(57)【特許請求の範囲】
【請求項１】
第一の冷媒が少なくとも圧縮機及び膨張器を経て循環される第一のヒートポンプサイクルと，前記第一の冷媒と異なる特性を持つ第二の冷媒が少なくとも圧縮機及び膨張器を経て循環される第二のヒートポンプサイクルと，前記第一の冷媒及び／又は前記第二の冷媒と水との間で熱交換を行う水熱交換器と，を備えてなるヒートポンプ式給湯機であって，
前記第一の冷媒及び／又は前記第二の冷媒と室外空気との間で熱交換を行う共通の室外機を備えてなり，
前記室外機が，前記第一の冷媒が循環される第一の配管及び該第一の配管が貫装された複数の第一の伝熱板を有する第一の室外空気熱交換器と，前記第二の冷媒が循環される第二の配管及び該第二の配管が貫装された複数の第二の伝熱板を有する第二の室外空気熱交換器と，前記第一の室外空気熱交換器及び前記第二の室外空気熱交換器に室外空気を送風する共通の送風ファンとを含んでなり，
前記第一の室外空気熱交換器及び前記第二の室外空気熱交換器が，前記送風ファンによる室外空気の送風方向に並設されてなり，前記第一の配管及び前記第二の配管が，前記第一の伝熱板及び前記第二の伝熱板に略交互に貫装されてなることを特徴とするヒートポンプ式給湯機。
【請求項２】
前記第一の冷媒が炭酸ガス冷媒であって，前記第二の冷媒がＨＦＣ冷媒である請求項１に記載のヒートポンプ式給湯機。
【発明の詳細な説明】
【技術分野】
【０００１】
本発明は，圧縮機や膨張器などが設けられたヒートポンプサイクル内に循環する冷媒との熱交換によって水を加熱して給湯するヒートポンプ式給湯機に関し，特に，熱交換効率やエネルギ消費効率などの特性の異なる冷媒を用いた二つのヒートポンプサイクルを具備するヒートポンプ式給湯機に関するものである。
【背景技術】
【０００２】
従来から，圧縮機や膨張器などが設けられたヒートポンプサイクル内に循環する冷媒との熱交換によって水を加熱して給湯するヒートポンプ式給湯機が周知である。前記冷媒は，例えば炭酸ガス冷媒やＨＦＣ冷媒などである。
ここに，前記炭酸ガス冷媒は，その冷媒の特性として水を高温（例えば９０℃程度）まで加熱することができる。一方，前記ＨＦＣ冷媒は，冷媒の特性上比較的低温（例えば６５℃程度）までしか水を加熱することができない。しかし，空調用機器に用いた場合，エネルギ消費効率（ＣＯＰ）は，前記炭酸ガス冷媒を用いるよりも前記ＨＦＣ冷媒を用いる方が優れている。
【０００３】
一方，特許文献１には，ＣＯ2冷媒（炭酸ガス冷媒の一例）が用いられたヒートポンプサイクル（以下「ＣＯ2サイクル」という）と，Ｒ４１０Ａ冷媒（ＨＦＣ冷媒の一例）が用いられたヒートポンプサイクル（以下「Ｒ４１０Ａサイクル」という）とを併せ持つヒートポンプ式給湯システムが示されている。前記ヒートポンプ式給湯システムでは，前記ＣＯ2サイクルに循環するＣＯ2冷媒と室外空気との熱交換を行う室外機（以下「ＣＯ2冷媒室外機」という）と，前記Ｒ４１０Ａサイクルに循環するＲ４１０Ａ冷媒と室外空気との熱交換を行う室外機（以下「Ｒ４１０Ａ冷媒室外機」という）とが別々に設けられている。
【特許文献１】特開２００５−８３５８５号公報
【発明の開示】
【発明が解決しようとする課題】
【０００４】
しかしながら，前記ＣＯ2冷媒室外機及び前記Ｒ４１０Ａ冷媒室外機が別々に設けられている前記ヒートポンプ式給湯システムでは，前記ＣＯ2冷媒室外機及び前記Ｒ４１０Ａ冷媒室外機各々の設置スペースを確保する必要が生じる。
従って，本発明は上記事情に鑑みてなされたものであり，その目的とするところは，異なる二つの冷媒を用いる二つのヒートポンプサイクルを備えたヒートポンプ式給湯機であって，設置スペースを省減することのできるヒートポンプ式給湯機を提供することにある。
【課題を解決するための手段】
【０００５】
上記目的を達成するために本発明は，第一の冷媒が少なくとも圧縮機及び膨張器を経て循環される第一のヒートポンプサイクルと，前記第一の冷媒と異なる特性を持つ第二の冷媒が少なくとも圧縮機及び膨張器を経て循環される第二のヒートポンプサイクルと，前記第一の冷媒及び／又は前記第二の冷媒と水との間で熱交換を行う水熱交換器と，を備えてなるヒートポンプ式給湯機に適用されるものであって，前記第一の冷媒及び／又は前記第二の冷媒と室外空気との間で熱交換を行う共通の室外機を備えてなり，
前記室外機が，前記第一の冷媒が循環される第一の配管及び該第一の配管が貫装された複数の第一の伝熱板を有する第一の室外空気熱交換器と，前記第二の冷媒が循環される第二の配管及び該第二の配管が貫装された複数の第二の伝熱板を有する第二の室外空気熱交換器と，前記第一の室外空気熱交換器及び前記第二の室外空気熱交換器に室外空気を送風する共通の送風ファンとを含んでなり，
前記第一の室外空気熱交換器及び前記第二の室外空気熱交換器が，前記送風ファンによる室外空気の送風方向に並設されてなり，前記第一の配管及び前記第二の配管が，前記第一の伝熱板及び前記第二の伝熱板に略交互に貫装されてなることを特徴とするヒートポンプ式給湯機として構成される。
本発明によれば，前記室外機が前記第一の冷媒（第一のヒートポンプサイクル）及び前記第二の冷媒（第二のヒートポンプサイクル）に共通するため，従来のように別々に室外機を設ける場合に比べて当該ヒートポンプ式給湯機の設置スペースを省減することが可能である。また，前記室外機を共通化することで，送風ファンなどを共通化して構成要素を省減することも可能となる。
【０００６】
また，本発明によれば，前記室外機が，前記第一の冷媒が循環される第一の配管及び該第一の配管が貫装された複数の第一の伝熱板を有する第一の室外空気熱交換器と，前記第二の冷媒が循環される第二の配管及び該第二の配管が貫装された複数の第二の伝熱板を有する第二の室外空気熱交換器と，前記第一の室外空気熱交換器及び前記第二の室外空気熱交換器に室外空気を送風する共通の送風ファンと，を含んでなるため，別々に室外機を設ける場合に比べて当該ヒートポンプ式給湯機の構成要素や設置スペースを省減することができる。
【０００７】
さらに，前記第一の室外空気熱交換器及び前記第二の室外空気熱交換器を，前記送風ファンによる室外空気の送風方向に並設する場合には，前記室外空気の送風方向の上流側に配設された熱交換器で冷媒と熱交換された後の空気が，下流側に配設された熱交換器における冷媒との熱交換の対象となる。そのため，前記第一の冷媒及び前記第二の冷媒のいずれか一方の熱交換効率が悪くなることが考えられる。
しかしながら，本発明によれば，前記第一の配管及び前記第二の配管を，前記第一の伝熱板及び前記第二の伝熱板に略交互に貫装しているため，前記第一の冷媒及び前記第二の冷媒の両方が前記室外空気の送風方向の上流側に設けられた熱交換器において該室外空気と熱交換されることとなる。
【０００８】
ここで，具体的には，前記第一の冷媒が炭酸ガス冷媒であって，前記第二の冷媒がＨＦＣ冷媒であることが考えられる。
【発明の効果】
【０００９】
本発明によれば，前記室外機が前記第一の冷媒（第一のヒートポンプサイクル）及び前記第二の冷媒（第二のヒートポンプサイクル）に共通するため，従来のように別々に室外機を設ける場合に比べて当該ヒートポンプ式給湯機の設置スペースを省減することが可能である。また，前記室外機を共通化することで，送風ファンなどを共通化して構成要素を省減することも可能となる。
さらに，前記室外機が，前記第一の冷媒が循環される第一の配管及び前記第二の冷媒が循環される第二の配管と前記第一の配管及び前記第二の配管が貫装された共通の伝熱板とを有する共通の室外空気熱交換器と，前記共通の室外空気熱交換器に室外空気を送風する共通の送風ファンとを含む構成では，前記第一の配管に流通する第一の冷媒と前記第二の配管に流通する第二の冷媒との間で熱交換を行うことができる。
【発明を実施するための最良の形態】
【００１０】
以下添付図面を参照しながら，本発明の実施の形態について説明し，本発明の理解に供する。尚，以下の実施の形態は，本発明を具体化した一例であって，本発明の技術的範囲を限定する性格のものではない。
ここに，図１は本発明の実施の形態に係るヒートポンプ式給湯機Ｘの概略構成図，図２は前記ヒートポンプ式給湯機Ｘに設けられた室外機６の内部構成図，図３は前記室外機６に設けられた室外空気熱交換器１３の部品図，図４は前記室外空気熱交換器１３に設けられた配管６１及び配管６２の形状を説明するための模式図である。
図１に示すように，前記ヒートポンプ式給湯機Ｘは，冷媒が循環される二つのヒートポンプサイクル１（第一のヒートポンプサイクルの一例），２（第二のヒートポンプサイクルの一例），流水経路３０ａ〜３０ｄ，貯留タンク３１，循環ポンプ３４，前記ヒートポンプサイクル１及び２に共通する水熱交換器３２，前記ヒートポンプサイクル１及び２に共通する室外空気熱交換器１３（共通の室外空気熱交換器の一例）及び切換弁４１〜４５を備えて概略構成されている。また，前記ヒートポンプ式給湯機Ｘは，ＣＰＵやＲＡＭ，ＲＯＭなどを有する不図示の制御部を備えている。
前記水熱交換器３２は，前記ヒートポンプサイクル１や前記ヒートポンプサイクル２に循環される冷媒と，給水口から給湯口への流水経路３０ｂ，又は前記貯留タンク３１に戻る流水経路３０ａ上を流れる水との間で熱交換を行うものである。ここに，前記流水経路３０ａは，前記給水口から前記貯留タンク３１，循環ポンプ３４，切換弁４５，水熱交換器３２，切換弁４３，貯留タンク３１が順に接続された水の流水経路である。また，前記流水経路３０ｂは，前記給水口から切換弁４５，水熱交換器３２，切換弁４３，前記給湯口が順に接続された水の流水経路である。なお，前記流水経路３０ｃは，前記貯留タンク３１から前記切換弁４４を経て前記給湯口に続く温水の流通経路，前記流通経路３０ｄは，前記給水口から前記切換弁４４を経て前記給湯口に続く水の流通経路である。
前記室外空気熱交換器１３は，前記ヒートポンプサイクル１や前記ヒートポンプサイクル２に循環される冷媒と室外空気との間で熱交換を行うものである。なお，前記室外空気熱交換器１３については後段で詳述する。
【００１１】
前記貯留タンク３１の上層には前記水熱交換器３２において前記冷媒との熱交換によって加熱された温水が，前記貯留タンク３１の下層には給水口から供給される水が貯留される。
当該ヒートポンプ式給湯機Ｘでは，前記制御部（不図示）によって前記各構成要素が制御されることにより，給水口から供給された水を前記流水経路３０ｂ上に流した後，前記水熱交換器３２によって加熱して給湯口から直接給湯する瞬間給湯運転や，給水口から供給された水を前記流水経路３０ａ上に流した後，前記水熱交換器３２によって加熱して前記貯留タンク３１に貯留する貯湯運転などが行われる。
ここで，前記瞬間給湯運転では，前記切換弁４３及び４５が前記制御部によって制御されることにより，前記給水口から供給された水が前記流水経路３０ｂに沿って破線矢印方向に流通することとなる。但し，前記瞬間給湯運転が開始してからの一定時間は，前記水熱交換器３２による加熱量が十分得られない。そのため，瞬間運転開始後の一定時間は，前記貯留タンク３１に貯留された温水が，前記流水経路３０ｃを経て切換弁４４において，前記給水口から前記流水経路３０ｄを経て供給される水と混合されて温度調節された後，前記給湯口に供給される。これにより，前記給湯口から瞬時に温水を給湯することが可能である。そして，前記水熱交換器３２によって給水口から供給された水を十分に加熱することが可能となった時点で，前記貯留タンク３１の給水は停止され，その後は，前記給水口から前記水熱交換器３２を経て前記給湯口に続く流水経路３０ｂを用いて瞬間給湯が行われる。なお，前記貯留タンク３１に貯留された高温の温水を前記給水口から供給される水と混合することなく，そのまま給湯することも可能である。
また，前記貯湯運転では，前記循環ポンプ３４が駆動されることにより，前記流水経路３０ａに沿って実線矢印方向に水が流通することにより，貯留タンク３１に温水が貯留される。
【００１２】
前記ヒートポンプサイクル１（以下，「ＣＯ2サイクル」という）は，圧縮機１１，前記水熱交換器３２，膨張器１２及び前記室外空気熱交換器１３が順に接続された循環経路１０を有している。
前記循環経路１０では，前記制御部（不図示）によって前記圧縮機１１が駆動されることにより，炭酸ガス冷媒の一例であるＣＯ2冷媒（第一の冷媒の一例）が図示する矢印方向に循環される。ここに，前記ＣＯ2冷媒は，後述するＲ４１０Ａ冷媒と異なる特性を持ち，冷媒の特性として水を高温（９０℃程度）まで加熱することができるが，エネルギ消費効率が比較的低い。そのため，前記ＣＯ2サイクル１は，主に前記貯湯運転における水の加熱に用いられる。
具体的には，前記圧縮機１１において圧縮して吐出された高温高圧の前記ＣＯ2冷媒が，前記水熱交換器３２において前記流水経路３０ａまたは３０ｂ上を流れる水と熱交換されて冷却された後，前記膨張器１２において膨張する。その後，前記膨張器１２で膨張した低温低圧の前記ＣＯ2冷媒は，前記室外空気熱交換器１３において室外空気と熱交換されて吸熱し気化した後，再度前記圧縮機１１に流入する。
前記ＣＯ2サイクル１では，前記のように前記ＣＯ2冷媒が前記循環経路１０に循環されることにより，前記流水経路３０ａまたは３０ｂ上を矢印方向に流れる水が，前記水熱交換器３２における前記ＣＯ2冷媒との熱交換によって９０℃程度まで加熱される。なお，前記水熱交換器３２における前記ＣＯ2冷媒と水との流通方向が反対であるため，該ＣＯ2冷媒と水との熱交換は効率的に行われる。
このとき，前記瞬間給湯運転においては，前記流水経路３０ｂを通るよう前記制御部（不図示）によって前記切換弁４５が制御され，前記制御部（不図示）によって前記切換弁４３が制御されることにより前記水熱交換器３２において加熱された温水が前記給湯口に供給される。また，前記貯湯運転においては，前記流水経路３０ａを通るよう前記制御部（不図示）によって前記切換弁４５が制御され，前記制御部（不図示）によって前記切換弁４３が制御されることにより，前記水熱交換器３２において加熱された温水が前記貯留タンク３１に貯留されるように切り替えられる。
【００１３】
一方，前記ヒートポンプサイクル２（以下，「Ｒ４１０Ａサイクル」という）は，ＨＦＣ冷媒の一例であるＲ４１０Ａ冷媒（第二の冷媒の一例）が循環される循環経路２０及び循環経路４０を有している。ここに，前記Ｒ４１０Ａ冷媒は，前記ＣＯ2冷媒と異なる特性を持ち，ＣＯ2冷媒に比べて水を低温（６５℃程度）までしか加熱することができないが，エネルギ消費効率（ＣＯＰ）は高いので，比較的低い沸上げ温度に適している。そのため，前記Ｒ４１０Ａサイクル２は，主に前記瞬間給湯運転における水の加熱に用いられる。なお，前記Ｒ４１０Ａ冷媒の他の例としては，例えばＲ４０７Ｃ／Ｅ，Ｒ４０４Ａ，Ｒ５０７Ａ，Ｒ１３４ａ等がある。また，前記ヒートポンプ式給湯機Ｘに用いられる二つの異なる冷媒は，炭酸ガス冷媒及びＨＦＣ冷媒に限られるものではなく，熱交換効率やエネルギ消費効率などの特性が異なる二つの冷媒を用いればよい。
【００１４】
前記循環経路２０は，圧縮機２１，四方弁２４，切換弁４１，前記水熱交換器３２，切換弁４２，膨張器（例えば膨張弁）２２，前記室外空気熱交換器１３及び前記四方弁２４が順に接続されて構成されている。
前記循環経路２０では，前記制御部（不図示）によって制御されて前記圧縮機２１が駆動されることにより，前記Ｒ４１０Ａ冷媒が図示する実線矢印方向に循環される。具体的には，前記圧縮機２１において圧縮して吐出された高温高圧の前記Ｒ４１０Ａ冷媒が，前記四方弁２４及び前記切換弁４１を経て前記水熱交換器３２に達する。そして，前記Ｒ４１０Ａ冷媒は，前記水熱交換器３２において前記流水経路３０ａまたは３０ｂ上を流れる水と熱交換されて冷却される。その後，前記Ｒ４１０Ａ冷媒は，前記切換弁４２を経て前記膨張器２２において膨張する。そして，前記膨張器２２で膨張した低温低圧の前記Ｒ４１０Ａ冷媒は，前記室外空気熱交換器１３において室外空気と熱交換されて吸熱し気化した後，前記四方弁２４を経て再度前記圧縮機２１に流入する。
前記Ｒ４１０Ａサイクル２では，前記のように前記Ｒ４１０Ａ冷媒が前記循環経路２０において実線矢印方向に循環されることにより，前記流水経路３０ａまたは３０ｂ上を矢印方向に流れる水が，前記水熱交換器３２における前記Ｒ４１０Ａ冷媒との熱交換によって６５℃程度まで加熱される。なお，前記水熱交換器３２における前記Ｒ４１０Ａ冷媒と水との流通方向が反対であるため，該Ｒ４１０Ａ冷媒と水との熱交換は効率的に行われる。
【００１５】
また，前記水熱交換器３２は，前記ＣＯ2サイクル１及び前記Ｒ４１０Ａサイクル２に共通するものであって，これらに循環される前記ＣＯ2冷媒及び前記Ｒ４１０Ａ冷媒と，前記流水経路３０ａ又は前記流水経路３０ｂ上を流れる水とを同時に熱交換させることが可能である。具体的には，前記水熱交換器３２が，該水熱交換器３２内に設けられた前記ＣＯ2冷媒の配管１４と前記流水経路３０ａ，３０ｂ上に設けられた配管３３，前記Ｒ４１０Ａ冷媒の配管２５と前記配管３３が共に接触するように構成されている。
したがって，前記ヒートポンプ式給湯機Ｘでは，前記ＣＯ2サイクル１及び前記Ｒ４１０Ａサイクル２を同時に用いることにより，個々の熱交換効率以上の熱交換効率で水を加熱することができる。これにより，前記瞬間給湯運転時における給湯量を増加させることができる。
【００１６】
他方，前記循環経路４０は，前記圧縮機２１，前記四方弁２４，前記切換弁４１，室内空気熱交換器４，前記切換弁４２，前記膨張器２２，前記室外空気熱交換器１３及び前記四方弁２４が順に接続されて構成されている。
ここに，前記室内空気熱交換器４は，室内の冷暖房を行う空気調和機（不図示）に設けられ，前記循環経路４０内に循環される前記Ｒ４１０Ａ冷媒と室内空気との間で熱交換を行うことにより室内空気を加熱或いは冷却するものである。
【００１７】
ここで，図２〜４を用いて，前記室外空気熱交換器１３について詳説する。
図２に示すように，前記室外空気熱交換器１３は，前記圧縮機１１，２１，前記膨張器１２，２２，送風ファン６４等と共に室外機６に内蔵されている。前記送風ファン６４は，不図示のモータによって回転駆動されることにより前記室外空気熱交換器１３に室外空気を送風する。このように，前記ヒートポンプ式給湯機Ｘでは，前記室外機６が前記ＣＯ2サイクル１及び前記Ｒ４１０Ａサイクル２で共通している。なお，図示しないが，前記室外機６には，前記水熱交換器３２や前記貯湯タンク３１を内蔵してもよい。
図３に示すように，前記室外空気熱交換器１３は，前記ＣＯ2サイクル１に循環されるＣＯ2冷媒が流通する配管６１（第一の配管の一例）と，前記Ｒ４１０Ａサイクル２に循環されるＲ４１０Ａ冷媒が流通する配管６２（第二の配管の一例）と，前記配管６１及び前記配管６２が貫装された複数の伝熱フィン（伝熱板）６３と，を備えて構成されている。前記室外空気熱交換器１３では，前記伝熱フィン６３を介して，前記配管６１に流通するＣＯ2冷媒や前記配管６２に流通するＲ４１０Ａ冷媒と前記送風ファン６４によって送風された室外空気との間で熱交換が行われる。
前記配管６１は，前記伝熱フィン６３に貫装された複数の配管が前記室外空気熱交換器１３の両端でベンド管６１ａ，６１ｂによって連結されて構成されている。同じく，前記配管６２は，前記伝熱フィン６３に貫装された複数の配管が前記室外空気熱交換器１３の両端でベンド管６２ａ，６２ｂによって連結されて構成されている。ここで，前記配管６１及び前記配管６２の各々は，前記室外空気熱交換器１３において室外空気の流通方向と垂直な方向に配置された複数の配管が二本毎に交互に接続されたものである。これにより，前記配管６１及び前記配管６２の各々は，前記伝熱フィン６３に交互に貫装された状態で配置されている。
このように，前記ヒートポンプ式給湯機Ｘでは，前記室外機６が前記ＣＯ2サイクル１及び前記Ｒ４１０Ａサイクル２に共通するため，従来のように別々に室外機が設けられていた場合に比べて設置スペースが省減される。また，前記室外空気熱交換器１３や前記送風ファン６４などを共通化して構成要素を省減することが可能である。
【００１８】
ところで，前記配管６１には圧縮率の高い前記ＣＯ2冷媒が流通するため高い耐圧性能が要求される。そのため，図４（ａ）に示すように，前記配管６１の肉厚は，前記配管６２の肉厚よりも大きい関係にある。一方，前記配管６１に流れる前記ＣＯ2冷媒は圧縮率が高いため，前記配管６１の管径は，図４（ａ）に示すように前記配管６２の管径よりも小さくてもよい。例えば，前記配管６２には肉厚が０．３ｍｍ，管径が９ｍｍである配管が用いられるのに対し，前記配管６１には肉厚が０．６ｍｍ，管径は６ｍｍである配管が用いられる。
なお，図４（ｂ），（ｃ）に示すように，前記配管６１の肉厚が前記配管６２の肉厚よりも大きい関係（図４（ａ）），前記配管６１の管径が前記配管６２の管径よりも小さい関係（図４（ｂ））のいずれか一方を採用した構成であってもよい。
【００１９】
次に，前記水熱交換器３２について詳説する。
前記水熱交換器３２は，前記ＣＯ2サイクル１に循環される前記ＣＯ2冷媒が流通する配管１４と，前記Ｒ４１０Ａサイクル２に循環される前記Ｒ４１０Ａ冷媒が流通する配管２５と，前記流水経路３０ａ，３０ｂ上に流れる水が流通する配管３３と，を備えている。
前記配管１４は前記配管３３に内蔵されている。一方，前記配管２５は前記配管３３に内蔵されている。このように，前記水熱交換器３２では，前記配管１４，前記配管２５及び前記配管３３が，前記配管１４に流通するＣＯ2冷媒と前記配管３３に流通する水との間，前記配管２５に流通するＲ４１０Ａ冷媒と前記配管３３に流通する水との間で同時に熱交換が可能な状態で配置されている。
なお，前述したように，前記配管１４には圧縮率の高い前記ＣＯ2冷媒が流通するため高い耐圧性能が要求される。そのため，前記配管１４の肉厚は，前記配管２５の肉厚よりも大きいことが望ましい。一方，前記配管１４の管径は前記配管２５の管径よりも小さくてよい。
このように構成された前記水熱交換器３２では，前記配管１４に流通するＣＯ2冷媒及び前記配管２５に流通するＲ４１０Ａ冷媒のいずれか一方又は両方と，前記流水経路３０ａ，３０ｂ上を流れる水との間で熱交換が行われる。したがって，前記ヒートポンプ式給湯機Ｘでは，前記ＣＯ2サイクル１及び前記Ｒ４１０Ａサイクル２を同時に用いることにより，個々の熱交換効率以上の熱交換効率で水を加熱することが可能である。これにより，前記瞬間給湯運転時における給湯量を増加させることができる。また，前記水熱交換器３２が前記ＣＯ2冷媒及び前記Ｒ４１０Ａ冷媒に共通するため，別々に熱交換器を設ける場合に比べて当該ヒートポンプ式給湯機Ｘの構成要素や設置スペースを省減することが可能である。
【００２０】
以下，前記ヒートポンプ式給湯機Ｘの前記Ｒ４１０Ａサイクル２において実現される暖房運転及び冷房運転について説明する。
（１）暖房運転について
ユーザにより前記ヒートポンプ式給湯機Ｘに対して，不図示の操作部から暖房運転の開始が要求されると，該ヒートポンプ式給湯機Ｘでは，前記制御部（不図示）によって前記圧縮機２１及び前記四方弁２４が制御され，前記Ｒ４１０Ａサイクル２の循環経路４０において前記Ｒ４１０Ａ冷媒の実線矢印方向の循環が開始される。このとき，前記四方弁２４内部では図示する実線経路が確立されている。
これにより，前記循環経路４０では，図示する実線矢印方向に前記Ｒ４１０Ａ冷媒が循環される。具体的には，前記圧縮機２１において圧縮して吐出された高温高圧の前記Ｒ４１０Ａ冷媒が，前記四方弁２４及び前記切換弁４１を経て前記室内空気熱交換器４に達する。そして，前記Ｒ４１０Ａ冷媒は，前記室内空気熱交換器４において室内の空気と熱交換されて冷却される。その後，前記Ｒ４１０Ａ冷媒は，前記切換弁４２を経て前記膨張器２２において膨張する。そして，前記膨張器２２において膨張した低温低圧の前記Ｒ４１０Ａ冷媒は，前記室外空気熱交換器１３において室外空気と熱交換されて吸熱し気化した後，前記四方弁２４を経て再度前記圧縮機２１に流入する。
前記Ｒ４１０Ａサイクル２では，前記のように前記Ｒ４１０Ａ冷媒が前記循環経路４０において実線矢印方向に循環されることにより，室内の空気が，前記室内空気熱交換器４における前記Ｒ４１０Ａ冷媒との熱交換によって加熱される。即ち，前記ヒートポンプ式給湯機Ｘによって暖房が実現される。
【００２１】
ところで，従来装置（例えば，特許文献１参照）では前記Ｒ４１０Ａサイクル２を用いて，瞬間給湯と暖房とを同時に行うことはできなかった。また，前記Ｒ４１０Ａ冷媒を分配して瞬間給湯と暖房とを同時に行うことも考えられるが，この場合には十分な給湯温度や給湯量が得ることができないという課題が伴う。
しかし，前記ヒートポンプ式給湯機Ｘでは，瞬間給湯と暖房とを同時に行う際，前記水熱交換器３２において，前記ＣＯ2サイクル１に循環する前記ＣＯ2冷媒と，前記Ｒ４１０Ａサイクル２に循環するＲ４１０Ａ冷媒とで同時に水を加熱することが可能である。これにより，瞬間給湯と暖房とを同時に行う際に，十分な給湯温度や給湯量を得ることができる。以下，この点について詳説する。
【００２２】
まず，前記ヒートポンプ式給湯機Ｘにおいて前記Ｒ４１０Ａサイクル２によって暖房運転が行われているときに，ユーザによって不図示の操作部に対して瞬間給湯の要求が行われると，該ヒートポンプ式給湯機Ｘでは，前記切換弁４１，４２が前記制御部（不図示）によって制御され，前記Ｒ４１０Ａサイクル２の循環経路２０における前記Ｒ４１０Ａ冷媒の実線矢印方向の循環が開始される。このとき，前記Ｒ４１０Ａ冷媒は，前記Ｒ４１０Ａサイクル２において前記循環経路２０及び４０に分配して循環される。そのため，前記水熱交換器３２における前記循環経路２０を循環する前記Ｒ４１０Ａ冷媒による水の加熱が十分に行われないおそれがある。
そこで，前記ヒートポンプ式給湯機Ｘでは，前記Ｒ４１０Ａサイクル２によって暖房運転が行われているときに，ユーザによって不図示の操作部に対して瞬間給湯の要求が行われると，前記制御部（不図示）によって前記ＣＯ2サイクル１の圧縮機１１の駆動が制御されて，前記ＣＯ2サイクル１における前記ＣＯ2冷媒の循環が開始される。
これにより，前記水熱交換器３２では，前述したように前記Ｒ４１０Ａ冷媒と前記ＣＯ2冷媒との両方で水が加熱されることとなる。即ち，前記Ｒ４１０Ａサイクル１における瞬間給湯と暖房の同時運転時の水の加熱効率の低下は，前記ＣＯ2サイクル１を循環する前記ＣＯ2冷媒と水との熱交換によって補われる。したがって，前記Ｒ４１０Ａサイクル２において瞬間給湯と暖房とを同時に行う際に，十分な給湯温度や給湯量を得ることができる。
【００２３】
（２）冷房運転について
一方，ユーザにより前記ヒートポンプ式給湯機Ｘに対して，不図示の操作部から冷房運転の開始が要求されると，該ヒートポンプ式給湯機Ｘでは，前記制御部（不図示）によって前記圧縮機２１及び前記四方弁２４が制御され，前記Ｒ４１０Ａサイクル２の循環経路４０において前記Ｒ４１０Ａ冷媒の破線矢印方向の循環が開始される。このとき，前記四方弁２４内部では図示する破線経路が確立されている。
これにより，前記循環経路４０では，図示する破線矢印方向に前記Ｒ４１０Ａ冷媒が循環される。具体的には，前記圧縮機２１において圧縮して吐出された高温高圧の前記Ｒ４１０Ａ冷媒が，前記四方弁２４を経て前記室外空気熱交換器１３に達する。そして，前記Ｒ４１０Ａ冷媒は，前記室外空気熱交換器１３において室外空気と熱交換されて冷却される。その後，前記Ｒ４１０Ａ冷媒は，前記膨張器２２において膨張する。そして，前記膨張器２２において膨張した低温低圧の前記Ｒ４１０Ａ冷媒は，前記切換弁４２を経て前記室内空気熱交換器４において室内空気と熱交換されて吸熱し気化した後，前記切換弁４１及び前記四方弁２４を経て再度前記圧縮機２１に流入する。
前記Ｒ４１０Ａサイクル２では，前記のように前記Ｒ４１０Ａ冷媒が前記循環経路４０において破線矢印方向に循環されることにより，室内の空気が，前記室内空気熱交換器４における前記Ｒ４１０Ａ冷媒との熱交換によって冷却される。即ち，前記ヒートポンプ式給湯機Ｘによって冷房が実現される。
【００２４】
なお，このとき前記ヒートポンプ式給湯機Ｘでは，前記切換弁４１及び４２が前記制御部（不図示）によって制御されることにより，前記循環経路２０における前記Ｒ４１０Ａ冷媒の循環は阻止される。
したがって，前記Ｒ４１０Ａサイクル２によって冷房が行われている場合であっても，前記ＣＯ2サイクル１による前記貯湯運転に支障はない。しかも，前記Ｒ４１０Ａサイクル２で冷房運転が行われているときに前記ＣＯ2サイクル１で給湯を行う場合には，前記配管６１には低温のＣＯ2冷媒が流通し，前記配管６２には高温のＲ４１０Ａ冷媒が流通することになる。したがって，前記ＣＯ2冷媒と前記Ｒ４１０Ａ冷媒との間でも前記伝熱フィン６３を介して熱交換が行われる。即ち，前記Ｒ４１０Ａサイクル２による冷房運転の排熱を，前記ＣＯ2サイクル１による前記貯湯運転などに利用することが可能である。
【実施例１】
【００２５】
ここに，図５は，本発明の実施例１に係るヒートポンプ式給湯機Ｘ１の概略構成図である。なお，前記実施の形態で説明した前記ヒートポンプ式給湯機Ｘと同様の構成要素については，同じ符号を付してその説明を省略する。
図５に示すように，前記ヒートポンプ式給湯機Ｘ１は，前記ヒートポンプ式給湯機ＸのＲ４１０Ａサイクル２に換えてＲ４１０Ａサイクル５を有している。前記Ｒ４１０Ａサイクル５には，前記制御部（不図示）によって制御される切換弁５１〜５６，二つの膨張器２２ａ及び２２ｂが設けられている。
このように構成された前記Ｒ４１０Ａサイクル５では，前記循環経路２０における前記Ｒ４１０Ａ冷媒の循環方向と，前記循環経路４０における前記Ｒ４１０Ａ冷媒の循環方向とを独立して制御することが可能である。したがって，前記Ｒ４１０Ａサイクル５では，冷房又は暖房と瞬間給湯とを同時に行うことが可能である。以下，具体的に説明する。
【００２６】
（１）暖房と瞬間給湯との同時運転について
暖房と瞬間給湯との同時運転時，前記Ｒ４１０Ａサイクル５では，前記制御部（不図示）によって前記圧縮機２１，前記四方弁２４及び前記切換弁５１〜５６が制御されることにより，前記Ｒ４１０Ａ冷媒が図５に示す実線矢印方向に循環される。
具体的には，前記循環経路２０では，前記Ｒ４１０Ａ冷媒が，圧縮機２１，四方弁２４，切換弁５１，切換弁５２，水熱交換器３２，膨張器２２ａ，切換弁５３，切換弁５４，室外空気熱交換器１３，切換弁５６，四方弁２４，圧縮機２１の順に循環される。これにより，前記水熱交換器３２において前記流水経路３０ｂ上を流れる水が加熱される。
一方，前記循環経路４０では，前記Ｒ４１０Ａ冷媒は，圧縮機２１，四方弁２４，切換弁５１，室内空気熱交換器４，切換弁５５，膨張器２２ｂ，切換弁５４，室外空気熱交換器１３，切換弁５６，四方弁２４，圧縮機２１の順に循環される。これにより，前記室内空気熱交換器４において室内空気が加熱されて暖房が行われる。
このように，前記Ｒ４１０Ａサイクル５では，前記切換弁５１で前記Ｒ４１０Ａ冷媒を分配することによって暖房と瞬間給湯とを同時に行うことができる。なお，前述したように，前記Ｒ４１０Ａ冷媒の分配による前記水熱交換器３２における水の加熱効率の低下は，前記ＣＯ2サイクル１によって補うことができる。
（２）冷房と瞬間給湯の同時運転について
冷房と瞬間給湯との同時運転時，前記Ｒ４１０Ａサイクル５では，前記制御部（不図示）によって前記圧縮機２１，前記四方弁２４及び前記切換弁５１〜５６が制御されることにより，前記Ｒ４１０Ａ冷媒が図５に示す破線矢印方向に循環される。
具体的には，前記循環経路２０では，前記Ｒ４１０Ａ冷媒が，圧縮機２１，四方弁２４，切換弁５６，切換弁５２，水熱交換器３２，膨張器２２ａ，切換弁５３，切換弁５５，室内空気熱交換器４，切換弁５１，四方弁２４，圧縮機２１の順に循環される。これにより，前記水熱交換器３２において前記流水経路３０ｂ上を流れる水が加熱される。
一方，前記循環経路４０では，前記Ｒ４１０Ａ冷媒は，圧縮機２１，四方弁２４，切換弁５６，室外空気熱交換器１３，切換弁５４，膨張器２２ｂ，切換弁５５，室内空気熱交換器４，切換弁５１，四方弁２４，圧縮機２１の順に循環される。これにより，前記室内空気熱交換器４において室内空気が冷却されて冷房が行われる。
このように，前記Ｒ４１０Ａサイクル５では，前記切換弁５６で前記Ｒ４１０Ａ冷媒を分配することによって冷房と瞬間給湯とを同時に行うことができる。なお，前述したように，前記Ｒ４１０Ａ冷媒の分配による前記水熱交換器３２における水の加熱効率の低下は，前記ＣＯ2サイクル１によって補うことができる。また，前述したように，前記Ｒ４１０Ａサイクル５による冷房運転の排熱は前記ＣＯ2サイクル１で利用可能である。
【実施例２】
【００２７】
本実施例２では，図６を用いて前記室外空気熱交換器１３（図３参照）の変形例である室外空気熱交換器１３１について説明する。ここに，図６は，本実施例２に係る前記室外空気熱交換器１３１の部品図である。
前記実施の形態では，前記室外空気熱交換器１３において，前記配管６１及び前記配管６２の両端が共に，該室外空気熱交換器１３の一端に配置されている例について説明した。
しかし，前記のように，前記配管６１と前記配管６２との肉厚や管径を異ならせる場合には，当該ヒートポンプ式給湯機Ｘの組み立て時などに，前記ＣＯ2サイクル１や前記Ｒ４１０Ａサイクル２に誤って配管が接続されると，前記ＣＯ2冷媒が十分な耐圧性能の確保されていない前記配管６２を流通することとなる。そこで，このような事態を阻止するため，前記室外空気熱交換器１３１では，前記配管６１の両端（始端及び終端）を該熱交換器６の一端に，前記配管６２の両端（始端及び終端）を該熱交換器６の他端に配置している。このように前記配管６１の両端と前記配管６２の両端とを，前記室外空気熱交換器１３１の両端に分けて配置することで，誤って逆のサイクルに接続するおそれを低減することができる。
【実施例３】
【００２８】
本実施例３では，図７を用いて前記室外機６（図２参照）の変形例である室外機１０６について説明する。ここに，図７は，本実施例３に係る前記室外機１０６の内部構成図である。
図７に示すように，前記室外機１０６は，前記圧縮機１１，２１，前記膨張器１２，２２，室外空気熱交換器１３２（第一の熱交換器の一例），室外空気熱交換器１３３（第一の熱交換器の一例），前記送風ファン６４等を内蔵している。前記室外空気熱交換器１３２及び前記室外空気熱交換器１３３は，上下に積み重ねられた状態で配置されている。なお，図示しないが，前記室外機１０６には，前記水熱交換器３２や前記貯湯タンク３１を内蔵してもよい。
前記室外空気熱交換器１３２は，図示しないが，前記ＣＯ2冷媒が循環される配管及び該配管が貫装された複数の伝熱フィンを有しており，前記伝熱フィンを介して，前記ＣＯ2サイクル１に循環されるＣＯ2冷媒と室外空気との間で熱交換を行うものである。また，前記室外空気熱交換器１３３は，前記Ｒ４１０Ａ冷媒が循環される配管及び該配管が貫装された複数の伝熱フィンを有しており，前記伝熱フィンを介して，前記Ｒ４１０Ａサイクル２に循環されるＲ４１０Ａ冷媒と室外空気との間で熱交換を行うものである。
このように，前記室外空気熱交換器１３２，１３３を共に前記室外機１０６に設ける構成により，該室外空気熱交換器１３２，１３３を別々の室外機を設ける場合に比べて当該ヒートポンプ式給湯機Ｘの設置スペースを省減することができる。また，前記室外空気熱交換器１３２及び１３３を，共通の前記室外機１０６に内蔵しているため，前記送風ファン６４を共通化して構成要素を省減することが可能である。
【実施例４】
【００２９】
本実施例４では，図８及び図９を用いて前記室外機６（図２参照）の変形例である室外機２０６について説明する。ここに，図８は，本実施例４に係る前記室外機２０６の内部構成図，図９は前記室外機２０６の他の構成を説明するための模式図である。
図８に示すように，前記室外機２０６は，前記圧縮機１１，２１，前記膨張器１２，２２，室外空気熱交換器１３４（第一の熱交換器の一例），室外空気熱交換器１３５（第一の熱交換器の一例），前記送風ファン６４等を内蔵している。前記室外空気熱交換器１３４及び前記室外空気熱交換器１３５は，前記送風ファン６４による室外空気の送風方向（図示する矢印Ｓ方向）に並設されている。なお，図示しないが，前記室外機２０６には，前記水熱交換器３２や前記貯湯タンク３１を内蔵してもよい。
前記室外空気熱交換器１３４は，図示しないが，前記ＣＯ2冷媒が循環される配管及び該配管が貫装された複数の伝熱フィンを有しており，前記伝熱フィンを介して，前記ＣＯ2サイクル１に循環されるＣＯ2冷媒と室外空気との間で熱交換を行うものである。また，前記室外空気熱交換器１３５は，前記Ｒ４１０Ａ冷媒が循環される配管及び該配管が貫装された複数の伝熱フィンを有しており，前記伝熱フィンを介して，前記Ｒ４１０Ａサイクル２に循環されるＲ４１０Ａ冷媒と室外空気との間で熱交換を行うものである。
このような構成であっても，前記室外空気熱交換器１３４，１３５が，共通の前記室外機２０６に設けられているため，該室外空気熱交換器１３４，１３５を別々の室外機を設ける場合に比べて当該ヒートポンプ式給湯機Ｘの設置スペースを省減することができる。また，前記室外空気熱交換器１３４及び１３５を，共通の前記室外機２０６に内蔵しているため，前記送風ファン６４を共通化して構成要素を省減することが可能である。
【００３０】
但し，前記室外機２０６では，前記送風ファン６４による室外空気の送風方向の上流側に配設された前記室外空気熱交換器１３４で前記ＣＯ2冷媒と熱交換された後の空気が，下流側に配設された前記室外空気熱交換器１３５におけるＲ４１０Ａ冷媒との熱交換の対象となる。そのため，前記Ｒ４１０Ａ冷媒の熱交換効率だけが低下する。なお，前記室外空気熱交換器１３４及び１３５の配置が逆である場合には，前記ＣＯ2冷媒の熱交換効率だけが低下する。
そこで，前記室外機２０６の他の構成として，図９に示すように，前記配管６１（図示する実線）及び前記配管６２（図示する破線）を，前記室外空気熱交換器１３４の伝熱フィン６３及び前記室外空気熱交換器１３５の伝熱フィン６３に二本毎に交互に貫装することが考えられる。このような構成によれば，前記ＣＯ2冷媒及び前記Ｒ４１０Ａ冷媒が共に，前記送風ファン６４による送風方向の上流側で室外空気と熱交換されるため，いずれか一方の冷媒だけの熱交換効率が著しく低下することはない。また，前記ＣＯ2冷媒及び前記Ｒ４１０Ａ冷媒のいずれか一方の冷媒を用いる場合には，前記室外空気熱交換器１３４の伝熱フィン６４及び前記室外空気熱交換器１３５の伝熱フィン６４で効率良く熱交換を行うことができる。
【図面の簡単な説明】
【００３１】
【図１】本発明の実施の形態に係るヒートポンプ式給湯機Ｘの概略構成図。
【図２】本発明の実施の形態に係るヒートポンプ式給湯機Ｘに設けられた室外機６の内部構成図。
【図３】室外機６に設けられた室外空気熱交換器１３の部品図。
【図４】室外空気熱交換器１３に設けられた配管６１及び配管６２の形状を説明するための模式図。
【図５】本発明の実施例１に係るヒートポンプ式給湯機Ｘ１の概略構成図。
【図６】室外空気熱交換器１３の変形例である室外空気熱交換器１３１の部品図。
【図７】室外機６の変形例である室外機１０６の内部構成図。
【図８】室外機６の変形例である室外機２０６の内部構成図。
【図９】室外機２０６の他の構成を説明するための模式図。
【符号の説明】
【００３２】
１…ヒートポンプサイクル（第一のヒートポンプサイクルの一例）
２，５…ヒートポンプサイクル（第二のヒートポンプサイクルの一例）
４…室内空気熱交換器
６，１０６，２０６…室外機
１１，２１…圧縮機
１２，２２，２２ａ，２２ｂ…膨張器
１３，１３１…室外空気熱交換器（共通の室外空気熱交換器の一例）
１３２，１３４…室外空気熱交換器（第一の室外空気熱交換器の一例）
１３３，１３５…室外空気熱交換器（第二の室外空気熱交換器の一例）
１４，２５，３３…配管
２０，４０…循環経路
２４…四方弁
３０ａ〜３０ｄ…流水経路
３１…貯留タンク
３２…水熱交換器
４１〜４５，５１〜５６…切換弁
６１…配管（第一の配管の一例）
６２…配管（第二の配管の一例）
６３…伝熱フィン（伝熱板）
６４…送風ファン
【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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