JP6297072B2 - ヒートポンプ式給湯装置 - Google Patents

Description

この発明は、ヒートポンプを用いて給湯を行うヒートポンプ式の給湯装置に関し、特に、暖房運転時の除霜運転の間隔を長くしたヒートポンプ式の給湯装置に関するものである

近年、エネルギー問題が叫ばれる中、再生可能エネルギー有効利用の切り札としてヒートポンプに注目が集まっている。中でも、60℃以上の温水を取出す給湯用ヒートポンプは大気の熱を利用することで高効率な運転が可能である。このため、ヒートポンプ式の給湯装置は、ボイラー代替技術として期待されている。

上述した空気を熱源とするヒートポンプ式給湯装置は、外気温度が一定範囲のとき、例えば、0℃付近において空気熱交換器に大量な霜が付くため、ホットガスなどの除霜運転を頻繁に行う必要がある（例えば特許文献１参照）。

ヒートポンプ式給湯装置は、貯湯タンクを有している場合が多い。この場合、貯湯タンク内の温度が設定値に達するとヒートポンプは停止する。ヒートポンプ式給湯装置は、燃焼式ボイラーとは異なり、装置が停止中であってもタンク内のお湯を用いて給湯を行うことができる。

このため、貯湯タンク内の温度を一定温度まで上昇させた後、除霜運転に入ることができれば、湯切れを回避することがでる。従って、温水負荷が高い時間帯に、湯切れを回避させるためには、除霜運転の間隔をできるだけ長くする必要がある。

特開２０１０−１８１１０４号公報

上述のヒートポンプ式給湯装置において、運転時に外気温度が低い場合（約５℃〜−５℃）には、室外に設置された空気熱交換器に着霜するため、除霜運転が必要となる。一般に、外気温度が低いほど空気中の飽和水蒸気圧も低くなるため、空気熱交換器での着霜量は減少する。また、外気温度が一定温度（例えば５℃）以上である場合は、空気熱交換器の温度が０℃以下であることが少なくなるため、空気熱交換器での着霜量は減少する。

一方、空気熱交換器は、空気風量が均一でない箇所があると、空気風量が多いところで大きな熱交換を行うため、着霜が増える。空気熱交換器に着霜すると、霜が熱抵抗となるため、蒸発圧力が低下しやすく、効率の低下や除霜運転間隔の短縮につながる。

従来のヒートポンプ式給湯装置では、外気温度の低下に伴って圧縮機の回転数を上昇させる制御を行っていた。しかし、単純に外気温度の低下に追随させて圧縮機の回転数を上昇させると、例えば、低温ではあるが比較的飽和水蒸気圧の高い、つまり、空気熱交換器での着霜が発生しやすい外気温度（約５℃〜−５℃）である時に、高い回転数で圧縮機の運転を行うと、空気熱交換器の着霜量が多くなる。

空気熱交換器の着霜量が多くなると、頻繁に除霜運転を行わなければならず、結果として、暖房運転と除霜運転とが頻繁に切り換わり、効率の悪い暖房運転となる場合があった。

この発明は上述の問題を解決するためになされたもので、空気熱交換器での着霜量を抑えて、効率的な運転を行うことができるヒートポンプ式給湯装置を提供することを目的とする。

上記目的を達成するため、この発明にかかるヒートポンプ式給湯装置は、
圧縮機により圧縮され、かつ膨張弁により減圧された冷媒が、空気熱交換器および水熱交換器を備えた閉回路を循環し、かつ四方弁を用いて冷媒の循環方向を切り替えることで気液の状態変化を繰り返す冷媒回路と、
ポンプにより送出された水が水熱交換器で冷媒から吸熱して温水とされた後、負荷に供給される水回路と、
圧縮機の回転数および膨張弁の開度を制御する制御部と、を備え、
空気熱交換器は、通過する風量が多い第１の熱交換器と、通過する風量が少ない第２の熱交換器とを有し、
膨張弁は、水熱交換器と第１の熱交換器との間に接続される第１の膨張弁と、水熱交換器と第２の熱交換器との間に接続される第２の膨張弁とを含み、
制御部は、暖房運転時において、
外気温度が、着霜が発生しやすい第１の温度域の場合、第１の熱交換器または第２の熱交換器の何れか一方への冷媒の供給を停止し、
外気温度が、第１の温度域以外の第２の温度域の場合、第１の熱交換器および第２の熱交換器の両方へ冷媒を供給するよう、
第１の膨張弁および第２の膨張弁の開閉を制御し、空気熱交換器での着霜場所および着霜量を調節するものであり、
制御部は、外気温度が第１の温度域の場合、
外気温度および蒸発温度に応じて異なる最大開度に基づいて、第１の膨張弁および第２の膨張弁の何れか一方の開度を制御する、または
外気温度および蒸発温度に応じて異なる最大回転数に基づいて、圧縮機の回転数を制御することを特徴とする。

この発明にかかるヒートポンプ式給湯装置は、検出した蒸発温度あるいは蒸発器出口温度、および外気温度に応じて、冷媒を供給する熱交換器を選択し運転を制御する。従って、給湯装置の運転状態に応じて適切に使用する熱交換器を制御することにより、空気熱交換器での着霜量を抑えて効率的な運転を行うことができる。

特に、着霜が促進される外気温度0℃付近の除霜運転が必要な外気温度においては、空気熱交換器での着霜量を均一にし、空気熱交換器の面積を出来る限り有効利用することが可能なため、除霜運転を行う頻度が減少し、かつ、できる限りシステムの蒸発温度を上げた状態で運転を行える。従って、除霜運転を適切に行いつつ、ヒートポンプ式給湯装置を、より効率的に運転できる。

この発明の実施の形態にかかるヒートポンプ式給湯装置の概略構成を示す図である この発明の実施の形態にかかるヒートポンプ式給湯装置の制御系の構成を示すブロック図である 空気熱交換器の運転状態の推移を説明する図である。 従来のヒートポンプ式給湯装置とこの発明におけるそれとの運転制御の違いを説明する図である。

以下、この発明にかかるヒートポンプ式給湯装置について、図面を参照して説明する。図１に、この発明によるヒートポンプ式サイクル装置の概略構成を示す。また図２に、同装置の制御系の構成を示す。

本実施の形態のヒートポンプ式給湯装置は、採熱用の冷媒回路１０と加熱用の水回路２０とで構成されている。このうち、冷媒回路１０は、圧縮機１Ａ、１Ｂ、四方弁２Ａ、２Ｂ、冷媒と水との熱交換を行う水熱交換器３、冷媒タンク４、膨張弁５Ａ、５Ｂ、５Ｃ、５Ｄ、採熱用の熱交換器である空気熱交換器６、７およびアキュムレータ８で構成され、これらの部材が前述した順に流路で接続されている。また冷媒回路１０は、四方弁２Ａ、２Ｂを用いて冷媒循環方向を切り替えるように構成されている。

空気熱交換器６は２つに分割されており、送風用のファン６１、ファン６１による風量が多い第１の熱交換器６２、およびファン６１による風量が少ない第２の熱交換器６３で構成されている。熱交換器６２および６３は、分岐した流路を介して、膨張弁５Ａおよび５Ｂにそれぞれ接続されている。なお、空気熱交換器６を２つに分割することで、分配の悪い熱交換器を有効に利用できるなどの効果が得られる。

本実施の形態では、空気熱交換器６として、直方体状の筐体の上部にファン６１が設置され、筐体内部の上方に第１の熱交換器６２が配置され、下方に第２の熱交換器６３が配置された熱交換器を用いている。

空気熱交換器７は空気熱交換器６と同様の構成を有し、ファン７１、上方に配置された第１の熱交換器７２および下方に配置された第２の熱交換器７３で構成されている。空気熱交換器６と同様、熱交換器７２および７３は、分岐した流路を介して膨張弁５Ｃおよび５Ｄにそれぞれ接続されている。

水熱交換器３の入口には、冷媒の温度を検出する温度センサ１０２が設置されている。また空気熱交換器６および７の近傍には、外気温度を検出する外気温センサ１０７が設置されている。

空気熱交換器６の熱交換器６３の入口には、冷媒の温度を検出する温度センサ１０５Ａが設置され、熱交換器６２および６３の出口には、冷媒の温度を検出する温度センサ１０６Ａおよび１０６Ｂが、膨張弁５Ａおよび５Ｂにそれぞれ対応するように設置されている。

空気熱交換器７の熱交換器７３の入口にも、冷媒の温度を検出する温度センサ１０５Ｂが設置され、熱交換器７２および７３の出口には、冷媒の温度を検出する温度センサ１０６Ｃおよび１０６Ｄが、膨張弁５Ｃおよび５Ｄにそれぞれ対応するように設置されている。

更に、圧縮機１Ａおよび１Ｂの吐出側（四方弁２Ａ、２Ｂと水熱交換器３との間）には、凝縮圧力を検出する圧力センサ１０１が設置され、空気熱交換器６および７の出口側（空気熱交換器６、７とアキュムレータ８との間）には蒸発圧力を検知する圧力センサ１０８が設置されている。

一方、水回路１２を構成する水熱交換器３の入口側流路にはポンプ９が取り付けられている。ポンプ９の働きにより水入口から給水された水は、水熱交換器３で冷媒から吸熱して温水となり、水出口から負荷に供給される。水熱交器３には、熱交換器の入口の水温度を検知する温度センサ１０４と出口の水温度を検知する温度センサ１０３が設置されている。

本実施の形態によるヒートポンプ式給湯装置は、各温度センサで検出した温度や圧力センサで検出した圧力を記録し、あるいは、図示しないリモコン等による使用者からの運転要求に応じて、圧縮機１Ａおよび１Ｂ、四方弁２Ａおよび２Ｂ、ならびに膨張弁５Ａ、５Ｂ、５Ｃおよび５Ｄの駆動を制御する制御手段を備えている。

図２にヒートポンプ式給湯装置の制御系の構成を示す。制御部３０は、冷媒回路１０の圧縮機１Ａおよび１Ｂの回転数と膨張弁５Ａ〜５Ｄの開度を制御し、更に、水回路２０のポンプ９の動作を制御する。

具体的には、制御部３０は、冷媒回路１０のインバータ１１Ａおよび１１Ｂの出力周波数を制御して圧縮機１Ａおよび１Ｂの回転数を制御する。圧縮機１Ａおよび１Ｂの回転数の制御値は、使用者からリモコン等にて要求された温度と水熱交換器３の出口側の水温度１０３との温度差を比較して演算を行う。圧縮機１Ａおよび１Ｂの回転数は、記憶部４０に格納されている圧縮機最大回転数テーブルを演算結果にて補正を行った値を用いている。

なお、図１では暖房運転時の冷媒回路のみを示しており、除霜運転時の冷媒回路や、冷媒の流れ方向の記載は省略している。ただし、除霜運転時は暖房運転時の冷媒の流れ方向と逆方向となる。また、図１では２つの空気熱交換器６および７を用いて冷媒回路１０を構成しているが、これは要求される加熱条件を考慮したもので、加熱条件が緩い場合には、１つの空気熱交換器で冷媒回路を構成してもよい。

次に、上述の構成を有するヒートポンプ式給湯装置の運転動作を、暖房運転を行う場合を例に挙げて説明する。使用者がリモコン等を操作してスタートスイッチをオンにすると、給湯装置が運転を開始する。

この時、水温センサ１０３で検出された現在の水温、つまり水熱交換器３で暖められた水の温度が、使用者が定めた暖房運転の目標温度である設定温度に対応する水の温度となるように圧縮機１Ａ、１Ｂを制御する。圧縮機１Ａ、１Ｂで高温高圧のガスとなった冷媒は四方弁２Ａ、２Ｂを通過し、水熱交換器３で熱を放出して液体となり、冷媒タンク４に一旦溜められる。この後、膨張弁５Ａ、５Ｂ、５Ｃ、５Ｄで減圧されて空気熱交換器６、７で蒸発して室外空気と熱交換し、ガスとなって再び圧縮機１Ａ、１Ｂで圧縮される過程を繰り返す。

なお、冷媒回路１０がインジェクション機構を有する場合、暖房運転時に外気温度が低温の状態で高い水温が求められる場合は、インジェクションをオンとすることもある。この時、圧縮機１Ａ、１Ｂの機構部に冷媒がインジェクションされ、圧縮機１Ａ、１Ｂの吐出温度を下げると共に、水熱交換器３での冷媒循環量が増加するので、外気温度が低温で高い水温が求められる場合でも、水熱交換器３での冷媒流量を大きくすることで高い暖房能力を発揮できる。

次に、前述の図１および図３を参照して、この発明にかかるヒートポンプ式給湯装置における制御の原理を説明する。図３は、空気熱交換器の運転状態の推移を示した図である。

前述したように、この発明では、空気熱交換器として、熱交換器部分が複数に分割されたもの、具体的には、通過する風量が異なる複数の熱交換器で構成され、かつそれぞれが別々の膨張弁に接続された空気熱交換器を用いている。

なお、本実施の形態では、空気熱交換器６、７は、最低分割数である２つの熱交換器を有するものとして説明する。また、説明を分かりやすくするため、図３には、空気熱交換器６だけを示す。

熱交換器を２分割させる方法は、例えば、熱交換器の中を通る風量の違いから熱交換効率に偏りがある場合、熱交換効率の高い部分と低い部分で分割させる。図３には、直方体状の筐体の上部に送風用のファンが取り付けられ、筐体内の上方と下方に熱交換器がそれぞれ配置された空気熱交換器を示す。ファンに対する位置的な関係から、上方の熱交換器を通過する風量は下方の熱交換器を通過する風量より多い。

図３を参照して、空気熱交換器６の運転状態の推移を説明する。運転開始時、外気温度が、除霜運転が頻発する第１の温度域であるとき、図３の中央部に示すように、膨張弁５Ａ、５Ｂで熱交換効率の高い部分の空気熱交換器６と冷媒配管がつながっている膨張弁（例えばここでは膨張弁５Ａとする）を起動時制御し、膨張弁５Ｂは全閉させて休止状態とする。このとき、上方の熱交換器６２だけが使用状態であるため、空気熱交換器６の伝熱面積は通常運転時の半分となるが、熱交換効率の高い部分のみを用いることで運転効率の低下を防ぐ。

熱交換器が一体となった従来の空気熱交換器を使用した場合、熱交換部位による熱交換効率の違いにより局所的に着霜が増加して熱交換が出来なくなり、熱交換器出口での過熱度が低くなるため、結果として、空気熱交換器の伝熱面積を十分に使えないまま除霜運転に入っていた。これに対し、上述した熱交換器６２および６３の使用と停止を交互に行う制御は、強制的に冷媒流路を変更させることで伝熱面積を十分に使うことができるため、除霜運転に入りにくくさせることが可能となる。また、熱交換器の風路面席が着霜により減少するため、風速が上昇して熱交換効率を上昇させ、運転効率を向上させることができる。

一方、外気温度が５℃以上と高い場合は、空気熱交換器６の温度も０℃以下となることが少なく、室外熱交換器５で着霜は発生しにくい。また、外気温度が−５℃以下と低い場合は、飽和水蒸気圧が低いため、室外熱交換器５で着霜は発生しにくい。従って、外気温度が５℃以上あるいは−５℃未満である第２の温度域では、除霜運転を行う頻度が少ない。また圧縮機１Ａ、１Ｂの回転数が低いほど空気熱交換器６に流入する冷媒量も少なくなるため、空気熱交換器６の温度が０℃以下となることが少なくなり、室外熱交換器５での着霜量も少なくなる。

以上のことを考慮して、第２の温度域においては、第１および第２の熱交換器６２、６３の両方を使用した運転を行う。これは、加熱負荷が高くなる−５℃以下の外気温度域において頻繁に除霜運転に切り換わらず暖房運転時間を長くし、また、高い暖房能力が得られるようにするためである。

次に、図４を参照して、ヒートポンプ式給湯装置における従来の運転制御と、この発明の運転制御の違いを説明する。従来の運転制御は、空気熱交換器の熱交換器部分を分割しない場合の運転制御を指す。除霜運転開始判断を、蒸発温度で行う場合、空気熱交換器に霜が付くと熱交換効率が低下し、蒸発温度が低下することで、除霜運転が開始される。

空気熱交換器の熱交換器部分を分割しない場合、冷媒分配が悪いと霜付位置が偏り、特に風量が多い熱交換器の上部に霜が付きやすい。このため、運転時間が経過するにつれて空気熱交換器の上部の熱交換効率が低下し、冷媒が蒸発しきれないため膨張弁を絞る制御を行い、熱交換器伝熱面積を有効に使えない状態で除霜運転を行う。

これに対し、この発明のように熱交換器部分を分割すると、空気熱交換器の熱交換効率が高い順番に意図的に冷媒を流し、着霜場所および着霜量を制御しながら運転を行う。着霜が進行するにつれて熱交換器の風路面席が減少するため、熱交換器の風量最大部が変化し熱交換効率の最大位置が変化する。上下に分割した場合、熱交換効率の最大位置は下方向へと変化する。そのため、運転効率の低下を抑制しながら、伝熱面積を十分に利用した運転が出来、結果として、除霜運転までの運転間隔を長く出来る。

次に、この発明における膨張弁の開度と圧縮機の回転数の制御について説明する。膨張弁５Ａ、５Ｂの開度については、記憶部４０に、外気温度および水温度１０３における膨張弁最大開度テーブル（表１参照）が格納されている。ここでは、外気温度を５℃毎に区分して外気温度レンジとしている。なお、外気温度レンジについては、暖房運転中に除霜運転が必要となる外気温度である−５℃以上５℃未満までの範囲を２℃毎に区分したものを第１の温度域、これ以外、つまり外気温度が５℃以上および−５℃未満を第２の温度域としている。

膨張弁５Ａは、採熱側熱交換器出口の冷媒温度および蒸発温度圧力センサ１０７で測定した冷媒の圧力を制御部に取り込んで演算を行い、過熱度に演算されたものと、記憶部４０に格納されている過熱度目標値となるように制御される。

膨張弁５Ａは、上方の熱交換器６２の出口の冷媒温度および蒸発温度圧力センサ１０７より演算された蒸発温度の差が−５℃未満となったとき、空気との熱交換が出来なくなったと判断して膨張弁５Ａを閉じる。この時、それまで閉じていた膨張弁５Ｂを開とし、目標の過熱度をなるように制御を開始する。

膨張弁５Ｂは、運転開始時に熱交換効率の高い部分と対応していた膨張弁５Ａが起動し、熱交換効率の高い部分に多くの霜が付いたことでフィン間が霜で覆われ風路が埋まるため、空気は、それまで流れの少なかった膨張弁５Ｂに対応する熱交換効率の低い部分に流れ始め、それまで熱交換効率の低い部分であった膨張弁５Ｂに対応する下方の熱交換器６３の熱交換効率が向上する。この空気の流れの変化が熱交換効率を向上させ、運転効率の低下を防ぐ。膨張弁５Ｃ、５Ｄにおいても同様の制御を行う。

圧縮機１Ａ、１Ｂの回転数については、記憶部４０に、外気温度および蒸発温度における圧縮機最大回転数テーブル（表２参照）が格納されている。表２に示す圧縮機最大回転数テーブルでは、凝縮圧力が３．８ＭＰａ未満の場合の第１の温度域における圧縮機１Ａ、１Ｂの許容最大回転数を、圧縮機１Ａ、１Ｂの性能限界回転数である１００ｒｐｓ以下の範囲で、第１の温度域において蒸発圧力センサ１０８が低下するに従い圧縮機回転数を低下させる。これは、蒸発圧力が低下するほど、圧縮機の能力が空気熱交換器の能力と比較して十分大きいことを示すとの考えから、圧縮機回転数を低下させ空気熱交換器の能力に近づける。圧縮機回転数が低下するほど空気熱交換器６での着霜量が減少するので、除霜運転が頻繁に必要となる着霜量とはなりにくいと考えられるためである。

また、表２の圧縮機最大回転数テーブルにおいて、第２の温度域では霜付量が少ないと考えられるため、圧縮機１Ａ、１Ｂの回転数は性能限界である１００ｒｐｓまで上昇を許可するようにし、目標となる設定温度（水温）にできるだけ速やかに到達するようにしている。 なお、この圧縮機最大回転数テーブルは、予め試験等により求められたものである。

一方、表１の膨張弁最大開度テーブルは、多霜温度域において製品ばらつきによる霜付量をコントロールするため、膨張弁開度を開けすぎないようにする。空気熱交換器への冷媒流入量最大値を制御することで、着霜増加量を一定値以下とするように管理するため、ある程度の製品ばらつきが生じても、除霜運転が頻繁に必要となる着霜量とはなりにくいと考えられる。

以下、上述の圧縮機最大回転数テーブルおよび膨張弁最大開度テーブルを記憶部４０に格納したヒートポンプ式給湯装置の動作を説明する。使用者がリモコン等を操作することによって、あるいは、タイマー運転開始によって給湯装置の暖房運転を開始すると、制御部３０は、圧力センサ１０１で検出した現在の凝縮圧力が３．８５ＭＰａ未満であるか否かを判断する。

凝縮圧力が３．８５ＭＰａ未満である場合、制御部３０は、外気温度センサ１０７が多霜温度域（第１の温度域）か否かを判断する。通常温度域（第２の温度域）の場合、圧縮機１Ａ、１Ｂの性能限界回転数である１００ｒｐｓを抽出し、これを許容最大回転数と決定する。一方、膨張弁開度は、制御内に記憶されている通常の膨張弁最大開度に従う。

そして、制御部３０は、水熱交換器３の出口で測定した水温度が目標温度となるように、圧縮機１Ａ、１Ｂの回転数を許容最大回転数内で制御する。 また、制御部３０は、蒸発圧力センサ１０８およびそれぞれの膨張弁に対応した採熱用熱交換器出口の温度センサ１０６Ａ、１０６Ｂ、１０６Ｃ、１０６Ｄにより測定した冷媒温度に基づいて膨張弁開度を制御する。この際、認識した過熱度が目標値となるように制御する。

外気温度が第１の温度域内である場合、制御部３０は、蒸発圧力センサ１０８により現在の蒸発圧力を認識し、表２の圧縮機最大回転数テーブルを参照して、この認識した蒸発圧力に応じた圧縮機１Ａ、１Ｂの許容最大回転数を決定する。そして、制御部３０は、水熱交換器３の出口の水温度が目標温度となるように、圧縮機１Ａ、１Ｂの回転数を許容最大回転数内で制御する。

また、膨張弁開度の制御は、外気温センサ１０７により外気温度を認識し、記憶部４０に格納されている膨張弁最大開度テーブル（表１参照）に従い、膨張弁最大開度を決定する。そして、制御部３０は、蒸発圧力センサ１０８およびそれぞれの膨張弁に対応した採熱用熱交換器出口の温度センサ１０６Ａ、１０６Ｂ、１０６Ｃ、１０６Ｄで測定した冷媒温度を用いて、認識した過熱度が目標値となるように膨張弁最大開度以下で膨張弁開度を制御する。

以上説明したように、この発明にかかるヒートポンプ式給湯装置では、検出した外気温度に応じて、空気熱交換器の熱交換器部分を分割し、空気熱交換器の伝熱面積を制御して採熱量を制御している。従って、給湯装置の運転状態に応じて適切な伝熱面積を確保することで蒸発圧力低下による運転効率低下を抑制し、空気熱交換器での着霜量を抑え、効率的なヒートポンプサイクル装置の運転を行うことができる。

特に、暖房運転時に空気熱交換器の除霜運転が多くなるような外気温度においては、空気熱交換器での着霜量を抑えるような圧縮機の許容最大回転数を設定し、この許容最大回転数内で圧縮機の運転を行うので、除霜運転を行う頻度が減少し、かつ、できる限り蒸発圧力を上げた状態で暖房運転を行える。

併せて膨張弁最大開度を規定することで、最大開度内で膨張弁制御を行うため、装置の製造ばらつきによる不具合を抑制することが可能となる。結果として、除霜運転を適切に行い、製品によるばらつきを抑制しながら、ヒートポンプ式給湯装置を、より効率的に運転することが可能となる。

１Ａ、１Ｂ 圧縮機
２Ａ、２Ｂ 四方弁
３ 水熱交換器
４ 冷媒タンク
５Ａ、５Ｂ、５Ｃ、５Ｄ 膨張弁
６、７ 空気熱交換器
８ アキュムレータ
９ ポンプ
１０ 冷媒回路
２０ 水回路
３０ 制御部
４０ 記憶部
１０１、１０８ 圧力センサ
１０２、１０３、１０４ 温度センサ
１０５Ａ、１０５Ｂ 温度センサ
１０６Ａ〜１０６Ｄ 温度センサ
１０７ 外気温センサ

Claims (6)

1. 圧縮機により圧縮され、かつ膨張弁により減圧された冷媒が、空気熱交換器および水熱交換器を備えた閉回路を循環し、かつ四方弁を用いて冷媒の循環方向を切り替えることで気液の状態変化を繰り返す冷媒回路と、
   ポンプにより送出された水が前記水熱交換器で冷媒から吸熱して温水とされた後、負荷に供給される水回路と、
   前記圧縮機の回転数および前記膨張弁の開度を制御する制御部と、を備え、
   前記空気熱交換器は、通過する風量が多い第１の熱交換器と、通過する風量が少ない第２の熱交換器とを有し、
   前記膨張弁は、前記水熱交換器と前記第１の熱交換器との間に接続される第１の膨張弁と、前記水熱交換器と前記第２の熱交換器との間に接続される第２の膨張弁とを含み、
   前記制御部は、暖房運転時において、
   外気温度が、着霜が発生しやすい第１の温度域の場合、前記第１の熱交換器または前記第２の熱交換器の何れか一方への冷媒の供給を停止し、
   前記外気温度が、前記第１の温度域以外の第２の温度域の場合、前記第１の熱交換器および前記第２の熱交換器の両方へ冷媒を供給するよう、
   前記第１の膨張弁および前記第２の膨張弁の開閉を制御し、前記空気熱交換器での着霜場所および着霜量を調節するものであり、
   前記制御部は、前記外気温度が前記第１の温度域の場合、
   前記外気温度および蒸発温度に応じて異なる最大開度に基づいて、前記第１の膨張弁および前記第２の膨張弁の何れか一方の開度を制御する、または
   前記外気温度および前記蒸発温度に応じて異なる最大回転数に基づいて、前記圧縮機の回転数を制御する、ヒートポンプ式給湯装置。
2. 前記制御部は、蒸発温度が所定の値以上では、前記第１の熱交換器に冷媒を供給すると共に、前記第２の熱交換器の冷媒の供給を停止し、
   蒸発温度が所定の値未満では、前記第２の熱交換器に冷媒を供給すると共に、前記第１の熱交換器への冷媒の供給を停止する、請求項１に記載のヒートポンプ式給湯装置。
3. 外気温度および蒸発温度と、前記膨張弁の最大開度との関係を表した第１のテーブルが格納される記憶部をさらに備え、
   前記制御部は、前記記憶部から読み出された当該第１のテーブルを用いて前記膨張弁の開度を制御する、請求項１または２に記載のヒートポンプ式給湯装置。
4. 外気温度および蒸発温度と、前記圧縮機の最大回転数との関係を表した第２のテーブルが格納される記憶部をさらに備え、
   前記制御部は、前記記憶部から読み出された当該第２のテーブルを用いて前記圧縮機の回転を制御する、請求項１または２に記載のヒートポンプ式給湯装置。
5. 直方体状の筐体の上部に取り付けられた送風用のファンをさらに備え、
   前記筐体の内部の上方に前記第１の熱交換器が配置され、
   前記筐体の内部の下方に前記第２の熱交換器が配置される、請求項１〜４の何れか一項に記載のヒートポンプ式給湯装置。
6. 前記制御部は、前記外気温度が前記第２の温度域の場合、
   予め設定される通常の最大開度に基づいて、前記第１の膨張弁および前記第２の膨張弁の何れか一方の開度を制御する、または
   前記圧縮機の性能限界回転数に基づいて、前記圧縮機の回転数を制御する、請求項１〜５の何れか一項に記載のヒートポンプ式給湯装置。

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