空调供热水系统的制作方法

本发明涉及一种空气调节机的室内单元，特别是涉及能够同时供给供冷、供暖、供热水所需要的温冷热的空调供热水系统，其装载有生成供热水用的热水的制冷循环，经由阶式热交换器在空调制冷剂与供热水制冷剂之间进行热交换。

背景技术：

现有技术中，存在同时能够供给供冷、供暖、供热水所需要的温冷热的空调供热水系统。

在这种空调供热水系统中，空调用制冷剂进行循环的制冷循环和供热水用制冷剂进行循环的制冷循环在阶式热交换器中形成热连接的所谓的双制冷循环(二元制冷循环)。

作为现有的空调供热水系统，例如公开有一种技术，在包括将压缩机、第1热交换器、膨胀机构和第2热交换器连接并且充填有二氧化碳制冷剂的供热水用制冷剂回路的供热水装置中，令第1热交换器为热水生成用的热交换器，令第2热交换器为阶式热交换器，使供热水装置单元化(例如，参照专利文献1)。

现有技术文献

专利文献

专利文献1：日本特开2004-132647(特许第3925383号)

技术实现要素：

发明要解决的课题

热生成单元中，为了生成90℃高温的热介质，需要使供热水用压缩机的排出制冷剂的温度td为100℃以上。另一方面，为了不使封入到供热水用压缩机310的冷冻机油和电动机的绕组的绝缘皮膜等的劣化发展而损害压缩机的耐久性，通常供热水用压缩机的排出制冷剂的温度的使用上限温度设为110℃。

另外，流入到供热水用压缩机的二氧化碳成为超临界流体状态时，有可能损害供热水用压缩机的可靠性，所以需要将供热水用二氧化碳进行循环的制冷循环的蒸发压力pe设为二氧化碳的临界压力7.4mpa以下。

空调用制冷剂进行循环的制冷循环的冷凝温度tvc通常为30℃～55℃。

在此，空调用制冷剂进行循环的制冷循环的冷凝温度tvc为30℃时，二氧化碳进行循环的制冷循环的蒸发温度te成为te＝20℃(相当于二氧化碳的蒸发压力5.7mpa)，以与tvc保持10k的温度差。

就供热水用压缩机的吸入过热度而言，以不产生损害压缩机的可靠性的回液，且制冷循环的性能较高的5k，即压缩机的吸入温度为25℃。

另外，通常供给到供热水用热交换器的热介质的温度处于5～30℃的范围，且二氧化碳与供热水用的热介质的温度差设为10k，所以供热水用热交换器的制冷剂流路出口的二氧化碳的温度成为15～40℃。

其结果是，供热水用压缩机的吸入制冷剂成为压力5.7mpa、温度25℃、密度170kg/m³，在供热水用压缩机中以等熵变化被压缩后，排出制冷剂在温度td100℃的状态下成为压力15.0mpa、密度332kg/m³。

另一方面，空调用制冷剂进行循环的制冷循环的冷凝温度tvc为55℃时，如上所述，进行控制以使得以二氧化碳进行循环的制冷循环的蒸发压力pe为7.4mpa以下进行运转。另外，通常供给到供热水用热交换器的热介质的温度处于5～30℃的范围，且二氧化碳与供热水用的热介质的温度差设为10k，所以供热水用热交换器的制冷剂流路出口的二氧化碳的温度成为15～40℃。供热水循环的高压压力约为13mpa，供热水用热交换器中的制冷剂流路出口的二氧化碳利用二氧化碳流量调节阀以等焓变化进行减压，直到低压压力成为7.4mpa为止，并流入到阶式热交换器，此时二氧化碳的温度成为12～30℃。

阶式热交换器中，如果根据二氧化碳与空调用制冷剂的温度差求取的对数平均温度差假定为与空调用制冷剂进行循环的制冷循环的冷凝温度tvc为30℃时等价的10k，则在阶式热交换器中流过的空调用制冷剂的冷凝温度tvc为55℃，流入到阶式热交换器的二氧化碳的温度为12～30℃，所以从阶式热交换器流出的二氧化碳的温度成为52～54℃。

其结果是，供热水用压缩机310的吸入制冷剂成为压力7.4mpa、温度52～54℃、密度179～183kg/m³，供热水用压缩机310的排出制冷剂在温度td100℃的状态下成为压力12.8～13.2mpa、密度266～276kg/m³。

即，空调用制冷剂进行循环的制冷循环的冷凝温度tvc为30℃时的供热水用压缩机的吸入制冷剂的密度比冷凝温度tvc为55℃时的供热水用压缩机的吸入制冷剂的密度低。

另外，空调用制冷剂进行循环的制冷循环的冷凝温度tvc为30℃时的供热水用压缩机的排出制冷剂的密度比冷凝温度tvc为55℃时的供热水用压缩机的排出制冷剂的密度高。

一般而言，当考虑二氧化碳进行循环的制冷循环的高压侧、低压侧的容积固定，且空调用制冷剂进行循环的制冷循环的冷凝温度tvc在30～55℃内变化时，供热水用压缩机的排出制冷剂的温度超过100℃进行上升，产生使供热水用压缩机的电动机绕组皮膜的劣化等发展的损害等压缩机的耐久性的课题。

具体而言，二氧化碳进行循环的制冷循环的高压侧回路内容积vc＞＞低压侧回路内容积ve时，回路整体的制冷剂充填量大致由高压侧回路内容积与供热水用压缩机的排出制冷剂的密度之积确定。

例如，考虑以下情况：在以空调用制冷剂进行循环的制冷循环的冷凝温度tvc为30℃，且供热水用压缩机的排出制冷剂的温度成为100℃的方式封入二氧化碳的状态时，与空调用制冷剂进行循环的制冷循环连接的室内机的运转台数减少等，冷凝温度tvc急剧上升至55℃。

冷凝温度tvc从30℃变为55℃时，如果要将排出制冷剂的温度保持在100℃，则如上所述，供热水用压缩机310的排出制冷剂的密度比冷凝温度tvc为30℃时相对变低，所以二氧化碳进行循环的制冷循环中，制冷剂过多。其结果是，高压压力上升，供热水用压缩机的排出制冷剂的温度上升超过作为设计界限的110℃，封入到供热水用压缩机的冷冻机油、和电动机的绕组的绝缘皮膜等的劣化发展，损害压缩机的耐久性。

反之，在二氧化碳进行循环的制冷循环的高压侧回路内容积vc＜＜低压侧回路内容积ve时，回路整体的制冷剂充填量大致由低压侧回路内容积与供热水用压缩机的吸入制冷剂的密度之积确定。

例如，考虑以下情况：在以空调用制冷剂进行循环的制冷循环的冷凝温度tvc为55℃，且供热水用压缩机的排出制冷剂的温度成为100℃的方式封入二氧化碳的状态时，与空调用制冷剂进行循环的制冷循环连接的室内机的运转台数减少等，冷凝温度tvc急剧下降至30℃。

冷凝温度tvc从55℃变为30℃时，如果要将排出制冷剂的温度保持在100℃，则如上所述，供热水用压缩机的吸入制冷剂的密度比冷凝温度tvc为55℃时相对变低，所以二氧化碳进行循环的制冷循环中，制冷剂过多。其结果是，高压压力上升，供热水用压缩机的排出制冷剂的温度上升超过作为设计界限的110℃，封入到供热水用压缩机310的冷冻机油、和电动机的绕组的绝缘皮膜等的劣化发展，损害压缩机的耐久性。

如上所述，专利文献1中没有提及二氧化碳进行循环的制冷循环的高压侧和低压侧的内容积，存在如下课题：如果没有恰当地设定二氧化碳进行循环的制冷循环的低压侧回路内容积ve与高压侧回路内容积vc的容积比ve/vc，则在空调用制冷剂进行循环的制冷循环的冷凝温度tvc的变动范围内，产生二氧化碳进行循环的制冷循环的排出温度td上升的条件，而损害压缩机的耐久性。

本发明是为了解决所述课题而研发的，其目的在于，提供一种空调供热水系统，即使在空调用制冷剂进行循环的制冷循环的冷凝温度tcv变动的情况下，也不损害供热水用压缩机的耐久性，能够提高可靠性。

用于解决课题的方法

为了达成所述目的，本发明的空调供热水系统，其特征在于，包括：第1制冷循环，其包括：压缩供热水用制冷剂的供热水用压缩机、使上述供热水用制冷剂与供热水用热介质进行热交换的供热水用热交换器、和使上述供热水用制冷剂与空调用制冷剂进行热交换的阶式热交换器；和将第1回路和至少1个第2回路并联连接而成的热负载回路与对上述空调用制冷剂进行压缩的空调用压缩机和室外热交换器连接而成的第2制冷循环，其中，上述第1回路通过将上述阶式热交换器和对供给到上述阶式热交换器的上述空调用制冷剂的流量进行控制的第2制冷剂流量控制装置串联连接而成，上述第2回路通过将上述空调用制冷剂与室内空气进行热交换的室内热交换器和对供给到上述室内热交换器的上述空调用制冷剂的流量进行控制的第3制冷剂流量控制装置串联连接而成，上述第1制冷循环的低压侧回路内容积ve与高压侧回路内容积vc的容积比率ve/vc＝0.2～10.1。

发明的效果

本发明的空调供热水系统中，在第2制冷循环的冷凝温度tvc以30℃～55℃的范围变动时的任意冷凝温度tvc，都将第1制冷循环的低压侧回路内容积ve与高压侧回路内容积vc的容积比率设为恰当的范围，以使第1制冷循环的排出温度td成为100～110℃的范围。

由此，不管第2制冷循环的冷凝温度tvc如何，都不会发生第1制冷循环的排出温度td的过度上升，所以不会损害压缩机的耐久性，能够提高第1制冷循环的可靠性。

附图说明

图1是本发明的实施方式1的空调供热水系统的制冷循环结构图。

图2是表示本实施方式的热生成单元的内部构造的俯视图。

图3是表示本实施方式的热生成单元的内部构造的主视图。

图4是第2制冷循环的冷凝温度为30℃和55℃时的第1制冷循环的p-h线图。

图5是供给到供热水用热交换器的热介质的温度为10℃时的第1制冷循环的低压侧回路内容积ve和高压侧回路内容积vc的容积比率ve/vc与供热水用压缩机的排出制冷剂的温度的关系图。

图6是供给到供热水用热交换器的热介质的温度为5℃时的第1制冷循环的低压侧回路内容积ve和高压侧回路内容积vc的容积比率ve/vc与供热水用压缩机的排出制冷剂的温度的关系图。

图7是供给到供热水用热交换器的热介质的温度为19℃时的第1制冷循环的低压侧回路内容积ve和高压侧回路内容积vc的容积比率ve/vc与供热水用压缩机的排出制冷剂的温度的关系图。

图8是供给到供热水用热交换器的热介质的温度为20℃时的第1制冷循环的低压侧回路内容积ve和高压侧回路内容积vc的容积比率ve/vc与供热水用压缩机的排出制冷剂的温度的关系图。

图9是供给到供热水用热交换器的热介质的温度为30℃时的第1制冷循环的低压侧回路内容积ve和高压侧回路内容积vc的容积比率ve/vc与供热水用压缩机的排出制冷剂的温度的关系图。

附图标记说明

10室外单元

11空调用压缩机

16室外热交换器

30室内机

31室内热交换器

40热生成单元

41供热水用压缩机

42供热水用热交换器

43供热水用制冷剂流量调节阀

44阶式热交换器

45热生成单元制冷剂流量调节阀

46热介质泵

100第1制冷循环

200第2制冷循环

201第1回路

202第2回路

500第2制冷循环的冷凝温度tvc为30℃且供热水用压缩机的排出制冷剂的温度td为100℃时的第1制冷循环的制冷剂状态转换

510第2制冷循环的冷凝温度tvc为55℃且供热水用压缩机的排出制冷剂的温度td为100℃时的第1制冷循环的制冷剂状态转换

520第2制冷循环的冷凝温度tvc为55℃且供热水用压缩机的排出制冷剂的温度为110℃时的第1制冷循环中的制冷剂状态转换

530第2制冷循环的冷凝温度tvc为30℃且供热水用压缩机的排出制冷剂的温度为110℃时的第1制冷循环中的制冷剂状态转换

540二氧化碳的100℃等温线

550二氧化碳的110℃等温线

560二氧化碳的饱和线

具体实施方式

第1方面是一种空调供热水系统，其特征在于，包括：第1制冷循环，其包括：压缩供热水用制冷剂的供热水用压缩机、使上述供热水用制冷剂与供热水用热介质进行热交换的供热水用热交换器、和使上述供热水用制冷剂与空调用制冷剂进行热交换的阶式热交换器；和将第1回路和至少1个第2回路并联连接而成的热负载回路与对上述空调用制冷剂进行压缩的空调用压缩机和室外热交换器连接而成的第2制冷循环，其中，上述第1回路通过将上述阶式热交换器和对供给到上述阶式热交换器的上述空调用制冷剂的流量进行控制的第2制冷剂流量控制装置串联连接而成，上述第2回路通过将上述空调用制冷剂与室内空气进行热交换的室内热交换器和对供给到上述室内热交换器的上述空调用制冷剂的流量进行控制的第3制冷剂流量控制装置串联连接而成，上述第1制冷循环的低压侧回路内容积ve与高压侧回路内容积vc的容积比率ve/vc＝0.2～10.1。

由此，通过将第1制冷循环的低压侧回路内容积ve和高压侧回路内容积vc的容积比率设为恰当的范围，在第2制冷循环的冷凝温度tvc以30℃～55℃的范围变动时的任意冷凝温度tvc，第1制冷循环的排出温度td都为100～110℃的范围。

因此，不管第2制冷循环的冷凝温度tvc的高低如何，都不会产生第1制冷循环的排出温度td的过度上升，所以不会损害压缩机的耐久性，能够提高第2制冷循环的可靠性。

以下，参照附图对本发明的实施方式进行说明。此外，本发明不限于该实施方式。

(实施方式1)

图1是本发明的实施方式的空调供热水系统的循环结构图。

图1所示的空调供热水系统包括室外单元10、室内机30和热生成单元40。本实施方式中，成为2台室内机30、1台热生成单元40分别与1台室外单元10连接的结构。此外，制冷循环构成不限于图1所示的结构。例如，室外单元10能够2台以上并联(并列)连接，室内机30也能够1台或者3台以上并联连接，热生成单元40也能够2台以上并联连接。

室外单元10、室内机30和热生成单元40利用空调用制冷剂在其中流通的配管连结。

室外单元10和室内机30，通过高温高压的气体化的空调用制冷剂在其中流动的气体管25、低压的空调用制冷剂在其中流动的吸入管26和高压的液化的空调用制冷剂在其中流动的液体管27连接。室内机30在如图1所示存在2台时，室内机30与3根配管并联连接。另一方面，室外单元10和热生成单元40与室内机30同样相对于配管并联连接，但是用气体管25和液体管27连接。

室外单元10包括对空调用制冷剂进行压缩的空调用压缩机11。在空调用压缩机11的吸入侧连接有对空调用压缩机11供给气体制冷剂的蓄存器(accumulator)12。在空调用压缩机11的排出侧连接有将排出的气体状态的空调用制冷剂中包含的冷冻机油分离的油分离器13。由油分离器13分离出的冷冻机油，通过回油管14返回空调用压缩机11。回油管14的连通通过回油管开闭阀15的开闭进行控制。

另外，室外单元10包括室外热交换器16，在室外热交换器16的附近设置有将室外单元10的周围的空气供给到室外热交换器16的室外送风风扇17。而且，室外热交换器16构成为由室外送风风扇17送来的空气和空调用制冷剂进行热交换，一般应用翅片管型、微管(microtube)型的热交换器。

室外单元10各自包括：对供给到室外热交换器16的空调用制冷剂的流量进行调节的室外制冷剂流量调节阀18；对气体管25中的空调用制冷剂的流量进行控制的室外气体管开闭阀19；和对吸入管26中的空调用制冷剂的流量进行控制的室外吸入管开闭阀20。

室内机30包括：室内热交换器31；将室内机30的周围的空气供给到室内热交换器31的室内送风风扇32；和对供给到室内热交换器31的空调用制冷剂的流量进行调节的室内制冷剂流量调节阀33(第3制冷剂流量控制装置)。室内热交换器31构成为由室内送风风扇32送来的空气和空调用制冷剂进行热交换，一般应用翅片管型、微管型的热交换器。

另外，室内机30包括：控制与气体管25的空调用制冷剂的流通的有无的室内气体管开闭阀34；和控制与吸入管26的空调用制冷剂的流通的有无的室内吸入管开闭阀35。

热生成单元40包括：压缩供热水用制冷剂的供热水用压缩机41；供热水用制冷剂和以水为主成分的热介质进行热交换的供热水用热交换器42；和调节供热水用制冷剂的流量的供热水用制冷剂流量调节阀43。

另外，热生成单元40包括：从气体管25供给的空调用制冷剂和供热水用制冷剂进行热交换的阶式热交换器44；对供给到阶式热交换器44的空调用制冷剂的流量进行调节的热生成单元制冷剂流量调节阀45(第2制冷剂流量控制装置)；和对供热水用热交换器42供给热介质的热介质泵46。

由供热水用热交换器42烧热至70～90℃的热介质蓄积在贮热水罐(未图示)中。在热介质为饮用水的情况下，直接用于供热水。另一方面，在热介质为防冻液等不是饮用水的情况下，供给到设置于室内的散热器等用于供暖用途，或利用贮热水罐将热转移至饮用水而用于供热水用途。

在此，将这些供热水用压缩机41、供热水用热交换器42、供热水用制冷剂流量调节阀43和阶式热交换器44连接为环状而构成第1制冷循环100。

另外，将第1回路201和至少1个第2回路202并联连接而成的热负载回路，与空调用压缩机11和室外热交换器16连接而构成第2制冷循环200，其中，第1回路201为将阶式热交换器44和热生成单元制冷剂流量调节阀45串联连接而成，第2回路202为将室内热交换器31和对室内热交换器31供给的室内制冷剂流量调节阀33串联连接而成。

接着，对本实施方式中的热生成单元40的内部构造进行说明。

图2是表示本实施方式中的热生成单元40的内部构造的俯视图，图3是表示热生成单元40的内部构造的主视图。

在热生成单元40中，由供热水用压缩机41、供热水用热交换器42、供热水用制冷剂流量调节阀43和阶式热交换器44形成的制冷循环；热生成单元制冷剂流量调节阀45；和热介质泵46收纳在壳体50。

本实施方式中，供热水用热交换器42例如使用双重管式热交换器。双重管式热交换器是在大致圆形截面的管(外管)中插入1个以上的管(内管)而形成的热交换器。在具有多个内管的情况下，将内管彼此扭为螺旋状而插入到外管。在供热水用制冷剂使用二氧化碳制冷剂的情况下，在供热水用热交换器42的内管流过二氧化碳制冷剂，在外管与内管之间流过热介质。

此外，双重管式热交换器的材料多使用热传导性能高的铜管。

另外，供热水用热交换器42可以使用例如板式热交换器、壳管式热交换器等。另外，阶式热交换器44可使用例如板式热交换器、壳管式热交换器。

双重管式热交换器的热交换能力与双重管的长度成比例。因此，双重管式热交换器为了在有限的设置容积中确保最大限度的热交换能力，将双重管卷绕成型。在设置双重管式热交换器时，在双重管内的热介质通过的部分滞留空气，为了防止热交换性能限制降低，双重管尽可能成为水平。

如图2和图3所示，供热水用压缩机41在夹着橡胶等防振部件60的基础上，由固定部件67固定于壳体50的底板部件51。

另外，供热水用热交换器42也固定在底板部件51，阶式热交换器44固定在供热水用热交换器42的上表面。

另外，如图2所示，热介质泵46固定于壳体50的背面侧的侧板部件53，热介质泵46的下端面以成为比阶式热交换器44的下端面更低的位置的方式设置。

图2和图3所示的供热水用热交换器42和阶式热交换器44均包含发泡苯乙烯、厚的毡(felt)等隔热材料和进一步包围该隔热材料的构成部件。特别是，供热水用热交换器42，考虑设置在上部的阶式热交换器44的重量会导致隔热材料变形，所以用强度高的铁板包围，来保护隔热材料表面。

此外，阶式热交换器44并不一定需要与包围供热水用热交换器42的构成部件接触。在该情况下，阶式热交换器44和其周围的隔热材料，在被具有支承上述的重量的充足的强度的构成部件包围的基础上，被固定于热生成单元40的侧板部件52。

而且，如图2和图3所示，在底板部件51，在从铅垂方向观看供热水用热交换器42和热介质泵46投影在底板部件51的区域内设置有排水口62。在底板部件51的上表面向排水口62带有适当的倾斜，以使得水能够快速地从排水口62排出到热生成单元40的外部。

热介质配管63、64、65内的热介质的流动由热介质泵46的驱动而产生。流入到热生成单元40内的热介质，经由热介质配管63流入到热介质泵46，被送出到热介质配管64。而且，热介质进入供热水用热交换器42，被供热水用制冷剂加热而成为70～90℃的高温后，经由热介质配管65被送出到热生成单元40的外部。

大多热介质配管63、64、65的大部分使用加工性良好的铜管，但也可使用树脂材料。另一方面，大多热介质泵46的热介质吸入部、排出部使用树脂材料。另外，作为双重管式热交换器的供热水用热交换器42如上所述，大多使用铜，连接口也为铜管。

这样，热介质流通的路径(热介质配管63→热介质泵46→热介质配管64→供热水用热交换器42→热介质配管65)中混合存在树脂材料和铜，且存在不同的材料彼此的连接部分。在该热介质泵连接部66夹着固定有密封材料(未图示)，以消除热介质的泄漏。

另外，空调用制冷剂一般使用家庭用空气调节机或大厦用空调机所使用的制冷剂即r410a、r32、r407c等，供热水用制冷剂使用二氧化碳。以下，对使用二氧化碳作为供热水用制冷剂的情况进行说明。

在此，为了生成90℃的高温热水，需要将供热水用压缩机41的排出制冷剂的温度设为100℃以上。另一方面，如果供热水用压缩机41的排出制冷剂的温度过高，则会使封入到供热水用压缩机41的冷冻机油和电动机的绕组的绝缘皮膜等的劣化发展。

因此，相对于生成90℃的高温热水时的供热水用压缩机41的排出制冷剂的温度100℃，通常将高10k的110℃设定为能够确保供热水用压缩机41的可靠性的上限的温度即使用上限温度，为了确保压缩机的可靠性，需要在使用上限温度以下进行运转。

另外，如果供热水用压缩机41的吸入制冷剂成为超临界流体状态，则相对于封入到供热水用压缩机41的冷冻机油，制冷剂的溶解量增大，冷冻机油的粘度降低，所以滑动材料的磨损发展，有可能损害供热水用压缩机41的可靠性。因此，第1制冷循环100中的二氧化碳的蒸发压力pe需要设为二氧化碳的临界压力即7.4mpa以下。

另外，通常供给到供热水用热交换器42的热介质的温度处于5～30℃的范围，二氧化碳与供热水用的热介质的温度差设为10k。因此，供热水用热交换器42中，与热介质热交换后的二氧化碳的温度成为15～40℃。

以下，二氧化碳的物理性质值使用nationalinstituteofstandardsandtechnology(以下，简称为nist)发行的referencefluidthermodynamicandtransportpropertiesver.9.0(以下，简称为refpropver.9.0)中导出的值。

本实施方式的空调供热水系统中，将第1制冷循环100的低压侧回路内容积ve和高压侧回路内容积vc的容积比率设为ve/vc＝0.2～10.1。在此，第1制冷循环100的低压侧回路内容积ve是指从供热水用制冷剂流量调节阀43的出口部至供热水用压缩机41的入口部的内容积，第1制冷循环100的高压侧回路内容积vc是指从供热水用压缩机41的出口部至供热水用制冷剂流量调节阀43的入口部的内容积。

因此，供给到供热水用热交换器42的热介质的温度为5～30℃的范围的任意温度时，即使在第2制冷循环200中的空调用制冷剂的冷凝温度tvc以30℃～55℃的范围变动时的任意冷凝温度条件下，第1制冷循环100中，供热水用压缩机41的排出制冷剂的温度td也为100～110℃的范围，且为供热水用压缩机41的使用上限排出温度以下。

使用图4的p-h线图说明上述的理由。

图4是第2制冷循环200的冷凝温度为30℃和55℃时的第1制冷循环100的p-h线图。图3中横轴为二氧化碳的比焓，纵轴为二氧化碳的压力。

500、510是第2制冷循环200中的空调用制冷剂的冷凝温度tvc分别为30℃、55℃，且供热水用压缩机41的排出制冷剂的温度td为100℃的时的第1制冷循环100的制冷剂状态转换。

501是制冷剂状态转换500中的供热水用压缩机41的吸入制冷剂的状态，502是供热水用压缩机41的排出制冷剂的状态，503是供热水用制冷剂流量调节阀43的入口制冷剂的状态，504是供热水用制冷剂流量调节阀43的出口制冷剂的状态。

另外，511是制冷剂状态转换510的供热水用压缩机41的吸入制冷剂的状态，512是供热水用压缩机41的排出制冷剂的状态，513是供热水用制冷剂流量调节阀43的入口制冷剂的状态，514是供热水用制冷剂流量调节阀43的出口制冷剂的状态。

另外，540是二氧化碳的100℃等温线，550是二氧化碳的110℃等温线。另外，560是二氧化碳的饱和线。

此时，制冷剂状态转换500能够用以下工序确定。

首先，根据501的制冷剂状态确定。第1制冷循环100中的二氧化碳的蒸发温度te，考虑相对于第2制冷循环200的冷凝温度tvc＝30℃保持10k的温度差时，为20℃。因此，501的制冷剂压力根据蒸发温度te＝20℃进行压力换算，为5.7mpa。另一方面，501的制冷剂温度在第1制冷循环100中的二氧化碳的蒸发温度te20℃时，为满足供热水用压缩机41的吸入过热度5k的25℃。因此，501的制冷剂密度引用nist的refpropver.9.0的制冷剂物理性质值，为170kg/m³。

接着，确定502的制冷剂状态。502为从501的制冷剂状态利用供热水用压缩机41进行隔热压缩后的状态，其温度为100℃。隔热压缩的过程中，假定为比熵不变，则502的制冷剂压力和制冷剂密度引用nist的refpropver.9.0的制冷剂物理性质值，制冷剂压力为15.0mpa，制冷剂密度为332kg/m³。

接着，确定503的制冷剂状态。503的制冷剂压力，从502的制冷剂状态压力不变，为15.0mpa。另外，在供给到供热水用热交换器42的热介质的温度为10℃的情况下，考虑热介质与进行热交换的二氧化碳的温度差为10k时，503的制冷剂温度为20℃。此时，制冷剂密度引用nist的refpropver.9.0的制冷剂物理性质值，为904kg/m³。

接着，确定504的制冷剂状态。504的制冷剂压力为与501相同压力的5.7mpa。在从503到504的膨胀过程中，假定比焓不变，则504的制冷剂温度和制冷剂密度引用nist的refpropver.9.0的制冷剂物理性质值，制冷剂温度为15℃，制冷剂密度为838kg/m³。

同样，制冷剂状态转换510能够通过与上述制冷剂状态转换500同样的工序进行确定，供给到供热水用热交换器42的热介质的温度为10℃时，511的制冷剂状态成为压力7.4mpa、温度54℃、密度180kg/m³。另外，512的制冷剂状态成为压力12.8mpa、温度100℃、密度267kg/m³，513的制冷剂状态成为压力12.8mpa、温度20℃、密度886kg/m³，514的制冷剂状态成为压力7.4mpa、温度17℃、密度847kg/m³。

制冷剂状态转换500的高压侧的平均制冷剂密度作为502和503中的制冷剂密度的平均进行计算，为618kg/m³，低压侧的平均制冷剂密度作为501和504中的制冷剂密度的平均进行计算，为504kg/m³。

另一方面，制冷剂状态转换510的高压侧的平均制冷剂密度作为512和513中的制冷剂密度的平均进行计算，为577kg/m³，低压侧的平均制冷剂密度作为511和514中的制冷剂密度的平均进行计算，为513kg/m³。

此时，假定低压侧、高压侧的制冷剂流路的截面积分别一定，则第1制冷循环100的回路内适当的制冷剂量mref，能够作为低压侧回路内容积ve和高压侧回路内容积vc与高压侧平均制冷剂密度和低压侧平均制冷剂密度之积进行计算。制冷剂状态转换500中，第1制冷循环100的回路内适当的制冷剂量mref500为618vc+504ve，制冷剂状态转换510中，第1制冷循环100的回路内适当的制冷剂量mref510为577vc+513ve。

在此，求取mref500与mref510相等的低压侧回路内容积ve和高压侧回路内容积vc的容积比率ve/vc，为(618-577)/(513-504)＝4.6。

即，如果低压侧回路内容积ve和高压侧回路内容积vc的容积比率ve/vc＝4.6的第1制冷循环100的回路内将二氧化碳封入制冷剂量mref500，则供给到供热水用热交换器42的热介质温度为10℃时，在第2制冷循环200中的空调用制冷剂的冷凝温度tvc为30℃和55℃时，供热水用压缩机41的排出制冷剂的温度td均成为100℃，而收于生成90℃的高温的热介质所需要的100℃以上且压缩机使用上限温度的110℃以内。

低压侧回路内容积ve和高压侧回路内容积vc的容积比率ve/vc＜4.6时，mref500＞mref510，所以在第1制冷循环100的回路内将二氧化碳封入制冷剂量mref500时，制冷剂状态转换510中，制冷剂过多，所以高压压力上升以使得高压侧的制冷剂密度变高，供热水用压缩机41的排出制冷剂的温度比100℃高。此时，第2制冷循环200中，求取用于使供热水用压缩机41的排出制冷剂的温度为使用上限温度110℃以下的ve/vc。

图4中，520是第2制冷循环200的冷凝温度tvc为55℃时，第1制冷循环100中的供热水用压缩机41的排出制冷剂的温度td成为110℃的制冷剂状态转换。

在此，521是制冷剂状态转换515的供热水用压缩机41的吸入制冷剂的状态，522是供热水用压缩机41的排出制冷剂的状态，523是供热水用制冷剂流量调节阀43的入口制冷剂的状态，524是供热水用制冷剂流量调节阀43的出口制冷剂的状态。

制冷剂状态转换520通过以下工序确定。

首先，确定521制冷剂状态。521的制冷剂状态与511的制冷剂状态相同，为压力7.4mpa、温度54℃、密度180kg/m³。

接着，确定522的制冷剂状态。522是从521的制冷剂状态利用供热水用压缩机41进行隔热压缩后的状态，其温度为110℃。在隔热压缩的过程中，假定比熵不变，则522的制冷剂压力和制冷剂密度引用nist的refpropver.9.0的制冷剂物理性质值，制冷剂压力为14.5mpa，制冷剂密度为288kg/m³。

接着，确定523的制冷剂状态。523的制冷剂压力，从522的制冷剂状态压力不变，为14.5mpa。另外，考虑供给到供热水用热交换器42的热介质的温度为10℃，且二氧化碳与供热水用的热介质的温度差为10k时，523的制冷剂温度为20℃。此时，制冷剂密度引用nist的refpropver.9.0的制冷剂物理性质值，为900kg/m³。

接着，确定524的制冷剂状态。524的制冷剂压力为与521的制冷剂状态相同压力的7.4mpa。在从523到524的膨胀过程中，假定比焓不变，则524的制冷剂温度和制冷剂密度引用nist的refpropver.9.0的制冷剂物理性质值，制冷剂温度为16℃，制冷剂密度为851kg/m³。

制冷剂状态转换520的高压侧的平均制冷剂密度作为522和523中的制冷剂密度的平均进行计算，为594kg/m³，低压侧的平均制冷剂密度作为521和524中的制冷剂密度的平均进行计算，为516kg/m³。因此，第1制冷循环100的回路内适当的制冷剂量mref520＝594vc+516ve。

在此，求取mref500和mref520相等的低压侧回路内容积ve和高压侧回路内容积vc的容积比率ve/vc，为(618-594)/(516-504)＝2.1。

即，如果在低压侧回路内容积ve和高压侧回路内容积vc的容积比率ve/vc＝2.1的第1制冷循环100的回路内将二氧化碳封入制冷剂量mref500，则供给到供热水用热交换器42的热介质温度为10℃时，在第2制冷循环200中的空调用制冷剂的冷凝温度tvc为30℃和55℃时，供热水用压缩机41的排出制冷剂的温度td分别成为100℃和110℃，而收于生成90℃的高温的热介质所需要的100℃以上且压缩机使用上限温度的110℃以内。

低压侧回路内容积ve和高压侧回路内容积vc的容积比率ve/vc＞4.6时，mref500＜mref510，所以在第1制冷循环100的回路内将二氧化碳封入制冷剂量mref510时，制冷剂状态转换500中，成为制冷剂过多，所以高压压力上升以使得高压侧的制冷剂密度变高，供热水用压缩机41的排出制冷剂的温度成为比100℃高的制冷剂状态转换。此时，第1制冷循环100中求取用于使供热水用压缩机41的排出制冷剂的温度td为使用上限温度110℃以下的ve/vc。

图4中，530是第2制冷循环200的冷凝温度tvc为30℃时，第1制冷循环100中的供热水用压缩机41的排出制冷剂的温度td成为110℃的制冷剂状态转换。

在此，531是制冷剂状态转换530的供热水用压缩机41的吸入制冷剂的状态，532是供热水用压缩机41的排出制冷剂的状态，533是供热水用制冷剂流量调节阀43的入口制冷剂的状态，534是供热水用制冷剂流量调节阀43的出口制冷剂的状态。

制冷剂状态转换530通过以下工序确定。

首先，确定531制冷剂状态。531的制冷剂状态与501的制冷剂状态相同，为压力5.7mpa、温度25℃、密度171kg/m³。

接着，确定532的制冷剂状态。532是从531的制冷剂状态利用供热水用压缩机41进行隔热压缩后的状态，其温度为110℃。隔热压缩的过程中，假定比熵不变，则532的制冷剂压力和制冷剂密度引用nist的refpropver.9.0的制冷剂物理性质值，制冷剂压力为17.0mpa，制冷剂密度为357kg/m³。

接着，确定533的制冷剂状态。533的制冷剂压力，从532的制冷剂状态压力不变，为17.0mpa。另外，考虑供给到供热水用热交换器42的热介质的温度为10℃，且二氧化碳和供热水用的热介质的温度差为10k时，533的制冷剂温度为20℃。此时，制冷剂密度引用nist的refpropver.9.0的制冷剂物理性质值，为886kg/m³。

接着，确定534的制冷剂状态。534的制冷剂压力为与531的制冷剂状态相同压力的5.7mpa。在从533到534的膨胀过程中，假定比焓不变，则534的制冷剂温度和制冷剂密度引用nist的refpropver.9.0的制冷剂物理性质值，制冷剂温度为14℃，制冷剂密度为843kg/m³。

制冷剂状态转换530的高压侧的平均制冷剂密度作为532和533中的制冷剂密度的平均进行计算，为638kg/m³，低压侧的平均制冷剂密度作为531和534中的制冷剂密度的平均进行计算，为506kg/m³。因此，第1制冷循环100的回路内适当的制冷剂量mref530＝638vc+506ve。

在此，求取mref500和mref530相等的低压侧回路内容积ve和高压侧回路内容积vc的容积比率ve/vc，为(638-577)/(513-506)＝8.7。

即，如果在低压侧回路内容积ve和高压侧回路内容积vc的容积比率ve/vc＝8.7的第1制冷循环100的回路内将二氧化碳封入制冷剂量mref510，则供给到供热水用热交换器42的热介质温度为10℃时，在第2制冷循环200中的空调用制冷剂的冷凝温度tvc为30℃和55℃时，供热水用压缩机41的排出制冷剂的温度td分别成为110℃和100℃，而收于生成90℃的高温的热介质所需要的100℃以上且压缩机使用上限温度的110℃以内。

同样，求取制冷剂状态转换530中在第1制冷循环100的回路内适当的制冷剂量mref530＝638vc+506ve、与制冷剂状态转换520中在第1制冷循环100的回路内适当的制冷剂量mref520＝594vc+516ve相等的低压侧回路内容积ve和高压侧回路内容积vc的容积比率ve/vc。此时的ve/vc为(638-594)/(516-506)＝4.7。

即，在低压侧回路内容积ve和高压侧回路内容积vc的容积比率ve/vc＝4.7的第1制冷循环100的回路内将二氧化碳封入制冷剂量mref520的情况下，供给到供热水用热交换器42的热介质温度为10℃时，在第2制冷循环200中的空调用制冷剂的冷凝温度tvc为30℃和55℃时，供热水用压缩机41的排出制冷剂的温度td均成为110℃，而收于生成90℃的高温的热介质所需要的100℃以上且压缩机使用上限温度的110℃以内。

对于以上，使用图5进行说明。

图5是供给到供热水用热交换器42的热介质在温度10℃下的第1制冷循环100的低压侧回路内容积ve和高压侧回路内容积vc的容积比率ve/vc与供热水用压缩机41的排出制冷剂的温度的关系图。

图5中，横轴是低压侧回路内容积ve和高压侧回路内容积vc的容积比率ve/vc，纵轴是第2制冷循环200中的空调用制冷剂的冷凝温度tvc为30℃时的供热水用压缩机41的排出制冷剂的温度td。

614是表示，在供给到供热水用热交换器42的热介质温度为10℃时，第1制冷循环100中的制冷剂封入量为，第2制冷循环200中的空调用制冷剂的冷凝温度tvc为55℃且供热水用压缩机41的排出制冷剂的温度td为110℃的第1制冷循环100中的制冷剂状态转换520中成为适当的封入量的制冷剂量mref520的情况下，第2制冷循环200中的空调用制冷剂的冷凝温度tvc为30℃时的供热水用压缩机41的排出制冷剂的温度td相对于ve/vc的变化的线。

在614的右侧，第2制冷循环200中的空调用制冷剂的冷凝温度tvc为55℃时供热水用压缩机41的排出制冷剂的温度td成为110℃以下。

另外，615是表示，在供给到供热水用热交换器42的热介质温度为10℃时，第1制冷循环100中的制冷剂封入量为，第2制冷循环200中的空调用制冷剂的冷凝温度tvc为55℃且供热水用压缩机41的排出制冷剂的温度td为100℃的第1制冷循环100中的制冷剂状态转换510中成为适当的封入量的制冷剂量mref510的情况下，第2制冷循环200中的空调用制冷剂的冷凝温度tvc为30℃时的供热水用压缩机41的排出制冷剂的温度td相对于ve/vc的变化的线。

在615的左侧，第2制冷循环200中的空调用制冷剂的冷凝温度tvc为55℃时，供热水用压缩机41的排出制冷剂的温度td成为100℃以上。

因此，由614和615夹着的区域是第2制冷循环200中的空调用制冷剂的冷凝温度tvc为55℃时，供热水用压缩机41的排出制冷剂的温度td成为100℃以上、110℃以下的区域。

另外，由616和617夹着的区域是第2制冷循环200中的空调用制冷剂的冷凝温度tvc为30℃时，供热水用压缩机41的排出制冷剂的温度td成为100℃以上、110℃以下的区域。

根据以上所述，图5中，在由线614、线615、线616、线617包围的区域即低压侧回路内容积ve和高压侧回路内容积vc的容积比率ve/vc为2.1～8.7的范围内，即使第2制冷循环200中的空调用制冷剂的冷凝温度tvc从30℃变为55℃，第1制冷循环100中的供热水用压缩机41的排出制冷剂的温度td也成为100℃～110℃的范围，供热水用压缩机41的排出制冷剂的温度td收于使用上限温度以下的范围。

图6是供给到供热水用热交换器42的热介质的温度为5℃时的第1制冷循环100的低压侧回路内容积ve和高压侧回路内容积vc的容积比率ve/vc与供热水用压缩机41的排出制冷剂的温度的关系图。

供给到供热水用热交换器42的热介质温度为5℃时，如图6所示，在通过使第1制冷循环100的低压侧回路内容积ve和高压侧回路内容积vc的容积比率为ve/vc＝0.6～4.0，而第2制冷循环200的冷凝温度tvc从30℃变为55℃的情况下，在任意冷凝温度条件下，供热水用压缩机41的排出制冷剂的温度td都为100～110℃的范围，成为供热水用压缩机41的使用上限排出温度以下。

图7是供给到供热水用热交换器42的热介质的温度为19℃时的第1制冷循环100的低压侧回路内容积ve和高压侧回路内容积vc的容积比率ve/vc与供热水用压缩机41的排出制冷剂的温度的关系图。

供给到供热水用热交换器42的热介质温度为19℃时，如图7所示，在通过使第1制冷循环100的低压侧回路内容积ve和高压侧回路内容积vc的容积比率为ve/vc＝0.9～10.1，而第2制冷循环200的冷凝温度tvc从30℃变为55℃的情况下，在任意冷凝温度条件下，供热水用压缩机41的排出制冷剂的温度td都为100～110℃的范围，成为供热水用压缩机41的使用上限排出温度以下。

图8是供给到供热水用热交换器42的热介质的温度为20℃时的第1制冷循环100的低压侧回路内容积ve和高压侧回路内容积vc的容积比率ve/vc与供热水用压缩机41的排出制冷剂的温度的关系图。

供给到供热水用热交换器42的热介质温度为20℃时，如图8所示，在通过使第1制冷循环100的低压侧回路内容积ve和高压侧回路内容积vc的容积比率为ve/vc＝0.6～3.9，而第2制冷循环200的冷凝温度tvc从30℃变为55℃的情况下，在任意冷凝温度条件下，供热水用压缩机41的排出制冷剂的温度td都为100～110℃的范围，成为供热水用压缩机41的使用上限排出温度以下。

图9是供给到供热水用热交换器42的热介质的温度为30℃时的第1制冷循环100的低压侧回路内容积ve和高压侧回路内容积vc的容积比率ve/vc与供热水用压缩机41的排出制冷剂的温度的关系图。

供给到供热水用热交换器42的热介质温度为30℃时，如图9所示，在通过使第1制冷循环100的低压侧回路内容积ve和高压侧回路内容积vc的容积比率为ve/vc＝0.2～0.9，而第2制冷循环200的冷凝温度tvc从30℃变为55℃的情况下，在任意冷凝温度条件下，供热水用压缩机41的排出制冷剂的温度td都为100～110℃的范围，成为供热水用压缩机41的使用上限排出温度以下。

根据以上所述，在通过使第1制冷循环100的低压侧回路内容积ve和高压侧回路内容积vc的容积比率为ve/vc＝0.2～10.1，而供给到供热水用热交换器42的热介质的温度为5～30℃的任意温度时，第2制冷循环200的冷凝温度tvc从30℃变为55℃的情况下，在任意冷凝温度tvc，供热水用压缩机41的排出制冷剂的温度td都为100～110℃的范围，成为供热水用压缩机41的使用上限温度以下。

接着，参照图1的制冷循环图对室外单元10、室内机30、热生成单元40的动作进行说明。

在供冷单独运转时，在室外单元10中，将室外气体管开闭阀19设定成打开，将室外吸入管开闭阀20设定成关闭，在室内机30中，将室内气体管开闭阀34设定成关闭，将室内吸入管开闭阀35设定成打开，在热生成单元40中，将热生成单元制冷剂流量调节阀45设定成全闭。

由空调用压缩机11压缩后的高温高压的空调用制冷剂经由室外气体管开闭阀19进入室外热交换器16，被室外单元10周围的空气冷却而成为液态。液态的空调用制冷剂经由全开状态的室外制冷剂流量调节阀18流入到液体管27，到达室内机30。

到达室内机30的空调用制冷剂被室内制冷剂流量调节阀33减压而成为低温低压的气液二相状态后，流入到室内热交换器31，从室内空气夺取热进行供冷。在该过程中，空调用制冷剂蒸发，经由室内吸入管开闭阀35进入吸入管26，返回室外单元10。返回到室外单元10的空调用制冷剂经由蓄存器12，返回空调用压缩机11。

在供暖单独运转时，在室外单元10中，将室外气体管开闭阀19设定成关闭，将室外吸入管开闭阀20设定成打开，在室内机30中，将室内气体管开闭阀34设定成打开，将室内吸入管开闭阀35设定成关闭，在热生成单元40中，将热生成单元制冷剂流量调节阀45设定成全闭。

由空调用压缩机11压缩后的高温高压的空调用制冷剂流入到气体管25，到达室内机30。到达室内机30的空调用制冷剂经由室内气体管开闭阀34流入到室内热交换器31，向室内空气散热进行供暖。在该过程中，空调用制冷剂冷凝而液化，经由全开状态的室内制冷剂流量调节阀33流入到液体管27，返回室外单元10。

返回室外单元10的空调用制冷剂被室外制冷剂流量调节阀18减压而成为低温低压的气液二相状态后，进入室外热交换器16，被室外单元10周围的空气加热而蒸发。蒸发气化后的空调用制冷剂经由室外吸入管开闭阀20、蓄存器12返回空调用压缩机11。

在供热水单独运转时，在室外单元10中，将室外气体管开闭阀19设定为关闭，将室外吸入管开闭阀20设定为打开，在室内机30中，将室内气体管开闭阀34和室内吸入管开闭阀35都设定为关闭，在热生成单元40中，打开热生成单元制冷剂流量调节阀45。

由空调用压缩机11压缩后的高温高压的空调用制冷剂流入到气体管25，到达热生成单元40。另一方面，在热生成单元40内，供热水用压缩机41工作，供热水用制冷剂以供热水用压缩机41、供热水用热交换器42、供热水用制冷剂流量调节阀43、阶式热交换器44的顺序进行循环。

到达热生成单元40的空调用制冷剂在阶式热交换器44中加热二氧化碳，自身被冷却而液化后，经由热生成单元制冷剂流量调节阀45流入到液体管27，返回室外单元10。

返回室外单元10的空调用制冷剂被室外制冷剂流量调节阀18减压而成为低温低压的气液二相状态后，进入室外热交换器16，被室外单元10周围的空气加热而蒸发。蒸发气化后的空调用制冷剂经由室外吸入管开闭阀20、蓄存器12返回空调用压缩机11。

另一方面，在阶式热交换器44中被空调用制冷剂加热后的二氧化碳气化，返回供热水用压缩机41。由供热水用压缩机41压缩成高温高压的供热水用制冷剂进入供热水用热交换器42，将热介质加热至70～90℃。在该过程中，供热水用制冷剂被冷却而液化，在由供热水用制冷剂流量调节阀43减压后，再次返回阶式热交换器44。

在供冷和供暖的同时运转时中，在供冷负载和供暖负载大致相等的情况下，在室外单元10中，室外气体管开闭阀19和室外吸入管开闭阀20均设定成关闭。在进行供冷的室内机30中，将室内气体管开闭阀34设定成关闭，将室内吸入管开闭阀35设定成打开，在进行供暖的室内机30中，将室内气体管开闭阀34设定成打开，将室内吸入管开闭阀35设定成关闭。另外，在热生成单元40中，将热生成单元制冷剂流量调节阀45设定成全闭。

由空调用压缩机11压缩后的高温高压的空调用制冷剂流入到气体管25，到达进行供暖的室内机30。到达进行供暖的室内机30的空调用制冷剂经由室内气体管开闭阀34，流入到室内热交换器31，向室内空气散热进行供暖。在该过程中，空调用制冷剂冷凝而液化，经由全开状态的室内制冷剂流量调节阀33流入到液体管27。

流入到液体管27的液态的空调用制冷剂到达进行供冷的室内机30。到达进行供冷的室内机30的空调用制冷剂被室内制冷剂流量调节阀33减压而成为低温低压的气液二相状态后，流入到室内热交换器31，从室内空气夺取热进行供冷。在该过程中，空调用制冷剂蒸发，经由室内吸入管开闭阀35进入吸入管26，返回室外单元10。返回到室外单元10的空调用制冷剂经由蓄存器12，返回空调用压缩机11。

此外，在供冷负载比供暖负载大的情况下，从进行供暖的室内机30供给到进行供冷的室内机30的液体制冷剂不足，所以其一部分在室外单元10的室外热交换器16生成。即，在使室外吸入管开闭阀20保持关闭的状态下打开室外气体管开闭阀19，将空调用压缩机11排出的制冷剂的一部分供给到室外热交换器16进行液化，经由室外制冷剂流量调节阀18和液体管27，供给到进行供冷的室内机30。

反之，在供暖负载比供冷负载大的情况下，无法使从进行供暖的室内机30供给的液体制冷剂在进行供冷的室内机30中全部蒸发，所以使液体制冷剂的一部分在室外单元10的室外热交换器16蒸发。即，保持关闭室外气体管开闭阀19的状态打开室外吸入管开闭阀20，使从进行供暖的室内机30流出的液体制冷剂经由液体管27返回室外单元10。

返回到室外单元10的液体制冷剂在由室外制冷剂流量调节阀18减压后，在室外热交换器16中蒸发。气化后的空调用制冷剂经由室外吸入管开闭阀20返回蓄存器12、空调用压缩机11。

在供冷和供热水的同时运转时中，在供冷负载和供热水负载大致相等的情况下，在室外单元10中，室外气体管开闭阀19和室外吸入管开闭阀20均设定成关闭。在进行供冷的室内机30中，将室内气体管开闭阀34设定成关闭，将室内吸入管开闭阀35设定成打开，在热生成单元40中，打开热生成单元制冷剂流量调节阀45。

由空调用压缩机11压缩后的高温高压的空调用制冷剂流入到气体管25，到达热生成单元40。另一方面，在热生成单元40内，供热水用压缩机41工作，供热水用制冷剂以供热水用压缩机41、供热水用热交换器42、供热水用制冷剂流量调节阀43、阶式热交换器44的顺序进行循环。

到达热生成单元40的空调用制冷剂在阶式热交换器44中加热二氧化碳，自身被冷却而液化后，经由热生成单元制冷剂流量调节阀45流入到液体管27。

流入到液体管27的液态的空调用制冷剂到达进行供冷的室内机30。到达进行供冷的室内机30的空调用制冷剂被室内制冷剂流量调节阀33减压而成为低温低压的气液二相状态后，流入到室内热交换器31，从室内空气夺取热进行供冷。在该过程中，空调用制冷剂蒸发，经由室内吸入管开闭阀35进入吸入管26，返回室外单元10。返回到室外单元10的空调用制冷剂经由蓄存器12，返回空调用压缩机11。

另一方面，在阶式热交换器44中被空调用制冷剂加热后的供热水用制冷剂气化，返回供热水用压缩机41。由供热水用压缩机41压缩成高温高压的供热水用制冷剂进入供热水用热交换器42，将热介质加热至70～90℃。在该过程中，供热水用制冷剂被冷却而液化，在由供热水用制冷剂流量调节阀43减压后，再次返回阶式热交换器44。

此外，在供冷负载比供热水负载大的情况下，从热生成单元40供给到进行供冷的室内机30的液体制冷剂不足，所以其一部分在室外单元10的室外热交换器16中生成。即，在使室外吸入管开闭阀20保持关闭的状态下打开室外气体管开闭阀19，将空调用压缩机11排出的制冷剂的一部分供给到室外热交换器16进行液化，经由室外制冷剂流量调节阀18和液体管27，供给到进行供冷的室内机30。

另一方面，在供热水负载比供冷负载大的情况下，无法使从热生成单元40供给的液体制冷剂在进行供冷的室内机30中全部蒸发，所以使液体制冷剂的一部分在室外单元10的室外热交换器16中蒸发。即，保持关闭室外气体管开闭阀19的状态将室外吸入管开闭阀20打开，使从进行供暖的室内机30流出的液体制冷剂的一部分经由液体管27返回室外单元10。

返回到室外单元10的液体制冷剂在由室外制冷剂流量调节阀18减压后，在室外热交换器16中蒸发。气化后的空调用制冷剂经由室外吸入管开闭阀20返回蓄存器12、空调用压缩机11。

在供暖和供热水的同时运转时，在室外单元10中，将室外气体管开闭阀19设定为关闭，将室外吸入管开闭阀20设定为打开，在室内机30中，将室内气体管开闭阀34设定为打开，将室内吸入管开闭阀35设定为关闭，在热生成单元40中，打开热生成单元制冷剂流量调节阀45。

由空调用压缩机11压缩后的高温高压的空调用制冷剂流入到气体管25，到达室内机30和热生成单元40。到达室内机30的空调用制冷剂经由室内气体管开闭阀34流入到室内热交换器31，向室内空气散热进行供暖。在该过程中，空调用制冷剂冷凝而液化，经由全开状态的室内制冷剂流量调节阀33流入到液体管27。

到达热生成单元40的空调用制冷剂在阶式热交换器44中加热供热水用制冷剂，自身被冷却而液化后，经由热生成单元制冷剂流量调节阀45流入到液体管27。该液体制冷剂与从进行供暖的室内机30流出的液体制冷剂合流，返回室外单元10。返回到室外单元的液体制冷剂在由室外制冷剂流量调节阀18减压后，在室外热交换器16中蒸发。气化后的空调用制冷剂经由室外吸入管开闭阀20返回蓄存器12、空调用压缩机11。

另一方面，在阶式热交换器44中被空调用制冷剂加热后的二氧化碳气化，返回供热水用压缩机41。由供热水用压缩机41压缩成高温高压的供热水用制冷剂进入供热水用热交换器42，将热介质加热至70～90℃。在该过程中，供热水用制冷剂被冷却而液化，在由供热水用制冷剂流量调节阀43减压后，再次返回阶式热交换器44。

在供冷、供暖和供热水的同时运转时，在供冷负载与供暖负载和供热水负载之和大致相等的情况下，在室外单元10中，室外气体管开闭阀19和室外吸入管开闭阀20均设定为关闭。在进行供冷的室内机30中，将室内气体管开闭阀34设定成关闭，将室内吸入管开闭阀35设定成打开，在进行供暖的室内机30中，将室内气体管开闭阀34设定成打开，将室内吸入管开闭阀35设定成关闭。另外，在热生成单元40中，打开热生成单元制冷剂流量调节阀45。

由空调用压缩机11压缩后的高温高压的空调用制冷剂流入到气体管25，到达进行供暖的室内机30和热生成单元40。另一方面，在热生成单元40内，供热水用压缩机41工作，供热水用制冷剂以供热水用压缩机41、供热水用热交换器42、供热水用制冷剂流量调节阀43、阶式热交换器44的顺序进行循环。

到达进行供暖的室内机30的空调用制冷剂经由室内气体管开闭阀34，流入到室内热交换器31，向室内空气散热进行供暖。在该过程中，空调用制冷剂冷凝而液化，经由全开状态的室内制冷剂流量调节阀33流入到液体管27。

到达热生成单元40的空调用制冷剂在阶式热交换器44中加热二氧化碳，自身被冷却而液化后，经由热生成单元制冷剂流量调节阀45流入到液体管27。

从进行供暖的室内机30和热生成单元40流入到液体管27的液化后的空调用制冷剂合流，到达进行供冷的室内机30。到达进行供冷的室内机30的空调用制冷剂被室内制冷剂流量调节阀33减压而成为低温低压的气液二相状态后，流入到室内热交换器31，从室内空气夺取热进行供冷。在该过程中，空调用制冷剂蒸发，经由室内吸入管开闭阀35进入吸入管26，返回室外单元10。返回到室外单元10的空调用制冷剂经由蓄存器12，返回空调用压缩机11。

另一方面，在阶式热交换器44中被空调用制冷剂加热后的二氧化碳气化，返回供热水用压缩机41。由供热水用压缩机41压缩成高温高压的供热水用制冷剂进入供热水用热交换器42，将热介质加热至70～90℃。在该过程中，供热水用制冷剂被冷却而液化，在由供热水用制冷剂流量调节阀43减压后，再次返回阶式热交换器44。

此外，在供冷负载比供暖负载和供热水负载之和大的情况下，从进行供暖的室内机30和热生成单元40供给到进行供冷的室内机30的液体制冷剂不足，所以其一部分在室外单元10的室外热交换器16中生成。即，在使室外吸入管开闭阀20保持关闭的状态下打开室外气体管开闭阀19，将空调用压缩机11排出的制冷剂的一部分供给到室外热交换器16进行液化，经由室外制冷剂流量调节阀18和液体管27，供给到进行供冷的室内机30。

另一方面，在供暖负载和供热水负载之和比供冷负载大的情况下，无法使从进行供暖的室内机30和热生成单元40供给的液体制冷剂在进行供冷的室内机30中全部蒸发，所以使液体制冷剂的一部分在室外单元10的室外热交换器16中蒸发。即，在使室外气体管开闭阀19保持关闭的状态下打开室外吸入管开闭阀20，使从进行供暖的室内机30和热生成单元40流出的液体制冷剂的一部分经由液体管27返回室外单元10。

返回到室外单元10的液体制冷剂在由室外制冷剂流量调节阀18减压后，在室外热交换器16中蒸发。气化后的空调用制冷剂经由室外吸入管开闭阀20返回蓄存器12、空调用压缩机11。

接着，参照图2和图3对热生成单元40中的热介质的动作进行说明。

在供热水单独运转时、供冷和供热水的同时运转时、供暖和供热水的同时运转时、供冷供暖和供热水的同时运转时，供热水用压缩机41和热介质泵46工作。在热介质泵工作中，热介质从上水道等热生成单元40外流入到热生成单元40内，通过热介质配管63进入热介质泵46。

流入到热介质泵46的流热介质从排出口流入到热介质配管64，进入供热水用热交换器42。热介质在作为双重管式热交换器的供热水用热交换器42中与供热水用压缩机41排出的高温的二氧化碳进行热交换，在被加热至70～90℃后，经由热介质配管65被送出至热生成单元40外。

如上所述，热介质流动的路径(热介质配管63→热介质泵46→热介质配管64→供热水用热交换器42→热介质配管65)中混合存在树脂材料和铜，且存在不同的材料彼此的连接部分。

本实施方式中，供热水用热交换器42不会与固定了供热水用压缩机41的底板部件51接触，而被固定设置于侧板部件52，所以供热水用压缩机41运转时的振动不会通过底板部件51直接传递至供热水用热交换器42。

如上所述，本实施方式中，在通过使第1制冷循环100的低压侧回路内容积ve和高压侧回路内容积vc的容积比率为ve/vc＝0.2～10.1，而第2制冷循环200的冷凝温度从30℃变为55℃的情况下，在任意冷凝温度条件下，第1制冷循环100的供热水用压缩机41的排出温度td都为100～110℃的范围，成为供热水用压缩机41的使用上限排出温度以下。

其结果是，不管空调用制冷剂循环的制冷循环的冷凝温度tvc如何，均以第1制冷循环100的供热水用压缩机41的排出温度td为供热水用压缩机41的使用上限排出温度以下的范围内进行运转，所以不会损害供热水用压缩机41的耐久性，能够提高第1制冷循环100的可靠性。

此外，基于附图对本发明的实施方式进行了说明，但本发明不限于上述实施方式，能够在不脱离发明宗旨的范围内进行变更。

产业上的利用可能性

本发明在能够同时供给供冷、供暖、供热水所需要的温冷热的空调供热水系统中，不会损害供热水用压缩机41的耐久性，能够适用于提供可靠性高的二氧化碳循环的制冷循环。