JP5166385B2 - 空調給湯システム - Google Patents

Description

本発明は、空調給湯システムに係り、特に、冷房と暖房とを切替えて行う空調用冷媒回路と、貯湯を行う給湯用冷媒回路とが中間熱交換器を介して接続した二元冷凍サイクルを備える空調給湯システムに好適なものである。

二温度差を利用してエゼクタを駆動する技術としては、特開２００１−１４７０５０号公報（特許文献１）に示されるような技術がある。

特開２００１−１４７０５０号公報に記載されている技術は、圧縮機、凝縮器、冷媒を第１圧力に減圧させる冷凍室用膨張手段、冷媒を第２圧力に減圧させる冷蔵室用膨張手段、前記冷凍室用膨張手段により膨張した冷媒を気化させて冷凍室に供給される空気を第１温度に冷却する冷凍室用蒸発器と、前記冷蔵室用膨張手段により膨張した冷媒を気化させて冷蔵室に供給される空気を第２温度に冷却させる冷蔵室用蒸発器とを備え、前記冷凍室用蒸発器及び冷蔵室用蒸発器をそれぞれ経由した冷媒をエゼクタによって混合して圧力を上昇させた後、圧縮機に吐出させる技術である。

この技術は、冷蔵庫の冷凍室と冷蔵室といった二温度の蒸発器間でエゼクタを動作させる技術であり、冷媒を第１圧力に減圧させる冷凍用膨張手段と、冷媒を第２圧力に減圧させる冷蔵室用膨張手段と、空気を第１温度に冷却する冷凍室用蒸発器と、空気を第２温度に冷蔵室用蒸発器を備えている。このため、各熱交換器の温度レベルは、凝縮器 > 冷蔵用蒸発器 > 冷凍用蒸発器となり、エゼクタを駆動させる冷蔵室用蒸発器の温度が凝縮器温度よりも低い場合においてもエゼクタを駆動させる事ができる。

特開２００１−１４７０５０号公報

ところで、空調装置は冷房運転と暖房運転を行う必要があるため、冷媒の循環方向が逆転した場合においても同等の効果を発揮しなければならない。しかしながら、上記従来の技術では、冷媒の流動方向が逆転した場合においては、エゼクタの効果を発揮させる事が困難になるといった課題を有している。

本発明は、かかる実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、冷房運転、暖房運転いずれにおいてもエゼクタの効果を発揮する事ができ、空調用冷媒回路の消費電力を低減する事ができる空調給湯システムを提供することにある。

上記した課題を解決するために、本発明は、冷房運転と暖房運転とを切替えて運転を行う空調用冷媒回路(１０)と、給湯を行う給湯用冷媒回路(２０)と、室内の空調を行う空調用液循環回路(３０)を備え、前記空調用冷媒回路(１０)と前記給湯用冷媒回路(２０)との間で熱交換を行う中間熱交換器(９０)と、前記空調用冷媒回路(１０)と前記空調用液循環回路(３０)との間で熱交換を行うための空調用利用側第１熱交換器(１７ａ)および空調用利用側第２熱交換器(１７ｂ)とを有する空調給湯システムであって、前記空調用冷媒回路(１０)は、エゼクタ(１８)の吐出部(１８ｃ)、空調用圧縮機(１１)、冷媒循環方向を変更するための第２四方弁(１２ｂ)、前記中間熱交換器(９０)、前記空調用利用側第２熱交換器(１７ｂ)、エゼクタ(１８)のノズル部(１８ａ)を順次、冷媒配管で接続して構築された空調用高温側冷媒回路と、前記エゼクタ(１８)の吐出部(１８ｃ)、前記空調用圧縮機(１１)、冷媒循環方向を変更するための第１四方弁(１２ａ)、外気と熱交換を行う空調用熱源側熱交換器(１３ａ)、空調用熱源側膨張弁(１４)、空調用利用側膨張弁(１６)、空調用利用側第１熱交換器(１７ａ)、前記エゼクタ(１８)の吸引部（１８ｂ）を順次、冷媒配管を用いて接続して構築された空調用低温側冷媒回路との２つからなり、前記中間熱交換器(９０)と前記空調用利用側第２熱交換器(１７ｂ)とを接続する前記空調用高温側冷媒回路の冷媒配管に、前記空調用熱源側膨張弁(１４)と前記空調用利用側膨張弁(１６)とを接続する前記空調用低温側冷媒回路の冷媒配管を合流させて、前記空調用高温側冷媒回路と前記空調用低温側冷媒回路の両方から冷媒が流れる共通冷媒回路を形成すると共に、前記共通冷媒回路に冷媒を減圧するための空調用膨張弁(１５)を組み込んだことを特徴とするものである。

また、本発明の空調給湯システムは、上記構成において、温冷熱源を用いて前記空調用冷媒回路(１０)及び前記給湯用冷媒回路(２０)に放熱または吸熱を行う熱源用液循環回路(５０)をさらに備え、前記中間熱交換器(９０)は、前記空調用冷媒回路(１０)と前記給湯用冷媒回路(２０)と前記熱源用液循環回路(５０)との間で熱交換を行うものである事を特徴としている。

また、本発明の空調給湯システムは、上記構成において、前記中間熱交換器(９０)は、前記給湯用冷媒回路(２０)を流れる冷媒の熱を吸放熱するための伝熱管と、前記空調用冷媒回路(１０)を流れる冷媒の熱を吸放熱するための伝熱管とが物理的に接触して熱交換を行う構成をなす事を特徴としている。

また、本発明の空調給湯システムは、上記構成において、前記空調用熱源側熱交換器(１３ａ)を流れる冷媒と前記中間熱交換器(９０)を流れる冷媒とで熱交換が可能となるように前記空調用熱源側熱交換器(１３ａ)と前記中間熱交換器(９０)とは近接して設けられている事を特徴としている。

また、本発明の空調給湯システムは、上記構成において、前記第１四方弁と前記第２四方弁の開閉動作を同期させて冷房及び暖房運転を行う事を特徴としている。

また、本発明の空調給湯システムは、上記構成において、暖房運転時には、前記空調用膨張弁(１５)の開度を前記熱源用液循環回路(５０)の液温に基づいて制御し、前記空調用熱源側膨張弁(１４)の開度を室外空気温度に基づいて制御する事を特徴としている。

また、本発明の空調給湯システムは、上記構成において、冷房運転時には、前記空調用膨張弁(１５)の開度を室内外温度差に基づいて制御し、前記空調用利用側膨張弁(１６)の開度を除湿量に基づいて制御する事を特徴としている。

また、本発明の空調給湯システムは、上記構成において、前記空調用圧縮機(１１)の吐出口から前記空調用高温側冷媒回路と前記空調用低温側冷媒回路とに分岐する分岐部には冷媒の流路を選択的に切替えるための空調用制御弁(１９)が組み込まれている事を特徴としている。

また、本発明の空調給湯システムは、上記構成において、前記エゼクタ(１８)は、そのノズル部(１８ａ)の断面積を変更する（ノズル部の開度を変更する）事によって流動抵抗を変更する事が可能である事を特徴としている。

また、本発明の空調給湯システムは、上記構成において、温冷熱源を用いて前記給湯用冷媒回路（２０）に放熱または吸熱を行う給湯用液循環回路(４０)をさらに備え、前記給湯用冷媒回路(２０)は、給湯用圧縮機(２１)の吐出口と、前記給湯用液循環回路４０)と熱交換を行う給湯用利用側熱交換器(２２)と、冷媒を減圧するための給湯用膨張弁(２３)と、前記中間熱交換器(９０)と、前記給湯用圧縮機(２１)の吸込口とを冷媒配管を用いて順次接続して構築される第１給湯用冷媒回路と、この第１給湯用冷媒回路から前記中間熱交換器(９０)をバイパスするように並列に接続される第２給湯用冷媒回路とを有し、前記第２給湯用冷媒回路には、上流側に、冷媒を減圧するための給湯用熱源側膨張弁(２４)が組み込まれると共に、下流側に、外気と熱交換を行う給湯用熱源側熱交換器(２５ａ)が組み込まれ、前記第１給湯用冷媒回路と前記第２給湯用冷媒回路とが分岐する分岐部のうち下流側の分岐部には、冷媒の流路を選択的に切替える給湯用制御弁(２６)が設けられている事を特徴としている。

また、本発明の空調給湯システムは、上記構成において、前記給湯用熱源側熱交換器(２５ａ)を流れる冷媒と前記中間熱交換器(９０)を流れる冷媒とで熱交換が可能となるように前記給湯用熱源側熱交換器(２５ａ)と前記中間熱交換器(９０)とは近接して設けられている事を特徴としている。

また、本発明の空調給湯システムは、上記構成において、前記給湯用熱源側熱交換器(２５ａ)を構築する伝熱管の最下部が前記中間熱交換器(９０)を構築する給湯用熱源側の伝熱管の最上部よりも上部に設置した事を特徴としている。

また、本発明の空調給湯システムは、上記構成において、前記空調用熱源側熱交換器(１３ａ)を構築する伝熱管の最上部が前記中間熱交換器(９０)を構築する空調熱源側の伝熱管の最下部よりも下部に設置した事を特徴としている。

また、本発明の空調給湯システムは、上記構成において、前記中間熱交換器(９０)を境界として前記給湯用冷媒回路(２０)を前記空調用冷媒回路(１０)の上部に設けた事を特徴としている。

また、本発明の空調給湯システムは、上記構成において、前記給湯用冷媒回路(２０)に封入する冷媒の臨界圧力が空調用冷媒回路(１０)に封入する冷媒の臨界圧力以上の冷媒を使用する事を特徴としている。

また、本発明の空調給湯システムは、上記構成において、前記給湯用冷媒回路(２０)に封入する冷媒の臨界温度が空調用冷媒回路(１０)に封入する冷媒の臨界温度以上の冷媒を使用する事を特徴としている。

以上のような構成で空調用冷媒回路を構築することによって、例えば暖房運転を行う場合、空調用圧縮機から吐出された冷媒は、分岐して第１四方弁、第２四方弁へ流入した後、それぞれ空調用利用側第１熱交換器、空調用利用側第２熱交換器で熱交換し、空調用膨張弁において、熱源用液循環回路の液温に応じた圧力まで減圧される。空調用膨張弁を通過した冷媒は、中間熱交換器で熱源用循環回路によって搬送されてくる熱を吸熱し、第２四方弁を通過した後、エゼクタのノズル部へ流入しエゼクタを駆動する。一方、空調用熱源側膨張弁へ流入した冷媒は、膨張弁によって室外送風機から搬送される室外空気温度に応じた蒸発圧力まで減圧され、空調用熱源側熱交換器において室外空気から吸熱し、第１四方弁を通過した後、エゼクタの吸引部へ流入する。エゼクタへ流入した冷媒は、エゼクタ内で混合され一定の圧力に変換されて空調用圧縮機へ吐出される。

この際、空調用圧縮機の吸込圧力はエゼクタの作用により、上限が中間熱交換器の冷媒の蒸発圧力で、下限が空調用熱源側熱交換器の蒸発圧力の間の圧力になる。
空調用熱源側熱交換器の蒸発圧力≦空調用圧縮機吸込圧力
中間熱交換器の蒸発圧力≧空調用圧縮機吸込圧力

このため、空調用圧縮機の吸込圧力を空調用熱源側熱交換器の蒸発圧力よりも高くする事が可能となり。効率良く空調用冷媒回路の運転を行う事ができる。また、熱源用液循環回路の熱源が熱量不足になり中間熱交換器より必要な熱量を吸熱する事が出来なくなった場合においても、中間熱交換器に接続している制御弁を閉止し、エゼクタのノズル部の流動抵抗を制御することによって、空調用熱源側熱交換器を単独で利用する暖房運転が可能となる。したがって、他熱源を利用できない場合や他熱源の熱量の増減にも追従させる事ができ、空調用冷媒回路の運転を最適に制御する事ができる。

冷房運転では、空調用冷媒回路から発生する排熱と給湯用冷媒回路と熱源用液循環回路へ中間熱交換器を通じて熱交換する場合（空調排熱利用）と、熱交換させない場合の２形態を有している。中間熱交換器を利用する場合、空調用圧縮機を吐出した冷媒は、分岐して第１四方弁、第２四方弁を通過した後、中間熱交換器及び空調用熱源側熱交換器へ流入する。空調用熱源側熱交換器及び中間熱交換器へ流入した冷媒は、それぞれの熱交換器において冷却され、空調用膨張弁において、室内の制御温度に応じた蒸発圧力まで減圧された後、空調用利用側第２熱交換器と空調用利用側膨張弁へ流入する。空調用利用側第２熱交換器で冷媒は室内の顕熱負荷に相当する熱量を吸熱し、エゼクタのノズル部に流入しエゼクタを駆動する。一方、空調用利用側膨張弁へ流入した冷媒は、空調用利用側第１熱交換器において室内の潜熱を除去できる蒸発温度まで減圧され、空調用利用側第１熱交換器において室内の潜熱負荷に相当する熱量を吸熱し、エゼクタ吸引部へ流入する。エゼクタへ流入したそれぞれの冷媒は、エゼクタ内で混合され、一定の圧力に圧力変換され圧縮機へ吐出される。

この際、圧縮機の吸込圧力と各熱交換器の蒸発圧力は、
空調用利用側第１熱交換器の蒸発圧力≦空調用圧縮機吸込圧力
空調用利用側第２熱交換器の蒸発圧力≧空調用圧縮機吸込圧力
の関係になる。

したがって、空調用利用側第１熱交換器の蒸発圧力よりも高い圧力を空調用圧縮機の吸込部で保持する事ができるため、効率良く空調用冷媒回路を運転できる。また、潜熱負荷が小さい場合においては、空調用利用側膨張弁及びエゼクタノズルの流動抵抗を変更できるので通常の冷房運転と同様の効果を得る事ができる。

一方、給湯用冷媒回路と熱源用液循環回路が停止しており、他の熱源へ空調用冷媒回路で発生した熱が利用できない場合においても、中間熱交換器と給湯用熱源側熱交換器との間で自然循環型の冷媒回路を構築する事によって効率良く空調用冷媒回路の運転を行う事ができる。ここで、中間熱交換器と給湯用熱源側熱交換器とは冷媒回路によって冷媒の流れ方向に対して並列に接続されており、その上下流部に制御弁を備えている。また、給湯用熱源側熱交換器の最下部は、中間熱交換器の最上部よりも高い位置に設けられている。このように冷媒回路と熱交換器を設置させる事によって、空調用冷媒回路が冷房運転をしている際に空調排熱を利用した自然循環回路を構築できる。

但し、自然循環回路を構築している際には、他熱源へ熱が漏えいする事を防止するために、熱源用液循環回路に設けられた制御弁を閉止し、給湯用冷媒回路の中間熱交換器と給湯用利用側熱交換器の上下流部に接続されている制御弁を閉止する。この結果、中間熱交換器内の伝熱管間で熱交換するので、空調用冷媒回路の冷媒は冷却・凝縮し、給湯用冷媒回路の冷媒が加熱・蒸発する。給湯用冷媒回路の冷媒は、中間熱交換器を吐出した後、飽和液−ガスの密度差によって給湯用熱源側熱交換器へ流入する。給湯用熱源側熱交換器へ流入した冷媒は室外空気に冷却されて凝縮し、重力によって中間熱交換器へ還流する流れを形成する。この際、空調用冷媒回路の中間熱交換器へ流入した冷媒は、給湯用冷媒回路内の冷媒と給湯用熱源側熱交換器を通じて室外空気と熱交換する事ができる。この結果、空調用熱源側熱交換器と給湯用熱源側熱交換器を空調用冷媒回路の放熱用として利用する事ができ、熱交換器の見かけの伝熱面積が拡大でき、空調用冷媒回路を効率良く運転する事ができる。

本発明は、上記した構成と動作により、空調給湯システムの空調用冷媒回路を効率良く運転できる。特に、冷房運転、暖房運転いずれにおいてもエゼクタの効果を発揮する事ができ、空調用冷媒回路の消費電力の低減を行う事が可能となる。

本発明の第１の実施の形態例に係る空調給湯システムの系統図である。 本発明における冷媒の圧力―エンタルピ―線図である。 本発明の第１の実施の形態例に係る空調給湯システムの冷房運転時の冷媒の流れを示す系統図である。 本発明の第１の実施の形態例に係る空調給湯システムの冷房運転時の冷媒の流れを示す系統図である。 本発明の第１の実施の形態例に係る空調給湯システムの冷房運転時の冷媒の流れを示す系統図である。 本発明の第１の実施の形態例に係る空調給湯システムの暖房運転時の冷媒の流れを示す系統図である。 本発明の第１の実施の形態例に係る空調給湯システムの給湯単独運転時の冷媒の流れを示す系統図である。 本発明の第２の実施の形態例に係る空調給湯システムの系統図である。

図１は空調給湯システム１の系統図である。空調給湯システム１は、冷房運転と暖房運転を切替えて運転を行う空調用冷媒回路１０と給湯用冷媒回路２０と、温冷熱源を用いて空調用冷媒回路１０及び、給湯用冷媒回路２０に放熱または吸熱を行う熱源用液循環回路５０と、空調用冷媒回路１０、給湯用冷媒回路２０、及び熱源用液循環回路５０との間で熱交換を行う中間熱交換器９０によって構築されるシステムである。空調給湯システム１は、空調用液循環回路３０、給湯用利用側液循環回路４０、太陽熱集熱器用液循環回路６０、給湯用回路７０を空調給湯システム１へ接続する事によって、住宅３内に設置されている空調ユニット８０、貯塔槽４１、蓄熱槽５１、太陽集熱器６１、給湯用制御弁７４等の利用側機器へ温冷熱を搬送させて宅内へ温冷熱を供給する。

空調用冷媒回路１０は、空調用冷媒を圧縮する空調用圧縮機１１と、冷房運転と暖房運転とで空調用冷媒の流れ方向を切替える第１四方弁１２ａ及び第２四方弁１２ｂと、空調用熱源側熱交換器１３ａと、給湯用冷媒回路２０の給湯用冷媒及び熱源用液循環回路５０の熱搬送媒体と熱交換を行うための中間熱交換器９０、空調用熱源側膨張弁１４、空調用膨張弁１５、空調用利用側膨張弁１６、空調用利用側第１熱交換器１７ａ、空調用利用側第２熱交換器１７ｂ、エゼクタ１８、室外空気を空調用熱源側熱交換器１３ａへ搬送する室外送風機９１を備えている。

中間熱交換器９０は、熱源用液循環回路５０における熱を吸放熱するための伝熱管５５と、給湯用冷媒回路(２０)を流れる冷媒の熱を吸放熱するための伝熱管２５ｂと、空調用冷媒回路(１０)を流れる冷媒の熱を吸放熱するための伝熱管１３ｂとが熱的に接触しており、３つの熱媒体間での熱交換が可能な構成となっている。さらに、伝熱管２５ｂと伝熱管１３ｂとは物理的にも接触した構成となっている。なお、空調用熱源側熱交換器１３ａと中間熱交換器９０とは、冷媒回路によって流れ方向に対して並列に接続される。

空調用圧縮機１１は、第１四方弁１２ａ及び第２四方弁１２ｂに冷媒の流れ方向に対して並列に接続する冷媒回路を有しており、第１四方弁１２ａは、空調用熱源側熱交換器１３ａと、第２四方弁１２ｂは、中間熱交換器の伝熱管１３ｂと、それぞれ、冷媒回路によって接続されている。尚、図示されていないが、四方弁１２ａ,１２ｂは、各々が同期して開閉動作するように制御する制御機構を設けている。空調用熱源側膨張弁１４は、空調用熱源側熱交換器１３ａと冷媒の流れ方向に対して直列に接続され、中間熱交換器の伝熱管１３ｂからの冷媒回路と再度合流し、空調用膨張弁１５とを接続する冷媒回路によって接続される。空調用膨張弁１５に接続されている冷媒回路は分岐して、空調用利用側膨張弁１６と空調用利用側第２熱交換器１７ｂに接続される。空調用利用側膨張弁１６と空調用利用側第１熱交換器１７ａは冷媒流れ方向に対して直列に接続されている。第１四方弁１２ａと第２四方弁１２ｂはそれぞれ、エゼクタの吸引部１８ｂとノズル部１８ａに接続されており、エゼクタの吐出部１８ｃは空調用圧縮機１１と接続されている。

このように、本実施形態に係る空調用冷媒回路１０は、エゼクタ吐出部１８ｃ、空調用圧縮機１１、第２四方弁１２ｂ、中間熱交換器９０、空調用利用側第２熱交換器１７ｂ、エゼクタノズル部１８ａを順次、冷媒配管で接続して構築された空調用高温側冷媒回路と、エゼクタ吐出部１８ｃ、空調用圧縮機１１、第１四方弁１２ａ、空調用熱源側熱交換器１３ａ、空調用熱源側膨張弁１４、空調用利用側膨張弁１６、空調用利用側第１熱交換器１７ａ、エゼクタ吸引部１８ｂを順次、冷媒配管を用いて接続して構築された空調用低温側冷媒回路との２つの冷媒回路から構成されている。そして、これら２つの冷媒回路の両方から冷媒が流れる共通冷媒回路に空調用膨張弁１５が組み込まれているのである。

給湯用冷媒回路２０は、給湯用冷媒を圧縮する給湯用圧縮機２１と、給湯用利用側熱交換器２２と、給湯用膨張弁２３、給湯用熱源側膨張弁２４、空調用熱源側熱交換器２５ａ、中間熱交換器９０、三方弁（給湯用制御弁）２６、室外空気を給湯用熱源側熱交換器２５ａへ搬送する、室外送風機９２を備えている。なお、三方弁２６の代わりに、逆止弁を用いることもできる。

この給湯用冷媒回路２０は、第１給湯用冷媒回路と第２給湯用冷媒回路の２つの冷媒回路で構成されている。第１給湯用冷媒回路は、給湯用圧縮機２１、給湯用利用側熱交換器２２、給湯用膨張弁２３、中間熱交換器９０を、順次、冷媒配管を用いて接続して構築されている。一方、第２給湯用冷媒回路は、この第１給湯用冷媒回路から中間熱交換器９０をバイパスするように並列に接続されて形成されており、中間熱交換器９０の上流側の分岐部から給湯用熱源側膨張弁２４、給湯用熱源側熱交換器２５ａを順次、冷媒配管で接続し、中間熱交換器９０の下流側の分岐部にて第１給湯用冷媒回路と合流するようになっている。そして、中間熱交換器９０の下流側の分岐部に、三方弁２６が設けられている。

ここで、本実施形態において、空調用冷媒回路１０と給湯用冷媒回路２０とは、中間熱交換器９０を境界として上下に隔てて配置されるとともに、給湯用冷媒回路２０は空調用冷媒回路１０より上に配置されている。そして、給湯用熱源側熱交換器２５ａの伝熱管の最下部は、中間熱交換器９０の伝熱管２５ｂの最上部よりも上部に位置し、空調用熱源側熱交換器１３ａの伝熱管の最上部は、中間熱交換器９０の伝熱管１３ｂの最下部よりも下部に位置している。

熱源用液循環回路５０は、蓄熱槽５１、蓄熱槽へ熱搬送媒体が戻る循環量を制御するための制御弁５２、熱搬送媒体の全循環量を制御する制御弁５３、中間熱交換器９０の熱源用液循環回路が使用する伝熱管５５、液循環用ポンプ５６を備えている。

中間熱交換器９０と給湯用熱源側熱交換器２５ａは、ヘッド差を有しており、給湯用冷媒回路２０に封入された冷媒の飽和液と飽和ガスの密度差を利用して中間熱交換器９０と給湯用熱源側熱交換器２５ａ間で冷媒が自然循環するようになっている。なお、中間熱交換器９０と給湯用熱源側熱交換器２５ａとは近接して設けられており、効率良く熱交換を行えるようになっている。

同様に中間熱交換器９０と空調用熱源側熱交換器１３ａにも、ヘッド差を有しており、空調用冷媒回路１０に封入された冷媒の飽和液と飽和ガスの密度差を利用して中間熱交換器９０と空調用熱源側熱交換器１３ａ間で冷媒が自然循環するようになっている。中間熱交換器９０と空調用熱源側熱交換器１３ａとは近接して設けられており、効率良く熱交換を行えるようになっている。

尚、本発明では温度検知手段１００、１０１、、、１３２、流量検知手段２０１、２０２、湿度検知手段３０１等を備えているが、検知手段の設置位置等は本実施の形態に限るものではない。

以上のような機器で構築されていている空調給湯システムの運転モードに対する動作を、以下、図２〜図８を参照しながら説明する。

図３は、本発明で記載している空調給湯システムのうち、空調用冷媒回路１０が冷房運転している際の冷媒の循環経路を示している。図２は、図３の空調用冷媒回路の動作点を圧力-エンタルピ―曲線で示している。図中の実線が本発明のサイクルの動作を示し、破線が通常の冷凍サイクルの動作を示している。図３は、空調用冷媒回路１０を圧縮式で運転し、給湯用冷媒回路２０を自然循環式で運転するモードを示している。この際、給湯用冷媒回路１０の給湯用膨張弁２３の開度は全閉であり、給湯用熱源側膨張弁２４は全開である。また、本実施形態においては、熱源用液循環回路５０を停止している。熱源用液循環制御弁５２、５３は全閉である。このため、太陽集熱器用液循環回路６０と空調用冷媒回路１０及び給湯用冷媒回路２０は、熱的に独立した運転を行う事ができる。したがって、空調用冷媒回路１０や給湯用冷媒回路２０の動作に関係なく、太陽熱集熱器用液循環回路６０は蓄熱槽５１が所定の温度に達するまで運転を行なう事ができる。

空調用圧縮機１１を吐出した冷媒(Ｐ２)は、四方弁１２ａ、１２ｂを通過し、空調用熱源側熱交換器１３ａ、中間熱交換器９０を構築する伝熱管１３ｂへ流入する。空調用熱源側熱交換器１３ａに流入した冷媒は、室外空気と熱交換する事によって冷却・凝縮する。同様に、中間熱交換器９０の伝熱管１３ｂへ流入した冷媒は、中間熱交換器９０を構築する伝熱管２５ｂ内にある冷媒と熱交換する事によって、冷却・凝縮する。

伝熱管２５ｂ内の冷媒は伝熱管１３ｂから熱を吸熱・蒸発するので、給湯用冷媒回路２０の三方弁２６を給湯用熱源側熱交換器２５ａの方向へ解放する事によって、冷媒は給湯用熱源側熱交換器２５ａへ流入し、室外送風機９２によって搬送される室外空気と給湯用熱源側熱交換器２５ａで熱交換し、給湯用熱源側熱交換器２５ａ内の冷媒は冷却・凝縮する。液化した冷媒は、飽和ガス−液の密度差によって自然に中間熱交換機９０へ還流する自然循環回路を形成する。尚、外気温度が低く空調負荷が小さい場合は、三方弁２６を閉止し、自然循環回路を閉止すれば、熱交換器の伝熱面積の制御を行う事ができる。このため、空調用圧縮機１１から吐出される冷媒の状態に応じて熱交換器の伝熱面積と室外送風機９１、９２の運転・停止による風量制御が可能となり、空調用冷媒回路１０の運転を最適に制御する事が可能となる。

空調用熱源側熱交換器１３ａおよび中間熱交換器９０の伝熱管１３ｂを通過した冷媒(Ｐ３)は、空調用膨張弁１５によって住宅３内の室内設定温度に応じた蒸発圧力まで減圧・膨張される。この際、空調用熱源側膨張弁１４は全開である。空調用膨張弁１５を通過した冷媒(Ｐ４ｂ)は、空調用利用側膨張弁１６と空調用利用側第２熱交換器１７ｂへ流入する。空調用利用側膨張弁１６へ流入した冷媒は、住宅３内の除湿負荷に応じた蒸発圧力まで空調用利用側膨張弁１６でさらに膨張・減圧されて空調用利用側第１熱交換器１７ａへ流入する(Ｐ４ａ)。

この際、
空調用利用側第１熱交換器１７ａの蒸発圧力≦空調用利用側第２熱交換器１７ｂの蒸発圧力
の関係になる。

空調用利用側第１、第２熱交換器１７ａ、１７ｂへ流入した冷媒は、空調用液循環回路３０を循環する熱搬送媒体と熱交換し、吸熱・蒸発する。この結果、空調用液循環回路３０を循環する熱搬送媒体が冷却され、冷却された熱搬送媒体を液搬送用ポンプ３２によって住宅３内に設置されている室内熱交換器３４へ搬送できるため、室内空気を冷却・除湿する事ができる。

空調用利用側第２熱交換器１７ｂを通過した冷媒(Ｐ５ｂ)はエゼクタノズル部１８ａに流入し、エゼクタ１８を駆動する。一方、空調用利用側第１熱交換器１７ａを通過した冷媒(Ｐ５ａ)は、エゼクタ吸引部１８ｂからエゼクタ１８に吸入され、エゼクタノズル部１８ａより流入した冷媒と混合した後、エゼクタ吐出部１８ｃで昇圧され、空調用圧縮機１１(Ｐ１)へ還流する。

この際、エゼクタ１８によって冷媒が昇圧されるため、空調用圧縮機１１の吸込部の圧力は、
空調用利用側第１熱交換器１７ａの蒸発圧力(Ｐ４ａ,Ｐ５ａ)≦圧縮機１１吸込圧力(Ｐ１)
空調用利用側第２熱交換器１７ｂの蒸発圧力(Ｐ４ｂ,Ｐ５ｂ)≧圧縮機１１吸込圧力(Ｐ１)
となり、空調用圧縮機１１の吸込圧力(Ｐ１)を高くする事ができる。

通常の冷凍サイクルは、Ｐ１’→Ｐ２’→Ｐ３→Ｐ４ａ→Ｐ５ａの循環経路で動作する。このため、エゼクタを用いた冷凍サイクルでは、圧縮過程で消費されるエンタルピ―差(ΔＨ)を通常の冷凍サイクルの圧縮過程で消費されるエンタルピ―差(ΔＨ’)よりも小さくする事ができる。したがって、空調用冷媒回路１０を効率良く運転できる。

除湿量が比較的少ないような場合では、空調用利用側膨張弁１６を全開にし、エゼクタノズル部１８ａを全開にする事によって、空調用利用側第１、第２熱交換器１７ａと１７ｂを同一条件で動作させる事ができる。これによって、熱交換器の見かけの伝熱面積を拡大できるので、冷媒の蒸発圧力を高くでき、除湿負荷が小さいような場合においても、効率良く空調用冷媒回路１０を運転する事ができる。

一方、蓄熱槽５１の水温が室外空気温度よりも低い場合においては空調用冷媒回路１０で廃棄される熱を蓄熱槽５１へ搬送する事によって、効率良く給湯用冷媒回路２０を運転させる事ができる。図４は、上記した状態における冷媒の流れを説明したものである。尚、空調用冷媒回路１０の流れは、図３の実施の形態において説明しているので詳細は割愛する。図４は、空調用冷媒回路１０を圧縮式で運転し、給湯用冷媒回路２０を停止して運転しているモードを示している。このとき、給湯用膨張弁２３、給湯用熱源側膨張弁２４の開度は全閉である。

図４において、空調用冷媒回路１０の冷媒は、空調用圧縮機１１より吐出され、空調用熱源側熱交換器１３ａ及び中間交換機９０の伝熱管１３ｂへ流入する。中間熱交換器９０の伝熱管１３ｂへ流入した冷媒は、中間熱交換器９０において伝熱管５５内を流れる熱搬送媒体と熱交換する。この結果、熱源用液循環回路５０内を循環する熱搬送媒体は、空調用冷媒回路１０の冷媒によって加熱される。加熱された熱搬送媒体は、熱源用液循環ポンプ５６によって蓄熱槽５１へ還流する。一方、蓄熱槽５１内へは、太陽熱集熱器用液循環回路６０が接続されており、太陽集熱器で集熱した熱も同時に蓄熱する事ができる。

本発明によると、空調熱源より発生する排熱と太陽熱等の他熱源より発生する熱を同時に回収する事ができる。

また、給湯用冷媒回路２０と空調用冷媒回路１０間で直熱交換させる事もできる。図５は、給湯用冷媒回路２０が空調用冷媒回路１０からの熱を直接利用している場合の冷媒の流れを示している。尚、空調用冷媒回路１０及び太陽熱集熱器用液循環回路６０の流れは、図３、図４の実施の形態において説明をしているので詳細は割愛する。図５は、空調用冷媒回路１０及び給湯用冷媒回路２０を圧縮式で運転し、熱源用液循環回路５０を運転して空調給湯システムを運転しているモードを示している。

図５において、空調用冷媒回路１０の冷媒は、空調用圧縮機１１より吐出され、空調用熱源側熱交換器１３ａ及び中間交換機９０の伝熱管１３ｂへ流入する。中間熱交換器９０の伝熱管１３ｂへ流入した冷媒は、中間熱交換器９０において伝熱管２５ｂ内を流れる冷媒と熱交換する。

給湯用冷媒回路２０の冷媒は、給湯用圧縮機２１より吐出され、給湯用利用側熱交換器２２において、給湯用液循環回路４０内を流れる熱搬送媒体を加熱する。加熱された熱搬送媒体は、給湯用液循環ポンプ４３によって、貯湯槽４１へ還流する。給湯用利用側熱交換器２２を通過した冷媒は、給湯用膨張弁２３に流入する。給湯用膨張弁２３へ流入した給湯用冷媒は、中間熱交換器の伝熱管１３ｂを流れる冷媒の温度と伝熱管５５内を流動する熱搬送媒体の温度のうち低温側の温度に応じた蒸発圧力になるように給湯用膨張弁２３の開度を制御する。給湯用膨張弁２３で減圧・膨張した給湯用冷媒は、給湯用熱源側膨張弁２４及び中間熱交換器９０の伝熱管２５ｂへ流入する。中間熱交換器９０の伝熱管２５ｂへ流入した冷媒は、伝熱管１３ｂ及び伝熱管５５内を流れる冷媒及び熱搬送媒体との熱交換によって加熱・蒸発する。一方、給湯用熱源側膨張弁２４へ流入した冷媒は、室外温度に応じた蒸発圧力になるように給湯用熱源側膨張弁２４で減圧・膨張され、給湯用熱源側熱交換器２５ａで室外空気と熱交換し加熱・蒸発する。

このとき、各伝熱管内を流動する冷媒及び熱搬送媒体の温度の関係は、
伝熱管５５内の熱搬送媒体温度≒空調排熱温度
伝熱管５５内の熱搬送媒体温度≧室外空気温度
となる。

このため、給湯用冷媒回路２０が空調用冷媒回路１０からの排熱を利用する場合は、給湯用熱源側膨張弁２４を全閉にして給湯用熱源側熱交換器２５ａへの給湯用冷媒の流れを閉止する。この結果、熱源の違いによる蒸発温度の不均衡が生じない。同様に空調排熱を利用しない場合は、三方弁（給湯用制御弁）２６の中間熱交換器９０側の流れを閉止する。したがって、給湯用冷媒回路２０を循環する全冷媒は給湯用熱源側熱交換器２５ａに流入し、室外空気と熱交換する。このように、空調排熱の利用の有無に応じて中間熱交換器９０及び給湯用熱源側熱交換器２５ａを選択的に使用する事ができるため、冷媒の蒸発圧力を最適な圧力に保つ事ができる。このため、給湯用冷媒回路の運転効率の低下を生じさせる事がない。

図６は、本発明の空調用冷媒回路１０が暖房運転を行っている際の冷媒の流れを示したものである。図６は、空調用冷媒回路１０及び給湯用冷媒回路２０を圧縮式で運転し、熱源用液循環回路５０を運転して空調給湯システムを運転しているモードを示している。

空調用圧縮機１１を吐出した冷媒は、第１、第２四方弁１２ａ、１２ｂを通過して、空調用利用側第１、第２熱交換機１７ａ、１７ｂで熱交換し、冷却・凝縮する。空調用利用側第１、第２熱交換器１７ａ、１７ｂを通過した冷媒は空調用膨張弁１５によって熱源用液循環回路４０内を循環する熱搬送媒体温度に応じた蒸発圧力まで膨張・減圧される。この際、空調用利用側膨張弁１６は全開である。空調用膨張弁１５を通過した冷媒は、空調用熱源側膨張弁１４と中間熱交換器９０の伝熱管１３ｂへ流入する。空調用熱源側膨張弁１４へ流入した冷媒は、室外空気温度に応じた蒸発圧力まで膨張・減圧された後、空調用熱源側熱交換器１３ａへ流入する。

空調用熱源側熱交換器１３ａへ流入した冷媒は、室外送風機９１によって搬送される室外空気と熱交換し、吸熱・蒸発する。中間熱交換器９０の伝熱管１３ｂへ流入した冷媒は、伝熱管２５ｂと伝熱管５５で熱交換し、吸熱・蒸発する。中間熱交換器９０の伝熱管５５へ流入する熱搬送媒体は太陽集熱器６１の熱を吸熱しているため、室外空気温度よりも１０℃以上高い温度になる。

このため、中間熱交換器９０の伝熱管１３ｂ内と空調用熱源側熱交換器１３ａ内を流動する冷媒の蒸発圧力の関係は、
中間熱交換器９０の伝熱管１３ｂの蒸発圧力≧空調用熱源側熱交換器１３ａの蒸発圧力
になる。

中間熱交換器９０を通過した冷媒はエゼクタノズル部１８ａに流入し、エゼクタ１８を駆動する。一方、空調用熱源側熱交換器１３ａを通過した冷媒は、エゼクタ吸引部１８ｂからエゼクタ１８に吸入され、エゼクタノズル部１８ａより流入した冷媒と混合した後、エゼクタ吐出部１８ｃで昇圧され、空調用圧縮機１１へ還流する。この際、エゼクタ１８によって冷媒が昇圧される。

したがって、空調用圧縮機１１の吸込圧力と各熱交換器の蒸発圧力との関係は、
空調用熱源側熱交換器１３ａの蒸発圧力≦空調用圧縮機１１吸込圧力
中間熱交換器９０の伝熱管１３ｂの蒸発圧力≧空調用圧縮機１１吸込圧力
となり、空調用圧縮機１１の吸込圧力を高く保つ事ができる。この結果、空調用冷媒回路１０を効率良く運転できる。

熱源用液循環回路５０に流入する熱搬送媒体の温度が低い場合は、エゼクタノズル部１８ａの開度を全閉にして、中間熱交換器９０へ冷媒が流入する事を防止する。これによって、他熱源を用いない場合においても空調用冷媒回路１０を効率良く運転ができる。

また、図７は空調用冷媒回路１０の運転を行わない場合に、給湯用冷媒回路２０を単独で運転した場合の冷媒の流れを示したものである。図７は、空調用冷媒回路１０を自然循環式、給湯用冷媒回路２０を圧縮式で運転し、熱源用液循環回路５０を停止しているモードを示している。

給湯用圧縮機２１を吐出した冷媒は、給湯用利用側熱交換器２２で冷却・凝縮し、給湯用膨張弁２３へ流入する。給湯用膨張弁２３へ流入した冷媒は、室外温度に応じた蒸発圧力になるように給湯用膨張弁２３で膨張・減圧し、給湯用熱源側膨張弁２４及び中間熱交換器９０へ流入する。この際、給湯用熱源側膨張弁２４は全開状態である。中間熱交換器９０の伝熱管２５ｂ及び給湯用熱源側熱交換器２５ａへ流入した冷媒は、空調用冷媒回路の伝熱管１３ｂと室外空気、それぞれと熱交換し蒸発する。

ここで、室外温度と給湯用熱源側熱交換器の蒸発温度との関係は、
給湯用熱源側熱交換器の冷媒温度≦室外温度
となる。

したがって、中間熱交換器９０の伝熱管１３ｂと空調用熱源側熱交換器１３ａとの間に所定のヘッド差を設ければ、中間熱交換器９０の伝熱管１３ｂ−空調用熱源側熱交換器１３ａ間で形成される回路内で温度差による自然循環回路を形成する事ができる。このとき、空調用制御弁１９は第１四方弁１２ａ及び第２四方弁１２ｂを連通する方向に解放されており、空調用膨張弁１５は全閉状態である。中間熱交換器９０の伝熱管２５ｂ−空調用熱源側熱交換器１３ａ間で熱交換させた熱を空調用冷媒回路１０に構築した自然循環回路を用いて空調用熱源側熱交換器１３ａへ搬送し、空調用熱源側熱交換器１３ａで室外空気と熱交換させることによって、給湯用熱源側熱交換器２５ａの伝熱面積と送風量を増加させる事が可能となる。これによって、給湯用冷媒回路２０を単独で運転する場合においても、効率の良い運転ができる。

また図８は、給湯用冷媒回路２０に本発明のエゼクタ回路を適用した際の実施の形態を示したものである。給湯用冷媒回路においても空調用冷媒回路１０と同様の効果をエゼクタ２７によって得る事ができる。

また本発明では、空調用冷媒回路１０と給湯用冷媒回路２０内の冷媒の臨界点（臨界温度及び圧力）は、給湯用冷媒回路２０の冷媒の臨界点が空調用冷媒回路１０以上の臨界点を有する冷媒を利用する事ができる。この結果、空調用冷媒回路１０で要求される凝縮温度よりも高い凝縮温度が要求される給湯用冷媒回路２０においても、熱交換効率の高い二相域を利用できる。したがって、空調用冷媒回路１０の温度制御域と給湯用冷媒回路２０の温度制御域を最適に保つ事が可能な冷媒を選択する事ができる。

以上の実施の形態で説明したように、本発明によると、空調と給湯を統合した空調給湯システムにおいて運転を行う際の消費電力の低減を行う事ができる。

尚、本発明では空気以外の他熱源として太陽熱を中心に記述しているが、それ以外の熱源、例えば、地中熱、バイオマス、等の熱源（再生可能エネルギ）を用いた場合においても、本発明は、同等の効果を有する事は記述するまでもない。

同様に、本発明では圧縮機、ポンプ、送風機の形態については記載していないが、インバータ等を用いた容量可変の圧縮機やポンプを用いても同様の効果を得る事が可能な事は記述するまでもない。

１…空調給湯システム、３…住宅、１０…空調用冷媒回路、１１…空調用圧縮機、１２ａ…第１四方弁、１２ｂ…第２四方弁、１３ａ…空調用熱源側熱交換器、１３ｂ…中間熱交換器の空調用熱源側伝熱管、１４…空調用熱源側膨張弁、１５…空調用膨張弁、１６…空調用利用側膨張弁、１７ａ…空調用利用側第１熱交換器、１７ｂ…空調用利用側第２熱交換器、１８…エゼクタ、１８ａ…エゼクタノズル部、１８ｂ…エゼクタ吸引部、１８ｃ…エゼクタ吐出部、１９…空調用制御弁、２０…給湯用冷媒回路、２１…給湯用圧縮機、２２…給湯用利用側熱交換器、２３…給湯用膨張弁、２４…給湯用熱源側膨張弁、２５ａ…給湯用熱源側熱交換器、２５ｂ…中間熱交換器の給湯用熱源側伝熱管、２６…三方弁（給湯用制御弁）、２７…エゼクタ、３０…空調用液循環回路、３１…制御弁、３２…液循環ポンプ、３４…室内熱交換器、３５…室内送風機、４０…給湯用液循環回路、４１…貯塔槽、４３…液循環ポンプ、５０…熱源用液循環回路、５１…蓄熱槽、５２、５３…熱源用液循環流量制御弁、５５…中間熱交換器熱源液循環回路の伝熱管、５６…液循環ポンプ、６０…太陽熱集熱器用液循環回路、６１…太陽集熱器、６２…液循環ポンプ、６３…制御弁、７０…給湯用回路、７２、７３、７４…給湯用制御弁、８０…空調ユニット、９０…中間熱交換器、９１、９２…室外送風機、１０１、１０２、…１３２…温度検知手段、２０１、２０２…流量検知手段、３０１…湿度検知手段

Claims (16)

1. 冷房運転と暖房運転とを切替えて運転を行う空調用冷媒回路と、給湯を行う給湯用冷媒回路と、室内の空調を行う空調用液循環回路を備え、前記空調用冷媒回路と前記給湯用冷媒回路との間で熱交換を行う中間熱交換器と、前記空調用冷媒回路と前記空調用液循環回路との間で熱交換を行うための空調用利用側第１熱交換器および空調用利用側第２熱交換器とを有する空調給湯システムであって、
   前記空調用冷媒回路は、
   エゼクタの吐出部、空調用圧縮機、冷媒循環方向を変更するための第２四方弁、前記中間熱交換器、前記空調用利用側第２熱交換器、エゼクタのノズル部を順次、冷媒配管で接続して構築された空調用高温側冷媒回路と、
   前記エゼクタの吐出部、前記空調用圧縮機、冷媒循環方向を変更するための第１四方弁、外気と熱交換を行う空調用熱源側熱交換器、空調用熱源側膨張弁、空調用利用側膨張弁、空調用利用側第１熱交換器、前記エゼクタの吸引部を順次、冷媒配管を用いて接続して構築された空調用低温側冷媒回路との２つからなり、
   前記中間熱交換器と前記空調用利用側第２熱交換器とを接続する前記空調用高温側冷媒回路の冷媒配管に、前記空調用熱源側膨張弁と前記空調用利用側膨張弁とを接続する前記空調用低温側冷媒回路の冷媒配管を合流させて、前記空調用高温側冷媒回路と前記空調用低温側冷媒回路の両方から冷媒が流れる共通冷媒回路を形成すると共に、
   前記共通冷媒回路に冷媒を減圧するための空調用膨張弁を組み込んだ
   ことを特徴とする空調給湯システム。
2. 請求項１の記載において、温冷熱源を用いて前記空調用冷媒回路及び前記給湯用冷媒回路に放熱または吸熱を行う熱源用液循環回路をさらに備え、前記中間熱交換器は、前記空調用冷媒回路と前記給湯用冷媒回路と前記熱源用液循環回路との間で熱交換を行うものである事を特徴とする空調給湯システム。
3. 請求項２の記載において、前記中間熱交換器は、前記給湯用冷媒回路を流れる冷媒の熱を吸放熱するための伝熱管と、前記空調用冷媒回路を流れる冷媒の熱を吸放熱するための伝熱管とが物理的に接触して熱交換を行う構成をなす事を特徴とする空調給湯システム。
4. 請求項１〜３のいずれか１項の記載において、前記空調用熱源側熱交換器を流れる冷媒と前記中間熱交換器を流れる冷媒とで熱交換が可能となるように前記空調用熱源側熱交換器と前記中間熱交換器とは近接して設けられている事を特徴とする空調給湯システム。
5. 請求項１〜３のいずれか１項の記載において、前記第１四方弁と前記第２四方弁の開閉動作を同期させて冷房及び暖房運転を行う事を特徴とする空調給湯システム。
6. 請求項１〜３のいずれか１項の記載において、暖房運転時には、前記空調用膨張弁の開度を前記熱源用液循環回路の液温に基づいて制御し、前記空調用熱源側膨張弁の開度を室外空気温度に基づいて制御する事を特徴とする空調給湯システム。
7. 請求項１〜３のいずれか１項の記載において、冷房運転時には、前記空調用膨張弁の開度を室内外温度差に基づいて制御し、前記空調用利用側膨張弁の開度を除湿量に基づいて制御する事を特徴とする空調給湯システム。
8. 請求項１〜３のいずれ１項の記載において、前記空調用圧縮機の吐出口から前記空調用高温側冷媒回路と前記空調用低温側冷媒回路とに分岐する分岐部には冷媒の流路を選択的に切替えるための空調用制御弁が組み込まれている事を特徴とする空調給湯システム。
9. 請求項１〜３のいずれか１項の記載において、前記エゼクタは、そのノズル部の断面積を変更する事によって流動抵抗を変更する事が可能である事を特徴とする空調給湯システム。
10. 請求項１〜３のいずれか１項の記載において、温冷熱源を用いて前記給湯用冷媒回路に放熱または吸熱を行う給湯用液循環回路をさらに備え、
    前記給湯用冷媒回路は、
    給湯用圧縮機の吐出口と、前記給湯用液循環回路と熱交換を行う給湯用利用側熱交換器と、冷媒を減圧するための給湯用膨張弁と、前記中間熱交換器と、前記給湯用圧縮機の吸込口とを冷媒配管を用いて順次接続して構築される第１給湯用冷媒回路と、この第１給湯用冷媒回路から前記中間熱交換器をバイパスするように並列に接続される第２給湯用冷媒回路とを有し、
    前記第２給湯用冷媒回路には、上流側に、冷媒を減圧するための給湯用熱源側膨張弁が組み込まれると共に、下流側に、外気と熱交換を行う給湯用熱源側熱交換器が組み込まれ、
    前記第１給湯用冷媒回路と前記第２給湯用冷媒回路とが分岐する分岐部のうち下流側の分岐部には、冷媒の流路を選択的に切替える給湯用制御弁が設けられている事を特徴とする空調給湯システム。
11. 請求項１０の記載において、前記給湯用熱源側熱交換器を流れる冷媒と前記中間熱交換器を流れる冷媒とで熱交換が可能となるように前記給湯用熱源側熱交換器と前記中間熱交換器とは近接して設けられている事を特徴とする空調給湯システム。
12. 請求項１〜１１のいずれか１項の記載において、前記給湯用熱源側熱交換器を構築する伝熱管の最下部が前記中間熱交換器を構築する給湯用熱源側の伝熱管の最上部よりも上部に設置した事を特徴とする空調給湯システム。
13. 請求項１〜１１のいずれか１項の記載において、前記空調用熱源側熱交換器を構築する伝熱管の最上部が前記中間熱交換器を構築する空調熱源側の伝熱管の最下部よりも下部に設置した事を特徴とする空調給湯システム。
14. 請求項１〜１１のいずれか１項の記載において、前記中間熱交換器を境界として前記給湯用冷媒回路を前記空調用冷媒回路の上部に設けた事を特徴とする空調給湯システム。
15. 請求項１〜１１のいずれか１項の記載において、前記給湯用冷媒回路に封入する冷媒の臨界圧力が空調用冷媒回路に封入する冷媒の臨界圧力以上の冷媒を使用する事を特徴とする空調給湯システム。
16. 請求項１〜１１のいずれか１項の記載において、前記給湯用冷媒回路に封入する冷媒の臨界温度が空調用冷媒回路に封入する冷媒の臨界温度以上の冷媒を使用する事を特徴とする空調給湯システム。

Images