(57)【要約】【課題】フロスト後の給湯、温水暖房運転の能力立上りが早く、低い外気温度条件の下での高温給湯運転などの冷凍サイクル高圧縮比運転時に能力が低下しない給湯、冷温水空気調和装置を提供する。【解決手段】冷媒回路は、室外機に設けられ、冷媒が回転数可変な圧縮機、四方弁、水と熱交換を行う第１の熱交換器、空気と熱交換を行う第２の熱交換器を順次循環する。また、水回路は、水搬送手段と給湯タンクを備え、水が、この水搬送手段、前記第１の熱交換器水回路、前記給湯タンクを順次循環する。また、２つの減圧装置は、第１の熱交換器と前記第２の熱交換器を連通する配管に直列に設けられており、レシーバは、これら２つの減圧装置の間に設けられ、前記冷媒を貯留する。また、制御手段は、第１、第２の熱交換器の内の凝縮器となる熱交換器の出口過冷却度が所定の目標値になるように上流側の減圧装置を制御する。【選択図】図４
2008082653.tif 000002
【特許請求の範囲】
【請求項１】
室外機に設けられ、冷媒が、回転数可変な圧縮機、四方弁、水と熱交換を行う第１の熱交換器、空気と熱交換を行う第２の熱交換器を順次循環する冷媒回路と、
水搬送手段と給湯タンクを備え、水が、この水搬送手段、前記第１の熱交換器水回路、前記給湯タンクを順次循環する水回路と、
前記第１の熱交換器と前記第２の熱交換器を連通する配管に直列に設けられた２つの減圧装置と、
この２つの減圧装置の間に設けられ、前記冷媒を貯留するレシーバと、
前記第１、第２の熱交換器の内の凝縮器となる熱交換器の出口過冷却度が所定の目標値になるように上流側の減圧装置を制御する制御手段と、を備えたことを特徴とする給湯、冷温水空気調和装置。
【請求項２】
室外機に設けられ、冷媒が、回転数可変な圧縮機、四方弁、水と熱交換を行う第１の熱交換器、空気と熱交換を行う第２の熱交換器を順次循環する冷媒回路と、
水搬送手段と給湯タンクを備え、水が、この水搬送手段、前記第１の熱交換器水回路、前記給湯タンクを順次循環する水回路と、
前記第１の熱交換器と前記第２の熱交換器を連通する配管に直列に設けられた２つの減圧装置と、
この２つの減圧装置の間に設けられ、前記冷媒を貯留するレシーバと、
前記第１、第２の熱交換器の内の蒸発器となる熱交換器の出口過冷却度が所定の目標値になるように下流側の減圧装置を制御する制御手段と、を備えたことを特徴とする給湯、冷温水空気調和装置。
【請求項３】
室外機に設けられ、冷媒が、回転数可変な圧縮機、四方弁、水と熱交換を行う第１の熱交換器、空気と熱交換を行う第２の熱交換器を順次循環する冷媒回路と、
水搬送手段と給湯タンクを備え、水が、この水搬送手段、前記第１の熱交換器水回路、前記給湯タンクを順次循環する水回路と、
前記第１の熱交換器と前記第２の熱交換器を連通する配管に直列に設けられた２つの減圧装置と、
この２つの減圧装置の間に設けられ、前記冷媒を貯留するレシーバと、
前記圧縮機の吐出温度が所定の目標値になるように下流側の減圧装置を制御する制御手段と、を備えたことを特徴とする給湯、冷温水空気調和装置。
【請求項４】
室外機に設けられ、冷媒が、回転数可変な圧縮機、四方弁、水と熱交換を行う第１の熱交換器、空気と熱交換を行う第２の熱交換器を順次循環する冷媒回路と、
水搬送手段と給湯タンクを備え、水が、この水搬送手段、前記第１の熱交換器水回路、前記給湯タンクを順次循環する水回路と、
前記第１の熱交換器と前記第２の熱交換器を連通する配管に直列に設けられた２つの減圧装置と、
この２つの減圧装置の間に設けられ、前記冷媒を貯留するレシーバと、
前記圧縮機の吐出過熱度が所定の目標値になるように下流側の減圧装置を制御する制御手段と、を備えたことを特徴とする給湯、冷温水空気調和装置。
【請求項５】
前記水回路は、給湯タンクの代わりに冷暖房用熱交換器を備えたことを特徴とする請求項１〜４のいずれかに記載の給湯、冷温水空気調和装置。
【請求項６】
前記水回路は、さらに冷暖房用熱交換器を有するバイパスと、
このバイパスの分岐点に設けられた切替弁を備え、
前記制御手段は、前記冷暖房用熱交換器、前記給湯タンクのいずれか一方に水を通過させるように前記切替弁を制御することを特徴とする請求項１〜４のいずれかに記載の給湯、冷温水空気調和装置。
【請求項７】
室外に設けられ、水搬送手段と地中排熱用熱交換器を備え、水が、この水搬送手段、前記地中排熱用熱交換器、前記第２の熱交換器水回路、を順次循環する水回路を備えたことを特徴とする請求項１〜６のいずれかに記載の給湯、冷温水空気調和装置。
【請求項８】
前記冷媒回路と前記水回路との間に設けられ、
前記水回路と熱交換する第３の熱交換器と、水搬送手段とを備え、
水が、前記第１の熱交換器、前記第３の熱交換器、前記水搬送手段を順次循環する中間回路を備え、
前記水回路において、水が前記第１の熱交換器の代わりに前記第３の熱交換器を通過することを特徴とする請求項１〜６のいずれかに記載の給湯、冷温水空気調和装置。
【請求項９】
前記レシーバは、内部を通過する冷媒と、前記第１、第２の熱交換器内の蒸発器となる熱交換器と前記圧縮機との間を通過する冷媒と、の間で熱交換する内部熱交換器を備えたことを特徴とする請求項１〜８のいずれかに記載の給湯、冷温水空気調和装置。
【請求項１０】
前記冷媒回路の前記レシーバと前記第２の熱交換器側の減圧装置との間の配管から分岐して設けられ、前記圧縮機にインジェクションするインジェクション回路と、
このインジェクション回路に設けられたインジェクション用減圧装置と、
前記インジェクション回路に設けられ、前記インジェクション用減圧装置で減圧された冷媒と、前記レシーバを通過した前記冷媒回路の冷媒とを熱交換するインジェクション用内部熱交換器と、
を備えたことを特徴とする請求項８記載の給湯、冷温水空気調和装置。
【請求項１１】
前記第１の熱交換器はプレート式熱交換器であることを特徴とする請求項１〜１０のいずれかに記載の給湯、冷温水空気調和装置。
【請求項１２】
前記室外機には、前記圧縮機の吐出温度を検知する圧縮機吐出温度検知手段と、前記圧縮機の吐出圧力を検知する圧縮機吐出圧力検知手段と、前記第１の熱交換器の液管接続口の温度を検知する水冷媒熱交換器液管接続口温度検知手段と、前記第２の熱交換器の液管接続口の温度を検知する空冷式熱交換器液管接続口温度検知手段と、室外機周囲の乾球温度を検知する室外機周囲乾球温度検知手段と、前記第１の熱交換器の水入口の温度を検知する水冷媒熱交換器水入口温度検知手段と、が設けられ、
前記制御手段は前記室外機に設けられた室外機制御・通信手段であり、
水回路側には、負荷用制御・通信手段が設けられ、
前記負荷用制御・通信手段は、水回路側からの要求能力を前記室外機制御・通信手段に伝達し、
この室外機制御・通信手段は、前記負荷用制御・通信手段からの要求能力と前記室外機周囲乾球温度検知手段の出力と前記水冷媒熱交換器水入口温度検知手段の出力とに基づいて前記圧縮機のモータの回転数を決定し、前記室外機周囲乾球温度検知手段の出力に基づいて前記室外機のファンモータの回転数を決定し、前記圧縮機吐出圧力検知手段の出力と前記水冷媒熱交換器液管接続口温度検知手段の出力から前記第１、第２の熱交換器の内の凝縮器となる熱交換器の出口過冷却度を計算し、その値が所定の目標値になるように上流側の減圧装置の開度を決定し、前記圧縮機吐出温度検知手段の出力が所定の目標値になるように下流側の減圧装置の開度を決定し、運転時に順次実行することを特徴とする請求項１〜９のいずれかに記載の給湯、冷温水空気調和装置。
【請求項１３】
前記室外機制御・通信手段は、前記圧縮機吐出圧力検知手段の出力と前記水冷媒熱交換器液管接続口温度検知手段の出力から前記第１、第２の熱交換器の内の凝縮器となる熱交換器の出口過冷却度を計算する代わりに、前記圧縮機吐出圧力検知手段の出力と前記空冷式熱交換器液管接続口温度検知手段の出力から前記第１、第２の熱交換器の内の凝縮器となる熱交換器の出口過冷却度を計算することを特徴とする請求項１２記載の給湯、冷温水空気調和装置。
【請求項１４】
前記室外機制御・通信手段は、前記圧縮機吐出温度検知手段の出力が所定の目標値になるように下流側の減圧装置の開度を決定する代わりに、前記圧縮機吐出圧力検知手段の出力と前記圧縮機吐出温度検知手段の出力とから前記圧縮機の吐出過熱度を計算し、その値が所定の目標値になるように下流側の減圧装置の開度を決定することを特徴とする請求項１２記載の給湯、冷温水空気調和装置。
【請求項１５】
前記制御手段は、低外気温度下で給湯、温水暖房する場合、デフロスト運転中は上流側になる前記第２の熱交換器と連通する減圧装置の開度を全開、下流側になる前記第１の熱交換器と連通する減圧装置の開度を全開より小さい所定開度とし、デフロストを終了して給湯、温水暖房立ち上げるときには所定時間、上流側の前記第１の熱交換器と連通する減圧装置の開度を下流側になる前記第２の熱交換器と連通する減圧装置の開度より小さい開度に設定することを特徴とする請求項１〜１１のいずれかに記載の給湯、冷温水空気調和装置。
【請求項１６】
前記冷媒回路に直列に設けられた複数の第１の熱交換器と、
この第１の熱交換器毎に設けられ、冷暖房用熱交換器と給湯タンクと切替弁とを有する複数の水回路と、を備え、
前記制御手段は、上流側の第１の熱交換器を介して接続される水回路を主に給湯用とし、下流側の第１の熱交換器を介して接続される水回路を主に冷温水空気調和用となるように前記切替弁を制御することを特徴とする請求項１〜４のいずれかに記載の給湯、冷温水空気調和装置。
【請求項１７】
前記インジェクション回路に冷媒加熱用熱源を備えたことを特徴とする請求項１０記載の給湯、冷温水空気調和装置。
【請求項１８】
前記圧縮機はロータリー式であることを特徴とする請求項１〜１０のいずれかに記載の給湯、冷温水空気調和装置。
【請求項１９】
前記圧縮機は、圧縮室内が過圧縮状態になると過圧縮ガスを圧縮室外へ放出する弁を備えたスクロール式であることを特徴とする請求項１〜１０のいずれかに記載の給湯、冷温水空気調和装置。
【請求項２０】
前記圧縮機は、吸入アンロード機構を備えるスクロール式であることを特徴とする請求項１〜１０のいずれかに記載の給湯、冷温水空気調和装置。
【請求項２１】
前記室外機の冷媒回路において、0℃飽和液冷媒が室外熱交換器容積の1/2を占有した場合の冷媒重量を必要最小充填冷媒量とすることを特徴とする請求項１〜１１のいずれかに記載の給湯、冷温水空気調和装置。
【請求項２２】
使用冷媒の臨界点温度は水冷媒熱交換器出口水温より少なくとも５℃高いことを特徴とする請求項１〜１１のいずれかに記載の給湯、冷温水空気調和装置。
【請求項２３】
前記室外機制御・通信手段は、給湯、温水暖房運転する場合、負荷側からの要求能力と、室外機周囲乾球温度検知手段の出力と、空冷式熱交換器液管接続口温度或いは空冷式熱交換器気液二相冷媒温度或いは圧縮機吸入圧力から換算した圧縮機吸入飽和ガス温度から室外機周囲湿球温度を決定し、前記圧縮機のモータの回転数を補正することを特徴とする請求項１２〜１４のいずれかに記載の給湯、冷温水空気調和装置。
【請求項２４】
前記室外機制御・通信手段は、所定時間おきに室外機周囲湿球温度を決定することを特徴とする請求項２３記載の給湯、冷温水空気調和装置。
【請求項２５】
前記制御手段は、給湯、温水暖房運転する場合、負荷側ユニットにおける水冷媒熱交換器入口水温が所定温度以下のとき、水冷媒熱交換器の出口冷媒の過冷却度が所定温度以上のときより大きくなるように前記第１の熱交換器と連通する減圧装置を制御することを特徴とする請求項１〜１１のいずれかに記載の給湯、冷温水空気調和装置。
【請求項２６】
前記制御手段は、給湯、温水暖房運転する場合、室外機周囲乾球温度が所定温度以下のとき、水冷媒熱交換器の出口冷媒の過冷却度が所定温度以上のときより大きくなるように前記第１の水冷媒熱交換器と連通する減圧装置を制御することを特徴とする請求項１〜１１のいずれかに記載の給湯、冷温水空気調和装置。
【請求項２７】
前記制御手段は、冷水冷房運転する場合、封入冷媒量に関わらず水冷媒熱交換器の出口冷媒の乾き度を常時1未満にすることを特徴とする請求項１〜１１のいずれかに記載の給湯、冷温水空気調和装置。
【請求項２８】
前記水搬送手段は、前記水回路または前記中間回路中の水流速が1.5m/sec以下に抑えられるものであることを特徴とする請求項１〜１１のいずれかに記載の給湯、冷温水空気調和装置。
【発明の詳細な説明】
【技術分野】
【０００１】
本発明は、給湯、冷温水空気調和装置に関するものである。
【背景技術】
【０００２】
給湯、冷温水空気調和装置の従来技術は多い。
【０００３】
特許文献１に示される従来技術の冷媒回路を簡略化した図を図１３に示す。図１３に示すように、冷媒回路は、室外機冷媒回路と水回路とで構成されている。室外機冷媒回路は圧縮機１、四方弁２、水冷媒熱交換器３、減圧装置４、室外熱交換器６、室外ファン７、室外ファンモータ８から構成され、水回路は水ポンプ２１、三方弁２２、給湯タンク２３、タンク内部熱交換器２４、冷温水空気調和用熱交換器２５から構成されている。
【０００４】
次に、従来技術の各運転モードにおける冷媒と水の動作を、図１３を用いて説明する。
給湯運転する場合、室外機冷媒回路では、圧縮機１を吐出した高圧高温ガス冷媒は四方弁２を介して水冷媒熱交換器３に流入し、ここで負荷側ユニットに温熱を供給して凝縮し、高圧液冷媒として流出する。流出した高圧液冷媒は減圧装置４で減圧されて低圧気液二相冷媒となり、室外ファン７が強制送風している室外熱交換器６に流入し、ここで周囲空気と熱交換して蒸発し、低圧ガス冷媒として流出する。流出した低圧ガス冷媒は四方弁２を介して圧縮機１に戻る。
【０００５】
給湯運転や温水暖房運転の途中でデフロスト運転する場合、室外機冷媒回路では、圧縮機１を吐出した高圧高温ガス冷媒は四方弁２を介して室外ファン７を停止した室外熱交換器６に流入し、ここで熱交換器に着いた霜と熱交換して凝縮し、高圧液冷媒として流出する。流出した高圧液冷媒は開度全開の減圧装置４を介して水冷媒熱交換器３に流入し、ここで負荷側システムから吸熱して蒸発し、低圧ガス冷媒として流出する。流出した低圧ガス冷媒は四方弁２を介して圧縮機１に戻る。
【０００６】
【特許文献１】特開平０５−３４０６４１号公報（図１、段落００２４〜００３４）
【発明の開示】
【発明が解決しようとする課題】
【０００７】
特許文献１に示される従来技術では、デフロスト運転後の給湯運転や温水暖房運転の能力回復が遅い、という課題がある。デフロスト運転初期は、室外熱交換器６の管外着霜量が多く、室外熱交換器６の熱交換量が大きいので、室外熱交換器６を流通する冷媒はすぐに凝縮して液化するため室外熱交換器６に滞留する液冷媒量は多い。一方、デフロスト運転終了時は、室外熱交換器６の管外に霜は無いため室外熱交換器６の熱交換量は少ないので、室外熱交換器６を流通する冷媒はほとんど凝縮せず、室外熱交換器６に滞留する液冷媒量は少なくなる。室外熱交換気を流出した冷媒はアキュムレータ１０に滞留する。
【０００８】
デフロスト運転初期に室外熱交換器６に滞留していた液冷媒は、デフロスト運転終了に近づくと室外熱交換器６から流出し、アキュムレータ１０に滞留する。凝縮器、蒸発器が空冷式熱交換器であり、室外機と室内機を延長配管で接続するセパレート式空気調和装置では、室外熱交換器６から流出した冷媒はアキュムレータ１０以外に延長配管にも滞留する。一方、給湯、冷温水空気調和装置は延長配管がないので、室外熱交換器６から流出した冷媒はほとんどアキュムレータ１０に滞留する。
【０００９】
デフロスト運転を終了し、給湯運転や温水暖房運転を開始する場合、アキュムレータ１０に滞留した冷媒を水冷媒熱交換器３に移動して高圧を上昇させないと能力は増加しない。しかしながら、低圧のアキュムレータ１０に滞留した冷媒を高圧の水冷媒熱交換器に移動するには多大なエネルギーが必要であり、特に低外気温度の場合には移動に時間がかかる。冷媒をアキュムレータ１０から水冷媒熱交換器に移動するにはアキュムレータ入口冷媒を過熱ガス状態にし、アキュムレータ１０内の滞留液と接触熱交換して滞留冷媒を蒸発させる必要がある。アキュムレータ入口の過熱ガス冷媒は接触熱交換後に飽和ガス冷媒になる。
【００１０】
アキュムレータ１０内の液冷媒を0.5kg蒸発させてアキュムレータ１０から流出させるのに要する時間を計算検討する。使用冷媒をR410Aとし、冷媒物性計算プログラムREFPROPver.7を用いて0℃の物性を計算すると、0℃の潜熱Lは221.3kJ/kg、0℃の飽和ガス圧力における10℃の過熱量Qshは10.8kJ/kgである。アキュムレータ１０内の0℃冷媒を0.5kg蒸発するのに必要な熱量Eは110.7kJ(=L×0.5kg)である。給湯、温水暖房運転開始時の冷媒流量Grを1.6kg/min、アキュムレータ入口冷媒の過熱度を10℃とした場合、アキュムレータ１０内の液冷媒との接触熱交換量Qは17.3kJ/min(=Gr×Qsh)なので、0.5kgの冷媒を蒸発させるには6.4分(=E/Q)必要であることが計算により分かる。この他にも、デフロスト運転後のアキュムレータ１０は冷えているので、アキュムレータ１０をガス冷媒の過熱エネルギーで温める必要があること、給湯、温水暖房運転開始後数分は、冷媒状態が不安定なため、アキュムレータ入口冷媒を過熱するのが難しいことを考慮すると、最低でも10分以上かかる。このようにデフロスト運転後の給湯運転や温水暖房運転では能力が増加するまでに時間がかかる。
【００１１】
また、従来技術では低外気温度下での高温給湯運転などの冷凍サイクル高圧縮比運転時に能力が低下する、という技術課題がある。その理由は以下の通りである。
圧縮機吐出冷媒の温度と、圧縮機吸入冷媒の状態は相関性が高く、圧縮機吸入冷媒の過熱度や乾き度を制御することで圧縮機吐出冷媒の温度を制御できることは自明である。
また、冷媒回路に余剰冷媒が発生する場合、余剰冷媒はアキュムレータ１０に滞留する。アキュムレータ１０に冷媒が滞留すると、圧縮機吸入冷媒の状態は乾き度０．８〜１の状態で安定するので、この圧縮機吸入冷媒の状態を自在に制御することは難しい。圧縮機の吸入状態を自在に制御できないため、圧縮機吐出冷媒温度を容易に制御できない。
【００１２】
実際には、圧縮機吐出冷媒の温度が信頼性上限値を超えると、圧縮機吸入の冷媒状態を制御するのではなく、圧縮機運転周波数を下げて吐出温度を下げる制御を導入している。こうすると能力が低下する。
【００１３】
凝縮器、蒸発器が空冷式熱交換器であり、室外機と室内機を延長配管で接続するセパレート式空気調和装置（以降、通常空調機と呼ぶ）では、暖房運転時に要求される吹出し温度は高くても50℃前後である。一方、給湯運転では要求される温水温度は60℃以上の場合が多い。給湯、温水暖房空気調和装置では、セパレート式空気調和装置の暖房運転の時よりも圧縮機の吐出温度を自在に制御する必要がある。従来技術では、通常の空調機よりも吐出温度制限で圧縮機運転周波数を低減して能力を下げるケースが多く発生する。
【００１４】
本発明は上記のような問題点を解消するためになされたもので、デフロスト運転後の給湯、温水暖房運転の能力立上りが早く、低外気高温給湯運転などの冷凍サイクル高圧縮比運転時に能力が低下しない給湯、冷温水空気調和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】
【００１５】
前記課題を解決するため、本発明の給湯、冷温水空気調和装置は、室外機に設けられ、冷媒が回転数可変な圧縮機、四方弁、水と熱交換を行う第１の熱交換器、空気と熱交換を行う第２の熱交換器を順次循環する冷媒回路と、水搬送手段と給湯タンクを備え、水が、水搬送手段、第１の熱交換器水回路、給湯タンクを順次循環する水回路と、第１の熱交換器と第２の熱交換器を連通する配管に直列に設けられた２つの減圧装置と、２つの減圧装置の間に設けられ、冷媒を貯留するレシーバと、制御手段と、を備え、制御手段は、第１、第２の熱交換器の凝縮器となるいずれか一方の出口過冷却度が所定の目標値になるように上流側の減圧装置を制御するものである。
【発明の効果】
【００１６】
本発明により、デフロスト運転後の給湯、温水暖房運転の能力立上りが早く、低外気高温給湯運転などの冷凍サイクル高圧縮比運転時に能力が低下しない給湯、冷温水空気調和装置の提供が可能になる。
【発明を実施するための最良の形態】
【００１７】
実施の形態１．
以下、本発明の実施の形態１を説明する。
【００１８】
図１に冷媒回路図を示す。冷媒回路は、室外機冷媒回路と水回路から構成されている。室外機冷媒回路は、圧縮機１、四方弁２、水冷媒熱交換器３、減圧装置４ａ、４ｂ、レシーバ５、空冷式の室外熱交換器６、室外ファン７、室外ファンモータ８から構成され、水回路は水ポンプ２１、給湯タンク２３、タンク内部熱交換器２４を備えている。また、室外機側には、室外機周囲乾球温度検知手段３１、水冷媒熱交換器の入口水温検知手段３２、空冷式熱交換器の液管側冷媒温度検出手段３３、水冷媒熱交換器の液管側冷媒温度検知手段３４、圧縮機吐出温度検知手段３５、圧縮機吐出圧力検知手段３６が取り付けられている。また、上記水回路の各構成要素を制御する負荷側制御・通信手段４１と、上記室外機冷媒回路及び室外機の各構成要素を制御する室外機制御、通信手段４２が設けられている。
【００１９】
図１では２４はタンク内部熱交換器を熱交換器式で示したが、図２のように二重構造式やその他式でも同様の機能が得られる。図３以降でも同様の効果が得られる。
【００２０】
なお、室外機制御、通信手段４２は制御手段を構成し、水冷媒熱交換器３は第１の熱交換器を構成し、空冷式の室外熱交換器６は第２の熱交換器を構成する。
【００２１】
図３に冷媒回路図を示す。室外機の冷媒回路は、圧縮機１、四方弁２、水冷媒熱交換器３、減圧装置４ａ、４ｂ、レシーバ５、空冷式熱交換器６、室外ファン７、室外ファンモータ８から構成されており、水回路は、水ポンプ２１、冷温水空気調和機用熱交換器２５を備えている。また、室外機側には、室外機周囲乾球温度検知手段３１は、水冷媒熱交換器の入口水温検知手段３２、空冷式熱交換器の液管側冷媒温度検出手段３３、水冷媒熱交換器の液管側冷媒温度検知手段３４、圧縮機吐出温度検知手段３５、圧縮機吐出圧力検知手段３６が取り付けられている、また、上記水回路の各構成要素を制御する負荷側制御・通信手段４１と、上記室外機冷媒回路及び室外機の各構成要素を制御する室外機制御、通信手段４２が設けられている。
【００２２】
図４に冷媒回路図を示す。室外機の冷媒回路は、圧縮機１、四方弁２、水冷媒熱交換器３、減圧装置４ａ、４ｂ、レシーバ５、空冷式熱交換器６、室外ファン７、室外ファンモータ８から構成されており、水回路は、水ポンプ２１、三方弁２２、給湯タンク２３、タンク内部熱交換器２４、冷温水空気調和機用熱交換器２５を備えている。また、室外機側には、室外機周囲乾球温度検知手段３１は、水冷媒熱交換器の入口水温検知手段３２、空冷式熱交換器の液管側冷媒温度検出手段３３、水冷媒熱交換器の液管側冷媒温度検知手段３４、圧縮機吐出温度検知手段３５、圧縮機吐出圧力検知手段３６が取り付けられている、また、上記水回路の各構成要素を制御する負荷側制御・通信手段４１と、上記室外機冷媒回路及び室外機の各構成要素を制御する室外機制御、通信手段４２が設けられている。
【００２３】
図１、３、４において、負荷側制御・通信手段４１と水ポンプ２１、三方弁２２とは、有線或いは無線の通信線で接続されている（図示せず）。室外機制御、通信手段４２は圧縮機１のモータ回転制御手段、四方弁２、減圧装置４ａ、４ｂ、室外ファンモータ８の回転数制御手段、各温度・圧力検知手段（３１〜３６）とは、有線或いは無線の通信線で接続されている（図示せず）。負荷側ユニット制御・通信手段４１と室外機制御、通信手段４２とは有線或いは無線の通信線で接続されている（図示せず）。図５以降の冷媒回路でも各温度検知手段、圧力検知手段（３１〜３６）、負荷側ユニット制御・通信手段４１、室外機制御、通信手段４２を備え、同様に通信線で接続されているが説明を省略する。
【００２４】
次に、各運転モードにおける冷媒と水の動作を図４を用いて説明する。
給湯運転する場合、室外機冷媒回路では、圧縮機１を吐出した高圧高温ガス冷媒は四方弁２を介して水冷媒熱交換器３に流入し、ここで負荷側ユニットに温熱を供給して凝縮し、高圧液冷媒として流出する。流出した高圧液冷媒は減圧装置４ａで減圧されて中圧飽和液冷媒となってレシーバ５を介して減圧装置４ｂに流入し、ここで減圧されて低圧気液二相冷媒となる。低圧気液二相冷媒は室外ファン７が強制送風している室外熱交換器６に流入し、ここで周囲空気と熱交換して蒸発し、低圧ガス冷媒として流出する。流出した低圧ガス冷媒は四方弁２を介して圧縮機１に戻る。
【００２５】
給湯運転する場合、負荷側ユニットでは、水ポンプ２１を吐出した水は水冷媒熱交換器３に流入し、ここで室外機から温熱を受け取って水温上昇し、三方弁２２を介して給湯タンク２３内に設けたタンク内部熱交換器２４に流入する。ここでタンク内の水に温熱を供給して水温低下し、水ポンプ２１に戻る。三方弁２２の切替により冷温水空気調和用熱交換器２５に水は循環しない。
【００２６】
温水暖房運転する場合、室外機冷媒回路の冷媒動作は給湯運転と同一なので説明を省略する。温水暖房運転する場合、負荷側ユニットでは、水ポンプ２１を吐出した水は水冷媒熱交換器３に流入し、ここで室外機から温熱を受け取って水温上昇し、三方弁２２を介して冷温水空気調和用熱交換器２５に流入する。ここで周囲空気と熱交換して水温低下し、水ポンプ２１に戻る。三方弁２２の切替により給湯タンク２３内に設けたタンク内部熱交換器２４に水は循環しない。
【００２７】
冷水冷房運転する場合、室外機の冷媒回路では、圧縮機１を吐出した高圧高温ガス冷媒は四方弁２を介して室外ファン７が強制送風している室外熱交換器６に流入し、ここで周囲空気と熱交換して凝縮し、高圧液冷媒として流出する。流出した高圧液冷媒は減圧装置４ｂで減圧されて中圧飽和液冷媒となってレシーバ５を介して減圧装置４ａに流入し、ここで減圧されて低圧気液二相冷媒となる。低圧気液二相冷媒は水冷媒熱交換器３に流入し、ここで負荷側ユニットに冷熱を供給して蒸発し、低圧ガス冷媒として流出する。流出した低圧ガス冷媒は四方弁２を介して圧縮機１に戻る。
【００２８】
冷水冷房運転する場合、負荷側ユニットでは、水ポンプ２１を吐出した水は水冷媒熱交換器３に流入し、ここで室外機から冷熱を受け取って水温低下し、三方弁２２を介して冷温水空気調和用熱交換器２５に流入する。ここで周囲空気に冷熱を供給して水温上昇し、水ポンプ２１に戻る。三方弁２２の切替により給湯タンク２３内に設けたタンク内部熱交換器２４に水は循環しない。
【００２９】
運転時の冷媒回路制御手順について説明する。
第１ステップとして運転指令と要求能力が負荷側制御・通信手段４１から室外機制御・通信手段４２に伝達される。
第２ステップとして、室外機制御・通信手段４２は温度・圧力検知手段（３１〜３６）が検知する値を収集する。
第３ステップとして、室外機制御・通信手段４２は、要求能力と、室外機周囲乾球温度検知手段３１が検知した室外機周囲乾球温度と、水冷媒熱交換器の入口水温検知手段３２が検知した水冷媒熱交換器水入口温度から圧縮機モータの回転数を決定する。予め３つの値の関係をマップ化しておくと決定時間を短縮することができる。
第４ステップとして、室外機制御・通信手段４２は、室外機周囲乾球温度検知手段３１が検知した室外機周囲乾球温度から室外機ファンモータ回転数を決定する。
第５ステップとして、室外機制御・通信手段４２は、給湯、温水暖房運転時には、圧縮機吐出圧力検知手段３６が検知した圧縮機吐出圧力から凝縮器飽和液温度を算出し、水冷媒熱交換器の液管側冷媒温度検知手段３４が検知した水冷媒熱交換器の液管接続口温度との値から凝縮器である水冷媒熱交換器の出口冷媒過冷却度を求め、求めた過冷却度値が所定の目標値になるように水冷媒熱交換器３と連通する減圧装置４ａの開度を決定する。また、室外機制御・通信手段４２は、冷水冷房運転時には、圧縮機吐出圧力検知手段３６が検知した圧縮機吐出圧力から凝縮器飽和液温度を算出し、空冷式熱交換器の液管側冷媒温度検出手段３３が検知した空冷式熱交換器の液管接続口温度との値から凝縮器である空冷式熱交換器の出口冷媒過冷却度を求め、求めた過冷却度値が所定の目標値になるように空冷式熱交換器６と連通する減圧装置４ｂの開度を決定する。
第６ステップとして、室外機制御・通信手段４２は、第３から第５ステップで決定した圧縮機モータ回転数を圧縮機モータ回転数制御部（図示せず）へ、室外ファンモータ回転数を室外ファンモータ回転数制御部（図示せず）へ、減圧装置開度を減圧装置開度制御部（図示せず）へ送信して制御する。本制御は所定時間毎に実施する。所定時間は冷凍サイクルの安定性を考慮し、２０秒から２分の間の値とする。
【００３０】
運転時の水回路制御手順について説明する。水ポンプ２１はモータ回転数が２段階に切り替えることができるものとする。数段階切替も可能である。
第１ステップとして、負荷側制御・通信手段４１は、室外機へ運転要求するかしないか決定する。
第２ステップとして、負荷側制御・通信手段４１は、室外機に運転要求しない場合には、水ポンプ２１のモータ回転数を所定の最小回転数に決定する。ここで、必要最小モータ回転数とは、水回路周囲温度が0℃未満でも回路中の水が凍らないようにするために必要な流速を得るための回転数である。室外機に運転要求する場合には、負荷側制御・通信手段４１は、水ポンプ２１のモータ回転数を所定の最小回転数ではない回転数に決定する。
第３ステップとして、負荷側制御・通信手段４１から室外機制御・通信手段４２へ運転指令有無と負荷側の要求能力を伝達する。
【００３１】
給湯、冷温水空気調和装置において、従来技術である１つの減圧装置とアキュムレータの組合せ回路で生じる技術課題が、本発明の２減圧装置とレシーバの組み合わせ回路で解消できることを説明する。
【００３２】
技術課題１．アキュムレータ回路ではデフロスト運転から給湯、温水暖房運転に切り替えたときの立ち上がりが遅い。
【００３３】
アキュムレータ回路におけるデフロスト運転、及びデフロスト運転終了後の給湯、温水暖房運転時の冷媒動作及び課題については発明が解決しようとする課題のところで説明したので、ここでは省略する。
【００３４】
２つの減圧装置とレシーバの組合せ回路におけるデフロスト運転時の冷媒動作を図４を用いて説明する。デフロスト運転は冷媒を冷水冷房運転時と同様方向に冷媒を流通させるので、リバース方式と呼ばれることが多い。冷媒回路で圧縮機１を吐出した高圧高温ガス冷媒は四方弁２を介して室外ファン７を停止した空冷式交換器６に流入し、ここで熱交換器６の表面に着いた霜と熱交換して凝縮し、凝縮熱により霜が溶け、冷媒は高圧液冷媒として流出する。流出した高圧液冷媒は開度全開の減圧装置４ｂ、レシーバ５、減圧装置４ａを介して水冷媒熱交換器３に流入し、ここで水回路側から吸熱して蒸発し、低圧ガス冷媒として流出する。流出した低圧ガス冷媒は四方弁２を介して圧縮機１に戻る。
【００３５】
デフロスト運転時は２つの減圧装置の開度を最大にすると冷媒流量が増加してデフロスト運転時間が短縮できるので、基本的には減圧装置の開度を最大にする。しかし、空冷式熱交換器表面の霜がほぼ溶け終わるデフロスト運転終了間際になっても２つの減圧装置の開度を最大のままに維持していると、空冷式熱交換器６に滞留していた液冷媒量は短時間で低減し、レシーバ５、水冷媒熱交換器３と連通する減圧装置４a、水冷媒熱交換器３、四方弁２を介して圧縮機吸入側に短時間かつ大量に戻ってくる。この液バック現象により圧縮機内の冷凍機油濃度は信頼性下限以下まで希釈され、圧縮機不良を引き起こす可能性が生じる。
【００３６】
そこで、デフロスト運転終了間際に水冷媒熱交換器３と連通する減圧装置４ａの開度を小さめに設定すると、空冷式熱交換器６から流出した液冷媒をレシーバ５に滞留させて、圧縮機への液バック量を低減できる。
【００３７】
デフロスト運転を終了し、給湯、温水暖房運転を開始する場合、空冷式熱交換器と連通する減圧装置４ｂの開度を小さめに設定すると、レシーバ５に滞留している冷媒が圧縮機へ短時間かつ大量に戻ることを防ぐことができる。
一方で、給湯、温水暖房時にはレシーバ５に滞留している冷媒を水冷媒熱交換器に移動して吐出圧力を上昇させる必要がある。レシーバ５から水冷媒熱交換器３の途中には減圧装置４ｂ、空冷式熱交換器６、四方弁２、圧縮機１、四方弁２があるが、途中に滞留容器が無いので冷媒移動は短時間で完了する。
【００３８】
以上より、従来技術であるアキュムレータ回路の給湯、冷温水空気調和装置ではデフロスト運転終了時にアキュムレータに滞留した液冷媒を、給湯、温水暖房開始時にアキュムレータから水冷媒熱交換器に移動するのに時間がかかり、給湯、温水暖房運転の開始が遅れるという課題があったが、２つの減圧装置とレシーバを備える本発明回路では、デフロスト運転終了から給湯、温水暖房運転への切替時に２つの減圧装置の開度を制御することでデフロスト運転中にレシーバに液冷媒を溜めながら圧縮機への液バック量を低減し、給湯、温水暖房開始時にはレシーバから水冷媒熱交換器への冷媒移動は短時間で完了するので、早急な給湯、温水暖房運転の開始が可能になる。
【００３９】
また、２つの減圧装置が別々に目標値を持って制御しているので立上り時間が短縮する。
【００４０】
技術課題２．アキュムレータ回路では低外気温度下での高温給湯運転のような冷凍サイクル高圧縮比運転時に、圧縮機周波数を低減して温熱能力を低下させる必要がある。
【００４１】
アキュムレータ回路における冷媒動作及び課題については発明が解決しようとする課題のところで説明したので、ここでは省略する。
【００４２】
２つの減圧装置とレシーバの組合せ回路で給湯、温水暖房運転する場合の減圧装置の制御方法について説明する。室外機制御通信手段４２は、水冷媒熱交換器３と連通する減圧装置４ａの開度を水冷媒熱交換器３の出口冷媒過冷却度が目標値になるように制御する。具体的には、室外機制御通信手段４２は、吐出圧力検知手段３６によって検知された圧縮機の吐出圧力から飽和液温度ＣＴｌを算出し、これを水冷媒熱交換器３の出口冷媒の飽和液温度とみなす。つぎに、室外機制御通信手段４２は、この飽和液温度ＣＴｌと水冷媒熱交換器３の液冷媒側冷媒温度検知手段３４によって検知された温度Ｔｃｏとの差ΔＴｃ（水冷媒熱交換器３の出口冷媒過冷却度）を次式により求め、この値が所定の目標値になるように減圧装置４ａの開度を制御する。
ΔＴｃ＝ＣＴｌ−Ｔｃｏ
【００４３】
また、室外機制御通信手段４２は、室外熱交換器６と連通する減圧装置４ｂの開度を圧縮機吐出温度或いは圧縮機吐出冷媒の過熱度が目標値になるように制御する。具体的には、室外機制御通信手段４２は、吐出温度検知手段３５によって検知された圧縮機の吐出温度Ｔｄが所定の目標値になるように減圧装置４ｂの開度を制御する。或いは、室外機制御通信手段４２は、吐出圧力検知手段３６によって検知された圧縮機の吐出圧力から飽和ガス温度ＣＴｇを算出し、次に、この飽和ガス温度ＣＴｇと吐出温度検知手段３５で検知した温度Ｔｄとの差ΔＴｄ（圧縮機吐出冷媒の過熱度）を次式により求め、この値が所定の目標値になるように減圧装置４ｂの開度を制御する。
ΔＴｄ＝Ｔｄ−ＣＴｇ
圧縮機吸入側に冷媒がたまる容器がないので減圧装置４ｂの開度を制御することで、圧縮機吐出冷媒の温度を自在に制御できる。そのとき圧縮機吸入冷媒状態も変化している。
【００４４】
また、供給温水温度が上昇して圧縮機吐出冷媒の温度が信頼性上限値を超えた場合、室外機制御通信手段４２は、室外熱交換器と連通する減圧装置４ｂの開度を開く方向で制御し、圧縮機吸入冷媒の乾き度を小さくすることで、圧縮機吐出冷媒の温度を信頼性上限値より低くすることができる。このとき、室外機制御通信手段４２は、圧縮機運転周波数を低減しないので高温熱能力を確保できる。
【００４５】
室外機制御通信手段４２は、水冷媒熱交換器３に連通する減圧装置４ａを水冷媒熱交換器出口の液冷媒過冷却度が目標値になるように制御できるので、水冷媒熱交換器３を流通する冷媒により必要圧力を維持し、なおかつ水冷媒熱交換器３内に必要な冷媒量を確保することができる。その結果、高能力の供給と、冷凍サイクルの適正冷媒分布形成による信頼性向上を実現できる。
【００４６】
次に、水冷媒熱交換器３にプレート式熱交換器を採用するメリットについて説明する。
まず、空冷式のフィンチューブ式熱交換器と伝熱面積、冷媒側容積を比較するとプレート式熱交換器の方が小さいことを説明する。
【００４７】
フィンチューブ式熱交換器では管内を冷媒が流通し、管外はファンから強制的に送られる風が流通する。管外風速は騒音などを考慮して1〜2m/secで設計され、管外熱伝達率αoは100W/m2K未満である。管外熱伝達率を100W/m2K、管内熱伝達率αiを5000W/m2K、管外面積Aoと管内面積Aiの比Ao/Aiを20とすると、凝縮器の熱通過率Kは(1)式から求めることができ、前記値を用いて計算するとK=71.4W/m2Kとなる。
1/K=(1/αo+(Ao/Ai)/αi)    式(1)
【００４８】
次に、水冷媒熱交換器としてプレート式熱交換器を想定する。プレート式熱交換器では複数枚のプレートが積層され、その間を冷媒と水が交互に流通する。水の熱伝達率は1000〜10000W/m2Kとなる。水側熱伝達率αoを1000W/m2K、冷媒側熱伝達率αiを5000W/m2K、水側面積Aoと冷媒側面積Aiの比Ao/Aiを1とすると、凝縮器の熱通過率Kは(1)式から求めることができ、前記値を用いて計算するとK=833.3W/m2Kとなる。水冷媒熱交換器が二重管式であったり、水銅管周囲に冷媒銅管が巻きついた形状であったりしても、熱通過率はほぼ同等の値となる。
【００４９】
従って、空冷式フィンチューブ熱交換器に対してプレート式水冷媒熱交換器の熱通過率は約10倍以上になる。熱交換性能は伝熱面積と熱通過率の積で求めることができるので、同一熱交換性能の場合、熱通過率が10倍になると伝熱面積は1/10でよい。従って、空冷式フィンチューブ熱交換器に対してプレート式熱交換器は伝熱面積を小さくすることができる。
【００５０】
空冷式フィンチューブ熱交換器とプレート式熱交換器の冷媒側容積を比較する。定格能力9kWの４方向カセット形室内機に搭載されている空冷式フィンチューブ熱交換器の管内容積は1.5L、定格能力9kW相当のプレート式熱交換器（アルファラバル社製ACH30（商標）でプレートを30枚積層）の冷媒側容積は0.8Lとなる。従って、空冷式フィンチューブ熱交換器に対してプレート式熱交換器の冷媒容積を小さくすることができる。
【００５１】
次にプレート式熱交換器を使用することにより得られるメリットについて説明する。
(1)給湯、温水暖房運転開始時の立ち上がりが早い
(2)プレート式熱交換器は内容積が小さいので、冷媒滞留量が少量で済む。デフロスト運転終了後に給湯、温水暖房運転を短時間で立ち上げる場合、レシーバから水冷媒熱交換器であるプレート式熱交換器へ必要冷媒量を短時間に移動する必要がある。プレート式熱交換器は冷媒移動量がプレートフィン式熱交換器よりも少量で済むので能力立ち上がりに要する時間を短縮できる。尚、２つの減圧装置を備える回路だから可能であることは前に説明済みである。
(3)減圧装置入口冷媒状態の安定化
減圧装置は、入口冷媒状態が完全な液状態でないと制御が保障されない特性がある。そのため、凝縮器にプレートフィン式熱交換器を用いる場合には減圧装置の入口冷媒過冷却度を4deg以上確保する制御を導入して確実に液状態にする制御を導入している。一方、給湯、温水暖房運転する場合、減圧装置の上流側に接続されている水冷媒熱交換器の出口冷媒過冷却度を大きくすると凝縮温度が上昇して（図１２）運転効率が低下したり、高温水供給時は装置の信頼性上限圧力を超えてしまったりすることがあるので、水冷媒熱交換器の出口冷媒過冷却度はできるだけ小さくしたい。プレート式熱交換器を使用し、冷媒を上から下に流す場合は熱交換器の構造の特性上、出口過冷却度が小さくても気泡の混じらない液冷媒にすることが可能である。具体的には過冷却度2degでも気泡が混じらない液冷媒を確保できることを実験で確認した。
【００５２】
圧縮機の構造について説明する。本発明の冷媒回路にはロータリー式圧縮機を適用するのが良い。ロータリー圧縮機の圧縮室は吐出口に弁がないので、過圧縮になることがない。そのため、スクロール式やレシプロ式に対して液バックに強い。また、圧縮比に対する運転効率は、ロータリー式の方がスクロール式より変動が小さいことは広く知られている。
【００５３】
本発明の冷媒回路では、圧縮機吸入側に冷媒滞留用容器がないため、運転モード切替時に減圧装置の制御で液バック量を低減はするが、ゼロにはできない。また通常の空気調和装置よりも運転温度条件が広い。例えば三菱電機パッケージエアコン５馬力MPLZ-WRP140BED（商標）の仕様書によると室内温度17〜28℃、室外温度-20〜21℃と明記されている。一方、給湯運転例として温水10〜60℃、室外温度-20〜43℃であり運転温度条件が広いことがわかる。その結果、冷凍サイクルの圧縮比範囲も広くなる。このような条件下では、スクロール圧縮機は低圧縮比運転では圧縮室内が過圧縮状態となり運転効率低下や信頼性低下が生じる。一方、高圧縮比運転の場合には圧縮室内が不足圧縮状態となり運転効率低下や信頼性低下を生じる。以上を考慮すると、ロータリー圧縮機を適用するのが良い。
【００５４】
なお、スクロール圧縮機を適用する場合には、閉空間の圧縮室内が過圧縮状態になったら圧縮室外部へ圧縮室内の冷媒を逃がす弁などがついている圧縮機を採用するのが良い。
【００５５】
また、スクロール圧縮機を適用する場合には、圧縮機クランク軸がある角度まで回転するまでは吸入配管と連通して圧縮仕事をしない構造を備える圧縮機を採用するのが良い。
【００５６】
また、圧縮機は、容量制御が可能な吸入アンロード機構を備えるスクロール式であるのが良い。
【００５７】
次に、冷媒充填量について説明する。通常の空気調和装置では冷房運転、暖房運転で必要な冷媒量を求め、その多い方を充填冷媒量として決定するが、この方法で決定した充填冷媒量ではデフロスト運転時に冷媒不足になる。
例えば、空冷式熱交換器4L、プレート式熱交換器1Lの冷媒回路を例にとった場合、給湯、温水暖房に必要な冷媒量は1.0g、冷水冷房に必要な冷媒量が1.8kgとなり、1.8kgを充填冷媒量とした場合、デフロスト運転時にほとんどの冷媒量が空冷式熱交換器に滞留し、低圧側に滞留する冷媒量が過少となり冷媒回路を循環する冷媒量が低減することが実験的にわかった。デフロスト運転時に空冷式熱交換器容積の約1/2媒が0℃で滞留する。そこで、0℃飽和液冷媒が空冷式熱交換器容積の約半分を占有するときの冷媒重量を必要最小充填冷媒量とし、実際はこの値より多い値を充填冷媒量に設定する。R410A冷媒の場合、0℃飽和液密度は1170kg/m3であり、必要最小充填冷媒量は1170kg/m3×4L/1000×1/2=2.34kgとなる。よって、デフロスト運転時には1.04kg（2.84-1.8=1.04kg）の冷媒不足となる。
【００５８】
次に、使用冷媒について説明する。本発明装置では凝縮器出口の過冷却度を制御対象としていることから、凝縮器には必ず気液二相冷媒が一部にでも流通していることが必要である。図12に給湯運転時の水冷媒熱交換器内の冷媒と水の温度分布例を示す。水出口温度と気液二相冷媒温度のどちらが高いかは水冷媒熱交換器の仕様で決まる。熱交換性能が大きければ水出口温度の方が高くなり、熱交換性能が小さくなれば水出口温度の方が低くなるが、冷媒の臨界点温度が水出口温度より5℃以上高ければ、気液二相冷媒状態を生成する手段は確実にある。例えば冷媒にR410Aを採用すると臨界温度は72.1℃なので、最高の水冷媒熱交換器の水出口温度を65℃とした場合、冷媒の臨海点温度は、水出口温度より7.1℃高く、５℃以上高いという条件を満足するので、水冷媒熱交換器で気液二相冷媒状態を生成することができ、本発明装置の制御を適用することができる。
【００５９】
次に、給湯、温水暖房運転時に、室外機周囲湿球温度を推定することの効果について以下に説明する。室外周囲乾球温度が30℃の場合でも湿球温度は天候によって異なる。例えば快晴続きの天候なら湿球温度は20℃未満であり、雨なら28℃もありえる。また室外機設置場所の事情によっても異なる。例えば、空冷式熱交換器６を蒸発器で使用する場合には、周囲空気と熱交換するとき、周囲の水蒸気を冷やして液化する物質移動が生じる。そのため、周囲に存在する水蒸気量によって同一熱交換量に対する冷媒蒸発温度が異なる。水蒸気量が多い、すなわち湿球温度が高い場合には、熱交換量に占める物質移動分が多くなるため冷媒回路の蒸発温度が高くなる。上記を考慮すると、室外機周囲湿球温度を検知するのが効果的であることが容易に理解できるが、湿球温度センサは高価であり、かつ湿球温度センサを屋外で使用すると精度が保証できないという問題がある。
【００６０】
そこで、本発明装置では、冷媒回路の冷媒状態から湿球温度を推定し、圧縮機モータ回転数を補正する方法を提示した。具体的な制御手順を説明する。
第１ステップとして、室外機制御・通信手段４２は、負荷側制御・通信手段４１から受信した要求能力、計算上の室外機周囲乾球温度、水冷媒熱交換器の液管側冷媒温度検知手段３４が検出した水冷媒熱交換器の水入口温度から計算上の圧縮機モータ回転数を決定する。この値を基本回転数とする。
第２ステップとして、室外機制御・通信手段４２は、室外機周囲乾球温度検知手段３１が検出した室外機周囲乾球温度から基本湿球温度を決定する。基本湿球温度は例えば東京の過去30年の天候データを参考に室外機周囲乾球温度と１対１の関係を予め設定しマップ化しておく。
第３ステップとして、室外機制御・通信手段４２は、負荷側制御・通信手段４１から受信した要求能力、第２ステップで決定した基本湿球温度から冷媒回路の基本冷媒蒸発温度を計算する。要求能力、湿球温度と冷媒蒸発温度の関係は試験結果やシミュレーション計算結果を参考に予め設定しマップ化しておく。
第４ステップとして、室外機制御・通信手段４２は、基本冷媒蒸発温度と、実運転時の空冷式熱交換器の液管側冷媒温度を比較し、所定温度差以上の差があるかどうか判断する。所定温度差はセンサ誤差を考慮し１℃とするのが望ましい。
第５ステップとして、所定温度差以内の場合は、補正値ゼロとする。所定温度差以上の場合は実室外機周囲湿球温度が基本湿球温度と異なると判断する。その場合、計算で求めた室外機周囲湿球温度からマップを使って計算上の室外機周囲乾球温度を求め、要求能力、計算上の室外機周囲乾球温度、水冷媒熱交換器の液管側冷媒温度検知手段３４が検出した水冷媒熱交換器の水入口温度から計算上の圧縮機モータ回転数を決定する。圧縮機モータ回転数は、事前の開発試験において、要求能力、計算上の室外機周囲乾球温度、水冷媒熱交換器の水入口温度との関係を定量化して作成したマップを用いて一意的に決定する。
基本回転数と計算上の回転数の差に係数を乗算した値を補正値として基本回転数に足す。
【００６１】
計算上の室外機周囲湿球温度の精度は必ずしも高くないので、基本回転数と計算上の回転数の差に係数をかける。また、10分おきなど一定時間ごとに実施することで、精度の低さを制御に反映することで、回転数が大きく変動することを回避する。
【００６２】
次に、給湯、温暖房運転をする場合、水冷媒熱交換器３の入口水温が所定温度以下の場合、冷媒回路の信頼性を向上させるには、プレート式熱交換器の冷媒出口過冷却度を、入口水温が所定温度以上の場合より大きくすると、凝縮圧力が上昇して冷媒回路の運転範囲を信頼性保証範囲内に収めることができる。例えば入口水温の所定温度は20℃、過冷却度は2degを6deg以上にする。
また、給湯、温水暖房運転をする場合、室外機周囲乾球温度が所定温度以下になった場合にも、冷媒回路の信頼性を向上させるには、プレート式熱交換器の冷媒出口過冷却度を、入口水温が所定温度以上の場合より大きくすると、凝縮圧力が上昇して冷媒回路の運転範囲を信頼性保証範囲内に収めることができる。例えば室外機周囲乾球温度の所定温度は-10℃、過冷却度は2degを6deg以上にする。
いずれも凝縮圧力を上昇させて、圧縮機の最低保証圧縮比を確保しつつ、冷媒回路の運転範囲を保証範囲内に収めるために実施するものである。
【００６３】
水回路の水流量は管内孔食などを生じないようにするため、最小流速を1.5m/secとする。これは室外機が運転していないときの水流速も1.5m/secとする。
【００６４】
実施の形態２．
次に、他の装置形態について説明する。
図５は、本発明の実施の形態２における給湯、冷温水空気調和装置の冷媒回路図である。
図５は、図４に冷温水空調機様熱交換器２５を介して水回路を追加し、この水回路に空冷式熱交換器６の代わりに地中排熱用熱交換器２６に変更したものである。これにより、地中熱利用の給湯、冷温水空気調和装置を実現できる。室外機の排熱を、一年を通じて温度が安定している地中に排することで、室外機冷媒回路中の冷媒分布を安定化することができ、その結果、冷媒回路の信頼性を確保することができる。
【００６５】
実施の形態３．
他の装置形態について説明する。
図６は、本発明の実施の形態２における給湯、冷温水空気調和装置の冷媒回路図である。
図６に示すように冷媒回路は、圧縮機１、四方弁２、水冷媒熱交換器３、減圧装置４ａ、４ｂ、レシーバ５、室外熱交換器６、室外ファン７、室外ファンモータ８から構成され、水回路は、水ポンプ２１、三方弁２２、給湯タンク２３、水ポンプ２７、および水水熱交換器２８から構成されている。
図６は、図４の冷媒回路中において、給湯タンク２３からタンク内部熱交換器２４を除去する代わりに、水水熱交換器２８を介して水回路を追加し、この水回路に水ポンプ２７を配設したものである。
【００６６】
冷媒、水動作の説明は省略する。本システムを採用すると、給湯タンク内のタンク内部熱交換器２４が不要となるため、給湯タンクの構造を簡易にすることができる。また、水水熱交換器（タンク内部熱交換器）２８に不具合が発生したとき、タンク内部熱交換器２４の交換は難しいが、水水熱交換器２８の交換は簡易であるというメリットがある。
【００６７】
実施の形態４．
他の装置形態について説明する。
２つの減圧装置とレシーバの組合せ回路に、レシーバ内の冷媒と、室外熱交換器と圧縮機との間の冷媒とを熱交換する内部熱交換器を備えた冷媒回路を図７に示す。
【００６８】
図７は、本発明の実施の形態４における給湯、冷温水空気調和装置の冷媒回路図である。
図７に示すように、冷媒回路は、圧縮機１、四方弁２、水冷媒熱交換器３、減圧装置４ａ、４ｂ、レシーバ５、室外熱交換器６、室外ファン７、室外ファンモータ８、レシーバ内内部熱交換器９から構成され、水回路は、水ポンプ２１、三方弁２２、給湯タンク２３、タンク内部熱交換器２４、および冷温水空調機用熱交換器２５から構成されている。
図７は、図４の冷媒回路中において、レシーバ５の内部にレシーバ内内部熱交換器９を追加したものである。
【００６９】
次に、各運転モードにおける冷媒と水の動作について図７を用いて説明する。
給湯運転する場合、室外機冷媒回路では、圧縮機１を吐出した高圧高温ガス冷媒は四方弁２を介して水冷媒熱交換器３に流入し、ここで負荷側ユニットに温熱を供給して凝縮し、高圧液冷媒として流出する。流出した高圧液冷媒は減圧装置４ａで減圧されて中圧の液リッチな気液二相冷媒となってレシーバ５に流入し、レシーバ５内の内部熱交換器９で、管内を流通する低圧ガス冷媒と熱交換して凝縮し、飽和液冷媒となって流出し、減圧装置４ｂで減圧されて低圧気液二相冷媒となる。低圧気液二相冷媒は室外ファン７が強制送風している室外熱交換器６に流入し、ここで周囲空気と熱交換して蒸発し、ガスリッチな気液二相冷媒あるいは飽和ガス冷媒として流出する。流出した低圧ガス冷媒は四方弁２を介して内部熱交換器９に流入し、このレシーバ５内を流通する液冷媒と熱交換して過熱ガスとなり圧縮機１に戻る。温水暖房運転の室外機冷媒回路の冷媒動作は給湯運転と同様なので説明を省略する。給湯運転、温水暖房運転の負荷側システムの水の動作は図４の説明と同様なので説明を省略する。
【００７０】
冷水冷房運転する場合、室外機の冷媒回路では、圧縮機１を吐出した高圧高温ガス冷媒は四方弁２を介して室外ファン７が強制送風している室外熱交換器６に流入し、ここで周囲空気と熱交換して凝縮し、高圧液冷媒として流出する。流出した高圧液冷媒は減圧装置４ｂで減圧されて中圧の液リッチな気液二相冷媒となってレシーバ５に流入し、レシーバ５内の内部熱交換器９で、管内を流通する低圧ガス冷媒と熱交換して凝縮し、飽和液冷媒となって流出し、減圧装置４ａに流入し、ここで減圧されて低圧気液二相冷媒となる。低圧気液二相冷媒は水冷媒熱交換器３に流入し、ここで負荷側ユニットに冷熱を供給して蒸発し、ガスリッチな気液二相冷媒あるいは飽和ガス冷媒として流出する。流出した低圧ガス冷媒は四方弁２を介して内部熱交換器９に流入し、ここでレシーバ内の液冷媒と熱交換して過熱ガスとなり圧縮機１に戻る。負荷側システムの水の動作は図４の説明と同様なので説明を省略する。
【００７１】
レシーバ５内に内部熱交換器９を備える効果として、圧縮機吸入冷媒を過熱ガス状態にして圧縮機信頼性を確保し、かつ蒸発器出口の冷媒状態をガスリッチな気液二相冷媒或いは飽和ガス状態として、熱交換器の伝熱性能を高性能化できることが挙げられる。管内熱伝達率は液やガス単相で流すよりも気液二相で流す方が、伝熱性能が良いことはよく知られている。蒸発器の出口冷媒状態を過熱ガスにすると、出口付近はガス単相冷媒が流通することになり。管内熱伝達率が下がり、熱交換器の熱交換性能が低下する。一方、圧縮機の吸入冷媒を気液二相状態にすると、液圧縮による圧縮機故障を発生する可能性がある。内部熱交換器９を導入するとこれらの問題を回避することができる。
【００７２】
給湯運転は温水温度が常時変化する過渡運転であること、給湯、冷温水空気調和装置は空冷式の空気調和装置よりも冷媒滞留箇所が少ないため、回路中の冷媒分布が不安定になると圧縮機へ液バックしやすいことから、給湯、冷温水空気調和装置では特に効果が大きい。内部熱交換器９は図１、３、５，６の冷媒回路に適用しても同様の効果が得られる。
【００７３】
実施の形態５．
他の装置形態について説明する。
図８は、本発明の実施の形態５における給湯、冷温水空気調和装置の冷媒回路図である。
図８に示すように、冷媒回路は、圧縮機１、四方弁２、水冷媒熱交換器３、減圧装置４ａ〜４ｃ、レシーバ５、空冷式熱交換器６、室外ファン７、室外ファンモータ８、内部熱交換器９、内部熱交換器１１から構成され、水回路は、水ポンプ２１、三方弁２２、給湯タンク２３、タンク内部熱交換器２４、および冷温水空気調和用熱交換器２５から構成されている。
図８は、図４の冷媒回路中において、レシーバ５の内部にレシーバ内内部熱交換器９を追加したものである。
【００７４】
負荷側システムの動作は図４と同じなので説明を省略する。給湯、温水暖房運転する場合の室外機冷媒回路の冷媒動作について説明する。圧縮機１を吐出した高圧高温ガス冷媒は四方弁２を介して水冷媒熱交換器３に流入し、ここで負荷側ユニットに温熱を供給して凝縮し、高圧液冷媒として流出する。流出した高圧液冷媒は減圧装置４ａで減圧されて中圧の液リッチな気液二相冷媒となってレシーバ５に流入し、レシーバ５内の内部熱交換器９で、管内を流通する低圧ガス冷媒と熱交換して凝縮し、飽和液冷媒となって流出し、内部熱交換器２_１１に流入する。ここで中圧飽和液冷媒は過冷却されて流出し、減圧装置４ｂで減圧されて低圧気液二相冷媒となる。低圧気液二相冷媒は室外ファン７が強制送風している室外熱交換器６に流入し、ここで周囲空気と熱交換して蒸発し、ガスリッチな気液二相冷媒あるいは飽和ガス冷媒として流出する。流出した低圧ガス冷媒は四方弁２を介して内部熱交換器９に流入し、ここでレシーバ内の液冷媒と熱交換して過熱ガスとなり圧縮機１に戻る。内部熱交換器２_１１を流出した中圧過冷却冷媒の一部は減圧装置４ｃに流入し、ここで減圧されて低圧気液二相冷媒となる。低圧気液二相冷媒は内部熱交換器２_１１に流入し、ここで中圧液冷媒と熱交換して蒸発し、ガスリッチな気液二相冷媒となって内部熱交換器９の手前に戻る。
【００７５】
従来の冷凍空調装置にも、凝縮器と蒸発器との間の中間圧部分に気液分離器を設け、気液分離器で分離されたガス冷媒を圧縮機の中間圧部分にインジェクションし、暖房能力の向上をもたらすようにしたものがある。しかし、従来の冷凍空調装置には以下のような問題があった。まず、従来はレシーバ５に気液分離機能を備えていた。気液分離器を設けたインジェクションを行う場合、気液分離器内の液量がインジェクション量によって変化し、それに伴い冷凍サイクル内の液冷媒量分布が変動し、運転が不安定になるという問題があった。すなわち、インジェクションされるガス冷媒流量と気液分離器に流入する二相冷媒のうちのガス冷媒流量とが釣り合っている場合には、蒸発器側に流出するのは液冷媒のみとなり、気液分離器内の液冷媒量は安定するが、インジェクションされる冷媒流量が減少し気液分離器に流入するガス冷媒流量より少なくなると、蒸発器側にガス冷媒も流出する運転となり、気液分離器底部からガスが流出するために、気液分離器内の液はほとんど流出した運転となる。逆にインジェクションされる冷媒流量が増加すると、ガス冷媒が足りないため、ガス冷媒に混じって液冷媒もインジェクションされる状態となり、気液分離器頂部から液が流出するために、気液分離器内の液はほとんど満液となる。
【００７６】
インジェクション流量は冷凍サイクルの高低圧や気液分離器の圧力、および圧縮機の運転容量などによって変動しやすいため、インジェクション流量が気液分離器に流入するガス冷媒流量と釣り合うことはほとんどなく、実際は気液分離器内の液冷媒量はほとんど０か満液の状態となり、運転状況に応じて、気液分離器内の冷媒量変動が生じやすい。その結果、冷凍サイクル内の冷媒量分布が変動し、運転の不安定が生じやすくなる。
【００７７】
本実施の形態５では、気液分離器のかわりに内部熱交換器１１を備えることで、ガスインジェクションされる冷媒流量を多量としても、圧縮機の吐出温度の低下を抑制し、室内熱交換器で十分な熱交換性能を発揮させることにより、低い外気温度条件の下で暖房能力が低下しやすい条件でも十分な暖房能力を確保することができるとともに、ガスインジェクションを行う冷媒を供給するときに、気液分離器によらず、バイパスされた冷媒を第２の内部熱交換でガス化し供給することで、気液分離器を用いることによる液量変動を回避し、より安定した装置の運転を実現し、圧縮機の吐出温度の低下を抑制しつつガスインジェクション量をさらに多くする事が可能となり、暖房能力の更なる向上が図れるとともに、除霜運転時の効率化を図る事ができるという効果を有する。その結果、低い外気温度条件下での暖房能力を従来よりも安定して供給できるようになった。
内部熱交換器１１によるガスインジェクション回路とすることにより以下のような効果が得られる。まずガスインジェクションを行うことにより、圧縮機１から吐出される冷媒流量が増加し、圧縮機１から吐出される冷媒流量Ｇｄｉｓと圧縮機３で吸入される冷媒流量Ｇｓｕｃとインジェクションされる冷媒流量Ｇｉｎｊとの関係式は、
Ｇｄｉｓ＝Ｇｓｕｃ＋Ｇｉｎｊ    となる。
従って、凝縮器となる熱交換器に流れる冷媒流量が増加するので、暖房運転の場合には、暖房能力が増加する。
【００７８】
ガスインジェクションを行う場合、効率改善効果が得られる。蒸発器となる熱交換器に流入する冷媒は、一般に気液二相冷媒であるが、このうちガス冷媒は冷房能力に寄与しない。圧縮機から見ると、この低圧のガス冷媒も、蒸発器で蒸発したガス冷媒と一緒に高圧に昇圧する仕事を行っている。ガスインジェクションを行うと、蒸発器に流入するガス冷媒のうちのいくらかを中間圧で抜き出して、インジェクションし、中間圧から高圧に昇圧し圧縮することになる。従ってインジェクションされるガス冷媒の流量については、低圧から中間圧まで昇圧する圧縮仕事が不要になり、この分効率改善される。この効果は冷暖房のいずれの運転でも得られる。
【００７９】
図１１のようにインジェクション回路に熱源12を加えると、圧縮機吐出温度の低下を抑制しつつ、更にインジェクション冷媒量を増加する事が可能となるため、更なる除霜時間の短縮化が図れ、また給湯、温水暖房運転復帰時にも使用する事で、給湯、温水暖房運転立ち上がりの更なる改善が実現できる。
【００８０】
実施の形態６．
他の装置形態について説明する。
図９は、本発明の実施の形態６における給湯、冷温水空気調和装置の冷媒回路図である。
図９に示すように冷媒回路は、圧縮機１、四方弁２、水冷媒熱交換器３、減圧装置４ａ、４ｂ、レシーバ５、室外熱交換器６、室外ファン７、室外ファンモータ８から構成され、水回路は、水ポンプ２１、三方弁２２、給湯タンク２３、タンク内部熱交換器２４、および冷温水空気調和用熱交換器２５から構成されている。
【００８１】
冷媒の動作、水の動作は図４を使用して説明した内容と同様なので説明を省略する。
【００８２】
本システムは一度に複数の負荷側システムに温熱を供給することができるが、他にも次に示す長所がある。水冷媒熱交換器３のうち冷媒上流側と熱交換する負荷側ユニットは温度の高い温熱を受け、冷媒下流側と熱交換する負荷側ユニットは温度の低い温熱を受ける。上流側は主に給湯用として、下流側は主に温水暖房用として使用すると、給湯と温水暖房を簡単に同時運転できる。システムに並列に冷温熱を供給できる冷媒回路を図１０に示す。
【図面の簡単な説明】
【００８３】
【図１】この発明の実施の形態１による給湯、冷温水空気調和装置図である。
【図２】この発明の実施の形態１による給湯、冷温水空気調和装置の別図である。
【図３】この発明の実施の形態１による給湯、冷温水空気調和装置の別図である。
【図４】この発明の実施の形態１による給湯、冷温水空気調和装置の別図である。
【図５】この発明の実施の形態１による給湯、冷温水空気調和装置の別図である。
【図６】この発明の実施の形態１による給湯、冷温水空気調和装置の別図である。
【図７】この発明の実施の形態１による給湯、冷温水空気調和装置の別図である。
【図８】この発明の実施の形態１による給湯、冷温水空気調和装置の別図である。
【図９】この発明の実施の形態１による給湯、冷温水空気調和装置の別図である。
【図１０】この発明の実施の形態１による給湯、冷温水空気調和装置の別図である。
【図１１】この発明の実施の形態１による給湯、冷温水空気調和装置の別図である。
【図１２】この発明の実施の形態１の水冷媒熱交換器を流れる水、冷媒の温度状態例である。
【図１３】給湯、冷温水空気調和装置の従来技術の構成例を示す図である。
【符号の説明】
【００８４】
１  圧縮機、２  四方弁、３  水冷媒熱交換器、４ａ〜４ｃ  減圧装置、５  レシーバ、６  空冷式熱交換器、７  室外ファン、８  室外ファンモータ、９  レシーバ内内部熱交換器、１０  アキュムレータ、１１  内部熱交換器２、１２  温熱源、２１  水ポンプ、２２  三方弁、２３  給湯タンク、２４  タンク内部熱交換器、２５  水冷媒熱交換器２、２６  地中排熱用熱交換器、２７  水ポンプ、２８  水水熱交換器、３１  室外機周囲乾球温度検知手段、３２  水冷媒熱交換器の入口水温検知手段、３３  空冷式熱交換器の液管側冷媒温度検出手段、３４  水冷媒熱交換器の液管側冷媒温度検知手段、３５  圧縮機吐出温度検知手段、３６  圧縮機吐出圧力検知手段、４１  負荷側制御・通信手段、４２  室外機制御・通信手段。
【図１】
2008082653.tif 000003
【図２】
2008082653.tif 000004
【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】
2008082653.tif 000010
【図９】
2008082653.tif 000011
【図１０】
2008082653.tif 000012
【図１１】
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【図１２】
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【図１３】
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