JP2017161164A - Air-conditioning hot water supply system - Google Patents
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Abstract
Description
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。 The present invention is an air conditioning hot water supply system capable of simultaneously supplying hot and cold heat necessary for cooling, heating, and hot water supply, is equipped with a refrigeration cycle that generates hot water for hot water supply, and is provided with air conditioning refrigerant and hot water supply refrigerant via a cascade heat exchanger. The present invention relates to an air conditioning hot water supply system that exchanges heat between the two.
従来から、温水を生成し貯湯タンクに蓄えて給湯に用いる給湯装置として、冷媒が循環する冷媒回路と水が循環する水回路とを備え、冷媒回路は、圧縮機と温水生成用熱交換器と膨張弁と熱源側熱交換器とが接続された単段のヒートポンプサイクルであり、冷媒として二酸化炭素冷媒を用いているものが存在する。さらに、給湯装置の運転効率を改善するため空調用サイクルと熱的に接続された二元サイクル給湯機が提案されている(特許文献1参照)。 Conventionally, as a hot water supply device that generates hot water and stores it in a hot water storage tank and uses it for hot water supply, it has a refrigerant circuit through which refrigerant circulates and a water circuit through which water circulates, and the refrigerant circuit includes a compressor, a heat exchanger for generating hot water, There is a single-stage heat pump cycle in which an expansion valve and a heat source side heat exchanger are connected, and a carbon dioxide refrigerant is used as a refrigerant. Furthermore, in order to improve the operation efficiency of the hot water supply apparatus, a dual cycle hot water supply apparatus that is thermally connected to the air conditioning cycle has been proposed (see Patent Document 1).
特許文献1に記載の二元サイクル給湯機の構成を図9に示す。
給湯用圧縮機310と給湯用熱交換器320と給湯用冷媒流量調整弁330とカスケード熱交換器340とが順に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300を備えた給湯装置であって、給湯用熱交換器320は、給湯用温水回路の水と二酸化炭素冷媒とが熱交換可能に構成され、カスケード熱交換器340は、空調用冷媒回路の冷媒と二酸化炭素冷媒とが熱交換可能に構成されている。
The configuration of the dual cycle water heater described in
A hot water supply apparatus including a hot
これにより、外気温度が低く、単段のヒートポンプサイクル給湯機では圧力比が大きくなり過ぎることで冷凍サイクルの効率が低下するような場合においても、室外空気からの熱の取り出しを空調用サイクルで行い、給湯用サイクルは昇温された空調用冷媒から熱を取り出して高温の湯を生成することができる。
したがって、空調用サイクルと給湯用サイクルのいずれの圧力比も適切に抑えられ、システム全体としての冷凍サイクルを効率化し、貯湯効率を高めることが可能である。
また、冷凍用システムにおいても給湯用システムと同様に二元冷凍サイクルが提案されており、カスケード熱交換器340の構成として、例えば特許文献2に記載されているように、二重管式熱交換器を用い、二酸化炭素冷媒を外管に流すものが提案されている。
As a result, even when the outdoor air temperature is low and the efficiency of the refrigeration cycle decreases due to the pressure ratio becoming too high in a single-stage heat pump cycle water heater, heat is extracted from the outdoor air in the air conditioning cycle. The hot water supply cycle can take out heat from the air-conditioning refrigerant that has been heated to generate hot water.
Therefore, both pressure ratios of the air conditioning cycle and the hot water supply cycle can be appropriately suppressed, the refrigeration cycle of the entire system can be made efficient, and hot water storage efficiency can be increased.
Also, in the refrigeration system, a dual refrigeration cycle has been proposed in the same manner as the hot water supply system, and as a configuration of the
また、特許文献2に記載の冷凍用システムは、低段側冷媒として二酸化炭素冷媒、高段側冷媒として二酸化炭素よりも圧力が低い冷媒を利用し、低段側冷凍回路と高段側冷凍回路とがカスケード熱交換器で熱接続されている二元冷凍サイクルで構成されている。
この場合に、カスケード熱交換器として、内管と外管の中間に外界と連通する空洞部を備える二重管式熱交換器を用いることで、内管と外管とを隔てる管壁に損傷が発生した場合において、内管と外管が連通する前に強度の低い内管と空洞部、または外管と空洞部が連通することで、低段側二酸化炭素冷媒が高段側回路内に流入し、高段側冷凍回路の構成機器が破損するのを防ぐことができる。
また、図10に示すように、高段側より温度の高い低段側二酸化炭素冷媒を外管に流すことで、二重管式熱交換器表面への着霜や結露を抑制できる。
The refrigeration system described in
In this case, as a cascade heat exchanger, the use of a double-tube heat exchanger having a cavity communicating with the outside in the middle between the inner tube and the outer tube damages the tube wall separating the inner tube and the outer tube. In this case, the low-stage carbon dioxide refrigerant is placed in the high-stage circuit by connecting the low-strength inner pipe and the cavity or the outer pipe and the cavity before the inner pipe and the outer pipe communicate with each other. It is possible to prevent the components of the high-stage refrigeration circuit from being damaged.
Moreover, as shown in FIG. 10, frost formation and dew condensation on the surface of the double-pipe heat exchanger can be suppressed by flowing the low-stage carbon dioxide refrigerant having a higher temperature than the high-stage side through the outer pipe.
しかしながら、特許文献1のように、低段側サイクルを空調用途で用い、高段側サイクルを給湯用途で用いる、いわゆる空調給湯システムにおいて、給湯用冷媒に二酸化炭素冷媒を用い、かつ、カスケード熱交換器340として二重管式熱交換器を用いる場合、特許文献2のように二重管式熱交換器の外管に二酸化炭素冷媒を流すと、内管を流れる空調用冷媒と外管を流れる二酸化炭素冷媒との熱交換において、給湯用冷媒の流動様式および空調用冷媒の流動様式に起因する給湯用冷媒および空調用冷媒の熱伝達率の低下が生じることがある。
However, as in
まず、給湯用冷媒の流動様式に起因する熱伝達率の低下について説明する。
特許文献2のように、二重管式熱交換器の外管に二酸化炭素冷媒を流す場合、二重管式熱交換器内で蒸発する気液二相冷媒の流動様式は、冷媒の乾き度が大きいところでは環状流となり、図6に示すように、熱容量の大きい液相冷媒が伝熱面から離れた外管内表面に集中して流れるため、内管外表面との熱交換における二酸化炭素冷媒の熱伝達率が低下する。
給湯用冷媒は、カスケード熱交換器340で空調用冷媒より熱を得て、給湯用熱交換器320において60〜90℃の高温の湯を生成する。高温に加熱された湯を貯湯タンク内に貯める給湯システムにおいては、貯湯タンク内の湯のたまり具合によって、貯湯タンクから給湯用熱交換器320に供給される水の温度、すなわち入水温度が変化する。例えば、貯湯タンク内の湯が満タンに近づく沸き終い条件においては入水温度が40〜60℃まで高くなる。
First, the reduction in heat transfer coefficient due to the flow pattern of the hot water supply refrigerant will be described.
When carbon dioxide refrigerant is allowed to flow through the outer pipe of a double-pipe heat exchanger as in
The hot water supply refrigerant obtains heat from the air conditioning refrigerant in the
図5に給湯サイクルのモリエール線図を示す。301は入水温度5℃の場合の給湯サイクルであり、302は沸き終い条件の入水温度が60℃の場合の給湯サイクルである。
図5に示すように、二酸化炭素冷媒は給湯用熱交換器320において水側へ放熱し、給湯用熱交換器320の出口における二酸化炭素冷媒の温度と入水温度との温度差は5Kとなる。
FIG. 5 shows a Mollier chart of the hot water supply cycle. 301 is a hot water supply cycle when the incoming water temperature is 5 ° C., and 302 is a hot water supply cycle when the incoming water temperature at the end of boiling is 60 ° C.
As shown in FIG. 5, the carbon dioxide refrigerant radiates heat to the water side in the hot water
したがって、入水温度5℃のときは給湯用熱交換器320の出口における二酸化炭素冷媒の温度は10℃となり、沸き終い条件の入水温度60℃のときは給湯用熱交換器320の出口における二酸化炭素冷媒の温度は65℃となる。すなわち、入水温度5℃のときよりも入水温度60℃のときのほうが、給湯用熱交換器320の出口における二酸化炭素冷媒の比エンタルピーは高くなる。
Therefore, when the incoming water temperature is 5 ° C., the temperature of the carbon dioxide refrigerant at the outlet of the hot water
その結果、給湯用熱交換器320から流出し膨張弁330で等エンタルピー膨張した後、カスケード熱交換器340に流入する二酸化炭素冷媒の乾き度は、入水温度5℃のときよりも入水温度60℃のときのほうが高くなり、入水温度60℃のときは乾き度0.8のガスリッチな気液二相状態となる。
As a result, the dryness of the carbon dioxide refrigerant that flows out of the hot water
カスケード熱交換器340に乾き度0.8で流入した二酸化炭素冷媒はカスケード熱交換器340において空調用冷媒と熱交換することで蒸発し過熱ガス状態となって流出する。
このとき、カスケード熱交換器340内の二酸化炭素冷媒の流動様式は環状流が支配的となり、熱容量の大きい液相冷媒が伝熱面から離れた外管内表面に集中して流れる。したがって、内管外表面との熱交換における二酸化炭素冷媒の熱伝達率が低下する。
The carbon dioxide refrigerant that has flowed into the
At this time, the flow mode of the carbon dioxide refrigerant in the
次に、空調用冷媒の流動様式に起因する熱交換効率の低下について説明する。図5に示すように、入水温度が高くなる沸き終い条件においては、カスケード熱交換器340における二酸化炭素冷媒の入口と出口の比エンタルピー差が小さくなるため、交換熱量が低下する。そのため、カスケード熱交換器340に過熱ガス状態で流入する空調用冷媒は凝縮が十分に行われない。
Next, a description will be given of a decrease in heat exchange efficiency due to the flow mode of the air conditioning refrigerant. As shown in FIG. 5, under the boiling end condition where the incoming water temperature becomes higher, the specific enthalpy difference between the inlet and outlet of the carbon dioxide refrigerant in the
図7に空調サイクルのモリエール線図を示す。101は入水温度5℃の場合の空調サイクルであり、102は沸き終い条件の入水温度が60℃の場合の空調サイクルである。
図7に示すように、沸き終い条件においては、空調用冷媒の凝縮は十分に行われないため、過熱ガス状態でカスケード熱交換器340に流入した空調用冷媒は、乾き度の高い気液二相状態で流出する。そのため、カスケード熱交換器340内を流れる空調用冷媒の大半は過熱ガス状態となる。
FIG. 7 shows a Mollier chart of the air conditioning cycle. 101 is an air conditioning cycle when the incoming water temperature is 5 ° C., and 102 is an air conditioning cycle when the incoming water temperature at the end of boiling is 60 ° C.
As shown in FIG. 7, since the air-conditioning refrigerant is not sufficiently condensed in the boiling end condition, the air-conditioning refrigerant that has flowed into the
冷凍機油と冷媒の混合流体が過熱ガス状態で管内を流れる場合、図8に示すように冷凍機油が管内表面に付着し油膜を形成する。油膜は熱抵抗となり、冷媒の熱伝達を妨げる。
したがって、特許文献2のように二重管式熱交換器の内管に空調用冷媒を流す場合、入水温度が高くなる沸き終い条件において、熱抵抗となる油膜が内管内表面に密着集中し、外管内表面との熱交換における空調用冷媒の熱伝達率が低下する。
When the mixed fluid of the refrigerating machine oil and the refrigerant flows through the pipe in the superheated gas state, the refrigerating machine oil adheres to the inner surface of the pipe and forms an oil film as shown in FIG. The oil film becomes a thermal resistance and hinders the heat transfer of the refrigerant.
Therefore, when the air-conditioning refrigerant is allowed to flow through the inner pipe of the double-pipe heat exchanger as in
以上、給湯用冷媒の流動様式および空調用冷媒の流動様式それぞれに起因するカスケード熱交換器340における給湯用冷媒および空調用冷媒の熱伝達率の低下により、沸き終い条件における給湯システムの冷凍サイクル性能が低下する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、入水温度が高くなる沸き終いにおいても、カスケード熱交換器における二酸化炭素冷媒および空調用冷媒の熱伝達率が低下することを防ぎ、給湯システムの冷凍サイクル性能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。
As described above, the refrigeration cycle of the hot water supply system in the boiling end condition due to the decrease in the heat transfer coefficient of the hot water supply refrigerant and the air conditioning refrigerant in the
The present invention solves the above-mentioned problem, and prevents the heat transfer rate of the carbon dioxide refrigerant and the air-conditioning refrigerant in the cascade heat exchanger from decreasing even at the end of boiling when the incoming water temperature becomes high, and It aims at providing the air-conditioning hot-water supply system which can improve refrigeration cycle performance.
前記課題を解決するために、本発明の空調給湯システムは、給湯用冷媒を圧縮する給湯用圧縮機と、給湯用冷媒と給湯用熱媒体とが熱交換する給湯用熱交換器と、給湯用冷媒の流量を制御する給湯用冷媒流量調整弁と、給湯用冷媒と空調用冷媒とが熱交換するカスケード熱交換器とを環状に接続した第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熱生成ユニット冷媒流量調整弁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、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室内機冷媒流量調整弁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、前記カスケード熱交換器として外管と内管とからなる二重管式熱交換器を用い、給湯用冷媒を前記内管に流通させることを特徴とする。 In order to solve the above problems, an air-conditioning hot water supply system of the present invention includes a hot water supply compressor that compresses a hot water supply refrigerant, a hot water supply heat exchanger that exchanges heat between the hot water supply refrigerant and the hot water supply heat medium, and a hot water supply A first refrigeration cycle in which a flow rate control valve for hot water supply for controlling the flow rate of the refrigerant, a cascade heat exchanger for exchanging heat between the hot water supply refrigerant and the air conditioning refrigerant, and the cascade heat exchanger, The 1st circuit which connected the heat generation unit refrigerant | coolant flow rate adjustment valve which controls the flow volume of the said air-conditioning refrigerant | coolant supplied to a cascade heat exchanger in series, and the indoor heat exchanger with which the said air-conditioning refrigerant | coolant and room air exchange heat And at least one second circuit in which an indoor unit refrigerant flow rate adjustment valve for controlling the flow rate of the air conditioning refrigerant supplied to the indoor heat exchanger is connected in series, and the first circuit and the second circuit are connected in parallel. The thermal load circuit connected to In an air conditioning hot water supply system comprising an air conditioning compressor for compressing an air conditioning refrigerant and a second refrigeration cycle connected to an outdoor heat exchanger, the cascade heat exchanger includes a double pipe composed of an outer pipe and an inner pipe. A hot water supply refrigerant is circulated through the inner pipe using a pipe heat exchanger.
本発明の空調給湯システムでは、沸き終いで入水温度が高くなると、給湯用熱交換器内で二酸化炭素冷媒の入口と出口の比エンタルピー差が小さくなるため、カスケード熱交換器内に流入する二酸化炭素冷媒が乾き度0.8のガスリッチな気液二相状態となる。
この場合、二重管式熱交換器内を流れる二酸化炭素冷媒の流動形式は環状流が支配的になるが、二酸化炭素冷媒を内管に流通させていることで、熱容量の大きい液相冷媒が伝熱面である内管の内表面に密着集中して流れるため、内管内表面との熱交換における二酸化炭素冷媒の熱伝達率が高くなる。
In the air-conditioning hot water supply system of the present invention, when the incoming water temperature becomes high after boiling, the specific enthalpy difference between the inlet and outlet of the carbon dioxide refrigerant in the hot water heat exchanger decreases, so carbon dioxide flowing into the cascade heat exchanger The refrigerant enters a gas-rich gas-liquid two-phase state with a dryness of 0.8.
In this case, the flow form of the carbon dioxide refrigerant flowing in the double-pipe heat exchanger is dominated by the annular flow, but by flowing the carbon dioxide refrigerant through the inner pipe, the liquid phase refrigerant having a large heat capacity can be obtained. Since it flows in close contact with the inner surface of the inner tube, which is the heat transfer surface, the heat transfer coefficient of the carbon dioxide refrigerant in heat exchange with the inner surface of the inner tube is increased.
また、沸き終いで入水温度が高くなり、カスケード熱交換器における二酸化炭素冷媒の入口と出口の比エンタルピー差が小さくなる場合、二重管式熱交換器内での交換熱量が低下し、カスケード熱交換器に過熱ガス状態で流入する空調用冷媒の凝縮が十分に行われず、乾き度の高い気液二相状態でカスケード熱交換器から流出する。
この場合、二重管式熱交換器内を流れる空調用冷媒は大半が過熱ガス状態となるが、二重管式熱交換器の外管に低段側空調用冷媒を流通させていることで、熱抵抗となる油膜が外管の内表面に密着集中し、熱媒体である過熱ガス冷媒が伝熱面である内管外表面と接触して流れるため、内管外表面との熱交換における空調用冷媒の熱伝達率が高くなる。
In addition, when the water temperature rises after boiling and the specific enthalpy difference between the inlet and outlet of the carbon dioxide refrigerant in the cascade heat exchanger decreases, the amount of exchange heat in the double-tube heat exchanger decreases, and the cascade heat The air-conditioning refrigerant flowing into the exchanger in the superheated gas state is not sufficiently condensed, and flows out of the cascade heat exchanger in a gas-liquid two-phase state with a high degree of dryness.
In this case, most of the air-conditioning refrigerant flowing in the double-pipe heat exchanger is in a superheated gas state, but the low-stage air-conditioning refrigerant is circulated in the outer pipe of the double-pipe heat exchanger. , Because the oil film that becomes the heat resistance concentrates closely on the inner surface of the outer tube, and the superheated gas refrigerant that is the heat medium flows in contact with the outer surface of the inner tube that is the heat transfer surface, The heat transfer coefficient of the air conditioning refrigerant is increased.
本発明の空調給湯システムでは、二重管式熱交換器の内管に高段側二酸化炭素冷媒を流通させていることで、入水温度が高くなる沸き終いにおいてカスケード熱交換器における給湯用冷媒および空調用冷媒の熱伝達率を高くすることができ、給湯システムの冷凍サイクル性能を向上させることができる。 In the air conditioning and hot water supply system of the present invention, the high-stage carbon dioxide refrigerant is circulated through the inner pipe of the double-pipe heat exchanger, so that the hot water supply refrigerant in the cascade heat exchanger at the end of boiling when the incoming water temperature rises. In addition, the heat transfer coefficient of the air conditioning refrigerant can be increased, and the refrigeration cycle performance of the hot water supply system can be improved.
第1の発明は、給湯用冷媒を圧縮する給湯用圧縮機と、給湯用冷媒と給湯用熱媒体とが熱交換する給湯用熱交換器と、給湯用冷媒の流量を制御する給湯用冷媒流量調整弁と、給湯用冷媒と空調用冷媒とが熱交換するカスケード熱交換器とを環状に接続した第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熱生成ユニット冷媒流量調整弁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、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室内機冷媒流量調整弁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、前記カスケード熱交換器として外管と内管とからなる二重管式熱交換器を用い、給湯用冷媒を前記内管に流通させることを特徴とする空調給湯システムである。 A first aspect of the invention is a hot water supply compressor that compresses a hot water supply refrigerant, a hot water supply heat exchanger that exchanges heat between the hot water supply refrigerant and a hot water supply heat medium, and a hot water supply refrigerant flow rate that controls the flow rate of the hot water supply refrigerant. A first refrigeration cycle in which a regulating valve, a cascade heat exchanger for exchanging heat between the hot water supply refrigerant and the air conditioning refrigerant are connected in an annular shape, the cascade heat exchanger, and the air conditioning supply to the cascade heat exchanger A first circuit in which a heat generation unit refrigerant flow rate regulating valve for controlling the flow rate of the refrigerant is connected in series, an indoor heat exchanger in which the air-conditioning refrigerant and room air exchange heat, and the supply to the indoor heat exchanger An air conditioner comprising: at least one second circuit connected in series with an indoor unit refrigerant flow control valve for controlling the flow rate of the refrigerant for air conditioning; and a heat load circuit connected in parallel with the first circuit and the second circuit. An air conditioning compressor that compresses the refrigerant for the room, and a chamber And a second refrigeration cycle connected to a heat exchanger, wherein the cascade heat exchanger uses a double-tube heat exchanger composed of an outer pipe and an inner pipe, An air-conditioning hot-water supply system that is circulated in an inner pipe.
これにより、二重管式熱交換器の内管に給湯用冷媒を流通させることで、沸き終いで入水温度が高くなり、二重管式熱交換器内を流れる給湯用冷媒の流動形式として環状流が支配的になる場合において、熱容量の大きい液相冷媒が伝熱面である内管の内表面に密着集中して流れるため、内管内表面との熱交換における給湯用冷媒の熱伝達率が高くなる。 As a result, by circulating the hot water supply refrigerant through the inner pipe of the double-pipe heat exchanger, the temperature of the incoming water becomes high at the end of boiling. When the flow becomes dominant, the liquid phase refrigerant having a large heat capacity flows in a concentrated manner on the inner surface of the inner pipe, which is the heat transfer surface, so that the heat transfer coefficient of the hot water supply refrigerant in the heat exchange with the inner surface of the inner pipe is high. Get higher.
また、沸き終いで入水温度が高くなり、二重管式熱交換器内での交換熱量が低下し、二重管式熱交換器内を流れる空調用冷媒が乾き度の高い状態でカスケード熱交換器から流出することで、カスケード熱交換器内の空調用冷媒の大半が過熱ガス状態となる場合において、熱抵抗となる油膜は外管の内表面に密着集中し、熱媒体である過熱ガス冷媒が伝熱面である内管外表面と接触して流れるため、内管外表面との熱交換における空調用冷媒の熱伝達率が高くなる。
よって、沸き終いで入水温度が高くなる場合においてもカスケード熱交換器における給湯用冷媒および空調用冷媒の熱伝達率を高くすることができ、給湯システムの冷凍サイクル性能を向上させることができる。
In addition, the water temperature rises at the end of boiling, the amount of heat exchanged in the double-pipe heat exchanger decreases, and the air-conditioning refrigerant flowing in the double-pipe heat exchanger is cascaded with high dryness. When most of the air-conditioning refrigerant in the cascade heat exchanger is in a superheated gas state by flowing out of the heat exchanger, the oil film that becomes the heat resistance is closely concentrated on the inner surface of the outer pipe, and the superheated gas refrigerant that is the heat medium Since it flows in contact with the outer surface of the inner pipe which is the heat transfer surface, the heat transfer coefficient of the air-conditioning refrigerant in heat exchange with the outer surface of the inner pipe is increased.
Therefore, even when the incoming water temperature becomes high after boiling, the heat transfer rates of the hot water supply refrigerant and the air conditioning refrigerant in the cascade heat exchanger can be increased, and the refrigeration cycle performance of the hot water supply system can be improved.
第2の発明は、第1の発明の空調給湯システムにおいて、前記カスケード熱交換器の前記内管と前記外管とがそれぞれ給湯用冷媒配管と空調用冷媒配管とに接続する分岐部において、前記外管と空調用冷媒配管とを、前記カスケード熱交換器内の前記分岐部近傍を流れる空調用冷媒の流れ方向に対して略垂直方向に接続され、前記内管と給湯用冷媒配管とを、前記カスケード熱交換器内の前記分岐部近傍を流れる給湯用冷媒の流れ方向に対して略水平方向に接続されていることを特徴とする空調給湯システムである。 A second aspect of the present invention is the air conditioning and hot water supply system according to the first aspect, wherein the inner pipe and the outer pipe of the cascade heat exchanger are respectively connected to a hot water supply refrigerant pipe and an air conditioning refrigerant pipe. The outer pipe and the air conditioning refrigerant pipe are connected in a direction substantially perpendicular to the flow direction of the air conditioning refrigerant flowing in the vicinity of the branch portion in the cascade heat exchanger, and the inner pipe and the hot water supply refrigerant pipe are The air conditioning and hot water supply system is connected in a substantially horizontal direction with respect to a flow direction of the hot water supply refrigerant flowing in the vicinity of the branch portion in the cascade heat exchanger.
これにより、空調負荷が大きくなり第1回路を流れる空調用冷媒の凝縮温度が低下し、カスケード熱交換器内で空調用冷媒と熱交換する給湯用冷媒の蒸発温度が低下し、第1冷凍サイクルに封入された冷凍機油の粘度が高くなるような場合においても、カスケード熱交換器の内管と給湯用冷媒配管とが接続する分岐部において滞留するのを防ぎ、カスケード熱交換器内における給湯用冷媒の過度な圧力損失が生じないため第1冷凍サイクルの効率が低下しない。 As a result, the air conditioning load increases, the condensation temperature of the air conditioning refrigerant flowing through the first circuit decreases, the evaporation temperature of the hot water supply refrigerant that exchanges heat with the air conditioning refrigerant in the cascade heat exchanger decreases, and the first refrigeration cycle. Even when the viscosity of the refrigerating machine oil enclosed in the pipe becomes high, it prevents the stagnation at the branch part where the inner pipe of the cascade heat exchanger and the refrigerant pipe for hot water supply are connected, and for hot water supply in the cascade heat exchanger. Since the excessive pressure loss of the refrigerant does not occur, the efficiency of the first refrigeration cycle does not decrease.
よって、本発明では、第1の発明に加え、空調負荷が大きくなり第1回路を流れる空調用冷媒の凝縮温度が低下するような場合においても、第1冷凍サイクルの効率低下の要因となるカスケード熱交換器の内管と給湯用冷媒配管とが接続する分岐部で給湯用冷媒の圧力損失を抑えることができるため、第1冷凍サイクルの効率を高くすることができる。 Therefore, in the present invention, in addition to the first invention, even when the air conditioning load becomes large and the condensation temperature of the air conditioning refrigerant flowing through the first circuit decreases, the cascade that causes the efficiency of the first refrigeration cycle decreases. Since the pressure loss of the hot water supply refrigerant can be suppressed at the branch portion where the inner pipe of the heat exchanger and the hot water supply refrigerant pipe are connected, the efficiency of the first refrigeration cycle can be increased.
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。 Hereinafter, embodiments of the present invention will be described with reference to the drawings. In addition, this invention is not limited by this embodiment.
(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の空調給湯システムは、室外ユニット100と、室内機200と、熱生成ユニット300とを備えている。本実施形態においては、室外ユニット1台に対し、室内機が2台、熱生成ユニットが1台接続し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、室外ユニットは2台以上、室内機も1台もしくは3台以上、熱生成ユニットも2台以上、並列に接続可能である。
(Embodiment 1)
FIG. 1 is a cycle configuration diagram of an air conditioning and hot water supply system according to an embodiment of the present invention.
The air conditioning and hot water supply system of FIG. 1 includes an
室外ユニット100と室内機200、熱生成ユニット300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100と室内機200とは、高温高圧のガス化した空調用冷媒が流れるガス管150と、低圧の空調用冷媒が流れる吸入管160と、高圧の液化した空調用冷媒が流れる液管170とで接続されている。室内機200が、図1に示すように2台存在するときは、室内機200は3本の配管に対し並列に接続される。一方、室外ユニット100と熱生成ユニット300とは、室内機200と同じく配管に対し並列に接続されるが、ガス管150と液管170とのみ連通している。
The
室外ユニット100は、空調用冷媒を圧縮する空調用圧縮機110を備えている。空調用圧縮機110の吸入側には、空調用圧縮機110にガス冷媒を供給するアキュムレータ111が接続されている。空調用圧縮機110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112が接続されている。油分離器112で分離された冷凍機油は、油戻し管113aにより空調用圧縮機110に戻される。油戻し管113aの連通は、油戻し管開閉弁113bの開閉により制御される。
The
また、室外ユニット100は、室外熱交換器115を備えており、室外熱交換器115の近傍には、室外熱交換器115に室外ユニット100の周囲の空気を供給する室外送風ファン116が設けられている。そして、室外空気熱交換器115は、室外送風ファン116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利用される。
室外ユニット100は、室外熱交換器115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120と、ガス管150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121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122とをそれぞれ備えている。
Further, the
The
室内機200は、室内熱交換器215と、室内熱交換器215に室内機200の周囲の空気を供給する室内送風ファン216と、室内熱交換器215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220とを備えている。室内熱交換器215は、室内送風ファン216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利用される。
また、室内機200は、ガス管150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221と、吸入管160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222とを備えている。
The
In addition, the
熱生成ユニット300は、給湯用冷媒を圧縮する給湯用圧縮機310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320と、給湯用冷媒の流量を調整する給湯用冷媒流量調整弁330とを備えている。
また、熱生成ユニット300は、ガス管150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340と、カスケード熱交換器340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350と、給湯用熱交換器320に熱媒体を供給する熱媒体ポンプ360とを備えている。
The
The
ここで、これら給湯用圧縮機310と、給湯用熱交換器320と、給湯用冷媒流量調整弁330と、カスケード熱交換器340とを環状に接続して第1冷凍サイクル500が構成される。
また、カスケード熱交換器340と、熱生成ユニット冷媒流量調整弁350とを直列に接続した第1回路501と、室内熱交換器215と、室内熱交換器215に供給する室内冷媒流量調整弁220とを直列に接続した少なくとも1つの第2回路502と、第1回路501と第2回路502とを並列に接続した熱負荷回路を、空調用圧縮機110と、室外熱交換器115とに接続して第2冷凍サイクル510が構成される。
Here, the hot
Further, the
なお、給湯用冷媒としてはフロン系冷媒や二酸化炭素冷媒を用い、熱媒体としては水や不凍液を用いる。以下、給湯用冷媒として二酸化炭素冷媒を用い、熱媒体として水を用いる場合について説明する。
また、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などを用いる。
Note that a chlorofluorocarbon refrigerant or a carbon dioxide refrigerant is used as the hot water supply refrigerant, and water or antifreeze is used as the heat medium. Hereinafter, a case where carbon dioxide refrigerant is used as the hot water supply refrigerant and water is used as the heat medium will be described.
Moreover, R410A, R32, R407C etc. which are refrigerants generally used for home air conditioners and building air conditioners are used as air conditioning refrigerants.
また、二酸化炭素の物性値については、National Institute of Standards and Technology(以降NISTと略記)が発行しているReference Fluid Thermodynamic and Transport Properties Ver.9.0(以降Refprop Ver.9.0と略記)で導出した値を用いる。 Regarding the physical properties of carbon dioxide, Reference Fluid Thermodynamic and Transport Properties Ver. Published by the National Institute of Standards and Technology (hereinafter abbreviated as NIST). The value derived from 9.0 (hereinafter abbreviated as Refprop Ver. 9.0) is used.
次に、本実施形態における熱生成ユニット300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300の内部構造を示す平面図、図3は、熱生成ユニット300の内部構造を示す正面図である。
熱生成ユニット300には、給湯用圧縮機310と給湯用熱交換器320と給湯用冷媒流量調整弁330とカスケード熱交換器340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350と熱媒体ポンプ360とがケーシング401に格納されている。
Next, the internal structure of the
FIG. 2 is a plan view showing the internal structure of the
The
本実施の形態では、給湯用熱交換器320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320の内管に二酸化炭素冷媒、外管と内管の間に水を流す。
In the present embodiment, for example, a double pipe heat exchanger is used as the hot water
なお、給湯用熱交換器320として二重管式熱交換器を用いる場合、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320には、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。
In addition, when using a double pipe type heat exchanger as the
The hot water
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。 The heat exchange capacity of the double pipe heat exchanger is proportional to the length of the double pipe. Therefore, the double-pipe heat exchanger is formed by winding a double pipe in order to secure the maximum heat exchange capability within a limited installation volume. When installing a double-pipe heat exchanger, make sure that the double pipe is as horizontal as possible in order to prevent air from accumulating in the part where the heat medium passes through the double pipe and causing a significant decline in heat exchange performance. To do.
また、カスケード熱交換器340には、二重管式熱交換器を用いる。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、カスケード熱交換器340の内管に二酸化炭素冷媒、外管と内管の間に空調用冷媒を流す。
The
図4は、カスケード熱交換器340と冷媒配管との接続部の断面図である。図4に示すように、カスケード熱交換器340の内管410は、給湯用冷媒配管に接続され、外管420は、空調用冷媒配管に接続されている。
内管410と外管420とは、それぞれ給湯用冷媒配管と空調用冷媒配管と接続する分岐部において、外管420と空調用冷媒配管とは、カスケード熱交換器340内の分岐部近傍を流れる空調用冷媒の流れ方向に対して略垂直方向となるように接続されている。また、内管410と給湯用冷媒配管とは、カスケード熱交換器340内の分岐部近傍を流れる給湯用冷媒の流れ方向に対して略水平方向となるように接続されている。
FIG. 4 is a cross-sectional view of a connection portion between the
The
図2および図3に示すように、給湯用圧縮機310は、ゴムなどの防振部材311を挟み込んだ上で、固定部材312により底板部材370に固定されている。
また、給湯用熱交換器320も底板部材370上に固定されており、カスケード熱交換器340は、給湯用熱交換器320の上部に設置されている。
また、熱媒体ポンプ360の下端面は、カスケード熱交換器340の下端面より低い位置となるように設置されている。
As shown in FIGS. 2 and 3, the hot
Further, the hot water
Moreover, the lower end surface of the
図2および図3に示す給湯用熱交換器320とカスケード熱交換器340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。特に、給湯用熱交換器320については、上部に設置されるカスケード熱交換器340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。
Each of the hot water
なお、カスケード熱交換器340は、必ずしも給湯用熱交換器320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340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300の側面部材400と底板部材370の少なくとも一方に接続された構成部材によって固定される。
The
さらに、図2および図3に示すように、底板部材370には、鉛直上から見て給湯用熱交換器320と熱媒体ポンプ360とが底板部材370に投影する領域内に、排水口390が設けられている。底板部材370の上面には、水が速やかに排水口390から熱生成ユニット300の外部に排出できるように、排水口390に向けて適切な傾斜がつけられている。
Further, as shown in FIGS. 2 and 3, the
熱媒体配管380a、380b、380c内の熱媒体の流れは、熱媒体ポンプ360の駆動により生じる。熱生成ユニット300内に流入した熱媒体は、熱媒体配管380aを経由して熱媒体ポンプ360に流入し、熱媒体配管380bに送出される。さらに、熱媒体は、給湯用熱交換器320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380cを経由して、熱生成ユニット300外に送出される。
The flow of the heat medium in the
次に、カスケード熱交換器340を流れる流体の流動様式について説明する。
まず、給湯用熱交換器320に流入する熱媒体の温度は外気温度の影響と貯湯タンク内の熱媒体温度の影響を受け、5℃〜60℃で変化する。
また、給湯用熱交換器320において、給湯用冷媒から吸熱して高温になった熱媒体が給湯用熱交換器320から流出するときの温度は、65〜90℃で変化する。また、給湯用熱交換器320において、対数平均温度差が大きくなるように水と二酸化炭素冷媒との流れ方向を対向流で利用する。
Next, the flow mode of the fluid flowing through the
First, the temperature of the heat medium flowing into the hot water
In hot water
ここで、入水温度が5℃、出湯温度が90℃のとき、給湯用熱交換器320の二酸化炭素冷媒の出口側において二酸化炭素冷媒と入水温度との温度差は、5Kとするのが一般的であるため、給湯用熱交換器320出口における二酸化炭素冷媒の温度は10℃となる。
一方、給湯用熱交換器320の二酸化炭素冷媒の入口側の冷媒温度は、給湯用圧縮機310の吐出冷媒温度と等しく110℃となる。給湯用熱交換器320において、水と二酸化炭素冷媒とのピンチ温度は5Kとするのが一般的である。入水温度が5℃、出湯温度は90℃、二酸化炭素入口側の冷媒温度は110℃、出口側の冷媒温度は10℃であるから、水と二酸化炭素冷媒とのピンチ温度が5Kとなる給湯用サイクル10における高圧圧力は12.4MPaである。
Here, when the incoming water temperature is 5 ° C. and the outgoing hot water temperature is 90 ° C., the temperature difference between the carbon dioxide refrigerant and the incoming water temperature is generally 5K on the outlet side of the carbon dioxide refrigerant of the hot water
On the other hand, the refrigerant temperature on the inlet side of the carbon dioxide refrigerant in the hot water
次に、圧力12.4MPa、温度10℃の状態で給湯用熱交換器320を出た二酸化炭素冷媒は、給湯用冷媒流量調整弁330で等エンタルピー膨張してカスケード熱交換器340に流入する。カスケード熱交換器340では、二酸化炭素冷媒は空調用冷媒から吸熱、蒸発し、過熱ガスの状態でカスケード熱交換器340から流出する。
カスケード熱交換器に流入する空調用冷媒の凝縮温度は45〜55℃であり、空調用冷媒と二酸化炭素冷媒との温度差は10Kとするのが一般的であるが、この場合、二酸化炭素は35〜45℃となり超臨界状態となる。
Next, the carbon dioxide refrigerant that has exited the hot water
The condensation temperature of the air conditioning refrigerant flowing into the cascade heat exchanger is 45 to 55 ° C., and the temperature difference between the air conditioning refrigerant and the carbon dioxide refrigerant is generally 10 K. In this case, the carbon dioxide is It becomes 35-45 degreeC and will be in a supercritical state.
給湯用圧縮機310に流入する二酸化炭素冷媒が超臨界状態だと圧縮機内の冷凍機油の粘度を著しく低下させ、潤滑油としての効果が低減し、摺動部の焼き付きといった不具合が生じる可能性がある。
If the carbon dioxide refrigerant flowing into the hot
そのため、二酸化炭素冷媒の蒸発温度は、冷凍サイクルの効率が高く、かつ、給湯用圧縮機310の信頼性が高くなるように、臨界温度31.1℃に対して11K低い20℃とするのが良い。
したがって、圧力12.4MPa、温度10℃の状態で給湯用熱交換器320を出た二酸化炭素冷媒は、給湯用冷媒流量調整弁330で等エンタルピー膨張して蒸発温度20℃相当となる圧力5.7MPaでカスケード熱交換器340に流入し、このときの二酸化炭素冷媒の状態は過冷却状態である。
蒸発過程において、乾き度0.8以上の気液二相状態の冷媒は一般的に環状流となって流動するが、カスケード熱交換器340に過冷却状態で流入し、過熱ガスとなって流出する場合、環状流が占める割合は20%以下である。
For this reason, the evaporation temperature of the carbon dioxide refrigerant is set to 20 ° C., which is 11K lower than the critical temperature of 31.1 ° C., so that the efficiency of the refrigeration cycle is high and the reliability of the hot
Accordingly, the carbon dioxide refrigerant that has exited the hot water
In the evaporation process, a gas-liquid two-phase refrigerant having a dryness of 0.8 or more generally flows in an annular flow, but flows into the
一方、入水温度が60℃、出湯温度 90℃のときは、前述の通り給湯用熱交換器320の二酸化炭素冷媒の出口側において、二酸化炭素冷媒と入水温度との温度差は5Kとするのが一般的であるため、給湯用熱交換器320出口における二酸化炭素冷媒の温度は65℃となる。
一方、給湯用熱交換器320の二酸化炭素冷媒の入口側の冷媒温度は、給湯用圧縮機310の吐出冷媒温度と等しく110℃となる。給湯用熱交換器320において、水と二酸化炭素冷媒とのピンチ温度は5Kとするのが一般的であり、入水温度が60℃、出湯温度は90℃、二酸化炭素入口側の冷媒温度は110℃、出口側の冷媒温度は65℃であるから、水と二酸化炭素冷媒とのピンチ温度が5Kとなる給湯用サイクル10における高圧圧力は14.2MPaである。
On the other hand, when the incoming water temperature is 60 ° C. and the outgoing hot water temperature is 90 ° C., the temperature difference between the carbon dioxide refrigerant and the incoming water temperature is 5K on the outlet side of the carbon dioxide refrigerant in the hot water
On the other hand, the refrigerant temperature on the inlet side of the carbon dioxide refrigerant in the hot water
次に、圧力14.2MPa、温度65℃の状態で給湯用熱交換器320を出た二酸化炭素冷媒は、給湯用冷媒流量調整弁330で等エンタルピー膨張してカスケード熱交換器340に流入する。カスケード熱交換器340では、二酸化炭素冷媒は、空調用冷媒から吸熱、蒸発し、過熱ガスの状態でカスケード熱交換器340から流出する。前述の通り二酸化炭素冷媒の蒸発温度は20℃とするのが良いから、圧力14.2MPa、温度65℃の状態で給湯用熱交換器320を出た二酸化炭素冷媒は、給湯用冷媒流量調整弁330で等エンタルピー膨張して蒸発温度20℃相当となる圧力5.7MPaでカスケード熱交換器340に流入し、このときの二酸化炭素冷媒の状態は乾き度0.8である。
Next, the carbon dioxide refrigerant that has exited the hot water
また、カスケード熱交換器340において二酸化炭素冷媒は、空調用冷媒から吸熱、蒸発し、過熱ガスとなってカスケード熱交換器340から流出する。カスケード熱交換器340から流出した過熱ガスは、給湯用圧縮機310に吸入され等エントロピー圧縮過程を経て高温高圧の過熱ガスとなって吐出される。前述の通り、給湯用圧縮機310から吐出される高温高圧の過熱ガスは圧力14.3MPa、温度110℃であるから、給湯用圧縮機310に吸入される冷媒は圧力5.7MPa、温度40℃である。
Further, in the
すなわち、カスケード熱交換器340において、二酸化炭素冷媒は、圧力5.7MPa、温度20℃、乾き度0.8の気液二相状態で流入し、空調用冷媒から吸熱することで蒸発し、圧力5.7MPa、温度40℃の過熱ガス状態で流出する。
したがって、入水温度60℃、出湯温度90℃のときのカスケード熱交換器340における二酸化炭素冷媒の流動様式は環状流が大半を占めることになる。
That is, in the
Therefore, the flow mode of the carbon dioxide refrigerant in the
ここで、環状流における気液二相の冷媒の流れは、熱容量の大きい液相冷媒が管壁に密着集中して流れる。本実施形態においては、カスケード熱交換器340を流れる二酸化炭素冷媒の流路を内管410に配置しているため、乾き度0.8の気液二相状態で流入する二酸化炭素冷媒は、環状流を形成し、熱容量の大きい液相冷媒が伝熱面である内管410の内表面に密着集中する。そのため、カスケード熱交換器340の外管420を流れる空調用冷媒から効率良く吸熱することが可能となる。
Here, the flow of the gas-liquid two-phase refrigerant in the annular flow is such that the liquid-phase refrigerant having a large heat capacity is concentrated on the tube wall. In this embodiment, since the flow path of the carbon dioxide refrigerant flowing through the
また、入水温度60℃、出湯温度90℃のとき、給湯用圧縮機310の吸込冷媒の状態は、前述のとおり圧力5.7MPa、温度35℃であるから、密度は146kg/m3である。
また、給湯用熱交換器320の入口冷媒の状態は、圧力14.2MPa、温度110℃であるから、比エンタルピーは488kJ/kgである。また、給湯用熱交換器320の出口冷媒の状態は圧力14.2MPa、温度65℃であるから、比エンタルピーは373kJ/kgである。
したがって、給湯用圧縮機310の吸込冷媒の体積あたりの加熱能力は、給湯用熱交換器320の入口と出口における冷媒の比エンタルピーの差115kJ/kgに、給湯用圧縮機310の吸込冷媒の密度146kg/m3を乗じることで求まり、16790kJ/m3である。
Further, when the incoming water temperature is 60 ° C. and the outgoing hot water temperature is 90 ° C., the state of the suction refrigerant of the hot
Moreover, since the state of the inlet refrigerant of the hot water
Therefore, the heating capacity per volume of the suction refrigerant of the hot
入水温度5℃、出湯温度90℃のとき、給湯用圧縮機310の吸込冷媒の体積あたりの加熱能力を同様にして求めると、36170kJ/m3である。
したがって、入水温度が60℃に上昇する沸き終いにおいては給湯用圧縮機310の周波数を同一で運転する場合の加熱能力は、入水温度が5℃のときと比較して46%となる。
When the inlet water temperature is 5 ° C. and the hot water temperature is 90 ° C., the heating capacity per volume of the suction refrigerant of the hot
Therefore, at the end of boiling when the incoming water temperature rises to 60 ° C., the heating capacity when operating at the same frequency of the hot
また、カスケード熱交換器340の入口冷媒の状態は、圧力5.7MPa、温度65℃であり、給湯用熱交換器320から流出した冷媒が給湯用冷媒流量調整弁330で等エンタルピー膨張してカスケード熱交換器340に流入するため、比エンタルピーは373kJ/kgである。また、カスケード熱交換器340の出口冷媒の状態は、圧力5.7MPa、温度35℃であるから、比エンタルピーは448kJ/kgである。
したがって、給湯用圧縮機310の吸込冷媒の体積あたりのカスケード熱交換器340で蒸発する冷媒の熱交換量は、カスケード熱交換器340の入口と出口における冷媒の比エンタルピーの差75kJ/kgに給湯用圧縮機310の吸込冷媒の密度146kg/m3を乗じることで求まり、10950kJ/m3である。
In addition, the state of the refrigerant at the inlet of the
Therefore, the heat exchange amount of the refrigerant evaporated in the
入水温度5℃、出湯温度90℃のとき、給湯用圧縮機310の吸込冷媒の体積当たりのカスケード熱交換器340で蒸発する冷媒の熱交換量を同様にして求めると、32500kJ/m3である。
したがって、入水温度が60℃に上昇する沸き終いにおいては、給湯用圧縮機310の周波数を同一で運転する場合のカスケード熱交換器340で蒸発する冷媒の熱交換量は、入水温度が5℃のときと比較して34%となる。
The heat exchange amount of the refrigerant evaporated in the
Therefore, at the end of boiling when the incoming water temperature rises to 60 ° C., the heat exchange amount of the refrigerant evaporated in the
カスケード熱交換器340の外管を流れる空調用冷媒は、入水温度5℃、出湯温度90℃のときには、カスケード熱交換器340において、過熱ガス状態で流入し、二酸化炭素冷媒に放熱することで凝縮し、過冷却状態となって流出する。
しかしながら、入水温度60℃、出湯温度90℃のときには、二酸化炭素冷媒のカスケード熱交換器340で蒸発する冷媒の熱量は入水温度5℃、出湯温度90℃のときと比べて34%に低下するため、乾き度0.8の気液二相状態でカスケード熱交換器340から流出する。したがって、入水温度60℃においては、カスケード熱交換器340を流れる空調用冷媒は過熱ガス状態が大半(60〜70%)占めることになる。
When the inlet water temperature is 5 ° C. and the tapping temperature is 90 ° C., the air-conditioning refrigerant flowing through the outer pipe of the
However, when the incoming water temperature is 60 ° C. and the outgoing hot water temperature is 90 ° C., the amount of heat of the refrigerant evaporated in the carbon dioxide refrigerant
ところで、冷凍機油と冷媒の混合流体において、過熱ガス状態で管内を流れる場合、冷凍機油が管内表面に付着し油膜を形成する。油膜は熱抵抗となり、冷媒の熱伝達を妨げる。
本実施形態においては、カスケード熱交換器340を流れる空調用冷媒の流路を外管420に配置しているため、過熱ガスで流入する空調用冷媒と冷凍機油の混合流体において、熱抵抗となる油膜は外管420の内表面に密着集中し、熱媒体である過熱ガス冷媒が伝熱面である内管410の外表面と接触することになる。そのため、カスケード熱交換器340の内管410を流れる二酸化炭素冷媒に効率良く放熱することが可能となる。
By the way, in the mixed fluid of refrigeration oil and refrigerant, when flowing in the pipe in a superheated gas state, the refrigeration oil adheres to the inner surface of the pipe and forms an oil film. The oil film becomes a thermal resistance and hinders the heat transfer of the refrigerant.
In this embodiment, since the flow path of the air-conditioning refrigerant flowing through the
次に、カスケード熱交換器340の内管410と給湯用冷媒配管とを接続する分岐部における冷凍機油の流れを説明する。
カスケード熱交換器340で空調用冷媒と熱交換する給湯用冷媒の蒸発温度は、空調用冷媒の凝縮温度の影響を受け、例えば、空調負荷が大きくなり第1回路501を流れる空調用冷媒の凝縮温度が低下するような場合、カスケード熱交換器340内で空調用冷媒と熱交換する給湯用冷媒の蒸発温度が低下する。
Next, the flow of the refrigerating machine oil at the branch portion connecting the
The evaporation temperature of the hot water supply refrigerant that exchanges heat with the air conditioning refrigerant in the
給湯用冷媒の蒸発温度が低下すると、カスケード熱交換器340を流れる第1冷凍サイクルに封入された冷凍機油の粘度が高くなる。冷凍機油の粘度が高くなると配管の曲がり部において滞留し、給湯用冷媒の流れを阻害し、圧力損失が生じる。
本実施形態においては、カスケード熱交換器340の外管420と空調用冷媒配管とを、カスケード熱交換器340内の分岐部近傍を流れる空調用冷媒の流れ方向に対して略垂直方向となるように接続し、かつ、カスケード熱交換器340の内管410と給湯用冷媒配管とを、カスケード熱交換器340内の分岐部近傍を流れる給湯用冷媒の流れ方向に対して略水平方向となるように接続しているため、カスケード熱交換器340の内管410と給湯用冷媒配管とが接続する分岐部において冷凍機油が滞留するのを防ぎ、カスケード熱交換器340内における給湯用冷媒の圧力損失を抑えることができる。
When the evaporation temperature of the hot water supply refrigerant decreases, the viscosity of the refrigerating machine oil enclosed in the first refrigeration cycle flowing through the
In the present embodiment, the
次に、室外ユニット100、室内機200、熱生成ユニット300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100において、室外ガス管開閉弁121を開、室外吸入管開閉弁122を閉に設定し、室内機200において、室内ガス管開閉弁221を閉、室内吸入管開閉弁222を開に設定し、熱生成ユニット300において、熱生成ユニット冷媒流量調整弁350を全閉に設定する。
Next, operations of the
During cooling only operation, in the
空調用圧縮機110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121を経由して室外空気熱交換器115に入り、室外ユニット100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120を経由して液管170に流入し、室内機200に到達する。
The high-temperature and high-pressure air-conditioning refrigerant compressed by the air-
室内機200に到達した空調用冷媒は、室内冷媒流量調整弁220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215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222を経由して吸入管160に入り、室外ユニット100に戻る。室外ユニット100に戻った空調用冷媒はアキュムレータ111を経由して、空調用圧縮機110に戻る。
The air-conditioning refrigerant that has reached the
暖房単独運転時は、室外ユニット100において、室外ガス管開閉弁121を閉、室外吸入管開閉弁122を開に設定し、室内機200において、室内ガス管開閉弁221を開、室内吸入管開閉弁222を閉に設定し、熱生成ユニット300において、熱生成ユニット冷媒流量調整弁350を全閉に設定する。
During the single heating operation, in the
空調用圧縮機110で圧縮された高温高圧の空調用冷媒はガス管150に流入し、室内機200に到達する。室内機200に到達した空調用冷媒は、室内ガス管開閉弁221を経由して、室内熱交換器215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220を経由して液管170に流入し、室外ユニット100に戻る。
The high-temperature and high-pressure air-conditioning refrigerant compressed by the air-
室外ユニット100に戻った空調用冷媒は、室外冷媒流量調整弁120で減圧されて低温低圧の気液二相状態になった後、室外空気熱交換器115に入り、室外ユニット100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122、アキュムレータ111を経由して空調用圧縮機110に戻る。
The air-conditioning refrigerant that has returned to the
給湯単独運転時は、室外ユニット100において、室外ガス管開閉弁121を閉、室外吸入管開閉弁122を開に設定し、室内機200において、室内ガス管開閉弁221と室内吸入管開閉弁222をともに閉に設定し、熱生成ユニット300において、熱生成ユニット冷媒流量調整弁350を開く。
During the hot water supply independent operation, in the
空調用圧縮機110で圧縮された高温高圧の空調用冷媒はガス管150に流入し、熱生成ユニット300に到達する。一方で、熱生成ユニット300内では、給湯用圧縮機310が稼動し、給湯用冷媒が、給湯用圧縮機310、給湯用熱交換器320、給湯用冷媒流量調整弁330、カスケード熱交換器340の順で循環する。
The high-temperature and high-pressure air-conditioning refrigerant compressed by the air-
熱生成ユニット300に到達した空調用冷媒は、カスケード熱交換器340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350を経由して、液管170に流入し、室外ユニット100に戻る。
室外ユニット100に戻った空調用冷媒は、室外冷媒流量調整弁120で減圧されて低温低圧の気液二相状態になった後、室外空気熱交換器115に入り、室外ユニット100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122、アキュムレータ111を経由して空調用圧縮機110に戻る。
The air-conditioning refrigerant that has reached the
The air-conditioning refrigerant that has returned to the
一方、カスケード熱交換器340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310に入る。給湯用圧縮機310で高温高圧に圧縮された給湯用冷媒は、給湯用熱交換器320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330で減圧された後、再びカスケード熱交換器340に戻る。
On the other hand, the hot water supply refrigerant heated by the air conditioning refrigerant in the
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100において、室外ガス管開閉弁121と室外吸入管開閉弁122はともに閉に設定する。
冷房を行う室内機200では、室内ガス管開閉弁221を閉、室内吸入管開閉弁222を開に設定し、暖房を行う室内機200では、室内ガス管開閉弁221を開、室内吸入管開閉弁222を閉に設定する。また、熱生成ユニット300において、熱生成ユニット冷媒流量調整弁350を全閉に設定する。
If the cooling load and the heating load are substantially equal during the simultaneous cooling and heating operation, both the outdoor gas pipe opening /
In the
空調用圧縮機110で圧縮された高温高圧の空調用冷媒はガス管150に流入し、暖房を行う室内機200に到達する。暖房を行う室内機200に到達した空調用冷媒は、室内ガス管開閉弁221を経由して、室内熱交換器215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220を経由して液管170に流入する。
The high-temperature and high-pressure air-conditioning refrigerant compressed by the air-
液管170に流入した液状態の空調用冷媒は、冷房を行う室内機200に到達する。冷房を行う室内機200に到達した空調用冷媒は、室内冷媒流量調整弁220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215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222を経由して吸入管160に入り、室外ユニット100に戻る。室外ユニット100に戻った空調用冷媒はアキュムレータ111を経由して、空調用圧縮機110に戻る。
The liquid-state air-conditioning refrigerant that has flowed into the
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200から、冷房を行う室内機200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100の室外空気熱交換器115で生成する。
すなわち、室外吸入管開閉弁122を閉としたままで室外ガス管開閉弁121を開として、空調用圧縮機110が吐出した冷媒の一部を、室外空気熱交換器115に供給して液化し、室外冷媒流量調整弁120と液管170を経由して、冷房を行う室内機200に供給する。
When the cooling load is larger than the heating load, since there is not enough liquid refrigerant to be supplied from the
That is, the outdoor gas pipe on / off
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200から供給される液冷媒を、冷房を行う室内機200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100の室外空気熱交換器115で蒸発させる。
すなわち、室外ガス管開閉弁121を閉としたままで室外吸入管開閉弁122を開として、暖房を行う室内機200から流出した液冷媒を、液管170経由で室外ユニット100に戻す。室外ユニット100に戻った液冷媒は、室外冷媒流量調整弁120で減圧した後、室外空気熱交換器115にて蒸発する。気化した空調用冷媒は室外吸入管開閉弁122を経由して、アキュムレータ111、空調用圧縮機110に戻る。
On the contrary, when the heating load is larger than the cooling load, the liquid refrigerant supplied from the
That is, the outdoor suction pipe on / off
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100において、室外ガス管開閉弁121と室外吸入管開閉弁122はともに閉に設定する。
冷房を行う室内機200では、室内ガス管開閉弁221を閉、室内吸入管開閉弁222を開に設定し、熱生成ユニット300において、熱生成ユニット冷媒流量調整弁350を開く。
If the cooling load and the hot water supply load are substantially equal during the simultaneous operation of cooling and hot water supply, in the
In the
空調用圧縮機110で圧縮された高温高圧の空調用冷媒は、ガス管150に流入し、熱生成ユニット300に到達する。一方で、熱生成ユニット300内では、給湯用圧縮機310が稼動し、給湯用冷媒が、給湯用圧縮機310、給湯用熱交換器320、給湯用冷媒流量調整弁330、カスケード熱交換器340の順で循環する。
The high-temperature and high-pressure air-conditioning refrigerant compressed by the air-
熱生成ユニット300に到達した空調用冷媒は、カスケード熱交換器340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350を経由して、液管170に流入する。
The air-conditioning refrigerant that has reached the
液管170に流入した液状態の空調用冷媒は、冷房を行う室内機200に到達する。冷房を行う室内機200に到達した空調用冷媒は、室内冷媒流量調整弁220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215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222を経由して吸入管160に入り、室外ユニット100に戻る。室外ユニット100に戻った空調用冷媒はアキュムレータ111を経由して、空調用圧縮機110に戻る。
The liquid-state air-conditioning refrigerant that has flowed into the
In this process, the air-conditioning refrigerant evaporates, enters the
一方、カスケード熱交換器340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310に入る。給湯用圧縮機310で高温高圧に圧縮された給湯用冷媒は、給湯用熱交換器320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330で減圧された後、再びカスケード熱交換器340に戻る。
On the other hand, the hot water supply refrigerant heated by the air conditioning refrigerant in the
In this process, the hot water supply refrigerant is cooled and liquefied, and is depressurized by the hot water supply refrigerant flow
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300から冷房を行う室内機200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100の室外空気熱交換器115で生成する。
すなわち、室外吸入管開閉弁122を閉としたままで、室外ガス管開閉弁121を開として、空調用圧縮機110が吐出した冷媒の一部を、室外空気熱交換器115に供給して液化し、室外冷媒流量調整弁120と液管170を経由して、冷房を行う室内機200に供給する。
When the cooling load is larger than the hot water supply load, since there is not enough liquid refrigerant to be supplied from the
That is, with the outdoor suction pipe on / off
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300から供給される液冷媒を、冷房を行う室内機200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100の室外空気熱交換器115で蒸発させる。
すなわち、室外ガス管開閉弁121を閉としたままで室外吸入管開閉弁122を開として、暖房を行う室内機200から流出した液冷媒の一部を、液管170経由で室外ユニット100に戻す。
On the other hand, when the hot water supply load is larger than the cooling load, the liquid refrigerant supplied from the
That is, the outdoor suction pipe on / off
室外ユニット100に戻った液冷媒は、室外冷媒流量調整弁120で減圧した後、室外空気熱交換器115にて蒸発する。気化した空調用冷媒は室外吸入管開閉弁122を経由して、アキュムレータ111、空調用圧縮機110に戻る。
The liquid refrigerant that has returned to the
暖房と給湯の同時運転時は、室外ユニット100において、室外ガス管開閉弁121を閉、室外吸入管開閉弁122を開に設定し、室内機200において、室内ガス管開閉弁221を開、室内吸入管開閉弁222を閉に設定し、熱生成ユニット300において、熱生成ユニット冷媒流量調整弁350を開く。
During simultaneous operation of heating and hot water supply, in the
空調用圧縮機110で圧縮された高温高圧の空調用冷媒はガス管150に流入し、室内機200と熱生成ユニット300に到達する。室内機200に到達した空調用冷媒は、室内ガス管開閉弁221を経由して、室内熱交換器215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220を経由して液管170に流入する。
The high-temperature and high-pressure air-conditioning refrigerant compressed by the air-
熱生成ユニット300に到達した空調用冷媒は、カスケード熱交換器340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350を経由して、液管170に流入する。
この液冷媒は、暖房を行う室内機200から流出した液冷媒と合流し、室外ユニット100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120で減圧した後、室外空気熱交換器115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122を経由して、アキュムレータ111、空調用圧縮機110に戻る。
The air-conditioning refrigerant that has reached the
This liquid refrigerant merges with the liquid refrigerant that has flowed out of the
一方、カスケード熱交換器340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310に入る。給湯用圧縮機310で高温高圧に圧縮された給湯用冷媒は、給湯用熱交換器320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330で減圧された後、再びカスケード熱交換器340に戻る。
On the other hand, the hot water supply refrigerant heated by the air conditioning refrigerant in the
In this process, the hot water supply refrigerant is cooled and liquefied, decompressed by the hot water supply refrigerant flow
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100において、室外ガス管開閉弁121と室外吸入管開閉弁122はともに閉に設定する。
冷房を行う室内機200では、室内ガス管開閉弁221を閉、室内吸入管開閉弁222を開に設定し、暖房を行う室内機200では、室内ガス管開閉弁221を開、室内吸入管開閉弁222を閉に設定する。また、熱生成ユニット300において、熱生成ユニット冷媒流量調整弁350を開く。
During simultaneous operation of cooling, heating and hot water supply, if the sum of the cooling load and the heating load and hot water supply load is substantially equal, in the
In the
空調用圧縮機110で圧縮された高温高圧の空調用冷媒は、ガス管150に流入し、暖房を行う室内機200と熱生成ユニット300に到達する。一方で、熱生成ユニット300内では、給湯用圧縮機310が稼動し、給湯用冷媒が、給湯用圧縮機310、給湯用熱交換器320、給湯用冷媒流量調整弁330、カスケード熱交換器340の順で循環する。
暖房を行う室内機200に到達した空調用冷媒は、室内ガス管開閉弁221を経由して、室内熱交換器215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220を経由して液管170に流入する。
The high-temperature and high-pressure air-conditioning refrigerant compressed by the air-
The air-conditioning refrigerant that has reached the
熱生成ユニット300に到達した空調用冷媒は、カスケード熱交換器340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350を経由して、液管170に流入する。
暖房を行う室内機200と熱生成ユニット300から液管170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200に到達する。
冷房を行う室内機200に到達した空調用冷媒は、室内冷媒流量調整弁220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215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222を経由して吸入管160に入り、室外ユニット100に戻る。
室外ユニット100に戻った空調用冷媒はアキュムレータ111を経由して、空調用圧縮機110に戻る。
The air-conditioning refrigerant that has reached the
The
The air-conditioning refrigerant that has reached the
The air conditioning refrigerant that has returned to the
一方、カスケード熱交換器340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310に入る。給湯用圧縮機310で高温高圧に圧縮された給湯用冷媒は、給湯用熱交換器320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330で減圧された後、再びカスケード熱交換器340に戻る。
On the other hand, the hot water supply refrigerant heated by the air conditioning refrigerant in the
In this process, the hot water supply refrigerant is cooled and liquefied, decompressed by the hot water supply refrigerant flow
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200と熱生成ユニット300から冷房を行う室内機200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100の室外空気熱交換器115で生成する。
すなわち、室外吸入管開閉弁122を閉としたままで室外ガス管開閉弁121を開として、空調用圧縮機110が吐出した冷媒の一部を、室外空気熱交換器115に供給して液化し、室外冷媒流量調整弁120と液管170を経由して、冷房を行う室内機200に供給する。
Note that when the cooling load is larger than the sum of the heating load and the hot water supply load, there is not enough liquid refrigerant to be supplied from the
That is, the outdoor gas pipe on / off
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200と熱生成ユニット300から供給される液冷媒を、冷房を行う室内機200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100の室外空気熱交換器115で蒸発させる。
すなわち、室外ガス管開閉弁121を閉としたままで室外吸入管開閉弁122を開として、暖房を行う室内機200と熱生成ユニット300から流出した液冷媒の一部を、液管170経由で室外ユニット100に戻す。
On the other hand, when the sum of the heating load and the hot water supply load is larger than the cooling load, the liquid refrigerant supplied from the
That is, the outdoor suction pipe on / off
室外ユニット100に戻った液冷媒は、室外冷媒流量調整弁120で減圧した後、室外空気熱交換器115にて蒸発する。気化した空調用冷媒は室外吸入管開閉弁122を経由して、アキュムレータ111、空調用圧縮機110に戻る。
The liquid refrigerant that has returned to the
次に、熱生成ユニット300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310と熱媒体ポンプ360は稼動する。
熱媒体ポンプ360が稼働中、熱媒体は、上水道などの熱生成ユニット300外から熱生成ユニット300内に流入し、熱媒体配管380aを通って熱媒体ポンプ360に入る。
Next, the operation of the heat medium in the
The hot
While the
熱媒体ポンプ360に流入した熱媒体は、吐出口から熱媒体配管380bに流入し、給湯用熱交換器320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320にて、給湯用圧縮機310が吐出した高温の給湯用冷媒と熱交換し、70〜90℃まで加熱された後、熱媒体配管380cを経由して、熱生成ユニット300外に送出される。
なお、空調給湯システムにおいては、貯湯タンクに湯を蓄える時に、貯湯タンクの下部の比較的温度の低い水を熱生成ユニット300に供給するが、貯湯タンク内の湯が溜まってくると熱生成ユニット300に供給される水の温度は除序に上昇する、いわゆる沸き終い運転となる。
The heat medium flowing into the
In the air conditioning and hot water supply system, when hot water is stored in the hot water storage tank, water having a relatively low temperature below the hot water storage tank is supplied to the
以上の記述から明らかのように、本実施の形態では、カスケード熱交換器340として外管420と内管410とからなる二重管式熱交換器を用い、給湯用冷媒を内管410に流通させることで、入水温度が高くなるいわゆる沸き終い運転において、高段側冷媒の流動形式が環状流が支配的になるときにおいても、吸熱源である液相冷媒が内管内表面に密着集中し、かつ、沸き終い運転において低段側冷媒の状態として過熱ガス状態が支配的となるときにおいても、熱抵抗となる油膜が外管420の内表面に密着集中し、熱媒体である過熱ガス冷媒が伝熱面である内管410の外表面と接触しやすくなる。
As is clear from the above description, in the present embodiment, a double-pipe heat exchanger composed of an
よって、沸き終い運転において熱生成ユニット300に供給される入水温度が高くなるときにおいても、カスケード熱交換器340において高段側冷媒と低段側冷媒との間で効率よく熱交換され、給湯システムの運転効率を向上させることができる。
また、空調負荷が大きくなり第1回路501を流れる空調用冷媒の凝縮温度が低下するような場合においても、第1冷凍サイクル500の効率低下の要因となるカスケード熱交換器340の内管410と給湯用冷媒配管とが接続する分岐部における冷凍機油が滞留するのを防ぎ、給湯用冷媒の圧力損失を抑えることができるため、第1冷凍サイクル500の効率を高くすることができる。
Therefore, even when the incoming water temperature supplied to the
In addition, even when the air conditioning load increases and the condensation temperature of the air conditioning refrigerant flowing through the
また、本実施形態では、カスケード熱交換器340の内管410と外管420とがそれぞれ給湯用冷媒配管と空調用冷媒配管とに接続する分岐部において、外管420と空調用冷媒配管とを、カスケード熱交換器340内の分岐部近傍を流れる空調用冷媒の流れ方向に対して略垂直方向に接続され、内管410と給湯用冷媒配管とを、カスケード熱交換器340内の分岐部近傍を流れる給湯用冷媒の流れ方向に対して略水平方向に接続されているので、空調負荷が大きくなり第1回路501を流れる空調用冷媒の凝縮温度が低下するような場合においても、第1冷凍サイクル500の効率低下の要因となるカスケード熱交換器340の内管410と給湯用冷媒配管とが接続する分岐部で給湯用冷媒の圧力損失を抑えることができるため、第1冷凍サイクル500の効率を高くすることができる。
Further, in the present embodiment, the
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、沸き終いで入水温度が高くなるときもカスケード熱交換器340において高段側冷媒および低段側冷媒の熱伝達率が低下することなく、運転効率の高い給湯システムを提供するものとして好適に利用することができる。
The present invention is an air-conditioning hot water supply system capable of simultaneously supplying hot and cold heat necessary for cooling, heating, and hot water supply. Even when the incoming water temperature becomes high after boiling, the heat of the high-stage refrigerant and the low-stage refrigerant in the
100 室外ユニット
110 空調用圧縮機
115 室外熱交換器
150 ガス管
160 吸入管
170 液管
200 室内機
215 室内熱交換器
220 室内機冷媒流量調整弁
300 熱生成ユニット
310 給湯用圧縮機
320 給湯用熱交換器
330 給湯用冷媒流量調整弁
340 カスケード熱交換器
350 熱生成ユニット冷媒流量調整弁
360 熱媒体ポンプ
380 熱媒体配管
390 排水口
400 側板部材
410 内管
420 外管
500 第1冷凍サイクル
501 第1回路
502 第2回路
510 第2冷凍サイクル
DESCRIPTION OF
Claims (2)
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熱生成ユニット冷媒流量調整弁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、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室内機冷媒流量調整弁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、
前記カスケード熱交換器として外管と内管とからなる二重管式熱交換器を用い、給湯用冷媒を前記内管に流通させることを特徴とする空調給湯システム。 A hot water supply compressor that compresses the hot water supply refrigerant, a hot water supply heat exchanger that exchanges heat between the hot water supply refrigerant and the hot water heating medium, a hot water supply refrigerant flow rate adjustment valve that controls the flow rate of the hot water supply refrigerant, and a hot water supply A first refrigeration cycle in which a cascade heat exchanger for exchanging heat between the refrigerant and the air-conditioning refrigerant is annularly connected;
A first circuit in which the cascade heat exchanger and a heat generation unit refrigerant flow rate regulating valve for controlling a flow rate of the air conditioning refrigerant supplied to the cascade heat exchanger are connected in series; the air conditioning refrigerant and room air; At least one second circuit in which an indoor heat exchanger for exchanging heat and an indoor unit refrigerant flow rate adjusting valve for controlling the flow rate of the air-conditioning refrigerant supplied to the indoor heat exchanger are connected in series, and And a second refrigeration cycle connected to an air conditioning compressor that compresses the air conditioning refrigerant and an outdoor heat exchanger.
In the air conditioning and hot water supply system equipped with
An air-conditioning hot water supply system using a double-pipe heat exchanger composed of an outer pipe and an inner pipe as the cascade heat exchanger, and circulating a hot water supply refrigerant through the inner pipe.
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