JP5615381B2 - 給湯空調複合装置 - Google Patents

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Description

本発明は、ヒートポンプサイクルを搭載し、空調負荷及び給湯負荷を同時に提供することができる給湯空調複合装置に関し、特に年間を通しての熱源の安定供給を図るようにした給湯空調複合装置に関するものである。
従来から、一元の冷凍サイクルによって冷房負荷、暖房負荷及び給湯負荷を同時に提供することができる給湯空調複合装置が存在する。そのようなものとして、「１台の圧縮機を備え、該圧縮機と、熱源機側熱交換器、利用側熱交換器、蓄冷熱槽および給湯熱交換器とを接続した冷媒回路により構成され、それぞれの熱交換器への冷媒の流れを切り換えることにより、冷暖房・給湯・蓄熱・蓄冷の単独運転およびそれらの複合運転を可能とする冷凍サイクルを構成してなる多機能ヒートポンプシステム」が提案されている（たとえば、特許文献１参照）。
また、二元の冷凍サイクルによって高温の給湯と室内空調機能を同時に提供することができる給湯空調複合装置も存在している。そのようなものとして、「第１圧縮機、冷媒分配装置、第１熱交換器、第２熱交換器、第１絞り装置、熱源機側熱交換器、四方弁および上記第１圧縮機をこの順に接続するとともに、上記冷媒分配装置から上記四方弁、利用側熱交換器及び第２絞り装置をこの順に介装して上記第２熱交換器と上記第１絞り装置の間に接続し、第１の冷媒が流される低段側の冷媒回路と、第２圧縮機、凝縮器、第３の絞り装置、上記第１熱交換器および上記第２圧縮機をこの順に接続し、第２の冷媒が流れる高段側の冷媒回路と、上記第２熱交換器及び上記凝縮器をこの順に接続し、給湯水が流される給湯経路とを備えたヒートポンプ式給湯装置」が提案されている（たとえば、特許文献２参照）。
特開平１１−２７０９２０号公報（第３−４頁、図１） 特開平４−２６３７５８号公報（第２−３頁、図１）
特許文献１に記載されているような多機能ヒートポンプシステムは、一元の冷凍サイクル、つまり１つの冷凍サイクルによって冷房負荷、暖房負荷及び給湯負荷を同時に提供するようにしたものである。しかしながら、このようなシステムでは、複数の使用要求に関して、使用要求の数だけ空気調和装置、給湯装置が必要となり、システムを構築するに当たり、設計負荷及び投資負荷が多くなるという問題があった。
特許文献２に記載されているようなヒートポンプ式給湯装置は、二元の冷凍サイクル、つまり２つの冷凍サイクルによって冷房負荷、暖房負荷及び給湯負荷を同時に提供するようにしたものである。しかしながら、このようなシステムでは、室内機にて空調を行なう冷媒回路と、給湯を行なう冷媒回路とが、異なる取り扱いとなっており、単純に室内機の代替として給湯機能を付加することができないため、既設の空気調和機に容易には導入できないという問題があった。また、このようなシステムでも、特許文献１に記載されているようなシステムと同様に、複数の使用要求に関して、使用要求の数だけ空気調和装置、給湯装置が必要となり、システムを構築するに当たり、設計負荷及び投資負荷が多くなるという問題があった。
本発明は、上記の問題を解決するためになされたもので、空調負荷及び給湯負荷を同時に処理でき、夏場のような外気温度が高い場合でも、安定した熱源を供給可能にした給湯空調複合装置を提供することを目的としている。
本発明に係る給湯空調複合装置は、第１冷媒を圧縮する空調用圧縮機及び熱源機側熱交換器が搭載された少なくとも１台の熱源機と、前記熱源機に対して並列に接続され、前記第１冷媒が流れる利用側熱交換器が搭載された少なくとも１台の室内機と、前記熱源機に対して並列に接続され、前記第１冷媒と前記第２冷媒とが流れる冷媒−冷媒熱交換器、熱媒体と前記第２冷媒が流れる熱媒体−冷媒熱交換器、及び、前記第２冷媒を圧縮する給湯用圧縮機が搭載された少なくとも１台の給湯機と、を備え、暖房運転時において、前記給湯機のみが運転している状態で、前記空調用圧縮機から吐出される前記第１冷媒の高圧圧力を所定範囲内とするように、前記熱源機に搭載されている前記熱源機側熱交換機の容量を制御して、前記熱源機の負荷と、前記室内機及び前記給湯機の合計負荷と、の均衡を図るようにしていることを特徴とする。
本発明に係る給湯空調複合装置によれば、暖房運転時に熱源機側熱交換器の容量を制御して、熱源機の負荷と、室内機及び給湯機の合計負荷と、の均衡を図るようにしているので、特に夏場等の外気温度が高い場合でも安定した高温出湯が実現できる。
本発明の実施の形態に係る給湯空調複合装置の冷媒回路構成の一例を示す冷媒回路図である。 熱源機側熱交換器の熱交換器能力と、暖房運転容量比／室外負荷と、の関係を示すグラフである。 本発明の実施の形態１に係る給湯空調複合装置の設置例を示す模式図である。 本発明の実施の形態２に係る給湯空調複合装置の冷媒回路構成の一例を示す冷媒回路図である。 本発明の実施の形態３に係る給湯空調複合装置の冷媒回路構成の一例を示す冷媒回路図である
以下、図面に基づいて本発明の実施の形態について説明する。なお、各図中、同一又は相当する部分については、同一符号を付してその説明を適宜省略または簡略化するものとしている。また、図１を含め、以下の図面では各構成部材の大きさの関係が実際のものとは異なる場合がある。
実施の形態１．
図１は、本発明の実施の形態に係る給湯空調複合装置１００の冷媒回路構成の一例を示す冷媒回路図である。図１に基づいて、給湯空調複合装置１００の冷媒回路構成及び動作について説明する。この給湯空調複合装置１００は、たとえばスポーツジムやホテル、福祉施設等に設置され、冷媒を循環させる冷凍サイクル（ヒートポンプサイクル）を利用することで冷房負荷、暖房負荷及び給湯負荷を同時に供給できるものである。
本実施の形態１に係る給湯空調複合装置１００は、空調用冷凍サイクル１と、給湯用冷凍サイクル２と、給湯用負荷３と、を少なくとも有している。空調用冷凍サイクル１と給湯用冷凍サイクル２とは冷媒−冷媒熱交換器４１で、給湯用冷凍サイクル２と給湯用負荷３とは熱媒体−冷媒熱交換器５１で、互いの冷媒や水が混ざることなく熱交換を行なうように構成されている。
［空調用冷凍サイクル１］
空調用冷凍サイクル１は、熱源機Ａと、たとえば冷房負荷もしくは暖房負荷を担当する複数の室内機Ｂと、給湯用冷凍サイクル２の熱源となる給湯熱源用回路Ｃと、によって構成されている。このうち、室内機Ｂ及び給湯熱源用回路Ｃは、熱源機Ａに対して並列となるように接続されている。そして、熱源機Ａと、室内機Ｂ及び給湯熱源用回路Ｃと、において第１冷媒である空調用冷媒の流れを切り換え循環させることで、室内機Ｂ及び給湯熱源用回路Ｃとしての機能を発揮させるようになっている。
｛熱源機Ａ｝
熱源機Ａは、室内機Ｂ及び給湯熱源用回路Ｃに温熱又は冷熱を供給する機能を有している。この熱源機Ａには、空調用圧縮機１０１と、流路切替手段である四方弁１０２と、熱源機側熱交換器１０３と、アキュムレーター１０４とが直列に接続されて搭載されている。なお、熱源機Ａには、熱源機側熱交換器１０３に空気を供給するためのファン等の送風機を熱源機側熱交換器１０３の近傍位置に設けるとよい。
空調用圧縮機１０１は、空調用冷媒を吸入し、その空調用冷媒を圧縮して高温・高圧の状態にするものである。四方弁１０２は、空調用冷媒の流れを切り替えるものである。熱源機側熱交換器１０３は、蒸発器や放熱器（凝縮器）として機能し、図示省略の送風機から供給される空気と空調用冷媒との間で熱交換を行ない、空調用冷媒を蒸発ガス化又は凝縮液化するものである。アキュムレーター１０４は、空調用圧縮機１０１の吸入側に配置され、過剰な空調用冷媒を貯留するものである。なお、アキュムレーター１０４は、過剰な空調用冷媒を貯留できる容器であればよい。
｛室内機Ｂ｝
室内機Ｂは、熱源機Ａからの温熱又は冷熱の供給を受けて暖房負荷又は冷房負荷を担当する機能を有している。室内機Ｂには、空調用絞り手段１１７と、利用側熱交換器１１８とが、直列に接続されて搭載されている。なお、室内機Ｂには、２台の空調用絞り手段１１７と、２台の利用側熱交換器１１８とが、それぞれ並列に搭載されている場合を例に示している。また、室内機Ｂには、利用側熱交換器１１８に空気を供給するためのファン等の送風機を利用側熱交換器１１８の近傍に設けるとよい。
空調用絞り手段１１７は、減圧弁や膨張弁としての機能を有し、空調用冷媒を減圧して膨張させるものである。この空調用絞り手段１１７は、開度が可変に制御可能なもの、たとえば電子式膨張弁による緻密な流量制御手段や、毛細管等の安価な冷媒流量調節手段等で構成するとよい。利用側熱交換器１１８は、放熱器（凝縮器）や蒸発器として機能し、図示省略の送風機から供給される空気と空調用冷媒との間で熱交換を行ない、空調用冷媒を凝縮液化又は蒸発ガス化するものである。なお、空調用絞り手段１１７及び利用側熱交換器１１８は、直列に接続されている。
｛給湯熱源用回路Ｃ｝
給湯熱源用回路Ｃは、熱源機Ａからの温熱又は冷熱を冷媒−冷媒熱交換器４１を介して給湯用冷凍サイクル２に供給する機能を有している。給湯熱源用回路Ｃには、給湯熱源用絞り手段１１９と、冷媒−冷媒熱交換器４１とが、直列に接続されて構成されている。つまり、空調用冷凍サイクル１と給湯用冷凍サイクル２とは、冷媒−冷媒熱交換器４１でカスケード接続されているのである。
給湯熱源用絞り手段１１９は、空調用絞り手段１１７と同様に、減圧弁や膨張弁としての機能を有し、空調用冷媒を減圧して膨張させるものである。この給湯熱源用絞り手段１１９は、開度が可変に制御可能なもの、たとえば電子式膨張弁による緻密な流量制御手段や、毛細管等の安価な冷媒流量調節手段等で構成するとよい。冷媒−冷媒熱交換器４１は、放熱器（凝縮器）や蒸発器として機能し、給湯用冷凍サイクル２を循環する第２冷媒である給湯用冷媒と、空調用冷凍サイクル１を循環する空調用冷媒との、間で熱交換を行なうものである。
以上のように、空調用冷凍サイクル１は、空調用圧縮機１０１、四方弁１０２、利用側熱交換器１１８、空調用絞り手段１１７及び熱源機側熱交換器１０３が、空調用圧縮機１０１、四方弁１０２、冷媒−冷媒熱交換器４１、給湯熱源用絞り手段１１９及び熱源機側熱交換器１０３が、それぞれ直列に接続されており、利用側熱交換器１１８と冷媒−冷媒熱交換器４１とが並列に接続されて第１冷媒回路を構成し、この第１冷媒回路に空調用冷媒を循環させることで成立している。なお、四方弁１０２と、利用側熱交換器１１８及び冷媒−冷媒熱交換器４１と、はガス側接続配管１０６で接続されている。また、熱源機側熱交換器１０３と、空調用絞り手段１１７及び給湯熱源用絞り手段１１９と、は液側接続配管１０７で接続されている、
なお、空調用圧縮機１０１は、吸入した冷媒を高圧状態に圧縮できるものであればよく、特にタイプを限定するものではない。たとえば、レシプロ、ロータリー、スクロールあるいはスクリューなどの各種タイプを利用して空調用圧縮機１０１を構成することができる。この空調用圧縮機１０１は、インバーターにより回転数が可変に制御可能なタイプとして構成してもよく、回転数が固定されているタイプとして構成してもよい。
また、空調用冷凍サイクル１を循環する冷媒の種類を特に限定するものではなく、たとえば二酸化炭素（ＣＯ2 ）や炭化水素、ヘリウムなどの自然冷媒、ＨＦＣ４１０ＡやＨＦＣ４０７Ｃ、ＨＦＣ４０４Ａなどの塩素を含まない代替冷媒、若しくは既存の製品に使用されているＲ２２やＲ１３４ａなどのフロン系冷媒のいずれを使用してもよい。
ここで、空調用冷凍サイクル１の動作について説明する。
ここでは、室内機Ｂが暖房負荷を担当し、給湯熱源用回路Ｃが給湯負荷を担当する場合における運転動作について説明する。
まず、空調用圧縮機１０１で高温・高圧にされた空調用冷媒は、空調用圧縮機１０１から吐出して、四方弁１０２を経由し、ガス側接続配管１０６に導かれ、過熱ガス状態の空調用冷媒として、室内機Ｂや給湯熱源用回路Ｃに流入するようになっている。
室内機Ｂに流入した空調用冷媒は、利用側熱交換器１１８で放熱し（つまり、室内空気を暖め）、空調用絞り手段１１７で減圧され、室内機Ｂから流出して合流する。また、給湯熱源用回路Ｃに流入した空調用冷媒は、冷媒−冷媒熱交換器４１で放熱し（つまり、給湯用冷凍サイクル２に熱を与え）、給湯熱源用絞り手段１１９で減圧され、給湯熱源用回路Ｃから流出し、室内機Ｂから流出した空調用冷媒と合流する。合流した空調用冷媒は、熱源機側熱交換器１０３に導かれ、運転条件によっては残留している液冷媒を蒸発させ、四方弁１０２、アキュムレーター１０４を経て空調用圧縮機１０１へ戻る。
［給湯用冷凍サイクル２］
給湯用冷凍サイクル２は、給湯用圧縮機２１と、熱媒体−冷媒熱交換器５１と、給湯用絞り手段２２と、冷媒−冷媒熱交換器４１と、によって構成されている。つまり、給湯用冷凍サイクル２は、給湯用圧縮機２１、熱媒体−冷媒熱交換器５１、給湯用絞り手段２２、及び、冷媒−冷媒熱交換器４１が冷媒配管４５で直列に接続されて第２冷媒回路を構成し、この第２冷媒回路に給湯用冷媒を循環させることで成立している。
給湯用圧縮機２１は、給湯用冷媒を吸入し、その給湯用冷媒を圧縮して高温・高圧の状態にするものである。この給湯用圧縮機２１は、インバーターにより回転数が可変に制御可能なタイプとして構成してもよく、回転数が固定されているタイプとして構成してもよい。また、給湯用圧縮機２１は、吸入した給湯用冷媒を高圧状態に圧縮できるものであればよく、特にタイプを限定するものではない。たとえば、レシプロ、ロータリー、スクロールあるいはスクリューなどの各種タイプを利用して給湯用圧縮機２１を構成することができる。
熱媒体−冷媒熱交換器５１は、給湯用負荷３を循環する熱媒体（水や不凍液等の流体）と、給湯用冷凍サイクル２を循環する給湯用冷媒との、間で熱交換を行なうものである。つまり、給湯用冷凍サイクル２と給湯用負荷３とは、熱媒体−冷媒熱交換器５１を介してカスケード接続されている。給湯用絞り手段２２は、減圧弁や膨張弁としての機能を有し、給湯用冷媒を減圧して膨張させるものである。この給湯用絞り手段２２は、開度が可変に制御可能なもの、たとえば電子式膨張弁による緻密な流量制御手段や、毛細管等の安価な冷媒流量調節手段等で構成するとよい。冷媒−冷媒熱交換器４１は、給湯用冷凍サイクル２を循環する給湯用冷媒と、空調用冷凍サイクル１を循環する空調用冷媒との、間で熱交換を行なうものである。
なお、給湯用冷凍サイクル２を循環する給湯用冷媒の種類を特に限定するものではなく、たとえば二酸化炭素や炭化水素、ヘリウムなどの自然冷媒、ＨＦＣ４１０ＡやＨＦＣ４０７Ｃ、ＨＦＣ４０４Ａなどの塩素を含まない代替冷媒、若しくは既存の製品に使用されているＲ２２やＲ１３４ａなどのフロン系冷媒のいずれを使用してもよい。
ここで、給湯用冷凍サイクル２の動作について説明する。
まず、給湯用圧縮機２１で高温・高圧にされた給湯用冷媒は、給湯用圧縮機２１から吐出して、熱媒体−冷媒熱交換器５１に流入する。この熱媒体−冷媒熱交換器５１では、流入した給湯用冷媒が放熱することで給湯用負荷３を循環している水を加熱する。この給湯用冷媒は、給湯用絞り手段２２で空調用冷凍サイクル１の給湯熱源用回路Ｃにおける冷媒−冷媒熱交換器４１の出口温度以下まで膨張される。膨張された給湯用冷媒は、冷媒−冷媒熱交換器４１で、空調用冷凍サイクル１を構成する給湯熱源用回路Ｃを流れる空調用冷媒から受熱して蒸発し、給湯用圧縮機２１へ戻る。
［給湯用負荷３］
給湯用負荷３は、水循環用ポンプ３１と、熱媒体−冷媒熱交換器５１と、貯湯タンク３２と、によって構成されている。つまり、給湯用負荷３は、水循環用ポンプ３１、熱媒体−冷媒熱交換器５１、及び、貯湯タンク３２が貯湯水循環用配管２０３で直列に接続されて水回路（熱媒体回路）を構成し、この水回路に給湯用水を循環させることで成立している。なお、水回路を構成する貯湯水循環用配管２０３は、銅管やステンレス管、鋼管、塩化ビニル系配管などによって構成されている。
水循環用ポンプ３１は、貯湯タンク３２に蓄えられている水を吸入し、その水を加圧し、給湯用負荷３内を循環させるものであり、たとえばインバーターにより回転数が制御されるタイプのもので構成するとよい。熱媒体−冷媒熱交換器５１は、上述したように、給湯用負荷３を循環する熱媒体（水や不凍液等の流体）と、給湯用冷凍サイクル２を循環する給湯用冷媒との、間で熱交換を行なうものである。貯湯タンク３２は、熱媒体−冷媒熱交換器５１で加熱された水を貯えておくものである。
ここで、給湯用負荷３の動作について説明する。
まず、貯湯タンク３２に蓄えられている比較的低温な水は、水循環用ポンプ３１によって貯湯タンク３２の底部から引き出されるとともに加圧される。水循環用ポンプ３１で加圧された水は、熱媒体−冷媒熱交換器５１に流入し、この熱媒体−冷媒熱交換器５１で給湯用冷凍サイクル２を循環している給湯用冷媒から受熱する。すなわち、熱媒体−冷媒熱交換器５１に流入した水は、給湯用冷凍サイクル２を循環している給湯用冷媒によって沸き上げられて、温度が上昇するのである。そして、沸き上げられた水は、貯湯タンク３２の比較的高温な上部へ戻り、この貯湯タンク３２に蓄えられることになる。
説明の便宜上、冷媒−冷媒熱交換器４１、給湯熱源用絞り手段１１９、熱媒体−冷媒熱交換器５１、給湯用圧縮機２１、及び、給湯用絞り手段２２を給湯機と称する。また、図示していないが、給湯空調複合装置１００には、空調用冷媒の吐出圧力を検知するセンサーや空調用冷媒の吸入圧力を検知するセンサー、空調用冷媒の吐出温度を検知するセンサー、空調冷媒の吸引温度を検知するセンサー、熱源機側熱交換器１０３に流出入する空調用冷媒の温度を検知するセンサー、熱源機Ａに取り込まれる外気温を検知するセンサー、利用側熱交換器１１８に流出入する空調用冷媒の温度を検知するセンサー、貯湯タンク３２内に貯留される水の温度を検知するセンサー等を設けておくとよい。
これらの各種センサーで検知された情報（温度情報や圧力情報等）は、給湯空調複合装置１００の動作を制御する図示省略の制御手段に送られ、空調用圧縮機１０１の駆動周波数や、四方弁１０２の切り替え、給湯用圧縮機２１の駆動周波数、水循環用ポンプ３１の駆動、各絞り手段の開度等の制御に利用されることになる。
なお、空調用冷凍サイクル１と給湯用冷凍サイクル２とは、上述したように、それぞれ独立した冷媒回路構成（空調用冷凍サイクル１を構成する第１冷媒回路及び給湯用冷凍サイクル２を構成する第２冷媒回路）になっているため、各冷媒回路を循環させる冷媒を同じ種類のものとしてもよいし、別の種類のものとしてもよい。つまり、各冷媒回路の冷媒は、それぞれ混ざることなく冷媒−冷媒熱交換器４１及び熱媒体−冷媒熱交換器５１にて互いに熱交換するように流れている。
また、給湯用冷媒として臨界温度の低い冷媒を用いた場合、高温の給湯を行なう際に熱媒体−冷媒熱交換器５１における放熱過程での給湯用冷媒が超臨界状態となることが想定される。しかしながら、一般に放熱過程の冷媒が超臨界状態にある場合、放熱器圧力や放熱器出口温度の変化によるＣＯＰの変動が大きく、高いＣＯＰを得る運転を行なうためには、より高度な制御が要求される。一方、一般に、臨界温度の低い冷媒は、同一温度に対する飽和圧力が高く、その分、配管や圧縮機の肉厚を大きくする必要があるので、コスト増の要因ともなる。
さらに、レジオネラ菌等の繁殖を抑えるための貯湯タンク３２内に蓄えられる水の推奨温度が６２℃以上であることを鑑みると、給湯の目標温度が最低でも６２℃以上となることが多いと想定される。以上のことを踏まえ、給湯用冷媒には、最低でも６２℃以上の臨界温度を持つ冷媒を採用している。このような冷媒を給湯用冷凍サイクル２の給湯用冷媒として採用すれば、より低コストで、より安定的に、高いＣＯＰを得ることができるからである。
また、空調用冷凍サイクル１において余剰冷媒を受液器（アキュムレーター１０４）によって貯蔵する場合を示したが、これに限るものではなく、冷凍サイクルにおいて放熱器となる熱交換器にて貯蔵するようにすれば、アキュムレーター１０４を取り除いてもよい。さらに、図１では、室内機Ｂが２台以上接続されている場合を例に示しているが、接続台数を特に限定するものではなく、たとえば室内機Ｂが１台以上接続されていればよい。そして、空調用冷凍サイクル１を構成している各室内機の容量は、全部を同一としてもよく、大から小まで異なるようにしてもよい。
以上のように、この実施の形態に係る給湯空調複合装置１００では、給湯負荷系統を二元サイクルで構成しているため、高温の給湯需要（たとえば、８０℃）を提供する場合に、給湯用冷凍サイクル２の放熱器の温度を高温（たとえば、凝縮温度８５℃）にすればよく、他に暖房負荷がある場合に、室内機Ｂの凝縮温度（たとえば、５０℃）までも増加させずに済むので、省エネとなる。また、たとえば夏期の空調冷房運転中に高温の給湯需要があった場合、従来はボイラーなどによって提供する必要があったが、給湯空調複合装置１００では従来大気中に排出していた温熱を回収し、再利用して給湯を行なうので、システムＣＯＰが大幅に向上し、省エネとなる。
また、給湯空調複合装置１００では、室内機Ｂの負荷と給湯機の負荷とを、たとえば流路切替弁等の流路切替装置により切り替え可能な構成にしている。このようにしておけば、室内機Ｂにおける昼間の空調負荷と給湯機における夜間の冷却負荷、もしくは、室内機Ｂにおける昼間の空調負荷と給湯機における加熱負荷の切り替えを適宜実行できることになり、電力の平準化が実現でき、余分な設備費用が省略でき、ランニングコストも安価なものになる。つまり、空調負荷と給湯負荷とを切り替え可能とすることで、夜間電力を有効に活用することができる。
図２は、熱源機側熱交換器１０３の熱交換器能力と、暖房運転容量比／室外負荷と、の関係を示すグラフである。図２に基づいて、年間を通して暖房運転をできるようにした熱源機側熱交換器１０３について説明する。図２では、縦軸が熱源機側熱交換器１０３の熱交換器能力（室外ＡＫ）を、横軸が暖房運転容量比（室内負荷＋給湯負荷）／室外負荷を、それぞれ表している。
通常の空調用途のみに給湯空調複合装置１００を用いる場合、外気湿球温度が１５℃以下で暖房運転を行なうことが一般的である。一方、給湯空調複合装置１００を用い、夏場などの外気湿球温度が１５℃を超える条件で給湯運転を行なう場合、外気温度に関係なく給湯運転を行なう必要がある。また、冷房運転、暖房運転が切り替えできる給湯空調複合装置を夏場などの外気湿球温度が１５℃を超える条件で用いる場合、凝縮能力に対して、蒸発能力が過剰になる。そのため、高圧上昇が発生しやすく、高温出湯することができない。
そこで、給湯空調複合装置１００では、外気湿球温度が３２℃まで上昇した場合、熱源機側熱交換器１０３の熱交換器能力（室外ＡＫ）を低下させることで空調用圧縮機１０１の運転範囲を逸脱しないようにするとともに高圧上昇を抑制するようにしている。具体的には、図２に示すように、給湯空調複合装置１００では、暖房運転時に熱源機側熱交換器１０３の容量を制御して、熱源機Ａの負荷と複数台の室内機Ｂ及び給湯機の合計負荷との均衡を図り、夏場のような外気温度が高い場合でも、安定した熱源を供給可能にしている。たとえば、熱源機Ａ内の空調用圧縮機１０１を駆動させるための制御器には、空調用圧縮機１０１の入力分を所定量放熱させるため所定風量以上にする必要がある。そのため、熱源機Ａの熱交換器能力（室外ＡＫ）には下限（最小ＡＫ）があり、これ以上熱交換器能力（室外ＡＫ）を下げることはできない。この最小ＡＫから熱源機側熱交換器１０３の熱交換器能力（室外ＡＫ）と暖房運転容量比（（室内負荷＋給湯負荷）／室外負荷）が均衡状態（実線）の範囲で運転を継続することができ、この実線を境界として左上の範囲において高圧上昇、右下の範囲において高圧上昇しない範囲となる。特に、外気湿球温度が３２℃のような外気温度が高い場合には、最小ＡＫに近接するようなになる。
なお、熱源機側熱交換器１０３の容量制御は、たとえば熱交換器を構成している伝熱管に流す冷媒の量を調整したり、熱交換器に供給する風量を調整したり、することで実行すればよい。また、給湯機のみの運転時においては、空調用圧縮機１０１からの吐出冷媒の高圧圧力が所定範囲となるように熱源機側熱交換器１０３の容量を制御すればよい。
以上のような構成の給湯空調複合装置１００によれば、熱源機側熱交換器１０３の容量を制御することで、空調負荷と給湯負荷との均衡を図り、夏場のような外気温度が高い場合でも、安定した暖房運転を実現できる。また、空調負荷と給湯負荷を切換可能とすることで、昼間はスタジオや一般事務室等の空調を行ない、夜間はプールの水を夏場は冷却、冬場は温熱をすることで、空調機器と給湯機器を共通で使用するため、イニシャルコストが低減するだけでなく、夜間電力の有効利用により電力の平準化を行い、省エネとなる。加えて、給湯空調複合装置１００によれば、外気温度が高い場合でも安定した高温出湯が可能になるだけでなく、そのための特別な構成が不要なり、その分のコストが低減できることにもなる。
図３は、給湯空調複合装置１００の設置例を示す模式図である。図３に基づいて、給湯空調複合装置１００の設置に基づく運転方法について詳細に説明する。図３では、給湯空調複合装置１００をスポーツジムやホテル、福祉施設等の建物５００に設置した状態をイメージして表している。建物５００には、給湯用利用室４０６を備えた居住空間４０８、及び、調理場４１１を備えた商用施設４１０を有している。
給湯空調複合装置１００は、室外機４００、給湯装置４０１、及び、５台の室内空調機４０７が冷媒配管４１２（ガス側接続配管１０６や液側接続配管１０７に相当）で接続されて構成されている。室外機４００は、図１で示す熱源機Ａに相当するものである。給湯装置４０１は、図１で示す給湯機に相当するものである。室内空調機４０７は、図１で示す室内機Ｂに相当するものである。
給湯装置４０１は、貯湯タンク３２に相当する貯湯タンク４０３が貯湯水循環用配管２０３を介して接続されている。貯湯タンク４０３は、供給主配管４１５を介して給湯用利用室４０６の給湯用出湯装置４０５に、供給配管４１４を介して調理場４１１の給湯用出湯装置４０５に接続している。
給湯空調複合装置１００の年間を通しての運転方法について説明する。
＜夏期の場合における給湯空調複合装置１００の運転方法＞
この場合、室外機４００は暖房運転、室内空調機４０７は冷房運転を行なっていることが多い。また、居住空間４０８に設置されている給湯用利用室４０６では、時間に関係なく、湯が利用されることが多い。つまり、給湯用利用室４０６では、人がシャワーや入浴といった用途によって湯を使用することが多い。さらに、調理場４１１では、年間を通して給湯用途及び冷房用途が使用されていることが多い。
しかしながら、夏期においては、通常、外気温度が高い。したがって、給湯空調複合装置１００では、設定温度を低く設定し、貯湯タンク４０３に貯湯する湯量を増加させるようにしている。また、給湯空調複合装置１００では、従来排熱として室外機４００で廃棄していた熱を、給湯装置４０１にて湯の沸き上げ運転に使用することで、省エネ運転を可能としている。
また、夏期の場合、給湯用途に使用する温度帯は、低温度でよく、設定温度を下げることができ、給湯装置４０１を運転する時間が短くて済み、システムとしても運転時間を減少でき、省エネ運転が可能となる。さらに、夏期であって居住空間４０８にて空調負荷が使用されていない場合、給湯装置４０１で加熱運転を実行し、居住空間４０８に排熱することで、システムでの省エネ運転が可能となる。また、冷媒を介した空調用途について説明したが、給湯装置４０１で作った冷水をファンコイルユニット等を利用して冷房用として使用してもよい。
＜冬期の場合における給湯空調複合装置１００の使用状態＞
この場合、室外機４００は冷房運転、室内空調機４０７は暖房運転を行なっていることが多い。また、居住空間４０８に設置されている給湯用利用室４０６では、時間に関係なく、湯が利用されることが多い。さらに、夜間や早朝には、供給配管４１４、及び、供給主配管４１５は、外気温度の低下による配管凍結保護運転が要求される。また年間を通して、調理場４１１は給湯用途、冷房用途が必要となる。
冬期の場合、水を導通する水配管は凍結することが考えられる。そのため、従来は水配管には電気ヒーター等を巻くことで、凍結保護運転を行なっていた。これに対して、給湯空調複合装置１００では、貯湯タンク４０３に貯湯した中温度の水を、夜間や外気温度が低下した場合に供給することで、配管凍結を防げるようにしておくとよい。
以上のような構成の給湯空調複合装置１００によれば、暖房運転時に熱源機側熱交換器１０３の容量を制御して、熱源機Ａの負荷と室内機Ｂ及び給湯機の合計負荷との均衡を図るようにしているので、特に夏場等の外気温度が高い場合でも安定した高温出湯できることになり、年間を通してのエネルギー効率が最適となる運転を実現できる。
実施の形態２．
図４は、本発明の実施の形態２に係る給湯空調複合装置１００Ａの冷媒回路構成の一例を示す冷媒回路図である。図４に基づいて、給湯空調複合装置１００Ａについて説明する。中温の給湯需要（たとえば４５℃）を提供する場合に、この給湯空調複合装置１００Ａは、実施の形態１に係る給湯空調複合装置１００と同様に、たとえばスポーツジムやホテル、福祉施設等に設置され、冷媒を循環させる冷凍サイクル（ヒートポンプサイクル）を利用することで冷房負荷、暖房負荷及び給湯負荷を同時に供給できるものである。
給湯空調複合装置１００Ａは、図４に示すように給湯用冷凍サイクル２が設けられていない。つまり、給湯空調複合装置１００Ａは、熱媒体−冷媒熱交換器５１を介して空調用冷凍サイクルと給湯用負荷３とを接続するようにしているのである。なお、給湯空調複合装置１００Ａを、図３に示す態様に設置してもよいことは言うまでもない。また、給湯器には、少なくとも熱媒体−冷媒熱交換器５１の一部が搭載されている。
以上のような構成の給湯空調複合装置１００Ａによれば、実施の形態１に係る給湯空調複合装置１００と同様に、熱源機側熱交換器１０３の容量を制御することで、空調負荷と給湯負荷との均衡を図り、夏場のような外気温度が高い場合でも、安定した暖房運転を実現できる。また、空調負荷と給湯負荷を切換可能とすることで、昼間はスタジオや一般事務室等の空調を行ない、夜間はプールの水を夏場は冷却、冬場は温熱をすることで、空調機器と給湯機器を共通で使用するため、イニシャルコストが低減するだけでなく、夜間電力の有効利用により電力の平準化を行い、省エネとなる。加えて、給湯空調複合装置１００Ａによれば、外気温度が高い場合でも安定した高温出湯が可能になるだけでなく、そのための特別な構成が不要なり、その分のコストが低減できることにもなる。
また、給湯空調複合装置１００Ａでは、室内機Ｂの負荷と給湯機の負荷とを切り替え可能な構成にしている。このようにしておけば、室内機Ｂにおける昼間の空調負荷と給湯機における夜間の冷却負荷、もしくは、室内機Ｂにおける昼間の空調負荷と給湯機における加熱負荷の切り替えを適宜実行できることになり、電力の平準化が実現でき、余分な設備費用が省略でき、ランニングコストも安価なものになる。つまり、空調負荷と給湯負荷とを切り替え可能とすることで、夜間電力を有効に活用することができる。
実施の形態３．
図５は、本発明の実施の形態３に係る給湯空調複合装置１００Ｂの冷媒回路構成の一例を示す冷媒回路図である。図５に基づいて、給湯空調複合装置１００Ｂについて説明する。この給湯空調複合装置１００Ｂは、実施の形態１に係る給湯空調複合装置１００と同様に、たとえばスポーツジムやホテル、福祉施設等に設置され、冷媒を循環させる冷凍サイクル（ヒートポンプサイクル）を利用することで冷房負荷、暖房負荷及び給湯負荷を同時に供給できるものである。
給湯空調複合装置１００Ｂ、図５に示すように熱源機側熱交換器１０３をバイパスするバイパス管１０を設けた点で実施の形態１又は実施の形態２に係る給湯空調複合装置とは相違している。このバイパス管１０は、熱源機側熱交換器１０３の出入口側を接続するように設けられている。また、バイパス管１０には、バイパス管１０を開閉するバイパス弁１１が設置されている。すなわち、バイパス弁１１の開閉を制御することで、熱源機側熱交換器１０３に流入する冷媒の一部をバイパス管１０に流入させ、熱源機側熱交換器１０３の容量を制御しているのである。なお、給湯空調複合装置１００Ｂを、図３に示す態様に設置してもよいことは言うまでもない。
以上のような構成の給湯空調複合装置１００Ｂによれば、実施の形態１に係る給湯空調複合装置１００と同様に、熱源機側熱交換器１０３の容量を制御することで、空調負荷と給湯負荷との均衡を図り、夏場のような外気温度が高い場合でも、安定した暖房運転を実現できる。また、空調負荷と給湯負荷を切換可能とすることで、昼間はスタジオや一般事務室等の空調を行ない、夜間はプールの水を夏場は冷却、冬場は温熱をすることで、空調機器と給湯機器を共通で使用するため、イニシャルコストが低減するだけでなく、夜間電力の有効利用により電力の平準化を行い、省エネとなる。加えて、給湯空調複合装置１００Ｂによれば、外気温度が高い場合でも安定した高温出湯が可能になるだけでなく、そのための特別な構成が不要なり、その分のコストが低減できることにもなる。
また、給湯空調複合装置１００Ｂでは、室内機Ｂの負荷と給湯機の負荷とを流路切替弁等の流路切替装置により切り替え可能な構成にしている。このようにしておけば、室内機Ｂにおける昼間の空調負荷と給湯機における夜間の冷却負荷、もしくは、室内機Ｂにおける昼間の空調負荷と給湯機における加熱負荷の切り替えを適宜実行できることになり、電力の平準化が実現でき、余分な設備費用が省略でき、ランニングコストも安価なものになる。つまり、空調負荷と給湯負荷とを切り替え可能とすることで、夜間電力を有効に活用することができる。
１ 空調用冷凍サイクル、２ 給湯用冷凍サイクル、３ 給湯用負荷、１０ バイパス管、１１ バイパス弁、２１ 給湯用圧縮機、２２ 給湯用絞り手段、３１ 水循環用ポンプ、３２ 貯湯タンク、４１ 冷媒熱交換器、４５ 冷媒配管、５１ 冷媒熱交換器、１００ 給湯空調複合装置、１００Ａ 給湯空調複合装置、１００Ｂ 給湯空調複合装置、１０１ 空調用圧縮機、１０２ 四方弁、１０３ 熱源機側熱交換器、１０４ アキュムレーター、１０６ ガス側接続配管、１０７ 液側接続配管、１１７ 空調用絞り手段、１１８ 利用側熱交換器、１１９ 給湯熱源用絞り手段、２０３ 貯湯水循環用配管、４００ 室外機、４０１ 給湯装置、４０３ 貯湯タンク、４０５ 給湯用出湯装置、４０６ 給湯用利用室、４０７ 室内空調機、４０８ 居住空間、４１０ 商用施設、４１１ 調理場、４１２ 冷媒配管、４１４ 供給配管、４１５ 供給主配管、５００ 建物、Ａ 熱源機、Ｂ 室内機、Ｃ 給湯熱源用回路。

Claims (4)

  1. 第１冷媒を圧縮する空調用圧縮機及び熱源機側熱交換器が搭載された少なくとも１台の熱源機と、
    前記熱源機に対して並列に接続され、前記第１冷媒が流れる利用側熱交換器が搭載された少なくとも１台の室内機と、
    前記熱源機に対して並列に接続され、前記第１冷媒と前記第２冷媒とが流れる冷媒−冷媒熱交換器、熱媒体と前記第２冷媒が流れる熱媒体−冷媒熱交換器、及び、前記第２冷媒を圧縮する給湯用圧縮機が搭載された少なくとも１台の給湯機と、を備え、
    暖房運転時において、
    前記給湯機のみが運転している状態で、前記空調用圧縮機から吐出される前記第１冷媒の高圧圧力を所定範囲内とするように、前記熱源機に搭載されている前記熱源機側熱交換機の容量を制御して、
    前記熱源機の負荷と、前記室内機及び前記給湯機の合計負荷と、の均衡を図るようにしている
    給湯空調複合装置。
  2. 第１冷媒を圧縮する空調用圧縮機及び熱源機側熱交換器が搭載された少なくとも１台の熱源機と、
    前記熱源機に対して並列に接続され、前記第１冷媒が流れる利用側熱交換器が搭載された少なくとも１台の室内機と、
    前記熱源機に対して並列に接続され、熱媒体と前記第１冷媒が流れる熱媒体−冷媒熱交換器が少なくとも搭載された少なくとも１台の給湯機と、を備え、
    暖房運転時において、
    前記給湯機のみが運転している状態で、前記空調用圧縮機から吐出される前記第１冷媒の高圧圧力を所定範囲内とするように、前記熱源機に搭載されている前記熱源機側熱交換機の容量を制御して、
    前記熱源機の負荷と、前記室内機及び前記給湯機の合計負荷と、の均衡を図るようにしている
    給湯空調複合装置。
  3. 前記熱源機側熱交換器をバイパスするバイパス管と、
    前記バイパス管に設置されたバイパス弁と、を設け、
    前記バイパス弁を制御することで前記バイパス管に流入する前記第１冷媒の流量を調整することで前記熱源機に搭載されている前記熱源機側熱交換器の容量を制御する
    請求項１又は２に記載の給湯空調複合装置。
  4. 前記室内機の負荷と前記給湯機の負荷とを切り替え可能に構成している
    請求項１〜３のいずれか一項に記載の給湯空調複合装置。
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