JP5373964B2 - 空調給湯システム - Google Patents

Description

本発明は、冷房と暖房とを切替えて行う空調用冷媒回路と給湯を行う給湯用冷媒回路とを中間熱交換器を介して互いに熱交換可能に接続して、空調用冷凍サイクルと給湯用冷凍サイクルの二元冷凍サイクルが形成される空調給湯システムに係り、特に、空調用冷凍サイクルとして、空調用冷媒が密度差により自然循環する自然循環式サイクルと、空調用圧縮機により空調用冷媒が強制循環する圧縮式サイクルの２つの空調用冷凍サイクルを使い分けることが可能な空調給湯システムに関する。

自然循環式サイクルと圧縮式サイクルとの２つの冷凍サイクルを使い分ける従来技術として、例えば、特許文献１には、室内熱交換器と、室外熱交換器と、冷媒配管と、膨張弁と、別装置の圧縮冷凍機に相当する冷媒圧縮強制循環装置とを備えた冷媒自然循環冷却除湿装置が開示されている。この冷媒自然循環冷却除湿装置は、室外熱交換器と、この室外熱交換器より低い位置にある室内熱交換器と、膨張弁とを冷媒配管で環状に接続して形成された自然循環式サイクルと、冷媒圧縮強制循環装置による圧縮式サイクルとを有しており、自然循環式サイクルの室外熱交換器に対して圧縮式サイクルの蒸発熱交換器が密結合した構成となっている。この構成によれば、蒸発熱交換器は、室外熱交換器から熱を効率的に奪うことができるため、室内と室外との気温差が無くなり冷却除湿能力が低下したような場合であっても、冷媒圧縮強制循環装置を稼働することにより、冷媒自然循環冷却除湿装置の冷却除湿能力の低下を補うことができる。

特開平１０−３００１２８号公報

しかしながら、上記従来の技術では、自然循環式サイクルと圧縮式サイクルとが独立した冷凍サイクルを構成しているので、自然循環式サイクルの熱交換器を、冷暖房のピーク時などに圧縮式サイクルの熱交換器として利用することは不可能であった。そのため、自然循環式サイクルの熱交換器の熱交換機能が有効に活用されていないといった課題があった。また、上記従来の技術では、外気温度が室内温度以上の場合に、室内から外気への放熱を圧縮式サイクルで行っており、その放熱を有効に活用していないといった課題があった。また、外気温度が室内の露点温度以上である場合には、自然循環式サイクルのみで冷却除湿を行うことができないといった課題があった。

本発明は、上記した実情に鑑みてなされたものであり、その第１の目的は、自然循環式サイクルの熱交換器を圧縮式サイクルの熱交換器として利用することができる空調給湯システムを提供することにある。また、本発明の第２の目的は、圧縮式サイクルからの放熱を有効に活用できる空調給湯システムを提供することにある。また、本発明の第３の目的は、外気温度が室内の露点温度以上である場合であっても、自然循環式サイクルによる冷却除湿を可能とする空調給湯システムを提供することにある。

上記目的を達成するために、本発明に係る空調給湯システムは、冷房運転と暖房運転とを切替えて行う空調用冷媒回路と、給湯を行う給湯用冷媒回路と、前記空調用冷媒回路を循環する空調用冷媒と前記給湯用冷媒回路を循環する給湯用冷媒との間で熱交換を行う中間熱交換器とを備えた空調給湯システムであって、前記空調用冷媒回路を、空調用圧縮機、空調用流路切替弁、前記中間熱交換器、空調用膨張弁、空調用利用側の熱搬送媒体（例えば、室内空気、水、またはブライン）と熱交換を行うための空調用利用側熱交換器を順次冷媒配管で接続して環状に形成し、前記給湯用冷媒回路を、給湯用圧縮機、給湯用利用側の熱搬送媒体（例えば、水）と熱交換を行う給湯用利用側熱交換器、給湯用膨張弁、前記中間熱交換器を順次冷媒配管で接続して環状に形成し、前記空調用冷媒回路に、前記空調用圧縮機をバイパスするバイパス配管と、前記空調用冷媒の流路を、前記空調用圧縮機を経由する流路と前記バイパス配管を経由する流路との何れかに切り替えるバイパス開閉手段とを設け、前記中間熱交換器を前記空調用利用側熱交換器より高い位置に設置したことを特徴とするものである。

本発明によれば、空調用圧縮機を用いて空調用冷媒を空調用冷媒回路内で強制循環させるようにした圧縮式サイクルによる運転ができるうえ、中間熱交換器と空調用利用側熱交換器との間にヘッド差があるため、空調用圧縮機をバイパスするバイパス配管を用いて、空調用冷媒の密度差を利用した自然循環式サイクルによる運転を行うことができる。つまり、１つの空調用冷媒回路で、圧縮式サイクルと自然循環式サイクルの両方のサイクルを構成することができる。よって、本発明は、自然循環式サイクルの熱交換器を圧縮式サイクルの熱交換器として有効利用することができる。また、本発明は、圧縮式サイクルと自然循環式サイクルとを利用環境に応じて適宜切り替えて運転することにより、消費電力を低減することができる。特に、本発明は、冷房負荷が小さいため空調用圧縮機を断続的に運転するような場合には、自然循環式サイクルによる運転を行うことにより、消費電力を大幅に低減することができるのである。

さらに、本発明では、中間熱交換器により、空調用冷媒回路を流れる空調用冷媒と給湯用冷媒回路を流れる給湯用冷媒との間で熱交換を行うことが可能であるため、空調用冷媒回路の自然循環式サイクルにおいて、中間熱交換器を凝縮器として用いることができる。つまり、中間熱交換器内にある空調用冷媒を、中間熱交換器に流入する低温の給湯用冷媒へ放熱させることにより、その空調用冷媒を凝縮して液化させることができる。よって、本発明は、温度差が小さくても自然循環式サイクルにより大きな冷却能力を確保することができる。

ここで、外気温度と室内温度との差が小さい場合には、外気を放熱源とした自然循環式サイクルでは、冷却能力を大きくすることはできないが、本発明では、中間熱交換器によって給湯用冷媒と空調用冷媒との熱交換を行うことができるため、外気温度と室内温度との差が小さい場合でも、確実に自然循環式サイクルを運転することができる。つまり、給湯用冷媒回路を流れる給湯用冷媒の吸熱作用によって、自然循環式サイクルの動作をアシストすることができるのである。

また、外気温度が室内空気の露点温度以上の場合には、自然循環式サイクルのみによる運転では室内空気の冷却除湿を行うことはできないが、本発明では、給湯用冷媒回路に組み込まれた給湯用膨張弁の弁開度を適宜調整することにより給湯用冷媒の温度を調整できるため、空調用冷媒の温度を中間熱交換器を介して任意の温度に下げることができる。よって、本発明は、外気温度が室内空気の露点温度以上の場合であっても、室内を冷却除湿することができる。

また、本発明に係る空調給湯システムは、上記構成において、前記空調用冷媒回路に、空調用熱源側の熱搬送媒体（例えば、大気）と前記空調用冷媒との間で熱交換するための空調用熱源側熱交換器を前記中間熱交換器と並列にして設け、前記給湯用冷媒回路に、給湯用熱源側の熱搬送媒体（例えば、大気）と前記給湯用冷媒との間で熱交換するための給湯用熱源側熱交換器を前記中間熱交換器と並列にして設け、前記空調用熱源側熱交換器を前記空調用利用側熱交換器よりも高い位置に設置したことを特徴としている。

本発明によれば、空調用冷媒回路と給湯用冷媒回路をそれぞれ単独で運転することもできる。加えて、本発明は、空調用熱源側熱交換器と空調用利用側熱交換器との間にヘッド差が設けられているため、給湯用冷媒回路による給湯サイクルの運転を行わなくても、空調用熱源側熱交換器と空調用利用側熱交換器との間で空調用冷媒を自然循環させることもできる。よって、本発明は、消費電力の低減効果を高めることができる。

また、本発明に係る空調給湯システムは、上記構成において、前記空調用利用側熱交換器と被空調空間（例えば、住宅）に設置された室内熱交換器との間を配管で接続して空調用熱搬送媒体循環回路を形成し、前記空調用熱搬送媒体循環回路に前記空調用利用側の熱搬送媒体としての水またはブラインを循環させるようにしたことを特徴としている。

本発明によれば、従来のように室内機と室外機をつなぐ冷媒配管が不要となるうえ、冷媒量が少なくて済む。また、従来のような室内機と室外機とを冷媒配管で接続する構成において自然循環式サイクルを形成する場合には、室外機を室内機よりも高い位置に設置する必要があり、レイアウトの制約があった。ところが、本発明によれば、空調用熱搬送媒体循環回路を設ける構成であるため、レイアウトの自由度が増すという利点がある。

また、本発明に係る空調給湯システムは、上記構成において、前記給湯用利用側熱交換器の入口と出口に、前記給湯用利用側の熱搬送媒体としての水が流れる配管をそれぞれ接続して給湯回路を形成し、前記給湯回路に、水が前記給湯用利用側熱交換器から得た熱を蓄えることが可能なタンク（例えば、貯湯タンク、蓄熱タンクと称されるタンク）を設けたことを特徴としている。

本発明によれば、空調排熱を回収して給湯用利用側熱交換器から得た温熱をタンクに蓄えることができるため、熱エネルギの有効利用が図られ、エネルギ効率が高まる利点がある。また、本発明は、タンクに蓄熱することができるため、空調負荷と給湯負荷の時間帯の相違を解消することも可能である。例えば、本発明では、冷房負荷はあるものの給湯負荷がない昼間に給湯サイクルを運転しながら被冷却空間を自然循環式サイクルによる冷房を行い、その給湯サイクルの運転中に得た温熱をタンクに蓄熱することができる。分かり易く言えば、本発明は、昼間に冷房しながらお湯を沸かし、そのお湯を夜間に利用することができるのである。

また、本発明に係る空調給湯システムは、上記構成において、前記空調用冷媒回路および前記給湯用冷媒回路の運転を制御する制御装置を備え、前記制御装置は、利用者によって設定される設定室温(Tr_st)と、利用者によって設定される設定湿度(Hr_st)と、外気温度(Toa)と、前記空調用利用側の熱搬送媒体の前記空調用利用側熱交換器入口の温度(Twbi)と、前記設定室温、前記設定湿度および前記空調用利用側の熱搬送媒体の前記空調用利用側熱交換器入口の温度に基づいて決定される前記空調用利用側の熱搬送媒体の前記空調用利用側熱交換器出口の設定温度(Twb_st)と、前記給湯用利用側の熱搬送媒体の前記給湯用利用側熱交換器入口の温度(Twhi)と、利用者の要求および前記給湯用利用側の熱搬送媒体の前記給湯用利用側熱交換器入口の温度に基づいて決定される給湯出力(Qhw)と、前記給湯用利用側の熱搬送媒体の前記給湯用利用側熱交換器出口の出湯温度(Twho)とに基づいて、複数の運転モードの中から何れかを選択することを特徴としている。

本発明によれば、制御装置によって好適な運転モードを選択できるため、快適な室内空間を維持できるうえ、省エネ性が向上する。

本発明によれば、冷房負荷が小さく圧縮機が断続運転をするような場合で、給湯機を動かす必要がある場合（中間期）に、空調用サイクルの圧縮機を運転することなく、給湯サイクルの膨張弁開度により、蒸発温度を下げることで任意の温度（除湿可能な温度）レベルの冷水を作ることができる。これにより空調サイクルを効率の悪い領域で運転することなく冷房運転が可能となり、消費電力を低減できる。

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。 図１に示す空調給湯システムの運転モードＮｏ．１における冷媒と熱搬送媒体の流れを示す動作図である。 図１に示す空調給湯システムの運転モードＮｏ．２−１における冷媒と熱搬送媒体の流れを示す動作図である。 図１に示す空調給湯システムの運転モードＮｏ．２−２における冷媒と熱搬送媒体の流れを示す動作図である。 図１に示す空調給湯システムの運転モードＮｏ．３における冷媒と熱搬送媒体の流れを示す動作図である。 図１に示す空調給湯システムの運転モードＮｏ．４−１における冷媒と熱搬送媒体の流れを示す動作図である。 図１に示す空調給湯システムの運転モードＮｏ．４−２における冷媒と熱搬送媒体の流れを示す動作図である。 図１に示す空調給湯システムの運転モードＮｏ．５における冷媒と熱搬送媒体の流れを示す動作図である。 図１に示す空調給湯システムの各運転モードの選択条件を示した図である。 空調給湯システムにおける冷媒の圧力−エンタルピ線図であり、図１０（ａ）は本発明の第１の実施の形態例に係る空調給湯システムにおける冷媒の圧力−エンタルピ線図であり、図１０（ｂ）は従来の空調給湯システムにおける冷媒の圧力−エンタルピ線図である。 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。 本発明の第３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。

［本発明の第１の実施形態］
本発明の第１の実施の形態例に係る空調給湯システムは、図１に示すように、冷房運転と暖房運転とを切り替えて運転を行う空調用冷媒回路５と、給湯を行う給湯用冷媒回路６と、空調用冷媒回路５と熱交換を行って、住宅６０の室内の空調を行う空調用冷温水循環回路（空調用熱搬送媒体循環回路）８と、給湯用冷媒回路６と熱交換を行って給湯を行う給湯回路９とを備えている。また、本発明の第１の実施の形態例に係る空調給湯システムは、室外に配置されるヒートポンプユニット１と、室内に配置される室内ユニット２とを備えたユニット構成となっている。

ヒートポンプユニット１には、空調用冷媒回路５、給湯用冷媒回路６、空調用冷温水循環回路８および給湯回路９が組み込まれている。さらに、空調用冷媒回路５と給湯用冷媒回路６との間には中間熱交換器２３が配置されている。この中間熱交換器２３は、空調用冷媒回路５を循環する空調用冷媒と、給湯用冷媒回路６を循環する給湯用冷媒との間で熱交換を行うことが可能な構造となっている。

空調用冷媒回路５は、空調用冷媒が循環することにより冷凍サイクルが形成される回路であり、空調用冷媒を圧縮する空調用圧縮機２１、空調用冷媒の流路を切り替える四方弁（空調用流路切替弁）２２、中間熱交換器２３、ファン（図示せず）により送られてくる大気と熱交換を行う空調用熱源側熱交換器２４、空調用冷媒タンク２６、空調用冷媒を減圧する空調用膨張弁２７、空調用冷温水循環回路８と熱交換を行う空調用利用側熱交換器２８を冷媒配管で接続して環状に形成されている。なお、中間熱交換器２３は、空調用利用側熱交換器２８よりも高い位置に設置されており、中間熱交換器２３と空調用利用側熱交換器２８との間にヘッド差が形成されている。このヘッド差によって、空調用冷媒を空調用冷媒回路５内で自然循環させることができるのである（詳しくは後述する）。

次に、空調用冷媒回路５の構成の詳細を説明する。空調用冷媒回路５は、まず、空調用圧縮機２１の吐出口２１ｂ、四方弁２２、中間熱交換器２３、空調用冷媒タンク２６、空調用膨張弁２７、空調用利用側熱交換器２８、四方弁２２、空調用圧縮機２１の吸込口２１ａの順に冷媒配管で接続して環状に形成された空調用冷媒主回路５ａを備えている。

空調用冷媒回路５は、この空調用冷媒主回路５ａに２つの空調用冷媒分岐路５ｂ、５ｃが設けられて構成されている。第１の空調用冷媒分岐路５ｂは、中間熱交換器２３と並列に接続された空調用熱源側熱交換器２４を経由する空調用冷媒分岐路であり、具体的には、四方弁２２と中間熱交換器２３との間の位置にある分岐点Ｉから分岐し、空調用熱源側熱交換器２４を経由して、中間熱交換器２３と空調用冷媒タンク２６の間の位置にある分岐点Ｊで合流する空調用冷媒分岐路である。

第２の空調用冷媒分岐路５ｃは、空調用圧縮機２１の吸込口２１ａと吐出口２１ｂとをバイパスする空調用冷媒分岐路であり、具体的には、空調用利用側熱交換器２８と四方弁２２との間の位置にある分岐点Ａと、四方弁２２と分岐点Ｉの間の位置にある分岐点Ｂとを空調用冷媒バイパス配管（バイパス配管）２９で繋いで形成された空調用冷媒分岐路である。なお、分岐点Ａには三方弁３４ａが、分岐点Ｂには三方弁３４ｂがそれぞれ設けられており、これらの三方弁（バイパス開閉手段）３４ａ、３４ｂを操作することにより、空調用冷媒の流路が、空調用圧縮機２１を経由する流路と、空調用圧縮機２１をバイパスする流路の何れかに切り替わる。

なお、二方弁３５ａ、３５ｂが中間熱交換器２３を挟んで設けられ、二方弁３５ｃ、３５ｄが空調用熱源側熱交換器２４を挟んで設けられている。また、空調用冷媒回路５を循環する空調用冷媒としては、例えば、Ｒ４１０ａ、Ｒ１３４ａ，ＨＦＯ１２３４ｙｆ，ＨＦＯ１２３４ｚｅ、ＣＯ２を用いることができる。

次に、上記した空調用冷媒回路５に組み込まれる各機器の構造について、詳細に説明する。空調用圧縮機２１は、容量制御が可能な可変容量型の圧縮機である。このような圧縮機としては、ピストン式、ロータリー式、スクロール式、スクリュー式、遠心式のものを採用可能である。具体的には、空調用圧縮機２１は、スクロール式の圧縮機であり、インバータ制御により容量制御が可能で、低速から高速まで回転速度が可変である。

中間熱交換器２３は、図示しないが、空調用冷媒が流れる空調用冷媒伝熱管と給湯用冷媒が流れる給湯用冷媒伝熱管とがお互いに熱的に接触する（例えば、伝熱管同士を接合する）ように一体に構成された熱交換器である。また、空調用利用側熱交換器２８は、図示しないが、空調用冷媒が流れる空調用冷媒伝熱管と水（空調用利用側の熱搬送媒体）が流れる空調用冷温水伝熱管とが熱的に接触するように構成されている。空調用冷媒タンク２６は、流路の切替えによって変化する空調用冷媒の量を制御するバッファとして機能するものである。空調用膨張弁２７は、弁の開度を調整することにより、空調用冷媒の圧力を所定の圧力まで減圧することができる。

空調用冷温水循環回路（空調用熱搬送媒体循環回路）８は、空調用冷媒回路５と熱交換を行うための空調用利用側の熱搬送媒体として水が流れる回路であり、住宅（被空調空間）６０に設置された室内熱交換器６１、空調用冷温水循環ポンプ５２、四方弁５３、空調用利用側熱交換器２８を空調用冷温水配管で順次接続して、環状に形成された回路である。この空調用冷温水循環回路８内を流れる水（冷水または温水）は、室内熱交換器６１を介して住宅６０内の空気と熱交換して、住宅６０内を冷房または暖房する。なお、空調用冷温水循環回路８内を流れる空調用利用側の熱搬送媒体として、水の代わりにエチレングリコールなどのブラインを用いても良い。ブラインを用いると寒冷地でも適用できることは言うまでもない。

なお、以下の説明において、空調用冷温水循環回路８を流れる水として「冷水」または「温水」という言葉が用いられることがあるが、「冷水」とは冷房時に空調用冷温水循環回路８を流れる水の意味で用いられ、「温水」とは暖房時に空調用冷温水循環回路８を流れる水の意味で用いられていることを、ここで付言しておく。

給湯用冷媒回路６は、給湯用冷媒が循環することにより冷凍サイクルが形成される回路であり、給湯用冷媒を圧縮する給湯用圧縮機４１、給湯回路９と熱交換を行う給湯用利用側熱交換器４２、給湯用冷媒タンク４６、給湯用冷媒を減圧する給湯用膨張弁４３、中間熱交換器２３、およびファン（図示せず）により送られてくる大気と熱交換を行う給湯用熱源側熱交換器４４を冷媒配管で接続して環状に形成されている。

次に、給湯用冷媒回路６の構成の詳細を説明する。給湯用冷媒回路６は、まず、給湯用圧縮機４１の吐出口４１ｂ、給湯用利用側熱交換器４２、給湯用冷媒タンク４６、給湯用膨張弁４３、中間熱交換器２３、給湯用圧縮機４１の吸込口４１ａの順に冷媒配管で接続して環状に形成された給湯用冷媒主回路６ａを備えている。

給湯用冷媒回路６は、この給湯用冷媒主回路６ａに給湯用冷媒分岐路６ｂが設けられて構成されている。給湯用冷媒分岐路６ｂは、中間熱交換器２３と並列に接続された給湯用熱源側熱交換器４４を経由する給湯用冷媒分岐路であり、具体的には、給湯用膨張弁４３と中間熱交換器２３の間の位置にある分岐点Ｋから分岐し、給湯用熱源側熱交換器４４を経由して、中間熱交換器２３と給湯用圧縮機４１の吸込口４１ａの間の位置にある分岐点Ｌで合流する給湯用冷媒分岐路である。

なお、中間熱交換器２３の入口の近傍位置には二方弁４９ｂが、給湯用熱源側熱交換器４４の入口の近傍位置には二方弁４９ａが、それぞれ設けられている。また、給湯用冷媒回路６を循環する給湯用冷媒としては、例えば、Ｒ１３４ａ，ＨＦＯ１２３４ｙｆ，ＨＦＯ１２３４ｚｅ、ＣＯ２を用いることができる。

次に、上記した給湯用冷媒回路６に組み込まれる各機器の構造について、詳細に説明する。給湯用圧縮機４１は、空調用圧縮機２１と同様にインバータ制御により容量制御が可能で、低速から高速まで回転速度が可変である。給湯用利用側熱交換器４２は、図示しないが、給湯回路９に供給される水が流れる給湯用水伝熱管と、給湯用冷媒が流れる給湯用冷媒伝熱管とが熱的に接触するように構成されている。給湯用膨張弁４３は、弁の開度を調整することにより、給湯用冷媒の圧力を所定の圧力まで減圧することができる。

給湯回路９は、給湯用利用側熱交換器４２の入口に給湯用配管７２の一端を接続し、給湯用利用側熱交換器４２の出口に給湯用配管７３の一端を接続して形成された回路である。給湯用配管７２の他端は水の供給元と接続され、給湯用配管７３の他端は給湯負荷側の機器（浴槽など）と接続されている。よって、給湯回路９内に供給された水は、給湯用利用側熱交換器４２と熱交換を行うことにより温水となり、給湯用配管７３を流れながら給湯負荷側の機器へと導かれる。なお、給湯回路９には、図示しないが、給湯用循環ポンプと、水の流量を検知する給湯用流量センサとが組み込まれている。なお、給湯用利用側熱交換器４２において、給湯用冷媒の流れと水の流れは対向流となっている。

なお、この空調給湯システムには、複数の温度センサＴＥ１〜ＴＥ８を備えている。具体的には、空調用冷温水循環回路８には、空調用利用側熱交換器２８の入口（冷房運転時における入口）に温度センサＴ１が、出口（冷房運転時における出口）に温度センサＴＥ２がそれぞれ設けられている。空調用冷媒回路５には、空調用圧縮機２１の吸込口２１ａに温度センサＴＥ３が、吐出口２１ｂに温度センサＴＥ４がそれぞれ設けられている。また、給湯回路９には、給湯用利用側熱交換器４２の入口に温度センサＴＥ７が、出口に温度センサＴＥ８がそれぞれ設けられている。なお、図示しないが、外気温度を測定するための外気温度センサも設けられている。

制御装置１ａは、図示しないリモコンからの指令信号、温度センサＴＥ１〜ＴＥ８および外気温度センサの検知信号などを入力し、これらの入力信号に基づいて、空調用圧縮機２１および給湯用圧縮機４１の駆動／停止、四方弁２２、５３の切り替え、空調用膨張弁２７および給湯用膨張弁４３の弁の開度の調整、三方弁３４ａ、３４ｂの切り替え、空調用冷温水循環ポンプ５２の駆動／停止、二方弁３５ａ〜３５ｄ、二方弁４９ａ、４９ｂの開閉、その他の空調給湯システムの運転に必要な制御を行っている。

続いて、上記した空調給湯システムによって行われる各種運転モードについて図２〜図８を参照しながら説明する。図２〜図８において、熱交換器に付された矢印は熱の流れを示しており、各回路５、６、８、９に付された矢印は、流体が各回路を流れる向きを示している。また、図２〜図８において、二方弁については、黒色に塗られたものは閉状態であることを示しており、三方弁については、黒く塗られたポートは閉じていることを示しており、四方弁については、実線の流路が有効となっていることを示している。なお、図２〜図８において、温度センサＴＥ１〜ＴＥ８の図示は省略している。

「運転モードＮｏ．１＜冷房／給湯運転＞」（図２参照）
運転モードＮｏ．１は、空調用冷媒回路５による冷房運転と、給湯用冷媒回路６による給湯運転とをそれぞれ行う運転モードである。

空調用冷媒回路５では、空調用圧縮機２１の吐出口２１ｂより吐出された高温高圧のガス冷媒は、四方弁２２を通って、空調用熱源側熱交換器２４に流入する。空調用熱源側熱交換器２４内を流れる高温高圧のガス冷媒は、大気へ放熱して凝縮し、液化する。この高圧の冷媒は、所定の開度に調節された空調用膨張弁２７で減圧、膨張し、低温低圧の気液二相冷媒となり、空調用利用側熱交換器２８に流入する。空調用利用側熱交換器２８内を流れる気液二相冷媒は、空調用冷温水循環回路８内を流れる冷水から吸熱して蒸発し、低圧のガス冷媒となる。この低圧のガス冷媒は、四方弁２２を通って、空調用圧縮機２１の吸込口２１ａに流入し、空調用圧縮機２１により再び圧縮されて高温高圧のガス冷媒となる。

なお、運転モードＮｏ．１では、中間熱交換器２３の前後の二方弁３５ａ、３５ｂは閉じており、空調用冷媒が中間熱交換器２３内を流れないようになっている。また、空調用圧縮機２１の前後の三方弁３４ａ、３４ｂにより、空調用圧縮機２１をバイパスする第２の空調用冷媒分岐路５ｃは閉鎖されている。

空調用冷温水循環回路８では、空調用利用側熱交換器２８を流れる空調用冷媒に放熱した冷水は、空調用冷温水循環ポンプ５２を駆動することにより、空調用冷温水配管を通って、室内熱交換器６１に流入する。室内熱交換器６１では、空調用冷温水循環回路８内の冷水と、住宅６０内の高温の空気とで熱交換が行われ、住宅６０の空気が冷却される。つまり、住宅６０の室内が冷房される。このとき、室内熱交換器６１を流れる冷水は、住宅６０内の空気から吸熱して昇温される。この昇温された冷水は、空調用冷温水循環ポンプ５２により空調用冷温水循環回路８内を循環し、再び空調用利用側熱交換器２８を流れる間に空調用冷媒回路５と熱交換を行って、所定温度まで冷却される。

一方、給湯用冷媒回路６では、給湯用圧縮機４１で圧縮され高温高圧となったガス冷媒は、給湯用利用側熱交換器４２に流入する。給湯用利用側熱交換器４２内を流れる高温高圧のガス冷媒は、給湯回路９内を流れる水へ放熱して凝縮し、液化する。このとき、給湯回路９では、給湯用利用側熱交換器４２で給湯用冷媒回路６から温熱を受け取ることにより、供給された水が所定温度の湯となる。そして、液化した高圧の冷媒は、所定の開度に調節された給湯用膨張弁４３で減圧、膨張して、低温低圧の気液二相冷媒となる。この気液二相冷媒は、給湯用熱源側熱交換器４４を流れる間に、大気から吸熱して蒸発し、低圧のガス冷媒となる。この低圧のガス冷媒は、給湯用圧縮機４１の吸込口４１ａに流入し、給湯用圧縮機４１により再び圧縮されて高温高圧のガス冷媒となる。

なお、運転モードＮｏ．１では、中間熱交換器２３の上流側の二方弁４９ｂは閉じており、給湯用冷媒が中間熱交換器２３内を流れないようになっている。

「運転モードＮｏ．２−１＜冷房排熱を利用した給湯運転＞」（図３参照）
運転モードＮｏ．２−１は、冷房運転による排熱を利用して給湯運転を行うモードのうち、冷房運転による排熱が給湯運転による吸熱より大きい場合に行われる運転モードである。この運転モードＮｏ．２−１は、冷房運転による排熱が給湯運転による吸熱より大きい場合に行われるモードであるため、給湯用熱源側熱交換器４４を使用しなくても済む。そのため、給湯用熱源側熱交換器４４の上流側の二方弁４９ａは閉じて、給湯用冷媒が給湯用熱源側熱交換器４４内を流れないようにしている。

空調用冷媒回路５では、空調用圧縮機２１の吐出口２１ｂより吐出された高温高圧のガス冷媒は、四方弁２２を通って、空調用熱源側熱交換器２４と中間熱交換器２３に分かれて流入する。つまり、ガス冷媒は、空調用冷媒主回路５ａと第１の空調用冷媒分岐路５ｂとに分岐して流れていく。空調用熱源側熱交換器２４内を流れる高温高圧のガス冷媒は、大気へ放熱して凝縮し、液化する。一方、中間熱交換器２３内を流れる高温高圧のガス冷媒は、給湯用回路６内を流れる給湯用冷媒へ放熱することで凝縮し、液化する。つまり、中間熱交換器２３内において、空調用冷媒と給湯用冷媒とによる熱交換が行われるのである。

空調用熱源側熱交換器２４および中間熱交換器２３からそれぞれ流出した高圧の冷媒は、所定の開度に調節された空調用膨張弁２７で減圧、膨張し、低温低圧の気液二相冷媒となり、空調用利用側熱交換器２８に流入する。空調用利用側熱交換器２８内を流れる気液二相冷媒は、空調用冷温水循環回路８内を流れる冷水から吸熱して蒸発し、低圧のガス冷媒となる。この低圧のガス冷媒は、四方弁２２を通って、空調用圧縮機２１の吸込口２１ａに流入し、空調用圧縮機２１により再び圧縮されて高温高圧のガス冷媒となる。

なお、運転モードＮｏ．２−１では、空調用圧縮機２１の前後の三方弁３４ａ、３４ｂにより、空調用圧縮機２１をバイパスする第２の空調用冷媒分岐路５ｃは閉鎖されている。

空調用冷温水循環回路８では、空調用利用側熱交換器２８を流れる空調用冷媒に放熱した冷水は、空調用冷温水循環ポンプ５２を駆動することにより、空調用冷温水配管を通って、室内熱交換器６１に流入する。室内熱交換器６１では、空調用冷温水循環回路８内の冷水と、住宅６０内の高温の空気とで熱交換が行われ、住宅６０の空気が冷却される。つまり、住宅６０の室内が冷房される。このとき、室内熱交換器６１を流れる冷水は、住宅６０内の空気から吸熱して昇温される。この昇温された冷水は、空調用冷温水循環ポンプ５２により空調用冷温水循環回路８内を循環し、再び空調用利用側熱交換器２８を流れる間に空調用冷媒回路５と熱交換を行って、所定温度まで冷却される。

一方、給湯用冷媒回路６では、給湯用圧縮機４１で圧縮され高温高圧となったガス冷媒は、給湯用利用側熱交換器４２に流入する。給湯用利用側熱交換器４２内を流れる高温高圧のガス冷媒は、給湯回路９内を流れる水へ放熱して凝縮し、液化する。このとき、給湯回路９では、給湯用利用側熱交換器４２で給湯用冷媒回路６から温熱を受け取ることにより、供給された水が所定温度の湯となる。そして、液化した高圧の冷媒は、給湯用膨張弁４３で減圧、膨張して、低温低圧の気液二相冷媒となる。この気液二相冷媒は、中間熱交換器２３を流れる間に、空調用冷媒から吸熱して蒸発し、低圧のガス冷媒となる。つまり、中間熱交換器２３内において、空調用冷媒と給湯用冷媒とによる熱交換が行われるのである。この低圧のガス冷媒は、給湯用圧縮機４１の吸込口４１ａに流入し、給湯用圧縮機４１により再び圧縮されて高温高圧のガス冷媒となる。この運転モードＮｏ．２−１では、給湯用冷媒回路６における中間熱交換器２３は、空調用冷媒回路５の排熱を利用した蒸発器として機能することとなる。

この運転モードＮｏ．２−１では、空調用冷媒回路５の冷房運転で生じた排熱を利用して、給湯用冷媒回路６による給湯サイクル運転を行うことができるため、エネルギの有効利用が図れることとなる。また、この運転モードＮｏ．２−１は、空調排熱を熱源として利用しているため、外気を熱源として利用する場合に比べて、給湯サイクルの蒸発温度を上げることができる。よって、運転モードＮｏ．２−１では、給湯用圧縮機４１への入力を低減できるので、給湯用圧縮機４１の消費電力を低減することができる。さらに、運転モードＮｏ．２−１では、給湯用熱源側熱交換器４４のファンを停止することができることからも、給湯サイクルの運転に掛かる消費電力は低減する。

「運転モードＮｏ．２−２＜冷房排熱を利用した給湯運転＞」（図４参照）
運転モードＮｏ．２−２は、冷房運転による排熱を利用して給湯運転を行うモードのうち、冷房運転による排熱が給湯運転による吸熱より小さい場合に行われる運転モードである。この運転モードＮｏ．２−２は、冷房運転による排熱が給湯運転による吸熱より小さい場合に行われるモードであるため、空調用熱源側熱交換器２４を使用しなくても済む。そのため、空調用熱源側熱交換器２４の前後の二方弁３５ｃ、３５ｄは閉じて、空調用冷媒が空調用熱源側熱交換器２４内を流れないようにしている。

空調用冷媒回路５では、空調用圧縮機２１の吐出口２１ｂより吐出された高温高圧のガス冷媒は、四方弁２２を通って、中間熱交換器２３に流入する。中間熱交換器２３内を流れる高温高圧のガス冷媒は、給湯用回路６内を流れる給湯用冷媒へ放熱することで凝縮し、液化する。つまり、中間熱交換器２３内において、空調用冷媒と給湯用冷媒とによる熱交換が行われるのである。

そして、この高圧の冷媒は、所定の開度に調節された空調用膨張弁２７で減圧、膨張し、低温低圧の気液二相冷媒となり、空調用利用側熱交換器２８に流入する。空調用利用側熱交換器２８内を流れる気液二相冷媒は、空調用冷温水循環回路８内を流れる冷水から吸熱して蒸発し、低圧のガス冷媒となる。この低圧のガス冷媒は、四方弁２２を通って、空調用圧縮機２１の吸込口２１ａに流入し、空調用圧縮機２１により再び圧縮されて高温高圧のガス冷媒となる。

なお、運転モードＮｏ．２−２では、空調用圧縮機２１の前後の三方弁３４ａ、３４ｂにより、空調用圧縮機２１をバイパスする第２の空調用冷媒分岐路５ｃは閉鎖されている。

空調用冷温水循環回路８では、空調用利用側熱交換器２８を流れる空調用冷媒に放熱した冷水は、空調用冷温水循環ポンプ５２を駆動することにより、空調用冷温水配管を通って、室内熱交換器６１に流入する。室内熱交換器６１では、空調用冷温水循環回路８内の冷水と、住宅６０内の高温の空気とで熱交換が行われ、住宅６０の空気が冷却される。つまり、住宅６０の室内が冷房される。このとき、室内熱交換器６１を流れる冷水は、住宅６０内の空気から吸熱して昇温される。この昇温された冷水は、空調用冷温水循環ポンプ５２により空調用冷温水循環回路８内を循環し、再び空調用利用側熱交換器２８を流れる間に空調用冷媒回路５と熱交換を行って、所定温度まで冷却される。

一方、給湯用冷媒回路６では、給湯用圧縮機４１で圧縮され高温高圧となったガス冷媒は、給湯用利用側熱交換器４２に流入する。給湯用利用側熱交換器４２内を流れる高温高圧のガス冷媒は、給湯回路９内を流れる水へ放熱して凝縮し、液化する。このとき、給湯回路９では、給湯用利用側熱交換器４２で給湯用冷媒回路６から温熱を受け取ることにより、供給された水が所定温度の湯となる。そして、液化した高圧の冷媒は、給湯用膨張弁４３で減圧、膨張して、低温低圧の気液二相冷媒となる。この気液二相冷媒は、給湯用熱源側熱交換器４４と中間熱交換器２３に分かれて流入する。つまり、ガス冷媒は、給湯用冷媒主回路６ａと給湯用冷媒分岐路６ｂとに分岐して流れていく。給湯用熱源側熱交換器４４内を流れる気液二相冷媒は、大気から吸熱して蒸発し、低圧のガス冷媒となる。

一方、中間熱交換器２３内を流れる気液二相冷媒は、空調用回路５内を流れる空調用冷媒から吸熱して蒸発し、低圧のガス冷媒となる。つまり、中間熱交換器２３内において、空調用冷媒と給湯用冷媒とによる熱交換が行われるのである。給湯用熱源側熱交換器４４および中間熱交換器２３からそれぞれ流出した低圧のガス冷媒は、給湯用圧縮機４１の吸込口４１ａに流入し、給湯用圧縮機４１により再び圧縮されて高温高圧のガス冷媒となる。この運転モードＮｏ．２−２では、給湯用冷媒回路６における中間熱交換器２３は、空調用冷媒回路５の排熱を利用した蒸発器として機能することとなる。

この運転モードＮｏ．２−２では、空調用冷媒回路５の冷房運転で生じた空調排熱を給湯用冷媒回路６へ放熱することができるため、空調排熱を外気に放熱するのに比べて、空調サイクルの凝縮圧力を下げることができるため、空調用圧縮機２１の入力を低減することができる。よって、運転モードＮｏ．２−２では、空調用圧縮機２１の消費電力を低減することができる。さらに、運転モードＮｏ．２−２では、空調用熱源側熱交換器２４のファンを停止することができることからも、空調サイクルの運転に掛かる消費電力は低減する。

「運転モードＮｏ．３＜暖房／給湯運転＞」（図５参照）
運転モードＮｏ．３は、空調用冷媒回路５による暖房運転と、給湯用冷媒回路６による給湯運転とをそれぞれ行うモードである。

空調用冷媒回路５では、空調用圧縮機２１の吐出口２１ｂより吐出された高温高圧のガス冷媒は、四方弁２２を通って、空調用利用側熱交換器２８に流入する。空調用利用側熱交換器２８内を流れる高温高圧のガス冷媒は、空調用冷温水回路８内を流れる温水へ放熱して凝縮し、液化する。この高圧の冷媒は、所定の開度に調節された空調用膨張弁２７で減圧、膨張し、低温低圧の気液二相冷媒となり、空調用熱源側熱交換器２４に流入する。空調用熱源側熱交換器２４内を流れる気液二相冷媒は、大気から吸熱して蒸発し、低圧のガス冷媒となる。この低圧のガス冷媒は、四方弁２２を通って、空調用圧縮機２１の吸込口２１ａに流入し、空調用圧縮機２１により再び圧縮されて高温高圧のガス冷媒となる。

なお、運転モードＮｏ．３では、中間熱交換器２３の前後の二方弁３５ａ、３５ｂは閉じており、空調用冷媒が中間熱交換器２３内を流れないようになっている。また、空調用圧縮機２１の前後の三方弁３４ａ、３４ｂにより、空調用圧縮機２１をバイパスする第２の空調用冷媒分岐路５ｃは閉鎖されている。

空調用冷温水循環回路８では、空調用利用側熱交換器２８を流れる空調用冷媒から吸熱した温水は、空調用冷温水循環ポンプ５２を駆動することにより、空調用冷温水配管を通って、室内熱交換器６１に流入する。室内熱交換器６１では、空調用冷温水循環回路８内の温水と、住宅６０内の低温の空気とで熱交換が行われ、住宅６０の空気が加熱される。つまり、住宅６０の室内が暖房される。このとき、室内熱交換器６１を流れる温水は、住宅６０内の空気へ放熱して冷却される。この冷却された温水は、空調用冷温水循環ポンプ５２により空調用冷温水循環回路８内を循環し、再び空調用利用側熱交換器２８を流れる間に空調用冷媒回路５と熱交換を行って、所定温度まで昇温される。

一方、給湯用冷媒回路６では、給湯用圧縮機４１で圧縮され高温高圧となったガス冷媒は、給湯用利用側熱交換器４２に流入する。給湯用利用側熱交換器４２内を流れる高温高圧のガス冷媒は、給湯回路９内を流れる水へ放熱して凝縮し、液化する。このとき、給湯回路９では、給湯用利用側熱交換器４２で給湯用冷媒回路６から温熱を受け取ることにより、供給された水が所定温度の湯となる。そして、液化した高圧の冷媒は、所定の開度に調節された給湯用膨張弁４３で減圧、膨張して、低温低圧の気液二相冷媒となる。この気液二相冷媒は、給湯用熱源側熱交換器４４を流れる間に、大気から吸熱して蒸発し、低圧のガス冷媒となる。この低圧のガス冷媒は、給湯用圧縮機４１の吸込口４１ａに流入し、給湯用圧縮機４１により再び圧縮されて高温高圧のガス冷媒となる。

なお、運転モードＮｏ．３では、中間熱交換器２３の上流側の二方弁４９ｂは閉じており、給湯用冷媒が中間熱交換器２３内を流れないようになっている。

「運転モードＮｏ．４−１＜給湯サイクルを利用した空調側自然循環運転＞」（図６参照）
運転モードＮｏ．４−１は、給湯用冷媒回路６による給湯運転を行いながら空調用冷媒回路５内の空調用冷媒を自然循環させて冷房運転を行う運転モードのうち、冷房運転による排熱が給湯運転による吸熱より大きい場合に行われる運転モードである。この運転モードＮｏ．４−１は、冷房運転による排熱が給湯運転による吸熱より大きい場合に行われるモードであるため、給湯用熱源側熱交換器４４を使用しなくても済む。そのため、給湯用熱源側熱交換器４４の上流側の二方弁４９ａは閉じて、給湯用冷媒が給湯用熱源側熱交換器４４内を流れないようにしている。

この運転モードＮｏ．４−１では、空調用圧縮機２１が停止しており、空調用圧縮機２１の前後の三方弁３４ａ、３４ｂにより、空調用圧縮機２１をバイパスする第２の空調用冷媒分岐路５ｃが開放され、空調用圧縮機２１を経由する経路（図６において点線で示す経路）が閉鎖されている。そのため、空調用冷媒は、空調用圧縮機２１をバイパスして空調用冷媒回路５内を循環する。なお、運転モードＮｏ．４−１では、中間熱交換器２３の前後の二方弁３５ａ、３５ｂは開いている。なお、空調用膨張弁２７は、空調用利用側熱交換器２８で得たい交換熱量に応じて所定の開度に調整されている。

中間熱交換器２３内に滞留している空調用冷媒は、給湯用冷媒回路６を流れる給湯用冷媒へ放熱して凝縮し、液化する。密度の大きい液冷媒は、重力の影響を受けて下降していき、空調用膨張弁２７を通り、空調用利用側熱交換器２８を流れる間に空調用冷温水循環回路８内を循環する冷水から吸熱して蒸発し、ガス化する。このとき、冷媒の密度差による圧力勾配ができるため、蒸発した冷媒は、中間熱交換器２３に向かって流れていく。空調用熱源側熱交換器２４内に滞留している空調用冷媒についても、同様に、大気へ放熱して凝縮し、液化することで、密度差による空調用冷媒回路５内の自然循環が行われることとなる。このように、空調用冷媒回路５には、空調用冷媒が自然循環する自然循環サイクルが形成されているのである。

空調用冷温水循環回路８では、空調用利用側熱交換器２８を流れる空調用冷媒に放熱した冷水は、空調用冷温水循環ポンプ５２を駆動することにより、空調用冷温水配管を通って、室内熱交換器６１に流入する。室内熱交換器６１では、空調用冷温水循環回路８内の冷水と、住宅６０内の高温の空気とで熱交換が行われ、住宅６０の空気が冷却される。つまり、住宅６０の室内が冷房されることとなる。このとき、室内熱交換器６１を流れる冷水は、住宅６０内の空気から吸熱して昇温される。この昇温された冷水は、空調用冷温水循環ポンプ５２により空調用冷温水循環回路８内を循環し、再び空調用利用側熱交換器２８を流れる間に空調用冷媒回路５と熱交換を行って、所定温度まで冷却される。

一方、給湯用冷媒回路６では、給湯用圧縮機４１で圧縮され高温高圧となったガス冷媒は、給湯用利用側熱交換器４２に流入する。給湯用利用側熱交換器４２内を流れる高温高圧のガス冷媒は、給湯回路９内を流れる水へ放熱して凝縮し、液化する。このとき、給湯回路９では、給湯用利用側熱交換器４２で給湯用冷媒回路６から温熱を受け取ることにより、供給された水が所定温度の湯となる。そして、液化した高圧の冷媒は、給湯用膨張弁４３で減圧、膨張して、低温低圧の気液二相冷媒となる。この気液二相冷媒は、中間熱交換器２３を流れる間に、空調用冷媒から吸熱して蒸発し、低圧のガス冷媒となる。つまり、中間熱交換器２３内において、空調用冷媒と給湯用冷媒とによる熱交換が行われるのである。この低圧のガス冷媒は、給湯用圧縮機４１の吸込口４１ａに流入し、給湯用圧縮機４１により再び圧縮されて高温高圧のガス冷媒となる。この運転モードでは、給湯用冷媒回路６における中間熱交換器２３は、空調用冷媒回路５を自然循環する空調用冷媒の熱を利用した蒸発器として機能することとなる。

この運転モードＮｏ．４−１では、空調用圧縮機２１を運転することなく、空調用冷媒を自然循環させて、住宅６０内を冷房できるので、消費電力を大幅に低減できる。

ここで、住宅６０内を効率よく冷房するためには、空調用冷媒の自然循環が連続して行われていかなければならないが、外気温度と住宅６０内の温度（室内温度）との差が小さい場合には、冷媒の密度差が小さくなり、自然循環による運転を安定して行うことが難しくなってしまう。しかし、運転モードＮｏ．４−１では、給湯用冷媒回路６による給湯運転が行われているため、中間熱交換器２３内に滞留している空調用冷媒は、中間熱交換器２３内を流れる給湯用冷媒によって強制的に熱を奪われるため、凝縮して液化し易くなる。つまり、給湯運転で得た給湯用冷媒の熱（冷熱）により、空調用冷媒の自然循環がアシストされるのである。そのため、空調用冷媒の自然循環による冷房の効率は良くなり、住宅６０内は快適なものとなる。

「運転モードＮｏ．４−２＜給湯サイクルを利用した空調側自然循環運転＞」（図７参照）
運転モードＮｏ．４−２は、給湯用冷媒回路６による給湯運転を行いながら空調用冷媒回路５内の空調用冷媒を自然循環させて冷房運転を行うモードのうち、冷房運転による排熱が給湯運転による吸熱より小さい場合に行われる運転モードである。この運転モードＮｏ．４−２は、冷房運転による排熱が給湯運転による吸熱より小さい場合に行われるモードであるため、空調用熱源側熱交換器２４を使用しなくても済む。そのため、空調用熱源側熱交換器４４の前後の二方弁３５ｃ、３５ｄを閉じて、空調用冷媒が空調用熱源側熱交換器２４内を流れないようにしている。

この運転モードＮｏ．４−２では、空調用圧縮機２１が停止しており、空調用圧縮機２１の前後の三方弁３４ａ、３４ｂにより、空調用圧縮機２１をバイパスする第２の空調用冷媒分岐路５ｃが開放され、空調用圧縮機２１を経由する経路（図７において点線で示す経路）が閉鎖されている。そのため、空調用冷媒は、空調用圧縮機２１をバイパスして空調用冷媒回路５内を循環する。なお、空調用膨張弁２７は、空調用利用側熱交換器２８で得たい交換熱量に応じて所定の開度に調整されている。

中間熱交換器２３内に滞留している空調用冷媒は、給湯用冷媒回路６を流れる給湯用冷媒へ放熱して凝縮し、液化する。密度の大きい液冷媒は、重力の影響を受けて下降していき、空調用膨張弁２７を通り、空調用利用側熱交換器２８を流れる間に空調用冷温水循環回路８内を循環する冷水から吸熱して蒸発し、ガス化する。このとき、冷媒の密度差による圧力勾配ができるため、蒸発した冷媒は、中間熱交換器２３に向かって流れていく。このように、空調用冷媒回路５は、空調用冷媒が自然循環する自然循環サイクルが形成されているのである。

空調用冷温水循環回路８では、空調用利用側熱交換器２８を流れる空調用冷媒に放熱した冷水は、空調用冷温水循環ポンプ５２を駆動することにより、空調用冷温水配管を通って、室内熱交換器６１に流入する。室内熱交換器６１では、空調用冷温水循環回路８内の冷水と、住宅６０内の高温の空気とで熱交換が行われ、住宅６０の空気が冷却される。つまり、住宅６０の室内が冷房されることとなる。このとき、室内熱交換器６１を流れる冷水は、住宅６０内の空気から吸熱して昇温される。この昇温された冷水は、空調用冷温水循環ポンプ５２により空調用冷温水循環回路８内を循環し、再び空調用利用側熱交換器２８を流れる間に空調用冷媒回路５と熱交換を行って、所定温度まで冷却される。

一方、給湯用冷媒回路６では、給湯用圧縮機４１で圧縮され高温高圧となったガス冷媒は、給湯用利用側熱交換器４２に流入する。給湯用利用側熱交換器４２内を流れる高温高圧のガス冷媒は、給湯回路９内を流れる水へ放熱して凝縮し、液化する。このとき、給湯回路９では、給湯用利用側熱交換器４２で給湯用冷媒回路６から温熱を受け取ることにより、供給された水が所定温度の湯となる。そして、液化した高圧の冷媒は、給湯用膨張弁４３で減圧、膨張して、低温低圧の気液二相冷媒となる。この気液二相冷媒は、中間熱交換器２３と給湯用熱源側熱交換器４４とに分かれて流れていく。

中間熱交換器２３を流れた気液二相冷媒は、空調用冷媒から吸熱して蒸発し、低圧のガス冷媒となる。つまり、中間熱交換器２３内において、空調用冷媒と給湯用冷媒とによる熱交換が行われるのである。また、給湯用熱源側熱交換器４４を流れた気液二相冷媒も、大気から吸熱して蒸発し、低圧のガス冷媒となる。

この低圧のガス冷媒は、給湯用圧縮機４１の吸込口４１ａに流入し、給湯用圧縮機４１により再び圧縮されて高温高圧のガス冷媒となる。この運転モードでは、給湯用冷媒回路６における中間熱交換器２３は、空調用冷媒回路５を自然循環する空調用冷媒の熱を利用した蒸発器として機能することとなる。

この運転モードＮｏ．４−２では、空調用圧縮機２１を運転することなく、空調用冷媒を自然循環させて、住宅６０内を冷房できるので、消費電力を大幅に低減できる。

ここで、住宅６０内を効率よく冷房するためには、空調用冷媒の自然循環が連続して行われていかなければならないが、外気温度と住宅６０内の温度（室内温度）との差が小さい場合には、冷媒の密度差が小さくなり、自然循環による運転を安定して行うことが難しくなってしまう。しかし、運転モードＮｏ．４−２では、給湯用冷媒回路６による給湯運転が行われているため、中間熱交換器２３内に滞留している空調用冷媒は、中間熱交換器２３内を流れる給湯用冷媒によって強制的に熱を奪われるため、凝縮して液化し易くなる。つまり、給湯運転で得た給湯用冷媒の熱（冷熱）により、空調用冷媒の自然循環がアシストされるのである。そのため、空調用冷媒の自然循環による冷房の効率は良くなり、住宅６０内は快適なものとなる。

また、外気温度が住宅６０内の露点温度以上である場合には、空調用冷媒を大気と熱交換させて空調冷媒回路５内を自然循環させるのみでは、住宅６０内の空気を冷却除湿することは不可能である。しかしながら、運転モードＮｏ．４−２では、給湯用膨張弁４３の弁開度を調整して、中間熱交換器２３を流れる給湯用冷媒の温度を任意に調整できるので、中間熱交換器２３を介して熱交換される空調用冷媒回路５内の空調用冷媒の温度を所望の温度（住宅６０内の露点温度以下となる温度）に調整することができる。よって、外気温度が住宅６０内の露点温度以上の環境下においても、住宅６０内の空気を自然循環サイクルによって冷却除湿することができるのである。

「運転モードＮｏ．５＜外気利用自然循環運転＞」（図８参照）
運転モードＮｏ．５は、給湯用冷媒回路６による給湯運転を行いながら、外気を利用して空調用冷媒回路５内の空調用冷媒を自然循環させて冷房運転を行う運転モードである。この運転モードＮｏ．５では、中間熱交換器２３を用いないため、二方弁３５ａ、３５ｂ、４９ｂを閉じて、空調用冷媒および給湯用冷媒が中間熱交換器２３内を流れないようにしている。

この運転モードＮｏ．５では、空調用圧縮機２１が停止しており、空調用圧縮機２１の前後の三方弁３４ａ、３４ｂにより、空調用圧縮機２１をバイパスする第２の空調用冷媒分岐路５ｃが開放され、空調用圧縮機２１を経由する経路（図８において点線で示す経路）が閉鎖されている。そのため、空調用冷媒は、空調用圧縮機２１をバイパスして空調用冷媒回路５内を循環する。なお、空調用膨張弁２７は、空調用利用側熱交換器２８で得たい交換熱量に応じて所定の開度に調整されている。

空調用熱源側熱交換器２４内に滞留している空調用冷媒は、外気へ放熱して凝縮し、液化する。密度の大きい液冷媒は、重力の影響を受けて下降していき、空調用膨張弁２７を通り、空調用利用側熱交換器２８を流れる間に空調用冷温水循環回路８内を循環する冷水から吸熱して蒸発し、ガス化する。このとき、冷媒の密度差による圧力勾配ができるため、蒸発した冷媒は、空調用熱源側熱交換器２４に向かって流れていく。このように、空調用冷媒回路５は、空調用冷媒が自然循環する自然循環サイクルが形成されているのである。

空調用冷温水循環回路８では、空調用利用側熱交換器２８を流れる空調用冷媒に放熱した冷水は、空調用冷温水循環ポンプ５２を駆動することにより、空調用冷温水配管を通って、室内熱交換器６１に流入する。室内熱交換器６１では、空調用冷温水循環回路８内の冷水と、住宅６０内の高温の空気とで熱交換が行われ、住宅６０の空気が冷却される。つまり、住宅６０の室内が冷房されることとなる。このとき、室内熱交換器６１を流れる冷水は、住宅６０内の空気から吸熱して昇温される。この昇温された冷水は、空調用冷温水循環ポンプ５２により空調用冷温水循環回路８内を循環し、再び空調用利用側熱交換器２８を流れる間に空調用冷媒回路５と熱交換を行って、所定温度まで冷却される。

一方、給湯用冷媒回路６では、給湯用圧縮機４１で圧縮され高温高圧となったガス冷媒は、給湯用利用側熱交換器４２に流入する。給湯用利用側熱交換器４２内を流れる高温高圧のガス冷媒は、給湯回路９内を流れる水へ放熱して凝縮し、液化する。このとき、給湯回路９では、給湯用利用側熱交換器４２で給湯用冷媒回路６から温熱を受け取ることにより、供給された水が所定温度の湯となる。そして、液化した高圧の冷媒は、給湯用膨張弁４３で減圧、膨張して、低温低圧の気液二相冷媒となる。この気液二相冷媒は、給湯用熱源側熱交換器４４へ流れていき、大気から吸熱して蒸発し、低圧のガス冷媒となる。この低圧のガス冷媒は、給湯用圧縮機４１の吸込口４１ａに流入し、給湯用圧縮機４１により再び圧縮されて高温高圧のガス冷媒となる。

この運転モードＮｏ．５では、空調用圧縮機２１を運転することなく、空調用冷媒を自然循環させて、住宅６０内を冷房できるので、消費電力を大幅に低減できる。

次に、制御装置１ａが行う空調給湯システムの制御について図９を用いて説明する。制御装置１ａは、リモコンからの指令信号、温度センサＴＥ１〜ＴＥ８の検知信号、外気温度センサの検知信号などの入力信号に基づいて算出された結果が、上記した各種運転モードＮｏ．１〜Ｎｏ．５のそれぞれに予め設定された運転モードの選択条件の何れを満たすかを判定し、その判定結果に応じた運転モードを選択して運転を行うように制御している。

この第１の実施の形態例では、運転モードを選択するために必要なパラメータとして、設定室温(Tr_st)、設定湿度(Hr_st)、外気温度(Toa)、冷水入口温度(Twbi)、冷水出口設定温度(Twb_st)、給湯出力(Qhw)、給水温度(Twhi)、出湯温度(Twho)が用いられる。

設定室温(Tr_st)は、利用者がリモコンなどで設定する室内温度である。

設定湿度(Hr_st)は、利用者がリモコンなどで設定する室内湿度である。

外気温度(Toa)は、室外機で計測される外気の温度である。

冷水入口温度(Twbi)は、冷温水系統で測定される温度であり、具体的には、空調用冷温水循環回路８の温度センサＴＥ１で測定される温度である。

冷水出口設定温度(Twb_st)は、設定室温(Tr_st)と設定湿度(Hr_st)と冷水入口温度(Twbi)とに基づき制御装置１ａが決定する温度である。

給湯出力(Qhw)は、利用者要求と給水温度(Twhi)から制御装置１ａが決定する値である。

給水温度(Twhi)は、熱源機給湯系統で測定される温度であり、具体的には、温度センサＴＥ７で測定される温度である。

出湯温度(Twho)は、給湯利用側出口温度（温度センサＴＥ８で測定される温度）の設定値と利用者の要求と空調給湯システム側の仕様とに基づいて決定される温度である。

制御装置１ａは、所定のタイミングで、入力信号に基づき、（ａ）利用側要求、（ｂ）給湯機運転可否の条件、（ｃ）設定室温Tr_st−関数ｆ１（設定室温Tr_st，設定湿度Hr_st）と外気温度Toaとの差、（ｄ）設定室温Tr_st−関数ｆ２（Tr_st，Hr_st）と外気温度Toaとの差、（ｅ）冷水出口設定温度Twb_stと冷水入口温度Twbiの差、（ｆ）圧縮機運転時間に関する制限、（ｇ）吸熱量−排熱量、即ち、関数ｆ３（Twb_st，Twbi，Toa）−関数ｆ４（Qhw，Twhi，Twho，Toa）を求める。そして、上記（ａ）〜（ｇ）の結果に応じて、制御装置１ａは、運転パターンＮｏ．１〜Ｎｏ．５の何れかを決定する。

例えば、図９の示すように、（ａ）が「冷房運転」、（ｂ）が「利用者の要求＝無」、（ｃ）が「＜０」、（ｄ）が「＜０」、（ｅ）が「＞０」の場合には、制御装置１ａは、運転モードＮｏ．１を選択する。また、（ａ）が「冷房運転」、（ｂ）が「利用者の要求＝有」、（ｃ）が「＜０」、（ｄ）が「＞０」、（ｅ）が「ΔＴ３＜」かつ「＜ΔＴ６」、（ｆ）が「空調用圧縮機２１停止、または圧縮機２台運転から所定時間Time2経過後」、（ｇ）が「＜０」の場合には、制御装置１ａは、運転モードＮｏ．４−１を選択する。このようにして、制御装置１ａは、条件に応じて好適な運転モードを選択している。また、（ａ）が「暖房運転」の場合、（ｂ）〜（ｇ）とは関係なく運転モードＮｏ．３を選択する。なお、図９において、Time1、Time2、Time3、ΔＴ３、ΔＴ４、ΔＴ６は、空調給湯システムの仕様などに応じて予め定められた値である。

なお、実際に運転モードを切り替える場合は、冷房負荷が時々刻々と変動するため（圧縮機２台−圧縮機１台）の入力差＝０を切替点とせず、入力差＞ｘ１（ｘ１＞０）で給湯側のみ運転、入力差＜ｘ２（ｘ２＜０）で両サイクル圧縮式運転として切り替えると、運転モードの切り替えが頻繁に生じることを回避できる。

次に、空調用冷媒回路５を圧縮式サイクルとして用いた運転モードＮｏ．１、Ｎｏ．２−１、Ｎｏ．２−２、Ｎｏ．３における空調用圧縮機２１の回転数の制御、空調用膨張弁２７の弁開度の制御、および空調用熱源側熱交換器２４のファンの回転数の制御について説明する。これらの制御は、制御装置１ａによって行われている。

空調用熱源側熱交換器２４のファンは、通常は一定の回転数に制御されている。

空調用圧縮機２１の回転数制御は、空調用冷温水循環回路８内を循環する水の空調用利用側熱交換器２８の出口温度と目標温度（利用者によって設定された室内設定温度に応じて定まる値）の偏差に基づいて行われる。なお、水の空調用利用側熱交換器２８の出口温度は、冷房運転では、温度センサＴＥ２で測定された値であり、暖房運転では、温度センサＴＥ１で測定された値である。制御装置１ａは、冷房運転において「目標温度−出口温度＞０」であれば空調用圧縮機２１の回転数を減速にし、「目標温度−出口温度＜０」であれば、空調用圧縮機２１の回転数を増速にする。暖房運転における制御も冷房運転と同様であり、「目標温度−出口温度＞０」であれば空調用圧縮機２１の回転数を増速にし、「目標温度−出口温度＜０」であれば、空調用圧縮機２１の回転数を減速にする。

空調用膨張弁２７の弁開度の制御は、空調用圧縮機２１の吸込温度（温度センサＴＥ３で測定された値）、空調用圧縮機２１の回転数、および吸熱源温度に基づき行われる。具体的には、制御装置１ａは、空調用圧縮機２１の吸込における低圧冷媒ガスの過熱度が所定の温度になるように、空調用圧縮機２１の回転数、吸熱源温度に基づき決定された吸込温度の目標値と実測値との偏差から膨張弁開度の変化量を決め、空調用膨張弁２７を開動作（＋パルス）あるいは閉動作（−パルス）させる。ここで，吸熱源温度として、暖房運転では「外気温度」が用いられ、冷房運転では「空調用冷温水循環回路８内を流れる冷水の空調用利用側熱交換器２８の入口温度、即ち、ＴＥ１で測定された温度」が用いられる。吸込温度の目標値の算出は、予め定められた関数を用いても良いし、空調用圧縮機２１の吸込温度、空調用圧縮機２１の回転数、および吸熱源温度と吸込温度の目標値とが予め対応付けられたテーブルを用いても良い。なお、空調用圧縮機２１の吸込温度に代えて吐出温度（温度センサＴＥ４で測定された値）により制御を行っても良く、吐出温度を用いた場合には、外乱に対して制御目標とする温度が安定して計測される利点がある。

次に、給湯用冷媒回路６を圧縮式サイクルとして用いた運転モードＮｏ．１、Ｎｏ．２−１、Ｎｏ．２−２、Ｎｏ．３、Ｎｏ．４−１、Ｎｏ．４−２、およびＮｏ．５における給湯用圧縮機４１の回転数の制御、給湯用膨張弁４３の弁開度の制御、給湯用熱源側熱交換器４４のファンの回転数、および給湯流量の制御は、制御装置１ａによって以下のように行われている。

給湯用熱源側熱交換器４４のファンは、通常は一定の回転数に制御されている。

給湯流量は、給湯回路９を流れる水の給水温度（温度センサＴＥ７で測定された値）あるいは給湯回路９の給湯負荷側の機器（浴槽など）からの要求に応じて制御される。

給湯用圧縮機４１の回転数制御は、給湯回路９に給水される水の給水温度（温度センサＴＥ８で測定された値）と、浴槽へ供給する温水（給湯用利用側熱交換器４２の下流を流れる温水）の目標温度（利用者によって設定された給湯設定温度を考慮して定まる値）との偏差に応じて行われる。具体的には、制御装置１ａは、給湯運転において「目標温度−給湯温度＞０」であれば給湯用圧縮機４１の回転数を増速にし、「目標温度−給湯温度＜０」であれば、給湯用圧縮機４１の回転数を減速にする。

給湯用膨張弁４３の弁開度の制御は、給湯用圧縮機４１の吸込温度（温度センサＴＥ５で測定された値）、給湯用圧縮機４１の回転数、および吸熱源温度に基づき行われる。具体的には、制御装置１ａは、給湯用圧縮機４１の吸込における低圧冷媒ガスの過熱度が所定の温度になるように、給湯用圧縮機４１の回転数、吸熱源温度に基づき決定された吸込温度の目標値と実測値との偏差から膨張弁開度の変化量を決め、給湯用膨張弁４３を開動作（＋パルス）あるいは閉動作（−パルス）させる。ここで、吸熱源温度には「外気温度」が用いられる。吸込温度の目標値の算出は、予め定められた関数を用いても良いし、給湯用圧縮機４１の吸込温度、給湯用圧縮機４１の回転数、および吸熱源温度と吸込温度の目標値とが予め対応付けられたテーブルを用いても良い。なお、給湯用圧縮機４１の吸込温度に代えて吐出温度（温度センサＴＥ６で測定された値）により制御を行っても良く、吐出温度を用いた場合には、外乱に対して制御目標とする温度が安定して計測される利点がある。

次に、空調用冷媒回路５を自然循環式サイクルとして用いた運転モードＮｏ．４−１、Ｎｏ．４−２における給湯用圧縮機４１の回転数の制御、給湯用膨張弁４３の弁開度の制御、給湯流量の制御、および空調用膨張弁２７の弁開度の制御は、制御装置１ａによって以下のように行われている。

（ａ１）給湯を主に利用した運転の場合（給湯出力を固定した場合）
次に説明する制御は、例えば、住宅６０の室内にエアコン等の補助空調機が併設しているような場合に用いると良い。

給湯流量は、給湯回路９を流れる水の給水温度（温度センサＴＥ７で測定された値）と給湯温度（給湯用利用側熱交換器４２の下流側を流れる温水の温度）の目標値から定まる目標流量に応じて制御される。なお、給水温度と給湯温度の目標値とを比較して、給湯流量を増減するように制御しても良い。

給湯用圧縮機４１の回転数制御は、給湯回路９における給湯用利用側熱交換器４２の出口温度、即ち、給湯出口温度（温度センサＴＥ８で測定された値）と、給湯の目標温度（利用者からの要求やシステムの仕様によって定まる値）との偏差に応じて行われる。具体的には、制御装置１ａは、「給湯目標温度−給湯出口温度＜０」であれば給湯用圧縮機４１の回転数を減速にし、「給湯目標温度−給湯出口温度＞０」であれば、給湯用圧縮機４１の回転数を増速にする。なお、給水温度と給湯の目標温度とに基づいて給湯用圧縮機４１の回転数制御を行っても良い。

給湯用膨張弁４３の弁開度の制御は、給湯用圧縮機４１の吸込温度（温度センサＴＥ５で測定された値）、空調用冷温水循環回路８内を循環する水の空調用利用側熱交換器２８の出口温度（温度センサＴＥ２で測定された値）の目標値と空調用利用側熱交換器２８の入口温度（温度センサＴＥ１で測定された値）、および給湯用圧縮機４１の回転数から定まる弁開度の目標値と、弁開度の実測値とに基づいて制御される。具体的には、制御装置１ａは、「弁開度の目標値−弁開度の実測値＞０」であれば給湯用膨張弁４３の弁開度を開動作（＋パルス）させ、「弁開度の目標値−弁開度の実測値＜０」であれば給湯用膨張弁４３の弁開度を閉動作（−パルス）させる。ここで、弁開度の目標値の算出には、予め定められた関数を用いても良いし、給湯用圧縮機４１の吸込温度、空調用冷温水循環回路８内を循環する水の空調用利用側熱交換器２８の出口温度の目標値と空調用利用側熱交換器２８の入口温度、および給湯用圧縮機４１の回転数と弁開度の目標値とが予め対応付けられたテーブルを用いても良い。なお、給湯用圧縮機４１の吸込温度に代えて吐出温度（温度センサＴＥ６で測定された値）により制御を行っても良い。

空調用膨張弁２７の弁開度の制御は、空調用冷温水循環回路８内を循環する水の空調用利用側熱交換器２８の目標出口温度と、実測した出口温度（温度センサＴＥ２で測定された値）との偏差に基づいて制御される。具体的には、制御装置１ａは、「目標出口温度−実測した出口温度＜０」であれば空調用膨張弁２７の弁開度を開動作（＋パルス）させ、「目標出口温度−実測した出口温度＞０」であれば空調用膨張弁２７の弁開度を閉動作（−パルス）させる。

（ｂ１）空調を主に利用した運転の場合（給湯出力を変化させる場合）
給湯回路９から供給する給湯流量は、空調用冷温水循環回路８内を循環する水の空調用利用側熱交換器２８の目標出口温度と、実測した入口温度（温度センサＴＥ１で測定された値）との偏差に応じて制御される。具体的には、制御装置１ａは、「目標入口温度−実測した入口温度＜０」であれば給湯流量を増加させ、「目標入口温度−実測した入口温度＞０」であれば、給湯流量を減少させる。

給湯用圧縮機４１の回転数制御は、給湯回路９における給湯用利用側熱交換器４２の出口温度、即ち、給湯出口温度（温度センサＴＥ８で測定された値）と、給湯の目標温度（利用者によって設定された給湯設定温度を考慮して定まる値）との偏差に応じて行われる。具体的には、制御装置１ａは、「給湯目標温度−給湯出口温度＜０」であれば給湯用圧縮機４１の回転数を減速にし、「給湯目標温度−給湯出口温度＞０」であれば、給湯用圧縮機４１の回転数を増速にする。なお、給水温度と給湯の目標温度とに基づいて給湯用圧縮機４１の回転数制御を行っても良い。

給湯用膨張弁４３の弁開度の制御は、給湯用圧縮機４１の吸込温度（温度センサＴＥ５で測定された値）、空調用冷温水循環回路８内を循環する水の空調用利用側熱交換器２８の出口温度（温度センサＴＥ２で測定された値）の目標値と空調用利用側熱交換器２８の入口温度（温度センサＴＥ１で測定された値）、および給湯用圧縮機４１の回転数から定まる弁開度の目標値と、弁開度の実測値とに基づいて制御される。具体的には、制御装置１ａは、「弁開度の目標値−弁開度の実測値＞０」であれば給湯用膨張弁４３の弁開度を開動作（＋パルス）させ、「弁開度の目標値−弁開度の実測値＜０」であれば給湯用膨張弁４３の弁開度を閉動作（−パルス）させる。ここで、弁開度の目標値の算出には、予め定められた関数を用いても良いし、給湯用圧縮機４１の吸込温度、空調用冷温水循環回路８内を循環する水の空調用利用側熱交換器２８の出口温度の目標値と空調用利用側熱交換器２８の入口温度、および給湯用圧縮機４１の回転数と弁開度の目標値とが予め対応付けられたテーブルを用いても良い。なお、給湯用圧縮機４１の吸込温度に代えて吐出温度（温度センサＴＥ６で測定された値）により制御を行っても良い。

空調用膨張弁２７の弁開度の制御は、空調用冷温水循環回路８内を循環する水の空調用利用側熱交換器２８の目標出口温度と、実測した出口温度（温度センサＴＥ２で測定された値）との偏差に基づいて制御される。具体的には、制御装置１ａは、「目標出口温度−実測した出口温度＜０」であれば空調用膨張弁２７の弁開度を開動作（＋パルス）させ、「目標出口温度−実測した出口温度＞０」であれば空調用膨張弁２７の弁開度を閉動作（−パルス）させる。

なお、自然循環式サイクルの空調排熱が給湯サイクルの吸熱量に対して不足する場合には、制御装置１ａは、給湯用冷媒回路６における給湯用熱源側熱交換器４４の上流の二方弁４９ａを開き、給湯用熱源側熱交換器４４のファンを動作させる。これにより、給湯量冷媒回路６を流れる給湯用冷媒は、給湯用熱源側熱交換器４４を介して外気から吸熱を行うことが可能となる。よって、給湯サイクルが必要とする吸熱量のうち空調側の自然循環式サイクルからの吸熱では賄えなかった不足分を、外気からの吸熱で補うことができる。吸熱量の不足は、給湯回路９における給水温度（温度センサＴＥ７で測定された温度）、給水流量あるいは給湯用圧縮機４１の回転数から推定される吸熱量と、空調用冷温水循環回路８における空調用利用側熱交換器２８の冷水入口温度（温度センサＴＥ１で測定された温度）と冷水出口温度の目標値から推定される必要放熱量との差で判断することができる。

また、給湯サイクルの吸熱量に対し自然循環式サイクルの空調排熱が過剰な場合には、制御装置１ａは、空調用冷媒回路５における空調用熱源側熱交換器２４の前後の二方弁３５ｃ、３５ｄを開き、空調用熱源側熱交換器２４のファンを動作させる。これにより、空調用冷媒回路５を自然循環する空調用冷媒は、空調用熱源側熱交換器２４を介して外気へ放熱を行うことが可能となる。よって、自然循環式サイクルの空調排熱のうち給湯サイクルへ放熱して残った空調排熱、即ち、空調排熱の過剰分を、外気へ放熱することができる。排熱過剰は、給湯回路９における給水温度（温度センサＴＥ７で測定された温度）、給水流量あるいは給湯用圧縮機４１の回転数から推定される吸熱量と、空調用冷温水循環回路８における空調用利用側熱交換器２８の冷水入口温度（温度センサＴＥ１で測定された温度）と冷水出口温度の目標値から推定される必要放熱量との差で判断することができる。

次に、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効果について、図１０を参照しながら説明する。図１０（ａ）は本発明の第１の実施の形態例に係る空調給湯システムの冷媒の圧力−エンタルピ線図であり、図１０（ｂ）は、従来の空調給湯システムの冷媒の圧力−エンタルピ線図である。

従来の空調給湯システムにおける冷房／給湯運転では、冷房時に空調用冷媒回路５を圧縮式サイクルで運転し、同時に、給湯用冷媒回路６を圧縮式サイクルで運転するため、図１０（ｂ）に示すように、空調側の圧縮式サイクルは、ＰＡ１’→ＰＡ２’→ＰＡ３’→ＰＡ４’の循環経路で動作し、給湯側の圧縮式サイクルは、ＰＨ１’→ＰＨ２’→ＰＨ３’→ＰＨ４’の循環経路で動作する。ここで、ＰＡ１’は空調用圧縮機２１の吸込口２１ａの空調用冷媒の状態、ＰＡ２’は空調用圧縮機２１の吐出口２１ｂの空調用冷媒の状態、ＰＡ３’は中間熱交換器２３の出口の空調用冷媒の状態、ＰＡ４’は空調用利用側熱交換器２８の入口の空調用冷媒の状態である。また、ＰＨ１’は給湯用圧縮機４１の吸込口４１ａの給湯用冷媒の状態、ＰＨ２’は給湯用圧縮機４１の吐出口４１ｂの給湯用冷媒の状態、ＰＨ３’は給湯用利用側熱交換器４２の出口の給湯用冷媒の状態、ＰＨ４’は中間熱交換器２３の入口の給湯用冷媒の状態である。

この図１０（ｂ）から明らかなように、冷房時に空調側と給湯側を共に圧縮式サイクルで運転した場合には、空調用圧縮機２１による圧縮仕事ＷＡ’と給湯用圧縮機４１による圧縮仕事ＷＨ’とを合計した仕事量Ｗが発生する。即ち、仕事量Ｗ＝ＷＡ’＋ＷＨ’である。

これに対して、冷房時に空調用冷媒回路５を自然循環式サイクルにて運転し、同時に、給湯用冷媒回路６を圧縮式サイクルで運転した場合（例えば、運転モードＮｏ．４−１、Ｎｏ．４−２）には、図１０（ａ）に示すように、空調側の自然循環式サイクルは、ＰＡ１→ＰＡ２→ＰＡ３の循環経路で動作し、給湯側の圧縮式サイクルは、ＰＨ１→ＰＨ２→ＰＨ３→ＰＨ４の循環経路で動作する。ここで、ＰＡ１は中間熱交換器２３の出口の空調用冷媒の状態、ＰＡ２は空調用利用側交換器２８の入口の空調用冷媒の状態、ＰＡ３は中間熱交換器２３の入口の空調用冷媒の状態である。また、ＰＨ１は給湯用圧縮機４１の吸込口４１ａの給湯用冷媒の状態、ＰＨ２は給湯用圧縮機４１の吐出口４１ｂの給湯用冷媒の状態、ＰＨ３は給湯用利用側熱交換器４２の出口の給湯用冷媒の状態、ＰＨ４は中間熱交換器２３の入口の給湯用冷媒の状態である。

この図１０（ａ）から明らかなように、冷房時に空調側を自然循環式サイクルで運転し、給湯側を圧縮式サイクルで運転した場合には、前述したように給湯側の圧縮式サイクルの運転により、空調側の自然循環式サイクルをアシストするため、給湯用圧縮機４１による圧縮仕事ＷＨは上記の圧縮仕事ＷＨ’より増えるものの、空調用圧縮機２１による圧縮仕事ＷＡ’が不要となるため、空調側を自然循環式サイクルで運転し給湯側を圧縮式サイクルで運転した場合の仕事量Ｗ＝ＷＨとなる。この圧縮仕事ＷＨは、圧縮仕事ＷＡ’と圧縮仕事ＷＨ’の合計値よりも小さい。即ち、ＷＨ＜ＷＡ’＋ＷＨ’の関係が成り立つ。

このように、空調側を自然循環式サイクルによる運転にした場合、空調給湯システム全体としてＷＡ’＋ＷＨ’−ＷＨで求められる圧縮仕事の分だけ仕事量を軽減することができる。つまり、第１の実施の形態例に係る空調給湯システムによれば、空調側の自然循環式サイクルと給湯サイクルとを組み合わせた運転モードによって、運転効率を高め、省エネに寄与するとともに、消費電力の大幅な低減を実現できるのである。

［本発明の第２の実施形態］
次に、本発明の第２の実施の形態例に係る空調給湯システムについて図１１を用いて説明するが、第１の実施の形態例に係る空調給湯システムと同一の構成については、同一の符号を付して、その説明を省略する。第２の実施の形態例に係る空調給湯システムは、第１の実施の形態例に係る空調給湯システムに比べて、給湯回路９に蓄熱・貯湯ユニット７を設けた点に相違がある。この相違について、以下、詳しく説明していくことにする。

蓄熱・貯湯ユニット７は、貯湯タンク７０と蓄熱タンク７１とを備えて構成されており、貯湯タンク７０および蓄熱タンク７１は、給湯用回路９を構成する給湯用配管７２、７３とそれぞれ配管を用いて接続されている。貯湯タンク７０は、蓄熱が可能であって、給湯用冷媒回路６と熱交換して生成された温水を貯めるためのタンクである。一方、蓄熱タンク７１は、蓄熱が可能なタンクであって、太陽熱集熱器７４で集熱された熱が取り込まれるようになっている。この蓄熱タンク７１内の水は、太陽熱集熱器７４により冷水と温水の間の温度（中間温度）に温められる。給湯回路９内の水は、給湯用循環ポンプを駆動することにより、図９の矢印の方向に流れていき、給湯用利用側熱交換器４２にて給湯用冷媒と熱交換を行って温水となり、貯留タンク７０へ流れていく。

貯湯タンク７０から給湯負荷側の機器へ温水を供給する配管と、蓄熱タンク５０から給湯負荷側である浴槽へ中間温度の水を供給する配管とは、蓄熱・貯湯ユニット７内で合流されており、配管と配管の合流部分には、図示しない三方弁が設けられている。また、給湯負荷側の機器に接続される配管には、図示しない給湯供給ポンプが設けられている。このように構成された蓄熱・貯湯ユニット７によれば、制御装置１ａにより上記三方弁を操作することにより、貯湯タンク７０内の温水と、蓄熱タンク５０内の中間温度の水とを混ぜて好適な温度の温水を浴槽等へ供給できることとなる。

ところで、一般住宅において空調（冷房）負荷は、昼間から夕方にかけて生じるが、給湯需要は夜間に存在する。つまり、冷房運転が主に行われる時間帯と、給湯運転が主に行われる時間帯には異なっている（ズレがある）のが一般的である。ここで、蓄熱・貯湯ユニット７がない場合、例えば、給湯回路９と給湯負荷側の機器（浴槽など）とが直接接続されているような場合には、給湯需要の発生する夜間の時間帯にしか給湯サイクルと空調側の自然循環サイクルとを用いた運転モード（運転モードＮｏ．４−１、Ｎｏ．４−２）による運転を行うことができない。

しかし、本発明の第２の実施の形態例に係る空調給湯システムでは、蓄熱・貯湯ユニット７を備えているので、任意の時間に蓄熱タンク５０と貯湯タンク７０に蓄えられた温水を供給することができる。もう少し詳しく説明すると、第２の実施の形態例では、給湯負荷がない場合であっても、給湯サイクルを運転しながら自然循環式サイクルによる空調を行いつつ、その給湯運転で得られた湯を蓄熱・貯湯ユニット７に蓄えておくことにより、必要なときに湯を使用することができるのである。よって、第２の実施の形態例に係る空調給湯システムは、自然循環式サイクルによる運転モードを活用し易くなり、空調給湯システムの消費電力を低減することができる。

なお、貯湯タンク７０と蓄熱タンク７１の何れか一方のみを設けた構成であっても、熱を有効利用することができることは言うまでもない。また、太陽熱集熱器７４を貯湯タンク７０に組み込むようにしても良い。また、蓄熱タンク７１の水を中間熱交換器２３に導入し、この中間熱交換器２３において、空調用冷媒回路５の空調用冷媒と給湯用冷媒回路６の給湯用冷媒と、蓄熱タンク７１内の水（中間温度の水）との３流体間で熱交換を行うようにしても良い。かかる構成によれば、冷房運転による排熱をより一層有効に利用することができ、省エネ効果も高まる。

［本発明の第３の実施形態］
次に、本発明の第３の実施の形態例に係る空調給湯システムについて図１２を用いて説明するが、第１の実施の形態例に係る空調給湯システムと同一の構成については、同一の符号を付して、その説明を省略する。第３の実施の形態例に係る空調給湯システムは、空調用利用側熱交換器として、第１の空調用利用側分割熱交換器２８ａと第２の空調用利用側分割熱交換器２８ｂの２つの熱交換器に分割されている点、分岐点Ｄと分岐点Ｅとを繋ぐバイパス経路が形成されている点、および、分岐点Ｃと分岐点Ｆとを繋ぐバイパス経路が形成されている点が第１の実施の形態例に係る空調給湯システムに比べて、大きく相違している。この相違について、以下、詳しく説明していくことにする。

第１の空調用利用側分割熱交換器２８ａおよび第２の空調用利用側分割熱交換器２８ｂは、何れも空調用冷媒回路５を流れる空調用冷媒と、空調用冷温水循環回路８内を流れる水とで熱交換が可能な構成となっており、第１の空調用利用側分割熱交換器２８ａと第２の空調用利用側分割熱交換器２８ｂとは直列に接続されている。なお、第１の空調用利用側分割熱交換器２８ａおよび第２の空調用利用側分割熱交換器２８ｂは、ヘッド差を設けるために、空調用熱源側熱交換器２４よりも低い位置に設置されている。

中間熱交換器２３と二方弁３５ｂの間に位置する分岐点Ｄと、第１の空調用利用側分割熱交換器２８ａと第２の空調用利用側分割熱交換器２８ｂとの間に位置する分岐点Ｅとは、第２の空調用冷媒バイパス配管２９ｂで接続されている。この第２の空調用冷媒バイパス配管２９ｂには、空調用補助膨張弁２７ｂが組み込まれている。

空調用熱源側熱交換器２４と二方弁３５ｃとの間に位置する分岐点Ｃと、第１の空調用利用側分割熱交換器２８ａと第２の空調用利用側分割熱交換器２８ｂとの間に位置する分岐点Ｆとは、第３の空調用冷媒バイパス配管２９ｃで接続されている。この空調用冷媒バイパス配管２９ｂには、二方弁３５ｆが組み込まれている。さらに、分岐点Ｅと分岐点Ｆの間には、二方弁３５ｇが設けられている。

第３の実施の形態例に係る空調給湯システムでは、上記した構成の相違により、空調用冷媒が自然循環する経路を複数設定することができる。まず、第１の自然循環経路は、分岐点Ｂ→分岐点Ｉ→分岐点Ｄ→分岐点Ｅ→分岐点Ａ→分岐点Ｂを辿る経路である。この第１の自然循環経路では、中間熱交換器２３で給湯用冷媒回路６内を流れる給湯用冷媒と熱交換して液化した空調用冷媒は、密度差により自然に空調用冷媒バイパス配管２９ｂを流れていき、空調用補助膨張弁２７ｂを経由して第２の空調用利用側分割熱交換器２８ｂへと流入する。そして、液化した空調用冷媒は、第２の空調用利用側分割熱交換器２８ｂで空調用冷温水循環回路８内を流れる水から吸熱して蒸発し、自然に空調用冷媒バイパス配管２９を通って、中間熱交換器２３へと戻っていく。なお、この第１の自然循環経路が形成される際には、二方弁３５ｂ、二方弁３５ｃ、二方弁３５ｆは閉じており、空調用補助膨張弁２７ｂは、適度な弁開度に調整されている。

次に、第２の自然循環経路は、分岐点Ｂ→分岐点Ｉ→分岐点Ｄ→分岐点Ｊ→分岐点Ｆ→分岐点Ｅ→分岐点Ａ→分岐点Ｂを辿る経路である。この第２の自然循環経路では、中間熱交換器２３で給湯用冷媒回路６内を流れる給湯用冷媒と熱交換して液化した空調用冷媒は、密度差により自然に空調用冷媒タンク２６へと流れていき、空調用膨張弁２７を経由して第１の空調用利用側熱交換器２８ａ、第２の空調用利用側分割熱交換器２８ｂの順に流れていく。液化した空調用冷媒は、第１の空調用利用側熱交換器２８ａおよび第２の空調用利用側分割熱交換器２８ｂを順に流れていく間に、空調用冷温水循環回路８内を流れる水から吸熱して蒸発し、自然に空調用冷媒バイパス配管２９を通って、中間熱交換器２３へと戻っていく。なお、この第２の自然循環経路が形成される際には、二方弁３５ｃ、二方弁３５ｄ、二方弁３５ｆ、および空調用補助膨張弁２７ｂは閉じており、空調用膨張弁２７は、適度な弁開度に調整されている。

次に、第３の自然循環経路は、分岐点Ｂ→分岐点Ｉ→分岐点Ｃ→分岐点Ｊ→分岐点Ｆ→分岐点Ｅ→分岐点Ａ→分岐点Ｂを辿る経路である。この第３の自然循環経路では、空調用熱源側熱交換器２４で大気と熱交換して液化した空調用冷媒は、密度差により自然に空調用冷媒タンク２６へと流れていき、空調用膨張弁２７を経由して第１の空調用利用側熱交換器２８ａ、第２の空調用利用側分割熱交換器２８ｂの順に流れていく。そして、液化した空調用冷媒は、第１の空調用利用側熱交換器２８ａおよび第２の空調用利用側分割熱交換器２８ｂで空調用冷温水循環回路８内を流れる水から吸熱して蒸発し、自然に空調用冷媒バイパス配管２９を通って、空調用熱源側熱交換器２４へと戻っていく。なお、この第３の自然循環経路が形成される際には、二方弁３５ａ、二方弁３５ｂ、二方弁３５ｆ、および空調用補助膨張弁２７ｂは閉じており、空調用膨張弁２７は、適度な弁開度に調整されている。

次に、第４の自然循環経路は、分岐点Ｃ→分岐点Ｊ→分岐点Ｆ→分岐点Ｃを辿る経路である。この第４の自然循環経路では、空調用熱源側熱交換器２４で大気と熱交換して液化した空調用冷媒は、密度差により自然に空調用冷媒タンク２６へと流れていき、空調用膨張弁２７を経由して第１の空調用利用側熱交換器２８ａに流れていく。そして、液化した空調用冷媒は、第１の空調用利用側熱交換器２８ａで空調用冷温水循環回路８内を流れる水から吸熱して蒸発し、自然に第３の空調用冷媒バイパス配管２９ｃを通って、空調用熱源側熱交換器２４へと戻っていく。なお、この第３の自然循環経路が形成される際には、二方弁３５ａ、二方弁３５ｂ、二方弁３５ｃ、二方弁３５ｅ、および空調用補助膨張弁２７ｂは閉じており、空調用膨張弁２７は、適度な弁開度に調整されている。

このように、第３の実施の形態例によれば、第１の自然循環経路〜第４の自然循環経路の４パターンの自然循環式サイクルを形成することができるので、住宅６０の室内温度と室外温度との関係や室内の露点温度、その他の環境条件を考慮したうえで最適な自然循環式サイクルを制御装置１ａが選択することができる。よって、自然循環サイクルの活用のバリエーションが増え、空調用圧縮機２１を停止した運転を行える場合が増えるため、第３の実施の形態例に掛かる空調給湯システムは、空調サイクルの運転に掛かる消費電力を軽減することができる。

なお、第３の実施の形態例に係る空調給湯システムでは、制御装置１ａが行う運転モードの選択の処理において、上記した（ｂ）給湯機運転可否の条件に、利用者の要求の有無だけでなく、タンク温度が予め定めた温度Ｔ１より大または小のどちらであるかを追加することができる（図９参照）。

１…ヒートポンプユニット、１ａ…制御装置、２…室内ユニット、５…空調用冷媒回路、６…給湯用冷媒回路、７…蓄熱・貯湯ユニット、８…空調用冷温水循環回路（空調用熱搬送媒体循環回路）、９…給湯回路、２１…空調用圧縮機、２２…四方弁（空調用流路切替弁）、２３…中間熱交換器、２４…空調用熱源側熱交換器、２７…空調用膨張弁、２８…空調用利用側熱交換器、２９…空調用冷媒バイパス配管（バイパス配管）、３４ａ、３４ｂ…三方弁（バイパス開閉手段）、４１…給湯用圧縮機、４２…給湯用利用側熱交換器、４３…給湯用膨張弁、４４…給湯用熱源側熱交換器、４６…給湯用冷媒タンク、６０…住宅（被空調空間）、６１…室内熱交換器、７０…貯湯タンク（タンク）、７１…蓄熱タンク（タンク）、ＴＥ１〜ＴＥ８…温度センサ

Claims (5)

1. 冷房運転と暖房運転とを切替えて行う空調用冷媒回路と、給湯を行う給湯用冷媒回路と、前記空調用冷媒回路を循環する空調用冷媒と前記給湯用冷媒回路を循環する給湯用冷媒との間で熱交換を行う中間熱交換器とを備えた空調給湯システムであって、
   前記空調用冷媒回路を、空調用圧縮機、空調用流路切替弁、前記中間熱交換器、空調用膨張弁、空調用利用側の熱搬送媒体と熱交換を行うための空調用利用側熱交換器を順次冷媒配管で接続して環状に形成し、
   前記給湯用冷媒回路を、給湯用圧縮機、給湯用利用側の熱搬送媒体と熱交換を行う給湯用利用側熱交換器、給湯用膨張弁、前記中間熱交換器を順次冷媒配管で接続して環状に形成し、
   前記空調用冷媒回路に、前記空調用圧縮機をバイパスするバイパス配管と、前記空調用冷媒の流路を、前記空調用圧縮機を経由する流路と前記バイパス配管を経由する流路との何れかに切り替えるバイパス開閉手段とを設け、
   前記中間熱交換器を前記空調用利用側熱交換器より高い位置に設置し、
   前記バイパス配管を経由する流路を前記空調用冷媒が循環する場合に、前記空調用冷媒は、前記中間熱交換器で前記給湯用冷媒回路を流れる前記給湯用冷媒へ放熱して液化し、前記空調用冷媒回路内を循環する
   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、
   前記空調用冷媒回路に、空調用熱源側の熱搬送媒体と前記空調用冷媒との間で熱交換するための空調用熱源側熱交換器を前記中間熱交換器と並列にして設け、
   前記給湯用冷媒回路に、給湯用熱源側の熱搬送媒体と前記給湯用冷媒との間で熱交換するための給湯用熱源側熱交換器を前記中間熱交換器と並列にして設け、
   前記空調用熱源側熱交換器を前記空調用利用側熱交換器よりも高い位置に設置した
   ことを特徴とする空調給湯システム。
3. 請求項１または２の記載において、
   前記空調用利用側熱交換器と被空調空間に設置された室内熱交換器との間を配管で接続して空調用熱搬送媒体循環回路を形成し、前記空調用熱搬送媒体循環回路に前記空調用利用側の熱搬送媒体としての水またはブラインを循環させるようにしたこと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、
   前記給湯用利用側熱交換器の入口と出口に、前記給湯用利用側の熱搬送媒体としての水が流れる配管をそれぞれ接続して給湯回路を形成し、前記給湯回路に、水が前記給湯用利用側熱交換器から得た熱を蓄えることが可能なタンクを設けたことを特徴とする空調給湯システム。
5. 請求項１〜４のいずれか１項の記載において、
   前記空調用冷媒回路および前記給湯用冷媒回路の運転を制御する制御装置を備え、
   前記制御装置は、
   利用者によって設定される設定室温と、
   利用者によって設定される設定湿度と、
   外気温度と、
   前記空調用利用側の熱搬送媒体の前記空調用利用側熱交換器入口の温度と、
   前記設定室温、前記設定湿度および前記空調用利用側の熱搬送媒体の前記空調用利用側熱交換器入口の温度に基づいて決定される前記空調用利用側の熱搬送媒体の前記空調用利用側熱交換器出口の設定温度と、
   前記給湯用利用側の熱搬送媒体の前記給湯用利用側熱交換器入口の温度と、
   利用者の要求および前記給湯用利用側の熱搬送媒体の前記給湯用利用側熱交換器入口の温度に基づいて決定される給湯出力と、
   前記給湯用利用側の熱搬送媒体の前記給湯用利用側熱交換器出口の出湯温度と
   に基づいて、複数の運転モードの中から何れかを選択する
   ことを特徴とする空調給湯システム。

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