WO2011052031A1 - ヒートポンプ - Google Patents

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WO2011052031A1
WO2011052031A1 PCT/JP2009/068358 JP2009068358W WO2011052031A1 WO 2011052031 A1 WO2011052031 A1 WO 2011052031A1 JP 2009068358 W JP2009068358 W JP 2009068358W WO 2011052031 A1 WO2011052031 A1 WO 2011052031A1
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WO
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refrigerant
heat
radiator
heat pump
heat exchanger
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Application number
PCT/JP2009/068358
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English (en)
French (fr)
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直史 竹中
若本　慎一
山下　浩司
裕之 森本
傑 鳩村
裕輔 島津
Original Assignee
三菱電機株式会社
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Publication date
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Priority to CN200980162230.5A priority patent/CN102597658B/zh
Priority to US13/503,483 priority patent/US9593872B2/en
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    • F25B30/00—Heat pumps
    • F25B30/02—Heat pumps of the compression type
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    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
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    • F25B2400/00—General features or devices for refrigeration machines, plants or systems, combined heating and refrigeration systems or heat-pump systems, i.e. not limited to a particular subgroup of F25B
    • F25B2400/05—Compression system with heat exchange between particular parts of the system
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    • F25B7/00—Compression machines, plants or systems, with cascade operation, i.e. with two or more circuits, the heat from the condenser of one circuit being absorbed by the evaporator of the next circuit

Definitions

  • the present invention relates to a heat pump including a compressor, a plurality of radiators, an expansion valve, and an evaporator.
  • Patent Document 1 discloses a primary refrigerant circuit in which a compressor, a plurality of gas coolers, an expansion valve, and an evaporator are connected by refrigerant piping, and a secondary refrigerant circuit in which the gas cooler and a circulation pump are connected by piping.
  • a heat pump provided with the above has been proposed.
  • water flowing through the secondary refrigerant circuit is heated by a gas cooler, and this heated water is used for hot water supply, air conditioning, floor heating, and the like.
  • the connection method (series connection or parallel connection) of the gas cooler according to the inflow temperature of the water which flows in into a gas cooler is proposed.
  • the COP is improved by arranging the gas cooler by a connection method according to the inflow temperature of the water flowing into the gas cooler, and using the heat energy of the refrigerant flowing through the gas cooler in cascade.
  • Patent Document 2 proposes a heat pump that performs refrigeration and freezing by connecting a high-source side refrigeration system that assists heat dissipation of the low-source side refrigeration system to the radiator outlet of the low-source side refrigeration system.
  • this heat pump cools the refrigerant at the outlet of the outdoor heat exchanger using a high-side refrigeration system to improve the refrigerating capacity.
  • JP 2004-003801 A pages 16 to 20, FIGS. 4 to 8
  • JP 2008-002759 A (7th to 9th pages, FIG. 1)
  • the present invention has been made to solve the above-described problems, and operates with a high COP even when the inflow temperature of a heated medium used for heating, hot water supply or the like flowing into the radiator increases. It aims to provide a heat pump that can be used.
  • a first compressor, a plurality of radiators, a first pressure reducing device, and an evaporator are connected by a refrigerant pipe to form a first refrigeration cycle circuit.
  • the plurality of radiators are connected in series, and when viewed along the flow direction of the first refrigerant, at least one of the second and subsequent radiators includes a radiator.
  • the first heat exchange part for heating the first refrigerant is provided in the refrigerant pipe on the refrigerant inlet side, and the heat dissipated in the most upstream part among the radiators provided with the first heat exchange part.
  • the radiator or the radiator on the downstream side of the radiator is provided with a second heat exchange part for cooling the first refrigerant in the refrigerant pipe on the refrigerant outlet side.
  • At least one of the second and subsequent radiators is provided with a first heat exchange unit that heats the first refrigerant in the refrigerant pipe on the refrigerant inlet side of the radiator. .
  • a first heat exchange unit that heats the first refrigerant in the refrigerant pipe on the refrigerant inlet side of the radiator.
  • coolant which flows through an evaporator can be enlarged. Therefore, the heat collecting ability in the evaporator is improved, and the efficiency (heating ability) of the heat pump is improved. Therefore, it is possible to obtain a heat pump that can be operated with a high COP even when the temperature of a medium to be heated used for heating, hot water supply or the like flowing into the radiator increases.
  • FIG. 3 is a refrigerant circuit diagram illustrating an example of a heat pump according to Embodiment 1.
  • FIG. 3 is a refrigerant circuit diagram illustrating another example of the heat pump according to Embodiment 1.
  • FIG. 6 is a refrigerant circuit diagram illustrating still another example of the heat pump according to Embodiment 1.
  • FIG. 6 is a refrigerant circuit diagram illustrating an example of a heat pump according to Embodiment 2.
  • FIG. FIG. 6 is a Ph diagram of a primary refrigerant when a secondary refrigeration cycle circuit is not operated in the heat pump according to the second embodiment.
  • FIG. 10 is a Ph diagram of the primary refrigerant when the secondary refrigeration cycle is operated in the heat pump according to the second embodiment.
  • FIG. 6 is a refrigerant circuit diagram illustrating an example of a heat pump according to Embodiment 3.
  • FIG. 6 is a refrigerant circuit diagram illustrating the flow of refrigerant and water during cooling operation in the heat pump according to Embodiment 3.
  • 10 is a Ph diagram during cooling operation in the heat pump according to Embodiment 3.
  • FIG. 9 is a refrigerant circuit diagram illustrating the flow of refrigerant and water during heating operation in the heat pump according to Embodiment 3.
  • FIG. 10 is a Ph diagram during heating operation in the heat pump according to the third embodiment.
  • FIG. 6 is a refrigerant circuit diagram illustrating the flow of refrigerant and water during cooling main operation in the heat pump according to Embodiment 3.
  • FIG. 10 is a Ph diagram during cooling main operation in the heat pump according to the third embodiment.
  • FIG. 6 is a refrigerant circuit diagram illustrating the flow of refrigerant and water during heating-main operation in the heat pump according to Embodiment 3.
  • FIG. 10 is a Ph diagram during heating-main operation in the heat pump according to the third embodiment. It is a figure which shows the flow of the refrigerant
  • FIG. FIG. 10 is a Ph diagram when the secondary cycle is operated in the heating operation mode of the heat pump according to the third embodiment.
  • FIG. 6 is a refrigerant circuit diagram illustrating another example of a heat pump according to Embodiment 3.
  • FIG. 6 is a refrigerant circuit diagram illustrating still another example of a heat pump according to Embodiment 3.
  • FIG. 6 is a refrigerant circuit diagram illustrating still another example of a heat pump according to Embodiment 3.
  • FIG. 1 is a refrigerant circuit diagram illustrating an example of a heat pump according to Embodiment 1.
  • the heat pump refers to a refrigeration apparatus that performs hot water supply and air conditioning.
  • a first compressor 1, a first radiator 2, a second radiator 4, an expansion valve 6 and an evaporator 7 are connected by a refrigerant pipe to form a primary refrigeration cycle circuit.
  • the heat pump 100 is used for heating, for example, and the air (first radiator 2 and second radiator 4) supplied by a fan or the like (not shown) is used as the first radiator 2. And it heats with the primary side refrigerant
  • a refrigerant for example, carbon dioxide
  • the expansion valve 6 corresponds to the first decompression device of the present invention
  • the primary side refrigeration cycle circuit corresponds to the first refrigeration cycle circuit of the present invention
  • the primary refrigerant corresponds to the first refrigerant of the present invention.
  • the first pressure reducing device is not limited to the expansion valve 6, and various devices can be used. For example, a capillary or the like may be used as the first decompression device.
  • the first heat exchange unit 3 is provided in the upstream pipe of the second radiator 4. This 1st heat exchange part 3 heats the primary side refrigerant
  • FIG. 1 illustrates an example using two radiators (first radiator 2 and second radiator 4), a plurality (two or more) radiators may be connected in series. If it is.
  • the 1st heat exchange part 3 should just be provided in the at least 1 upstream piping (refrigerant inlet side piping) of the 2nd or more radiators along the flow direction of the primary side refrigerant.
  • the second radiator 4 is a radiator disposed in the most upstream portion of the radiators provided with the first heat exchanging section 3 or a downstream pipe of a radiator downstream of the radiator. What is necessary is just to provide in (refrigerant exit side piping).
  • the second heat exchanging unit 5 is provided in the downstream pipe of the radiator disposed in the most downstream part, but for example, when the interval between the radiators is separated, the second heat exchange unit 5 has flowed out of the intermediate radiator. This is because the primary refrigerant may need to be cooled by the second heat exchange unit 5.
  • the plurality of radiators are not limited to air heat exchangers that exchange heat with air, but are water, brine, etc. (hereinafter simply referred to as water when there is no need to distinguish between water, brine, etc.) and heat. You may use the water heat exchanger to replace
  • both the air heat exchanger and the water heat exchanger may be provided in the primary side refrigeration cycle circuit.
  • FIG. 2 is a refrigerant circuit diagram illustrating another example of the heat pump according to the first embodiment.
  • Water is supplied in series to the first radiator 2 and the second radiator 4 via the pump 8.
  • coolant and the flow direction of water are counterflow.
  • the water heated by the first radiator 2 and the second radiator 4 is used for hot water supply, for example. Further, for example, water heated by the first radiator 2 and the second radiator 4 flows into indoor units, panel heaters, radiators, and the like connected to the water circuit, and is used for heating and floor heating.
  • first radiator 2 and the second radiator 4 water heat exchanger
  • a plate type water heat exchanger As the first radiator 2 and the second radiator 4 (water heat exchanger), a plate type water heat exchanger, a double pipe type water heat exchanger, and a water heat exchanger such as a microchannel type are used. Should be used.
  • FIG. 3 is a refrigerant circuit diagram illustrating still another example of the heat pump according to the first embodiment.
  • the first radiator 2 and the second radiator 4 are separately supplied with water used for water supply and heating. More specifically, water is supplied to the first radiator 2 via the pump 9. Water is supplied to the second radiator 4 via a pump 8. Thus, water may be supplied to the first radiator 2 and the second radiator 4 in series.
  • the first compressor 1 sucks the refrigerant evaporated by the evaporator 7 through an accumulator (not shown). During normal operation, the first compressor 1 compresses the primary refrigerant to a critical pressure or higher. An accumulator may not be provided.
  • the primary refrigerant compressed by the first compressor 1 flows into the first radiator 2 and is supplied (inflowed) by air or water supplied by a fan (not shown) or a pump (pumps 8 and 9). It is cooled by exchanging heat with it.
  • the primary side refrigerant cooled by the first radiator 2 flows into the first heat exchange unit 3 and is heated by exchanging heat with a fluid having a temperature higher than that of the primary side refrigerant.
  • the primary-side refrigerant heated in the first heat exchange unit 3 flows into the second radiator 4 and is cooled by exchanging heat with air or water supplied by a fan or a pump (pump 8).
  • the primary side refrigerant cooled by the first radiator 2 flows into the first heat exchange unit 3 and is heated by exchanging heat with a fluid having a temperature higher than that of the primary side refrigerant.
  • the primary side refrigerant heated in the first heat exchange unit 3 flows into the second heat exchange unit 5 and is cooled by exchanging heat with a fluid having a temperature lower than that of the primary side refrigerant.
  • the refrigerant that has flowed out of the second heat exchange unit 5 is decompressed by the expansion valve 6 and becomes a low-temperature and low-pressure gas-liquid two-phase refrigerant.
  • coolant flows in into the evaporator 7, and heat-exchanges with the air and water which flow into an evaporator (it absorbs heat from air and water).
  • the primary refrigerant flowing out of the evaporator 7 is sucked into the compressor through an accumulator (not shown).
  • the primary refrigerant cooled by the first radiator 2 is heated by the first heat exchange unit 3 and flows into the second radiator 4. .
  • the temperature difference between the heated medium flowing into the second radiator 4 and the primary refrigerant. Can be increased.
  • the heat exchange efficiency in the 2nd heat radiator 4 improves.
  • the temperature of the primary-side refrigerant before flowing into the expansion valve 6 is lowered (for example, the second radiator).
  • a refrigerant for example, carbon dioxide
  • a refrigerant that operates in a supercritical state in the heat release process is used as the primary refrigerant.
  • a refrigerant that operates at a critical pressure or lower in the heat dissipation process is used for a heat pump in which a radiator is connected in series
  • the refrigerant flowing into the radiator may be in a gas-liquid two-phase state.
  • it is necessary to consider the ratio of the gas-phase refrigerant to the liquid-phase refrigerant for example, it is necessary to provide a distributor or the like). is there).
  • the refrigerant for example, carbon dioxide
  • a refrigerant for example, carbon dioxide
  • the refrigerant to each path (flow path) of the radiator. There is no need to consider distribution. For this reason, the flow rate of the refrigerant flowing through the radiator can be increased, and heat exchange can be performed efficiently.
  • the heat exchanger used for a thermal radiation process may be called a condenser.
  • the heat exchanger used in the heat dissipation process is referred to as a “heat radiator”.
  • FIG. 2 the heat pump according to the present invention may be configured as follows.
  • items that are not particularly described are the same as those in the first embodiment, and the same functions and configurations are described using the same reference numerals.
  • FIG. 4 is a refrigerant circuit diagram illustrating an example of a heat pump according to the second embodiment.
  • the primary side refrigeration cycle circuit of the heat pump 103 according to the second embodiment has the same configuration as the primary side refrigeration cycle circuit of the heat pump 100 shown in FIG. 1 of the first embodiment. However, it differs from the heat pump 100 shown in FIG. 1 of Embodiment 1 in that a secondary refrigeration cycle circuit including the first heat exchange unit 3 and the second heat exchange unit 5 as constituent elements is provided. .
  • the heat pump 103 is a secondary-side refrigeration cycle circuit in which the second compressor 10, the first heat exchange unit 3, the second expansion valve 11, and the second heat exchange unit 5 are connected by a refrigerant circuit. It has.
  • the secondary side refrigerant circulates in the secondary side refrigeration cycle circuit. That is, the same refrigerant flows through the first heat exchange unit 3 and the second heat exchange unit 5.
  • the 1st heat exchange part 3 functions as a heat radiator
  • the 2nd heat exchange part 5 functions as an evaporator.
  • coolant in order to improve the heat exchange efficiency of a primary side refrigerant
  • coolant in order to improve the heat exchange efficiency of a primary side refrigerant
  • coolant in order to improve the heat exchange efficiency of a primary side refrigerant
  • coolant in order to improve the heat exchange efficiency of a primary side refrigerant
  • coolant in order to improve the heat exchange efficiency of a primary side refrigerant
  • coolant in order to improve the heat exchange efficiency of a primary side refrigerant
  • coolant in order to improve the heat exchange efficiency of a primary side refrigerant
  • coolant in order to improve the heat exchange efficiency
  • carbon dioxide refrigerant is used as the primary side refrigerant.
  • propane refrigerant, HFO-1234yf refrigerant, ammonia refrigerant, or the like is used as the secondary refrigerant.
  • These refrigerants have a higher theoretical COP at a vaporization temperature of 10 ° C. to 30 ° C. and a pseudocritical temperature or a condensation temperature of 30 ° C. to 50 ° C. than a carbon dioxide refrigerant.
  • the primary side refrigerant and the secondary side refrigerant used in the heat pump 103 are refrigerants having a low GWP as compared to a refrigerant (GWP is about 2000) such as the R410A refrigerant normally used in the conventional heat pump.
  • GWP global warming potential
  • IPCC Intergovernmental Panel on Climate Change
  • the second expansion valve 11 corresponds to the second decompression device of the present invention
  • the secondary side refrigeration cycle circuit corresponds to the second refrigeration cycle circuit of the present invention
  • the secondary refrigerant corresponds to the second refrigerant of the present invention.
  • the second decompression device is not limited to the second expansion valve 11, and various devices can be used. For example, a capillary or the like may be used as the second decompression device.
  • the 1st heat exchange part 3 should just be provided in the at least 1 upstream piping (refrigerant inlet side piping) of the 2nd or more radiators along the flow direction of the primary side refrigerant.
  • the 2nd heat exchange part 5 is just to provide the 2nd heat exchange part 5 in the downstream piping (refrigerant outlet side piping) of the heat radiator arrange
  • the plurality of radiators are not limited to air heat exchangers that exchange heat with air, and water heat exchangers may be used.
  • air heat exchanger and water heat exchanger may be provided in the primary side refrigeration cycle circuit.
  • FIG. 5 is a Ph diagram of the primary refrigerant when the secondary refrigeration cycle circuit is not operated in the heat pump according to the second embodiment.
  • FIG. 6 is a Ph diagram of the primary refrigerant when the secondary refrigeration cycle is operated in the heat pump according to the second embodiment. Note that a to e shown in FIGS. 5 and 6 are refrigerant states at the positions a to e shown in FIG. 5 and 6 show a case where the temperature T of the heated medium flowing into the second radiator 4 is T1 [° C.].
  • the primary refrigerant flowing out of the first radiator 2 flows into the second radiator 4 without being heated (b ⁇ c). For this reason, when the temperature of the heated medium flowing into the second radiator 4 becomes high, the temperature difference between the heated medium flowing into the second radiator 4 and the primary refrigerant becomes small. Moreover, in order to heat a to-be-heated medium with the 2nd heat radiator 4, it is necessary to make the temperature of the primary side refrigerant
  • the secondary side refrigeration cycle circuit when the secondary side refrigeration cycle circuit is operated as shown in FIG. 6, the primary side refrigerant flowing out of the first radiator 2 is heated by the first heat exchanger and then the second radiator. 4 (b ⁇ c). For this reason, even when the temperature of the heated medium flowing into the second radiator 4 increases, the temperature difference between the heated medium flowing into the second radiator 4 and the primary refrigerant can be increased. .
  • the primary refrigerant that has flowed out of the second radiator 4 is cooled by the second heat exchange unit 5 and then flows into the expansion valve 6 (d ⁇ e). For this reason, the temperature of the primary side refrigerant
  • the second heat exchange unit 5 collects the primary refrigerant from the primary refrigerant.
  • the heat that has been used can be used to heat the primary refrigerant in the first heat exchange section 3. For this reason, the heating efficiency of the heat pump 103 is further improved.
  • the temperature of the heated medium flowing into the radiator is 35 ° C.
  • the primary refrigerant is carbon dioxide
  • the secondary refrigerant is propane refrigerant
  • the outlet of the second heat exchange unit 5 The heat pump 103 is operated so as to lower the temperature of the primary refrigerant at about 15 ° C. to 25 ° C.
  • the heat exchanger is designed so that the logarithmic average temperature difference at the time of heat exchange between the carbon dioxide refrigerant and the propane refrigerant in each heat exchanger of the first heat exchange unit 3 and the second heat exchange unit 5 is about 5 ° C.
  • the COP of the secondary side refrigerant that heats the carbon dioxide refrigerant is about 10 (including a loss due to the efficiency of the propane compressor), and a large heating capacity can be obtained with a small amount of electric input.
  • the heating capacity (system COP) with respect to the sum of the electric inputs of the primary side refrigeration cycle circuit and the secondary side refrigeration cycle circuit is increased by 10 to 20% compared to the case where the secondary side cycle circuit is not operated.
  • the heat pump 103 configured as described above, by operating the secondary side refrigeration cycle circuit when the temperature of the heated medium flowing into the radiator (particularly the second radiator 4) becomes high, In addition to the effects of the first embodiment, the heat collected from the primary refrigerant in the second heat exchange unit 5 can be used for heating the primary refrigerant in the first heat exchange unit 3. For this reason, the heating efficiency of the heat pump 103 is further improved.
  • the secondary cycle circuit has a small number of parts and a small capacity, so the secondary side
  • the amount of refrigerant necessary as the refrigerant is overwhelmingly smaller than the amount of refrigerant necessary for the primary side refrigerant.
  • a reduction in the use of CFC-based refrigerant and high-efficiency operation leads to a reduction in greenhouse gas emissions.
  • a refrigerant having a low GWP for both the primary side refrigerant and the secondary side refrigerant it is possible to further reduce greenhouse gas emissions due to refrigerant leakage and the like.
  • Embodiment 3 For example, you may use the heat pump which concerns on this invention for the following air conditioning apparatuses.
  • items that are not particularly described are the same as those in Embodiment 1 or Embodiment 2, and the same functions and configurations are described using the same reference numerals.
  • FIG. 7 is a refrigerant circuit diagram illustrating an example of a heat pump according to the third embodiment.
  • the heat pump 104 according to the third embodiment is installed away from each other by connecting the heat source unit A (outdoor unit), the relay unit B, and the plurality of indoor units (indoor units C, D, E) by piping.
  • It is a multi-chamber air conditioner that can
  • the heat source unit A can be installed on the roof of the building
  • the relay unit B can be installed on the ceiling behind each floor of the building
  • the indoor units C, D, and E can be installed in each room.
  • the heat pump 104 is an air conditioner that can set cooling or heating for each indoor unit.
  • the heat pump 104 performs heat transport from the heat source machine A to the relay machine B and heat transport from the relay machine B to the indoor units C, D, E using different refrigerant circuits.
  • the heat transport to B is performed by a refrigerant such as carbon dioxide in which the pressure discharged from the compressor 21 is higher than the critical pressure.
  • Heat transport from the relay unit B to the indoor units C, D, E is performed by water.
  • brine such as antifreeze, a mixture of antifreeze and water, or a mixture of water and an additive having a high anticorrosion effect may be used.
  • Embodiment 3 demonstrates the case where 1 relay machine and 3 indoor units are connected with respect to 1 heat source machine, 2 or more heat source machines, 2 or more relay machines, 2 or more The same applies when the indoor unit is connected.
  • the heat source machine A includes a compressor 21, a four-way switching valve 22 for switching the flow direction of the refrigerant discharged from the compressor 21, a heat source side heat exchanger 23 (outdoor heat exchanger), an accumulator 24, and check valves 35 to 38, a flow path switching valve and the like are provided.
  • a heat source side heat exchanger 23 outdoor heat exchanger
  • accumulator 24 check valves 35 to 38, a flow path switching valve and the like
  • a flow path switching valve and the like are provided.
  • an air-cooled heat source side heat exchanger will be described as an example of the heat source side heat exchanger 23.
  • other methods such as a water cooling type may be used as long as the refrigerant exchanges heat with other fluids. .
  • the compressor 21 has a four-way switching valve 22 connected to the discharge side and an accumulator 24 connected to the suction side.
  • the four-way switching valve 22 is connected to the compressor 21, the heat source side heat exchanger 23, the accumulator 24, and the flow path switching valve.
  • the four-way switching valve 22 causes the refrigerant discharged from the compressor 21 to flow into the heat source side heat exchanger 23 (that is, the flow path from which the refrigerant flowing out of the flow switching valve flows into the accumulator 24), and compression.
  • the flow path in which the refrigerant discharged from the machine 21 flows into the flow path switching valve (the flow path in which the refrigerant flown out from the heat source side heat exchanger 23 flows into the accumulator 24) is switched.
  • the flow path switching valve includes four check valves (check valves 35 to 38).
  • the check valve 35 is provided between the heat source side heat exchanger 23 and the second connection pipe 27 and allows the refrigerant to flow only from the heat source side heat exchanger 23 to the second connection pipe 27.
  • the check valve 36 is provided between the four-way switching valve 22 of the heat source device A and the first connection pipe 26, and allows the refrigerant to flow only from the first connection pipe 26 to the four-way switching valve 22.
  • the check valve 37 is provided between the four-way switching valve 22 of the heat source apparatus A and the second connection pipe 27, and allows the refrigerant to flow only from the four-way switching valve 22 to the second connection pipe 27.
  • the check valve 38 is provided between the heat source side heat exchanger 23 and the first connection pipe 26, and allows the refrigerant to flow only from the first connection pipe 26 to the heat source side heat exchanger 23.
  • the other end of the second connection pipe 27 is connected to a bypass pipe 39a of the repeater B described later.
  • the other end of the first connection pipe 26 is connected to a first branch 30 of the repeater B described later.
  • the refrigerant discharged from the compressor 21 always flows into the relay machine B through the second connection pipe 27, and the refrigerant flowing out of the relay machine B always has the first connection pipe 26. Will pass.
  • the pipe diameter of the second connection pipe 27 can be made smaller than the pipe diameter of the first connection pipe 26.
  • the indoor unit C includes an indoor heat exchanger 25c.
  • One end of the indoor heat exchanger 25c is connected to flow path switching valves 42i and 42l of the relay machine B described later via a first connection pipe 26c.
  • the other end of the indoor heat exchanger 25c is connected to flow path switching valves 42c and 42f of the relay machine B described later via a second connection pipe 27c.
  • a flow rate control device 43c is provided in the second connection pipe 27c between the indoor heat exchanger 25c and the flow path switching valves 42c and 42f.
  • the flow control device 43c may be provided in the first connection pipe 26c between the indoor heat exchanger 25c and the flow path switching valves 42i and 42l.
  • the indoor unit D includes an indoor heat exchanger 25d.
  • One end of the indoor heat exchanger 25d is connected to flow path switching valves 42j and 42m of the relay machine B described later via a first connection pipe 26d.
  • the other end of the indoor heat exchanger 25d is connected to flow path switching valves 42d and 42g of the relay unit B described later via a second connection pipe 27d.
  • a flow rate control device 43c is provided in the second connection pipe 27d between the indoor heat exchanger 25c and the flow path switching valves 42d and 42g.
  • the flow control device 43c may be provided in the first connection pipe 26d between the indoor heat exchanger 25d and the flow path switching valves 42j and 42m.
  • the indoor unit E includes an indoor heat exchanger 25e.
  • One end of the indoor heat exchanger 25e is connected to flow path switching valves 42k and 42n of the relay machine B described later via a first connection pipe 26e.
  • the other end of the indoor heat exchanger 25e is connected to flow path switching valves 42e and 42h of the relay machine B described later via a second connection pipe 27e.
  • a flow rate control device 43c is provided in the second connection pipe 27e between the indoor heat exchanger 25e and the flow path switching valves 42e and 42h.
  • the flow control device 43c may be provided in the first connection pipe 26e between the indoor heat exchanger 25e and the flow path switching valves 42k and 42n.
  • the first connection pipes 26 c, 26 d, and 26 e are indoor unit side pipes corresponding to the first connection pipe 26. Further, the second connection pipes 27 c, 27 d, and 27 e are indoor unit side pipes corresponding to the second connection pipe 27.
  • the first connection pipes 26c, 26d, and 26e and the second connection pipes 27c, 27d, and 27e are pipes through which water flows. Since the density of water flowing through the first connection pipes 26c, 26d, and 26e and the density of water flowing through the second connection pipes 27c, 27d, and 27e are substantially the same, the pipe diameters of these pipes may be the same.
  • the relay B includes an intermediate heat exchanger 40 (intermediate heat exchangers 40a and 40b), first flow control devices 29a and 29b, a first branch unit 30, a second branch unit 31, and a second flow control device. 32, the 3rd flow control device 33 grade, etc. have the primary side refrigeration cycle circuit connected by piping.
  • the relay machine B includes a secondary refrigeration cycle circuit in which the second compressor 50, the first heat exchange unit 51, the expansion valve 52, and the second heat exchange unit 53 are connected by piping.
  • the first branch portion 30 includes electromagnetic valves 28a, 28b, 28c, and 28d.
  • One end of each of the solenoid valves 28a and 28c is connected to the intermediate heat exchanger 40a.
  • the other end of the electromagnetic valve 28 a is connected to the second connection pipe 27.
  • the other end of the electromagnetic valve 28 c is connected to the first connection pipe 26.
  • One end of each of the electromagnetic valves 28b and 28d is connected to the intermediate heat exchanger 40b.
  • the 1st heat exchange part 51 is provided in piping which connects the solenoid valve 28b and the intermediate
  • the other end of the electromagnetic valve 28 b is connected to the second connection pipe 27.
  • the other end of the electromagnetic valve 28 d is connected to the first connection pipe 26.
  • the second branch part 31 is connected to the intermediate heat exchangers 40a and 40b.
  • a first flow rate control device 29a is provided between the second branch portion 31 and the intermediate heat exchanger 40a.
  • the 1st flow control apparatus 29b and the 2nd heat exchange part 53 are provided from the 2nd branch part 31 side.
  • the opening degree of the first flow control device 29a is adjusted by the degree of superheat on the outlet side of the intermediate heat exchanger 40a during cooling, and the degree of supercooling of the intermediate heat exchanger 40a during heating.
  • the opening degree of the first flow control device 29b is adjusted by the degree of superheat on the outlet side of the intermediate heat exchanger 40b during cooling, and the degree of supercooling of the intermediate heat exchanger 40b during heating. Further, an electromagnetic valve 28e is provided so that the intermediate heat exchanger 40b is connected downstream of the intermediate heat exchanger a during the heating operation.
  • the second branch portion 31 is connected to the second connection pipe 27 via the first bypass pipe 39a, and is connected to the first connection pipe 26 via the second bypass pipe 39b.
  • the first bypass pipe 39a is provided with a second flow rate control device 32 that can be opened and closed
  • the second bypass pipe 39b is provided with a third flow rate control device 33 that is adjustable in opening.
  • the first bypass pipe 39a and the second bypass pipe 39b include an internal heat exchanger 34 that exchanges heat between the refrigerant flowing through the first bypass pipe 39a and the refrigerant flowing through the second bypass pipe 39b. Is provided.
  • the internal heat exchanger 34 may not be provided.
  • the second compressor 50, the first heat exchange unit 51, the expansion valve 52, and the second heat exchange unit 53 are connected by piping to form a secondary refrigeration cycle circuit.
  • the intermediate heat exchangers 40a and 40b exchange heat between the primary refrigerant and water that transports heat to the indoor units C, D, and E.
  • the intermediate heat exchangers 40a and 40b may be a plate type water heat exchanger, a double pipe type water heat exchanger, a water heat exchanger such as a microchannel type, or the like.
  • the intermediate heat exchanger 40a is provided in the middle of a circuit for water in which water that performs heat transport to the indoor units C, D, and E circulates.
  • One end of the water circuit is connected to the flow path switching valves 42c, 42d, and 42e.
  • the other end of the water circuit is connected to the flow path switching valves 42i, 42j, and 42k.
  • the water circuit is provided with a pump 41a for circulating water in the water circuit.
  • the intermediate heat exchanger 40b is provided in the middle of a water circuit through which water for heat transfer to the indoor units C, D, E circulates.
  • One end of the water circuit is connected to the flow path switching valves 42f, 42g, and 42h.
  • the other end of the water circuit is connected to the flow path switching valves 42l, 42m, and 42n.
  • This water circuit is provided with a pump 41b for circulating water in the water circuit.
  • the operation operation of the heat pump 104 has four modes of cooling operation, heating operation, cooling main operation, and heating main operation according to the settings of the cooling operation and heating operation of the indoor unit.
  • the cooling main operation mode is an operation mode in which air conditioning can be selected for each indoor unit.
  • the cooling load is larger than the heating load (the sum of the cooling load and the compressor input is larger than the heating load), and the heat source side heat exchanger 23 is connected to the discharge side of the compressor 21 and acts as a radiator. It is a driving mode.
  • the heating main operation mode is an operation mode in which air conditioning can be selected for each indoor unit.
  • the heating load is larger than the cooling load (the heating load is larger than the sum of the cooling load and the compressor input), and the heat source side heat exchanger 23 is connected to the suction side of the compressor 21 and functions as an evaporator. It is a driving mode.
  • FIG. 8 is a refrigerant circuit diagram illustrating the flow of refrigerant and water during cooling operation in the heat pump according to the third embodiment.
  • FIG. 9 is a Ph diagram during cooling operation of the heat pump according to the third embodiment. Note that the refrigerant states a to f shown in FIG. 9 are refrigerant states at the locations shown in FIG. Here, a case will be described in which all of the indoor units C, D, and E are about to perform a cooling operation.
  • the four-way switching valve 22 is switched so that the refrigerant discharged from the compressor 21 flows into the heat source side heat exchanger 23.
  • the electromagnetic valves 28c and 28d are opened, the electromagnetic valves 28a and 28b are closed, and the electromagnetic valve 28e is closed.
  • tube represented by the continuous line shows the piping through which a refrigerant
  • the piping represented by a thick line shows the piping through which water circulates.
  • the low-temperature and low-pressure gas refrigerant is compressed by the compressor 21 and discharged as a high-temperature and high-pressure gas refrigerant.
  • the refrigerant compression process of the compressor 21 is compressed so as to be heated rather than being adiabatically compressed by an isentropic line by the amount of the adiabatic efficiency of the compressor, and is represented by a line shown from a point a to a point b in FIG.
  • the high-temperature and high-pressure gas refrigerant discharged from the compressor 21 flows into the heat source side heat exchanger 23 via the four-way switching valve 22.
  • the refrigerant change in the heat source side heat exchanger 23 is represented by a slightly inclined straight line that is slightly inclined from the point b to the point c in FIG. 9 in consideration of the pressure loss of the heat source side heat exchanger 23.
  • the medium-temperature and high-pressure liquid refrigerant flowing out from the heat source side heat exchanger 23 passes through the second connection pipe 27 and is further cooled by the internal heat exchanger 34 by exchanging heat with the refrigerant passing through the second bypass pipe 39b. It becomes point d of 9.
  • the refrigerant that has flowed out of the internal heat exchanger 34 flows into the second branch portion 31 and is branched, and then flows into the first flow control devices 29a and 29b.
  • the high-pressure liquid refrigerant is squeezed and decompressed by the first flow control devices 29a and 29b to be in a low-temperature and low-pressure gas-liquid two-phase state.
  • the change of the refrigerant in the first flow control devices 29a and 29b is performed under a constant enthalpy.
  • the refrigerant change at this time is represented by a vertical line from point d to point e in FIG.
  • the low-temperature and low-pressure gas-liquid two-phase refrigerant that has exited the first flow control devices 29a and 29b flows into the intermediate heat exchangers 40a and 40b.
  • This refrigerant is heated while cooling water, and becomes a low-temperature and low-pressure gas refrigerant.
  • the change of the refrigerant in the intermediate heat exchangers 40a and 40b is represented by a slightly inclined horizontal line shown from point e to point f in FIG.
  • the low-temperature and low-pressure gas refrigerant that has exited the intermediate heat exchangers 40a and 40b passes through the electromagnetic valves 28c and 28d, respectively, and flows into the first branch section 30.
  • the low-temperature and low-pressure gas refrigerant merged at the first branch portion 30 passes through the first connection pipe 26 and the four-way switching valve 22 to become point a in FIG. 9 and flows into the compressor 21.
  • the low-temperature and low-pressure gas refrigerant flowing into the compressor 21 is compressed again by the compressor 21.
  • the flow paths of the indoor heat exchangers 25c, 25d, and 25e may be connected to any intermediate heat exchanger. That is, the flow path switching valves 42c to 42n may be opened and closed so that the flow paths of the indoor heat exchangers 25c, 25d, and 25e are connected to one of the intermediate heat exchangers.
  • the water cooled by either of the intermediate heat exchangers 40a and 40b flows into the indoor heat exchangers 25c, 25d, and 25e by the pumps 41a and 41b, and the air conditioning target in which the indoor heat exchangers 25c, 25d, and 25e are installed. Cool the space.
  • the flow rate of water flowing into the indoor heat exchangers 25c, 25d, and 25e is controlled by controlling the opening degree of the flow rate control device 43c according to the cooling load in each room.
  • FIG. 10 is a refrigerant circuit diagram illustrating the flow of refrigerant and water during heating operation in the heat pump according to the third embodiment.
  • FIG. 11 is a Ph diagram during heating operation in the heat pump according to the third embodiment. Note that the refrigerant states a to g shown in FIG. 11 are refrigerant states at the locations shown in FIG. Here, a case where all of the indoor units C, D, and E are going to perform a heating operation will be described.
  • the four-way switching valve 22 is switched so that the refrigerant discharged from the compressor 21 flows into the first branch part 30. Further, the electromagnetic valve 28a is opened, and the electromagnetic valves 28b, 28c, 28d are closed.
  • the electromagnetic valve 28e is in an open state, and the intermediate heat exchanger 40a and the intermediate heat exchanger 40b are connected in series.
  • tube represented by the continuous line shows the piping through which a refrigerant
  • the piping represented by a thick line shows the piping through which water circulates.
  • the medium-temperature and high-pressure liquid refrigerant that has flowed out of the intermediate heat exchanger 40a flows into the intermediate heat exchanger 40b through the electromagnetic valve 28e and the first heat exchange unit 51 (point c ⁇ point d), while heating water. Cooled and becomes a medium-temperature and high-pressure liquid refrigerant.
  • the change of the refrigerant at this time is represented by a slightly inclined straight line shown from point d to point e in FIG.
  • the medium-temperature and high-pressure liquid refrigerant that has flowed out of the intermediate heat exchanger 40b passes through the first heat flow control device 29b and the third flow control device 33 through the second heat exchange section 53 (point e ⁇ point f). To do.
  • the medium-temperature and high-pressure liquid refrigerant is squeezed and decompressed by the first flow control device 29b and the third flow control device 33 to be in a low-temperature and low-pressure gas-liquid two-phase state.
  • the refrigerant change at this time is represented by a vertical line shown from point f to point g in FIG. Since the refrigerant is a single-phase flow in a supercritical state, there is no problem of refrigerant distribution at the inlet of the intermediate heat exchanger 40b even if the intermediate heat exchangers 40a and 40b are connected in series. For this reason, the flow rate of the refrigerant flowing through the intermediate heat exchangers 40a and 40b can be increased, and heat can be exchanged efficiently.
  • the first flow control devices 29a and 29b may be connected in parallel to perform flow control.
  • the low-temperature and low-pressure gas-liquid two-phase refrigerant exiting the third flow control device 33 flows into the heat source side heat exchanger 23 via the first connection pipe 26 and is heated while cooling the outdoor air. It becomes a low-temperature and low-pressure gas refrigerant.
  • the change in the refrigerant in the heat source side heat exchanger 23 is represented by a slightly inclined straight line shown from point g to point a in FIG.
  • the low-temperature and low-pressure gas refrigerant exiting the heat source side heat exchanger 23 passes through the four-way switching valve 22 and flows into the compressor 21.
  • the low-temperature and low-pressure gas refrigerant flowing into the compressor 21 is compressed again by the compressor 21.
  • the flow paths of the indoor heat exchangers 25c, 25d, and 25e may be connected to any intermediate heat exchanger. That is, the flow path switching valves 42c to 42n may be opened and closed so that the flow paths of the indoor heat exchangers 25c, 25d, and 25e are connected to one of the intermediate heat exchangers.
  • the water heated in either of the intermediate heat exchangers 40a and 40b flows into the indoor heat exchangers 25c, 25d, and 25e by the pumps 41a and 41b, and the air conditioning target in which the indoor heat exchangers 25c, 25d, and 25e are installed. Heat the space.
  • the flow rate of water flowing into the indoor heat exchangers 25c, 25d, and 25e is controlled by controlling the opening degree of the flow rate control device 43c according to the cooling load in each room.
  • FIG. 12 is a refrigerant circuit diagram illustrating the flow of refrigerant and water during the cooling main operation in the heat pump according to the third embodiment.
  • FIG. 13 is a Ph diagram during cooling main operation in the heat pump according to the third embodiment. Note that the refrigerant states a to h shown in FIG. 13 are refrigerant states at the locations shown in FIG. Here, the case where the indoor units C and D are cooling and the indoor unit E is heating will be described.
  • the four-way switching valve 22 is switched so that the refrigerant discharged from the compressor 21 flows into the heat source side heat exchanger 23.
  • the electromagnetic valves 28b and 28c are opened, the electromagnetic valves 28a and 28d are closed, and the electromagnetic valve 28e is closed.
  • the intermediate heat exchanger 40a produces cold water
  • the intermediate heat exchanger 40b produces hot water.
  • the heat source side heat exchanger 23 and the intermediate heat exchanger 40b for producing hot water are connected in series as a radiator.
  • tube represented by the continuous line shows the piping through which a refrigerant
  • the piping represented by a thick line shows the piping through which water circulates.
  • the low-temperature and low-pressure gas refrigerant is compressed by the compressor 21 and discharged as a high-temperature and high-pressure gas refrigerant.
  • the refrigerant compression process of this compressor is represented by a line shown from point a to point b in FIG.
  • the high-temperature and high-pressure gas refrigerant discharged from the compressor 21 flows into the heat source side heat exchanger 23 via the four-way switching valve 22.
  • the refrigerant that has flowed into the heat source side heat exchanger 23 is cooled while heating the outdoor air to a state where the amount of heat necessary for heating is left, and becomes a medium-temperature and high-pressure refrigerant.
  • the refrigerant change in the heat source side heat exchanger 23 is represented by a slightly inclined horizontal line shown from point b to point c in FIG.
  • the medium-temperature and high-pressure refrigerant that has flowed out of the heat source side heat exchanger 23 passes through the second connection pipe 27 and the first heat exchange unit 51, and flows into the intermediate heat exchanger 40b that produces hot water. At this time, the refrigerant hardly changes and becomes a point d in FIG.
  • the medium-temperature and high-pressure refrigerant flowing into the intermediate heat exchanger 40b is cooled while heating warm water in the intermediate heat exchanger 40b, and becomes a medium-temperature and high-pressure liquid refrigerant.
  • the change of the refrigerant in the intermediate heat exchanger 40b is represented by a slightly inclined horizontal line shown from point d to point e in FIG.
  • the refrigerant that has flowed out of the intermediate heat exchanger 40b that produces hot water passes through the second heat exchange section 53 (point e ⁇ point f) and passes through the first flow control devices 29b and 29a.
  • the medium-temperature and high-pressure refrigerant is squeezed and decompressed by the first flow control devices 29b and 29a to be in a low-temperature and low-pressure gas-liquid two-phase state.
  • the change of the refrigerant in the first flow control devices 29b and 29a is performed under a constant enthalpy.
  • the refrigerant change at this time is represented by the vertical line shown from the point f to the point g in FIG.
  • the low-temperature low-pressure gas-liquid two-phase refrigerant that has exited the first flow control devices 29a and 29b flows into the intermediate heat exchanger 40a that produces cold water.
  • the low-temperature and low-pressure gas-liquid two-phase refrigerant that has flowed into the intermediate heat exchanger 40a that produces cold water is heated while cooling water, and becomes a low-temperature and low-pressure gas refrigerant.
  • the change of the refrigerant in the intermediate heat exchanger 40a is represented by a slightly inclined straight line shown from point g to point h in FIG.
  • the low-temperature and low-pressure gas refrigerant exiting the intermediate heat exchanger 40a flows into the first branch part 30 (more specifically, the electromagnetic valve 28c).
  • the low-temperature and low-pressure gas refrigerant that has passed through the first branch portion 30 passes through the first connection pipe 26 and the four-way switching valve 22, becomes a point a in FIG. 13, and flows into the compressor 21.
  • the low-temperature and low-pressure gas refrigerant flowing into the compressor 21 is compressed again by the compressor 21.
  • the flow path switching valves 42c to 42n are opened and closed so as to form a path. That is, the hot water flowing into the indoor heat exchanger 25e by the pump 41b heats the air-conditioning target space where the indoor unit E is installed. At this time, the flow rate of water flowing into the indoor heat exchanger 25e is controlled by controlling the opening degree of the flow rate control device 43c according to the heating load of the room where the indoor unit E is installed.
  • the cold water which flowed into the indoor heat exchangers 25c and 25d by the pump 41a cools the air-conditioning target space where the indoor units C and D are installed.
  • the flow rate of water flowing into the indoor heat exchangers 25c and 25d is controlled by controlling the opening degree of the flow rate control device 43c according to the cooling load in the room where the indoor units C and D are installed.
  • FIG. 14 is a refrigerant circuit diagram illustrating the flow of refrigerant and water during heating main operation in the heat pump according to the third embodiment.
  • FIG. 15 is a Ph diagram during heating main operation in the heat pump according to the third embodiment. Note that the refrigerant states a to e shown in FIG. 15 are refrigerant states at the locations shown in FIG. Here, the case where the indoor unit C is cooling and the indoor units D and E are heating will be described.
  • the four-way switching valve 22 is switched so that the refrigerant discharged from the compressor 21 flows into the first branch portion 30.
  • the electromagnetic valves 28b and 28c are opened, the electromagnetic valves 28a and 28d are closed, and the electromagnetic valve 28e is closed.
  • the intermediate heat exchanger 40a produces cold water
  • the intermediate heat exchanger 40b produces hot water.
  • tube represented by the continuous line shows the piping through which a refrigerant
  • the piping represented by a thick line shows the piping through which water circulates.
  • the low-temperature and low-pressure gas refrigerant is compressed by the compressor 21 and discharged as a high-temperature and high-pressure gas refrigerant.
  • the refrigerant compression process of this compressor is represented by a line shown from point a to point b in FIG.
  • the high-temperature and high-pressure gas refrigerant discharged from the compressor 21 flows into the intermediate heat exchanger 40b that produces hot water via the four-way switching valve 22 and the second connection pipe 27.
  • the high-temperature and high-pressure gas refrigerant flowing into the intermediate heat exchanger 40b is cooled while heating water, and becomes a medium-temperature and high-pressure liquid refrigerant.
  • the change of the refrigerant in the intermediate heat exchanger 40b is represented by a slightly inclined horizontal line shown from point b to point c in FIG.
  • the medium-temperature and high-pressure liquid refrigerant flowing out from the intermediate heat exchanger 40b passes through the first flow control devices 29b and 29a.
  • the medium-temperature and high-pressure liquid refrigerant is squeezed and decompressed by the first flow control devices 29b and 29a to be in a low-temperature and low-pressure gas-liquid two-phase state.
  • the refrigerant change at this time is represented by the vertical line shown from the point c to the point d in FIG.
  • the low-temperature low-pressure gas-liquid two-phase refrigerant that has exited the first flow control device 29a flows into the intermediate heat exchanger 40a that produces cold water.
  • the low-temperature low-pressure gas-liquid two-phase refrigerant that has flowed into the intermediate heat exchanger 40a is heated while cooling cold water, and becomes a low-temperature low-pressure gas-liquid two-phase refrigerant.
  • the refrigerant change at this time is represented by a slightly inclined horizontal line shown from point d to point e in FIG.
  • the low-temperature low-pressure gas-liquid two-phase refrigerant that has exited the intermediate heat exchanger 40 a flows into the heat source side heat exchanger 23 through the first connection pipe 26.
  • the low-temperature low-pressure gas-liquid two-phase refrigerant flowing into the heat source side heat exchanger 23 absorbs heat from the outdoor air and becomes a low-temperature low-pressure gas refrigerant.
  • the refrigerant change at this time is represented by a slightly inclined horizontal line shown from point e to point a in FIG.
  • the low-temperature and low-pressure gas refrigerant that has exited the heat source side heat exchanger 23 flows into the compressor 21 through the four-way switching valve 22.
  • the low-temperature and low-pressure gas refrigerant flowing into the compressor 21 is compressed again by the compressor 21.
  • the flow path switching valves 42c to 42n are opened and closed so as to form a path. That is, the hot water flowing into the indoor heat exchangers 25d and 25e by the pump 41b heats the air-conditioning target space where the indoor units D and E are installed. At this time, the flow rate of the water flowing into the indoor heat exchangers 25d and 25e is controlled by controlling the opening degree of the flow rate control device 43c in accordance with the heating load in the room where the indoor units D and E are installed. .
  • the cold water which flowed into the indoor heat exchanger 25c by the pump 41a cools the air-conditioning target space where the indoor unit C is installed.
  • the flow rate of water flowing into the indoor heat exchanger 25c is controlled by controlling the opening degree of the flow rate control device 43c according to the cooling load in the room where the indoor unit C is installed.
  • the secondary refrigeration cycle circuit (second compressor 50, first heat exchange unit 51, expansion valve 52, and second heat exchange unit 53) is operated. The case where it was made to explain is demonstrated.
  • FIG. 16 is a diagram illustrating the flow of refrigerant and water when the secondary cycle circuit is operated in the heating operation mode of the heat pump according to the third embodiment.
  • FIG. 17 is a Ph diagram when the secondary cycle is operated in the heating operation mode of the heat pump according to the third embodiment.
  • the refrigerant states a to g shown in FIG. 17 are refrigerant states at the locations shown in FIG.
  • the piping represented by the solid line indicates the piping through which the refrigerant circulates
  • the piping represented by the thick line illustrates the piping through which the water circulates.
  • the flow of the primary side refrigerant and water shown in FIG. 10 and the flow of the primary side refrigerant and water shown in FIG. 16 are the same except that the secondary side refrigerant circulates in the secondary side refrigeration cycle circuit.
  • the primary side refrigerant (point c) exiting the intermediate heat exchanger 40a is heated to the secondary side refrigerant in the first heat exchange section 51 (point d). For this reason, the temperature of the primary side refrigerant
  • FIG. 18 is a diagram illustrating the flow of refrigerant and water when the secondary cycle is operated in the cooling main operation mode of the heat pump according to the third embodiment.
  • FIG. 19 is a Ph diagram when the secondary cycle is operated in the cooling main operation mode of the heat pump according to the third embodiment.
  • the refrigerant states a to h shown in FIG. 19 are refrigerant states at the locations shown in FIG.
  • a pipe represented by a solid line indicates a pipe through which the refrigerant circulates
  • a pipe represented by a thick line illustrates a pipe through which water circulates.
  • the flow of the primary side refrigerant and water shown in FIG. 18 and the flow of the primary side refrigerant and water shown in FIG. 12 are the same except that the secondary side refrigerant circulates in the secondary side refrigeration cycle circuit.
  • the primary side refrigerant (point c) exiting the intermediate heat exchanger 40a is heated to the secondary side refrigerant in the first heat exchange section 51 (point d). For this reason, the temperature of the primary side refrigerant
  • FIG. 20 is a refrigerant circuit diagram illustrating another example of the heat pump according to the third embodiment.
  • the heat pump 105 according to the third embodiment is different from the heat pump 104 in that check valves 35 to 38 as flow path switching valves are not provided.
  • the direction of the refrigerant flowing through the first connection pipe 26 and the direction of the refrigerant flowing through the second connection pipe 27 are reversed from those of the heat pump 104.
  • the opening and closing of the electromagnetic valves 28a to 28d is reversed from that of the heat pump 104.
  • COP can be greatly improved by operating the above-mentioned secondary side refrigeration cycle circuit in the heating operation mode and the cooling main operation mode.
  • FIG. 21 is a refrigerant circuit diagram illustrating still another example of the heat pump according to the third embodiment.
  • the heat pump 106 according to the third embodiment is provided with a water pipe 44 that connects a water pipe downstream of the pump 41b and a water pipe upstream of the intermediate heat exchanger 40a.
  • the water pipe 44 is provided with a flow path switching valve 44c.
  • a flow path switching valve 44b is provided on the downstream side of the connection with the water pipe 44 in the water pipe downstream of the pump 41b.
  • the water pipe upstream of the intermediate heat exchanger 40 a is provided with a flow path switching valve 44 a on the upstream side of the connection with the water pipe 44.
  • Other configurations are the same as those of the heat pump 104.
  • the intermediate heat exchangers 40a and 40b can be connected in series to the water side circuit by closing the flow path switching valves 44a and 44b and opening the flow path switching valve 44c. Moreover, the intermediate heat exchangers 40a and 40b can be connected in parallel by opening the flow path switching valves 44a and 44b and closing the flow path switching valve 44c.
  • the intermediate heat exchangers 40a and 40b are connected in series, and in the other operation modes, the intermediate heat exchangers 40a and 40b are connected in parallel.
  • the intermediate heat exchangers 40a and 40b can be connected in series during the heating operation to increase the flow rate of water, and heat can be exchanged efficiently.
  • the COP can be greatly improved by operating the above-described secondary side refrigeration cycle circuit in the heating operation mode and the cooling main operation mode.
  • FIG. 22 is a refrigerant circuit diagram illustrating still another example of the heat pump according to the third embodiment.
  • the heat pump 107 according to the third embodiment connects the discharge pipe of the compressor 1 and the electromagnetic valves 28a and 28b so that the refrigerant discharged from the compressor 1 flows directly into the intermediate heat exchangers 40a and 40b.
  • the third connection pipe 45 is different from the heat pump 105 in that the third connection pipe 45 is provided.
  • the second flow rate control device 32 may be provided in the heat source device A or the relay device B as long as it is provided in the second connection pipe 27.
  • the intermediate heat exchanger that performs heating in the cooling main operation mode and the heat source side heat exchanger 23 were connected in series. Further, the intermediate heat exchanger that performs cooling in the heating main operation mode and the heat source side heat exchanger 23 are connected in series.
  • the intermediate heat exchanger that performs heating in the cooling main operation mode and the heat source side heat exchanger 23 are connected in parallel. Further, the intermediate heat exchanger that performs cooling in the heating main operation mode and the heat source side heat exchanger 23 are connected in parallel. Also in this circuit, the COP can be greatly improved by operating the above-described secondary refrigeration cycle circuit in the heating operation mode.
  • heat pumps 105 to 107 may be circuits without the internal heat exchanger 34 or the second bypass pipe 39b.
  • heat pump 107 it is good also as a circuit which connects a water side circuit so that intermediate heat exchangers 40a and 40b may be in series.
  • the four-way switching valve 22 of the heat pumps 104 to 107 is not limited to this, and a plurality of on-off valves (electromagnetic valves) and three-way valves may be installed to substitute the circuit switching function.
  • the COP can be greatly improved.
  • heat is transferred to the indoor units C, D, and E by water. For this reason, even if a primary side refrigerant
  • a flow control device is usually installed in the vicinity of the indoor units C, D, E.
  • the temperature of the water flowing through the water pipe does not change due to pressure loss. It becomes possible to install. That is, the air conditioning target space can be air-conditioned by controlling the temperature difference of the water going back and forth by the opening degree control of the flow rate adjusting device 43c installed in the relay unit B. Since the flow rate adjusting device 43c is away from the air-conditioning target space, noise to the air-conditioning target space, such as driving of the control valve and the flow sound of the refrigerant when passing through the valve, can be reduced.
  • the flow rate adjusting device 43c when the flow rate adjusting device 43c is installed in the relay machine B, the flow rate adjusting device 43c connected to the indoor heat exchangers 25c, 25d, 25e can be collectively controlled by the relay machine B.
  • the control in the indoor units C, D, and E need only control the fan based on information such as the setting status of the indoor unit remote control, the thermo-off, and whether the heat source unit A is defrosting.
  • the pumps 41a and 41b used for driving the water can be reduced in size, and further, the water transport power can be reduced to save energy. be able to.

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Abstract

　放熱器に流入する被加熱媒体の流入温度が上昇した場合でも、ＣＯＰが高い状態で運転することが可能なヒートポンプを得る。　圧縮機１、第１の放熱器２、第２の放熱器４、膨張弁６及び蒸発器７が冷媒配管により順次接続されて第１の冷凍サイクル回路が形成され、第１の冷凍サイクル回路に第１の冷媒が循環するヒートポンプにおいて、第１の放熱器２及び第２の放熱器４は直列接続され、第２の放熱器４の冷媒入口側となる冷媒配管に、第１の冷媒を加熱する第１の熱交換部が設けられ、第２の放熱器４の冷媒出口側となる冷媒配管に、第１の冷媒を冷却する第２の熱交換部が設けられている。

Description

ヒートポンプ
　本発明は、圧縮機、複数の放熱器、膨張弁及び蒸発器を備えたヒートポンプに関する。
　従来より、圧縮機、複数の放熱器、膨張弁及び蒸発器を備えたヒートポンプが提案されている（例えば特許文献１及び特許文献２参照）。
　例えば特許文献１には、圧縮機、複数のガスクーラー、膨張弁、及び蒸発器が冷媒配管により接続された一次側冷媒回路と、ガスクーラーと循環ポンプが配管により接続された二次側冷媒回路とを備えたヒートポンプが提案されている。このヒートポンプは、二次側冷媒回路を流れる水がガスクーラーで加熱され、この加熱された水を給湯、冷暖房、床暖房等に用いている。
　特許文献１では、ガスクーラーに流入する水の流入温度に応じたガスクーラーの接続方法（直列接続や並列接続）が提案されている。そして、ガスクーラーに流入する水の流入温度に応じた接続方法でガスクーラーを配置し、ガスクーラーを流れる冷媒の熱エネルギーをカスケード利用することにより、ＣＯＰの向上を図っている。
　また、例えば特許文献２には、低元側冷凍システムの放熱器出口に低元側冷凍システムの放熱を補助する高元側冷凍システムを接続し、冷蔵、冷凍を行うヒートポンプが提案されている。このヒートポンプは、冷蔵、冷凍等の冷房運転において、室外熱交換器出口の冷媒を高元側冷凍システムを用いて冷却し、冷凍能力の向上を図っている。
特開２００４－００３８０１号公報（第１６～２０頁、図４～図８） 特開２００８－００２７５９号公報（第７～９頁、図１）
　しかしながら、従来のヒートポンプにおいては、給湯や暖房運転の際に放熱器へ流入する被加熱媒体（空気、水、ブレイン等）の温度が高くなった場合、暖房・給湯能力が低下してしまうという課題があった。
　例えば、特許文献１に記載のヒートポンプは、ガスクーラーに流入する水の温度をあらかじめ仮定し、その温度に基づいてガスクーラーが配置されるものである。このため、ガスクーラーに流入する水の温度が仮定値よりも高くなった場合、ＣＯＰが低下してしまう。
　また、特許文献２に記載のヒートポンプは、冷凍能力の向上を図ったものである。
　本発明は、上記のような課題を解決するためになされたものであり、放熱器に流入する暖房や給湯等に用いる被加熱媒体の流入温度が上昇した場合でも、ＣＯＰが高い状態で運転することが可能なヒートポンプを提供することを目的としている。
　本発明に係るヒートポンプは、第１の圧縮機、複数の放熱器、第１の減圧装置及び蒸発器が冷媒配管により接続されて第１の冷凍サイクル回路が形成され、第１の冷凍サイクル回路に第１の冷媒が循環するヒートポンプにおいて、複数の放熱器は直列接続され、第１の冷媒の流れ方向に沿って見た場合、２番目以降の放熱器のうちの少なくとも１つには、放熱器の冷媒入口側となる冷媒配管に、第１の冷媒を加熱する第１の熱交換部が設けられ、第１の熱交換部が設けられた放熱器のうちで最上流部に配置された放熱器又は当該放熱器よりも下流側の放熱器には、冷媒出口側となる冷媒配管に、第１の冷媒を冷却する第２の熱交換部が設けられているものである。
　本発明においては、２番目以降の放熱器のうちの少なくとも１つには、放熱器の冷媒入口側となる冷媒配管に、第１の冷媒を加熱する第１の熱交換部が設けられている。このため、放熱器に流入する暖房や給湯に用いる被加熱媒体の流入温度が上昇した場合でも、２番目以降の放熱器において、被加熱媒体と第１の冷媒との温度差を確保できる。また、第１の熱交換部が設けられた放熱器のうちで最上流部に配置された放熱器又は当該放熱器よりも下流側の放熱器には、冷媒出口側となる冷媒配管に、第１の冷媒を冷却する第２の熱交換部が設けられている。このため、蒸発器を流れる第１の冷媒のエンタルピー差を大きくすることができる。したがって、蒸発器での熱収集能力が向上し、ヒートポンプの効率（暖房能力）が向上する。
　したがって、放熱器に流入する暖房や給湯等に用いる被加熱媒体の温度が上昇した場合でも、ＣＯＰが高い状態で運転することが可能なヒートポンプを得ることができる。
実施の形態１に係るヒートポンプの一例を示す冷媒回路図である。 実施の形態１に係るヒートポンプの別の一例を示す冷媒回路図である。 実施の形態１に係るヒートポンプのさらに別の一例を示す冷媒回路図である。 実施の形態２に係るヒートポンプの一例を示す冷媒回路図である。 実施の形態２に係るヒートポンプにおいて、二次側冷凍サイクル回路を動作させなかった場合における一次側冷媒のＰ－ｈ線図である。 実施の形態２に係るヒートポンプにおいて、二次側冷凍サイクルを動作させた場合における一次側冷媒のＰ－ｈ線図である。 実施の形態３に係るヒートポンプの一例を示す冷媒回路図である。 実施の形態３に係るヒートポンプにおける冷房運転時の冷媒、水の流れを示す冷媒回路図である。 実施の形態３に係るヒートポンプにおける冷房運転時のＰ－ｈ線図である。 実施の形態３に係るヒートポンプにおける暖房運転時の冷媒、水の流れを示す冷媒回路図である。 実施の形態３に係るヒートポンプにおける暖房運転時のＰ－ｈ線図である。 実施の形態３に係るヒートポンプにおける冷房主体運転時の冷媒、水の流れを示す冷媒回路図である。 実施の形態３に係るヒートポンプにおける冷房主体運転時のＰ－ｈ線図である。 実施の形態３に係るヒートポンプにおける暖房主体運転時の冷媒、水の流れを示す冷媒回路図である。 実施の形態３に係るヒートポンプにおける暖房主体運転時のＰ－ｈ線図である。 実施の形態３に係るヒートポンプの暖房運転モードにおいて二次側サイクル回路を動作させた場合の冷媒、水の流れを示す図である。 実施の形態３に係るヒートポンプの暖房運転モードにおいて二次側サイクルを動作させた場合のＰ－ｈ線図である。 実施の形態３に係るヒートポンプの冷房主体運転モードにおいて二次側サイクルを動作させた場合の冷媒、水の流れを示す図である。 実施の形態３に係るヒートポンプの冷房主体運転モードにおいて二次側サイクルを動作させた場合のＰ－ｈ線図である。 実施の形態３に係るヒートポンプの別の一例を示す冷媒回路図である。 実施の形態３に係るヒートポンプのさらに別の一例を示す冷媒回路図である。 実施の形態３に係るヒートポンプのさらに別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。
実施の形態１．
　図１は、実施の形態１に係るヒートポンプの一例を示す冷媒回路図である。なお、ヒートポンプとは、給湯や空気調和を行う冷凍装置を指す。
　ヒートポンプ１００は、第１の圧縮機１、第１の放熱器２、第２の放熱器４、膨張弁６及び蒸発器７が冷媒配管で接続され、一次側冷凍サイクル回路が形成されている。このヒートポンプ１００は、例えば暖房用に用いられるものであり、ファン等（図示せず）によって供給された空気（第１の放熱器２及び第２の放熱器４）を、第１の放熱器２及び第２の放熱器４を流れる一次側冷媒で加熱する。本実施の形態１では、一次側冷媒として、放熱過程において超臨界状態で動作する冷媒（例えば二酸化炭素）を用いている。
　ここで、膨張弁６が本発明の第１の減圧装置に相当し、一次側冷凍サイクル回路が本発明の第１の冷凍サイクル回路に相当する。また、一次側冷媒が、本発明の第１の冷媒に相当する。なお、第１の減圧装置は膨張弁６に限らず、種々のものを用いることができる。例えば、第１の減圧装置としてキャピラリー等を用いてもよい。
　この一次側冷凍サイクル回路には、第２の放熱器４の上流側配管に第１の熱交換部３が設けられている。この第１の熱交換部３は、一次側冷凍サイクル回路を流れる一次側冷媒を加熱するものである。
　また、この一次側冷凍サイクル回路には、第２の放熱器４の下流側配管に第２の熱交換部５が設けられている。この第２の熱交換部５は、一次側冷凍サイクル回路を流れる一次側冷媒を冷却するものである。
　なお、図１は２つの放熱器（第１の放熱器２及び第２の放熱器４）を用いた例について説明しているが、複数（２つ以上）の放熱器が直列接続されていればであればよい。この場合、一次側冷媒の流れ方向に沿って２番目以降の放熱器のうちの少なくとも１つの上流側配管（冷媒入口側配管）に、第１の熱交換部３を設ければよい。また、第２の放熱器４は、第１の熱交換部３が設けられた放熱器のうちで最上流部に配置された放熱器又はこの放熱器よりも下流側の放熱器の下流側配管（冷媒出口側配管）に設ければよい。第２の熱交換部５は最下流部に配置された放熱器の下流側配管に設けられるのが理想であるが、例えば放熱器の間隔が離れている場合等、途中の放熱器から流出した一次側冷媒を第２の熱交換部５で冷却しなければならないことがあるからである。
　また、複数の放熱器は、空気と熱交換する空気熱交換器に限らず、水やブライン等（以下、水やブライン等を特に区別する必要がないときは、単に水と標記する）と熱交換する水熱交換器を用いてもよい。空気熱交換器と水熱交換器の双方を一次側冷凍サイクル回路に設けても、もちろんよい。
　例えば、第１の放熱器２及び第２の放熱器４として水熱交換器を用いた場合、図２のようになる。
　図２は、実施の形態１に係るヒートポンプの別の一例を示す冷媒回路図である。ポンプ８を介して、水が第１の放熱器２及び第２の放熱器４に直列に供給される。また、第１の放熱器２及び第２の放熱器４において、一次側冷媒の流れ方向と水の流れ方向とは対向流となっている。一次側冷媒の流れ方向と水の流れ方向とを対向流とすることにより、一次側冷媒と水との温度差を確保しやすくなり、熱交換効率が向上する。
　第１の放熱器２及び第２の放熱器４で加熱された水は、例えば、給湯用に用いられる。また例えば、第１の放熱器２及び第２の放熱器４で加熱された水は、水回路に接続された室内機、パネルヒータ、ラジエータ等に流入し、暖房、床暖房用に用いられる。
　なお、第１の放熱器２及び第２の放熱器４（水熱交換器）としては、プレート式水熱交換器、二重管式水熱交換器、及びマイクロチャネル式等の水熱交換器を用いるとよい。
　図３は、実施の形態１に係るヒートポンプのさらに別の一例を示す冷媒回路図である。第１の放熱器２及び第２の放熱器４には、それぞれ別々に、給水や暖房等に用いられる水が供給されている。より具体的には、第１の放熱器２には、ポンプ９を介して水が供給される。第２の放熱器４には、ポンプ８を介して水が供給される。このように、第１の放熱器２及び第２の放熱器４に、直列に水が供給されてもよい。
（動作説明）
　続いて、ヒートポンプ１００～１０２の動作について説明する。
　第１の圧縮機１は、蒸発器７で蒸発された冷媒を、アキュムレーター（図示せず）を介して吸引する。そして、通常運転時、第１の圧縮機１は、一次側冷媒を臨界圧力以上まで圧縮する。なお、アキュムレーターは設けなくてもよい。
　第１の圧縮機１で圧縮された一次側冷媒は、第１の放熱器２に流入し、ファン（図示せず）やポンプ（ポンプ８，９）により供給される（流入する）空気や水と熱交換して冷却される。第１の放熱器２で冷却された一次側冷媒は、第１の熱交換部３に流入し、一次側冷媒よりも高温の流体と熱交換して加熱される。第１の熱交換部３で加熱された一次側冷媒は、第２の放熱器４に流入し、ファンやポンプ（ポンプ８）により供給される空気や水と熱交換して冷却される。第１の放熱器２で冷却された一次側冷媒は、第１の熱交換部３に流入し、一次側冷媒よりも高温の流体と熱交換して加熱される。第１の熱交換部３で加熱された一次側冷媒は、第２の熱交換部５に流入し、一次側冷媒よりも温度が低い流体と熱交換して冷却される。第２の熱交換部５から流出した冷媒は、膨張弁６で減圧されて、低温低圧のガス、液の二相冷媒になる。そしてこの一次側冷媒は、蒸発器７に流入し、蒸発器に流入する空気や水と熱交換する（空気や水から吸熱する）。蒸発器７を流出した一次側冷媒は、アキュムレーター（図示せず）を介して、圧縮機に吸入される。
　以上、このように構成されたヒートポンプ１００～１０２においては、第１の放熱器２で冷却された一次側冷媒は、第１の熱交換部３で加熱されて第２の放熱器４へ流入する。このため、第２の放熱器４に流入する被加熱媒体（空気や水等）の温度が高くなった場合でも、第２の放熱器４に流入した被加熱媒体と一次側冷媒との温度差を大きくすることができる。このため、第２の放熱器４での熱交換効率が向上する。また、第２の放熱器４を流出した一次側冷媒を第２の熱交換部５で冷却することにより、膨張弁６に流入する前の一次側冷媒の温度を低く（例えば第２の放熱器４に流入する被加熱媒体よりも低く）することができる。このため、蒸発器７を流れる一次側冷媒のエンタルピー差が大きくなり、蒸発器での熱収集能力が向上し、ヒートポンプ１００～１０２の効率（暖房能力）が向上する。
　したがって、第１の放熱器２や第２の放熱器４に流入する被加熱媒体の温度が上昇した場合でも、ＣＯＰが高い状態で運転することが可能なヒートポンプを得ることができる。
　また、一次側冷媒として、放熱過程において超臨界状態で動作する冷媒（例えば二酸化炭素）を用いている。放熱器が直列に接続されたヒートポンプに、放熱過程において臨界圧力以下で動作する冷媒を用いた場合、放熱器に流入する冷媒が気液二相状態となることがある。このため、放熱器の各パス（流路）へ気液二相状態の冷媒を分配する際、気相冷媒と液相冷媒との比を考慮する必要がある（例えば分配器等を設ける必要がある）。しかしながら、本実施の形態１では、放熱過程において超臨界状態（単相）で動作する冷媒（例えば二酸化炭素）を一次側冷媒として用いているので、放熱器の各パス（流路）への冷媒分配について考慮する必要がない。このため、放熱器を流れる冷媒の流速を上げることができ、効率よく熱交換を行うことができる。
　なお、放熱過程において臨界圧力以下で動作する冷媒は放熱過程で凝縮するため、放熱過程に用いられる熱交換器を凝縮器と称する場合がある。本実施の形態１及び以下の実施の形態では、冷媒の種類にかかわらず、放熱過程に用いられる熱交換器を「放熱器」と称することとする。
実施の形態２．
　本発明に係るヒートポンプを、例えば以下のように構成してもよい。なお、本実施の形態２において、特に記述しない項目については実施の形態１と同様とし、同一の機能や構成については同一の符号を用いて述べることとする。
　図４は、実施の形態２に係るヒートポンプの一例を示す冷媒回路図である。
　本実施の形態２に係るヒートポンプ１０３の一次側冷凍サイクル回路は、実施の形態１の図１で示したヒートポンプ１００の一次側冷凍サイクル回路と同様の構成となっている。しかしながら、第１の熱交換部３及び第２の熱交換部５を構成要素に含む二次側冷凍サイクル回路が設けられている点において、実施の形態１の図１で示したヒートポンプ１００と異なる。
　より詳しくは、ヒートポンプ１０３は、第２の圧縮機１０、第１の熱交換部３、第２の膨張弁１１及び第２の熱交換部５が冷媒回路で接続された二次側冷凍サイクル回路を備えている。そして二次側冷凍サイクル回路には、二次側冷媒が循環する。つまり、第１の熱交換部３及び第２の熱交換部５には、同一の冷媒が流れることとなる。また、二次側冷凍サイクル回路から見た場合、第１の熱交換部３は放熱器として機能し、第２の熱交換部５は蒸発器として機能する。また、第１の熱交換部３及び第２の熱交換部５では、一次側冷媒と二次側冷媒との熱交換効率を向上させるため、一次側冷媒の流れ方向と二次側冷媒の流れ方向とが対向流となっている。
　本実施の形態２に係るヒートポンプ１０３では、一次側冷媒として二酸化炭素冷媒を用いている。また、二次側冷媒として、プロパン冷媒、ＨＦＯ－１２３４ｙｆ冷媒、アンモニア冷媒等を用いている。これらの冷媒は、蒸発温度が１０℃～３０℃、擬臨界温度又は凝縮温度が３０℃～５０℃における理論ＣＯＰが、二酸化炭素冷媒よりも高い冷媒である。
　つまり、ヒートポンプ１０３に用いられている一次側冷媒及び二次側冷媒は、従来のヒートポンプにおいて通常用いられているＲ４１０Ａ冷媒のような冷媒（ＧＷＰが２０００程度）に比べてＧＷＰが低い冷媒である。このような冷媒を用いることにより、地球温暖化を抑制することができる。なお、ＧＷＰ（地球温暖化係数）とは、各温室効果ガスの地球温暖化をもたらす効果の程度を二酸化炭素の当該効果に対する比で表したものであり、気候変動に関する政府間パネル（ＩＰＣＣ）が承認し、締約国会議が合意した値である。
　ここで、第２の膨張弁１１が本発明の第２の減圧装置に相当し、二次側冷凍サイクル回路が本発明の第２の冷凍サイクル回路に相当する。また、二次側冷媒が、本発明の第２の冷媒に相当する。なお、第２の減圧装置は第２の膨張弁１１に限らず、種々のものを用いることができる。例えば、第２の減圧装置としてキャピラリー等を用いてもよい。
　なお、図４は２つの放熱器（第１の放熱器２及び第２の放熱器４）を用いた例について説明しているが、複数（２つ以上）の放熱器が直列接続されていればであればよい。この場合、一次側冷媒の流れ方向に沿って２番目以降の放熱器のうちの少なくとも１つの上流側配管（冷媒入口側配管）に、第１の熱交換部３を設ければよい。また、一次側冷媒の流れ方向に沿って最下流部に配置された放熱器の下流側配管（冷媒出口側配管）に、第２の熱交換部５を設ければよい。
　また、複数の放熱器は、空気と熱交換する空気熱交換器に限らず、水熱交換器を用いてもよい。空気熱交換器と水熱交換器の双方を一次側冷凍サイクル回路に設けても、もちろんよい。
（動作説明）
　このように構成されたヒートポンプ１０３を動作させた場合、一次側冷媒のＰ－ｈ線図は、以下のようになる。
　図５は、実施の形態２に係るヒートポンプにおいて、二次側冷凍サイクル回路を動作させなかった場合における一次側冷媒のＰ－ｈ線図である。また、図６は、実施の形態２に係るヒートポンプにおいて、二次側冷凍サイクルを動作させた場合における一次側冷媒のＰ－ｈ線図である。
　なお、図５及び図６に示すａ～ｅは、図４に示すａ～ｅの位置での冷媒状態である。また、図５及び図６は、第２の放熱器４に流入する被加熱媒体の温度ＴがＴ１［℃］の場合を示している。
　図５に示すように、二次側冷凍サイクル回路を動作させなかった場合、第１の放熱器２から流出した一次側冷媒は、加熱されることなく第２の放熱器４へ流入する（ｂ→ｃ）。このため、第２の放熱器４に流入する被加熱媒体の温度が高くなった場合、第２の放熱器４に流入した被加熱媒体と一次側冷媒との温度差が小さくなってしまう。
　また、第２の放熱器４で被加熱媒体を加熱するためには、第２の放熱器４出口における一次側冷媒の温度をＴ１［℃］よりも大きくする必要がある（ｄ）。そして、第２の放熱器４を流出した一次側冷媒は冷却されることなく膨張弁６へ流入する（ｅ）。このため、第２の放熱器４に流入する被加熱媒体の温度が高くなった場合、蒸発器７を流れる一次側冷媒のエンタルピー差が小さくなってしまい、ヒートポンプ１０３の暖房能力が低下する。
一方、図６に示すように二次側冷凍サイクル回路を動作させた場合、第１の放熱器２から流出した一次側冷媒は、第１の熱交換器で加熱された後に第２の放熱器４へ流入する（ｂ→ｃ）。このため、第２の放熱器４に流入する被加熱媒体の温度が高くなった場合でも、第２の放熱器４に流入した被加熱媒体と一次側冷媒との温度差を大きくすることができる。
　また、第２の放熱器４を流出した一次側冷媒は、第２の熱交換部５で冷却された後に膨張弁６へ流入する（ｄ→ｅ）。このため、膨張弁６に流入する一次側冷媒の温度をＴ１［℃］よりも小さくすることができる。したがって、第２の放熱器４に流入する被加熱媒体の温度が高くなった場合でも、蒸発器７を流れる一次側冷媒のエンタルピー差を大きくすることができ、ヒートポンプ１０３の暖房能力を向上させることができる。
　さらに、本実施の形態２では第１の熱交換部３及び第２の熱交換部５に同一の冷媒（二次側冷媒）が流れるので、第２の熱交換部５において一次側冷媒から収集した熱を、第１の熱交換部３において一次側冷媒の加熱に用いることができる。このため、ヒートポンプ１０３の暖房効率がさらに向上する。
　この効果は、二酸化炭素冷媒のように超臨界状態において液の比熱が大きい冷媒を一次側冷媒として用いた場合に効果が大きい。また、このような一次側冷媒は、一次側冷媒の加熱部ｂ→ｃにおける比熱も大きく、二次側冷凍サイクル回路を運転効率が高い状態で動作させることができる。
　例えば、放熱器（特に第２の放熱器４）に流入する被加熱媒体の温度を３５℃、一次側冷媒を二酸化炭素、及び二次側冷媒をプロパン冷媒とし、第２の熱交換部５出口における一次側冷媒の温度を１５℃～２５℃程度にまで低下させるようにヒートポンプ１０３を動作させる。第１の熱交換部３と第２の熱交換部５のそれぞれの熱交換器における二酸化炭素冷媒とプロパン冷媒の熱交換時の対数平均温度差を５℃程度になるように熱交換器を設計していた場合、二酸化炭素冷媒を加熱する二次側冷媒のＣＯＰは１０程度になり（プロパン用圧縮機の効率による損失を含む）、少量の電気入力で大幅な加熱能力を得ることができる。一次側冷凍サイクル回路と二次側冷凍サイクル回路の電気入力の和に対する暖房能力（システムＣＯＰ）は、二次側サイクル回路を動作させなかった場合に比べて１０～２０％上昇する。
　以上、このように構成されたヒートポンプ１０３においては、放熱器（特に第２の放熱器４）に流入する被加熱媒体の温度が高くなった場合に二次側冷凍サイクル回路を動作させることにより、実施の形態１の効果に加え、第２の熱交換部５において一次側冷媒から収集した熱を、第１の熱交換部３において一次側冷媒の加熱に用いることができる。このため、ヒートポンプ１０３の暖房効率がさらに向上する。
　一次側冷媒に二酸化炭素冷媒を、二次側冷媒にＲ４１０Ａ冷媒のようなＧＷＰの高いフロン系冷媒を用いたとしても、二次側サイクル回路は部品点数も少なく、容量が小さなため、二次側冷媒として必要な冷媒量は一次側冷媒に必要な冷媒量に比べて圧倒的に少ない。つまり、フロン系冷媒の使用量の低減と高効率な運転により、温室効果ガスの排出の低減につながる。しかし、一次側冷媒及び二次側冷媒にともにＧＷＰが低い冷媒を用いることにより、冷媒漏洩等に伴う温室効果ガスの排出をさらに低減することができる。
実施の形態３．
　例えば、以下のような空気調和装置に、本発明に係るヒートポンプを用いてもよい。なお、本実施の形態３において、特に記述しない項目については実施の形態１又は実施の形態２と同様とし、同一の機能や構成については同一の符号を用いて述べることとする。
　図７は、実施の形態３に係るヒートポンプの一例を示す冷媒回路図である。
　本実施の形態３に係るヒートポンプ１０４は、熱源機Ａ（室外機）、中継機Ｂ、及び複数の室内機（室内機Ｃ，Ｄ，Ｅ）を配管接続することにより、互いに離して設置することができる多室型空気調和装置である。例えばビルの屋上に熱源機Ａを、ビルの各階の天井裏に中継機Ｂを、各部屋に室内機Ｃ，Ｄ，Ｅを設置することができる。また、ヒートポンプ１０４は、各室内機毎に冷房又は暖房の設定をすることが可能な空気調和装置である。
　このヒートポンプ１０４は、熱源機Ａから中継機Ｂまでの熱輸送と中継機Ｂから室内機Ｃ，Ｄ，Ｅまでの熱輸送とを、異なる冷媒回路を用いて行っている
　熱源機Ａから中継機Ｂまでの熱輸送は、二酸化炭素等、圧縮機２１から吐出される圧力が臨界圧力よりも高い状態となる冷媒により行われる。中継機Ｂから室内機Ｃ，Ｄ，Ｅまでの熱輸送は、水によって行われる。中継機Ｂから室内機Ｃ，Ｄ，Ｅまでの熱輸送は、不凍液、不凍液と水の混合液、水と防食効果が高い添加剤の混合液等のブラインを用いてもよい。
　なお、本実施の形態３では熱源機１台に対して中継機１台、室内機３台を接続した場合について説明するが、２台以上の熱源機、２台以上の中継機、２台以上の室内機を接続した場合も同様である。
　以下、熱源機Ａ、中継機Ｂ、及び室内機Ｃ，Ｄ，Ｅの詳細構成について説明する。
（熱源機Ａ）
　熱源機Ａは、圧縮機２１、圧縮機２１から吐出された冷媒の流通方向を切り替える四方切替弁２２、熱源側熱交換器２３（室外熱交換器）、アキュムレーター２４、及び逆止弁３５～３８で構成される流路切替弁等を備えている。なお、以後は熱源側熱交換器２３の一例として、空冷式の熱源側熱交換器を用いて説明するが、冷媒が他の流体と熱交換する形態であれば水冷式等他の方式でもよい。
　圧縮機２１は、吐出側に四方切替弁２２が接続されており、吸入側にアキュムレーター２４が接続されている。四方切替弁２２は、圧縮機２１、熱源側熱交換器２３、アキュムレーター２４及び流路切替弁と接続されている。四方切替弁２２により、圧縮機２１から吐出された冷媒が熱源側熱交換器２３へ流入する流路（つまり、流路切替弁から流出した冷媒がアキュムレーター２４へ流入する流路）と、圧縮機２１から吐出された冷媒が流路切替弁へ流入する流路（熱源側熱交換器２３から流出した冷媒がアキュムレーター２４へ流入する流路）と、を切り替える。
　流路切替弁は、４つの逆止弁（逆止弁３５～３８）を備えている。
　逆止弁３５は、熱源側熱交換器２３と第２の接続配管２７との間に設けられており、熱源側熱交換器２３から第２の接続配管２７へのみ冷媒流通を許容する。逆止弁３６は、熱源機Ａの四方切替弁２２と第１の接続配管２６との間に設けられており、第１の接続配管２６から四方切替弁２２へのみ冷媒流通を許容する。逆止弁３７は、熱源機Ａの四方切替弁２２と第２の接続配管２７との間に設けられており、四方切替弁２２から第２の接続配管２７へのみ冷媒流通を許容する。逆止弁３８は、熱源側熱交換器２３と第１の接続配管２６との間に設けられており、第１の接続配管２６から熱源側熱交換器２３へのみ冷媒流通を許容する。
　なお、第２の接続配管２７の他方の端部は、後述する中継機Ｂのバイパス配管３９ａと接続されている。また、第１の接続配管２６の他方の端部は、後述する中継機Ｂの第１の分岐部３０と接続されている。
　流路切替弁を設けることによって、圧縮機２１から吐出された冷媒は常に第２の接続配管２７を通って中継機Ｂに流入し、中継機Ｂから流出する冷媒は常に第１の接続配管２６を通ることとなる。このため、第２の接続配管２７の管径を第１の接続配管２６の管径よりも細くすることが可能となる。
（室内機）
　室内機Ｃ，Ｄ，Ｅのそれぞれは、同様の構成となっている。
　より詳しくは、室内機Ｃは室内熱交換器２５ｃを備えている。室内熱交換器２５ｃの一方の端部は、第１の接続配管２６ｃを介して、後述する中継機Ｂの流路切替弁４２ｉ，４２ｌと接続されている。室内熱交換器２５ｃの他方の端部は、第２の接続配管２７ｃを介して、後述する中継機Ｂの流路切替弁４２ｃ，４２ｆと接続されている。また、室内熱交換器２５ｃと流路切替弁４２ｃ，４２ｆとの間の第２の接続配管２７ｃには、流量制御装置４３ｃが設けられている。流量制御装置４３ｃは、室内熱交換器２５ｃと流路切替弁４２ｉ，４２ｌとの間の第１の接続配管２６ｃに設けられていてもよい。
　また、室内機Ｄは室内熱交換器２５ｄを備えている。室内熱交換器２５ｄの一方の端部は、第１の接続配管２６ｄを介して、後述する中継機Ｂの流路切替弁４２ｊ，４２ｍと接続されている。室内熱交換器２５ｄの他方の端部は、第２の接続配管２７ｄを介して、後述する中継機Ｂの流路切替弁４２ｄ，４２ｇと接続されている。また、室内熱交換器２５ｃと流路切替弁４２ｄ，４２ｇとの間の第２の接続配管２７ｄには、流量制御装置４３ｃが設けられている。流量制御装置４３ｃは、室内熱交換器２５ｄと流路切替弁４２ｊ，４２ｍとの間の第１の接続配管２６ｄに設けられていてもよい。
　また、室内機Ｅは室内熱交換器２５ｅを備えている。室内熱交換器２５ｅの一方の端部は、第１の接続配管２６ｅを介して、後述する中継機Ｂの流路切替弁４２ｋ，４２ｎと接続されている。室内熱交換器２５ｅの他方の端部は、第２の接続配管２７ｅを介して、後述する中継機Ｂの流路切替弁４２ｅ，４２ｈと接続されている。また、室内熱交換器２５ｅと流路切替弁４２ｅ，４２ｈとの間の第２の接続配管２７ｅには、流量制御装置４３ｃが設けられている。流量制御装置４３ｃは、室内熱交換器２５ｅと流路切替弁４２ｋ，４２ｎとの間の第１の接続配管２６ｅに設けられていてもよい。
　なお、第１の接続配管２６ｃ，２６ｄ，２６ｅは、第１の接続配管２６に対応する室内機側の配管である。また、第２の接続配管２７ｃ，２７ｄ，２７ｅは、第２の接続配管２７に対応する室内機側の配管である。なお、第１の接続配管２６ｃ，２６ｄ，２６ｅ及び
第２の接続配管２７ｃ，２７ｄ，２７ｅは、水が流れる配管である。第１の接続配管２６ｃ，２６ｄ，２６ｅを流れる水の密度と第２の接続配管２７ｃ，２７ｄ，２７ｅを流れる水の密度はほぼ同じであるため、これら配管の管径は同じにしてもよい。
（中継機Ｂ）
　中継機Ｂは、中間熱交換器４０（中間熱交換器４０ａ，４０ｂ）、第１の流量制御装置２９ａ，２９ｂ、第１の分岐部３０、第２の分岐部３１、第２の流量制御装置３２、及び第３の流量制御装置３３等が配管接続された一次側冷凍サイクル回路を有している。また、中継機Ｂは、第２の圧縮機５０、第１の熱交換部５１、膨張弁５２、及び第２の熱交換部５３が配管接続された２次側冷凍サイクル回路を備えている。
　第１の分岐部３０は、電磁弁２８ａ，２８ｂ，２８ｃ，２８ｄを備えている。
　電磁弁２８ａ，２８ｃのそれぞれの一方の端部は、中間熱交換器４０ａと接続されている。また、電磁弁２８ａの他方の端部は、第２の接続配管２７と接続されている。電磁弁２８ｃの他方の端部は、第１の接続配管２６と接続されている。
　電磁弁２８ｂ，２８ｄのそれぞれの一方の端部は、中間熱交換器４０ｂと接続されている。そして、電磁弁２８ｂと中間熱交換器４０ｂとを接続する配管には、第１の熱交換部５１が設けられている。また、電磁弁２８ｂの他方の端部は、第２の接続配管２７と接続されている。電磁弁２８ｄの他方の端部は、第１の接続配管２６と接続されている。　
　第２の分岐部３１は、中間熱交換器４０ａ，４０ｂと接続されている。また、第２の分岐部３１と中間熱交換器４０ａとの間には第１の流量制御装置２９ａが設けられている。第２の分岐部３１と中間熱交換器４０ｂとの間には、第２の分岐部３１側から、第１の流量制御装置２９ｂ及び第２の熱交換部５３が設けられている。第１の流量制御装置２９ａの開度は、冷房時においては中間熱交換器４０ａの出口側過熱度、暖房時においては中間熱交換器４０ａの過冷却度により調整される。第１の流量制御装置２９ｂの開度は、冷房時においては中間熱交換器４０ｂの出口側過熱度、暖房時においては中間熱交換器４０ｂの過冷却度により調整される。また、暖房運転時に中間熱交換器ａの下流に中間熱交換器４０ｂが接続されるように、電磁弁２８ｅが設けられている。
　また、第２の分岐部３１は、第１のバイパス配管３９ａを介して第２の接続配管２７と接続されており、第２のバイパス配管３９ｂを介して第１の接続配管２６と接続されている。第１のバイパス配管３９ａには開閉自在な第２の流量制御装置３２が設けられており、第２のバイパス配管３９ｂには開度調整自在な第３の流量調整装置３３が設けられている。また、第１のバイパス配管３９ａ及び第２のバイパス配管３９ｂには、第１のバイパス配管３９ａを流れる冷媒と第２のバイパス配管３９ｂを流れる冷媒とが熱交換を行う、内部熱交換器３４が設けられている。なお、内部熱交換器３４は、設けなくてもよい。
　上述のように、第２の圧縮機５０、第１の熱交換部５１、膨張弁５２、及び第２の熱交換部５３が配管接続されて、２次側冷凍サイクル回路が形成されている。第１の熱交換部５１及び第２の熱交換部５３においては、一次側冷凍サイクル回路を流れる一次側冷媒の流れ方向と、二次側冷凍サイクル回路を流れる二次側冷媒の流れ方向と、が対向流となっている。
　中間熱交換器４０ａ，４０ｂは、一次側冷媒と室内機Ｃ，Ｄ，Ｅへ熱輸送を行う水とが熱交換を行うものである。中間熱交換器４０ａ，４０ｂは、例えば、プレート式水熱交換器、二重管式水熱交換器、マイクロチャネル式等の水熱交換器等であればよい。
　中間熱交換器４０ａは、室内機Ｃ，Ｄ，Ｅへ熱輸送を行う水が循環する水用回路の途中に設けられている。この水用回路の一方の端部は、流路切替弁４２ｃ，４２ｄ，４２ｅと接続されている。この水用回路の他方の端部は、流路切替弁４２ｉ，４２ｊ，４２ｋと接続されている。この水用回路には、水用回路内の水を循環させるポンプ４１ａが設けられている。
　中間熱交換器４０ｂは、室内機Ｃ，Ｄ，Ｅへ熱輸送を行う水が循環する水用回路の途中に設けられている。この水用回路の一方の端部は、流路切替弁４２ｆ，４２ｇ，４２ｈと接続されている。この水用回路の他方の端部は、流路切替弁４２ｌ，４２ｍ，４２ｎと接続されている。この水用回路には、水用回路内の水を循環させるポンプ４１ｂが設けられている。
＜動作説明＞
　続いて、このヒートポンプ１０４が実行する各種運転時の運転動作について説明する。ヒートポンプ１０４の運転動作には、室内機の冷房運転、暖房運転の設定に応じて、冷房運転、暖房運転、冷房主体運転及び暖房主体運転の４つのモードがある。
　冷房運転モードでは、室内機は冷房運転のみが可能となっている、したがって、各室内機は冷房運転中又は停止中となっている。暖房運転モードでは、室内機は暖房運転のみが可能となっている、したがって、各室内機は暖房運転中又は停止中となっている。冷房主体運転モードとは、室内機ごとに冷暖房を選択できる運転モードである。そして、暖房負荷に比べて冷房負荷が大きく（冷房負荷と圧縮機入力の和が暖房負荷よりも大きく）、熱源側熱交換器２３が圧縮機２１の吐出側に接続され、放熱器として作用している運転モードである。暖房主体運転モードとは、室内機ごとに冷暖房を選択できる運転モードである。そして、冷房負荷に比べて暖房負荷が大きく（暖房負荷が冷房負荷と圧縮機入力の和よりも大きく）、熱源側熱交換器２３が圧縮機２１の吸入側に接続され、蒸発器として作用している運転モードである。
　まず、図８～図１５において、二次側冷凍サイクル回路（第２の圧縮機５０、第１の熱交換部５１、膨張弁５２、及び第２の熱交換部５３）を動作させない通常運転における各運転モードの冷媒の流れをＰ－ｈ線図とともに説明する。したがって、図８～図１５を説明する以下の文章の「冷媒」は、一次側冷媒を示す。
［冷房運転モード］
　図８は、実施の形態３に係るヒートポンプにおける冷房運転時の冷媒、水の流れを示す冷媒回路図である。また、図９は、実施の形態３に係るヒートポンプにおける冷房運転時のＰ－ｈ線図である。なお、図９に示すａ～ｆの冷媒状態は、それぞれ図８に示す箇所での冷媒状態である。
　ここでは、室内機Ｃ，Ｄ，Ｅの全てが冷房運転しようとしている場合について説明する。冷房運転モードでは、四方切替弁２２を、圧縮機２１から吐出された冷媒が熱源側熱交換器２３へ流入するように切り替える。また、電磁弁２８ｃ，２８ｄは開いた状態、電磁弁２８ａ，２８ｂは閉じた状態、電磁弁２８ｅは閉じた状態となる。なお、実線で表された配管が冷媒の循環する配管を、太線で表された配管が水の循環する配管を示す。
　この状態で、圧縮機２１の運転を開始する。低温低圧のガス冷媒が圧縮機２１によって圧縮され、高温高圧のガス冷媒となって吐出される。この圧縮機２１の冷媒圧縮過程は、圧縮機の断熱効率の分だけ等エントロピ線で断熱圧縮されるよりも加熱されるように圧縮され、図９の点ａから点ｂに示す線で表される。圧縮機２１から吐出された高温高圧のガス冷媒は、四方切替弁２２を介して熱源側熱交換器２３に流入する。このとき、冷媒が室外空気を加熱しながら冷却され、中温高圧の液冷媒となる。熱源側熱交換器２３での冷媒変化は、熱源側熱交換器２３の圧力損失を考慮すると、図９の点ｂから点ｃに示すやや傾いた水平に近い直線で表される。
　熱源側熱交換器２３から流出した中温高圧の液冷媒は、第２の接続配管２７を通り、内部熱交換器３４で第２のバイパス配管３９ｂを通る冷媒と熱交換してさらに冷却され、図９の点ｄになる。内部熱交換器３４を流出した冷媒は、第２の分岐部３１に流入して分岐され、第１の流量制御装置２９ａ，２９ｂに流入する。そして、高圧の液冷媒は第１の流量制御装置２９ａ，２９ｂで絞られて膨張、減圧し、低温低圧の気液二相状態になる。この第１の流量制御装置２９ａ，２９ｂでの冷媒の変化は、エンタルピが一定のもとで行われる。このときの冷媒変化は、図９の点ｄから点ｅに示す垂直線で表される。
　第１の流量制御装置２９ａ，２９ｂを出た低温低圧の気液二相状態の冷媒は中間熱交換器４０ａ，４０ｂに流入する。そして、この冷媒は、水を冷却しながら加熱され、低温低圧のガス冷媒となる。中間熱交換器４０ａ，４０ｂでの冷媒の変化は、圧力損失を考慮すると、図９の点ｅから点ｆに示すやや傾いた水平に近い直線で表される。中間熱交換器４０ａ，４０ｂを出た低温低圧のガス冷媒は、それぞれ電磁弁２８ｃ，２８ｄを通り、第１の分岐部３０に流入する。第１の分岐部３０で合流した低温低圧のガス冷媒は、第１の接続配管２６及び四方切替弁２２を通って図９の点ａになり、圧縮機２１に流入する。圧縮機２１に流入した低温低圧のガス冷媒は、圧縮機２１にて再び圧縮される。
　冷房運転モードでは、中間熱交換器４０ａ，４０ｂではともに冷水が作られている。このため、室内熱交換器２５ｃ，２５ｄ，２５ｅの流路は、どちらの中間熱交換器と接続されてもよい。つまり、流路切替弁４２ｃ～４２ｎの開閉は、室内熱交換器２５ｃ，２５ｄ，２５ｅの流路がどちらかの中間熱交換器と接続されるようにすればよい。中間熱交換器４０ａ，４０ｂのいずれかで冷却された水は、ポンプ４１ａ，４１ｂによって室内熱交換器２５ｃ，２５ｄ，２５ｅに流入し、室内熱交換器２５ｃ，２５ｄ，２５ｅの設置された空調対象空間を冷房する。このとき、各室内の冷房負荷等に応じて流量制御装置４３ｃの開度を制御することにより、室内熱交換器２５ｃ，２５ｄ，２５ｅへ流入する水の流量が制御される。
［暖房運転モード］
　図１０は、実施の形態３に係るヒートポンプにおける暖房運転時の冷媒、水の流れを示す冷媒回路図である。また、図１１は、実施の形態３に係るヒートポンプにおける暖房運転時のＰ－ｈ線図である。なお、図１１に示すａ～ｇの冷媒状態は、それぞれ図１０に示す箇所での冷媒状態である。
　ここでは、室内機Ｃ，Ｄ，Ｅの全てが暖房運転しようとしている場合について説明する。暖房運転モードでは、四方切替弁２２を、圧縮機２１から吐出された冷媒が第１の分岐部３０へ流入するように切り替える。また、電磁弁２８ａは開いた状態、電磁弁２８ｂ，２８ｃ，２８ｄは閉じた状態となる。また、電磁弁２８ｅは開いた状態となっており、中間熱交換器４０ａと中間熱交換器４０ｂは直列接続された状態となる。なお、実線で表された配管が冷媒の循環する配管を、太線で表された配管が水の循環する配管を示す。
　この状態で圧縮機２１の運転を開始する。低温低圧のガス冷媒が圧縮機２１によって圧縮され、高温高圧のガス冷媒となって吐出される。この圧縮機の冷媒圧縮過程は図１１の点ａから点ｂに示す線で表される。圧縮機２１から吐出された高温高圧のガス冷媒は、四方切替弁２２及び第２の接続配管２７を介して中間熱交換器４０ａに流入する。そして、この冷媒は、水を加熱しながら冷却され、中温高圧の液冷媒となる。このときの冷媒の変化は、図１１の点ｂから点ｃに示すやや傾いた水平に近い直線で表される。
　中間熱交換器４０ａを流出した中温高圧の液冷媒は、電磁弁２８ｅ、第１の熱交換部５１を通って中間熱交換器４０ｂに流入し（点ｃ→点ｄ）、水を加熱しながら冷却され、中温高圧の液冷媒となる。このときの冷媒の変化は、図１１の点ｄから点ｅに示すやや傾いた水平に近い直線で表される。中間熱交換器４０ｂを流出した中温高圧の液冷媒は、第２の熱交換部５３を通って（点ｅ→点ｆ）、第１の流量制御装置２９ｂ及び第３の流量制御装置３３を通過する。このとき、中温高圧の液冷媒は、第１の流量制御装置２９ｂ及び第３の流量制御装置３３で絞られて膨張、減圧し、低温低圧の気液二相状態になる。このときの冷媒変化は図１１の点ｆから点ｇに示す垂直線で表される。なお、冷媒は超臨界状態で単相流となっているため、中間熱交換器４０ａ，４０ｂを直列に接続しても、中間熱交換器４０ｂ入口において冷媒分配の問題がない。このため、中間熱交換器４０ａ，４０ｂを流れる冷媒の流速を上げることができ、効率よく熱交換を行うことができる。なお、中間熱交換器４０ａ，４０ｂを流れる冷媒の流速が落ちるため効率の悪い運転にはなるが、電磁弁２８ａ，２８ｂを開き、電磁弁２８ｃ～２８ｅを閉じて中間熱交換器４０ａ，４０ｂを並列に接続し、第１の流量制御装置２９ａ，２９ｂがそれぞれ流量制御を行ってもよい。
　第３の流量制御装置３３を出た低温低圧の気液二相状態の冷媒は、第１の接続配管２６を介して熱源側熱交換器２３に流入し、室外空気を冷却しながら加熱され、低温低圧のガス冷媒となる。熱源側熱交換器２３での冷媒変化は、図１１の点ｇから点ａに示すやや傾いた水平に近い直線で表される。熱源側熱交換器２３を出た低温低圧のガス冷媒は、四方切替弁２２を通り、圧縮機２１に流入する。圧縮機２１に流入した低温低圧のガス冷媒は、圧縮機２１にて再び圧縮される。
　暖房運転モードでは、中間熱交換器４０ａ，４０ｂではともに温水が作られている。このため、室内熱交換器２５ｃ，２５ｄ，２５ｅの流路は、どちらの中間熱交換器と接続されてもよい。つまり、流路切替弁４２ｃ～４２ｎの開閉は、室内熱交換器２５ｃ，２５ｄ，２５ｅの流路がどちらかの中間熱交換器と接続されるようにすればよい。中間熱交換器４０ａ，４０ｂのいずれかで加熱された水は、ポンプ４１ａ，４１ｂによって室内熱交換器２５ｃ，２５ｄ，２５ｅに流入し、室内熱交換器２５ｃ，２５ｄ，２５ｅの設置された空調対象空間を暖房する。このとき、各室内の冷房負荷等に応じて流量制御装置４３ｃの開度を制御することにより、室内熱交換器２５ｃ，２５ｄ，２５ｅへ流入する水の流量が制御される。
［冷房主体運転モード］
　図１２は、実施の形態３に係るヒートポンプにおける冷房主体運転時の冷媒、水の流れを示す冷媒回路図である。また、図１３は、実施の形態３に係るヒートポンプにおける冷房主体運転時のＰ－ｈ線図である。なお、図１３に示すａ～ｈの冷媒状態は、それぞれ図１２に示す箇所での冷媒状態である。
　ここでは、室内機Ｃ，Ｄが冷房を、室内機Ｅが暖房をしている場合について説明する。冷房主体運転モードでは、四方切替弁２２を、圧縮機２１から吐出された冷媒が熱源側熱交換器２３へ流入するように切り替える。また、電磁弁２８ｂ，２８ｃは開いた状態、電磁弁２８ａ，２８ｄは閉じた状態、電磁弁２８ｅは閉じた状態となる。冷房主体運転モードでは、中間熱交換器４０ａが冷水を作り、中間熱交換器４０ｂが温水を作る。また、熱源側熱交換器２３と温水を作る中間熱交換器４０ｂが放熱器として直列に接続されている。なお、実線で表された配管が冷媒の循環する配管を、太線で表された配管が水の循環する配管を示す。
　この状態で、圧縮機２１の運転を開始する。低温低圧のガス冷媒が圧縮機２１によって圧縮され、高温高圧のガス冷媒となって吐出される。この圧縮機の冷媒圧縮過程は図１３の点ａから点ｂに示す線で表される。圧縮機２１から吐出された高温高圧のガス冷媒は、四方切替弁２２を介して熱源側熱交換器２３に流入する。このとき、熱源側熱交換器２３に流入した冷媒は、暖房で必要な熱量を残した状態まで室外空気を加熱しながら冷却され、中温高圧の冷媒となる。熱源側熱交換器２３での冷媒変化は、図１３の点ｂから点ｃに示すやや傾いた水平に近い直線で表される。
　熱源側熱交換器２３から流出した中温高圧の冷媒は、第２の接続配管２７、第１の熱交換部５１を通り、温水を作る中間熱交換器４０ｂに流入する。このとき、冷媒はほとんど変化せず、図１３の点ｄになる。中間熱交換器４０ｂに流入した中温高圧の冷媒は、中間熱交換器４０ｂで温水を加熱しながら冷却され、中温高圧の液冷媒となる。中間熱交換器４０ｂでの冷媒の変化は、図１３の点ｄから点ｅに示すやや傾いた水平に近い直線で表される。
　温水を作る中間熱交換器４０ｂから流出した冷媒は、第２の熱交換部５３を通り（点ｅ→点ｆ）、第１の流量制御装置２９ｂ，２９ａを通過する。第１の流量制御装置２９ｂ，２９ａを通過する際、中温高圧の冷媒は、第１の流量制御装置２９ｂ，２９ａで絞られて膨張、減圧し、低温低圧の気液二相状態になる。この第１の流量制御装置２９ｂ，２９ａでの冷媒の変化はエンタルピが一定のもとで行われる。このときの冷媒変化は、図１３の点ｆから点ｇに示す垂直線で表される。
　第１の流量制御装置２９ａ，２９ｂを出た低温低圧で気液二相状態の冷媒は、冷水を作る中間熱交換器４０ａに流入する。そして、冷水を作る中間熱交換器４０ａに流入した低温低圧で気液二相状態の冷媒は、水を冷却しながら加熱され、低温低圧のガス冷媒となる。中間熱交換器４０ａでの冷媒の変化は、図１３の点ｇから点ｈに示すやや傾いた水平に近い直線で表される。中間熱交換器４０ａを出た低温低圧のガス冷媒は、第１の分岐部３０（より詳しくは電磁弁２８ｃ）に流入する。第１の分岐部３０を通った低温低圧のガス冷媒は、第１の接続配管２６及び四方切替弁２２を通って図１３の点ａになり、圧縮機２１に流入する。圧縮機２１に流入した低温低圧のガス冷媒は、圧縮機２１にて再び圧縮される。
　冷房主体運転モードでは、温水を作る中間熱交換器４０ｂと暖房を行う室内機Ｅが接続される流路、冷水を作る中間熱交換器４０ａと冷房を行う室内機Ｃ，Ｄが接続される流路となるように、流路切替弁４２ｃ～４２ｎが開閉される。
　つまり、ポンプ４１ｂによって室内熱交換器２５ｅに流入した温水が、室内機Ｅの設置された空調対象空間を暖房する。このとき、室内機Ｅの設置された室内の暖房負荷等に応じて流量制御装置４３ｃの開度を制御することにより、室内熱交換器２５ｅへ流入する水の流量が制御される。また、ポンプ４１ａによって室内熱交換器２５ｃ，２５ｄに流入した冷水が、室内機Ｃ，Ｄの設置された空調対象空間を冷房する。このとき、室内機Ｃ，Ｄの設置された室内の冷房負荷等に応じて流量制御装置４３ｃの開度を制御することにより、室内熱交換器２５ｃ，２５ｄへ流入する水の流量が制御される。
［暖房主体運転モード］
　図１４は、実施の形態３に係るヒートポンプにおける暖房主体運転時の冷媒、水の流れを示す冷媒回路図である。また、図１５は、実施の形態３に係るヒートポンプにおける暖房主体運転時のＰ－ｈ線図である。なお、図１５に示すａ～ｅの冷媒状態は、それぞれ図１４に示す箇所での冷媒状態である。
　ここでは、室内機Ｃが冷房を、室内機Ｄ，Ｅが暖房をしている場合について説明する。暖房主体運転モードでは、四方切替弁２２を、圧縮機２１から吐出された冷媒が第１の分岐部３０へ流入するように切り替える。また、電磁弁２８ｂ，２８ｃは開いた状態、電磁弁２８ａ，２８ｄは閉じた状態、電磁弁２８ｅは閉じた状態となる。暖房主体運転モードでは、中間熱交換器４０ａが冷水を作り、中間熱交換器４０ｂが温水を作る。なお、実線で表された配管が冷媒の循環する配管を、太線で表された配管が水の循環する配管を示す。
　この状態で、圧縮機２１の運転を開始する。低温低圧のガス冷媒が圧縮機２１によって圧縮され、高温高圧のガス冷媒となって吐出される。この圧縮機の冷媒圧縮過程は図１５の点ａから点ｂに示す線で表される。圧縮機２１から吐出された高温高圧のガス冷媒は、四方切替弁２２及び第２の接続配管２７を介して、温水を作る中間熱交換器４０ｂに流入する。中間熱交換器４０ｂに流入した高温高圧のガス冷媒は、水を加熱しながら冷却され、中温高圧の液冷媒となる。中間熱交換器４０ｂでの冷媒の変化は、図１５の点ｂから点ｃに示すやや傾いた水平に近い直線で表される。
　中間熱交換器４０ｂから流出した中温高圧の液冷媒は、第１の流量制御装置２９ｂ，２９ａを通過する。第１の流量制御装置２９ｂ，２９ａを通過する際、中温高圧の液冷媒は、第１の流量制御装置２９ｂ，２９ａで絞られて膨張、減圧し、低温低圧の気液二相状態になる。このときの冷媒変化は、図１５の点ｃから点ｄに示す垂直線で表される。第１の流量制御装置２９ａを出た低温低圧で気液二相状態の冷媒は、冷水を作る中間熱交換器４０ａに流入する。中間熱交換器４０ａに流入した低温低圧で気液二相状態の冷媒は、冷水を冷却しながら加熱され、低温低圧の気液二相の冷媒となる。このときの冷媒変化は、図１５の点ｄから点ｅに示すやや傾いた水平に近い直線で表される。
　中間熱交換器４０ａを出た低温低圧で気液二相状態の冷媒は、第１の接続配管２６を通って、熱源側熱交換器２３に流入する。熱源側熱交換器２３に流入した低温低圧で気液二相状態の冷媒は、室外空気から吸熱して、低温低圧のガス冷媒となる。このときの冷媒変化は、図１５の点ｅから点ａに示すやや傾いた水平に近い直線で表される。熱源側熱交換器２３を出た低温低圧のガス冷媒は、四方切替弁２２を通って圧縮機２１に流入する。圧縮機２１に流入した低温低圧のガス冷媒は、圧縮機２１にて再び圧縮される。
　冷房主体運転モードでは、温水を作る中間熱交換器４０ｂと暖房を行う室内機Ｄ，Ｅが接続される流路、冷水を作る中間熱交換器４０ａと冷房を行う室内機Ｃが接続される流路となるように、流路切替弁４２ｃ～４２ｎが開閉される。
　つまり、ポンプ４１ｂによって室内熱交換器２５ｄ，２５ｅに流入した温水が、室内機Ｄ，Ｅの設置された空調対象空間を暖房する。このとき、室内機Ｄ，Ｅの設置された室内の暖房負荷等に応じて流量制御装置４３ｃの開度を制御することにより、室内熱交換器２５ｄ，２５ｅへ流入する水の流量が制御される。また、ポンプ４１ａによって室内熱交換器２５ｃに流入した冷水が、室内機Ｃの設置された空調対象空間を冷房する。このとき、室内機Ｃの設置された室内の冷房負荷等に応じて流量制御装置４３ｃの開度を制御することにより、室内熱交換器２５ｃへ流入する水の流量が制御される。
　次に、暖房運転モード及び冷房主体運転モードにおいて、二次側冷凍サイクル回路（第２の圧縮機５０、第１の熱交換部５１、膨張弁５２、及び第２の熱交換部５３）を動作させた場合について説明する。
［暖房運転モード］
　図１６は、実施の形態３に係るヒートポンプの暖房運転モードにおいて二次側サイクル回路を動作させた場合の冷媒、水の流れを示す図である。また、図１７は、実施の形態３に係るヒートポンプの暖房運転モードにおいて二次側サイクルを動作させた場合のＰ－ｈ線図である。なお、図１７に示すａ～ｇの冷媒状態は、それぞれ図１６に示す箇所での冷媒状態である。また、図１６では、実線で表された配管が冷媒の循環する配管を、太線で表された配管が水の循環する配管を示す。
　二次側冷凍サイクル回路に二次側冷媒が循環している以外、図１０に示す一次側冷媒及び水の流れと図１６に示す一次側冷媒及び水の流れは同様である。
　二次側冷凍サイクル回路が動作することにより、中間熱交換器４０ａを出た一次側冷媒（点ｃ）は、第１の熱交換部５１において二次側冷媒に加熱される（点ｄ）。このため、中間熱交換器４０ｂに流入する一次側冷媒の温度が上昇し、中間熱交換器４０ｂの熱交換性能が向上する。また、中間熱交換器４０ｂを出た一次側冷媒（点ｅ）は、第２の熱交換部５３において二次側冷媒に冷却される（点ｆ）。このため、効率良く暖房運転を行うことができる。
［冷房主体運転モード］
　図１８は、実施の形態３に係るヒートポンプの冷房主体運転モードにおいて二次側サイクルを動作させた場合の冷媒、水の流れを示す図である。また、図１９は、実施の形態３に係るヒートポンプの冷房主体運転モードにおいて二次側サイクルを動作させた場合のＰ－ｈ線図である。なお、図１９に示すａ～ｈの冷媒状態は、それぞれ図１８に示す箇所での冷媒状態である。また、図１８では、実線で表された配管が冷媒の循環する配管を、太線で表された配管が水の循環する配管を示す。
　二次側冷凍サイクル回路に二次側冷媒が循環している以外、図１８に示す一次側冷媒及び水の流れと図１２に示す一次側冷媒及び水の流れは同様である。
　二次側冷凍サイクル回路が動作することにより、中間熱交換器４０ａを出た一次側冷媒（点ｃ）は、第１の熱交換部５１において二次側冷媒に加熱される（点ｄ）。このため、中間熱交換器４０ｂに流入する一次側冷媒の温度が上昇し、中間熱交換器４０ｂの熱交換性能が向上する。また、中間熱交換器４０ｂを出た一次側冷媒（点ｅ）は、第２の熱交換部５３において二次側冷媒に冷却される（点ｆ）。点ｅ→点ｆの冷却分を温水の加熱に使用することができ、効率よく冷房主体運転を行うことができる。
　図２０は、実施の形態３に係るヒートポンプの別の一例を示す冷媒回路図である。
　本実施の形態３に係るヒートポンプ１０５は、流路切替弁としての逆止弁３５～３８を設けていない点がヒートポンプ１０４と異なる。この回路においては、暖房運転モード及び暖房主体運転モードにおいて、第１の接続配管２６を流れる冷媒の向きと第２の接続配管２７を流れる冷媒の向きがヒートポンプ１０４とは逆転する。また、暖房運転モード及び暖房主体運転モードにおいて、電磁弁２８ａ～２８ｄの開閉が、ヒートポンプ１０４とは逆転する。この冷媒回路においても、暖房運転モードと冷房主体運転モードにおいて前述の二次側冷凍サイクル回路を動作させることにより、ＣＯＰを大幅に向上させることができる。
　図２１は、実施の形態３に係るヒートポンプのさらに別の一例を示す冷媒回路図である。
　本実施の形態３に係るヒートポンプ１０６は、ポンプ４１ｂの下流の水配管と中間熱交換器４０ａの上流の水配管とを接続する水配管４４が設けられている。この水配管４４には、流路切替弁４４ｃが設けられている。また、ポンプ４１ｂの下流の水配管には、水配管４４との接続部より下流側に、流路切替弁４４ｂが設けられている。また、中間熱交換器４０ａの上流の水配管には、水配管４４との接続部より上流側に、流路切替弁４４ａが設けられている。その他の構成は、ヒートポンプ１０４と同様である。
　この回路においては、流路切替弁４４ａ，４４ｂを閉じ、流路切替弁４４ｃを開くことで、水側回路についても中間熱交換器４０ａ，４０ｂを直列に接続できる。また、流路切替弁４４ａ，４４ｂを開き、流路切替弁４４ｃを閉じることで、中間熱交換器４０ａ，４０ｂを並列に接続することができる。暖房運転モードでは中間熱交換器４０ａ，４０ｂを直列に接続し、その他の運転モードでは中間熱交換器４０ａ，４０ｂを並列に接続する。このとき、暖房運転時に中間熱交換器４０ａ，４０ｂを直列に接続して水の流速を上げることができ、効率よく熱交換を行うことができる。この回路においても暖房運転モードと冷房主体運転モードにおいて、前述の二次側冷凍サイクル回路を動作させることにより、ＣＯＰを大幅に向上させることができる。
　図２２は、実施の形態３に係るヒートポンプのさらに別の一例を示す冷媒回路図である。
　本実施の形態３に係るヒートポンプ１０７は、圧縮機１から吐出された冷媒が直接中間熱交換器４０ａ，４０ｂに流入するように、圧縮機１の吐出配管と電磁弁２８ａ，２８ｂとを接続する第３の接続配管４５を設けた点がヒートポンプ１０５と異なる。なお、第２の流量制御装置３２は、第２の接続配管２７に設けられれば、熱源機Ａにあってもよいし中継機Ｂにあってもよい。
　ヒートポンプ１０４～１０６では、冷房主体運転モードの暖房を行う中間熱交換器と熱源側熱交換器２３とが直列に接続されていた。また、暖房主体運転モードの冷房を行う中間熱交換器と熱源側熱交換器２３とが直列に接続されていた。一方、ヒートポンプ１０７では、冷房主体運転モードの暖房を行う中間熱交換器と熱源側熱交換器２３とが並列に接続される。また、暖房主体運転モードの冷房を行う中間熱交換器と熱源側熱交換器２３とが並列に接続される。この回路においても、暖房運転モードにおいて前述の二次側冷凍サイクル回路を動作させることにより、ＣＯＰを大幅に向上させることができる。
　なお、ヒートポンプ１０５～１０７については、内部熱交換器３４や第２のバイパス配管３９ｂを設けない回路としてもよい。ヒートポンプ１０７については、水側回路を中間熱交換器４０ａ，４０ｂが直列になるように接続する回路としてもよい。また、ヒートポンプ１０４～１０７の四方切替弁２２はこれに限るものではなく、開閉弁(電磁弁)や三方弁を複数個設置し、回路切替機能を代用してもよい。
　以上、このように構成されたヒートポンプ１０４～１０７においては、放熱器が直列に接続された運転モード（暖房運転モード、冷房主体運転モード）において、二次側冷凍サイクル回路を動作させることにより、ＣＯＰを大幅に向上させることができる。
　また、このように構成されたヒートポンプ１０４～１０７においては、室内機Ｃ，Ｄ，Ｅへの熱輸送は水によって行われている。このため、一次側冷媒や二次側冷媒が漏洩したとしても、各室内へ一次側冷媒や二次側冷媒が浸入することを抑制できる。したがって、安全なヒートポンプを得ることができる。
　また、中継機Ｂから室内機Ｃ，Ｄ，Ｅまでの熱輸送を冷媒で行なう場合、通常、室内機Ｃ，Ｄ，Ｅの近傍に流量制御装置が設置されることとなる。一方、中継機Ｂから室内機Ｃ，Ｄ，Ｅまでの熱輸送を水で行なう場合、水配管を流れる水は圧力損失により温度変化することがないので、中継機Ｂ内に流量調整装置４３ｃを設置することが可能となる。つまり、中継機Ｂ内設置された流量調整装置４３ｃの開度制御によって、水の行き帰りの温度差制御をすることにより、空調対象空間を空気調和することができる。流量調整装置４３ｃが空調対象空間から離れているため、制御弁の駆動や弁通過時の冷媒の流動音等、空調対象空間への騒音を低減させることができる。
　また、中継機Ｂ内に流量調整装置４３ｃを設置した場合、室内熱交換器２５ｃ，２５ｄ，２５ｅに接続された各流量調整装置４３ｃの制御を、中継機Ｂで一括して行なうことができる。室内機Ｃ，Ｄ，Ｅにおける制御は、室内機用リモコンの設定状況、サーモオフ、及び熱源機Ａがデフロストを行なっているか等の情報に基づき、ファンの制御のみをすればよい。
　また、熱源機Ａから中継機Ｂまでの熱輸送を一次側冷媒で行なうことにより、水の駆動に使用するポンプ４１ａ，４１ｂを小型化でき、さらに水の搬送動力を低減させて省エネルギー化を図ることができる。
　１　圧縮機、２　第１の放熱器（空気熱交換器、水熱交換器）、３　第１の熱交換部（加熱部）、４　第２の放熱器（空気熱交換器、水熱交換器）、５　第２の熱交換部（冷却部）、６　膨張弁、７　蒸発器、８，９　ポンプ、１０　第２の圧縮機、１１　第２の膨張弁、２１　圧縮機、２２　四方切替弁（流路切替弁）、２３　熱源側熱交換器（室外熱交換器）、２４　アキュムレーター、２５ｃ，２５ｄ，２５ｅ　室内熱交換器、２６　第１の接続配管、２７　第２の接続配管、２８　電磁弁、２９ａ，２９ｂ　第１の流量制御装置、３０　第１の分岐部、３１、　第２の分岐部、３２　第２の流量制御装置、３３　第３の流量制御装置、３４　内部熱交換器　３５～３８　逆止弁（流路切替弁）、３９ａ　第１のバイパス配管、３９ｂ　第２のバイパス配管、４０，４０ａ，４０ｂ　中間熱交換器、４１ａ，４１ｂ　ポンプ、４２　流路切替弁、４３ｃ　流量制御装置、４４　水配管、４４ａ，４４ｂ，４４ｃ　流路切替弁、４５　第３の接続配管、５０　第２の圧縮機、５１　第１の熱交換部（加熱部）、５２　膨張弁、５３　第２の熱交換部（冷却部）、１００～１０７　ヒートポンプ、Ａ　熱源機（室外機）、Ｂ　中継機、Ｃ，Ｄ，Ｅ　室内機。

Claims (8)

  1. 　第１の圧縮機、複数の放熱器、第１の減圧装置及び蒸発器が冷媒配管により接続されて第１の冷凍サイクル回路が形成され、該第１の冷凍サイクル回路に第１の冷媒が循環するヒートポンプにおいて、
    　複数の前記放熱器は直列接続され、
    　前記第１の冷媒の流れ方向に沿って見た場合、
    　２番目以降の前記放熱器のうちの少なくとも１つには、該放熱器の冷媒入口側となる冷媒配管に、前記第１の冷媒を加熱する第１の熱交換部が設けられ、
    　前記第１の熱交換部が設けられた前記放熱器のうちで最上流部に配置された前記放熱器又は当該放熱器よりも下流側の前記放熱器には、冷媒出口側となる冷媒配管に、前記第１の冷媒を冷却する第２の熱交換部が設けられていることを特徴とするヒートポンプ。
  2. 　第２の圧縮機及び第２の減圧装置を備え、
    　前記第２の圧縮機、前記第１の熱交換部のうちの少なくとも１つ、前記第２の減圧装置及び前記第２の熱交換部が冷媒配管により接続されて第２の冷凍サイクル回路が形成され、
    　該第２の冷凍サイクル回路に第２の冷媒が循環することを特徴とする請求項１に記載のヒートポンプ。
  3. 　前記第１の冷媒は、前記第１の圧縮機から吐出される際の圧力が臨界圧力よりも高い状態で動作する冷媒であることを特徴とする請求項１又は請求項２に記載のヒートポンプ。
  4. 　前記第１の減圧装置に流入する前記第１の冷媒の温度は、
    　複数の前記放熱器に流入する被加熱媒体の温度よりも低くなるように制御されることを特徴とする請求項１～請求項３のいずれか一項に記載のヒートポンプ。
  5. 　前記第１の熱交換部及び前記第２の熱交換部において、
    　前記第１の冷媒の流れ方向と前記第２の冷媒の流れ方向とが対向流となることを特徴とする請求項２に記載のヒートポンプ。
  6. 　前記第２の冷媒は、
    　蒸発温度が１０℃～３０℃、擬臨界温度又は凝縮温度が３０℃～５０℃における理論ＣＯＰが、蒸発温度が１０℃～３０℃、擬臨界温度又は凝縮温度が３０℃～５０℃における前記第１の冷媒の理論ＣＯＰよりも高い冷媒であることを特徴とする請求項２又は請求項５に記載のヒートポンプ。
  7. 　前記第１の冷媒は、Ｒ４１０Ａ冷媒よりも地球温暖化係数が小さい冷媒であることを特徴とする請求項１～請求項６のいずれか一項に記載のヒートポンプ。
  8. 　前記第２の冷媒は、Ｒ４１０Ａ冷媒よりも地球温暖化係数が小さい冷媒であることを特徴とする請求項２，５，６のいずれか一項に記載のヒートポンプ。
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Cited By (6)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JP2012243982A (ja) * 2011-05-20 2012-12-10 Nippon Soken Inc 冷却装置
EP2808625A4 (en) * 2012-01-24 2016-04-06 Mitsubishi Electric Corp REFRIGERANT FILLING METHOD FOR AIR CONDITIONING UNIT AND AIR CONDITIONING UNIT
JP2016151372A (ja) * 2015-02-17 2016-08-22 株式会社富士通ゼネラル 空気調和装置
JP2017133730A (ja) * 2016-01-26 2017-08-03 伸和コントロールズ株式会社 温度制御システム
KR20210017119A (ko) * 2019-08-07 2021-02-17 현대자동차주식회사 차량용 히트펌프 시스템
WO2024089797A1 (ja) * 2022-10-26 2024-05-02 三菱電機株式会社 空気調和装置

Families Citing this family (27)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JP5818900B2 (ja) * 2011-09-13 2015-11-18 三菱電機株式会社 ヒートポンプ装置
DE102012215971A1 (de) * 2012-09-10 2014-05-28 Bayerische Motoren Werke Aktiengesellschaft Verfahren zum thermischen Konditionieren eines Verbrennungsmotors und/oder eines Fahrgastraums eines Fahrzeugs sowie Fahrzeug
DE102012222594B4 (de) * 2012-12-10 2018-05-17 Bayerische Motoren Werke Aktiengesellschaft Verfahren zum Betreiben eines Kältemittelkreislaufs als Wärmepumpe sowie als Wärmepumpe betreibbarer Kältemittelkreislauf
US9995509B2 (en) * 2013-03-15 2018-06-12 Trane International Inc. Cascading heat recovery using a cooling unit as a source
CN106796062A (zh) * 2014-10-16 2017-05-31 三电控股株式会社 热泵式制热装置
CN104930578B (zh) * 2015-05-21 2018-05-01 广东美的暖通设备有限公司 一种带室内机的热泵直热式采暖系统
JP2017116122A (ja) * 2015-12-18 2017-06-29 三星電子株式会社Ｓａｍｓｕｎｇ Ｅｌｅｃｔｒｏｎｉｃｓ Ｃｏ．，Ｌｔｄ． 熱交換装置
US10634394B2 (en) 2015-12-18 2020-04-28 Samsung Electronics Co., Ltd. Air conditioner outdoor unit including heat exchange apparatus
US20180187927A1 (en) * 2017-01-03 2018-07-05 Heatcraft Refrigeration Products Llc System and method for reusing waste heat of a transcritical refrigeration system
US10605494B2 (en) * 2017-01-03 2020-03-31 Heatcraft Refrigeration Product LLC System and method for reusing waste heat of a transcritical refrigeration system
CN107024017A (zh) * 2017-03-23 2017-08-08 北京国科天创建筑设计院有限责任公司 一种高进水温度的复迭式二氧化碳热泵系统
CN107804142B (zh) * 2017-10-19 2023-08-08 珠海格力电器股份有限公司 一种热泵系统、电动汽车及其热泵控制方法
CN108106036B (zh) * 2017-12-05 2023-10-27 广东申菱环境系统股份有限公司 一种利用复叠式制冷系统余热的热泵
US10648701B2 (en) * 2018-02-06 2020-05-12 Thermo Fisher Scientific (Asheville) Llc Refrigeration systems and methods using water-cooled condenser and additional water cooling
KR20190120936A (ko) * 2018-04-17 2019-10-25 한온시스템 주식회사 차량의 열관리 시스템
IL260159B (en) * 2018-06-19 2022-02-01 N A M Tech Ltd A cooling system consisting of multiple cascades
WO2020111264A1 (ja) * 2018-11-29 2020-06-04 ダイキン工業株式会社 冷媒漏洩判定システム及び冷凍サイクル装置
CN109579191B (zh) * 2018-12-25 2021-07-13 荏原冷热系统（中国）有限公司 双压缩机空调系统及其冷剂循环量的控制方法、控制装置
KR102533382B1 (ko) * 2019-01-09 2023-05-19 한온시스템 주식회사 열관리 시스템
CN111520932B8 (zh) * 2019-02-02 2023-07-04 开利公司 热回收增强制冷系统
CN111520928B (zh) 2019-02-02 2023-10-24 开利公司 增强热驱动的喷射器循环
CN110068219A (zh) * 2019-03-15 2019-07-30 南京航空航天大学 带有储热装置的热泵干燥系统及其工作方法
KR20200114123A (ko) * 2019-03-27 2020-10-07 엘지전자 주식회사 공기조화 장치
WO2021181513A1 (ja) * 2020-03-10 2021-09-16 Ａｔｓジャパン株式会社 冷媒制御システム、及び冷却システム
JP6978704B2 (ja) * 2020-03-31 2021-12-08 ダイキン工業株式会社 水加熱システム
CN111550944B (zh) * 2020-04-26 2024-03-29 珠海格力电器股份有限公司 一种三次节流增焓双冷凝制冷系统、空调器和控制方法
US20240142143A1 (en) * 2022-10-27 2024-05-02 Supercritical Storage Company, Inc. High-temperature, dual rail heat pump cycle for high performance at high-temperature lift and range

Citations (6)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JPH02290475A (ja) * 1989-04-28 1990-11-30 Nippondenso Co Ltd ヒートポンプ式冷暖房装置
JP2004003801A (ja) 2002-04-26 2004-01-08 Matsushita Electric Ind Co Ltd 二酸化炭素を冷媒として用いた冷凍装置
JP2005090825A (ja) * 2003-09-16 2005-04-07 Toshiba Kyaria Kk 複合式空気調和装置
WO2005052467A1 (ja) * 2003-11-28 2005-06-09 Mitsubishi Denki Kabushiki Kaisha 冷凍装置及び空気調和装置
JP2007003169A (ja) * 2005-06-22 2007-01-11 Noriyuki Yamauchi 二酸化炭素を冷媒に使用する冷凍・給湯・暖房装置およびそれに用いる凝縮システム
JP2008002759A (ja) 2006-06-23 2008-01-10 Matsushita Electric Ind Co Ltd 二元冷凍システムおよび保冷庫

Family Cites Families (8)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
US3852974A (en) * 1971-12-03 1974-12-10 T Brown Refrigeration system with subcooler
JP3985394B2 (ja) 1999-07-30 2007-10-03 株式会社デンソー 冷凍サイクル装置
JP4488712B2 (ja) 2003-10-08 2010-06-23 三菱電機株式会社 空気調和装置
KR100565257B1 (ko) * 2004-10-05 2006-03-30 엘지전자 주식회사 압축기를 이용한 이차냉매사이클 및 이를 구비한 공기조화기
JP3982545B2 (ja) * 2005-09-22 2007-09-26 ダイキン工業株式会社 空気調和装置
KR100803144B1 (ko) * 2007-03-28 2008-02-14 엘지전자 주식회사 공기조화기
JP2008267731A (ja) 2007-04-23 2008-11-06 Mitsubishi Electric Corp 空気調和装置
JP2008292122A (ja) * 2007-05-28 2008-12-04 Kansai Electric Power Co Inc:The 蓄熱システム及びこれを用いた蓄熱式空気調和装置

Patent Citations (6)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JPH02290475A (ja) * 1989-04-28 1990-11-30 Nippondenso Co Ltd ヒートポンプ式冷暖房装置
JP2004003801A (ja) 2002-04-26 2004-01-08 Matsushita Electric Ind Co Ltd 二酸化炭素を冷媒として用いた冷凍装置
JP2005090825A (ja) * 2003-09-16 2005-04-07 Toshiba Kyaria Kk 複合式空気調和装置
WO2005052467A1 (ja) * 2003-11-28 2005-06-09 Mitsubishi Denki Kabushiki Kaisha 冷凍装置及び空気調和装置
JP2007003169A (ja) * 2005-06-22 2007-01-11 Noriyuki Yamauchi 二酸化炭素を冷媒に使用する冷凍・給湯・暖房装置およびそれに用いる凝縮システム
JP2008002759A (ja) 2006-06-23 2008-01-10 Matsushita Electric Ind Co Ltd 二元冷凍システムおよび保冷庫

Cited By (7)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JP2012243982A (ja) * 2011-05-20 2012-12-10 Nippon Soken Inc 冷却装置
EP2808625A4 (en) * 2012-01-24 2016-04-06 Mitsubishi Electric Corp REFRIGERANT FILLING METHOD FOR AIR CONDITIONING UNIT AND AIR CONDITIONING UNIT
JP2016151372A (ja) * 2015-02-17 2016-08-22 株式会社富士通ゼネラル 空気調和装置
JP2017133730A (ja) * 2016-01-26 2017-08-03 伸和コントロールズ株式会社 温度制御システム
KR20210017119A (ko) * 2019-08-07 2021-02-17 현대자동차주식회사 차량용 히트펌프 시스템
KR102703178B1 (ko) * 2019-08-07 2024-09-04 현대자동차 주식회사 차량용 히트펌프 시스템
WO2024089797A1 (ja) * 2022-10-26 2024-05-02 三菱電機株式会社 空気調和装置

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