JP4959800B2 - 冷凍サイクル装置の運転制御方法 - Google Patents

Description

この発明は、空気調和装置やヒートポンプなどの冷凍サイクル装置の運転制御方法に関し、特に、高圧側が熱負荷（冷熱や温熱の必要な熱量）や温度などの条件により、気液二相領域または超臨界領域で運転する、例えば二酸化炭素（CO₂）などの冷媒を用いる蒸気圧縮サイクルにおいて、熱負荷、温度条件の変動に対応して成績係数ＣＯＰ（Coefficient of Performance）が高い状態で運転を行い、省エネルギ化を図ることができる冷凍サイクル装置の運転制御方法に関するものである。

近年、地球環境保護や機器効率の向上の観点から、空気調和機の冷媒として、高圧側が熱負荷の条件などにより気液二相領域または超臨界域で運転される二酸化炭素などの超臨界冷媒の適用検討が行われている。高圧圧力が臨界圧力以上で運転される冷媒を用いる空気調和機としては、例えば、特許文献１に記載された超臨界蒸気圧縮サイクルの運転方法および運転装置がある。

特許文献１に記載された超臨界蒸気圧縮サイクルの運転方法では、圧縮機、高圧側熱交換器（放熱器）、絞り手段および蒸発器を備えた超臨界蒸気圧縮サイクル装置において、予め、放熱器に流入して冷媒と熱交換する流体の流入温度と、蒸気圧縮サイクルの成績係数が最大となる高サイド圧力との特性を求めておく。そして、蒸気圧縮サイクルの制御量としてのこの流体の流入温度（例えば、室内温度）を測定し、この測定値が目標値に達せず、蒸気圧縮サイクルの能力を必要とする場合には、予め求めておいた流体の流入温度と高サイド圧力との特性をもとに、絞り手段の開度を調整し、成績係数が最大となるような高サイド圧力で運転する。一方、蒸気圧縮サイクルの能力を必要としない場合には、絞り手段の開度を調整して、高サイド圧力を予め設定した最低限高サイド圧力まで低下させて能力を減少させ、この最低限高サイド圧力による運転が予め設定した一定時間継続した場合に、圧縮機を停止させ、手動による圧縮機のオン／オフ制御を行う。

特開平１１−２１１２５１号公報

この種の超臨界蒸気圧縮サイクル装置の運転方法においては、熱交換器中の冷媒と熱交換する流体(たとえば空気)の熱伝達特性が重要になる。しかしながら、上述した従来の超臨界蒸気圧縮サイクル装置の運転方法は、熱交換器の冷媒と熱交換する流体の熱伝達特性を考慮に入れた制御ではなく、実用上、装置で起こりうる熱負荷、冷媒と熱交換する流体の温度条件、流体の流量の変動などに対応できなかった。よって、上述した従来の超臨界蒸気圧縮サイクル装置の運転方法は、省エネルギ化を訴求しているにもかかわらず、実用上起こりうる熱負荷、流体の温度条件、或いは流体の流量などの変動に対して適切な制御を行うことができず、効率的な運転を行うことができないという課題があった。

この発明は、上記課題を解決するためになされたもので、高圧側が気液二相領域または超臨界領域で運転される冷媒を用い、熱負荷や温度条件の変動に対しても高いＣＯＰを維持した運転を行うことで省エネルギ化を図ることができる冷凍サイクル装置の運転制御方法を得ることを目的とする。

この発明による冷凍サイクル装置の運転制御方法は、圧縮機、高圧側熱交換器、絞り手段および低圧側熱交換器を液配管およびガス配管により接続して構成され、冷媒が循環される冷媒回路と、上記高圧側熱交換器および上記低圧側熱交換器に対して被加熱媒体および被冷却媒体を搬送する被加熱媒体搬送手段および被冷却媒体搬送手段と、上記冷媒回路内の上記冷媒の温度および圧力、および上記被加熱媒体および被冷却媒体の温度を検出する検出手段と、上記検出手段から得られた冷媒情報をもとにした熱負荷と温度条件とから高圧圧力目標値を設定し、上記圧縮機の回転数、上記絞り手段の開度、上記被加熱媒体の流量、および上記被冷却媒体の流量の少なくとも１つを制御して、高圧圧力を設定された上記高圧圧力目標値に合うように制御する制御手段と、を備えた冷凍サイクル装置の運転制御方法において、上記制御手段が、上記高圧圧力目標値を設定する際に閾値を設け、上記高圧圧力目標値を設定する時点での上記高圧圧力が上記閾値未満の場合には、上記高圧圧力目標値を、上記熱負荷と上記被加熱媒体の流入温度とにもとづいて算出し、上記高圧圧力目標値を設定する時点での上記高圧圧力が上記閾値以上の場合には、上記高圧圧力目標値を、上記熱負荷と、上記被加熱媒体の流入温度と、上記被冷却媒体の流入温度とにもとづいて算出する。

本発明によれば、高圧側熱交換機内の冷媒の流動状態が単相流（過熱ガス、過冷却液、超臨界流体）や気液二相流となり、冷媒温度やその熱伝達率が変化することを考慮に入れて、高圧圧力目標値を設定する時点での高圧圧力が閾値以上の場合と閾値未満の場合とで、高圧圧力目標値の設定方法を変えている。例えば、高圧側熱交換器内の冷媒と被加熱媒体との熱抵抗の大小を比較して高圧圧力目標値を設定することで、低圧側熱交換器の被冷却媒体の温度、流量が変動して高圧側熱交換器入口の冷媒状態が変化しても、ＣＯＰが高い状態での運転を維持することができる。

この発明の実施の形態１に係る空気調和機を示す冷媒回路図である。 図１に示した冷媒回路の冷凍サイクルにおける圧力−比エンタルピ線図である。 図１に示した冷媒回路の冷凍サイクルにおける負荷が小さな冷房運転時に外気温度が変動した場合の圧力−比エンタルピ線図である。 図１に示した冷媒回路の冷凍サイクルにおける負荷が大きな冷房運転時に外気温度が変動した場合の圧力−比エンタルピ線図である。 図１に示した冷媒回路の冷凍サイクルにおける負荷が小さな暖房運転時に外気温度が変動した場合の圧力−比エンタルピ線図である。 図１に示した冷媒回路の冷凍サイクルにおける負荷が中程度の暖房運転時に外気温度が変動した場合の圧力−比エンタルピ線図である。 図１に示した冷媒回路の冷凍サイクルにおける負荷が大きな暖房運転時に外気温度が変動した場合の圧力−比エンタルピ線図である。 この発明の実施の形態１に係る空気調和機における冷房運転時の運転制御のフローチャートである。 この発明の実施の形態１に係る空気調和機における暖房運転時の運転制御のフローチャートである。 この発明の実施の形態１に係る過冷却度ＳＣの定義方法を説明する図である。 この発明の実施の形態２に係る空気調和機を示す冷媒回路図である。 図１１に示した冷媒回路の冷凍サイクルにおける冷房運転時に外気温度が変動した場合の圧力−比エンタルピ線図である。 この発明の実施の形態３に係る空気調和機を示す冷媒回路図である。

以下、この発明の実施の形態を、図を用いて説明する。
実施の形態１．
図１はこの発明の実施の形態１に係る空気調和機を示す冷媒回路図、図２は図１に示した冷媒回路の冷凍サイクルにおける圧力−比エンタルピ線図である。

図１において、冷凍サイクル装置としての空気調和機は、冷媒として二酸化炭素を用いるもので、冷媒を圧縮するための圧縮機１、室外熱交換器２、室外の空気を室外熱交換器２に導入する室外ファン３およびアキュムレータ１０を有する室外ユニットＡと、室内熱交換器６および室内の空気を室内熱交換器６に導入する室内ファン７からなる１台の室内機を有する室内ユニットＢと、を備える。

圧縮機吐出側配管２０の一端が圧縮機１の冷媒吐出口に接続され、他端が四方切替弁９に接続されている。圧縮機吸入側配管２１の一端が圧縮機１の冷媒吸入口に接続され、他端がアキュムレータ１０の上部に接続されている。流入管２２の一端が四方切替弁９に接続され、他端がアキュムレータ１０の上部に接続されている。室外熱交換器２の一端が配管２３を介して四方切替弁９に接続されている。室内熱交換器６の一端が第１接続配管としてのガス配管８を介して四方切替弁９に接続されている。室外熱交換器２の他端と室内熱交換器６の他端とが第２接続配管としての液配管５により接続されている。絞り手段としての電子式膨張弁４が室外ユニットＡ内の液配管５に設けられている。なお、この電子式膨張弁４は液配管５に設けられていれば室内ユニットＢ内に取り付けられていてもよい。

四方切替弁９は、運転モードに応じて、室外熱交換器２に流れる冷媒の方向を切り換えられるように構成されている。冷房運転時では、四方切替弁９は、ガス配管８を流入管２２を介してアキュムレータ１０に接続し、圧縮機１の冷媒吐出口を圧縮機吐出側配管２０および配管２３を介して室外熱交換器２の一端に接続する。このとき冷媒は、室外熱交換器２の一端から他端へと流れる。一方、暖房運転時では、四方切替弁９は、室外熱交換器２の一端を配管２３および流入管２２を介してアキュムレータ１０に接続し、圧縮機１の冷媒吐出口を圧縮機吐出側配管２０およびガス配管８を介して室内熱交換器６の一端に接続する。このとき冷媒は、室外熱交換器２の他端から一端へと流れる。

冷媒の吐出圧力を検出する吐出圧力検出器１１が圧縮機吐出側配管２０に設けられ、冷媒の吸入圧力を検出する吸入圧力検出器１２が圧縮機吸入側配管２１に設けられている。冷媒温度検出器１３，１４が配管２３および液配管５の室外熱交換器２の出入り口近傍に配設されている。冷媒温度検出器１５，１６が液配管５およびガス配管８の室内熱交換器６の出入り口近傍に配設されている。なお、冷媒温度検出器１３〜１６は、冷媒の温度を直接測る代わりに各配管の表面温度を測っても同様の効果が得られる。室内温度検出器１７および外気温度検出器１８が室内熱交換器６および室外熱交換器２のそれぞれの空気側に設けられ、空気側の代表温度として、例えば吸い込み温度を測る。

制御手段１９は、吐出圧力検出器１１、吸入圧力検出器１２、冷媒温度検出器１３〜１６、室内温度検出器１７および外気温度検出器１８の検出信号に基づいて、圧縮機１の駆動、室外ファン３のファンモータ３ａの駆動、電子式膨張弁４の開度、室内ファン７のファンモータ７ａの駆動、四方切替弁９の弁切り換え動作を制御する。また、制御手段１９は後述する熱負荷と温度条件と各制御値を決定する関数などが格納されたメモリ１９ａを備えている。

つぎに、このように構成された空気調和機の冷房運転時の動作について説明する。四方切替弁９は、図１に実線で示されるように接続され、圧縮機１の吐出側出口に接続された圧縮機吐出側配管２０と室外熱交換器２の一端に接続された配管２３とを連通し、流入管２２と室内熱交換器６の一端に接続されたガス配管８とを連通する。この時、室外熱交換器２は放熱器として機能し、室内熱交換器６は蒸発器として機能する。そして、室外熱交換器２が高圧側熱交換器に相当し、室内熱交換器６が低圧側熱交換器に相当する。また、室外空気が被加熱媒体に相当し、室外ファン３が被加熱媒体搬送手段に相当する。一方、室内空気が被冷却媒体に相当し、室内ファン７が被冷却媒体搬送手段に相当する。

まず、アキュムレータ１０内の低温・低圧の冷媒ガスが圧縮機吸入側配管２１を介して圧縮機１に吸入され、圧縮機１により圧縮され、高温・高圧の冷媒ガスとなって吐出される。この時、圧縮機１における冷媒の変化は、図２に示される圧力−比エンタルピ線図中、Ａ→Ｂで表される。つまり、冷媒は圧縮機１にて高圧圧力Ｐ_Hまで圧縮される。

室外熱交換器２に導入された高温・高圧の冷媒ガスは、室外ファン３により室外熱交換器２に導入された室外の空気と熱交換される。冷媒としての二酸化炭素は、温度が下がりながら室外の空気を加熱する。この時、室外熱交換器２での冷媒の変化は、図２に示される圧力−比エンタルピ線図中、Ｂ→Ｃで表され、冷媒は、室外熱交換器２の出口温度Ｔ_dまで放熱される。
そして、中温・高圧の冷媒ガスは、液配管５を流通し、電子式膨張弁４にて減圧されて低温・低圧の気液二相状態の冷媒となる。電子式膨張弁４での冷媒の変化は、図２に示される圧力−比エンタルピ線図中、Ｃ→Ｄで表され、冷媒は、低圧圧力Ｐ_Lまで減圧される。

低温・低圧の気液二相状態の冷媒は、液配管５を流通して室内熱交換器６に導入される。室内熱交換器６に導入された低温・低圧の気液二相状態の冷媒は、室内ファン７により室内熱交換器６に導入された室内の空気と熱交換され、室内の空気を冷却しながら、低温・低圧の冷媒蒸気に変化する。この時、室内熱交換器６での冷媒の変化は、図２に示される圧力−比エンタルピ線図中、Ｄ→Ａで表され、冷媒は、室内の空気の熱を吸熱し、過熱度ＳＨがつく。
そして、低温・低圧の冷媒蒸気は、ガス配管８および流入管２２を流通してアキュムレータ１０に戻される。アキュムレータ１０に戻された冷媒は気液分離され、低温・低圧の冷媒ガスが圧縮機吸入側配管２１を介して圧縮機１に吸入される。

このように、冷媒が、図１に実線の矢印で示されるように、圧縮機１→圧縮機吐出側配管２０→四方切替弁９→配管２３→室外熱交換器２→液配管５→電子式膨張弁４→室内熱交換器６→ガス配管８→四方切替弁９→流入管２２→アキュムレータ１０→圧縮機吸入側配管２１→圧縮機１の順で冷媒回路内を循環し、冷房運転が行われる。

つぎに、暖房運転時の動作について説明する。四方切替弁９は、図１に点線で示されるように接続され、圧縮機１の吐出側出口に接続された圧縮機吐出側配管２０と室内熱交換器６の一端に接続されたガス配管８とを連通し、流入管２２と室外熱交換器２の一端に接続された配管２３とを連通する。この時、室外熱交換器２は蒸発器として機能し、室内熱交換器６は放熱器として機能する。そして、室外熱交換器２が低圧側熱交換器に相当し、室内熱交換器６が高圧側熱交換器に相当する。また、室外空気が被冷却媒体に相当し、室外ファン３が被冷却媒体搬送手段に相当する。一方、室内空気が被加熱媒体に相当し、室内ファン７が被加熱媒体搬送手段に相当する。

まず、アキュムレータ１０内の低温・低圧の冷媒ガスが圧縮機吸入側配管２１を介して圧縮機１に吸入され、圧縮機１により圧縮され、高温・高圧の冷媒ガスとなって吐出される。この時、圧縮機１における冷媒の変化は、図２に示される圧力−比エンタルピ線図中、Ａ→Ｂで表される。つまり、冷媒は圧縮機１にて高圧圧力Ｐ_Hまで圧縮される。

ガス配管８を介して室内熱交換器６に導入された高温・高圧の冷媒ガスは、室内ファン７により室内熱交換器６に導入された室内の空気と熱交換され、室内の空気を加熱しながら温度が下がる。この時、室内熱交換器６での冷媒の変化は、図２に示される圧力−比エンタルピ線図中、Ｂ→Ｃで表され、冷媒は、室内熱交換器６の出口温度Ｔ_dまで放熱される。
そして、中温・高圧の冷媒ガスは、液配管５を流通し、電子式膨張弁４にて減圧されて低温・低圧の気液二相状態の冷媒となる。電子式膨張弁４での冷媒の変化は、図２に示される圧力−比エンタルピ線図中、Ｃ→Ｄで表され、冷媒は、低圧圧力Ｐ_Lまで減圧される。

低温・低圧の気液二相状態の冷媒は、液配管５を流通して室外熱交換器２に導入される。室外熱交換器２に導入された低温・低圧の気液二相状態の冷媒は、室外ファン３により室外熱交換器２に導入された室外の空気と熱交換され、室外の空気を冷却しながら、低温・低圧の冷媒蒸気に変化する。この時、室外熱交換器２での冷媒の変化は、図２に示される圧力−比エンタルピ線図中、Ｄ→Ａで表され、冷媒は、室外の空気の熱を吸熱する。そして、低温・低圧の冷媒蒸気は、配管２３および流入管２２を流通してアキュムレータ１０に戻される。アキュムレータ１０に戻された冷媒は気液分離され、低温・低圧の冷媒ガスが圧縮機吸入側配管２１を介して圧縮機１に吸入される。なお、高圧圧力Ｐ_Hが臨界圧力以下になる場合には、図２中の点Ｃの温度は、当該圧力の冷媒の凝縮温度Ｔ_cよりも低く（Ｔ_d＜Ｔ_c）、過冷却度ＳＣ（＝Ｔ_c−Ｔ_d）をつける。

このように、冷媒が、図１に点線の矢印で示されるように、圧縮機１→圧縮機吐出側配管２０→四方切替弁９→ガス配管８→室内熱交換器６→液配管５→電子式膨張弁４→室外熱交換器２→配管２３→四方切替弁９→流入管２２→アキュムレータ１０→圧縮機吸入側配管２１→圧縮機１の順で冷媒回路内を循環し、暖房運転が行われる。

つぎに、冷房運転時および暖房運転時のＣＯＰが高い状態で運転するための目標となるサイクルを図３〜図７に示す。ここで、図３および図４は冷房運転時の冷房負荷Ｑ_c ^*と外気温度Ｔ_oとが変動した場合の目標となるサイクルを示し、図５〜図７は暖房運転時の暖房負荷Ｑ_h ^*と外気温度Ｔ_oとが変動した場合の目標となるサイクルを示している。なお、通常は室内温度の設定温度は大きく変更しないため、室内温度Ｔ_iは一定としている。

図３および図４から分かるように、冷房運転時には、室外熱交換器２側の圧力である高圧圧力Ｐ_Hは冷房負荷Ｑ_c ^*と外気温度Ｔ_oとの変動に伴い大きく変わる。一方、室内熱交換器６側の圧力である低圧圧力Ｐ_Lは冷房負荷Ｑ_c ^*のみにより変わる。
図５〜図７から分かるように、暖房運転時には、室外熱交換器２側の圧力である低圧圧力Ｐ_Lは暖房負荷Ｑ_h ^*と外気温度Ｔ_oとの変動に伴い大きく変わる。一方、室内熱交換器６側の圧力である高圧圧力Ｐ_Hは、暖房負荷Ｑ_h ^*が小さく臨界圧力を超えない場合には暖房負荷Ｑ_h ^*のみにより変わり、暖房負荷Ｑ_h ^*が大きく臨界圧力を超える場合には暖房負荷Ｑ_h ^*と外気温度Ｔ_oとにより変わる。

例えば、二酸化炭素を冷媒とする一般的な空気熱交換器を用いて冷凍サイクルを制御する場合には、冷房運転で室内温度Ｔ_iが２７℃の場合、外気温度が１０℃≦Ｔ_o≦３５℃、冷房負荷が０．２５≦Ｑ_c ^*／Ｑ_c ^* _(定格)≦１の条件下で、高圧圧力目標値Ｐ_H ^*、低圧圧力目標値Ｐ_L ^*、および過熱度目標値ＳＨ^*を式（１）〜（３）を満足するように設定すればよい。

また、暖房運転で室内温度Ｔ_iが２０℃の場合、外気温度が−８℃≦Ｔ_o≦１７℃、暖房負荷が０．２５≦Ｑ_h ^*／Ｑ_h ^* _(定格)≦１の条件下で、高圧圧力Ｐ_Hが臨界圧力以上の場合には、高圧圧力目標値Ｐ_H ^*、液温目標値Ｔ_d ^*を式（４）、（５）を満足するように設定すればよい。

同条件下で、高圧圧力Ｐ_Hが臨界圧力未満の場合には、高圧圧力目標値Ｐ_H ^*、低圧圧力目標値Ｐ_L ^*、および過冷却度目標値ＳＣ^*を式（６）〜（８）を満足するように設定すればよい。

なお、各目標値には熱交換器の性能や大きさが大きく影響することから、組み合わせるシステムにより上記各設定式の係数を変更する必要がある。また、高圧圧力目標値の設定方法を変える運転制御方法は、ＣＯ₂冷媒に限らず他の冷媒の場合にも有効であり、高圧側熱交換器の冷媒と熱交換する流体の流入温度が臨界温度付近の場合には、臨界圧力で制御目標値の設定方法を変更するとよい。

以下、熱負荷（冷房負荷Ｑ_c ^*や暖房負荷Ｑ_h ^*）と温度条件が変動したときに、圧力目標値の設定方法に閾値を設けて設定方法を変更する理由について説明する。
冷房時の室外熱交換器２および暖房時の室内熱交換器６は、図２の圧力−比エンタルピ線図中のＢ→Ｃに当たり、暖房時の室外熱交換器２および冷房時の室内熱交換器６は、図２の圧力−比エンタルピ線図中のＤ→Ａに当たる。熱交換能力Ｑ［ｋＷ］は、式（９）、（１０）で表される。

但し、Ｇｒ：冷媒質量流量［ｋｇ／ｓ］、Δｈ：熱交換器出入り口の比エンタルピ差［ｋＪ／ｋｇ］、α：冷媒−室内空気間の総括熱伝達係数［ｋＷ／（ｍ²・Ｋ）］、Ａ：伝熱面積［ｍ²］、ΔＴ：冷媒−室内空気間の温度差［Ｋ］である。
そこで、式（９）、（１０）から、冷媒質量流量Ｇｒ、冷媒温度（冷媒圧力）、空気流量、および室内空気温度により熱交換能力Ｑが決定される。ある温度条件（室内の温度Ｔ_i、外気温度Ｔ_o）で必要な熱交換能力Ｑを発揮するためには、冷媒質量流量Ｇｒを変化させるか、絞り手段などのサイクルの制御手段により熱交換器中の冷媒圧力や冷媒温度を変化させて、ΔＴ、Δｈを変化させる必要がある。

つぎに、冷房負荷Ｑ_c ^*と外気温度Ｔ_oが変動した場合に、冷房運転時には低圧圧力目標値Ｐ_L ^*が冷房負荷Ｑ_c ^*のみにより変化する理由を図２〜図４を用いて説明する。
図２のＤ→Ａのように、冷房運転時の室内熱交換器６中の冷媒は、気液二相流で流入する。また、冷媒は気液二相流のために、冷媒側の熱伝達率は空気側の熱伝達率に比べて大きい。つまり、室内熱交換器６では、空気側の熱抵抗が支配的となる。ここで、外気温度Ｔ_oが高くなると，図２中の点Ｃの比エンタルピを下げられなくなり、図３および図４のように、室内熱交換器６に流入する比エンタルピが上昇する。そのため、室内熱交換器６の出入口の比エンタルピの差Δｈが小さくなる。必要な熱交換能力Ｑを確保するためには、冷媒質量流量Ｇｒを増加させるか、低圧圧力Ｐ_Lを下げて熱伝達特性を上げ、Δｈを大きくする必要がある。しかし、低圧圧力Ｐ_Lを下げて、Δｈを大きくすると、冷媒の過熱度ＳＨが大きくなり、熱交換器の配管内で過熱ガスが占める領域が広がることにより冷媒側の熱伝達特性が大きく減少し、効率が悪くなる。よって、冷媒質量流量Ｇｒを増加させたほうが効率的になる。また、熱交換器の空気側の熱抵抗が冷媒側の熱抵抗に比べて大きいことから冷媒質量流量Ｇｒを変化させて冷媒側の熱伝達率が上昇しても、総括した冷媒−室内空気間の熱伝達率αには大きな影響を与えない。よって、冷房運転時の室内熱交換器６の熱交換能力Ｑは室内空気と冷媒温度の温度差ΔＴにほぼ比例する。つまり、外気温度Ｔ_oが変動しても、低圧圧力目標値Ｐ_L ^*は影響を受けない。

続いて、暖房負荷Ｑ_h ^*と外気温度Ｔ_oが変動した場合に、暖房運転時の暖房負荷Ｑ_h ^*が小さくて、高圧圧力Ｐ_Hが臨界圧力を超えない場合には、高圧圧力目標値Ｐ_H ^*が暖房負荷Ｑ_h ^*のみにより変化する理由を図２と図５を用いて説明する。
暖房運転時に暖房負荷Ｑ_h ^*が小さな場合には、冷媒質量流量Ｇｒを減らすと同時に、空気と冷媒の温度差も大きくなくてよいために、サイクルの高低圧差を減少させることができ、高圧圧力目標値Ｐ_H ^*が臨界圧力以下になる。このような場合には、冷媒質量流量Ｇｒが小さなことで、特に、ガス単相領域および液単相領域で冷媒側の熱伝達率が空気側の熱伝達率と同程度となる。
ここで、外気温度Ｔ_oが変動すると、室外熱交換器２で室外空気から所定の熱を吸収するために、低圧圧力目標値Ｐ_L ^*も変化し、外気温度Ｔ_oが高くて低圧圧力Ｐ_Lが高い場合よりも外気温度Ｔ_oが低くて低圧圧力Ｐ_Lが低い場合の方が、室内熱交換器６に流入する冷媒の温度は高くなり、比エンタルピは大きくなる。つまり、外気温度Ｔ_oが高い場合には暖房能力の確保のために、高圧圧力Ｐ_Hを上げてΔＴを上げてΔｈを増大させるか、冷媒質量流量Ｇｒを増大させる必要がある。しかし、この場合には冷媒質量流量Ｇｒを増大させると、室内熱交換器６に流入する冷媒の温度、比エンタルピが減少して全体的な冷媒と空気の温度差ΔＴは減少するが、冷媒側の熱伝達率が空気側の熱伝達率と同程度であり、冷媒質量流量Ｇｒの増大によりαも改善されるため、図５に示すように、高圧圧力目標値Ｐ_H ^*を変化させることなく効率よく能力を発揮することができる。つまり、高圧圧力目標値Ｐ_H ^*は外気温度Ｔ_oにより変える必要がない。

さらに、暖房負荷Ｑ_h ^*と外気温度Ｔ_oが変動した場合に、暖房運転時の暖房負荷Ｑ_h ^*が大きくて、高圧圧力Ｐ_Hが臨界圧力を超える場合には、高圧圧力目標値Ｐ_H ^*が暖房負荷Ｑ_h ^*および外気温度Ｔ_oにより変化する理由を図２と図７を用いて説明する。
暖房負荷Ｑ_h ^*が小さな場合と同様に外気温度Ｔ_oが高くなると、流入する冷媒の温度は低くなり、比エンタルピは小さくなる。しかし、暖房負荷Ｑ_h ^*が小さな場合と異なり、冷媒質量流量Ｇｒは大きなため、冷媒側の熱抵抗は小さく、熱交換器の空気側の熱抵抗が冷媒側に比べて大きくなっている。よって、外気温度Ｔ_oが高くなると、高圧側熱交換器に流入する冷媒温度が低下するためにΔＴが減少する一方で、流量が増加してもαはあまり変わらない。結果として、ΔＴを増大させる、つまり、図７のように高圧圧力Ｐ_Hを上げることにより、能力を確保しつつ効率のよい運転を行うことができる。

このように、上記の運転制御方法により、冷房負荷Ｑ_c ^*や暖房負荷Ｑ_h ^*や外気温度Ｔ_oが変化しても、ＣＯＰが高い状態で運転を行うことができる。

ついで、制御手段１９による冷凍サイクルの運転制御方法について説明する。図８は冷房運転時の運転制御方法のフローチャート、図９は暖房運転時の運転制御方法のフローチャートである。なお、図８中、ステップ１〜ステップ１３をＳ１〜Ｓ１３とし、図９中、ステップ２１〜ステップ３３をＳ２１〜Ｓ３３とする。

まず、冷房運転時の冷凍サイクルの運転制御方法について図８に示すフローチャートを参照しつつ説明する。この運転制御方法では、熱負荷および温度条件に合った、低圧圧力Ｐ_L、高圧圧力Ｐ_H、室内熱交換器６の出口での冷媒の過熱度ＳＨの各制御指標の目標値Ｐ_L ^*、Ｐ_H ^*、ＳＨ^*を設定し、圧縮機１の回転数、電子式膨張弁４の開度、室外ファン３の回転数、および室内ファン７の回転数を変化させ、制御指標を制御目標値に近づける制御を行い、ＣＯＰが高い状態で運転を行うものである。

ステップ１にて、制御機器の初期値を出力し、ステップ２に移行し、吐出圧力検出器１１、吸入圧力検出器１２、冷媒温度検出器１３〜１６、室内温度検出器１７および外気温度検出器１８の検出信号を入力する。ついで、ステップ３に移行し、低圧圧力Ｐ_L、高圧圧力Ｐ_H、室内熱交換器６の出口での冷媒の過熱度ＳＨを算出し、かつ室内熱交換器６の出入り口の冷媒の比エンタルピ差と圧縮機１の回転数とから求められる冷媒質量流量Ｇｒに基づいて現在の冷房能力Ｑ_cを算出する。
ついで、ステップ４に移行し、サイクル内の冷媒の状態量から推算できる冷房能力Ｑ_cの時系列データ、および室内熱交換器６の気流吸い込み口に設置した室内温度検出器１７の測定データによる室内温度Ｔ_iの時系列データを元に、冷房能力Ｑ_cと室内温度Ｔ_iとの相関性をとり、冷房負荷Ｑ_c ^*を推算する。

ついで、ステップ５に移行し、制御手段１９は高圧圧力Ｐ_Hが臨界圧力を超えているかの判断を行う。そして、高圧圧力Ｐ_Hが臨界圧力を超えていると判断されるとステップ６に移行し、また高圧圧力Ｐ_Hが臨界圧力を超えていないと判断されるとステップ７に移行し、現在のメモリ１９ａに保持された熱負荷と温度条件と各制御機器の制御値を決定する関数をもとに、下記に示す制御目標値の変更を行う。

(1)高圧圧力Ｐ_Hが臨界圧力未満の場合（ステップ７）
Ｐ_H ^*＝ｆ₁（Ｔ_o，Ｑ_c ^*）
Ｐ_L ^*＝ｆ₂（Ｔ_i，Ｑ_c ^*）
ＳＨ^*＝ｆ₃（Ｔ_i，Ｔ_o，Ｑ_c ^*）

(2)高圧圧力Ｐ_Hが臨界圧力以上の場合（ステップ６）
Ｐ_H ^*＝ｆ₁（Ｔ_i，Ｔ_o，Ｑ_c ^*）
Ｐ_L ^*＝ｆ₂（Ｔ_i，Ｑ_c ^*）
ＳＨ^*＝ｆ₃（Ｔ_i，Ｔ_o，Ｑ_c ^*）

ついで、ステップ８に移行し、制御機器の制御値の変更量（圧縮機１の回転数の変更量Δｆ、室外ファン３の回転数の変更量ΔＦ_o、電子式膨張弁４の開度の変更量ΔＣ_V、および室内ファン７の回転数の変更量ΔＦ_i）を、以下に示すように各制御指標の目標値と現在値の偏差をもとに比例制御により算出する。

Δｆ＝ｆ₄（Ｐ_L−Ｐ_L ^*）
ΔＦ_o＝ｆ₅（Ｐ_H−Ｐ_H ^*）
ΔＣ_V＝ｆ₆（ＳＨ−ＳＨ^*）
ΔＦ_i＝ｆ₇（Ｑ_c−Ｑ_c ^*）

なお、上述した制御機器の制御値の変更量と制御指標との関係は代表的な一例で、例えば低圧圧力Ｐ_Lの制御を電子式膨張弁４の開度ΔＣ_Vで制御するなど、制御指標と制御機器の組み合わせを変更することも可能である。

ついで、ステップ９に移行し、制御手段１９は算出された変更量に基づいて新たな制御値を出力し、ステップ１０からステップ１２で、ステップ２からステップ４と同様に冷凍サイクル装置内の計測器で各温度、圧力データを測定し、低圧圧力Ｐ_L、高圧圧力Ｐ_H、室内熱交換器６の出口での冷媒の過熱度ＳＨ、現在の冷房能力Ｑ_c、冷房負荷の推定値Ｑ_c ^*を算出する。

ついで、ステップ１３に移行し、各制御指標の目標値からの誤差が設定した誤差範囲（ε₁，ε₂，ε₃，ε₄）内に入っているかの確認を行う。

｜Ｐ_L−Ｐ_L ^*｜＜ε₁
｜Ｐ_H−Ｐ_H ^*｜＜ε₂
｜ＳＨ−ＳＨ^*｜＜ε₃
｜Ｑ_c−Ｑ_c ^*｜＜ε₄

各制御指標の目標値からの誤差が設定した誤差範囲内に入っていない場合、ステップ５に戻る。そして、これらの全ての制御指標が誤差範囲内に収まるまで、ステップ５からステップ１３の制御を続ける。
なお、ステップ６にて、高圧圧力目標値Ｐ_H ^*を、冷房負荷Ｑ_c ^*と、外気温度（被加熱媒体）Ｔ_oと、室内温度（被冷却媒体）Ｔ_iとに基づいて算出するものとしている。しかし、室外熱交換器（高圧側熱交換器）２への冷媒の流入温度或いは冷媒の室外熱交換器２の入口の比エンタルピは室内温度Ｔ_iと室内ファン７の回転数Ｆ_iにより一義的に決まることから、室内温度Ｔ_iに代えて、室外熱交換器２への冷媒の流入温度或いは冷媒の室外熱交換器２の入口の比エンタルピを用いてもよい。

ついで、暖房運転時の冷凍サイクルの運転制御方法について図９に示すフローチャートを参照しつつ説明する。この運転制御方法では、熱負荷および温度条件に合った、低圧圧力Ｐ_L、高圧圧力Ｐ_H、室内熱交換器６の出口での冷媒の液温Ｔ_d、過冷却度ＳＣ各制御指標の目標値Ｐ_L ^*、Ｐ_H ^*、Ｔ_d ^*、ＳＣ^*を設定し、圧縮機１の回転数、電子式膨張弁４の開度、室外ファン３の回転数、および室内ファン７の回転数などを変化させ、制御指標を制御目標値に近づける制御を行い、ＣＯＰが高い状態で運転を行うものである。

ステップ２１にて、制御機器の初期値を出力し、ステップ２２に移行し、冷凍サイクル装置内の計測器である吐出圧力検出器１１、吸入圧力検出器１２、冷媒温度検出器１３〜１６、室内温度検出器１７および外気温度検出器１８の検出信号を入力する。ついで、ステップ２３に移行し、低圧圧力Ｐ_L、高圧圧力Ｐ_H、室内熱交換器６の出口での冷媒の液温Ｔ_dまたは過冷却度ＳＣ算出し、かつ室内熱交換器６の出入り口の冷媒の比エンタルピ差と圧縮機１の回転数から求められる冷媒質量流量Ｇｒにより、現在の暖房能力Ｑ_hを算出する。
ついで、ステップ２４に移行し、サイクル内の冷媒の状態量から推算できる暖房能力Ｑ_hの時系列データ、および室内熱交換器６の気流吸い込み口に設置した室内温度検出器１７の測定データによる室内温度Ｔ_iの時系列データをもとに、暖房能力Ｑ_hと室内温度Ｔ_iとの相関性をとり、暖房負荷Ｑ_h ^*を推算する。

ついで、ステップ２５に移行し、制御手段１９は高圧圧力Ｐ_Hが臨界圧力を超えているかの判断を行う。そして、高圧圧力Ｐ_Hが臨界圧力を超えていると判断されるとステップ２６に移行し、また高圧圧力Ｐ_Hが臨界圧力を超えていないと判断されるとステップ２７に移行し、現在のメモリ１９ａに保持された熱負荷と温度条件と各制御機器の制御値を決定する関数をもとに、下記に示す制御目標値の変更を行う。

(1)高圧圧力Ｐ_Hが臨界圧力未満の場合（ステップ２７）
Ｐ_H ^*＝ｆ₁（Ｔ_i，Ｑ_h ^*）
Ｐ_L ^*＝ｆ₂（Ｔ_o，Ｑ_h ^*）
ＳＣ^*＝ｆ₃（Ｔ_i，Ｔ_o，Ｑ_h ^*）

(2)高圧圧力Ｐ_Hが臨界圧力以上の場合（ステップ２６）
Ｐ_H ^*＝ｆ₁（Ｔ_i，Ｔ_o，Ｑ_h ^*）
Ｐ_L ^*＝ｆ₂（Ｔ_o，Ｑ_h ^*）
Ｔ_d ^*＝ｆ₃（Ｔ_i，Ｔ_o，Ｑ_h ^*）

ついで、ステップ２８に移行し、制御機器の制御値の変更量（圧縮機１の回転数の変更量Δｆ、室外ファン３の回転数の変更量ΔＦ_o、電子式膨張弁４の開度の変更量ΔＣ_V、および室内ファン７の回転数の変更量ΔＦ_i）を、以下に示すように各制御指標の目標値と現在値の偏差をもとに比例制御により算出する。

Δｆ＝ｆ₄（Ｐ_H−Ｐ_H ^*）
ΔＦ_o＝ｆ₅（Ｐ_L−Ｐ_L ^*）
ΔＣ_V＝ｆ₆（ＳＣ−ＳＣ^*） （臨界圧力未満の場合）
ΔＣ_V＝ｆ₆（Ｔ_d−Ｔ_d ^*） （臨界圧力以上の場合）
ΔＦ_i＝ｆ₇（Ｑ_h−Ｑ_h ^*）

ついで、ステップ２９に移行し、制御手段１９は算出された変更量に基づいて新たな制御値を出力し、ステップ３０からステップ３２で、ステップ２２からステップ２４と同様に冷凍サイクル装置内の計測器で各温度、圧力データを測定し、低圧圧力Ｐ_L、高圧圧力Ｐ_H、室内熱交換器６の出口の状態（液温Ｔ_d、過冷却度ＳＣ）、現在の暖房能力Ｑ_h、暖房負荷の推定値Ｑ_h ^*を算出する。

ついで、ステップ３３に移行し、各制御指標の目標値からの誤差が設定した誤差範囲（ε₁，ε₂，ε₃，ε₄）内に入っているかの確認を行う。

｜Ｐ_L−Ｐ_L ^*｜＜ε₁
｜Ｐ_H−Ｐ_H ^*｜＜ε₂
｜ＳＣ−ＳＣ^*｜＜ε₃ （臨界圧力未満の場合）
｜Ｔ_d−Ｔ_d ^*｜＜ε₃ （臨界圧力以上の場合）
｜Ｑ_h−Ｑ_h ^*｜＜ε₄

各制御指標の目標値からの誤差が設定した誤差範囲内に入っていない場合、ステップ２５に戻る。そして、これらの全ての制御指標が誤差範囲内に収まるまで，ステップ２５からステップ３３の制御を続ける。
なお、ステップ２６にて、高圧圧力目標値Ｐ_H ^*を、熱負荷Ｑ_h ^*と、外気温度（被冷却媒体）Ｔ_oと、室内温度（被加熱媒体）Ｔ_iとに基づいて算出するものとしている。しかし、室内熱交換器（高圧側熱交換器）６への冷媒の流入温度或いは冷媒の室内熱交換器６の入口の比エンタルピは外気温度Ｔ_oと室外ファン３の回転数Ｆ_oにより一義的に決まることから、外気温度Ｔ_oに代えて、室内熱交換器６への冷媒の流入温度或いは冷媒の室内熱交換器６の入口の比エンタルピを用いてもよい。

図８および図９に示すフローチャートでは、制御目標値を決定し、圧縮機１の回転数、電子式膨張弁４の開度、室外ファン３の回転数、および室内ファン７の回転数などを制御して、制御指標を制御目標値に近づけるようにしているが、圧縮機１の回転数、電子式膨張弁４の開度、室外ファン３の回転数、および室内ファン７の回転数の少なくとも１つを制御すればよい。

また、図８および図９に示すフローチャートでは、熱負荷を推算して制御目標値の決定を行ったが、熱負荷を考慮に入れなくてもよい簡易的な制御目標値の設定方法を以下に示す。

なお、臨界圧力以上の場合、制御指標として、室内熱交換器６の出口の冷媒の液温目標値Ｔ_d ^*の代わりに、室内温度Ｔ_iとの温度差（Ｔ_d ^*−Ｔ_i）を暖房負荷に基づいた目標値になるように制御すると、室内温度Ｔ_iが変動した場合にも冷媒と室内空気の温度差を適切にとることができ、ＣＯＰが高い状態で運転することができる。さらに、図３〜図７に基づいた制御目標値の設定結果から分かるように、ＳＨ^*、ＳＣ^*、Ｔ_d ^*、（Ｔ_d ^*−Ｔ_i）は一定値とおいて問題ない。

また、図１０に示すように、臨界圧力以上の凝縮温度の定義として、当該圧力で比熱が最も大きな温度(擬臨界温度)や臨界圧力の比エンタルピと当該圧力から求められる温度等を擬似的な凝縮温度Ｔ_c'と仮定し、擬似的な過冷却度ＳＣ'（＝Ｔ_c'−Ｔ_d）を一定値になるように制御した場合にも、室内温度Ｔ_iが変動した場合に冷媒と室内空気の温度差を適切にとることができ、ＣＯＰが高い状態で運転することができる。

また、圧力の目標値については、冷房運転時ならば、室内温度Ｔ_iと室内の設定温度Ｔ_i ^*との差（Ｔ_i−Ｔ_i ^*）をもとに、Ｔ_i−Ｔ_i ^*＞０ならばさらに冷房能力が必要と判断し、サイクルの高低圧差を大きくし、Ｔ_i−Ｔ_i ^*＜０ならば冷房能力が過剰であると判断し、サイクルの高低圧差を小さくする制御を行う。すなわち、室内温度Ｔ_iと室内の設定温度Ｔ_i ^*との差（Ｔ_i−Ｔ_i ^*）をもとに、高圧圧力目標値Ｐ_H ^*および低圧圧力目標値Ｐ_L ^*の変更量ΔＰ_H、ΔＰ_Lを算出し，新たな制御目標を設定する。

ΔＰ_H＝ｆ₈（Ｔ_i−Ｔ_i ^*）
ΔＰ_L＝ｆ₉（Ｔ_i−Ｔ_i ^*）

なお，この場合の室内機のファンの風量Ｆ_iは事前に圧力目標値（Ｐ_L ^*、Ｐ_H ^*）との関係式を作成し、Ｐ_L ^*、Ｐ_H ^*に合わせた回転数の制御を行えばよい。また、通常、室内機のファンの電気入力量は他の要素機器に比べて小さなため、簡易的に全速で回していてもよい。

このように、この実施の形態１によれば、下記の効果が得られる。
高圧圧力Ｐ_Hが臨界圧力（閾値）未満である場合には、高圧圧力目標値Ｐ_H ^*を熱負荷（Ｑ_c ^*或いはＱ_h ^*）と被加熱媒体の流入温度とをもとに算出し、高圧圧力Ｐ_Hが臨界圧力以上である場合に、高圧圧力目標値Ｐ_H ^*を熱負荷と被加熱媒体の流入温度と被冷却媒体の流入温度とをもとに算出している。

そこで、熱負荷が小さい等の理由から制御目標値設定時に高圧圧力が臨界圧力よりも低くなる場合には、冷凍サイクル内を流動する冷媒質量流量も少なく、高圧側熱交換器内の熱抵抗は、冷媒側と被加熱媒体側とが同程度である。このことから、被冷却媒体の温度や流量が変動して、高圧側熱交換器に流入する冷媒の状態量が変化しても、高圧圧力目標値を変更せずに冷媒質量流量を大きくして、冷媒側の熱抵抗を減少させて総括熱伝達率を上昇させることで、所定の熱交換能力が得られ、ＣＯＰが高い状態で運転できる。
一方、熱負荷が大きい等の理由から制御目標値設定時に高圧圧力が臨界圧力以上となる場合には、冷凍サイクル内を流動する冷媒質量流量が多く、高圧側熱交換器内の熱抵抗は、被加熱媒体の熱抵抗が支配的になっている。このことから、高圧側熱交換器に流入する冷媒の状態量が変動しても、高圧圧力を変化させて、冷媒と被加熱媒体との温度差を制御することで、所定の熱交換能力が得られ、ＣＯＰが高い状態で運転できる。

また、低圧圧力目標値Ｐ_L ^*を熱負荷と被冷却媒体の流入温度とをもとに算出している。そこで、低圧側熱交換器内の冷媒の流動状態が気液二相流であるので、冷媒側の熱伝達特性が空気側に比べてよい。このことから、高圧側熱交換器への被加熱媒体の流入温度が変動して、高圧側熱交換器へ流入する冷媒の比エンタルピが変化しても、低圧圧力目標値を固定し、冷媒質量流量のみを変化させることで、所定の熱交換能力が得られ、ＣＯＰが高い状態で運転できる。

また、高圧圧力が臨界圧力未満の場合には、高圧側熱交換器出口の冷媒の過冷却度目標値を設定し、高圧側熱交換器中の凝縮温度と高圧側熱交換器出口の冷媒温度との温度差が過冷却度目標値に合うよう制御している。一方、高圧圧力が臨界圧力以上の場合には、高圧側熱交換器出口の冷媒温度目標値を設定して、高圧側熱交換器出口の冷媒温度が冷媒温度目標値に合うように制御している。そこで、高圧側熱交換器の出口の冷媒状態を固定して冷凍サイクルを安定化すると同時に、高圧側熱交換器の冷媒と被加熱媒体との間で、熱負荷や熱交換器の特性に応じた温度差を設定でき、ＣＯＰが高い状態での運転ができる。

また、冷媒温度を制御指標にする代わりに高圧側熱交換器出口の冷媒温度と被加熱媒体の流入温度との温度差目標値を設定し、高圧側熱交換器の出口の冷媒温度と被加熱媒体の流入温度との温度差を温度差目標値に合うように制御すると、被加熱媒体の流入温度の変動に対応しながら、熱負荷に応じた冷凍サイクル調整を行うことができ、ＣＯＰが高い状態での運転ができる。

また、低圧側熱交換器出口の冷媒の過熱度目標値を設定し、低圧側熱交換器出口の冷媒の過熱度を過熱度目標値に合うように制御している。そこで、低圧側熱交換器の過熱度を適切に制御することができ、ＣＯＰが高い状態での運転ができる。

実施の形態２．
図１１はこの発明の実施の形態２に係る空気調和機を示す冷媒回路図、図１２はこの発明の実施の形態２に係る空気調和機における冷房運転時に外気温度が変動した場合の圧力−比エンタルピ線図である。

図１１において、冷凍サイクル装置としての空気調和機は、液配管５の電子式膨張弁４の室外熱交換器２側と流入管２２とを連通するバイパス配管２４と、バイパス配管２４に設けられた電子式膨張弁２５と、バイパス配管２４の電子式膨張弁２５の流入管２２側と液配管５との間に設けられた内部熱交換器２６と、を備えている。なお、他の構成は上記実施の形態１と同様に構成されている。

このように構成された空気調和機では、暖房運転時には、電子式膨張弁２５を全閉とし、上記実施の形態１と同様に動作する。また、冷房運転時には、電子式膨張弁２５の開度を調整し、室外熱交換器２から液配管５を流れる中温・高圧の冷媒ガスの一部をバイパス配管２４に流し、内部熱交換器２６にて、液配管５を流れる中温・高圧の冷媒ガスと熱交換させた後、アキュムレータ１０に戻している点を除いて、上記実施の形態１と同様に動作する。

この実施の形態２における空気調和機も、上記実施の形態１と同様の運転制御方法により制御されるが、冷房運転時に、内部熱交換器２６の出口での冷媒の過熱度を室内熱交換器６の過熱度ＳＨに等しくなるように制御することにより、液配管５、室内熱交換器６、ガス配管８を通る冷媒質量流量Ｇｒを減少させることができるため、圧力損失が減少し、ＣＯＰが高い状態で運転できる。
また、図１２に示されるように、外気温度Ｔ_oが高い場合により大きく比エンタルピを減少させる効果があり、外気温度Ｔ_oが変動しても室内熱交換器６に流入する比エンタルピや冷媒質量流量Ｇｒをほぼ一定に調整することができる。

なお、上記実施の形態１，２では、冷媒として二酸化炭素単体を用いるものとしているが、二酸化炭素単体に代えて、二酸化炭素を主成分とする冷媒、フロン系冷媒、炭化水素系冷媒を用いても、高圧側熱交換器のファン風量が最大となっても冷媒側の熱コンダクタンスが空気側の熱コンダクタンスよりも大きくなる点を閾値とすることにより、同様の効果が得られる。

実施の形態３．
図１３はこの発明の実施の形態３に係る空気調和機を示す冷媒回路図である。
図１３において，冷凍サイクル装置としての二管式の多室形空気調和機は、冷媒として、高圧側が熱負荷の条件などにより気液二相または臨界圧力以上となる二酸化炭素単体のような超臨界冷媒を用いている。この多室形空気調和機は、室外ユニットＡと、３台の室内機を有する室内ユニットＢと、室内ユニットＢ内の室内機に冷媒を振り分ける分流コントローラＣと、を備える。

室外ユニットＡは、圧縮機１、室外熱交換器２、室外ファン３、アキュムレータ１０および流路切替部３０を有し、これらは第１および第２の接続端部２７ａ、２７ｂの間を流体連通するように配設されている。圧縮機吐出側配管２０の一端が圧縮機１の冷媒吐出口に接続され、他端が四方切替弁９に接続されている。圧縮機吸入側配管２１の一端が圧縮機１の冷媒吸入口に接続され、他端がアキュムレータ１０の上部に接続されている。流入管２２の一端が四方切替弁９に接続され、他端がアキュムレータ１０の上部に接続されている。室外熱交換器２の一端が配管２３を介して四方切替弁９に接続され、室外熱交換器２の他端が配管２８を介して第１の接続端部２７ａに接続されている。四方切替弁９と第２の接続端部２７ｂとが配管２９により接続されている。四方切替弁９は、運転モードに応じて、室外熱交換器２に流れる冷媒の方向を切り換えられるように構成されている。

流路切替部３０は、運転モードによらず、冷媒が室外ユニットＡの第１の接続端部２７ａから液配管としての高圧配管３１を介して分流コントローラＣに流れ、分流コントローラＣからガス配管としての低圧配管３２を介して室外ユニットＡの第２の接続端部２７ｂに流れるようにするものである。逆止弁３５が室外熱交換器２から第１の接続端部２７ａへの冷媒の流れのみ許容するように配管２８に設けられている。また、逆止弁３６が第２の接続端部２７ｂから四方切替弁９への冷媒の流れのみを許容するように配管２９に設けられている。また、流路切替部３０は、一端が配管２８の逆止弁３５の室外熱交換器２側の部位に接続され、他端が配管２９の逆止弁３６の第２の接続端部２７ｂ側の部位に接続されたバイパス配管３３を備える。このバイパス配管３３の途中には、第２の接続端部２７ｂから室外熱交換器２側への冷媒の流れのみを許容する逆止弁３７が設けられている。さらに、流路切替部３０は、一端が配管２８の逆止弁３５の第１の接続端部２７ａ側の部位に接続され、他端が配管２９の逆止弁３６の四方切替弁９側の部位に接続されたバイパス配管３４を備える。このバイパス配管３４の途中には、四方切替弁９から第１の接続端部２７ａ側への冷媒の流れのみを許容する逆止弁３８が設けられている。

冷媒の吐出圧力を検出する吐出圧力検出器１１が圧縮機吐出側配管２０に設けられ、冷媒の吸入圧力を検出する吸入圧力検出器１２が圧縮機吸入側配管２１に設けられている。冷媒温度検出器１３，１４が配管２３，２８の室外熱交換器２の出入り口近傍に配設されている。冷媒の高圧圧力を検出する高圧圧力検出器４９が高圧配管３１に設けられ、冷媒の中間圧力を検出する中間圧力検出器５０が中圧合流部４１に設けられている。

室内ユニットＢは、３台の室内機、即ち、室内熱交換器６Ｐ，６Ｑ，６Ｒと、室内熱交換器６Ｐ，６Ｑ，６Ｒのそれぞれに室内の空気を導入する室内ファン７Ｐ，７Ｑ，７Ｒと、を備えている。

分流コントローラＣは、それぞれ３つの連絡口を有する三方切替弁４０Ｐ，４０Ｑ，４０Ｒを室内機と同数備える。高圧配管３１は一端が第１の接続端部２７ａに接続され、他端が中圧合流部４１に接続されている。低圧配管３２は一端が第２の接続端部２７ｂに接続され、他端が低圧配管３２を流れる冷媒と高圧配管３１を流れる冷媒とを熱交換させる熱交換部４３，４４を介して中圧合流部４１に接続されている。さらに、高圧配管３１の他端が分岐して、それぞれ三方切替弁４０Ｐ，４０Ｑ，４０Ｒの連絡口４０ａに接続されている。低圧配管３２の他端が分岐して、それぞれ三方切替弁４０Ｐ，４０Ｑ，４０Ｒの連絡口４０ｂに接続されている。そして、各三方切替弁４０Ｐ，４０Ｑ，４０Ｒの連絡口４０ｃが、ガス枝管４５Ｐ，４５Ｑ，４５Ｒを介して室内熱交換器６Ｐ，６Ｑ，６Ｒの一端に接続されている。さらに、室内熱交換器６Ｐ，６Ｑ，６Ｒの他端が、それぞれ液枝管４６Ｐ，４６Ｑ，４６Ｒを介して中圧合流部４１に接続されている。また、電子式膨張弁４７が高圧配管３１の熱交換部４３，４４間の部位に設けられ、電子式膨張弁４８が低圧配管３２の中圧合流部４１と熱交換部４３，４４との間の部位に設けられている。

絞り手段としての電子式膨張弁４Ｐ，４Ｑ，４Ｒが液枝管４６Ｐ，４６Ｑ，４６Ｒの各室内熱交換器６Ｐ，６Ｑ，６Ｒの他端側に配設されている。冷媒温度検出器１５Ｐ，１５Ｑ，１５Ｒおよび冷媒温度検出器１６Ｐ，１６Ｑ，１６Ｒがガス枝管４５Ｐ，４５Ｑ，４５Ｒおよび液枝管４６Ｐ，４６Ｑ，４６Ｒの各室内熱交換器６Ｐ，６Ｑ，６Ｒの出入り口近傍に配設されている。さらに、室内温度検出器１７Ｐ，１７Ｑ，１７Ｒが室内熱交換器６Ｐ，６Ｑ，６Ｒのそれぞれの空気側に設けられている。
なお、他の構成は上記実施の形態１と同様に構成されている。また、実施の形態３では、室内ユニットＢには三台の室内機が接続された場合を示しているが、二台以上の室内機を配置することにより、冷房と暖房とを同時に運転することができる。

つぎに、このように構成された空気調和機の動作について説明する。
まず、室内機が冷房負荷Ｑ_c ^*のみ存在する場合について説明する。この場合、四方切替弁９は図１３に実線で示すように接続され、圧縮機１と室外熱交換器２とが連通し、室外熱交換器２は放熱器として機能する。

アキュムレータ１０内の低温・低圧の冷媒ガスが圧縮機吸入側配管２１を介して圧縮機１に吸入され、圧縮機１により圧縮され、高温・高圧の冷媒ガスとなって吐出される。そして、室外熱交換器２に導入された高温・高圧の冷媒ガスは、室外ファン３により室外熱交換器２に導入された室外の空気と熱交換される。冷媒としての二酸化炭素は、温度が下がりながら室外の空気を加熱する。そして、中温・高圧となった冷媒ガスは、逆止弁３５を経て配管２８および高圧配管３１を流通し分流コントローラＣに導入される。

そして、高圧配管３１を流通する中温・高圧の冷媒ガスは、電子式膨張弁４７で中圧のガスとなり、中圧合流部４１から液枝管４６Ｐ，４６Ｑ，４６Ｒに分岐し、電子式膨張弁４Ｐ，４Ｑ，４Ｒで減圧され、低温・低圧の気液二相状態となって室内熱交換器６Ｐ，６Ｑ，６Ｒに導入される。室内熱交換器６Ｐ，６Ｑ，６Ｒに導入された低温・低圧の気液二相状態の冷媒は、室内ファン７Ｐ，７Ｑ，７Ｒにより室内熱交換器６Ｐ，６Ｑ，６Ｒに導入された室内の空気と熱交換され、室内の空気を冷却しながら、低温・低圧の冷媒蒸気に変化する。そして、低温・低圧の冷媒蒸気は、ガス枝管４５Ｐ，４５Ｑ，４５Ｒ、低圧配管３２、配管２９、逆止弁３６、四方切替弁９および流入管２２を流通してアキュムレータ１０に戻される。アキュムレータ１０に戻された冷媒は気液分離され、低温・低圧の冷媒ガスが圧縮機吸入側配管２１を介して圧縮機１に吸入される。

ついで、冷房負荷Ｑ_c ^*と暖房負荷Ｑ_h ^*とが存在するが、冷房負荷Ｑ_c ^*のほうが大きな場合について説明する。ここで、室内熱交換器６Ｐのみが暖房運転し、室内熱交換器６Ｑ，６Ｒが冷房運転するものとする。

まず、アキュムレータ１０内の低温・低圧の冷媒ガスが圧縮機吸入側配管２１を介して圧縮機１に吸入され、圧縮機１により圧縮され、高温・高圧の冷媒ガスとなって吐出される。そして、室外熱交換器２に導入された高温・高圧の冷媒ガスは、室外ファン３により室外熱交換器２に導入された室外の空気と熱交換される。冷媒としての二酸化炭素は、凝縮することなく、温度が下がりながら室外の空気を加熱する。そして、中温・高圧となった冷媒ガスは、逆止弁３５を経て配管２８、高圧配管３１を流通し、分流コントローラＣに導入される。

ここで、暖房運転される室内熱交換器６Ｐは、三方切替弁４０Ｐを制御して、高圧配管３１に連通される。冷房運転される室内熱交換器６Ｑ，６Ｒは、三方切替弁４０Ｑ，４０Ｒを制御して、低圧配管３２に連通される。また、電子式膨張弁４７が全閉、電子式膨張弁４８が所定の開度となっている。なお、電子式膨張弁４８は中間圧力に所定の目標値を設定し、中間圧力検出器５０の検出値が目標値より低い場合には電子式膨張弁４８の開度を小さくする、中間圧力検出器５０の検出値が目標値より高い場合には電子式膨張弁４８の開度を大きくする制御を行うと中間圧力を一定にすることができ、サイクルの制御の安定性が増す。

そこで、高圧配管３１を流通する中温・高圧の冷媒ガスの全てが、ガス枝管４５Ｐを介して室内熱交換器６Ｐに導入され、室内空気と熱交換した後、電子式膨張弁４Ｐで中圧のガスとなり、液枝管４６Ｐを介して中圧合流部４１に至る。そして、中圧の冷媒ガスは、液枝管４６Ｑ，４６Ｒを流通し、電子式膨張弁４Ｑ，４Ｒで減圧され、低温・低圧の気液二相状態となって室内熱交換器６Ｑ，６Ｒに導入される。室内熱交換器６Ｑ，６Ｒに導入された低温・低圧の気液二相状態の冷媒は、室内ファン７Ｑ，７Ｒにより室内熱交換器６Ｑ，６Ｒに導入された室内の空気と熱交換され、室内の空気を冷却しながら、低温・低圧の冷媒蒸気に変化する。そして、低温・低圧の冷媒蒸気は、ガス枝管４５Ｑ，４５Ｒを介して低圧配管３２に流出する。

そして、低温・低圧の冷媒蒸気は、低圧配管３２、配管２９、逆止弁３６、四方切替弁９および流入管２２を流通してアキュムレータ１０に戻される。アキュムレータ１０に戻された冷媒は気液分離され、低温・低圧の冷媒ガスが圧縮機吸入側配管２１を介して圧縮機１に吸入される。

このように、室外熱交換器２から配管２８を介して高圧配管３１に導入された中温・高圧ガスは、超臨界状態となっているため、気液二相流となる場合に比べて流量の増大に伴う圧力損失の増大量が少ない。そこで、中温・中圧のガスを電子式膨張弁４７を介して中圧合流部４１に流通させるよりも、暖房を行う室内熱交換器６Ｐに全冷媒を導入させた方が、圧力損失の影響を抑えつつ、室内熱交換器の熱交換性能を向上させることができ、ＣＯＰを高い状態で運転させることができる。
また、暖房を行う室内熱交換器６Ｐの冷媒質量流量Ｇｒの増大に伴い、騒音や配管振動が発生するようならば、流量制限や圧力損失の上限に制限を設けて、高圧配管３１に導入された中温・高圧ガスの一部を電子式膨張弁４７を通過させて、室内熱交換器６Ｐから流入した冷媒と合流して室内熱交換器６Ｑ，６Ｒに流入させるようにしてもよい。これにより、ＣＯＰをできるだけ高い状態に保ちつつ、空調機の信頼性を上げることができる。

つぎに、室内機が暖房負荷Ｑ_h ^*のみ存在する場合について説明する。この場合、四方切替弁９は図１３に点線で示すように接続され、圧縮機１と高圧配管３１とが連通し、室外熱交換器２とアキュムレータ１０とが連通し、室外熱交換器２は蒸発機として機能する。

まず、アキュムレータ１０内の低温・低圧の冷媒ガスが圧縮機吸入側配管２１を介して圧縮機１に吸入され、圧縮機１により圧縮され、高温・高圧の冷媒ガスとなって吐出される。そして、高温・高圧の冷媒ガスは、バイパス配管３４の逆止弁３８を通り配管２８を介して高圧配管３１に流入し、分流コントローラＣに導入される。

分流コントローラＣに導入された高温・高圧の冷媒ガスは、三方切替弁４０Ｐ，４０Ｑ，４０Ｒからガス枝管４５Ｐ，４５Ｑ，４５Ｒを通り、室内熱交換器６Ｐ，６Ｑ，６Ｒに導入され、室内空気と熱交換した後、電子式膨張弁４Ｐ，４Ｑ，４Ｒで中圧のガスとなり、液枝管４６Ｐ，４６Ｑ，４６Ｒを介して中圧合流部４１に至る。そして、中圧の冷媒ガスは、電子式膨張弁４８および、低圧配管３２を流通し、第２の接続端部２７ｂから配管２９に流入し、バイパス配管３３の逆止弁３７を通って配管２８を介して室外熱交換器２に導入される。冷媒は、室外空気と熱交換した後、配管２３、四方切替弁９および流入管２２を流通してアキュムレータ１０に戻される。アキュムレータ１０に戻された冷媒は気液分離され、低温・低圧の冷媒ガスが圧縮機吸入側配管２１を介して圧縮機１に吸入される。

ついで、冷房負荷Ｑ_c ^*と暖房負荷Ｑ_h ^*とが存在するが、暖房負荷Ｑ_h ^*のほうが大きな場合について説明する。ここで、室内熱交換器６Ｐのみが冷房運転し、室内熱交換器６Ｑ，６Ｒが暖房運転するものとする。

まず、アキュムレータ１０内の低温・低圧の冷媒ガスが圧縮機吸入側配管２１を介して圧縮機１に吸入され、圧縮機１により圧縮され、高温・高圧の冷媒ガスとなって吐出される。そして、高温・高圧の冷媒ガスは、バイパス配管３４の逆止弁３８を通り配管２８を介して高圧配管３１に流入し、分流コントローラＣに導入される。

ここで、冷房運転される室内熱交換器６Ｐは、三方切替弁４０Ｐを制御して、低圧配管３２に連通される。暖房運転される室内熱交換器６Ｑ，６Ｒは、三方切替弁４０Ｑ，４０Ｒを制御して、高圧配管３１に連通される。また、電子式膨張弁４７が全閉となり、電子式膨張弁４８が所定の開度となっている。なお、電子式膨張弁４８は中間圧力に所定の目標値を設定し、中間圧力検出器５０の検出値が目標値より低い場合には電子式膨張弁４８の開度を小さくする、中間圧力検出器５０の検出値が目標値より高い場合には電子式膨張弁４８の開度を大きくする制御を行うと中間圧力を一定にすることができ、サイクルの制御の安定性が増す。

分流コントローラＣに導入された高温・高圧の冷媒ガスは、三方切替弁４０Ｑ，４０Ｒからガス枝管４５Ｑ，４５Ｒを通り、室内熱交換器６Ｑ，６Ｒに導入され、室内空気と熱交換した後、電子式膨張弁４Ｑ，４Ｒで中圧のガスとなり、液枝管４６Ｑ，４６Ｒを介して中圧合流部４１に至る。そして、中圧の冷媒ガスの一部が、液枝管４６Ｐを流通し、電子式膨張弁４Ｐで減圧され、低温・低圧の気液二相状態となって室内熱交換器６Ｐに導入される。室内熱交換器６Ｐに導入された低温・低圧の気液二相状態の冷媒は、室内ファン７Ｐにより室内熱交換器６Ｐに導入された室内の空気と熱交換され、室内の空気を冷却しながら、低温・低圧の冷媒蒸気に変化する。そして、低温・低圧の冷媒蒸気は、ガス枝管４５Ｐを介して低圧配管３２に流出する。

そして、液枝管４６Ｑ，４６Ｒを介して中圧合流部４１に流入した中圧の冷媒ガスの残りが、電子式膨張弁４８を通って低圧配管３２に流入し、ガス枝管４５Ｐを介して低圧配管３２に流出した冷媒と合流する。そして、冷媒は、第２の接続端部２７ｂから配管２９に流入し、バイパス配管３３の逆止弁３７を通って配管２８を介して室外熱交換器２に導入され、室外空気と熱交換した後、配管２３、四方切替弁９および流入管２２を流通してアキュムレータ１０に戻される。アキュムレータ１０に戻された冷媒は気液分離され、低温・低圧の冷媒ガスが圧縮機吸入側配管２１を介して圧縮機１に吸入される。

ここで、冷房運転する室内熱交換器６Ｐでは、冷媒が気液二相流となるため、冷媒質量流量Ｇｒの増大により圧力損失が大きくなる。そこで、室内熱交換器６Ｐにおける圧力損失を抑えつつ熱交換性能を保つために、室内熱交換器６Ｐの出口に一定の過熱度ＳＨをもつように室内熱交換器６Ｐに導入する中圧の冷媒ガスの流量を制御し、中圧の冷媒ガスの残りを電子式膨張弁４８を通して低圧配管３２に流入させている。

この実施の形態３における空気調和機の運転制御方法は、上記実施の形態1で説明した冷房、暖房に関する運転制御方法と同様に、圧力、温度の目標値の設定を行うことで、冷房負荷Ｑ_c ^*や暖房負荷Ｑ_h ^*や外気温度Ｔ_oが変化しても、ＣＯＰが高い状態での運転を実現できる。

また、熱交換部４３、４４は、高圧配管３１を通る冷媒が電子式膨張弁４８を通って減圧、温度低下した冷媒と熱交換することにより中圧合流部４１に流入する冷媒温度を低下させる効果があり、実施の形態２の内部熱交換器２６と同様の効果を持つ。

また、冷房運転する室内熱交換器と暖房運転する室内熱交換器とが混在する場合、冷熱の必要箇所から奪った廃熱を温熱の必要箇所に利用でき、ＣＯＰが増加する。
また、冷房負荷が暖房負荷より多い場合、高圧側が超臨界状態の単相流になること、二酸化炭素冷媒の単位質量流量あたりの圧力損失がフロン系冷媒に比べて減少することから、回路中の全冷媒を暖房運転する室内熱交換器に流入させることにより、圧力損失の増大を抑えつつ、熱交換性の上昇が得られ、ＣＯＰが高い状態で運転ができる。ただし、全冷媒の流量が多く、全冷媒を流入させると配管振動や冷媒騒音が発生するような場合に備えて、暖房運転する室内熱交換器の前後の冷媒圧力差、例えば高圧圧力検出器４９の計測値と中間圧力検出器５０の計測値の差に上限値を設け、圧力差が上限値を超えた場合には上限値以下となるように電子式膨張弁４７を制御して、冷媒をバイパスさせることにより、暖房運転する熱交換器を流れる冷媒流量の増大に起因する配管振動や冷媒騒音を抑制することができる。

また、暖房負荷が冷房負荷より多い場合、低圧側が気液二相流になり、流量の増加に伴い圧力損失が大きく増加する。そこで、回路中の全冷媒を暖房運転する室内熱交換器に流入させ、暖房運転する室内熱交換器から流出する冷媒を、冷房運転する室内熱交換器への流入量を出口の過熱度を制御することで熱負荷に応じた流量制御を行い、残りの冷媒については電子式膨張弁４８を通してバイパスさせることにより、圧力損失の増大によるＣＯＰの減少を抑えることができる。

なお、上記実施の形態３では、冷媒として二酸化炭素単体を用いたが、二酸化炭素を主成分とする冷媒等、運転時に高圧側が超臨界状態となる冷媒を用いてもよい。

Claims (9)

1. 圧縮機、高圧側熱交換器、絞り手段および低圧側熱交換器を液配管およびガス配管により接続して構成され、冷媒が循環される冷媒回路と、
   上記高圧側熱交換器および上記低圧側熱交換器に対して被加熱媒体および被冷却媒体を搬送する被加熱媒体搬送手段および被冷却媒体搬送手段と、
   上記冷媒回路内の上記冷媒の温度および圧力、および上記被加熱媒体および被冷却媒体の温度を検出する検出手段と、
   上記検出手段から得られた冷媒情報をもとにした熱負荷と温度条件とから高圧圧力目標値を設定し、上記圧縮機の回転数、上記絞り手段の開度、上記被加熱媒体の流量、および上記被冷却媒体の流量の少なくとも１つを制御して、高圧圧力を設定された上記高圧圧力目標値に合うように制御する制御手段と、を備えた冷凍サイクル装置の運転制御方法において、
   上記制御手段が、上記高圧圧力目標値を設定する際に閾値を設け、
   上記高圧圧力目標値を設定する時点での上記高圧圧力が上記閾値未満の場合には、上記高圧圧力目標値を、上記熱負荷と上記被加熱媒体の流入温度とにもとづいて算出し、
   上記高圧圧力目標値を設定する時点での上記高圧圧力が上記閾値以上の場合には、上記高圧圧力目標値を、上記熱負荷と、上記被加熱媒体の流入温度と、上記被冷却媒体の流入温度とにもとづいて算出することを特徴とする冷凍サイクル装置の運転制御方法。
2. 請求項１記載の冷凍サイクル装置の運転制御方法において、
   上記冷媒が、上記高圧圧力が臨界圧力を超える冷媒である場合、上記閾値を該臨界圧力とすることを特徴とする冷凍サイクル装置の運転制御方法。
3. 請求項１記載の冷凍サイクル装置の運転制御方法において、
   上記制御手段が、上記低圧側熱交換器における低圧圧力目標値を、上記熱負荷と、上記被冷却媒体の流入温度とから設定し、上記圧縮機の回転数、上記絞り手段の開度、上記被加熱媒体の流量、および上記被冷却媒体の流量の少なくとも１つを制御して、低圧圧力が設定された上記低圧圧力目標値に合うように制御することを特徴とする冷凍サイクル装置の運転制御方法。
4. 圧縮機、高圧側熱交換器、絞り手段および低圧側熱交換器を液配管およびガス配管により接続して構成され、冷媒が循環される冷媒回路と、
   上記高圧側熱交換器および上記低圧側熱交換器に対して被加熱媒体および被冷却媒体を搬送する被加熱媒体搬送手段および被冷却媒体搬送手段と、
   上記冷媒回路内の上記冷媒の温度および圧力、および上記被加熱媒体および被冷却媒体の温度を検出する検出手段と、
   上記検出手段から得られた冷媒情報をもとにした熱負荷と温度条件とから高圧圧力目標値を設定し、上記圧縮機の回転数、上記絞り手段の開度、上記被加熱媒体の流量、および上記被冷却媒体の流量の少なくとも１つを制御して、高圧圧力を設定された上記高圧圧力目標値に合うように制御する制御手段と、を備えた冷凍サイクル装置の運転制御方法において、
   上記制御手段が、上記高圧圧力目標値を設定する際に閾値を設け、上記高圧圧力目標値を設定する時点での上記高圧圧力が上記閾値未満の場合には、上記高圧側熱交換器出口の冷媒の過冷却度目標値を設定し、一方、上記高圧圧力が上記閾値以上の場合には、上記高圧側熱交換器出口の冷媒温度目標値を設定して、上記圧縮機の回転数、上記絞り手段の開度、上記被加熱媒体の流量、および上記被冷却媒体の流量の少なくとも１つを制御して、上記高圧側熱交換器中の凝縮温度と上記高圧側熱交換器出口の冷媒温度との温度差が上記過冷却度目標値に合うように、又は上記高圧側熱交換器出口の冷媒温度が上記冷媒温度目標値に合うように制御することを特徴とする冷凍サイクル装置の運転制御方法。
5. 請求項４記載の冷凍サイクル装置の運転制御方法において、
   上記高圧側熱交換器出口の冷媒温度と上記被加熱媒体の流入温度との温度差の目標値を設定し、上記圧縮機の回転数、上記絞り手段の開度、上記被加熱媒体の流量、および上記被冷却媒体の流量の少なくとも１つを制御して、上記高圧側熱交換器の出口の冷媒温度と上記被加熱媒体の流入温度との温度差を上記目標値に合うように制御することを特徴とする冷凍サイクル装置の運転制御方法。
6. 請求項１記載の冷凍サイクル装置の運転制御方法において、
   上記制御手段が、上記低圧側熱交換器出口の冷媒の過熱度目標値を設定し、上記圧縮機の回転数、上記絞り手段の開度、上記被加熱媒体の流量、および上記被冷却媒体の流量の少なくとも１つを制御して、上記低圧側熱交換器出口の冷媒の過熱度を上記過熱度目標値に合うように制御することを特徴とする冷凍サイクル装置の運転制御方法。
7. 請求項１記載の冷凍サイクル装置の運転制御方法において、上記冷凍サイクル装置が、
   高圧側が超臨界状態となる冷媒を用い、
   第１および第２の接続端部の間を流体連通するように配設された室外熱交換器、上記室外熱交換器に室外空気を送風する室外ファン、および上記圧縮機を有する１台の室外ユニットと、
   上記第１および第２の接続端部のそれぞれに一端が接続された上記ガス配管および上記液配管と、
   それぞれ上記ガス配管および液配管の他端間を流体連通するように配設された室内熱交換器、当該室内熱交換器に室内空気を送風する室内ファン、および上記絞り手段を有する複数台の室内ユニットと、
   上記室外熱交換器および上記室内熱交換器の前後の冷媒温度、上記室外ユニットの室外空気温度、上記室内ユニットの室内空気温度、上記圧縮機の前後の冷媒圧力を検出する上記検出手段と、
   上記制御手段と、を備え、
   上記複数台の室内ユニットの全てが同時に冷房運転又は暖房運転する運転モード、および冷房運転する上記室内ユニットと暖房運転する上記室内ユニットとが混在する運転モードを有し、
   上記複数台の室内ユニットの全てが同時に冷房運転する運転モードでは、上記室外熱交換器が上記高圧側熱交換器として機能し、上記室外空気が上記被加熱媒体として機能し、上記室外ファンが上記被加熱媒体搬送手段として機能すると共に、上記室内熱交換器が上記低圧側熱交換器として機能し、上記室内空気が上記被冷却媒体として機能し、上記室内ファンが上記被冷却媒体搬送手段として機能し、
   上記複数台の室内ユニットの全てが同時に暖房運転する運転モードでは、上記室外熱交換器が上記低圧側熱交換器として機能し、上記室外空気が上記被冷却媒体として機能し、上記室外ファンが上記被冷却媒体搬送手段として機能すると共に、上記室内熱交換器が上記高圧側熱交換器として機能し、上記室内空気が上記被加熱媒体として機能し、上記室内ファンが上記被加熱媒体搬送手段として機能し、
   冷房負荷が暖房負荷より大きな運転モードでは、上記室外熱交換器および暖房運転する上記室内ユニットの上記室内熱交換器が上記高圧側熱交換器として機能し、上記室外空気および暖房運転する上記室内ユニットの上記室内空気が上記被加熱媒体として機能し、上記室外ファンおよび暖房運転する上記室内ユニットの上記室内ファンが上記被加熱媒体搬送手段として機能すると共に、冷房運転する上記室内ユニットの上記室内熱交換器が上記低圧側熱交換器として機能し、冷房運転する上記室内ユニットの上記室内空気が上記被冷却媒体として機能し、冷房運転する上記室内ユニットの上記室内ファンが上記被冷却媒体搬送手段として機能し、
   暖房負荷が冷房負荷より大きな運転モードでは、暖房運転する上記室内ユニットの上記室内熱交換器が上記高圧側熱交換器として機能し、暖房運転する上記室内ユニットの上記室内空気が上記被加熱媒体として機能し、暖房運転する上記室内ユニットの上記室内ファンが上記被加熱媒体搬送手段として機能するとともに、上記室外熱交換器および冷房運転する上記室内ユニットの上記室内熱交換器が上記低圧側熱交換器として機能し、上記室外空気および冷房運転する上記室内ユニットの上記室内空気が上記被冷却媒体として機能し、上記室外ファンおよび冷房運転する上記室内ユニットの上記室内ファンが上記被冷却媒体搬送手段として機能する二管式の多室形空気調和機であることを特徴とする冷凍サイクル装置の運転制御方法。
8. 請求項７記載の冷凍サイクル装置の運転制御方法において、
   冷房負荷が暖房負荷より大きな運転モードでは、上記圧縮機により圧縮されて上記室外熱交換器を流通した上記冷媒の全量を暖房運転する上記室内ユニットの上記室内熱交換器に流入させた後、冷房運転する上記室内ユニットの上記室内熱交換器に流入させ、
   暖房負荷が冷房負荷より大きな運転モードでは、上記圧縮機により圧縮された上記冷媒の全量を暖房運転する上記室内ユニットの上記室内熱交換器に流入させ、暖房運転する上記室内ユニットの上記室内熱交換器から流出した上記冷媒の一部を冷房運転する上記室内ユニットの上記室内熱交換器に流入させ、暖房運転する上記室内ユニットの上記室内熱交換器から流出した上記冷媒の残部を冷房運転する上記室内ユニットの上記室内熱交換器から流出した上記冷媒とともに上記室外熱交換器に流入させることを特徴とする冷凍サイクル装置の運転制御方法。
9. 請求項７記載の冷凍サイクル装置の運転制御方法において、
   冷房負荷が暖房負荷より大きな運転モードでは、暖房運転する上記室内ユニットの上記室内熱交換器の前後の冷媒圧力差が所定値以下となるように制御することを特徴とする冷凍サイクル装置の運転制御方法。

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