JP6341326B2 - 冷凍装置の熱源ユニット - Google Patents

Description

本発明は、冷凍サイクルを行う冷凍装置の熱源ユニットに関するものである。

例えば、特許文献１及び２には、冷凍サイクルを行う冷凍装置によって構成された空気調和装置が開示されている。特許文献１,２の空気調和装置は、一台の熱源ユニット（室外ユニット）と複数台の室内ユニットとを備えている。また、特許文献１,２の空気調和装置では、熱源ユニットに圧縮機や熱源側熱交換器等が収容されると共に、熱源側熱交換器が冷媒回路の冷媒を熱源水と熱交換させるように構成される。熱源側熱交換器は、冷房運転（冷却運転）時には凝縮器として機能し、暖房運転（加熱運転）時には蒸発器として機能する。

特開平７−０１２４１７号公報 特開平８−２１０７１９号公報

冷媒を熱源水と熱交換させる熱源側熱交換器を備えた冷凍装置では、運転可能な熱源水の温度範囲が比較的狭いという問題があった。この問題について、図１３Ａ及び図１３Ｂを参照しながら説明する。

ここで、図１３Ａ及び図１３Ｂに記載された「負荷率」は、冷凍装置に要求される能力（即ち、冷却能力または加熱能力の要求値）を、冷凍装置の定格能力（即ち、定格冷却能力または定格加熱能力）で除した値を百分率で示したものである。なお、冷凍装置が発揮できる能力の最大値は、熱源水の温度Ｔwによって変化する。

先ず、図１３Ａに示すように、冷却運転時には、熱源水の温度ＴwがＴ0_c以上Ｔ2_c以下の範囲（Ｔ0_c≦Ｔw≦Ｔ2_c）であれば、負荷率がいかなる値の場合でも冷凍装置は運転可能である。

しかし、熱源水の温度Ｔwが比較的低く且つ負荷率が比較的小さい領域Ａでは、冷凍サイクルの高圧（冷媒の凝縮圧力）と低圧（冷媒の蒸発圧力）の差が小さくなり過ぎるため、冷凍装置を運転できない。つまり、領域Ａでは、凝縮器として機能する熱源側熱交換器の能力が過剰となって冷凍サイクルの高圧が低下する一方、冷媒の蒸発温度は概ね一定に保たれて冷凍サイクルの低圧は殆ど変化しないため、冷凍サイクルの高圧と低圧の差が小さくなり過ぎる。

次に、図１３Ｂに示すように、加熱運転時には、熱源水の温度ＴwがＴ3以上Ｔ4以下の範囲（Ｔ3≦Ｔw≦Ｔ4）であれば、負荷率がいかなる値の場合でも冷凍装置は運転可能である。

しかし、熱源水の温度Ｔwが比較的低く且つ負荷率が比較的大きい領域Ｂでは、冷凍サイクルの低圧が低くなり過ぎるため、冷凍装置を運転できない。つまり、領域Ｂでは、蒸発器として機能する熱源側熱交換器の能力が不足する一方、負荷率が大きいので冷媒の循環量を確保するために圧縮機の回転速度が高く設定されるため、冷凍サイクルの低圧が低くなり過ぎる。

また、熱源水の温度Ｔwが比較的高く且つ負荷率が比較的小さい領域Ｃでは、冷凍サイクルの高圧と低圧の差が小さくなり過ぎるため、冷凍装置を運転できない。つまり、領域Ｃでは、蒸発器として機能する熱源側熱交換器の能力が過剰となって冷凍サイクルの低圧が上昇する一方、冷媒の凝縮温度は概ね一定に保たれて冷凍サイクルの高圧は殆ど変化しないため、冷凍サイクルの高圧と低圧の差が小さくなり過ぎる。

ところで、凝縮器として機能する熱源側熱交換器へ供給される冷却用の熱源水としては、冷却塔によって冷却された熱源水を用いるのが一般的であった。しかし、近年は、地中に埋設された地中熱交換器における土壌との熱交換によって冷却された熱源水が冷却用の熱源水として利用される場合があり、この場合には、冷却塔を利用する場合に比べて冷却用の熱源水の温度が低くなるのが通常である。このため、冷凍装置には、従来よりも低温（具体的には、図１３Ａの温度Ｔ0_c未満）の熱源水を用いた場合でも、いかなる負荷率においても冷却運転を実行できることが求められる。

更に、蒸発器として機能する熱源側熱交換器へ供給される加熱用の熱源水としては、ボイラによって加熱された熱源水を用いるのが一般的であった。しかし、近年は、地中に埋設された地中熱交換器における土壌との熱交換によって加熱された熱源水が加熱用の熱源水として利用される場合があり、この場合には、ボイラを利用する場合に比べて加熱用の熱源水の温度が低くなるのが通常である。このため、冷凍装置には、従来よりも低温（具体的には、図１３Ｂの温度Ｔ3未満）の熱源水を用いた場合でも、いかなる負荷率においても加熱運転を実行できることが求められる。

また、一般的なボイラでの加熱によって得られる温水の温度は、冷凍サイクルの蒸発器において冷媒と熱交換させるには高すぎる。そこで、従来は、熱源水の一部だけをボイラで加熱して、ボイラをバイパスした熱源水とボイラで加熱された熱源水を混合してから冷凍装置の蒸発器へ供給したり、ボイラでの加熱によって得られた温水を熱源水と熱交換させて、間接的に加熱された熱源水を冷凍装置の蒸発器へ供給することが行われていた。しかし、このような手法によって冷凍装置へ供給される熱源水の温度を引き下げると、ボイラの効率が低下したり、熱源水の循環量が増えて熱源水の搬送に要する動力が増加するおそれがある。このため、冷凍装置には、従来よりも高温（具体的には、図１３Ｂの温度Ｔ4よりも高温）の熱源水を用いた場合でも、いかなる負荷率においても加熱運転を実行できることが求められる。

このように、冷媒を熱源水と熱交換させる熱源側熱交換器を備えた冷凍装置の熱源ユニットついては、近年、運転可能な熱源水の温度範囲を拡大する必要性が高まっている。

本発明は、かかる点に鑑みてなされたものであり、その目的は、冷媒を熱源水と熱交換させる熱源側熱交換器を備えた冷凍装置の熱源ユニットにおいて、運転可能な熱源水の温度範囲を拡大することにある。

第１及び第２の各発明は、冷凍サイクルを行う冷媒回路（15）を備えた冷凍装置（10）を利用側ユニット（12）と共に構成し、上記冷媒回路（15）に設けられた圧縮機（21）と熱源側熱交換器（40）とを少なくとも収容する熱源ユニットを対象とする。そして、上記熱源側熱交換器（40）は、熱源水が循環する熱源水回路（100）に接続されて上記冷媒回路（15）を循環する冷媒を上記熱源水と熱交換させるように構成され、且つ上記冷媒が流通して上記熱源水と熱交換する熱交換領域の大きさを変更可能に構成されるものである。

第１の発明において、熱源ユニット（11）は、上記利用側ユニット（12）において対象物を冷却するために上記熱源側熱交換器（40）を凝縮器として機能させる冷却用動作を行うように構成され、上記冷却用動作中に、上記利用側ユニット（12）における冷媒の蒸発温度が、該蒸発温度の目標値である目標蒸発温度となるように、上記圧縮機（21）の運転容量を制御するように構成された制御器（70）を備え、上記制御器（70）は、上記冷却用動作中に、上記熱源側熱交換器（40）へ供給される上記熱源水の温度である入口水温と、上記利用側ユニット（12）における冷媒の蒸発温度または上記目標蒸発温度との差に基づいて、上記熱源側熱交換器（40）における上記熱交換領域の大きさを調節するように構成される。

一方、第２の発明において、熱源ユニット（11）は、上記利用側ユニット（12）において対象物を加熱するために上記熱源側熱交換器（40）を蒸発器として機能させる加熱用動作を行うように構成され、上記加熱用動作中に、上記利用側ユニット（12）における冷媒の凝縮温度が、該凝縮温度の目標値である目標凝縮温度となるように、上記圧縮機（21）の運転容量を制御するように構成された制御器（70）を備え、上記制御器（70）は、上記加熱用動作中に、上記利用側ユニット（12）における冷媒の凝縮温度または上記目標凝縮温度と、上記熱源側熱交換器（40）へ供給される上記熱源水の温度である入口水温との差に基づいて、上記熱源側熱交換器（40）における上記熱交換領域の大きさを調節するように構成される。

第１及び第２の各発明において、制御器（70）は、熱源側熱交換器（40）の熱交換領域の大きさを調節する。熱源側熱交換器（40）の熱交換領域の大きさを変更すると、熱源側熱交換器（40）の能力（即ち、冷媒と熱源水の間で交換される熱量）が変化する。このため、制御器（70）が熱源側熱交換器（40）の熱交換領域の大きさを調節することによって、熱源側熱交換器（40）の能力を適切に制御することが可能となる。

第１の発明の熱源ユニット（11）は、熱源側熱交換器（40）を凝縮器として機能させる冷却用動作を実行可能である。熱源側熱交換器（40）における冷媒の凝縮温度は、入口水温よりも概ね一定の値だけ高い温度となる。また、熱源側熱交換器（40）における冷媒の凝縮温度は冷凍サイクルの高圧に相関し、利用側ユニット（12）における冷媒の蒸発温度は冷凍サイクルの低圧に相関する。このため、入口水温Ｔw_iと、利用側ユニット（12）における冷媒の蒸発温度Ｔeまたは該蒸発温度の目標値である目標蒸発温度Ｔe_tとの差（(Ｔw_i−Ｔe)または(Ｔw_i−Ｔe_t)）は、冷凍サイクルの高圧と低圧の差が拡大すると拡大し、冷凍サイクルの高圧と低圧の差が縮小すると縮小する。従って、（Ｔw_i−Ｔe）または（Ｔw_i−Ｔe_t）は、冷媒回路（15）において行われる冷凍サイクルの高圧と低圧の差を示す圧力差指標値となり得る。

第２の発明の熱源ユニット（11）は、熱源側熱交換器（40）を蒸発器として機能させる加熱用動作を実行可能である。熱源側熱交換器（40）における冷媒の蒸発温度は、入口水温よりも概ね一定の値だけ低い温度となる。また、利用側ユニット（12）における冷媒の凝縮温度は冷凍サイクルの高圧に相関し、熱源側熱交換器（40）における冷媒の蒸発温度は冷凍サイクルの低圧に相関する。このため、利用側ユニット（12）における冷媒の凝縮温度Ｔcまたは該凝縮温度の目標値である目標凝縮温度Ｔc_tと、入口水温Ｔw_iとの差（(Ｔc−Ｔw_i)または(Ｔc_t−Ｔw_i)）は、冷凍サイクルの高圧と低圧の差が拡大すると拡大し、冷凍サイクルの高圧と低圧の差が縮小すると縮小する。従って、（Ｔc−Ｔw_i）または（Ｔc_t−Ｔw_i）は、冷媒回路（15）において行われる冷凍サイクルの高圧と低圧の差を示す圧力差指標値となり得る。

第３の発明は、上記第１又は第２の発明において、上記熱源側熱交換器（40）は、それぞれが上記冷媒を上記熱源水と熱交換させるように構成された複数の熱交換部（41a,41b）と、上記冷媒が流入する上記熱交換部（41a,41b）の数を変更するための冷媒側弁機構（48,49）とを備え、上記冷媒が流入する上記熱交換部（41a,41b）の数を変更することによって上記熱交換領域の大きさを変更するように構成され、上記制御器（70）は、上記冷媒側弁機構（48,49）を操作することによって上記熱交換領域の大きさを調節するように構成されるものである。

第３の発明の熱源側熱交換器（40）では、複数の熱交換部（41a,41b）のうち冷媒が流通する熱交換部だけが、熱交換領域となる。このため、冷媒側弁機構（48,49）によって冷媒が流入する熱交換部（41a,41b）の数を変更すると、熱源側熱交換器（40）の熱交換領域の大きさが変化する。そこで、この発明の制御器（70）は、冷媒が流入する熱交換部（41a,41b）の数を調節することによって、熱源側熱交換器（40）の熱交換領域の大きさを調節する。

第４の発明は、上記第３の発明において、上記熱源側熱交換器（40）は、上記熱源水が流入する上記熱交換部（41a,41b）の数を変更するための水側弁機構（50）を更に備え、上記制御器（70）は、上記冷媒側弁機構（48,49）が上記冷媒の流入を遮断する上記熱交換部（41a,41b）への上記熱源水の流入が遮断されるように上記水側弁機構（50）を操作するように構成されるものである。

第４の発明の制御器（70）は、熱源側熱交換器（40）の熱交換領域の大きさを調節する際に、冷媒側弁機構（48,49）と水側弁機構（50）の両方を操作する。つまり、制御器（70）は、ある熱交換部（41b）への冷媒の流入を冷媒側弁機構（48,49）によって遮断する際には、その熱交換部（41b）への熱源水の流入を水側弁機構（50）によって遮断する。

上記第１及び第２の各発明では、制御器（70）が、熱源側熱交換器（40）の熱交換領域の大きさを調節する。このため、上記第１及び第２の各発明によれば、熱源側熱交換器（40）の能力を熱源側熱交換器（40）へ供給される熱源水の温度に応じた適切な値に設定することが可能となる。その結果、従来は運転できなかった熱源水の温度範囲においても、あらゆる負荷率において冷凍装置（10）の運転を継続させることが可能となる。

上記第４の発明では、熱交換領域を構成しない熱交換部（41b）について、冷媒だけでなく熱源水の流入も遮断される。このため、熱交換領域を構成しない熱交換部（41b）に対して熱源水を供給し続ける場合に比べ、熱源水の搬送に要する動力を削減することができる。

図１は、実施形態１の空気調和装置の構成を示す冷媒回路図である。 図２は、実施形態１のコントローラの構成を示すブロック図である。 図３は、実施形態１の空気調和装置の冷房運転を示す冷媒回路図であって、熱源側熱交換器が小容量状態となっている場合を示すものである。 図４は、実施形態１の空気調和装置の暖房運転を示す冷媒回路図であって、熱源側熱交換器が小容量状態となっている場合を示すものである。 図５は、実施形態１のコントローラの熱交換器制御部が行う制御動作を示すフロー図である。 図６は、実施形態１の変形例３のコントローラの熱交換器制御部が行う制御動作を示すフロー図である。 図７は、参考技術のコントローラの熱交換器制御部が冷房運転中に行う制御動作を示すフロー図である。 図８は、参考技術のコントローラの熱交換器制御部が暖房運転中に行う制御動作を示すフロー図である。 図９は、実施形態２の空気調和装置の構成を示す冷媒回路図である。 図１０は、実施形態３の空気調和システムの構成を示す配管系統図である。 図１１は、その他の実施形態の第１変形例の空気調和システムの構成を示す配管系統図である。 図１２は、その他の実施形態の第２変形例の空気調和システムの構成を示す配管系統図である。 図１３Ａは、従来の空気調和装置の冷房運転の運転可能領域を示す図である。 図１３Ｂは、従来の空気調和装置の暖房運転の運転可能領域を示す図である。

本発明の実施形態を図面に基づいて詳細に説明する。なお、以下で説明する実施形態および変形例は、本質的に好ましい例示であって、本発明、その適用物、あるいはその用途の範囲を制限することを意図するものではない。

《実施形態１》
実施形態１について説明する。本実施形態は、熱源ユニット（11）を備えた冷凍装置によって構成された空気調和装置（10）である。

図１に示すように、本実施形態の空気調和装置（10）は、一台の熱源ユニット（11）と、複数台の室内ユニット（12）とを備えている。この空気調和装置（10）では、熱源ユニット（11）と各室内ユニット（12）を液側連絡配管（18）及びガス側連絡配管（19）で接続することによって、冷媒回路（15）が形成されている。この冷媒回路（15）では、充填された冷媒が循環することによって冷凍サイクルが行われる。

〈熱源ユニット〉
図１に示すように、熱源ユニット（11）には、熱源側回路（16）とコントローラ（70）とが収容されている。また、熱源ユニット（11）には、後述する熱源水回路（100）が接続されている。ここでは、熱源側回路（16）について説明する。コントローラ（70）と熱源水回路（100）については、後述する。

熱源側回路（16）には、圧縮機（21）と、四方切換弁（22）と、熱源側熱交換器（40）と、熱源側膨張弁（23）と、アキュームレータ（24）と、液側閉鎖弁（25）と、ガス側閉鎖弁（26）とが設けられている。また、熱源側回路（16）には、過冷却用熱交換器（30）と、過冷却用回路（31）と、油分離器（35）と、油戻し配管（36）とが設けられている。

熱源側回路（16）において、圧縮機（21）は、その吐出管が四方切換弁（22）の第１のポートに接続され、その吸入管がアキュームレータ（24）を介して四方切換弁（22）の第２のポートに接続されている。圧縮機（21）と四方切換弁（22）の第１のポートを繋ぐ配管には、逆止弁（CV）が設けられている。熱源側熱交換器（40）は、そのガス側端が四方切換弁（22）の第３のポートに接続され、その液側端が熱源側膨張弁（23）の一端に接続されている。熱源側膨張弁（23）の他端は、過冷却用熱交換器（30）を介して液側閉鎖弁（25）に接続されている。四方切換弁（22）の第４のポートは、ガス側閉鎖弁（26）に接続されている。

圧縮機（21）は、全密閉型のスクロール圧縮機である。四方切換弁（22）は、第１のポートが第３のポートと連通し且つ第２のポートが第４のポートと連通する第１状態（図１に実線で示す状態）と、第１のポートが第４のポートと連通し且つ第２のポートが第３のポートと連通する第２状態（図１に破線で示す状態）とに切り換え可能に構成されている。熱源側熱交換器（40）は、冷媒回路（15）の冷媒を熱源水回路（100）の熱源水と熱交換させるように構成されている。熱源側熱交換器（40）の詳細な構造については、後述する。熱源側膨張弁（23）は、開度可変の電子膨張弁である。逆止弁（CV）は、圧縮機（21）から四方切換弁（22）へ向かう冷媒の流通を許容し、逆向きの冷媒の流れを阻止する。

過冷却用熱交換器（30）は、いわゆるプレート式熱交換器によって構成されている。この過冷却用熱交換器（30）には、高圧側流路（30a）と低圧側流路（30b）とが複数ずつ形成されている。過冷却用回路（31）は、一端が熱源側膨張弁（23）と過冷却用熱交換器（30）を繋ぐ配管に接続され、他端が四方切換弁（22）の第２のポートとアキュームレータ（24）を繋ぐ配管に接続されている。また、過冷却用回路（31）には、過冷却用膨張弁（32）が設けられている。過冷却用膨張弁（32）は、開度可変の電子膨張弁である。

過冷却用熱交換器（30）は、高圧側流路（30a）が熱源側回路（16）における熱源側膨張弁（23）と液側閉鎖弁（25）の間に配置され、低圧側流路（30b）が過冷却用回路（31）における過冷却用膨張弁（32）の下流側に配置されている。過冷却用熱交換器（30）は、高圧側流路（30a）を流れる冷媒を、低圧側流路（30b）を流れる冷媒と熱交換させることによって冷却する。

油分離器（35）は、熱源側回路（16）における圧縮機（21）の吐出管と逆止弁（CV）を繋ぐ配管に設けられている。油分離器（35）は、圧縮機（21）からガス冷媒と共に吐出された冷凍機油をガス冷媒から分離する。油戻し配管（36）は、一端が油分離器（35）に接続され、他端が熱源側回路（16）におけるアキュームレータ（24）と圧縮機（21）の吸入管の間に接続されている。また、油戻し配管（36）には、その一端から他端へ向かって順に、油戻し電磁弁（37）とキャピラリチューブ（38）とが設けられている。この油戻し配管（36）は、油分離器（35）においてガス冷媒と分離された冷凍機油を圧縮機（21）へ戻すための配管である。

熱源側回路（16）には、高圧圧力センサ（P1）と、低圧圧力センサ（P2）とが設けられている。高圧圧力センサ（P1）は、熱源側回路（16）における圧縮機（21）と油分離器（35）の間に配置され、圧縮機（21）から吐出された冷媒の圧力を計測する。低圧圧力センサ（P2）は、熱源側回路（16）における四方切換弁（22）とアキュームレータ（24）の間に配置され、圧縮機（21）へ吸入される冷媒の圧力を計測する。なお、熱源側回路（16）には複数の温度センサが設けられているが、それらの図示は省略する。

〈室内ユニット〉
室内ユニット（12）は、利用側ユニットを構成している。各室内ユニット（12）には、利用側回路（17）と室内コントローラ（13）とが一つずつ収容されている。

各利用側回路（17）には、その液側端からガス側端へ向かって順に、利用側膨張弁である室内膨張弁（61）と、利用側熱交換器である室内熱交換器（61）とが一つずつ配置されている。室内膨張弁（61）は、開度可変の電子膨張弁である。室内熱交換器（61）は、冷媒を室内空気と熱交換させるための熱交換器である。

また、図示は省略するが、各室内ユニット（12）には、室内ファンが一つずつ設けられている。室内ファンは、室内熱交換器（61）へ室内空気を供給するためのファンである。

各室内ユニット（12）の利用側回路（17）は、それぞれの液側端が液側連絡配管（18）を介して熱源側回路（16）の液側閉鎖弁（25）に接続され、それぞれのガス側端がガス側連絡配管（19）を介して熱源側回路（16）のガス側閉鎖弁（26）に接続されている。

各室内ユニット（12）の室内コントローラ（13）は、その室内ユニット（12）に設けられた室内膨張弁（61）と室内ファンを制御する。つまり、室内コントローラ（13）は、室内膨張弁（61）の開度と、室内ファンの回転速度とを調節する。

各室内ユニット（12）の室内熱交換器（61）には、利用側冷媒温度センサ（98）が取り付けられている。利用側冷媒温度センサ（98）は、室内熱交換器（61）の伝熱管を流れる気液二相状態の冷媒の温度を計測する。つまり、利用側冷媒温度センサ（98）の計測値は、室内熱交換器（61）が蒸発器として機能する場合は冷媒の蒸発温度であり、室内熱交換器（61）が凝縮器として機能する場合は冷媒の凝縮温度である。

〈熱源側熱交換器〉
熱源側熱交換器（40）は、熱交換部（41a,41b）と、液側通路（44a,44b）と、ガス側通路（45a,45b）と、水導入路（46a,46b）と、水導出路（47a,47b）とを二つずつ備えている。

各熱交換部（41a,41b）は、いわゆるプレート式熱交換器によって構成されている。各熱交換部（41a,41b）には、冷媒流路（42a,42b）と熱源水流路（43a,43b）とが複数ずつ形成されている。各熱交換部（41a,41b）は、冷媒流路（42a,42b）を流れる冷媒を、熱源水流路（43a,43b）を流れる熱源水と熱交換させるように構成されている。

各熱交換部（41a,41b）の冷媒流路（42a,42b）は、互いに並列に接続されている。具体的に、第１熱交換部（41a）の冷媒流路（42a）の一端には第１液側通路（44a）の一端が接続され、第２熱交換部（41b）の冷媒流路（42b）の一端には第２液側通路（44b）の一端が接続されている。第１液側通路（44a）の他端と第２液側通路（44b）の他端とは、熱源側熱交換器（40）の液側端を構成し、熱源側熱交換器（40）と熱源側膨張弁（23）を繋ぐ配管に接続されている。また、第１熱交換部（41a）の冷媒流路（42a）の他端には第１ガス側通路（45a）の一端が接続され、第２熱交換部（41b）の冷媒流路（42b）の他端には第２ガス側通路（45b）の一端が接続されている。第１ガス側通路（45a）の他端と第２ガス側通路（45b）の他端とは、熱源側熱交換器（40）のガス側端を構成し、熱源側熱交換器（40）と四方切換弁（22）の第３のポートを繋ぐ配管に接続されている。

第２液側通路（44b）には、電磁弁から成る液側弁（48）が設けられている。また、第２ガス側通路（45b）には、電磁弁から成るガス側弁（49）が設けられている。液側弁（48）及びガス側弁（49）は、冷媒が流入する熱交換部（41a,41b）の数を変更するための冷媒側弁機構を構成している。

各熱交換部（41a,41b）の熱源水流路（43a,43b）は、互いに並列に接続されている。具体的に、第１熱交換部（41a）の熱源水流路（43a）の一端には第１水導入路（46a）の一端が接続され、第２熱交換部（41b）の熱源水流路（43b）の一端には第２水導入路（46b）の一端が接続されている。第１水導入路（46a）の他端と第２水導入路（46b）の他端とは、後述する熱源水回路（100）の往管路（101）に接続されている。また、第１熱交換部（41a）の熱源水流路（43a）の他端には第１水導出路（47a）の一端が接続され、第２熱交換部（41b）の熱源水流路（43b）の他端には第２水導出路（47b）の一端が接続されている。第１水導出路（47a）の他端と第２水導出路（47b）の他端とは、後述する熱源水回路（100）の復管路（102）に接続されている。

第２水導入路（46b）には、電磁弁から成る水側弁（50）が設けられている。水側弁（50）は、熱源水が流入する熱交換部（41a,41b）の数を変更するための水側弁機構を構成している。第１水導入路（46a）には、入口水温センサ（96）が設けられている。入口水温センサ（96）は、第１水導入路（46a）を流れる熱源水（即ち、第１熱交換部（41a）の熱源水流路（43a）へ供給される熱源水）の温度を計測する。第１水導出路（47a）には、出口水温センサ（97）が設けられている。出口水温センサ（97）は、第１水導出路（47a）を流れる熱源水（即ち、第１熱交換部（41a）の熱源水流路（43a）から流出した熱源水）の温度を計測する。

熱源側熱交換器（40）は、第１熱交換部（41a）と第２熱交換部（41b）の両方において冷媒と熱源水が流通する大容量状態と、第１熱交換部（41a）だけにおいて冷媒と熱源水が流通する小容量状態とに切り換え可能に構成されている。大容量状態と小容量状態の切り換えは、液側弁（48）、ガス側弁（49）、及び水側弁（50）を操作することによって行われる。

大容量状態では、第１熱交換部（41a）と第２熱交換部（41b）の両方が、冷媒が熱源水と熱交換する熱交換領域となる。一方、小容量状態では、第１熱交換部（41a）だけが、冷媒が熱源水と熱交換する熱交換領域となる。このように、熱源側熱交換器（40）は、熱交換領域の大きさを変更可能に構成されている。

〈コントローラ〉
熱源ユニット（11）に設けられたコントローラ（70）は、制御器を構成している。このコントローラ（70）は、演算処理を行うＣＰＵ（71）と、制御動作を行うためのプログラムやデータ等を記憶するメモリ（72）とを備えている。

コントローラ（70）には、高圧圧力センサ（P1）、低圧圧力センサ（P2）、及び入口水温センサ（96）の計測値が入力される。更に、コントローラ（70）には、熱源回路に設けられた図示しない温度センサの計測値も入力される。また、コントローラ（70）は、各室内ユニット（12）に設けられた室内コントローラ（13）との間で通信を行うように構成されている。

図２に示すように、コントローラ（70）には、目標蒸発温度設定部（81）と、目標凝縮温度設定部（82）と、圧縮機制御部（83）と、熱交換器制御部（84）とが形成されている。また、コントローラ（70）は、熱源側膨張弁（23）及び過冷却用膨張弁（32）の開度制御と、四方切換弁（22）及び油戻し電磁弁（37）の制御も行うように構成されている。

目標蒸発温度設定部（81）は、冷房運転時の室内熱交換器（61）における冷媒の蒸発温度の目標値Ｔe_tを設定するように構成されている。目標凝縮温度設定部（82）は、暖房運転時の室内熱交換器（61）における冷媒の凝縮温度の目標値Ｔc_tを設定するように構成されている。圧縮機制御部（83）は、圧縮機（21）の運転周波数（具体的には、圧縮機（21）の電動機へ供給される交流の周波数）を制御することによって、圧縮機（21）の運転容量（具体的には、圧縮機（21）の回転速度）を調節するように構成されている。熱交換器制御部（84）は、熱源側熱交換器（40）に設けられた液側弁（48）、ガス側弁（49）、及び水側弁（50）を制御するように構成されている。目標蒸発温度設定部（81）、目標凝縮温度設定部（82）、圧縮機制御部（83）、及び熱交換器制御部（84）が行う動作の詳細は、後述する。

〈熱源水回路〉
熱源水回路（100）は、熱源水が循環する回路である。熱源水回路（100）は、熱源ユニット（11）へ熱源水を供給するための往管路（101）と、熱源ユニット（11）から熱源水を導出するための復管路（102）とを備えている。また、図示しないが、熱源水回路（100）には、熱源水を循環させるためのポンプが設けられている。

空気調和装置（10）の冷房運転中には、熱源水回路（100）は、熱源ユニット（11）の熱源側熱交換器（40）と冷却塔等の冷熱源との間で熱源水を循環させ、冷熱源において冷却された熱源水を熱源側熱交換器（40）へ供給する。一方、空気調和装置（10）の暖房運転中には、熱源水回路（100）は、熱源ユニット（11）の熱源側熱交換器（40）とボイラ等の温熱源との間で熱源水を循環させ、温熱源において加熱された熱源水を熱源側熱交換器（40）へ供給する。

−空気調和装置の運転動作−
本実施形態の空気調和装置（10）は、室内を冷房する冷房運転（冷却運転）と、室内を暖房する暖房運転（加熱運転）とを選択的に行う。

〈冷房運転〉
冷房運転中は、冷媒回路（15）において冷媒が循環し、熱源側熱交換器（40）が凝縮器（放熱器）として機能して室内熱交換器（61）が蒸発器として機能する冷凍サイクルが行われる。空気調和装置（10）の冷房運転において、熱源ユニット（11）は、室内ユニット（12）において対象物（室内空気）を冷却するために熱源側熱交換器（40）を凝縮器として機能させる冷却用動作を行う。

冷房運転では、四方切換弁（22）が第１状態（図１に実線で示す状態）に設定され、熱源側膨張弁（23）が全開状態に設定され、過冷却用膨張弁（32）及び室内膨張弁（61）の開度が適宜調節される。ここでは、熱源側熱交換器（40）の液側弁（48）、ガス側弁（49）、及び水側弁（50）が開いている状態を例に、冷房運転中の空気調和装置（10）の動作を説明する。

圧縮機（21）から吐出された冷媒は、四方切換弁（22）を通って熱源側熱交換器（40）へ流入する。熱源側熱交換器（40）では、流入した冷媒の一部が第１熱交換部（41a）の冷媒流路（42a）へ流入し、その残りが第２熱交換部（41b）の冷媒流路（42b）へ流入する。各熱交換部（41a,41b）の熱源水流路（43a,43b）には、冷熱源において冷却された熱源水が往管路（101）を通じて供給される。各熱交換部（41a,41b）では、冷媒流路（42a,42b）を流れる冷媒が、熱源水流路（43a,43b）を流れる熱源水へ放熱して凝縮する。各熱交換部（41a,41b）において凝縮した冷媒は、合流後に熱源側膨張弁（23）を通過する。

熱源側膨張弁（23）を通過した冷媒は、その一部が過冷却用回路（31）へ流入し、残りが過冷却用熱交換器（30）の高圧側流路（30a）へ流入する。過冷却用回路（31）へ流入した冷媒は、過冷却用膨張弁（32）を通過する際に膨張し、その後に過冷却用熱交換器（30）の低圧側流路（30b）へ流入する。過冷却用熱交換器（30）では、高圧側流路（30a）を流れる冷媒が、低圧側流路（30b）を流れる冷媒と熱交換することによって冷却される。低圧側流路（30b）を流れる冷媒は、高圧側流路（30a）を流れる冷媒から吸熱して蒸発する。

過冷却用熱交換器（30）の高圧側流路（30a）において冷却された冷媒は、液側連絡配管（18）を通って各利用側回路（17）へ分配される。各利用側回路（17）では、流入した冷媒が室内膨張弁（61）を通過する際に膨張し、その後に室内熱交換器（61）において室内空気から吸熱して蒸発する。各室内ユニット（12）は、室内熱交換器（61）において冷却された空気を室内へ吹き出す。各室内熱交換器（61）において蒸発した冷媒は、ガス側連絡配管（19）へ流入して合流した後に熱源側回路（16）へ流入する。その後、冷媒は、四方切換弁（22）を通過後に過冷却用回路（31）の冷媒と合流し、その後にアキュームレータ（24）を通過してから圧縮機（21）へ吸入される。圧縮機（21）は、吸入した冷媒を圧縮して吐出する。

〈暖房運転〉
暖房運転中は、冷媒回路（15）において冷媒が循環し、室内熱交換器（61）が凝縮器（放熱器）として機能して熱源側熱交換器（40）が蒸発器として機能する冷凍サイクルが行われる。空気調和装置（10）の暖房運転において、熱源ユニット（11）は、室内ユニット（12）において対象物（室内空気）を加熱するために熱源側熱交換器（40）を蒸発器として機能させる加熱用動作を行う。

暖房運転では、四方切換弁（22）が第２状態（図１に破線で示す状態）に設定され、熱源側膨張弁（23）、過冷却用膨張弁（32）、及び室内膨張弁（61）の開度が適宜調節される。ここでは、熱源側熱交換器（40）の液側弁（48）、ガス側弁（49）、及び水側弁（50）が開いている状態を例に、暖房運転中の空気調和装置（10）の動作を説明する。

圧縮機（21）から吐出された冷媒は、四方切換弁（22）を通過後にガス側連絡配管（19）を通って各利用側回路（17）へ分配される。各利用側回路（17）では、流入した冷媒が室内熱交換器（61）において室内空気へ放熱して凝縮する。各室内ユニット（12）は、室内熱交換器（61）において加熱された空気を室内へ吹き出す。各室内熱交換器（61）において凝縮した冷媒は、室内膨張弁（61）を通過後に液側連絡配管（18）へ流入して合流し、その後に熱源側回路（16）へ流入する。

熱源側回路（16）へ流入した冷媒は、過冷却用熱交換器（30）の高圧側流路（30a）へ流入し、低圧側流路（30b）を流れる冷媒によって冷却される。過冷却用熱交換器（30）の高圧側流路（30a）において冷却された冷媒は、その一部が過冷却用回路（31）へ流入し、残りが熱源側膨張弁（23）へ流入する。過冷却用回路（31）へ流入した冷媒は、過冷却用膨張弁（32）を通過する際に膨張し、その後に過冷却用熱交換器（30）の低圧側流路（30b）へ流入する。低圧側流路（30b）を流れる冷媒は、高圧側流路（30a）を流れる冷媒から吸熱して蒸発する。

熱源側膨張弁（23）へ流入した冷媒は、熱源側膨張弁（23）を通過する際に膨張し、その後に熱源側熱交換器（40）へ流入する。熱源側熱交換器（40）では、流入した冷媒の一部が第１熱交換部（41a）の冷媒流路（42a）へ流入し、その残りが第２熱交換部（41b）の冷媒流路（42b）へ流入する。各熱交換部（41a,41b）の熱源水流路（43a,43b）には、温熱源において加熱された熱源水が往管路（101）を通じて供給される。各熱交換部（41a,41b）では、冷媒流路（42a,42b）を流れる冷媒が、熱源水流路（43a,43b）を流れる熱源水から吸熱して蒸発する。

各熱交換部（41a,41b）において蒸発した冷媒は、合流後に四方切換弁（22）を通過してから過冷却用回路（31）の冷媒と合流する。その後、冷媒は、アキュームレータ（24）を通過してから圧縮機（21）へ吸入される。圧縮機（21）は、吸入した冷媒を圧縮して吐出する。

−コントローラの制御動作−
コントローラ（70）が行う制御動作について説明する。ここでは、目標蒸発温度設定部（81）、目標凝縮温度設定部（82）、圧縮機制御部（83）、及び熱交換器制御部（84）が行う制御動作について説明する。

〈目標蒸発温度設定部〉
目標蒸発温度設定部（81）は、冷房運転時の室内熱交換器（61）における冷媒の蒸発温度の目標値Ｔe_tを設定する動作を行う。

冷房運転中の各室内ユニット（12）において、室内コントローラ（13）は、その室内ユニット（12）が要求された冷房能力を発揮できるような冷媒の蒸発温度を算出し、その値を冷媒の蒸発温度の要求値として熱源ユニット（11）のコントローラ（70）へ送信する。その際、室内コントローラ（13）は、室内熱交換器（61）の温度や室内ファンの回転速度等に基づいて、冷媒の蒸発温度の要求値を算出する。つまり、室内コントローラ（13）は、その室内コントローラ（13）が設けられた室内ユニット（12）の冷房負荷を考慮して、冷媒の蒸発温度の要求値を算出する。

コントローラ（70）の目標蒸発温度設定部（81）は、各室内ユニット（12）の室内コントローラ（13）から送信された冷媒の蒸発温度の要求値を比較し、そのうちの最も低い値を冷媒の蒸発温度の目標値（即ち、目標蒸発温度Ｔe_t）に設定する。

上述したように、室内コントローラ（13）が送信する冷媒の蒸発温度の要求値は、室内ユニット（12）の冷房負荷を考慮して算出された値である。従って、室内コントローラ（13）が送信する冷媒の蒸発温度の要求値に基づいて設定された目標蒸発温度Ｔe_tは、空気調和装置（10）の冷房負荷を考慮して設定された値である。この目標蒸発温度Ｔe_tは、空気調和装置（10）の冷房負荷が小さいほど高い値となり、空気調和装置（10）の冷房負荷が大きいほど低い値となる。

〈目標凝縮温度設定部〉
目標凝縮温度設定部（82）は、暖房運転時の室内熱交換器（61）における冷媒の凝縮温度の目標値Ｔc_tを設定する動作を行う。

暖房運転中の各室内ユニット（12）において、室内コントローラ（13）は、その室内ユニット（12）が要求された暖房能力を発揮できるような冷媒の凝縮温度を算出し、その値を冷媒の凝縮温度の要求値として熱源ユニット（11）のコントローラ（70）へ送信する。その際、室内コントローラ（13）は、室内熱交換器（61）の温度や室内ファンの回転速度等に基づいて、冷媒の凝縮温度の要求値を算出する。つまり、室内コントローラ（13）は、その室内コントローラ（13）が設けられた室内ユニット（12）の暖房負荷を考慮して、冷媒の凝縮温度の要求値を算出する。

コントローラ（70）の目標凝縮温度設定部（82）は、各室内ユニット（12）の室内コントローラ（13）から送信された冷媒の凝縮温度の要求値を比較し、そのうちの最も高い値を冷媒の凝縮温度の目標値（即ち、目標凝縮温度Ｔc_t）に設定する。

上述したように、室内コントローラ（13）が送信する冷媒の凝縮温度の要求値は、室内ユニット（12）の暖房負荷を考慮して算出された値である。従って、室内コントローラ（13）が送信する冷媒の凝縮温度の要求値に基づいて設定された目標凝縮温度Ｔc_tは、空気調和装置（10）の暖房負荷を考慮して設定された値である。この目標凝縮温度Ｔc_tは、空気調和装置（10）の暖房負荷が小さいほど低い値となり、空気調和装置（10）の暖房負荷が大きいほど高い値となる。

〈圧縮機制御部〉
圧縮機制御部（83）は、圧縮機（21）の運転周波数を制御することによって、圧縮機（21）の運転容量を調節する。

冷房運転時において、圧縮機制御部（83）は、目標蒸発温度設定部（81）が設定した目標蒸発温度Ｔe_tに基づいて圧縮機（21）の運転容量を調節する。具体的に、圧縮機制御部（83）は、目標蒸発温度Ｔe_tにおける冷媒の飽和圧力（即ち、冷媒の飽和温度が目標蒸発温度Ｔe_tとなるときの圧力）を算出し、その値を目標蒸発圧力Ｐe_tとする。そして、圧縮機制御部（83）は、低圧圧力センサ（P2）の計測値が目標蒸発圧力Ｐe_tとなるように、圧縮機（21）の運転周波数を調節する。その際、圧縮機制御部（83）は、低圧圧力センサ（P2）の計測値が目標蒸発圧力Ｐe_tよりも低ければ圧縮機（21）の運転周波数を引き下げ、低圧圧力センサ（P2）の計測値が目標蒸発圧力Ｐe_tよりも高ければ圧縮機（21）の運転周波数を引き上げる。

一方、暖房運転時において、圧縮機制御部（83）は、目標凝縮温度設定部（82）が設定した目標凝縮温度Ｔc_tに基づいて圧縮機（21）の運転容量を調節する。具体的に、圧縮機制御部（83）は、目標凝縮温度Ｔc_tにおける冷媒の飽和圧力（即ち、冷媒の飽和温度が目標凝縮温度Ｔc_tとなるときの圧力）を算出し、その値を目標凝縮圧力Ｐc_tとする。そして、圧縮機制御部（83）は、高圧圧力センサ（P1）の計測値が目標凝縮圧力Ｐc_tとなるように、圧縮機（21）の運転周波数を調節する。その際、圧縮機制御部（83）は、高圧圧力センサ（P1）の計測値が目標凝縮圧力Ｐc_tよりも高ければ圧縮機（21）の運転周波数を引き下げ、高圧圧力センサ（P1）の計測値が目標凝縮圧力Ｐc_tよりも低ければ圧縮機（21）の運転周波数を引き上げる。

〈熱交換器制御部〉
熱交換器制御部（84）は、入口水温センサ（96）の計測値に基づいて熱源側熱交換器（40）における熱交換領域の大きさを調節する。この熱交換器制御部（84）は、熱源側熱交換器（40）に設けられた液側弁（48）、ガス側弁（49）、及び水側弁（50）を制御し、冷媒と熱源水が流通する熱交換部（41a,41b）の数を変更することによって、熱源側熱交換器（40）における熱交換領域の大きさを調節する。

本実施形態の熱源側熱交換器（40）には、二つの熱交換部（41a,41b）が設けられている。本実施形態の熱交換器制御部（84）は、熱源側熱交換器（40）を、第１熱交換部（41a）と第２熱交換部（41b）の両方において冷媒と熱源水が流通する大容量状態と、第１熱交換部（41a）だけを冷媒と熱源水が流通して第２熱交換部（41b）が休止する小容量状態とに切り換える。

熱源ユニット（11）の冷却用動作中（即ち、空気調和装置（10）の冷房運転中）において、熱交換器制御部（84）は、液側弁（48）とガス側弁（49）と水側弁（50）とを開状態に設定することによって、熱源側熱交換器（40）を大容量状態にする。また、熱源ユニット（11）の冷却用動作中において、熱交換器制御部（84）は、図３に示すように、ガス側弁（49）と水側弁（50）とを閉状態に設定し且つ液側弁（48）を開状態に設定することによって、熱源側熱交換器（40）を小容量状態にする。このように、熱源ユニット（11）の冷却用動作中において、熱交換器制御部（84）は、ガス側弁（49）及び水側弁（50）を開状態と閉状態に切り換える一方、液側弁（48）を開状態に保持する。

一方、熱源ユニット（11）の加熱用動作中（即ち、空気調和装置（10）の暖房運転中）において、熱交換器制御部（84）は、液側弁（48）とガス側弁（49）と水側弁（50）とを開状態に設定することによって、熱源側熱交換器（40）を大容量状態にする。また、熱源ユニット（11）の加熱用動作中において、熱交換器制御部（84）は、図４に示すように、液側弁（48）と水側弁（50）とを閉状態に設定し且つガス側弁（49）を開状態に設定することによって、熱源側熱交換器（40）を小容量状態にする。このように、熱源ユニット（11）の加熱用動作中において、熱交換器制御部（84）は、液側弁（48）及び水側弁（50）を開状態と閉状態に切り換える一方、ガス側弁（49）を開状態に保持する。

上述したように、熱交換器制御部（84）は、入口水温センサ（96）の計測値に基づいて熱源側熱交換器（40）における熱交換領域の大きさを調節する。つまり、熱交換器制御部（84）は、入口水温センサ（96）の計測値に基づいて、熱源側熱交換器（40）を大容量状態と小容量状態とに切り換える制御動作を行う。熱交換器制御部（84）は、この制御動作を所定時間毎に繰り返し行う。

熱交換器制御部（84）が行う制御動作について、図５のフロー図を参照しながら説明する。後述するように、空気調和装置（10）の冷房運転において、熱交換器制御部（84）は、入口水温Ｔw_iと目標蒸発温度Ｔe_tの差（Ｔw_i−Ｔe_t）を圧力差指標値として用い、この圧力差指標値が基準指標値である基準温度差ΔＴs_c以上となるように、熱源側熱交換器（40）における熱交換領域の大きさを調節する。また、空気調和装置（10）の暖房運転において、熱交換器制御部（84）は、目標凝縮温度Ｔc_tと入口水温Ｔw_iの差（Ｔc_t−Ｔw_i）を圧力差指標値として用い、この圧力差指標値が基準指標値である基準温度差ΔＴs_h以上となるように、熱源側熱交換器（40）における熱交換領域の大きさを調節する。

先ず、ステップST10において、熱交換器制御部（84）は、空気調和装置（10）の運転状態が冷房運転か否かを判断する。空気調和装置（10）の運転状態が冷房運転ではないと判断した場合、熱交換器制御部（84）は、ステップST20へ移行し、空気調和装置（10）の運転状態が暖房運転か否かを判断する。ステップST20において空気調和装置（10）の運転状態が暖房運転ではないと判断された場合は、空気調和装置（10）が冷房運転と暖房運転のどちらも行っていないことになるため、熱交換器制御部（84）は制御動作を一旦終了する。

ステップST10において空気調和装置（10）の運転状態が冷房運転であると判断した場合、熱交換器制御部（84）は、ステップST11へ移行し、入口水温センサ（96）の計測値である入口水温Ｔw_i（即ち、熱源水回路（100）の往管路（101）から熱源側熱交換器（40）へ供給される熱源水の温度）と、目標蒸発温度設定部（81）が設定した目標蒸発温度Ｔe_tとを読み込む。次のステップST12において、熱交換器制御部（84）は、入口水温Ｔw_iと目標蒸発温度Ｔe_tの差（Ｔw_i−Ｔe_t）と、冷房運転用の基準温度差ΔＴs_cとを比較する。この基準温度差ΔＴs_cは、例えば９℃に設定されている。

ステップST12において（Ｔw_i−Ｔe_t）がΔＴs_c未満である（即ち、Ｔw_i−Ｔe_t＜ΔＴs_cが成立する）場合は、熱源側熱交換器（40）へ供給される熱源水の温度が比較的低く、凝縮器として機能する熱源側熱交換器（40）の能力が過剰になって冷凍サイクルの高圧（即ち、冷媒の凝縮圧力）が低くなり過ぎるおそれがある。また、圧力差指標値である（Ｔw_i−Ｔe_t）が小さくなっており、冷凍サイクルの高圧と低圧の差が小さくなり過ぎるおそれがある。従って、この場合には、熱源側熱交換器（40）の能力を削減するのが望ましい。そこで、この場合、熱交換器制御部（84）は、ステップST13へ移行し、ガス側弁（49）及び水側弁（50）が開状態であるか否かを判断する。

ガス側弁（49）及び水側弁（50）が開状態の場合、熱源側熱交換器（40）では、第１熱交換部（41a）と第２熱交換部（41b）の両方において冷媒と熱源水が流通する。つまり、熱源側熱交換器（40）は、第１熱交換部（41a）と第２熱交換部（41b）の両方が凝縮器として機能する大容量状態となっている。従って、この場合は、熱源側熱交換器（40）の能力を削減することが可能である。

そこで、ステップST13においてガス側弁（49）及び水側弁（50）が開状態であると判断した場合、熱交換器制御部（84）は、ステップST14へ移行し、ガス側弁（49）及び水側弁（50）を閉じる。ガス側弁（49）及び水側弁（50）が閉状態になると、熱源側熱交換器（40）では、第１熱交換部（41a）だけにおいて冷媒と熱源水が流通する。つまり、熱源側熱交換器（40）は、第１熱交換部（41a）だけが凝縮器として機能して第２熱交換部（41b）が休止する小容量状態となる。

一方、ガス側弁（49）及び水側弁（50）が閉状態の場合は、熱源側熱交換器（40）が既に小容量状態となっており、熱源側熱交換器（40）の能力を削減することはできない。そこで、この場合、熱交換器制御部（84）は、制御動作を一旦終了する。

ステップST12において（Ｔw_i−Ｔe_t）がΔＴs_c以上である（即ち、Ｔw_i−Ｔe_t＜ΔＴs_cが成立しない）場合は、熱源側熱交換器（40）へ供給される熱源水の温度が比較的高く、凝縮器として機能する熱源側熱交換器（40）の能力が不足して冷凍サイクルの高圧（即ち、冷媒の凝縮圧力）が高くなり過ぎるおそれがある。また、圧力差指標値である（Ｔw_i−Ｔe_t）が大きくなっており、冷凍サイクルの高圧と低圧の差が大きくなり過ぎて圧縮機（21）の消費電力が嵩むおそれがある。従って、この場合には、熱源側熱交換器（40）の能力を増加させるのが望ましい。そこで、この場合、熱交換器制御部（84）は、ステップST15へ移行し、ガス側弁（49）及び水側弁（50）が閉状態であるか否かを判断する。

ガス側弁（49）及び水側弁（50）が閉状態の場合、熱源側熱交換器（40）では、第１熱交換部（41a）だけにおいて冷媒と熱源水が流通する。つまり、熱源側熱交換器（40）は、第１熱交換部（41a）だけが凝縮器として機能して第２熱交換部（41b）が休止する小容量状態となっている。従って、この場合は、熱源側熱交換器（40）の能力を増加させることが可能である。

そこで、ステップST15においてガス側弁（49）及び水側弁（50）が閉状態であると判断した場合、熱交換器制御部（84）は、ステップST16へ移行し、ガス側弁（49）及び水側弁（50）を開く。ガス側弁（49）及び水側弁（50）が開状態になると、熱源側熱交換器（40）では、第１熱交換部（41a）と第２熱交換部（41b）の両方において冷媒と熱源水が流通する。つまり、熱源側熱交換器（40）は、第１熱交換部（41a）と第２熱交換部（41b）の両方が凝縮器として機能する大容量状態となる。

一方、ガス側弁（49）及び水側弁（50）が開状態の場合は、熱源側熱交換器（40）が既に大容量状態となっており、熱源側熱交換器（40）の能力を増加させることはできない。そこで、この場合、熱交換器制御部（84）は、制御動作を一旦終了する。

ステップST20において空気調和装置（10）の運転状態が暖房運転であると判断した場合、熱交換器制御部（84）は、ステップST21へ移行し、入口水温センサ（96）の計測値である入口水温Ｔw_iと、目標凝縮温度設定部（82）が設定した目標凝縮温度Ｔc_tとを読み込む。次のステップST22において、熱交換器制御部（84）は、目標凝縮温度Ｔc_tと入口水温Ｔw_iの差（Ｔc_t−Ｔw_i）と、暖房運転用の基準温度差ΔＴs_hとを比較する。この基準温度差ΔＴs_hは、例えば２℃に設定されている。

ステップST22において（Ｔc_t−Ｔw_i）がΔＴs_h未満である（即ち、Ｔc_t−Ｔw_i＜ΔＴs_hが成立する）場合は、熱源側熱交換器（40）へ供給される熱源水の温度が比較的高く、蒸発器として機能する熱源側熱交換器（40）の能力が過剰になって冷凍サイクルの低圧（即ち、冷媒の蒸発圧力）が高くなり過ぎるおそれがある。また、圧力差指標値である（Ｔc_t−Ｔw_i）が小さくなっており、冷凍サイクルの高圧と低圧の差が小さくなり過ぎるおそれがある。従って、この場合には、熱源側熱交換器（40）の能力を削減するのが望ましい。そこで、この場合、熱交換器制御部（84）は、ステップST23へ移行し、液側弁（48）及び水側弁（50）が開状態であるか否かを判断する。

液側弁（48）及び水側弁（50）が開状態の場合、熱源側熱交換器（40）では、第１熱交換部（41a）と第２熱交換部（41b）の両方において冷媒と熱源水が流通する。つまり、熱源側熱交換器（40）は、第１熱交換部（41a）と第２熱交換部（41b）の両方が蒸発器として機能する大容量状態となっている。従って、この場合は、熱源側熱交換器（40）の能力を削減することが可能である。

そこで、ステップST23において液側弁（48）及び水側弁（50）が開状態であると判断した場合、熱交換器制御部（84）は、ステップST24へ移行し、液側弁（48）及び水側弁（50）を閉じる。液側弁（48）及び水側弁（50）が閉状態になると、熱源側熱交換器（40）では、第１熱交換部（41a）だけにおいて冷媒と熱源水が流通する。つまり、熱源側熱交換器（40）は、第１熱交換部（41a）だけが蒸発器として機能して第２熱交換部（41b）が休止する小容量状態となる。

一方、液側弁（48）及び水側弁（50）が閉状態の場合は、熱源側熱交換器（40）が既に小容量状態となっており、熱源側熱交換器（40）の能力を削減することはできない。そこで、この場合、熱交換器制御部（84）は、制御動作を一旦終了する。

ステップST22において（Ｔc_t−Ｔw_i）がΔＴs_h以上である（即ち、Ｔc_t−Ｔw_i＜ΔＴs_hが成立しない）場合は、熱源側熱交換器（40）へ供給される熱源水の温度が比較的低く、蒸発器として機能する熱源側熱交換器（40）の能力が不足して冷凍サイクルの低圧（即ち、冷媒の蒸発圧力）が低くなり過ぎるおそれがある。また、圧力差指標値である（Ｔc_t−Ｔw_i）が大きくなっており、冷凍サイクルの高圧と低圧の差が大きくなり過ぎて圧縮機（21）の消費電力が嵩むおそれがある。従って、この場合には、熱源側熱交換器（40）の能力を増加させるのが望ましい。そこで、この場合、熱交換器制御部（84）は、ステップST25へ移行し、液側弁（48）及び水側弁（50）が閉状態であるか否かを判断する。

液側弁（48）及び水側弁（50）が閉状態の場合、熱源側熱交換器（40）では、第１熱交換部（41a）だけにおいて冷媒と熱源水が流通する。つまり、熱源側熱交換器（40）は、第１熱交換部（41a）だけが蒸発器として機能して第２熱交換部（41b）が休止する小容量状態となっている。従って、この場合は、熱源側熱交換器（40）の能力を増加させることが可能である。

そこで、ステップST25において液側弁（48）及び水側弁（50）が閉状態であると判断した場合、熱交換器制御部（84）は、ステップST26へ移行し、液側弁（48）及び水側弁（50）を開く。液側弁（48）及び水側弁（50）が開状態になると、熱源側熱交換器（40）では、第１熱交換部（41a）と第２熱交換部（41b）の両方において冷媒と熱源水が流通する。つまり、熱源側熱交換器（40）は、第１熱交換部（41a）と第２熱交換部（41b）の両方が蒸発器として機能する大容量状態となる。

一方、液側弁（48）及び水側弁（50）が開状態の場合は、熱源側熱交換器（40）が既に大容量状態となっており、熱源側熱交換器（40）の能力を増加させることはできない。そこで、この場合、熱交換器制御部（84）は、制御動作を一旦終了する。

−圧力差指標値−
上述したように、空気調和装置（10）の冷房運転において、熱交換器制御部（84）は、入口水温Ｔw_iと目標蒸発温度Ｔe_tの差（Ｔw_i−Ｔe_t）を圧力差指標値として用いる。熱源側熱交換器（40）における冷媒の凝縮温度は、入口水温Ｔw_iよりも概ね一定の値だけ高い温度となる。また、熱源側熱交換器（40）における冷媒の凝縮温度は冷凍サイクルの高圧に相関し、室内ユニット（12）における冷媒の蒸発温度は冷凍サイクルの低圧に相関する。このため、入口水温Ｔw_iと目標蒸発温度Ｔe_tの差（Ｔw_i−Ｔe_t）は、冷凍サイクルの高圧と低圧の差が拡大すると拡大し、冷凍サイクルの高圧と低圧の差が縮小すると縮小する。従って、（Ｔw_i−Ｔe_t）は、冷媒回路（15）において行われる冷凍サイクルの高圧と低圧の差を示す圧力差指標値となり得る。

また、上述したように、空気調和装置（10）の暖房運転において、熱交換器制御部（84）は、目標凝縮温度Ｔc_tと入口水温Ｔw_iの差（Ｔc_t−Ｔw_i）を圧力差指標値として用いる。熱源側熱交換器（40）における冷媒の蒸発温度は、入口水温Ｔw_iよりも概ね一定の値だけ低い温度となる。また、室内ユニット（12）における冷媒の凝縮温度は冷凍サイクルの高圧に相関し、熱源側熱交換器（40）における冷媒の蒸発温度は冷凍サイクルの低圧に相関する。このため、目標凝縮温度Ｔc_tと入口水温Ｔw_iとの差（Ｔc_t−Ｔw_i）は、冷凍サイクルの高圧と低圧の差が拡大すると拡大し、冷凍サイクルの高圧と低圧の差が縮小すると縮小する。従って、冷媒回路（15）において行われる冷凍サイクルの高圧と低圧の差を示す圧力差指標値となり得る。

−実施形態１の効果−
空気調和装置（10）の冷房運転中において、熱源水の温度が比較的低い場合は、凝縮器として機能する熱源側熱交換器（40）の能力が過剰となって冷凍サイクルの高圧が低くなり、冷凍サイクルの高圧と低圧の差が小さくなり過ぎて冷凍サイクルを継続できない状態に陥ることがある。特に、空気調和装置（10）の冷房負荷が小さい時は、このような状態に陥る可能性が高い。

また、空気調和装置（10）の暖房運転中において、熱源水の温度が比較的高い場合は、蒸発器として機能する熱源側熱交換器（40）の能力が過剰となって冷凍サイクルの低圧が高くなり、冷凍サイクルの高圧と低圧の差が小さくなり過ぎて冷凍サイクルを継続できない状態に陥ることがある。特に、空気調和装置（10）の暖房負荷が小さい時は、このような状態に陥る可能性が高い。

そして、このような冷凍サイクルを継続できない状態に陥ると、空気調和装置（10）は、起動と停止を繰り返すことになる。空気調和装置（10）が起動と停止を頻繁に繰り返すと、例えば、室内の気温が変動して快適性が損なわれるという問題や、圧縮機（21）が起動と停止を繰り返すことによって損傷しやすくなるという問題が生じる。

これに対し、本実施形態の空気調和装置（10）では、コントローラ（70）の熱交換器制御部（84）が、入口水温センサ（96）の計測値である入口水温Ｔw_i（即ち、熱源側熱交換器（40）へ供給される熱源水の温度）に基づいて、熱源側熱交換器（40）を大容量状態と小容量状態に切り換える。具体的に、熱交換器制御部（84）は、入口水温Ｔw_iと目標蒸発温度Ｔe_tの差（Ｔw_i−Ｔe_t）を冷房運転用の圧力差指標値として用いる一方、目標凝縮温度Ｔc_tと入口水温Ｔw_iの差（Ｔc_t−Ｔw_i）を暖房運転用の圧力差指標値として用い、これらの圧力差指標値に基づいて熱源側熱交換器（40）の熱交換領域の大きさを調節する。

このため、入口水温Ｔw_iが“熱源側熱交換器（40）の熱交換領域の大きさが一定のままだと、熱源側熱交換器（40）の能力が過剰となって冷凍サイクルを継続できなくなる可能性が高い温度範囲”である場合であっても、熱交換器制御部（84）が熱源側熱交換器（40）を大容量状態から小容量状態へ切り換えることによって熱源側熱交換器（40）の能力を引き下げることができ、その結果、冷凍サイクルを継続して行うことが可能となる。従って、本実施形態によれば、“空気調和装置（10）が空調負荷にかかわらず運転を継続できる熱源水の温度範囲”を、従来よりも拡大することができる。

また、本実施形態のコントローラ（70）の熱交換器制御部（84）は、冷房運転中に熱源側熱交換器（40）を小容量状態に設定する場合にはガス側弁（49）及び水側弁（50）を閉じ、暖房運転中に熱源側熱交換器（40）を小容量状態に設定する場合には液側弁（48）及び水側弁（50）を閉じる。つまり、小容量状態の熱源側熱交換器（40）では、第２熱交換部（41b）における冷媒の流通だけでなく熱源水の流通も遮断される。このため、小容量状態の熱源側熱交換器（40）において第２熱交換部（41b）へ熱源水を供給し続ける場合に比べ、熱源水の搬送に要する動力を削減することができる。

−実施形態１の変形例１−
上述したように、空気調和装置（10）の冷房運転中において、コントローラ（70）の熱交換器制御部（84）は、Ｔw_i−Ｔe_t＜ΔＴs_cが成立する場合は熱源側熱交換器（40）の熱交換領域を縮小し、Ｔw_i−Ｔe_t＜ΔＴs_cが成立しない場合は熱源側熱交換器（40）の熱交換領域を拡大する動作を行う（図５のステップST12〜ST16を参照）。この動作は、Ｔw_i＜Ｔe_t＋ΔＴs_cが成立する場合は熱源側熱交換器（40）の熱交換領域を縮小し、Ｔw_i＜Ｔe_t＋ΔＴs_cが成立しない場合は熱源側熱交換器（40）の熱交換領域を拡大する動作と実質的に同じである。

従って、本実施形態の熱交換器制御部（84）は、入口水温Ｔw_iが冷房運転用の基準温度（Ｔe_t＋ΔＴs_c）を下回ると熱源側熱交換器（40）の熱交換領域を縮小するように構成されていてもよい。また、本実施形態の熱交換器制御部（84）は、入口水温Ｔw_iが冷房運転用の基準温度（Ｔe_t＋ΔＴs_c）を以上になると熱源側熱交換器（40）の熱交換領域を拡大するように構成されていてもよい。

本変形例の熱交換器制御部（84）は、図５のステップST12において、入口水温Ｔw_iが冷房運転用の基準温度（Ｔe_t＋ΔＴs_c）を下回るか否か（即ち、Ｔw_i＜Ｔe_t＋ΔＴs_cという条件の成否）を判断する。そして、熱交換器制御部（84）は、Ｔw_i＜Ｔe_t＋ΔＴs_cが成立する場合は図５のステップST13へ移行し、Ｔw_i＜Ｔe_t＋ΔＴs_cが成立しない場合は図５のステップST15へ移行する。

上述したように、目標蒸発温度Ｔe_tは、空気調和装置（10）の冷房負荷が小さいほど高い値となり、空気調和装置（10）の冷房負荷が大きいほど低い値となる。一方、冷房運転用の基準温度差ΔＴs_cは、一定の値である。従って、実施形態１とその変形例１の熱交換器制御部（84）は、冷房運転用の基準温度（Ｔe_t＋ΔＴs_c）を、空気調和装置（10）の冷房負荷が小さいほど高い値とし、空気調和装置（10）の冷房負荷が大きいほど低い値とするように構成されていることになる。

また、上述したように、目標蒸発温度Ｔe_tは、空気調和装置（10）の冷房負荷が小さいほど高い値となり、空気調和装置（10）の冷房負荷が大きいほど低い値となる。従って、実施形態１とその変形例１の熱交換器制御部（84）は、冷房運転用の基準温度（Ｔe_t＋ΔＴs_c）を、空気調和装置（10）の冷房負荷が小さいほど高い値とし、空気調和装置（10）の冷房負荷が大きいほど低い値とするように構成されていることになる。

−実施形態１の変形例２−
上述したように、空気調和装置（10）の暖房運転中において、熱交換器制御部（84）は、Ｔc_t−Ｔw_i＜ΔＴs_hが成立する場合は熱源側熱交換器（40）の熱交換領域を縮小し、Ｔc_t−Ｔw_i＜ΔＴs_hが成立しない場合は熱源側熱交換器（40）の熱交換領域を拡大する動作を行う（図５のステップST12〜ST16を参照）。この動作は、Ｔc_t−ΔＴs_h＜Ｔw_iが成立する場合は熱源側熱交換器（40）の熱交換領域を縮小し、Ｔc_t−ΔＴs_h＜Ｔw_iが成立しない場合は熱源側熱交換器（40）の熱交換領域を拡大する動作と実質的に同じである。

従って、本実施形態の熱交換器制御部（84）は、入口水温Ｔw_iが暖房運転用の基準温度（Ｔc_t−ΔＴs_h）を上回ると熱源側熱交換器（40）の熱交換領域を縮小するように構成されていてもよい。また、本実施形態の熱交換器制御部（84）は、入口水温Ｔw_iが暖房運転用の基準温度（Ｔc_t−ΔＴs_h）以下になると熱源側熱交換器（40）の熱交換領域を拡大するように構成されていてもよい。

本変形例の熱交換器制御部（84）は、図５のステップST22において、入口水温Ｔw_iが暖房運転用の基準温度（Ｔc_t−ΔＴs_h）を上回るか否か（即ち、Ｔc_t−ΔＴs_h＜Ｔw_iという条件の成否）を判断する。そして、熱交換器制御部（84）は、Ｔc_t−ΔＴs_h＜Ｔw_iが成立する場合は図５のステップST23へ移行し、Ｔc_t−ΔＴs_h＜Ｔw_iが成立しない場合は図５のステップST25へ移行する。

上述したように、目標凝縮温度Ｔc_tは、空気調和装置（10）の暖房負荷が小さいほど低い値となり、空気調和装置（10）の暖房負荷が大きいほど高い値となる。一方、暖房運転用の基準温度差ΔＴs_hは、一定の値である。従って、実施形態１とその変形例２の熱交換器制御部（84）は、暖房運転用の基準温度（Ｔc_t−ΔＴs_h）を、空気調和装置（10）の暖房負荷が小さいほど低い値とし、空気調和装置（10）の暖房負荷が大きいほど高い値とするように構成されていることになる。

また、上述したように、目標凝縮温度Ｔc_tは、空気調和装置（10）の暖房負荷が小さいほど低い値となり、空気調和装置（10）の暖房負荷が大きいほど高い値となる。従って、実施形態１とその変形例２の熱交換器制御部（84）は、暖房運転用の基準温度（Ｔc_t−ΔＴs_h）を、空気調和装置（10）の暖房負荷が小さいほど低い値とし、空気調和装置（10）の暖房負荷が大きいほど高い値とするように構成されていることになる。

−実施形態１の変形例３−
本実施形態の熱交換器制御部（84）は、圧力差指標値が“基準指標値よりも大きな値”以上になったときに、熱源側熱交換器（40）を小容量状態から大容量状態へ切り換えるように構成されていてもよい。ここでは、本変形例の熱交換器制御部（84）が行う制御動作について、図６のフロー図を参照しながら説明する。

図６に示すフロー図では、図５に示すフロー図にステップST17とステップST27とが追加されている。ここでは、図６に示す熱交換器制御部（84）の制御動作について、図５に示す熱交換器制御部（84）の制御動作と異なる点を説明する。

〈冷房運転時の熱交換器制御部の制御動作〉
空気調和装置（10）の冷房運転において、本変形例の熱交換器制御部（84）は、ステップST12においてＴw_i−Ｔe_t＜ΔＴs_cが成立しないと判断し、続くステップST15においてガス側弁（49）及び水側弁（50）が閉状態であると判断した場合に、ステップST17へ移行する。ステップST17において、熱交換器制御部（84）は、（Ｔw_i−Ｔe_t）と（ΔＴs_c＋α）を比較する。なお、Ｔw_iは入口水温であり、Ｔe_tは目標蒸発温度であり、ΔＴs_cは冷房用の基準温度差である。また、αは、熱交換器制御部（84）が予め記憶する定数である。

（Ｔw_i−Ｔe_t）が（ΔＴs_c＋α）以上の場合、熱交換器制御部（84）は、ステップST16へ移行し、ガス側弁（49）及び水側弁（50）を開く。その結果、熱源側熱交換器（40）は、小容量状態から大容量状態へ切り換わる。一方、（Ｔw_i−Ｔe_t）が（ΔＴs_c＋α）未満の場合、熱交換器制御部（84）は、ガス側弁（49）及び水側弁（50）を閉状態に保つ。その結果、熱源側熱交換器（40）は、小容量状態に保持される。

このように、熱交換器制御部（84）が小容量状態の場合、本変形例の熱交換器制御部（84）は、圧力差指標値である（Ｔw_i−Ｔe_t）が基準指標値であるΔＴs_c以上となっても熱交換器制御部（84）を小容量状態に保持し続け、（Ｔw_i−Ｔe_t）が（ΔＴs_c＋α）以上となったときに熱源側熱交換器（40）を小容量状態から大容量状態へ切り換える。このため、短時間の間に熱源側熱交換器（40）が小容量状態と大容量状態に交互に切り換わる現象（いわゆるハンチング）が抑制される。

〈暖房運転時の熱交換器制御部の制御動作〉
空気調和装置（10）の暖房運転において、本変形例の熱交換器制御部（84）は、ステップST22においてＴc_t−Ｔw_i＜ΔＴs_hが成立しないと判断し、続くステップST25においてガス側弁（49）及び水側弁（50）が閉状態であると判断した場合に、ステップST27へ移行する。ステップST27において、熱交換器制御部（84）は、（Ｔc_t−Ｔw_i）と（ΔＴs_h＋α）を比較する。なお、Ｔw_iは入口水温であり、Ｔc_tは目標凝縮温度であり、ΔＴs_hは暖房用の基準温度差である。また、αは、熱交換器制御部（84）が予め記憶する定数である。

（Ｔc_t−Ｔw_i）が（ΔＴs_h＋α）以上の場合、熱交換器制御部（84）は、ステップST26へ移行し、ガス側弁（49）及び水側弁（50）を開く。その結果、熱源側熱交換器（40）は、小容量状態から大容量状態へ切り換わる。一方、（Ｔc_t−Ｔw_i）が（ΔＴs_h＋α）未満の場合、熱交換器制御部（84）は、ガス側弁（49）及び水側弁（50）を閉状態に保つ。その結果、熱源側熱交換器（40）は、小容量状態に保持される。

このように、熱交換器制御部（84）が小容量状態の場合、本変形例の熱交換器制御部（84）は、圧力差指標値である（Ｔc_t−Ｔw_i）が基準指標値であるΔＴs_h以上となっても熱交換器制御部（84）を小容量状態に保持し続け、（Ｔc_t−Ｔw_i）が（ΔＴs_h＋α）以上となったときに熱源側熱交換器（40）を小容量状態から大容量状態へ切り換える。このため、短時間の間に熱源側熱交換器（40）が小容量状態と大容量状態に交互に切り換わる現象（いわゆるハンチング）が抑制される。

−実施形態１の変形例４−
本実施形態の熱交換器制御部（84）は、基準指標値（具体的には、冷房運転用の基準温度差ΔＴs_cと暖房運転用の基準温度差ΔＴs_h）を一定の値としているが、熱交換器制御部（84）は、基準指標値を空気調和装置（10）の運転状態に応じて変更するように構成されていてもよい。

例えば、熱交換器制御部（84）は、冷房運転用の基準温度差ΔＴs_cと暖房運転用の基準温度差ΔＴs_hのそれぞれを、入口水温Ｔw_iに応じて変更するように構成されていてもよい。また、熱交換器制御部（84）は、冷房運転用の基準温度差ΔＴs_cを、入口水温Ｔw_iと、室内ユニット（12）における冷媒の蒸発温度と、冷媒回路（15）における冷媒の循環量とに応じて変更すると共に、暖房運転用の基準温度差ΔＴs_hを、入口水温Ｔw_iと、室内ユニット（12）における冷媒の凝縮温度と、冷媒回路（15）における冷媒の循環量とに応じて変更するように構成されていてもよい。

《参考技術》
参考技術について説明する。本参考技術の空気調和装置（10）は、実施形態１の空気調和装置（10）において、コントローラ（70）の熱交換器制御部（84）の構成を変更したものである。ここでは、本参考技術の空気調和装置（10）について、実施形態１の空気調和装置（10）と異なる点を説明する。

−熱交換器制御部の制御動作（冷房運転）−
空気調和装置（10）の冷房運転中に熱交換器制御部（84）が行う制御動作について、図７のフロー図を参照しながら説明する。

空気調和装置（10）の冷房運転中において、熱交換器制御部（84）は、熱源ユニット（11）における冷媒の凝縮温度Ｔc_hsと目標蒸発温度Ｔe_tの差（Ｔc_hs−Ｔe_t）を圧力差指標値として用い、この圧力差指標値が基準指標値である基準温度差ΔＴs_c以上となるように、熱源側熱交換器（40）における熱交換領域の大きさを調節する。

ステップST31において、熱交換器制御部（84）は、高圧圧力センサ（91）の計測値（即ち、冷媒回路（15）において行われる冷凍サイクルの高圧ＨＰ）と、目標蒸発温度設定部（81）が設定した目標蒸発温度Ｔe_tとを読み込む。また、ステップST31において、熱交換器制御部（84）は、冷凍サイクルの高圧ＨＰに対応する冷媒の飽和温度（即ち、冷媒の飽和圧力がＨＰとなるときの温度）を算出し、その値を熱源ユニット（11）における冷媒の凝縮温度Ｔc_hsとする。

次のステップST32において、熱交換器制御部（84）は、熱源ユニット（11）における冷媒の凝縮温度Ｔc_hsと目標蒸発温度Ｔe_tの差（Ｔc_hs−Ｔe_t）と、冷房運転用の基準温度差ΔＴs_cとを比較する。ただし、本参考技術の基準温度差ΔＴs_cの値は、実施形態１の基準温度差ΔＴs_cの値と異なる。

ステップST32において（Ｔc_hs−Ｔe_t）がΔＴs_c未満である（即ち、Ｔc_hs−Ｔe_t＜ΔＴs_cが成立する）場合は、圧力差指標値である（Ｔc_hs−Ｔe_t）が小さくなっており、冷凍サイクルの高圧と低圧の差が小さくなり過ぎるおそれがある。従って、この場合には、熱源側熱交換器（40）の能力を削減するのが望ましい。そこで、この場合、熱交換器制御部（84）は、ステップST33へ移行し、ガス側弁（49）及び水側弁（50）が開状態であるか否かを判断する。

ガス側弁（49）及び水側弁（50）が開状態の場合、熱源側熱交換器（40）は、第１熱交換部（41a）と第２熱交換部（41b）の両方が凝縮器として機能する大容量状態となっている。従って、この場合は、熱源側熱交換器（40）の能力を削減することが可能である。

そこで、ステップST33においてガス側弁（49）及び水側弁（50）が開状態であると判断した場合、熱交換器制御部（84）は、ステップST34へ移行し、ガス側弁（49）及び水側弁（50）を閉じる。ガス側弁（49）及び水側弁（50）が閉状態になると、熱源側熱交換器（40）は、第１熱交換部（41a）だけが凝縮器として機能して第２熱交換部（41b）が休止する小容量状態となる。

一方、ガス側弁（49）及び水側弁（50）が閉状態の場合は、熱源側熱交換器（40）が既に小容量状態となっており、熱源側熱交換器（40）の能力を削減することはできない。そこで、この場合、熱交換器制御部（84）は、制御動作を一旦終了する。

ステップST32において（Ｔc_hs−Ｔe_t）がΔＴs_c以上である（即ち、Ｔc_hs−Ｔe_t＜ΔＴs_cが成立しない）場合は、圧力差指標値である（Ｔc_hs−Ｔe_t）が大きくなっており、冷凍サイクルの高圧と低圧の差が大きくなり過ぎて圧縮機（21）の消費電力が嵩むおそれがある。従って、この場合には、熱源側熱交換器（40）の能力を増加させるのが望ましい。そこで、この場合、熱交換器制御部（84）は、ステップST35へ移行し、ガス側弁（49）及び水側弁（50）が閉状態であるか否かを判断する。

ガス側弁（49）及び水側弁（50）が閉状態の場合、熱源側熱交換器（40）は、第１熱交換部（41a）だけが凝縮器として機能して第２熱交換部（41b）が休止する小容量状態となっている。従って、この場合は、熱源側熱交換器（40）の能力を増加させることが可能である。

しかし、熱源側熱交換器（40）を直ちに小容量状態から大容量状態へ切り換えると、熱源側熱交換器（40）における冷媒の凝縮温度Ｔc_hsが低下し、（Ｔc_hs−Ｔe_t）がΔＴs_cを下回るおそれがある。そうなると、熱源側熱交換器（40）は、再び大容量状態から小容量状態へ切り換えられる。そして、熱源側熱交換器（40）が短時間の間に大容量状態と小容量状態に交互に繰り返し切り換わるハンチング状態に陥るおそれがある。

そこで、熱交換器制御部（84）は、ステップST37へ移行する。ステップST37において、熱交換器制御部（84）は、熱源側熱交換器（40）を小容量状態から大容量状態へ切り換えたと仮定した場合の、熱源側熱交換器（40）における冷媒の凝縮温度の推定値Ｔc_hs’を算出する。

具体的に、熱交換器制御部（84）は、入口水温センサ（96）の計測値である入口水温Ｔw_iと、出口水温センサ（97）の計測値である出口水温Ｔw_oと、熱源側熱交換器（40）へ供給される熱源水の流量とを用いて、熱源側熱交換器（40）における熱源水と冷媒の熱交換量Ｑを算出する。また、熱交換器制御部（84）は、予め記憶する熱源側熱交換器（40）の特性式に基づいて、熱源側熱交換器（40）を小容量状態から大容量状態へ切り換えた場合の、熱源側熱交換器（40）の総括熱伝達係数Ｋと伝熱面積Ａを算出する。

熱交換器制御部（84）は、熱交換量Ｑ、総括熱伝達係数Ｋ、伝熱面積Ａ、及び入口水温Ｔw_iを用いて、熱源側熱交換器（40）を小容量状態から大容量状態へ切り換えた場合の出口水温の推定値Ｔw_o’を算出する。熱源側熱交換器（40）における冷媒の凝縮温度は、出口水温よりも概ね一定の値だけ高い温度となる。そこで、熱交換器制御部（84）は、出口水温の推定値Ｔw_o’に予め記憶する定数を加算して得られた値を、熱源側熱交換器（40）における冷媒の凝縮温度の推定値Ｔc_hs’とする。

続くステップST38において、熱交換器制御部（84）は、ステップST37において算出した凝縮温度の推定値Ｔc_hs’と目標蒸発温度Ｔe_tの差（Ｔc_hs’−Ｔe_t）と、冷房運転用の基準温度差ΔＴs_cとを比較する。

（Ｔc_hs’−Ｔe_t）がΔＴs_c以上である場合は、熱源側熱交換器（40）を小容量状態から大容量状態へ切り換えた後も、（Ｔc_hs−Ｔe_t）がΔＴs_c以上に保たれる可能性が高い。そこで、ステップST38において（Ｔc_hs’−Ｔe_t）≧ΔＴs_cが成立した場合、熱交換器制御部（84）は、ステップST36へ移行し、液側弁（48）及び水側弁（50）を開く。液側弁（48）及び水側弁（50）が開状態になると、熱源側熱交換器（40）は、第１熱交換部（41a）と第２熱交換部（41b）の両方が凝縮器として機能する大容量状態となる。

一方、（Ｔc_hs’−Ｔe_t）がΔＴs_c未満である場合は、熱源側熱交換器（40）を小容量状態から大容量状態へ切り換えると、（Ｔc_hs−Ｔe_t）がΔＴs_c未満になる可能性が高い。そこで、ステップST38において（Ｔc_hs’−Ｔe_t）≧ΔＴs_cが成立しない場合、熱交換器制御部（84）は、液側弁（48）及び水側弁（50）を閉状態に保持し、制御動作を一旦終了する。

−熱交換器制御部の制御動作（暖房運転）−
空気調和装置（10）の暖房運転中に熱交換器制御部（84）が行う制御動作について、図８のフロー図を参照しながら説明する。

空気調和装置（10）の暖房運転中において、熱交換器制御部（84）は、目標凝縮温度Ｔc_tと熱源ユニット（11）における冷媒の蒸発温度Ｔe_hsの差（Ｔc_t−Ｔe_hs）を圧力差指標値として用い、この圧力差指標値が基準指標値である基準温度差ΔＴs_h以上となるように、熱源側熱交換器（40）における熱交換領域の大きさを調節する。

ステップST41において、熱交換器制御部（84）は、低圧圧力センサ（92）の計測値（即ち、冷媒回路（15）において行われる冷凍サイクルの低圧ＬＰ）と、目標凝縮温度設定部（82）が設定した目標凝縮温度Ｔc_tとを読み込む。また、ステップST41において、熱交換器制御部（84）は、冷凍サイクルの低圧ＬＰに対応する冷媒の飽和温度（即ち、冷媒の飽和圧力がＬＰとなるときの温度）を算出し、その値を熱源ユニット（11）における冷媒の蒸発温度Ｔe_hsとする。

次のステップST42において、熱交換器制御部（84）は、目標凝縮温度Ｔc_tと熱源ユニット（11）における冷媒の蒸発温度Ｔe_hsの差（Ｔc_t−Ｔe_hs）と、暖房運転用の基準温度差ΔＴs_hとを比較する。ただし、本参考技術の基準温度差ΔＴs_hの値は、実施形態１の基準温度差ΔＴs_hの値と異なる。

ステップST42において（Ｔc_t−Ｔe_hs）がΔＴs_h未満である（即ち、Ｔc_t−Ｔe_hs＜ΔＴs_hが成立する）場合は、圧力差指標値である（Ｔc_t−Ｔe_hs）が小さくなっており、冷凍サイクルの高圧と低圧の差が小さくなり過ぎるおそれがある。従って、この場合には、熱源側熱交換器（40）の能力を削減するのが望ましい。そこで、この場合、熱交換器制御部（84）は、ステップST43へ移行し、ガス側弁（49）及び水側弁（50）が開状態であるか否かを判断する。

ガス側弁（49）及び水側弁（50）が開状態の場合、熱源側熱交換器（40）は、第１熱交換部（41a）と第２熱交換部（41b）の両方が蒸発器として機能する大容量状態となっている。従って、この場合は、熱源側熱交換器（40）の能力を削減することが可能である。

そこで、ステップST43においてガス側弁（49）及び水側弁（50）が開状態であると判断した場合、熱交換器制御部（84）は、ステップST44へ移行し、ガス側弁（49）及び水側弁（50）を閉じる。ガス側弁（49）及び水側弁（50）が閉状態になると、熱源側熱交換器（40）は、第１熱交換部（41a）だけが蒸発器として機能して第２熱交換部（41b）が休止する小容量状態となる。

一方、ガス側弁（49）及び水側弁（50）が閉状態の場合は、熱源側熱交換器（40）が既に小容量状態となっており、熱源側熱交換器（40）の能力を削減することはできない。そこで、この場合、熱交換器制御部（84）は、制御動作を一旦終了する。

ステップST42において（Ｔc_t−Ｔe_hs）がΔＴs_h以上である（即ち、Ｔc_t−Ｔe_hs＜ΔＴs_hが成立しない）場合は、圧力差指標値である（Ｔc_t−Ｔe_hs）が大きくなっており、冷凍サイクルの高圧と低圧の差が大きくなり過ぎて圧縮機（21）の消費電力が嵩むおそれがある。従って、この場合には、熱源側熱交換器（40）の能力を増加させるのが望ましい。そこで、この場合、熱交換器制御部（84）は、ステップST45へ移行し、ガス側弁（49）及び水側弁（50）が閉状態であるか否かを判断する。

ガス側弁（49）及び水側弁（50）が閉状態の場合、熱源側熱交換器（40）は、第１熱交換部（41a）だけが凝縮器として機能して第２熱交換部（41b）が休止する小容量状態となっている。従って、この場合は、熱源側熱交換器（40）の能力を増加させることが可能である。

しかし、熱源側熱交換器（40）を直ちに小容量状態から大容量状態へ切り換えると、熱源側熱交換器（40）における冷媒の凝縮温度Ｔc_hsが低下し、（Ｔc_t−Ｔe_hs）がΔＴs_hを下回るおそれがある。そうなると、熱源側熱交換器（40）は、再び大容量状態から小容量状態へ切り換えられる。そして、熱源側熱交換器（40）が短時間の間に大容量状態と小容量状態に交互に繰り返し切り換わるハンチング状態に陥るおそれがある。

そこで、熱交換器制御部（84）は、ステップST47へ移行する。ステップST47において、熱交換器制御部（84）は、熱源側熱交換器（40）を小容量状態から大容量状態へ切り換えたと仮定した場合の、熱源側熱交換器（40）における冷媒の蒸発温度の推定値Ｔe_hs’を算出する。

ステップST47において、熱交換器制御部（84）は、図７のステップST37と同様にして、熱源側熱交換器（40）を小容量状態から大容量状態へ切り換えた場合の出口水温の推定値Ｔw_o’を算出する。熱源側熱交換器（40）における冷媒の蒸発温度は、出口水温Ｔw_oよりも概ね一定の値だけ低い温度となる。そこで、熱交換器制御部（84）は、出口水温の推定値Ｔw_o’に予め記憶する定数を減算して得られた値を、熱源側熱交換器（40）における冷媒の蒸発温度の推定値Ｔe_hs’とする。

続くステップST48において、熱交換器制御部（84）は、ステップST47において算出した蒸発温度の推定値Ｔe_hs’と目標凝縮温度Ｔc_tの差（Ｔc_t−Ｔe_hs’）と、暖房運転用の基準温度差ΔＴs_hとを比較する。

（Ｔc_t−Ｔe_hs’）がΔＴs_h以上である場合は、熱源側熱交換器（40）を小容量状態から大容量状態へ切り換えた後も、（Ｔc_t−Ｔe_hs）がΔＴs_h以上に保たれる可能性が高い。そこで、ステップST46において（Ｔc_t−Ｔe_hs’）≧ΔＴs_hが成立した場合、熱交換器制御部（84）は、ステップST48へ移行し、液側弁（48）及び水側弁（50）を開く。液側弁（48）及び水側弁（50）が開状態になると、熱源側熱交換器（40）は、第１熱交換部（41a）と第２熱交換部（41b）の両方が蒸発器として機能する大容量状態となる。

一方、（Ｔc_t−Ｔe_hs’）がΔＴs_h未満である場合は、熱源側熱交換器（40）を小容量状態から大容量状態へ切り換えると、（Ｔc_t−Ｔe_hs）がΔＴs_h未満になる可能性が高い。そこで、ステップST48において（Ｔc_t−Ｔe_hs’）≧ΔＴs_hが成立しない場合、熱交換器制御部（84）は、液側弁（48）及び水側弁（50）を閉状態に保持し、制御動作を一旦終了する。

−圧力差指標値−
上述したように、空気調和装置（10）の冷房運転において、熱交換器制御部（84）は、熱源ユニット（11）における冷媒の凝縮温度Ｔc_hsと目標蒸発温度Ｔe_tの差（Ｔc_hs−Ｔe_t）を圧力差指標値として用いる。熱源ユニット（11）における冷媒の凝縮温度Ｔc_hsは冷凍サイクルの高圧に相関し、目標蒸発温度Ｔe_tは冷凍サイクルの低圧に相関する。このため、冷媒の凝縮温度Ｔc_hsと目標蒸発温度Ｔe_tの差（Ｔc_hs−Ｔe_t）は、冷凍サイクルの高圧と低圧の差が拡大すると拡大し、冷凍サイクルの高圧と低圧の差が縮小すると縮小する。従って、（Ｔc_hs−Ｔe_t）は、冷媒回路（15）において行われる冷凍サイクルの高圧と低圧の差を示す圧力差指標値となり得る。

また、上述したように、空気調和装置（10）の暖房運転において、目標凝縮温度Ｔc_tと熱源ユニット（11）における冷媒の蒸発温度Ｔe_hsの差（Ｔc_t−Ｔe_hs）を圧力差指標値として用いる。また、目標凝縮温度Ｔc_tは冷凍サイクルの高圧に相関し、熱源ユニット（11）における冷媒の蒸発温度Ｔe_hsは冷凍サイクルの低圧に相関する。このため、目標凝縮温度Ｔc_tと熱源ユニット（11）における冷媒の蒸発温度Ｔe_hsの差（Ｔc_t−Ｔe_hs）は、冷凍サイクルの高圧と低圧の差が拡大すると拡大し、冷凍サイクルの高圧と低圧の差が縮小すると縮小する。従って、冷媒回路（15）において行われる冷凍サイクルの高圧と低圧の差を示す圧力差指標値となり得る。

−参考技術の変形例−
本参考技術の熱交換器制御部（84）は、冷房運転用の圧力差指標値として“熱源ユニット（11）における冷媒の凝縮温度Ｔc_hsと目標蒸発温度Ｔe_tの差（Ｔc_hs−Ｔe_t）”を用いるように構成されているが、これに代えて、“出口水温センサ（97）の計測値である出口水温Ｔw_oと目標蒸発温度Ｔe_tの差（Ｔw_o−Ｔe_t）” を冷房運転用の圧力差指標値として用いるように構成されていてもよい。

図７に示す冷房運転中の制御動作において、本変形例の熱交換器制御部（84）は、ステップST32においてＴw_o−Ｔe_t＜ΔＴs_cの成否を判断する。なお、本変形例における基準温度差ΔＴs_cの値は、（Ｔc_hs−Ｔe_t）を圧力差指標値として用いる場合の基準温度差ΔＴs_cの値と異なる。また、本変形例の熱交換器制御部（84）は、ステップST37において“熱源側熱交換器（40）を小容量状態から大容量状態へ切り換えたと仮定した場合の出口水温の推定値Ｔw_o’”を算出し、ステップST38において（Ｔw_o’−Ｔe_t）≧ΔＴs_cの成否を判断する。

熱源側熱交換器（40）における冷媒の凝縮温度は、出口水温Ｔw_oよりも概ね一定の値だけ高い温度となる。また、熱源側熱交換器（40）における冷媒の凝縮温度は冷凍サイクルの高圧に相関し、目標蒸発温度Ｔe_tは冷凍サイクルの低圧に相関する。このため、出口水温Ｔw_oと目標蒸発温度Ｔe_tの差（Ｔw_o−Ｔe_t）は、冷凍サイクルの高圧と低圧の差が拡大すると拡大し、冷凍サイクルの高圧と低圧の差が縮小すると縮小する。従って、（Ｔw_o−Ｔe_t）は、冷媒回路（15）において行われる冷凍サイクルの高圧と低圧の差を示す圧力差指標値となり得る。

また、本参考技術の熱交換器制御部（84）は、暖房運転用の圧力差指標値として“目標凝縮温度Ｔc_tと熱源ユニット（11）における冷媒の蒸発温度Ｔe_hsの差（Ｔc_t−Ｔe_hs）”を用いるように構成されているが、これに代えて、“目標凝縮温度Ｔc_tと出口水温センサ（97）の計測値である出口水温Ｔw_oの差（Ｔc_t−Ｔw_o）” を暖房運転用の圧力差指標値として用いるように構成されていてもよい。

図８に示す暖房運転中の制御動作において、本変形例の熱交換器制御部（84）は、ステップST42においてＴc_t−Ｔw_o＜ΔＴs_hの成否を判断する。なお、本変形例における基準温度差ΔＴs_hの値は、（Ｔc_t−Ｔe_hs）を圧力差指標値として用いる場合の基準温度差ΔＴs_hの値と異なる。また、本変形例の熱交換器制御部（84）は、ステップST47において“熱源側熱交換器（40）を小容量状態から大容量状態へ切り換えたと仮定した場合の出口水温の推定値Ｔw_o’”を算出し、ステップST48において（Ｔc_t−Ｔw_o’）≧ΔＴs_hの成否を判断する。

熱源側熱交換器（40）における冷媒の蒸発温度は、出口水温Ｔw_oよりも概ね一定の値だけ低い温度となる。また、目標凝縮温度Ｔc_t冷凍サイクルの高圧に相関し、熱源側熱交換器（40）における冷媒の蒸発温度は冷凍サイクルの低圧に相関する。このため、目標凝縮温度Ｔc_tと出口水温Ｔw_oの差（Ｔc_t−Ｔw_o）は、冷凍サイクルの高圧と低圧の差が拡大すると拡大し、冷凍サイクルの高圧と低圧の差が縮小すると縮小する。従って、（Ｔc_t−Ｔw_o）は、冷媒回路（15）において行われる冷凍サイクルの高圧と低圧の差を示す圧力差指標値となり得る。

《実施形態２》
実施形態２について説明する。本実施形態の空気調和装置（10）は、実施形態１の空気調和装置（10）において、熱源ユニット（11）の熱源側熱交換器（40）の構成を変更したものである。ここでは、本実施形態の空気調和装置（10）について、実施形態１の空気調和装置（10）と異なる点を説明する。

〈熱源側熱交換器〉
図９に示すように、本実施形態の熱源側熱交換器（40）は、熱交換部（41a,41b,41c）と、液側通路（44a,44b,44c）と、ガス側通路（45a,45b,45c）と、水導入路（46a,46b,46c）と、水導出路（47a,47b,47c）とを三つずつ備えている。各熱交換部（41a,41b,41c）の構成は、実施形態１の熱交換部（41a,41b）の構成と同じである。

各熱交換部（41a,41b,41c）の冷媒流路（42a,42b,42c）は、互いに並列に接続されている。具体的に、第１熱交換部（41a）の冷媒流路（42a）の一端には第１液側通路（44a）の一端が接続され、第２熱交換部（41b）の冷媒流路（42b）の一端には第２液側通路（44b）の一端が接続され、第３熱交換部（41c）の冷媒流路（42c）の一端には第３液側通路（44c）の一端が接続されている。第１液側通路（44a）の他端と第２液側通路（44b）の他端と第３液側通路（44c）の他端とは、熱源側熱交換器（40）の液側端を構成し、熱源側熱交換器（40）と熱源側膨張弁（23）を繋ぐ配管に接続されている。また、第１熱交換部（41a）の冷媒流路（42a）の他端には第１ガス側通路（45a）の一端が接続され、第２熱交換部（41b）の冷媒流路（42b）の他端には第２ガス側通路（45b）の一端が接続され、第３熱交換部（41c）の冷媒流路（42c）の他端には第３ガス側通路（45c）の一端が接続されている。第１ガス側通路（45a）の他端と第２ガス側通路（45b）の他端と第３ガス側通路（45c）の他端とは、熱源側熱交換器（40）のガス側端を構成し、熱源側熱交換器（40）と四方切換弁（22）の第３のポートを繋ぐ配管に接続されている。

第２液側通路（44b）には液側弁（48a）が設けられ、第３液側通路（44c）には液側弁（48b）が設けられている。また、第２ガス側通路（45b）にはガス側弁（49a）が設けられ、第３ガス側通路（45c）にはガス側弁（49b）が設けられている。これら二つの液側弁（48a,48b）と二つのガス側弁（49a,49b）とは、いずれも電磁弁であって、冷媒が流入する熱交換部（41a,41b,41c）の数を変更するための冷媒側弁機構を構成している。

各熱交換部（41a,41b,41c）の熱源水流路（43a,43b,43c）は、互いに並列に接続されている。具体的に、第１熱交換部（41a）の熱源水流路（43a）の一端には第１水導入路（46a）の一端が接続され、第２熱交換部（41b）の熱源水流路（43b）の一端には第２水導入路（46b）の一端が接続され、第３熱交換部（41c）の熱源水流路（43c）の一端には第３水導入路（46c）の一端が接続されている。第１水導入路（46a）の他端と第２水導入路（46b）の他端と第３水導入路（46c）の他端とは、熱源水回路（100）の往管路（101）に接続されている。また、第１熱交換部（41a）の熱源水流路（43a）の他端には第１水導出路（47a）の一端が接続され、第２熱交換部（41b）の熱源水流路（43b）の他端には第２水導出路（47b）の一端が接続され、第３熱交換部（41c）の熱源水流路（43c）の他端には第３水導出路（47c）の一端が接続されている。第１水導出路（47a）の他端と第２水導出路（47b）の他端と第３水導出路（47c）の他端とは、熱源水回路（100）の復管路（102）に接続されている。

第２水導入路（46b）には水側弁（50a）が設けられ、第３水導入路（46c）には水側弁（50b）が設けられている。これら二つの水側弁（50a,50b）は、電磁弁であって、熱源水が流入する熱交換部（41a,41b）の数を変更するための水側弁機構を構成している。なお、実施形態１と同様に、第１水導入路（46a）には、熱源水の温度を計測する入口水温センサ（96）が設けられ、第１水導出路（47a）には、熱源水の温度を計測する出口水温センサ（97）が設けられている。

熱源側熱交換器（40）は、第１熱交換部（41a）と第２熱交換部（41b）と第３熱交換部（41c）の全てにおいて冷媒と熱源水が流通する大容量状態と、第１熱交換部（41a）と第２熱交換部（41b）だけにおいて冷媒と熱源水が流通する中容量状態と、第１熱交換部（41a）だけにおいて冷媒と熱源水が流通する小容量状態とに切り換え可能に構成されている。大容量状態と中容量状態と小容量状態の切り換えは、液側弁（48a,48b）、ガス側弁（49a,49b）、及び水側弁（50a,50b）を操作することによって行われる。

大容量状態では、第１熱交換部（41a）と第２熱交換部（41b）と第３熱交換部（41c）の全てが、冷媒が熱源水と熱交換する熱交換領域となる。また、中容量状態では、第１熱交換部（41a）と第２熱交換部（41b）だけが、冷媒が熱源水と熱交換する熱交換領域となる。また、小容量状態では、第１熱交換部（41a）だけが、冷媒が熱源水と熱交換する熱交換領域となる。このように、熱源側熱交換器（40）は、熱交換領域の大きさを変更可能に構成されている。

〈熱交換器制御部〉
実施形態１と同様に、熱交換器制御部（84）は、入口水温センサ（96）の計測値に基づいて熱源側熱交換器（40）における熱交換領域の大きさを調節する。上述したように、本実施形態の熱源側熱交換器（40）には、三つの熱交換部（41a,41b,41c）が設けられている。そして、本実施形態の熱交換器制御部（84）は、熱源側熱交換器（40）を、第１熱交換部（41a）と第２熱交換部（41b）と第３熱交換部（41c）の全てが凝縮器または蒸発器として機能する大容量状態と、第１熱交換部（41a）及び第２熱交換部（41b）が凝縮器または蒸発器として機能して第３熱交換部（41c）が休止する中容量状態と、第１熱交換部（41a）が凝縮器または蒸発器として機能して第２熱交換部（41b）及び第３熱交換部（41c）が休止する小容量状態とに切り換える。

空気調和装置（10）の冷房運転中において、本実施形態の熱交換器制御部（84）は、実施形態１と同様に、入口水温Ｔw_iと目標蒸発温度Ｔe_tの差（Ｔw_i−Ｔe_t）を圧力差指標値として用い、この圧力差指標値を冷房運転用の基準温度差ΔＴs_cと比較する。そして、熱交換器制御部（84）は、Ｔw_i−Ｔe_t＜ΔＴs_cという条件の成否に応じて、熱源側熱交換器（40）の熱交換領域の大きさを調節する。

例えば、熱源側熱交換器（40）が大容量状態であるときにＴw_i−Ｔe_t＜ΔＴs_cが成立している場合、熱交換器制御部（84）は、熱源側熱交換器（40）を大容量状態から中容量状態に切り換える。また、熱源側熱交換器（40）が中容量状態であるときにＴw_i−Ｔe_t＜ΔＴs_cが成立している場合、熱交換器制御部（84）は、熱源側熱交換器（40）を中容量状態から小容量状態に切り換える。

一方、熱源側熱交換器（40）が小容量状態であるときにＴw_i−Ｔe_t＜ΔＴs_cが成立しない場合、熱交換器制御部（84）は、熱源側熱交換器（40）を小容量状態から中容量状態に切り換える。また、熱源側熱交換器（40）が中容量状態であるときにＴw_i−Ｔe_t＜ΔＴs_cが成立しない場合、熱交換器制御部（84）は、熱源側熱交換器（40）を中容量状態から大容量状態に切り換える。

上述したように、目標蒸発温度Ｔe_tは、空気調和装置（10）の冷房負荷が小さいほど高い値となり、空気調和装置（10）の冷房負荷が大きいほど低い値となる。一方、熱源側熱交換器（40）へ供給される熱源水の温度は、概ね一定である。このため、（Ｔw_i−Ｔe_t）の値は、空気調和装置（10）の冷房負荷が小さいほど小さい値となり、空気調和装置（10）の冷房負荷が大きいほど大きい値となる。従って、本実施形態の熱交換器制御部（84）は、空気調和装置（10）の冷房運転中において、空気調和装置（10）の冷房負荷が小さいほど熱源側熱交換器（40）の熱交換領域が小さくなるように、液側弁（48a,48b）とガス側弁（49a,49b）と水側弁（50a,50b）とを操作し、空気調和装置（10）の冷房負荷が大きいほど熱源側熱交換器（40）の熱交換領域が大きくなるように、液側弁（48a,48b）とガス側弁（49a,49b）と水側弁（50a,50b）とを操作する。

空気調和装置（10）の暖房運転中において、本実施形態の熱交換器制御部（84）は、実施形態１と同様に、目標凝縮温度Ｔc_tと入口水温Ｔw_iの差（Ｔc_t−Ｔw_i）を圧力差指標値として用い、この圧力差指標値を暖房運転用の基準温度差ΔＴs_hと比較する。そして、熱交換器制御部（84）は、Ｔc_t−Ｔw_i＜ΔＴs_hという条件の成否に応じて、熱源側熱交換器（40）の熱交換領域の大きさを調節する。

例えば、熱源側熱交換器（40）が大容量状態であるときにＴc_t−Ｔw_i＜ΔＴs_hが成立している場合、熱交換器制御部（84）は、熱源側熱交換器（40）を大容量状態から中容量状態に切り換える。また、熱源側熱交換器（40）が中容量状態であるときにＴc_t−Ｔw_i＜ΔＴs_hが成立している場合、熱交換器制御部（84）は、熱源側熱交換器（40）を中容量状態から小容量状態に切り換える。

一方、熱源側熱交換器（40）が小容量状態であるときにＴc_t−Ｔw_i＜ΔＴs_hが成立しない場合、熱交換器制御部（84）は、熱源側熱交換器（40）を小容量状態から中容量状態に切り換える。また、熱源側熱交換器（40）が中容量状態であるときにＴc_t−Ｔw_i＜ΔＴs_hが成立しない場合、熱交換器制御部（84）は、熱源側熱交換器（40）を中容量状態から大容量状態に切り換える。

上述したように、目標凝縮温度Ｔc_tは、空気調和装置（10）の暖房負荷が小さいほど低い値となり、空気調和装置（10）の暖房負荷が大きいほど高い値となる。一方、熱源側熱交換器（40）へ供給される熱源水の温度は、概ね一定である。このため、（Ｔc_t−Ｔw_i）の値は、空気調和装置（10）の暖房負荷が小さいほど小さい値となり、空気調和装置（10）の暖房負荷が大きいほど大きい値となる。従って、本実施形態の熱交換器制御部（84）は、空気調和装置（10）の暖房運転中において、空気調和装置（10）の暖房負荷が小さいほど熱源側熱交換器（40）の熱交換領域が小さくなるように、液側弁（48a,48b）とガス側弁（49a,49b）と水側弁（50a,50b）とを操作し、空気調和装置（10）の暖房負荷が大きいほど熱源側熱交換器（40）の熱交換領域が大きくなるように、液側弁（48a,48b）とガス側弁（49a,49b）と水側弁（50a,50b）とを操作する。

−実施形態２の変形例−
本実施形態の熱源側熱交換器（40）には、熱交換部（41a,41b,…）と、液側通路（44a,44b, …）と、ガス側通路（45a,45b, …）と、水導入路（46a,46b, …）と、水導出路（47a,47b, …）とのそれぞれが、四つ以上ずつ設けられていてもよい。

また、本実施形態の空気調和装置（10）は、実施形態１の空気調和装置（10）において、熱源ユニット（11）の熱源側熱交換器（40）の構成を変更したものであるが、実施形態２の空気調和装置（10）の熱源ユニット（11）に、本実施形態の熱源側熱交換器（40）を設けてもよい。

《実施形態３》
実施形態３について説明する。本実施形態は、実施形態１，２又は３の空気調和装置（10）を複数台備えた空気調和システム（1）である。

図１０に示すように、本実施形態の空気調和システム（1）は、複数台の空気調和装置（10a,10b,10c）と、熱源水回路（100）とを備えている。熱源水回路（100）では、各空気調和装置（10a,10b,10c）の熱源ユニット（11）が並列に接続されている。つまり、熱源水回路（100）の往管路（101）は、各熱源ユニット（11）の熱源側熱交換器（40）の水導入路（46a,46b,46c）に接続され、熱源水回路（100）の復管路（102）は、各熱源ユニット（11）の熱源側熱交換器（40）の水導出路（47a,47b,47c）に接続されている。熱源水回路（100）は、各熱源ユニット（11）の熱源側熱交換器（40）へ同じ温度の熱源水を供給する。

実施形態１〜３について述べたとおり、各空気調和装置（10a,10b,10c）では、熱源側熱交換器（40）が熱交換領域の大きさを変更可能に構成され、熱源ユニット（11）のコントローラ（70）が熱交換器制御部（84）を備えている。

本実施形態の空気調和システム（1）において、各空気調和装置（10a,10b,10c）の空調負荷（冷房負荷または暖房負荷）が一致するとは限らず、むしろ異なるのが通常である。一方、熱源水回路（100）は、全ての空気調和装置（10a,10b,10c）へ同じ温度の熱源水を供給する。このため、空調負荷の小さい空気調和装置（10a,10b,10c）では、熱源側熱交換器（40）の能力が過剰となり、運転を継続できなくなるおそれがある。

これに対し、本実施形態の空気調和装置（10a,10b,10c）では、コントローラ（70）の熱交換器制御部（84）が、熱源側熱交換器（40）の熱交換領域の大きさを、入口水温センサ（96）の計測値（即ち、往管路（101）から熱源側熱交換器（40）へ供給される熱源水の温度）又は所定の圧力差指標値に基づいて調節する。このため、ある空気調和装置（10c）の空調負荷が他の空気調和装置（10a,10b）の空調負荷に比べて大幅に小さい場合であっても、空気調和装置（10c）の熱源側熱交換器（40）を小容量状態とすることによって、その空気調和装置（10c）の運転を継続させることができる。

従って、本実施形態によれば、各空気調和装置（10a,10b,10c）の空調負荷が比較的大幅に異なる場合であっても、熱源水回路（100）が各空気調和装置（10a,10b,10c）へ供給する熱源水の温度を制御することなく、全ての空気調和装置（10a,10b,10c）の運転を継続させることが可能となる。

《その他の実施形態》
上記実施形態１〜３及び参考技術の空気調和装置（10）には、下記のような変形例が適用できる。

−第１変形例−
図１１に示すように、実施形態１〜３及び参考技術の空気調和装置（10）の熱源側熱交換器（40）では、水側弁機構を構成する水側弁（50,50a,50b）が省略されていてもよい。図１１は、実施形態１の空気調和装置（10）に、本変形例を適用したものを示す。

本変形例の熱源側熱交換器（40）では、全ての熱交換部（41a,41b,41c）の熱源水流路（43a,43b,43c）を常に熱源水が流通する。そして、休止する熱交換部（41b,41c）については、その冷媒流路（42b,42c）に対する冷媒の供給だけが停止される。

−第２変形例−
図１２に示すように、実施形態１〜３及び参考技術の空気調和装置（10）では、熱源側膨張弁（23）、液側弁（48,48a,48b）、及びガス側弁（49,49a,49b）に代えて、熱源側熱交換器（40）の各液側通路に膨張弁が一つずつ設けられていてもよい。図１２は、図１１に示す第１変形例の空気調和装置（10）に、本変形例を適用したものを示す。図１２に示す空気調和装置（10）では、熱源側膨張弁（23）と液側弁（48）とガス側弁（49）とが省略される一方、熱源側熱交換器（40）の第１液側通路（44a）と第２液側通路（44b）のそれぞれに、膨張弁（23a,23b）が一つずつ設けられる。各液側通路（44a,44b）の膨張弁（23a,23b）は、冷媒が流入する熱交換部（41a,41b）の数を変更するための冷媒側弁機構を構成する。

−第３変形例−
実施形態１〜３及び参考技術の空気調和装置（10）において、コントローラ（70）の熱交換器制御部（84）は、目標蒸発温度Ｔe_tに代えて“室内ユニット（12）における冷媒の蒸発温度の実測値”を用いてもよいし、目標凝縮温度Ｔc_tに代えて“室内ユニット（12）における冷媒の凝縮温度の実測値”を用いてもよい。

“室内ユニット（12）における冷媒の蒸発温度の実測値”としては、“利用側冷媒温度センサ（98）の計測値”を用いてもよいし、“低圧圧力センサ（92）の計測値ＬＰに対応する冷媒の飽和温度”を用いてもよい。また、“室内ユニット（12）における冷媒の凝縮温度の実測値”としては、“利用側冷媒温度センサ（98）の計測値”を用いてもよいし、“高圧圧力センサ（91）の計測値ＨＰに対応する冷媒の飽和温度”を用いてもよい。

以上説明したように、本発明は、冷媒を熱源水と熱交換させる熱源側熱交換器を備えた冷凍装置の熱源ユニットについて有用である。

10 空気調和装置（冷凍装置）
11 熱源ユニット
12 室内ユニット（利用側ユニット）
15 冷媒回路
21 圧縮機
40 熱源側熱交換器
41a 第１熱交換部
41b 第２熱交換部
48 液側弁（冷媒側弁機構）
49 ガス側弁（冷媒側弁機構）
50 水側弁（水側弁機構）
70 コントローラ（制御器）
96 水温センサ
100 熱源水回路

Claims (4)

1. 冷凍サイクルを行う冷媒回路（15）を備えた冷凍装置（10）を利用側ユニット（12）と共に構成し、上記冷媒回路（15）に設けられた圧縮機（21）と熱源側熱交換器（40）とを少なくとも収容する熱源ユニットであって、
   上記利用側ユニット（12）において対象物を冷却するために上記熱源側熱交換器（40）を凝縮器として機能させる冷却用動作を行うように構成され、
   上記冷却用動作中に、上記利用側ユニット（12）における冷媒の蒸発温度が、該蒸発温度の目標値である目標蒸発温度となるように、上記圧縮機（21）の運転容量を制御するように構成された制御器（70）を備え、
   上記熱源側熱交換器（40）は、熱源水が循環する熱源水回路（100）に接続されて上記冷媒回路（15）を循環する冷媒を上記熱源水と熱交換させるように構成され、且つ上記冷媒が流通して上記熱源水と熱交換する熱交換領域の大きさを変更可能に構成される一方、
   上記制御器（70）は、上記冷却用動作中に、上記熱源側熱交換器（40）へ供給される上記熱源水の温度である入口水温と、上記利用側ユニット（12）における冷媒の蒸発温度または上記目標蒸発温度との差に基づいて、上記熱源側熱交換器（40）における上記熱交換領域の大きさを調節するように構成されている
   ことを特徴とする冷凍装置の熱源ユニット。
2. 冷凍サイクルを行う冷媒回路（15）を備えた冷凍装置（10）を利用側ユニット（12）と共に構成し、上記冷媒回路（15）に設けられた圧縮機（21）と熱源側熱交換器（40）とを少なくとも収容する熱源ユニットであって、
   上記利用側ユニット（12）において対象物を加熱するために上記熱源側熱交換器（40）を蒸発器として機能させる加熱用動作を行うように構成され、
   上記加熱用動作中に、上記利用側ユニット（12）における冷媒の凝縮温度が、該凝縮温度の目標値である目標凝縮温度となるように、上記圧縮機（21）の運転容量を制御するように構成された制御器（70）を備え、
   上記熱源側熱交換器（40）は、熱源水が循環する熱源水回路（100）に接続されて上記冷媒回路（15）を循環する冷媒を上記熱源水と熱交換させるように構成され、且つ上記冷媒が流通して上記熱源水と熱交換する熱交換領域の大きさを変更可能に構成される一方、
   上記制御器（70）は、上記加熱用動作中に、上記利用側ユニット（12）における冷媒の凝縮温度または上記目標凝縮温度と、上記熱源側熱交換器（40）へ供給される上記熱源水の温度である入口水温との差に基づいて、上記熱源側熱交換器（40）における上記熱交換領域の大きさを調節するように構成されている
   ことを特徴とする冷凍装置の熱源ユニット。
3. 請求項１又は２において、
   上記熱源側熱交換器（40）は、それぞれが上記冷媒を上記熱源水と熱交換させるように構成された複数の熱交換部（41a,41b）と、上記冷媒が流入する上記熱交換部（41a,41b）の数を変更するための冷媒側弁機構（48,49）とを備え、上記冷媒が流入する上記熱交換部（41a,41b）の数を変更することによって上記熱交換領域の大きさを変更するように構成され、
   上記制御器（70）は、上記冷媒側弁機構（48,49）を操作することによって上記熱交換領域の大きさを調節するように構成されている
   ことを特徴とする冷凍装置の熱源ユニット。
4. 請求項３において、
   上記熱源側熱交換器（40）は、上記熱源水が流入する上記熱交換部（41a,41b）の数を変更するための水側弁機構（50）を更に備え、
   上記制御器（70）は、上記冷媒側弁機構（48,49）が上記冷媒の流入を遮断する上記熱交換部（41a,41b）への上記熱源水の流入が遮断されるように上記水側弁機構（50）を操作するように構成されている
   ことを特徴とする冷凍装置の熱源ユニット。

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