JPWO2009098751A1 - 空調給湯複合システム - Google Patents

Abstract

熱源側ユニット１台に対して１台又は複数台の負荷側ユニットを接続し、水を高温に加熱することを可能にしたヒートポンプ装置を提供する。空調給湯複合システム１００（ヒートポンプ装置）は、空調用圧縮機１０１と、四方弁１０２と、室外熱交換器１０３とを搭載した熱源側ユニット１０と、空調用絞り手段１１７と、室内熱交換器１１８と、第２圧縮機５３と、第２負荷側熱交換器５４と、第２流量制御装置５５とを搭載した負荷側ユニット５０とを備え、空調用圧縮機１０１と、四方弁１０２と、室外熱交換器１０３と、空調用絞り手段１１７と、室内熱交換器１１８とを高圧側接続配管１０６及び低圧側接続配管１０７で順次接続し、主回路Ａを構成し、第２圧縮機５３と、第２負荷側熱交換器５４と、第２流量制御装置５５と、前記室内熱交換器１１８とを負荷側冷媒配管５６で順次接続し、負荷側冷媒回路Ｂを構成した。

Description

本発明は、ヒートポンプサイクルを搭載し、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空調給湯複合システムに関するものであり、特に、高温給湯の需要を同時に満たしつつ、省エネを実現する空調給湯複合システム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空調給湯複合システムが存在する。そのようなものとして、「１台の圧縮機を備え、該圧縮機と、室外熱交換器、室内熱交換器、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空調給湯複合システムも存在している。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、室外熱交換器、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、室内熱交換器及び第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）。

さらに、「圧縮機と室外熱交換器と膨張機構と室内熱交換器とが接続された空調用冷媒回路を備えた空調装置と、圧縮機と第１熱交換器と膨張機構と第２熱交換器とが順に接続されるとともに二酸化炭素冷媒が充填された給湯用冷媒回路を備えたユニット型の給湯装置とを備え、第１熱交換器は、水から温水を生成する給湯用温水回路に接続されるとともに、該給湯用温水回路の水と上記二酸化炭素冷媒とが熱交換可能に構成され、第２熱交換器は、空調用冷媒回路の室内熱交換器と並列に接続される放熱部と、給湯用冷媒回路に接続された吸熱部とを有するとともに、該低段側冷媒回路の冷媒と上記二酸化炭素冷媒とが熱交換を行なうカスケード熱交換器により構成されている空調給湯システム」が提案されている（たとえば、特許文献３参照）。

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） 特開２００４−１３２６４７号公報（第６−８頁、図１）

特許文献１に記載の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、水の加熱を行なう放熱過程の温度と、暖房を行なう放熱過程の温度とが、概同一となるため、高温の給湯負荷を賄うことができなくなってしまう、若しくは、暖房を行なう室内機の放熱過程も共に温度を上げなくてはならずＣＯＰ（成績係数）が非常に悪化してしまうという問題があった。

特許文献２に記載の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。

特許文献３に記載の空調給湯システムも、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、暖房負荷及び給湯負荷を同時に提供することができるようになっているものの、暖房負荷及び給湯負荷と、冷房負荷とを同時に提供することができない構成となっているため、一方の排熱を以って他方の熱源に充てることによる省エネ運転ができないという問題があった。

本発明は、上記の課題を解決するためになされたもので、冷房負荷、暖房負荷及び高温の給湯負荷を同時に提供しつつ、省エネを実現可能にした空調給湯複合システムを提供することを目的としている。また、本発明は、既設の空気調和機に対しても容易に導入することのできる空調給湯複合システムを提供することを目的としている。

本発明に係る空調給湯複合システムは、空調用圧縮機、流路切替手段、室外熱交換器、室内熱交換器、及び、空調用絞り手段が直列に接続されているとともに、冷媒−冷媒熱交換器及び給湯熱源用絞り手段が直列に接続されて前記室内熱交換器及び前記空調用絞り手段に並列に接続されている第１冷媒回路に空調用冷媒を循環させる空調用冷凍サイクルと、給湯用圧縮機、熱媒体−冷媒熱交換器、給湯用絞り手段、及び、前記冷媒−冷媒熱交換器が直列に接続されている第２冷媒回路に給湯用冷媒を循環させる給湯用冷凍サイクルと、を備え、前記空調用冷凍サイクルと前記給湯用冷凍サイクルとは、前記冷媒−冷媒熱交換器で、前記空調用冷媒と前記給湯用冷媒とが熱交換を行なうように接続されていることを特徴とする。

本発明に係る空調給湯複合システムによれば、冷房負荷、暖房負荷及び高温の給湯負荷を同時に提供しつつ、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うので、システムＣＯＰが大幅に向上し、省エネを実現することができる。

実施の形態１に係る空調給湯複合システムの冷媒回路構成を示す冷媒回路図である。 冷房主体運転時における空調用冷凍サイクルの冷媒状態を示すモリエル線図である。 実施の形態１に係る空調給湯複合システムの冷媒回路構成を示す冷媒回路図である。 暖房主体運転時における空調用冷凍サイクルの冷媒状態を示すモリエル線図である。 実施の形態２に係る空調給湯複合システムの冷媒回路構成を示す冷媒回路図である。 実施の形態２に係る空調給湯複合システムの冷媒回路構成を示す冷媒回路図である。 実施の形態３に係る空調給湯複合システムの冷媒回路構成を示す冷媒回路図である。 実施の形態４に係る空調給湯複合システムの冷媒回路構成を示す冷媒回路図である。

符号の説明

１ 空調用冷凍サイクル、１ａ 空調用冷凍サイクル、２ 給湯用冷凍サイクル、３ 給湯用水循環サイクル、２１ 給湯用圧縮機、２２ 給湯用絞り手段、２３ 給湯用低圧側圧力検出手段、２４ 給湯用高圧側圧力検出手段、２５ 給湯用制御手段、２６ 給湯用通信手段、２７ 給湯用演算手段、２８ 給湯用記憶手段、３１ 水循環用ポンプ、３２ 貯湯タンク、３３ 出湯温度検出手段、４１ 冷媒−冷媒熱交換器、５１ 熱媒体−冷媒熱交換器、１００ 空調給湯複合システム、１００ａ 空調給湯複合システム、１００ｂ 空調給湯複合システム、１００ｃ 空調給湯複合システム、１０１ 空調用圧縮機、１０２ 四方弁、１０３ 室外熱交換器、１０４ アキュムレータ、１０５ａ 逆止弁、１０５ｂ 逆止弁、１０５ｃ 逆止弁、１０５ｄ 逆止弁、１０５ｅ 逆止弁、１０６ 高圧側接続配管、１０７ 低圧側接続配管、１０８ 気液分離器、１０９ 第１分配部、１０９ａ 弁手段、１０９ｂ 弁手段、１１０ 第２分配部、１１０ａ 逆止弁、１１０ｂ 逆止弁、１１１ 第１内部熱交換器、１１２ 第１中継機用絞り手段、１１３ 第２内部熱交換器、１１４ 第２中継機用絞り手段、１１５ 第１会合部、１１６ 第２会合部、１１７ 空調用絞り手段、１１８ 室内熱交換器、１１９ 給湯熱源用絞り手段、１２０ 空調用制御手段、１２１ 空調用通信手段、１２２ 空調用演算手段、１２３ 空調用記憶手段、１２４ 第１熱源機用絞り手段、１２５ 空調用吐出ガス配管、１２６ 空調用吸入ガス配管、１２７ 空調用液配管、１２８ 第２熱源機用絞り手段、１３０ 第１接続配管、１３１ 第２接続配管、１３２ 接続配管、１３３ 接続配管、１３３ａ 接続配管、１３３ｂ 接続配管、１３４ 接続配管、１３４ａ 接続配管、１３４ｂ 接続配管、１３５ 接続配管、１３５ａ 接続配管、１３５ｂ 接続配管、１３６ 接続配管、１３６ａ 接続配管、１３６ｂ 接続配管、１４０ 吐出側配管、１４０ａ 吐出側配管、１４０ｂ 吐出側配管、１４１ バイパス管、２００ 給湯用冷凍サイクル筐体、２０１ 接続用バルブ、２０２ 接続用バルブ、２０３ 接続用バルブ、２０４ 接続用バルブ、２０５ 接続用バルブ、２０６ 接続用バルブ、２０７ 接続用バルブ、２０８ 接続用バルブ、Ａ 熱源機、Ａ₂ 熱源機、Ｂ 冷房室内機、Ｃ 暖房室内機、Ｄ 給湯熱源用回路、Ｅ 中継機、Ｅ₂ 中継機。

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。
実施の形態１．
図１は、本発明の実施の形態１に係る空調給湯複合システム１００の冷媒回路構成（特に、冷房主体運転時の冷媒回路構成）を示す冷媒回路図である。図１に基づいて、空調給湯複合システム１００の冷媒回路構成、特に冷房主体運転時の冷媒回路構成について説明する。この空調給湯複合システム１００は、ビルやマンション等に設置され、冷媒（空調用冷媒）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。なお、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。

図１では、空調用冷凍サイクル１において、暖房室内機Ｃと給湯熱源用回路Ｄとに対する負荷の合計よりも冷房室内機Ｂに対する負荷の方が大きく、室外熱交換器１０３が放熱器として働く場合のサイクルの状態（便宜上、冷房主体運転と称する）を示している。実施の形態１に係る空調給湯複合システム１００は、空調用冷凍サイクル１と、給湯用冷凍サイクル２と、給湯用水循環サイクル３とが、高圧側接続配管１０６や低圧側接続配管１０７等の接続配管で接続されて構成されており、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、給湯用冷凍サイクル２と給湯用水循環サイクル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、冷房負荷を担当する冷房室内機Ｂと、暖房負荷を担当する暖房室内機Ｃと、給湯用冷凍サイクル２の熱源となる給湯熱源用回路Ｄと、中継機Ｅと、によって構成されている。このうち、冷房室内機Ｂ、暖房室内機Ｃ及び給湯熱源用回路Ｄは、熱源機Ａに対して並列となるように接続されて搭載されている。そして、熱源機Ａと、冷房室内機Ｂ、暖房室内機Ｃ及び給湯熱源用回路Ｄとの、間に設置される中継機Ｅが、冷房室内機Ｂ、暖房室内機Ｃ及び給湯熱源用回路Ｄ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、空調用圧縮機１０１と、流路切替手段である四方弁１０２と、室外熱交換器１０３と、アキュムレータ１０４とが直列に接続されて構成されており、この熱源機Ａは、冷房室内機Ｂ、暖房室内機Ｃ及び給湯熱源用回路Ｄに冷熱を供給する機能を有している。なお、室外熱交換器１０３の近傍に、この室外熱交換器１０３に空気を供給するためのファン等の送風機を設けるとよい。また、熱源機Ａでは、高圧側接続配管１０６及び低圧側接続配管１０７が第１接続配管１３０及び第２接続配管１３１で接続されている。

冷房主体運転において、高圧側接続配管１０６と第１接続配管１３０との接続部分（以下、単に接続部分ａと称する）は、高圧側接続配管１０６と第２接続配管１３１との接続部分（以下、単に接続部分ｂと称する）よりも上流側であり、低圧側接続配管１０７と第１接続配管１３０との接続部分（以下、単に接続部分ｃと称する）も、低圧側接続配管１０７と第２接続配管１３１との接続部分（以下、単に接続部分ｄと称する）よりも上流側である。

第１接続配管１３０には、低圧側接続配管１０７から高圧側接続配管１０６の方向のみに空調用冷媒の流通を許容する逆止弁１０５ｃが設けられている。第２接続配管１３１にも、低圧側接続配管１０７から高圧側接続配管１０６の方向のみに空調用冷媒の流通を許容する逆止弁１０５ｄが設けられている。また、高圧側接続配管１０６の接続部分ａと接続部分ｂとの間には、所定の方向（熱源機Ａから中継機Ｅへの方向）のみに空調用冷媒の流れを許容する逆止弁１０５ａが、低圧側接続配管１０７の接続部分ｃと接続部分ｄとの間には、所定の方向（中継機Ｅから熱源機Ａへの方向）のみに空調用冷媒の流れを許容する逆止弁１０５ｂが、それぞれ設けられている。

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り、たとえばインバータ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。四方弁１０２は、空調用冷媒の流れを切り替えるものである。室外熱交換器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１０４は、冷房主体運転時において、四方弁１０２と空調用圧縮機１０１との間に配置され、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１０４は、過剰な空調用冷媒を貯留できる容器であればよい。

［冷房室内機Ｂ及び暖房室内機Ｃ］
冷房室内機Ｂ及び暖房室内機Ｃには、空調用絞り手段１１７と、室内熱交換器１１８とが、直列に接続されて搭載されている。また、冷房室内機Ｂ及び暖房室内機Ｃには、２台の空調用絞り手段１１７と、２台の室内熱交換器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。冷房室内機Ｂは、熱源機Ａからの冷熱の供給を受けて冷房負荷を担当し、暖房室内機Ｃは、熱源機Ａからの冷熱の供給を受けて暖房負荷を担当する機能を有している。

つまり、実施の形態１では、中継機Ｅによって、冷房室内機Ｂが冷房負荷を担当するように決定され、暖房室内機Ｃが暖房負荷を担当するように決定された状態を示しているのである。なお、室内熱交換器１１８の近傍に、この室内熱交換器１１８に空気を供給するためのファン等の送風機を設けるとよい。また、便宜的に、中継機Ｅから室内熱交換器１１８に接続している接続配管を接続配管１３３と、中継機Ｅから空調用絞り手段１１７に接続している接続配管を接続配管１３４と称して説明するものとする。

空調用絞り手段１１７は、減圧弁や膨張弁として機能し、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。室内熱交換器１１８は、放熱器（凝縮器）や蒸発器として機能し、図示省略の送風手段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及び室内熱交換器１１８は、直列に接続されている。

［給湯熱源用回路Ｄ］
給湯熱源用回路Ｄ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おり、熱源機Ａからの冷熱を冷媒−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。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。なお、便宜的に、中継機Ｅから冷媒−冷媒熱交換器４１に接続している接続配管を接続配管１３５と、中継機Ｅから給湯熱源用絞り手段１１９に接続している接続配管を接続配管１３６と称して説明するものとする。

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機能し、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の冷凍サイクルを循環する給湯用冷媒と、空調用冷凍サイクル１の冷凍サイクルを循環する空調用冷媒との、間で熱交換を行なうようになっている。

［中継機Ｅ］
中継機Ｅは、冷房室内機Ｂ、暖房室内機Ｃ及び給湯熱源用回路Ｄのそれぞれと、熱源機Ａとを、接続する機能を有すると共に、第１分配部１０９の弁手段１０９ａ又は弁手段１０９ｂの何れかを択一的に開閉することにより、接続される室内熱交換器１１８及び冷媒−冷媒熱交換器４１を冷房機（冷水器）とするか暖房機（給湯機）とするかを決定する機能を有している。この中継機Ｅは、気液分離器１０８と、第１分配部１０９と、第２分配部１１０と、第１内部熱交換器１１１と、第１中継機用絞り手段１１２と、第２内部熱交換器１１３と、第２中継機用絞り手段１１４とで、構成されている。

第１分配部１０９では、接続配管１３３及び接続配管１３５が２つに分岐されており、一方（接続配管１３３ｂ及び接続配管１３５ｂ）が低圧側接続配管１０７に接続し、他方（接続配管１３３ａ及び接続配管１３５ａ）が気液分離器１０８に接続している接続配管（接続配管１３２と称する）に接続するようになっている。また、第１分配部１０９では、接続配管１３３ａ及び接続配管１３５ａに弁手段１０９ａが、接続配管１３３ｂ及び接続配管１３５ｂに弁手段１０９ｂがそれぞれ設けられている。

第２分配部１１０では、接続配管１３４及び接続配管１３６が２つに分岐されており、一方（接続配管１３４ａ及び接続配管１３６ａ）が第１会合部１１５で接続され、他方（接続配管１３４ｂ及び接続配管１３６ｂ）が第２会合部１１６で接続されるようになっている。また、第２分配部１１０では、接続配管１３４ａ及び接続配管１３６ａに逆止弁１１０ａが、接続配管１３４ｂ及び接続配管１３６ｂに逆止弁１１０ｂがそれぞれ設けられている。

第１会合部１１５は、第２分配部１１０から第１中継機用絞り手段１１２及び第１内部熱交換器１１１を介して気液分離器１０８に接続している。第２会合部１１６は、第２分配部１１０と第２内部熱交換器１１３との間で分岐し、一方が第２内部熱交換器１１３を介して第２分配部１１０と第１中継機用絞り手段１１２との間における第１会合部１１５に接続され、他方（第２会合部１１６ａ）が第２中継機用絞り手段１１４、第２内部熱交換器１１３及び第１内部熱交換器１１１を介して低圧側接続配管１０７に接続されている。

気液分離器１０８は、空調用冷媒をガス冷媒と液冷媒とに分離するものであり、高圧側接続配管１０６に設けられ、一方が第１分配部１０９の弁手段１０９ａに接続され、他方が第１会合部１１５を経て第２分配部１１０に接続されている。第１分配部１０９は、弁手段１０９ａ又は弁手段１０９ｂの何れかが択一的に開閉され、室内熱交換器１１８及び冷媒−冷媒熱交換器４１に空調用冷媒を流入させる機能を有している。第２分配部１１０は、逆止弁１１０ａ及び逆止弁１１０ｂによって、空調用冷媒の流れをいずれか一方に許容する機能を有している。

第１内部熱交換器１１１は、気液分離器１０８と第１中継機用絞り手段１１２との間における第１会合部１１５に設けられており、第１会合部１１５を導通している空調用冷媒と、第２会合部１１６が分岐された第２会合部１１６ａを導通している空調用冷媒と、の間で熱交換を実行するものである。第１中継機用絞り手段１１２は、第１内部熱交換器１１１と第２分配部１１０との間における第１会合部１１５に設けられており、空調用冷媒を減圧して膨張させるものである。この第１中継機用絞り手段１１２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。

第２内部熱交換器１１３は、第２会合部１１６に設けられており、第２会合部１１６を導通している空調用冷媒と、第２会合部１１６が分岐された第２会合部１１６ａを導通している空調用冷媒と、の間で熱交換を実行するものである。第２中継機用絞り手段１１４は、第２内部熱交換器１１３と第２分配部１１０との間における第２会合部１１６に設けられており、減圧弁や膨張弁として機能し、空調用冷媒を減圧して膨張させるものである。この第２中継機用絞り手段１１４は、第１中継機用絞り手段１１２と同様に、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。

以上のように、空調用冷凍サイクル１は、空調用圧縮機１０１、流路切替手段１０２、室外熱交換器１０３、室内熱交換器１１８、及び、空調用絞り手段１１７が直列に接続されるとともに、冷媒−冷媒熱交換器４１、及び、給湯熱源用絞り手段１１９が直列に接続され、室内熱交換器１１８及び空調用絞り手段１１７とに、冷媒−冷媒熱交換器４１及び給湯熱源用絞り手段１１９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。

ここで、空調用冷凍サイクル１の冷房主体運転動作について説明する。
図２は、冷房主体運転時における空調用冷凍サイクル１の冷媒状態を示すモリエル線図（Ｐ−Ｈ線図）である。図１及び図２に基づいて、空調給湯複合システム１００における空調用冷凍サイクル１の動作について説明する。図２では、縦軸が絶対圧力（ＭＰａ）を、横軸が比エンタルピ（ｋＪ／ｋｇ）をそれぞれ示している。また、空調用冷媒は、飽和液線と飽和蒸気線とで囲まれた部分では気液二相状態であることを、飽和液線の左側では液状態であることを、飽和蒸気線の右側ではガス状態であることをそれぞれ表している。なお、空調用冷凍サイクル１には、空調用冷媒としてＲ４１０Ａを使用している場合を例に示している。

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、室外熱交換器１０３に流入する。この室外熱交換器１０３では、流入した空調用冷媒が、室外空気と熱交換して放熱する。室外熱交換器１０３から流出した空調用冷媒は、逆止弁１０５ａを通過し、高圧側接続配管１０６に導かれ、中継機Ｅの気液分離器１０８へ到達する。この気液分離器１０８に流入した空調用冷媒は、気相状態の空調用冷媒と液相状態の空調用冷媒とに分離される。

そして、飽和蒸気（気相状態の空調用冷媒）は、第１分配部１０９の弁手段１０９ａが開いている回路に分配される。ここでは、飽和蒸気は、暖房室内機Ｃや給湯熱源用回路Ｄに流入するようになっている。暖房室内機Ｃに流入した空調用冷媒は、室内熱交換器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、第１会合部１１５で合流する。また、給湯熱源用回路Ｄ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、暖房室内機Ｃから流出した空調用冷媒と第１会合部１１５で合流する。

一方、飽和液（液相状態の空調用冷媒）は、第１内部熱交換器１１１にて、第２中継機用絞り手段１１４で低温・低圧に膨張した空調用冷媒と熱交換を行なうことにより過冷却度を得る。それから、第１中継機用絞り手段１１２を通過して、空調用として利用された冷媒（暖房室内機Ｃや給湯熱源用回路Ｄに流入し、室内熱交換器１１８や冷媒−冷媒熱交換器４１で放熱した空調用冷媒）と第１会合部１１５で合流する。その後、第１会合部１１５で合流した空調用冷媒は、第２内部熱交換器１１３で、第２中継機用絞り手段１１４で低温・低圧に膨張した空調用冷媒と熱交換を行なうことにより過冷却度を得る。この空調用冷媒は、第２会合部１１６側と第２中継機用絞り手段１１４側とに分配される。

第２会合部１１６を導通する空調用冷媒は、弁手段１０９ｂが開いている回路に分配される。ここでは、第２会合部１１６を導通する空調用冷媒は、冷房室内機Ｂに流入するようになっている。冷房室内機Ｂに流入した空調用冷媒は、空調用絞り手段１１７にて低温・低圧に膨張され、室内熱交換器１１８で蒸発し、弁手段１０９ｂを経て低圧側接続配管１０７で合流する。また、第２中継機用絞り手段１１４を導通した空調用冷媒は、第２内部熱交換器１１３及び第１内部熱交換器１１１で熱交換を行なって蒸発し、低圧側接続配管１０７で冷房室内機Ｂを流出した空調用冷媒と合流する。そして、低圧側接続配管１０７で合流した空調用冷媒は、逆止弁１０５ｄを通って四方弁１０２に導かれ、アキュムレータ１０４を経て空調用圧縮機１０１へ戻る。

次に、空調用冷凍サイクル１の暖房主体運転動作について説明する。
図３は、本発明の実施の形態１に係る空調給湯複合システム１００の冷媒回路構成（特に、暖房主体運転時の冷媒回路構成）を示す冷媒回路図である。図４は、暖房主体運転時における空調用冷凍サイクル１の冷媒状態を示すモリエル線図である。図３及び図４に基づいて、空調給湯複合システム１００における空調用冷凍サイクル１の暖房主体運転動作について説明する。

図３では、空調用冷凍サイクル１において、暖房室内機Ｃと給湯熱源用回路Ｄとに対する負荷の合計よりも冷房室内機Ｂに対する負荷の方が小さく、室外熱交換器１０３が蒸発器として働く場合のサイクルの状態（便宜上、暖房主体運転と称する）を示している。図４では、縦軸が絶対圧力（ＭＰａ）を、横軸が比エンタルピ（ｋＪ／ｋｇ）をそれぞれ示している。また、空調用冷媒は、飽和液線と飽和蒸気線とで囲まれた部分では気液二相状態であることを、飽和液線の左側では液状態であることを、飽和蒸気線の右側ではガス状態であることをそれぞれ表している。なお、空調用冷凍サイクル１には、空調用冷媒としてＲ４１０Ａを使用している場合を例に示している。

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、逆止弁１０５ｃと導通し、高圧側接続配管１０６に導かれ、過熱ガス状態で中継機Ｅの気液分離器１０８へ流入する。気液分離器１０８に流入した過熱ガス状態の空調用冷媒は、第１分配部１０９の弁手段１０９ａが開いている回路に分配される。ここでは、過熱ガス状態の空調用冷媒は、暖房室内機Ｃや給湯熱源用回路Ｄに流入するようになっている。

暖房室内機Ｃに流入した空調用冷媒は、室内熱交換器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、第１会合部１１５で合流する。また、給湯熱源用回路Ｄ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、暖房室内機Ｃから流出した空調用冷媒と第１会合部１１５で合流する。一方、気液分離器１０８に流入した過熱ガス状態の空調用冷媒の一部は、第１内部熱交換器１１１で第２中継機用絞り手段１１４にて低温・低圧に膨張した空調用冷媒と熱交換を行うことにより過冷却度を得る。

それから、第１中継機用絞り手段１１２を通過して、空調用として利用された空調用冷媒（暖房室内機Ｃや給湯熱源用回路Ｄに流入し、室内熱交換器１１８や冷媒−冷媒熱交換器４１で放熱した空調用冷媒）と第１会合部１１５で合流する。なお、第１中継機用絞り手段１１２を通る一部の過熱ガス状態の空調用冷媒は、第１中継機用絞り手段１１２を全閉にして、皆無にしてもよい。その後、第２内部熱交換器１１３で、第２中継機用絞り手段１１４にて低温・低圧に膨張した空調用冷媒と熱交換を行うことにより過冷却度を得る。この空調用冷媒は、第２会合部１１６側と第２中継機用絞り手段１１４側とに分配される。

第２会合部１１６を導通する空調用冷媒は、弁手段１０９ｂが開いている回路に分配される。ここでは、第２会合部１１６を導通する空調用冷媒は、冷房室内機Ｂに流入するようになっている。冷房室内機Ｂに流入した空調用冷媒は、空調用絞り手段１１７にて低温・低圧に膨張され、室内熱交換器１１８で蒸発し、弁手段１０９ｂを経て低圧側接続配管１０７で合流する。また、第２中継機用絞り手段１１４を導通した空調用冷媒は、第２内部熱交換器１１３及び第１内部熱交換器１１１で熱交換を行なって蒸発し、低圧側接続配管１０７で冷房室内機Ｂを流出した空調用冷媒と合流する。そして、低圧側接続配管１０７で合流した空調用冷媒は、逆止弁１０５ｄを通って室外熱交換器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１０４を経て空調用圧縮機１０１へ戻る。

［給湯用冷凍サイクル２］
図１及び図３に基づいて、給湯用冷凍サイクル２について説明する。なお、給湯用冷凍サイクル２の動作は、空調用冷凍サイクル１の運転状態、つまり冷房主体運転を実行しているか、暖房主体運転を実行しているかで相違するものではない。図１及び図３に示すように、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り、たとえばインバータ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、給湯用水循環サイクル３を循環する水（熱媒体）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。給湯用絞り手段２２は、減圧弁や膨張弁として機能し、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。

ここで、給湯用冷凍サイクル２の運転動作について説明する。
図２及び図４には、冷房主体運転時及び暖房主体運転時における給湯用冷凍サイクル２の冷媒状態を示すモリエル線図（Ｐ−Ｈ線図）が併せて図示してある。図１〜図４に基づいて、空調給湯複合システム１００における給湯用冷凍サイクル２の動作について説明する。なお、給湯用冷媒は、飽和液線と飽和蒸気線とで囲まれた部分では気液二相状態であることを、飽和液線の左側では液状態であることを、飽和蒸気線の右側ではガス状態であることをそれぞれ表している。また、給湯用冷凍サイクル２には、給湯用冷媒としてＲ１３４ａを使用している場合を例に示している。

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、給湯用水循環サイクル３を循環している水を加熱することで放熱する。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Ｄ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、給湯熱源用回路Ｄ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。

［給湯用水循環サイクル３］
図１及び図３に基づいて、給湯用水循環サイクル３について説明する。なお、給湯用水循環サイクル３の動作は、空調用冷凍サイクル１の運転状態、つまり冷房主体運転を実行しているか、暖房主体運転を実行しているかで相違するものではない。図１及び図３に示すように、給湯用水循環サイクル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。

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、給湯用水循環サイクル３内を循環させるものであり、たとえばインバータ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、給湯用水循環サイクル３を循環する水（熱媒体）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。

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、水頭を得る。水頭を得た水は、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。

なお、この実施の形態１では、図１及び図３に示すように、貯湯タンク３２内の水を熱媒体−冷媒熱交換器５１にて直接加熱する場合を例に説明したが、これに限定するものではなく、水循環用ポンプ３１及び熱媒体−冷媒熱交換器５１を通る水を貯湯タンク３２内の水とは独立な閉鎖系として、その配管を貯湯タンク３２内に通すことにより、貯湯タンク３２内の水を加温する構成としてもよい。この場合、閉鎖系内の媒体は、水でなくブライン（不凍液）等でもよい。

また、逆止弁１０５ａ、逆止弁１０５ｂ、逆止弁１０５ｃ、逆止弁１０５ｄ、逆止弁１１０ａ及び逆止弁１１０ｂを電磁弁のような弁手段で構成し、より確実に冷媒流路の切り替えを行なうようにしてもよい。さらに、空調用圧縮機１０１及び給湯用圧縮機２１は、レシプロタイプやロータリータイプ、スクロールタイプ、スクリュータイプ等の各種タイプのいずれのものを用いてもよく、回転数が可変可能のものに限定することなく、回転数固定のものでも構わない。

空調用冷凍サイクル１を循環する空調用冷媒にＲ４１０Ａを、給湯用冷凍サイクル２を循環する給湯用冷媒にＲ１３４ａを採用した場合を例に説明したが、冷媒の種類を特に限定するものではない。たとえば、二酸化炭素（ＣＯ₂ ）や炭化水素、ヘリウム等のような自然冷媒や、ＨＦＣ４１０Ａ、ＨＦＣ４０７Ｃ、ＨＦＣ４０４Ａ等の代替冷媒等の塩素を含まない冷媒、若しくは既存の製品に使用されているＲ２２やＲ１３４ａ等のフロン系冷媒のいずれを採用してもよい。また、空調用冷凍サイクル１と給湯用冷凍サイクル２とは、それぞれ独立した冷媒回路構成になっており、循環する冷媒は、同じ種類でもよいし、別の種類でもよいが、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で互いに熱交換をしているものとする。

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を得る運転を行うためには、より高度な制御が要求される。また、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６０℃以上であることを鑑みると、給湯の目標温度が最低でも６０℃以上となることが望ましい。以上のことを踏まえ、給湯用冷媒は、最低でも６０℃以上の臨界温度を持つ冷媒を採用することが望ましい。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と想定される。

この実施の形態１では、室外熱交換器１０３において空調用冷媒が空気と熱交換する場合を例に示しているが、これに限定するものではなく、水や冷媒、ブライン等と熱交換する構成としてもよい。また、実施の形態１では、図１及び図３に示すように、冷房室内機Ｂ及び暖房室内機Ｃには２台以上の室内熱交換器１１８が搭載されている場合を示しているが、これに限定するものではない。たとえば、図１に示す冷房主体運転の場合においては、冷房室内機Ｂの室内熱交換器１１８が１台、暖房室内機Ｃの室内熱交換器１１８が無いか若しくは１台であってもよい。また、たとえば、図３に示す暖房主体運転の場合においては、冷房室内機Ｂ及び暖房室内機Ｃの室内熱交換器１１８がともに無いか若しくは１台であってもよい。

冷房室内機Ｂや暖房室内機Ｃのそれぞれの室内熱交換器１１８の容量を特に限定するものではなく、それぞれの室内熱交換器１１８の容量が異なっていてもよく、同一であってもよい。また、空調用冷凍サイクル１において余剰冷媒をアキュムレータ１０４によって貯留する場合を示したが、これに限定するものではなく、アキュムレータ１０４を取り除き、空調用冷凍サイクル１において放熱器となる熱交換器（室外熱交換器１０３や室内熱交換器１１８、冷媒−冷媒熱交換器４１等）で余剰冷媒を貯留するようにしてもよい。

この実施の形態１に係る空調給湯複合システム１００では、給湯負荷系統を二元サイクル（空調用冷凍サイクル１及び給湯用冷凍サイクル２）で構成しているため、高温の給湯需要（たとえば、８０℃以上の湯）を提供する場合に、給湯用冷凍サイクル２の放熱器（熱媒体−冷媒熱交換器５１）の温度を高温（たとえば、凝縮温度８５℃）に設定すれば済む。したがって、給湯需要の他に暖房負荷の要求がある場合に、暖房室内機Ｃの凝縮温度（たとえば、５０℃）までも増加させずに済むことになり、エネルギーの消費を低減することができる。

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、従来はボイラー等を利用して給湯需要に対応する必要があったが、この実施の形態１に係る空調給湯複合システム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うので、システムＣＯＰが大幅に向上し、省エネとなる。以上のように、実施の形態１に係る空調給湯複合システム１００に基づいて、本発明の一例を説明したが、本発明の効果を示す空調給湯複合システム１００に導入可能な空調用冷凍サイクル１は、これに限るものではなく、冷房機能と暖房機能とを同時に供給可能な構成であればどのようなものでもよく、たとえば以下の実施の形態２に示す構成としてもよい。

実施の形態２．
図５は、本発明の実施の形態２に係る空調給湯複合システム１００ａの冷媒回路構成（特に、冷房主体運転時の冷媒回路構成）を示す冷媒回路図である。図５に基づいて、空調給湯複合システム１００ａの冷媒回路構成、特に冷房主体運転時の冷媒回路構成について説明する。この空調給湯複合システム１００ａは、ビルやマンション等に設置され、冷媒（空調用冷媒）を循環させる冷凍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。なお、この実施の形態２では上述した実施の形態１との相違点を中心に説明するものとし、実施の形態１と同一部分には、同一符号を付して説明を省略するものとする。

図５に示すように、実施の形態２に係る空調給湯複合システム１００ａでは、空調用冷凍サイクル１ａの熱源機Ａ₂ 及び中継機Ｅ₂ が実施の形態１に係る空調給湯複合システム１００における空調用冷凍サイクル１の熱源機Ａ及び中継機Ｅと異なる構成となっていることを特徴としている。なお、熱源機Ａ₂ 及び中継機Ｅ₂ 以外の構成（つまり、冷房室内機Ｂ、暖房室内機Ｃ、給湯熱源用回路Ｄ、給湯用冷凍サイクル２及び給湯用水循環サイクル３）については、実施の形態１と同様の構成となっている。

［熱源機Ａ₂ ］
熱源機Ａ₂ は、空調用圧縮機１０１と、四方弁１０２と、室外熱交換器１０３と、第１熱源機用絞り手段１２４と、アキュムレータ１０４とで、構成されており、この熱源機Ａ₂ は、熱源機Ａと同様に、冷房室内機Ｂ、暖房室内機Ｃ及び給湯熱源用回路Ｄに冷熱を供給する機能を有している。また、空調用圧縮機１０１に接続している吐出側配管１４０が、空調用圧縮機１０１と四方弁１０２との間で分岐し、一方（吐出側配管１４０ａ）が四方弁１０２に接続し、他方（吐出側配管１４０ｂ）が空調用吐出ガス配管１２５に接続している。

さらに、熱源機Ａ₂ では、四方弁１０２と室外熱交換器１０３との間における接続配管と、四方弁１０２のもう一つの冷媒流路（四方弁１０２と室外熱交換器１０３とが直接接続していない方の冷媒流路）となる接続配管とを、接続するバイパス管１４１が設けられている。すなわち、バイパス管１４１は、四方弁１０２と室外熱交換器１０３とを直接接続するために設けられているのである。そして、バイパス管１４１には、空調用冷媒の流れる上流側から第２熱源機用絞り手段１２８、逆止弁１０５ｅが設置されている。

第１熱源機用絞り手段１２４及び第２熱源機用絞り手段１２８は、減圧弁や膨張弁として機能し、空調用冷媒を減圧して膨張させるものである。この第１熱源機用絞り手段１２４及び第２熱源機用絞り手段１２８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。逆止弁１０５ｅは、所定の方向（四方弁１０２から室外熱交換器１０３への方向）のみに空調用冷媒の流れを許容するものである。

［中継機Ｅ₂ ］
中継機Ｅ₂ は、冷房室内機Ｂ、暖房室内機Ｃ及び給湯熱源用回路Ｄのそれぞれと、熱源機Ａ₂ とを、接続する機能を有すると共に、第１分配部１０９の弁手段１０９ａ又は弁手段１０９ｂの何れかを択一的に開閉することにより、接続される室内熱交換器１１８及び冷媒−冷媒熱交換器４１を冷房機（冷水器）とするか暖房機（給湯機）とするかを決定する機能を有している。この中継機Ｅ₂ は、第１分配部１０９のみが設けられており、気液分離器１０８、第２分配部１１０、第１内部熱交換器１１１、第１中継機用絞り手段１１２、第２内部熱交換器１１３及び第２中継機用絞り手段１１４が設けられていない点で実施の形態１に係る中継機Ｅと異なっている。

第１分配部１０９では、接続配管１３３及び接続配管１３５が２つに分岐されており、一方（接続配管１３３ｂ及び接続配管１３５ｂ）が空調用吐出ガス配管１２５に接続し、他方（接続配管１３３ａ及び接続配管１３５ａ）が空調用吸入ガス配管１２６に接続するようになっている。また、中継機Ｅ₂ では、第２分配部１１０が設けられていないため接続配管１３４及び接続配管１３６が分岐されておらず、接続配管１３４及び接続配管１３６は、空調用液配管１２７に接続されるようになっている。

ここで、空調用冷凍サイクル１ａの冷房主体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、一部が空調用吐出ガス配管１２５へ導かれ中継機Ｅ₂ に流入し、他は四方弁１０２へ導かれる。空調用吐出ガス配管１２５へ導かれた空調用冷媒は、弁手段１０９ｂが開いている回路に分配される。ここでは、空調用冷媒は、暖房室内機Ｃや給湯熱源用回路Ｄに流入するようになっている。また、暖房室内機Ｃに流入した空調用冷媒は、室内熱交換器１１８で放熱し、空調用絞り手段１１７で減圧され、空調用液配管１２７で合流する。給湯熱源用回路Ｄに流入した空調用冷媒は、冷媒−冷媒熱交換器４１で放熱し、給湯熱源用絞り手段１１９で減圧され、暖房室内機Ｃから流出した空調用冷媒と空調用液配管１２７で合流する。

一方、四方弁１０２へ導かれた空調用冷媒は、四方弁１０２を経由し、室外熱交換器１０３に流入する。この室外熱交換器１０３では、流入した空調用冷媒が、室外空気と熱交換して放熱する。室外熱交換器１０３から流出した空調用冷媒は、第１熱源機用絞り手段１２４で減圧され、空調用液配管１２７で合流する。この空調用液配管１２７で合流した空調用冷媒は、弁手段１０９ａが開いている回路に分配される。ここでは、空調用冷媒は、冷房室内機Ｂに流入するようになっている。冷房室内機Ｂに流入した空調用冷媒は、空調用絞り手段１１７にて低温・低圧に膨張され、室内熱交換器１１８で蒸発し、弁手段１０９ａを経て空調用吸入ガス配管１２６で合流する。空調用吸入ガス配管１２６で合流した空調用冷媒は、一部がアキュムレータ１０４を経て空調用圧縮機１０１へ戻り、他はバイパス管１４１に導かれる。

次に、空調用冷凍サイクル１ａの暖房主体運転動作について説明する。
図６は、本発明の実施の形態２に係る空調給湯複合システム１００ａの冷媒回路構成（特に、暖房主体運転時の冷媒回路構成）を示す冷媒回路図である。図６に基づいて、空調給湯複合システム１００ａにおける空調用冷凍サイクル１ａの暖房主体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、その大部分が空調用吐出ガス配管１２５へ導かれ、弁手段１０９ｂが開いている回路に分配される。ここでは、空調用冷媒は、暖房室内機Ｃや給湯熱源用回路Ｄに流入するようになっている。

暖房室内機Ｃに流入した空調用冷媒は、室内熱交換器１１８で放熱し、空調用絞り手段１１７で減圧され、空調用液配管１２７で合流する。また、給湯熱源用回路Ｄに流入した空調用冷媒は、冷媒−冷媒熱交換器４１で放熱し、給湯熱源用絞り手段１１９で減圧され、暖房室内機Ｃから流出した空調用冷媒と空調用液配管１２７で合流する。この空調用液配管１２７で合流した空調用冷媒は、弁手段１０９ａが開いている回路と、室外熱交換器１０３に導かれる回路とに分配される。ここでは、空調用冷媒は、冷房室内機Ｂと、室外熱交換器１０３とに流入するようになっている。

弁手段１０９ａが開いている回路に分配された空調用冷媒は、空調用絞り手段１１７で低温・低圧に膨張され、冷房室内機Ｂの室内熱交換器１１８で蒸発し、空調用吸入ガス配管１２６で合流する。また、室外熱交換器１０３に導かれた空調用冷媒は、第１熱源機用絞り手段１２４で低温・低圧に膨張し、室外熱交換器１０３で蒸発し、バイパス管１４１に導かれ、第２熱源機用絞り手段１２８及び逆止弁１０５ｅを経た吐出ガス冷媒と合流する。この空調用冷媒は、四方弁１０２を経て、冷房室内機Ｂに導かれた空調用冷媒と空調用吸入ガス配管１２６で合流する。この空調用吸入ガス配管１２６で合流した空調用冷媒は、アキュムレータ１０４を経て空調用圧縮機１０１へ戻る。

給湯用冷凍サイクル２の動作は、空調用冷凍サイクル１ａの運転状態、つまり冷房主体運転を実行しているか、暖房主体運転を実行しているかで相違するものではなく、構成及び動作については実施の形態１で説明した通りである。給湯用水循環サイクル３の動作も、空調用冷凍サイクル１ａの運転状態、つまり冷房主体運転を実行しているか、暖房主体運転を実行しているかで相違するものではなく、構成及び動作については実施の形態１で説明した通りである。

なお、逆止弁１０５ｅを電磁弁のような弁手段で構成し、より確実に冷媒流路の切り替えを行なうようにしてもよい。また、空調用冷凍サイクル１ａを循環する空調用冷媒は、種類を特に限定するものではない。たとえば、実施の形態１と同様にＲ４１０Ａを使用してもよく、二酸化炭素（ＣＯ₂ ）や炭化水素、ヘリウム等のような自然冷媒や、ＨＦＣ４１０Ａ、ＨＦＣ４０７Ｃ、ＨＦＣ４０４Ａ等の代替冷媒等の塩素を含まない冷媒、若しくは既存の製品に使用されているＲ２２やＲ１３４ａ等のフロン系冷媒のいずれを採用してもよい。

空調用冷凍サイクル１ａと給湯用冷凍サイクル２とは、それぞれ独立した冷媒回路構成になっており、循環する冷媒は、同じ種類でもよいし、別の種類でもよいが、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で互いに熱交換をしているものとする。また、実施の形態２では、図５及び図６に示すように、冷房室内機Ｂ及び暖房室内機Ｃには２台以上の室内熱交換器１１８が搭載されている場合を示しているが、これに限定するものではない。たとえば、図５に示す冷房主体運転の場合においては、冷房室内機Ｂの室内熱交換器１１８が１台、暖房室内機Ｃの室内熱交換器１１８が無いか若しくは１台であってもよい。また、たとえば、図６に示す暖房主体運転の場合においては、冷房室内機Ｂ及び暖房室内機Ｃの室内熱交換器１１８がともに無いか若しくは１台であってもよい。

この実施の形態２に係る空調給湯複合システム１００ａでは、給湯負荷系統を二元サイクル（空調用冷凍サイクル１ａ及び給湯用冷凍サイクル２）で構成しているため、高温の給湯需要（たとえば、８０℃以上の湯）を提供する場合に、給湯用冷凍サイクル２の放熱器（熱媒体−冷媒熱交換器５１）の温度を高温（たとえば、凝縮温度８５℃）に設定すれば済む。したがって、給湯需要の他に暖房負荷の要求がある場合に、暖房室内機Ｃの凝縮温度（たとえば、５０℃）までも増加させずに済むことになり、エネルギーの消費を低減することができる。

実施の形態３．
図７は、本発明の実施の形態３に係る空調給湯複合システム１００ｂの冷媒回路構成を示す冷媒回路図である。図７に基づいて、空調給湯複合システム１００ｂの冷媒回路構成について説明する。この空調給湯複合システム１００ｂは、ビルやマンション等に設置され、冷媒（空調用冷媒）を循環させる冷凍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。なお、この実施の形態３では上述した実施の形態１及び実施の形態２との相違点を中心に説明するものとし、実施の形態１及び実施の形態２と同一部分には、同一符号を付して説明を省略するものとする。

この図７では、冷房主体運転における四方弁１０２の状態を実線で、暖房主体運転における四方弁１０２の状態を破線でそれぞれ示している。また、図７には、給湯用冷凍サイクル筐体２００を表す一点鎖線を図示している。つまり、空調用冷凍サイクル１の一部、給湯用冷凍サイクル２、及び、給湯用水循環サイクル３の一部が、給湯用冷凍サイクル筐体２００に収納されるようになっているのである。それに加え、給湯用冷凍サイクル筐体２００の着脱を可能にするために、空調用冷凍サイクル１と給湯用冷凍サイクル２との接続部分、及び、給湯用冷凍サイクル２と給湯用水循環サイクル３との接続部分に接続用バルブが取り付けられている。

空調用冷凍サイクル１と給湯用冷凍サイクル２との接続部分、つまり接続配管１３５及び接続配管１３６には、それぞれ２つの接続用バルブ（接続用バルブ２０１及び接続用バルブ２０２、接続用バルブ２０３及び接続用バルブ２０４）が取り付けられている。接続用バルブ２０２及び接続用バルブ２０３は、給湯用冷凍サイクル筐体２００内に取り付けられており、接続用バルブ２０１及び接続用バルブ２０４は、給湯用冷凍サイクル筐体２００外に取り付けられている。

給湯用冷凍サイクル２と給湯用水循環サイクル３との接続部分、つまり熱媒体−冷媒熱交換器５１と貯湯タンク３２を接続している水配管及び水循環用ポンプ３１と熱媒体−冷媒熱交換器５１とを接続している水配管には、それぞれ２つの接続用バルブ（接続用バルブ２０５及び接続用バルブ２０６、接続用バルブ２０７及び接続用バルブ２０８）が取り付けられている。接続用バルブ２０６及び接続用バルブ２０７は、給湯用冷凍サイクル筐体２００内に取り付けられており、接続用バルブ２０５及び接続用バルブ２０８は、給湯用冷凍サイクル筐体２００外に取り付けられている。

すなわち、実施の形態３に係る空調給湯複合システム１００ｂでは、実施の形態１に係る空調給湯複合システム１００の構成に加え、着脱可能な給湯用冷凍サイクル筐体２００を設けた点が異なっている。なお、給湯用冷凍サイクル筐体２００、接続用バルブ２０１〜接続用バルブ２０８以外の構成（つまり、熱源機Ａ、冷房室内機Ｂ、暖房室内機Ｃ、給湯熱源用回路Ｄ、中継機Ｅ、空調用冷凍サイクル１、給湯用冷凍サイクル２及び給湯用水循環サイクル３）については、実施の形態１と同様の構成となっている。

空調給湯複合システム１００ｂをこのような構成とすることにより、汎用の空調用冷凍サイクルに対して、汎用の室内機（冷房室内機Ｂや暖房室内機Ｃ等）を代替する形で、本発明に関わる空調給湯複合システム１００ｂを構成することができる。したがって、専用の空調用冷凍サイクルに対する開発投資を抑制できるとともに、既設の空調用冷凍サイクルを用いて本発明による空調給湯複合システム１００ｂを構成することができ、より容易に省エネを実現することができる。

実施の形態４．
図８は、本発明の実施の形態４に係る空調給湯複合システム１００ｃの冷媒回路構成を示す冷媒回路図である。図８に基づいて、空調給湯複合システム１００ｃの冷媒回路構成について説明する。この空調給湯複合システム１００ｃは、ビルやマンション等に設置され、冷媒（空調用冷媒）を循環させる冷凍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。なお、この実施の形態４では上述した実施の形態１〜実施の形態３との相違点を中心に説明するものとし、実施の形態１〜実施の形態３と同一部分には、同一符号を付して説明を省略するものとする。

この図８では、冷房主体運転における四方弁１０２の状態を実線で、暖房主体運転における四方弁１０２の状態を破線でそれぞれ示している。図８に示すように、実施の形態４に係る空調給湯複合システム１００ｃは、基本的に実施の形態１に係る空調給湯複合システム１００と同様であるが、給湯用低圧側圧力検出手段２３、給湯用高圧側圧力検出手段２４、出湯温度検出手段（熱媒体温度検出手段）３３、給湯用制御手段２５、及び、空調用制御手段１２０が設けられている点が異なっている。

給湯用低圧側圧力検出手段２３は、給湯用圧縮機２１の吸入側に設けられており、給湯用圧縮機２１に吸入される空調用冷媒の圧力を検出するものである。給湯用高圧側圧力検出手段２４は、給湯用圧縮機２１の吐出側に設けられており、給湯用圧縮機２１から吐出された空調用冷媒の圧力を検出するものである。出湯温度検出手段３３は、熱媒体−冷媒熱交換器５１の水出口側に設けられており、貯湯タンク３２に蓄えられ、出湯される予定の水の温度を検出するものである。また、給湯用低圧側圧力検出手段２３、給湯用高圧側圧力検出手段２４、及び、出湯温度検出手段３３での検出情報は、給湯用制御手段２５に出力されるようになっている。

給湯用制御手段２５は、給湯用通信手段２６と、給湯用演算手段２７と、給湯用記憶手段２８とで構成されている。この給湯用制御手段２５は、上記各検出手段からの検出情報である給湯用冷凍サイクル２のＯＮ／ＯＦＦ状態、たとえば給湯用圧縮機２１のＯＮ／ＯＦＦ状態や周波数、吐出温度等や、給湯用冷凍サイクル２を循環している給湯用冷媒の高圧側圧力や低圧側圧力、凝縮温度、蒸発温度等、熱媒体−冷媒熱交換器５１の入水温度や出湯温度等、給湯用絞り手段２２及び給湯熱源用絞り手段１１９の絞り具合（電子膨張弁を用いた場合のパルス数）等の情報の内、少なくとも１つを給湯用記憶手段２８で記憶し、この記憶された情報に基づいて給湯用演算手段２７が演算し、各種制御を実行するようになっている。

空調用制御手段１２０は、空調用通信手段１２１と、空調用演算手段１２２と、空調用記憶手段１２３とで構成されている。そして、空調用制御手段１２０及び給湯用制御手段２５は、給湯用制御手段２５の有する給湯用通信手段２６と、空調用制御手段１２０の有する空調用通信手段１２１とを介して、互いに情報を通信することによって、連携した制御動作が可能となっている。このように、２つの制御手段を通信可能とすることで、より高度な、より安定性の増した、省エネシステムが構築できる。

空調用制御手段１２０は、図示省略の各種検出手段からの検出情報である空調用冷凍サイクル１のＯＮ／ＯＦＦ状態、たとえば空調用圧縮機１０１のＯＮ／ＯＦＦ状態や周波数、吐出温度等や、空調用冷凍サイクル１を循環している空調用冷媒の高圧側圧力や低圧側圧力、凝縮温度、蒸発温度等、室外熱交換器１０３のファン風量や入口温度、出口温度、吸込空気温度等、四方弁１０２の切替状態、第１中継機用絞り手段１１２、第２中継機用絞り手段１１４、及び空調用絞り手段１１７の絞り具合、弁手段１０９ａ及び弁手段１０９ｂの切替状態、冷房室内機Ｂ及び暖房室内機Ｃのファン風量や室内機吸込空気温度等の情報の内、少なくとも一つ以上を空調用記憶手段１２３で記憶し、この記憶された情報に基づいて空調用演算手段１２２が演算し、各種制御を実行するようになっている。

本実施の形態にて行なわれる制御の具体的態様を以下に挙げる。
たとえば、空調用制御手段１２０から給湯用制御手段２５へ、空調用圧縮機１０１のＯＮ／ＯＦＦ状態を通信し、それに合わせて給湯用圧縮機２１のＯＮ／ＯＦＦタイミングを制御すれば、給湯用圧縮機２１の無駄な運転をしなくて済み、その分の省エネが実現できる。また、空調用圧縮機１０１の起動後、空調用冷凍サイクル１の安定を待ってから給湯用圧縮機２１を起動させることにより、給湯用冷凍サイクル２の給湯用冷媒が冷媒−冷媒熱交換器４１を通過する際に、空調用冷凍サイクル１の熱を十分吸熱でき、蒸発することができるため、給湯用冷凍サイクル２が安定して動作することができるようになり、システムの信頼性が増し、確実に省エネにすることができる。

また、空調用圧縮機１０１が故障や負荷過小につき、一旦停止してから再び稼動するようなときであって、かつ給湯用圧縮機２１が高周波数で運転している場合には、給湯用圧縮機２１を空調用圧縮機１０１と連動して制御せずに、給湯用圧縮機２１を高周波数で運転すると、空調用圧縮機１０１の停止中に給湯用冷凍サイクル２の低圧側圧力が異常低下を起こし、空調用圧縮機１０１の再稼動時に大きなヒートショックを起こすことが想定される。このため、給湯用圧縮機２１が稼働中に空調用圧縮機１０１が停止した場合に、たとえば給湯用冷凍サイクル２の低圧側圧力が所定の範囲に収まることを給湯用圧縮機２１の制御目標に追加することにより、大きなヒートショックを防止し、より長期にわたってシステムの信頼性が増し、確実に省エネにすることができる。

また、実施の形態４に係る空調給湯複合システム１００ｃでは、貯湯タンク３２内の水が低温の状況において、給湯用圧縮機２１の圧縮比が小さくなり易く、給湯用圧縮機２１のストール等の恐れが生じる。このため、給湯用制御手段２５が記憶している給湯用冷凍サイクル２の給湯用低圧側圧力検出手段２３と給湯用高圧側圧力検出手段２４の出力に基づいて、給湯用演算手段２７によって算出される給湯用圧縮機２１の圧縮比が所定の範囲を下回った時は、給湯用絞り手段２２を絞ることによって、圧縮比を増加させる方向に給湯用冷凍サイクル２を制御し、システムの信頼性を増加させ、確実に省エネにすることができる。

具体的には、給湯用制御手段２５と給湯用絞り手段２２とを有線又は無線にて接続し、直接的に信号を与えてもよいし（たとえば、電子膨張弁を用いる場合、パルスを減少させる信号を送る）、給湯用絞り手段２２の制御目標値として想定される、熱媒体−冷媒熱交換器５１の出口における給湯用冷媒の過冷却度、若しくは冷媒−冷媒熱交換器４１の出口の給湯用冷媒の過熱度を、給湯用冷凍サイクル２の圧縮比が所定の範囲内にある場合の値よりも増加させることにより、間接的に給湯用絞り手段２２を絞ってもよい。

また、給湯熱源用絞り手段１１９に対して、絞る制御信号を与えることによっても、給湯用冷凍サイクル２の蒸発熱源が減少するため、給湯用冷凍サイクル２の低圧側圧力が減少し、以って、圧縮比を増加させることができる。具体的には、給湯用制御手段２５と給湯熱源用絞り手段１１９とを有線または無線にて接続し、直接的に絞る信号を与えてもよいし（たとえば、電子膨張弁を用いる場合、パルスを減少させる信号を送る）、給湯熱源用絞り手段１１９の制御目標値として想定される、冷媒−冷媒熱交換器４１出口の空調用冷媒の過冷却度を、給湯用冷凍サイクル２の圧縮比が所定の範囲内にある場合の値よりも増加させることにより、間接的に給湯用絞り手段１１９を絞ってもよい。

なお、ここでは、給湯熱源用絞り手段１１９の制御を給湯用制御手段２５と有線または無線にて接続して行う場合を示したが、これに限るものではなく、空調用制御手段１２０と接続して行ってもよい。また、給湯用低圧側圧力検出手段２３は、たとえば給湯用絞り手段２２と冷媒−冷媒熱交換器４１の間の配管に温度検出手段を貼付して蒸発温度を検出し、その出力から算出される飽和圧力で以って代替してもよい。さらに、熱媒体−冷媒熱交換器５１がプレート熱交換器の場合は困難であるが、たとえば二重管熱交換器で外側に冷媒を流す時のように、温度検出手段で凝縮温度を検出可能な場合は、給湯用高圧側圧力検出手段２４も同様に、温度検出手段によって凝縮温度を検出し、その出力から算出される飽和圧力で以って代替してもよい。

また、給湯用圧縮機２１の制御に関しては、出湯温度検出手段３３の出力を目標値として制御すると、直接ユーザーの需要に従うことになるので、無駄な運転が無く、省エネとなる。但し、熱媒体−冷媒熱交換器５１の水側の配管は、耐腐食性の観点からステンレスが採用されることが想定され、この場合、出湯温度を検出するためには、出湯部の配管外部に温度検出手段を貼付する方法は採用できず、直接配管内部の水温を検出することが必要となり、コストアップの要因となり、省エネシステム導入の障害となる。

しかしながら、熱媒体−冷媒熱交換器５１の性能が事前に分かっていれば、水と熱交換を行っている給湯用冷媒の凝縮温度から出湯温度をある程度の精度で推測できることが分かっている。たとえば、ある組み合わせにおいて、出湯温度と給湯用冷凍サイクル２の凝縮温度との差は６℃であり、そこから水循環量を１／４倍に減じても、その値は３℃までしか小さくならないことがシミュレーションにより確認されている。したがって、直接出湯温度を測定せずとも、給湯用冷凍サイクル２の給湯用高圧側圧力検出手段２４の出力に基づいて、ある程度の精度で出湯温度を推定し、当該推定値を以って給湯用圧縮機２１の制御目標値とすることができる。

すなわち、給湯用制御手段２５は、給湯用冷凍サイクル２の高圧側の圧力、凝縮温度、及び、給湯用圧縮機２１の出口から熱媒体−冷媒熱交換器５１の入口までの位置における温度のうち、少なくとも１つ以上の値に基づいて、熱媒体−冷媒熱交換器５１の出口側における熱媒体（ここでは、水）の温度（出湯温度）を推定し、この推定値が所定の目標値に近づくように、給湯用圧縮機２１を制御することができ、コストアップすることなく、省エネシステムを導入することができる。

また、貯湯タンク３２内の水が低温の状況において、熱媒体−冷媒熱交換器５１における熱交換量が増大する傾向にあり、たとえば同時に暖房室内機Ｃが稼働している場合には、暖房室内機Ｃ側で必要な加熱能力が得られないことがある。

本実施の形態に関わるシステムでは、たとえば貯湯タンク３２内の水が低温の場合に、給湯用圧縮機２１の周波数の上限値が小さくなるように制御することによって、暖房室内機Ｃの加熱能力を確保することができ、ユーザの快適性を損なわずに安定的な省エネシステムを実現することができる。
また、本実施の形態では、暖房室内機Ｃが１台も稼働していない時は、暖房室内機Ｃの能力不足を懸念する必要がないので、給湯用圧縮機２１の周波数の上限値を減少させないという制御も可能で、システムの能力を最大限に活用することが可能となる。なお、貯湯タンク３２内の水の温度を、入水温度や出水温度を用いて推測してもよい。

また、本実施の形態に関わるシステムは、空調用冷凍サイクルが、温熱負荷と冷熱負荷とを同時に賄うことにより、排熱を減少させることによる省エネが実現されるシステムであるが、冷房負荷や暖房負荷といった空調負荷がユーザによるリアルタイムの需要に左右されるのに対し、給湯負荷は貯湯タンク３２に貯めた温熱を以って賄うことが可能なので、本実施の形態のように、空調用冷凍サイクルと給湯用冷凍サイクルとが互いに通信を行なうシステムならば、たとえば冷房室内機Ｂの稼働に合わせて、給湯用冷凍サイクル２を稼働させることにより、排熱を最小化させるように運転させることが可能となる。

また、排熱の最小化を図る際、空調用冷凍サイクルと給湯用冷凍サイクルとが通信を行なうことにより、空調用冷凍サイクルの室外熱交換器１０３での熱交換量が小さくなるように、給湯用圧縮機２１を制御することで、排熱の最小化を図ることが可能となる。たとえば、室外熱交換器１０３が空気熱交換器の場合は、ファンの風量を小さくするように、給湯用圧縮機２１を制御すれば、排熱の最小化を図ることが可能となる。

Claims (13)

1. 空調用圧縮機、流路切替手段、室外熱交換器、室内熱交換器、及び、空調用絞り手段が直列に接続されているとともに、冷媒−冷媒熱交換器及び給湯熱源用絞り手段が直列に接続されて前記室内熱交換器及び前記空調用絞り手段に並列に接続されている第１冷媒回路に空調用冷媒を循環させる空調用冷凍サイクルと、
   給湯用圧縮機、熱媒体−冷媒熱交換器、給湯用絞り手段、及び、前記冷媒−冷媒熱交換器が直列に接続されている第２冷媒回路に給湯用冷媒を循環させる給湯用冷凍サイクルと、を備え、
   前記空調用冷凍サイクルと前記給湯用冷凍サイクルとは、
   前記冷媒−冷媒熱交換器で、前記空調用冷媒と前記給湯用冷媒とが熱交換を行なうように接続されている
   ことを特徴とする空調給湯複合システム。
2. 情報を有線又は無線で通信する給湯用通信手段を有し、前記給湯用冷凍サイクルの状態に応じてこの給湯用冷凍サイクルの動作を制御する給湯用制御手段と、
   情報を有線又は無線で通信する空調用通信手段を有し、前記空調用冷凍サイクルの状態に応じてこの空調用冷凍サイクルの動作を制御する空調用制御手段と、を備え、
   前記給湯用制御手段及び前記空調用制御手段は、
   前記給湯用通信手段と前記空調用通信手段とが互いに通信することによって前記給湯用冷凍サイクルの動作と前記空調用冷凍サイクルの動作とを連携制御する
   ことを特徴とする請求項１に記載の空調給湯複合システム。
3. 前記給湯用冷凍サイクルの高圧側の圧力を検出する圧力検出手段、及び、凝縮温度を検出する温度検出手段のうち少なくとも１つと、
   前記給湯用冷凍サイクルの低圧側の圧力を検出する圧力検出手段、及び、蒸発温度を検出する温度検出手段のうち少なくとも１つとを備え、
   前記給湯用制御手段及び前記空調用制御手段は、
   各検出手段からの検出情報を互いに通信することによって、前記空調用冷凍サイクルの動作と前記給湯用冷凍サイクルの動作とを連携制御する
   ことを特徴とする請求項２に記載の空調給湯複合システム。
4. 前記給湯用制御手段は、
   前記各検出手段の検出情報から、前記給湯用圧縮機の圧縮比を演算し、この演算結果が所定の範囲に収まるように前記給湯用絞り手段を制御する
   ことを特徴とする請求項２又は３に記載の空調給湯複合システム。
5. 前記給湯用制御手段は、
   前記演算結果に基づいて、前記給湯熱源用絞り手段を制御する
   ことを特徴とする請求項４に記載の空調給湯複合システム。
6. 前記熱媒体−冷媒熱交換器の出口側における熱媒体の温度を検出する熱媒体温度検出手段を設け、
   前記給湯用制御手段は、
   前記熱媒体温度検出手段からの情報に基づいて、前記熱媒体−冷媒熱交換器の出口側における熱媒体の温度が所定の目標値に近づくように、前記給湯用圧縮機を制御する
   ことを特徴とする請求項２〜５のいずれかに記載の空調給湯複合システム。
7. 前記給湯用制御手段は、
   前記給湯用冷凍サイクルの高圧側の圧力、凝縮温度、及び、前記給湯用圧縮機出口から前記熱媒体−冷媒熱交換器入口までの位置における温度のうち、少なくとも１つ以上の値に基づいて、前記熱媒体−冷媒熱交換器の出口側における熱媒体の温度を推定し、この推定値が所定の目標値に近づくように、前記給湯用圧縮機を制御する
   ことを特徴とする請求項２〜６のいずれかに記載の空調給湯複合システム。
8. 前記熱媒体−冷媒熱交換器の出口側における熱媒体の温度に基づいて、前記給湯用圧縮機の周波数の上限値を変化させる
   ことを特徴とする請求項２〜７のいずれかに記載の空調給湯複合システム。
9. 前記室内熱交換器が稼働している場合にのみ、前記熱媒体−冷媒熱交換器の出口側における熱媒体の温度に基づいて、前記給湯用圧縮機の周波数の上限値を変化させる
   ことを特徴とする請求項２〜８のいずれかに記載の空調給湯複合システム。
10. 前記室外熱交換器での熱交換量が所定の範囲に収まるように、前記給湯用圧縮機を制御する
    ことを特徴とする請求項２〜９のいずれかに記載の空調給湯複合システム。
11. 水循環用ポンプ、前記熱媒体−冷媒熱交換器、及び、貯湯タンクが直列に接続され、熱媒体として水を循環させる給湯用水循環サイクルを備え、
    前記熱媒体−冷媒熱交換器で前記給湯用冷媒と前記水が熱交換して前記水が加熱される ことを特徴とする請求項１〜１０のいずれかに記載の空調給湯複合システム。
12. 前記給湯用冷凍サイクルを構成する各機器を同一筐体内に収容する
    ことを特徴とする請求項１〜１１のいずれかに記載の空調給湯複合システム。
13. 前記給湯用冷媒には、臨界温度が６０℃以上の冷媒を採用する
    ことを特徴とする請求項１〜１２のいずれかに記載の空調給湯複合システム。

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