JP2010276276A - 空気調和装置 - Google Patents

Abstract

【課題】省エネルギ性を向上しつつ、各室内機が設置されている空間での快適性を向上することができる空気調和装置を提供する。
【解決手段】制御装置４１は、複数の室内機３０のうち運転中の全ての容量をそれぞれ取得し、複数の室内機のうち運転中の全てにおける吸込温度及び設定温度の温度差をそれぞれ取得し、各室内機３０に対して取得された容量及び温度差の乗算値を全ての室内機３０で合計した値を、各室内機３０に対して取得された容量を全ての室内機３０で合計した値で除して空調負荷温度差を演算し、空調負荷温度差に基づき圧縮機１２の回転速度の上限を制御する。
【選択図】図１

Description

本発明は、空気調和装置に関するものである。

従来、制御上の空調負荷を算出して、該空調負荷に基づき空調能力（出力）に相関する圧縮機の回転速度を制御する空気調和装置が知られている。
例えば特許文献１の空気調和装置では、制御上の空調負荷を「室内吸込空気温度と室内設定温度の差」として算出し、その値が予め定められている複数の温度領域のいずれに該当するかにより、圧縮機の駆動周波数（回転速度）の上限周波数を段階的に変化させることが提案されている。例えば空調負荷が予め設定されている温度領域のうちで最も大きい領域に属する場合には、圧縮機の上限周波数を増加させるようにしている。これにより、空調能力即ち圧縮機の実駆動周波数のハンチング幅を抑制することができ、結果としてサーモオフ及びサーモオンの回数を減らすことができ省エネルギ性の向上が図れるとしている。

また、特許文献２の空気調和装置では、制御上の空調負荷を「室内温度とリモコン設定温度の差」として算出し、その空調負荷によって圧縮機の運転周波数（回転速度）を予め設定されている周波数割付条件に当てはめて決定することが提案されている。周波数割付条件としては、空調負荷が高負荷傾向であるか低負荷傾向であるかに応じて選択可能な２種類（高負荷用割付条件、低負荷用割付条件）が設けられている。なお、周波数割付条件の適用を始めるのは室外機を始動した後すぐではなく、前述の態様で算出される空調負荷が一定値以内に収まってから（即ち安定域に入ってから）としている。そして、それまでは、圧縮機の運転周波数を１分ごとに積算しており、空調負荷が一定値以内に収まった時点における積算値によって前述の高負荷傾向又は低負荷傾向の周波数割付条件を使い分けている。これにより、空調負荷に対応する最適な空調能力を確実且つ迅速に得ることができ、快適性及び省エネルギ性の向上が図れるとしている。

さらに、特許文献３の空気調和装置では、インバータ駆動等の複数の圧縮機を搭載しており、室内温度とリモコン設定温度との差の総和（全室内ユニットの総和）を制御上の空調負荷として算出し、その空調負荷によって各圧縮機の運転周波数（回転速度）等を複数のパターンに制御することが提案されている。これにより、実際の空調負荷に見合った運転周波数等で各圧縮機が運転され、最適な空調能力を確保できるとともに、不要な運転停止を回避することができるとしている。

特開２００７−１０２００号公報 特開平５−３４６２５９号公報 特開平５−１５７３７４号公報

ところで、特許文献１〜３の空気調和装置では、制御上の空調負荷の計算に室内機の運転容量（馬力）が盛り込まれていないため、例えば小容量室内機のみが設置されている空間（部屋）と大容量室内機が設置されている空間が混在する場合には、本来、空調負荷としては相違ある状態であるにも関わらず、前述の態様で算出される制御上の空調負荷は同一と見なされてしまう。このため、特に大容量室内機が設置されている空間では快適性に支障を来たす可能性がある。

本発明の目的は、省エネルギ性を向上しつつ、各室内機が設置されている空間での快適性を向上することができる空気調和装置を提供することにある。

上記問題点を解決するために、請求項１に記載の発明は、回転に伴い冷媒を圧縮する圧縮機及び冷房運転時は冷媒の凝縮器として機能し暖房運転時は冷媒の蒸発器として機能する室外機熱交換器を有する室外機と、冷房運転時は冷媒の蒸発器として機能し暖房運転時は冷媒の凝縮器として機能する室内機熱交換器を有する複数の室内機とを備える空気調和装置において、前記複数の室内機のうち運転中の全ての容量をそれぞれ取得する容量取得手段と、前記複数の室内機のうち運転中の全てにおける実際の空気温度及び目標空気温度の温度差をそれぞれ取得する温度差取得手段と、前記各室内機に対して取得された前記容量及び前記温度差の乗算値を全ての前記室内機で合計した値を、前記各室内機に対して取得された前記容量を全ての前記室内機で合計した値で除して空調負荷温度差を演算する演算手段と、前記演算された空調負荷温度差に基づき前記圧縮機の回転速度の上限を制御する回転速度制御手段とを備えたことを要旨とする。

同構成によれば、制御上の空調負荷としての前記空調負荷温度差の計算に、運転中の各室内機の容量（馬力）が盛り込まれる。そして、前記圧縮機の回転速度の上限は、前記演算された空調負荷温度差に基づいて制御される。従って、例えば小容量室内機のみが設置されている空間（部屋）と大容量室内機が設置されている空間とが混在する場合であっても、各室内機において空調負荷に対応する最適な空調能力を確保することができ、該各室内機が設置されている空間での快適性を向上することができる。また、前記圧縮機の不要な運転停止を回避することができ、省エネルギ性を向上することができる。

請求項２に記載の発明は、請求項１に記載の空気調和装置において、前記回転速度制御手段は、システムの安定状態を表す所定条件の成立後、一定期間ごとに更新される空調負荷上限回転速度に基づいて前記圧縮機の回転速度の上限を制御してなり、前記演算手段により演算された前々回の空調負荷温度差から前回の空調負荷温度差を減じて制御効果量を演算する制御効果量演算手段と、前回の空調負荷上限回転速度から前々回の空調負荷上限回転速度を減じて前回制御量を演算する制御量演算手段と、前回の空調負荷上限回転速度に、前回制御量を制御効果量で除した値に現在の空調負荷温度差を乗じた値を加えて次回の空調負荷上限回転速度を演算する空調負荷上限回転速度演算手段とを備えたことを要旨とする。

同構成によれば、前記圧縮機の回転速度の上限である空調負荷上限回転速度は、前回の空調負荷上限回転速度に、前回制御量を制御効果量で除した値に現在の空調負荷温度差を乗じた値を加えることで演算される。つまり、次回の制御量（次回の空調負荷上限回転速度から前回の空調負荷上限回転速度を減じた値）は、前回制御量とその制御量を与えたときの空調負荷変動量（制御効果量）に基づいて決定される。このように、空調負荷上限回転速度の演算に際し、前回制御量とその制御量を与えたときの空調負荷変動量（制御効果量）が反映されることで、空調負荷から本来要求されている前記圧縮機の回転速度の上限をより正確に計算することができ、前記圧縮機の発停回数の抑制により省エネルギ性を向上しつつも、各室内機が設置されている空間の空気温度を目標空気温度により迅速に到達させることができる。

請求項３に記載の発明は、請求項１又は２に記載の空気調和装置において、前記演算された空調負荷温度差が所定空調負荷温度差を超えたときに、前記回転速度制御手段による前記圧縮機の回転速度の上限制御を停止させる停止手段を備えたことを要旨とする。

同構成によれば、例えば冷房運転時における外気温度の上昇又は暖房運転時における外気温度の下降、あるいは運転中の室内機数の増加などに伴う運転容量の増加等で、制御上の空調負荷である前記空調負荷温度差が所定空調負荷温度差を超えたときは、前記停止手段により前記空調負荷温度差に基づく前記圧縮機の回転速度の上限制御が停止される。従って、空調負荷の高い状態において、前記圧縮機の回転速度即ち空調能力が徒に下げられることを防止することができ、各室内機が設置されている空間での快適性を維持することができる。

請求項４に記載の発明は、請求項３に記載の空気調和装置において、前記圧縮機の吸入管の圧力及び吐出管の圧力をそれぞれ検出する低側圧力センサ及び高側圧力センサを備え、前記停止手段は、冷房運転時にあっては前記吸入管の圧力が低側所定圧力を超えたときに、暖房運転時にあっては前記吐出管の圧力が高側所定圧力を下回ったときに、前記回転速度制御手段による前記圧縮機の回転速度の上限制御を停止させることを要旨とする。

同構成によれば、例えば冷房運転時において、外気温度の上昇や運転中の室内機数の増加などに伴う運転容量の増加等で、前記吸入管の圧力が低側所定圧力を超えるとき、即ち該圧力に相関する冷媒の蒸発温度が高く空調負荷（冷房負荷）の高い状態では、前記停止手段により前記圧縮機の回転速度の上限制御が停止される。同様に、暖房運転時において、外気温度の下降や運転中の室内機数の増加などに伴う運転容量の増加等で、前記吐出管の圧力が高側所定圧力を下回るとき、即ち該圧力に相関する冷媒の凝縮温度が低く空調負荷（暖房負荷）の高い状態では、前記停止手段により前記圧縮機の回転速度の上限制御が停止される。従って、空調負荷の高い状態において、前記圧縮機の回転速度即ち空調能力が徒に下げられることを防止することができ、各室内機が設置されている空間での快適性を維持することができる。

本発明では、省エネルギ性を向上しつつ、各室内機が設置されている空間での快適性を向上することができる空気調和装置を提供することができる。

本発明の一実施形態を示す冷媒回路図。 凝縮又は蒸発時の温度と圧力との関係を示すグラフ。 同実施形態の制御態様を示すフローチャート。

以下、本発明を具体化した一実施形態を図面に従って説明する。
図１は、本実施形態に係るヒートポンプ式の空気調和装置１を示す回路図である。同図に示されるように、空気調和装置１は、室外機１０と、複数の室内機３０とを備えて構成されている。なお、複数の室内機３０の各々は、その設置される空間（部屋）のサイズ等に合わせてその容量が選択・設定されており、少なくとも一つの室内機３０の容量がその他の室内機３０の容量と異なっていてもよい。

室外機１０には、回転に伴い冷媒を圧縮する圧縮機１２が設置されている。この圧縮機１２は、その吸入管１２ａから吸入した冷媒を圧縮するとともに、その吐出管１２ｂに冷媒配管１３ａを介して接続された四方弁１４に冷媒を送り出す。四方弁１４は、冷媒配管１３ｂを介して室外機熱交換器１５に接続されるとともに、冷媒配管１３ｄを介して各室内機３０（室内機熱交換器３１）に接続されている。また、四方弁１４は、冷媒配管１３ｆを介してアキュームレータ１８に接続されるとともに、該アキュームレータ１８は、冷媒配管１３ｇを介して圧縮機１２の吸入管１２ａに接続されている。

前記室外機熱交換器１５は、冷房運転時は冷媒の凝縮器として機能し暖房運転時は冷媒の蒸発器として機能するもので、冷媒配管１３ｈを介して室内機３０（電子膨張弁３２）に接続されている。そして、冷媒配管１３ｈには、室内機３０側への冷媒の流れを許容する逆止弁２１が配置されるとともに、該逆止弁２１と並列で電子膨張弁２２が配置されている。

各室内機３０に設置された室内機熱交換器３１は、前記冷媒配管１３ｄに接続されるとともに、電子膨張弁３２に接続されている。そして、電子膨張弁３２は、前記冷媒配管１３ｈに接続されている。室内機熱交換器３１は、冷房運転時は冷媒の蒸発器として機能し暖房運転時は冷媒の凝縮器として機能する。

次に、空気調和装置１の空気調和に係る動作について説明する。なお、冷房及び暖房の各運転時における冷媒の流れを実線矢印及び破線矢印にて表している。
まず、冷房運転時において、圧縮機１２の吐出管１２ｂを出た冷媒は、四方弁１４を通過した後、凝縮器として機能する室外機熱交換器１５に導かれる。室外機熱交換器１５において、冷媒は室外の空気（外気）により熱を奪われ、凝縮・液化する。その後、逆止弁２１を介して室内機３０に導かれた冷媒は、電子膨張弁３２において減圧されるとともに、蒸発器として機能する室内機熱交換器３１において、室内の空気の熱を奪い気化する。その後、冷媒は、四方弁１４及びアキュームレータ１８を介して圧縮機１２の吸入管１２ａに戻る。以上の過程を経ることで、室内が冷房される。

一方、暖房運転時において、圧縮機１２の吐出管１２ｂを出た冷媒は、四方弁１４を通過した後、室内機３０に導かれる。そして、冷媒は、凝縮器として機能する室内機熱交換器３１において、室内の空気に熱を放出し、凝縮・液化する。その後、電子膨張弁３２において減圧された冷媒は、電子膨張弁２２において更に減圧されて室外機熱交換器１５に導かれる。そして、冷媒は、蒸発器として機能する室外機熱交換器１５において、室外の空気の熱を吸収・気化する。その後、室外機熱交換器１５からの四方弁１４を介した冷媒が、アキュームレータ１８を介して圧縮機１２の吸入管１２ａに戻る。以上の過程を経ることで、室内が暖房される。

ここで、室外機１０には、圧縮機１２等を駆動制御する制御装置４１が設けられている。この制御装置４１は、マイコンを主体に構成されており、前記吸入管１２ａの冷媒圧力ＰＬを検出する低側圧力センサ４２及び前記吐出管１２ｂの冷媒圧力ＰＨを検出する高側圧力センサ４３にそれぞれ電気的に接続されている。

一方、各室内機３０には、電子膨張弁３２等を駆動制御する制御装置４６が設けられている。この制御装置４６は、マイコンを主体に構成されており、当該室内機３０の空気温度としての吸込温度Ｔｓを検出する温度センサ４７に電気的に接続されている。また、制御装置４６は、当該室内機３０に設定されている目標空気温度としての温度調整の設定温度（操作パネルやリモコン等の設定温度）Ｔｍ及び当該室内機３０の容量（馬力）ＰＷを、その内蔵する記憶手段に記憶する。

そして、制御装置４１は、運転中の各室内機３０の吸込温度Ｔｓ、設定温度Ｔｍ及び容量ＰＷ等を適宜の通信手段を通じて取得可能に構成されており（容量取得手段、温度差取得手段）、これら吸込温度Ｔｓ、設定温度Ｔｍ及び容量ＰＷに基づいて装置全体の空調負荷（全室内機３０で合計した空調負荷）を算出する（演算手段）。そして、制御装置４１は、例えば装置全体の空調負荷に基づいて、圧縮機１２の回転速度の上限を制御する（回転速度制御手段）。この制御（以下、「空調負荷上限回転速度制御」ともいう）は、省エネルギー性の向上を目的に圧縮機１２の回転速度を低下させるためのものである。

あるいは、制御装置４１は、冷房運転時にあっては吸入管１２ａの冷媒圧力ＰＬに基づく要求回転速度に基づいて圧縮機１２の回転速度を制御（以下、「冷房時蒸発圧力要求制御」ともいう）し、暖房運転時にあっては吐出管１２ｂの冷媒圧力ＰＨに基づく要求回転速度に基づいて圧縮機１２の回転速度を制御（以下、「暖房時凝縮圧力要求制御」ともいう）する。なお、冷房時蒸発圧力要求制御又は暖房時凝縮圧力要求制御（以下、「要求回転速度制御」ともいう）の実施時は、圧縮機１２の上限回転速度として使用領域最大回転速度Ｎｍａｘが設定される。この使用領域最大回転速度Ｎｍａｘは、例えば制御装置４１等の異常過熱や圧縮機１２の過負荷運転等を回避し得る規格上（システム）の上限回転速度である。従って、要求回転速度制御の実施時は、圧縮機１２の回転速度即ち空調能力が十分に確保され、各室内機３０が設置されている空間での快適性が迅速に向上される。

ここで、制御装置４１による冷房運転時の圧縮機１２の回転速度制御態様についてより具体的に説明する。室内機３０の操作パネルやリモコンのオンにより室外機１０（圧縮機１２）を始動すると、制御装置４１は、圧縮機１２の前述の要求回転速度制御（冷房時蒸発圧力要求制御）を行う。そして、室外機１０を始動してから所定時間（例えば５分）以上を経過すると、制御装置４１は、下式（１）に従って空調負荷温度差ΔＴｓの演算を開始する。つまり、制御装置４１は、室外機１０を始動してから前記所定時間以上を経過するまでは要求回転速度制御を継続して、空調負荷温度差ΔＴｓを演算しない。これは、前述の圧縮機１２の回転速度の上限制御に先立って、システムを最低限安定させておくためである。

空調負荷温度差ΔＴｓ＝（運転中の各室内機３０の（容量ＰＷ×（吸込温度Ｔｓ−設定温度Ｔｍ））を運転中の全ての室内機３０で合計した値）÷（運転中の各室内機３０の容量ＰＷを運転中の全ての室内機３０で合計した値）
…（１）
このように演算された空調負荷温度差ΔＴｓには、運転中の各室内機３０の容量ＰＷが盛り込まれている。そして、制御装置４１は、空調負荷温度差ΔＴｓが所定温度差ＤＴｃ（例えば２°Ｃ）を下回り、且つ、冷媒の蒸発温度ＶＴが所定温度ＶＴｃ（例えば６°Ｃ）を下回ることで、前述の空調負荷上限回転速度制御を開始する。図２に示すように、蒸発温度ＶＴは、吸入管１２ａの冷媒圧力ＰＬ（蒸発圧力）に相関するもので、前記低側圧力センサ４２により検出される。

つまり、制御装置４１は、室外機１０を始動してから前記所定時間以上を経過しても、空調負荷温度差ΔＴｓが大きく装置全体としての空調負荷が大きいと見なせる運転領域では、圧縮機１２の回転速度を下げる必要がないことから空調負荷上限回転速度制御を開始しない（待機する）。あるいは、制御装置４１は、室外機１０を始動してから前記所定時間以上を経過しても、冷媒の蒸発温度ＶＴが高く装置全体としての室内機３０の吹出し温度が高いと見なせる運転領域では、圧縮機１２の回転速度を下げることで更に蒸発温度ＶＴが高くなり、室内機３０の吹出し温度が上昇して快適性を損なう可能性があることから空調負荷上限回転速度制御を開始しない（待機する）。

システムが安定し、装置全体としての空調負荷が下がり、快適性を損なう可能性もないと判断されると、制御装置４１は、空調負荷上限回転速度制御を開始する。すなわち、制御装置４１は、当該制御の初期回転速度（初期値）として圧縮機１２の現在の回転速度に「０．９」を乗じた値を与える。そして、制御装置４１は、前記初期回転速度で圧縮機１２の回転速度の上限制御を実施後、回転速度制御周期である所定時間Ｔ（例えば３０秒）の経過後まで待機する。所定時間Ｔを経過した次回の制御周期時、制御装置４１は制御量ΔＮ及び制御効果量Ｅに基づき下式（２）に従って空調負荷上限回転速度Ｎを演算する（空調負荷上限回転速度演算手段、制御効果量演算手段、制御量演算手段）。

空調負荷上限回転速度Ｎ（ｉ）＝前回の空調負荷上限回転速度Ｎ（ｉ−１）＋（前回制御量ΔＮ（ｉ−１）／制御効果量Ｅ（ｉ））×空調負荷温度差ΔＴｓ（ｉ）
（ｉは制御周期の回数）
ただし、
前回制御量ΔＮ（ｉ−１）＝前回の空調負荷上限回転速度Ｎ（ｉ−１）−前々回の空調負荷上限回転速度Ｎ（ｉ−２）
制御効果量Ｅ（ｉ）＝前々回の空調負荷温度差ΔＴｓ（ｉ−２）−前回の空調負荷温度差ΔＴｓ（ｉ−１）
…（２）
なお、空調負荷上限回転速度制御の開始時、初期回転速度として圧縮機１２の回転速度に「０．９」を乗じた値を与えたとき、前回制御量の初期値として圧縮機１２の回転速度に「０．１」を乗じた値が採用される。

つまり、圧縮機１２の回転速度を下げるための次回の制御量ΔＮ（ｉ）（＝空調負荷上限回転速度Ｎ（ｉ）−前回の空調負荷上限回転速度Ｎ（ｉ−１））は、前回制御量ΔＮ（ｉ−１）とその制御量ΔＮ（ｉ−１）を与えたときの空調負荷変動量（制御効果量Ｅ（ｉ））に基づいて決定される。このように、空調負荷上限回転速度の演算に際し、前回制御量とその制御量を与えたときの空調負荷変動量（制御効果量）が反映されることで、空調負荷から本来要求されている圧縮機１２の回転速度の上限がより正確に計算される。

以後、制御装置４１は、所定時間Ｔの経過ごとに同様の制御（空調負荷上限回転速度制御）を繰り返す。
また、前述の態様で空調負荷上限回転速度制御を繰り返しているとき、外気温度の上昇や運転中の室内機数の増加などに伴う運転容量の増加等で空調負荷が増加した場合には、制御装置４１は、圧縮機１２の回転速度を再び上昇させる必要があることから、空調負荷上限回転速度制御を停止して（停止手段）、前述の要求回転速度制御（冷房時蒸発圧力要求制御）を再開する。

具体的には、制御装置４１は、空調負荷温度差ΔＴｓが所定空調負荷温度差としての所定温度差ＤＴｃ１（例えば３°Ｃ）以上になり、あるいは吸入管１２ａの冷媒圧力ＰＬが低側所定圧力を超え、これに相関する冷媒の蒸発温度ＶＴが所定温度ＶＴｃ１（例えば１０°Ｃ）以上になると、空調負荷上限回転速度制御を停止して、要求回転速度制御を再開する。これにより、空調負荷温度差ΔＴｓが大きく装置全体としての空調負荷が大きいと見なせる運転領域において、圧縮機１２の回転速度が徒に下げられることを防止することができる。あるいは冷媒の蒸発温度ＶＴが高く装置全体としての室内機３０の吹出し温度が高いと見なせる運転領域において、圧縮機１２の回転速度が徒に下げられることを防止することができ、室内機３０の吹出し温度が上昇して快適性を損なう可能性を低減することができる。なお、空調負荷上限回転速度制御から要求回転速度制御に切り替える際に圧縮機１２の回転速度が急増することを回避するため、該回転速度の上限を漸増させていくことがより好ましい。

次に、制御装置４１による暖房運転時の圧縮機１２の回転速度制御態様について説明する。なお、暖房運転時の上記制御は、基本的に前述の冷房運転時に準じて行われるため、ここでは冷房運転時との相違点のみを抽出して説明する。

室外機１０を始動すると、制御装置４１は、圧縮機１２の前述の要求回転速度制御（暖房時凝縮圧力要求制御）を行う。そして、室外機１０を始動してから所定時間（例えば５分）以上を経過すると、制御装置４１は、下式（３）に従って空調負荷温度差ΔＴｓの演算を開始する。

空調負荷温度差ΔＴｓ＝（運転中の各室内機３０の（容量ＰＷ×（設定温度Ｔｍ−吸込温度Ｔｓ））を運転中の全ての室内機３０で合計した値）÷（運転中の各室内機３０の容量ＰＷを運転中の全ての室内機３０で合計した値）
…（３）
そして、制御装置４１は、空調負荷温度差ΔＴｓが所定温度差ＤＴｈ（例えば２°Ｃ）を下回り、且つ、冷媒の凝縮温度ＣＴが所定温度ＣＴｈ（例えば４０°Ｃ）以上になることで、前述の空調負荷上限回転速度制御を開始する。図２に示すように、凝縮温度ＣＴは、吐出管１２ｂの圧力（凝縮圧力）に相関するもので、前記高側圧力センサ４３により検出される。

システムが安定し、装置全体としての空調負荷が下がり、快適性を損なう可能性もないと判断されると、制御装置４１は、空調負荷上限回転速度制御を開始する。この際、制御装置４１は、式（３）に基づき演算された空調負荷温度差ΔＴｓを前記式（２）に適用して空調負荷上限回転速度Ｎを演算する（空調負荷上限回転速度演算手段、制御効果量演算手段、制御量演算手段）。空調負荷上限回転速度の演算に際し、前回制御量とその制御量を与えたときの空調負荷変動量（制御効果量）が反映されることで、空調負荷から本来要求されている圧縮機１２の回転速度の上限がより正確に計算されることは既述のとおりである。

所定時間Ｔの経過ごとに空調負荷上限回転速度制御を繰り返しているとき、外気温度の下降や運転中の室内機数の増加などに伴う運転容量の増加等で空調負荷が増加した場合には、制御装置４１は、圧縮機１２の回転速度を再び上昇させる必要があることから、空調負荷上限回転速度制御を停止して（停止手段）、前述の要求回転速度制御（暖房時凝縮圧力要求制御）を再開する。具体的には、制御装置４１は、空調負荷温度差ΔＴｓが所定温度差ＤＴｈ１（例えば３°Ｃ）以上になり、あるいは吐出管１２ｂの冷媒圧力ＰＨが高側所定圧力を超え、これに相関する冷媒の凝縮温度ＣＴが所定温度ＣＴｈ１（例えば３５°Ｃ）を下回ると、空調負荷上限回転速度制御を停止して、要求回転速度制御を再開する。これにより、空調負荷温度差ΔＴｓが大きく装置全体としての空調負荷が大きいと見なせる運転領域において、圧縮機１２の回転速度が徒に下げられることを防止することができる。あるいは冷媒の凝縮温度ＣＴが低く装置全体としての室内機３０の吹出し温度が低いと見なせる運転領域において、圧縮機１２の回転速度が徒に下げられることを防止することができ、室内機３０の吹出し温度が下降して快適性を損なう可能性を低減することができる。

次に、制御装置４１による冷房運転時の圧縮機１２の回転速度制御態様について、図３のフローチャートに基づき総括して説明する。室内機３０の操作パネルやリモコンのオンにより処理がこのルーチンに移行すると、室外機１０が始動される（Ｓ１）。そして、圧縮機１２の前述の要求回転速度制御（冷房時蒸発圧力要求制御）が行われる（Ｓ２）。続いて、室外機１０が始動されてから前記所定時間以上の経過を待って（Ｓ３）、前記式（１）に従って空調負荷温度差ΔＴｓの演算が開始されるとともに、該空調負荷温度差ΔＴｓが前記所定温度差ＤＴｃを下回るか否かが判断される（Ｓ４）。そして、空調負荷温度差ΔＴｓが前記所定温度差ＤＴｃを下回ると判断されるのを待って、冷媒の蒸発温度ＶＴが前記所定温度ＶＴｃを下回るか否かが判断される（Ｓ５）。

続いて、冷媒の蒸発温度ＶＴが前記所定温度ＶＴｃを下回ると判断されるのを待って、前述の空調負荷上限回転速度の演算が開始される（Ｓ６）。すなわち、当該制御の初期回転速度として圧縮機１２の現在の回転速度に「０．９」を乗じた値が設定される（Ｓ７）。そして、この初期回転速度で空調負荷上限回転速度制御を実施後、前記所定時間Ｔ以上の経過を待って（Ｓ８）、前記式（２）に従って空調負荷上限回転速度Ｎが演算される（Ｓ９）。

次いで、空調負荷温度差ΔＴｓが前記所定温度差ＤＴｃ１以上か否かが判断される（Ｓ１０）。ここで、空調負荷温度差ΔＴｓが所定温度差ＤＴｃ１未満と判断されると、更に冷媒の蒸発温度ＶＴが前記所定温度ＶＴｃ１以上か否かが判断される（Ｓ１１）。ここで、冷媒の蒸発温度ＶＴが前記所定温度ＶＴｃ１未満と判断されると、Ｓ８に戻って同様の制御（空調負荷上限回転速度制御）が繰り返される。すなわち、Ｓ９で更新・設定された空調負荷上限回転速度Ｎで空調負荷上限回転速度制御を実施後、前記所定時間Ｔ以上の経過を待って、次回の空調負荷上限回転速度Ｎが演算等される。

また、Ｓ１０において空調負荷温度差ΔＴｓが前記所定温度差ＤＴｃ１以上と判断され、あるいは冷媒の蒸発温度ＶＴが前記所定温度ＶＴｃ１以上と判断されると、空調負荷上限回転速度の演算が停止される（Ｓ１２）。そして、圧縮機１２の上限回転速度を使用領域最大回転速度とする前述の要求回転速度制御（冷房時蒸発圧力要求制御）が行われる。

以上詳述したように、本実施形態によれば、以下に示す効果が得られるようになる。
（１）本実施形態では、制御上の空調負荷としての空調負荷温度差ΔＴｓの計算に、運転中の各室内機３０の容量ＰＷが盛り込まれる。そして、圧縮機１２の回転速度の上限は、空調負荷温度差ΔＴｓに基づいて制御される。従って、例えば小容量室内機のみが設置されている空間（部屋）と大容量室内機が設置されている空間とが混在する場合（ビル用マルチシステムなどで異容量室内機が接続されている場合）であっても、各室内機３０において空調負荷に対応する最適な空調能力を確保することができ、該各室内機３０が設置されている空間での快適性を向上することができる。

すなわち、例えば大容量室内機のみが設置されている空間（Ａ空間）と小容量室内機のみが設置されている空間（Ｂ空間）があり、Ａ空間の設定温度と室内温度の差が２°Ｃから変化せず、Ｂ空間の設定温度と室内温度の差が２°Ｃから０°Ｃに変化した場合を考える。制御上の空調負荷を単に「設定温度と室内温度の差」又は「設定温度と室内温度の差の合計」で計算している場合には、制御上の空調負荷が減少していると見なされ、圧縮機１２の回転速度が下げられてしまう。一方、本実施形態では、Ａ空間の室内温度が設定温度から離れた状態のまま変化していないことから、制御上の空調負荷としての空調負荷温度差ΔＴｓが依然として大きいままとなる。従って、圧縮機１２の回転速度の過剰な低下を抑えることができ、本来要求されている運転能力で圧縮機１２の回転速度を制御することができる。また、圧縮機１２の不要な運転停止を回避することができ、省エネルギ性を向上することができる。

（２）本実施形態では、圧縮機１２の回転速度の上限である空調負荷上限回転速度Ｎ（ｉ）は、前回の空調負荷上限回転速度Ｎ（ｉ−１）に、前回制御量ΔＮ（ｉ−１）を制御効果量Ｅ（ｉ）で除した値に現在の空調負荷温度差ΔＴｓ（ｉ）を乗じた値を加えることで演算される。つまり、次回の制御量ΔＮ（次回の空調負荷上限回転速度Ｎ（ｉ）から前回の空調負荷上限回転速度Ｎ（ｉ−１）を減じた値）は、前回制御量ΔＮ（ｉ−１）とその制御量ΔＮ（ｉ−１）を与えたときの空調負荷変動量（制御効果量Ｅ（ｉ））に基づいて決定される。このように、空調負荷上限回転速度Ｎ（ｉ）の演算に際し、前回制御量ΔＮ（ｉ−１）とその制御量ΔＮ（ｉ−１）を与えたときの空調負荷変動量（制御効果量Ｅ（ｉ））が反映されることで、空調負荷から本来要求されている圧縮機１２の回転速度の上限をより正確に計算することができ、圧縮機１２の発停回数の抑制により省エネルギ性を向上しつつも、各室内機３０が設置されている空間の吸込温度Ｔｓを設定温度Ｔｍにより迅速に到達させることができる。

すなわち、例えば吸込温度Ｔｓと設定温度Ｔｍの差が２°Ｃの状態で圧縮機１２の回転速度を下げた場合に次回制御時も同じ回転速度を与えていると、空調負荷が減少してもある温度領域の間は圧縮機１２の回転速度を変動させないため、設定温度Ｔｍまでの追従性が悪くなって発停回数を抑制しきれない場合がある。一方、本実施形態では、空調負荷から与えた制御変動幅（制御量）が空調負荷変動量（制御効果量）にどう影響を与えたかを考慮するとともに、吸込温度Ｔｓと設定温度Ｔｍの差（空調負荷温度差ΔＴｓ）に基づいて次回制御変動幅を計算することにより、設定温度Ｔｍまでの追従性を向上し発停回数を抑制することができる。

（３）本実施形態では、例えば冷房運転時における外気温度の上昇又は暖房運転時における外気温度の下降、あるいは運転中の室内機数の増加などに伴う運転容量の増加等で、制御上の空調負荷である空調負荷温度差ΔＴｓが所定温度差ＤＴｃ１，ＤＴｈ１を超えたときは、空調負荷温度差ΔＴｓに基づく圧縮機１２の回転速度の上限制御が停止される。従って、空調負荷の高い状態において、圧縮機１２の回転速度即ち空調能力が徒に下げられることを防止することができ、各室内機３０が設置されている空間での快適性を維持することができる。

（４）本実施形態では、例えば冷房運転時において、外気温度の上昇や運転中の室内機数の増加などに伴う運転容量の増加等で、吸入管１２ａの冷媒圧力ＰＬが低側所定圧力を超えるとき、即ち該冷媒圧力ＰＬに相関する冷媒の蒸発温度ＶＴが前記所定温度ＶＴｃ１を超えて空調負荷（冷房負荷）の高い状態では、空調負荷温度差ΔＴｓに基づく圧縮機１２の回転速度の上限制御が停止される。同様に、暖房運転時において、外気温度の下降や運転中の室内機数の増加などに伴う運転容量の増加等で、吐出管１２ｂの冷媒圧力ＰＨが高側所定圧力を下回るとき、即ち該冷媒圧力ＰＨに相関する冷媒の凝縮温度ＣＴが前記所定温度ＣＴｈ１を超えて空調負荷（暖房負荷）の高い状態では、空調負荷温度差ΔＴｓに基づく圧縮機１２の回転速度の上限制御が停止される。従って、空調負荷の高い状態において、圧縮機１２の回転速度即ち空調能力が徒に下げられることを防止することができ、各室内機３０が設置されている空間での快適性を維持することができる。

（５）本実施形態では、空調負荷温度差ΔＴｓに基づく圧縮機１２の回転速度の上限制御が停止されるとき、冷房運転時にあっては吸入管１２ａの冷媒圧力ＰＬ（蒸発圧力）に基づく要求回転速度に基づいて、暖房運転時にあっては吐出管１２ｂの冷媒圧力ＰＨ（凝縮圧力）に基づく要求回転速度に基づいて圧縮機１２の回転速度が制御されることで、空調負荷の高い状態においても空調能力を好適に確保することができる。

なお、上記実施形態は以下のように変更してもよい。
・本発明は、電動モータによって圧縮機１２が回転駆動される電気ヒートポンプ（ＥＨＰ）式の空気調和装置や、ガスエンジンにより圧縮機１２が回転駆動されるガスヒートポンプ（ＧＨＰ）式の空気調和装置、灯油エンジンにより圧縮機１２が回転駆動される灯油ヒートポンプ（ＫＨＰ）式の空気調和装置に適用してもよい。また、これらの各場合、圧縮機１２の回転速度を、電動モータや、ガスエンジン、灯油エンジンの回転速度を介して間接的に制御してもよい。

・特に、エンジン駆動式の空気調和装置を採用する場合、例えば暖房運転時にエンジンの冷却液回路と連係させてその排熱を利用するようにしてもよい。
次に、上記実施形態及び別例から把握できる技術的思想について以下に追記する。

・請求項４に記載の空気調和装置において、
前記停止手段により前記圧縮機の回転速度の上限制御が停止されるとき、使用領域最大回転速度を上限に、冷房運転時にあっては前記吸入管の圧力に基づく要求回転速度に基づいて、暖房運転時にあっては前記吐出管の圧力に基づく要求回転速度に基づいて前記圧縮機の回転速度を制御することを特徴とする空気調和装置。同構成によれば、前記圧縮機の回転速度の上限制御が停止されるとき、冷房運転時にあっては前記吸入管の圧力（蒸発圧力）に基づく要求回転速度に基づいて、暖房運転時にあっては前記吐出管の圧力（凝縮圧力）に基づく要求回転速度に基づいて前記圧縮機の回転速度が制御されることで、空調負荷の高い状態においても空調能力を好適に確保することができる。

１…空気調和装置、１０…室外機、１２…圧縮機、１２ａ…吸入管、１２ｂ…吐出管、１５…室外機熱交換器、３０…室内機、３１…室内機熱交換器、４１…制御装置（容量取得手段、温度差取得手段、演算手段、回転速度制御手段、制御効果量演算手段、制御量演算手段、空調負荷上限回転速度演算手段、停止手段）、４２…低側圧力センサ、４３…高側圧力センサ。

Claims (4)

1. 回転に伴い冷媒を圧縮する圧縮機及び冷房運転時は冷媒の凝縮器として機能し暖房運転時は冷媒の蒸発器として機能する室外機熱交換器を有する室外機と、冷房運転時は冷媒の蒸発器として機能し暖房運転時は冷媒の凝縮器として機能する室内機熱交換器を有する複数の室内機とを備える空気調和装置において、
   前記複数の室内機のうち運転中の全ての容量をそれぞれ取得する容量取得手段と、
   前記複数の室内機のうち運転中の全てにおける実際の空気温度及び目標空気温度の温度差をそれぞれ取得する温度差取得手段と、
   前記各室内機に対して取得された前記容量及び前記温度差の乗算値を全ての前記室内機で合計した値を、前記各室内機に対して取得された前記容量を全ての前記室内機で合計した値で除して空調負荷温度差を演算する演算手段と、
   前記演算された空調負荷温度差に基づき前記圧縮機の回転速度の上限を制御する回転速度制御手段とを備えたことを特徴とする空気調和装置。
2. 請求項１に記載の空気調和装置において、
   前記回転速度制御手段は、システムの安定状態を表す所定条件の成立後、一定期間ごとに更新される空調負荷上限回転速度に基づいて前記圧縮機の回転速度の上限を制御してなり、
   前記演算手段により演算された前々回の空調負荷温度差から前回の空調負荷温度差を減じて制御効果量を演算する制御効果量演算手段と、
   前回の空調負荷上限回転速度から前々回の空調負荷上限回転速度を減じて前回制御量を演算する制御量演算手段と、
   前回の空調負荷上限回転速度に、前回制御量を制御効果量で除した値に現在の空調負荷温度差を乗じた値を加えて次回の空調負荷上限回転速度を演算する空調負荷上限回転速度演算手段とを備えたことを特徴とする空気調和装置。
3. 請求項１又は２に記載の空気調和装置において、
   前記演算された空調負荷温度差が所定空調負荷温度差を超えたときに、前記回転速度制御手段による前記圧縮機の回転速度の上限制御を停止させる停止手段を備えたことを特徴とする空気調和装置。
4. 請求項３に記載の空気調和装置において、
   前記圧縮機の吸入管の圧力及び吐出管の圧力をそれぞれ検出する低側圧力センサ及び高側圧力センサを備え、
   前記停止手段は、冷房運転時にあっては前記吸入管の圧力が低側所定圧力を超えたときに、暖房運転時にあっては前記吐出管の圧力が高側所定圧力を下回ったときに、前記回転速度制御手段による前記圧縮機の回転速度の上限制御を停止させることを特徴とする空気調和装置。

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