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WO2015056333A1 - 冷凍サイクル装置 - Google Patents

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WO2015056333A1
WO2015056333A1 PCT/JP2013/078216 JP2013078216W WO2015056333A1 WO 2015056333 A1 WO2015056333 A1 WO 2015056333A1 JP 2013078216 W JP2013078216 W JP 2013078216W WO 2015056333 A1 WO2015056333 A1 WO 2015056333A1
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WO
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refrigerant
condenser
temperature
heat medium
water
Prior art date
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Ceased
Application number
PCT/JP2013/078216
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English (en)
French (fr)
Inventor
啓輔 高山
森下　国博
徹 小出
Current Assignee (The listed assignees may be inaccurate. Google has not performed a legal analysis and makes no representation or warranty as to the accuracy of the list.)
Mitsubishi Electric Corp
Original Assignee
Mitsubishi Electric Corp
Priority date (The priority date is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the date listed.)
Filing date
Publication date
Application filed by Mitsubishi Electric Corp filed Critical Mitsubishi Electric Corp
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Priority to EP13895738.6A priority patent/EP3059520B1/en
Priority to JP2015542459A priority patent/JP5999273B2/ja
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    • F25B2700/2116—Temperatures of a condenser
    • F25B2700/21161—Temperatures of a condenser of the fluid heated by the condenser

Definitions

  • the present invention relates to a refrigeration cycle apparatus that heats a heat medium with a condenser.
  • Patent Document 1 discloses a refrigeration cycle circuit in which a compressor, a four-way valve, a water heat exchanger (condenser), a pressure reducing device, and an air heat exchanger (evaporator) are connected via a refrigerant pipe, a pump, and water heat
  • a heat pump type hot water supply apparatus having a water circuit in which an exchanger and a hot water storage tank are connected via a water pipe and storing hot water heated by a hydrothermal exchanger of the refrigeration cycle circuit in the hot water storage tank, as a refrigerant of the refrigeration cycle circuit
  • the one using R410A or R407C is disclosed.
  • the design pressure on the high pressure side is, for example, 4.25 MPa, and is approximately 65 ° C. when converted to the saturation temperature.
  • all the pressure descriptions in this specification are absolute pressures.
  • the design pressure needs to be 4.25 MPa, the same as that of the air conditioner, in order to share the components such as the compressor and the heat exchanger with the air conditioner.
  • Patent Document 1 when the R410A refrigerant is used, when the condensation pressure is 4.75 MPa, the saturation temperature is about 70 ° C., and the incoming water temperature is 5 ° C., the tapping temperature is about 85 ° C.
  • the upper limit is 4.25 MPa, which is the design pressure of the air conditioner as described above, the saturation temperature is about 65 ° C. and the tapping temperature is about 80 ° C.
  • the refrigerant temperature at the condenser outlet is set to 10 ° C.
  • the water temperature of the condenser of a heat pump water heater is usually the same as the outside air temperature. However, when reheating hot water whose temperature has dropped due to heat dissipation in a hot water storage tank, or when circulating hot water heated by a condenser in a heat exchanger that heats bath water, the incoming water temperature is about 50 ° C. Or higher than that. Assuming that the upper limit of the refrigerant saturation temperature of the condenser is about 65 ° C., the refrigerant at the outlet of the condenser is in a gas-liquid two-phase state or a gas state when the incoming water temperature is high.
  • the average flow velocity of the refrigerant in the condenser increases, and the pressure loss of the refrigerant increases. Due to the pressure drop due to the pressure loss, a portion where the refrigerant temperature is lower than the incoming water temperature may occur in the condenser. In that case, since the water is deprived of heat by the refrigerant at a portion where the refrigerant temperature is lower than the water temperature, the efficiency of heating the water with the condenser is deteriorated.
  • the present invention has been made in order to solve the above-described problems.
  • the refrigeration capable of suppressing the refrigerant from being heated from the heat medium by the condenser.
  • An object is to provide a cycle device.
  • the refrigeration cycle apparatus of the present invention includes a compressor that compresses a refrigerant, a refrigerant channel and a heat medium channel, a first condenser that condenses the refrigerant compressed by the compressor, and a refrigerant of the first condenser.
  • a flow path control element that varies a bypass amount that is a flow rate of the refrigerant or the heat medium passing through the second condenser bypass passage, and an input heat medium temperature that is a temperature of the heat medium before heat exchange with the refrigerant is a reference temperature.
  • the amount of bypass is high, the heat transfer medium temperature is higher than the reference temperature. To be larger than the bypass quantity of low case, those
  • the condenser is divided into the first condenser and the second condenser, and the second condenser bypass passage that bypasses the refrigerant flow path or the heat medium flow path of the second condenser is provided.
  • the temperature of the heat medium before heating is high, it is possible to prevent the refrigerant from being heated from the heat medium by the condenser by increasing the amount of the refrigerant or the heat medium that bypasses the second condenser. It becomes possible.
  • FIG. 3 is a Ph diagram of a low-temperature water entry operation of the refrigeration cycle apparatus according to the first embodiment of the present invention. It is a figure which shows an example of the relationship between the outside air temperature and incoming water temperature in low temperature incoming water operation. It is a figure which shows the operation
  • FIG. 3 is a Ph diagram of high-temperature water entry operation of the refrigeration cycle apparatus according to Embodiment 1 of the present invention. It is a figure which shows an example of the relationship between the position of the refrigerant
  • FIG. 1 is a configuration diagram of a refrigeration cycle apparatus according to Embodiment 1 of the present invention.
  • the refrigeration cycle apparatus 1A of the first embodiment includes a compressor 2, first condensers 3A and 3B, a second condenser 4, an expansion valve 5, an evaporator 6, A refrigerant circuit formed by connecting the accumulator 7 with a refrigerant pipe is provided.
  • the refrigeration cycle apparatus 1 ⁇ / b> A further includes a heat medium path 9, a second condenser bypass path 10, a flow path switching valve 11, a blower 12 that blows air to the evaporator 6, an incoming heat medium temperature sensor 13, and a refrigeration cycle.
  • a control device 50 that controls the operation of the device 1A.
  • the refrigeration cycle apparatus 1A of Embodiment 1 has a function as a heat pump that heats a liquid heat medium.
  • the heat medium in the first embodiment is water
  • the heat medium in the present invention may be antifreeze, brine, or the like.
  • the refrigeration cycle apparatus 1A of the first embodiment is used as a hot water supply apparatus
  • the refrigeration cycle apparatus in the present invention can also be applied to a heating medium used for purposes other than hot water supply (for example, heating). It is.
  • the specific enthalpy [kJ / kg] is simply referred to as enthalpy in order to simplify the description.
  • the two first condensers 3A and 3B have the same configuration and are connected in parallel.
  • the first condensers 3 ⁇ / b> A and 3 ⁇ / b> B have a refrigerant flow path 31 and a heat medium flow path 32.
  • the second condenser 4 has a refrigerant channel 41 and a heat medium channel 42.
  • the compressor 2 compresses the low-pressure refrigerant gas into a high-pressure refrigerant gas.
  • the high-pressure refrigerant gas compressed by the compressor 2 flows into the refrigerant flow path 31 of the first condenser 3A and the refrigerant flow path 31 of the first condenser 3B.
  • the first condensers 3A and 3B are functionally one condenser. In the present invention, the first condensers 3A and 3B may be integrated.
  • the expansion valve 5 is a decompression device that decompresses and expands the high-pressure refrigerant.
  • the expansion valve 5 is preferably one whose opening degree can be arbitrarily changed.
  • the high-pressure refrigerant that has passed through the refrigerant flow path 41 of the second condenser 4 is decompressed and expanded by the expansion valve 5 and becomes low-pressure refrigerant. This low-pressure refrigerant flows into the evaporator 6.
  • the evaporator 6 is a heat exchanger that exchanges heat between the refrigerant and the air.
  • the evaporator 6 causes the refrigerant to absorb the heat of the outside air blown by the blower 12.
  • the heat source of the evaporator 6 in this Embodiment 1 is outside air
  • the heat source of the evaporator in this invention is not restricted to outside air, For example, waste heat, underground heat, ground water, solar hot water, etc. may be sufficient.
  • the fluid cooled by the evaporator may be used for cooling or the like.
  • the low-pressure refrigerant that has passed through the evaporator 6 flows into the accumulator 7.
  • the refrigerant liquid is stored in the accumulator 7, and the refrigerant gas exits the accumulator 7 and is sucked into the compressor 2.
  • a section until the high-pressure refrigerant compressed by the compressor 2 flows into the decompression device is generally referred to as a “high-pressure side”, and the low-pressure refrigerant decompressed by the decompression device is the compressor 2.
  • the section until it is inhaled is called “low pressure side”.
  • the heat medium path 9 allows water to pass through the heat medium flow path 42 of the second condenser 4 and the heat medium flow path 32 of the first condensers 3A and 3B in this order.
  • the heat medium path 9 connects the water inlet 91 and the inlet of the heat medium flow path 42 of the second condenser 4, and the outlet of the heat medium flow path 42 of the second condenser 4 and the first condensers 3A and 3B.
  • the inlet of the heat medium flow path 32 is connected, and the outlet of the heat medium flow path 32 of the first condensers 3A and 3B and the water outlet 92 are connected.
  • the refrigerant and water are opposed to each other.
  • coolant and water become a counterflow.
  • the second condenser bypass passage 10 bypasses the heat medium passage 42 of the second condenser 4.
  • the flow path switching valve 11 is a three-way valve.
  • the flow path switching valve 11 is installed in the middle of the heat medium path 9 between the water inlet 91 and the inlet of the heat medium flow path 42 of the second condenser 4.
  • One end of the second condenser bypass passage 10 is connected to the flow path switching valve 11, and the other end of the second condenser bypass passage 10 is the outlet of the heat medium flow path 42 of the second condenser 4 and the first condenser 3A, It is connected in the middle of the heat medium path 9 between the inlet of the 3B heat medium flow path 32.
  • the flow path switching valve 11 has a state in which the total amount of water flowing in from the water inlet 91 flows to the heat medium flow path 42 of the second condenser 4 and the total amount of water flowing in from the water inlet 91 in the second condenser bypass passage 10. It is possible to switch to the state of flowing. Further, the flow path switching valve 11 may be capable of changing the ratio of distributing the water flowing in from the water inlet 91 to the heat medium flow path 42 of the second condenser 4 and the second condenser bypass passage 10. In the first embodiment, of the total flow rate of water flowing from the water inlet 91, the ratio of passing through the second condenser bypass passage 10 without passing through the second condenser 4 is referred to as “bypass rate”. In the first embodiment, the flow path switching valve 11 corresponds to a flow path control element that varies a bypass amount that is a flow rate of water passing through the second condenser bypass passage 10.
  • the incoming heat medium temperature sensor 13 is installed in the middle of the heat medium path 9 between the water inlet 91 and the flow path switching valve 11.
  • the incoming heat medium temperature sensor 13 detects the temperature of the heat medium, that is, water before heat exchange with the refrigerant.
  • the detected temperature of the incoming heat medium temperature sensor 13 is referred to as “incoming water temperature”.
  • the control device 50 is a control means for controlling the operation of the refrigeration cycle apparatus 1A.
  • the control device 50 is electrically connected to the compressor 2, the expansion valve 5, the flow path switching valve 11, the blower 12, and the incoming heat medium temperature sensor 13. Other actuators, sensors, user interface devices, and the like may be further connected to the control device 50.
  • the control device 50 includes a processor 50a and a memory 50b that stores a control program, data, and the like.
  • the control device 50 stores the operations of the compressor 2, the expansion valve 5, the flow path switching valve 11, and the blower 12 in the memory 50b based on information detected by each sensor, instruction information from the user interface device, and the like. By controlling according to the program, the operation of the refrigeration cycle apparatus 1A is controlled.
  • R32 is used as the refrigerant.
  • the advantage of using R32 as a refrigerant will be described later.
  • FIG. 2 is a perspective view showing a part of the heat exchanger constituting the first condensers 3A and 3B and the second condenser 4.
  • the heat exchanger 60 has one torsion tube 61 and three refrigerant heat transfer tubes 62, 63, 64.
  • the inside of the torsion pipe 61 constitutes a heat medium flow path. That is, water flows through the torsion pipe 61.
  • the inside of the refrigerant heat transfer tubes 62, 63, 64 constitutes a refrigerant flow path.
  • the refrigerant is divided into three refrigerant heat transfer tubes 62, 63, and 64, and flows in parallel inside them.
  • the refrigerant heat transfer tubes 62 and 64 are hatched for the sake of convenience in order to easily distinguish the refrigerant heat transfer tubes 62, 63 and 64. That is, the hatching in FIG. 2 does not mean a cross section.
  • the torsion tube 61 has three spiral grooves 61a, 61b, 61c in parallel on the outer periphery thereof.
  • the refrigerant heat transfer tubes 62, 63, 64 are fitted into the grooves 61a, 61b, 61c, respectively, and are wound spirally along the shapes of the grooves 61a, 61b, 61c. With such a configuration, the contact heat transfer area between the torsion tube 61 and the refrigerant heat transfer tubes 62, 63, 64 can be increased.
  • the first condenser 3A, the first condenser 3B, and the second condenser 4 are each composed of a heat exchanger having substantially the same structure as the heat exchanger 60 described above. That is, the first condenser 3A, the first condenser 3B, and the second condenser 4 each include one heat medium flow path and three refrigerant flow paths. However, in FIG. 1, the heat medium flow paths of the first condenser 3 ⁇ / b> A, the first condenser 3 ⁇ / b> B, and the second condenser 4 are each represented by one line for simplification.
  • the first condensers 3A and 3B function as a single condenser.
  • the first condensers 3A and 3B are configured by connecting two heat exchangers 60 in parallel. Therefore, the first condensers 3A and 3B as a whole have two heat medium passages and six refrigerant passages.
  • the cross-sectional area of the refrigerant flow path of the second condenser 4 is smaller than the cross-sectional area of the refrigerant flow paths of the first condensers 3A and 3B. The reason will be described later.
  • the “cross-sectional area of the refrigerant flow path of the condenser” is the sum of the cross-sectional areas of the plurality of refrigerant flow paths. That is, the cross-sectional area of the refrigerant flow paths of the first condensers 3A and 3B is the sum of the cross-sectional areas of the six refrigerant flow paths, and the cross-sectional area of the refrigerant flow path of the second condenser 4 is three. This is the total cross-sectional area of the refrigerant flow path.
  • the second The cross-sectional area of the refrigerant flow path of the condenser 4 is 1 ⁇ 2 of the cross-sectional area of the refrigerant flow paths of the first condensers 3A and 3B.
  • first condenser and the second condenser in the present invention are not limited to the twisted tube heat exchanger as described above, but may be other types such as a plate heat exchanger. Further, the number of refrigerant channels and heat medium channels is not limited to the above example.
  • FIG. 3 is a configuration diagram of a hot water storage type hot water supply system having the refrigeration cycle apparatus 1A of the first embodiment and the tank unit 20.
  • a hot water storage tank 21 and a water pump 22 are installed in the tank unit 20.
  • the refrigeration cycle apparatus 1 ⁇ / b> A and the hot water storage tank 21 are connected via water channels 23 and 24.
  • the refrigeration cycle apparatus 1A and the tank unit 20 are connected via an electric wiring (not shown).
  • One end of the water channel 23 is connected to the water inlet 91 of the refrigeration cycle apparatus 1A.
  • the other end of the water channel 23 is connected to the lower part of the hot water storage tank 21 in the tank unit 20.
  • a water pump 22 is installed in the middle of the water channel 23 in the tank unit 20.
  • One end of the water channel 24 is connected to the water outlet 92 of the refrigeration cycle apparatus 1A.
  • the other end of the water channel 24 is connected to the upper part of the hot water storage tank 21 in the tank unit 20.
  • the water pump 22 may be disposed in the refrigeration cycle apparatus 1A.
  • a water supply pipe 25 is further connected to the lower part of the hot water storage tank 21 of the tank unit 20. Water supplied from an external water source such as water supply flows into the hot water storage tank 21 through the water supply pipe 25 and is stored. The hot water storage tank 21 is always kept in a full water state when water flows from the water supply pipe 25.
  • a hot water supply mixing valve 26 is further provided in the tank unit 20, .
  • the hot water supply mixing valve 26 is connected to the upper part of the hot water storage tank 21 through a hot water outlet pipe 27.
  • a water supply branch pipe 28 branched from the water supply pipe 25 is connected to the hot water supply mixing valve 26.
  • One end of a hot water supply pipe 29 is further connected to the hot water supply mixing valve 26.
  • the other end of the hot water supply pipe 29 is connected to a hot water supply terminal such as a faucet, a shower, or a bathtub.
  • the water stored in the hot water storage tank 21 is sent to the refrigeration cycle apparatus 1A through the water channel 23 by the water pump 22 and heated in the refrigeration cycle apparatus 1A. It becomes hot water.
  • the hot water generated in the refrigeration cycle apparatus 1A returns to the tank unit 20 through the water channel 24 and flows into the hot water storage tank 21 from above.
  • hot water is stored in the hot water storage tank 21 by forming a temperature stratification in which the upper side is high temperature and the lower side is low temperature.
  • hot water When hot water is supplied from the hot water supply pipe 29 to the hot water supply terminal, high temperature hot water in the hot water storage tank 21 is supplied to the hot water supply mixing valve 26 through the hot water supply pipe 27 and low temperature water is supplied to the hot water supply pipe through the water supply branch pipe 28. It is supplied to the mixing valve 26. The hot water and low temperature water are mixed by the hot water supply mixing valve 26 and then supplied to the hot water supply terminal through the hot water supply pipe 29.
  • the hot water supply mixing valve 26 adjusts the mixing ratio of the high temperature hot water and the low temperature water so that the hot water supply temperature set by the user is obtained.
  • a reheating heat exchanger 30 for retreating the bathtub is further provided.
  • piping for circulating the water in the bathtub to the heat exchanger 30 and the connection destinations of the water channels 23 and 24 from the hot water storage tank 21 to the heat exchanger 30. Piping for switching is provided.
  • the bathtub reheating operation the water in the bathtub and the hot water generated in the refrigeration cycle apparatus 1A are circulated to the heat exchanger 30 through these pipes, and the temperature of the bathtub is changed by exchanging heat between them. Can be raised.
  • FIG. 4 is a flowchart showing a control operation in the refrigeration cycle apparatus 1A of the first embodiment.
  • the control device 50 controls the operation of the flow path switching valve 11 so that the bypass amount in the high-temperature incoming operation is larger than the bypass amount in the low-temperature incoming operation.
  • the bypass rate of the low temperature water intake operation is set to 0%. That is, in step S ⁇ b> 2, the control device 50 controls the operation of the flow path switching valve 11 so that the total flow rate of water flowing from the water inlet 91 passes through the second condenser 4.
  • the bypass rate of high temperature water-intake operation is set to 100%. That is, in step S3, the control device 50 controls the operation of the flow path switching valve 11 so that the total flow rate of water flowing from the water inlet 91 passes through the second condenser bypass passage 10 without passing through the second condenser 4. To do.
  • two reference temperatures are provided, and hysteresis is provided for switching between the low-temperature incoming operation and the high-temperature incoming operation. You may make it have.
  • the incoming water temperature in the heat storage operation is approximately the same as the outside air temperature.
  • the reference temperature ⁇ is higher than the outside air temperature. For this reason, in the heat storage operation when the low-temperature water supplied from the water supply pipe 25 is present in the lower side of the hot water storage tank 21, the incoming water temperature is lower than the reference temperature ⁇ . I do.
  • the incoming water temperature may become higher than the reference temperature ⁇ .
  • the incoming water temperature may be higher than the reference temperature ⁇ in the bathtub chasing operation. In these cases, the refrigeration cycle apparatus 1A performs a high-temperature water entry operation.
  • FIG. 5 is a diagram showing the operation of the low-temperature water entry operation of the refrigeration cycle apparatus 1A of the first embodiment.
  • the water flowing in from the water inlet 91 is heated by the second condenser 4 and then branched into two to flow in parallel to the first condensers 3A and 3B and further heated.
  • the refrigerant branches into two after leaving the compressor 2 and flows in parallel to the first condensers 3A and 3B.
  • the refrigerant further branches into three refrigerant flow paths just before the entrance of the heat transfer section of the first condenser 3A.
  • the refrigerant further branches into three refrigerant flow paths just before the entrance of the heat transfer section of the first condenser 3B.
  • the refrigerant partially condenses in the first condensers 3A and 3B and enters a gas-liquid two-phase state.
  • the refrigerant that has passed through the first condensers 3 ⁇ / b> A and 3 ⁇ / b> B flows to the second condenser 4 after joining.
  • the refrigerant branches into three refrigerant flow paths.
  • the refrigerant is further condensed in the second condenser 4.
  • FIG. 6 is a diagram illustrating an example of temperature changes of the refrigerant and water in the first condensers 3A and 3B and the second condenser 4 in the low-temperature water entry operation of the refrigeration cycle apparatus 1A according to the first embodiment.
  • the horizontal axis represents the enthalpy of the refrigerant
  • the vertical axis represents the temperature.
  • the temperature difference at the pinch point at which the temperature difference between the refrigerant and water is minimized is about 3K.
  • the refrigerant condensing temperature is 62 ° C.
  • the high-pressure side pressure can be set to 4.25 MPa or less, which is a design pressure of a general air conditioner, and 80 ° C. hot water can be discharged. For this reason, since the specification of the compressor 2 can be made common with an air conditioner, cost can be reduced.
  • the water temperature at the outlets of the first condensers 3A and 3B will be referred to as “hot water temperature”.
  • FIG. 7 shows a Ph diagram, that is, a Mollier diagram, of the low-temperature water entry operation of the refrigeration cycle apparatus 1A of the first embodiment.
  • the low-pressure refrigerant gas is compressed from the point E1 to the point A1 by the compressor 2 and becomes high-pressure refrigerant gas.
  • the high-pressure refrigerant gas is cooled from the point A1 to the point B1 by the first condensers 3A and 3B, and starts condensing during that time.
  • Point B1 is in a gas-liquid two-phase state. This high-pressure refrigerant in the gas-liquid two-phase state is further condensed by the second condenser 4 to become a supercooled liquid.
  • the high-pressure refrigerant changes from the point B1 to the point C1 in the second condenser 4.
  • the refrigerant of the supercooled liquid at the point C1 is expanded to the point D1 by the expansion valve 5 and depressurized, and becomes a low-pressure refrigerant in a gas-liquid two-phase state.
  • This gas-liquid two-phase low-pressure refrigerant absorbs heat from the point D1 to the point E1 in the evaporator 6 and evaporates.
  • FIG. 8 shows an example of the relationship between the outside air temperature and the incoming water temperature in the low temperature incoming operation.
  • the example in which the incoming water temperature is 9 ° C. shown in FIG. 5 corresponds to the case where the outside air temperature is 7 ° C. As the outside air temperature rises, the incoming water temperature also rises.
  • FIG. 9 is a diagram showing the operation of the high-temperature water entry operation of the refrigeration cycle apparatus 1A of the first embodiment.
  • the water flowing in from the water inlet 91 does not pass through the second condenser 4, passes through the second condenser bypass passage 10, and then branches into two to pass through the first condensers 3 ⁇ / b> A and 3 ⁇ / b> B. It flows in parallel and is heated.
  • the route through which the refrigerant flows in the high-temperature incoming operation is the same as that in the low-temperature incoming operation. However, since there is no heat exchange with water in the second condenser 4, the refrigerant is not condensed in the second condenser 4.
  • FIG. 10 is a diagram illustrating an example of temperature changes of the refrigerant and water in the first condensers 3A and 3B in the high-temperature water entry operation of the refrigeration cycle apparatus 1A of the first embodiment.
  • the horizontal axis represents the enthalpy of the refrigerant
  • the vertical axis represents the temperature.
  • the temperature difference at the pinch point at which the temperature difference between the refrigerant and water is minimized is about 3K.
  • the refrigerant condensing temperature is 62 ° C.
  • the refrigerant gas temperature at the inlet of the first condenser 3A, 3B is 126 ° C., the first condenser 3A,
  • the water temperature at the outlet of 3B, that is, the tapping temperature is 80 ° C.
  • FIG. 11 shows a Ph diagram of the high-temperature water entry operation of the refrigeration cycle apparatus 1A of the first embodiment.
  • the low-pressure refrigerant gas is compressed from the point E2 to the point A2 by the compressor 2 to become high-pressure refrigerant gas.
  • the high-pressure refrigerant gas is cooled from the point A2 to the point B2 in the first condensers 3A and 3B, and starts condensing during that time.
  • Point B2 is in a gas-liquid two-phase state.
  • water does not flow and heat exchange is not performed.
  • the enthalpy of the refrigerant in the second condenser 4 does not decrease, but the pressure decreases due to pressure loss. That is, the refrigerant changes from the point B2 to the point C2 in the second condenser 4.
  • the refrigerant in the gas-liquid two-phase state at point C2 is expanded and decompressed to the point D2 by the expansion valve 5, and becomes a low-pressure refrigerant in the gas-liquid two-phase state.
  • This gas-liquid two-phase low-pressure refrigerant absorbs heat from the point D2 to the point E2 in the evaporator 6 and evaporates.
  • the average refrigerant dryness from the point B2 to the point C2 of the second condenser 4 in the high temperature water inlet operation is higher than the average refrigerant dryness from the point B1 to the point C1 of the second condenser 4 in the low temperature water inlet operation. For this reason, the average refrigerant density in the second condenser 4 in the high temperature water inlet operation is smaller than the average refrigerant density in the second condenser 4 in the low temperature water inlet operation.
  • the average refrigerant dryness from the point D2 to the point E2 of the evaporator 6 in the high temperature water inlet operation is higher than the average refrigerant dryness from the point D1 to the point E1 in the evaporator 6 in the low temperature water inlet operation.
  • the average refrigerant density in the evaporator 6 in the high temperature water inlet operation is smaller than the average refrigerant density in the evaporator 6 in the low temperature water inlet operation.
  • the high-temperature water input operation requires a smaller amount of refrigerant for the second condenser 4 and the evaporator 6 than the low-temperature water input operation, so that excess refrigerant is generated in the refrigerant circuit.
  • the surplus refrigerant is stored in the accumulator 7 as a refrigerant liquid.
  • the accumulator 7 is corresponded to the storage part which stores an excess refrigerant
  • a liquid receiver (not shown) provided between the second condenser 4 and the expansion valve 5 may be used as a storage unit, or the evaporator 6 may be used as a storage unit. Excess refrigerant may be stored in two or more of the accumulator 7, the liquid receiver and the evaporator 6.
  • FIG. 12 is a diagram showing an example of the relationship between the position and temperature of the refrigerant and water in the first condensers 3A and 3B and the second condenser 4 of the refrigeration cycle apparatus 1A of the first embodiment.
  • the vertical axis in FIG. 12 represents temperature.
  • the horizontal axis of FIG. 12 shows the second condenser 4 when the total of one heat medium flow path length of the first condensers 3A and 3B and one heat medium flow path length of the second condenser 4 is 1.
  • the heat medium flow path length is the length of the central axis with respect to the flow direction of the heat medium flow path.
  • the operating conditions of the example shown in FIG. 12 are the same as the operating conditions of FIG. 6 or 10 described above.
  • Lp1: Lp2 0...
  • Lp1: Lp2 0...
  • the first condensers 3A and 3B have two heat medium flow paths
  • the second condenser 4 has one heat medium flow path, and therefore the heat of the first condensers 3A and 3B.
  • L1: L2 1.10: 0.45 ⁇ 2.4: 1.0.
  • the ratio of the heat medium flow path length of the first condensers 3A and 3B and the heat medium flow path length of the second condenser 4 is set as described above, in the low temperature water intake operation where the incoming water temperature is 9 ° C., for example, FIG.
  • the water can be heated from 50 ° C. to 80 ° C. by the first condensers 3A and 3B.
  • the water in the high temperature water inlet operation where the incoming water temperature is 50 ° C., for example, the water can be heated from 50 ° C. to 80 ° C. with the first condensers 3A and 3B.
  • the COP can be increased by supercooling the refrigerant with the second condenser 4 and lowering the refrigerant temperature at the outlet of the second condenser 4 to increase the enthalpy difference. Due to the nature of the refrigerant, when it becomes a supercooled liquid, the flow rate becomes low and the heat transfer coefficient becomes lower than that of the gas-liquid two-phase part.
  • the second condenser 4 is configured such that the cross-sectional area of the refrigerant flow path of the second condenser 4 is smaller than the cross-sectional area of the refrigerant flow paths of the first condensers 3A and 3B. It is possible to suppress a decrease in the flow rate of the refrigerant in the supercooled liquid, thereby suppressing a decrease in heat transfer coefficient. For this reason, in the low temperature water intake operation, the efficiency of heat exchange in the second condenser 4 can be improved, and the COP can be further increased.
  • the number of refrigerant channels in the second condenser 4 is smaller than the number of refrigerant channels in the first condensers 3A and 3B, so that the refrigerant in the second condenser 4 is reduced. A decrease in heat transfer rate can be more reliably suppressed.
  • the refrigerant in the second condenser 4 undergoes a temperature drop due to pressure loss.
  • the temperature difference between the refrigerant and water becomes small, and the amount of heat exchange decreases if the pressure is kept constant.
  • the refrigerant pressure loss further increases in the second condenser 4 a portion where the refrigerant temperature becomes lower than the incoming water temperature is generated.
  • water is deprived of heat by the refrigerant, and heat is lost.
  • the efficiency with which the refrigeration cycle apparatus 1A heats water decreases.
  • the first condensers 3A and 3B have a larger cross-sectional area of the refrigerant flow path and a larger number of refrigerant flow paths than the second condenser 4, so that the refrigerant pressure loss is small. For this reason, in the first condensers 3A and 3B, a sufficient heat exchange amount can be ensured without increasing the condensation pressure even in a high-temperature incoming operation with a high incoming water temperature.
  • FIG. 13 shows a comparison of compressor discharge temperatures of R410A refrigerant and R32 refrigerant.
  • the compressor suction pressure is 0.81 MPa which is the saturated vapor pressure of R32 at 0 ° C.
  • the compressor discharge pressure is 4.25 MPa which is equivalent to the design pressure of the air conditioner, and the compressor 2 It is assumed that the superheat degree of the sucked refrigerant is 0K and the compressor efficiency is 100%. Under such conditions, the compressor discharge temperature of R410A is 91 ° C., whereas the compressor discharge temperature of R32 is 110 ° C.
  • the degree of superheat is the temperature rise from the evaporation temperature, that is, the saturation temperature.
  • an excess refrigerant liquid is stored in the accumulator 7, so that the superheat degree of the refrigerant sucked into the compressor 2 becomes 0K (or 0K or less).
  • the compressor discharge temperature of the R410A refrigerant is lowered to 91 ° C. as described above. For this reason, when R410A is used for the refrigerant, it is difficult to increase the temperature of the hot water in the high-temperature water entry operation.
  • the R32 refrigerant can increase the compressor discharge temperature to 110 ° C. even when the superheat degree of the refrigerant sucked into the compressor 2 becomes 0K. For this reason, by using R32 as the refrigerant, the temperature of the hot water in the high temperature water intake operation can be made higher than that of the R410A refrigerant. As a result, when the capacity of the hot water storage tank 21 is the same, the amount of stored heat can be increased. In the refrigeration cycle apparatus 1A according to the first embodiment, when R32 is used as a refrigerant and the design pressure is set to the same level as that of an air conditioner, the hot water temperature is about 80 ° C. at maximum.
  • the hot water storage temperature of the hot water storage tank 21 is about 80 ° C. at the maximum.
  • the hot water temperature of the heat pump water heater using CO 2 as a refrigerant is about 90 ° C. at the maximum, and the hot water storage temperature is about 90 ° C. at the maximum.
  • capacitance of the hot water storage tank 21 is made the same, the heat storage amount becomes larger in the heat pump water heater using the CO 2 refrigerant.
  • the temperature of hot water supplied from the hot water supply pipe 29 to the hot water supply terminal is about 40 to 60 ° C., there is no problem even if the hot water storage temperature is 80 ° C.
  • the hot water temperature is set to 80 ° C. or higher and an efficient operation can be performed. For this reason, when the hot water storage temperature and the heat storage amount are reduced due to heat radiation from the hot water storage tank 21, etc., the hot water having a reduced temperature in the hot water storage tank 21 is made efficient by performing the heat storage operation by the high temperature water input operation of the refrigeration cycle apparatus 1A. Can be reheated well.
  • the critical temperature of CO 2 is about 31 ° C.
  • the critical temperature of R 32 is as high as about 78 ° C.
  • the condensation latent heat of the refrigerant can be used even in the high-temperature water entry operation, so that the operation with a high COP can be performed.
  • the hot water storage temperature is too high, heat radiation from the hot water storage tank 21 to the outside air increases, so it is better to store hot water at 80 ° C. and perform heat storage operation again when the heat storage amount decreases than to store hot water at 90 ° C. Heat loss is reduced.
  • the same effect as described above can be obtained not only when a refrigerant whose R32 is 100% is used but also when a refrigerant whose main component is R32 is used.
  • a refrigerant mainly composed of R32 is used, a refrigerant having a ratio of R32 of 70 mass% or more, more preferably 90 mass% or more may be used.
  • the ratio of the number of refrigerant channels of the first condenser to the number of refrigerant channels of the second condenser is defined as the ratio of the number of refrigerant channels.
  • the first condensers 3A and 3B have six refrigerant channels
  • the second condenser 4 has three refrigerant channels. Is 2.
  • FIG. 14 is a diagram illustrating a relationship between the ratio of the number of refrigerant channels and the magnitude of refrigerant pressure loss in the first condenser. The vertical axis of FIG. 14 represents the magnitude of the refrigerant pressure loss of the first condenser with 100% when the refrigerant flow rate ratio is 1. As shown in FIG.
  • the refrigerant pressure loss of the first condenser decreases as the refrigerant flow path number ratio increases. However, when the refrigerant flow rate ratio exceeds 2.5, the effect of further reducing the refrigerant pressure loss is reduced. On the other hand, if the ratio of the number of refrigerant channels is too large, the heat transfer rate may decrease due to a decrease in the refrigerant flow rate, which may reduce the amount of heat exchange.
  • the refrigerant flow rate ratio is preferably about 1.5 to 2.5, and the refrigerant flow rate ratio is particularly preferably 2 as in the first embodiment.
  • the first condensers 3A and 3B and the second condenser 4 are constituted by heat exchangers having substantially the same structure. That is, the first condensers 3A and 3B are configured by connecting two heat exchangers having substantially the same structure as the second condenser 4 in parallel. Thereby, the said effect can be achieved by an easy design.
  • the water bypass rate is set to 0%, and the entire amount of water is heated by the second condenser 4, so that the tapping temperature can be increased.
  • the water bypass rate is 100% and the entire amount of water is passed through the second condenser bypass passage 10, so that the refrigerant takes heat away from the water in the second condenser 4. Can be surely prevented.
  • a first reference temperature and a second reference temperature higher than the first reference temperature are provided.
  • the bypass rate is set to 0%
  • the incoming water temperature is the second reference temperature.
  • the bypass rate is set to 100%.
  • the bypass rate increases continuously or stepwise as the incoming water temperature increases.
  • the control device 50 may control the operation of the flow path switching valve 11 so as to be higher. Thereby, the transition between the low-temperature incoming operation and the high-temperature incoming operation can be performed smoothly.
  • Embodiment 2 the second embodiment of the present invention will be described with reference to FIG. 15 and FIG. 16. The description will focus on the differences from the first embodiment described above, and the same or corresponding parts will be denoted by the same reference numerals. The description is omitted.
  • FIG. 15 is a configuration diagram of the refrigeration cycle apparatus according to the second embodiment of the present invention.
  • a refrigeration cycle apparatus 1B according to the second embodiment shown in FIG. 15 is different from the refrigeration cycle apparatus 1A according to the first embodiment in that the second condenser bypass passage 10 and the flow path switching valve 11 are not provided.
  • a condenser bypass passage 16 and a bypass valve 17 are provided.
  • the second condenser bypass passage 16 bypasses the refrigerant flow path 41 of the second condenser 4.
  • One end of the second condenser bypass passage 16 is connected to a refrigerant pipe between the refrigerant flow path 31 of the first condensers 3 ⁇ / b> A and 3 ⁇ / b> B and the refrigerant flow path 41 of the second condenser 4.
  • the other end of the second condenser bypass passage 16 is connected to a refrigerant pipe between the expansion valve 5 and the evaporator 6.
  • the bypass valve 17 is provided in the middle of the second condenser bypass passage 16 and opens and closes the second condenser bypass passage 16.
  • the bypass valve 17 also has a function of a decompression device that decompresses and expands the high-pressure refrigerant.
  • the bypass valve 17 is preferably one whose opening can be arbitrarily changed.
  • the incoming heat medium temperature sensor 13 is installed in the middle of the heat medium path 9 between the water inlet 91 and the second condenser 4.
  • the ratio that passes through the second condenser bypass passage 16 without passing through the second condenser 4 is referred to as “bypass rate”.
  • the expansion valve 5 and the bypass valve 17 correspond to a flow path control element that varies a bypass amount that is a flow rate of the refrigerant passing through the second condenser bypass passage 16.
  • the entire amount of water that flows in from the water inlet 91 passes through the second condenser 4 in both the low-temperature incoming operation and the high-temperature incoming operation.
  • the refrigeration cycle apparatus 1B performs a low temperature water inlet operation when the incoming water temperature is lower than the reference temperature ⁇ , and performs a high temperature water inlet operation when the incoming water temperature is equal to or higher than the reference temperature ⁇ .
  • the reference temperature ⁇ is set to 50 ° C. as in the first embodiment.
  • the control device 50 controls the operations of the expansion valve 5 and the bypass valve 17 so that the bypass amount in the high-temperature incoming operation is larger than the bypass amount in the low-temperature incoming operation.
  • the bypass rate of the low temperature incoming operation is 0% and the bypass rate of the high temperature incoming operation is 100%.
  • FIG. 15 shows the operation of the low-temperature water entry operation of the refrigeration cycle apparatus 1B of the second embodiment.
  • the control device 50 closes the bypass valve 17 at an opening degree at which the refrigerant does not flow.
  • the total flow rate of the refrigerant that has passed through the first condensers 3 ⁇ / b> A and 3 ⁇ / b> B passes through the second condenser 4 and the expansion valve 5, and goes to the evaporator 6.
  • the low temperature water inlet operation of the refrigeration cycle apparatus 1B is substantially in the same state as the low temperature water inlet operation of the refrigeration cycle apparatus 1A of the first embodiment.
  • FIG. 16 is a diagram showing the operation of the high-temperature water entry operation of the refrigeration cycle apparatus 1B of the second embodiment.
  • the control device 50 opens the bypass valve 17 and closes the expansion valve 5 to an opening degree at which the refrigerant does not flow.
  • the total flow rate of the refrigerant that has passed through the first condensers 3 ⁇ / b> A and 3 ⁇ / b> B passes through the second condenser bypass passage 16 without passing through the second condenser 4.
  • the high-pressure refrigerant that has passed through the first condensers 3 ⁇ / b> A and 3 ⁇ / b> B and has flowed into the second condenser bypass passage 16 is expanded and depressurized by the bypass valve 17, and travels toward the evaporator 6.
  • water passes through the second condenser 4, but since the refrigerant does not pass through the second condenser 4, the temperature of the water does not change in the second condenser 4.
  • the same effects as those of the first embodiment can be obtained.
  • the refrigerant since the refrigerant does not pass through the second condenser 4 in the high-temperature water entry operation, it is ensured that a portion where the refrigerant temperature is lower than the water inlet temperature is generated in the second condenser 4. Can be suppressed. Therefore, since it is possible to reliably suppress the water from taking heat away by the refrigerant, it is possible to reliably suppress the efficiency of the refrigeration cycle apparatus 1B from heating water.
  • the gas-liquid two-phase state or gas refrigerant that has passed through the first condensers 3A and 3B does not have to pass through the second condenser 4 having a small cross-sectional area of the refrigerant flow path. It is possible to avoid the temperature of the refrigerant from dropping due to pressure loss in the condenser 4.
  • the refrigerant pressure loss can be further reduced as compared with the first embodiment.
  • the first condensers 3A and 3B can more reliably suppress the increase in the condensation pressure, and can ensure a sufficient amount of heat exchange.
  • the bypass rate of the refrigerant is set to 0% and the entire flow rate of the refrigerant is passed through the second condenser 4, so that the temperature of the hot water can be increased.
  • the refrigerant bypass rate does not necessarily have to be 0% in the low-temperature water entry operation, and a small amount of the total refrigerant flow rate may be passed through the second condenser bypass passage 16.
  • the refrigerant bypass rate is set to 100%, and the entire flow rate of the refrigerant is passed through the second condenser bypass passage 16, so that the pressure loss of the refrigerant can be more reliably reduced.
  • the bypass rate of the refrigerant does not necessarily need to be 100% in the high-temperature water entry operation, and a small amount of the total refrigerant flow rate may be passed through the second condenser 4.
  • Embodiment 3 the third embodiment of the present invention will be described with reference to FIG. 17 to FIG. 19.
  • the description will focus on the differences from the second embodiment described above, and the same or corresponding parts will be denoted by the same reference numerals. The description is omitted.
  • FIG. 17 is a configuration diagram of the refrigeration cycle apparatus according to Embodiment 3 of the present invention. As shown in FIG. 17, the equipment configuration of the refrigeration cycle apparatus 1C of the third embodiment is the same as that of the second embodiment, and thus the description thereof is omitted.
  • FIG. 18 is a flowchart showing a control operation in the refrigeration cycle apparatus 1C of the third embodiment.
  • the control device 50 compares the incoming water temperature detected by the incoming heat medium temperature sensor 13 with a preset first reference temperature ⁇ .
  • the first reference temperature ⁇ 30 ° C.
  • the control device 50 proceeds to step S12.
  • the refrigeration cycle apparatus 1C performs a low-temperature water entry operation. This low temperature incoming operation is the same as the low temperature incoming operation of the second embodiment (FIG. 15). That is, in step S12, the control device 50 opens the expansion valve 5 and closes the bypass valve 17 to an opening degree at which the refrigerant does not flow.
  • step S13 the control device 50 compares the incoming water temperature with a preset second reference temperature ⁇ .
  • the second reference temperature ⁇ 50 ° C. If the incoming water temperature is equal to or higher than the second reference temperature ⁇ in step S13, the control device 50 proceeds to step S14.
  • step S14 the refrigeration cycle apparatus 1C performs a high-temperature water entry operation. This high temperature water input operation is the same as the high temperature water input operation (FIG. 16) of the second embodiment. That is, in step S14, the control device 50 opens the bypass valve 17 and closes the expansion valve 5 to an opening degree at which the refrigerant does not flow.
  • step S13 When the incoming water temperature is lower than the second reference temperature ⁇ in step S13, that is, when the incoming water temperature is between the first reference temperature ⁇ and the second reference temperature ⁇ , the control device 50 proceeds to step S15.
  • step S15 the refrigeration cycle apparatus 1C performs a medium temperature water injection operation.
  • FIG. 17 shows the operation of the medium temperature water injection operation of the refrigeration cycle apparatus 1C of the third embodiment.
  • the control device 50 in the medium-temperature water-filling operation causes the expansion valve 5 and the bypass valve 17 so that the refrigerant that has passed through the first condensers 3A and 3B flows separately into the second condenser 4 and the second condenser bypass passage 16. To control the opening degree.
  • FIG. 19 is a diagram showing the relationship between the incoming water temperature and the bypass rate in the medium-temperature incoming water operation of the refrigeration cycle apparatus 1C of the third embodiment.
  • the control device 50 controls the opening degree of the expansion valve 5 and the bypass valve 17 so that the bypass rate continuously increases as the incoming water temperature increases in the intermediate temperature incoming water operation.
  • the first reference temperature ⁇ is the water temperature at the position where the dryness of the refrigerant in the second condenser 4 becomes 0, that is, the water temperature at the position where the refrigerant becomes the boundary between the gas-liquid two-phase region and the supercooling region. It is desirable to use as a guide.
  • the incoming water temperature is between the first reference temperature ⁇ (30 ° C.) and the second reference temperature ⁇ (50 ° C.)
  • a part of the refrigerant flow rate is transferred to the second condenser bypass passage.
  • the refrigerant flow rate of the second condenser 4 can be reduced and the pressure loss can be reduced. For this reason, according to the third embodiment, there is an advantage that the refrigerant pressure loss can be reduced as compared with the second embodiment when the incoming water temperature is between 30 ° C. and 50 ° C.
  • the refrigerant enthalpy difference between the first condensers 3A and 3B is ⁇ h1
  • the refrigerant enthalpy difference between the second condensers 4 is ⁇ h2
  • the refrigerant of the first condensers 3A and 3B and the second condenser 4 as a whole.
  • the refrigerant enthalpy difference of the entire first condenser 3A, 3B and second condenser 4 is as described above. ⁇ h calculated by the equation.
  • the entire first condensers 3 ⁇ / b> A, 3 ⁇ / b> B and the second condenser 4 are The refrigerant enthalpy difference is ⁇ h1.
  • the refrigerant enthalpy difference can be increased as compared with the case where the total flow rate of the refrigerant is passed through the second condenser bypass passage 16 when the incoming water temperature is equal to or higher than the first reference temperature ⁇ . Therefore, COP can be made higher.
  • the opening degree of the expansion valve 5 and the bypass valve 17 is controlled so that the bypass rate continuously increases as the incoming water temperature increases in the intermediate temperature incoming water operation.
  • the opening degree of the expansion valve 5 and the bypass valve 17 may be controlled so that the bypass rate increases stepwise as the incoming water temperature increases during operation.
  • 1A, 1B, 1C refrigeration cycle apparatus 2 compressor, 3A, 3B first condenser, 4 second condenser, 5 expansion valve, 6 evaporator, 7 accumulator, 9 heat medium path, 10 condenser bypass passage, 11 Flow path switching valve, 12 blower, 13 containing heat medium temperature sensor, 16 condenser bypass passage, 17 bypass valve, 20 tank unit, 21 hot water storage tank, 22 water pump, 23, 24 water channel, 25 water supply pipe, 26 mixing for hot water supply Valve, 27 Hot water outlet pipe, 28 Water supply branch pipe, 29 Hot water supply pipe, 30 Reheating heat exchanger, 31 Refrigerant flow path, 32 Heat medium flow path, 41 Refrigerant flow path, 42 Heat medium flow path, 50 Control device, 50a processor 50b memory, 60 heat exchanger, 61 twisted tube, 61a, 61b, 61c groove, 62, 63, 64 refrigerant heat transfer tube, 1 the water inlet, 92 water outlet

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Abstract

　本発明は、加熱前の熱媒体の温度が高い場合に、凝縮器で冷媒が熱媒体から加熱されることを抑制することのできる冷凍サイクル装置を提供することを目的とする。　本発明の冷凍サイクル装置は、第１凝縮器、第１凝縮器より冷媒流路の断面積が小さく第１凝縮器を通過した冷媒を更に凝縮させる第２凝縮器、熱媒体を第２凝縮器と第１凝縮器とにこの順に通過させる熱媒体経路、第２凝縮器の冷媒流路または熱媒体流路をバイパスする第２凝縮器バイパス通路、冷媒または熱媒体が第２凝縮器をバイパスするバイパス量を可変にする流路制御要素、および、冷媒と熱交換する前の熱媒体の温度が高い場合にバイパス量が大きくなるように流路制御要素を制御する制御手段を備える。

Description

冷凍サイクル装置
　本発明は、凝縮器で熱媒体を加熱する冷凍サイクル装置に関する。
　下記特許文献１には、圧縮機、四方弁、水熱交換器（凝縮器）、減圧装置および空気熱交換器（蒸発器）を冷媒配管を介して接続した冷凍サイクル回路と、ポンプ、水熱交換器および貯湯タンクを水配管を介して接続した水回路とを具備し、冷凍サイクル回路の水熱交換器で加熱した湯を貯湯タンク内に貯めるヒートポンプ式給湯機において、冷凍サイクル回路の冷媒としてＲ４１０ＡまたはＲ４０７Ｃを用いるものが開示されている。
　Ｒ４１０Ａ冷媒を使用する空調機の場合、高圧側の設計圧力は例えば４．２５ＭＰａであり、飽和温度に換算すると約６５℃である。なお、本明細書における圧力の記載はすべて絶対圧とする。給湯機の冷凍サイクルにＲ４１０Ａ冷媒を用いる場合に、圧縮機および熱交換器などの部品を空調機と共通化するには、設計圧力を空調機と同じ４．２５ＭＰａにする必要がある。
　特許文献１では、Ｒ４１０Ａ冷媒を用いる場合に、凝縮圧力を４．７５ＭＰａ、飽和温度を約７０℃、入水温度を５℃とした場合に、出湯温度が約８５℃になるとしている。一方、前述のように空調機の設計圧力である４．２５ＭＰａを上限とすると、飽和温度は約６５℃、出湯温度は約８０℃となる。このとき、凝縮器出口の冷媒温度を１０℃としている。
日本特開２００２－８９９５８号公報 日本特開２００２－３１０４９８号公報 日本特開２００７－２３２２８５号公報 日本特開２０１３－４４４４１号公報 日本特開２００９－２２２２４６号公報 日本特開２０１０－１４３７４号公報 日本特開２００１－８２８１８号公報
　ヒートポンプ式給湯機の凝縮器の入水温度は、通常は外気温度と同程度である。しかしながら、貯湯タンクで放熱して温度低下した湯を再加熱する場合、または、浴槽水を加熱する熱交換器に凝縮器で加熱された湯を循環させる場合などには、入水温度が５０℃程度またはそれ以上に高くなる。凝縮器の冷媒飽和温度の上限が約６５℃であるとすると、入水温度が高い場合には、凝縮器出口の冷媒が気液二相状態またはガス状態となる。凝縮器出口の冷媒が気液二相状態またはガス状態になると、凝縮器内の冷媒の平均流速が高くなり、冷媒の圧力損失が大きくなる。その圧力損失により冷媒の温度が降下することで、冷媒温度が入水温度より低くなる部分が凝縮器内に生じる場合がある。その場合、冷媒温度が水温より低い部分では水が冷媒に熱を奪われることになるため、凝縮器で水を加熱する効率が悪くなる。
　本発明は、上述のような課題を解決するためになされたもので、加熱前の熱媒体の温度が高い場合に、凝縮器で冷媒が熱媒体から加熱されることを抑制することのできる冷凍サイクル装置を提供することを目的とする。
　本発明の冷凍サイクル装置は、冷媒を圧縮する圧縮機と、冷媒流路および熱媒体流路を有し、圧縮機で圧縮された冷媒を凝縮させる第１凝縮器と、第１凝縮器の冷媒流路より断面積が小さい冷媒流路と、熱媒体流路とを有し、第１凝縮器を通過した冷媒を更に凝縮させる第２凝縮器と、冷媒を蒸発させる蒸発器と、冷媒と熱交換する液状の熱媒体を第２凝縮器と第１凝縮器とにこの順に通過させる熱媒体経路と、第２凝縮器の冷媒流路または熱媒体流路をバイパスする第２凝縮器バイパス通路と、第２凝縮器バイパス通路を通る冷媒または熱媒体の流量であるバイパス量を可変にする流路制御要素と、冷媒と熱交換する前の熱媒体の温度である入り熱媒体温度が基準温度に対して高い場合のバイパス量が、入り熱媒体温度が基準温度に対して低い場合のバイパス量に比べて大きくなるように、流路制御要素の動作を制御する制御手段と、を備えるものである。
　本発明の冷凍サイクル装置によれば、凝縮器を第１凝縮器と第２凝縮器とに分け、第２凝縮器の冷媒流路または熱媒体流路をバイパスする第２凝縮器バイパス通路を設け、加熱前の熱媒体の温度が高い場合には、冷媒または熱媒体が第２凝縮器をバイパスする量を大きくすることにより、凝縮器で冷媒が熱媒体から加熱されることを抑制することが可能となる。
本発明の実施の形態１の冷凍サイクル装置の構成図である。 第１凝縮器および第２凝縮器を構成する熱交換器の一部を示す斜視図である。 本発明の実施の形態１の冷凍サイクル装置とタンクユニットとを有する貯湯式給湯システムの構成図である。 本発明の実施の形態１の冷凍サイクル装置における制御動作を示すフローチャートである。 本発明の実施の形態１の冷凍サイクル装置の低温入水運転の動作を示す図である。 本発明の実施の形態１の冷凍サイクル装置の低温入水運転における第１凝縮器および第２凝縮器での冷媒および水の温度変化の一例を示す図である。 本発明の実施の形態１の冷凍サイクル装置の低温入水運転のＰ－ｈ線図である。 低温入水運転での外気温度と入水温度との関係の一例を示す図である。 本発明の実施の形態１の冷凍サイクル装置の高温入水運転の動作を示す図である。 本発明の実施の形態１の冷凍サイクル装置の高温入水運転における第１凝縮器での冷媒および水の温度変化の一例を示す図である。 本発明の実施の形態１の冷凍サイクル装置の高温入水運転のＰ－ｈ線図である。 本発明の実施の形態１の冷凍サイクル装置の第１凝縮器および第２凝縮器の内部における冷媒および水の位置と温度の関係の一例を示す図である。 Ｒ４１０Ａ冷媒およびＲ３２冷媒の圧縮機吐出温度の比較を示す図である。 冷媒流路数比と第１凝縮器の冷媒圧力損失の大きさとの関係を示す図である。 本発明の実施の形態２の冷凍サイクル装置の低温入水運転の動作を示す図である。 本発明の実施の形態２の冷凍サイクル装置の高温入水運転の動作を示す図である。 本発明の実施の形態３の冷凍サイクル装置の中温入水運転の動作を示す図である。 本発明の実施の形態３の冷凍サイクル装置における制御動作を示すフローチャートである。 本発明の実施の形態３の冷凍サイクル装置の中温入水運転での入水温度とバイパス率との関係を示す図である。
　以下、図面を参照して本発明の実施の形態について説明する。なお、各図において共通する要素には、同一の符号を付して、重複する説明を省略する。なお、本発明は、以降に示す各実施の形態のあらゆる組み合わせを含むものとする。
実施の形態１．
　図１は、本発明の実施の形態１の冷凍サイクル装置の構成図である。図１に示すように、本実施の形態１の冷凍サイクル装置１Ａは、圧縮機２と、第１凝縮器３Ａ，３Ｂと、第２凝縮器４と、膨張弁５と、蒸発器６と、アキュムレータ７とを冷媒配管により接続してなる冷媒回路を備える。冷凍サイクル装置１Ａは、更に、熱媒体経路９と、第２凝縮器バイパス通路１０と、流路切替弁１１と、蒸発器６に送風する送風機１２と、入り熱媒体温度センサ１３と、冷凍サイクル装置１Ａの運転を制御する制御装置５０とを備える。本実施の形態１の冷凍サイクル装置１Ａは、液状の熱媒体を加熱するヒートポンプとしての機能を有する。本実施の形態１での熱媒体は水であるが、本発明における熱媒体は、不凍液、ブラインなどでも良い。また、本実施の形態１の冷凍サイクル装置１Ａは、給湯装置として用いられるが、本発明における冷凍サイクル装置は、給湯以外の用途（例えば暖房など）に用いる熱媒体を加熱するものにも適用可能である。なお、以下の説明では、記述を簡略化するため、比エンタルピ［ｋＪ／ｋｇ］を単にエンタルピと称する。
　二つの第１凝縮器３Ａ，３Ｂは、同様の構成であり、並列に接続されている。第１凝縮器３Ａ，３Ｂは、冷媒流路３１および熱媒体流路３２を有する。第２凝縮器４は、冷媒流路４１および熱媒体流路４２を有する。圧縮機２は、低圧の冷媒ガスを圧縮し、高圧の冷媒ガスとする。圧縮機２で圧縮された高圧冷媒ガスは、第１凝縮器３Ａの冷媒流路３１と、第１凝縮器３Ｂの冷媒流路３１とに分かれて流入する。第１凝縮器３Ａ，３Ｂを通過した高圧冷媒は、合流して第２凝縮器４の冷媒流路４１に流入する。第１凝縮器３Ａ，３Ｂは、機能的には一つの凝縮器である。本発明では、第１凝縮器３Ａ，３Ｂが一体化されていても良い。
　膨張弁５は、高圧冷媒を減圧膨張させる減圧装置である。膨張弁５は、その開度が任意に変更可能なものが好ましい。第２凝縮器４の冷媒流路４１を通過した高圧冷媒は、膨張弁５にて減圧膨張し、低圧冷媒となる。この低圧冷媒は、蒸発器６に流入する。
　蒸発器６は、冷媒と空気とを熱交換させる熱交換器である。蒸発器６は、送風機１２によって送風された外気の熱を冷媒に吸収させる。本実施の形態１における蒸発器６の熱源は外気であるが、本発明における蒸発器の熱源は、外気に限らず、例えば、廃熱、地中熱、地下水、太陽熱温水などでも良い。また、本発明では、蒸発器で冷却した流体を冷房などに利用しても良い。
　蒸発器６を通過した低圧冷媒は、アキュムレータ７に流入する。アキュムレータ７に流入した冷媒のうち、冷媒液はアキュムレータ７に貯留され、冷媒ガスはアキュムレータ７を出て圧縮機２に吸入される。なお、以上のような冷媒回路では、一般に、圧縮機２で圧縮された高圧冷媒が減圧装置に流入するまでの区間を「高圧側」と言い、減圧装置で減圧された低圧冷媒が圧縮機２に吸入されるまでの区間を「低圧側」と言う。
　熱媒体経路９は、第２凝縮器４の熱媒体流路４２と、第１凝縮器３Ａ，３Ｂの熱媒体流路３２とに、この順に水を通過させる。熱媒体経路９は、水入口９１と第２凝縮器４の熱媒体流路４２の入口とを接続し、第２凝縮器４の熱媒体流路４２の出口と第１凝縮器３Ａ，３Ｂの熱媒体流路３２の入口とを接続し、第１凝縮器３Ａ，３Ｂの熱媒体流路３２の出口と、水出口９２とを接続する。第１凝縮器３Ａ，３Ｂ内では冷媒と水とが対向流となる。第２凝縮器４内では冷媒と水とが対向流となる。
　第２凝縮器バイパス通路１０は、第２凝縮器４の熱媒体流路４２をバイパスする。流路切替弁１１は、三方弁である。流路切替弁１１は、水入口９１と第２凝縮器４の熱媒体流路４２の入口との間の熱媒体経路９の途中に設置されている。第２凝縮器バイパス通路１０の一端は流路切替弁１１に接続され、第２凝縮器バイパス通路１０の他端は第２凝縮器４の熱媒体流路４２の出口と第１凝縮器３Ａ，３Ｂの熱媒体流路３２の入口との間の熱媒体経路９の途中に接続されている。
　流路切替弁１１は、水入口９１から流入した水の全量を第２凝縮器４の熱媒体流路４２へ流す状態と、水入口９１から流入した水の全量を第２凝縮器バイパス通路１０へ流す状態とに切り替え可能である。また、流路切替弁１１は、水入口９１から流入した水を、第２凝縮器４の熱媒体流路４２と、第２凝縮器バイパス通路１０とに配分する比率を変更可能でもよい。本実施の形態１では、水入口９１から流入する水の全流量のうち、第２凝縮器４を通らずに第２凝縮器バイパス通路１０を通る割合を「バイパス率」と称する。本実施の形態１では、流路切替弁１１が、第２凝縮器バイパス通路１０を通る水の流量であるバイパス量を可変にする流路制御要素に相当する。
　入り熱媒体温度センサ１３は、水入口９１と流路切替弁１１との間の熱媒体経路９の途中に設置されている。入り熱媒体温度センサ１３は、冷媒と熱交換する前の熱媒体すなわち水の温度を検出する。以下、入り熱媒体温度センサ１３の検出温度を「入水温度」と称する。
　制御装置５０は、冷凍サイクル装置１Ａの運転を制御する制御手段である。制御装置５０には、圧縮機２、膨張弁５、流路切替弁１１、送風機１２、および入り熱媒体温度センサ１３が、それぞれ電気的に接続されている。それら以外のアクチュエータ、センサ、ユーザーインターフェース装置などが制御装置５０に更に接続されていてもよい。制御装置５０は、プロセッサ５０ａと、制御プログラム、データ等を記憶するメモリ５０ｂとを有する。制御装置５０は、各センサで検出される情報、ユーザーインターフェース装置からの指示情報などに基づき、圧縮機２、膨張弁５、流路切替弁１１、および送風機１２の動作をメモリ５０ｂに記憶されたプログラムに従って制御することにより、冷凍サイクル装置１Ａの運転を制御する。
　本実施の形態１では、冷媒としてＲ３２を用いる。Ｒ３２を冷媒として用いることの利点については後述する。
　図２は、第１凝縮器３Ａ，３Ｂおよび第２凝縮器４を構成する熱交換器の一部を示す斜視図である。図２に示すように、熱交換器６０は、１本のねじり管６１と、３本の冷媒伝熱管６２，６３，６４とを有する。ねじり管６１の内部は、熱媒体流路を構成する。すなわち、ねじり管６１の内部を水が流れる。冷媒伝熱管６２，６３，６４の内部は、冷媒流路を構成する。冷媒は、３本の冷媒伝熱管６２，６３，６４に分かれて、それらの内部を並行して流れる。図２では、冷媒伝熱管６２，６３，６４の区別を容易にするため、便宜上、冷媒伝熱管６２，６４にそれぞれハッチングを付す。すなわち、図２中のハッチングは、断面を意味するものではない。ねじり管６１は、その外周に、並行する３本の螺旋状の溝６１ａ，６１ｂ，６１ｃを有する。冷媒伝熱管６２，６３，６４は、各溝６１ａ，６１ｂ，６１ｃにそれぞれ嵌め込まれ、各溝６１ａ，６１ｂ，６１ｃの形状に沿って、螺旋状に巻きつけられている。このような構成により、ねじり管６１と、冷媒伝熱管６２，６３，６４との接触伝熱面積を大きくすることができる。
　第１凝縮器３Ａ、第１凝縮器３Ｂ、および第２凝縮器４は、それぞれ、上述した熱交換器６０とほぼ同じ構造の熱交換器で構成されている。すなわち、第１凝縮器３Ａ、第１凝縮器３Ｂ、および第２凝縮器４は、それぞれ、１本の熱媒体流路および３本の冷媒流路を備える。ただし、図１では、簡略化のため、第１凝縮器３Ａ、第１凝縮器３Ｂ、および第２凝縮器４の熱媒体流路をそれぞれ１本の線で表している。
　前述したように、第１凝縮器３Ａ，３Ｂは、一つの凝縮器として機能する。第１凝縮器３Ａ，３Ｂは、二つの熱交換器６０を並列に接続して構成される。よって、第１凝縮器３Ａ，３Ｂの全体としては、２本の熱媒体流路および６本の冷媒流路を有する。第２凝縮器４の冷媒流路の断面積は、第１凝縮器３Ａ，３Ｂの冷媒流路の断面積より小さい。その理由については後述する。凝縮器の冷媒流路が複数に分かれている場合には、「凝縮器の冷媒流路の断面積」とは、複数の冷媒流路の断面積の合計とする。すなわち、第１凝縮器３Ａ，３Ｂの冷媒流路の断面積とは、６本の冷媒流路の断面積の合計であり、第２凝縮器４の冷媒流路の断面積とは、３本の冷媒流路の断面積の合計である。第１凝縮器３Ａ，３Ｂの１本の冷媒流路の断面積と、第２凝縮器４の１本の冷媒流路の断面積とが等しいとすると、本実施の形態１の場合、第２凝縮器４の冷媒流路の断面積は、第１凝縮器３Ａ，３Ｂの冷媒流路の断面積の１／２となる。
　なお、本発明における第１凝縮器および第２凝縮器は、上述したようなねじり管式熱交換器に限定されるものではなく、プレート式熱交換器などの他の方式のものでも良い。また、冷媒流路および熱媒体流路の本数も上記の例に限定されるものではない。
　図３は、本実施の形態１の冷凍サイクル装置１Ａと、タンクユニット２０とを有する貯湯式給湯システムの構成図である。図３に示すように、タンクユニット２０内には、貯湯タンク２１と、水ポンプ２２とが設置されている。冷凍サイクル装置１Ａと、貯湯タンク２１とは、水路２３，２４を介して接続される。また、冷凍サイクル装置１Ａと、タンクユニット２０とは、図示しない電気配線を介して接続される。水路２３の一端は、冷凍サイクル装置１Ａの水入口９１に接続されている。水路２３の他端は、タンクユニット２０内で貯湯タンク２１の下部に接続されている。タンクユニット２０内の水路２３の途中に水ポンプ２２が設置されている。水路２４の一端は、冷凍サイクル装置１Ａの水出口９２に接続されている。水路２４の他端は、タンクユニット２０内で貯湯タンク２１の上部に接続されている。図示の構成に代えて、水ポンプ２２を冷凍サイクル装置１Ａ内に配置してもよい。
　タンクユニット２０の貯湯タンク２１の下部には、給水管２５が更に接続されている。水道等の外部の水源から供給される水が、給水管２５を通って、貯湯タンク２１内に流入し、貯留される。貯湯タンク２１内は、給水管２５から水が流入することにより、常に満水状態に維持される。タンクユニット２０内には、更に、給湯用混合弁２６が設けられている。給湯用混合弁２６は、出湯管２７を介して、貯湯タンク２１の上部と接続されている。また、給湯用混合弁２６には、給水管２５から分岐した給水分岐管２８が接続されている。給湯用混合弁２６には、給湯管２９の一端が更に接続されている。給湯管２９の他端は、図示を省略するが、例えば蛇口、シャワー、浴槽等の給湯端末に接続される。
　貯湯タンク２１の蓄熱量を増加させる蓄熱運転では、貯湯タンク２１内に貯留された水が、水ポンプ２２により、水路２３を通って冷凍サイクル装置１Ａに送られ、冷凍サイクル装置１Ａ内で加熱されて、高温の湯になる。冷凍サイクル装置１Ａ内で生成した高温湯は、水路２４を通ってタンクユニット２０に戻り、上部から貯湯タンク２１内に流入する。このような蓄熱運転により、貯湯タンク２１内には、上側が高温、下側が低温となる温度成層を形成して、湯が貯えられる。
　給湯管２９から給湯端末に給湯する際には、貯湯タンク２１内の高温湯が出湯管２７を通って給湯用混合弁２６に供給されるとともに、低温水が給水分岐管２８を通って給湯用混合弁２６に供給される。この高温湯および低温水が給湯用混合弁２６で混合された上で、給湯管２９を通って給湯端末に供給される。給湯用混合弁２６は、使用者により設定された給湯温度になるように、高温湯と低温水との混合比を調節する。
　タンクユニット２０内には、浴槽を追い焚きするための追い焚き熱交換器３０が更に設けられている。また、図示を省略するが、タンクユニット２０内には、浴槽の水を追い焚き熱交換器３０へ循環させる配管と、水路２３，２４の接続先を貯湯タンク２１から追い焚き熱交換器３０へ切り替えるための配管とが設けられている。浴槽追い焚き運転では、それらの配管により、浴槽の水と、冷凍サイクル装置１Ａ内で生成した高温湯とを追い焚き熱交換器３０へ循環させ、両者を熱交換させることにより、浴槽の温度を上昇させることができる。
　図４は、本実施の形態１の冷凍サイクル装置１Ａにおける制御動作を示すフローチャートである。図４のステップＳ１で、制御装置５０は、入り熱媒体温度センサ１３で検出される入水温度と、予め設定された基準温度αとを比較する。本実施の形態１では、基準温度α＝５０℃とする。ステップＳ１で入水温度が基準温度αより低い場合には、制御装置５０は、ステップＳ２へ移行する。ステップＳ２で冷凍サイクル装置１Ａは、低温入水運転を行う。これに対し、ステップＳ１で入水温度が基準温度α以上である場合には、制御装置５０は、ステップＳ３へ移行する。ステップＳ３で冷凍サイクル装置１Ａは、高温入水運転を行う。制御装置５０は、高温入水運転のバイパス量が低温入水運転のバイパス量より大きくなるように流路切替弁１１の動作を制御する。本実施の形態１では、低温入水運転のバイパス率を０％とする。すなわち、ステップＳ２で制御装置５０は、水入口９１から流入する水の全流量が第２凝縮器４を通るように流路切替弁１１の動作を制御する。また、本実施の形態１では、高温入水運転のバイパス率を１００％とする。すなわち、ステップＳ３で制御装置５０は、水入口９１から流入する水の全流量が第２凝縮器４を通らずに第２凝縮器バイパス通路１０を通るように流路切替弁１１の動作を制御する。
　なお、入水温度が基準温度αに近い場合に低温入水運転と高温入水運転とが頻繁に切り替わることを防止するために、二つの基準温度を設け、低温入水運転と高温入水運転との切り替えにヒステリシスを持たせるようにしても良い。
　給水管２５から供給された低温水が貯湯タンク２１内の下側に存在している場合には、蓄熱運転の入水温度は、外気温度とほぼ同程度になる。基準温度αは、外気温度より高い。このため、給水管２５から供給された低温水が貯湯タンク２１内の下側に存在している場合の蓄熱運転では、入水温度が基準温度αより低くなるので、冷凍サイクル装置１Ａは低温入水運転を行う。
　これに対し、放熱などにより温度低下した貯湯タンク２１内の湯を再加熱するための蓄熱運転においては、入水温度が基準温度αより高くなる場合がある。また、浴槽追い焚き運転においても、入水温度が基準温度αより高くなる場合がある。これらの場合には、冷凍サイクル装置１Ａは高温入水運転を行う。
　図５は、本実施の形態１の冷凍サイクル装置１Ａの低温入水運転の動作を示す図である。低温入水運転では、水入口９１から流入した水は、第２凝縮器４で加熱された後に二つに分岐して第１凝縮器３Ａ，３Ｂへ並列に流れ、更に加熱される。
　冷媒は、圧縮機２を出た後に二つに分岐して、第１凝縮器３Ａ，３Ｂへ並列に流れる。第１凝縮器３Ａの伝熱部の入口直前で冷媒は３本の冷媒流路に更に分岐する。同様に、第１凝縮器３Ｂの伝熱部の入口直前で冷媒は３本の冷媒流路に更に分岐する。第１凝縮器３Ａ，３Ｂ内で冷媒は一部凝縮し、気液二相状態となる。第１凝縮器３Ａ，３Ｂを通過した冷媒は、合流した後、第２凝縮器４へ流れる。第２凝縮器４の伝熱部の入口直前で冷媒は３本の冷媒流路に分岐する。冷媒は、第２凝縮器４内で更に凝縮する。
　図６は、本実施の形態１の冷凍サイクル装置１Ａの低温入水運転における第１凝縮器３Ａ，３Ｂおよび第２凝縮器４での冷媒および水の温度変化の一例を示す図である。図６では、横軸が冷媒のエンタルピを表し、縦軸が温度を表す。この例では、冷媒と水の温度差が最小となるピンチポイントの温度差をおよそ３Ｋとする。また、入水温度を９℃、冷媒の凝縮温度を６２℃（飽和圧力で４．１１ＭＰａ）、第１凝縮器３Ａ，３Ｂの入口の冷媒ガスの温度を１２６℃とすると、第１凝縮器３Ａ，３Ｂの出口の水温は８０℃、第２凝縮器４の出口の冷媒液の温度は１２℃となる。このように、本実施の形態１の冷凍サイクル装置１Ａによれば、高圧側の圧力を、一般的な空調機の設計圧力である４．２５ＭＰａ以下にして、８０℃の出湯が可能である。このため、圧縮機２の仕様を空調機と共通にすることができるので、コストを低減できる。以下の説明では、第１凝縮器３Ａ，３Ｂの出口の水温を「出湯温度」と称する。
　図７は、本実施の形態１の冷凍サイクル装置１Ａの低温入水運転のＰ－ｈ線図すなわちモリエル線図を示す。図７に示すように、低温入水運転では、低圧冷媒ガスが圧縮機２で点Ｅ１から点Ａ１まで圧縮されて高圧冷媒ガスとなる。この高圧冷媒ガスは、第１凝縮器３Ａ，３Ｂで点Ａ１から点Ｂ１まで冷却され、その間に凝縮を開始する。点Ｂ１は、気液二相状態となる。この気液二相状態の高圧冷媒は、第２凝縮器４で更に凝縮して過冷却液となる。すなわち、高圧冷媒は第２凝縮器４で点Ｂ１から点Ｃ１へ変化する。点Ｃ１の過冷却液の冷媒は、膨張弁５で点Ｄ１まで膨張して減圧され、気液二相状態の低圧冷媒となる。この気液二相状態の低圧冷媒は、蒸発器６で点Ｄ１から点Ｅ１まで吸熱し、蒸発する。
　低温入水運転では、冷媒が入水温度に近い温度まで過冷却されるため、冷媒のエンタルピ差が大きくなる結果、冷凍サイクル装置１ＡのＣＯＰを高くすることができる。図８に、低温入水運転での外気温度と入水温度との関係の一例を示す。図５に示す入水温度が９℃の例は、外気温度が７℃の場合に相当する。外気温度の上昇に対して、入水温度も上昇する。
　図９は、本実施の形態１の冷凍サイクル装置１Ａの高温入水運転の動作を示す図である。高温入水運転では、水入口９１から流入した水は、第２凝縮器４を通らずに、第２凝縮器バイパス通路１０を通った後、二つに分岐して第１凝縮器３Ａ，３Ｂを並列に流れ、加熱される。高温入水運転で冷媒が流れる経路は、低温入水運転と同じである。ただし、第２凝縮器４で水との熱交換がないため、第２凝縮器４では冷媒は凝縮しない。
　図１０は、本実施の形態１の冷凍サイクル装置１Ａの高温入水運転における第１凝縮器３Ａ，３Ｂでの冷媒および水の温度変化の一例を示す図である。図１０では、横軸が冷媒のエンタルピを表し、縦軸が温度を表す。この例では、冷媒と水の温度差が最小となるピンチポイントの温度差をおよそ３Ｋとする。また、入水温度を５０℃、冷媒の凝縮温度を６２℃（飽和圧力で４．１１ＭＰａ）、第１凝縮器３Ａ，３Ｂの入口の冷媒ガスの温度を１２６℃とすると、第１凝縮器３Ａ，３Ｂの出口の水温すなわち出湯温度は８０℃となる。
　図１１は、本実施の形態１の冷凍サイクル装置１Ａの高温入水運転のＰ－ｈ線図を示す。図１１に示すように、高温入水運転では、低圧冷媒ガスが圧縮機２で点Ｅ２から点Ａ２まで圧縮されて高圧冷媒ガスとなる。この高圧冷媒ガスは、第１凝縮器３Ａ，３Ｂにて、点Ａ２から点Ｂ２まで冷却され、その間に凝縮を開始する。点Ｂ２は、気液二相状態となる。第２凝縮器４では、水が流れず、熱交換がなされない。このため、第２凝縮器４内で冷媒は、エンタルピが低下しないが、圧力損失により圧力が降下する。すなわち、第２凝縮器４内で冷媒は点Ｂ２から点Ｃ２へ変化する。点Ｃ２の気液二相状態の冷媒は、膨張弁５で点Ｄ２まで膨張して減圧され、気液二相状態の低圧冷媒となる。この気液二相状態の低圧冷媒は、蒸発器６で点Ｄ２から点Ｅ２まで吸熱し、蒸発する。
　高温入水運転の第２凝縮器４の点Ｂ２から点Ｃ２の平均冷媒乾き度は、低温入水運転の第２凝縮器４の点Ｂ１から点Ｃ１の平均冷媒乾き度より高い。このため、高温入水運転の第２凝縮器４内の平均冷媒密度は、低温入水運転の第２凝縮器４内の平均冷媒密度より小さい。また、高温入水運転の蒸発器６の点Ｄ２から点Ｅ２の平均冷媒乾き度は、低温入水運転の蒸発器６の点Ｄ１から点Ｅ１の平均冷媒乾き度より高い。このため、高温入水運転の蒸発器６内の平均冷媒密度は、低温入水運転の蒸発器６内の平均冷媒密度より小さい。このようなことから、高温入水運転は、低温入水運転に比べて、第２凝縮器４および蒸発器６に必要な冷媒量が少なくなるため、冷媒回路内に余剰の冷媒が発生する。高温入水運転では、その余剰の冷媒がアキュムレータ７に冷媒液として貯留される。このように、本実施の形態１では、アキュムレータ７が、余剰の冷媒を貯留する貯留部に相当する。ただし、本発明では、第２凝縮器４と膨張弁５との間に設けた受液器（図示省略）を貯留部としても良いし、蒸発器６を貯留部として兼用しても良いし、アキュムレータ７、受液器および蒸発器６のうちの二つ以上に余剰の冷媒を貯留しても良い。
　図１２は、本実施の形態１の冷凍サイクル装置１Ａの第１凝縮器３Ａ，３Ｂおよび第２凝縮器４の内部における冷媒および水の位置と温度の関係の一例を示す図である。図１２の縦軸は温度を表す。図１２の横軸は、第１凝縮器３Ａ，３Ｂの一つの熱媒体流路長および第２凝縮器４の一つの熱媒体流路長の合計を１としたときの第２凝縮器４の水の入口からの距離の比を表す。ここで、熱媒体流路長とは、熱媒体流路の流れ方向に対する中心軸の長さとする。図１２に示す例の運転条件は、前述した図６または図１０の運転条件と同じとする。
　第１凝縮器３Ａ，３Ｂの一つの熱媒体流路長をＬｐ１とし、第２凝縮器４の一つの熱媒体流路長をＬｐ２とすると、図１２に示す例では、Ｌｐ１：Ｌｐ２＝０．５５：０．４５としている。本実施の形態１では、第１凝縮器３Ａ，３Ｂの熱媒体流路は二つあり、第２凝縮器４の熱媒体流路は一つであるため、第１凝縮器３Ａ，３Ｂの熱媒体流路の全長をＬ１とし、第２凝縮器４の熱媒体流路の全長をＬ２とすると、Ｌ１：Ｌ２＝１．１０：０．４５≒２．４：１．０となる。
　第１凝縮器３Ａ，３Ｂの熱媒体流路長と第２凝縮器４の熱媒体流路長との比を上記のようにした場合、入水温度が例えば９℃の低温入水運転では、図１２に示されるとおり、第２凝縮器４で水を９℃から５０℃まで加熱した後、第１凝縮器３Ａ，３Ｂで水を５０℃から８０℃まで加熱することができる。また、入水温度が例えば５０℃の高温入水運転では、第１凝縮器３Ａ，３Ｂで水を５０℃から８０℃まで加熱することができる。
　本実施の形態１の冷凍サイクル装置１Ａによれば、以下のような効果が得られる。
　（効果１）低温入水運転では、第２凝縮器４で冷媒を過冷却させ、第２凝縮器４の出口の冷媒温度を低くしてエンタルピ差を大きくすることで、ＣＯＰを高くすることができる。冷媒は、その性質上、過冷却液になると流速が低くなり、熱伝達率が気液二相部に比べて低くなる。これに対し、本実施の形態１では、第２凝縮器４の冷媒流路の断面積を、第１凝縮器３Ａ，３Ｂの冷媒流路の断面積より小さくしたことで、第２凝縮器４内の過冷却液の冷媒の流速の低下を抑制でき、それにより熱伝達率の低下を抑制できる。このため、低温入水運転において、第２凝縮器４での熱交換の効率を向上し、ＣＯＰを更に高くすることができる。特に、本実施の形態１では、第２凝縮器４の冷媒流路の数を、第１凝縮器３Ａ，３Ｂの冷媒流路の数より少なくしたことにより、第２凝縮器４での冷媒の熱伝達率の低下をより確実に抑制できる。
　（効果２）高温入水運転では、第２凝縮器４内の冷媒が気液二相状態またはガスとなるため、過冷却液に比べて流速が高くなる。このため、高温入水運転の第２凝縮器４内の冷媒圧力損失は、低温入水運転の第２凝縮器４内の冷媒圧力損失より大きくなる。このとき、第２凝縮器４は、第１凝縮器３Ａ，３Ｂに比べて、冷媒流路の断面積が小さく、冷媒流路の数が少ないため、冷媒圧力損失が大きくなり易い。そのため、高温入水運転では、第２凝縮器４内の冷媒が圧力損失により温度降下を生じる。その結果、冷媒と水の温度差が小さくなるため、圧力を一定とすれば、熱交換量が低下する。第２凝縮器４内で、冷媒圧力損失が更に大きくなると、冷媒温度が入水温度より低くなる部分が発生する。冷媒温度が水温より低い部分では、水が冷媒に熱を奪われることになり、熱をロスする。その結果、冷凍サイクル装置１Ａが水を加熱する効率が低下する。これに対し、本実施の形態１では、高温入水運転では第２凝縮器４に水を通さないので、冷媒温度が入水温度より低くなる部分が第２凝縮器４内に発生しても、水が冷媒に熱を奪われることを確実に抑制できるので、熱のロスを抑制できる。それゆえ、冷凍サイクル装置１Ａが水を加熱する効率が低下することを確実に抑制できる。また、第１凝縮器３Ａ，３Ｂは、第２凝縮器４に比べて、冷媒流路の断面積が大きく、冷媒流路の数が多いため、冷媒圧力損失が小さい。このため、第１凝縮器３Ａ，３Ｂでは、入水温度が高い高温入水運転においても、凝縮圧力を上昇させることなく、十分な熱交換量を確保できる。
　また、本実施の形態１では、冷媒としてＲ３２を用いることにより、次のような効果が得られる。
　（効果３）図１３に、Ｒ４１０Ａ冷媒およびＲ３２冷媒の圧縮機吐出温度の比較を示す。図１３に示す例では、圧縮機吸入圧力を０℃でのＲ３２の飽和蒸気圧である０．８１ＭＰａとし、圧縮機吐出圧力を空調機の設計圧力と同等の４．２５ＭＰａとし、圧縮機２に吸入される冷媒の過熱度を０Ｋとし、圧縮機効率を１００％と仮定している。このような条件において、Ｒ４１０Ａの圧縮機吐出温度が９１℃であるのに対し、Ｒ３２の圧縮機吐出温度は１１０℃となる。過熱度とは、蒸発温度すなわち飽和温度からの温度上昇幅である。高温入水運転では、前述のようにアキュムレータ７に余剰の冷媒液を貯留する運転となるため、圧縮機２に吸入される冷媒の過熱度が０Ｋ（もしくは０Ｋ以下）となる。圧縮機２に吸入される冷媒の過熱度が０Ｋになると、上記のようにＲ４１０Ａ冷媒は圧縮機吐出温度が９１℃と低くなる。このため、Ｒ４１０Ａを冷媒に用いた場合、高温入水運転での出湯温度を高くすることが困難となる。これに対し、Ｒ３２冷媒は、圧縮機２に吸入される冷媒の過熱度が０Ｋになっても、圧縮機吐出温度を１１０℃と高くすることができる。このため、冷媒にＲ３２を用いることで、高温入水運転での出湯温度をＲ４１０Ａ冷媒より高くすることができる。その結果、貯湯タンク２１の容量が同一の場合、蓄熱量をより多くできる。本実施の形態１の冷凍サイクル装置１Ａは、Ｒ３２を冷媒に用い、設計圧力を空調機と同程度にした場合、出湯温度は最高で約８０℃となる。したがって、貯湯タンク２１の貯湯温度も最高で約８０℃となる。これに対し、ＣＯ２を冷媒に用いたヒートポンプ給湯機の出湯温度は最高で約９０℃であり、貯湯温度も最高で約９０℃となる。このため、貯湯タンク２１の容量を同一とした場合に、蓄熱量はＣＯ２冷媒を用いたヒートポンプ給湯機の方が大きくなる。しかしながら、給湯管２９から給湯端末へ供給する湯の温度は、約４０～６０℃であるので、貯湯温度が８０℃でも問題は無い。また、本実施の形態１の冷凍サイクル装置１Ａでは、入水温度が約５０℃以上の高温入水運転を行う場合にも、出湯温度を８０℃以上とし、且つ効率の良い運転が行える。このため、貯湯タンク２１からの放熱などにより貯湯温度および蓄熱量が低下した場合には、冷凍サイクル装置１Ａの高温入水運転による蓄熱運転を行うことにより、貯湯タンク２１内の温度低下した湯を効率良く再加熱することができる。また、ＣＯ２の臨界温度が約３１℃であるのに対して、Ｒ３２の臨界温度は約７８℃と高い。このため、本実施の形態１の冷凍サイクル装置１Ａによれば、高温入水運転でも冷媒の凝縮潜熱を利用できるので、ＣＯＰの高い運転ができる。また、貯湯温度が高すぎると、貯湯タンク２１から外気への放熱が増加するため、９０℃で貯湯するよりも、８０℃で貯湯し、蓄熱量が低下した場合に再び蓄熱運転を行う方が熱ロスが小さくなる。なお、本発明では、Ｒ３２が１００％の冷媒を用いた場合だけでなく、Ｒ３２を主成分とする冷媒を用いた場合にも、上述した効果と同様の効果が得られる。Ｒ３２を主成分とする冷媒を用いる場合、Ｒ３２の割合が７０ｍａｓｓ％以上、より好ましくは９０ｍａｓｓ％以上の冷媒を用いれば良い。
　ここで、第１凝縮器の冷媒流路の数の、第２凝縮器の冷媒流路の数に対する比を冷媒流路数比と定義する。前述したように、本実施の形態１では、第１凝縮器３Ａ，３Ｂの冷媒流路は６本であり、第２凝縮器４の冷媒流路は３本であるため、冷媒流路数比は２である。図１４は、冷媒流路数比と第１凝縮器の冷媒圧力損失の大きさとの関係を示す図である。図１４の縦軸は、冷媒流路数比が１のときを１００％とした第１凝縮器の冷媒圧力損失の大きさを表す。図１４に示すように、冷媒流路数比が大きいほど、第１凝縮器の冷媒圧力損失は減少する。しかしながら、冷媒流路数比が２．５を超えると、冷媒圧力損失をそれ以上に低減する効果は小さくなる。一方、冷媒流路数比が大き過ぎると、冷媒流速の低下により、熱伝達率が低下するため、熱交換量が低下する場合がある。以上のようなことから、冷媒流路数比は１．５から２．５程度が望ましく、本実施の形態１のように冷媒流路数比が２であることが特に望ましい。また、本実施の形態１では、第１凝縮器３Ａ，３Ｂおよび第２凝縮器４をほぼ同じ構造の熱交換器で構成している。すなわち、第２凝縮器４とほぼ同じ構造の熱交換器を二つ並列に接続することで第１凝縮器３Ａ，３Ｂを構成している。これにより、容易な設計で上記効果を達成することができる。
　本実施の形態１における低温入水運転では、水のバイパス率を０％とし、水の全量を第２凝縮器４で加熱するので、出湯温度を高くすることができる。ただし、本発明では、低温入水運転で、水のバイパス率を必ずしも０％にしなくても良く、少量の水を第２凝縮器バイパス通路１０に通しても良い。また、本実施の形態１における高温入水運転では、水のバイパス率を１００％とし、水の全量を第２凝縮器バイパス通路１０に通すので、第２凝縮器４で冷媒が水に熱を奪われることを確実に防止することができる。ただし、本発明では、高温入水運転で、水のバイパス率を必ずしも１００％にしなくても良く、少量の水を第２凝縮器４に通しても良い。
　また、本発明では、第１基準温度と、それより高い第２基準温度とを設け、入水温度が第１基準温度に対して低い場合にはバイパス率を０％とし、入水温度が第２基準温度に対して高い場合にはバイパス率を１００％とし、入水温度が第１基準温度と第２基準温度との間にある場合には入水温度が高くなるにつれてバイパス率が連続的または段階的に高くなるように、制御装置５０が流路切替弁１１の動作を制御しても良い。これにより、低温入水運転と高温入水運転との遷移を円滑に行うことができる。
実施の形態２．
　次に、図１５および図１６を参照して、本発明の実施の形態２について説明するが、上述した実施の形態１との相違点を中心に説明し、同一部分または相当部分は同一符号を付し説明を省略する。
　図１５は、本発明の実施の形態２の冷凍サイクル装置の構成図である。図１５に示す本実施の形態２の冷凍サイクル装置１Ｂは、実施の形態１の冷凍サイクル装置１Ａと比べて、第２凝縮器バイパス通路１０および流路切替弁１１を備えない代わりに、第２凝縮器バイパス通路１６およびバイパス弁１７を備える。第２凝縮器バイパス通路１６は、第２凝縮器４の冷媒流路４１をバイパスする。第２凝縮器バイパス通路１６の一端は、第１凝縮器３Ａ，３Ｂの冷媒流路３１と第２凝縮器４の冷媒流路４１との間の冷媒配管に接続されている。第２凝縮器バイパス通路１６の他端は、膨張弁５と蒸発器６との間の冷媒配管に接続されている。バイパス弁１７は、第２凝縮器バイパス通路１６の途中に設けられており、第２凝縮器バイパス通路１６を開閉する。バイパス弁１７は、高圧冷媒を減圧膨張させる減圧装置の機能も持つ。バイパス弁１７は、その開度が任意に変更可能なものが好ましい。入り熱媒体温度センサ１３は、水入口９１と第２凝縮器４との間の熱媒体経路９の途中に設置されている。
　本実施の形態２では、第１凝縮器３Ａ，３Ｂを通過した冷媒の全流量のうち、第２凝縮器４を通らずに第２凝縮器バイパス通路１６を通る割合を「バイパス率」と称する。本実施の形態２では、膨張弁５およびバイパス弁１７が、第２凝縮器バイパス通路１６を通る冷媒の流量であるバイパス量を可変にする流路制御要素に相当する。また、本実施の形態２では、低温入水運転および高温入水運転のいずれにおいても、水入口９１から流入した水の全量が第２凝縮器４を通る。
　冷凍サイクル装置１Ｂは、入水温度が基準温度αより低い場合には低温入水運転を行い、入水温度が基準温度α以上である場合には高温入水運転を行う。基準温度αは、実施の形態１と同じく５０℃とする。制御装置５０は、高温入水運転のバイパス量が低温入水運転のバイパス量より大きくなるように膨張弁５およびバイパス弁１７の動作を制御する。本実施の形態２では、低温入水運転のバイパス率を０％とし、高温入水運転のバイパス率を１００％として説明する。
　図１５は、本実施の形態２の冷凍サイクル装置１Ｂの低温入水運転の動作を示している。低温入水運転を行う場合には制御装置５０は、バイパス弁１７を冷媒が流れないような開度に閉じる。これにより、第１凝縮器３Ａ，３Ｂを通過した冷媒の全流量が第２凝縮器４および膨張弁５を通り、蒸発器６へ向かう。冷凍サイクル装置１Ｂの低温入水運転は、実施の形態１の冷凍サイクル装置１Ａの低温入水運転と実質的に同様の状態になる。
　図１６は、本実施の形態２の冷凍サイクル装置１Ｂの高温入水運転の動作を示す図である。図１６に示すように、高温入水運転を行う場合には制御装置５０は、バイパス弁１７を開くとともに、膨張弁５を冷媒が流れないような開度に閉じる。これにより、第１凝縮器３Ａ，３Ｂを通過した冷媒の全流量が、第２凝縮器４を通らずに、第２凝縮器バイパス通路１６を通る。第１凝縮器３Ａ，３Ｂを通過して第２凝縮器バイパス通路１６に流入した高圧冷媒は、バイパス弁１７で膨張して減圧され、蒸発器６へ向かう。この高温入水運転では、水は第２凝縮器４を通るが、冷媒が第２凝縮器４を通らないので、第２凝縮器４で水は温度変化しない。
　本実施の形態２の冷凍サイクル装置１Ｂによれば、実施の形態１と同様の効果が得られる。特に、本実施の形態２によれば、高温入水運転で冷媒が第２凝縮器４を通らないので、冷媒温度が入水温度より低くなる部分が第２凝縮器４内に発生することを確実に抑制できる。それゆえ、水が冷媒に熱を奪われることを確実に抑制できるので、冷凍サイクル装置１Ｂが水を加熱する効率が低下することを確実に抑制できる。また、高温入水運転では、第１凝縮器３Ａ，３Ｂを通過した気液二相状態またはガスの冷媒が、冷媒流路の断面積が小さい第２凝縮器４を通らないで済むため、第２凝縮器４内で冷媒が圧力損失により温度降下することを回避できる。
　また、高温入水運転で冷媒が第２凝縮器４を通らないので、冷媒圧力損失を実施の形態１よりも更に低減できる。このため、高温入水運転においても、第１凝縮器３Ａ，３Ｂで、凝縮圧力の上昇をより確実に抑制し、十分な熱交換量をより確実に確保できる。
　本実施の形態２における低温入水運転では、冷媒のバイパス率を０％とし、冷媒の全流量を第２凝縮器４に通すので、出湯温度を高くすることができる。ただし、本発明では、低温入水運転で、冷媒のバイパス率を必ずしも０％にしなくても良く、冷媒の全流量のうちの少量を第２凝縮器バイパス通路１６に通しても良い。また、本実施の形態２における高温入水運転では、冷媒のバイパス率を１００％とし、冷媒の全流量を第２凝縮器バイパス通路１６に通すので、冷媒の圧力損失をより確実に低減できる。ただし、本発明では、高温入水運転で、冷媒のバイパス率を必ずしも１００％にしなくても良く、冷媒の全流量のうちの少量を第２凝縮器４に通しても良い。
実施の形態３．
　次に、図１７から図１９を参照して、本発明の実施の形態３について説明するが、上述した実施の形態２との相違点を中心に説明し、同一部分または相当部分は同一符号を付し説明を省略する。
　図１７は、本発明の実施の形態３の冷凍サイクル装置の構成図である。図１７に示すように、本実施の形態３の冷凍サイクル装置１Ｃの機器構成は、実施の形態２と同様であるので、説明を省略する。
　図１８は、本実施の形態３の冷凍サイクル装置１Ｃにおける制御動作を示すフローチャートである。図１８のステップＳ１１で、制御装置５０は、入り熱媒体温度センサ１３で検出される入水温度と、予め設定された第１基準温度βとを比較する。本実施の形態３では、第１基準温度β＝３０℃とする。ステップＳ１１で入水温度が第１基準温度β以下である場合には、制御装置５０は、ステップＳ１２へ移行する。ステップＳ１２で冷凍サイクル装置１Ｃは、低温入水運転を行う。この低温入水運転は、実施の形態２の低温入水運転（図１５）と同様である。すなわち、ステップＳ１２で制御装置５０は、膨張弁５を開くとともに、バイパス弁１７を冷媒が流れないような開度に閉じる。
　ステップＳ１１で入水温度が第１基準温度βより高い場合には、制御装置５０は、ステップＳ１３へ移行する。ステップＳ１３で制御装置５０は、入水温度と、予め設定された第２基準温度γとを比較する。本実施の形態３では、第２基準温度γ＝５０℃とする。ステップＳ１３で入水温度が第２基準温度γ以上である場合には、制御装置５０は、ステップＳ１４へ移行する。ステップＳ１４で冷凍サイクル装置１Ｃは、高温入水運転を行う。この高温入水運転は、実施の形態２の高温入水運転（図１６）と同様である。すなわち、ステップＳ１４で制御装置５０は、バイパス弁１７を開くとともに、膨張弁５を冷媒が流れないような開度に閉じる。
　ステップＳ１３で入水温度が第２基準温度γより低い場合、すなわち入水温度が第１基準温度βと第２基準温度γとの間にある場合には、制御装置５０は、ステップＳ１５へ移行する。ステップＳ１５で冷凍サイクル装置１Ｃは、中温入水運転を行う。
　図１７は、本実施の形態３の冷凍サイクル装置１Ｃの中温入水運転の動作を示している。中温入水運転で制御装置５０は、第１凝縮器３Ａ，３Ｂを通過した冷媒が、第２凝縮器４と第２凝縮器バイパス通路１６とに分かれて流れるように、膨張弁５およびバイパス弁１７の開度を制御する。
　図１９は、本実施の形態３の冷凍サイクル装置１Ｃの中温入水運転での入水温度とバイパス率との関係を示す図である。図１９に示すように、中温入水運転で制御装置５０は、入水温度が高くなるにつれてバイパス率が連続的に高くなるように、膨張弁５およびバイパス弁１７の開度を制御する。
　ここで、バイパス率をＲｂ［％］とし、第２凝縮器４を通る冷媒流量をＧｒｃとし、第２凝縮器バイパス通路１６を通る冷媒流量をＧｒｂとすると、次式が成り立つ。
　　Ｒｂ＝Ｇｒｂ／（Ｇｒｃ＋Ｇｒｂ）×１００
　第１基準温度βは、図１２において、第２凝縮器４内の冷媒の乾き度が０になる位置の水温、すなわち冷媒が気液二相域と過冷却域との境目になる位置の水温を目安にすることが望ましい。図１２に示す例では、冷媒の乾き度が０になる位置の水温が約３０℃である。このため、本実施の形態３では、第１基準温度β＝３０℃としている。
　冷媒の全流量を第２凝縮器４に通す場合に、圧力を一定とすると、入水温度が高いほど、第２凝縮器４の冷媒平均流速が高くなり、第２凝縮器４の冷媒圧力損失が大きくなる。本実施の形態３では、入水温度が第１基準温度β（３０℃）と第２基準温度γ（５０℃）との間にある場合には、冷媒流量の一部を第２凝縮器バイパス通路１６に通す中温入水運転を行うことで、第２凝縮器４の冷媒流量を減少させて圧力損失を低減できる。このため、本実施の形態３によれば、入水温度が３０℃から５０℃の間にある場合に、実施の形態２よりも冷媒圧力損失を低減できるという利点がある。
　中温入水運転において、第１凝縮器３Ａ，３Ｂの冷媒エンタルピ差をΔｈ１とし、第２凝縮器４の冷媒エンタルピ差をΔｈ２とし、第１凝縮器３Ａ，３Ｂおよび第２凝縮器４の全体の冷媒エンタルピ差をΔｈとすると、次式が成り立つ。
　　Δｈ＝Δｈ１＋Ｇｒｃ／（Ｇｒｃ＋Ｇｒｂ）・Δｈ２
　本実施の形態３では、入水温度が第１基準温度βと第２基準温度γとの間にある場合、第１凝縮器３Ａ，３Ｂおよび第２凝縮器４の全体の冷媒エンタルピ差は、上記式で計算されるΔｈとなる。一方、入水温度が第１基準温度β以上の場合に冷媒の全流量を第２凝縮器バイパス通路１６に通すとした場合には、第１凝縮器３Ａ，３Ｂおよび第２凝縮器４の全体の冷媒エンタルピ差はΔｈ１になる。このように、本実施の形態３によれば、入水温度が第１基準温度β以上の場合に冷媒の全流量を第２凝縮器バイパス通路１６に通す場合に比べて、冷媒エンタルピ差を大きくできるため、ＣＯＰをより高くできる。
　更に、本実施の形態３によれば、低温入水運転と高温入水運転との間で中温入水運転を行うので、それらの運転間の遷移を円滑に行うことができる。なお、本実施の形態３では、中温入水運転で入水温度が高くなるにつれてバイパス率が連続的に高くなるように膨張弁５およびバイパス弁１７の開度を制御するが、本発明では、中温入水運転で入水温度が高くなるにつれてバイパス率が段階的に高くなるように膨張弁５およびバイパス弁１７の開度を制御しても良い。
１Ａ，１Ｂ，１Ｃ　冷凍サイクル装置、２　圧縮機、３Ａ，３Ｂ　第１凝縮器、４　第２凝縮器、５　膨張弁、６　蒸発器、７　アキュムレータ、９　熱媒体経路、１０　凝縮器バイパス通路、１１　流路切替弁、１２　送風機、１３　入り熱媒体温度センサ、１６　凝縮器バイパス通路、１７　バイパス弁、２０　タンクユニット、２１　貯湯タンク、２２　水ポンプ、２３，２４　水路、２５　給水管、２６　給湯用混合弁、２７　出湯管、２８　給水分岐管、２９　給湯管、３０　追い焚き熱交換器、３１　冷媒流路、３２　熱媒体流路、４１　冷媒流路、４２　熱媒体流路、５０　制御装置、５０ａ　プロセッサ、５０ｂ　メモリ、６０　熱交換器、６１　ねじり管、６１ａ，６１ｂ，６１ｃ　溝、６２，６３，６４　冷媒伝熱管、９１　水入口、９２　水出口

Claims (9)

  1. 　冷媒を圧縮する圧縮機と、
    　冷媒流路および熱媒体流路を有し、前記圧縮機で圧縮された冷媒を凝縮させる第１凝縮器と、
    　前記第１凝縮器の前記冷媒流路より断面積が小さい冷媒流路と、熱媒体流路とを有し、前記第１凝縮器を通過した冷媒を更に凝縮させる第２凝縮器と、
    　冷媒を蒸発させる蒸発器と、
    　冷媒と熱交換する液状の熱媒体を前記第２凝縮器と前記第１凝縮器とにこの順に通過させる熱媒体経路と、
    　前記第２凝縮器の前記冷媒流路または前記熱媒体流路をバイパスする第２凝縮器バイパス通路と、
    　前記第２凝縮器バイパス通路を通る冷媒または前記熱媒体の流量であるバイパス量を可変にする流路制御要素と、
    　冷媒と熱交換する前の前記熱媒体の温度である入り熱媒体温度が基準温度に対して高い場合の前記バイパス量が、前記入り熱媒体温度が前記基準温度に対して低い場合の前記バイパス量に比べて大きくなるように、前記流路制御要素の動作を制御する制御手段と、
    　を備える冷凍サイクル装置。
  2. 　前記第２凝縮器バイパス通路は、前記第２凝縮器の前記熱媒体流路をバイパスする請求項１に記載の冷凍サイクル装置。
  3. 　前記第２凝縮器バイパス通路は、前記第２凝縮器の前記冷媒流路をバイパスする請求項１に記載の冷凍サイクル装置。
  4. 　冷媒または前記熱媒体の全流量のうち前記第２凝縮器バイパス通路を通る割合をバイパス率とし、
    　前記制御手段は、前記入り熱媒体温度が前記基準温度に対して低い場合の前記バイパス率を０％とする請求項１から請求項３のいずれか一項に記載の冷凍サイクル装置。
  5. 　冷媒または前記熱媒体の全流量のうち前記第２凝縮器バイパス通路を通る割合をバイパス率とし、
    　前記制御手段は、前記入り熱媒体温度が前記基準温度に対して高い場合の前記バイパス率を１００％とする請求項１から請求項４のいずれか一項に記載の冷凍サイクル装置。
  6. 　冷媒または前記熱媒体の全流量のうち前記第２凝縮器バイパス通路を通る割合をバイパス率とし、
    　前記制御手段は、前記入り熱媒体温度が第１基準温度に対して低い場合には前記バイパス率を０％とし、前記入り熱媒体温度が前記第１基準温度より高い第２基準温度に対して高い場合には前記バイパス率を１００％とし、前記入り熱媒体温度が前記第１基準温度と前記第２基準温度との間にある場合には前記入り熱媒体温度が高くなるにつれて前記バイパス率が連続的または段階的に高くなるように、前記流路制御要素の動作を制御する請求項１から請求項３のいずれか一項に記載の冷凍サイクル装置。
  7. 　前記第１凝縮器の前記冷媒流路は、複数に分かれており、
    　前記第１凝縮器の前記冷媒流路の数の前記第２凝縮器の前記冷媒流路の数に対する比が１．５～２．５である請求項１から請求項６のいずれか一項に記載の冷凍サイクル装置。
  8. 　前記冷媒がＲ３２、または前記冷媒の主成分がＲ３２である請求項１から請求項７のいずれか一項に記載の冷凍サイクル装置。
  9. 　前記入り熱媒体温度が前記基準温度に対して高い場合に冷媒回路内の冷媒が余剰になり、
    　前記冷媒回路内の余剰の冷媒を貯留する貯留部を備える請求項１から請求項８のいずれか一項に記載の冷凍サイクル装置。
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