JP2014001893A

JP2014001893A - 空調給湯複合システム

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Publication number: JP2014001893A
Application number: JP2012137580A
Authority: JP
Inventors: Tomoya Misawa; 智也三澤
Original assignee: Hitachi Ltd
Current assignee: Hitachi Ltd
Priority date: 2012-06-19
Filing date: 2012-06-19
Publication date: 2014-01-09
Anticipated expiration: 2032-06-19
Also published as: JP5763013B2

Abstract

【課題】
空調給湯複合システムにおいて、給湯サイクルの運転状態に関わらず空調サイクルの排熱を回収し給湯に利用できるようにする。
【解決手段】
空調給湯複合システム１００は、第１貯湯槽５及び第２貯湯槽６と、空調サイクル１及び給湯サイクル２と、空調サイクル内を流通する冷媒と第１貯湯槽内の水とが熱交換する第１水−冷媒熱交換器７と、給湯サイクル内を流通する冷媒と第２貯湯槽内の水と熱交換する第２水−冷媒熱交換器２２と、空調サイクル内の冷媒と給湯サイクル内の冷媒とが熱交換する冷媒−冷媒熱交換器８とを備える。
【選択図】図１

Description

本発明は、空調サイクルと給湯サイクルとを備える空調給湯複合システムに関する。

従来の空調給湯複合システムの例が、特許文献１に記載されている。この公報に記載の空調給湯複合システムでは、空調と給湯を同時に安定的に提供するために、空調用冷凍サイクルと給湯用冷凍サイクルを備えている。そして、空調用冷凍サイクルは、熱源機と、室内機と、冷媒−冷媒熱交換器および給湯熱源用手段を有する給湯熱源用回路と、室内機と給湯熱源用回路へ流通する冷媒を分配する分岐ユニットを備えている。さらに、室内機と給湯熱源用回路を並列に接続し、分岐ユニットを介して熱源機と少なくとも２本の接続配管で接続している。

一方、給湯用冷凍サイクルでは、給湯用圧縮機と、熱媒体−冷媒熱交換器と、給湯用絞り手段及び冷媒−冷媒熱交換器とを直列に接続している。空調用冷凍サイクルと給湯用冷凍サイクルとは、冷媒−冷媒熱交換器で、空調用冷媒と給湯用冷媒との間で熱交換している。

特開２０１０−２３６８１７号公報

上記特許文献１に記載の空調給湯複合システムは、空調用冷凍サイクルと給湯用冷凍サイクルを冷媒−冷媒熱交換器で接続することにより、従来大気に放出していた空調用冷凍サイクルの排熱を給湯用冷凍サイクルに取り込んで利用している。しかしながら、この特許文献１に記載の空調給湯複合システムでは、空調用冷凍サイクルと給湯用冷凍サイクルを同時に運転している場合にしか排熱を利用できない。そのため例えば、給湯需要が少ない場合には、給湯用冷凍サイクルが停止してしまい排熱を利用できない。

また、空調用冷凍サイクルと給湯用冷凍サイクルを同時に運転している場合においても、空調用冷凍サイクルの排熱量が給湯用冷凍サイクルの吸熱量に対して極端に小さい場合には、空調用冷凍サイクルの排熱が不十分となり、サイクル効率が低下する。その逆に、給湯用冷凍サイクルの吸熱量が空調用冷凍サイクルの排熱量に対して極端に小さい場合には、給湯用冷凍サイクルの吸熱が不十分となり、この場合もサイクル効率が低下する。

本発明は、上記従来の技術の不具合に鑑みなされたものであり、その目的は、空調給湯複合システムにおいて、給湯サイクルの運転状態に関わらず空調サイクルの排熱を回収し給湯に利用できるようにし、更に、空調サイクルと給湯サイクルの間で熱交換する場合に、空調サイクルと給湯サイクルの状態に関わらずサイクル効率の低下を防止することにある。

上記目的を達成する本発明の特徴は、空調給湯複合システムが、空調サイクルと、給湯サイクルと、空調サイクル内を流通する冷媒と熱交換する第１水−冷媒熱交換器と、第１冷媒熱交換器で熱交換して温度上昇した水を貯湯する第１貯湯槽と、給湯サイクル内を流通する冷媒と熱交換する第２水−冷媒熱交換器と、第２水−冷媒熱交換器で熱交換して温度上昇した水を貯湯する第２貯湯槽と、空調サイクル内の冷媒と給湯サイクル内の冷媒とが熱交換する冷媒−冷媒熱交換器とを備えたことにある。

本発明によれば、空調サイクルと給湯サイクル間で熱交換可能な空調給湯複合システムにおいて、空調サイクルに排熱回収用水−冷媒熱交換器を付設するとともに、空調サイクルと給湯サイクルに別個に貯湯槽を配設し、これら個別の貯湯槽の上部同士および空調用貯湯槽の上部と給湯用貯湯槽の底部とを選択的に連通したので、給湯サイクルの運転状態に関わらず、空調サイクルの排熱を回収し給湯に利用できる。更に、空調サイクルと給湯サイクル間の熱交換時おいて、空調サイクルと給湯サイクルの状態に関わらず、サイクル効率の低下を防止できる。

本発明に係る空調給湯複合システムの一実施例のシステム図である。図１に示した空調給湯複合システムにおける冷房運転モ−ドの冷媒と水の流れを説明する図である。図１に示した空調給湯複合システムにおける冷房運転モ−ドの冷媒と水の流れを説明する図である。図１に示した空調給湯複合システムにおける暖房運転モ−ドの冷媒と水の流れを説明する図である。図１に示した空調給湯複合システムにおける暖房運転モ−ドの冷媒と水の流れを説明する図である。図１に示した空調給湯複合システムにおける貯湯運転モ−ドの冷媒と水の流れを説明する図である。図１に示した空調給湯複合システムにおける貯湯運転モ−ドの冷媒と水の流れを説明する図である。図１に示した空調給湯複合システムにおける貯湯運転モ−ドの冷媒と水の流れを説明する図である。図１に示した空調給湯複合システムにおける貯湯運転モ−ドの冷媒と水の流れを説明する図である。図１に示した空調給湯複合システムにおける貯湯運転モ−ドの冷媒と水の流れを説明する図である。図１に示した空調給湯複合システムにおける貯湯運転モ−ドの冷媒と水の流れを説明する図である。図１に示した空調給湯複合システムにおける貯湯運転モ−ドの冷媒と水の流れを説明する図である。図１に示した空調給湯複合システムにおける給湯運転モ−ドの水の流れを説明する図である。図１に示した空調給湯複合システムにおける給湯運転モ−ドの水の流れを説明する図である。図１に示した空調給湯複合システムにおける給湯運転モ−ドの水の流れを説明する図である。

以下、本発明に係る空調給湯複合システム１００の一実施例を、図面を用いて説明する。なお、以下の説明において、特に弁の開閉を図面に明記する場合には、黒塗りを開としている。三方弁等で一部黒塗りがある場合には白い部分は閉を示し、特に明細書中の記載がない場合の白い部分は、開閉いずれの場合もありうる。

初めに、図１ないし図５を用いて、本システムの概要と冷暖房運転について、説明する。なお、本実施例に示す空調給湯複合システム１００は、ヒートポンプ式の空調サイクル１とヒートポンプ式の給湯サイクル２とを組み合わせたシステムで、給湯サイクル２の運転状態に関わらず空調サイクル１の排熱を回収して、給湯に利用できるシステムである。

(システムの概要)
図１は、空調給湯複合システム１００のシステム図である。空調給湯複合システム１００は、それぞれ独立に運転可能な空調サイクル１および給湯サイクル２と、空調排熱回収用水循環経路３と、給湯用水循環経路４と、第１、第２貯湯槽５、６と、第１水−冷媒熱交換器７と、冷媒−冷媒熱交換器８とを、主たる構成機器としている。第１貯湯槽５と第２貯湯槽６は、２つの水経路９、１０により接続されている。

空調サイクル１は、Ｒ４１０Ａ冷媒が循環するヒートポンプサイクルであり、圧縮機１１および四方弁１２、三方弁１３、１４、膨張弁１５、１６、室内熱交換器１７、室外熱交換器１８を備えている。四方弁１２を切替えれば、冷房運転と暖房運転とが切替わる。冷房運転時には、圧縮機１１の吐出側に設けた四方弁１２を三方弁１３への接続側に切替える。一方、暖房運転時には、四方弁１２を三方弁１４への接続側に切替える。

四方弁１２に配管接続された三方弁１３には、第１水−冷媒熱交換器７に接続する経路と室外熱交換器１８に接続する経路が接続されている。第１水−冷媒熱交換器７の一端側には三方弁１７が、他端側には冷媒−冷媒熱交換器８が配管接続され、冷媒−冷媒熱交換器８の他端側には膨張弁１６が配管接続されている。室外熱交換器１８の一端側は三方弁１３に、他端側は膨張弁１５に配管接続されている。２つの膨張弁１５、１６の他端側はまとめられ、室内熱交換器１７に配管接続される。室内熱交換器１７は、四方弁１２に配管接続された三方弁１４に配管接続されている。三方弁１４の残りのポ−トは、第１水−冷媒熱交換器７に配管接続されている。

なお、本実施例では空調サイクル１内を循環する冷媒として非共沸冷媒であるＲ４１０Ａを用いた場合について説明するが、冷媒はＲ４１０Ａに限らず、Ｒ４０７Ｃ、Ｒ４０４Ａ、Ｒ５０７Ａ、Ｒ１３４ａ等、空調サイクル１に利用できるものであればよい。また、空調サイクル１の構成は図１に示したものに限らず、ヒートポンプサイクルを用いた空調機能を有するものであって、第１水−冷媒熱交換器７に排熱を放出し、冷媒−冷媒熱交換器８を介して給湯サイクルと熱交換できるものであればよい。

給湯サイクル２は、ＣＯ_２冷媒が循環するヒートポンプサイクルであり、圧縮機１９および膨張弁２０、室外熱交換器２１を主構成機器として備えている。圧縮機１９の吐出側は第２水−冷媒熱交換器２２に配管接続されており、膨張弁２０、三方弁２３の順に配管接続されている。膨張弁２０に配管接続された三方弁２３には、室外熱交換器２１に接続する経路と冷媒−冷媒熱交換器８に接続する経路が接続されている。室外熱交換器２１と冷媒−冷媒熱交換器８の他端側はまとめられ、圧縮機１９の吸込側に配管接続されている。

なお、給湯サイクル２を循環する冷媒はＣＯ_２に限らず、Ｒ４１０Ａ、Ｒ４０７Ｃ、Ｒ４０４Ａ、Ｒ５０７Ａ、Ｒ１３４ａ等の給湯サイクルに利用できるものであればよい。ただし、高温を発生するためにはＣＯ_２冷媒が好ましい。また給湯サイクル２の構成は、図１に示したものに限らず、第２水−冷媒熱交換器８に流入した水を加熱し、冷媒−冷媒熱交換器８を介して空調サイクル１と熱交換できるものであればよい。

空調排熱回収用水循環経路３は、水循環ポンプ２４を備えている。空調排熱回収用水循環経路３では、水循環ポンプ２４の吐出側および第１水−冷媒熱交換器７、第１貯湯槽５の上部、三方弁２５が順に配管接続されている。水循環ポンプ２４の吸込み側と第１貯湯槽５の底部とが、配管接続されている。

給湯用水循環経路４は、水循環ポンプ２６を備えており、水循環ポンプ２６の吐出側および第２水−冷媒熱交換器２２、第２貯湯槽６の上部、三方弁２５が順に配管接続されている。水循環ポンプ２６の吸込側には、第２貯湯槽６の底部と三方弁２７とを配管接続する第２の水経路９が接続されている。水経路９では、第１貯湯槽５の上部と三方弁２７とが配管接続される。

第１貯湯槽５の上部と第２貯湯槽６の上部は、三方弁２５に配管接続されており、三方弁２５の残る一方のポートは下流側に配置した三方弁２８に配管接続されている。三方弁２８は、三方弁２５に配管接続される他に、給水口と給湯口に配管接続されている。給水口および給湯口には、図示しないが、開閉弁が取り付けられている。

本実施例に示した空調給湯複合システム１００では、空調サイクル１と給湯サイクル２を制御するため、および水と冷媒の循環・流通を制御するために、各部に温度センサが取り付けられている。また、室外熱交換器１８には、室外熱交換器１８の周辺の外気温を計測する温度センサ３０が設けられている。第１貯湯槽５の底部と上部には、温度センサ２９、３１がそれぞれ取り付けられており、第１貯湯槽５の底部と上部の水温を計測する。第２貯湯槽６の底部と上部には、温度センサ３３、３２がそれぞれ取り付けられており、第２貯湯槽６の底部と上部の水温を計測する。

なお図１に示した例では、第１貯湯槽５と第２貯湯槽６を独立した別々の容器として示しているが、一つの容器の中に仕切りを設け、一方を第１貯湯槽５、他方を第２貯湯槽６としてもよい。

このように構成した空調給湯複合システム１００における、各運転モードでの動作を、以下に運転モードごとに説明する。

（冷房運転モ−ド）
図１に示した空調給湯複合システム１００を、冷房運転した時の冷媒と水の流れを図２、図３に示す。圧縮機１１が起動され、図２、図３中の矢印で示した方向に冷媒が流れるように、三方弁１３、１４および四方弁１２が設定される。

図２は、パターンＡの場合の水及び冷媒流れを示す図である。パターンＡは、第１貯湯槽５の底部に設けた温度センサ２９が計測した水温Ｔ_２９が予め定めた温度Ｔ_１以下のときに、圧縮機１１で圧縮された冷媒を第１水−冷媒熱交換器７に分配するパターンである。

図３は、パターンＢの場合の水及び冷媒流れを示す図である。パターンＢは、温度センサ２９が計測した水温Ｔ_２９が予め定めた温度Ｔ_１以上の場合に、圧縮機１１で圧縮された冷媒を室外熱交換器１８に導くパターンである。

ここで予め定めた温度Ｔ_１としては、例えば、第１水−冷媒熱交換器７に冷媒を分配したパターンＡに示す状態の空調サイクル１の効率と、室外熱交換器１８に冷媒を導いたパターンＢに示す状態の空調サイクル１の効率が一致する温度を用いる。温度Ｔ_１を算出するには、例えば、各水温Ｔ_２９におけるパターンＡに示す空調サイクル１のサイクル効率ＣＯＰ１と、外気温Ｔ_３０ごとにパターンＢに示す空調サイクル１のサイクル効率ＣＯＰ２を、それぞれシミュレ−ション等で予め求めてテ−ブル化しておく。そして、外気温Ｔ_３０とサイクル効率ＣＯＰ２のテ−ブルから、室外熱交換器１８の近傍に設けた温度センサ３０が検出した温度Ｔ_３０に基づいてパターンＢに示した空調サイクル１のサイクル効率ＣＯＰ２を算出する。算出されたサイクル効率ＣＯＰ２と一致するサイクル効率ＣＯＰ１になるパターンＡに示した空調サイクル１の水温Ｔ_３１を求め、これをＴ_１とする。

パターンＡに示した空調サイクル１では、三方弁１３から分配された高温高圧の冷媒は第１水−冷媒熱交換器７に流入し、この第１水−冷媒熱交換器７内を流通する水に熱を放出して凝縮する。凝縮した冷媒は、冷媒−冷媒熱交換器８を通過し膨張弁１６により断熱膨張され低温低圧となって室内熱交換器１７に流入する。そして、空調空間内の熱を吸収して蒸発する。蒸発した冷媒は、四方弁１２を経て圧縮機１１の吸込側に流入する。

パターンＢに示す空調サイクル１では、三方弁１３を経た高温高圧の冷媒は室外熱交換器１８に流入し、外気に熱を放出して凝縮する。凝縮した冷媒は膨張弁１５で断熱膨張し低温低圧となって室内熱交換器１７に流入し、空調空間内の熱を吸収して蒸発する。蒸発した冷媒は、四方弁１２を経て圧縮機１１の吸込側に流入する。

三方弁１３から第１水−冷媒熱交換器７に冷媒が分配されている場合には、水循環ポンプ２４を起動する。第１貯湯槽５の底部の水が水循環ポンプ２４に吸い込まれ、第１水−冷媒熱交換器７に流入して空調サイクル１から放出された熱を吸収する。空調サイクル１の熱を吸収した水は、第１貯湯槽５の上部に還流し貯留される。

（暖房運転モ−ド）
暖房運転モ−ドにおける冷媒と水の流れを、図４、図５に示す。圧縮機１１が起動され、三方弁１３、１４、四方弁１２は図に示す矢印の方向に冷媒が流れるように設定される。

図４は、パターンＡの場合の水及び冷媒流れを示す図である。ここで、パターンＡは、室内空調制御において、室内熱交換器１７から室内へ熱を供給するように節制されたときに、圧縮機１１で圧縮された冷媒を室内熱交換器１７及び第１水−冷媒熱交換器７に分配するパターンである。

図５は、パターンＢの場合の水及び冷媒流れを示す図である。パターンＢは、室内への熱供給を停止するように設定された場合に、圧縮機１１で圧縮された冷媒を第１水−冷媒熱交換器７に導くパターンである。

パターンＡに示した空調サイクル１では、圧縮機１１から吐出された高温高圧の冷媒は、四方弁１２を経て三方弁１４に流入する。三方弁１４は、室内熱交換器１７と第１水−冷媒熱交換器７に冷媒を分配する。三方弁１４における冷媒の分配比率は、例えば、圧縮機１１の回転数に応じて決定する。

ここで三方弁１４における冷媒の分配比率の決定例を、以下に説明する。一般に圧縮機の効率は回転数に依存し、効率が最適な回転数が存在する。そこで、圧縮機の効率を極力低下させないように、三方弁１４における冷媒の分配比率を決定する。具体的には、暖房負荷が小さく、圧縮機１１の回転数が最適回転数より低く設定される場合、三方弁１４から第１水−冷媒熱交換器７への冷媒分配量を増やして、圧縮機１１の回転数を最適回転数に設定する。一方、暖房負荷が大きく圧縮機１１の回転数が最適回転数より高く設定される場合は、三方弁１４から第１水−冷媒熱交換器７への冷媒分配量をゼロにする。

三方弁１４から室内熱交換器１７に分配された高温高圧の冷媒は、空調空間内に熱を放出して凝縮する。凝縮した冷媒は、膨張弁１５で断熱膨張し低温低圧となって室外熱交換器１８に流入し、室外の熱を吸収して蒸発する。蒸発した冷媒は、三方弁１３、次いで四方弁１２を経て圧縮機１１の吸込側に流入する。

三方弁１４から第１水−冷媒熱交換器７に分配された高温高圧の冷媒は、第１水−冷媒熱交換器７内を流通する水に熱を放出して凝縮する。凝縮した冷媒は、冷媒−冷媒熱交換器８、膨張弁１６を通過して、室内熱交換器１７から流出した冷媒と合流する。ここで、膨張弁１６は全開に設定されている。

パターンＢに示す空調サイクル１では、三方弁１４を経た高温高圧の冷媒は、第１水−冷媒熱交換器７内を流通する水に熱を放出して凝縮する。凝縮した冷媒は、冷媒−冷媒熱交換器８、膨張弁１６を通過して膨張弁１５に流入する。ここで、膨張弁１６は全開に設定されている。凝縮した冷媒は、膨張弁１５で断熱膨張し低温低圧となって室外熱交換器１８に流入し、室外の熱を吸収して蒸発する。蒸発した冷媒は、三方弁１３、次いで四方弁１２を経て圧縮機１１の吸込側に流入する。

ここで、パターンＡ、パターンＢそれぞれの場合において、三方弁１４から第１水−冷媒熱交換器７に冷媒が分配されているときは、水循環ポンプ２４を起動する。第１貯湯槽５の底部の水は水循環ポンプ２４に吸い込まれ、第１水−冷媒熱交換器７に流入して空調サイクル１から放出された熱を吸収する。空調サイクル１から熱を吸収した水は、第１貯湯槽５の上部に還流し貯留される。

（貯湯運転モード）
貯湯運転モードにおける冷媒と水の流れを、図６〜図１２に示す。圧縮機１９と水循環ポンプ２６が起動され、三方弁２３は図に示す矢印の方向に冷媒が流れるように設定される。

ここで、空調サイクル１が停止しているときには、膨張弁２０で膨張された冷媒を全て室外熱交換器２１に導くパターンＡとする。空調サイクル１が起動し冷房運転している場合は、膨張弁２０で膨張された冷媒を冷媒−冷媒熱交換器８に分配し冷房排熱を吸熱するパターンＢとする。空調サイクル１が起動し暖房運転している場合は、膨張弁２０で膨張された冷媒を冷媒−冷媒熱交換器８に分配し空調サイクル１で生成された熱を吸熱するパターンＣとする。パターンＢ、Ｃは、本発明の特徴的な運転パターンである。

図６は、パターンＡの場合の水及び冷媒流れを示す図である。このパターンＡに示した給湯サイクル２では、圧縮機１９から吐出された高温高圧の冷媒は第２水−冷媒熱交換器２２に流入し、第２水−冷媒熱交換器２２を流通する水に熱を放出して凝縮する。凝縮した冷媒は、膨張弁２０で断熱膨張し低温低圧となって三方弁２３に流入する。三方弁２３に流入した冷媒は室外熱交換器２１に導かれ、室外の熱を吸収して蒸発する。蒸発した冷媒は、圧縮機１９の吸込側に還流する。

一方、第２貯湯槽６の底部の水が水循環ポンプ２６に吸い込まれ、第２水−冷媒熱交換器８に流入して給湯サイクル２から放出された熱を吸収する。給湯サイクル２の熱を吸収した水は、第２貯湯槽６の上部に還流し貯留される。

パターンＢにおいては、給湯サイクル２の吸熱量と冷房排熱量に基づいて、更に３つのパターンに分けられる。

図７は、パターンＢ１の場合の水及び冷媒流れを示す図である。パターンＢ１は、給湯サイクル２の吸熱量と冷房排熱量が同程度である場合、給湯サイクル２、空調サイクル１共に冷媒−冷媒熱交換器８のみで吸排熱するパターンである。

図８は、パターンＢ２の場合の水及び冷媒流れを示す図である。パターンＢ２は、給湯サイクル２の吸熱量が冷房排熱量より少なく、冷房排熱が不十分になって空調サイクル１の効率が悪化したら、パターンＢ１の設定に加えて水循環ポンプ２４を起動し、第１水−冷媒熱交換器７から冷房排熱を補助的に吸熱するパターンである。

図９は、パターンＢ３の場合の水及び冷媒流れを示す図である。パターンＢ３は、給湯サイクルの吸熱量が冷房排熱量より多く、給湯サイクル２の吸熱が不十分になって給湯サイクル２の効率が悪化したら、パターンＢ１の設定に加えて三方弁２３を室外熱交換器２１にも冷媒を分配できるようにして、室外熱交換器２１から外気の熱を補助的に吸熱するパターンである。

パターンＢ１に示した給湯サイクル２では、圧縮機１９から吐出された高温高圧の冷媒は第２水−冷媒熱交換器２２に流入し、第２水−冷媒熱交換器２２を流通する水に熱を放出して凝縮する。凝縮した冷媒は、膨張弁２０で断熱膨張し、低温低圧となって三方弁２３に流入する。三方弁２３に流入した冷媒は、冷媒−冷媒熱交換器８に導かれ、空調サイクル１から排出された熱を吸収して蒸発する。蒸発した冷媒は、圧縮機１９の吸込側に還流する。

一方、空調サイクル１では、三方弁１３、１４と四方弁１２の設定、及び冷媒の流れる経路は、図２に示す冷房運転パターンＡと同じである。圧縮機１１から吐出された高温高圧の冷媒は、第１水−冷媒熱交換器７を通過し、冷媒−冷媒熱交換器８に流入する。冷媒−冷媒熱交換器８に流入した冷媒は、冷媒−冷媒熱交換器８内を流通する給湯サイクル２の冷媒に熱を放出して凝縮する。凝縮した冷媒は、膨張弁１６により断熱膨張され低温低圧となって室内熱交換器１７に流入する。そして、空調空間内の熱を吸収して蒸発する。蒸発した冷媒は、四方弁１２を経て圧縮機１１の吸込側に流入する。

パターンＢ２では、空調サイクル１と給湯サイクル２中の各弁の設定、及び冷媒の流れはパターンＢ１と同じである。ただし、水循環ポンプ２４を起動することが、パターンＢ１と相違する。第１貯湯槽５の底部の水が水循環ポンプ２４に吸い込まれ、第１水−冷媒熱交換器７に流入して空調サイクル１から熱を吸収し、第１貯湯槽５の上部に還流し貯留される。空調サイクル１では、冷媒−冷媒熱交換器８と第１水−冷媒熱交換器７において熱を放出する。

パターンＢ３では、空調サイクル１中の各弁の設定、及び冷媒の流れはパターンＢ１と同じである。パターンＢ１と異なるのは、膨張弁２０で断熱膨張された低温低圧の冷媒が、給湯サイクル２中の三方弁２３から、冷媒−冷媒熱交換器８に加えて室外熱交換器２１にも分配されることである。室外熱交換器２１に分配された冷媒は、室外の熱を吸収して蒸発し、冷媒−冷媒熱交換器８を出た冷媒と合流して圧縮機１９の吸込側に還流する。

パターンＣは、給湯サイクル２の吸熱量と、空調サイクル１の三方弁１４から第１水−冷媒熱交換器７の経路へ分配された冷媒の放熱量（以下、暖房放熱量と呼ぶ）とに基づいて、更に３つのパターンに分けられる。

図１０は、パターンＣ１の場合の水及び冷媒流れを示す図である。パターンＣ１は、給湯サイクル２の吸熱量と暖房放熱量が同程度のときに、給湯サイクル２および空調サイクル１の双方において、冷媒−冷媒熱交換器８のみで吸放熱するパターンである。

図１１は、パターンＣ２の場合の水及び冷媒流れを示す図である。パターンＣ２は、給湯サイクル２の吸熱量が暖房放熱量より少なく、暖房放熱が不十分になって空調サイクル１の効率が悪化するときに、パターンＣ１の設定に加えて水循環ポンプ２４を起動し、第１水−冷媒熱交換器７から暖房放熱を補助的に吸熱するパターンである。

図１２は、パターンＣ３の場合の水及び冷媒流れを示す図である。パターンＣ３は、給湯サイクル２の吸熱量が暖房放熱量より多く、給湯サイクル２の吸熱が不十分になって給湯サイクル１の効率が悪化するときに、パターンＣ１の設定に加えて三方弁２３を切換えるパターンである。三方弁２３を、室外熱交換器２１にも冷媒を分配できるように切換え、室外熱交換器２１から外気の熱を補助的に吸熱する。

パターンＣ１では、給湯サイクル２中の各弁の設定、及び冷媒の流れはパターンＢ１と同じである。一方、空調サイクル１中の三方弁１３、１４と四方弁１２の設定、及び冷媒の流れる経路を、図４に示す暖房運転パターンＡと同じにする。圧縮機１１から吐出された高温高圧の冷媒は、第１水−冷媒熱交換器７を通過し、冷媒−冷媒熱交換器８に流入する。冷媒−冷媒熱交換器８に流入した冷媒は、冷媒−冷媒熱交換器８内を流通する給湯サイクル２の冷媒に熱を放出して凝縮する。凝縮した冷媒は、全開状態に設定された膨張弁１６を通過して室内熱交換器１７を出た冷媒と合流し、膨張弁１５により断熱膨張され低温低圧となって圧縮機１１の吸込側に流入する。

パターンＣ２では、空調サイクル１と給湯サイクル２中の各弁の設定、及び冷媒の流れはパターンＣ１と同じである。パターンＣ１と異なるのは、水循環ポンプ２４を起動することである。第１貯湯槽５の底部の水が水循環ポンプ２４に吸い込まれ、第１水−冷媒熱交換器７に流入して空調サイクル１から熱を吸収し、第１貯湯槽５の上部に還流し貯留される。空調サイクル１では、冷媒−冷媒熱交換器８と第１水−冷媒熱交換器７が熱を放出する。

パターンＣ３では、空調サイクル１中の各弁の設定、及び冷媒の流れはパターンＣ１と同じである。パターンＣ１と異なるのは、膨張弁２０で断熱膨張された低温低圧の冷媒が、給湯サイクル２中の三方弁２３から、冷媒−冷媒熱交換器８に加えて室外熱交換器２１にも分配されることである。室外熱交換器２１に分配された冷媒は、室外の熱を吸収して蒸発し、冷媒−冷媒熱交換器８を出た冷媒と合流して圧縮機１９の吸込側に還流する。

（給湯運転モ−ド）
給湯運転モ−ドにおける水の流れを、図１３〜図１５に示す。水の流れは、温度センサ３１が計測した第１貯湯槽５の上部温度Ｔ_３１、温度センサ３２が計測した第２貯湯槽６の上部温度Ｔ_３２、温度センサ３３が計測した第２貯湯槽６の下部温度Ｔ_３３、温度センサ３４が計測した給水温度Ｔ_３４に基づいて、大きく３つのパターンに分けられる。

図１３は、パターンＤの場合の水の流れを示す図である。第１貯湯槽５の上部温度Ｔ_３１が給湯需要の要求温度Ｔ_ｒｅｑより高く、かつ、第２貯湯槽６の上部温度Ｔ_３２が給湯需要の要求温度Ｔ_ｒｅｑより高い場合である。三方弁２５は、第２貯湯槽６の上部に接続されたポ−トを閉じる。第１貯湯槽５の底部の給水口から給水し、給水された水と同量の水が、第１貯湯槽５の上部から水経路１０、三方弁２５を介して三方弁２８へ流入する。三方弁２８は、第１貯湯槽５から流出した水と、給水口から給水された水を混合し、要求温度Ｔ_ｒｅｑと一致するように混合比率を調整する。混合された水は給湯口へ流出する。

図１４は、パターンＥの場合の水の流れを示す図である。第１貯湯槽５の上部温度Ｔ_３１と第２貯湯槽６の上部温度Ｔ_３２の何れか一方が給湯需要の要求温度Ｔ_ｒｅｑより高く、他方が給湯需要の要求温度Ｔ_ｒｅｑより低く、且つ、第１貯湯槽５の上部温度Ｔ_３１が第２貯湯槽６の下部温度Ｔ_３３より低い場合である。三方弁２８は、給水口に接続されたポートを閉じる。三方弁２７は、第１貯湯槽５の上部に接続されたポートと第２貯湯槽６の底部に接続されたポートを接続する。第１貯湯槽５の底部の給水口から給水し、給水された水と同量の水が第１貯湯槽５の上部から水経路９および水経路１０へ流出する。

水経路９へ流出した水は、三方弁２７を経て第２貯湯槽６の底部に流入する。流入した水と同量の水が第２貯湯槽６の上部から流出し、三方弁２５へ流入する。一方、水経路１０へ流出した水は、三方弁２５へ流入する。三方弁２５は、第１貯湯槽５から流出した水と、第２貯湯槽６から流出した水を混合し、要求温度Ｔ_ｒｅｑと一致するように混合比率を調整する。混合された水は，三方弁２８を経て給湯口へ流出する。

図１５は、パターンＦの場合の水の流れを示す図である。パターンＦは、第１貯湯槽５の上部温度Ｔ_３１と第２貯湯槽６の上部温度Ｔ_３２の何れか一方が給湯需要の要求温度Ｔ_ｒｅｑより高く、他方が給湯需要の要求温度Ｔ_ｒｅｑより低く、且つ、第１貯湯槽５の上部温度Ｔ_３１が第２貯湯槽６の下部温度Ｔ_３３より高い場合である。三方弁２８は、給水口に接続されたポ−トを閉じる。第１貯湯槽５の底部の給水口から給水し、給水された水と同量の水が第１貯湯槽５の上部から水経路１０へ流出する。一方、第２貯湯槽６底部の給水口からも給水し、給水された水と同量の水が第２貯湯槽６の上部から三方弁２５へ流出する。

水経路９へ流出した水と第２貯湯槽６の上部から流出した水は、三方弁２５で混合され、要求温度Ｔ_ｒｅｑと一致するように混合比率を調整される。混合された水は，三方弁２８を経て給湯口へ流出する。

以上説明した本実施例によれば、給湯サイクル２の運転状態に関わらず、空調サイクル１の排熱を第１貯湯槽５に蓄熱し、給湯に利用することができる。更に、空調サイクル１と給湯サイクル２との間での熱交換時において、空調サイクル１と給湯サイクル２の状態に関わらずサイクル効率を維持することができる。

なお本実施例では、第１貯湯槽５および第２貯湯槽６内には、水または湯が充満されているように運転される。したがって、第１、第２貯湯槽５、６の上部および底部に取り付けた各温度センサは、貯湯槽各部の水または湯の温度を正確に検出できる。また、上記図１３〜図１５に示した給湯運転モ−ドでは、三方弁２８により給湯温度を制御しているが、制御装置を別個に設けて三方弁の開度や給水量を制御するようにしてもよいことは言うまでもない。

さらに、上記実施例では第１、第２貯湯槽５、６の２個の貯湯槽を備えている。この理由は、第１貯湯槽５は主として空調サイクル１で発生する排熱を回収するためであり、第２貯湯槽６は主として給湯サイクル２で発生する排熱を回収するためである。

空調サイクル１は、給湯サイクル２に比べて季節により回収できる排熱量が変動するとともに、排熱回収用の水−冷媒熱交換器に流入する冷媒の温度レベルが通常低い。そのため第１貯湯槽５には、第２貯湯槽６よりも比較的低温の湯が貯湯される。これは、空調サイクル１が非共沸冷媒を使用し、給湯サイクル２がＣＯ_２冷媒を使用することが主因である。ただし、空調サイクル１では給湯サイクル２よりも湯量を豊富に確保できるので、第１貯湯槽５を第２貯湯槽６よりも大容量にするのが好ましい。

なお、家庭用の空調給湯システム等に使用する場合には、設置面積の要求から第１貯湯槽５の容量を大きくできない場合が多い。そこで、第１貯湯槽５の湯を第２貯湯槽６の湯よりも優先的に使用して、排熱回収効率を向上させる。すなわち、上記各運転パターンでは、できるだけ第１貯湯槽５の湯を使用して、給湯サイクル６の運転を低減している。

本発明によれば、貯湯サイクルが備える室外熱交換器の他に、空調サイクルと貯湯サイクルが熱交換する冷媒-冷媒熱交換器を備えている。したがって、室外熱交換器の周囲空気温度よりも空調サイクルの冷媒−冷媒熱交換の冷媒温度の方が高い場合に、空調サイクルを流通する冷媒から給湯サイクルの冷媒がより高温で吸熱でき、給湯サイクルのＣＯＰを向上させることが可能になる。つまり、空調サイクルで生じた熱を効果的に給湯サイクルに移すことができる。さらに、冷媒−冷媒間の熱交換なので、外気温が低くても除霜運転が不要である。

また、空調サイクル及び貯湯サイクルともヒートポンプサイクルであるから、ＣＯＰを大きくすることが可能である。さらに、三方弁で吸水と混合する系統を備えているので、需要元の要求温度にきめ細かく対応できる。

以上、本発明の実施の形態について説明したが、本発明は上記実施の形態や実施例に限定されるものではなく、特許請求の範囲に記載された本発明を逸脱することなく種々の設計変更を行うことが可能である。

１…空調サイクル、２…給湯サイクル、３…空調排熱回収用水循環経路、４…給湯用水循環経路、５…第１貯湯槽、６…第２貯湯槽、７…第１水−冷媒熱交換器、８…冷媒−冷媒熱交換器、１１…圧縮機、１８…（第１）室外熱交換器、１９…圧縮機、２１…（第２）室外熱交換器、２２…第２水−冷媒熱交換器、２５…三方弁、２７、２８…三方弁、２９〜３４…温度センサ、１００…空調給湯複合システム。

Claims

空調サイクルと、給湯サイクルと、前記空調サイクル内を流通する冷媒と熱交換する第１水−冷媒熱交換器と、この第１冷媒熱交換器で熱交換して温度上昇した水を貯湯する第１貯湯槽と、前記給湯サイクル内を流通する冷媒と熱交換する第２水−冷媒熱交換器と、この第２水−冷媒熱交換器で熱交換して温度上昇した水を貯湯する第２貯湯槽と、前記空調サイクル内の冷媒と前記給湯サイクル内の冷媒とが熱交換する冷媒−冷媒熱交換器とを備えたことを特徴とする空調給湯複合システム。
前記空調サイクルは第１の圧縮機および第１の室外熱交換器、四方弁を有するヒートポンプサイクルであり、前記給湯サイクルは、第２の圧縮機および第２の室外熱交換器を有するヒートポンプサイクルであり、前記冷媒−冷媒熱交換器は、前記空調サイクルで発生する排熱を前記給湯サイクルで吸熱し、前記第１水−冷媒熱交換器は、前記空調サイクルで発生する排熱を回収することを特徴とする請求項１に記載の空調給湯複合システム。
前記第１貯湯槽の上部と前記第２貯湯槽の上部を、第１の三方弁を介して選択的に連通する第１の接続路を設け、前記冷媒−冷媒熱交換器と前記第１水−冷媒熱交換器を配管接続し、前記冷媒−冷媒熱交換器と前記第２室外熱交換器とを配管接続し、前記第１貯湯槽の水と前記第２貯湯槽の水を混合可能にしたことを特徴とする請求項２に記載の空調給湯複合システム。
前記第１貯湯槽の上部と前記第２の貯湯槽の下部を、第２の三方弁を介して選択的に連通する第２の接続路を設けたことを特徴とする請求項３に記載の空調給湯複合システム。
前記第１貯湯槽の底部に給水口を配管接続し、前記第１の接続路に介在させた前記第１の三方弁の給湯口側のポートに前記給水口に配管接続可能な第３の三方弁を設け、前記第１貯湯槽の上部に第１の温度センサを、前記第２貯湯槽の上部に第２の温度センサをそれぞれ設け、前記第１および第２の温度センサが検出した温度の双方が予め定めた給湯温度より高いときには、前記第１貯湯槽に貯湯した湯だけを前記第３の三方弁を介して給湯口から給湯し、前記第３の三方弁は予め定めた給湯温度になるよう給水口からこの第３の三方弁に供給される水を混合することを特徴とする請求項４に記載の空調給湯複合システム。
前記第１貯湯槽の底部に給水口を配管接続し、前記第１貯湯槽の上部に第１の温度センサを、前記第２貯湯槽の上部に第２の温度センサを、前記第２貯湯槽の下部に第３の温度センサをそれぞれ設け、前記第１および第２の温度センサが検出した温度のいずれかが予め定めた給湯温度より高く他方の温度が予め定めた給湯温度より低く、且つ、前記第１の温度センサが検出した温度が前記第３の温度センサが検出した温度より低いときは、前記第１の三方弁を切換えて前記第貯湯槽の上部と前記第２貯湯槽の上部とを連通するとともに前記第２の三方弁を切換えて前記第１貯湯槽の上部と前記第２貯湯槽の下部とを連通し、前記第１貯湯槽および第２貯湯槽の双方の水を前記第１の三方弁で混合して予め定めた給湯温度にすることを特徴とする請求項４に記載の空調給湯複合システム。
前記第１貯湯槽の底部に給水口を配管接続し、前記第２貯湯槽の底部に給水口を配管接続し、前記第１貯湯槽の上部に第１の温度センサを、前記第２貯湯槽の上部に第２の温度センサを、前記第２貯湯槽の下部に第３の温度センサをそれぞれ設け、前記第１および第２の温度センサが検出した温度の一方が予め定めた給湯温度より高く他方が予め定めた給湯温度より低く、且つ、前記第１の温度センサが検出した温度が前記第３の温度センサが検出した温度より高いときは、第１の三方弁を切換えて前記第１貯湯槽の上部と前記第２貯湯槽の上部とを連通し、前記第１貯湯槽および第２貯湯槽の双方の水を前記第１の三方弁で混合して予め定めた給湯温度にすることを特徴とする請求項４に記載の空調給湯複合システム。