JP2012247136A

JP2012247136A - ブースターユニット、及びそれを備えた空気調和装置複合給湯装置

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Publication number: JP2012247136A
Application number: JP2011119364A
Authority: JP
Inventors: Hironori Yabuuchi; 宏典薮内; 博文 ▲高▼下; Hirobumi Takashita; Osamu Morimoto; 修森本
Original assignee: Mitsubishi Electric Corp
Current assignee: Mitsubishi Electric Corp
Priority date: 2011-05-27
Filing date: 2011-05-27
Publication date: 2012-12-13

Abstract

【課題】インバーター基板が発生した熱を圧縮機の吸入側に伝達することによって、冷却器及び冷却ファンを小型化又は設置しないようにすることができるブースターユニット、及びそれを備えた空気調和装置複合給湯装置を得る。
【解決手段】冷媒−冷媒熱交換器４１から給湯用圧縮機２１を接続する給湯用冷媒配管を、インバーター基板４００に設置されている冷却器４０１内を蛇行形状に貫通して設置させた。
【選択図】図３

Description

本発明は、冷暖房動作及び給湯動作を同時に実施可能な空気調和装置複合給湯装置に関する。

従来、一元の冷凍サイクルによって冷房負荷、暖房負荷及び給湯負荷を同時に提供するヒートポンプシステムが提案されている（例えば、特許文献１参照）。

また、二元の冷凍サイクルによって高温の給湯、及び、室内空調機能を同時に提供するシステムが提案されている（例えば、特許文献２参照）。

また、これらのシステムは、圧縮機を運転する際に、周波数を制御するために搭載されているインバーター基板は、運転中に１００［℃］周辺まで温度が上昇し、その基板に搭載されているコンデンサー等を冷却するために、冷却フィン又は冷却ファンを搭載して冷却している（例えば、特許文献１及び特許文献２参照）。

特開平１１−２７０９２０号公報（第６−７頁、図８）特開平４−２６３７５８号公報（第２−３、図１）

しかしながら、特許文献１に記載されたヒートポンプシステムにおいては、水の加熱を実施する放熱過程の温度と、暖房を実施する放熱過程の温度とが略同一となるため、冷房運転を実施している際、高温の給湯負荷を賄うことができず、年間を通して安定した温熱を供給することができないという問題点があった。

また、特許文献２に記載されたシステムでは、室内機において空調を実施する冷媒回路と、給湯を実施する冷媒回路とが、異なる取り扱いとなっているので、単純に室内機の代替として給湯機能を付加することができないため、既設の空調機に容易には導入できないという問題点があった。

そして、特許文献１及び特許文献２に記載されたシステムにおいては、インバーター基板部品の故障を防ぐため、冷却風路、冷却器又は冷却ファンを搭載しなければならないという問題点もあった。

本発明は、上記のような問題点を解消するためになされたものであり、第１の目的は、インバーター基板が発生した熱を圧縮機の吸入側に伝達することによって、冷却器及び冷却ファンを小型化又は設置しないようにすることである。
また、第２の目的は、運転中高温となるインバーター基板部品にワイドバンドギャップ半導体を使用することによって、冷却器及び冷却ファンを小型化又は設置しないようにすることである。
さらに、第３の目的は、冷房負荷及び暖房負荷を同時に提供でき、さらに、給湯負荷も同時に提供することができ、年間を通して安定した熱源を提供することである。

本発明に係るブースターユニットは、圧縮機を有する熱源機、室内熱交換器を有する室内機、前記熱源機から流出される空調用冷媒から給湯用冷媒に対して熱交換する冷媒−冷媒熱交換器、並びに、前記室内機及び前記冷媒−冷媒熱交換器への流通の有無及び流通方向を決定する分配ユニットを備えた空気調和装置複合給湯装置に用いられ、前記給湯用冷媒を圧縮する給湯用圧縮機と、前記冷媒−冷媒熱交換器と、前記給湯用圧縮機から吐出された前記給湯用冷媒から、負荷内を循環する第１熱媒体に向けて熱を伝送する熱媒体−冷媒熱交換器と、該熱媒体−冷媒熱交換器から流出した前記給湯用冷媒を膨張させる給湯用絞り手段と、前記給湯用圧縮機を駆動させるインバーター装置と、を備え、前記給湯用圧縮機、前記熱媒体−冷媒熱交換器熱、前記給湯用絞り手段及び前記冷媒−冷媒熱交換器を給湯用冷媒配管によって接続されて前記給湯用冷媒が循環する給湯用冷凍サイクルを構成し、前記インバーター装置は、前記冷媒−冷媒熱交換器と前記給湯用圧縮機とを接続し、前記冷媒−冷媒熱交換器から前記給湯用圧縮機へ前記給湯用冷媒を流通させる前記給湯冷媒配管の部分である吸入側配管に対して近接又は当接したものである。

本発明によれば、インバーター装置の発生した熱を、給湯用圧縮機の吸入側に吸熱させる構成としたので、給湯用圧縮機の吸入圧力を上昇させることができ、入力比を改善することができる。また、これによって、インバーター装置に設置する冷却器又は冷却ファンを小型化、又は、設置不要とすることができる。また、冷却器及び冷却ファンを設置不要とした場合、ブースターユニット内の排熱処理が不要となるので、吸気口及び排気口を設置不要とすることができ、また、これによって、外部から塵埃及び虫等の侵入を抑制することができる。

本発明の実施の形態１に係る空気調和装置複合給湯装置の全体構成図である。冷媒Ｒ１３４ａ及びＲ４１０Ａの吐出圧力−飽和温度特性を示す図である。本発明の実施の形態１に係るブースターユニット５００及び構成と従来のブースターユニットの概略構造図である。本発明の実施の形態１に係るブースターユニット５００内の冷媒回路図である。冷媒−冷媒熱交換器４１における蒸発温度と、給湯用圧縮機２１における入力比との相関を示すグラフである。本発明の実施の形態２に係る空気調和装置複合給湯装置の要部構成図である。

実施の形態１．
（空気調和装置複合給湯装置の構成）
図１は、本発明の実施の形態１に係る空気調和装置複合給湯装置の全体構成図である。
図１で示されるように、本実施の形態に係る空気調和装置複合給湯装置は、空調用冷凍サイクル１、給湯用冷凍サイクル２及び給湯用負荷３によって構成されている。

空調用冷凍サイクル１は、熱源機１１、冷房室内機１２、暖房室内機１３、分配ユニット１４、冷媒−冷媒熱交換器４１及び給湯熱源用絞り手段１１９によって構成されている。

熱源機１１は、空調用圧縮機１０１、四方弁１０２、室外熱交換器１０３、アキュームレーター１０４及び逆止弁１０５ａ〜１０５ｄが冷媒配管によって接続されて構成されている。

空調用圧縮機１０１は、ガス状態の冷媒を吸入し、その冷媒を圧縮し高温高圧の状態にするものであり、インバーター圧縮機で構成されている。また、空調用圧縮機１０１は、レシプロ型、ロータリー型、スクロール型又はスクリュー型のいずれのタイプであってもよく、回転数可変のものでも、回転数固定のものでもよい。また、空調用圧縮機１０１の吐出側は、四方弁１０２に接続されている。

四方弁１０２は、空調用圧縮機１０１から吐出された冷媒を後述する逆止弁１０５ｃに流すか、室外熱交換器１０３へ流すかを切り替えるものである。

室外熱交換器１０３は、空調用圧縮機１０１から吐出された高温高圧の冷媒が四方弁１０２を経由して流入してくる場合、放熱器として機能し、後述する逆止弁１０５ｄを経由して冷媒が流入してくる場合、蒸発器として機能する。具体的には、室外熱交換器１０３は、送付ファン等（図示せず）から送り込まれる空気（外気等）と冷媒との間で熱交換を実施するものである。

アキュームレーター１０４は、空調用圧縮機１０１の吸入側に設けられており、余剰冷媒を蓄えるものである。

逆止弁１０５ａは、室外熱交換器１０３と、後述する熱源機１１と分配ユニット１４とを接続する高圧側接続配管１０６とを接続する冷媒配管に設けられ、室外熱交換器１０３から高圧側接続配管１０６への方向のみ冷媒を流通させるものである。
逆止弁１０５ｂは、四方弁１０２と、後述する熱源機１１と分配ユニット１４とを接続する低圧側接続配管１０７とを接続する冷媒配管に設けられ、低圧側接続配管１０７から四方弁１０２への方向のみ冷媒を流通させるものである。
逆止弁１０５ｃは、四方弁１０２と、高圧側接続配管１０６とを接続する冷媒配管に設けられ、四方弁１０２から高圧側接続配管１０６への方向のみ冷媒を流通させるものである。
逆止弁１０５ｄは、室外熱交換器１０３と、低圧側接続配管１０７とを接続する冷媒配管に設けられ、低圧側接続配管１０７から室外熱交換器１０３への方向のみ冷媒を流通させるものである。

分配ユニット１４は、気液分離器１０８、第１分配部１０９、第２分配部１１０、第１内部熱交換器１１１、第１中継機用絞り手段１１２、第２内部熱交換器１１３及び第２中継機用絞り手段１１４が冷媒配管によって接続されて構成されている。

気液分離器１０８は、空調用冷凍サイクル１から高圧側接続配管１０６を経由して分配ユニット１４内に流入してくる冷媒を分配するものである。分配された冷媒のうち一方は、後述する第１分配部１０９内の各弁手段１０９ａに送られ、他方は、第１内部熱交換器１１１に送られる。

第１分配部１０９は、複数の弁手段１０９ａ、１０９ｂによって構成されている。そのうち、弁手段１０９ａは、開状態となることによって、気液分離器１０８から流れてきた冷媒を、後述する室内熱交換器１１８及び冷媒−冷媒熱交換器４１に流入させるものである。また、弁手段１０９ｂは、開状態となることによって、室内熱交換器１１８及び冷媒−冷媒熱交換器４１から流出した冷媒を低圧側接続配管１０７へ送るものである。

第２分配部１１０は、複数の逆止弁１１０ａ、１１０ｂによって構成されている。そのうち、逆止弁１１０ａは、室内熱交換器１１８及び冷媒−冷媒熱交換器４１から流出した冷媒を、後述する第１会合部１１５へ送るものである。また、逆止弁１１０ｂは、第１会合部１１５を経由して第２内部熱交換器１１３において熱交換された冷媒を、室内熱交換器１１８及び冷媒−冷媒熱交換器４１へ流入させるものである。
なお、逆止弁１１０ａ、１１０ｂは、逆止弁としているが、これに限定されるものではなく、電磁弁のように確実に流路を切り替えられるものを採用してもよい。

第１内部熱交換器１１１は、気液分離器１０８から分配された冷媒と第２内部熱交換器１１３から流出した冷媒との熱交換を実施するものである。

第１中継機用絞り手段１１２は、第１内部熱交換器１１１から流出した冷媒を膨張及び減圧するものである。

第２内部熱交換器１１３は、第１会合部１１５において、第１中継機用絞り手段１１２から流出した冷媒と、室内熱交換器１１８又は冷媒−冷媒熱交換器４１から流出して逆止弁１１０ｂを経由してきた冷媒とが合流した冷媒と、その合流した冷媒が第２内部熱交換器１１３を通過して第２会合部１１６において分岐し、第２中継機用絞り手段１１４によって膨張及び減圧された冷媒との熱交換を実施するものである。

第２中継機用絞り手段１１４は、前述のように第１会合部１１５において合流した冷媒が第２内部熱交換器１１３を通過し流出した冷媒から第２会合部１１６において分岐した冷媒を、膨張及び減圧して、第２内部熱交換器１１３の別経路に流入させるものである。

冷房室内機１２は、空調対象空間に設置され、その空調空間を冷房する動作を実施している室内機である。また、暖房室内機１３は、空調対象空間に設置され、その空調空間を暖房する動作を実施している室内機である。冷房室内機１２緒及び暖房室内機１３は、共に、空調用絞り手段１１７及び室内熱交換器１１８を備えている。
なお、図１に示されるように、冷房室内機１２及び暖房室内機１３は、それぞれ、空調用絞り手段１１７及び室内熱交換器１１８を２つずつ備えている構成としているが、これに限定されるものではない。すなわち、１つずつでもよいし、３つずつ以上でもよいし、いずれかが備えられなくてもよい。
また、冷房室内機１２及び暖房室内機１３は、その機能から便宜上、それぞれ「冷房室内機」及び「暖房室内機」と称しているが、冷媒の流通方向によって、その機能が冷房から暖房に、あるいは、暖房から冷房に切り替わるものであり、各機能に固定されるものではない。

空調用絞り手段１１７は、冷房室内機１２に属する場合、逆止弁１１０ｂを経由してきた冷媒を膨張及び減圧し、その冷媒を室内熱交換器１１８に流入させるものである。また、空調用絞り手段１１７は、暖房室内機１３に属する場合、室内熱交換器１１８から流出してきた冷媒を膨張及び減圧し、その冷媒を逆止弁１１０ａ側に送るものである。

室内熱交換器１１８は、冷房室内機１２に属する場合、蒸発器として機能し、空調用絞り手段１１７を経由した冷媒と、空調対象空間の空気との間で熱交換を実施し、冷房を実施する。また、室内熱交換器１１８は、暖房室内機１３に属する場合、放熱器として機能し、弁手段１０９ａを経由した冷媒と、空調対象空間の空気との間で熱交換を実施し、暖房を実施する。

冷媒−冷媒熱交換器４１は、空調用冷凍サイクル１を流れる冷媒と、後述する給湯用冷凍サイクル２を流れる給湯用冷媒との熱交換を実施するものである。また、給湯熱源用絞り手段１１９は、冷媒を膨張及び減圧するものである。ここで、弁手段１０９ａ、冷媒−冷媒熱交換器４１、給湯熱源用絞り手段１１９、そして、逆止弁１１０ａの順で冷媒が流れる場合、冷媒−冷媒熱交換器４１は、この冷媒から給湯用冷媒に対して温熱を与えることになる。一方、逆止弁１１０ｂ、給湯熱源用絞り手段１１９、冷媒−冷媒熱交換器４１、そして、弁手段１０９ｂの順で冷媒が流れる場合、冷媒−冷媒熱交換器４１は、この冷媒から給湯用冷媒に対して冷熱を与えることになる。

給湯用冷凍サイクル２は、給湯用圧縮機２１、熱媒体−冷媒熱交換器５１、給湯用絞り手段２２及び冷媒−冷媒熱交換器４１が給湯用冷媒配管によって接続されて構成されている。冷媒−冷媒熱交換器４１の動作は前述の通りである。

給湯用圧縮機２１は、給湯用冷凍サイクル２内で給湯用冷媒を循環させるものである。また、給湯用圧縮機２１は、レシプロ型、ロータリー型、スクロール型又はスクリュー型のいずれのタイプであってもよい。

熱媒体−冷媒熱交換器５１は、給湯用冷凍サイクル２を流れる給湯用冷媒と、後述する給湯用負荷３内を流れる水との熱交換を実施するものである。ここで、冷媒−冷媒熱交換器４１が、空調用冷凍サイクル１の冷媒から給湯用冷媒に対して温熱を受ける場合、熱媒体−冷媒熱交換器５１は、給湯用冷媒から給湯用負荷３内を流れる水に対して温熱を与える。また、冷媒−冷媒熱交換器４１が、空調用冷凍サイクル１の冷媒から給湯用冷媒に対して冷熱を受ける場合、熱媒体−冷媒熱交換器５１は、給湯用冷媒から給湯用負荷３内を流れる水に対して冷熱を与える。

給湯用絞り手段２２は、熱媒体−冷媒熱交換器５１から流出した給湯用冷媒を膨張及び減圧させるものである。

給湯用負荷３は、水循環用ポンプ３１、熱媒体−冷媒熱交換器５１及び貯湯タンク３２が給湯負荷用配管２０３によって接続されて構成されている。また、給湯負荷用配管２０３は、銅管、ステンレス管、鋼管又は塩化ビニル系配管等によって形成されている。熱媒体−冷媒熱交換器５１の動作は、前述の通りである。

水循環用ポンプ３１は、給湯用負荷３内で水を循環させるものである。
なお、給湯用負荷３内を流れる流体は、水に限定されるものではなく、不凍液等でもよい。

貯湯タンク３２は、水循環用ポンプ３１によって送り出され、熱媒体−冷媒熱交換器５１において熱交換された水を貯めるものである。

なお、前述した第１中継機用絞り手段１１２、第２中継機用絞り手段１１４、空調用絞り手段１１７、給湯熱源用絞り手段１１９又は給湯用絞り手段２２は、毛細管等の安価な冷媒流量調整手段、又は、電子膨張弁による緻密な流量制御が可能な冷媒流量調整手段を用いてもよい。

また、空調用冷凍サイクル１における空調用圧縮機１０１、及び、給湯用冷凍サイクル２における給湯用圧縮機２１の制御に関して、それぞれのサイクルにセンサーを備えるのではなく、冷媒−冷媒熱交換器４１にセンサーを備え、共用して制御するものとしてもよい。この場合、空調用冷凍サイクル１側の過冷却度、及び、給湯用冷凍サイクル２側の過熱度を制御しながら運転することができるため、各圧縮機、又は、給湯熱源用絞り手段１１９及び給湯用絞り手段２２の開度を安定して制御させることができる。また、上記のセンサーは、温度センサー、圧力センサー、差圧センサー又は流量センサー等のいずれでもよい。

また、熱媒体−冷媒熱交換器５１の熱源側の入口部と出口部にセンサーを備えることによって、センサーの検出値に変化が生じない場合（例えば、温度センサーの場合であれば、温度差が生じない場合）、熱源が接続されていないと判断することができる。この場合、弁手段１０９ａ、１０９ｂを閉状態に、又は、給湯用冷凍サイクル２の給湯用圧縮機２１を運転させないことによって、機器の寿命を延ばすとともに、無駄な入力を与えることがないため、省エネ化にもなる。また、上記のセンサーについても、温度センサー、圧力センサー、差圧センサー又は流量センサー等のいずれでもよい。

また、給湯用負荷３は、本発明の「負荷」に相当する。また、空調用冷凍サイクル１を循環する冷媒、及び、給湯用負荷３を循環する水等は、それぞれ本発明の「空調用冷媒」及び「第１熱媒体」に相当する。

（空調用冷凍サイクル１及び給湯用冷凍サイクル２の冷媒について）
図２は、冷媒Ｒ１３４ａ及びＲ４１０Ａの吐出圧力−飽和温度特性を示す図である。
図１で示される空調用冷凍サイクル１の冷媒、及び、給湯用冷凍サイクル２の給湯用冷媒の種類は、基本的に、二酸化炭素、炭化水素及びヘリウムのような自然冷媒、ＨＦＣ４１０Ａ、ＨＦＣ４０７Ｃ及びＨＦＣ４０４Ａ等の代替冷媒等の塩素を含まない冷媒、又は、既存の製品に使用されているＲ２２及びＲ１３４ａ等のフロン系冷媒のいずれを使用してもよい。また、空調用冷凍サイクル１と給湯用冷凍サイクル２とは、それぞれ独立した冷媒回路になっており、内部を流れる冷媒は同じ種類のものでもよいし、あるいは、別の種類のものでも構わない。

また、給湯用冷媒として、臨界温度の低い冷媒を用いた場合、高温の給湯を実施する際に、熱媒体−冷媒熱交換器５１における放熱過程での給湯用冷媒が超臨界状態となることが想定される。一般に、放熱過程の給湯用冷媒が超臨界状態にある場合、熱媒体−冷媒熱交換器５１内の圧力、又は、熱媒体−冷媒熱交換器５１の給湯用冷媒の出口温度の変化によるＣＯＰの変動が激しく、高いＣＯＰを得る運転を実施するためには、高度な制御が要求される。また、臨界温度の低い冷媒は、同一温度に対する飽和圧力が高く、その分、冷媒配管及び圧縮機の肉厚を大きくする必要があるのでコストが増大する要因ともなる。

また、給湯用負荷３内でレジオネラ菌の繁殖を抑制するために循環する水の温度が６２［℃］以上であることを考慮し、給湯温度の目標値として６２［℃］以上とすることが想定される。したがって、給湯用冷媒として、最低でも６２［℃］以上の臨界温度を有する冷媒を採用した方が、より低コスト、より安定的に、かつ、高いＣＯＰを得ることができる。

図２で示されるように、給湯用冷媒の種類としてＲ１３４Ａを使用した場合、熱媒体−冷媒熱交換器５１における凝縮飽和温度と給湯用圧縮機２１の吐出圧力とを比較した場合、同図で示したＲ４１０Ａよりも低圧力で高温を取り出すことができる。また、Ｒ４１０Ａは、臨界温度が６２［℃］程度であり、この凝縮飽和温度では、レジオネラ菌の発生の抑制ができない。しかし、Ｒ１３４ａを採用することによって、吐出圧力３［ＭＰａ］程度で、凝縮飽和温度は７０［℃］以上となり、レジオネラ菌の発生を抑制することができる。

（空気調和装置複合給湯装置の暖房主体運転の概要）
次に、図１を参照しながら、本実施の形態に係る空気調和装置複合給湯装置の暖房主体運転において、空調用冷凍サイクル１、給湯用冷凍サイクル２及び給湯用負荷３における各冷媒及び水の循環動作について説明する。

予め、冷房室内機１２に対応する弁手段１０９ａは閉状態となっており、弁手段１０９ｂは開状態となっており、暖房室内機１３及び冷媒−冷媒熱交換器４１に対応する弁手段１０９ａは開状態となっており、弁手段１０９ｂは閉状態となっているものとする。

まず、空調用冷凍サイクル１について説明する。
低温低圧のガス冷媒は、空調用圧縮機１０１によって圧縮され、高温高圧の冷媒となって吐出され、四方弁１０２及び逆止弁１０５ｃを経由して、熱源機１１から流出する。

熱源機１１から流出した高温高圧の冷媒は、高圧側接続配管１０６を流通して、分配ユニット１４内に流入する。分配ユニット１４内に流入した高温高圧の冷媒は、気液分離器１０８に流入する。この気液分離器１０８に流入した高温高圧の冷媒は、弁手段１０９ａに向かう冷媒と、第１内部熱交換器１１１に向かう冷媒とに分岐する。弁手段１０９ａに向かった冷媒のうち、暖房室内機１３に対応するものに向かったものはその弁手段１０９ａを経由して暖房室内機１３内に流入し、冷媒−冷媒熱交換器４１に対応するものに向かったものはその弁手段１０９ａを経由して冷媒−冷媒熱交換器４１内に流入する。

暖房室内機１３内に流入した高温高圧の冷媒は、室内熱交換器１１８に流入して、空調対象空間の空気に放熱することによって凝縮し、中温高圧の冷媒となる。室内熱交換器１１８から流出した中温高圧の冷媒は、空調用絞り手段１１７によって膨張及び減圧され、中温中圧の冷媒となって、暖房室内機１３から流出する。また、冷媒−冷媒熱交換器４１に流入した高温高圧の冷媒は、給湯用冷凍サイクル２を循環する給湯用冷媒に放熱することによって凝縮し、中温高圧の冷媒となる。冷媒−冷媒熱交換器４１から流出した中温高圧の冷媒は、給湯熱源用絞り手段１１９によって膨張及び減圧され、中温中圧の冷媒となる。

空調用絞り手段１１７から流出して暖房室内機１３から流出した中温中圧の冷媒、及び、給湯熱源用絞り手段１１９から流出した中温中圧の冷媒は、再び、分配ユニット１４内に流入する。分配ユニット１４内に流入した中温中圧の冷媒は、逆止弁１１０ａを経由して第１会合部１１５へ向かう。

一方、前述の気液分離器１０８において、第１内部熱交換器１１１に向かった高温高圧の冷媒は、第１内部熱交換器１１１に流入して、他方の流路に流れる冷媒（後述する低温低圧の冷媒）に対して放熱して凝縮し、中温高圧の冷媒となる。第１内部熱交換器１１１を流出した中温高圧の冷媒は、第１中継機用絞り手段１１２によって膨張及び減圧され、中温中圧の冷媒となって、第１会合部１１５へ向かう。

逆止弁１１０ａを経由してきた冷媒、及び、第１中継機用絞り手段１１２を経由してきた冷媒は、第１会合部１１５において合流し、その合流した冷媒は第２内部熱交換器１１３に流入する。第２内部熱交換器１１３に流入した中温中圧の冷媒は、他方の流路に流れる冷媒（後述する第２中継機用絞り手段１１４によって膨張及び減圧された冷媒）に対して放熱し、低温中圧の冷媒となる。第２内部熱交換器１１３を流出した低温中圧の冷媒は、第２会合部１１６において、第２中継機用絞り手段１１４へ向かう冷媒と、冷房室内機１２に対応する逆止弁１１０ｂへ向かう冷媒とに分岐する。

第２中継機用絞り手段１１４へ向かった低温中圧の冷媒は、この第２中継機用絞り手段１１４によって膨張及び減圧され、低温低圧の気液二相冷媒となり、第２内部熱交換器１１３へ流入する。第２内部熱交換器１１３へ流入した低温低圧の気液二相冷媒は、前述した他方の流路を流れる中温中圧の冷媒から吸熱することによって、その一部が蒸発する。そして、第２内部熱交換器１１３を流出した低温低圧の冷媒は、第１内部熱交換器１１１へ流入する。第１内部熱交換器１１１へ流入した低温低圧の冷媒は、前述した他方の流路を流れる高温高圧の冷媒から吸熱し、その一部が蒸発する。そして、第１内部熱交換器１１１を流出した低温低圧の冷媒は、第３会合部１２０へ向かう。

一方、第２会合部１１６において、冷房室内機１２に対応する逆止弁１１０ｂへ向った低温中圧の冷媒は、その逆止弁１１０ｂを経由して、冷房室内機１２内に流入する。冷房室内機１２内に流入した低温中圧の冷媒は、空調用絞り手段１１７によって膨張及び減圧され、低温低圧の冷媒となり、室内熱交換器１１８へ流入する。室内熱交換器１１８へ流入した低温低圧の冷媒は、空調対象空間の空気から吸熱することによって、その一部が蒸発する。そして、室内熱交換器１１８を流出した低温低圧の冷媒は、冷房室内機１２から流出する。

冷房室内機１２から流出した低温低圧の冷媒は、再び、分配ユニット１４内に流入する。分配ユニット１４内に流入した低温低圧の冷媒は、弁手段１０９ｂを経由して第３会合部１２０へ向かう。

第１内部熱交換器１１１から流出した冷媒、及び、弁手段１０９ｂを経由してきた冷媒は、第３会合部１２０において合流し、その合流した冷媒は分配ユニット１４から流出する。

分配ユニット１４から流出した低温低圧の冷媒は、低圧側接続配管１０７を流通して、熱源機１１内に流入する。熱源機１１内に流入した低温低圧の冷媒は、逆止弁１０５ｄを経由して、室外熱交換器１０３に流入する。室外熱交換器１０３に流入した低温低圧の冷媒は、外気等の空気から吸熱することによって蒸発し、低温低圧のガス冷媒となる。室外熱交換器１０３を流出した低温低圧のガス冷媒は、四方弁１０２及びアキュームレーター１０４を経由し、再び、空調用圧縮機１０１に吸入されて圧縮される。

次に、給湯用冷凍サイクル２について説明する。
低温低圧のガス状態の給湯用冷媒は、給湯用圧縮機２１によって圧縮され、高温高圧の給湯用冷媒となって吐出され、熱媒体−冷媒熱交換器５１に流入する。熱媒体−冷媒熱交換器５１に流入した高温高圧の給湯用冷媒は、給湯用負荷３を循環する水に放熱することによって凝縮し、低温高圧の給湯用冷媒となる。熱媒体−冷媒熱交換器５１を流出した低温高圧の給湯用冷媒は、給湯用絞り手段２２によって膨張及び減圧され、低温低圧の気液二相状態の給湯用冷媒となる。この気液二相状態の給湯用冷媒は、冷媒−冷媒熱交換器４１に流入し、空調用冷凍サイクル１を循環する冷媒から吸熱することによって蒸発し、低温低圧のガス状態の給湯用冷媒となる。冷媒−冷媒熱交換器４１を流出したガス状態の給湯用冷媒は、再び、給湯用圧縮機２１に吸入されて圧縮される。

次に、給湯用負荷３について説明する。
貯湯タンク３２内の比較的低温な状態の水は、その底部から流出する。その流出した水は、水循環用ポンプ３１によって圧送され、熱媒体−冷媒熱交換器５１に送られる。熱媒体−冷媒熱交換器５１に流入した水は、給湯用冷凍サイクル２を循環する給湯用冷媒から吸熱して加熱され、その加熱された水は貯湯タンク３２に貯留される。この動作が繰り返されることによって、貯湯タンク３２内の水は温められる。

（空気調和装置複合給湯装置の冷房主体運転の概要）
次に、図１を参照しながら、本実施の形態に係る空気調和装置複合給湯装置の冷房主体運転において、空調用冷凍サイクル１、給湯用冷凍サイクル２及び給湯用負荷３における各冷媒及び水の循環動作について説明する。なお、冷房主体運転の説明においては、前述の暖房主体運転と相違する点を中心に説明する。

まず、空調用冷凍サイクル１について説明する。
低温低圧のガス冷媒は、空調用圧縮機１０１によって圧縮され、高温高圧の冷媒となって吐出され、四方弁１０２経由して、室外熱交換器１０３へ流入する。室外熱交換器１０３に流入した高温高圧の冷媒は、外気等の空気へ放熱することによってその一部が凝縮し、中温高圧の気液二相冷媒となる。室外熱交換器１０３を流出した中温高圧の気液二相冷媒は、逆止弁１０５ａを経由し、熱源機１１から流出する。

熱源機１１から流出した中温高圧の気液二相冷媒は、高圧側接続配管１０６を流通して、分配ユニット１４内に流入する。分配ユニット１４内に流入した中温高圧の気液二相冷媒は、気液分離器１０８に流入する。この気液分離器１０８に流入した中温高圧の気液二相冷媒は、ガス冷媒と液冷媒とに分離され、ガス冷媒は弁手段１０９ａに向かい、液冷媒は第１内部熱交換器１１１に向かう。弁手段１０９ａに向かったガス冷媒のうち、暖房室内機１３に対応するものに向かったものはその弁手段１０９ａを経由して暖房室内機１３内に流入し、冷媒−冷媒熱交換器４１に対応するものに向かったものはその弁手段１０９ａを経由して冷媒−冷媒熱交換器４１内に流入する。

暖房室内機１３内に流入した中温高圧のガス冷媒は、室内熱交換器１１８に流入して、空調対象空間の空気に放熱することによって凝縮する。室内熱交換器１１８から流出した冷媒は、空調用絞り手段１１７によって膨張及び減圧され、中温中圧の冷媒となって、暖房室内機１３から流出する。また、冷媒−冷媒熱交換器４１に流入した中温高圧のガス冷媒は、給湯用冷凍サイクル２を循環する給湯用冷媒に放熱することによって凝縮する。冷媒−冷媒熱交換器４１から流出した冷媒は、給湯熱源用絞り手段１１９によって膨張及び減圧され、中温高圧の冷媒となる。

一方、前述の気液分離器１０８において、第１内部熱交換器１１１に向かった液冷媒は、第１内部熱交換器１１１に流入して、他方の流路に流れる冷媒（後述する低温低圧の冷媒）に対して放熱する。第１内部熱交換器１１１を流出した冷媒は、第１中継機用絞り手段１１２によって膨張及び減圧され、第１会合部１１５へ向かう。

逆止弁１１０ａを経由してきた冷媒、及び、第１中継機用絞り手段１１２を経由してきた冷媒は、第１会合部１１５において合流し、その合流した冷媒は第２内部熱交換器１１３に流入する。第２内部熱交換器１１３に流入した冷媒は、他方の流路に流れる冷媒（後述する第２中継機用絞り手段１１４によって膨張及び減圧された冷媒）に対して放熱し、低温中圧の冷媒となる。第２内部熱交換器１１３を流出した低温中圧の冷媒は、第２会合部１１６において、第２中継機用絞り手段１１４へ向かう冷媒と、冷房室内機１２に対応する逆止弁１１０ｂへ向かう冷媒とに分岐する。

第２中継機用絞り手段１１４へ向かった低温中圧の冷媒は、この第２中継機用絞り手段１１４によって膨張及び減圧され、低温低圧の気液二相冷媒となり、第２内部熱交換器１１３へ流入する。第２内部熱交換器１１３へ流入した低温低圧の気液二相冷媒は、前述した他方の流路を流れる中温中圧の冷媒から吸熱することによって、その一部が蒸発する。そして、第２内部熱交換器１１３を流出した低温低圧の冷媒は、第１内部熱交換器１１１へ流入する。第１内部熱交換器１１１へ流入した低温低圧の冷媒は、前述した他方の流路を流れる高温高圧の冷媒から吸熱することによって蒸発する。そして、第１内部熱交換器１１１を流出した低温低圧のガス冷媒は、第３会合部１２０へ向かう。

一方、第２会合部１１６において、冷房室内機１２に対応する逆止弁１１０ｂへ向った低温中圧の冷媒は、その逆止弁１１０ｂを経由して、冷房室内機１２内に流入する。冷房室内機１２内に流入した低温中圧の冷媒は、空調用絞り手段１１７によって膨張及び減圧され、低温低圧の冷媒となり、室内熱交換器１１８へ流入する。室内熱交換器１１８へ流入した低温低圧の冷媒は、空調対象空間の空気から吸熱することによって蒸発する。そして、室内熱交換器１１８を流出した低温低圧のガス冷媒は、冷房室内機１２から流出する。

冷房室内機１２から流出した低温低圧のガス冷媒は、再び、分配ユニット１４内に流入する。分配ユニット１４内に流入した低温低圧のガス冷媒は、弁手段１０９ｂを経由して第３会合部１２０へ向かう。

第１内部熱交換器１１１から流出した低温低圧のガス冷媒、及び、弁手段１０９ｂを経由してきた低温低圧のガス冷媒は、第３会合部１２０において合流し、その合流した冷媒は分配ユニット１４から流出する。

分配ユニット１４から流出した低温低圧のガス冷媒は、低圧側接続配管１０７を流通して、熱源機１１内に流入する。熱源機１１内に流入した低温低圧のガス冷媒は、逆止弁１０５ｂ、四方弁１０２及びアキュームレーター１０４を経由し、再び、空調用圧縮機１０１に吸入されて圧縮される。

給湯用冷凍サイクル２及び給湯用負荷３の動作については、暖房主体運転と同様である。

本実施の形態に係る空気調和装置複合給湯装置においては、給湯負荷系統を二元サイクルによって構成しているため、高温の給湯需要（例えば、８０［℃］）を提供する場合に、給湯用冷凍サイクル２の熱媒体−冷媒熱交換器５１の温度を高温（例えば、凝縮温度８５［℃］）にすればよく、他に暖房負荷がある場合に、暖房室内機１３内の凝縮温度（例えば、５０［℃］）までも増加させずに済むので、省エネとなる。

また、例えば、夏期の冷房運転中に高温の給湯需要があった場合、従来はボイラー等によって提供する必要があったが、本実施の形態に係る空気調和装置複合給湯装置においては、従来は大気中に排出していた温熱を回収し、再利用して給湯を実施するので、ＣＯＰが大幅に向上し、省エネとなる。

（ブースターユニット５００の構成）
図３は、本発明の実施の形態１に係るブースターユニット５００及び構成と従来のブースターユニットの概略構造図であり、図４は、同ブースターユニット５００内の冷媒回路図である。図３（ａ）で示されるブースターユニットは、従来のものを示し、図３（ｂ）で示されるブースターユニットは、本実施の形態に係る空気調和装置複合給湯装置が有するブースターユニット５００である。

本実施の形態に係るブースターユニット５００は、図１で示される空気調和装置複合給湯装置の構成のうち、給湯用冷凍サイクル２の構成部分に相当するものである。ブースターユニット５００は、室内に設置されることが多いものである。

まず、図３（ａ）を参照しながら、従来のブースターユニットについて説明する。
ブースターユニットの本体には、図１で説明した給湯用圧縮機２１、給湯用絞り手段２２、冷媒−冷媒熱交換器４１及び熱媒体−冷媒熱交換器５１が備えられており、各機器は前述のように給湯用冷媒配管によって接続され、給湯用冷媒が循環する構成となっている。このブースターユニットは、さらに、給湯用圧縮機２１の回転周波数を制御するインバーター基板４００、そのインバーター基板４００を冷却する冷却器４０１（ヒートシンク）及び冷却ファン４０２、インバーター基板４００を冷却するための本体内部空気を吸入する吸気口４０３、並びに、本体内部空気を外部に排出する排気口４０４を備えている。図示していないが、給湯用圧縮機２１内のモーターとインバーター基板４００とは、電気的に接続されている。このように、給湯用圧縮機２１の回転周波数を制御するインバーター基板４００は発熱体であり、冷却器４０１及び冷却ファン４０２（必ずしも両方備える必要はない）によって冷却する必要がある。具体的には、給湯用圧縮機２１の駆動中、インバーター基板４００の搭載部品は１００［℃］付近まで高温になり、これを冷却するために冷却器４０１又は冷却ファン４０２が必要であり、冷却するための空気を取り込むための吸気口４０３、及び、インバーター基板４００から排熱し加熱された空気を外部に排出するための排気口４０４が必要となる。

次に、図３（ｂ）を参照しながら、本実施の形態に係る空気調和装置複合給湯装置のブースターユニット５００について説明する。
ブースターユニット５００は、図３（ａ）で示されるブースターユニットと同様に、給湯用圧縮機２１、給湯用絞り手段２２、冷媒−冷媒熱交換器４１及び熱媒体−冷媒熱交換器５１を備えており、給湯用冷凍サイクル２を構成している。このうち熱媒体−冷媒熱交換器５１については、給湯用冷媒がその上部から流入し、下部から流出し、水流路（図示せず）についてはその下部から流入し、上部から流出する構成となっており、給湯用冷媒の流れと水との流れが対向流となるように構成されている。また、冷媒−冷媒熱交換器４１については、給湯用冷媒がその下部から流入し、上部から流出し、空調用冷凍サイクル１の冷媒流路（図示せず）についてはその上部から流入し、下部から流出する構成となっており、空調用冷凍サイクル１の冷媒の流れと、給湯用冷凍サイクル２の給湯用冷媒の流れとが対向流となるように構成されている。

ここで、図３（ａ）で示されるブースターユニットと異なるのは、冷媒−冷媒熱交換器４１から給湯用圧縮機２１を接続する給湯用冷媒配管が、インバーター基板４００に設置されている冷却器４０１内を蛇行形状に貫通して設置されている点である。この場合、この蛇行形状を呈する給湯用冷媒配管は、図４で示されるようにインバーター基板４００に直接当接する構成としてもよい。また、このブースターユニット５００の冷却器４０１は、図３（ａ）で示されるブースターユニットとは異なり、コンパクト化されており、冷却ファン４０２を備えていない。また、ブースターユニット５００本体内の空気を入れ替えるための、吸気口４０３及び排気口４０４を備えていない。

また、ブースターユニット５００におけるインバーター基板４００の搭載部品（スイッチング素子又はダイオード等）は、シリコン等と比較してバンドギャップが広いワイドバンドギャップ半導体によって構成されている。このワイドバンドギャップ半導体としては、例えば、ＳｉＣ（シリコンカーバイド）、窒化ガリウム系素材、又は、ダイヤモンドがあり、いずれを用いてもよい。このワイドバンドギャップ半導体は、耐熱性が高く、例えば、２００［℃］近傍においても利用することが可能であり、さらに、耐電圧性が高く、許容電流密度も高いため、ワイドバンドギャップ半導体によって構成されたスイッチング素子又はダイオードの小型化が可能であり、これによって、図３（ｂ）で示されるように、冷却器４０１又は冷却ファン４０２を小型化、又は、設置を不要とすることができる。その結果として、図３（ｂ）で示されるように、吸気口４０３及び排気口４０４を設置不要とすることができ、ブースターユニット５００の小型化及び軽量化にも寄与することができる。また、ワイドバンドギャップ半導体によって構成されたスイッチング素子については、電力損失が少なく、高効率な動作が可能となる。例えば、このスイッチング素子がシリコンによって構成された場合と比較すると、３０％程度電力損失を低減することができる。

また、熱媒体−冷媒熱交換器５１において、給湯用負荷３を循環する水の種類によっては、カルシウム等の硬度成分が析出して、その流路を塞いでしまうことがあり、故障を招くことがある。したがって、熱媒体−冷媒熱交換器５１については、交換が可能となっている。

なお、インバーター基板４００は、本発明の「インバーター装置」に相当する。

（ブースターユニット５００の特性）
図５は、冷媒−冷媒熱交換器４１における蒸発温度と、給湯用圧縮機２１における入力比との相関を示すグラフである。ここで、入力比とは、蒸発器（給湯用冷凍サイクル２における冷媒−冷媒熱交換器４１に相当）の蒸発温度を０［℃］とした場合の圧縮機（給湯用冷凍サイクル２における給湯用圧縮機２１に相当）の入力（消費電力）を「１」とした場合の、各蒸発温度における圧縮機の入力の割合を示す。
従来から、圧縮機の吸入圧力を上昇させ、循環冷媒量が増加する分、圧縮機の回転周波数を低下させることができ、低下させた分、高効率な運転が可能となることは知られている。しかしながら、冷媒の循環制御において、例えば、凝縮器における目標凝縮温度を４９℃近傍とした場合、仮に、圧縮機の吸入側へ、凝縮器の出口からバイパスさせたとしても、吸入側では約３［℃］程度しか上昇させることができない。図５でいうと、その上昇分は（１）部分に相当し、入力比として１０％程度改善されているに過ぎない。

これに対して、本実施の形態に係るブースターユニット５００のように、インバーター基板４００の搭載部品にワイドバンドギャップ半導体を採用し、図３（ｂ）及び図４で示されるように冷媒−冷媒熱交換器４１から給湯用圧縮機２１を接続する給湯用冷媒配管を、インバーター基板４００に設置されている冷却器４０１内を蛇行形状に貫通して設置させることによって、インバーター基板４００が発生する熱を給湯用圧縮機２１の吸入側に伝達させることができ、給湯用圧縮機２１の吸入圧力を上昇させることができる。その結果、図５において、（２）部分に相当する部分だけ、入力比を改善することができる。上記の条件の場合、図５で示されるように、入力比に関して４０％の改善がなされている。また、これによって、インバーター基板４００の熱が、給湯用圧縮機２１の吸入側の給湯用冷媒配管によって吸熱させることができるので、冷却器４０１又は冷却ファン４０２を小型化、又は、設置不要とすることができる。

なお、図３（ｂ）で示されるように、給湯用圧縮機２１の吸入側にインバーター基板４００で発生した熱を伝達させるために、給湯用冷媒配管を、冷却器４０１内を蛇行形状に貫通して設置し、インバーター基板４００から冷却器４０１を介して、給湯用圧縮機２１の吸入側である給湯用冷媒配管に熱を伝達させているが、ここでいう「蛇行形状」とは、Ｕ字形状、波形形状及び矩形波形状等のように給湯用配管を屈曲させて設置する形状のすべてを含む概念である。また、給湯用冷媒配管を冷却器４０１に貫通させる構成としているが、給湯用冷媒配管をインバーター基板４００に直接当接させる構成としてもよい。さらに、給湯用冷媒配管を、インバーター基板４００又は冷却器４０１に当接するように設置するのではなく、輻射によってインバーター基板４００の熱を伝達させる構成としてもよい。

（実施の形態１の効果）
以上の構成のように、インバーター基板４００の搭載部品（スイッチング素子及びダイオード等）をワイドバンドギャップ半導体で構成することによって、部品を小型化することができ、ひいては、ブースターユニット５００の小型化及び軽量化に寄与することができる。また、ワイドバンドギャップ半導体は、耐熱性、耐電圧性及び許容電流密度が、シリコン等と比較して高いので、冷却器４０１又は冷却ファン４０２を小型化、又は、設置不要とすることができる。また、冷却器４０１及び冷却ファン４０２を設置不要とした場合、ブースターユニット５００内の排熱処理が不要となるので、吸気口４０３及び排気口４０４を設置不要とすることができ、また、これによって、外部から塵埃及び虫等の侵入を抑制することができる。また、ワイドバンドギャップ半導体によって構成されたスイッチング素子は、電力損失が少ないので、高効率な動作が可能となる。

また、インバーター基板４００の発生した熱を、給湯用圧縮機２１の吸入側に吸熱させる構成としたので、給湯用圧縮機２１の吸入圧力を上昇させることができ、入力比を改善することができる。また、これによって、冷却器４０１又は冷却ファン４０２を小型化、又は、設置不要とすることができる。また、冷却器４０１及び冷却ファン４０２を設置不要とした場合、ブースターユニット５００内の排熱処理が不要となるので、吸気口４０３及び排気口４０４を設置不要とすることができ、また、これによって、外部から塵埃及び虫等の侵入を抑制することができる。特に、図３（ｂ）で示されるように、給湯用圧縮機２１の吸入側の給湯用冷媒配管をインバーター基板４００に対して、蛇行形状に近接又は当接させているので、効率よく、インバーター基板４００で発生した熱を、給湯用圧縮機２１の吸入側に吸熱させることができる。

また、空調用冷凍サイクル１の冷媒としてＲ１３４ａを用いることによって、例えば、Ｒ４１０Ａと比較して、小さい吐出圧力によって、大きな凝縮飽和温度を得ることができるので、レジオネラ菌の発生を抑制することができる。

さらに、冷房負荷及び暖房負荷を同時に提供でき、さらに、給湯負荷も同時に提供することができ、年間を通して安定した熱源を提供することができる。

実施の形態２．
本実施の形態に係る空気調和装置複合給湯装置について、実施の形態１に係る空気調和装置複合給湯装置と相違する点を中心に説明する。

（空気調和装置複合給湯装置の構成）
図６は、本発明の実施の形態２に係る空気調和装置複合給湯装置の要部構成図である。
実施の形態１に係る空気調和装置複合給湯装置においては、熱媒体−冷媒熱交換器５１を介して、給湯用冷凍サイクル２を循環する給湯用冷媒と、給湯用負荷３を循環する水との熱交換を実施する構成としている。本実施の形態に係る空気調和装置複合給湯装置は、給湯用冷凍サイクル２と、給湯用負荷３との間に、給湯用水サイクル４を新たに追加したものである。

給湯用水サイクル４は、第２水循環用ポンプ６１、熱媒体−冷媒熱交換器５１及び水加熱用熱交換器２０１が循環水用配管２０２によって接続されて構成されている。また、循環水用配管２０２は、銅管、ステンレス管、鋼管又は塩化ビニル系配管等によって形成されている。

第２水循環用ポンプ６１は、給湯用水サイクル４内で水を循環させるものである。
なお、給湯用水サイクル４内を流れる流体は、水に限定されるものではなく、不凍液等でもよい。

熱媒体−冷媒熱交換器５１は、給湯用冷凍サイクル２を流れる給湯用冷媒と、給湯用水サイクル４を流れる水との熱交換を実施するものである。ここで、冷媒−冷媒熱交換器４１が、空調用冷凍サイクル１の冷媒から給湯用冷媒に対して温熱を受ける場合、熱媒体−冷媒熱交換器５１は、給湯用冷媒から給湯用水サイクル４内を流れる水に対して温熱を与える。また、冷媒−冷媒熱交換器４１が、空調用冷凍サイクル１の冷媒から給湯用冷媒に対して冷熱を受ける場合、熱媒体−冷媒熱交換器５１は、給湯用冷媒から給湯用水サイクル４内を流れる水に対して冷熱を与える。

水加熱用熱交換器２０１は、給湯用水サイクル４を流れる水と、給湯用負荷３内を流れる水との熱交換を実施するものである。ここで、熱媒体−冷媒熱交換器５１が、給湯用冷凍サイクル２の給湯用冷媒から給湯用水サイクル４の水に対して温熱を受ける場合、水加熱用熱交換器２０１は、給湯用水サイクル４の水から給湯用負荷３内を流れる水に対して温熱を与える。また、熱媒体−冷媒熱交換器５１が、給湯用冷凍サイクル２の給湯用冷媒から給湯用水サイクル４の水に対して冷熱を受ける場合、水加熱用熱交換器２０１は、給湯用水サイクル４の水から給湯用負荷３内を流れる水に対して冷熱を与える。

また、水加熱用熱交換器２０１において、給湯用負荷３を循環する水の種類によっては、カルシウム等の硬度成分が析出して、その流路を塞いでしまうことがあり、故障を招くことがある。したがって、水加熱用熱交換器２０１については、交換が可能となっている。

その他の構成は、図１及び図３で示される実施の形態１に係る空気調和装置複合給湯装置（ブースターユニット５００を含む）の構成と同様である。

なお、給湯用水サイクル４は、本発明の「給湯用熱媒体サイクル」に相当する。また、給湯用水サイクル４を循環する水等は、本発明の「第２熱媒体」に相当する。さらに、第２水循環用ポンプ６１及び循環水用配管２０２は、それぞれ本発明の「循環用ポンプ」及び「循環熱媒体用配管」に相当する。

（給湯用冷凍サイクル２の動作）
低温低圧のガス状態の給湯用冷媒は、給湯用圧縮機２１によって圧縮され、高温高圧の給湯用冷媒となって吐出され、熱媒体−冷媒熱交換器５１に流入する。熱媒体−冷媒熱交換器５１に流入した高温高圧の給湯用冷媒は、給湯用水サイクル４を循環する水に放熱することによって凝縮し、低温高圧の給湯用冷媒となる。熱媒体−冷媒熱交換器５１を流出した低温高圧の給湯用冷媒は、給湯用絞り手段２２によって膨張及び減圧され、低温低圧の気液二相状態の給湯用冷媒となる。この気液二相状態の給湯用冷媒は、冷媒−冷媒熱交換器４１に流入し、空調用冷凍サイクル１を循環する冷媒から吸熱することによって蒸発し、低温低圧のガス状態の給湯用冷媒となる。冷媒−冷媒熱交換器４１を流出したガス状態の給湯用冷媒は、再び、給湯用圧縮機２１に吸入されて圧縮される。

（給湯用水サイクル４の動作）
第２水循環用ポンプ６１によって圧送された水は、熱媒体−冷媒熱交換器５１に送られる。熱媒体−冷媒熱交換器５１に流入した水は、給湯用冷凍サイクル２を循環する給湯用冷媒から吸熱して加熱され、その加熱された水は、水加熱用熱交換器２０１へ送られる。水加熱用熱交換器２０１に流入した水は、給湯用負荷３を循環する水に対して放熱して冷却される。水加熱用熱交換器２０１から流出した水は、第２水循環用ポンプ６１によって、再び、圧送される。

（給湯用負荷３の動作）
貯湯タンク３２内の比較的低温な状態の水は、その底部から流出する。その流出した水は、水循環用ポンプ３１によって圧送され、水加熱用熱交換器２０１に送られる。水加熱用熱交換器２０１に流入した水は、給湯用水サイクル４を循環する水から吸熱して加熱され、その加熱された水は貯湯タンク３２に貯留される。この動作が繰り返されることによって、貯湯タンク３２内の水は温められる。

（実施の形態２の効果）
以上の構成のように、給湯用冷凍サイクル２と給湯用負荷３との間に、給湯用水サイクル４を介在させることによって、熱媒体−冷媒熱交換器５１の熱媒体同士のシール性が損なわれた場合でも、給湯用冷凍サイクル２を循環する給湯用冷媒が、給湯用負荷３内にまで流入してしまうことがなく、安全性を向上させることができる。

１空調用冷凍サイクル、２給湯用冷凍サイクル、３給湯用負荷、４給湯用水サイクル、１１熱源機、１２冷房室内機、１３暖房室内機、１４分配ユニット、２１給湯用圧縮機、２２給湯用絞り手段、３１水循環用ポンプ、３２貯湯タンク、４１冷媒−冷媒熱交換器、５１熱媒体−冷媒熱交換器、６１第２水循環用ポンプ、１０１空調用圧縮機、１０２四方弁、１０３室外熱交換器、１０４アキュームレーター、１０５ａ〜１０５ｄ逆止弁、１０６高圧側接続配管、１０７低圧側接続配管、１０８気液分離器、１０９第１分配部、１０９ａ、１０９ｂ弁手段、１１０第２分配部、１１０ａ、１１０ｂ逆止弁、１１１第１内部熱交換器、１１２第１中継機用絞り手段、１１３第２内部熱交換器、１１４第２中継機用絞り手段、１１５第１会合部、１１６第２会合部、１１７空調用絞り手段、１１８室内熱交換器、１１９給湯熱源用絞り手段、１２０第３会合部、２０１水加熱用熱交換器、２０２循環水用配管、２０３給湯負荷用配管、４００インバーター基板、４０１冷却器、４０２冷却ファン、４０３吸気口、４０４排気口、５００ブースターユニット。

Claims

圧縮機を有する熱源機、室内熱交換器を有する室内機、前記熱源機から流出される空調用冷媒から給湯用冷媒に対して熱交換する冷媒−冷媒熱交換器、並びに、前記室内機及び前記冷媒−冷媒熱交換器への流通の有無及び流通方向を決定する分配ユニットを備えた空気調和装置複合給湯装置に用いられるブースターユニットにおいて、
前記給湯用冷媒を圧縮する給湯用圧縮機と、
前記冷媒−冷媒熱交換器と、
前記給湯用圧縮機から吐出された前記給湯用冷媒から、負荷内を循環する第１熱媒体に向けて熱を伝送する熱媒体−冷媒熱交換器と、
該熱媒体−冷媒熱交換器から流出した前記給湯用冷媒を膨張させる給湯用絞り手段と、
前記給湯用圧縮機を駆動させるインバーター装置と、
を備え、
前記給湯用圧縮機、前記熱媒体−冷媒熱交換器、前記給湯用絞り手段及び前記冷媒−冷媒熱交換器を給湯用冷媒配管によって接続されて前記給湯用冷媒が循環する給湯用冷凍サイクルを構成し、
前記インバーター装置は、前記冷媒−冷媒熱交換器と前記給湯用圧縮機とを接続し、前記冷媒−冷媒熱交換器から前記給湯用圧縮機へ前記給湯用冷媒を流通させる前記給湯冷媒配管の部分である吸入側配管に対して近接又は当接した
ことを特徴とするブースターユニット。
前記インバーター装置を冷却する冷却器を備え、
前記吸入側配管は、前記冷却器に貫通して設置された
ことを特徴とする請求項１記載のブースターユニット。
前記吸入側配管は、前記インバーター装置に対して蛇行形状を有した状態で、前記インバーター装置に近接又は当接した
ことを特徴とする請求項１又は請求項２記載のブースターユニット。
前記インバーター基板は、ワイドバンドギャップ半導体によって構成された素子を備えた
ことを特徴とする請求項１〜請求項３のいずれか一項に記載のブースターユニット。
前記熱媒体−冷媒熱交換器、循環用ポンプ及び熱媒体加熱用熱交換器を循環熱媒体用配管によって接続されて構成され、第２熱媒体が循環する給湯用熱媒体サイクルを備え、
前記循環用ポンプは、前記第２熱媒体を圧送し、
前記熱媒体−冷媒熱交換器は、前記給湯用冷媒から前記給水用熱媒体サイクルを循環する前記第２熱媒体へ熱交換し、
前記熱媒体加熱用熱交換器は、前記第２熱媒体から前記負荷内を循環する前記第１熱媒体へ熱交換する
ことを特徴とする請求項１〜請求項４のいずれか一項に記載のブースターユニット。
前記給湯用冷媒は、臨界温度が６２［℃］以上である
ことを特徴とする請求項１〜請求項５のいずれか一項に記載のブースターユニット。
前記給湯用冷媒は、Ｒ１３４ａである
ことを特徴とする請求項１〜請求項５のいずれか一項に記載のブースターユニット。
前記熱源機と、
前記室内機と、
前記分配ユニットと、
前記負荷が接続される請求項１〜請求項７記載のいずれか一項に記載のブースターユニットと、
を備えた
ことを特徴とする空気調和装置複合給湯装置。