JP2017161115A

JP2017161115A - 空調給湯システム

Info

Publication number: JP2017161115A
Application number: JP2016044074A
Authority: JP
Inventors: 誠之飯高; Masayuki Iidaka; 松井　大; Masaru Matsui; 大松井; 明広重田; Akihiro Shigeta
Original assignee: Panasonic Intellectual Property Management Co Ltd
Current assignee: Panasonic Intellectual Property Management Co Ltd
Priority date: 2016-03-08
Filing date: 2016-03-08
Publication date: 2017-09-14
Also published as: EP3217123A1; CN107166580A

Abstract

【課題】空調用冷媒が循環する冷凍サイクルの凝縮温度Ｔｃｖが変動した場合においても、給湯用圧縮機の耐久性を損なうことがなく、信頼性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】第１冷凍サイクル１００の低圧側回路内容積Ｖｅと高圧側回路内容積Ｖｃとの容積比率がＶｅ／Ｖｃ＝０．２〜１０．１となるようにする。これにより、第２冷凍サイクルの凝縮温度Ｔｖｃによらず、第１冷凍サイクルの吐出温度Ｔｄの過昇が生じないため圧縮機の耐久性を損なうことがなく、第１冷凍サイクルの信頼性を向上させることができる。【選択図】図１

Description

本発明は、空気調和機の室内ユニットに係り、特に、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、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が存在する。
このような空調給湯システムにおいては、空調用冷媒が循環する冷凍サイクルと給湯用冷媒が循環する冷凍サイクルとは、カスケード熱交換器において熱的に接続された、いわゆる二元冷凍サイクルを形成している。
従来の空調給湯システムとして、例えば、圧縮機と第１熱交換器と膨張機構と第２熱交換器とが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を備えた給湯装置において、第１熱交換器を温水生成用の熱交換器とし、第２熱交換器をカスケード熱交換器にして、給湯装置をユニット化するようにした技術が開示されている（例えば、特許文献１参照）。

特開２００４−１３２６４７（特許第３９２５３８３号）

熱生成ユニットにおいて、９０℃の高温の熱媒体を生成するためには、給湯用圧縮機の吐出冷媒の温度Ｔｄを１００℃以上とする必要がある。一方で給湯用圧縮機３１０に封入されている冷凍機油、およびモータの巻き線の絶縁皮膜などの劣化を進行させて圧縮機の耐久性を損なわないように、給湯用圧縮機の吐出冷媒の温度の使用上限温度は１１０℃とするのが一般的である。

また、給湯用圧縮機に流入する二酸化炭素が超臨界流体状態になると給湯用圧縮機の信頼性を損なう可能性があるため、給湯用二酸化炭素が循環する冷凍サイクルの蒸発圧力Ｐｅを二酸化炭素の臨界圧力７．４ＭＰａ以下とする必要がある。

空調用冷媒が循環する冷凍サイクルの凝縮温度Ｔｖｃは３０℃〜５５℃となることが一般的である。
ここで、空調用冷媒が循環する冷凍サイクルの凝縮温度Ｔｖｃが３０℃のときは、二酸化炭素が循環する冷凍サイクルの蒸発温度Ｔｅは、Ｔｖｃと１０Ｋの温度差を保つようＴｅ＝２０℃（二酸化炭素の蒸発圧力５．７ＭＰａに相当）となる。
給湯用圧縮機の吸入過熱度は、圧縮機の信頼性を損なう液バックが生じず、かつ冷凍サイクルの性能が高い５Ｋ、すなわち圧縮機の吸入温度が２５℃となるようにする。

また、給湯用熱交換器に供給される熱媒体の温度は５〜３０℃の範囲にあり、二酸化炭素と給湯用の熱媒体との温度差は１０Ｋとするのが一般的であるため、給湯用熱交換器の冷媒流路出口の二酸化炭素の温度は１５〜４０℃となる。
その結果、給湯用圧縮機の吸込み冷媒は圧力５．７ＭＰａ、温度２５℃、密度１７０ｋｇ／ｍ３となり、給湯用圧縮機で等エントロピー変化で圧縮されたのち、吐出冷媒は温度Ｔｄ１００℃の状態で圧力は１５．０ＭＰａ、密度は３３２ｋｇ／ｍ３となる。

一方、空調用冷媒が循環する冷凍サイクルの凝縮温度Ｔｖｃが５５℃のときは、前述のとおり二酸化炭素が循環する冷凍サイクルの蒸発圧力Ｐｅが７．４ＭＰａ以下で運転するように制御される。また、給湯用熱交換器に供給される熱媒体の温度は５〜３０℃の範囲にあり、二酸化炭素と給湯用の熱媒体との温度差は１０Ｋとするのが一般的であるため、給湯用熱交換器の冷媒流路出口の二酸化炭素の温度は１５〜４０℃となる。給湯サイクルの高圧圧力は約１３ＭＰａであり、給湯用熱交換器における冷媒流路出口の二酸化炭素は、二酸化炭素流量調整弁で低圧圧力７．４ＭＰａまで等エンタルピー変化で減圧されてカスケード熱交換器に流入し、このとき二酸化炭素の温度は１２〜３０℃となる。

カスケード熱交換器において、二酸化炭素と空調用冷媒との温度差から求められる対数平均温度差は、空調用冷媒が循環する冷凍サイクルの凝縮温度Ｔｖｃが３０℃のときと等価の１０Ｋと仮定すると、カスケード熱交換器を流れる空調用冷媒の凝縮温度Ｔｖｃは５５℃であり、カスケード熱交換器に流入する二酸化炭素の温度は１２〜３０℃であるから、カスケード熱交換器から流出する二酸化炭素の温度は５２〜５４℃となる。

その結果、給湯用圧縮機３１０の吸込み冷媒は圧力７．４ＭＰａ、温度５２〜５４℃、密度１７９〜１８３ｋｇ／ｍ３となり、給湯用圧縮機３１０の吐出冷媒は温度Ｔｄ１００℃の状態で圧力は１２．８〜１３．２ＭＰａ、密度は２６６〜２７６ｋｇ／ｍ３となる。
すなわち、空調用冷媒が循環する冷凍サイクルの凝縮温度Ｔｖｃが３０℃のときの給湯用圧縮機の吸入冷媒の密度は、凝縮温度Ｔｖｃが５５℃のときの給湯用圧縮機の吸入冷媒の密度と比較して低くなる。
また、空調用冷媒が循環する冷凍サイクルの凝縮温度Ｔｖｃが３０℃のときの給湯用圧縮機の吐出冷媒の密度は、凝縮温度Ｔｖｃが５５℃のときの給湯用圧縮機の吐出冷媒の密度と比較して高くなる。

一般的には、二酸化炭素が循環する冷凍サイクルの高圧側、低圧側の容積は固定であり、空調用冷媒が循環する冷凍サイクルの凝縮温度Ｔｖｃが３０〜５５℃で変化することを考慮すると、給湯用圧縮機の吐出冷媒の温度が１００℃を超えて上昇して給湯用圧縮機のモータ巻き線皮膜の劣化等を進行させるなど圧縮機の耐久性を損なうという課題が生じる。

具体的には、二酸化炭素が循環する冷凍サイクルの高圧側回路内容積Ｖｃ≫低圧側回路内容積Ｖｅのときは、回路全体の冷媒充填量は高圧側回路内容積と給湯用圧縮機の吐出冷媒の密度との積でほぼ決定する。
例えば、空調用冷媒が循環する冷凍サイクルの凝縮温度Ｔｖｃが３０℃で、かつ給湯用圧縮機の吐出冷媒の温度が１００℃となるように二酸化炭素が封入されている状態のときに、空調用冷媒が循環する冷凍サイクルに接続している室内機の運転台数が減るなどして、凝縮温度Ｔｖｃが５５℃に急激に上昇する場合について考える。

凝縮温度Ｔｖｃが３０℃から５５℃に変化したとき、吐出冷媒の温度を１００℃で保持しようとすると、前述したように給湯用圧縮機３１０の吐出冷媒の密度は凝縮温度Ｔｖｃが３０℃のときと比べて相対的に低くなるため、二酸化炭素が循環する冷凍サイクルは冷媒過多となる。結果として、高圧圧力が上昇し、給湯用圧縮機の吐出冷媒の温度が設計限界である１１０℃を超えて上昇し、給湯用圧縮機に封入されている冷凍機油、およびモータの巻き線の絶縁皮膜などの劣化を進行させ、圧縮機の耐久性を損なうことになる。

逆に二酸化炭素が循環する冷凍イクルの高圧側回路内容積Ｖｃ≪低圧側回路内容積Ｖｅのときは、回路全体の冷媒充填量は低圧側回路内容積と給湯用圧縮機の吸い込み冷媒の密度との積でほぼ決定する。
例えば、空調用冷媒が循環する冷凍サイクルの凝縮温度Ｔｖｃが５５℃で、かつ給湯用圧縮機の吐出冷媒の温度が１００℃となるように二酸化炭素が封入されている状態のときに、空調用冷媒が循環する冷凍サイクルに接続している室内機の運転台数が減るなどして、凝縮温度Ｔｖｃが３０℃に急激に下降する場合について考える。

凝縮温度Ｔｖｃが５５℃から３０℃に変化したとき、吐出冷媒の温度を１００℃で保持しようとすると、前述したように給湯用圧縮機の吸い込み冷媒の密度は凝縮温度Ｔｖｃが５５℃のときと比べて相対的に低くなるため、二酸化炭素が循環する冷凍サイクルは冷媒過多となる。結果として、高圧圧力が上昇し、給湯用圧縮機の吐出冷媒の温度が設計限界である１１０℃を超えて上昇し、給湯用圧縮機３１０に封入されている冷凍機油、およびモータの巻き線の絶縁皮膜などの劣化を進行させ、圧縮機の耐久性を損なうことになる。

以上のように、特許文献１においては、二酸化炭素が循環する冷凍サイクルの高圧側、および低圧側の内容積については言及されておらず、二酸化炭素が循環する冷凍サイクルの低圧側回路内容積Ｖｅと高圧側回路内容積Ｖｃとの容積比Ｖｅ／Ｖｃを適切に設定しないと、空調用冷媒が循環する冷凍サイクルの凝縮温度Ｔｖｃの変動範囲において、二酸化炭素が循環する冷凍サイクルの吐出温度Ｔｄが上昇する条件が発生し、圧縮機の耐久性を損なう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、空調用冷媒が循環する冷凍サイクルの凝縮温度Ｔｃｖが変動した場合においても、給湯用圧縮機の耐久性を損なうことがなく、信頼性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。

前記目的を達成するため本発明は、二酸化炭素を圧縮する給湯用圧縮機と、前記二酸化炭素と給湯用熱媒体とを熱交換させる給湯用熱交換器と、前記二酸化炭素と空調用冷媒とを熱交換させるカスケード熱交換器と、を備えた第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第２冷媒流量制御装置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、前記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第３冷媒流量制御装置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、前記第１冷凍サイクルの低圧側回路内容積Ｖｅと高圧側回路内容積Ｖｃとの容積比率をＶｅ／Ｖｃ＝０．２〜１０．１とすることを特徴とする。

本発明の空調給湯システムでは、第２冷凍サイクルの凝縮温度Ｔｖｃが３０℃から５５℃の範囲で変動する場合のいずれの凝縮温度Ｔｖｃにおいても、第１冷凍サイクルの吐出温度Ｔｄが１００〜１１０℃の範囲となるように、第１冷凍サイクルの低圧側回路内容積Ｖｅと高圧側回路内容積Ｖｃとの容積比率を適切な範囲にする。
これにより、第２冷凍サイクルの凝縮温度Ｔｖｃによらず、第１冷凍サイクルの吐出温度Ｔｄの過昇が生じないため圧縮機の耐久性を損なうことがなく、第１冷凍サイクルの信頼性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第２冷凍サイクルの凝縮温度が３０℃と５５℃における第１冷凍サイクルのｐ−ｈ線図給湯用熱交換器に供給される熱媒体の温度１０℃における第１冷凍サイクルの低圧側回路内容積Ｖｅと高圧側回路内容積Ｖｃとの容積比率Ｖｅ／Ｖｃと給湯用圧縮機の吐出冷媒の温度との関係図給湯用熱交換器に供給される熱媒体の温度５℃における第１冷凍サイクルの低圧側回路内容積Ｖｅと高圧側回路内容積Ｖｃとの容積比率Ｖｅ／Ｖｃと給湯用圧縮機の吐出冷媒の温度との関係図給湯用熱交換器に供給される熱媒体の温度１９℃における第１冷凍サイクルの低圧側回路内容積Ｖｅと高圧側回路内容積Ｖｃとの容積比率Ｖｅ／Ｖｃと給湯用圧縮機の吐出冷媒の温度との関係図給湯用熱交換器に供給される熱媒体の温度２０℃における第１冷凍サイクルの低圧側回路内容積Ｖｅと高圧側回路内容積Ｖｃとの容積比率Ｖｅ／Ｖｃと給湯用圧縮機の吐出冷媒の温度との関係図給湯用熱交換器に供給される熱媒体の温度３０℃における第１冷凍サイクルの低圧側回路内容積Ｖｅと高圧側回路内容積Ｖｃとの容積比率Ｖｅ／Ｖｃと給湯用圧縮機の吐出冷媒の温度との関係図

第１の発明は、二酸化炭素を圧縮する給湯用圧縮機と、前記二酸化炭素と給湯用熱媒体とを熱交換させる給湯用熱交換器と、前記二酸化炭素と空調用冷媒とを熱交換させるカスケード熱交換器と、を備えた第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第２冷媒流量制御装置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、前記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第３冷媒流量制御装置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、前記第１冷凍サイクルの低圧側回路内容積Ｖｅと高圧側回路内容積Ｖｃとの容積比率をＶｅ／Ｖｃ＝０．２〜１０．１とす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、第１冷凍サイクルの低圧側回路内容積Ｖｅと高圧側回路内容積Ｖｃとの容積比率を適切な範囲にすることで、第２冷凍サイクルの凝縮温度Ｔｖｃが３０℃から５５℃の範囲で変動する場合のいずれの凝縮温度Ｔｖｃにおいても、第１冷凍サイクルの吐出温度Ｔｄが１００〜１１０℃の範囲となる。

そのため、第２冷凍サイクルの凝縮温度Ｔｖｃの高い低いに関わらず、第１冷凍サイクルの吐出温度Ｔｄの過昇が生じないため、圧縮機の耐久性を損なうことがなく、第２冷凍サイクルの信頼性を向上させることができる。

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に示す空調給湯システムは、室外ユニット１０と、室内機３０と、熱生成ユニット４０とを備えている。本実施形態においては、１台の室外ユニット１０に対して、２台の室内機３０、１台の熱生成ユニット４０がそれぞれ接続され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１０は２台以上、室内機３０も１台もしくは３台以上、熱生成ユニット４０も２台以上、並列に接続可能である。

室外ユニット１０と、室内機３０と、熱生成ユニット４０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１０と室内機３０とは、高温高圧のガス化した空調用冷媒が流れるガス管２５と、低圧の空調用冷媒が流れる吸入管２６と、高圧の液化した空調用冷媒が流れる液管２７とで接続されている。室内機３０が、図１に示すように２台存在するときは、室内機３０は３本の配管に対して並列に接続される。一方、室外ユニット１０と熱生成ユニット４０とは、室内機３０と同じく配管に対し並列に接続されるが、ガス管２５と液管２７とで接続されている。

室外ユニット１０は、空調用冷媒を圧縮する空調用圧縮機１１を備えている。空調用圧縮機１１の吸入側には、空調用圧縮機１１にガス冷媒を供給するアキュムレータ１２が接続されている。空調用圧縮機１１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１３が接続されている。油分離器１３で分離された冷凍機油は、油戻し管１４により空調用圧縮機１１に戻される。油戻し管１４の連通は、油戻し管開閉弁１５の開閉により制御される。

また、室外ユニット１０は、室外熱交換器１６を備えており、室外熱交換器１６の近傍には、室外熱交換器１６に室外ユニット１０の周囲の空気を供給する室外送風ファン１７が設けられている。そして、室外熱交換器１６は、室外送風ファン１７により送られる空気と、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適用される。
室外ユニット１０は、室外熱交換器１６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１８と、ガス管２５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１９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２０とをそれぞれ備えている。

室内機３０は、室内熱交換器３１と、室内熱交換器３１に室内機３０の周囲の空気を供給する室内送風ファン３２と、室内熱交換器３１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３３（第３冷媒流量制御装置）とを備えている。室内熱交換器３１は、室内送風ファン３２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適用される。
また、室内機３０は、ガス管２５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３４と、吸入管２６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３５とを備えている。

熱生成ユニット４０は、給湯用冷媒を圧縮する給湯用圧縮機４１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４２と、給湯用冷媒の流量を調整する給湯用冷媒流量調整弁４３とを備えている。
また、熱生成ユニット４０は、ガス管２５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４４と、カスケード熱交換器４４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４５（第２冷媒流量制御装置）と、給湯用熱交換器４２に熱媒体を供給する熱媒体ポンプ４６とを備えている。

給湯用熱交換器４２で７０〜９０℃にまで沸き上げられた熱媒体は貯湯タンク（図示せず）に蓄えられる。熱媒体が飲料水の場合は直接給湯に使われる。一方、熱媒体が不凍液など飲料水でない場合は、室内に設置されたラジエータなどに供給されて暖房用途に、あるいは貯湯タンクで熱を飲料水に受け渡して給湯用途に利用される。

ここで、これら給湯用圧縮機４１と、給湯用熱交換器４２と、給湯用冷媒流量調整弁４３と、カスケード熱交換器４４とを環状に接続して第１冷凍サイクル１００が構成される。
また、カスケード熱交換器４４と、熱生成ユニット冷媒流量調整弁４５とを直列に接続した第１回路２０１と、室内熱交換器３１と、室内熱交換器３１に供給する室内冷媒流量調整弁３３とを直列に接続した少なくとも１つの第２回路２０２と、第１回路２０１と第２回路２０２とを並列に接続した熱負荷回路を、空調用圧縮機１１と、室外熱交換器１６とに接続して第２冷凍サイクル２００が構成される。

次に、本実施形態における熱生成ユニット４０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４０の内部構造を示す平面図、図３は、熱生成ユニット４０の内部構造を示す正面図である。
熱生成ユニット４０には、給湯用圧縮機４１と給湯用熱交換器４２と給湯用冷媒流量調整弁４３とカスケード熱交換器４４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４５と熱媒体ポンプ４６とがケーシング５０に格納されている。

本実施形態においては、給湯用熱交換器４２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４２の内管に二酸化炭素冷媒、外管と内管の間に熱媒体を流す。

なお、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４２には、例えば、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。また、カスケード熱交換器４４には、例えば、プレート式熱交換器、シェルアンドチューブ式熱交換器が用いられる。

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。

図２および図３に示すように、給湯用圧縮機４１は、ゴムなどの防振部材６０を挟み込んだ上で、固定部材６７によりケーシング５０の底板部材５１に固定されている。
また、給湯用熱交換器４２も底板部材５１に固定されており、カスケード熱交換器４４は、給湯用熱交換器４２の上面に固定されている。
また、熱媒体ポンプ４６は、図２に示すように、ケーシング５０の背面側の側板部材５３に固定されており、熱媒体ポンプ４６の下端面は、カスケード熱交換器４４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４２およびカスケード熱交換器４４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ものである。特に、給湯用熱交換器４２については、上部に設置されるカスケード熱交換器４４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４４は、必ずしも給湯用熱交換器４２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４４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４０の側面部材５２に固定される。

さらに、図２および図３に示すように、底板部材５１には、鉛直上から見て給湯用熱交換器４２と熱媒体ポンプ４６とが底板部材５１に投影する領域内に、排水口６２が設けられている。底板部材５１の上面には、水が速やかに排水口６２から熱生成ユニット４０の外部に排出できるように、排水口６２に向けて適切な傾斜がつけられている。

熱媒体配管６３、６４、６５内の熱媒体の流れは、熱媒体ポンプ４６の駆動により生じる。熱生成ユニット４０内に流入した熱媒体は、熱媒体配管６３を経由して熱媒体ポンプ４６に流入し、熱媒体配管６４に送出される。さらに熱媒体は給湯用熱交換器４２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６５を経由して、熱生成ユニット４０の外部に送出される。

熱媒体配管６３、６４、６５の大部分は、加工性の良い銅管が用いられることが多いが、樹脂材料も用いられる。一方、熱媒体ポンプ４６の熱媒体吸入部、吐出部には樹脂材料を用いられることが多い。また、二重管式熱交換器である給湯用熱交換器４２には、前述したとおり、銅を用いることが多く、接続口も銅管となっている。
このように、熱媒体が流れる経路（熱媒体配管６３→熱媒体ポンプ４６→熱媒体配管６４→給湯用熱交換器４２→熱媒体配管６５）には、樹脂材料と銅が混在し、異なる材料同士の接続部分が存在する。この熱媒体ポンプ接続部６６には、シール材（図示せず）を挟み込んで固定し、熱媒体の漏れが無いようにしている。

なお、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、給湯用冷媒には、二酸化炭素を用いる。以下、給湯用冷媒として二酸化炭素を用いる場合について説明する。

ここで、９０℃の高温湯を生成するためには、給湯用圧縮機４１の吐出冷媒の温度を１００℃以上とする必要がある。一方で給湯用圧縮機４１の吐出冷媒の温度が高くなりすぎると、給湯用圧縮機４１に封入されている冷凍機油およびモータの巻き線の絶縁皮膜などの劣化を進行させる。
そのため、９０℃の高温湯を生成するときの給湯用圧縮機４１の吐出冷媒の温度１００℃に対して、１０Ｋ高い１１０℃を給湯用圧縮機４１の信頼性が確保できる上限の温度、すなわち使用上限温度として設定するのが一般的であり、圧縮機の信頼性を確保するためには使用上限温度以下で運転する必要がある。

また、給湯用圧縮機４１の吸込み冷媒が超臨界流体状態になると、給湯用圧縮機４１に封入されている冷凍機油に対して冷媒の溶解量が増大し、冷凍機油の粘度が低下するため摺動材料の摩耗が進行し、給湯用圧縮機４１の信頼性を損なう可能性がある。そのため、第１冷凍サイクル１００における二酸化炭素の蒸発圧力Ｐｅは、二酸化炭素の臨界圧力である７．４ＭＰａ以下にする必要がある。

また、給湯用熱交換器４２に供給される熱媒体の温度は、５〜３０℃の範囲にあり、二酸化炭素と給湯用の熱媒体との温度差は、１０Ｋとするのが一般的である。したがって、給湯用熱交換器４２において、熱媒体と熱交換した後の二酸化炭素の温度は１５〜４０℃となる。

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

本実施形態における空調給湯システムにおいては、第１冷凍サイクル１００の低圧側回路内容積Ｖｅと高圧側回路内容積Ｖｃとの容積比率を、Ｖｅ／Ｖｃ＝０．２〜１０．１としている。ここで、第１冷凍サイクル１００の低圧側回路内容積Ｖｅとは、給湯用冷媒流量調整弁４３の出口部から給湯用圧縮機４１の入口部までの内容積であり、第１冷凍サイクル１００の高圧側回路内容積Ｖｃとは、給湯用圧縮機４１の出口部から給湯用冷媒流量調整弁４３の入口部までの内容積である。

したがって、給湯用熱交換器４２に供給される熱媒体の温度が５〜３０℃の範囲のいずれかの温度のとき、第２冷凍サイクル２００における空調用冷媒の凝縮温度Ｔｖｃが、３０℃から５５℃の範囲で変動する場合のいずれの凝縮温度条件下においても、第１冷凍サイクル１００において給湯用圧縮機４１の吐出冷媒の温度Ｔｄが１００〜１１０℃の範囲となり、給湯用圧縮機４１の使用上限吐出温度以下となる。

前記の理由を、図４のｐ−ｈ線図を用いて説明する。
図４は、第２冷凍サイクル２００の凝縮温度が３０℃と５５℃における第１冷凍サイクル１００のｐ−ｈ線図である。図３中横軸は二酸化炭素の比エンタルピーで、縦軸は二酸化炭素の圧力である。

５００、５１０は第２冷凍サイクル２００における空調用冷媒の凝縮温度Ｔｖｃがそれぞれ３０℃、５５℃で、給湯用圧縮機４１の吐出冷媒の温度Ｔｄが１００℃のときの第１冷凍サイクル１００の冷媒状態遷移である。
５０１は冷媒状態遷移５００における給湯用圧縮機４１の吸込み冷媒の状態、５０２は給湯用圧縮機４１の吐出冷媒の状態、５０３は給湯用冷媒流量調整弁４３の入口冷媒の状態、５０４は給湯用冷媒流量調整弁４３の出口冷媒の状態である。

また、５１１は冷媒状態遷移５１０の給湯用圧縮機４１の吸込み冷媒の状態、５１２は給湯用圧縮機４１の吐出冷媒の状態、５１３は給湯用冷媒流量調整弁４３の入口冷媒の状態、５１４は給湯用冷媒流量調整弁４３の出口冷媒の状態である。
また、５４０は二酸化炭素の１００℃等温線、５５０は二酸化炭素の１１０℃等温線である。また、５６０は二酸化炭素の飽和線である。

このとき、冷媒状態遷移５００は以下のプロセスで決定できる。
まず、５０１の冷媒状態から決定する。第１冷凍サイクル１００における二酸化炭素の蒸発温度Ｔｅは、第２冷凍サイクル２００の凝縮温度Ｔｖｃ＝３０℃に対して１０Ｋの温度差を保つことを考慮すると２０℃となる。よって、５０１の冷媒圧力は、蒸発温度Ｔｅ＝２０℃から圧力換算すると５．７ＭＰａとなる。一方、５０１の冷媒温度は、第１冷凍サイクル１００における二酸化炭素の蒸発温度Ｔｅ２０℃に、給湯用圧縮機４１の吸入過熱度５Ｋを足した２５℃である。したがって、５０１の冷媒密度は、ＮＩＳＴのＲｅｆｐｒｏｐＶｅｒ．９．０の冷媒物性値を引用し、１７０ｋｇ／ｍ３となる。

次に、５０２の冷媒状態を決定する。５０２は、５０１の冷媒状態から給湯用圧縮機４１で断熱圧縮した後の状態で、その温度は１００℃である。断熱圧縮の過程では、比エントロピーは変化しないと仮定すると、５０２の冷媒圧力と冷媒密度は、ＮＩＳＴのＲｅｆｐｒｏｐＶｅｒ．９．０の冷媒物性値を引用し、冷媒圧力は１５．０ＭＰａ、冷媒密度は３３２ｋｇ／ｍ３となる。

次に、５０３の冷媒状態を決定する。５０３の冷媒圧力は、５０２の冷媒状態から圧力は変化せず、１５．０ＭＰａである。また、給湯用熱交換器４２に供給される熱媒体の温度が１０℃の場合、熱媒体と熱交換する二酸化炭素との温度差は１０Ｋであることを考慮すると、５０３の冷媒温度は２０℃である。このとき、冷媒密度はＮＩＳＴのＲｅｆｐｒｏｐＶｅｒ．９．０の冷媒物性値を引用し、９０４ｋｇ／ｍ３となる。
次に、５０４の冷媒状態を決定する。５０４の冷媒圧力は、５０１と同じ圧力の５．７ＭＰａである。５０３から５０４に至る膨張過程においては、比エンタルピーは変化しないと仮定すると、５０４の冷媒温度と冷媒密度は、ＮＩＳＴのＲｅｆｐｒｏｐＶｅｒ．９．０の冷媒物性値を引用し、冷媒温度は１５℃、冷媒密度は８３８ｋｇ／ｍ３となる。

同様に、冷媒状態遷移５１０は、前述の冷媒状態遷移５００と同様のプロセスで決定することができ、給湯用熱交換器４２に供給される熱媒体の温度が１０℃のとき、５１１の冷媒状態は圧力７．４ＭＰａ、温度５４℃、密度１８０ｋｇ／ｍ３となる。また、５１２の冷媒状態は圧力１２．８ＭＰａ、温度１００℃、密度２６７ｋｇ／ｍ３となり、５１３の冷媒状態は圧力１２．８ＭＰａ、温度２０℃、密度８８６ｋｇ／ｍ３、５１４の冷媒状態は圧力７．４ＭＰａ、温度１７℃、密度８４７ｋｇ／ｍ３となる。

冷媒状態遷移５００の高圧側の平均冷媒密度は、５０２と５０３における冷媒密度の平均として算出すると６１８ｋｇ／ｍ３であり、低圧側の平均冷媒密度は５０１と５０４における冷媒密度の平均として算出し５０４ｋｇ／ｍ３である。

一方、冷媒状態遷移５１０の高圧側の平均冷媒密度は、５１２と５１３における冷媒密度の平均として算出し５７７ｋｇ／ｍ３であり、低圧側の平均冷媒密度は５１１と５１４における冷媒密度の平均として算出し５１３ｋｇ／ｍ３である。
このとき、第１冷凍サイクル１００の回路内に適正な冷媒量Ｍｒｅｆは、低圧側、高圧側における冷媒流路の断面積がそれぞれ一定であると仮定すると、低圧側回路内容積Ｖｅと高圧側回路内容積Ｖｃと高圧側平均冷媒密度と低圧側平均冷媒密度との積として算出できる。冷媒状態遷移５００において、第１冷凍サイクル１００の回路内に適正な冷媒量Ｍｒｅｆ５００は、６１８Ｖｃ＋５０４Ｖｅであり、冷媒状態遷移５１０において、第１冷凍サイクル１００の回路内に適正な冷媒量Ｍｒｅｆ５１０は５７７Ｖｃ＋５１３Ｖｅである。

ここで、Ｍｒｅｆ５００とＭｒｅｆ５１０が等しくなる低圧側回路内容積Ｖｅと高圧側回路内容積Ｖｃとの容積比率Ｖｅ／Ｖｃを求めると、（６１８−５７７）／（５１３−５０４）＝４．６となる。
すなわち、低圧側回路内容積Ｖｅと高圧側回路内容積Ｖｃとの容積比率Ｖｅ／Ｖｃ＝４．６である第１冷凍サイクル１００の回路内に二酸化炭素を冷媒量Ｍｒｅｆ５００封入すると、給湯用熱交換器４２に供給される熱媒体温度が１０℃のとき、第２冷凍サイクル２００における空調用冷媒の凝縮温度Ｔｖｃが３０℃および５５℃において、給湯用圧縮機４１の吐出冷媒の温度Ｔｄはいずれも１００℃となり、９０℃の高温の熱媒体を生成するために必要な１００℃以上かつ、圧縮機使用上限温度の１１０℃以内に収まる。

低圧側回路内容積Ｖｅと高圧側回路内容積Ｖｃとの容積比率Ｖｅ／Ｖｃ＜４．６のときは、Ｍｒｅｆ５００＞Ｍｒｅｆ５１０となるため、第１冷凍サイクル１００の回路内に、二酸化炭素が冷媒量Ｍｒｅｆ５００封入されているとき、冷媒状態遷移５１０においては冷媒過多となるため、高圧側の冷媒密度が高くなるように高圧圧力が上昇し、給湯用圧縮機４１の吐出冷媒の温度は１００℃より高くなる。このとき、第２冷凍サイクル２００において給湯用圧縮機４１の吐出冷媒の温度を使用上限温度１１０℃以下にするためのＶｅ／Ｖｃを求める。

図４において、５２０は、第２冷凍サイクル２００の凝縮温度Ｔｖｃが５５℃のとき、第１冷凍サイクル１００における給湯用圧縮機４１の吐出冷媒の温度Ｔｄが１１０℃となる冷媒状態遷移である。
ここで、５２１は冷媒状態遷移５１５の給湯用圧縮機４１の吸込み冷媒の状態、５２２は給湯用圧縮機４１の吐出冷媒の状態、５２３は給湯用冷媒流量調整弁４３の入口冷媒の状態、５２４は給湯用冷媒流量調整弁４３の出口冷媒の状態である。

冷媒状態遷移５２０は以下のプロセスで決定する。
まず、５２１冷媒状態を決定する。５２１の冷媒状態は、５１１の冷媒状態と等しく、圧力７．４ＭＰａ、温度５４℃、密度１８０ｋｇ／ｍ３である。

次に、５２２の冷媒状態を決定する。５２２は、５２１の冷媒状態から給湯用圧縮機４１で断熱圧縮した後の状態で、その温度は１１０℃である。断熱圧縮の過程では、比エントロピーは変化しないと仮定すると、５２２の冷媒圧力と冷媒密度は、ＮＩＳＴのＲｅｆｐｒｏｐＶｅｒ．９．０の冷媒物性値を引用し、冷媒圧力は１４．５ＭＰａ、冷媒密度は２８８ｋｇ／ｍ３となる。

次に、５２３の冷媒状態を決定する。５２３の冷媒圧力は、５２２の冷媒状態から圧力は変化せず、１４．５ＭＰａである。また、給湯用熱交換器４２に供給される熱媒体の温度が１０℃、二酸化炭素と給湯用の熱媒体との温度差は１０Ｋであることを考慮すると、５２３の冷媒温度は２０℃である。このとき、冷媒密度はＮＩＳＴのＲｅｆｐｒｏｐＶｅｒ．９．０の冷媒物性値を引用し、９００ｋｇ／ｍ３となる。

次に、５２４の冷媒状態を決定する。５２４の冷媒圧力は、５２１の冷媒状態と同じ圧力の７．４ＭＰａである。５２３から５２４に至る膨張過程においては、比エンタルピーは変化しないと仮定すると、５２４の冷媒温度と冷媒密度は、ＮＩＳＴのＲｅｆｐｒｏｐＶｅｒ．９．０の冷媒物性値を引用し、冷媒温度は１６℃、冷媒密度は８５１ｋｇ／ｍ３となる。

冷媒状態遷移５２０の高圧側の平均冷媒密度は、５２２と５２３における冷媒密度の平均として算出し５９４ｋｇ／ｍ３であり、低圧側の平均冷媒密度は、５２１と５２４における冷媒密度の平均として算出し５１６ｋｇ／ｍ３である。したがって、第１冷凍サイクル１００の回路内に適正な冷媒量Ｍｒｅｆ５２０＝５９４Ｖｃ＋５１６Ｖｅである。
ここで、Ｍｒｅｆ５００とＭｒｅｆ５２０が等しくなる低圧側回路内容積Ｖｅと高圧側回路内容積Ｖｃとの容積比率Ｖｅ／Ｖｃを求めると、（６１８−５９４）／（５１６−５０４）＝２．１となる。

すなわち、低圧側回路内容積Ｖｅと高圧側回路内容積Ｖｃとの容積比率Ｖｅ／Ｖｃ＝２．１である第１冷凍サイクル１００の回路内に二酸化炭素を冷媒量Ｍｒｅｆ５００封入すると、給湯用熱交換器４２に供給される熱媒体温度が１０℃のとき、第２冷凍サイクル２００における空調用冷媒の凝縮温度Ｔｖｃが３０℃および５５℃において、給湯用圧縮機４１の吐出冷媒の温度Ｔｄはそれぞれ１００℃および１１０℃となり、９０℃の高温の熱媒体を生成するために必要な１００℃以上かつ、圧縮機使用上限温度の１１０℃以内に収まる。

低圧側回路内容積Ｖｅと高圧側回路内容積Ｖｃとの容積比率Ｖｅ／Ｖｃ＞４．６のときは、Ｍｒｅｆ５００＜Ｍｒｅｆ５１０となるため、第１冷凍サイクル１００の回路内に、二酸化炭素が冷媒量Ｍｒｅｆ５１０封入されているとき、冷媒状態遷移５００においては冷媒過多となるため、高圧側の冷媒密度が高くなるように高圧圧力が上昇し、給湯用圧縮機４１の吐出冷媒の温度は１００℃より高い冷媒状態遷移となる。このとき、第１冷凍サイクル１００において給湯用圧縮機４１の吐出冷媒の温度Ｔｄを使用上限温度１１０℃以下にするためのＶｅ／Ｖｃを求める。

図４において、５３０は、第２冷凍サイクル２００の凝縮温度Ｔｖｃが３０℃のとき、第１冷凍サイクル１００における給湯用圧縮機４１の吐出冷媒の温度Ｔｄが１１０℃となる冷媒状態遷移である。
ここで、５３１は冷媒状態遷移５３０の給湯用圧縮機４１の吸込み冷媒の状態、５３２は給湯用圧縮機４１の吐出冷媒の状態、５３３は給湯用冷媒流量調整弁４３の入口冷媒の状態、５３４は給湯用冷媒流量調整弁４３の出口冷媒の状態である。

冷媒状態遷移５３０は以下のプロセスで決定する。
まず、５３１冷媒状態を決定する。５３１の冷媒状態は、５０１の冷媒状態と等しく、圧力５．７ＭＰａ、温度２５℃、密度１７１ｋｇ／ｍ３である。
次に、５３２の冷媒状態を決定する。５３２は、５３１の冷媒状態から給湯用圧縮機４１で断熱圧縮した後の状態で、その温度は１１０℃である。断熱圧縮の過程では、比エントロピーは変化しないと仮定すると、５３２の冷媒圧力と冷媒密度は、ＮＩＳＴのＲｅｆｐｒｏｐＶｅｒ．９．０の冷媒物性値を引用し、冷媒圧力は１７．０ＭＰａ、冷媒密度は３５７ｋｇ／ｍ３となる。

次に、５３３の冷媒状態を決定する。５３３の冷媒圧力は、５３２の冷媒状態から圧力は変化せず、１７．０ＭＰａである。また、給湯用熱交換器４２に供給される熱媒体の温度が１０℃、二酸化炭素と給湯用の熱媒体との温度差は１０Ｋであることを考慮すると、５３３の冷媒温度は２０℃である。このとき、冷媒密度はＮＩＳＴのＲｅｆｐｒｏｐＶｅｒ．９．０の冷媒物性値を引用し、８８６ｋｇ／ｍ３となる。

次に、５３４の冷媒状態を決定する。５３４の冷媒圧力は、５３１の冷媒状態と同じ圧力の５．７ＭＰａである。５３３から５３４に至る膨張過程においては、比エンタルピーは変化しないと仮定すると、５３４の冷媒温度と冷媒密度は、ＮＩＳＴのＲｅｆｐｒｏｐＶｅｒ．９．０の冷媒物性値を引用し、冷媒温度は１４℃、冷媒密度は８４３ｋｇ／ｍ３となる。

冷媒状態遷移５３０の高圧側の平均冷媒密度は、５３２と５３３における冷媒密度の平均として算出し６３８ｋｇ／ｍ３であり、低圧側の平均冷媒密度は、５３１と５３４における冷媒密度の平均として算出し５０６ｋｇ／ｍ３である。したがって、第１冷凍サイクル１００の回路内に適正な冷媒量Ｍｒｅｆ５３０＝６３８Ｖｃ＋５０６Ｖｅである。
ここで、Ｍｒｅｆ５００とＭｒｅｆ５３０が等しくなる低圧側回路内容積Ｖｅと高圧側回路内容積Ｖｃとの容積比率Ｖｅ／Ｖｃを求めると、（６３８−５７７）／（５１３−５０６）＝８．７となる。

すなわち、低圧側回路内容積Ｖｅと高圧側回路内容積Ｖｃとの容積比率Ｖｅ／Ｖｃ＝８．７である第１冷凍サイクル１００の回路内に、二酸化炭素を冷媒量Ｍｒｅｆ５１０封入すると、給湯用熱交換器４２に供給される熱媒体温度が１０℃のとき、第２冷凍サイクル２００における空調用冷媒の凝縮温度Ｔｖｃが３０℃および５５℃において、給湯用圧縮機４１の吐出冷媒の温度Ｔｄはそれぞれ１１０℃および１００℃となり、９０℃の高温の熱媒体を生成するために必要な１００℃以上かつ、圧縮機使用上限温度の１１０℃以内に収まる。

同様に、冷媒状態遷移５３０において第１冷凍サイクル１００の回路内に適正な冷媒量Ｍｒｅｆ５３０＝６３８Ｖｃ＋５０６Ｖｅと、冷媒状態遷移５２０において第１冷凍サイクル１００の回路内に適正な冷媒量Ｍｒｅｆ５２０＝５９４Ｖｃ＋５１６Ｖｅとが等しくなる低圧側回路内容積Ｖｅと高圧側回路内容積Ｖｃとの容積比率Ｖｅ／Ｖｃが求まる。このときのＶｅ／Ｖｃは（６３８−５９４）／（５１６−５０６）＝４．７である。

すなわち、低圧側回路内容積Ｖｅと高圧側回路内容積Ｖｃとの容積比率Ｖｅ／Ｖｃ＝４．７である第１冷凍サイクル１００の回路内に、二酸化炭素を冷媒量Ｍｒｅｆ５２０封入した場合、給湯用熱交換器４２に供給される熱媒体温度が１０℃のとき、第２冷凍サイクル２００における空調用冷媒の凝縮温度Ｔｖｃが３０℃および５５℃において、給湯用圧縮機４１の吐出冷媒の温度Ｔｄはいずれも１１０℃となり、９０℃の高温の熱媒体を生成するために必要な１００℃以上かつ、圧縮機使用上限温度の１１０℃以内に収まる。

以上について、図５を用いて説明する。
図５は、給湯用熱交換器４２に供給される熱媒体の温度１０℃における第１冷凍サイクル１００の低圧側回路内容積Ｖｅと高圧側回路内容積Ｖｃとの容積比率Ｖｅ／Ｖｃと給湯用圧縮機４１の吐出冷媒の温度との関係図である。
図５において、横軸は、低圧側回路内容積Ｖｅと高圧側回路内容積Ｖｃとの容積比率Ｖｅ／Ｖｃであり、縦軸は、第２冷凍サイクル２００における空調用冷媒の凝縮温度Ｔｖｃが３０℃のときの給湯用圧縮機４１の吐出冷媒の温度Ｔｄである。

６１４は、給湯用熱交換器４２に供給される熱媒体温度１０℃のときに、第１冷凍サイクル１００における冷媒封入量を、第２冷凍サイクル２００における空調用冷媒の凝縮温度Ｔｖｃが５５℃で、給湯用圧縮機４１の吐出冷媒の温度Ｔｄが１１０℃となる第１冷凍サイクル１００における冷媒状態遷移５２０で適正な封入量となる冷媒量Ｍｒｅｆ５２０とした場合に、第２冷凍サイクル２００における空調用冷媒の凝縮温度Ｔｖｃが３０℃のときの給湯用圧縮機４１の吐出冷媒の温度ＴｄのＶｅ／Ｖｃに対する変化を示す線である。
６１４の右側は、第２冷凍サイクル２００における空調用冷媒の凝縮温度Ｔｖｃが５５℃のとき給湯用圧縮機４１の吐出冷媒の温度Ｔｄが１１０℃以下となる。

また、６１５は、給湯用熱交換器４２に供給される熱媒体温度１０℃のときに、第１冷凍サイクル１００における冷媒封入量を、第２冷凍サイクル２００における空調用冷媒の凝縮温度Ｔｖｃが５５℃で、給湯用圧縮機４１の吐出冷媒の温度Ｔｄが１００℃となる第１冷凍サイクル１００における冷媒状態遷移５１０で適正な封入量となる冷媒量Ｍｒｅｆ５１０とした場合に、第２冷凍サイクル２００における空調用冷媒の凝縮温度Ｔｖｃが３０℃のときの給湯用圧縮機４１の吐出冷媒の温度ＴｄのＶｅ／Ｖｃに対する変化を示す線である。
６１５の左側は、第２冷凍サイクル２００における空調用冷媒の凝縮温度Ｔｖｃが５５℃のとき、給湯用圧縮機４１の吐出冷媒の温度Ｔｄが１００℃以上となる。

したがって、６１４と６１５に挟まれた領域は、第２冷凍サイクル２００における空調用冷媒の凝縮温度Ｔｖｃが５５℃のとき、給湯用圧縮機４１の吐出冷媒の温度Ｔｄが１００℃以上、１１０℃以下となる領域である。
また、６１６と６１７に挟まれた領域は、第２冷凍サイクル２００における空調用冷媒の凝縮温度Ｔｖｃが３０℃のとき、給湯用圧縮機４１の吐出冷媒の温度Ｔｄが１００℃以上、１１０℃以下となる領域である。

以上から、図５において、線６１４、線６１５、線６１６、線６１７に囲まれた領域、すなわち、低圧側回路内容積Ｖｅと高圧側回路内容積Ｖｃとの容積比率Ｖｅ／Ｖｃが２．１〜８．７の範囲において、第２冷凍サイクル２００における空調用冷媒の凝縮温度Ｔｖｃが３０℃から５５℃に変化しても、第１冷凍サイクル１００における給湯用圧縮機４１の吐出冷媒の温度Ｔｄが１００℃〜１１０℃の範囲となり、給湯用圧縮機４１の吐出冷媒の温度Ｔｄが使用上限温度以下に収まる。

図６は、給湯用熱交換器４２に供給される熱媒体の温度５℃における第１冷凍サイクル１００の低圧側回路内容積Ｖｅと高圧側回路内容積Ｖｃとの容積比率Ｖｅ／Ｖｃと給湯用圧縮機４１の吐出冷媒の温度との関係図である。
給湯用熱交換器４２に供給される熱媒体温度５℃のときは、図６に示すように、第１冷凍サイクル１００の低圧側回路内容積Ｖｅと高圧側回路内容積Ｖｃとの容積比率をＶｅ／Ｖｃ＝０．６〜４．０とすることで、第２冷凍サイクル２００の凝縮温度Ｔｖｃが３０℃から５５℃に変化する場合に、いずれの凝縮温度条件下においても、給湯用圧縮機４１の吐出冷媒の温度Ｔｄが１００〜１１０℃の範囲となり、給湯用圧縮機４１の使用上限吐出温度以下となる。

図７は、給湯用熱交換器４２に供給される熱媒体の温度１９℃における第１冷凍サイクル１００の低圧側回路内容積Ｖｅと高圧側回路内容積Ｖｃとの容積比率Ｖｅ／Ｖｃと給湯用圧縮機４１の吐出冷媒の温度との関係図である。
給湯用熱交換器４２に供給される熱媒体温度１９℃のときは、図７に示すように、第１冷凍サイクル１００の低圧側回路内容積Ｖｅと高圧側回路内容積Ｖｃとの容積比率をＶｅ／Ｖｃ＝０．９〜１０．１とすることで、第２冷凍サイクル２００の凝縮温度Ｔｖｃが３０℃から５５℃に変化する場合に、いずれの凝縮温度条件下においても、給湯用圧縮機４１の吐出冷媒の温度Ｔｄが１００〜１１０℃の範囲となり、給湯用圧縮機４１の使用上限吐出温度以下となる。

図８は、給湯用熱交換器４２に供給される熱媒体の温度２０℃における第１冷凍サイクル１００の低圧側回路内容積Ｖｅと高圧側回路内容積Ｖｃとの容積比率Ｖｅ／Ｖｃと給湯用圧縮機４１の吐出冷媒の温度との関係図である。
給湯用熱交換器４２に供給される熱媒体温度２０℃のときは、図８に示すように、第１冷凍サイクル１００の低圧側回路内容積Ｖｅと高圧側回路内容積Ｖｃとの容積比率をＶｅ／Ｖｃ＝０．６〜３．９とすることで、第２冷凍サイクル２００の凝縮温度Ｔｖｃが３０℃から５５℃に変化する場合に、いずれの凝縮温度条件下においても、給湯用圧縮機４１の吐出冷媒の温度Ｔｄが１００〜１１０℃の範囲となり、給湯用圧縮機４１の使用上限吐出温度以下となる。

図９は、給湯用熱交換器４２に供給される熱媒体の温度３０℃における第１冷凍サイクル１００の低圧側回路内容積Ｖｅと高圧側回路内容積Ｖｃとの容積比率Ｖｅ／Ｖｃと給湯用圧縮機４１の吐出冷媒の温度との関係図である。
給湯用熱交換器４２に供給される熱媒体温度３０℃のときは、図９に示すように、第１冷凍サイクル１００の低圧側回路内容積Ｖｅと高圧側回路内容積Ｖｃとの容積比率をＶｅ／Ｖｃ＝０．２〜０．９とすることで、第２冷凍サイクル２００の凝縮温度Ｔｖｃが３０℃から５５℃に変化する場合に、いずれの凝縮温度条件下においても、給湯用圧縮機４１の吐出冷媒の温度Ｔｄが１００〜１１０℃の範囲となり、給湯用圧縮機４１の使用上限吐出温度以下となる。

以上より、第１冷凍サイクル１００の低圧側回路内容積Ｖｅと高圧側回路内容積Ｖｃとの容積比率をＶｅ／Ｖｃ＝０．２〜１０．１とすることで、給湯用熱交換器４２に供給される熱媒体の温度が５〜３０℃のいずれかの温度のとき、第２冷凍サイクル２００の凝縮温度Ｔｖｃが３０℃から５５℃に変化する場合に、いずれの凝縮温度Ｔｖｃにおいても、給湯用圧縮機４１の吐出冷媒の温度Ｔｄが１００〜１１０℃の範囲となり、給湯用圧縮機４１の使用上限温度以下となる。

次に、室外ユニット１０、室内機３０、熱生成ユニット４０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１０において、室外ガス管開閉弁１９を開、室外吸入管開閉弁２０を閉に設定し、室内機３０において、室内ガス管開閉弁３４を閉、室内吸入管開閉弁３５を開に設定し、熱生成ユニット４０において、熱生成ユニット冷媒流量調整弁４５を全閉に設定する。

空調用圧縮機１１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１９を経由して室外熱交換器１６に入り、室外ユニット１０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１８を経由して液管２７に流入し、室内機３０に到達する。

室内機３０に到達した空調用冷媒は、室内冷媒流量調整弁３３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３１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３５を経由して吸入管２６に入り、室外ユニット１０に戻る。室外ユニット１０に戻った空調用冷媒はアキュムレータ１２を経由して、空調用圧縮機１１に戻る。

また、暖房単独運転時は、室外ユニット１０において、室外ガス管開閉弁１９を閉、室外吸入管開閉弁２０を開に設定し、室内機３０において、室内ガス管開閉弁３４を開、室内吸入管開閉弁３５を閉に設定し、熱生成ユニット４０において、熱生成ユニット冷媒流量調整弁４５を全閉に設定する。

空調用圧縮機１１で圧縮された高温高圧の空調用冷媒はガス管２５に流入し、室内機３０に到達する。室内機３０に到達した空調用冷媒は、室内ガス管開閉弁３４を経由して、室内熱交換器３１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３３を経由して液管２７に流入し、室外ユニット１０に戻る。

室外ユニット１０に戻った空調用冷媒は、室外冷媒流量調整弁１８で減圧されて低温低圧の気液二相状態になった後、室外熱交換器１６に入り、室外ユニット１０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２０、アキュムレータ１２を経由して空調用圧縮機１１に戻る。

給湯単独運転時は、室外ユニット１０において、室外ガス管開閉弁１９を閉、室外吸入管開閉弁２０を開に設定し、室内機３０において、室内ガス管開閉弁３４と室内吸入管開閉弁３５をともに閉に設定し、熱生成ユニット４０において、熱生成ユニット冷媒流量調整弁４５を開く。

空調用圧縮機１１で圧縮された高温高圧の空調用冷媒はガス管２５に流入し、熱生成ユニット４０に到達する。一方で、熱生成ユニット４０内では、給湯用圧縮機４１が稼動し、給湯用冷媒が、給湯用圧縮機４１、給湯用熱交換器４２、給湯用冷媒流量調整弁４３、カスケード熱交換器４４の順で循環する。
熱生成ユニット４０に到達した空調用冷媒は、カスケード熱交換器４４にて二酸化炭素を加熱し、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４５を経由して、液管２７に流入し、室外ユニット１０に戻る。

一方、カスケード熱交換器４４で空調用冷媒により加熱された二酸化炭素は気化し、給湯用圧縮機４１に入る。給湯用圧縮機４１で高温高圧に圧縮された給湯用冷媒は、給湯用熱交換器４２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４３で減圧された後、再びカスケード熱交換器４４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１０において、室外ガス管開閉弁１９と室外吸入管開閉弁２０はともに閉に設定する。冷房を行う室内機３０では、室内ガス管開閉弁３４を閉、室内吸入管開閉弁３５を開に設定し、暖房を行う室内機３０では、室内ガス管開閉弁３４を開、室内吸入管開閉弁３５を閉に設定する。また、熱生成ユニット４０において、熱生成ユニット冷媒流量調整弁４５を全閉に設定する。

空調用圧縮機１１で圧縮された高温高圧の空調用冷媒はガス管２５に流入し、暖房を行う室内機３０に到達する。暖房を行う室内機３０に到達した空調用冷媒は、室内ガス管開閉弁３４を経由して、室内熱交換器３１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３３を経由して液管２７に流入する。

液管２７に流入した液状態の空調用冷媒は、冷房を行う室内機３０に到達する。冷房を行う室内機３０に到達した空調用冷媒は、室内冷媒流量調整弁３３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３１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３５を経由して吸入管２６に入り、室外ユニット１０に戻る。室外ユニット１０に戻った空調用冷媒はアキュムレータ１２を経由して、空調用圧縮機１１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３０から、冷房を行う室内機３０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１０の室外熱交換器１６で生成する。すなわち、室外吸入管開閉弁２０を閉としたままで室外ガス管開閉弁１９を開として、空調用圧縮機１１が吐出した冷媒の一部を、室外熱交換器１６に供給して液化し、室外冷媒流量調整弁１８と液管２７を経由して、冷房を行う室内機３０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３０から供給される液冷媒を、冷房を行う室内機３０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１０の室外熱交換器１６で蒸発させる。すなわち、室外ガス管開閉弁１９を閉としたままで室外吸入管開閉弁２０を開として、暖房を行う室内機３０から流出した液冷媒を、液管２７経由で室外ユニット１０に戻す。
室外ユニット１０に戻った液冷媒は、室外冷媒流量調整弁１８で減圧した後、室外熱交換器１６にて蒸発する。気化した空調用冷媒は室外吸入管開閉弁２０を経由して、アキュムレータ１２、空調用圧縮機１１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１０において、室外ガス管開閉弁１９と室外吸入管開閉弁２０はともに閉に設定する。冷房を行う室内機３０では、室内ガス管開閉弁３４を閉、室内吸入管開閉弁３５を開に設定し、熱生成ユニット４０において、熱生成ユニット冷媒流量調整弁４５を開く。

空調用圧縮機１１で圧縮された高温高圧の空調用冷媒はガス管２５に流入し、熱生成ユニット４０に到達する。一方で、熱生成ユニット４０内では、給湯用圧縮機４１が稼動し、給湯用冷媒が、給湯用圧縮機４１、給湯用熱交換器４２、給湯用冷媒流量調整弁４３、カスケード熱交換器４４の順で循環する。
熱生成ユニット４０に到達した空調用冷媒は、カスケード熱交換器４４にて二酸化炭素を加熱し、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４５を経由して、液管２７に流入する。

一方、カスケード熱交換器４４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４１に入る。給湯用圧縮機４１で高温高圧に圧縮された給湯用冷媒は、給湯用熱交換器４２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４３で減圧された後、再びカスケード熱交換器４４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４０から冷房を行う室内機３０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１０の室外熱交換器１６で生成する。すなわち、室外吸入管開閉弁２０を閉としたままで室外ガス管開閉弁１９を開として、空調用圧縮機１１が吐出した冷媒の一部を、室外熱交換器１６に供給して液化し、室外冷媒流量調整弁１８と液管２７を経由して、冷房を行う室内機３０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４０から供給される液冷媒を、冷房を行う室内機３０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１０の室外熱交換器１６で蒸発させる。すなわち、室外ガス管開閉弁１９を閉としたままで室外吸入管開閉弁２０を開として、暖房を行う室内機３０から流出した液冷媒の一部を、液管２７経由で室外ユニット１０に戻す。
室外ユニット１０に戻った液冷媒は、室外冷媒流量調整弁１８で減圧した後、室外熱交換器１６にて蒸発する。気化した空調用冷媒は室外吸入管開閉弁２０を経由して、アキュムレータ１２、空調用圧縮機１１に戻る。

暖房と給湯の同時運転時は、室外ユニット１０において、室外ガス管開閉弁１９を閉、室外吸入管開閉弁２０を開に設定し、室内機３０において、室内ガス管開閉弁３４を開、室内吸入管開閉弁３５を閉に設定し、熱生成ユニット４０において、熱生成ユニット冷媒流量調整弁４５を開く。

空調用圧縮機１１で圧縮された高温高圧の空調用冷媒はガス管２５に流入し、室内機３０と熱生成ユニット４０に到達する。室内機３０に到達した空調用冷媒は、室内ガス管開閉弁３４を経由して、室内熱交換器３１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３３を経由して液管２７に流入する。

熱生成ユニット４０に到達した空調用冷媒は、カスケード熱交換器４４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４５を経由して、液管２７に流入する。この液冷媒は、暖房を行う室内機３０から流出した液冷媒と合流し、室外ユニット１０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１８で減圧した後、室外熱交換器１６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２０を経由して、アキュムレータ１２、空調用圧縮機１１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１０において、室外ガス管開閉弁１９と室外吸入管開閉弁２０はともに閉に設定する。冷房を行う室内機３０では、室内ガス管開閉弁３４を閉、室内吸入管開閉弁３５を開に設定し、暖房を行う室内機３０では、室内ガス管開閉弁３４を開、室内吸入管開閉弁３５を閉に設定する。また、熱生成ユニット４０において、熱生成ユニット冷媒流量調整弁４５を開く。

空調用圧縮機１１で圧縮された高温高圧の空調用冷媒はガス管２５に流入し、暖房を行う室内機３０と熱生成ユニット４０に到達する。一方で、熱生成ユニット４０内では、給湯用圧縮機４１が稼動し、給湯用冷媒が、給湯用圧縮機４１、給湯用熱交換器４２、給湯用冷媒流量調整弁４３、カスケード熱交換器４４の順で循環する。

暖房を行う室内機３０に到達した空調用冷媒は、室内ガス管開閉弁３４を経由して、室内熱交換器３１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３３を経由して液管２７に流入する。
熱生成ユニット４０に到達した空調用冷媒は、カスケード熱交換器４４にて二酸化炭素を加熱し、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４５を経由して、液管２７に流入する。

暖房を行う室内機３０と熱生成ユニット４０から液管２７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３０に到達する。冷房を行う室内機３０に到達した空調用冷媒は、室内冷媒流量調整弁３３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３１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３５を経由して吸入管２６に入り、室外ユニット１０に戻る。室外ユニット１０に戻った空調用冷媒はアキュムレータ１２を経由して、空調用圧縮機１１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３０と熱生成ユニット４０から冷房を行う室内機３０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１０の室外熱交換器１６で生成する。すなわち、室外吸入管開閉弁２０を閉としたままで室外ガス管開閉弁１９を開として、空調用圧縮機１１が吐出した冷媒の一部を、室外熱交換器１６に供給して液化し、室外冷媒流量調整弁１８と液管２７を経由して、冷房を行う室内機３０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３０と熱生成ユニット４０から供給される液冷媒を、冷房を行う室内機３０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１０の室外熱交換器１６で蒸発させる。すなわち、室外ガス管開閉弁１９を閉としたままで室外吸入管開閉弁２０を開として、暖房を行う室内機３０と熱生成ユニット４０から流出した液冷媒の一部を、液管２７経由で室外ユニット１０に戻す。

室外ユニット１０に戻った液冷媒は、室外冷媒流量調整弁１８で減圧した後、室外熱交換器１６にて蒸発する。気化した空調用冷媒は室外吸入管開閉弁２０を経由して、アキュムレータ１２、空調用圧縮機１１に戻る。

次に、熱生成ユニット４０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４１と熱媒体ポンプ４６は稼動する。熱媒体ポンプが稼働中、熱媒体は、上水道などの熱生成ユニット４０外から熱生成ユニット４０内に流入し、熱媒体配管６３を通って熱媒体ポンプ４６に入る。

熱媒体ポンプ４６に流入した熱媒体は、吐出口から熱媒体配管６４に流入し、給湯用熱交換器４２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４２にて、給湯用圧縮機４１が吐出した高温の二酸化炭素と熱交換し、７０〜９０℃まで加熱された後、熱媒体配管６５を経由して、熱生成ユニット４０外に送出される。
前述したように、熱媒体が流れる経路（熱媒体配管６３→熱媒体ポンプ４６→熱媒体配管６４→給湯用熱交換器４２→熱媒体配管６５）には、樹脂材料と銅が混在し、異なる材料同士の接続部分が存在する。

本実施形態においては、給湯用熱交換器４２は、給湯用圧縮機４１が固定されている底板部材５１とは接触しておらず、側板部材５２に固定されて設置されているため、給湯用圧縮機４１の運転時の振動は、底板部材５１を通じて直接給湯用熱交換器４２に伝わることはない。

以上述べたように、本実施形態においては、第１冷凍サイクル１００の低圧側回路内容積Ｖｅと高圧側回路内容積Ｖｃとの容積比率をＶｅ／Ｖｃ＝０．２〜１０．１とすることで、第２冷凍サイクル２００の凝縮温度が３０℃から５５℃に変化する場合に、いずれの凝縮温度条件下においても、第１冷凍サイクル１００の給湯用圧縮機４１の吐出温度Ｔｄが１００〜１１０℃の範囲となり、給湯用圧縮機４１の使用上限吐出温度以下となる。
その結果、空調用冷媒が循環する冷凍サイクルの凝縮温度Ｔｖｃによらず、第１冷凍サイクル１００の給湯用圧縮機４１の吐出温度Ｔｄは給湯用圧縮機４１の使用上限吐出温度以下の範囲内で運転されるため、給湯用圧縮機４１の耐久性を損なうことがなく、第１冷凍サイクル１００の信頼性を向上させることができる。

なお、本発明の実施形態について図面に基づいて説明したが、本発明は、前記実施形態に限られるものではなく、発明の要旨を逸脱しない範囲で変更可能である。

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、給湯用圧縮機４１の耐久性を損なうことがなく、信頼性の高い二酸化炭素が循環する冷凍サイクルを提供するものとして好適に利用することができる。

１０室外ユニット
１１空調用圧縮機
１６室外熱交換器
３０室内機
３１室内熱交換器
４０熱生成ユニット
４１給湯用圧縮機
４２給湯用熱交換器
４３給湯用冷媒流量調整弁
４４カスケード熱交換器
４５熱生成ユニット冷媒流量調整弁
４６熱媒体ポンプ
１００第１冷凍サイクル
２００第２冷凍サイクル
２０１第１回路
２０２第２回路
５００第２冷凍サイクルの凝縮温度Ｔｖｃが３０℃で、給湯用圧縮機の吐出冷媒の温度Ｔｄが１００℃のときの第１冷凍サイクルの冷媒状態遷移
５１０第２冷凍サイクルの凝縮温度Ｔｖｃが５５℃で、給湯用圧縮機の吐出冷媒の温度Ｔｄが１００℃のときの第１冷凍サイクルの冷媒状態遷移
５２０第２冷凍サイクルの凝縮温度Ｔｖｃが５５℃で、給湯用圧縮機の吐出冷媒の温度が１１０℃のときの第１冷凍サイクルにおける冷媒状態遷移
５３０第２冷凍サイクルの凝縮温度Ｔｖｃが３０℃で、給湯用圧縮機の吐出冷媒の温度が１１０℃のときの第１冷凍サイクルにおける冷媒状態遷移
５４０二酸化炭素の１００℃等温線
５５０二酸化炭素の１１０℃等温線
５６０二酸化炭素の飽和線

Claims

二酸化炭素を圧縮する給湯用圧縮機と、前記二酸化炭素と給湯用熱媒体とを熱交換させる給湯用熱交換器と、前記二酸化炭素と空調用冷媒とを熱交換させるカスケード熱交換器と、を備えた第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第２冷媒流量制御装置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、前記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第３冷媒流量制御装置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、
前記第１冷凍サイクルの低圧側回路内容積Ｖｅと高圧側回路内容積Ｖｃとの容積比率をＶｅ／Ｖｃ＝０．２〜１０．１とすることを特徴とする空調給湯システム。