、蒸発器に適正な冷媒量を膨張弁によって自動供給
できなくなり、蒸発温度（低圧圧力）が異常に低下する
こととなり、やはり、成績係数低下の原因となる。この
場合は圧縮機の吸入ガスも吐出ガス温度も大きすぎるこ
ととなり、圧縮機や冷凍機油の寿命を損なうこともあ
る。このような不都合が発生する。

【００３１】一方、夏季の運転のために最適な冷媒量を
閉サイクル内に充填すれば、冬季に高圧が上昇しすぎて
冷凍サイクルとして成立しなくなる場合がある。つま
り、過大な冷媒量が高圧側に存在することとなり、熱交
換以前に異常高圧となるので、設計圧力以下に設定され
た保護装置により運転停止することとなったり、不必要
な高圧上昇となり、成績係数低下の原因となる。給湯負
荷は冬季の方が大きく、運転時間も長い。貯湯する場合
でも高温貯湯が要求されるのが普通であり、高圧は自然
と高くなりやすいので、消費電力も大きくなる。年間を
通じた成績係数を考えると、冬季主体の冷媒充填量とす
ることが好ましく、やむなく夏季の運転効率（成績係数
ＣＯＰ）が低下してしまう。

【００３２】試験機としたＣＯ_２ヒートポンプ給湯機の
場合、前記表１のとおり使用最低気温と最高気温での最
適冷媒量の差を制御すれば、目標とする高圧や低圧が得
られ、年間を通じて安定した運転ができる。この試験機
の例のように、高圧側空間の少ないＣＯ_２ヒートポンプ
給湯機の場合は、一般的に、同様の設計が可能であ
る。試験機の場合は冷媒充填量を夏季の最適量１．５８
６ｋｇ（１００％）として、冬季の最適量である１．１
１０ｋｇ（７１％）との差である０．４５８ｋｇ（２９
％）を高圧側空間のガスクーラ出口部から、膨張弁の間
の空間のどこかで吸収できれば良いこととなる。

【００３３】通常ＣＯ_２ヒートポンプ給湯機の場合、ガ
スクーラ出口部の冷媒ガス温度を液体となる約３１℃以
下となるまで冷却し、給水温度に接近させるとガスクー
ラ出入口エンタルピ差が大きくなるので冷媒加熱能力も
大きくなる。同一の高圧圧力で運転すれば圧縮機動力は
変化しないので成績係数ＣＯＰが大きくなり好ましい
し、実際にそのように制御され運転できる。冷媒ガスの
密度としては液が最大であり、圧縮機吐出チャンバに近
い高温吐出ガスであるほど冷媒ガスの密度が低い。従っ
て吸収効率としては、液となるガスクーラ出口部を含
み、冷媒熱交換器高圧側を経由して冷媒膨張弁４に至る
空間で吸収するのが好ましい。

【００３４】本発明において、運転する最低気温と最高
気温を設定し、これにもとづきあらかじめ設計された高
圧側冷媒空間（レシーバ）を高圧側のガスクーラ出口部
を含み、冷媒膨張弁入口までの間に設置したことは、か
かる理由によるものである。これを更に例えば図で説明
すると、冷媒熱交換器３の高圧側がガスクーラ２出口側
に配置されると冷媒熱交換器３の低圧側は蒸発器５であ
る空気熱交換器の出口低温冷媒により冷却が可能とな
る。

【００３５】蒸発温度は夏季の最高気温でも通常１５℃
以下であるし、冬季は０℃以下で運転されるので、高圧
側の冷媒は冷媒熱交換器出口において最低温度となる。
従って３１℃より充分に低い温度とすることができるの
で高圧における低温液冷媒として高密度で効率よく、最
も少ない空間（レシーバ）での吸収が可能となる。この
ように、冬季と夏季の高圧側冷媒量の差に相当する空間
に等しい冷媒空間（レシーバ）を設置すれば、年間を通
じてレシーバ下流の膨張弁に低温液冷媒として供給でき
る。この場合、ガスクーラ内部に存在する冷媒量は、レ
シーバで吸収されうる冷媒量を含む必要がなくなるの
で、高圧異常となったり、不必要に大きな高圧圧力とな
ることなく、安定した運転を年間を通じて行うことがで
きる。

【００３６】かくして、以上のようにして、本発明ヒー
トポンプ給湯機においては、給湯加熱のための目標とす
る冷凍サイクル上の高圧側ガスクーラ出入口の状態（圧
力・温度）が最適となるように調整することが可能とな
り、課題とした季節（気温）変動による低圧側冷媒量の
変動により目標とする高圧が変動することを防止して、
年間を通じて効率よく安定した給湯を可能ならしめる。
なお、以上の説明においては、ＣＯ_２を冷媒に用いたＣ
Ｏ_２ヒートポンプ給湯機について説明したが、本発明は
特にＣＯ_２冷媒に適応し、好結果をもたらすが、同効な
地球環境にやさしい冷媒の使用を妨げるものではない。

【００３７】

【発明の効果】本発明は以上のように圧縮機，ガスクー
ラ，冷媒熱交換器，冷媒膨張弁，蒸発器を冷媒配管によ
り順次接続し、圧縮機吸入側にアキュムレータを配し、
水を向流型ガスクーラへ通水させて昇温させるヒートポ
ンプ給湯機において、運転する最低気温と最高気温を設
定し、これにもとづきあらかじめ設定された高圧側の冷
媒空間（レシーバ）を設けたものであり、冬季と夏季の
高圧側冷媒量の差をレシーバに吸収することにより高圧
側冷媒空間を少なくしても異常高圧による爆発などの破
壊エネルギーを少なくし、安全性を高めることができる
と共に、季節（気温）変動による低圧側冷媒量の変動に
より高圧が変動することを防止し、季節変動に応じ目標
とする最適な冷媒量調整と、最適な出湯温度とが簡単な
構成で実現でき、成績係数も高く、極めて経済性に富
み、年間を通じ効率よく安定した給湯を可能ならしめる
顕著な効果を有する。

【図面の簡単な説明】

【図１】本発明に係るヒートポンプ給湯機の冷凍サイク
ルの１例を示す図である。

【符号の説明】

１圧縮機２ガスクーラ３冷媒熱交換器４冷媒膨張弁５蒸発器（空気熱交換器）７アキュムレータ８高圧側の冷媒空間（レシーバ）１１デフロスト電磁弁１２水入口１３給湯水出口

───────────────────────────────────────────────────── フロントページの続き (72)発明者吉原基司大阪府枚方市大字津田2586の43 (72)発明者黒本英智神奈川県横浜市鶴見区江ケ崎町４番１号東京電力株式会社電力技術研究所内 (72)発明者熊谷雅彦神奈川県横浜市鶴見区江ケ崎町４番１号東京電力株式会社電力技術研究所内 (72)発明者舘山陵太郎神奈川県横浜市鶴見区江ケ崎町４番１号東京電力株式会社電力技術研究所内

Claims

【特許請求の範囲】

【請求項１】圧縮機，ガスクーラ，冷媒熱交換器，冷媒
膨張弁，蒸発器を冷媒配管により順次、接続し、圧縮機
吸入側にアキュムレータを配し、かつ圧縮機吐出側より
ガスクーラに至る配管途中より分岐してデフロスト電磁
弁より冷媒膨張弁下流に至る冷媒制御回路を設けると共
に、水を向流型ガスクーラへ通水せしめて昇温させるヒ
ートポンプ給湯機において、運転する最低気温と最高気
温を設定し、あらかじめ設計された高圧側の冷媒空間を
設け高圧圧力を安定化させたことを特徴とするヒートポ
ンプ給湯機。
【請求項２】高圧側のガスクーラ出口部を含み、冷媒膨
張弁入口までの経路間に請求項１記載の冷媒空間を設置
することを特徴とするヒートポンプ給湯機。
【請求項３】圧縮機吸入側にアキュムレータを配し冷媒
熱交換器の高圧側がガスクーラ出口に、低圧側が空気熱
交換器とアキュムレータの間となるように設置された請
求項１又は２記載のヒートポンプ給湯機。
【請求項４】向流型ガスクーラが二重管方式など、高圧
側冷媒量が少なくなる熱交換器である請求項１，２又は
３記載のヒートポンプ給湯機。
【請求項５】出湯温度の調節を給水流量を調節すること
により行う請求項１，２，３又は４記載のヒートポンプ
給湯機。