(57)【要約】【課題】ＣＯＰの低下を抑制できるヒートポンプ式加熱装置を提供することを課題とする。【解決手段】圧縮機２と、膨張弁５と、放熱器３と、冷媒用水Ｗ２が冷媒ＣＬを冷却する高圧側熱交換器４と、蒸発器６ａと、冷媒ＣＬを冷媒用水Ｗ２が加熱する低圧側熱交換器７と、が環状に接続された冷媒サイクル１００、および、冷媒用水Ｗ２を加熱する圧縮機熱交換器１２２と、冷媒用水Ｗ２を冷却する冷却熱交換器６ｂと、高圧側熱交換器４と、低圧側熱交換器７と、が環状に接続された第２水サイクル１２０、を有するヒートポンプ式加熱装置とする。そして、低圧側熱交換器７は、圧縮機熱交換器１２２で加熱された冷媒用水Ｗ２が冷媒ＣＬを加熱し、高圧側熱交換器４は、冷却熱交換器６ｂで冷却された冷媒用水Ｗ２が冷媒ＣＬを冷却し、冷却熱交換器６ｂは、蒸発器６ａで温度が低下した空気Ａｉｒで冷媒用水Ｗ２を冷却するという特徴を有する。【選択図】図１
2015072074.tif 000002
【特許請求の範囲】
【請求項１】
少なくとも、
冷媒を圧縮する圧縮装置と、
前記冷媒を減圧する減圧装置と、
前記圧縮装置で圧縮された前記冷媒と第１流体が熱交換して前記第１流体を加熱する第１熱交換装置と、
前記圧縮装置で圧縮されて前記減圧装置で減圧される前の前記冷媒と第２流体が熱交換する高圧側熱交換装置と、
前記減圧装置で減圧された前記冷媒と空気との熱交換で前記冷媒を気化させる蒸発装置と、
前記蒸発装置で気化した前記冷媒と前記第２流体が熱交換する低圧側熱交換装置と、が冷媒流路で環状に接続されて前記冷媒が循環する冷媒サイクル、および、
少なくとも、
前記第２流体を加熱する加熱装置と、
前記第２流体を冷却する冷却装置と、
前記高圧側熱交換装置と、
前記低圧側熱交換装置と、が流体流路で環状に接続されて前記第２流体が循環する流体サイクル、を有し、
前記低圧側熱交換装置は、前記加熱装置で加熱されて前記冷却装置で冷却される前の前記第２流体と、前記冷媒と、が熱交換して前記冷媒を加熱し、
前記高圧側熱交換装置は、前記冷却装置で冷却された前記第２流体と、前記冷媒と、が熱交換して前記冷媒を冷却し、
前記冷却装置は、前記蒸発装置で前記冷媒を気化させて温度が低下した空気で前記第２流体を冷却すること、を特徴とするヒートポンプ式加熱装置。
【請求項２】
前記冷却装置は、前記蒸発装置で前記冷媒を気化させた後の空気が当たるように前記流体流路が配設されていることを特徴とする請求項１に記載のヒートポンプ式加熱装置。
【請求項３】
前記加熱装置は、前記圧縮装置が前記冷媒を圧縮するときに発生する熱で前記第２流体が加熱されるように、前記流体流路が前記圧縮装置に接して配設されていることを特徴とする請求項１または請求項２に記載のヒートポンプ式加熱装置。
【請求項４】
前記冷媒で加熱された前記第１流体を貯湯する蓄熱容器をさらに備え、
前記蓄熱容器から取り出された前記第１流体を、前記加熱装置で加熱された前記第２流体の代わりに前記流体流路に流通させることを特徴とする請求項１から請求項３までのいずれか１項に記載のヒートポンプ式加熱装置。
【請求項５】
前記冷媒で加熱された前記第１流体を貯湯する蓄熱容器と、
前記蓄熱容器から取り出された前記第１流体と前記冷媒が熱交換する第２熱交換装置と、をさらに備え、
前記蓄熱容器から取り出された前記第１流体との熱交換で加熱された前記第２流体を、前記加熱装置で加熱された前記第２流体の代わりに前記流体流路に流通させることを特徴とする請求項１から請求項３までのいずれか１項に記載のヒートポンプ式加熱装置。
【請求項６】
前記第２熱交換装置は、
前記加熱装置をバイパスするように配設されるバイパス流路を流れる前記第２流体と、
前記蓄熱容器から取り出された前記第１流体と、が熱交換するように配設されていることを特徴とする請求項５に記載のヒートポンプ式加熱装置。
【請求項７】
浴槽水を溜める浴槽と、
前記浴槽水と前記第２流体が熱交換する浴槽水熱交換装置と、をさらに備え、
前記浴槽水との熱交換で加熱された前記第２流体を、前記加熱装置で加熱された前記第２流体の代わりに前記流体流路に流通させることを特徴とする請求項１から請求項６までのいずれか１項に記載のヒートポンプ式加熱装置。
【請求項８】
前記冷媒が二酸化炭素であり、前記第１流体および前記第２流体が水であることを特徴とする請求項１から請求項７までのいずれか１項に記載のヒートポンプ式加熱装置。
【発明の詳細な説明】
【技術分野】
【０００１】
本発明は、ヒートポンプ式加熱装置に関する。
【背景技術】
【０００２】
二酸化炭素（ＣＯ２）を冷媒として冷水を加熱するヒートポンプ式加熱装置に内部熱交換器を備える技術が知られている。内部熱交換器は、水冷媒熱交換器から流出する冷媒と、蒸発器から流出する冷媒と、の間で熱交換して入水温度が上昇したときの成績係数（ＣＯＰ：Coefficient of Performance）の低下を抑制している。
しかしながら、このような内部熱交換器における交換熱量は、入水温度や外気温度によって異なるため、内部熱交換器が最適な状態で熱交換できない場合がある。
【０００３】
この問題を解決するため、特許文献１には、「超臨界流体を冷媒とし、前記冷媒を昇圧する圧縮機と、この圧縮機で昇圧された冷媒を冷却するガスクーラと、前記ガスクーラの出口側と前記圧縮機の入口側とで前記冷媒を熱交換させる内部熱交換器と、前記ガスクーラから前記内部熱交換器を介して送られる冷媒を減圧する減圧手段と、この減圧手段で減圧された冷媒が蒸発する蒸発器とを有し、前記蒸発器から流出した冷媒を前記内部熱交換器を介して前記圧縮機へ戻すサイクル構成を有し、前記内部熱交換器の熱交換量を調節する調節手段を設けたことを特徴としている（請求項１）。」と記載され、調節手段としては、内部熱交換器をバイパスするバイパス通路と、このバイパス通路の冷媒流量を調節する流量調整弁とから構成するものが有用であると記載されている（段落００１１，００１４参照）。
【先行技術文献】
【特許文献】
【０００４】
【特許文献１】特開平１１−１９３９６７号公報
【発明の概要】
【発明が解決しようとする課題】
【０００５】
特許文献１に記載される内部熱交換器では、高圧側と低圧側で冷媒の比熱が異なるため、交換熱量が最大になるような内部熱交換器としても、少なくとも高圧側と低圧側の一方で熱交換可能な温度差に限界が生じる。例えば、ヒートポンプ式加熱装置において、蒸発器出口側の冷媒が気相状態の場合には、低圧側冷媒の比熱が高圧側冷媒の比熱よりも大きくなる。したがって、低圧側の冷媒出口温度は高圧側の冷媒入口温度まで上昇可能となる。一方、高圧側の冷媒出口温度は低圧側の冷媒入口温度まで低下させることができない。
【０００６】
しかしながら、内部熱交換器における高圧側の冷媒出口温度が低いほど蒸発器に流入する冷媒のエンタルピが低下するため、蒸発器の出口側における冷媒の乾き度の低減による蒸発圧力の向上や、液単相に近い状態で冷媒を分配できること（均一分配の実現）によってＣＯＰを向上できる。
【０００７】
そこで本発明は、ＣＯＰの低下を抑制できるヒートポンプ式加熱装置を提供することを課題とする。
【課題を解決するための手段】
【０００８】
前記課題を解決するため、本発明のヒートポンプ式加熱装置は、冷媒サイクルを流通する冷媒が、流体サイクルを流通する第２流体と熱交換するという特徴を有する。
【発明の効果】
【０００９】
本発明によると、ＣＯＰの低下を抑制できるヒートポンプ式加熱装置を提供することができる。
【図面の簡単な説明】
【００１０】
【図１】ヒートポンプ式加熱装置を示す図である。
【図２】空気熱交換器の一構成例を示す図である。
【図３】圧縮機熱交換器の一構成例を示す図である。
【図４】実施例１に係るヒートポンプ式加熱装置の冷媒圧力とエンタルピの関係を示す線図である。
【図５】従来例の冷凍装置の構成を示す図である。
【図６】従来例の冷凍装置に備わる内部熱交換器の内部の温度分布を示すグラフである。
【図７】（ａ）は、実施例１の第２水サイクルにおける低圧側熱交換器の温度分布を示すグラフ、（ｂ）は、実施例１の第２水サイクルにおける高圧側熱交換器の温度分布を示すグラフである。
【図８】実施例２のヒートポンプ式加熱装置を示す図である。
【図９】浴槽水サイクルが機能しない第１状態を示す図である。
【図１０】浴槽水サイクルが機能する第２状態を示す図である。
【図１１】貯湯タンクの中間水を加熱する第３状態を示す図である。
【図１２】実施例２に係るヒートポンプ式加熱装置の変形例を示す図である。
【発明を実施するための形態】
【００１１】
以下、適宜図を参照して本発明の実施例を詳細に説明する。
【実施例１】
【００１２】
図１は、ヒートポンプ式加熱装置を示す図、図２は空気熱交換器の一構成例を示す図、図３は圧縮機熱交換器の一構成例を示す図である。
図１に示すように、実施例１のヒートポンプ式加熱装置１は、冷媒サイクル１００と、第１水サイクル１１０と、第２水サイクル１２０と、を備えている。
冷媒サイクル１００は、二酸化炭素（ＣＯ２）が冷媒ＣＬとして循環するサイクルであり、圧縮機２（圧縮装置）、放熱器３、高圧側熱交換器４（高圧側熱交換装置）、膨張弁５、空気熱交換器６と一体構造の蒸発器６ａ（蒸発装置）、および低圧側熱交換器７（低圧側熱交換装置）が冷媒流路Ｐｃｌで環状に接続されている。なお、蒸発器６ａには空気Ａｉｒが効果的に送風されることが好ましく、図示しない送風ファンが備わっていてもよい。
【００１３】
第１水サイクル１１０は、貯湯タンク１１１（蓄熱容器）、第１循環ポンプ１１２、および放熱器３が第１水流路Ｐ１で接続されている。そして、第１水流路Ｐ１を第１流体（被加熱水Ｗ１）が流通する。また、第２水サイクル１２０は、第２循環ポンプ１２１、低圧側熱交換器７、空気熱交換器６の冷却熱交換器６ｂ、高圧側熱交換器４、および圧縮機熱交換器１２２が第２水流路Ｐ２で環状に接続されている。そして、第２水流路Ｐ２を第２流体（冷媒用水Ｗ２）が流通する。したがって、実施例１の第２水流路Ｐ２は、第２流体（冷媒用水Ｗ２）が流通する流体流路になり、第２水サイクル１２０は、第２流体（冷媒用水Ｗ２）が循環する流体サイクルになる。
【００１４】
空気熱交換器６は、図１，図２に示すように、蒸発器６ａと冷却熱交換器６ｂと、から構成されている。
蒸発器６ａは、冷媒ＣＬが流通する冷媒流路Ｐｃｌの周囲に形成される多数のフィン６０を有する。例えば、図２に示すように、１つのフィン６０は薄い板状を呈し、このフィン６０が適宜間隔を設けて平行に配列されて１つのブロックを構成する。蒸発器６ａは、このようなブロックが２つ併設（上流ブロック６０ａと下流ブロック６０ｂ）されて構成される。
上流ブロック６０ａ，下流ブロック６０ｂには、それぞれ、フィン６０の平面を貫通するように冷媒流路Ｐｃｌが配設される。冷媒流路Ｐｃｌは、フィン６０が配列する方向に延設されて全てのフィン６０を貫通する。さらに、冷媒流路Ｐｃｌは、全てのフィン６０を貫通した側でフィン６０の長手方向に折れ曲がってＵターンし、逆方向から全てのフィン６０を貫通するように配設される。このように、蒸発器６ａには、蛇行する冷媒流路Ｐｃｌがフィン６０を貫通するように配設される。
【００１５】
また、上流ブロック６０ａに配設される冷媒流路Ｐｃｌと下流ブロック６０ｂに配設される冷媒流路Ｐｃｌは連結される。そして、上流ブロック６０ａに形成される冷媒入口６１ａから下流ブロック６０ｂに形成される冷媒出口６１ｂまで冷媒ＣＬが流通する、例えば２系統の流路を構成するように冷媒流路Ｐｃｌが配設される。このように構成される上流ブロック６０ａ，下流ブロック６０ｂで、フィン６０の間隙を通過する空気Ａｉｒと、冷媒流路Ｐｃｌを流通する冷媒ＣＬと、が熱交換する。
なお、実施例１の蒸発器６ａは、上流ブロック６０ａの側から下流ブロック６０ｂの側に向かって空気Ａｉｒが送風されるように配置される。すなわち、上流ブロック６０ａが、空気Ａｉｒの流れに対して下流ブロック６０ｂよりも上流に配置される。
【００１６】
冷却熱交換器６ｂは、蒸発器６ａの下流ブロック６０ｂに、第２水流路Ｐ２が配設されて構成される。例えば、多岐に分岐（図２では５本に分岐）された第２水流路Ｐ２が、下流ブロック６０ｂのフィン６０が配列する方向に延設される。また、冷却熱交換器６ｂの第２水流路Ｐ２はフィン６０に直接取り付けられる。
この構成であれば、上流ブロック６０ａの側から下流ブロック６０ｂの側に向かってフィン６０の間を通過した空気Ａｉｒが第２水流路Ｐ２に当たる。この空気Ａｉｒは、蒸発器６ａでの冷媒ＣＬとの熱交換で冷媒ＣＬを気化させ、冷媒ＣＬの蒸発温度まで温度が下がった空気Ａｉｒである。したがって、冷却熱交換器６ｂの第２水流路Ｐ２を流通する冷媒用水Ｗ２は温度の低い空気Ａｉｒで冷却され、冷媒用水Ｗ２の温度が冷媒ＣＬの蒸発温度程度まで低下する。
また、冷媒ＣＬはフィン６０を介して冷媒用水Ｗ２からも気化熱を吸熱可能であり、これによっても冷却熱交換器６ｂにおいて冷媒用水Ｗ２が効果的に冷却される。このように、冷却熱交換器６ｂは、冷媒用水Ｗ２（第２流体）を冷却する冷却装置になる。
【００１７】
また、ヒートポンプ式加熱装置１に備わる圧縮機熱交換器１２２の構造は限定されない。図３に圧縮機熱交換器１２２の構造の一例を示す。例えば、図３に示すように、円筒形を呈する圧縮機２の本体２３の周囲を覆う圧縮機防音材２０の外周に、第２水流路Ｐ２が螺旋状に巻き付けられて圧縮機熱交換器１２２が構成される。本体２３の内部には図示しない圧縮機構（例えば、シリンダとピストンからなるレシプロ圧縮機）が収容され、流入口２１ａから流入した冷媒ＣＬが圧縮されて吐出口２１ｂから吐出する。
例えば、圧縮機構が本体２３の上部に配設され、圧縮機構を駆動するアクチュエータなどの駆動部（図示せず）が本体２３の下部に配置される。このような構造の圧縮機２（本体２３）の下部は駆動部が駆動するときの発熱で昇温する。また、本体２３の上部は冷媒ＣＬが圧縮するときの発熱で昇温する。
【００１８】
そこで、圧縮機２（本体２３）の周囲を覆う圧縮機防音材２０に第２水流路Ｐ２が螺旋状に巻き付けられた構造の圧縮機熱交換器１２２とする。つまり、第２水流路Ｐ２が圧縮機２に接して配設される圧縮機熱交換器１２２とする。このような構造の圧縮機熱交換器１２２では、第２水流路Ｐ２を流通する冷媒用水Ｗ２は、圧縮機２の駆動部（図示せず）が駆動するときの熱と冷媒ＣＬが圧縮するときの熱、すなわち、圧縮機２が冷媒ＣＬを圧縮するときに発生する熱で加熱される。なお、圧縮機２から吐出される冷媒ＣＬは可能な限り高温であることが好ましい。このため、圧縮機熱交換器１２２において下部から上部に向かって冷媒用水Ｗ２が流通する構成とする。このような構成の圧縮機熱交換器１２２であれば、圧縮機２の駆動部が駆動するときの熱で予熱された冷媒用水Ｗ２が圧縮機２の上部で圧縮された冷媒ＣＬと熱交換することになる。したがって、圧縮された冷媒ＣＬの冷却が抑制される。
【００１９】
また、圧縮機熱交換器１２２は、圧縮された冷媒ＣＬと同等の温度まで冷媒用水Ｗ２を加熱可能に構成される。ヒートポンプ式加熱装置１は、圧縮機２で圧縮された冷媒ＣＬを熱源とするヒートポンプであり、圧縮された冷媒ＣＬの温度が熱源温度になる。したがって、冷媒用水Ｗ２が、圧縮された冷媒ＣＬと同等の温度まで加熱されると、冷媒用水Ｗ２は圧縮機熱交換器１２２で熱源温度まで加熱される。よって、実施例１において圧縮機熱交換器２２は、冷媒用水Ｗ２（第２流体）を加熱する加熱装置として機能する。
【００２０】
図１に示す、実施例１のヒートポンプ式加熱装置１は、図２に示す空気熱交換器６（蒸発器６ａ，冷却熱交換器６ｂ）と、図３に示す圧縮機熱交換器１２２と、を備えている。
このように構成されるヒートポンプ式加熱装置１の冷媒サイクル１００では、圧縮機２で圧縮された冷媒ＣＬが第１水流路Ｐ１を流れる被加熱水Ｗ１に放熱器３で放熱して冷却される。放熱器３は冷媒流路Ｐｃｌを流通する冷媒ＣＬと第１水流路Ｐ１を流通する被加熱水Ｗ１が対向して流通して互いに熱交換可能に構成されている。放熱器３で冷却された冷媒ＣＬは、高圧側熱交換器４に導入される。なお、高圧側熱交換器４のＸ１は高圧側の冷媒ＣＬの入口側であり、Ｘ２は高圧側の冷媒ＣＬの出口側である。つまり、放熱器３で冷却された冷媒ＣＬ（高圧側の冷媒ＣＬ）はＸ１側から高圧側熱交換器４に導入される。
【００２１】
高圧側熱交換器４に導入された冷媒ＣＬは、第２水流路Ｐ２を流通する第２流体（冷媒用水Ｗ２）に放熱してさらに冷却されてＸ２側から排出される。高圧側熱交換器４は冷媒流路Ｐｃｌを流通する冷媒ＣＬと第２水流路Ｐ２を流通する冷媒用水Ｗ２が対向して流通し、互いに熱交換可能に構成されている。放熱器３および高圧側熱交換器４で冷却された冷媒ＣＬは膨張弁５に導入される。膨張弁５に導入された冷媒ＣＬは減圧されて、低温・低圧の状態で空気熱交換器６（蒸発器６ａ）に導入される。空気熱交換器６の蒸発器６ａに導入された冷媒ＣＬは相対的に高温の空気Ａｉｒと熱交換して気化する。さらに、気化した冷媒ＣＬは低圧側熱交換器７に導入される。なお、低圧側熱交換器７のＹ１は低圧側の冷媒ＣＬの入口側であり、Ｙ２は低圧側の冷媒ＣＬの出口側である。つまり、蒸発器６ａで気化した冷媒ＣＬ（低圧側の冷媒ＣＬ）はＹ１側から低圧側熱交換器７に導入される。
【００２２】
低圧側熱交換器７に導入された冷媒ＣＬは、第２水流路Ｐ２を流通する冷媒用水Ｗ２の熱を吸熱して加熱されてＹ２側から排出される。低圧側熱交換器７は冷媒流路Ｐｃｌを流通する冷媒ＣＬと第２水流路Ｐ２を流通する冷媒用水Ｗ２が対向して流通し、互いに熱交換可能に構成されている。低圧側熱交換器７のＹ２側から排出された冷媒ＣＬは圧縮機２に導入されて圧縮される。
このように、冷媒サイクル１００では、冷媒ＣＬが循環して放熱器３で被加熱水Ｗ１を加熱する。したがって、実施例１において放熱器３は、冷媒ＣＬと被加熱水Ｗ１（第１流体）が熱交換して被加熱水Ｗ１を加熱する第１熱交換装置として機能する。また、膨張弁５は冷媒ＣＬを減圧する減圧装置として機能する。
【００２３】
第１水サイクル１１０では、貯湯タンク１１１の下方（底部）から第１循環ポンプ１１２によって低温の被加熱水Ｗ１が取り出され、放熱器３に導入される。放熱器３に導入された被加熱水Ｗ１は、冷媒流路Ｐｃｌを流通する冷媒ＣＬとの熱交換で加熱された後に貯湯タンク１１１に上部から流入する。したがって、貯湯タンク１１１には上部に高温の湯水（第１流体）が蓄えられ、下部に低温水（第１流体）が蓄えられる。
【００２４】
第２水サイクル１２０では、圧縮機熱交換器１２２で熱源温度まで加熱された高温の冷媒用水Ｗ２が第２循環ポンプ１２１によって低圧側熱交換器７にＹ２側から導入される。低圧側熱交換器７に導入された冷媒用水Ｗ２は、冷媒ＣＬと熱交換して温度が下がりＹ１側から排出されて、空気熱交換器６（冷却熱交換器６ｂ）に導入される。冷却熱交換器６ｂに導入された冷媒用水Ｗ２は、空気Ａｉｒとの熱交換やフィン６０（図２参照）への放熱によってさらに冷却されて高圧側熱交換器４にＸ２側から導入される。そして、高圧側熱交換器４における冷媒ＣＬとの熱交換で温度が上昇した冷媒用水Ｗ２はＸ１側から排出され、圧縮機熱交換器１２２に導入される。
このように、第２水サイクル１２０では、冷媒用水Ｗ２が循環して冷媒ＣＬの熱を輸送する。
【００２５】
図４は、実施例１に係るヒートポンプ式加熱装置の冷媒圧力とエンタルピの関係を示す線図、図５は、従来例の冷凍装置の構成を示す図である。なお、図４には、破線で従来例が示されている。また、図４に実線で示されるサイクルは、第２水サイクル１２０に冷媒用水Ｗ２を最大流量で循環させた状態を示している。
【００２６】
図４では、点Ａ１から点Ａ２までが圧縮機２（図１参照）による状態変化、点Ａ２から点Ａ３までが放熱器３（図１参照）による状態変化を示す。また、点Ａ３から点Ａ４までが高圧側熱交換器4（図１参照）による状態変化を示し、点Ａ４から点Ａ５までが膨張弁５（図１参照）による状態変化を示す。さらに、点Ａ５から点Ａ６までが空気熱交換器６の蒸発器６ａ（図１参照）による状態変化を示し、点Ａ６から点Ａ１までが低圧側熱交換器７（図１参照）による状態変化を示す。
【００２７】
圧縮機２（図１参照）の入口で点Ａ１の状態にある冷媒ＣＬは圧縮機２（図１参照）で断熱圧縮されて冷媒圧力とエンタルピがともに上昇する（点Ａ１→点Ａ２）。そして、放熱器３（図１参照）での被加熱水Ｗ１との熱交換によって等圧のままエンタルピが減少し（点Ａ２→点Ａ３）、さらに、高圧側熱交換器４（図１参照）での冷媒用水Ｗ２との熱交換によって等圧のままエンタルピが減少する（点Ａ３→点Ａ４）。そして、冷媒ＣＬは、膨張弁５（図１参照）で等エンタルピのまま減圧（点Ａ４→点Ａ５）した後に空気熱交換器６（図１参照）で空気Ａｉｒと熱交換して気化する（点Ａ５→点Ａ６）。空気熱交換器６で気化した冷媒ＣＬは、低圧側熱交換器７で冷媒用水Ｗ２と熱交換して温度（エンタルピ）が上昇して（点Ａ６→点Ａ１）、圧縮機２に導入される。
このように、図１に示すヒートポンプ式加熱装置１で、冷媒ＣＬは図４に実線で示すように冷媒圧力とエンタルピを変化させながら冷媒サイクル１００を循環する。
【００２８】
一方、図５に示すように構成される従来例の冷凍装置２００を循環する冷媒ＣＬは、図４に破線で示すように状態変化する。
【００２９】
圧縮機２０１の入口で点Ｂ１の状態にある冷媒ＣＬは圧縮機２０１で断熱圧縮されて冷媒圧力とエンタルピが上昇する（点Ｂ１→点Ｂ２）。圧縮機２０１で圧縮された冷媒ＣＬは、放熱器２０２で被加熱水Ｗ１と熱交換して凝縮しエンタルピが低下する（点Ｂ２→点Ｂ３）。放熱器２０２でエンタルピが低下した冷媒ＣＬは、内部熱交換器２０３に導入される。内部熱交換器２０３のＺ１は、高圧側の冷媒ＣＬの入口側であり、放熱器２０２でエンタルピが低下した冷媒ＣＬはＺ１側から内部熱交換器２０３に導入される。
【００３０】
内部熱交換器２０３では、蒸発器２０５で気化した冷媒ＣＬと、放熱器２０２から導入された冷媒ＣＬと、が熱交換し、放熱器２０２でエンタルピが低下した冷媒ＣＬは、さらにエンタルピが低下して（点Ｂ３→点Ｂ４）、内部熱交換器２０３から排出される。内部熱交換器２０３のＺ２は高圧側の冷媒ＣＬの出口側であり、冷媒ＣＬはＺ２側から排出される。内部熱交換器２０３は、蒸発器２０５で気化した冷媒ＣＬと、放熱器２０２から導入された冷媒ＣＬと、が対向して流通し、互いに熱交換可能に構成されている。そして、冷媒ＣＬは、膨張弁２０４で冷媒圧力が低下して（点Ｂ４→点Ｂ５）、蒸発器２０５で気化し（点Ｂ５→点Ｂ６）、再び内部熱交換器２０３にＺ２側から導入される。
【００３１】
再び内部熱交換器２０３に導入された冷媒ＣＬは、放熱器２０２から導入された冷媒ＣＬとの熱交換で等圧のままエンタルピが上昇し（点Ｂ６→点Ｂ１）、Ｚ１側から排出されて圧縮機２０１に導入される。なお、図５に示す冷凍装置２００は、冷媒ＣＬが内部熱交換器２０３をバイパス可能に構成され、内部熱交換器２０３をバイパスする冷媒ＣＬの流通量を調節する流量調節弁２０６が備わっている。図４に破線で示す状態は、流量調節弁２０６が全閉した状態であり、全ての冷媒ＣＬが内部熱交換器２０３を通る状態である。
【００３２】
このように、内部熱交換器２０３を備える従来の冷凍装置２００（図５参照）で、冷媒ＣＬは図４に破線で示すように状態変化しながら循環する。
【００３３】
図４を参照して、実施例１の冷媒サイクル１００（図１参照）と、従来例の冷凍装置２００（図５参照）と、を比較する。実施例１の冷媒サイクル１００（実線）は、従来例の冷凍装置２００（破線）より高圧側と低圧側の圧力差が小さくなる。
このため、実施例１の冷媒サイクル１００に備わる圧縮機２（図１参照）の入口と出口の間のエンタルピの差（点Ａ１→点Ａ２）は、従来例の冷凍装置２００に備わる圧縮機２０１（図５参照）の入口と出口の間のエンタルピの差（点Ｂ１→点Ｂ２）よりも小さくなる。また、実施例１の圧縮機２の出口におけるエンタルピ（点Ａ２）は、従来例の圧縮機２０１の出口におけるエンタルピ（点Ｂ２）よりも大きくなる。したがって、実施例１の放熱器３における入口と出口のエンタルピの差（点Ａ２→点Ａ３）は、従来例の放熱器２０２における入口と出口のエンタルピの差（点Ｂ２→点Ｂ３）よりも大きい。
【００３４】
冷媒サイクル１００（冷凍装置２００）のＣＯＰは、放熱器３（放熱器２０２）の入口と出口のエンタルピの差を圧縮機２（圧縮機２００）の入口と出口のエンタルピの差で除した値と相関関係がある。したがって、実施例１の冷媒サイクル１００は、従来例の冷凍装置２００よりもＣＯＰが高いことになる。
【００３５】
このように、実施例１の冷媒サイクル１００（図１参照）のＣＯＰが、従来例の冷凍装置２００（図５参照）のＣＯＰよりも高くなる理由を以下に説明する。
図６は、従来例の冷凍装置に備わる内部熱交換器の内部の温度分布を示すグラフ、図７の（ａ）は、実施例１の第２水サイクルにおける低圧側熱交換器の温度分布を示すグラフ、図７の（ｂ）は、実施例１の第２水サイクルにおける高圧側熱交換器の温度分布を示すグラフである。
なお、図６は、横軸が低圧側の冷媒ＣＬの入口からの流路長さ、縦軸が冷媒温度を示す。また、横軸のＺ１は高圧側の冷媒ＣＬの入口側（低圧側の冷媒ＣＬの出口側）、Ｚ２は高圧側の冷媒ＣＬの出口側（低圧側の冷媒ＣＬの入口側）を示す。
また、図７の（ａ），（ｂ）は、横軸が低圧側の冷媒ＣＬの入口からの流路長さ、縦軸が冷媒温度と水温を示す。そして、図７の（ａ）における横軸のＹ１は低圧側の冷媒ＣＬの入口側（冷媒用水Ｗ２の出口側）、Ｙ２は低圧側の冷媒ＣＬの出口側（冷媒用水Ｗ２の入口側）を示す。また、図７の（ｂ）における横軸のＸ１は高圧側の冷媒ＣＬの入口側（冷媒用水Ｗ２の出口側）、Ｘ２は高圧側の冷媒ＣＬの出口側（冷媒用水Ｗ２の入口側）を示す。
また、図７の（ａ），（ｂ）において実線は冷媒ＣＬの温度（冷媒温度）、破線は冷媒用水Ｗ２の温度（水温）を示す。
【００３６】
図５に示す従来例の冷凍装置２００において、蒸発器２０５で気化した冷媒ＣＬの乾き度が「１」よりも高い状態、換言すると、冷媒の流動様式が噴霧流または気相単相のポストドライアウト状態になると、内部熱交換器２０３における低圧側の冷媒ＣＬ（蒸発器２０５で気化した冷媒ＣＬ）は気体になる。このため、低圧側の冷媒ＣＬは気体冷媒としての物性を有する。一方、内部熱交換器２０３における高圧側の冷媒ＣＬ（放熱器２０２で凝縮した冷媒ＣＬ）は液体である。このため、高圧側の冷媒ＣＬは液体冷媒としての物性を有する。
【００３７】
液体冷媒としての物性を有する高圧側の冷媒ＣＬは、気体冷媒としての物性を有する低圧側の冷媒ＣＬよりも熱容量（質量流量と比熱の積）が大きくなる。したがって、図６に破線で示すように、低圧側の冷媒ＣＬの出口温度は、高圧側の冷媒ＣＬの入口温度「ＴＺ１ｉｎ」付近まで上昇する。一方、高圧側の冷媒ＣＬの出口温度「ＴＺ２ｏｕｔ」は、図６に実線で示すように低圧側の冷媒ＣＬの入口温度「ＴＺ２ｉｎ」付近まで低下しない。したがって、高圧側の冷媒ＣＬの出口温度「ＴＺ２ｏｕｔ」と低圧側の冷媒ＣＬの入口温度「ＴＺ２ｉｎ」との間に温度差（限界温度差ΔＴ）が生じる。
【００３８】
冷凍装置２００においては、蒸発器２０５の入口における冷媒ＣＬのエンタルピが可能な限り低いほど、つまり、内部熱交換器２０３における高圧側の冷媒ＣＬの出口温度「ＴＺ２ｏｕｔ」が可能な限り低いほど、蒸発器２０５の出口における冷媒ＣＬの乾き度を下げることができる。そして、蒸発器２０５における空気Ａｉｒとの熱交換による冷媒ＣＬにおける吸熱量を高めることができる。また、蒸発器２０５の入口で冷媒ＣＬが流通する管路を多数に分岐して冷媒ＣＬを分流させる場合がある。この場合、蒸発器２０５の入口における冷媒ＣＬが液単相に近いほど冷媒ＣＬが均等に分流する。換言すると、蒸発器２０５の入口における冷媒ＣＬのエンタルピが低いほど冷媒ＣＬが蒸発器２０５を均等に流れる。
このため、蒸発器２０５の入口における冷媒ＣＬのエンタルピを下げることによって、乾き度を下げることによるＣＯＰの向上と、蒸発器２０５内に冷媒ＣＬを均等に分流させることによるＣＯＰの向上と、を図ることができる。
【００３９】
しかしながら、図６に実線で示すように、内部熱交換器２０３における高圧側の冷媒ＣＬの出口温度「ＴＺ２ｏｕｔ」が、低圧側の冷媒ＣＬの入口温度「ＴＺ２ｉｎ」よりも高くなるため、蒸発器２０５の入口における冷媒ＣＬのエンタルピを充分に下げることができない。このため、ＣＯＰの向上を図ることができない。
【００４０】
また、圧縮機２０１の入口における冷媒ＣＬ（低圧側の冷媒ＣＬ）の温度が高いほどＣＯＰが高くなる。しかしながら、高圧側の冷媒ＣＬは、放熱器２０２の出口における温度が、放熱器２０２に導入される被加熱水Ｗ１の温度よりも０〜５℃程度高いときにＣＯＰが最大になる。したがって、図５に示す従来例の冷凍装置２００の場合、低圧側の冷媒ＣＬの温度を、放熱器２０２の入口における被加熱水Ｗ１の温度よりも数度高い程度までしか高めることができない。換言すると、ＣＯＰを向上するために圧縮機２０１の入口における冷媒ＣＬの温度を高くできない。
【００４１】
これに対し、実施例１のヒートポンプ式加熱装置１は、冷媒サイクル１００と第２水サイクル１２０を備える。また、従来例の冷凍装置２００の内部熱交換器２０３（図５参照）に替わり、高圧側熱交換器４と低圧側熱交換器７を備えている。
【００４２】
前記したように、圧縮機熱交換器１２２（図１参照）で冷媒用水Ｗ２は熱源温度まで加熱される。したがって、図１に示すように、低圧側熱交換器７には、熱源温度まで加熱された高温の冷媒用水Ｗ２がＹ２側から導入される。この冷媒用水Ｗ２は液体としての物性を有する。一方、低圧側熱交換器７にＹ１側から導入される冷媒ＣＬは、空気熱交換器６で気化した気体であって気体としての物性を有する。したがって、低圧側熱交換器７において冷媒用水Ｗ２の熱容量は冷媒ＣＬの熱容量よりも充分に大きい。このため、図７の（ａ）に実線で示すように、冷媒ＣＬの温度は、低圧側熱交換器７のＹ１側における温度「ＴＹ１ｉｎ」から、低圧側熱交換器７のＹ２側における冷媒用水Ｗ２の温度「ＴＹ２ｉｎ」と同等程度まで上昇する。
【００４３】
低圧側熱交換器７のＹ２側における冷媒用水Ｗ２の温度「ＴＹ２ｉｎ」は熱源温度である。また、低圧側熱交換器７にＹ１側から導入される冷媒ＣＬの温度「ＴＹ１ｉｎ」は、蒸発器６ａで冷媒ＣＬが気化するときの蒸発温度である。したがって、冷媒ＣＬの温度は、低圧側熱交換器７において蒸発温度から熱源温度まで上昇する。一方、図７の（ａ）に破線で示すように、冷媒用水Ｗ２の温度はほとんど低下しない。
【００４４】
また、図１に示すように、高圧側熱交換器４には、空気熱交換器６によって蒸発温度まで冷却された冷媒用水Ｗ２がＸ２側から導入される。この冷媒用水Ｗ２は液体としての物性を有する。一方、高圧側熱交換器４にＸ１側から導入される冷媒ＣＬは、圧縮機２で圧縮された気体であって気体としての物性を有する。したがって、高圧側熱交換器４において冷媒用水Ｗ２の熱容量は、冷媒ＣＬの熱容量よりも充分に大きい。このため、図７の（ｂ）に実線で示すように、高圧側熱交換器４に導入された冷媒ＣＬの温度は、Ｘ１側における温度（放熱器３から排出された温度）「ＴＸ１ｉｎ」から、低圧側熱交換器７のＸ２側における冷媒用水Ｗ２の温度（「ＴＸ２ｉｎ」＝蒸発温度）と同等程度まで低下する。一方、図７の（ｂ）に破線で示すように冷媒用水Ｗ２の温度はほとんど上昇しない。
【００４５】
このように、図１に示す実施例１の冷媒サイクル１００を循環する冷媒ＣＬの温度は、低圧側熱交換器７で蒸発温度から熱源温度まで上昇し、高圧側熱交換器４で熱源温度から蒸発温度まで低下する。換言すると、冷媒ＣＬは、熱源温度から蒸発温度まで温度変化しながら冷媒サイクル１００を循環する。このため、図５に示す従来例の冷凍装置２００に備わる内部熱交換器２０３で生じる限界温度差ΔＴは発生しない。
【００４６】
したがって、実施例１のヒートポンプ式加熱装置１は、蒸発器６ａの入口における冷媒ＣＬのエンタルピを低くすることができ、蒸発器６ａの入口における冷媒ＣＬの乾き度を下げることによるＣＯＰの向上と、冷媒ＣＬを蒸発器６ａに均等に分流させることによるＣＯＰの向上と、を図ることができる。
また、圧縮機熱交換器１２２の出口における冷媒ＣＬの温度が放熱器３の出口における冷媒ＣＬの温度より高い場合には、圧縮機２の入口における冷媒ＣＬの温度が、従来例の冷凍装置２００（図５参照）よりも高くなる。このため、圧縮機２の出口における冷媒ＣＬの圧力を低下させることも可能になりＣＯＰを向上できる。さらに、冷却熱交換器６ｂが、冷媒ＣＬを気化させる蒸発器６ａと一体に構成されている。したがって、冷却熱交換器６ｂを流通する冷媒用水Ｗ２の熱がフィン６０（図２参照）を介して蒸発器６ａを流通する冷媒ＣＬに伝熱される。このため、蒸発器６ａにおける冷媒ＣＬの気化に必要な空気Ａｉｒからの吸熱量が減少する。したがって、蒸発圧力を向上させてＣＯＰを向上することが可能になる。
【実施例２】
【００４７】
図８は、実施例２のヒートポンプ式加熱装置を示す図である。
実施例２のヒートポンプ式加熱装置１ａは、図１に示す実施例１のヒートポンプ式加熱装置１に浴槽８０が追加されている。そして、浴槽８０の残り湯から熱を回収可能に構成されている。
なお、実施例１のヒートポンプ式加熱装置１と同じ構成要素には同じ符号を付し、詳細な説明は省略する。
【００４８】
実施例２のヒートポンプ式加熱装置１ａの第２水サイクル１２０には、図８に示す浴槽水サイクル１３０が接続されている。
浴槽水サイクル１３０は、浴槽８０と、浴槽水熱交換器８２（浴槽水熱交換装置）と、２つの三方弁（第１三方弁８３，第２三方弁８４）と、が浴槽水流路Ｐ３および熱回収水流路Ｐ４で接続されている。
浴槽水流路Ｐ３は浴槽８０に溜まる浴槽水Ｗ３を循環させる流路であり、浴槽水ポンプ８１と、浴槽水熱交換器８２と、が配設されている。
【００４９】
熱回収水流路Ｐ４は、第１流路Ｐ４ａと、第２流路Ｐ４ｂと、第３流路Ｐ４ｃと、からなる。第１流路Ｐ４ａは、第２水サイクル１２０の第２水流路Ｐ２と貯湯タンク１１１の下部（底部）を接続する流路である。第２流路Ｐ４ｂは、第２水流路Ｐ２と第１流路Ｐ４ａを接続する流路である。また、第３流路Ｐ４ｃは、第１流路Ｐ４ａと貯湯タンク１１１の中央部を接続する流路である。
【００５０】
第１流路Ｐ４ａと第２水流路Ｐ２の分岐点には第２三方弁８４が備わり、第１流路Ｐ４ａと第２流路Ｐ４ｂの分岐点には第１三方弁８３が備わる。第１流路Ｐ４ａにおいて第１三方弁８３と第２三方弁８４の間に浴槽水熱交換器８２が配設される。また、第３流路Ｐ４ｃは、第２三方弁８４と浴槽水熱交換器８２の間で第１流路Ｐ４ａから分岐する。
第２水サイクル１２０の第２水流路Ｐ２において、第２三方弁８４は圧縮機熱交換器１２２の出口側に配設され、第２流路Ｐ４ｂは圧縮機熱交換器１２２の入口側で分岐する。
【００５１】
浴槽水熱交換器８２には第１流路Ｐ４ａを流通する水（冷媒用水Ｗ２等）と浴槽水流路Ｐ３を流通する浴槽水Ｗ３が対向して流通し、互いに熱交換可能に構成されている。
【００５２】
図９は浴槽水サイクルが機能しない第１状態を示す図、図１０は浴槽水サイクルが機能する第２状態を示す図である。
図９に示すように、第２三方弁８４で熱回収水流路Ｐ４の第１流路Ｐ４ａを閉塞し（白抜き）、圧縮機熱交換器１２２と第２循環ポンプ１２１を連通する（黒塗り）。また、第１三方弁８３で第２流路Ｐ４ｂを閉塞する（白抜き）。
このような状態（以下、「第１状態」という）では、太い実線で示すように、冷媒用水Ｗ２は第２水サイクル１２０を循環し、実施例１のヒートポンプ式加熱装置１（図１参照）と同等に動作する。また、熱回収水流路Ｐ４を冷媒用水Ｗ２が流通せず、浴槽水サイクル１３０は機能しない。
【００５３】
図１０に示すように、第２三方弁８４で圧縮機熱交換器１２２の出口側を閉塞するとともに（白抜き）、熱回収水流路Ｐ４の第１流路Ｐ４ａと第２水流路Ｐ２を連通する（黒塗り）。また、第１三方弁８３で第１流路Ｐ４ａと第２流路Ｐ４ｂを連通し（黒塗り）、第１流路Ｐ４ａと貯湯タンク１１１の間を閉塞する（白抜き）。
このような状態（以下、「第２状態」という）では、太い実線で示すように、高圧側熱交換器４から排出された冷媒用水Ｗ２が第２流路Ｐ４ｂを経由して第１流路Ｐ４ａの浴槽水熱交換器８２に導入される。また、浴槽水熱交換器８２から排出された冷媒用水Ｗ２は、第１流路Ｐ４ａと第２水流路Ｐ２を流通して第２循環ポンプ１２１に導入される。
【００５４】
このとき、浴槽水ポンプ８１が駆動して浴槽水Ｗ３が浴槽水流路Ｐ３を流通していると、浴槽水Ｗ３と冷媒用水Ｗ２が浴槽水熱交換器８２で熱交換する。このように、第２状態では、熱回収水流路Ｐ４を冷媒用水Ｗ２が流通して浴槽水サイクル１３０が機能する。
浴槽水Ｗ３の水温が冷媒用水Ｗ２の水温よりも高い場合、冷媒用水Ｗ２は浴槽水熱交換器８２で加熱されて水温が高くなる。そして、浴槽水熱交換器８２で加熱された冷媒用水Ｗ２を、圧縮機熱交換器１２２で加熱された冷媒用水Ｗ２の代わりに第２水流路Ｐ２に流通させることができる。したがって、浴槽８０の残り湯となっている浴槽水Ｗ３の熱をヒートポンプ式加熱装置１ａに利用できる。つまり、第２状態では、浴槽８０の残り湯となっている浴槽水Ｗ３を熱源としてヒートポンプ式加熱装置１ａを動作できる。このため、冷媒用水Ｗ２を加熱するエネルギが不要になってＣＯＰが向上する。
【００５５】
図１１は、貯湯タンクの中間水を加熱する第３状態を示す図、図１２は、実施例２に係るヒートポンプ式加熱装置の変形例を示す図である。
【００５６】
貯湯タンク１１１の上方には、図１１にドットで示すように、放熱器３での熱交換で加熱された高温の被加熱水Ｗ１（高温水Ｗ１ａ）が貯湯される。また、貯湯タンク１１１の下部（底部の側）には、白抜きで示すように、図示しない給水源から供給される被加熱水Ｗ１（低温水Ｗ１ｃ）が貯湯される。そして、高温水Ｗ１ａが貯湯される領域と低温水Ｗ１ｃが貯湯される領域の中間には、斜線で示すように、高温水Ｗ１ａと低温水Ｗ１ｃが混合した中間水Ｗ１ｂが貯湯される。
中間水Ｗ１ｂは、高温水Ｗ１ａと低温水Ｗ１ｃの間の水温であり、有効エネルギの低い水になる。また、中間水Ｗ１ｂをヒートポンプ式加熱装置１ａで加熱するとＣＯＰが低くなる。したがって、貯湯タンク１１１に貯湯される中間水Ｗ１ｂは少ないほうが好ましい。
【００５７】
そこで、図１１に示すように、第２三方弁８４で圧縮機熱交換器１２２の出口側を閉塞するとともに（白抜き）、熱回収水流路Ｐ４の第１流路Ｐ４ａと第２水流路Ｐ２を連通する（黒塗り）。また、第１三方弁８３で第１流路Ｐ４ａと第２流路Ｐ４ｂを連通し（黒塗り）、浴槽水熱交換器８２と貯湯タンク１１１の間を閉塞する（白抜き）。
このような状態（以下、「第３状態」という）では、太い実線で示すように、貯湯タンク１１１の中間水Ｗ１ｂが冷媒用水Ｗ２として第２水流路Ｐ２を流通する。そして、高圧側熱交換器４から排出された冷媒用水Ｗ２が貯湯タンク１１１の底部に流入し、低温水Ｗ１ｃとして貯湯タンク１１１に貯湯される。
【００５８】
第３状態では、圧縮機熱交換器１２２で加熱される冷媒用水Ｗ２の代わりに、貯湯タンク１１１に貯湯されている中間水Ｗ１ｂが冷媒用水Ｗ２となって第２水流路Ｐ２を流通する。つまり、第３状態では、中間水Ｗ１ｂが熱源となってヒートポンプ式加熱装置１ａが動作する。このため、冷媒用水Ｗ２を加熱するエネルギが不要になりＣＯＰが向上する。
さらに、中間水Ｗ１ｂは、第２水流路Ｐ２を流通する間に冷媒ＣＬとの熱交換等で温度が下がり、低温水Ｗ１ｃとなって貯湯タンク１１１の下方に貯湯される。したがって、貯湯タンク１１１における中間水Ｗ１ｂの貯湯量が減少する。
【００５９】
このように、実施例２に係るヒートポンプ式加熱装置１ａの第３状態では、ＣＯＰを向上させることが可能であり、さらに、中間水Ｗ１ｂの貯湯量を減少させることができる。
【００６０】
以上のように、図８に示す実施例２のヒートポンプ式加熱装置１ａでは、浴槽８０の残り湯となる浴槽水Ｗ３および貯湯タンク１１１に貯湯される中間水Ｗ１ｂ（図１０参照）を熱源として利用できる。したがって、冷媒用水Ｗ２を加熱するエネルギが不要になってヒートポンプ式加熱装置１ａのＣＯＰが向上する。
【００６１】
なお、図１１に示す実施例２のヒートポンプ式加熱装置１ａは、第３状態のとき、貯湯タンク１１１に貯湯される湯水（中間水Ｗ１ｂ）を圧縮機熱交換器１２２で加熱された冷媒用水Ｗ２の代わりに使用している。しかしながら、第２水流路Ｐ２を流通する冷媒用水Ｗ２と熱回収水流路Ｐ４を流通する中間水Ｗ１ｂが直接接触することなく、互いに熱交換する構成であってもよい。
【００６２】
例えば、図１２に示すように、第１三方弁８３に接続される熱回収水流路Ｐ４が、貯湯タンク１１１の中央部から中間水Ｗ１ｂを取り出すように配設される。また、第２水サイクル１２０に、圧縮機熱交換器１２２をバイパスするバイパス流路Ｐ２ａが配設される。
バイパス流路Ｐ２ａは、圧縮機熱交換器１２２の入口側で第２水流路Ｐ２から分岐して第２三方弁８４に接続される。
そして、熱回収水流路Ｐ４およびバイパス流路Ｐ２ａに第２熱交換装置（中間水熱交換器９０）が配設される。中間水熱交換器９０は、熱回収水流路Ｐ４を流通する中間水Ｗ１ｂと、バイパス流路Ｐ２ａを流通する冷媒用水Ｗ２と、が熱交換可能に構成される。また、熱回収水流路Ｐ４に中間水Ｗ１ｂを流通させる中間水ポンプ９１が配設される。
【００６３】
ヒートポンプ式加熱装置１ａが図１２に示すように構成され、第１三方弁８３および第２三方弁８４が、図１１に示す第３状態と同じ状態になって中間水ポンプ９１が駆動すると、中間水熱交換器９０で中間水Ｗ１ｂと冷媒用水Ｗ２が熱交換する。冷媒用水Ｗ２は中間水熱交換器９０での熱交換で加熱される。そして、中間水熱交換器９０で加熱された冷媒用水Ｗ２が、圧縮機熱交換器１２２で加熱された冷媒用水Ｗ２に代わって第２水流路Ｐ２を流通する。
また、貯湯タンク１１１から取り出された中間水Ｗ１ｂは中間水熱交換器９０での熱交換で温度が低下し、低温水Ｗ１ｃとなって貯湯タンク１１１の底部に導入される。
【００６４】
このような構成であれば、第２水流路Ｐ２を流通する冷媒用水Ｗ２と貯湯タンク１１１に貯湯される中間水Ｗ１ｂの混合が回避される。したがって、例えば、第２水流路Ｐ２を水以外の流体が流通する場合であっても、貯湯タンク１１１に水以外の流体が貯湯されることが回避される。また、中間水Ｗ１ｂの温度を下げて低温水Ｗ１ｃとして貯湯タンク１１１に貯湯できる。したがって、貯湯タンク１１１における中間水Ｗ１ｂの貯湯量を少なくすることができる。
【００６５】
なお、本発明は前記した実施例に限定されるものではない。例えば、前記した実施例は本発明をわかりやすく説明するために詳細に説明したものであり、必ずしも説明した全ての構成を備えるものに限定されるものではない。
また、ある実施例の構成の一部を他の実施例の構成に置き換えることも可能であり、また、ある実施例の構成に他の実施例の構成を加えることも可能である。
【００６６】
例えば、図１に示す実施例１のヒートポンプ式加熱装置１では、第２水サイクル１２０を流れる冷媒用水Ｗ２の流通量を変えることによって、高圧側熱交換器４および低圧側熱交換器７での交換熱量が適宜変更される。したがって、空気Ａｉｒの気温や加熱前の被加熱水Ｗ１の水温に対応した動作が可能になっている。なお、第２循環ポンプ１２１の出力を調整することによって冷媒用水Ｗ２の流通量が変更可能である。
【００６７】
また、冷媒ＣＬは二酸化炭素に限定されるものではなく、他の種類の冷媒ＣＬを利用するヒートポンプ式加熱装置１であってもよい。さらに、実施例１のヒートポンプ式加熱装置１では、第１水サイクル１１０を流通する第１流体と第２水サイクル１２０を流通する第２流体がともに水（被加熱水Ｗ１，冷媒用水Ｗ２）である。しかしながら、第１流体と第２流体は水に限定されるものではなく、他の流体であってもよい。また、第１流体と第２流体が異なった流体であってもよい。例えば、給湯を目的として第１流体を水とし、氷点下環境での凍結防止を目的として第２流体を不凍液など凝固点の低い流体としてもよい。
【００６８】
この他、本発明は、前記した実施例に限定されるものではなく、発明の趣旨を逸脱しない範囲で適宜設計変更が可能である。
【００６９】
例えば、図３に示す圧縮機熱交換器１２２は、圧縮機防音材２０の外周に、第２水流路Ｐ２が螺旋状に巻き付けられている。しかしながら、圧縮機熱交換器１２２の構造は限定されない。例えば、本体２３と圧縮機防音材２０の間に第２水流路Ｐ２が螺旋状に巻き付けられる構造であってもよい。
または、円筒形の軸方向に延設される第２水流路Ｐ２が多岐に分岐して圧縮機防音材２０の外周に配設される構造であってもよいし、軸方向に延設される第２水流路Ｐ２が蛇行するように折れ曲がって圧縮機防音材２０の外周に配設される構造であってもよい。
【符号の説明】
【００７０】
１，１ａ  ヒートポンプ式加熱装置
２      圧縮機（圧縮装置）
３      放熱器（第１熱交換装置）
４      高圧側熱交換器（高圧側熱交換装置）
５      膨張弁（減圧装置）
６ａ    蒸発器（蒸発装置）
６ｂ    冷却熱交換器（冷却装置）
７      低圧側熱交換器（低圧側熱交換装置）
８０    浴槽
８２    浴槽水熱交換器（浴槽水熱交換装置）
９０    中間水熱交換器（第２熱交換装置）
１００  冷媒サイクル
１１１  貯湯タンク（蓄熱容器）   
１２２  圧縮機熱交換器（加熱装置）
１２０  第２水サイクル（流体サイクル）
ＣＬ    冷媒
Ｐ２    第２水流路（流体流路）
Ｐ２ａ  バイパス流路
Ｐｃｌ  冷媒流路
Ｗ１    被加熱水（第１流体）
Ｗ２    冷媒用水（第２流体）
Ｗ３    浴槽水
【図１】
2015072074.tif 000003
【図２】
2015072074.tif 000004
【図３】
2015072074.tif 000005
【図４】
2015072074.tif 000006
【図５】
2015072074.tif 000007
【図６】
2015072074.tif 000008
【図７】
2015072074.tif 000009
【図８】
2015072074.tif 000010
【図９】
2015072074.tif 000011
【図１０】
2015072074.tif 000012
【図１１】
2015072074.tif 000013
【図１２】
2015072074.tif 000014