(57)【特許請求の範囲】
【請求項１】
冷媒を圧縮する圧縮機と、
冷媒流路および熱媒体流路を有し、前記圧縮機で圧縮された冷媒を凝縮させる第１凝縮器と、
冷媒流路および熱媒体流路を有し、前記第１凝縮器を通過した冷媒を更に凝縮させる第２凝縮器と、
冷媒を蒸発させる蒸発器と、
冷媒と熱交換する液状の熱媒体を前記第２凝縮器と前記第１凝縮器とにこの順に通過させる熱媒体経路と、
高圧部および低圧部を有し、前記熱媒体と熱交換した後の高圧冷媒と、前記蒸発器を通過した低圧冷媒とを熱交換させる高低圧熱交換器と、
前記第２凝縮器の前記冷媒流路をバイパスする第２凝縮器バイパス通路と、
前記第２凝縮器バイパス通路を通る冷媒の流量であるバイパス量を可変にする流路制御要素と、
冷媒と熱交換する前の前記熱媒体の温度である入り熱媒体温度が基準温度に対して高い場合に、前記入り熱媒体温度が前記基準温度に対して低い場合に比べて前記バイパス量が大きくなるように前記流路制御要素の動作を制御し、前記高低圧熱交換器の熱交換量を大きくする制御手段と、
を備え、
前記高低圧熱交換器の前記高圧部は、前記第２凝縮器バイパス通路の途中に接続されている冷凍サイクル装置。
【請求項２】
冷媒を圧縮する圧縮機と、
冷媒流路および熱媒体流路を有し、前記圧縮機で圧縮された冷媒を凝縮させる第１凝縮器と、
冷媒流路および熱媒体流路を有し、前記第１凝縮器を通過した冷媒を更に凝縮させる第２凝縮器と、
冷媒を蒸発させる蒸発器と、
冷媒と熱交換する液状の熱媒体を前記第２凝縮器と前記第１凝縮器とにこの順に通過させる熱媒体経路と、
高圧部および低圧部を有し、前記熱媒体と熱交換した後の高圧冷媒と、前記蒸発器を通過した低圧冷媒とを熱交換させる高低圧熱交換器と、
前記第２凝縮器の前記冷媒流路または前記熱媒体流路をバイパスする第２凝縮器バイパス通路と、
前記第２凝縮器バイパス通路を通る冷媒または前記熱媒体の流量であるバイパス量を可変にする流路制御要素と、
冷媒と熱交換する前の前記熱媒体の温度である入り熱媒体温度が基準温度に対して高い場合に、前記入り熱媒体温度が前記基準温度に対して低い場合に比べて前記バイパス量が大きくなるように前記流路制御要素の動作を制御し、前記高低圧熱交換器の熱交換量を大きくする制御手段と、
を備え、
冷媒または前記熱媒体の全流量のうち前記第２凝縮器バイパス通路を通る割合をバイパス率とし、
前記制御手段は、前記入り熱媒体温度が第１基準温度に対して低い場合には前記バイパス率を０％とし、前記入り熱媒体温度が前記第１基準温度より高い第２基準温度に対して高い場合には前記バイパス率を１００％とし、前記入り熱媒体温度が前記第１基準温度と前記第２基準温度との間にある場合には前記入り熱媒体温度が高くなるにつれて前記バイパス率が連続的または段階的に高くなるように、前記流路制御要素の動作を制御する冷凍サイクル装置。
【請求項３】
前記第２凝縮器の前記冷媒流路の断面積が前記第１凝縮器の前記冷媒流路の断面積より小さい請求項１または請求項２に記載の冷凍サイクル装置。
【請求項４】
前記蒸発器の熱交換量を可変にする蒸発器熱交換量可変手段を備え、
前記制御手段は、前記入り熱媒体温度が前記基準温度に対して高い場合には前記入り熱媒体温度が前記基準温度に対して低い場合に比べて前記蒸発器の熱交換量を抑制するように前記蒸発器熱交換量可変手段の動作を制御する請求項１から請求項３のいずれか一項に記載の冷凍サイクル装置。
【請求項５】
前記入り熱媒体温度が前記基準温度に対して高い場合に、冷媒回路内の余剰の冷媒を前記蒸発器に貯留する請求項１から請求項４のいずれか一項に記載の冷凍サイクル装置。
【請求項６】
前記蒸発器と前記圧縮機との間にアキュムレータを備え、
前記入り熱媒体温度が前記基準温度に対して高い場合に、冷媒回路内の余剰の冷媒を前記アキュムレータに貯留する請求項１から請求項５のいずれか一項に記載の冷凍サイクル装置。
【請求項７】
前記第２凝縮器バイパス通路は、前記第２凝縮器の前記熱媒体流路をバイパスし、
前記高低圧熱交換器は、前記第２凝縮器を通過した前記高圧冷媒と、前記低圧冷媒とを熱交換させる請求項２に記載の冷凍サイクル装置。
【請求項８】
前記高低圧熱交換器の前記低圧部または前記高圧部をバイパスする高低圧熱交換器バイパス通路と、
前記高低圧熱交換器バイパス通路を開閉する開閉弁と、
を備え、
前記制御手段は、前記入り熱媒体温度が前記基準温度に対して高い場合の前記開閉弁の開度を、前記入り熱媒体温度が前記基準温度に対して低い場合の前記開閉弁の開度より小さくする請求項７に記載の冷凍サイクル装置。
【請求項９】
前記高低圧熱交換器の前記高圧部の下流側の前記第２凝縮器バイパス通路の途中に受液器を備え、
前記入り熱媒体温度が前記基準温度に対して高い場合に、冷媒回路内の余剰の冷媒を前記受液器に貯留する請求項１に記載の冷凍サイクル装置。
【請求項１０】
冷媒の全流量のうち前記第２凝縮器バイパス通路を通る割合をバイパス率とし、
前記制御手段は、前記入り熱媒体温度が前記基準温度に対して低い場合の前記バイパス率を０％とする請求項１に記載の冷凍サイクル装置。
【請求項１１】
冷媒の全流量のうち前記第２凝縮器バイパス通路を通る割合をバイパス率とし、
前記制御手段は、前記入り熱媒体温度が前記基準温度に対して高い場合の前記バイパス率を１００％とする請求項１に記載の冷凍サイクル装置。
【請求項１２】
前記第１凝縮器の前記冷媒流路は、複数に分かれており、
前記第１凝縮器の前記冷媒流路の数の前記第２凝縮器の前記冷媒流路の数に対する比が１．５〜２．５である請求項１から請求項１１のいずれか一項に記載の冷凍サイクル装置。
【請求項１３】
前記冷媒がＲ３２、または前記冷媒の主成分がＲ３２である請求項１から請求項１２のいずれか一項に記載の冷凍サイクル装置。
【発明の詳細な説明】
【技術分野】
【０００１】
本発明は、凝縮器で熱媒体を加熱する冷凍サイクル装置に関する。
【背景技術】
【０００２】
下記特許文献１には、圧縮機、四方弁、水熱交換器（凝縮器）、減圧装置および空気熱交換器（蒸発器）を冷媒配管を介して接続した冷凍サイクル回路と、ポンプ、水熱交換器および貯湯タンクを水配管を介して接続した水回路とを具備し、冷凍サイクル回路の水熱交換器で加熱した湯を貯湯タンク内に貯めるヒートポンプ式給湯機において、冷凍サイクル回路の冷媒としてＲ４１０ＡまたはＲ４０７Ｃを用いるものが開示されている。【０００３】
Ｒ４１０Ａ冷媒を使用する空調機の場合、高圧側の設計圧力は例えば４．２５ＭＰａであり、飽和温度に換算すると約６５℃である。なお、本明細書における圧力の記載はすべて絶対圧とする。給湯機の冷凍サイクルにＲ４１０Ａ冷媒を用いる場合に、圧縮機および熱交換器などの部品を空調機と共通化するには、設計圧力を空調機と同じ４．２５ＭＰａにする必要がある。【０００４】
特許文献１では、Ｒ４１０Ａ冷媒を用いる場合に、凝縮圧力を４．７５ＭＰａ、飽和温度を約７０℃、入水温度を５℃とした場合に、出湯温度が約８５℃になるとしている。一方、前述のように空調機の設計圧力である４．２５ＭＰａを上限とすると、飽和温度は約６５℃、出湯温度は約８０℃となる。このとき、凝縮器出口の冷媒温度を１０℃としている。
【先行技術文献】
【特許文献】
【０００５】
【特許文献１】日本特開２００２−８９９５８号公報
【特許文献２】日本特開２００２−３１０４９８号公報
【特許文献３】日本特開２００７−２３２２８５号公報
【特許文献４】日本特開２０１３−４４４４１号公報
【特許文献５】日本特開２００９−２２２２４６号公報
【特許文献６】日本特開２０１０−１４３７４号公報
【特許文献７】日本特開２００１−８２８１８号公報
【発明の概要】
【発明が解決しようとする課題】
【０００６】
ヒートポンプ式給湯機の凝縮器の入水温度は、通常は外気温度と同程度である。しかしながら、貯湯タンクで放熱して温度低下した湯を再加熱する場合、または、浴槽水を加熱する熱交換器に凝縮器で加熱された湯を循環させる場合などには、入水温度が５０℃程度またはそれ以上に高くなる。凝縮器の冷媒飽和温度の上限が約６５℃であるとすると、入水温度が高い場合には、凝縮器出口の冷媒が気液二相状態またはガス状態となる。凝縮器出口の冷媒が気液二相状態またはガス状態になると、凝縮器内の冷媒の平均密度が小さくなる。また、凝縮器の冷媒エンタルピ差が小さくなるので、蒸発器入口の冷媒乾き度が高くなり、蒸発器内の冷媒の平均密度が小さくなる。これらのことから、入水温度が高い場合には、凝縮器、凝縮器出口から蒸発器入口までの冷媒配管、および蒸発器の内部の冷媒量が減少するため、冷媒回路内に余剰の冷媒が発生する。その結果、高圧側冷媒圧力が上昇するという問題がある。また、余剰の冷媒液をすべてアキュムレータに貯留すると、アキュムレータのオーバーフローにより圧縮機に冷媒液が吸入されて液圧縮になるおそれがあるため、アキュムレータの大型化が必要となる。【０００７】
本発明は、上述のような課題を解決するためになされたもので、加熱前の熱媒体の温度が高い場合でも、高圧側冷媒圧力の上昇および圧縮機の液圧縮を確実に抑制することのできる冷凍サイクル装置を提供することを目的とする。
【課題を解決するための手段】
【０００８】
本発明の冷凍サイクル装置は、冷媒を圧縮する圧縮機と、冷媒流路および熱媒体流路を有し、圧縮機で圧縮された冷媒を凝縮させる第１凝縮器と、冷媒流路および熱媒体流路を有し、第１凝縮器を通過した冷媒を更に凝縮させる第２凝縮器と、冷媒を蒸発させる蒸発器と、冷媒と熱交換する液状の熱媒体を第２凝縮器と第１凝縮器とにこの順に通過させる熱媒体経路と、高圧部および低圧部を有し、熱媒体と熱交換した後の高圧冷媒と、蒸発器を通過した低圧冷媒とを熱交換させる高低圧熱交換器と、第２凝縮器の冷媒流路をバイパスする第２凝縮器バイパス通路と、第２凝縮器バイパス通路を通る冷媒の流量であるバイパス量を可変にする流路制御要素と、冷媒と熱交換する前の熱媒体の温度である入り熱媒体温度が基準温度に対して高い場合に、入り熱媒体温度が基準温度に対して低い場合に比べてバイパス量が大きくなるように流路制御要素の動作を制御し、高低圧熱交換器の熱交換量を大きくする制御手段と、を備え、高低圧熱交換器の高圧部は、第２凝縮器バイパス通路の途中に接続されているものである。
また、本発明の冷凍サイクル装置は、冷媒を圧縮する圧縮機と、冷媒流路および熱媒体流路を有し、圧縮機で圧縮された冷媒を凝縮させる第１凝縮器と、冷媒流路および熱媒体流路を有し、第１凝縮器を通過した冷媒を更に凝縮させる第２凝縮器と、冷媒を蒸発させる蒸発器と、冷媒と熱交換する液状の熱媒体を第２凝縮器と第１凝縮器とにこの順に通過させる熱媒体経路と、高圧部および低圧部を有し、熱媒体と熱交換した後の高圧冷媒と、蒸発器を通過した低圧冷媒とを熱交換させる高低圧熱交換器と、第２凝縮器の冷媒流路または熱媒体流路をバイパスする第２凝縮器バイパス通路と、第２凝縮器バイパス通路を通る冷媒または熱媒体の流量であるバイパス量を可変にする流路制御要素と、冷媒と熱交換する前の熱媒体の温度である入り熱媒体温度が基準温度に対して高い場合に、入り熱媒体温度が基準温度に対して低い場合に比べてバイパス量が大きくなるように流路制御要素の動作を制御し、高低圧熱交換器の熱交換量を大きくする制御手段と、を備え、冷媒または熱媒体の全流量のうち第２凝縮器バイパス通路を通る割合をバイパス率とし、制御手段は、入り熱媒体温度が第１基準温度に対して低い場合にはバイパス率を０％とし、入り熱媒体温度が第１基準温度より高い第２基準温度に対して高い場合にはバイパス率を１００％とし、入り熱媒体温度が第１基準温度と第２基準温度との間にある場合には入り熱媒体温度が高くなるにつれてバイパス率が連続的または段階的に高くなるように、流路制御要素の動作を制御するものである。
【発明の効果】
【０００９】
本発明の冷凍サイクル装置によれば、凝縮器を第１凝縮器と第２凝縮器とに分け、第２凝縮器の冷媒流路または熱媒体流路をバイパスする第２凝縮器バイパス通路と、高低圧熱交換器熱交換器とを設け、加熱前の熱媒体の温度が高い場合には、冷媒または熱媒体が第２凝縮器をバイパスする量を大きくして、高低圧熱交換器の熱交換量を大きくすることにより、蒸発器に溜める余剰冷媒の量を多くすることができる。それゆえ、加熱前の熱媒体の温度が高い場合でも、高圧側冷媒圧力の上昇および圧縮機の液圧縮を確実に抑制することが可能となる。
【図面の簡単な説明】
【００１０】
【図１】本発明の実施の形態１の冷凍サイクル装置の構成図である。
【図２】第１凝縮器および第２凝縮器を構成する熱交換器の一部を示す斜視図である。
【図３】本発明の実施の形態１の冷凍サイクル装置とタンクユニットとを有する貯湯式給湯システムの構成図である。
【図４】本発明の実施の形態１の冷凍サイクル装置における制御動作を示すフローチャートである。
【図５】本発明の実施の形態１の冷凍サイクル装置の低温入水運転の動作を示す図である。
【図６】本発明の実施の形態１の冷凍サイクル装置の低温入水運転における第１凝縮器および第２凝縮器での冷媒および水の温度変化の一例を示す図である。
【図７】本発明の実施の形態１の冷凍サイクル装置の低温入水運転のＰ−ｈ線図である。
【図８】低温入水運転での外気温度と入水温度との関係の一例を示す図である。
【図９】本発明の実施の形態１の冷凍サイクル装置の高温入水運転の動作を示す図である。
【図１０】本発明の実施の形態１の冷凍サイクル装置の高温入水運転における第１凝縮器での冷媒および水の温度変化の一例を示す図である。
【図１１】本発明の実施の形態１の冷凍サイクル装置の高温入水運転のＰ−ｈ線図である。
【図１２】本発明の実施の形態１の冷凍サイクル装置の第１凝縮器および第２凝縮器の内部における冷媒および水の位置と温度の関係の一例を示す図である。
【図１３】Ｒ４１０Ａ冷媒およびＲ３２冷媒の圧縮機吐出温度の比較を示す図である。
【図１４】冷媒流路数比と第１凝縮器の冷媒圧力損失の大きさとの関係を示す図である。
【図１５】本発明の実施の形態２の冷凍サイクル装置の構成図である。
【図１６】本発明の実施の形態３の冷凍サイクル装置の低温入水運転の動作を示す図である。
【図１７】本発明の実施の形態３の冷凍サイクル装置の低温入水運転のＰ−ｈ線図である。
【図１８】本発明の実施の形態３の冷凍サイクル装置の高温入水運転の動作を示す図である。
【図１９】本発明の実施の形態３の冷凍サイクル装置の高温入水運転のＰ−ｈ線図である。
【図２０】本発明の実施の形態４の冷凍サイクル装置の中温入水運転の動作を示す図である。
【図２１】本発明の実施の形態４の冷凍サイクル装置における制御動作を示すフローチャートである。
【図２２】本発明の実施の形態４の冷凍サイクル装置の中温入水運転での入水温度とバイパス率との関係を示す図である。
【図２３】本発明の実施の形態５の冷凍サイクル装置の構成図である。
【図２４】本発明の実施の形態５の冷凍サイクル装置の中温入水運転のＰ−ｈ線図である。
【発明を実施するための形態】
【００１１】
以下、図面を参照して本発明の実施の形態について説明する。なお、各図において共通する要素には、同一の符号を付して、重複する説明を省略する。なお、本発明は、以降に示す各実施の形態のあらゆる組み合わせを含むものとする。
【００１２】
実施の形態１．
図１は、本発明の実施の形態１の冷凍サイクル装置の構成図である。図１に示すように、本実施の形態１の冷凍サイクル装置１Ａは、圧縮機２と、第１凝縮器３Ａ，３Ｂと、第２凝縮器４と、膨張弁５と、蒸発器６と、アキュムレータ７と、高低圧熱交換器８とを冷媒配管により接続してなる冷媒回路を備える。冷凍サイクル装置１Ａは、更に、熱媒体経路９と、第２凝縮器バイパス通路１０と、流路切替弁１１と、蒸発器６に送風する送風機１２と、入り熱媒体温度センサ１３と、冷凍サイクル装置１Ａの運転を制御する制御装置５０とを備える。本実施の形態１の冷凍サイクル装置１Ａは、液状の熱媒体を加熱するヒートポンプとしての機能を有する。本実施の形態１での熱媒体は水であるが、本発明における熱媒体は、不凍液、ブラインなどでも良い。また、本実施の形態１の冷凍サイクル装置１Ａは、給湯装置として用いられるが、本発明における冷凍サイクル装置は、給湯以外の用途（例えば暖房など）に用いる熱媒体を加熱するものにも適用可能である。なお、以下の説明では、記述を簡略化するため、比エンタルピ［ｋＪ／ｋｇ］を単にエンタルピと称する。
【００１３】
二つの第１凝縮器３Ａ，３Ｂは、同様の構成であり、並列に接続されている。第１凝縮器３Ａ，３Ｂは、冷媒流路３１および熱媒体流路３２を有する。第２凝縮器４は、冷媒流路４１および熱媒体流路４２を有する。圧縮機２は、低圧の冷媒ガスを圧縮し、高圧の冷媒ガスとする。圧縮機２で圧縮された高圧冷媒ガスは、第１凝縮器３Ａの冷媒流路３１と、第１凝縮器３Ｂの冷媒流路３１とに分かれて流入する。第１凝縮器３Ａ，３Ｂを通過した高圧冷媒は、合流して第２凝縮器４の冷媒流路４１に流入する。第１凝縮器３Ａ，３Ｂは、機能的には一つの凝縮器である。本発明では、第１凝縮器３Ａ，３Ｂが一体化されていても良い。
【００１４】
高低圧熱交換器８は、高圧部８１および低圧部８２を有する。第２凝縮器４の冷媒流路４１を通過した高圧冷媒は、高低圧熱交換器８の高圧部８１に流入する。膨張弁５は、高圧冷媒を減圧膨張させる減圧装置である。膨張弁５は、その開度が任意に変更可能なものが好ましい。高低圧熱交換器８の高圧部８１を通過した高圧冷媒は、膨張弁５にて減圧膨張し、低圧冷媒となる。この低圧冷媒は、蒸発器６に流入する。蒸発器６を通過した低圧冷媒は、高低圧熱交換器８の低圧部８２に流入する。
【００１５】
蒸発器６は、冷媒と空気とを熱交換させる熱交換器である。蒸発器６は、送風機１２によって送風された外気の熱を冷媒に吸収させる。本実施の形態１における蒸発器６の熱源は外気であるが、本発明における蒸発器の熱源は、外気に限らず、例えば、廃熱、地中熱、地下水、太陽熱温水などでも良い。また、本発明では、蒸発器で冷却した流体を冷房などに利用しても良い。
【００１６】
高低圧熱交換器８は、高圧部８１を通る高圧冷媒すなわち熱媒体と熱交換した後の高圧冷媒と、低圧部８２を通る低圧冷媒すなわち蒸発器６を通過した低圧冷媒とを熱交換させる。高低圧熱交換器８の低圧部８２を通過した低圧冷媒は、アキュムレータ７に流入する。アキュムレータ７に流入した冷媒のうち、冷媒液はアキュムレータ７に貯留され、冷媒ガスはアキュムレータ７を出て圧縮機２に吸入される。このようにして、アキュムレータ７は、冷媒回路内の余剰の冷媒液を貯留する。なお、以上のような冷媒回路では、一般に、圧縮機２で圧縮された高圧冷媒が減圧装置に流入するまでの区間を「高圧側」と言い、減圧装置で減圧された低圧冷媒が圧縮機２に吸入されるまでの区間を「低圧側」と言う。
【００１７】
熱媒体経路９は、第２凝縮器４の熱媒体流路４２と、第１凝縮器３Ａ，３Ｂの熱媒体流路３２とに、この順に水を通過させる。熱媒体経路９は、水入口９１と第２凝縮器４の熱媒体流路４２の入口とを接続し、第２凝縮器４の熱媒体流路４２の出口と第１凝縮器３Ａ，３Ｂの熱媒体流路３２の入口とを接続し、第１凝縮器３Ａ，３Ｂの熱媒体流路３２の出口と、水出口９２とを接続する。第１凝縮器３Ａ，３Ｂ内では冷媒と水とが対向流となる。第２凝縮器４内では冷媒と水とが対向流となる。
【００１８】
第２凝縮器バイパス通路１０は、第２凝縮器４の熱媒体流路４２をバイパスする。流路切替弁１１は、三方弁である。流路切替弁１１は、水入口９１と第２凝縮器４の熱媒体流路４２の入口との間の熱媒体経路９の途中に設置されている。第２凝縮器バイパス通路１０の一端は流路切替弁１１に接続され、第２凝縮器バイパス通路１０の他端は第２凝縮器４の熱媒体流路４２の出口と第１凝縮器３Ａ，３Ｂの熱媒体流路３２の入口との間の熱媒体経路９の途中に接続されている。
【００１９】
流路切替弁１１は、水入口９１から流入した水の全量を第２凝縮器４の熱媒体流路４２へ流す状態と、水入口９１から流入した水の全量を第２凝縮器バイパス通路１０へ流す状態とに切り替え可能である。また、流路切替弁１１は、水入口９１から流入した水を、第２凝縮器４の熱媒体流路４２と、第２凝縮器バイパス通路１０とに配分する比率を変更可能でもよい。本実施の形態１では、水入口９１から流入する水の全流量のうち、第２凝縮器４を通らずに第２凝縮器バイパス通路１０を通る割合を「バイパス率」と称する。本実施の形態１では、流路切替弁１１が、第２凝縮器バイパス通路１０を通る水の流量であるバイパス量を可変にする流路制御要素に相当する。
【００２０】
入り熱媒体温度センサ１３は、水入口９１と流路切替弁１１との間の熱媒体経路９の途中に設置されている。入り熱媒体温度センサ１３は、冷媒と熱交換する前の熱媒体すなわち水の温度を検出する。以下、入り熱媒体温度センサ１３の検出温度を「入水温度」と称する。
【００２１】
制御装置５０は、冷凍サイクル装置１Ａの運転を制御する制御手段である。制御装置５０には、圧縮機２、膨張弁５、流路切替弁１１、送風機１２、および入り熱媒体温度センサ１３が、それぞれ電気的に接続されている。それら以外のアクチュエータ、センサ、ユーザーインターフェース装置などが制御装置５０に更に接続されていてもよい。制御装置５０は、プロセッサ５０ａと、制御プログラム、データ等を記憶するメモリ５０ｂとを有する。制御装置５０は、各センサで検出される情報、ユーザーインターフェース装置からの指示情報などに基づき、圧縮機２、膨張弁５、流路切替弁１１、および送風機１２の動作をメモリ５０ｂに記憶されたプログラムに従って制御することにより、冷凍サイクル装置１Ａの運転を制御する。
【００２２】
本実施の形態１では、冷媒としてＲ３２を用いる。Ｒ３２を冷媒として用いることの利点については後述する。
【００２３】
図２は、第１凝縮器３Ａ，３Ｂおよび第２凝縮器４を構成する熱交換器の一部を示す斜視図である。図２に示すように、熱交換器６０は、１本のねじり管６１と、３本の冷媒伝熱管６２，６３，６４とを有する。ねじり管６１の内部は、熱媒体流路を構成する。すなわち、ねじり管６１の内部を水が流れる。冷媒伝熱管６２，６３，６４の内部は、冷媒流路を構成する。冷媒は、３本の冷媒伝熱管６２，６３，６４に分かれて、それらの内部を並行して流れる。図２では、冷媒伝熱管６２，６３，６４の区別を容易にするため、便宜上、冷媒伝熱管６２，６４にそれぞれハッチングを付す。すなわち、図２中のハッチングは、断面を意味するものではない。ねじり管６１は、その外周に、並行する３本の螺旋状の溝６１ａ，６１ｂ，６１ｃを有する。冷媒伝熱管６２，６３，６４は、各溝６１ａ，６１ｂ，６１ｃにそれぞれ嵌め込まれ、各溝６１ａ，６１ｂ，６１ｃの形状に沿って、螺旋状に巻きつけられている。このような構成により、ねじり管６１と、冷媒伝熱管６２，６３，６４との接触伝熱面積を大きくすることができる。
【００２４】
第１凝縮器３Ａ、第１凝縮器３Ｂ、および第２凝縮器４は、それぞれ、上述した熱交換器６０とほぼ同じ構造の熱交換器で構成されている。すなわち、第１凝縮器３Ａ、第１凝縮器３Ｂ、および第２凝縮器４は、それぞれ、１本の熱媒体流路および３本の冷媒流路を備える。ただし、図１では、簡略化のため、第１凝縮器３Ａ、第１凝縮器３Ｂ、および第２凝縮器４の熱媒体流路をそれぞれ１本の線で表している。
【００２５】
前述したように、第１凝縮器３Ａ，３Ｂは、一つの凝縮器として機能する。第１凝縮器３Ａ，３Ｂは、二つの熱交換器６０を並列に接続して構成される。よって、第１凝縮器３Ａ，３Ｂの全体としては、２本の熱媒体流路および６本の冷媒流路を有する。第２凝縮器４の冷媒流路の断面積は、第１凝縮器３Ａ，３Ｂの冷媒流路の断面積より小さいことが望ましい。その理由については後述する。凝縮器の冷媒流路が複数に分かれている場合には、「凝縮器の冷媒流路の断面積」とは、複数の冷媒流路の断面積の合計とする。すなわち、第１凝縮器３Ａ，３Ｂの冷媒流路の断面積とは、６本の冷媒流路の断面積の合計であり、第２凝縮器４の冷媒流路の断面積とは、３本の冷媒流路の断面積の合計である。第１凝縮器３Ａ，３Ｂの１本の冷媒流路の断面積と、第２凝縮器４の１本の冷媒流路の断面積とが等しいとすると、本実施の形態１の場合、第２凝縮器４の冷媒流路の断面積は、第１凝縮器３Ａ，３Ｂの冷媒流路の断面積の１／２となる。
【００２６】
なお、本発明における第１凝縮器および第２凝縮器は、上述したようなねじり管式熱交換器に限定されるものではなく、プレート式熱交換器などの他の方式のものでも良い。また、冷媒流路および熱媒体流路の本数も上記の例に限定されるものではない。
【００２７】
図３は、本実施の形態１の冷凍サイクル装置１Ａと、タンクユニット２０とを有する貯湯式給湯システムの構成図である。図３に示すように、タンクユニット２０内には、貯湯タンク２１と、水ポンプ２２とが設置されている。冷凍サイクル装置１Ａと、貯湯タンク２１とは、水路２３，２４を介して接続される。また、冷凍サイクル装置１Ａと、タンクユニット２０とは、図示しない電気配線を介して接続される。水路２３の一端は、冷凍サイクル装置１Ａの水入口９１に接続されている。水路２３の他端は、タンクユニット２０内で貯湯タンク２１の下部に接続されている。タンクユニット２０内の水路２３の途中に水ポンプ２２が設置されている。水路２４の一端は、冷凍サイクル装置１Ａの水出口９２に接続されている。水路２４の他端は、タンクユニット２０内で貯湯タンク２１の上部に接続されている。図示の構成に代えて、水ポンプ２２を冷凍サイクル装置１Ａ内に配置してもよい。
【００２８】
タンクユニット２０の貯湯タンク２１の下部には、給水管２５が更に接続されている。水道等の外部の水源から供給される水が、給水管２５を通って、貯湯タンク２１内に流入し、貯留される。貯湯タンク２１内は、給水管２５から水が流入することにより、常に満水状態に維持される。タンクユニット２０内には、更に、給湯用混合弁２６が設けられている。給湯用混合弁２６は、出湯管２７を介して、貯湯タンク２１の上部と接続されている。また、給湯用混合弁２６には、給水管２５から分岐した給水分岐管２８が接続されている。給湯用混合弁２６には、給湯管２９の一端が更に接続されている。給湯管２９の他端は、図示を省略するが、例えば蛇口、シャワー、浴槽等の給湯端末に接続される。
【００２９】
貯湯タンク２１の蓄熱量を増加させる蓄熱運転では、貯湯タンク２１内に貯留された水が、水ポンプ２２により、水路２３を通って冷凍サイクル装置１Ａに送られ、冷凍サイクル装置１Ａ内で加熱されて、高温の湯になる。冷凍サイクル装置１Ａ内で生成した高温湯は、水路２４を通ってタンクユニット２０に戻り、上部から貯湯タンク２１内に流入する。このような蓄熱運転により、貯湯タンク２１内には、上側が高温、下側が低温となる温度成層を形成して、湯が貯えられる。
【００３０】
給湯管２９から給湯端末に給湯する際には、貯湯タンク２１内の高温湯が出湯管２７を通って給湯用混合弁２６に供給されるとともに、低温水が給水分岐管２８を通って給湯用混合弁２６に供給される。この高温湯および低温水が給湯用混合弁２６で混合された上で、給湯管２９を通って給湯端末に供給される。給湯用混合弁２６は、使用者により設定された給湯温度になるように、高温湯と低温水との混合比を調節する。
【００３１】
タンクユニット２０内には、浴槽を追い焚きするための追い焚き熱交換器３０が更に設けられている。また、図示を省略するが、タンクユニット２０内には、浴槽の水を追い焚き熱交換器３０へ循環させる配管と、水路２３，２４の接続先を貯湯タンク２１から追い焚き熱交換器３０へ切り替えるための配管とが設けられている。浴槽追い焚き運転では、それらの配管により、浴槽の水と、冷凍サイクル装置１Ａ内で生成した高温湯とを追い焚き熱交換器３０へ循環させ、両者を熱交換させることにより、浴槽の温度を上昇させることができる。
【００３２】
図４は、本実施の形態１の冷凍サイクル装置１Ａにおける制御動作を示すフローチャートである。図４のステップＳ１で、制御装置５０は、入り熱媒体温度センサ１３で検出される入水温度と、予め設定された基準温度αとを比較する。本実施の形態１では、基準温度α＝５０℃とする。ステップＳ１で入水温度が基準温度αより低い場合には、制御装置５０は、ステップＳ２へ移行する。ステップＳ２で冷凍サイクル装置１Ａは、低温入水運転を行う。これに対し、ステップＳ１で入水温度が基準温度α以上である場合には、制御装置５０は、ステップＳ３へ移行する。ステップＳ３で冷凍サイクル装置１Ａは、高温入水運転を行う。制御装置５０は、高温入水運転のバイパス量が低温入水運転のバイパス量より大きくなるように流路切替弁１１の動作を制御する。本実施の形態１では、低温入水運転のバイパス率を０％とする。すなわち、ステップＳ２で制御装置５０は、水入口９１から流入する水の全流量が第２凝縮器４を通るように流路切替弁１１の動作を制御する。また、本実施の形態１では、高温入水運転のバイパス率を１００％とする。すなわち、ステップＳ３で制御装置５０は、水入口９１から流入する水の全流量が第２凝縮器４を通らずに第２凝縮器バイパス通路１０を通るように流路切替弁１１の動作を制御する。
【００３３】
なお、入水温度が基準温度αに近い場合に低温入水運転と高温入水運転とが頻繁に切り替わることを防止するために、二つの基準温度を設け、低温入水運転と高温入水運転との切り替えにヒステリシスを持たせるようにしても良い。
【００３４】
給水管２５から供給された低温水が貯湯タンク２１内の下側に存在している場合には、蓄熱運転の入水温度は、外気温度とほぼ同程度になる。基準温度αは、外気温度より高い。このため、給水管２５から供給された低温水が貯湯タンク２１内の下側に存在している場合の蓄熱運転では、入水温度が基準温度αより低くなるので、冷凍サイクル装置１Ａは低温入水運転を行う。
【００３５】
これに対し、放熱などにより温度低下した貯湯タンク２１内の湯を再加熱するための蓄熱運転においては、入水温度が基準温度αより高くなる場合がある。また、浴槽追い焚き運転においても、入水温度が基準温度αより高くなる場合がある。これらの場合には、冷凍サイクル装置１Ａは高温入水運転を行う。
【００３６】
図５は、本実施の形態１の冷凍サイクル装置１Ａの低温入水運転の動作を示す図である。低温入水運転では、水入口９１から流入した水は、第２凝縮器４で加熱された後に二つに分岐して第１凝縮器３Ａ，３Ｂへ並列に流れ、更に加熱される。
【００３７】
冷媒は、圧縮機２を出た後に二つに分岐して、第１凝縮器３Ａ，３Ｂへ並列に流れる。第１凝縮器３Ａの伝熱部の入口直前で冷媒は３本の冷媒流路に更に分岐する。同様に、第１凝縮器３Ｂの伝熱部の入口直前で冷媒は３本の冷媒流路に更に分岐する。第１凝縮器３Ａ，３Ｂ内で冷媒は一部凝縮し、気液二相状態となる。第１凝縮器３Ａ，３Ｂを通過した冷媒は、合流した後、第２凝縮器４へ流れる。第２凝縮器４の伝熱部の入口直前で冷媒は３本の冷媒流路に分岐する。冷媒は、第２凝縮器４内で更に凝縮する。
【００３８】
図６は、本実施の形態１の冷凍サイクル装置１Ａの低温入水運転における第１凝縮器３Ａ，３Ｂおよび第２凝縮器４での冷媒および水の温度変化の一例を示す図である。図６では、横軸が冷媒のエンタルピを表し、縦軸が温度を表す。この例では、冷媒と水の温度差が最小となるピンチポイントの温度差をおよそ３Ｋとする。また、入水温度を９℃、冷媒の凝縮温度を６２℃（飽和圧力で４．１１ＭＰａ）、第１凝縮器３Ａ，３Ｂの入口の冷媒ガスの温度を１２６℃とすると、第１凝縮器３Ａ，３Ｂの出口の水温は８０℃、第２凝縮器４の出口の冷媒液の温度は１２℃となる。このように、本実施の形態１の冷凍サイクル装置１Ａによれば、高圧側の圧力を、一般的な空調機の設計圧力である４．２５ＭＰａ以下にして、８０℃の出湯が可能である。このため、圧縮機２の仕様を空調機と共通にすることができるので、コストを低減できる。以下の説明では、第１凝縮器３Ａ，３Ｂの出口の水温を「出湯温度」と称する。
【００３９】
図７は、本実施の形態１の冷凍サイクル装置１Ａの低温入水運転のＰ−ｈ線図すなわちモリエル線図を示す。図７に示すように、低温入水運転では、低圧冷媒ガスが圧縮機２で点Ｇ１から点Ａ１まで圧縮されて高圧冷媒ガスとなる。この高圧冷媒ガスは、第１凝縮器３Ａ，３Ｂで点Ａ１から点Ｂ１まで冷却され、その間に凝縮を開始する。点Ｂ１は、気液二相状態となる。この気液二相状態の高圧冷媒は、第２凝縮器４で更に凝縮して過冷却液となる。すなわち、高圧冷媒は第２凝縮器４で点Ｂ１から点Ｃ１へ変化する。第２凝縮器４を出た高圧冷媒は、高低圧熱交換器８で、蒸発器６を出た低圧冷媒と熱交換することにより冷却される。すなわち、高圧冷媒は高低圧熱交換器８で点Ｃ１から点Ｄ１へ変化する。高低圧熱交換器８を出た過冷却液の冷媒は、膨張弁５で点Ｅ１まで膨張して減圧され、気液二相状態の低圧冷媒となる。この気液二相状態の低圧冷媒は、蒸発器６で点Ｅ１から点Ｆ１まで吸熱し、蒸発する。図７は蒸発器６の出口の低圧冷媒（点Ｆ１）が気液二相状態の場合を示すが、蒸発器６の出口の低圧冷媒は過熱蒸気でも良い。蒸発器６を出た低圧冷媒は、高低圧熱交換器８で高圧冷媒と熱交換することにより、点Ｆ１から点Ｇ１まで加熱され、アキュムレータ７を経て、圧縮機２に吸入される。
【００４０】
低温入水運転では、冷媒が入水温度に近い温度まで過冷却されるため、冷媒のエンタルピ差が大きくなる結果、冷凍サイクル装置１ＡのＣＯＰを高くすることができる。図８に、低温入水運転での外気温度と入水温度との関係の一例を示す。図５に示す入水温度が９℃の例は、外気温度が７℃の場合に相当する。外気温度の上昇に対して、入水温度も上昇する。
【００４１】
図９は、本実施の形態１の冷凍サイクル装置１Ａの高温入水運転の動作を示す図である。高温入水運転では、水入口９１から流入した水は、第２凝縮器４を通らずに、第２凝縮器バイパス通路１０を通った後、二つに分岐して第１凝縮器３Ａ，３Ｂを並列に流れ、加熱される。高温入水運転で冷媒が流れる経路は、低温入水運転と同じである。ただし、第２凝縮器４で水との熱交換がないため、第２凝縮器４では冷媒は凝縮しない。
【００４２】
図１０は、本実施の形態１の冷凍サイクル装置１Ａの高温入水運転における第１凝縮器３Ａ，３Ｂでの冷媒および水の温度変化の一例を示す図である。図１０では、横軸が冷媒のエンタルピを表し、縦軸が温度を表す。この例では、冷媒と水の温度差が最小となるピンチポイントの温度差をおよそ３Ｋとする。また、入水温度を５０℃、冷媒の凝縮温度を６２℃（飽和圧力で４．１１ＭＰａ）、第１凝縮器３Ａ，３Ｂの入口の冷媒ガスの温度を１２６℃とすると、第１凝縮器３Ａ，３Ｂの出口の水温すなわち出湯温度は８０℃となる。
【００４３】
図１１は、本実施の形態１の冷凍サイクル装置１Ａの高温入水運転のＰ−ｈ線図を示す。図１１に示すように、高温入水運転では、低圧冷媒ガスが圧縮機２で点Ｇ２から点Ａ２まで圧縮されて高圧冷媒ガスとなる。この高圧冷媒ガスは、第１凝縮器３Ａ，３Ｂにて、点Ａ２から点Ｂ２まで冷却され、その間に凝縮を開始する。点Ｂ２は、気液二相状態となる。第２凝縮器４では、水が流れず、熱交換がなされない。このため、第２凝縮器４内で冷媒は、エンタルピが低下しないが、圧力損失により圧力が降下する。すなわち、第２凝縮器４内で冷媒は点Ｂ２から点Ｃ２へ変化する。第２凝縮器４を出た高圧冷媒は、高低圧熱交換器８で、蒸発器６を出た低圧冷媒と熱交換することにより冷却され、更に凝縮する。すなわち、高低圧熱交換器８で高圧冷媒は点Ｃ２から点Ｄ２へ変化する。図１１は、高低圧熱交換器８の出口の高圧冷媒（点Ｄ２）が過冷却液の場合を示すが、高低圧熱交換器８の出口の高圧冷媒は気液二相でも飽和液でも良い。高低圧熱交換器８を出た高圧冷媒は、膨張弁５で点Ｅ２まで膨張して減圧され、気液二相状態の低圧冷媒となる。この気液二相状態の低圧冷媒は、蒸発器６で点Ｅ２から点Ｆ２まで吸熱し、蒸発する。蒸発器６の出口（点Ｆ２）でも低圧冷媒は気液二相状態である。蒸発器６を出た気液二相状態の低圧冷媒は、高低圧熱交換器８で高圧冷媒と熱交換することにより、点Ｆ２から点Ｇ２まで加熱されて更に蒸発する。蒸発器６を出た低圧冷媒は、アキュムレータ７を経て、圧縮機２に吸入される。
【００４４】
高低圧熱交換器８の熱交換量は、高圧部８１の入口の冷媒温度すなわち第２凝縮器４の出口の冷媒温度と、低圧部８２の入口の冷媒温度すなわち蒸発器６の出口の冷媒温度との温度差に比例する。低温入水運転では、第２凝縮器４の出口の冷媒の過冷却度を大きくする運転となる。過冷却度とは、凝縮温度すなわち飽和温度からの温度低下幅である。ここでは、第２凝縮器４の出口の冷媒温度を１２℃とし、蒸発器６での冷媒の蒸発温度を０℃とすると、低温入水運転の高低圧熱交換器８の温度差ΔＴ１は、次式で表される。
ΔＴ１＝１２℃−０℃＝１２Ｋ
【００４５】
一方、高温入水運転では、第２凝縮器４で冷媒は凝縮しないため、高低圧熱交換器８の高圧部８１の入口の冷媒温度は、第１凝縮器３Ａ，３Ｂの出口の冷媒温度から、第２凝縮器４での圧力損失により温度降下した温度となる。ここでは、第１凝縮器３Ａ，３Ｂの出口の冷媒温度を６２℃とし、第２凝縮器４での圧力損失による冷媒の温度降下を５Ｋと仮定すると、高温入水運転の高低圧熱交換器８の温度差ΔＴ２は、次式で表される。
ΔＴ２＝（６２℃−５Ｋ）−０℃＝５７Ｋ
【００４６】
高温入水運転の第２凝縮器４の点Ｂ２から点Ｃ２の平均冷媒乾き度は、低温入水運転の第２凝縮器４の点Ｂ１から点Ｃ１の平均冷媒乾き度より高い。このため、高温入水運転の第２凝縮器４内の平均冷媒密度は、低温入水運転の第２凝縮器４内の平均冷媒密度より小さい。また、高温入水運転の蒸発器６の点Ｅ２から点Ｆ２の平均冷媒乾き度は、低温入水運転の蒸発器６の点Ｅ１から点Ｆ１の平均冷媒乾き度より高い。このため、高温入水運転の蒸発器６内の平均冷媒密度は、低温入水運転の蒸発器６内の平均冷媒密度より小さい。このようなことから、高温入水運転は、低温入水運転に比べて、第２凝縮器４および蒸発器６に必要な冷媒量が少なくなるため、冷媒回路内に余剰の冷媒が発生する。本実施の形態１の冷凍サイクル装置１Ａによれば、高温入水運転において、高低圧熱交換器８で冷媒を冷却することで、蒸発器６の入口の冷媒のエンタルピが低くなる。その結果、蒸発器６の平均冷媒密度が大きくなるので、蒸発器６に余剰冷媒の一部を貯留することができる。また、高温入水運転では、アキュムレータ７にも余剰冷媒を貯留する運転となる。
【００４７】
図１２は、本実施の形態１の冷凍サイクル装置１Ａの第１凝縮器３Ａ，３Ｂおよび第２凝縮器４の内部における冷媒および水の位置と温度の関係の一例を示す図である。図１２の縦軸は温度を表す。図１２の横軸は、第１凝縮器３Ａ，３Ｂの一つの熱媒体流路長および第２凝縮器４の一つの熱媒体流路長の合計を１としたときの第２凝縮器４の水の入口からの距離の比を表す。ここで、熱媒体流路長とは、熱媒体流路の流れ方向に対する中心軸の長さとする。図１２に示す例の運転条件は、前述した図６または図１０の運転条件と同じとする。
【００４８】
第１凝縮器３Ａ，３Ｂの一つの熱媒体流路長をＬｐ１とし、第２凝縮器４の一つの熱媒体流路長をＬｐ２とすると、図１２に示す例では、Ｌｐ１：Ｌｐ２＝０．５５：０．４５としている。本実施の形態１では、第１凝縮器３Ａ，３Ｂの熱媒体流路は二つあり、第２凝縮器４の熱媒体流路は一つであるため、第１凝縮器３Ａ，３Ｂの熱媒体流路の全長をＬ１とし、第２凝縮器４の熱媒体流路の全長をＬ２とすると、Ｌ１：Ｌ２＝１．１０：０．４５≒２．４：１．０となる。
【００４９】
第１凝縮器３Ａ，３Ｂの熱媒体流路長と第２凝縮器４の熱媒体流路長との比を上記のようにした場合、入水温度が例えば９℃の低温入水運転では、図１２に示されるとおり、第２凝縮器４で水を９℃から５０℃まで加熱した後、第１凝縮器３Ａ，３Ｂで水を５０℃から８０℃まで加熱することができる。また、入水温度が例えば５０℃の高温入水運転では、第１凝縮器３Ａ，３Ｂで水を５０℃から８０℃まで加熱することができる。
【００５０】
本実施の形態１の冷凍サイクル装置１Ａによれば、以下のような効果が得られる。
（効果１）高温入水運転では、第２凝縮器４に水を通さないので、第２凝縮器４での熱交換が抑制されるので、高低圧熱交換器８の熱交換量を大きくすることができる。その結果、高低圧熱交換器８での高圧冷媒の冷却量が大きくなり、蒸発器６の入口の冷媒のエンタルピが低くなるので、蒸発器６に貯留される余剰冷媒の量を多くすることができる。よって、高温入水運転で発生する冷媒回路内の余剰冷媒を効率良く蒸発器６に溜めることができるので、高圧側冷媒圧力の過度の上昇を抑制することができる。また、高温入水運転で蒸発器６に貯留される余剰冷媒の量が多くなることから、アキュムレータ７のみに余剰冷媒を貯留する場合と比較して、アキュムレータ７に貯留される冷媒液の量を減少させることができる。そのため、圧縮機２に多量の冷媒液が吸入される液圧縮により圧縮機２がダメージを受ける可能性を低くできる。また、アキュムレータ７の大型化の必要性も小さくなる。
【００５１】
（効果２）高温入水運転で、第２凝縮器４を出た気液二相状態の高圧冷媒を高低圧熱交換器８で冷却することにより、膨張弁５の入口の高圧冷媒を、過冷却液の状態または乾き度の小さい状態にすることができる。このため、乾き度の大きい高圧冷媒を膨張弁５に流入させる場合に比べて、膨張弁５の容量（例えば口径）を小さくできる。すなわち、低温入水運転と高温入水運転とで、膨張弁５の容量を大きく変更する必要がない。
【００５２】
（効果３）高温入水運転では、第２凝縮器４内の冷媒が気液二相状態またはガスとなるため、過冷却液に比べて流速が高くなる。このため、高温入水運転の第２凝縮器４内の冷媒圧力損失は、低温入水運転の第２凝縮器４内の冷媒圧力損失より大きくなる。そのため、高温入水運転では、第２凝縮器４内の冷媒が圧力損失により温度降下を生じる。その結果、冷媒と水の温度差が小さくなるため、圧力を一定とすれば、熱交換量が低下する。第２凝縮器４内で、冷媒圧力損失が更に大きくなると、冷媒温度が入水温度より低くなる部分が発生する。冷媒温度が水温より低い部分では、水が冷媒に熱を奪われることになり、熱をロスする。その結果、冷凍サイクル装置１Ａが水を加熱する効率が低下する。これに対し、本実施の形態１では、高温入水運転では第２凝縮器４に水を通さないので、冷媒温度が入水温度より低くなる部分が第２凝縮器４内に発生しても、水が冷媒に熱を奪われることを確実に抑制できるので、熱のロスを抑制できる。それゆえ、冷凍サイクル装置１Ａが水を加熱する効率が低下することを確実に抑制できる。特に、本実施の形態１では、第２凝縮器４は、第１凝縮器３Ａ，３Ｂに比べて、冷媒流路の断面積が小さく、冷媒流路の数が少ないため、冷媒圧力損失が大きくなり易い。よって、上記効果の重要性が高い。一方、第１凝縮器３Ａ，３Ｂは、第２凝縮器４に比べて、冷媒流路の断面積が大きく、冷媒流路の数が多いため、冷媒圧力損失が小さい。このため、第１凝縮器３Ａ，３Ｂでは、入水温度が高い高温入水運転においても、凝縮圧力を上昇させることなく、十分な熱交換量を確保できる。
【００５３】
また、本実施の形態１の冷凍サイクル装置１Ａでは、第２凝縮器４の冷媒流路の断面積を、第１凝縮器３Ａ，３Ｂの冷媒流路の断面積より小さくしたことにより、以下のような効果が得られる。
（効果４）低温入水運転では、第２凝縮器４で冷媒を過冷却させ、第２凝縮器４の出口の冷媒温度を低くしてエンタルピ差を大きくすることで、ＣＯＰを高くすることができる。冷媒は、その性質上、過冷却液になると流速が低くなり、熱伝達率が気液二相部に比べて低くなる。これに対し、本実施の形態１では、第２凝縮器４の冷媒流路の断面積を、第１凝縮器３Ａ，３Ｂの冷媒流路の断面積より小さくしたことで、第２凝縮器４内の過冷却液の冷媒の流速の低下を抑制でき、それにより熱伝達率の低下を抑制できる。このため、低温入水運転において、第２凝縮器４での熱交換の効率を向上し、ＣＯＰを更に高くすることができる。特に、本実施の形態１では、第２凝縮器４の冷媒流路の数を、第１凝縮器３Ａ，３Ｂの冷媒流路の数より少なくしたことにより、第２凝縮器４での冷媒の熱伝達率の低下をより確実に抑制できる。
【００５４】
また、本実施の形態１では、冷媒としてＲ３２を用いることにより、次のような効果が得られる。
（効果５）図１３に、Ｒ４１０Ａ冷媒およびＲ３２冷媒の圧縮機吐出温度の比較を示す。図１３に示す例では、圧縮機吸入圧力を０℃でのＲ３２の飽和蒸気圧である０．８１ＭＰａとし、圧縮機吐出圧力を空調機の設計圧力と同等の４．２５ＭＰａとし、圧縮機２に吸入される冷媒の過熱度を０Ｋとし、圧縮機効率を１００％と仮定している。このような条件において、Ｒ４１０Ａの圧縮機吐出温度が９１℃であるのに対し、Ｒ３２の圧縮機吐出温度は１１０℃となる。過熱度とは、蒸発温度すなわち飽和温度からの温度上昇幅である。高温入水運転では、前述のようにアキュムレータ７に余剰の冷媒液を貯留する運転となるため、圧縮機２に吸入される冷媒の過熱度が０Ｋ（もしくは０Ｋ以下）となる。圧縮機２に吸入される冷媒の過熱度が０Ｋになると、上記のようにＲ４１０Ａ冷媒は圧縮機吐出温度が９１℃と低くなる。このため、Ｒ４１０Ａを冷媒に用いた場合、高温入水運転での出湯温度を高くすることが困難となる。これに対し、Ｒ３２冷媒は、圧縮機２に吸入される冷媒の過熱度が０Ｋになっても、圧縮機吐出温度を１１０℃と高くすることができる。このため、冷媒にＲ３２を用いることで、高温入水運転での出湯温度をＲ４１０Ａ冷媒より高くすることができる。その結果、貯湯タンク２１の容量が同一の場合、蓄熱量をより多くできる。本実施の形態１の冷凍サイクル装置１Ａは、Ｒ３２を冷媒に用い、設計圧力を空調機と同程度にした場合、出湯温度は最高で約８０℃となる。したがって、貯湯タンク２１の貯湯温度も最高で約８０℃となる。これに対し、ＣＯ２を冷媒に用いたヒートポンプ給湯機の出湯温度は最高で約９０℃であり、貯湯温度も最高で約９０℃となる。このため、貯湯タンク２１の容量を同一とした場合に、蓄熱量はＣＯ２冷媒を用いたヒートポンプ給湯機の方が大きくなる。しかしながら、給湯管２９から給湯端末へ供給する湯の温度は、約４０〜６０℃であるので、貯湯温度が８０℃でも問題は無い。また、本実施の形態１の冷凍サイクル装置１Ａでは、入水温度が約５０℃以上の高温入水運転を行う場合にも、出湯温度を８０℃以上とし、且つ効率の良い運転が行える。このため、貯湯タンク２１からの放熱などにより貯湯温度および蓄熱量が低下した場合には、冷凍サイクル装置１Ａの高温入水運転による蓄熱運転を行うことにより、貯湯タンク２１内の温度低下した湯を効率良く再加熱することができる。また、ＣＯ２の臨界温度が約３１℃であるのに対して、Ｒ３２の臨界温度は約７８℃と高い。このため、本実施の形態１の冷凍サイクル装置１Ａによれば、高温入水運転でも冷媒の凝縮潜熱を利用できるので、ＣＯＰの高い運転ができる。また、貯湯温度が高すぎると、貯湯タンク２１から外気への放熱が増加するため、９０℃で貯湯するよりも、８０℃で貯湯し、蓄熱量が低下した場合に再び蓄熱運転を行う方が熱ロスが小さくなる。なお、本発明では、Ｒ３２が１００％の冷媒を用いた場合だけでなく、Ｒ３２を主成分とする冷媒を用いた場合にも、上述した効果と同様の効果が得られる。Ｒ３２を主成分とする冷媒を用いる場合、Ｒ３２の割合が７０ｍａｓｓ％以上、より好ましくは９０ｍａｓｓ％以上の冷媒を用いれば良い。
【００５５】
ここで、第１凝縮器の冷媒流路の数の、第２凝縮器の冷媒流路の数に対する比を冷媒流路数比と定義する。前述したように、本実施の形態１では、第１凝縮器３Ａ，３Ｂの冷媒流路は６本であり、第２凝縮器４の冷媒流路は３本であるため、冷媒流路数比は２である。図１４は、冷媒流路数比と第１凝縮器の冷媒圧力損失の大きさとの関係を示す図である。図１４の縦軸は、冷媒流路数比が１のときを１００％とした第１凝縮器の冷媒圧力損失の大きさを表す。図１４に示すように、冷媒流路数比が大きいほど、第１凝縮器の冷媒圧力損失は減少する。しかしながら、冷媒流路数比が２．５を超えると、冷媒圧力損失をそれ以上に低減する効果は小さくなる。一方、冷媒流路数比が大き過ぎると、冷媒流速の低下により、熱伝達率が低下するため、熱交換量が低下する場合がある。以上のようなことから、冷媒流路数比は１．５から２．５程度が望ましく、本実施の形態１のように冷媒流路数比が２であることが特に望ましい。また、本実施の形態１では、第１凝縮器３Ａ，３Ｂおよび第２凝縮器４をほぼ同じ構造の熱交換器で構成している。すなわち、第２凝縮器４とほぼ同じ構造の熱交換器を二つ並列に接続することで第１凝縮器３Ａ，３Ｂを構成している。これにより、容易な設計で上記効果を達成することができる。
【００５６】
本実施の形態１における低温入水運転では、水のバイパス率を０％とし、水の全量を第２凝縮器４で加熱するので、出湯温度を高くすることができる。ただし、本発明では、低温入水運転で、水のバイパス率を必ずしも０％にしなくても良く、少量の水を第２凝縮器バイパス通路１０に通しても良い。また、本実施の形態１における高温入水運転では、水のバイパス率を１００％とし、水の全量を第２凝縮器バイパス通路１０に通すので、第２凝縮器４で冷媒が水に熱を奪われることを確実に防止することができる。ただし、本発明では、高温入水運転で、水のバイパス率を必ずしも１００％にしなくても良く、少量の水を第２凝縮器４に通しても良い。
【００５７】
また、本発明では、第１基準温度と、それより高い第２基準温度とを設け、入水温度が第１基準温度に対して低い場合にはバイパス率を０％とし、入水温度が第２基準温度に対して高い場合にはバイパス率を１００％とし、入水温度が第１基準温度と第２基準温度との間にある場合には入水温度が高くなるにつれてバイパス率が連続的または段階的に高くなるように、制御装置５０が流路切替弁１１の動作を制御しても良い。これにより、低温入水運転と高温入水運転との遷移を円滑に行うことができる。
【００５８】
本実施の形態１においては、送風機１２の送風量を変えることにより、蒸発器６の熱交換量を変化させることができる。送風機１２の送風量を大きくすると蒸発器６の熱交換量が増え、送風機１２の送風量を小さくすると蒸発器６の熱交換量が減る。本実施の形態１では、高温入水運転のとき、低温入水運転に比べて送風機１２の送風量を小さくすることにより、蒸発器６の熱交換量を抑制するように制御しても良い。すなわち、図４のフローチャートにおいて、制御装置５０がステップＳ３の高温入水運転のときにステップＳ２の低温入水運転に比べて送風機１２の駆動速度を低くするように制御すれば良い。このようにして、高温入水運転で蒸発器６の熱交換量を抑制することにより、冷媒の蒸発量が低下するため、蒸発器６内の平均冷媒密度が大きくなる結果、蒸発器６に貯留される余剰冷媒量が増加させることができる。よって、上述した効果１をより大きく発揮させることができる。なお、高温入水運転は、低温入水運転と比べて、蒸発器６での冷媒のエンタルピ差が小さいため、蒸発器６の熱交換量を抑制しても、蒸発温度の低下が小さく、ＣＯＰに与える影響が小さい。本実施の形態１では、送風機１２が蒸発器熱交換量可変手段に相当する。蒸発器６の熱源が液体である場合には、その液体を蒸発器６に送るポンプを蒸発器熱交換量可変手段として用いることができる。
【００５９】
実施の形態２．
次に、図１５を参照して、本発明の実施の形態２について説明するが、上述した実施の形態１との相違点を中心に説明し、同一部分または相当部分は同一符号を付し説明を省略する。
【００６０】
図１５は、本発明の実施の形態２の冷凍サイクル装置の構成図である。図１５に示す本実施の形態２の冷凍サイクル装置１Ｂは、実施の形態１の冷凍サイクル装置１Ａと比べて、高低圧熱交換器８の低圧部８２をバイパスする高低圧熱交換器バイパス通路１４と、高低圧熱交換器バイパス通路１４を開閉する開閉弁１５とを備える。本実施の形態２では、図４のフローチャートで制御装置５０は、ステップＳ２の低温入水運転では開閉弁１５を開き、ステップＳ３の高温入水運転では開閉弁１５を閉じるように制御する。図１５は、高温入水運転の動作を表す。高温入水運転では、開閉弁１５が閉じているので、蒸発器６を出た低圧冷媒は、高低圧熱交換器バイパス通路１４を通らず、高低圧熱交換器８の低圧部８２を通る。このような本実施の形態２の高温入水運転は、実施の形態１の高温入水運転と同様の状態となる。
【００６１】
本実施の形態２によれば、実施の形態１と同様の効果に加えて、次のような効果が得られる。本実施の形態２の低温入水運転では、開閉弁１５が開いているので、蒸発器６を出た低圧冷媒のほとんどは、高低圧熱交換器８に比べて流路抵抗の小さい高低圧熱交換器バイパス通路１４を通る。これにより、本実施の形態２の低温入水運転では、実施の形態１に比べて、高低圧熱交換器８の熱交換を抑制することができる。このため、低温入水運転のとき、第２凝縮器４を出た高圧冷媒が高低圧熱交換器８で冷却されることが抑制されるので、蒸発器６の入口の冷媒のエンタルピを高くすることができる。その結果、低温入水運転のときに蒸発器６内の冷媒の量を低減できるので、低温入水運転で冷媒回路内に必要な冷媒量を少なくできる。よって、実施の形態１に比べて、冷媒回路内に封入する冷媒量を低減できるので、高温入水運転で余剰になる冷媒量を低減できる。
【００６２】
なお、本実施の形態２では、高温入水運転で開閉弁１５を冷媒が流れないように閉じるようにしているが、高温入水運転で開閉弁１５を少量の冷媒が通過しても良い。すなわち、高温入水運転での開閉弁１５の開度が低温入水運転での開閉弁１５の開度より小さくなるようにすれば良い。
【００６３】
また、上述した高低圧熱交換器バイパス通路１４および開閉弁１５に代えて、高低圧熱交換器８の高圧部８１をバイパスする高低圧熱交換器バイパス通路と当該高低圧熱交換器バイパス通路を開閉する開閉弁とを設け、上記と同様に制御しても良い。その場合にも、上記と同様の効果が得られる。
【００６４】
実施の形態３．
次に、図１６から図１９を参照して、本発明の実施の形態３について説明するが、上述した実施の形態１との相違点を中心に説明し、同一部分または相当部分は同一符号を付し説明を省略する。
【００６５】
図１６は、本発明の実施の形態３の冷凍サイクル装置の構成図である。図１６に示す本実施の形態３の冷凍サイクル装置１Ｃは、実施の形態１の冷凍サイクル装置１Ａと比べて、第２凝縮器バイパス通路１０および流路切替弁１１を備えない代わりに、第２凝縮器バイパス通路１６およびバイパス弁１７を備える。第２凝縮器バイパス通路１６は、第２凝縮器４の冷媒流路４１をバイパスする。第２凝縮器バイパス通路１６の一端は、第１凝縮器３Ａ，３Ｂの冷媒流路３１と第２凝縮器４の冷媒流路４１との間の冷媒配管に接続されている。第２凝縮器バイパス通路１６の他端は、膨張弁５と蒸発器６との間の冷媒配管に接続されている。バイパス弁１７は、第２凝縮器バイパス通路１６の途中に設けられており、第２凝縮器バイパス通路１６を開閉する。高低圧熱交換器８の高圧部８１は、バイパス弁１７の上流側の第２凝縮器バイパス通路１６の途中に接続されている。バイパス弁１７は、高圧冷媒を減圧膨張させる減圧装置の機能も持つ。バイパス弁１７は、その開度が任意に変更可能なものが好ましい。入り熱媒体温度センサ１３は、水入口９１と第２凝縮器４との間の熱媒体経路９の途中に設置されている。
【００６６】
本実施の形態３では、第１凝縮器３Ａ，３Ｂを通過した冷媒の全流量のうち、第２凝縮器４を通らずに第２凝縮器バイパス通路１６を通る割合を「バイパス率」と称する。本実施の形態３では、膨張弁５およびバイパス弁１７が、第２凝縮器バイパス通路１６を通る冷媒の流量であるバイパス量を可変にする流路制御要素に相当する。バイパス量が大きいほど、高低圧熱交換器８の高圧部８１を通る高圧冷媒の流量が高くなるため、高低圧熱交換器８の熱交換量が大きくなる。また、本実施の形態３では、低温入水運転および高温入水運転のいずれにおいても、水入口９１から流入した水の全量が第２凝縮器４を通る。
【００６７】
冷凍サイクル装置１Ｃは、入水温度が基準温度αより低い場合には低温入水運転を行い、入水温度が基準温度α以上である場合には高温入水運転を行う。基準温度αは、実施の形態１と同じく５０℃とする。制御装置５０は、高温入水運転のバイパス量が低温入水運転のバイパス量より大きくなるように膨張弁５およびバイパス弁１７の動作を制御する。これにより、高温入水運転での高低圧熱交換器８の熱交換量を大きくする。本実施の形態３では、低温入水運転のバイパス率を０％とし、高温入水運転のバイパス率を１００％として説明する。
【００６８】
図１６は、本実施の形態３の冷凍サイクル装置１Ｃの低温入水運転の動作を示している。低温入水運転を行う場合には制御装置５０は、バイパス弁１７を冷媒が流れないような開度に閉じる。これにより、第１凝縮器３Ａ，３Ｂを通過した冷媒の全流量が第２凝縮器４および膨張弁５を通り、蒸発器６へ向かう。このように、本実施の形態３の低温入水運転では、高低圧熱交換器８の高圧部８１に冷媒が流れないので、高低圧熱交換器８で熱交換は行われない。
【００６９】
図１７は、本実施の形態３の冷凍サイクル装置１Ｃの低温入水運転のＰ−ｈ線図を示す。図１７に示すように、低温入水運転では、低圧冷媒ガスが圧縮機２で点Ｇ３から点Ａ３まで圧縮されて高圧冷媒ガスとなる。この高圧冷媒ガスは、第１凝縮器３Ａ，３Ｂで点Ａ３から点Ｂ３まで冷却され、その間に凝縮を開始する。点Ｂ３は、気液二相状態となる。この気液二相状態の高圧冷媒は、第２凝縮器４で更に凝縮して過冷却液となる。すなわち、高圧冷媒は第２凝縮器４で点Ｂ３から点Ｃ３へ変化する。第２凝縮器４を出た高圧冷媒は、高低圧熱交換器８を通らず、膨張弁５で点Ｅ３まで膨張して減圧され、気液二相状態の低圧冷媒となる。この気液二相状態の低圧冷媒は、蒸発器６で点Ｅ３から点Ｇ３まで吸熱し、蒸発する。蒸発器６を出た低圧冷媒は、高低圧熱交換器８の低圧部８２を通過するが、高低圧熱交換器８で熱交換は行われないので、エンタルピは変化しない。高低圧熱交換器８の低圧部８２およびアキュムレータ７を通過した低圧冷媒は、圧縮機２に吸入される。
【００７０】
図１８は、本実施の形態３の冷凍サイクル装置１Ｃの高温入水運転の動作を示す図である。図１８に示すように、高温入水運転を行う場合には制御装置５０は、バイパス弁１７を開くとともに、膨張弁５を冷媒が流れないような開度に閉じる。これにより、第１凝縮器３Ａ，３Ｂを通過した冷媒の全流量が、第２凝縮器４を通らずに、第２凝縮器バイパス通路１６および高低圧熱交換器８を通る。高低圧熱交換器８の高圧部８１を通過した高圧冷媒は、バイパス弁１７で膨張して減圧され、蒸発器６へ向かう。この高温入水運転では、水は第２凝縮器４を通るが、冷媒が第２凝縮器４を通らないので、第２凝縮器４で水は温度変化しない。また、高温入水運転では、高低圧熱交換器８の高圧部８１に冷媒が流れるので、高低圧熱交換器８で熱交換が行われる。
【００７１】
図１９は、本実施の形態３の冷凍サイクル装置１Ｃの低温入水運転のＰ−ｈ線図を示す。図１９に示すように、高温入水運転では、低圧冷媒ガスが圧縮機２で点Ｇ４から点Ａ４まで圧縮されて高圧冷媒ガスとなる。この高圧冷媒ガスは、第１凝縮器３Ａ，３Ｂで点Ａ４から点Ｂ４まで冷却され、その間に凝縮を開始する。点Ｂ４は、気液二相状態となる。第１凝縮器３Ａ，３Ｂを出た高圧冷媒は、高低圧熱交換器８で、蒸発器６を出た低圧冷媒と熱交換することにより冷却され、更に凝縮する。すなわち、高低圧熱交換器８で高圧冷媒は点Ｂ４から点Ｄ４へ変化する。図１９は、高低圧熱交換器８の出口の高圧冷媒（点Ｄ４）が過冷却液の場合を示すが、高低圧熱交換器８の出口の高圧冷媒は気液二相でも飽和液でも良い。高低圧熱交換器８を出た高圧冷媒は、バイパス弁１７で点Ｅ４まで膨張して減圧され、気液二相状態の低圧冷媒となる。この気液二相状態の低圧冷媒は、蒸発器６で点Ｅ４から点Ｆ４まで吸熱し、蒸発する。蒸発器６の出口（点Ｆ４）でも低圧冷媒は気液二相状態である。蒸発器６を出た気液二相状態の低圧冷媒は、高低圧熱交換器８で高圧冷媒と熱交換することにより、点Ｆ４から点Ｇ４まで加熱されて更に蒸発する。蒸発器６を出た低圧冷媒は、アキュムレータ７を経て、圧縮機２に吸入される。
【００７２】
本実施の形態３の冷凍サイクル装置１Ｃによれば、実施の形態１と同様の効果が得られる。すなわち、本実施の形態３によれば、高温入水運転のとき、高低圧熱交換器８の熱交換量を大きくすることができるので、蒸発器６に貯留される余剰冷媒の量を多くすることができ、高温入水運転で発生する冷媒回路内の余剰冷媒を効率良く蒸発器６に溜めることができる。
【００７３】
また、本実施の形態３では、低温入水運転のとき、高低圧熱交換器８の熱交換を抑制することができる。このため、低温入水運転のとき、水と熱交換した後の高圧冷媒が高低圧熱交換器８で冷却されることが抑制されるので、蒸発器６の入口の冷媒のエンタルピを高くすることができる。その結果、低温入水運転のときに蒸発器６内の冷媒の量を低減できるので、低温入水運転で冷媒回路内に必要な冷媒量を少なくできる。よって、実施の形態１に比べて、冷媒回路内に封入する冷媒量を低減できるので、高温入水運転で余剰になる冷媒量を低減できる。
【００７４】
また、本実施の形態３では、高温入水運転のとき、冷媒が第２凝縮器４を通らないので、冷媒温度が入水温度より低くなる部分が第２凝縮器４内に発生することを確実に抑制できる。それゆえ、水が冷媒に熱を奪われることを確実に抑制できるので、冷凍サイクル装置１Ｃが水を加熱する効率が低下することを確実に抑制できる。また、高温入水運転では、第１凝縮器３Ａ，３Ｂを通過した気液二相状態またはガスの冷媒が、冷媒流路の断面積が小さい第２凝縮器４を通らないで済むため、第２凝縮器４内で冷媒が圧力損失により温度降下することを回避できる。
【００７５】
また、本実施の形態３では、高温入水運転のとき、冷媒が第２凝縮器４を通らないので、冷媒圧力損失を実施の形態１よりも更に低減できる。このため、高温入水運転においても、第１凝縮器３Ａ，３Ｂで、凝縮圧力の上昇をより確実に抑制し、十分な熱交換量をより確実に確保できる。
【００７６】
本実施の形態３における低温入水運転では、冷媒のバイパス率を０％とし、冷媒の全流量を第２凝縮器４に通すので、出湯温度を高くすることができる。ただし、本発明では、低温入水運転で、冷媒のバイパス率を必ずしも０％にしなくても良く、冷媒の全流量のうちの少量を第２凝縮器バイパス通路１６に通しても良い。また、本実施の形態３における高温入水運転では、冷媒のバイパス率を１００％とし、冷媒の全流量を第２凝縮器バイパス通路１６に通すので、冷媒の圧力損失をより確実に低減できる。ただし、本発明では、高温入水運転で、冷媒のバイパス率を必ずしも１００％にしなくても良く、冷媒の全流量のうちの少量を第２凝縮器４に通しても良い。
【００７７】
実施の形態４．
次に、図２０から図２２を参照して、本発明の実施の形態４について説明するが、上述した実施の形態３との相違点を中心に説明し、同一部分または相当部分は同一符号を付し説明を省略する。
【００７８】
図２０は、本発明の実施の形態４の冷凍サイクル装置の構成図である。図２０に示すように、本実施の形態４の冷凍サイクル装置１Ｄの機器構成は、実施の形態３と同様であるので、説明を省略する。
【００７９】
図２１は、本実施の形態４の冷凍サイクル装置１Ｄにおける制御動作を示すフローチャートである。図２１のステップＳ１１で、制御装置５０は、入り熱媒体温度センサ１３で検出される入水温度と、予め設定された第１基準温度βとを比較する。本実施の形態４では、第１基準温度β＝３０℃とする。ステップＳ１１で入水温度が第１基準温度β以下である場合には、制御装置５０は、ステップＳ１２へ移行する。ステップＳ１２で冷凍サイクル装置１Ｄは、低温入水運転を行う。この低温入水運転は、実施の形態３の低温入水運転（図１６）と同様である。すなわち、ステップＳ１２で制御装置５０は、膨張弁５を開くとともに、バイパス弁１７を冷媒が流れないような開度に閉じる。
【００８０】
ステップＳ１１で入水温度が第１基準温度βより高い場合には、制御装置５０は、ステップＳ１３へ移行する。ステップＳ１３で制御装置５０は、入水温度と、予め設定された第２基準温度γとを比較する。本実施の形態４では、第２基準温度γ＝５０℃とする。ステップＳ１３で入水温度が第２基準温度γ以上である場合には、制御装置５０は、ステップＳ１４へ移行する。ステップＳ１４で冷凍サイクル装置１Ｄは、高温入水運転を行う。この高温入水運転は、実施の形態３の高温入水運転（図１８）と同様である。すなわち、ステップＳ１４で制御装置５０は、バイパス弁１７を開くとともに、膨張弁５を冷媒が流れないような開度に閉じる。
【００８１】
ステップＳ１３で入水温度が第２基準温度γより低い場合、すなわち入水温度が第１基準温度βと第２基準温度γとの間にある場合には、制御装置５０は、ステップＳ１５へ移行する。ステップＳ１５で冷凍サイクル装置１Ｄは、中温入水運転を行う。
【００８２】
図２０は、本実施の形態４の冷凍サイクル装置１Ｄの中温入水運転の動作を示している。中温入水運転で制御装置５０は、第１凝縮器３Ａ，３Ｂを通過した冷媒が、第２凝縮器４と第２凝縮器バイパス通路１６とに分かれて流れるように、膨張弁５およびバイパス弁１７の開度を制御する。
【００８３】
図２２は、本実施の形態４の冷凍サイクル装置１Ｄの中温入水運転での入水温度とバイパス率との関係を示す図である。図２２に示すように、中温入水運転で制御装置５０は、入水温度が高くなるにつれてバイパス率が連続的に高くなるように、膨張弁５およびバイパス弁１７の開度を制御する。
【００８４】
ここで、バイパス率をＲｂ［％］とし、第２凝縮器４を通る冷媒流量をＧｒｃとし、第２凝縮器バイパス通路１６を通る冷媒流量をＧｒｂとすると、次式が成り立つ。
Ｒｂ＝Ｇｒｂ／（Ｇｒｃ＋Ｇｒｂ）×１００
【００８５】
第１基準温度βは、図１２において、第２凝縮器４内の冷媒の乾き度が０になる位置の水温、すなわち冷媒が気液二相域と過冷却域との境目になる位置の水温を目安にすることが望ましい。図１２に示す例では、冷媒の乾き度が０になる位置の水温が約３０℃である。このため、本実施の形態４では、第１基準温度β＝３０℃としている。
【００８６】
冷媒の全流量を第２凝縮器４に通す場合に、圧力を一定とすると、入水温度が高いほど、第２凝縮器４の冷媒平均流速が高くなり、第２凝縮器４の冷媒圧力損失が大きくなる。本実施の形態４では、入水温度が第１基準温度β（３０℃）と第２基準温度γ（５０℃）との間にある場合には、冷媒流量の一部を第２凝縮器バイパス通路１６に通す中温入水運転を行うことで、第２凝縮器４の冷媒流量を減少させて圧力損失を低減できる。このため、本実施の形態４によれば、入水温度が３０℃から５０℃の間にある場合に、実施の形態３よりも冷媒圧力損失を低減できるという利点がある。
【００８７】
中温入水運転において、第１凝縮器３Ａ，３Ｂの冷媒エンタルピ差をΔｈ１とし、第２凝縮器４の冷媒エンタルピ差をΔｈ２とし、第１凝縮器３Ａ，３Ｂおよび第２凝縮器４の全体の冷媒エンタルピ差をΔｈとすると、次式が成り立つ。
Δｈ＝Δｈ１＋Ｇｒｃ／（Ｇｒｃ＋Ｇｒｂ）・Δｈ２
【００８８】
本実施の形態４では、入水温度が第１基準温度βと第２基準温度γとの間にある場合、第１凝縮器３Ａ，３Ｂおよび第２凝縮器４の全体の冷媒エンタルピ差は、上記式で計算されるΔｈとなる。一方、入水温度が第１基準温度β以上の場合に冷媒の全流量を第２凝縮器バイパス通路１６に通すとした場合には、第１凝縮器３Ａ，３Ｂおよび第２凝縮器４の全体の冷媒エンタルピ差はΔｈ１になる。このように、本実施の形態４によれば、入水温度が第１基準温度β以上の場合に冷媒の全流量を第２凝縮器バイパス通路１６に通す場合に比べて、冷媒エンタルピ差を大きくできるため、ＣＯＰをより高くできる。
【００８９】
本実施の形態４では、入水温度が第１基準温度βと第２基準温度γとの間にある場合に、入水温度が高くなるにつれて、冷媒のバイパス率を高くすることで高低圧熱交換器８の熱交換量を大きくすることができる。このため、実施の形態３に比べて、蒸発器６の入口のエンタルピを低くすることができるので、蒸発器６により多くの余剰冷媒を溜めることができる。
【００９０】
更に、本実施の形態４によれば、低温入水運転と高温入水運転との間で中温入水運転を行うので、それらの運転間の遷移を円滑に行うことができる。なお、本実施の形態４では、中温入水運転で入水温度が高くなるにつれてバイパス率が連続的に高くなるように膨張弁５およびバイパス弁１７の開度を制御するが、本発明では、中温入水運転で入水温度が高くなるにつれてバイパス率が段階的に高くなるように膨張弁５およびバイパス弁１７の開度を制御しても良い。
【００９１】
実施の形態５．
次に、図２３および図２４を参照して、本発明の実施の形態５について説明するが、上述した実施の形態３または４との相違点を中心に説明し、同一部分または相当部分は同一符号を付し説明を省略する。
【００９２】
図２３は、本発明の実施の形態５の冷凍サイクル装置の構成図である。図２３に示すように、本実施の形態５の冷凍サイクル装置１Ｅの機器構成は、実施の形態３および４の構成と比べて、高低圧熱交換器８の高圧部８１とバイパス弁１７との間の第２凝縮器バイパス通路１６の途中に冷媒液を貯留する受液器１８が設けられている。この点以外は、実施の形態３および４と同様であるので、説明を省略する。本実施の形態５の冷凍サイクル装置１Ｅの制御動作は、実施の形態３と同じでも良いし、実施の形態４と同じでも良い。
【００９３】
図２３は、第１凝縮器３Ａ，３Ｂを通過した高圧冷媒を第２凝縮器４と第２凝縮器バイパス通路１６との双方に配分する中温入水運転の動作を示している。図２４は、本実施の形態５の冷凍サイクル装置１Ｅの中温入水運転のＰ−ｈ線図を示す。図２４に示すように、本実施の形態５の中温入水運転では、低圧冷媒ガスが圧縮機２で点Ｇ５から点Ａ５まで圧縮されて高圧冷媒ガスとなる。この高圧冷媒ガスは、第１凝縮器３Ａ，３Ｂで点Ａ５から点Ｂ５まで冷却され、その間に凝縮を開始する。点Ｂ５は、気液二相状態となる。第１凝縮器３Ａ，３Ｂを出た高圧冷媒の一部は、第２凝縮器４で更に凝縮して過冷却液となる。第２凝縮器４で高圧冷媒は点Ｂ５から点Ｄ５へ変化する。第２凝縮器４を出た高圧冷媒は、膨張弁５で膨張して減圧され、気液二相状態の低圧冷媒となる。一方、第１凝縮器３Ａ，３Ｂを出た残りの高圧冷媒は、高低圧熱交換器８で、蒸発器６を出た低圧冷媒と熱交換することにより冷却され、飽和液となる。高低圧熱交換器８で高圧冷媒は点Ｂ５から点Ｃ５へ変化する。高低圧熱交換器８を出た冷媒液は、受液器１８に貯留される。受液器１８を出た冷媒液は、バイパス弁１７で膨張して減圧され、気液二相状態の低圧冷媒となる。膨張弁５を通過した低圧冷媒と、バイパス弁１７を通過した低圧冷媒とが合流し、蒸発器６に流入する。蒸発器６で低圧冷媒は点Ｅ５から点Ｆ５まで吸熱し、蒸発する。蒸発器６の出口（点Ｆ５）でも低圧冷媒は気液二相状態である。蒸発器６を出た気液二相状態の低圧冷媒は、高低圧熱交換器８で高圧冷媒と熱交換することにより、点Ｆ５から点Ｇ５まで加熱されて更に蒸発する。蒸発器６を出た低圧冷媒は、アキュムレータ７を経て、圧縮機２に吸入される。
【００９４】
本実施の形態５によれば、実施の形態３または４と同様の効果が得られる。更に、本実施の形態５によれば、受液器１８を設けたことにより、高温入水運転あるいは中温入水運転において、より多くの余剰冷媒を溜めることが可能となるので、高圧側冷媒圧力の過度の上昇および圧縮機２の液圧縮をより確実に抑制することができる。なお、本実施の形態５のように受液器１８を設ける場合には、アキュムレータ７に余剰冷媒を貯留しなくても良い。
【符号の説明】
【００９５】
１Ａ，１Ｂ，１Ｃ  冷凍サイクル装置、２  圧縮機、３Ａ，３Ｂ  第１凝縮器、４  第２凝縮器、５  膨張弁、６  蒸発器、７  アキュムレータ、８  高低圧熱交換器、９  熱媒体経路、１０  凝縮器バイパス通路、１１  流路切替弁、１２  送風機、１３  入り熱媒体温度センサ、１６  凝縮器バイパス通路、１７  バイパス弁、１８  受液器、２０  タンクユニット、２１  貯湯タンク、２２  水ポンプ、２３，２４  水路、２５  給水管、２６  給湯用混合弁、２７  出湯管、２８  給水分岐管、２９  給湯管、３０  追い焚き熱交換器、３１  冷媒流路、３２  熱媒体流路、４１  冷媒流路、４２  熱媒体流路、５０  制御装置、５０ａ  プロセッサ、５０ｂ  メモリ、６０  熱交換器、６１  ねじり管、６１ａ，６１ｂ，６１ｃ  溝、６２，６３，６４  冷媒伝熱管、９１  水入口、９２  水出口
【図１】
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【図２】
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【図３】
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【図４】
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【図５】
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【図６】
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【図７】
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【図８】
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【図９】
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【図１０】
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【図１１】
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【図１２】
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【図１３】
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【図１４】
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【図１５】
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【図１６】
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【図１７】
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【図１８】
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【図１９】
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【図２０】
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【図２１】
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【図２２】
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【図２３】
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【図２４】
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