JP4749228B2

JP4749228B2 - ヒートポンプ式給湯機

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Publication number: JP4749228B2
Application number: JP2006133425A
Authority: JP
Inventors: 孝二太田
Original assignee: Sharp Corp
Current assignee: Sharp Corp
Priority date: 2006-05-12
Filing date: 2006-05-12
Publication date: 2011-08-17
Anticipated expiration: 2026-05-12
Also published as: JP2007303754A

Description

本発明は，圧縮機や膨張器などが設けられたヒートポンプサイクル内に循環する冷媒との熱交換によって水を加熱して給湯するヒートポンプ式給湯機に関し，特に，熱交換効率やエネルギ消費効率などの特性の異なる冷媒を用いた二つのヒートポンプサイクルを具備するヒートポンプ式給湯機に関するものである。

従来から，圧縮機や膨張器などが設けられたヒートポンプサイクル内に循環する冷媒との熱交換によって水を加熱して給湯するヒートポンプ式給湯機が周知である。前記ヒートポンプ式給湯機では，前記冷媒との熱交換により加熱された温水を給湯口から直接給湯する瞬間給湯運転や，前記冷媒との熱交換異より加熱された温水を貯湯タンクに貯留するための貯湯運転が実行される。なお，前記瞬間給湯運転では，水を瞬時に加熱して給湯する必要があるため瞬間的な高い加熱能力が必要となるが，前記貯湯運転では，徐々に温水を貯湯タンクに貯留すればよいので瞬間的な加熱能力は比較的低くてもかまわない。
ここに，前記ヒートポンプ式給湯機で用いられる冷媒は，例えば炭酸ガス冷媒やＨＦＣ冷媒などである。前記炭酸ガス冷媒は，その冷媒の特性として水を高温（例えば９０℃程度）まで加熱することができる。一方，前記ＨＦＣ冷媒は，冷媒の特性上比較的低温（例えば６５℃程度）までしか水を加熱することができない。しかし，例えば空調用機器や温水暖房用機器などに用いた場合，エネルギ消費効率（ＣＯＰ）は，前記炭酸ガス冷媒を用いるよりも前記ＨＦＣ冷媒を用いる方が優れている。

一方，特許文献１には，ＣＯ₂冷媒（炭酸ガス冷媒の一例）が用いられたヒートポンプサイクル（以下「ＣＯ₂サイクル」という）と，Ｒ４１０Ａ冷媒（ＨＦＣ冷媒の一例）が用いられたヒートポンプサイクル（以下「Ｒ４１０Ａサイクル」という）とを併せ持つヒートポンプ式給湯システムが示されている。このヒートポンプ式給湯システムでは，給湯する温水の温度に応じて前記ＣＯ₂サイクル及び前記Ｒ４１０Ａサイクルのいずれか一方が稼働される。
特開２００５−８３５８５号公報

ところで，仮に前記ＣＯ₂サイクルを用いて前記瞬間給湯運転を行う場合には，その瞬間給湯運転において高い給湯性能（給湯温度や給湯量など）を得るために，該ＣＯ₂サイクルの圧縮機を高出力可能に構成して，瞬間的な高い加熱能力を得る必要がある。
しかしながら，前記ＣＯ₂冷媒は前記Ｒ４１０Ａ冷媒よりも高い圧力で圧縮されて用いられるため，該ＣＯ₂冷媒が循環される前記ＣＯ₂サイクルで用いられる圧縮機，室外熱交換器，水熱交換器をはじめとするサイクル関連部品には，前記Ｒ４１０Ａサイクルで用いられる圧縮機，室外熱交換器，水熱交換器をはじめとするサイクル関連部品よりも高い耐圧性能が要求される。そのため，前記ＣＯ₂サイクルの圧縮機を高出力可能に構成する場合には，前記Ｒ４１０Ａサイクルの圧縮機を高出力可能に構成する場合に比べて，圧縮機，室外熱交換器，水熱交換器をはじめとするサイクル関連部品のサイズ，材料の厚みが大きくなり，また，コストも高くなる。
従って，本発明は上記事情に鑑みてなされたものであり，その目的とするところは，瞬間給湯運転において瞬間的な高い加熱能力を得るための装置サイズの拡大やコストの増大をできる限り抑制することのできるヒートポンプ式給湯機を提供することにある。

上記目的を達成するために本発明は，第一の冷媒が少なくとも第一の圧縮機及び第一の膨張器を経て循環される第一のヒートポンプサイクルと，前記第一の冷媒よりも圧力が低い第二の冷媒が，少なくとも第二の圧縮機及び第二の膨張器を経て循環される第二のヒートポンプサイクルと，前記第一の冷媒及び／又は前記第二の冷媒と水との間で熱交換を行う水熱交換器と，前記水熱交換器で加熱された温水を貯留する貯湯タンクと，を備えてなり，前記第一のヒートポンプサイクルが，前記水熱交換器で加熱された温水を前記貯湯タンクに貯留する貯湯運転の実行時に稼働され，前記第二のヒートポンプサイクルが，前記水熱交換器で加熱された温水を所定の給湯口から給湯する瞬間給湯運転の実行時に稼働されてなることを特徴とするヒートポンプ式給湯機として構成される。ここに，例えば前記第一の冷媒は炭酸ガス冷媒であり，前記第二の冷媒はＨＦＣ冷媒である。
このような構成によれば，前記第一の冷媒よりも圧力が低い前記第二の冷媒が循環される前記第二のヒートポンプサイクルの前記第二の圧縮機を高出力可能に構成することで，前記瞬間給湯運転において瞬間的な高い加熱能力を得ることができる。したがって，前記第二の圧縮機よりも高い耐圧性能が要求される前記第一の圧縮機を高出力可能に構成する場合に比べて，装置サイズの拡大やコストの増大を抑制することができる。

また，前記第一の冷媒及び前記第二の冷媒と室外空気との間で熱交換を行う共通の室外空気熱交換器を更に備えてなる構成では，前記室外空気熱交換器において前記第二の冷媒と室外空気との間で熱交換が行われる熱交換面積が，前記第一の冷媒と室外空気との間で熱交換が行われる熱交換面積よりも大きい関係にあることが望ましい。具体的には，前記室外空気熱交換器内において前記第二の冷媒が流通する配管が，該室外空気熱交換器内において前記第一の冷媒が流通する配管よりも長いことが考えられる。
これにより，前記第二の圧縮機を高出力可能に構成した場合に，前記第二のヒートポンプサイクルによる瞬間的な加熱能力をより効果的に高めることができる。
また，前記水熱交換器が，前記第一の冷媒及び前記第二の冷媒と水との間で熱交換を行う共通の水熱交換器である構成では，前記水熱交換器において前記第二の冷媒と水との間で熱交換が行われる熱交換面積が，前記第一の冷媒と水との間で熱交換が行われる熱交換面積よりも大きい関係にあることが望ましい。具体的には，前記水熱交換器内において前記第二の冷媒が流通する配管が，該水熱交換器内において前記第一の冷媒が流通する配管よりも長いことが考えられる。
これにより，前記第二の圧縮機を高出力可能に構成した場合に，前記第二のヒートポンプサイクルによる瞬間的な加熱能力をより効果的に高めることができる。

ところで，前記瞬間給湯運転の実行時における前記第二のヒートポンプサイクルの加熱負荷が所定の大きさ以上である場合には，そのことを条件に，前記第一のヒートポンプサイクルを共に稼働することが望ましい。これにより，前記第二のヒートポンプサイクルの加熱負荷が，該第二のヒートポンプサイクルの加熱能力を超える場合に，その足りない分の加熱負荷を前記第一のヒートポンプサイクルに分散することができる。例えば，前記第二のヒートポンプサイクルが，空気調和機，風呂回路及び床暖房装置のいずれか一又は複数で兼用される構成であり，これらの稼働と前記瞬間給湯運転とが同時に実行され，前記第二のヒートポンプサイクルに所定の大きさ以上の加熱負荷が作用する場合に好適である。

本発明によれば，前記第一の冷媒よりも圧力が低い前記第二の冷媒が循環される前記第二のヒートポンプサイクルの前記第二の圧縮機を高出力可能に構成することで，前記瞬間給湯運転において瞬間的な高い加熱能力を得ることができる。したがって，前記第二の圧縮機よりも高い耐圧性能が要求される前記第一の圧縮機を高出力可能に構成する場合に比べて，装置サイズの拡大やコストの増大を抑制することができる。

以下添付図面を参照しながら，本発明の実施の形態について説明し，本発明の理解に供する。尚，以下の実施の形態は，本発明を具体化した一例であって，本発明の技術的範囲を限定する性格のものではない。
ここに，図１は本発明の実施の形態に係るヒートポンプ式給湯機Ｘの概略構成図である。
図１に示すように，前記ヒートポンプ式給湯機Ｘは，炭酸ガス冷媒の一例であるＣＯ₂冷媒（第一の冷媒の一例）が循環されるヒートポンプサイクル１（第一のヒートポンプサイクルの一例，以下「ＣＯ₂サイクル１」という）と，前記炭酸ガス冷媒よりも圧力が低いＨＦＣ冷媒の一例であるＲ４１０Ａ冷媒（第二の冷媒の一例）が循環されるヒートポンプサイクル２（第二のヒートポンプサイクルの一例，以下「Ｒ４１０Ａサイクル２」という）と，流水経路３０ａ〜３０ｉと，循環ポンプ３４と，前記ＣＯ₂サイクル１及び前記Ｒ４１０Ａサイクル２に共通の水熱交換器３２と，前期水熱交換器３２で加熱された温水を貯留する貯湯タンク３１と，前記ＣＯ₂サイクル１及び前記Ｒ４１０Ａサイクル２に共通の室外空気熱交換器１３と，流水切換弁４１〜４５と，風呂回路７と，を備えて概略構成されている。また，前記ヒートポンプ式給湯機Ｘは，ＣＰＵやＲＡＭ，ＲＯＭなどを有してなり，当該ヒートポンプ式給湯機Ｘを統括的に制御する不図示の制御部を備えている。

ここに，前記ＣＯ₂冷媒は，前記Ｒ４１０Ａ冷媒と異なる特性を持ち，冷媒の特性として水を高温（９０℃程度）まで加熱することができるが，エネルギ消費効率（ＣＯＰ）が比較的低い。また，前記Ｒ４１０Ａ冷媒は，前記ＣＯ₂冷媒と異なる特性を持ち，該ＣＯ₂冷媒に比べて水を低温（６５℃程度）までしか加熱することができないが，エネルギ消費効率（ＣＯＰ）は高いので，比較的低い沸上げ温度に適している。後述するように，前記ヒートポンプ式給湯機Ｘでは，前記ＣＯ₂冷媒が循環されるＣＯ₂サイクル１が主に貯湯運転で用いられ，前記Ｒ４１０Ａ冷媒が循環されるＲ４１０Ａサイクル２が主に瞬間給湯運転で用いられる。
なお，前記Ｒ４１０Ａ冷媒の他の例としては，例えばＲ４０７Ｃ／Ｅ，Ｒ４０４Ａ，Ｒ５０７Ａ，Ｒ１３４ａ等がある。また，前記ヒートポンプ式給湯機Ｘに用いられる二つの異なる冷媒は，炭酸ガス冷媒及びＨＦＣ冷媒に限られるものではなく，熱交換効率やエネルギ消費効率などの特性が異なる冷媒を用いればよい。

前記流水経路３０ａは，給水口から前記貯湯タンク３１，前記循環ポンプ３４，前記流水切換弁４１を経て流水経路３０ｃに続く水の流通経路であり，前記流水経路３０ｂは，給水口或いは流水経路３０ｆから前記流水切換弁４１を経て流水経路３０ｃに続く水の流通経路である。前記貯湯タンク３１の下層には給水口から供給された水が貯留され，上層には前記水熱交換器３２で加熱された高温の温水が貯留される。
また，前記流水経路３０ｃは，前記流水切換弁４１から前記水熱交換器３２に続く水の流通経路である。そして，前記水熱交換器３２から流出した水は，給湯口に続く流水経路３０ｄに流入する。
前記流水経路３０ｄは，該流水経路３０ｄ上に設けられた流水切換弁４２，４４，４５により，前記貯湯タンク３１に続く流水経路３０ｅ，前記風呂回路７の後述する風呂追焚用熱交換器７２が設けられた流水経路３０ｆ，前記風呂回路７の後述する浴槽７４へ続く流水経路３０ｇと接続されている。したがって，前記制御部によって前記流水切換弁４２，４４，４５が制御されることにより，前記流水経路３０ｄ上の水は，前記貯湯タンク３１や前記風呂追焚用熱交換器７２，前記浴槽７４に供給される。
なお，前記流水経路３０ｈは，前記貯湯タンク３１から前記流水切換弁４３を経て給湯口に続く水の流通経路，前記流通経路３０ｉは，給水口から前記流水切換弁４３を経て給湯口に続く水の流通経路である。

前記水熱交換器３２は，前記ＣＯ₂サイクル１及び前記Ｒ４１０Ａサイクル２に共通するものであって，前記ＣＯ₂サイクル１に循環されるＣＯ₂冷媒や前記Ｒ４１０Ａサイクル２に循環されるＲ４１０Ａ冷媒と，前記流水経路３０ｃ上を流れる水との間で熱交換を行うものである。
例えば，前記水熱交換器３２は，該水熱交換器３２内に設けられて前記ＣＯ₂冷媒が流通する配管１４と前記流水経路３０ｃ上に設けられて水が流通する配管３３，前記Ｒ４１０Ａ冷媒が流通する配管２５と前記配管３３が共に接触するように構成されている。これにより，前記水熱交換器３２では，前記ＣＯ₂サイクル１の稼働時には前記ＣＯ₂冷媒と前記流水経路３０ｃ上を流れる水との間，前記Ｒ４１０Ａサイクル２の稼働時には前記Ｒ４１０Ａ冷媒と前記流水経路３０ｃ上を流れる水との間，前記ＣＯ₂サイクル１及び前記Ｒ４１０Ａサイクル２の稼働時には前記ＣＯ₂冷媒及び前記Ｒ４１０Ａ冷媒と前記流水経路３０ｃ上を流れる水との間で熱交換が行われ，該流水経路３０ｃ上の水が加熱される。従って，前記ヒートポンプ式給湯機Ｘでは，前記ＣＯ₂サイクル１及び前記Ｒ４１０Ａサイクル２を同時に稼働させることにより，個々の加熱能力以上の加熱能力を発揮することができる。
ここで，前記水熱交換器３２は，前記Ｒ４１０Ａ冷媒と水との間で熱交換が行われる熱交換面積が，前記ＣＯ₂冷媒と水との間で熱交換が行われる熱交換面積よりも大きくなるように設計されている。即ち，前記水熱交換器３２における水との熱交換能力は，前記ＣＯ₂冷媒よりも前記Ｒ４１０Ａ冷媒の方が高い。例えば，前記水熱交換器３２において前記Ｒ４１０Ａ冷媒が流通する冷媒配管が，前記ＣＯ₂冷媒冷媒が流通する冷媒配管よりも長く設計されることが考えられる。このように，低圧サイクル（Ｒ４１０Ａサイクル２）の熱交換能力を高くするほうが，高圧サイクル（ＣＯ₂サイクル１）の熱交換能力を高くするよりも，各部品の設計圧力を低くできるため，コストの増大を抑制できる。

また，前記室外空気熱交換器１３は，前記ＣＯ₂サイクル１及び前記Ｒ４１０Ａサイクル２に共通するものであって，前記ＣＯ₂サイクル１に循環されるＣＯ₂冷媒や前記Ｒ４１０Ａサイクル２に循環されるＲ４１０Ａ冷媒と室外空気との間で熱交換を行うことにより該ＣＯ₂冷媒や該Ｒ４１０Ａ冷媒を加熱或いは冷却するものである。
ここで，前記室外空気熱交換器１３は，前記Ｒ４１０Ａ冷媒と室外空気との間で熱交換が行われる熱交換面積が，前記ＣＯ₂冷媒と室外空気との間で熱交換が行われる熱交換面積よりも大きくなるように設計されている。即ち，前記室外空気熱交換器１３における室外空気との熱交換能力は，前記ＣＯ₂冷媒よりも前記Ｒ４１０Ａ冷媒の方が高い。例えば，前記室外空気熱交換器１３において前記Ｒ４１０Ａ冷媒が流通する冷媒配管が，前記ＣＯ₂冷媒冷媒が流通する冷媒配管よりも長く設計されることが考えられる。

前記風呂回路７は，前記流水経路３０ｆ上に設けられた風呂追焚用熱交換器７２及び循環ポンプ７１と，前記流水経路３０ｇ上に設けられた浴槽７４と，該浴槽７４，前記風呂追焚用熱交換器７２及び循環ポンプ７３を順に接続する風呂水追焚経路７５と，を有して構成されている。
前記風呂回路７では，前記制御部によって前記流水切換弁４５が制御されることにより，前記水熱交換器３２で加熱されて前記流水経路３０ｄ上を流れる温水が前記浴槽７４に供給される。
また，前記風呂回路７では，前記制御部によって前記循環ポンプ７１及び前記循環ポンプ７３が駆動され，前記流水切換弁４４が制御されることにより，前記流水切換弁４４から前記風呂追焚用熱交換器７２に流入する温水と，前記浴槽７４から前記風呂水追焚経路７５を経て前記風呂追焚用熱交換器７２流入する風呂水との間で熱交換が行われる。即ち，前記風呂回路７では，前記水熱交換器３２で加熱されて前記流水経路３０ｄ上を流れる温水を熱媒体として，前記浴槽７４に貯留された風呂水が加熱（追い焚き）される。なお，前記風呂回路７に換えて，床暖房装置や浴室乾燥機などの加熱手段を用いることも他の実施例として考えられる。

次に，前記ＣＯ₂サイクル１及び前記Ｒ４１０Ａサイクル２各々の構成について説明する。
前記ＣＯ₂サイクル１は，圧縮機１１，前記水熱交換器３２，膨張器１２，前記室外空気熱交換器１３及び前記圧縮機１１を順に接続する冷媒循環経路１０を有して構成されている。ここで，前記圧縮機１１では，前記ＣＯ₂冷媒が，前記Ｒ４１０Ａ冷媒よりも高い圧力で圧縮されて吐出される。
前記冷媒循環経路１０では，前記制御部（不図示）によって前記圧縮機１１が駆動されることにより，前記ＣＯ₂冷媒が図示する矢印方向に循環される。これにより，前記ＣＯ₂サイクル１では，前記圧縮機１１において圧縮して吐出された高温高圧の前記ＣＯ₂冷媒が，前記水熱交換器３２において前記流水経路３０ｃ上を流れる水と熱交換されて冷却された後，前記膨張器１２において膨張する。その後，前記膨張器１２で膨張した低温低圧の前記ＣＯ₂冷媒は，前記室外空気熱交換器１３において室外空気と熱交換されて吸熱し気化した後，再度前記圧縮機１１に流入する。なお，前記水熱交換器３２における前記ＣＯ₂冷媒と水との流通方向が反対であるため，該ＣＯ₂冷媒と水との熱交換は効率的に行われる。

一方，前記Ｒ４１０Ａサイクル２は，前記Ｒ４１０Ａ冷媒が循環される冷媒循環経路８１〜８３を有して構成されている。
前記冷媒循環経路８１は，圧縮機２１，四方弁２４，冷媒切換弁５１，５２，前記水熱交換器３２，膨張器２２ａ，冷媒切換弁５３，５４，前記室外空気熱交換器１３，冷媒切換弁５６，前記四方弁２４及び前記圧縮機２１を順に接続するものである。
前記圧縮機２１では，前記Ｒ４１０Ａ冷媒が前記ＣＯ₂冷媒よりも低い圧力で圧縮されて吐出される。
他方，前記圧縮機２１の出力は，前記圧縮機１１に比べて高出力可能に構成されている。このように，前記圧縮機２１を高出力可能に構成することにより，前記Ｒ４１０Ａサイクル２における瞬間的な加熱能力を高めることができる。例えば，後述する瞬間給湯運転や冷暖房運転において高い加熱能力を発揮して，高い給湯性能や冷暖房性能を得ることができる。
ところで，前記圧縮機１１を高出力可能に構成しているが，前記圧縮機２１に要求される耐圧性能は，前記圧縮機１１に要求される耐圧性能よりも低いため，該圧縮機１１を高出力可能に構成する場合に比べて，当該ヒートポンプ式給湯機Ｘのサイズの拡大やコストの増大は抑制されている。

前記冷媒循環経路８１では，前記圧縮機２１において圧縮して吐出された高温高圧の前記Ｒ４１０Ａ冷媒が，前記四方弁２４及び前記冷媒切換弁５１，５２を経て前記水熱交換器３２に達する。そして，前記Ｒ４１０Ａ冷媒は，前記水熱交換器３２において前記流水経路３０ｃ上を流れる水と熱交換されて冷却される。その後，前記Ｒ４１０Ａ冷媒は，前記膨張器２２ａにおいて膨張する。そして，前記膨張器２２ａで膨張した低温低圧の前記Ｒ４１０Ａ冷媒は，前記冷媒切換弁５３，５４を経て前記室外空気熱交換器１３において室外空気と熱交換されて吸熱し気化した後，前記冷媒切換弁５６，前記四方弁２４を経て再度前記圧縮機２１に流入する。
前記Ｒ４１０Ａサイクル２では，前記のように前記Ｒ４１０Ａ冷媒が前記冷媒循環経路８１に循環されることにより，前記流水経路３０ｃ上を矢印方向に流れる水が，前記水熱交換器３２における前記Ｒ４１０Ａ冷媒との熱交換によって６５℃程度まで加熱される。なお，前記水熱交換器３２における前記Ｒ４１０Ａ冷媒と水との流通方向が反対であるため，該Ｒ４１０Ａ冷媒と水との熱交換は効率的に行われる

また，前記冷媒循環経路８２は，前記圧縮機２１，前記四方弁２４，前記冷媒切換弁５６，５２，前記水熱交換器３２，前記膨張器２２ａ，前記冷媒切換弁５３，５５，室内空気熱交換器４，前記冷媒切換弁５１，前記四方弁２４及び前記圧縮機２１を順に接続するものである。前記冷媒循環経路８２は，給湯と冷房とを同時に行う場合に用いられる。
前記室内空気熱交換器４は，室内の冷暖房を行う空気調和機（不図示）に設けられ，前記Ｒ４１０Ａサイクル２に循環される前記Ｒ４１０Ａ冷媒と室内空気との間で熱交換を行うことにより室内空気を加熱或いは冷却するものである。
前記冷媒循環経路８２では，前記圧縮機２１において圧縮して吐出された高温高圧の前記Ｒ４１０Ａ冷媒が，前記四方弁２４及び前記冷媒切換弁５６，５２を経て前記水熱交換器３２に達する。そして，前記Ｒ４１０Ａ冷媒は，前記水熱交換器３２において前記流水経路３０ｅ上を流れる水と熱交換されて冷却される。その後，前記Ｒ４１０Ａ冷媒は，前記膨張器２２ａにおいて膨張する。そして，前記膨張器２２ａで膨張した低温低圧の前記Ｒ４１０Ａ冷媒は，前記冷媒切換弁５３，５５を経て前記室内空気熱交換器４において室内空気と熱交換されて吸熱し気化した後，前記冷媒切換弁５１，前記四方弁２４を経て再度前記圧縮機２１に流入する。
前記Ｒ４１０Ａサイクル２では，前記のように前記Ｒ４１０Ａ冷媒が前記冷媒循環経路８２に循環されることにより，前記流水経路３０ｃ上を矢印方向に流れる水が，前記水熱交換器３２における前記Ｒ４１０Ａ冷媒との熱交換によって６５℃程度まで加熱される。なお，前記水熱交換器３２における前記Ｒ４１０Ａ冷媒と水との流通方向が反対であるため，該Ｒ４１０Ａ冷媒と水との熱交換は効率的に行われる。
また，前記室内空気熱交換器４では，前記Ｒ４１０Ａ冷媒と室内空気との間の熱交換より室内空気が冷却されるため，室内の冷房が実現される。即ち，前記冷媒循環経路８２では，前記室外空気熱交換器１３を用いることなく，前記室内空気熱交換器４における冷房の排熱を利用して給湯を行うことが可能である。

一方，前記冷媒循環経路８３は，前記圧縮機２１，前記四方弁２４，前記冷媒切換弁５１，前記室内空気熱交換器４，前記冷媒切換弁５５，膨張器２２ｂ，前記冷媒切換弁５４，前記室外空気熱交換器１３，前記冷媒切換弁５６，前記四方弁２４及び前記圧縮機２１を順に接続するものである。
前記Ｒ４１０Ａサイクル２では，前記Ｒ４１０Ａ冷媒が前記冷媒循環経路８３において図示する実線矢印方向に循環されることにより暖房運転が行われ，図示する破線矢印方向に循環されることにより冷房運転が行われる。以下，具体的に説明する。

（１）暖房運転について
ユーザにより前記ヒートポンプ式給湯機Ｘに対して，不図示の操作部から暖房運転の開始が要求されると，該ヒートポンプ式給湯機Ｘでは，前記制御部（不図示）によって前記圧縮機２１及び前記四方弁２４が制御され，前記Ｒ４１０Ａサイクル２の冷媒循環経路８３において前記Ｒ４１０Ａ冷媒の実線矢印方向の循環が開始される。このとき，前記四方弁２４内部では図示する実線経路が確立されている。
具体的には，前記圧縮機２１において圧縮して吐出された高温高圧の前記Ｒ４１０Ａ冷媒が，前記四方弁２４及び前記冷媒切換弁５１を経て前記室内空気熱交換器４に達する。そして，前記Ｒ４１０Ａ冷媒は，前記室内空気熱交換器４において室内の空気と熱交換されて冷却される。その後，前記Ｒ４１０Ａ冷媒は，前記冷媒切換弁５５を経て前記膨張器２２ｂにおいて膨張する。そして，前記膨張器２２ｂにおいて膨張した低温低圧の前記Ｒ４１０Ａ冷媒は，前記冷媒切換弁５４を経て前記室外空気熱交換器１３において室外空気と熱交換されて吸熱し気化した後，前記四方弁２４を経て再度前記圧縮機２１に流入する。
前記Ｒ４１０Ａサイクル２では，前記のように前記Ｒ４１０Ａ冷媒が前記冷媒循環経路８３において実線矢印方向に循環されることにより，室内の空気が，前記室内空気熱交換器４における前記Ｒ４１０Ａ冷媒との熱交換によって加熱される。即ち，前記ヒートポンプ式給湯機Ｘによって暖房が実現される。

（２）冷房運転について
また，ユーザにより前記ヒートポンプ式給湯機Ｘに対して，不図示の操作部から冷房運転の開始が要求されると，該ヒートポンプ式給湯機Ｘでは，前記制御部（不図示）によって前記圧縮機２１及び前記四方弁２４が制御され，前記Ｒ４１０Ａサイクル２の冷媒循環経路８３において前記Ｒ４１０Ａ冷媒の破線矢印方向の循環が開始される。このとき，前記四方弁２４内部では図示する破線経路が確立されている。
具体的には，前記圧縮機２１において圧縮して吐出された高温高圧の前記Ｒ４１０Ａ冷媒が，前記四方弁２４，前記冷媒切換弁５６を経て前記室外空気熱交換器１３に達する。そして，前記Ｒ４１０Ａ冷媒は，前記室外空気熱交換器１３において室外空気と熱交換されて冷却される。その後，前記Ｒ４１０Ａ冷媒は，前記冷媒切換弁５４を経て前記膨張器２２ｂにおいて膨張する。そして，前記膨張器２２ｂにおいて膨張した低温低圧の前記Ｒ４１０Ａ冷媒は，前記冷媒切換弁５５を経て前記室内空気熱交換器４において室内空気と熱交換されて吸熱し気化した後，前記前記冷媒切換弁５１，前記四方弁２４を経て再度前記圧縮機２１に流入する。
前記Ｒ４１０Ａサイクル２では，前記のように前記Ｒ４１０Ａ冷媒が前記冷媒循環経路８３において破線矢印方向に循環されることにより，室内の空気が，前記室内空気熱交換器４における前記Ｒ４１０Ａ冷媒との熱交換によって冷却される。即ち，前記ヒートポンプ式給湯機Ｘによって冷房が実現される。

また，当該ヒートポンプ式給湯機Ｘでは，前記制御部（不図示）によって前記各構成要素が制御されることにより，給水口から供給された水を前記水熱交換器３２によって加熱して給湯口から直接給湯する瞬間給湯運転や，前記貯湯タンク３１から供給された水を前記水熱交換器３２によって加熱して前記貯湯タンク３１に還流する貯湯運転が行われる。
本発明の実施の形態に係る前記ヒートポンプ式給湯機Ｘでは，前記ＣＯ₂サイクル１が主に前記貯湯運転に用いられ，前記Ｒ４１０Ａサイクル２が主に前記瞬間給湯運転に用いられる。以下，前記貯湯運転及び前記瞬間給湯運転について説明する。

（１）貯湯運転について
前記貯湯運転では瞬間的な高い加熱能力が要求されず，徐々に前記貯留タンク３１内の水を加熱すればよいため，該貯湯運転の実行時には前記ＣＯ₂サイクル１が前記制御部によって稼働される。これにより，前記ＣＯ₂サイクル１に前記ＣＯ₂冷媒が循環される。
そして，前記制御部によって前記循環ポンプ３４が駆動され，前記流水切換弁４１及び４２が制御されることにより，前記貯湯タンク３１から供給された水が前記流水経路３０ａ，３０ｃ，３０ｄ，前記貯湯タンク３１の順に温水が循環される。これにより，前記流水経路３０ｃ上の前記水熱交換器３２における前記ＣＯ₂冷媒との熱交換によって加熱された温水が，前記貯湯タンク３１に貯留される。このとき，前記貯湯タンク３１に貯留される温水は，前記ＣＯ₂冷媒との熱交換によって加熱された例えば９０℃程度の高温の温水であるため，該貯湯タンク３１のサイズを小さくすることができる。

（２）瞬間給湯運転について
一方，前記瞬間給湯運転では，十分な給湯温度や給湯量を得るために瞬間的な高い加熱能力が要求されるため，高出力可能な前記圧縮機２１が設けられた前記Ｒ４１０Ａサイクル２が稼働される。これにより，前記Ｒ４１０Ａサイクル２の前記冷媒循環経路８１に前記Ｒ４１０Ａ冷媒が循環される。
そして，前記制御部によって前記流水切換弁４１及び４２が制御されることにより，前記給水口から供給された水が前記流水経路３０ｂ，３０ｃ，３０ｄ，前記給湯口の順に流通される。これにより，前記流水経路３０ｃ上の前記水熱交換器３２における前記Ｒ４１０Ａ冷媒との熱交換によって加熱された温水が前記給湯口から直接給湯される。このとき，前記Ｒ４１０Ａサイクル２の圧縮機２１は，前記ＣＯ₂サイクル１の圧縮機１１に比べて高出力が可能であるため，高い加熱能力を発揮することができる。
しかも，前述したように，前記圧縮機２１に要求される耐圧性能は，前記圧縮機１１に要求される耐圧性能よりも低くてよいため，該圧縮機１１を高出力可能に構成する場合に比べて，装置サイズの拡大やコストの増大を抑制することができ，ひいては当該ヒートポンプ式給湯機Ｘのサイズ拡大やコスト増大を抑制することができる。

但し，前記瞬間給湯運転が開始してからの一定時間は，前記水熱交換器３２による加熱量が十分得られない。そのため，前記瞬間給湯運転の開始からある程度の時間が経過するまでの間は，前記貯湯タンク３１に貯留された温水が，前記流水経路３０ｈを経て流水切換弁４３において，前記給水口から前記流水経路３０ｉを経て供給される水と混合されて温度調節された後，前記給湯口に供給される。これにより，前記給湯口から瞬時に温水を給湯することが可能である。そして，前記水熱交換器３２によって水を十分に加熱することが可能となった時点で，前記貯湯タンク３１からの給水は停止され，その後は前記瞬間給湯運転が行われる。なお，前記貯湯タンク３１に貯留された高温の温水を前記給水口から供給される水と混合することなく，そのまま給湯することも可能である。

また，前記ヒートポンプ式給湯機Ｘでは，前記瞬間給湯運転と前記冷暖房運転とを同時に実行することも可能である。
（１）暖房と瞬間給湯との同時運転について
暖房と瞬間給湯との同時運転時，前記Ｒ４１０Ａサイクル２では，前記制御部（不図示）によって前記圧縮機２１，前記四方弁２４及び前記冷媒切換弁５１〜５６が制御されることにより，前記Ｒ４１０Ａ冷媒が図１に示す実線矢印方向に循環される。
具体的には，前記冷媒循環経路８１では，前記Ｒ４１０Ａ冷媒が，圧縮機２１，四方弁２４，冷媒切換弁５１，冷媒切換弁５２，水熱交換器３２，膨張器２２ａ，冷媒切換弁５３，冷媒切換弁５４，室外空気熱交換器１３，冷媒切換弁５６，四方弁２４，圧縮機２１の順に循環される。これにより，前記水熱交換器３２において前記流水経路３０ｂ上を流れる水が加熱される。
一方，前記冷媒循環経路８３では，前記Ｒ４１０Ａ冷媒が，圧縮機２１，四方弁２４，冷媒切換弁５１，室内空気熱交換器４，冷媒切換弁５５，膨張器２２ｂ，冷媒切換弁５４，室外空気熱交換器１３，冷媒切換弁５６，四方弁２４，圧縮機２１の順に循環される。これにより，前記室内空気熱交換器４において室内空気が加熱されて暖房が行われる。
このように，前記Ｒ４１０Ａサイクル５では，前記冷媒切換弁５１で前記Ｒ４１０Ａ冷媒を分配することによって暖房と瞬間給湯とが同時に行われる。

（２）冷房と瞬間給湯の同時運転について
冷房と瞬間給湯との同時運転時，前記Ｒ４１０Ａサイクル２では，前記制御部（不図示）によって前記圧縮機２１，前記四方弁２４及び前記冷媒切換弁５１〜５６が制御されることにより，前記Ｒ４１０Ａ冷媒が図１に示す破線矢印方向に循環される。
具体的には，前記冷媒循環経路８１では，前記Ｒ４１０Ａ冷媒が，圧縮機２１，四方弁２４，冷媒切換弁５６，５２，水熱交換器３２，膨張器２２ａ，冷媒切換弁５３，冷媒切換弁５５，室内空気熱交換器４，冷媒切換弁５１，四方弁２４，圧縮機２１の順に循環される。これにより，前記水熱交換器３２において前記流水経路３０ｂ上を流れる水が加熱される。
一方，前記冷媒循環経路８３では，前記Ｒ４１０Ａ冷媒が，圧縮機２１，四方弁２４，冷媒切換弁５６，室外空気熱交換器１３，冷媒切換弁５４，膨張器２２ｂ，冷媒切換弁５５，室内空気熱交換器４，冷媒切換弁５１，四方弁２４，圧縮機２１の順に循環される。これにより，前記室内空気熱交換器４において室内空気が冷却されて冷房が行われる。
このように，前記Ｒ４１０Ａサイクル２では，前記冷媒切換弁５６で前記Ｒ４１０Ａ冷媒を分配することによって冷房と瞬間給湯とが同時に行われる。

ここで，前記のように前記Ｒ４１０Ａサイクル２を用いて瞬間給湯運転と冷暖房運転とが同時に実行される場合には，前記Ｒ４１０Ａサイクル２の加熱能力が分散して用いられるため，十分な給湯温度や給湯量を得ることができないおそれがある。
そこで，前記ヒートポンプ式給湯機Ｘでは，前記瞬間給湯運転においては，前記Ｒ４１０Ａサイクル２が優先的に用いられるが，例えば瞬間給湯運転と冷暖房運転とが同時に実行される場合など，前記Ｒ４１０Ａサイクル２の加熱負荷が，瞬間給湯運転において十分な給湯温度や給湯量を得ることができない所定の加熱負荷よりも高い場合には，前記制御部（不図示）によって前記ＣＯ₂サイクル１の圧縮機１１の駆動が制御されて，前記ＣＯ₂サイクル１における前記ＣＯ₂冷媒の循環が開始される。即ち，前記Ｒ４１０Ａサイクル２と前記ＣＯ₂サイクル１とが同時に稼働される。なお，前記Ｒ４１０Ａ冷媒と前記ＣＯ₂冷媒とを同時に稼働させるか否かの判断は，例えば前記冷暖房の設定温度と室内温度との差や，前記瞬間給湯の給湯温度や給湯量などに基づいて前記制御部によって行われる。
これにより，前記水熱交換器３２では，前記Ｒ４１０Ａ冷媒と前記ＣＯ₂冷媒との両方で水が加熱されることとなる。即ち，前記Ｒ４１０Ａサイクル１における瞬間給湯と冷暖房の同時運転時の水の加熱効率の低下は，前記ＣＯ₂サイクル１に循環される前記ＣＯ₂冷媒と水との熱交換によって補われる。したがって，前記Ｒ４１０Ａサイクル２において瞬間給湯と冷暖房とを同時に行う際に，十分な給湯温度や給湯量を得ることができる。
また，本実施の形態では前記瞬間給湯運転と前記冷暖房運転とが同時に実行される場合を例に挙げて説明したが，例えば前記風呂回路７の稼働状況に応じて前記Ｒ４１０Ａ冷媒と前記ＣＯ₂冷媒との両方を稼働するか否かを判断してもよい。さらに，前記Ｒ４１０Ａサイクル２が，不図示の床暖房装置や浴室乾燥機などに兼用される場合には，それらの稼働状況に応じても前記Ｒ４１０Ａサイクル２の加熱負荷が異なるため，これらの稼働状況をも考慮して前記Ｒ４１０Ａ冷媒と前記ＣＯ₂冷媒との両方を稼働するか否かを判断することが望ましい。

本発明の実施の形態に係るヒートポンプ式給湯機Ｘの概略構成図。

符号の説明

１…ヒートポンプサイクル（第一のヒートポンプサイクルの一例）
２…ヒートポンプサイクル（第二のヒートポンプサイクルの一例）
４…室内空気熱交換器
７…風呂回路
１１，２１…圧縮機
１２，２２ａ，２２ｂ…膨張器
１３…室外空気熱交換器
２４…四方弁
３０ａ〜３０ｉ…流水経路
３１…貯湯タンク
３２…水熱交換器
３４…循環ポンプ
４１〜４５…流水切換弁
５１〜５６…冷媒切換弁
８１〜８３…冷媒循環経路

Claims

第一の冷媒が少なくとも第一の圧縮機及び第一の膨張器を経て循環される第一のヒートポンプサイクルと，
前記第一の冷媒よりも圧力が低い第二の冷媒が，少なくとも第二の圧縮機及び第二の膨張器を経て循環される第二のヒートポンプサイクルと，
前記第一の冷媒及び／又は前記第二の冷媒と水との間で熱交換を行う水熱交換器と，
前記水熱交換器で加熱された温水を貯留する貯湯タンクと，
前記第一の冷媒及び前記第二の冷媒と室外空気との間で熱交換を行う共通の室外空気熱交換器と，
を備えてなり，
前記第一のヒートポンプサイクルが，前記水熱交換器で加熱された温水を前記貯湯タンクに貯留する貯湯運転の実行時に稼働され，
前記第二のヒートポンプサイクルが，前記水熱交換器で加熱された温水を所定の給湯口から給湯する瞬間給湯運転の実行時に稼働され，
前記室外空気熱交換器において前記第二の冷媒と室外空気との間で熱交換が行われる熱交換面積が，前記第一の冷媒と室外空気との間で熱交換が行われる熱交換面積よりも大きい関係にあることを特徴とするヒートポンプ式給湯機。
第一の冷媒が少なくとも第一の圧縮機及び第一の膨張器を経て循環される第一のヒートポンプサイクルと，
前記第一の冷媒よりも圧力が低い第二の冷媒が，少なくとも第二の圧縮機及び第二の膨張器を経て循環される第二のヒートポンプサイクルと，
前記第一の冷媒及び／又は前記第二の冷媒と水との間で熱交換を行う水熱交換器と，
前記水熱交換器で加熱された温水を貯留する貯湯タンクと，
を備えてなり，
前記第一のヒートポンプサイクルが，前記水熱交換器で加熱された温水を前記貯湯タンクに貯留する貯湯運転の実行時に稼働され，
前記第二のヒートポンプサイクルが，前記水熱交換器で加熱された温水を所定の給湯口から給湯する瞬間給湯運転の実行時に稼働され，
前記水熱交換器が，前記第一の冷媒及び前記第二の冷媒と水との間で熱交換を行う共通の水熱交換器であって，
前記水熱交換器において前記第二の冷媒と水との間で熱交換が行われる熱交換面積が，前記第一の冷媒と水との間で熱交換が行われる熱交換面積よりも大きい関係にあることを特徴とするヒートポンプ式給湯機。
第一の冷媒が少なくとも第一の圧縮機及び第一の膨張器を経て循環される第一のヒートポンプサイクルと，
前記第一の冷媒よりも圧力が低い第二の冷媒が，少なくとも第二の圧縮機及び第二の膨張器を経て循環される第二のヒートポンプサイクルと，
前記第一の冷媒及び／又は前記第二の冷媒と水との間で熱交換を行う水熱交換器と，
前記水熱交換器で加熱された温水を貯留する貯湯タンクと，
前記第一の冷媒及び前記第二の冷媒と室外空気との間で熱交換を行う共通の室外空気熱交換器と，
を備えてなり，
前記第一のヒートポンプサイクルが，前記水熱交換器で加熱された温水を前記貯湯タンクに貯留する貯湯運転の実行時に稼働され，
前記第二のヒートポンプサイクルが，前記水熱交換器で加熱された温水を所定の給湯口から給湯する瞬間給湯運転の実行時に稼働され，
前記室外空気熱交換器において前記第二の冷媒と室外空気との間で熱交換が行われる熱交換面積が，前記第一の冷媒と室外空気との間で熱交換が行われる熱交換面積よりも大きい関係にあり，
前記水熱交換器が，前記第一の冷媒及び前記第二の冷媒と水との間で熱交換を行う共通の水熱交換器であって，
前記水熱交換器において前記第二の冷媒と水との間で熱交換が行われる熱交換面積が，前記第一の冷媒と水との間で熱交換が行われる熱交換面積よりも大きい関係にあることを特徴とするヒートポンプ式給湯機。