WO2009123190A1 - 空気調和装置 - Google Patents

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WO2009123190A1
WO2009123190A1 PCT/JP2009/056655 JP2009056655W WO2009123190A1 WO 2009123190 A1 WO2009123190 A1 WO 2009123190A1 JP 2009056655 W JP2009056655 W JP 2009056655W WO 2009123190 A1 WO2009123190 A1 WO 2009123190A1
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temperature
expansion valve
refrigerant
heat exchanger
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外囿　圭介
傑 鳩村
裕之 森本
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三菱電機株式会社
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Definitions

  • the present invention relates to an air conditioner in which an outdoor unit and a plurality of indoor units are connected by a shunt controller, and one refrigeration cycle is configured using a supercritical fluid.
  • a heat recovery type air conditioner that simultaneously cools and warms using a supercritical fluid such as CO 2 is known.
  • the outdoor unit and the branch kit are mainly connected by three pipes of a high pressure pipe, a low pressure pipe and a high temperature gas pipe.
  • the branch kit from the branch kit to the indoor unit is a two-pipe type.
  • connection pipes it is conceivable to reduce the number of connection pipes by incorporating a branch kit for each indoor unit in one shunt controller in order to reduce the connection pipes.
  • the air conditioner using a supercritical fluid it is most effective to lower the temperature of the fluid sent to the cooling operation indoor unit and raise the temperature of the fluid sent to the heating operation indoor unit. Realized with low fluid flow rate. For this reason, efficiency (here, COP: Coefficient of Performance) in which the numerator is the capacity of the air conditioner (unit: kW) and the denominator is power consumption (unit: kW) is improved. Therefore, the inlet temperature of the indoor unit, that is, the outlet temperature of the heat source side heat exchanger is basically low during cooling and high during heating.
  • -It is necessary to lower the outlet temperature of the heat source side heat exchanger in order to supply a low temperature fluid to the cooling operation indoor unit.
  • -It is necessary to increase the outlet temperature of the heat source side heat exchanger in order to supply a high-temperature fluid to the heating operation indoor unit.
  • the conventional cooling main operation (refrigeration cycle is simultaneous cooling and heating operation in the cooling cycle) is a heat source side heat exchanger with a certain degree of cooling and heating (for example, a pressure of 10 MPa in the supercritical region, around 40 to 50 ° C. in the Mollier diagram).
  • a certain degree of cooling and heating for example, a pressure of 10 MPa in the supercritical region, around 40 to 50 ° C. in the Mollier diagram.
  • the conventional air conditioner has a problem that COP is lowered when it is operated so as to satisfy both the cooling and heating conditions.
  • the present invention has been made in view of the above points, and an object thereof is to obtain an air conditioner that can improve COP in simultaneous cooling and heating operations.
  • the air conditioning apparatus is an air conditioning system in which an outdoor unit and a plurality of indoor units are connected by a shunt controller, and a single refrigeration cycle is configured using a supercritical fluid.
  • the outdoor unit, the shunt controller Are connected by two pipes of a high pressure pipe and a low pressure pipe, and are connected between the branch flow controller and the plurality of indoor units by two pipes of a high pressure pipe and a low pressure pipe, and the branch flow controller is connected to the outdoor unit.
  • the refrigerant from the indoor unit to the indoor unit is branched and the refrigerant decompressed by the first expansion valve and the refrigerant from the indoor unit merge and flow into the indoor unit.
  • a double pipe heat exchanger for exchanging heat with a relatively low-temperature, low-pressure two-phase refrigerant that is branched and decompressed by a second expansion valve to flow out to the outdoor unit.
  • the number of connecting pipes between the outdoor unit and the branch flow controller and between the branch flow controller and each indoor unit can be greatly reduced, and a large enthalpy difference on the cooling operation indoor unit side can be secured.
  • COP in simultaneous cooling and heating is also improved.
  • FIG. FIG. 1 is a refrigerant circuit diagram at the time of cooling main operation of the air-conditioning apparatus according to Embodiment 1 of the present invention.
  • an outdoor unit 100 and a plurality of indoor units 301 to 303 are connected by a shunt controller 200 to constitute one refrigeration cycle using a supercritical fluid.
  • the outdoor unit 100 mainly includes a compressor 110, a four-way valve 120, a heat source unit side heat exchanger 130, and check valves 141 to 147.
  • the indoor units 301 to 303 include use side (load side) heat exchangers 311 to 313 and expansion valves 321 to 323 as expansion devices.
  • the flow dividing controller 200 mainly includes a first expansion valve 211, a second expansion valve 212, check valves 231 to 233, flow path switching valves 221 to 223, and a double pipe heat exchanger 240.
  • the double tube heat exchanger 240 may be a plate heat exchanger or a microchannel heat exchanger.
  • the outdoor unit 100 and the branch flow controller 200 are connected by two pipes, a high pressure pipe 400 and a low pressure pipe 500, and the high pressure pipe 700 and the low pressure pipe 200 are similarly connected between the branch flow controller 200 and each of the indoor units 301 to 303.
  • Two pipes 800 are connected to each other.
  • the cooling operation is mainly performed, and a cooling-main operation (hereinafter abbreviated as a cooling main operation) of a part of the heating operation is described, but the heating main operation (hereinafter abbreviated as a warm main operation) is described as a four-way valve 120,
  • the flow path is switched by check valves 141 to 147.
  • a high pressure detection means 281, an intermediate pressure detection means 282, a first temperature detection means 291, and a second temperature detection means 292 are shown in the shunt controller 200. Is unnecessary, and is used in Embodiment 2 to be described later.
  • the high-pressure and high-temperature fluid compressed by the compressor 110 is heat-exchanged with the surrounding air through the four-way valve 120 in the heat source unit-side heat exchanger 130 and cooled to a temperature that does not reach the ambient air temperature.
  • the degree of dryness of the Mollier diagram (pressure p-enthalpy h) shown in FIG. 2 is cooled to a temperature in the vicinity of 0.5 (point B in FIG. 2), and the outlet of the heat source side heat exchanger 130 is in a high pressure / intermediate temperature state. .
  • the fluid that has exited the heat source unit side heat exchanger 130 flows into the diversion controller 200 via the high-pressure pipe 400, and the cooling operation indoor units 302 and 303 and the heating operation chamber are flown at the flow path switching valves 221 to 223, respectively. Branch to machine 301.
  • the high-pressure / medium-temperature fluid that has flowed into the load-side heat exchanger 311 from the branch port via the flow path switching valve 223 further exchanges heat with room temperature.
  • the temperature becomes medium (point C in FIG. 2), and the pressure is reduced by the expansion valve 321 (point D in FIG. 2).
  • the refrigerant that has exited the heating operation indoor unit 301 via the low-pressure pipe 800 passes between the first expansion valve 211 and the double-pipe heat exchanger 240 via the check valve 231 in the shunt controller 200 in a state of intermediate pressure and intermediate temperature. Join at.
  • the refrigerant toward the cooling operation indoor units 302 and 303 is reduced from the branch port to the intermediate pressure in the supercritical region slightly lower than the high pressure by the first expansion valve 211 (point E in FIG. 2). It flows into the middle temperature side in the double-pipe heat exchanger 240 in the middle temperature state. Furthermore, the medium-pressure / medium-temperature fluid decompressed by the expansion valve 321 of the heating operation indoor unit 301 joins here and flows into the middle temperature side of the double-pipe heat exchanger 240.
  • the partial fluid that has come out from the middle temperature side of the double-pipe heat exchanger 240 is further branched at the branch port, and is further depressurized by the second expansion valve 212 to become a gas-liquid two-phase low-pressure low-temperature (I in FIG. 2). Point) and flows into the low temperature side in the double-tube heat exchanger 240.
  • the low-pressure low-temperature fluid at the low-temperature side becomes a state of low pressure and medium-temperature dryness (point H in FIG. 2).
  • the medium-pressure medium-temperature fluid on the medium-temperature side is further cooled to become a medium-pressure medium-temperature fluid (point D in FIG. 2) in a low enthalpy state.
  • the further cooled medium pressure medium temperature fluid (point D in FIG. 2) is further depressurized by the expansion valves 322 and 323 on the load side to become a gas-liquid two-phase low pressure and low temperature (point G in FIG. 2).
  • the number of connecting pipes between the outdoor unit 100 and the shunt controller 200 and between the shunt controller 200 and each of the indoor units 301 to 303 can be greatly reduced, and the cooling operation indoor units 302 and 303 side can be reduced.
  • COP during simultaneous cooling and heating is improved.
  • FIG. 3 is a refrigerant circuit diagram at the time of heating main operation of the air-conditioning apparatus according to Embodiment 1 of the present invention.
  • the air conditioning apparatus shown in FIG. 3 has the same configuration as that of the first embodiment shown in FIG.
  • FIG. 3 explains the flow in the refrigerant circuit during the warm main operation.
  • the high-pressure and high-temperature fluid compressed by the compressor 110 flows into the shunt controller 200 via the four-way valve 120, the check valve 145 and the high-pressure pipe 400. Further, the high-pressure and high-temperature fluid branches to the cooling operation indoor units 303 and the heating operation indoor units 301 and 302 at the flow path switching valves 221 to 223 in the flow dividing controller 200, respectively. Further, the flow of the first expansion valve 211 is interrupted in a fully closed state.
  • Refrigerant to the heating operation indoor units 301 and 302 side flows into the load-side heat exchangers 311 and 312 from the branch port in the diversion controller 200 via the flow path switching valves 222 and 223 and the high-pressure pipe 700, and the high-pressure intermediate temperature.
  • the fluid further exchanges heat with room temperature, and becomes a high pressure / intermediate temperature substantially equal to the room temperature (point C in FIG. 2).
  • the refrigerant depressurized by the expansion valves 321 and 322 flows into the diversion controller 200 via the low-pressure pipe 800 and exchanges heat with the first expansion valve 211 and the double pipe via the check valves 231 and 232.
  • the medium 240 is joined at a medium pressure and intermediate temperature state.
  • the refrigerant to the cooling operation indoor unit 303 side flows into the load side expansion valve 323 through the following path.
  • the fluid that has flowed from the heating operation indoor units 301 and 302 to the medium pressure / medium temperature side of the double-pipe heat exchanger 240 through the low-pressure pipe 800 and the check valves 231 and 232 is further branched at the branch port, and a part of the flow rate Is further reduced in pressure by the second expansion valve 212 to become a low pressure and low temperature (point I in FIG. 2), and flows into the low temperature side in the double pipe heat exchanger 240.
  • the low-temperature low-pressure low-temperature fluid is in a low-pressure / medium-temperature dryness state (point H in FIG.
  • the further cooled medium-pressure medium-temperature fluid (point D in FIG. 2) is further depressurized by the load-side expansion valve 323 to become low-pressure and low-temperature, and flows into the load-side heat exchanger 313, thereby As a result, heat is exchanged and the dryness of the low pressure medium temperature is large (point H in FIG. 2).
  • the low pressure / medium temperature fluid exiting the low temperature side of the double-pipe heat exchanger 240 and the low pressure / medium temperature fluid exiting the load side heat exchanger 313 merge to form a low pressure pipe 500, a heat source machine side heat exchanger. 130, Return to the outdoor unit 100 side through the four-way valve 120.
  • one outdoor unit 100 and one shunt controller 200 are connected by two pipes, and the shunt controller 200 and a plurality of indoor units 301 to 303 are connected by two pipes. Therefore, the number of connecting pipes from the shunt controller 200 to each of the indoor units 301 to 303 can be greatly reduced, and a large enthalpy difference on the cooling operation indoor units 302 and 303 side can be secured, thereby improving COP in simultaneous cooling and heating operations. To do.
  • an energy saving operation can be realized in a cooling main operation in which the cooling main operation is partly heating operation.
  • FIG. 2 the same configuration as that of the first embodiment shown in FIGS. 1 and 3 is provided. Further, in FIG. 1 and FIG. 3, the high pressure detection means 281, the intermediate pressure detection means 282, the first temperature detection means 291, and the second temperature detection means that are not required in the first embodiment are included in the shunt controller 200. 292 is provided.
  • Table 1 shows an outline of control in each control mode (full cooling, cooling main, total warming, warm main).
  • the first expansion valve 211 When all the indoor units 301 to 303 are in a cooling only operation (hereinafter, abbreviated as “fully cooled”), the first expansion valve 211 is fully opened, and the expansion valves of the indoor units 301 to 303 Only 321 to 323 performs flow control according to the load.
  • temperature sensors 311a, 312a, and 313a for detecting temperature are provided above the load side heat exchangers 311 to 313. Between the load-side heat exchangers 311 to 313 and the load-side expansion valves 321 to 323, temperature sensors 311b, 312b and 313b for detecting temperature and pressure sensors 311c, 312c and 313c for detecting pressure are provided. ing.
  • the temperature difference between the temperature sensors 311a, 312a, and 313a and the temperature sensors 311b, 312b, and 313b is calculated, and the calculation result is defined as a superheat degree (superheat), and the superheat degree is a predetermined value, for example,
  • the opening degree of the expansion valves 321, 322, and 323 on the load side is adjusted so as to be about 2 ° C.
  • differential pressure control which will be described later, using the differential pressures of the high pressure detection means 281 and the intermediate pressure detection means 282 is performed. Even in the cold main operation, when the load-side heat exchanger acts as an evaporator, the load-side expansion valve opening is adjusted to a predetermined degree of superheat while detecting the degree of superheat described above.
  • the first expansion valve 211 When all the indoor units 301 to 303 are in a heating operation that is a heating operation (hereinafter abbreviated as “fully warm”), the first expansion valve 211 is basically in a fully closed state, The flow rate control according to the load is performed only by the expansion valves 321 to 323 of the machine, and the differential pressure control described later using the differential pressure of the high pressure detecting means 281 and the intermediate pressure detecting means 282 is performed.
  • temperature sensors 311b, 312b and 313b for detecting temperature and pressure sensors 311c, 312c and 313c for detecting pressure are provided. Yes.
  • the saturation temperature T sc is calculated from the pressure values detected by the pressure sensors 311c, 312c, and 313c.
  • the calculated saturation temperature is defined as a condensation temperature Tc . It is necessary to prepare a relational expression between the saturation temperature T sc and the pressure P as shown in the formula (1) in advance.
  • T sc f (P) (1)
  • a virtual condensing temperature T c is calculated from the pressure values obtained from the pressure sensors 311b, 312b, and 313b using the equation (1).
  • a difference (T c ⁇ T L ) between the temperature T L obtained from the temperature sensors 311b, 312b, and 313b and the virtual condensing temperature T c is obtained, and this value is set as the degree of supercooling SC (subcool).
  • the opening degree of the expansion valves 321, 322, and 323 on the load side is adjusted so that the degree of supercooling SC becomes a predetermined value, for example, about 5 ° C.
  • the fully closed state is basically set, and the differential pressure between the high pressure detection means 281 and the intermediate pressure detection means 282 is changed.
  • the differential pressure control used later is performed.
  • the first expansion valve 211 is always in a fully opened state, and the flow rate control corresponding to the load is performed only by the expansion valves 321 to 323 of the indoor units.
  • the operation is started from a preset initial opening degree L0 (step S41), and a predetermined time from the start. After a lapse of U (step S42), according to the comparison between the differential pressure ⁇ P of the detected value of the high pressure detecting means 281 and the intermediate pressure detecting means 282 and the preset set values P1, P2 (P1 ⁇ P2) The opening degree of the 1 expansion valve 211 is controlled.
  • the first expansion valve 211 when ⁇ P> P2, the first expansion valve 211 is increased by a predetermined opening degree set in advance (steps S43 ⁇ S44), and when P1 ⁇ ⁇ P ⁇ P2, the first expansion valve 211 is opened at the current opening degree. (Step S43 ⁇ S45 ⁇ S46), and when P1 ⁇ P, the first expansion valve 211 is lowered by a predetermined opening degree (steps S43 ⁇ S45 ⁇ S47 ⁇ S48).
  • the first expansion valve 211 In the “fully warm” operation, the first expansion valve 211 is always in a fully closed state, and the flow rate is controlled according to the load only with the expansion valves 321 to 323 of the indoor unit.
  • the “warm main” operation starts from the fully closed state of the first expansion valve 211 with the start of the compressor 110 as a trigger (step S51), and starts a predetermined time U from the start.
  • the first expansion is performed in accordance with the comparison between the differential pressure ⁇ P between the detection values of the high pressure detection means 281 and the intermediate pressure detection means 282 and preset values P1, P2 (P1 ⁇ P2).
  • the opening degree of the valve 211 is controlled.
  • the first expansion valve 211 is increased by a predetermined opening degree set in advance (steps S53 ⁇ S54), and when P1 ⁇ ⁇ P ⁇ P2, the first expansion valve 211 is currently opened. (Step S53 ⁇ S55 ⁇ S56), and if P1 ⁇ P, the first expansion valve 211 is lowered by a predetermined opening degree (steps S53 ⁇ S55 ⁇ S57 ⁇ S58).
  • the above control ensures the necessary differential pressure to flow the refrigerant flow according to the load on the heating operation indoor unit side, and applies the differential pressure more than necessary, thereby reducing the inlet pressure of the cooling operation indoor unit.
  • the necessary differential pressure sufficient to allow the refrigerant flow rate corresponding to the load to flow in the cooling operation indoor unit can be secured, and as a result, it is possible to suppress a COP decrease.
  • a change in pressure can be suppressed, and the refrigerant can be stably sent to the indoor unit, so that energy saving operation and comfort can be realized.
  • Embodiment 3 FIG. In the third embodiment, the same configuration as the configuration of the first embodiment shown in FIG. 1 and FIG. Further, in FIG. 1 and FIG. 3, the high pressure detection means 281, the intermediate pressure detection means 282, the first temperature detection means 291, and the second temperature detection means that are not required in the first embodiment are included in the shunt controller 200. 292 is provided.
  • the refrigerant flow is the same as in the first embodiment.
  • Table 1 shows an outline of control in each control mode (full cooling, cool main, full warm, warm main).
  • the second expansion valve 212 uses the first temperature detection means 291 and the second temperature detection means 292, which will be described later. Superheat) control is performed, and on the indoor units 301 to 303 side, the expansion valves 321 to 323 perform flow rate control according to the load.
  • the “cooling main” operation in which the cooling and heating operations are performed simultaneously in the cooling cycle state is the same as “full cooling”.
  • the second expansion valve 212 When all the indoor units 301 to 303 are in the “fully warm” operation, which is a heating operation, the second expansion valve 212 is kept fully open, and the flow rate corresponding to the load is set by the expansion valves 321 to 323 of the indoor units.
  • the refrigerant that has been controlled and exchanged heat with the load side flows into the outdoor unit low-pressure line via the second expansion valve 212.
  • the differential pressure between the high pressure detection means 281 and the intermediate pressure detection means 282 is used as the fully closed state. Perform differential pressure control.
  • the “all-cooling” operation starts from the initial opening L0 set in advance by using the start of the compressor 110 as a trigger (step S61), and starts for a predetermined time from the start.
  • the temperature difference ⁇ T (superheat) of the detected values is calculated using the first temperature detecting means 291 and the second temperature detecting means 292, and the temperature difference ⁇ T is set to T1, which is set in advance.
  • the opening degree of the second expansion valve 212 is controlled according to the comparison with T2 (T1 ⁇ T2).
  • the second expansion valve 212 when ⁇ T> T2, the second expansion valve 212 is increased by a predetermined opening degree set in advance (steps S63 ⁇ S64), and when T1 ⁇ ⁇ T ⁇ T2, the second expansion valve 212 is currently opened. (Step S63 ⁇ S65 ⁇ S66), and when T1 ⁇ T, the second expansion valve 212 is lowered by a predetermined opening degree (steps S63 ⁇ S65 ⁇ S67 ⁇ S68).
  • the refrigerant temperature at the cooling operation indoor unit side inlet is cooled, and a necessary enthalpy difference sufficient to satisfy the performance can be secured, so that it is possible to suppress the decrease in COP. Further, even in the cooling main operation in which the cooling main operation is a partial heating operation, a lower temperature refrigerant can be sent to the cooling operation indoor unit, and an energy saving operation can be realized.
  • the second expansion valve 212 In the “fully warm” operation, the second expansion valve 212 is always fully opened, the flow rate is controlled according to the load by the expansion valves 321 to 323 of the indoor units, and the refrigerant exchanging heat with the load side is It flows into the outdoor unit low pressure line through the second expansion valve 212.
  • the “warm main” operation starts from the fully closed state triggered by the start of the compressor 110 (step S71), and after a predetermined time U has elapsed from the start (step S72).
  • the opening degree of the second expansion valve 212 is determined in accordance with a comparison between the pressure difference ⁇ P detected by the high pressure detection means 281 and the intermediate pressure detection means 282 and preset values P1, P2 (P1 ⁇ P2). To control.
  • the second expansion valve 212 is lowered by a predetermined opening degree set in advance (steps S73 ⁇ S74), and if P1 ⁇ ⁇ P ⁇ P2, the second expansion valve 212 is currently opened. (Step S73 ⁇ S75 ⁇ S76), and when P1 ⁇ P, the second expansion valve 212 is increased by a predetermined opening degree (steps S73 ⁇ S75 ⁇ S77 ⁇ S78).
  • the necessary differential pressure that allows the refrigerant flow rate to flow according to the load on the heating operation indoor unit side is secured, and the differential pressure more than necessary is applied (the intermediate pressure approaches low pressure), thereby cooling the system.
  • the inlet pressure of the operating indoor unit approaches a low pressure, and the required differential pressure sufficient to flow the refrigerant flow rate corresponding to the load cannot be secured in the cooling operation indoor unit, and as a result, it is possible to suppress a COP decrease.
  • the heat source machine side heat exchanger 130 acts with a condenser (heat radiator).
  • the cooling load is higher than the heating load, it is necessary to radiate a part of the heat radiation capability with the heat source unit side heat exchanger 130. For that purpose, it is necessary to divide the fan speed and the heat source device side heat exchanger 130 to increase or decrease the heat exchanger capacity.
  • a pressure sensor 900 and a temperature sensor 901 are provided between the heat source device side heat exchanger 130 and the check valve 141, and a temperature sensor 902 is provided at the inlet of the heat source device side heat exchanger 130. . In supercritical, if temperature and pressure are determined, enthalpy is uniquely determined.
  • a is the enthalpy H 1 at the inlet of the heat source machine side heat exchanger 130
  • b is the enthalpy H 2 at the outlet of the heat source machine side heat exchanger 130 (inlet of the load side heat exchanger in the heating operation)
  • c Is the enthalpy H 3 at the inlet of the heat source machine side heat exchanger 130.
  • Equation (3) Equation (3)
  • the enthalpy H 2 at the outlet of the heat source device side heat exchanger is determined.
  • the enthalpy at the heat source side heat exchanger outlet can be obtained from the pressure sensor 900 and the temperature sensor 901.
  • the enthalpy obtained from the equation (3) is set as the target enthalpy H 2m .
  • the enthalpy measured by the pressure sensor 900 and the temperature sensor 901 is assumed to be H 2s .
  • -epsH 2 ⁇ H s ⁇ epsH 2 (where -epsH 2 and epsH 2 indicate the lower limit value and the upper limit value of the error range) to be a predetermined value by the control means by the heat source side fan (blower) Increase or decrease the rotation of.
  • -epsH 2 > ⁇ H s the fan speed is increased, and when ⁇ H s > epsH 2 , the fan speed is decreased.

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Abstract

　冷暖同時運転でのＣＯＰを改善できる空気調和装置を得る。 　室外機１００と複数の室内機３０１～３０３とを分流コントローラ２００により接続し、超臨界流体を用いて１つの冷凍サイクルを構成した空気調和システムにおいて、前記室外機１００と前記分流コントローラ２００との間を、高圧配管４００及び低圧配管５００の２管で接続し、前記分流コントローラ２００と前記複数の室内機３０１～３０３との間を、高圧配管７００及び低圧配管８００の２管で接続し、前記分流コントローラ２００は、前記室外機から前記室内機への冷媒を分岐して第１膨張弁２１１により減圧した冷媒と前記室内機からの冷媒とが合流して流入される比較的高温の中間圧二相冷媒と、前記室内機へ流出される冷媒を分岐して第２膨張弁２１２により減圧して前記室外機へ流出される比較的低温の低圧二相冷媒とを熱交換させる二重管熱交換器２４０を有する。

Description

空気調和装置
　この発明は、室外機と複数の室内機を分流コントローラにより接続し、超臨界流体を用いて１つの冷凍サイクルを構成した空気調和装置に関するものである。
　従来、ＣＯ2などの超臨界流体を用いた冷暖同時の熱回収タイプの空気調和装置が知られている。このような空気調和装置においては、室外機と分岐キットを高圧配管と低圧配管及び高温ガス管の３管で接続されるのが主であった。なお、分岐キットから室内機までは２管式である。
　しかし、超臨界流体の臨界域における圧力は非常に高い圧力であるため、各ユニット間の接続配管の肉厚が従来のフロンに代表される冷媒の場合よりも大幅にアップする。このため、材料費コストの増大、または曲げなどの現地加工費が膨大に膨れ上がることが容易に予想される。
　そこで、接続配管低減のために各室内機毎の分岐キットを１つの分流コントローラ内に内蔵し、接続配管本数を低減することが考えられる。
　一方で、超臨界流体を用いた空気調和装置の特徴として、冷房運転室内機へ送り込む流体の温度を低く、暖房運転室内機へ送り込む流体の温度を高くすることが、最も能力が発揮され、より少ない流体の流量で実現される。このため、効率（ここでは、分子を空調機の能力（単位ｋＷ）、分母を消費電力（単位ｋＷ）としたＣＯＰ：Coefficient of Performance）もよくなる。従って、室内機の入口温度、すなわち、熱源側熱交換器の出口温度は、冷房時は低く、暖房時は高くするのが基本である。
　しかし、２管式により冷暖同時を可能とする空気調和装置においては、冷房運転室内機と暖房運転室内機が同時に存在（混在）する場合において、以下のトレードオフが発生する。
　・冷房運転室内機に対しては、低い温度の流体を供給するために、熱源側熱交換器の出口温度を低くする必要がある。
　・暖房運転室内機に対しては、高い温度の流体を供給するために、熱源側熱交換器の出口温度を高くする必要がある。
　例えば、従来での冷房主体運転（冷凍サイクルは冷房サイクルにおける冷暖同時運転）は、冷暖ともにある程度（例えば、モリエ線図で超臨界領域における圧力１０ＭＰａ、４０～５０℃近辺）の熱源側熱交換器出口温度で制御せざるを得なく、結果的に能力を発揮するためには、エンタルピ差が不足し、その分流体流量を増やす（圧縮機消費電力アップ）ことで補い、その結果ＣＯＰが低下する。
　さらに、空気調和装置の効率については、これまで前述のＣＯＰと呼ばれる係数を用いて、１００％負荷に対しての効率のみで評価を行っている。しかし、近年、例えば一般的な事務所における負荷は、ＯＡ機器の発達、および建築物の断熱性能の向上とともに、暖房シーズンにおいても冷房負荷が発生しており、年間を通じて冷暖同時運転の頻度が高まってきている。従って、１００％負荷のＣＯＰのみで評価するのではなく、冷暖同時運転でのＣＯＰまで含めて効率改善する動向が強まってきている。
　上述したように、従来の空気調和装置においては、冷暖房の両者を満たすように運転すると、ＣＯＰが低下するという問題点があった。
　この発明は上述した点に鑑みてなされたもので、冷暖同時運転でのＣＯＰを改善できる空気調和装置を得ることを目的とする。
　この発明に係る空気調和装置は、室外機と複数の室内機とを分流コントローラにより接続し、超臨界流体を用いて１つの冷凍サイクルを構成した空気調和システムにおいて、前記室外機と前記分流コントローラとの間を、高圧配管及び低圧配管の２管で接続し、前記分流コントローラと前記複数の室内機との間を、高圧配管及び低圧配管の２管で接続し、前記分流コントローラは、前記室外機から前記室内機への冷媒を分岐して第１膨張弁により減圧した冷媒と前記室内機からの冷媒とが合流して流入される比較的高温の中間圧二相冷媒と、前記室内機へ流出される冷媒を分岐して第２膨張弁により減圧して前記室外機へ流出される比較的低温の低圧二相冷媒とを熱交換させる二重管熱交換器を有することを特徴とする。
　この発明によれば、室外機から分流コントローラとの間、および分流コントローラから各室内機との間までの接続配管本数を大幅に低減でき、かつ冷房運転室内機側でのエンタルピ差を大きく確保できることで冷暖同時運転でのＣＯＰも向上する。
この発明の実施の形態１に係る空気調和装置の冷房主体運転時の冷媒回路図である。 この発明の実施の形態１に係る空気調和装置の説明に用いるモリエ線図である。 この発明の実施の形態１に係る空気調和装置の暖房主体運転時の冷媒回路図である。 この発明の実施の形態２に係る空気調和装置における冷主運転時の第１膨張弁２１１の制御フローチャートである。 この発明の実施の形態２に係る空気調和装置における全暖及び暖主運転時の第１膨張弁２１１の制御フローチャートである。 この発明の実施の形態３に係る空気調和装置における全冷及び冷主運転時の第２膨張弁２１２の制御フローチャートである。 この発明の実施の形態３に係る空気調和装置における暖主運転時の第２膨張弁２１２の制御フローチャートである。 この発明の実施の形態３に係る空気調和装置の説明に用いるモリエ線図である。
　実施の形態１．
　図１は、この発明の実施の形態１に係る空気調和装置の冷房主体運転時の冷媒回路図である。図１に示す空気調和装置は、室外機１００と複数の室内機３０１～３０３とが分流コントローラ２００により接続され、超臨界流体を用いて１つの冷凍サイクルを構成している。室外機１００は、主に、圧縮機１１０、四方弁１２０、熱源機側熱交換器１３０及び逆止弁１４１～１４７を具備している。また、室内機３０１～３０３は、利用側（負荷側）熱交換器３１１～３１３と、絞り装置としての膨張弁３２１～３２３を具備している。さらに、分流コントローラ２００は、主に、第１膨張弁２１１、第２膨張弁２１２、逆止弁２３１～２３３、流路切換弁２２１～２２３及び二重管熱交換器２４０を具備している。なお、二重管熱交換器２４０は、プレート熱交換器またはマイクロチャネル熱交換器であってもよい。
　ここで、室外機１００と分流コントローラ２００との間は、高圧配管４００と低圧配管５００の２管で接続され、分流コントローラ２００と各室内機３０１～３０３との間も同様に高圧配管７００と低圧配管８００の２管でそれぞれ接続されている。ここでは、冷房運転が主体で、一部暖房運転の冷房主体運転（以下、冷主運転と略す）について記載するが、暖房主体運転（以下、暖主運転と略す）については、四方弁１２０、逆止弁１４１～１４７にて流路が切り換えられる。
　なお、図１では、分流コントローラ２００内に、高圧圧力検知手段２８１、中間圧圧力検知手段２８２、第１温度検知手段２９１、第２温度検知手段２９２が図示されているが、この実施の形態１では不要であり、後述する実施の形態２において用いられる。
　まず、図１にて冷主運転での冷媒回路内の流れを説明する。ここでは、超臨界流体としてＣＯ2を用いた場合について述べる。圧縮機１１０で圧縮された高圧高温の流体は、四方弁１２０を介して熱源機側熱交換器１３０にて周囲の空気と熱交換され、周囲の空気温度まではいかない温度まで冷却され、例えば、図２に示すモリエ線図（圧力ｐ－エンタルピｈ）の乾き度が０．５近辺（図２中Ｂ点）の温度まで冷却され、熱源機側熱交換器１３０出口が高圧中温の状態となる。熱源機側熱交換器１３０を出た流体は、高圧配管４００を介して分流コントローラ２００内に流入し、その流路切換弁２２１～２２３にて、それぞれ冷房運転室内機３０２，３０３、暖房運転室内機３０１へと分岐する。
　暖房運転室内機３０１側への冷媒は、分岐口から流路切換弁２２３を介して負荷側熱交換器内３１１へ流入した高圧中温の流体がさらに室温と熱交換し、室温とほぼ同等の高圧中温となり（図２中Ｃ点）、膨張弁３２１にて減圧される（図２中Ｄ点）。低圧配管８００を介して暖房運転室内機３０１を出た冷媒は、中圧中温の状態で分流コントローラ２００内の逆止弁２３１を介して、第１膨張弁２１１と二重管熱交換器２４０間で合流する。
　一方、冷房運転室内機３０２，３０３側への冷媒は、前記分岐口から第１膨張弁２１１で高圧よりも少し低い超臨界域での中間圧まで減圧され（図２中Ｅ点）、中圧中温の状態で二重管熱交換器２４０内の中温側へ流入する。さらに、暖房運転室内機３０１の膨張弁３２１で減圧された中圧中温の流体もここで合流して二重管熱交換器２４０の中温側へ流入する。ここで、二重管熱交換器２４０の中温側から出た一部流体は分岐口でさらに分岐され、第２膨張弁２１２にてさらに減圧され気液二相の低圧低温となり（図２中Ｉ点）、二重管熱交換器２４０内の低温側へ流入する。
　二重管熱交換器２４０にて前記中温側の中圧中温の流体と熱交換することで、低温側の低圧低温流体は、低圧中温の乾き度の大きい状態（図２中Ｈ点）となり、一方、中温側の中圧中温流体は、さらに冷却され、低エンタルピ状態の中圧中温流体（図２中Ｄ点）となる。そして、このさらに冷却された中圧中温流体（図２中Ｄ点）が、負荷側の膨張弁３２２,３２３にてさらに減圧されて気液二相の低圧低温（図２中Ｇ点）となり、負荷側の熱交換器３２２,３２３内へ流入することで、室温と熱交換し、低圧中温の乾き度の大きい状態となる（図２中Ｈ点）。最後に、二重管熱交換器２４０の低温側を出た低圧中温の流体と、負荷側熱交換器３２２,３２３を出た低圧中温の流体とが合流し、低圧配管５００を介して室外機１００側へ戻る。
　これにより、室外機１００から分流コントローラ２００との間、および分流コントローラ２００から各室内機３０１～３０３との間までの接続配管本数を大幅に低減でき、かつ冷房運転室内機３０２，３０３側でのエンタルピ差を大きく確保できたことで冷暖同時運転でのＣＯＰも向上する。
　次に、図３は、この発明の実施の形態１に係る空気調和装置の暖房主体運転時の冷媒回路図である。図３に示す空気調和装置は、図１に示す実施の形態１の構成と同様な構成を備える。
　図３により、暖主運転時の冷媒回路内の流れを説明する。圧縮機１１０で圧縮された高圧高温の流体は、四方弁１２０、逆止弁１４５および高圧配管４００を介して、分流コントローラ２００へ流入する。さらに、高圧高温の流体は、分流コントローラ２００内の流路切換弁２２１～２２３にて、それぞれ冷房運転室内機３０３、暖房運転室内機３０１，３０２へと分岐する。また、第１膨張弁２１１は、全閉の状態で流れが遮断されている。
　暖房運転室内機３０１，３０２側への冷媒は、分流コントローラ２００内の分岐口から流路切換弁２２２、２２３および高圧配管７００を介して負荷側熱交換器内３１１，３１２へ流入し、高圧中温の流体がさらに室温と熱交換し、室温とほぼ同等の高圧中温となり（図２中Ｃ点）、膨張弁３２１,３２２にて減圧され、中圧中温となる（図２中Ｄ点）。そして、膨張弁３２１,３２２にて減圧された冷媒は、低圧配管８００を介して分流コントローラ２００内へ流入し、逆止弁２３１,２３２を介して、第１膨張弁２１１と二重管熱交換器２４０の間へ中圧中温状態で合流する。
　一方、冷房運転室内機３０３側への冷媒は、以下の経路を介して負荷側膨張弁３２３へ流入する。暖房運転室内機３０１，３０２から低圧配管８００および逆止弁２３１，２３２を介して二重管熱交換器２４０の中圧中温側へ流入した流体は、分岐口でさらに分岐され、一部の流量が第２膨張弁２１２にてさらに減圧され低圧低温となり（図２中Ｉ点）、二重管熱交換器２４０内の低温側へ流入する。そして、二重管熱交換器２４０にて前記中温側の中圧中温の流体と熱交換することで、低温側の低圧低温流体は、低圧中温の乾き度の大きい状態（図２中Ｈ点）となり、中温側の中圧中温流体は、さらに冷却され、低エンタルピ状態の中圧中温流体（図２中Ｄ点）となる。
　そして、このさらに冷却された中圧中温流体（図２中Ｄ点）が、負荷側の膨張弁３２３にてさらに減圧されて低圧低温となり、負荷側熱交換器３１３内へ流入することで、室温と熱交換され、低圧中温の乾き度の大きい状態となる（図２中Ｈ点）。最後に、二重管熱交換器２４０の低温側を出た低圧中温の流体と、負荷側熱交換器３１３を出た低圧中温の流体とが合流し、低圧配管５００、熱源機側熱交換器１３０、四方弁１２０を介して室外機１００側へ戻る。
　したがって、実施の形態１によれば、１台の室外機１００と１台の分流コントローラ２００とを２管で接続し、分流コントローラ２００と複数の室内機３０１～３０３とを２管で接続することで、分流コントローラ２００から各室内機３０１～３０３までの接続配管本数を大幅に低減でき、かつ冷房運転室内機３０２，３０３側でのエンタルピ差を大きく確保できることで、冷暖同時運転でのＣＯＰも向上する。また、冷房主体で一部暖房運転となる冷房主体運転においても省エネ運転を実現することができる。
　実施の形態２．
　この実施の形態２では、図１及び図３に示す実施の形態１の構成と同様な構成を備える。さらに、図１及び図３において、分流コントローラ２００内に、実施の形態１では不要であった、高圧圧力検知手段２８１、中間圧圧力検知手段２８２、第１温度検知手段２９１、第２温度検知手段２９２が備えられる。
　この実施の形態２において、冷媒の流れは、実施の形態１と同じである。以下、第１膨張弁２１１の制御方法について説明する。まず、各制御モード（全冷、冷主、全暖、暖主）における制御概要は、表１の通りである。
Figure JPOXMLDOC01-appb-T000001
　全ての室内機３０１～３０３が冷房運転である全冷房運転（以下、「全冷」と略す）の場合には、第１膨張弁２１１は、全開状態としておき、室内機３０１～３０３の膨張弁３２１～３２３のみで負荷に応じた流量制御を行う。
　図１において、負荷側熱交換器３１１～３１３の上側に温度を検知するための温度センサ３１１ａ、３１２ａ、３１３ａが設けられている。負荷側熱交換器３１１～３１３と負荷側の膨張弁３２１～３２３の間には、温度を検知するための温度センサ３１１ｂ、３１２ｂ、３１３ｂと圧力を検知する圧力センサ３１１ｃ、３１２ｃ、３１３ｃが設けられている。
　全冷運転の場合は、温度センサ３１１ａ、３１２ａ、３１３ａと温度センサ３１１ｂ、３１２ｂ、３１３ｂとの温度差を演算し、その演算結果を過熱度（スーパーヒート）とし、過熱度が所定の値、例えば２℃程度になるように、負荷側の膨張弁３２１、３２２、３２３の開度を調節する。
　冷房サイクルの状態で、冷暖同時運転する「冷主」運転の場合、高圧圧力検知手段２８１、中間圧圧力検知手段２８２の差圧を用いた後述する差圧制御を行う。冷主運転においても、負荷側熱交換器が蒸発器として作用しているときは、前述した過熱度を検知しながら負荷側の膨張弁開度を所定の過熱度になるように調整する。
　また、全ての室内機３０１～３０３が暖房運転である全暖房運転（以下、「全暖」と略す）の場合には、第１膨張弁２１１は、基本的には全閉状態としておき、室内機の膨張弁３２１～３２３のみで負荷に応じた流量制御を行い、前記高圧圧力検知手段２８１、中間圧圧力検知手段２８２の差圧を用いた後述する差圧制御を行う。
　負荷側熱交換器３１１～３１３と負荷側の膨張弁３２１～３２３の間に、温度を検知するための温度センサ３１１ｂ、３１２ｂ、３１３ｂと圧力を検知する圧力センサ３１１ｃ、３１２ｃ、３１３ｃが設けられている。
　全暖運転の場合は、圧力センサ３１１ｃ、３１２ｃ、３１３ｃで検知された圧力値から飽和温度Ｔscを演算する。演算された飽和温度は凝縮温度Ｔcとする。あらかじめ式（１）で示されるような飽和温度Ｔscと圧力Ｐとの関係式を作成しておく必要がある。
　　　Ｔsc＝ｆ（Ｐ）　　　　　　　　　　（１）
　なお、後述する図８に示すように、二酸化炭素を冷媒として用いた場合、高圧側は臨界点以上で動作するため、相変化が起こらない。すなわち、飽和温度Ｔscが存在しない。そこで、冷凍サイクルの実験などを行い、バランスする圧力と吸込み空気温度から仮想の飽和温度を設定する。例えば、圧力１００ｋｇｆ／ｃｍ2の時は飽和温度４５℃とする。本実施の形態における式（１）は仮想の飽和温度Ｔscが算出される演算式である。
　圧力センサ３１１ｂ、３１２ｂ、３１３ｂから得られた圧力値から式（１）を用いて、仮想の凝縮温度Ｔcを演算する。温度センサ３１１ｂ、３１２ｂ、３１３ｂから得られた温度ＴLと仮想凝縮温度Ｔcとの差（Ｔc－ＴL）を求め、この値を過冷却度ＳＣ（サブクール）とする。過冷却度ＳＣが所定の値、例えば５℃程度になるように、負荷側の膨張弁３２１、３２２、３２３の開度を調節する。
　そして、暖房サイクルの状態で、冷暖同時運転する「暖主」運転の場合も全暖と同様、基本的には全閉状態として、高圧圧力検知手段２８１、中間圧圧力検知手段２８２の差圧を用いた後述する差圧制御を行う。
　次に、制御方法の詳細を、図４及び図５に示す制御フローチャートを用いて説明する。まず、「全冷」運転については、第１膨張弁２１１は、常に全開状態としておき、室内機の膨張弁３２１～３２３のみで負荷に応じた流量制御を行う。
　そして、「冷主」運転については、図４に示すように、圧縮機１１０の起動などをトリガにして、あらかじめ設定しておいた初期開度Ｌ０からスタートし（ステップＳ４１）、スタートから所定時間Ｕ経過後（ステップＳ４２）、前記高圧圧力検知手段２８１と中間圧圧力検知手段２８２との検出値の差圧ΔＰとあらかじめ設定した設定値Ｐ１，Ｐ２（Ｐ１＜Ｐ２）の比較に応じて、第１膨張弁２１１の開度を制御する。
　例えばΔＰ＞Ｐ２の場合には、第１膨張弁２１１をあらかじめ設定した所定開度だけアップし（ステップＳ４３→Ｓ４４）、Ｐ１≦ΔＰ≦Ｐ２の場合には、第１膨張弁２１１を現状開度に維持し（ステップＳ４３→Ｓ４５→Ｓ４６）、Ｐ１＜ΔＰの場合には、第１膨張弁２１１をあらかじめ設定した所定開度だけダウンさせる（ステップＳ４３→Ｓ４５→Ｓ４７→Ｓ４８）。
　以上の制御により、暖房運転室内機側の負荷に応じた冷媒流量を流すだけの必要差圧を確保し、かつ必要以上の差圧をつけてしまうことで、低圧低下を招き、結果的にＣＯＰ低下となることを抑制できる。
　また、「全暖」運転については、第１膨張弁２１１は、常に全閉状態としておき、室内機の膨張弁３２１～３２３のみで負荷に応じた流量制御を行う。
　そして、「暖主」運転については、図５に示すように、圧縮機１１０の起動などをトリガにして、第１膨張弁２１１の全閉状態からスタートし（ステップＳ５１）、スタートから所定時間Ｕ経過後（ステップＳ５２）、前記高圧圧力検知手段２８１と中間圧圧力検知手段２８２の検出値の差圧ΔＰとあらかじめ設定した設定値Ｐ１，Ｐ２（Ｐ１＜Ｐ２）の比較に応じて、第１膨張弁２１１の開度を制御する。
　例えば、ΔＰ＞Ｐ２の場合には、第１膨張弁２１１をあらかじめ設定した所定開度だけアップし（ステップＳ５３→Ｓ５４）、Ｐ１≦ΔＰ≦Ｐ２の場合には、第１膨張弁２１１を現状開度に維持し（ステップＳ５３→Ｓ５５→Ｓ５６）、Ｐ１＜ΔＰの場合には、第１膨張弁２１１をあらかじめ設定した所定開度だけダウンさせる（ステップＳ５３→Ｓ５５→Ｓ５７→Ｓ５８）。
　以上の制御により、暖房運転室内機側の負荷に応じた冷媒流量を流すだけの必要差圧を確保し、かつ必要以上の差圧をつけてしまうことで、冷房運転室内機の入口圧が低圧に近づき、冷房運転室内機で負荷に応じた冷媒流量を流すだけの必要差圧が確保できることになり、結果的にＣＯＰ低下となることを抑制できる。また、圧力の変化を抑制し、室内機へ安定して冷媒を送り込むことができ、省エネ運転と快適性を実現することができる。
　実施の形態３．
　この実施の形態３では、前述した実施の形態２と同様に、図１及び図３に示す実施の形態１の構成と同様な構成を備える。さらに、図１及び図３において、分流コントローラ２００内に、実施の形態１では不要であった、高圧圧力検知手段２８１、中間圧圧力検知手段２８２、第１温度検知手段２９１、第２温度検知手段２９２が備えられる。
　この実施の形態３において、冷媒の流れは、実施の形態１と同じである。以下、第２膨張弁２１２の制御方法について説明する。まず、各制御モード（全冷、冷主、全暖、暖主）における制御概要は表１の通りである。
　全ての室内機３０１～３０３が冷房運転である「全冷」運転の場合には、第２膨張弁２１２は、第１温度検知手段２９１、第２温度検知手段２９２を用いた後述する差温（スーパーヒート）制御を行い、室内機３０１～３０３側では膨張弁３２１～３２３にて負荷に応じた流量制御を行う。冷房サイクルの状態で、冷暖同時運転する「冷主」運転の場合も「全冷」と同様である。
　また、全ての室内機３０１～３０３が暖房運転である「全暖」運転の場合には、第２膨張弁２１２は、全開状態としておき、室内機の膨張弁３２１～３２３で負荷に応じた流量制御を行い、負荷側と熱交換した冷媒はこの第２膨張弁２１２を介して、室外機低圧ラインへ流入する。
　そして、暖房サイクルの状態で、冷暖同時運転する「暖主」運転の場合は、基本的には全閉状態として、高圧圧力検知手段２８１、中間圧圧力検知手段２８２の差圧を用いた後述する差圧制御を行う。
　次に、制御方法の詳細を図６及び図７に示す制御フローチャートを用いて説明する。まず、「全冷」運転については、図６に示すように、圧縮機１１０の起動などをトリガにして、あらかじめ設定しておいた初期開度Ｌ０からスタートし（ステップＳ６１）、スタートから所定時間Ｕ経過後（ステップＳ６２）、前記第１温度検知手段２９１、第２温度検知手段２９２を用いてその検出値の差温ΔＴ（スーパーヒート）を演算し、その差温ΔＴとあらかじめ設定したＴ１，Ｔ２（Ｔ１＜Ｔ２）との比較に応じて、第２膨張弁２１２の開度を制御する。
　例えば、ΔＴ＞Ｔ２の場合には、第２膨張弁２１２をあらかじめ設定した所定開度だけアップし（ステップＳ６３→Ｓ６４）、Ｔ１≦ΔＴ≦Ｔ２の場合には、第２膨張弁２１２を現状開度に維持し（ステップＳ６３→Ｓ６５→Ｓ６６）、Ｔ１＜ΔＴの場合には、第２膨張弁２１２をあらかじめ設定した所定開度だけダウンさせる（ステップＳ６３→Ｓ６５→Ｓ６７→Ｓ６８）。
　以上の制御により、冷房運転室内機側入口の冷媒温度を冷却し、性能を満足するだけの必要エンタルピ差を確保し、結果的にＣＯＰ低下となることを抑制できる。また、冷房主体で一部暖房運転となる冷房主体運転においても、冷房運転室内機へより低温の冷媒を送り込むことができ、省エネ運転を実現することができる。
　また、「全暖」運転については、第２膨張弁２１２は、常に全開状態としておき、室内機の膨張弁３２１～３２３で負荷に応じた流量制御を行い、負荷側と熱交換した冷媒はこの第２膨張弁２１２を介して室外機低圧ラインへ流入する。
　そして、「暖主」運転については、図７に示すように、圧縮機１１０の起動などをトリガにして、全閉状態からスタートし（ステップＳ７１）、スタートから所定時間Ｕ経過後（ステップＳ７２）、前記高圧圧力検知手段２８１、中間圧圧力検知手段２８２の検出値の差圧ΔＰとあらかじめ設定した設定値Ｐ１，Ｐ２（Ｐ１＜Ｐ２）との比較に応じて、第２膨張弁２１２の開度を制御する。
　例えば、ΔＰ＞Ｐ２の場合には、第２膨張弁２１２をあらかじめ設定した所定開度だけダウンし（ステップＳ７３→Ｓ７４）、Ｐ１≦ΔＰ≦Ｐ２の場合には、第２膨張弁２１２を現状開度に維持し（ステップＳ７３→Ｓ７５→Ｓ７６）、Ｐ１＜ΔＰの場合には、第２膨張弁２１２をあらかじめ設定した所定開度だけアップさせる（ステップＳ７３→Ｓ７５→Ｓ７７→Ｓ７８）。
　以上の制御により、暖房運転室内機側の負荷に応じた冷媒流量を流すだけの必要差圧を確保し、かつ必要以上の差圧をつけてしまう（中間圧が低圧に近づく）ことで、冷房運転室内機の入口圧が低圧に近づき、冷房運転室内機で負荷に応じた冷媒流量を流すだけの必要差圧が確保できなくなり、結果的にＣＯＰ低下となることを抑制できる。
　冷主運転時においては、熱源機側熱交換器１３０は凝縮器（放熱器）と作用する。冷主運転は冷房負荷が暖房負荷を上回っている状態なので、放熱能力の一部を熱源機側熱交換器１３０で放熱する必要がある。そのためには、ファン速度や熱源機側熱交換器１３０を分割し、熱交換器容量を増減させる必要がある。
　この発明では、熱源機側熱交換器１３０を分割することなく、放熱能力を調整する方法を説明する。本実施の形態では、冷媒として二酸化炭素を用いている。この冷媒は図２や図８で示すように、臨界点以上で高圧側が動作する。この特性を利用すれば容易に放熱容量を調整することが可能となる。
　図３に示すように、熱源機側熱交換器１３０と逆止弁１４１との間に、圧力センサ９００、温度センサ９０１を設けると共に、熱源機側熱交換器１３０の入口に温度センサ９０２を設ける。超臨界では温度と圧力が決まれば、一義的にエンタルピが決定される。
　図８において、ａは熱源機側熱交換器１３０入口のエンタルピＨ1、ｂは熱源機側熱交換器１３０出口のエンタルピＨ2（暖房運転になっている負荷側熱交換器の入口）、ｃは熱源機側熱交換器１３０入口のエンタルピＨ3である。
　暖房側の負荷は暖房運転を行っている台数と接続されている室内機の容量から知ることができる。この暖房負荷をＱcとする。また、圧縮機の吐出圧力、吸入圧力から冷媒流量Ｇrを求めることができる。式（２）から暖房負荷を賄うのに必要なエンタルピ差ΔＨを求めることができる。
　　　Ｑc／Ｇr＝ΔＨ＝Ｈ2－Ｈ3　　　　　（２）
　また、負荷側熱交換器出口の圧力センサ３１１ｃと温度センサ３１１ｂから負荷側熱交換器（暖房）出口のエンタルピＨ3を求めることができる。式（２）は式（３）のように書き換えられる。
　　　Ｈ2＝Ｑc／Ｇr＋Ｈ3　　　　　　　　（３）
　すなわち、熱源機側熱交換器出口のエンタルピＨ2が決定される。熱源機側熱交換器出口のエンタルピは圧力センサ９００、温度センサ９０１から求めることができる。式（３）から求められたエンタルピを目標のエンタルピＨ2mとする。
　また、圧力センサ９００、温度センサ９０１で測定されたエンタルピをＨ2sとする。目標エンタルピＨ2mと測定されたエンタルピＨ2sの差（Ｈ2m－Ｈ2s）を演算し、Ｈ2m－Ｈ2s＝ΔＨsとする。
　そして、－ｅｐｓＨ2＜ΔＨs＜ｅｐｓＨ2（なお、－ｅｐｓＨ2とｅｐｓＨ2は誤差範囲の下限値と上限値を示す）が所定の値になるように制御手段により熱源機側ファン（送風機）の回転を増減させる。－ｅｐｓＨ2＞ΔＨsの場合は、ファン回転数をアップさせ、ΔＨs＞ｅｐｓＨ2の場合はファン回転数を小さくする制御を行う。
　なお、エンタルピＨを求めるためには、あらかじめ式（４）の物性式を作成しておく必要ある。
　　　Ｈ＝ｆ（Ｐ，Ｔ)　　　　　　　　　　（４）
　　　Ｐ：圧力、Ｔ：温度

Claims (6)

  1. 　室外機と複数の室内機とを分流コントローラにより接続し、超臨界流体を用いて１つの冷凍サイクルを構成した空気調和システムにおいて、
    　前記室外機と前記分流コントローラとの間を、高圧配管及び低圧配管の２管で接続し、
    　前記分流コントローラと前記複数の室内機との間を、高圧配管及び低圧配管の２管で接続し、
    　前記分流コントローラは、
    　前記室外機から前記室内機への冷媒を分岐して第１膨張弁により減圧した冷媒と前記室内機からの冷媒とが合流して流入される比較的高温の中間圧二相冷媒と、前記室内機へ流出される冷媒を分岐して第２膨張弁により減圧して前記室外機へ流出される比較的低温の低圧二相冷媒とを熱交換させる二重管熱交換器を有する
    　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、
    　前記二重管熱交換器は、プレート熱交換器またはマイクロチャネル熱交換器でなる
    　ことを特徴とする空気調和装置。
  3. 　請求項１に記載の空気調和装置において、
    　前記第１膨張弁の出入口に、それぞれ圧力検知手段を設け、
    　前記第１膨張弁の開度は、前記圧力検知手段の２つの圧力検知値の差圧が一定となるように制御される
    　ことを特徴とする空気調和装置。
  4. 　請求項１に記載の空気調和装置において、
    　前記第２膨張弁の出口と、前記二重管熱交換器の低圧側出口とに、それぞれ温度検出手段を設け、
    　前記第２膨張弁の開度は、前記温度検出手段の２つの温度検知値の差温が一定となるように制御される
    　ことを特徴とする空気調和装置。
  5. 　請求項１に記載の空気調和装置において、
    　前記第１膨張弁の出入口に、それぞれ圧力検知手段を設け、
    　前記第２膨張弁の開度は、前記圧力検知手段の２つの圧力検知値の差圧が一定となるように制御される
    　ことを特徴とする空気調和装置。
  6. 　請求項１に記載の空気調和装置において、
    　熱源機側熱交換器の出口に、圧力検知手段及び温度検知手段と、前記圧力検知手段の値と前記温度検知手段の値とからエンタルピを演算する制御手段とを備え、目標のエンタルピになるように熱源機側の送風機の回転速度を増減させる
    　ことを特徴とする空気調和装置。
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