JP5042262B2 - 空調給湯複合システム - Google Patents

Description

本発明は、ヒートポンプサイクルを搭載し、空調（冷房または暖房）と給湯を同時に提供することができる空調給湯複合システムに関するものであり、特に、高温給湯の需要を満たしつつ、省エネルギーを実現する空調給湯複合システムに関するものである。

従来から、二元の冷凍サイクルによって高温給湯と室内空調を同時に提供することができる空調給湯複合システムが存在している。そのようなものとして、「第１圧縮機、冷媒分配装置、第１熱交換器、第２熱交換器、第１絞り装置、室外熱交換器、四方弁および上記第１圧縮機をこの順に接続するとともに、上記冷媒分配装置から上記四方弁、室内熱交換器および第２絞り装置をこの順に介装して上記第２熱交換器と上記第１絞り装置の間に接続し、第１の冷媒が流される低段側の冷媒回路と、第２圧縮機、凝縮器、第３絞り装置、上記第１熱交換器および上記第２圧縮機をこの順に接続し、第２の冷媒が流れる高段側の冷媒回路と、上記第２熱交換器および上記凝縮器をこの順に接続し、給湯水が流される給湯経路と、を備えたヒートポンプ式給湯装置」が提案されている（たとえば、特許文献１および特許文献２参照）。

また、「圧縮機と室外熱交換器と膨張機構と室内熱交換器とが接続された空調用冷媒回路を備えた空調装置と、圧縮機と第１熱交換器と膨張機構と第２熱交換器とが順に接続されるとともに二酸化炭素冷媒が充填された給湯用冷媒回路を備えたユニット型の給湯装置とを備え、第１熱交換器は、水から温水を生成する給湯用温水回路に接続されるとともに、該給湯用温水回路の水と上記二酸化炭素冷媒とが熱交換可能に構成され、第２熱交換器は、空調用冷媒回路の室内熱交換器と並列に接続される放熱部と、給湯用冷媒回路に接続された吸熱部と、を有するとともに、該低段側冷媒回路の冷媒と上記二酸化炭素冷媒とが熱交換を行うカスケード熱交換器により構成されている空調給湯システム」が提案されている（たとえば、特許文献３参照）。

特許第２５５３７３８号公報（図１） 特許第２５５４２０８号公報（図１） 特許第３９２５３８３号公報（図１）

特許文献１および特許文献２に記載のヒートポンプ式給湯装置は、二元の冷凍サイクル、つまり２つの冷凍サイクルによって空調（冷房または暖房）と給湯を同時に提供することが可能なシステムである。しかしながら、このようなシステムでは、圧縮機から吐出される高温高圧冷媒を給湯の熱源とするため、室外機から給湯ユニットへの延長接続配管が必要となり、室内機用の延長接続配管と合わせると少なくとも合計３本の延長接続配管が必要であり、施工性が悪いという問題があった。

また、室内機にて空調を行う冷媒回路と、給湯を行う冷媒回路とが、異なる取り扱いとなっており、単純に室内機の代替として給湯機能を付加することができないため、既設の空調機に容易に導入できないという問題があった。

特許文献３に記載の空調給湯システムは、冷媒を分配する分配器を介して、二元の冷凍サイクル、つまり２つの冷凍サイクルによって空調（冷房または暖房）または給湯を個別に提供するようにしたものである。しかしながら、このようなシステムでは、空調と給湯を同時に提供することができず、給湯を必要とする場合は、空調を止めなければならず、利便性、快適性が損なわれるという問題があった。

また、冷房と給湯を同時に提供することができない構成となっているため、空調機の冷房時の室外機からの排熱を給湯の熱源に充てることができず、省エネルギーの点で問題があった。

本発明は、上記の課題を解決するためになされたもので、空調（冷房または暖房）と給湯を同時に安定的に提供することで、利便性及び快適性と省エネルギーとを実現可能にした空調給湯複合システムを提供することを目的としている。

また、本発明は、既設の空気調和機に対しても容易に導入することができ、施工性の高い空調給湯複合システムを提供することを目的としている。

本発明に係る空調給湯複合システムは、空調用圧縮機、流路切替手段および室外熱交換器を備えた熱源機と、室内熱交換器および空調用絞り手段を備えた室内機と、前記室内機と並列に接続され、冷媒−冷媒熱交換器および給湯熱源用絞り手段を備えた給湯熱源用回路と、前記室内機と前記給湯熱源用回路へ流通する冷媒を分配する分岐ユニットと、前記室内機および前記給湯熱源用回路を並列に接続し、前記分岐ユニットを介して、前記熱源機と接続した空調用冷凍サイクルと、給湯用圧縮機、熱媒体−冷媒熱交換器、給湯用絞り手段および前記冷媒−冷媒熱交換器を直列に接続した給湯用冷凍サイクルと、を備え、
前記空調用冷凍サイクルと前記給湯用冷凍サイクルとは、前記冷媒−冷媒熱交換器で、空調用冷媒と給湯用冷媒とが熱交換を行うように接続され、
前記熱源機と前記分岐ユニットとは、それぞれ空調用冷媒の一方向への流通を許容する開閉可能な弁を有する高圧側接続配管および低圧側接続配管を介して接続され、かつ、前記高圧側接続配管の前記弁より上流側部分と前記低圧側接続配管の前記弁より上流側部分とは、空調用冷媒の低圧側接続配管から高圧側接続配管への流通を許容する開閉可能な弁を有する第１接続配管を介して接続され、前記高圧側接続配管の前記弁より下流側部分と前記低圧側接続配管の前記弁より下流側部分とは、空調用冷媒の低圧側接続配管から高圧側接続配管への流通を許容する開閉可能な弁を有する第２接続配管を介して接続されていることを特徴とする。

本発明に係る空調給湯複合システムによれば、空調（冷房または暖房）と給湯を同時に提供しつつ、従来大気中に排出していた温熱を熱回収し、給湯の熱源として用いることができるので、利便性及び快適性を維持しながら大幅な省エネルギーを実現することができる。

また、熱源機と分岐ユニットとを少なくとも２本の接続配管で接続可能であるため、施工性がよく、さらには既設の空調機の接続配管を利用して、空調給湯複合システムを構築することができる。

実施の形態１に係る空調給湯複合システムの冷却主体（冷房＋給湯）運転時の冷媒回路図である。 実施の形態１に係る空調給湯複合システムの冷却主体（冷房＋給湯）運転時の冷媒状態を示すｐ−ｈ線図である。 実施の形態１に係る空調給湯複合システムの加熱主体（冷房＋給湯）運転時の冷媒回路図である。 実施の形態１に係る空調給湯複合システムの加熱主体（冷房＋給湯）運転時の冷媒状態を示すｐ−ｈ線図である。 実施の形態１に係る空調給湯複合システムの全加熱（暖房＋給湯）運転時の冷媒回路図である。 実施の形態１に係る空調給湯複合システムの全加熱（暖房＋給湯）運転時の冷媒状態を示すｐ−ｈ線図である。 実施の形態２に係る空調給湯複合システムの冷却主体（冷房＋給湯）運転時の冷媒回路図である。 実施の形態２に係る空調給湯複合システムの冷却主体（冷房＋給湯）運転時の冷媒状態を示すｐ−ｈ線図である。 実施の形態２に係る空調給湯複合システムの加熱主体（冷房＋給湯）運転時の冷媒回路図である。 実施の形態２に係る空調給湯複合システムの加熱主体（冷房＋給湯）運転時の冷媒状態を示すｐ−ｈ線図である。 実施の形態２に係る空調給湯複合システムの全加熱（暖房＋給湯）運転時の冷媒回路図である。 実施の形態２に係る空調給湯複合システムの全加熱（暖房＋給湯）運転時の冷媒状態を示すｐ−ｈ線図である。 実施の形態３に係る空調給湯複合システムの機器連携構成図である。

以下、図面に基づいて本発明の実施の形態について説明する。
実施の形態１．
図１は、本発明の実施の形態１に係る空調給湯複合システム１００の冷媒回路構成（冷却主体（冷房＋給湯）運転時の冷媒回路構成）を示す冷媒回路図である。図１に基づいて、空調給湯複合システム１００の冷媒回路構成、特に冷却主体（冷房＋給湯）運転時の冷媒回路構成について説明する。この空調給湯複合システム１００は、ビルやマンション等に設置され、空調用冷媒を循環させる冷凍サイクル（ヒートポンプサイクル）を形成することで空調（冷房または暖房）と給湯を同時に提供できるものである。なお、図１を含め、以下の図面では各構成部材の大きさの関係が実際のものとは異なる場合がある。

図１では、空調用冷凍サイクル１において、給湯熱源用回路Ｄに対する負荷よりも冷房室内機Ｂに対する負荷の方が大きく、室外熱交換器１０３が放熱器（凝縮器）として働く場合のサイクルの状態（便宜上、冷却主体（冷房＋給湯）運転と称する）を示している。 実施の形態１に係る空調給湯複合システム１００は、空調用冷凍サイクル１と、給湯用冷凍サイクル２と、給湯用水循環サイクル３とが、高圧側接続配管１０６や低圧側接続配管１０７のような接続配管と分岐ユニットＣとによって接続されて構成されており、空調用冷凍サイクル１と給湯用冷凍サイクル２とは冷媒−冷媒熱交換器４１で、給湯用冷凍サイクル２と給湯用水循環サイクル３とは熱媒体−冷媒熱交換器５１で、互いの冷媒や水が混じることなく熱交換を行うように構成されている。以下、各構成要素について詳細に説明する。

［空調用冷凍サイクル１］
空調用冷凍サイクル１は、熱源機Ａ、冷房負荷を担当する冷房室内機Ｂ、給湯用冷凍サイクル２の熱源となる給湯熱源用回路Ｄおよび分岐ユニットＣによって構成されている。このうち、冷房室内機Ｂおよび給湯熱源用回路Ｄは、熱源機Ａに対して並列となるように接続されて搭載されている。そして、熱源機Ａと、冷房室内機Ｂおよび給湯熱源用回路Ｄとの間に設置される分岐ユニットＣが、冷房室内機Ｂおよび給湯熱源用回路Ｄとしての機能を発揮させるようになっている。

［熱源機Ａ］
熱源機Ａは、空調用圧縮機１０１、流路切替手段である四方弁１０２、室外熱交換器１０３およびアキュムレーター１０４が直列に接続されて構成されており、この熱源機Ａは、冷房室内機Ｂおよび給湯熱源用回路Ｄに冷熱を供給する機能を有している。なお、室外熱交換器１０３の近傍に、この室外熱交換器１０３に空気を供給するためのファン等の送風機を設けるとよい。また、熱源機Ａでは、高圧側接続配管１０６および低圧側接続配管１０７が第１接続配管１３１および第２接続配管１３０にそれぞれ接続されている。

冷却主体（冷房＋給湯）運転において、高圧側接続配管１０６と第１接続配管１３０との接続部分（以下、単に接続部分ａと称する）は、高圧側接続配管１０６と第２接続配管１３１との接続部分（以下、単に接続部分ｂと称する）よりも上流側であり、低圧側接続配管１０７と第１接続配管１３０との接続部分（以下、単に接続部分ｃと称する）も、低圧側接続配管１０７と第２接続配管１３１との接続部分（以下、単に接続部分ｄと称する）よりも上流側である。

第１接続配管１３０には、接続部分ｃから接続部分ａの方向のみに空調用冷媒の流通を許容する逆止弁１０５ｃが設けられている。第２接続配管１３１にも、接続部分ｄから接続部分ｂの方向のみに空調用冷媒の流通を許容する逆止弁１０５ｄが設けられている。また、高圧側接続配管１０６の接続部分ａと接続部分ｂとの間には、所定の方向（熱源機Ａから分岐ユニットＣへの方向）のみに空調用冷媒の流れを許容する逆止弁１０５ａが、低圧側接続配管１０７の接続部分ｃと接続部分ｄとの間には、所定の方向（分岐ユニットＣから熱源機Ａへの方向）のみに空調用冷媒の流れを許容する逆止弁１０５ｂが、それぞれ設けられている。

空調用圧縮機１０１は、空調用冷媒を吸入し、その空調用冷媒を圧縮して高温・高圧の状態にするものであり、たとえばインバーターにより回転数が制御されるタイプのもので構成するとよい。四方弁１０２は、空調用冷媒の流れを切り替えるものである。室外熱交換器１０３は、蒸発器や放熱器（凝縮器）として機能し、図示省略の送風機から供給される空気と空調用冷媒との間で熱交換を行い、空調用冷媒を蒸発ガス化又は凝縮液化するものである。アキュムレーター１０４は、冷却主体（冷房＋給湯）運転時において、四方弁１０２と空調用圧縮機１０１との間に配置され、過剰な空調用冷媒を貯留するものである。なお、アキュムレーター１０４は、過剰な空調用冷媒を貯留できる容器であればよい。

［冷房室内機Ｂ］
冷房室内機Ｂには空調用絞り手段１１７および室内熱交換器１１８が直列に接続されて搭載されている。また、図では、２台の空調用絞り手段１１７および２台の室内熱交換器１１８が、それぞれ並列に搭載されている場合を例に示している。冷房室内機Ｂは、熱源機Ａからの冷熱の供給を受けて冷房負荷を担当する機能を有している。

つまり、実施の形態１では、分岐ユニットＣによって、冷房室内機Ｂが冷房負荷を担当するように決定された状態を示しているのである。なお、室内熱交換器１１８の近傍に、この室内熱交換器１１８に空気を供給するためのファン等の送風機を設けるとよい。また、便宜的に、分岐ユニットＣから室内熱交換器１１８に接続している接続配管を接続配管１３３と称し、分岐ユニットＣから空調用絞り手段１１７に接続している接続配管を接続配管１３４と称して説明するものとする。

空調用絞り手段１１７は、減圧弁や膨張弁として機能し、空調用冷媒を減圧して膨張させるものである。この空調用絞り手段１１７は、開度が可変に制御可能なもの、たとえば電子式膨張弁による緻密な流量制御手段や、毛細管等の安価な冷媒流量調節手段等で構成するとよい。室内熱交換器１１８は、蒸発器として機能し、図示省略の送風手段から供給される空気と空調用冷媒との間で熱交換を行い、空調用冷媒を蒸発ガス化するものである。

［給湯熱源用回路Ｄ］
給湯熱源用回路Ｄは、給湯熱源用絞り手段１１９および冷媒−冷媒熱交換器４１が直列に接続されて構成されており、熱源機Ａからの冷熱を冷媒−冷媒熱交換器４１を介して給湯用冷凍サイクル２に供給する機能を有している。つまり、空調用冷凍サイクル１と、給湯用冷凍サイクル２は、冷媒−冷媒熱交換器４１でカスケード接続し二元冷凍サイクルを構成しているのである。なお、便宜的に、分岐ユニットＣから冷媒−冷媒熱交換器４１に接続している接続配管を接続配管１３５と称し、分岐ユニットＣから給湯熱源用絞り手段１１９に接続している接続配管を接続配管１３６と称して説明するものとする。

給湯熱源用絞り手段１１９は、空調用絞り手段１１７と同様に、減圧弁や膨張弁として機能し、空調用冷媒を減圧して膨張させるものである。この給湯熱源用絞り手段１１９は、開度が可変に制御可能なもの、たとえば電子式膨張弁による緻密な流量制御手段や、毛細管等の安価な冷媒流量調節手段等で構成するとよい。冷媒−冷媒熱交換器４１は、給湯用冷凍サイクル２の冷凍サイクルを循環する給湯用冷媒と、空調用冷凍サイクル１の冷凍サイクルを循環する空調用冷媒との間で熱交換を行うようになっている。

［分岐ユニットＣ］
分岐ユニットＣは、冷房室内機Ｂ、給湯熱源用回路Ｄおよび熱源機Ａと接続する接続配管１３７、接続配管１３８、接続配管１３９および接続配管１４０を備えている。接続配管１３７は、高圧側接続配管１０６と、給湯熱源用回路Ｄの冷媒−冷媒熱交換器４１に接続される接続配管１３５とを接続している。接続配管１３８は、流路の開閉を行う弁手段１０９が設けられ、低圧側接続配管１０７と、冷房室内機Ｂの空調用絞り手段１１７に接続される接続配管１３４とを接続している。四方弁１１０は、冷房室内機Ｂの室内熱交換器１１８に接続される接続配管１３３と接続されており、接続配管１３９は、接続配管１３７と四方弁１１０とを接続している。接続配管１４０は、接続配管１３８と四方弁１１０とを接続している。なお、四方弁１１０は、一つの出口ポートが閉鎖された構成となっている。図１に示す冷却主体（冷房＋給湯）運転時には、接続配管１３９の流路端部が閉鎖されている。弁手段１０９は、開度が可変に制御可能なもの、たとえば電磁弁で構成するとよい。

また、この分岐ユニットＣは、弁手段１０９の開閉および四方弁１１０の流路切替えにより、接続される室内熱交換器１１８を冷房（蒸発器）とするか暖房（凝縮器）とするかを決定する機能を有している。図では冷房運転の状態であるため、弁手段１０９は閉じ、四方弁１１０は実線の方向に冷媒が流れるように動作している。

以上のように、空調用冷凍サイクル１は、空調用圧縮機１０１、流路切替手段１０２、室外熱交換器１０３、室内熱交換器１１８、および、空調用絞り手段１１７が直列に接続されるとともに、冷媒−冷媒熱交換器４１、および、給湯熱源用絞り手段１１９が直列に接続され、室内熱交換器１１８および空調用絞り手段１１７とに、冷媒−冷媒熱交換器４１および給湯熱源用絞り手段１１９が並列に接続されて第１冷媒回路を構成し、この第１冷媒回路に空調用冷媒を循環させることで成立している。

［冷却主体（冷房＋給湯）運転動作］
ここで、空調用冷凍サイクル１の冷却主体（冷房＋給湯）運転動作について説明する。図２は、冷却主体（冷房＋給湯）運転時における空調用冷凍サイクル１の冷媒状態を示すｐ−ｈ線図である。図２では、縦軸が絶対圧力ｐ（ＭＰａ）を、横軸が比エンタルピーｈ（ｋＪ／ｋｇ）をそれぞれ示している。また、空調用冷媒は、飽和液線と飽和蒸気線とで囲まれた部分では気液二相状態であることを、飽和液線の左側では液状態であることを、飽和蒸気線の右側ではガス状態であることをそれぞれ表している。なお、空調用冷凍サイクル１には、空調用冷媒としてＲ４１０Ａを使用している場合を例に示している。図１および図２に基づいて、空調給湯複合システム１００における空調用冷凍サイクル１の動作について説明する。また、冷却主体（冷房＋給湯）運転時には、四方弁１０２と四方弁１１０は図示実線で示す方向に流路が切り替わっており、逆止弁１０５ａと逆止弁１０５ｂは開、逆止弁１０５ｃと逆止弁１０５ｄは閉、弁手段１０９は閉となっている。

まず、空調用圧縮機１０１で高温・高圧に圧縮された空調用冷媒は、空調用圧縮機１０１から吐出して、四方弁１０２を経由し、室外熱交換器１０３に流入する。この室外熱交換器１０３では、流入した空調用冷媒が、室外空気と熱交換して放熱する。室外熱交換器１０３から流出した空調用冷媒は、逆止弁１０５ａを通過し、高圧側接続配管１０６に導かれ、分岐ユニットＣへ到達する。

そして、分岐ユニットＣに到達した空調用冷媒は、分岐ユニットＣの接続配管１３７を通過するが、四方弁１１０は図示実線で示す方向に流路が切り替えられているため、四方弁１１０側には冷媒は流れず、接続配管１３５を通過し、給湯熱源用回路Ｄに流入する。給湯熱源用回路Ｄに流入した空調用冷媒は、冷媒−冷媒熱交換器４１で放熱し（つまり、給湯用冷凍サイクル２に熱を与え）、給湯熱源用絞り手段１１９で減圧され、接続配管１３６へ流れる。

次に、接続配管１３６を通過した冷媒は、分岐ユニットＣの弁手段１０９が閉じているため、冷媒は接続配管１３４へ流れ、冷房室内機Ｂに流入する。冷房室内機Ｂに流入した空調用冷媒は、空調用絞り手段１１７にて低温・低圧に膨張され、室内熱交換器１１８で蒸発し、接続配管１３３を通過し、分岐ユニットＣへと流入する。

次に、分岐ユニットＣへ流入した冷媒は、四方弁１１０および接続配管１４０を経由し、接続配管１３８を通過し、低圧側接続配管１０７へ流入し、逆止弁１０５ｂを通って四方弁１０２に導かれ、アキュムレーター１０４を経て空調用圧縮機１０１へ戻る。

［加熱主体（冷房＋給湯）運転動作］
次に、空調用冷凍サイクル１の加熱主体（冷房＋給湯）運転動作について説明する。
図３は、本発明の実施の形態１に係る空調給湯複合システム１００の冷媒回路構成（加熱主体（冷房＋給湯）運転時の冷媒回路構成）を示す冷媒回路図である。図４は、加熱主体（冷房＋給湯）運転時における空調用冷凍サイクル１の冷媒状態を示すｐ−ｈ線図である。図３および図４に基づいて、空調給湯複合システム１００における空調用冷凍サイクル１の加熱主体（冷房＋給湯）運転動作について説明する。また、加熱主体（冷房＋給湯）運転時には、四方弁１０２と四方弁１１０は図示実線で示す方向に流路が切り替わっており、逆止弁１０５ａと逆止弁１０５ｂは閉、逆止弁１０５ｃと逆止弁１０５ｄは開、弁手段１０９は閉となっている。

図３では、空調用冷凍サイクル１において、給湯熱源用回路Ｄの負荷よりも冷房室内機Ｂに対する負荷の方が小さく、室外熱交換器１０３が蒸発器として働く場合のサイクルの状態（便宜上、加熱主体（冷房＋給湯）運転と称する）を示している。図４では、縦軸が絶対圧力（ＭＰａ）を、横軸が比エンタルピー（ｋＪ／ｋｇ）をそれぞれ示している。また、空調用冷媒は、飽和液線と飽和蒸気線とで囲まれた部分では気液二相状態であることを、飽和液線の左側では液状態であることを、飽和蒸気線の右側ではガス状態であることをそれぞれ表している。なお、空調用冷凍サイクル１には、空調用冷媒としてＲ４１０Ａを使用している場合を例に示している。

まず、空調用圧縮機１０１で高温・高圧に圧縮された空調用冷媒は、空調用圧縮機１０１から吐出して、四方弁１０２を経由し、逆止弁１０５ｄへと導通し、第２接続配管１３１を通って高圧側接続配管１０６に導かれ、過熱ガス状態で分岐ユニットＣへ到達する。

そして、分岐ユニットＣへ到達した空調用冷媒は、分岐ユニットＣの接続配管１３７を通過するが、四方弁１１０は図示実線で示す方向に流路が切り替えられているため、四方弁１１０側には冷媒は流れず、接続配管１３５を通過し、給湯熱源用回路Ｄに流入する。給湯熱源用回路Ｄに流入した空調用冷媒は、冷媒−冷媒熱交換器４１で放熱し（つまり、給湯用冷凍サイクル２に熱を与え）、給湯熱源用絞り手段１１９で減圧され、接続配管１３６へ流れる。

次に、接続配管１３６を通過した冷媒は、分岐ユニットＣの弁手段１０９が閉じているため、冷媒は接続配管１３４へ流れ、冷房室内機Ｂに流入する。冷房室内機Ｂに流入した空調用冷媒は、空調用絞り手段１１７にて低温・低圧に膨張され、室内熱交換器１１８で蒸発し、接続配管１３３を通過し、分岐ユニットＣへと流入する。

次に、分岐ユニットＣへ流入した冷媒は、四方弁１１０および接続配管１４０を経由し、接続配管１３８を通過し、低圧側接続配管１０７へ流入し、逆止弁１０５ｃおよび第１接続配管１３０を通って室外熱交換器１０３に導かれ、四方弁１０２、アキュムレーター１０４を経て空調用圧縮機１０１へ戻る。

［全加熱（暖房＋給湯）運転動作］
次に、空調用冷凍サイクル１の全加熱（暖房＋給湯）運転動作について説明する。
図５は、本発明の実施の形態１に係る空調給湯複合システム１００の冷媒回路構成（全加熱（暖房＋給湯）運転時の冷媒回路構成）を示す冷媒回路図である。図６は、全加熱（暖房＋給湯）運転時における空調用冷凍サイクル１の冷媒状態を示すｐ−ｈ線図である。図５および図６に基づいて、空調給湯複合システム１００における空調用冷凍サイクル１の全加熱（暖房＋給湯）運転動作について説明する。また、全加熱（暖房＋給湯）運転時には、四方弁１０２と四方弁１１０は図示実線で示す方向に流路が切り替わっており、逆止弁１０５ａと逆止弁１０５ｂは閉、逆止弁１０５ｃと逆止弁１０５ｄは開、弁手段１０９は開となっている。

図５では、空調用冷凍サイクル１において、室内機Ｂが暖房運転し、給湯熱源用回路Ｄへの給湯負荷が発生し、室外熱交換器１０３が蒸発器として働く場合のサイクルの状態（便宜上、全加熱（暖房＋給湯）運転と称する）を示している。図６では、縦軸が絶対圧力（ＭＰａ）を、横軸が比エンタルピー（ｋＪ／ｋｇ）をそれぞれ示している。また、空調用冷媒は、飽和液線と飽和蒸気線とで囲まれた部分では気液二相状態であることを、飽和液線の左側では液状態であることを、飽和蒸気線の右側ではガス状態であることをそれぞれ表している。なお、空調用冷凍サイクル１には、空調用冷媒としてＲ４１０Ａを使用している場合を例に示している。

まず、空調用圧縮機１０１で高温・高圧に圧縮された空調用冷媒は、空調用圧縮機１０１から吐出して、四方弁１０２を経由し、逆止弁１０５ｄへと導通し、第２接続配管１３１を通って高圧側接続配管１０６に導かれ、過熱ガス状態で分岐ユニットＣへ到達する。

そして、分岐ユニットＣへ到達した空調用冷媒は、分岐ユニットＣの接続配管１３７を通過するが、四方弁１１０は図示実線で示す方向に流路が切り替えられているため、接続配管１３３および接続配管１３５に分配され、暖房室内機Ｂおよび給湯熱源用回路Ｄに流入する。暖房室内機Ｂに流入した空調用冷媒は、室内熱交換器１１８で凝縮し、空調用絞り手段１１７にて低温・低圧に膨張され、接続配管１３４へ流れる。

一方、給湯熱源用回路Ｄに流入した空調用冷媒は、冷媒−冷媒熱交換器４１で放熱し（つまり、給湯用冷凍サイクル２に熱を与え）、給湯熱源用絞り手段１１９で減圧され、接続配管１３６へ流れる。

次に、接続配管１３４および接続配管１３６を通過した冷媒は合流し、分岐ユニットＣの弁手段１０９が開いているため、分岐ユニットＣへと流入する。

分岐ユニットＣへ流入した冷媒は、弁手段１０９を経由し、接続配管１３８を通過し、低圧側接続配管１０７へ流入し、逆止弁１０５ｃおよび第１接続配管１３０を通って室外熱交換器１０３に導かれ、四方弁１０２、アキュムレーター１０４を経て空調用圧縮機１０１へ戻る。

［給湯用冷凍サイクル２］
図１、図３および図５に基づいて、給湯用冷凍サイクル２について説明する。なお、給湯用冷凍サイクル２の動作は、空調用冷凍サイクル１の運転状態、つまり冷却主体（冷房＋給湯）運転を実行しているか、加熱主体（冷房＋給湯）運転を実行しているか、全加熱（暖房＋給湯）運転をしているかで相違するものではない。図１、図３および図５に示すように、給湯用冷凍サイクル２は、給湯用圧縮機２１と、熱媒体−冷媒熱交換器５１と、給湯用絞り手段２２と、冷媒−冷媒熱交換器４１と、によって構成されている。つまり、給湯用冷凍サイクル２は、給湯用圧縮機２１、熱媒体−冷媒熱交換器５１、給湯用絞り手段２２、および、冷媒−冷媒熱交換器４１が直列に接続されて第２冷媒回路を構成し、この第２冷媒回路に給湯用冷媒を循環させることで成立している。

給湯用圧縮機２１は、給湯用冷媒を吸入し、その給湯用冷媒を圧縮して高温・高圧の状態にするものであり、たとえばインバーターにより回転数が制御されるタイプのもので構成するとよい。熱媒体−冷媒熱交換器５１は、給湯用水循環サイクル３を循環する水（熱媒体）と、給湯用冷凍サイクル２を循環する給湯用冷媒との、間で熱交換を行うものである。給湯用絞り手段２２は、減圧弁や膨張弁として機能し、給湯用冷媒を減圧して膨張させるものである。この給湯用絞り手段２２は、開度が可変に制御可能なもの、たとえば電子式膨張弁による緻密な流量制御手段や、毛細管等の安価な冷媒流量調節手段等で構成するとよい。冷媒−冷媒熱交換器４１は、給湯用冷凍サイクル２を循環する給湯用冷媒と、空調用冷凍サイクル１を循環する空調用冷媒との、間で熱交換を行うものである。

［給湯用冷凍サイクル２の運転動作］
ここで、給湯用冷凍サイクル２の運転動作について説明する。
図２、図４および図６には、冷却主体（冷房＋給湯）運転時、加熱主体（冷房＋給湯）運転時および全加熱（暖房＋給湯）運転時における給湯用冷凍サイクル２の冷媒状態を示すｐ−ｈ線図が併せて図示してある。図１〜図６に基づいて、空調給湯複合システム１００における給湯用冷凍サイクル２の動作について説明する。なお、給湯用冷媒は、飽和液線と飽和蒸気線とで囲まれた部分では気液二相状態であることを、飽和液線の左側では液状態であることを、飽和蒸気線の右側ではガス状態であることをそれぞれ表している。また、給湯用冷凍サイクル２には、給湯用冷媒としてＲ１３４ａを使用している場合を例に示している。

まず、給湯用圧縮機２１で高温・高圧に圧縮された給湯用冷媒は、給湯用圧縮機２１から吐出して、熱媒体−冷媒熱交換器５１に流入する。この熱媒体−冷媒熱交換器５１では、流入した給湯用冷媒が、給湯用水循環サイクル３を循環している水を加熱することで放熱する。この給湯用冷媒は、給湯用絞り手段２２で空調用冷凍サイクル１の給湯熱源用回路Ｄにおける冷媒−冷媒熱交換器４１の出口温度以下まで膨張される。膨張された給湯用冷媒は、冷媒−冷媒熱交換器４１で、給湯熱源用回路Ｄを流れる空調用冷媒から受熱して蒸発し、給湯用圧縮機２１へ戻る。

［給湯用水循環サイクル３］
図１、図３および図５に基づいて、給湯用水循環サイクル３について説明する。なお、給湯用水循環サイクル３の動作は、空調用冷凍サイクル１の運転状態、つまり冷却主体（冷房＋給湯）運転を実行しているか、加熱主体（冷房＋給湯）運転を実行しているか、全加熱（暖房＋給湯）運転を実行しているかで相違するものではない。図１、図３および図５に示すように、給湯用水循環サイクル３は、水循環用ポンプ３１と、熱媒体−冷媒熱交換器５１と、貯湯タンク３２と、によって構成されている。

水循環用ポンプ３１は、貯湯タンク３２に蓄えられている水を吸入し、その水を加圧し、給湯用水循環サイクル３内を循環させるものであり、たとえばインバーターにより回転数が制御されるタイプのもので構成するとよい。熱媒体−冷媒熱交換器５１は、上述したように、給湯用水循環サイクル３を循環する水（熱媒体）と、給湯用冷凍サイクル２を循環する給湯用冷媒との、間で熱交換を行うものである。貯湯タンク３２は、熱媒体−冷媒熱交換器５１で加熱された水を貯えておくものである。

［給湯用水循環サイクル３の運転動作］
次に、給湯用水循環サイクル３の運転動作について説明する。
まず、貯湯タンク３２に蓄えられている比較的低温の未加熱の水は、水循環用ポンプ３１によって貯湯タンク３２の底部から引き出されるとともに、水頭を得る。水頭を得た水は、熱媒体−冷媒熱交換器５１に流入し、この熱媒体−冷媒熱交換器５１で給湯用冷凍サイクル２を循環している給湯用冷媒から受熱する。すなわち、熱媒体−冷媒熱交換器５１に流入した水は、給湯用冷凍サイクル２を循環している給湯用冷媒によって沸き上げられて、温度が上昇するのである。そして、沸き上げられた水（湯）は、貯湯タンク３２の比較的高温な上部へ戻り、この貯湯タンク３２に蓄えられることになる。

なお、この実施の形態１では、図１、図３および図５に示すように、貯湯タンク３２内の水を熱媒体−冷媒熱交換器５１にて直接加熱する場合を例に説明したが、これに限定するものではなく、水循環用ポンプ３１および熱媒体−冷媒熱交換器５１を通る水を貯湯タンク３２内の水とは独立な閉鎖系として、その配管を貯湯タンク３２内に通すことにより、貯湯タンク３２内の水を加温する構成としてもよい。この場合、閉鎖系内の媒体は、水でなくブライン（不凍液）等でもよい。

また、逆止弁１０５ａ、逆止弁１０５ｂ、逆止弁１０５ｃおよび逆止弁１０５ｄを電磁弁のような弁手段で構成し、より確実に冷媒流路の切り替えを行うようにしてもよい。さらに、空調用圧縮機１０１および給湯用圧縮機２１は、レシプロタイプやロータリータイプ、スクロールタイプ、スクリュータイプ等の各種タイプのいずれのものを用いてもよく、回転数が可変可能のものに限定することなく、回転数固定のものでも構わない。

空調用冷凍サイクル１を循環する空調用冷媒にＲ４１０Ａを、給湯用冷凍サイクル２を循環する給湯用冷媒にＲ１３４ａを採用した場合を例に説明したが、冷媒の種類を特に限定するものではない。たとえば、二酸化炭素（ＣＯ₂）や炭化水素、ヘリウム等のような自然冷媒や、ＨＦＣ４１０Ａ、ＨＦＣ４０７Ｃ、ＨＦＣ４０４Ａ等の代替冷媒等の塩素を含まない冷媒、若しくは既存の製品に使用されているＲ２２やＲ１３４ａ等のフロン系冷媒のいずれを採用してもよい。また、空調用冷凍サイクル１と給湯用冷凍サイクル２とは、それぞれ独立した冷媒回路構成になっており、循環する冷媒は、同じ種類でもよいし、別の種類でもよいが、それぞれ混じることなく冷媒−冷媒熱交換器４１および熱媒体−冷媒熱交換器５１で互いに熱交換をしているものとする。

給湯用冷媒として臨界温度の低い冷媒を用いた場合、高温の給湯を行う際に熱媒体−冷媒熱交換器５１における放熱過程での給湯用冷媒が超臨界状態となることが想定される。しかしながら、一般に放熱過程の冷媒が超臨界状態にある場合、放熱器圧力や放熱器出口温度の変化によるＣＯＰの変動が大きく、高いＣＯＰを得る運転を行うためには、より高度な制御が要求される。また、一般に、臨界温度の低い冷媒は、同一温度に対する飽和圧力が高く、その分、配管や圧縮機の肉厚を大きくする必要があるので、コスト増の要因ともなる。

さらに、レジオネラ菌等の繁殖を抑えるための貯湯タンク３２内に蓄えられる水の推奨温度が６０℃以上であることを鑑みると、給湯の目標温度が最低でも６０℃以上となることが望ましい。以上のことを踏まえ、給湯用冷媒は、最低でも６０℃以上の臨界温度を持つ冷媒を採用することが望ましい。このような冷媒を給湯用冷凍サイクル２の給湯用冷媒として採用すれば、より低コストで、より安定的に、高いＣＯＰを得ることができると想定される。

この実施の形態１では、室外熱交換器１０３において空調用冷媒が空気と熱交換する場合を例に示しているが、これに限定するものではなく、水や冷媒、ブライン等と熱交換する構成としてもよい。また、実施の形態１では、図１、図３および図５に示すように、室内機Ｂには２台以上の室内熱交換器１１８が搭載されている場合を示しているが、これに限定するものではなく、室内機Ｂが１台であってもよい。

冷房室内機Ｂは室内熱交換器１１８の容量を特に限定するものではなく、それぞれの室内熱交換器１１８の容量が異なっていてもよく、同一であってもよい。また、空調用冷凍サイクル１において余剰冷媒をアキュムレーター１０４によって貯留する場合を示したが、これに限定するものではなく、アキュムレーター１０４を省き、空調用冷凍サイクル１において放熱器となる熱交換器（室外熱交換器１０３や室内熱交換器１１８、冷媒−冷媒熱交換器４１等）で余剰冷媒を貯留するようにしてもよい。

また、この実施の形態１では、給湯需要が常にある場合の運転動作を示しているが、給湯需要がない場合は、給湯用冷凍サイクル２の給湯用圧縮機２１を停止すれば、通常の冷房または暖房の運転が可能であることは言うまでもない。

また、分岐ユニットＣの四方弁１１０として、パイロットバルブ（図示せず）により冷媒圧力の高低差を利用し、流路の切替えを行う弁等が一般的に考えられるが、接続配管１３７と接続配管１３８には、常にそれぞれ高圧、低圧の冷媒が供給されているので、四方弁１１０を用いそのうちの一つの出口ポートを閉鎖することにより流路の切替えを容易に行うことができる。

また、たとえば、夏期の空調冷房運転中に高温の給湯需要があった場合、従来はボイラー等を利用して給湯需要に対応する必要があったが、この実施の形態１に係る空調給湯複合システム１００では、従来大気中に排出していた温熱を回収し、再利用して給湯を行うので、システムＣＯＰが大幅に向上し、省エネルギーとなる。

以上のように、実施の形態１に係る空調給湯複合システム１００に基づいて、本発明の一例を説明したが、本発明の効果を示す空調給湯複合システム１００に導入可能な空調用冷凍サイクル１は、これに限るものではなく、冷房または暖房を供給可能な構成であればどのようなものでもよく、たとえば以下の実施の形態２に示す構成としてもよい。

実施の形態２．
図７は、本発明の実施の形態２に係る空調給湯複合システム１００ａの冷媒回路構成（特に、冷却主体（冷房＋給湯）運転時の冷媒回路構成）を示す冷媒回路図である。図７に基づいて、空調給湯複合システム１００ａの冷媒回路構成について説明する。この空調給湯複合システム１００ａは、ビルやマンション等に設置され、冷媒（空調用冷媒）を循環させる冷凍サイクルを利用することで空調（冷房または暖房）と給湯を同時に提供できるものである。なお、この実施の形態２では上述した実施の形態１との相違点を中心に説明するものとし、実施の形態１と同一部分には、同一符号を付して説明に代えるものとする。

図７に示すように、実施の形態２に係る空調給湯複合システム１００ａでは、空調用冷凍サイクル１ａの分岐ユニットＣ２が実施の形態１に係る空調給湯複合システム１００における空調用冷凍サイクル１の分岐ユニットＣと異なる構成となっていることを特徴としている。なお、分岐ユニットＣ２以外の構成（つまり、熱源機Ａ、冷房室内機Ｂ、給湯熱源用回路Ｄ、給湯用冷凍サイクル２および給湯用水循環サイクル３）については、実施の形態１と同様の構成となっている。

［分岐ユニットＣ２］
この分岐ユニットＣ２は、気液分離器１０８、内部熱交換器１１３、気液分離器１０８と内部熱交換器１１３の高圧側入口とを接続する接続配管１１１、接続配管１１１の流路に設けられた第１分岐ユニット用絞り手段１１２、第１分岐ユニット用絞り手段１１２と内部熱交換器１１３との間の流路と接続配管１３６とを接続する接続配管１１５、内部熱交換器１１３の高圧側出口と接続配管１３４とを接続する接続配管１１６、接続配管１１６の流路と内部熱交換器１１３の低圧側入口との間の流路に設けられた第２分岐ユニット用絞り手段１１４、一つの出口ポートが閉じられた四方弁１１０、低圧側接続配管１０７と内部熱交換器１１３の低圧側出口とを接続する接続配管１３８、四方弁１１０を介して接続配管１３８と接続配管１３３とを接続する接続配管１４０、気液分離器１０８と接続配管１３５とを接続する接続配管１３７および接続配管１３７と四方弁１１０とを接続する接続配管１３９とで構成されている。なお、接続配管１３９の一方の流路端部は、四方弁１１０の流路切替えにより閉鎖されている。

気液分離器１０８は、高圧側接続配管１０８より空調用冷媒が二相で流入する場合、二相冷媒をガス冷媒と液冷媒とに分離するものであり、第１内部熱交換器１１３は、導通する空調用冷媒−冷媒間で熱交換を行うものである。

第１分岐ユニット用絞り手段１１２および第１分岐ユニット用絞り手段１１４は、空調用冷媒を減圧して膨張させるものである。この絞り手段は、開度が可変に制御可能なもの、たとえば電子式膨張弁による緻密な流量制御手段や、毛細管等の安価な冷媒流量調節手段等で構成するとよい。

[冷却主体（冷房＋給湯）運転動作]
ここで、空調用冷凍サイクル１の冷却主体（冷房＋給湯）運転動作について説明する。
図８は、冷却主体（冷房＋給湯）運転時における空調用冷凍サイクル１の冷媒状態を示すｐ−ｈ線図である。図８では、縦軸が絶対圧力ｐ（ＭＰａ）を、横軸が比エンタルピーｈ（ｋＪ／ｋｇ）をそれぞれ示している。また、空調用冷媒は、飽和液線と飽和蒸気線とで囲まれた部分では気液二相状態であることを、飽和液線の左側では液状態であることを、飽和蒸気線の右側ではガス状態であることをそれぞれ表している。なお、空調用冷凍サイクル１には、空調用冷媒としてＲ４１０Ａを使用している場合を例に示している。図７および図８に基づいて、空調給湯複合システム１００ａにおける空調用冷凍サイクル１の動作について説明する。また、冷却主体（冷房＋給湯）運転時には、四方弁１０２と四方弁１１０は図示実線で示す方向に流路が切り替わっており、逆止弁１０５ａと逆止弁１０５ｂは開、逆止弁１０５ｃと逆止弁１０５ｄは閉となっている。

まず、空調用圧縮機１０１で高温・高圧に圧縮された空調用冷媒は、空調用圧縮機１０１から吐出して、四方弁１０２を経由し、室外熱交換器１０３に流入する。この室外熱交換器１０３では、流入した空調用冷媒が、室外空気と熱交換して放熱する。室外熱交換器１０３から流出した空調用冷媒は、逆止弁１０５ａを通過し、高圧側接続配管１０６に導かれ、分岐ユニットＣ２の気液分離器１０８へ到達する。この気液分離器１０８に流入する空調用冷媒が二相の場合は、気相状態の空調用冷媒と液相状態の空調用冷媒とに分離される。

そして、飽和蒸気（気相状態の空調用冷媒）は、接続配管１３７に分配される。ここでは、飽和蒸気は、給湯熱源用回路Ｄに流入するようになっている。給湯熱源用回路Ｄに流入した空調用冷媒は、冷媒−冷媒熱交換器４１で放熱し（つまり、給湯用冷凍サイクル２に熱を与え）、給湯熱源用絞り手段１１９で減圧される。

一方、気液分離器１０８で分離された飽和液（液相状態の空調用冷媒）は、接続配管１１１に設けられた第１分岐ユニット用絞り手段１１２で減圧されてこれを通過し、上記の飽和蒸気（気相状態の空調用冷媒）が給湯熱源用回路Ｄに流入し、冷媒−冷媒熱交換器４１で放熱し、給湯熱源用絞り手段１１９で減圧されて、接続配管１３６および接続配管１１５を通過した空調用冷媒と合流する。そして、合流した空調用冷媒は、内部熱交換器１１３で、第２分岐ユニット用絞り手段１１４で低温・低圧に膨張した空調用冷媒と熱交換を行うことにより過冷却度を得る。この空調用冷媒は、接続配管１１６で冷房室内機Ｂと第２分岐ユニット用絞り手段１１４側とに分配される。

冷房室内機Ｂに流入した空調用冷媒は、空調用絞り手段１１７にて低温・低圧に膨張され、室内熱交換器１１８で蒸発し、接続配管１３３を通過し、分岐ユニットＣ２へ流入し、四方弁１１０および接続配管１４０を経て、接続配管１３８へ流入する。また、第２分岐ユニット用絞り手段１１４を導通した空調用冷媒は、内部熱交換器１１３で熱交換を行なって蒸発し、接続配管１３８で冷房室内機Ｂを流出した空調用冷媒と合流する。そして、接続配管１３８で合流した空調用冷媒は、低圧側接続配管１０７を通過し、逆止弁１０５ｂを通って四方弁１０２に導かれ、アキュムレーター１０４を経て空調用圧縮機１０１へ戻る。

このように、気液分離器１０８にて二相冷媒を気相と液相に分離することによって、給湯熱源用回路Ｄに飽和蒸気である、比エンタルピーの大きい冷媒を供給することが可能となり、冷媒−冷媒熱交換器４１での凝縮相変化時の熱伝達率が高くなるため、熱交換効率が向上し、省エネルギー性が向上する。

また、気液分離器１０８の飽和液は、第１分岐ユニット用絞り手段１１２を通過するが、冷房負荷に対して給湯負荷が小さい場合は、第１分岐用絞り手段１１２の開度にて、空調用冷媒のバイパス量を調整することによって、給湯熱源用回路Ｄに流れる冷媒の冷媒−冷媒熱交換器４１での圧力損失による熱ロスが低減され、省エネルギー性が向上する。

空調用圧縮機１０１から送出される冷媒流量によらず、冷媒の冷媒−冷媒熱交換器４１での圧力損失を一定（冷媒流量を一定）に制御する方法としては、接続配管１１１を流通する流路抵抗を、圧縮機１０１から送出される冷媒流量に応じて、第１分岐用絞り手段１１２にて制御すればよい。具体的には、第１分岐用絞り手段１１２の前後に高圧側圧力センサー７０および低圧側圧力センサー７１を設け、その前後差圧が一定になるように、第１分岐用絞り手段１１２の絞り量を制御すればよい。

また、圧力センサーの代替として、図７に示すように高圧側圧力センサー７０の位置に、高圧側温度センサー８０を設け、低圧側圧力センサー７１の位置に、低圧側温度センサー８１を設けその温度差が、前後差圧相当の飽和温度差になるように一定に制御してもよい。このように圧力センサーを温度センサーで代替することで、安価な構成で同じ効果が得られる。

本実施の形態２では、分岐ユニットＣ２に内部熱交換器１１３を設け、接続配管１１６を流れる冷媒をバイパスし、第２分岐ユニット用絞り手段１１４で低温・低圧に膨張した空調用冷媒と熱交換を行うことにより過冷却度を増加させているが、このように構成することで、冷房室内機Ｂの冷凍効果（室内熱交換器１１８前後の比エンタルピー差）が増加するため、接続配管１３４、冷房室内機Ｂおよび接続配管１３３へ流れる冷媒流量を少なくすることができ、圧力損失による熱ロスが低下し省エネルギー性が向上する。

また、接続配管１３４を流れる空調用冷媒の過冷却度が増加するため、例えば、機器据付の構成上、分岐ユニットＣ２よりも冷房室内機Ｂが高い位置に設置され液ヘッドがあるような場合や、接続配管１３４が長く摩擦損失による圧力損失が発生するような場合でも、空調用絞り手段１１７へ冷媒が液冷媒の状態で流入させることができる。したがって、空調用絞り手段１１７へのフラッシュガス流入による冷媒流量減少に伴う冷房能力低下や機器の不安定な運転が回避でき製品の信頼性が向上する。

[加熱主体（冷房＋給湯）運転動作]
次に、空調用冷凍サイクル１の加熱主体（冷房＋給湯）運転動作について説明する。
図９は、本発明の実施の形態１に係る空調給湯複合システム１００ａの冷媒回路構成（特に、加熱主体（冷房＋給湯）運転時の冷媒回路構成）を示す冷媒回路図である。図１０は、加熱主体（冷房＋給湯）運転時における空調用冷凍サイクル１の冷媒状態を示すｐ−ｈ線図である。図９および図１０に基づいて、空調給湯複合システム１００ａにおける空調用冷凍サイクル１の加熱主体（冷房＋給湯）運転動作について説明する。また、加熱主体（冷房＋給湯）運転時には、四方弁１０２と四方弁１１０は図示実線で示す方向に流路が切り替わっており、逆止弁１０５ａと逆止弁１０５ｂは閉、逆止弁１０５ｃと逆止弁１０５ｄは開、第１分岐ユニット用絞り手段１１２は閉となっている。

図９では、空調用冷凍サイクル１において、給湯熱源用回路Ｄに対する負荷よりも冷房室内機Ｂの負荷の方が小さく、室外熱交換器１０３が蒸発器として働く場合のサイクルの状態（便宜上、加熱主体（冷房＋給湯）運転と称する）を示している。図１０では、縦軸が絶対圧力（ＭＰａ）を、横軸が比エンタルピー（ｋＪ／ｋｇ）をそれぞれ示している。また、空調用冷媒は、飽和液線と飽和蒸気線とで囲まれた部分では気液二相状態であることを、飽和液線の左側では液状態であることを、飽和蒸気線の右側ではガス状態であることをそれぞれ表している。なお、空調用冷凍サイクル１には、空調用冷媒としてＲ４１０Ａを使用している場合を例に示している。

まず、空調用圧縮機１０１で高温・高圧に圧縮された空調用冷媒は、空調用圧縮機１０１から吐出して、四方弁１０２を経由し、逆止弁１０５ｄを導通し、第２接続配管１３１を通って高圧側接続配管１０６に導かれ、過熱ガス状態で分岐ユニットＣ２の気液分離器１０８へ流入する。気液分離器１０８に流入した過熱ガス状態の空調用冷媒は、第１分岐ユニット用絞り手段１１２が閉じた状態になっているため、気液分離器１０８から接続配管１３７および接続配管１３５を経由して給湯熱源用回路Ｄに流入する。

給湯熱源用回路Ｄに流入した空調用冷媒は、冷媒−冷媒熱交換器４１で放熱し（つまり、給湯用冷凍サイクル２に熱を与え）、給湯熱源用絞り手段１１９で減圧され、接続配管１３６を通り、分岐ユニットＣ２へ流入する。分岐ユニットＣ２へ流入した冷媒は、接続配管１１５を通って、内部熱交換器１１３へ流入する。

その後、内部熱交換器１１３で、第２分岐ユニット用絞り手段１１４にて低温・低圧に膨張した空調用冷媒と熱交換を行うことにより過冷却度を得る。この空調用冷媒は、接続配管１３４と第２分岐ユニット用絞り手段１１４に分配される。

接続配管１３４を導通する空調用冷媒は、冷房室内機Ｂに流入するようになっている。冷房室内機Ｂに流入した空調用冷媒は、空調用絞り手段１１７にて低温・低圧に膨張され、室内熱交換器１１８で蒸発し、接続配管１３３を経て、分岐ユニットＣ２へ流入する。分岐ユニットＣ２へ流入した冷媒は、四方弁１１０を介して、接続配管１４０を経て接続配管１３８を通り、低圧側接続配管１０７へ流入する。また、第２分岐ユニット用絞り手段１１４を導通した空調用冷媒は、内部熱交換器１１３で熱交換を行なって蒸発し、冷房室内機Ｂを流出した空調用冷媒と合流する。そして、低圧側接続配管１０７を流れる空調用冷媒は、逆止弁１０５ｃおよび第１接続配管１３０を通って室外熱交換器１０３に導かれ、四方弁１０２、アキュムレーター１０４を経て空調用圧縮機１０１へ戻る。

本実施の形態２では、分岐ユニットＣ２に内部熱交換器１１３を設け、接続配管１１６を流れる冷媒をバイパスし、第２分岐ユニット用絞り手段１１４で低温・低圧に膨張した空調用冷媒と熱交換を行うことにより過冷却度を増加させているが、このように構成することで、冷却主体（冷房＋給湯）運転同様、冷房室内機Ｂの冷凍効果（室内熱交換器１１８前後の比エンタルピー差）が増加するため、接続配管１３４、冷房室内機Ｂおよび接続配管１３３へ流れる冷媒流量を少なくすることができ、圧力損失による熱ロスが低下し省エネルギー性が向上する。

また、接続配管１３４を流れる冷媒の過冷却度が増加するため、冷却主体（冷房＋給湯）運転と同様、例えば、機器据付の構成上、分岐ユニットＣ２よりも冷房室内機Ｂが高い位置に設置され液ヘッドがあるような場合や、接続配管１３４の長く摩擦損失による圧力損失が発生するような場合でも、空調用絞り手段１１７へ冷媒が液冷媒の状態で流入させることができる。したがって、空調量絞り手段１１７へのフラッシュガス流入による冷媒流量減少に伴う冷房能力低下や機器の不安定な運転が回避でき製品の信頼性が向上する。

また、第２分岐ユニット用絞り手段１１４は、第１分岐ユニット用絞り手段１１２の前後に設けた、高圧側圧力センサー７０および低圧側圧力センサー７１によって検出される差圧を、冷却主体（冷房＋給湯）運転時の差圧と同じとなるように制御してもよい。このように制御することで、冷却主体（冷房＋給湯）運転と加熱主体（冷房＋給湯）運転の運転モードを四方弁１０２によって冷媒の流れ方向を切替えても、冷房室内機Ｂおよび給湯熱源用回路Ｄの圧力、温度状態がほぼ同じ状態となっているため、空調給湯複合システム１００ａの運転状態が安定し、快適性および制御性の高い運転が可能となる。

[全加熱（暖房＋給湯）運転動作]
次に、空調用冷凍サイクル１の全加熱（暖房＋給湯）運転動作について説明する。
図１１は、本発明の実施の形態２に係る空調給湯複合システム１００ａの冷媒回路構成（全加熱（暖房＋給湯）運転時の冷媒回路構成）を示す冷媒回路図である。図１２は、全加熱（暖房＋給湯）運転時における空調用冷凍サイクル１の冷媒状態を示すｐ−ｈ線図である。図１１および図１２に基づいて、空調給湯複合システム１００ａにおける空調用冷凍サイクル１の全加熱（暖房＋給湯）運転動作について説明する。また、全加熱（暖房＋給湯）運転時には、四方弁１０２と四方弁１１０は図示実線で示す方向に流路が切り替わっており、逆止弁１０５ａと逆止弁１０５ｂは閉、逆止弁１０５ｃと逆止弁１０５ｄは開、第１分岐ユニット用絞り手段１１２は閉となっている。

図１１では、空調用冷凍サイクル１において、室内機Ｂが暖房運転し、給湯熱源用回路Ｄへの給湯負荷が発生し、室外熱交換器１０３が蒸発器として働く場合のサイクルの状態（便宜上、全加熱（暖房＋給湯）運転と称する）を示している。図１２では、縦軸が絶対圧力（ＭＰａ）を、横軸が比エンタルピー（ｋＪ／ｋｇ）をそれぞれ示している。また、空調用冷媒は、飽和液線と飽和蒸気線とで囲まれた部分では気液二相状態であることを、飽和液線の左側では液状態であることを、飽和蒸気線の右側ではガス状態であることをそれぞれ表している。なお、空調用冷凍サイクル１には、空調用冷媒としてＲ４１０Ａを使用している場合を例に示している。

まず、空調用圧縮機１０１で高温・高圧に圧縮された空調用冷媒は、空調用圧縮機１０１から吐出して、四方弁１０２を経由し、逆止弁１０５ｃを導通し、第２接続配管１３１を通って高圧側接続配管１０６に導かれ、過熱ガス状態で分岐ユニットＣ２へ到達する。

そして、分岐ユニットＣ２へ到達した空調用冷媒は、気液分離器１０８へ流入する。気液分離器１０８に流入した過熱ガス状態の空調用冷媒は、第１分岐ユニット用絞り手段１１２が閉じた状態になっているため、気液分離器１０８から接続配管１３７を通過するが、四方弁１１０は図示実線の方向に流路が切り替えられているため、接続配管１３３および接続配管１３５に分配され、暖房室内機Ｂおよび給湯熱源用回路Ｄに流入する。暖房室内機Ｂに流入した空調用冷媒は、室内熱交換器１１８で凝縮し、空調用絞り手段１１７にて低温・低圧に膨張され、接続配管１３４へ流れる。

一方、給湯熱源用回路Ｄに流入した空調用冷媒は、冷媒−冷媒熱交換器４１で放熱し（つまり、給湯用冷凍サイクル２に熱を与え）、給湯熱源用絞り手段１１９で減圧され、接続配管１３６へ流れる。

次に、接続配管１３４および接続配管１３６を通過した冷媒は、分岐ユニットＣ２に流入するが、第１分岐ユニット用絞り手段１１２は接続配管１１１の流路を閉塞状態としていれば、冷媒が合流し、接続配管１１６から第２分岐ユニット用絞り手段１１４に流入する。

次に、第２分岐ユニット用絞り手段１１４の絞りを全開状態にしておくことで、冷媒は、接続配管１３８を通過し、低圧側接続配管１０７へ流入し、逆止弁１０５ｃおよび第１接続配管１３０を通って室外熱交換器１０３に導かれ、四方弁１０２、アキュムレーター１０４を経て空調用圧縮機１０１へ戻る。

このように動作させることで、実施の形態１と同様、暖房と給湯を同時に提供することが可能となる。

実施の形態３．
図１３は、本発明の実施の形態３に係る空調給湯複合システム１００ｂの構成図である。なお、この実施の形態３は上述した実施の形態１との相違点を中心に説明するものとし、実施の形態１と同一部分には、同一符号を付して説明に代えるものとする。

この図１３では、冷却主体（冷房＋給湯）運転および加熱主体（冷房＋給湯）運転における四方弁１０２の状態を実線で、全暖（暖房＋給湯）運転における四方弁１０２の状態を破線でそれぞれ示している。図１３に示すように、実施の形態３に係る空調給湯複合システム１００ｂは、基本的に実施の形態１に係る空調給湯複合システム１００と同様であるが、給湯用低圧側圧力検出手段２３、給湯用高圧側圧力検出手段２４、出湯温度検出手段（熱媒体温度検出手段）３３、給湯用制御手段２５、および、空調用制御手段１２０が設けられている点が異なっている。

給湯用低圧側圧力検出手段２３は、給湯用圧縮機２１の吸入側に設けられており、給湯用圧縮機２１に吸入される給湯用冷媒の圧力を検出するものである。給湯用高圧側圧力検出手段２４は、給湯用圧縮機２１の吐出側に設けられており、給湯用圧縮機２１から吐出された給湯用冷媒の圧力を検出するものである。出湯温度検出手段３３は、熱媒体−冷媒熱交換器５１の水出口側に設けられており、貯湯タンク３２に蓄えられ、出湯される予定の水（湯）の温度を検出するものである。また、給湯用低圧側圧力検出手段２３、給湯用高圧側圧力検出手段２４、および、出湯温度検出手段３３での検出情報は、給湯用制御手段２５に出力されるようになっている。

給湯用制御手段２５は、給湯用通信手段２６と、給湯用演算手段２７と、給湯用記憶手段２８とで構成されている。この給湯用制御手段２５は、上記各検出手段からの検出情報である給湯用冷凍サイクル２のＯＮ／ＯＦＦ状態、たとえば給湯用圧縮機２１のＯＮ／ＯＦＦ状態や周波数、吐出温度等や、給湯用冷凍サイクル２を循環している給湯用冷媒の高圧側圧力や低圧側圧力、凝縮温度、蒸発温度等、熱媒体−冷媒熱交換器５１の入水温度や出湯温度等、給湯用絞り手段２２および給湯熱源用絞り手段１１９の絞り具合（電子膨張弁を用いた場合のパルス数）等の情報の内、少なくとも一つを給湯用記憶手段２８で記憶し、この記憶された情報に基づいて給湯用演算手段２７が演算し、各種制御を実行するようになっている。

空調用制御手段１２０は、空調用通信手段１２１と、空調用演算手段１２２と、空調用記憶手段１２３とで構成されている。そして、空調用制御手段１２０および給湯用制御手段２５は、給湯用制御手段２５の有する給湯用通信手段２６と、空調用制御手段１２０の有する空調用通信手段１２１とを介して、互いに情報を通信することによって、連携した制御動作が可能となっている。このように、２つの制御手段を通信可能とすることで、より高度な、より安定性の増した、省エネルギーシステムが構築できる。

空調用制御手段１２０は、図示省略の各種検出手段からの検出情報である空調用冷凍サイクル１のＯＮ／ＯＦＦ状態、たとえば空調用圧縮機１０１のＯＮ／ＯＦＦ状態や周波数、吐出温度等や、空調用冷凍サイクル１を循環している空調用冷媒の高圧側圧力や低圧側圧力、凝縮温度、蒸発温度等、室外熱交換器１０３のファン風量や入口温度、出口温度、吸込空気温度等、四方弁１０２の切替え状態、分岐ユニットＣの四方弁１１０および弁手段１０９の切替え状態、冷房室内機Ｂのファン風量や室内機吸込空気温度等の情報の内、少なくとも一つ以上を空調用記憶手段１２３で記憶し、この記憶された情報に基づいて空調用演算手段１２２が演算し、各種制御を実行するようになっている。

本実施の形態にて行なわれる制御の具体的態様を以下に挙げる。
たとえば、空調用制御手段１２０から給湯用制御手段２５へ、空調用圧縮機１０１のＯＮ／ＯＦＦ状態を通信し、それに合わせて給湯用圧縮機２１のＯＮ／ＯＦＦタイミングを制御すれば、給湯用圧縮機２１の無駄な運転をしなくて済み、その分の省エネルギーが実現できる。また、空調用圧縮機１０１の起動後、空調用冷凍サイクル１の安定を待ってから給湯用圧縮機２１を起動させることにより、給湯用冷凍サイクル２の給湯用冷媒が冷媒−冷媒熱交換器４１を通過する際に、空調用冷凍サイクル１の熱を十分吸熱でき、蒸発することができるため、給湯用冷凍サイクル２が安定して動作することができるようになり、システムの信頼性が増し、確実に省エネルギーにすることができる。

また、空調用圧縮機１０１が故障や負荷過小につき、一旦停止してから再び稼動するようなときであって、かつ給湯用圧縮機２１が高周波数で運転している場合には、給湯用圧縮機２１を空調用圧縮機１０１と連動して制御せずに、給湯用圧縮機２１を高周波数で運転すると、空調用圧縮機１０１の停止中に給湯用冷凍サイクル２の低圧側圧力が異常低下を起こし、空調用圧縮機１０１の再稼動時に大きなヒートショックを起こすことが想定される。このため、給湯用圧縮機２１が稼働中に空調用圧縮機１０１が停止した場合に、たとえば給湯用冷凍サイクル２の低圧側圧力が所定の範囲に収まることを給湯用圧縮機２１の制御目標に追加することにより、大きなヒートショックを防止し、より長期にわたってシステムの信頼性が増し、確実に省エネルギーにすることができる。

また、実施の形態３に係る空調給湯複合システム１００ｂでは、貯湯タンク３２内の水が低温の状況において、給湯用圧縮機２１の圧縮比が小さくなり易く、給湯用圧縮機２１のストール等のおそれが生じる。このため、給湯用制御手段２５が記憶している給湯用冷凍サイクル２の給湯用低圧側圧力検出手段２３と給湯用高圧側圧力検出手段２４の出力に基づいて、給湯用演算手段２７によって算出される給湯用圧縮機２１の圧縮比が所定の範囲を下回った時は、給湯用絞り手段２２を絞ることによって、圧縮比を増加させる方向に給湯用冷凍サイクル２を制御し、システムの信頼性を増加させ、確実に省エネルギーにすることができる。

具体的には、給湯用制御手段２５と給湯用絞り手段２２とを有線又は無線にて接続し、直接的に信号を与えてもよいし（たとえば、電子膨張弁を用いる場合、パルスを減少させる信号を送る）、給湯用絞り手段２２の制御目標値として想定される、熱媒体−冷媒熱交換器５１の出口における給湯用冷媒の過冷却度、若しくは冷媒−冷媒熱交換器４１の出口の給湯用冷媒の過熱度を、給湯用冷凍サイクル２の圧縮比が所定の範囲内にある場合の値よりも増加させることにより、間接的に給湯用絞り手段２２を絞ってもよい。

また、給湯熱源用絞り手段１１９に対して、絞る制御信号を与えることによっても、給湯用冷凍サイクル２の蒸発熱源が減少するため、給湯用冷凍サイクル２の低圧側圧力が減少し、以って、給湯用冷凍サイクル２の圧縮比を増加させることができる。具体的には、給湯用制御手段２５と給湯熱源用絞り手段１１９とを有線または無線にて接続し、直接的に絞る信号を与えてもよいし（たとえば、電子膨張弁を用いる場合、パルスを減少させる信号を送る）、給湯熱源用絞り手段１１９の制御目標値として想定される、冷媒−冷媒熱交換器４１出口の空調用冷媒の過冷却度を、給湯用冷凍サイクル２の圧縮比が所定の範囲内にある場合の値よりも増加させることにより、間接的に給湯用絞り手段１１９を絞ってもよい。

なお、ここでは、給湯熱源用絞り手段１１９の制御を給湯用制御手段２５と有線または無線にて接続して行う場合を示したが、これに限るものではなく、空調用制御手段１２０と接続して行ってもよい。また、給湯用低圧側圧力検出手段２３は、たとえば給湯用絞り手段２２と冷媒−冷媒熱交換器４１の間の配管に温度検出手段を貼付して蒸発温度を検出し、その出力から算出される飽和圧力で以って代替してもよい。さらに、熱媒体−冷媒熱交換器５１がプレート式熱交換器の場合は困難であるが、たとえば二重管式熱交換器で外側に冷媒を流す時のように、温度検出手段で凝縮温度を検出可能な場合は、給湯用高圧側圧力検出手段２４も同様に、温度検出手段によって凝縮温度を検出し、その出力から算出される飽和圧力で以って代替してもよい。

また、給湯用圧縮機２１の制御に関しては、出湯温度検出手段３３の出力を目標値として制御すると、直接ユーザーの需要に従うことになるので、無駄な運転が無く、省エネルギーとなる。但し、熱媒体−冷媒熱交換器５１の水側の配管は、耐腐食性の観点からステンレスが採用されることが想定され、この場合、出湯温度を検出するためには、出湯部の配管外部に温度検出手段を貼付する方法は採用できず、直接配管内部の水温を検出することが必要となり、コストアップの要因となり、省エネルギーシステム導入の障害となる。

しかしながら、熱媒体−冷媒熱交換器５１の性能が事前に分かっていれば、水と熱交換を行っている給湯用冷媒の凝縮温度から出湯温度をある程度の精度で推測できることが分かっている。たとえば、ある組み合わせにおいて、出湯温度と給湯用冷凍サイクル２の凝縮温度との差は６℃であり、そこから水循環量を１／４倍に減じても、その値は３℃までしか小さくならないことがシミュレーションにより確認されている。したがって、直接出湯温度を測定せずとも、給湯用冷凍サイクル２の給湯用高圧側圧力検出手段２４の出力に基づいて、ある程度の精度で出湯温度を推定し、当該推定値を以って給湯用圧縮機２１の制御目標値とすることができる。

すなわち、給湯用制御手段２５は、給湯用冷凍サイクル２の高圧側の圧力、凝縮温度、および、給湯用圧縮機２１の出口から熱媒体−冷媒熱交換器５１の入口までの位置における温度のうち、少なくとも一つ以上の値に基づいて、熱媒体−冷媒熱交換器５１の出口側における熱媒体（ここでは、水）の温度（出湯温度）を推定し、この推定値が所定の目標値に近づくように、給湯用圧縮機２１を制御することができ、コストアップすることなく、省エネルギーシステムを導入することができる。

また、貯湯タンク３２内の水が低温の状況において、熱媒体−冷媒熱交換器５１における熱交換量が増大する傾向にあり、たとえば同時に暖房室内機Ｂが稼働している場合には、暖房室内機Ｂ側で必要な加熱能力が得られないことがある。

本実施の形態に関わるシステムでは、たとえば貯湯タンク３２内の水が低温の場合に、給湯用圧縮機２１の周波数の上限値が小さくなるように制御することによって、暖房室内機Ｂの加熱能力を確保することができ、ユーザーの快適性を損なわずに安定的な省エネルギーシステムを実現することができる。

また、本実施の形態では、暖房室内機Ｂが１台も稼働していない時は、暖房室内機Ｂの能力不足を懸念する必要がないので、給湯用圧縮機２１の周波数の上限値を減少させないという制御も可能で、システムの能力を最大限に活用することが可能となる。なお、貯湯タンク３２内の水の温度を、入水温度や出水温度を用いて推測してもよい。

また、本実施の形態に関わるシステムは、冷房負荷と給湯負荷とを同時に賄うことにより、排熱を減少させることによる省エネルギーが実現されるシステムであるが、冷房負荷がユーザーによるリアルタイムの需要に左右されるのに対し、給湯負荷は貯湯タンク３２に貯めた温熱を以って賄うことが可能なので、本実施の形態のように、空調用冷凍サイクルと給湯用冷凍サイクルとが互いに通信を行うシステムならば、たとえば冷房室内機Ｂの稼働に合わせて、給湯用冷凍サイクル２を稼働させることにより、排熱を最小化させるように運転させることが可能となる。

また、排熱の最小化を図る際、空調用冷凍サイクルと給湯用冷凍サイクルとが通信を行うことにより、空調用冷凍サイクルの室外熱交換器１０３での熱交換量が小さくなるように、給湯用圧縮機２１を制御することで、排熱の最小化を図ることが可能となる。たとえば、室外熱交換器１０３が空気熱交換器の場合は、ファンの風量を小さくするように、給湯用圧縮機２１を制御すれば、排熱の最小化を図ることが可能となる。

１ 空調用冷凍サイクル、１ａ 空調用冷凍サイクル、２ 給湯用冷凍サイクル、３ 給湯用水循環サイクル、２１ 給湯用圧縮機、２２ 給湯用絞り手段、２３ 給湯用低圧側圧力検出手段、２４ 給湯用高圧側圧力検出手段、２５ 給湯用制御手段、２６ 給湯用通信手段、２７ 給湯用演算手段、２８ 給湯用記憶手段、３１ 水循環用ポンプ、３２ 貯湯タンク、３３ 出湯温度検出手段、４１ 冷媒−冷媒熱交換器、５１ 熱媒体−冷媒熱交換器、７０ 高圧側圧力センサー、７１ 低圧側圧力センサー、８０ 高圧側温度センサー、８１ 低圧側温度センサー、１００ 空調給湯複合システム、１００ａ 空調給湯複合システム、１００ｂ 空調給湯複合システム、１０１ 空調用圧縮機、１０２ 四方弁、１０３ 室外熱交換器、１０４ アキュムレーター、１０５ａ 逆止弁、１０５ｂ 逆止弁、１０５ｃ 逆止弁、１０５ｄ 逆止弁、１０６ 高圧側接続配管、１０７ 低圧側接続配管、１０８ 気液分離器、１０９ 弁手段、１１０ 四方弁、１１１ 接続配管、１１２ 第１分岐ユニット用絞り手段、１１３ 内部熱交換器、１１４ 第２分岐ユニット用絞り手段、１１５ 接続配管、１１６ 接続配管、１１７ 空調用絞り手段、１１８ 室内熱交換器、１１９ 給湯熱源用絞り手段、１２０ 空調用制御手段、１２１ 空調用通信手段、１２２ 空調用演算手段、１２３ 空調用記憶手段、１３０ 第１接続配管、１３１ 第２接続配管、１３３ 接続配管、１３４ 接続配管、１３５ 接続配管、１３６ 接続配管、１３７ 接続配管、１３８ 接続配管、１３９ 接続配管、１４０ 接続配管、Ａ 熱源機、Ｂ 冷房室内機（暖房室内機）、Ｃ 分岐ユニット、Ｃ２ 分岐ユニット、Ｄ 給湯熱源用回路。

Claims (17)

1. 空調用圧縮機、流路切替手段および室外熱交換器を備えた熱源機と、
   室内熱交換器および空調用絞り手段を備えた室内機と、
   前記室内機と並列に接続され、冷媒−冷媒熱交換器および給湯熱源用絞り手段を備えた給湯熱源用回路と、
   前記室内機と前記給湯熱源用回路へ流通する冷媒を分配する分岐ユニットと、
   前記室内機および前記給湯熱源用回路を並列に接続し、前記分岐ユニットを介して、前記熱源機と接続した空調用冷凍サイクルと、
   給湯用圧縮機、熱媒体−冷媒熱交換器、給湯用絞り手段および前記冷媒−冷媒熱交換器を直列に接続した給湯用冷凍サイクルと、を備え、
   前記空調用冷凍サイクルと前記給湯用冷凍サイクルとは、前記冷媒−冷媒熱交換器で、空調用冷媒と給湯用冷媒とが熱交換を行うように接続され、
   前記熱源機と前記分岐ユニットとは、それぞれ空調用冷媒の一方向への流通を許容する開閉可能な弁を有する高圧側接続配管および低圧側接続配管を介して接続され、かつ、前記高圧側接続配管の前記弁より上流側部分と前記低圧側接続配管の前記弁より上流側部分とは、空調用冷媒の低圧側接続配管から高圧側接続配管への流通を許容する開閉可能な弁を有する第１接続配管を介して接続され、前記高圧側接続配管の前記弁より下流側部分と前記低圧側接続配管の前記弁より下流側部分とは、空調用冷媒の低圧側接続配管から高圧側接続配管への流通を許容する開閉可能な弁を有する第２接続配管を介して接続されていることを特徴とする空調給湯複合システム。
2. 前記分岐ユニットは、
   前記給湯熱源用回路の高圧側の圧力を検出する圧力検出手段および飽和温度を検出する温度検出手段のうち少なくとも一つと、
   前記給湯熱源用回路の低圧側の圧力を検出する圧力検出手段および飽和温度を検出する温度検出手段のうち少なくとも一つと、
   前記給湯熱源用回路を流れる冷媒の流量を調整可能な流量調整絞り手段と、
   を備えたことを特徴とする請求項１に記載の空調給湯複合システム。
3. 前記流量調整絞り手段は、前記給湯熱源用回路の高圧側と低圧側の圧力差および飽和温度差の少なくとも一つが所定の範囲に収まるように冷媒流量を調整することを特徴とする請求項２に記載の空調給湯複合システム。
4. 前記分岐ユニットは、前記室内機へ分配する冷媒の過冷却度を増加させる内部熱交換器を備え、前記過冷却度を正値にすることを特徴とする請求項１または２に記載の空調給湯複合システム。
5. 前記分岐ユニットは、
   前記高圧側接続配管に接続され、前記室内機へ冷媒が流れる流路と前記高圧側接続配管に接続され、前記給湯熱源用回路へ冷媒が流れる流路とを切替可能な流路切替手段と、
   前記低圧側接続配管に接続され、前記室内機および前記給湯熱源用回路を通過した冷媒を合流させる合流流路に設けられた弁手段と、
   を備えたことを特徴とする請求項１に記載の空調給湯複合システム。
6. 前記分岐ユニットに設けられた前記流路切替手段は、一つの出口ポートが閉じられた四方弁により構成され、前記四方弁の前記閉じられた出口ポートに通じる流路が前記合流流路と接続されていることを特徴とする請求項５に記載の空調給湯複合システム。
7. 情報を有線又は無線で通信する給湯用通信手段を有し、前記給湯用冷凍サイクルの状態に応じてこの給湯用冷凍サイクルの動作を制御する給湯用制御手段と、
   情報を有線又は無線で通信する空調用通信手段を有し、前記空調用冷凍サイクルの状態に応じてこの空調用冷凍サイクルの動作を制御する空調用制御手段と、を備え、
   前記給湯用制御手段及び前記空調用制御手段は、
   前記給湯用通信手段と前記空調用通信手段とが互いに通信することによって前記給湯用冷凍サイクルの動作と前記空調用冷凍サイクルの動作とを連携制御することを特徴とする請求項１に記載の空調給湯複合システム。
8. 前記給湯用冷凍サイクルの高圧側の圧力を検出する圧力検出手段、及び、凝縮温度を検出する温度検出手段のうち少なくとも一つと、
   前記給湯用冷凍サイクルの低圧側の圧力を検出する圧力検出手段、及び、蒸発温度を検出する温度検出手段のうち少なくとも一つと、を備え、
   前記給湯用制御手段及び前記空調用制御手段は、
   各検出手段からの検出情報を互いに通信することによって、前記空調用冷凍サイクルの動作と前記給湯用冷凍サイクルの動作とを連携制御することを特徴とする請求項７に記載の空調給湯複合システム。
9. 前記給湯用制御手段は、前記各検出手段の検出情報から、前記給湯用圧縮機の圧縮比を演算し、この演算結果が所定の範囲に収まるように前記給湯用絞り手段を制御することを特徴とする請求項７または８に記載の空調給湯複合システム。
10. 前記給湯用制御手段は、前記各検出手段の検出情報のうち少なくとも一つを記憶する給湯用記憶手段と、前記給湯用記憶手段で記憶された情報に基づいて前記給湯用圧縮機の圧縮比を演算する給湯用演算手段とを備え、前記給湯用演算手段の演算結果に基づいて、前記給湯熱源用絞り手段を制御することを特徴とする請求項７または８に記載の空調給湯複合システム。
11. 前記熱媒体−冷媒熱交換器の出口側における熱媒体の温度を検出する熱媒体温度検出手段を設け、
    前記給湯用制御手段は、前記熱媒体温度検出手段からの情報に基づいて、前記熱媒体−冷媒熱交換器の出口側における熱媒体の温度が所定の目標値に近づくように、前記給湯用圧縮機を制御することを特徴とする請求項７〜１０のいずれかに記載の空調給湯複合システム。
12. 前記給湯用制御手段は、前記給湯用冷凍サイクルの高圧側の圧力、凝縮温度および前記給湯用圧縮機の出口から前記熱媒体−冷媒熱交換器の入口までの位置における温度のうち、少なくとも一つ以上の値に基づいて、前記熱媒体−冷媒熱交換器の出口側における熱媒体の温度を推定し、この推定値が所定の目標値に近づくように、前記給湯用圧縮機を制御することを特徴とする請求項７〜１１のいずれかに記載の空調給湯複合システム。
13. 前記熱媒体−冷媒熱交換器の出口側における熱媒体の温度に基づいて、前記給湯用圧縮機の周波数の上限値を変化させることを特徴とする請求項７〜１２のいずれかに記載の空調給湯複合システム。
14. 前記室内熱交換器が稼働している場合にのみ、前記熱媒体−冷媒熱交換器の出口側における熱媒体の温度に基づいて、前記給湯用圧縮機の周波数の上限値を変化させることを特徴とする請求項７〜１３のいずれかに記載の空調給湯複合システム。
15. 前記室外熱交換器での熱交換量が所定の範囲に収まるように、前記給湯用圧縮機を制御することを特徴とする請求項７〜１４のいずれかに記載の空調給湯複合システム。
16. 水循環用ポンプ、前記熱媒体−冷媒熱交換器および貯湯タンクが直列に接続され、熱媒体として水を循環させる給湯用水循環サイクルを備え、
    前記熱媒体−冷媒熱交換器で前記給湯用冷媒と前記水とが熱交換して前記水が加熱されることを特徴とする請求項１〜１５のいずれかに記載の空調給湯複合システム。
17. 前記給湯用冷媒には、臨界温度が６０℃以上の冷媒を採用することを特徴とする請求項１〜１６のいずれかに記載の空調給湯複合システム。

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