JP2007127369A - ガスヒートポンプ式空気調和機 - Google Patents

Abstract

【課題】 高圧圧力を所定値以上に保つことにより、暖房能力の低下を防止することができる。
【解決手段】 冷媒を圧縮する圧縮機１７と、室外の空気と冷媒との間で熱交換を行う室外熱交換器２３と、圧縮機１７を駆動するガスエンジン５３と、ガスエンジンの排熱を回収する冷却水と、冷却水に回収された熱を冷媒に伝達する水熱交換器３１と、水熱交換器３１への冷媒の流入を制御する冷媒制御部５１と、水熱交換器３１への冷却水の流入を制御する冷却水制御部６７Ａ，６７Ｂと、が設けられたガスヒートポンプ式空気調和機１であって、室外熱交換器２３において冷媒から熱が放熱され、かつ、室外熱交換器２３における冷媒圧力が所定圧力以下となった場合に、冷媒制御部５１および冷却水制御部６７Ａ，６７Ｂにより水熱交換器３１へ冷媒および冷却水が流入されることを特徴とする。
【選択図】 図１

Description

本発明は、ガスヒートポンプ式空気調和機に関する。

一般に、室内熱交換器、圧縮機、室外熱交換器、絞り機構などの要素を備えた冷媒回路を用いて、室内の冷房，暖房などの空調運転を行う空気調和装置が知られている。この空気調和装置における室内の冷暖房は、冷媒が、室内熱交換器において室内の空気（以下「室内気」という。）と交換した熱を室外熱交換器に運び、室外熱交換器において外気と熱交換することにより行われている。
上述した空気調和装置において、搭載された圧縮機の駆動源としてガスエンジンを用いたものが知られており、このガスエンジンを利用した空気調和装置は、一般にガスヒートポンプ式空気調和装置（以下、「ＧＨＰ」という。）と呼ばれている（例えば、特許文献１参照。）。
特公平４−８０３１３号公報（第２−３頁、第１図等）

上述の特許文献１においては、エンジンで駆動されるヒートポンプ式冷凍装置であって、冷媒回路の高圧液管より分岐した分岐回路に冷媒ポンプとエンジン排熱回収用の熱交換器を設けたヒートポンプ式冷凍装置が開示されている。
このヒートポンプ式冷凍装置によれば、エンジンの排熱を暖房用水配管なしで暖房用熱源として活用できると記載されている。また、冷房時のエンジン冷却用の放熱器を小容量に若しくは不要にすることができると記載されている。

しかしながら、上述のヒートポンプ式冷凍装置において、コンデンサとして働く熱交換器の能力に対してエバポレータとして働く熱交換器の能力が小さくなる条件では、冷凍装置のコンデンサ側の圧力（高圧側圧力）が低くなっていた。すると、冷凍装置におけるコンデンサ側圧力とエバポレータ側圧力（低圧側圧力）との圧力差が小さくなり、冷媒循環量が少なくなるという問題があった。
つまり、冷凍装置には、コンデンサとして働く熱交換器（高圧側）とエバポレータとして働く熱交換器（低圧側）との間に、膨張弁である減圧素子が配置されている。冷媒は高圧側圧力と低圧側圧力との圧力差により、減圧素子における流動抵抗に打ち勝ってコンデンサからエバポレータへ流れている。そのため、上記圧力差が小さくなると、コンデンサからエバポレータへ流れる冷媒流量が減少して冷媒循環量が少なくなっていた。

また、ヒートポンプ式冷凍装置が複数の室内機を備え、各室内機が独立して冷房運転、暖房運転を選択できる場合において、冷凍装置の高圧側圧力が低くなると暖房能力、すなわち適正な吹き出し温度が得られないという問題があった。
つまり、高圧側圧力が低くなると、コンデンサとして働く熱交換器における冷媒温度も低下していた。暖房運転は、コンデンサ内の冷媒の熱を室内空気に与えることにより、室内空気を適正な温度に加熱するため、高圧側圧力が低下すると室内空気を適正温度まで加熱することが困難であった。

なお、上述のコンデンサとして働く熱交換器の能力に対してエバポレータとして働く熱交換器の能力が小さい場合としては、例えば、コンデンサとして働く熱交換器の合計の放熱能力に対して放熱する熱量が少ない場合、冷房運転時において室外気の温度が低い（例えば、−５℃程度）場合、コンデンサに送られる風量が適性値より多い場合などを挙げることができる。
また、ヒートポンプ式冷凍装置が複数の室内機を備え、各室内機が独立して冷房運転や暖房運転を選択できる場合において、所定台数以上の室内機が暖房運転を選択した場合にも、コンデンサとして働く熱交換器の能力に対してエバポレータとして働く熱交換器の能力が小さくなる。

本発明は、上記の課題を解決するためになされたものであって、高圧圧力を所定値以上に保つことにより、暖房能力の低下を防止することができるガスヒートポンプ式空気調和機を提供することを目的とする。

上記目的を達成するために、本発明は、以下の手段を提供する。
本発明のガスヒートポンプ式空気調和機は、冷媒を圧縮する圧縮機と、室外の空気と冷媒との間で熱交換を行う室外熱交換器と、室内の空気と冷媒との間で熱交換を行う室内熱交換器と、冷媒の圧力を減圧させる減圧部と、前記圧縮機を駆動するガスエンジンと、該ガスエンジンの排熱を回収する冷却水と、該冷却水に回収された熱を冷媒に伝達する水熱交換器と、前記水熱交換器への冷媒の流入を制御する冷媒制御部と、前記水熱交換器への冷却水の流入を制御する冷却水制御部と、が設けられたガスヒートポンプ式空気調和機であって、前記室外熱交換器において冷媒から熱が放熱され、かつ、前記室外熱交換器における冷媒圧力が所定圧力以下となった場合に、前記冷媒制御部および前記冷却水制御部により前記水熱交換器へ冷媒および冷却水が流入されることを特徴とする。

本発明によれば、室外熱交換器において冷媒から熱が放熱され、かつ、室外熱交換器における冷媒圧力が所定圧力以下の場合に、水熱交換器に冷媒および冷却水が流入するため、水熱交換器において冷媒に熱を加えることができる。水熱交換器において冷媒に吸収された熱は室外熱交換器において放熱され、室外熱交換器における放熱量を増やすことができる。そのため、室外熱交換器における冷媒温度を上昇させて、室外熱交換器における冷媒圧力を所定圧力より上昇させることができる。
室外熱交換器における冷媒圧力が上昇するため、室内熱交換器における冷媒圧力との差圧が大きくなり、室外熱交換器から室内熱交換器への冷媒流量を増やすことができる。つまり、室外熱交換器における冷媒圧力を上昇させて上記差圧を大きくしているため、室内熱交換器における冷媒圧力を低下させることなく、ガスヒートポンプ式空気調和機における冷媒循環流量を増やすことができる。

なお、室外熱交換器における冷媒圧力が所定圧力以下となる条件としては、室外熱交換器の放熱能力に対して室外熱交換器から放熱すべき熱量が少ない場合、室外熱交換器の周囲温度（外気温度）が低い場合、室外熱交換器に対する室外気の送風量が多い場合などを挙げることができる。

上記発明においては、複数台の前記室内熱交換器が設けられるとともに、複数台の前記室内熱交換器に対して、それぞれ前記圧縮機から吐出された冷媒、または、前記減圧部により減圧された冷媒を選択して供給する分流制御部が設けられ、前記室外熱交換器において冷媒から熱が放熱され、かつ、前記分流部により所定台数以上の前記室内熱交換器に前記圧縮機から吐出された高温高圧の冷媒が流入した場合に、前記冷媒制御部および前記冷却水制御部により前記水熱交換器へ冷媒および冷却水が流入されることが望ましい。

本発明によれば、室外熱交換器において冷媒から熱が放熱され、かつ、分流制御部により、所定台数以上の室内熱交換器に圧縮機から吐出された高温高圧の冷媒が流入した場合に、水熱交換器に冷媒および冷却水が流入するため、水熱交換器において冷媒に熱を加えることができる。つまり、コンデンサとして働く熱交換器の能力が、エバポレータとして働く熱交換器の能力よりも大きくなった場合に、水熱交換器において冷媒に熱を加えることができる。
そのため、室外熱交換器における冷媒圧力を上昇させて上記差圧を大きくしているため、室内熱交換器における冷媒圧力を低下させることなく、ガスヒートポンプ式空気調和機における冷媒循環流量を増やすことができる。

上記発明においては、前記ガスエンジンにおける排熱量が所定排熱量より小さい場合に、前記ガスエンジンの運転効率を調節して前記排熱量を増加させることが望ましい。

本発明によれば、ガスエンジンにおける排熱量が所定排熱量より小さい場合に、ガスエンジンの運転効率を調節して排熱量を増加させているため、ガスエンジン出力を一定に保ちつつ排熱量のみを増加させることができる。そのため、冷却水および水熱交換器を介して冷媒に加えられる熱量を増加させることができ、室外熱交換器における冷媒圧力を所定圧力より上昇させることができる。

上記発明においては、前記ガスエンジンの運転効率は、前記ガスエンジンの点火時期および空気過剰率により調節されることが望ましい。

本発明によれば、ガスエンジンの点火時期および空気過剰率を調節することにより、ガスエンジンの回転トルクを保ちつつ、ガスエンジンの運転効率を低下させて、排熱を増やすことができる。
つまり、ガスエンジンの運転条件を効率の高い条件から低い条件に調節することで、ガスエンジンの回転トルクを保ちつつ排熱を増やすことができる。

上記発明においては、複数台の前記圧縮機が設けられ、前記ガスエンジンにおける排熱量が所定排熱量より小さい場合に、前記ガスエンジンにより駆動される前記圧縮機の台数を減らすことが望ましい。

本発明によれば、ガスエンジンにより駆動される圧縮機の台数を減らすことにより、ガスエンジンに求められる回転トルクを下げることができる。この時、ガスエンジンの出力は一定に保たれているため、ガスエンジンの回転数が上昇する。すると、ガスエンジンの運転条件が効率の高い条件から低い条件に変化して、ガスエンジンの排熱量が増える。
その結果、冷却水および水熱交換器を介して冷媒に加えられる熱量を増加させることができ、室外熱交換器における冷媒圧力を所定圧力より上昇させることができる。

上記発明においては、前記圧縮機が、冷媒の押しのけ量を変えることができる可変容量型圧縮機であって、前記圧縮機の冷媒押しのけ量を調節する押しのけ量制御部が設けられ、前記ガスエンジンにおける排熱量が所定排熱量より小さい場合に、前記押しのけ量制御部により前記圧縮機の冷媒押しのけ量が減少されることが望ましい。

本発明によれば、押しのけ量制御部により圧縮機の冷媒押しのけ量が減少されるため、ガスエンジンに求められる回転トルクを下げることができる。この時、ガスエンジンの出力は一定に保たれているため、ガスエンジンの回転数が上昇する。すると、ガスエンジンの運転条件が効率の高い条件から低い条件に変化して、ガスエンジンの排熱量が増える。
その結果、冷却水および水熱交換器を介して冷媒に加えられる熱量を増加させることができ、室外熱交換器における冷媒圧力を所定圧力より上昇させることができる。

本発明のガスヒートポンプ式空気調和機によれば、室外熱交換器において冷媒から熱が放熱され、かつ、室外熱交換器における冷媒圧力が所定圧力以下の場合に、水熱交換器に冷媒および冷却水を流入させるため、高圧圧力を所定値以上に保つことができるという効果をそうする。また、高圧圧力を所定値以上に保つことにより、暖房能力の低下を防止するという効果を奏する。

〔第１の実施形態〕
以下、本発明の第１の実施形態に係るガスヒートポンプ式空気調和機（以下「ＧＨＰ」という。）について図１から図５を参照して説明する。
図１は、本実施形態に係るガスヒートポンプ式空気調和機の回路構成および冷房運転時の冷媒流れを示す図である。
ＧＨＰ（ガスヒートポンプ式空気調和機）１は、図１に示すように、室内に配置される１又は複数の室内ユニット３と、室外に配置される室外ユニット５と、室内ユニット３および室外ユニット５との間で冷媒を循環させる冷媒回路７から概略構成されている。

各室内ユニット３には、室内熱交換器９と、冷房運転時に高圧の冷媒を減圧・膨張させる室内側電子膨張弁（減圧部）１１と、室内側電子膨張弁１１の前後に配置された異物を除去するストレーナ１３と、冷媒の温度を検出する温度センサ１５とが設けられている。
室内熱交換器９は、冷房運転時には室内の空気（室内気）から熱を奪い、低温低圧の液冷媒を蒸発させるエバポレータとして機能し、暖房運転時には室内気に熱を放出し、高温高圧のガス冷媒を凝縮させるコンデンサとして機能するものである。

室外ユニット５は、その内部において二つの大きな構成部分に分割される。第１の構成部分は、後述する圧縮機や室外熱交換器などの機器を中心として室内ユニット３とともに冷媒回路を構成する部分であり、以後「冷媒回路部」と呼ぶ。また、第２の構成部分は圧縮機駆動用のガスエンジンを中心として、これに付随する機器を備えた部分であり、以後「ガスエンジン部」と呼ぶ。

冷媒回路部には、圧縮機１７、オイルセパレータ１９、四方弁２１、室外熱交換器２３、室外側膨張弁（減圧部）２５、レシーバ２７、過冷却コイル２９、水熱交換器３１、逆止弁３３、運転制御に伴い選択的に開閉動作がなされる電磁弁３５、室内側に通じる現地接続配管と室外側とを連結する操作弁３６、ストレーナ１３などが備えられており、それぞれが冷媒回路７により接続されている。
また、室外ユニット５には、温度センサや圧力センサなどの出力に基づき、少なくとも室内側電子膨張弁１１、室外側膨張弁２５を制御する制御部３７が配置されている。

圧縮機１７は、後述するガスエンジン５３により駆動され、室内熱交換器９または室外熱交換器２３のいずれかから吸入される低温低圧のガス冷媒を圧縮し、高温高圧のガス冷媒として吐出する。圧縮機１７には、好適にはスクロールコンプレッサが用いられる。
圧縮機１７の吐出側には、吐出された冷媒の温度を検出する吐出温度センサ３９と圧力を検出する吐出圧力センサ４１とが配置され、吸入側には、吸入される冷媒の温度を検出する吸入温度センサ４３と圧力を検出する吸入圧力センサ４５とが配置されている。
なお、本実施形態においては、２台の圧縮機１７を用いる実施形態に適用して説明しているが、圧縮機１７の台数は特に限定されるものではない。

オイルセパレータ１９は、圧縮機１７と四方弁２１との間に配置され、圧縮機１７から吐出された冷媒中に含まれる圧縮機１７の潤滑油を分離して、圧縮機１７に戻すために設けられている。具体的には、各圧縮機１７から吐出された冷媒が導入される２本の略円筒形状のオイル分離部と、その下方に配置されたオイル貯留部とから構成されている。オイル貯留部には、分離された潤滑油の温度を制御するヒータ４７が配置されている。また、オイルセパレータ１９のオイル貯留部と圧縮機１７との間には、分離された潤滑油を圧縮機１７に供給する供給回路が配置されている。

四方弁２１は、オイルセパレータ１９の下流側に配置された冷媒の流れを切り替える切り替え弁であり、冷媒が流入・流出する４つのポートＤ，Ｃ，Ｓ，Ｅが設けられている。ポートＤは圧縮機１７の吐出側と接続され、ポートＣは室外熱交換器２３と、ポートＳは圧縮機１７の吸入側と、ポートＥは室内熱交換器９と接続されている。

室外熱交換器２３は、冷房運転時に外気に熱を放出して高温高圧のガス冷媒を凝縮させるコンデンサとして機能し、暖房運転時に外気から熱を奪い低温低圧の冷媒を蒸発させるエバポレータとして機能する。また、室外熱交換器２３には、冷媒の温度を検出する温度センサ１５が配置されている。
なお、本実施形態においては、２台の室外熱交換器２３を用いる実施形態に適用して説明しているが、室外熱交換器２３の台数は特に限定されるものではない。

レシーバ２７は、室外熱交換器２３または室内熱交換器９から流出した冷媒に含まれるガス冷媒をトラップし、液冷媒のみを室内熱交換器９または室外熱交換器２３に供給するものである。
室外熱交換器２３とレシーバ２７との間には室外側膨張弁２５と逆止弁３３とが並列に配置され、室外側膨張弁２５および逆止弁３３の上流側、下流側にストレーナ１３が配置されている。逆止弁３３は、室外熱交換器２３からレシーバ２７に向けて冷媒を流すように配置されている。

過冷却コイル２９は、レシーバ２７と室内ユニット３とを接続する冷媒回路に配置されている。過冷却コイル２９には、レシーバ２７と過冷却コイル２９との間を流れる冷媒の一部を過冷却コイル２９に導く冷媒配管が設けられ、この冷媒配管にはストレーナ１３および冷媒の圧力を減圧・膨張させる過冷却用膨張弁４９が配置されている。過冷却コイル２９を通過した一部の冷媒は、四方弁２１と圧縮機１７とを接続する冷媒回路に導かれる。
過冷却コイル２９は、冷房運転時に、室内ユニット３に必要な温度に冷却された冷媒を送るために設けられている。すなわち、過冷却用膨張弁４９により形成された低温の冷媒により室内ユニット３に送られる冷媒をより冷却して（過冷却度を高めて）いる。そのため、室内ユニット３の配置位置が室外ユニット５から離れ、室内ユニット３に流入する冷媒の温度が室外ユニットから流出したときより高くなる場合でも、その温度上昇分を補うことができる。

水熱交換器３１は、室外熱交換器２３とレシーバ２７とを接続する冷媒回路から分岐して四方弁２１と圧縮機１７とを接続する冷媒回路に合流する冷媒配管に配置され、冷媒の流入側にはストレーナ１３および冷媒の圧力を減圧・膨張させる水熱交換器用膨張弁（冷媒制御部）５１が配置されている。また、水熱交換器３１には、後述するガスエンジン５３のエンジン冷却水が循環するように配置されている。
水熱交換器３１は、後述するエンジン冷却水の熱を冷媒に吸収させるために設けられている。すなわち、冷媒は室外熱交換器２３における熱交換以外にも、ガスエンジン５３のエンジン冷却水からも排熱を吸収することが可能となる。

一方、ガスエンジン部には、ガスエンジン５３を中心として、冷却水系５５および燃料吸入系５７のほか、排気ガス系やエンジンオイル系（いずれも図示せず）が備えられている。
ガスエンジン５３は、冷媒回路内に設置されている圧縮機１７をシャフトまたはベルトなどを介して駆動している。

冷却水系５５は、水ポンプ５９、リザーバタンク６１、ラジエータ６３、温度センサ６４等を備え、これらを配管にて接続して構成される回路（図中の破線で表示）を循環するエンジン冷却水（冷却水）によって、ガスエンジン５３を冷却する系である。
水ポンプ５９は、ガスエンジン５３の冷却水を循環させるために配置され、リザーバタンク６１は、この回路を循環する冷却水の余剰分を一時貯蔵するため、あるいは、回路を循環する冷却水が不足する場合に冷却水を供給するために配置されている。ラジエータ６３は、室外熱交換器２３の近傍に配置され、エンジン冷却水がガスエンジン５３から奪った排熱を放出するために配置されている。

また、冷却水系５５には、上述した構成のほかに、排気ガス熱交換器６５が設けられている。排気ガス熱交換器６５は、ガスエンジン５３から排出される排気ガスの熱を、エンジン冷却水に回収するためのものである。また、冷却水系５５には、前述した水熱交換器３１が配置され、冷媒回路部および冷却水系５５の両系にまたがるように配置されている。
そのため、エンジン冷却水はガスエンジン５３から熱を奪うだけではなく、排気ガスからも熱を回収し、かつ、その回収した熱を、水熱交換器３１を介して冷媒に与える構成になっている。
なお、冷却水系５５におけるエンジン冷却水の流量制御は、２つの第１流量制御弁（冷却水制御部）６７Ａ，第２流量制御弁（冷却水制御部）６７Ｂにより行われている。

燃料吸入系５７は、ガスエンジン５３に液化天然ガス（ＬＮＧ）などの都市ガスをガス燃料として供給するための系であり、ガス燃料の供給量を調節する燃料ガス弁６９が備えられている。燃料吸入系５７からガスエンジン５３に供給された燃料ガスは、ガスエンジン５３の吸気孔（図示せず）から吸入された空気と混合された後、ガスエンジン５３の燃焼室に供給されている。

次に、上記構成からなるＧＨＰ１について、室内を冷暖房するそれぞれの運転時の作用について説明する。
最初に、図１に基づいて、冷房運転時における冷媒およびエンジン冷却水の流れを説明する。なお、各弁類の開閉状態は黒塗りで図示した弁類が閉であり、冷媒およびエンジン冷却水の流れ方向が矢印で示されている。

冷房運転が選択されると、四方弁２１のポートＤ／Ｃ間およびポートＥ／Ｓ間が連通され、圧縮機１７の吐出側と室外熱交換器２３とが接続される。
また、制御部３７は室内側電子膨張弁１１および過冷却用膨張弁４９の開度を制御するとともに、室外側膨張弁２５および水熱交換器用膨張弁５１を全閉にする。さらに、制御部３７は第１，第２流量制御弁６７Ａ，６７Ｂを切り替えて、エンジン冷却水をラジエータ６３に流入させる。

まず、圧縮機１７から吐出された高温高圧のガス冷媒は、オイルセパレータ１９により潤滑油が分離され、四方弁２１を通過して室外熱交換器２３に流入する。室外熱交換器２３において、ガス冷媒は熱を放出して凝縮・液化して液冷媒となる。室外熱交換器２３から流出した液冷媒は、逆止弁３３を通過してレシーバ２７に流入し、気液分離されて液冷媒のみがレシーバ２７から流出する。
レシーバ２７から流出した液冷媒の一部は、過冷却コイル２９および室内側電子膨張弁１１を通って、室内熱交換器９に流入する。残りの冷媒は、過冷却用膨張弁４９を通って過冷却コイル２９に流入する。

室内熱交換器９に流入する冷媒は、過冷却コイル２９を通過する過程で、過冷却用膨張弁４９を通過した低温低圧の液冷媒に熱を奪われる。その後、冷媒は室内側電子膨張弁１１を通過する過程で減圧され、低温低圧の液冷媒となる。室内熱交換器９において、低温低圧の液冷媒は、室内気から熱を奪い、蒸発・気化してガス冷媒となる。

過冷却コイル２９に流入する冷媒は、過冷却用膨張弁４９を通過する過程で減圧され、低温低圧の液冷媒となる。この液冷媒は、過冷却コイル２９において上述した室内熱交換器９に流入する液冷媒から熱を奪い、蒸発・気化してガス冷媒となる。

室内熱交換器９において蒸発したガス冷媒は、四方弁２１のポートＥからポートＳを経て圧縮機１７の吸入口に流入する。また、過冷却コイル２９において蒸発したガス冷媒は、四方弁２１のポートＳと圧縮機１７の吸入口との間に流入する。

一方、エンジン冷却水は、水ポンプ５９から排気ガス熱交換器６５およびガスエンジン５３に向けて吐出される。エンジン冷却水は、排気ガス熱交換器６５およびガスエンジン５３において排熱を吸収して、ガスエンジン５３から流出する。

排熱を吸収したエンジン冷却水は、第１，第２流量制御弁６７Ａ，６７Ｂを介してラジエータ６３に流入する。ラジエータ６３においてエンジン冷却水は、排気ガス熱交換器６５およびガスエンジン５３において吸収した排熱を外気に放熱する。排熱を放出したエンジン冷却水の一部は、リザーバタンク６１を介して再び水ポンプ５９に吸入される。残りのエンジン冷却水は、直接水ポンプ５９に吸入される。

次に、冷房運転時において、室外熱交換器２３における冷媒圧力が所定圧力以下となった場合の制御方法について、図２を参照しながら説明する。
図２は、図１のＧＨＰにおける冷房運転時であって、水熱交換器に冷媒を供給している場合の冷媒流れを示す図である。

冷房運転時において制御部３７は、吐出圧力センサ４１の出力に基づいて室外熱交換器２３における冷媒圧力が所定圧力以下であるか否かを判定している。
制御部３７が室外熱交換器２３における冷媒圧力が所定圧力以下であると判定した場合には、制御部３７は水熱交換器用膨張弁５１を開き、開度の制御を行う。さらに制御部は、第１，第２流量制御弁６７Ａ，６７Ｂを切り替えて、エンジン冷却水を水熱交換器３１に流入させる。

すると、圧縮機１７から吐出された高温高圧のガス冷媒は、室外熱交換器２３に流入する。室外熱交換器２３において、ガス冷媒は熱を放出して凝縮・液化して液冷媒となる。室外熱交換器２３から流出した液冷媒の一部は、水熱交換器３１に向かって流れる。残りの液冷媒はレシーバ２７に流入して、上述の冷房運転と同様の経路を流れる。
水熱交換器３１に向かった液冷媒は、水熱交換器用膨張弁５１により減圧されて低温低圧の冷媒となり、水熱交換器３１に流入する。水熱交換器３１において、冷媒はエンジン冷却水から排熱を吸収して蒸発する。蒸発した冷媒は圧縮機１７に吸入され、圧縮された後、再び室外熱交換器２３に向けて吐出される。

一方、ガスエンジン５３などから排熱を吸収したエンジン冷却水は、第１，第２流量制御弁６７Ａ，６７Ｂを介して水熱交換器３１に流入する。水熱交換器３１においてエンジン冷却水は排熱を冷媒に放出する。排熱を放出したエンジン冷却水の一部はリザーバタンク６１を介して水ポンプ５９に吸入される。残りのエンジン冷却水は、直接水ポンプ５９に吸入される。

なお、制御部３７は、上述のように吐出圧力センサ４１の出力に基づいて室外熱交換器２３における冷媒圧力が所定圧力以下であるか否かを判定してもよいし、室外熱交換器２３に直接圧力センサを設けて冷媒圧力を測定してもよいし、温度センサ１５を用いて測定した室外熱交換器２３における冷媒温度に基づいて判定しても良く、特に限定するものではない。

また、室外熱交換器２３における冷媒圧力が低下する原因としては、室外熱交換器２３の放熱能力に対して室外熱交換器２３において放熱される熱量が少ない場合や、室外熱交換器２３の周囲の温度（外気温度）が低い（たとえば、−５℃程度）場合や、室外熱交換器２３に当たる風量が多い場合などを例示することができる。

次に、ガスエンジン５３の排熱が増加し、エンジン冷却水の温度が上昇した場合の制御について説明する。
図３は、エンジン冷却水の温度が上昇した場合の制御を説明するフローチャートである。
冷房運転時において制御部３７は、図３に示すように、温度センサ６４によりエンジン冷却水の水温を取得し（ステップＳ１）、エンジン冷却水温度がガスエンジン５３を保護するために定められた所定水温よりも高いか否かを判定する（ステップＳ２）。エンジン冷却水温度が所定水温より低い場合には、再びエンジン冷却水温度の取得（ステップＳ１）に戻る。

エンジン冷却水温度が所定水温より高い場合には、制御部３７は、ラジエータ６３および室外熱交換器２３に外気を送風するファン（図示せず）の回転数を増加させる（ステップＳ３）。
その後、制御部３７は、吐出圧力センサ４１の出力に基づいて高圧圧力ＨＰ（室外熱交換器２３における冷媒圧力等）を推定し、高圧圧力ＨＰが制御目標である所定の圧力範囲の下限よりも低いか否かを判定する（ステップＳ４）。高圧圧力ＨＰが所定の圧力範囲下限よりも高い場合には、再びエンジン冷却水温度の取得（ステップＳ１）に戻り、上述の制御を繰り返す。

高圧圧力ＨＰが所定の圧力範囲下限よりも低い場合には、制御部３７は、第２流量制御弁６７Ｂを制御して、水熱交換器３１に流入するエンジン冷却水の流量を増加させる（ステップＳ５）。
その後、制御部３７は、吸入圧力センサ４５の出力に基づいて低圧圧力ＬＰ（室内熱交換器９における冷媒圧力等）を推定し、低圧圧力ＬＰが制御目標である所定の圧力範囲の上限よりも高いか否かを判定する（ステップＳ６）。低圧圧力ＬＰが所定の圧力範囲の上限よりも低い場合には、再びエンジン冷却水温度の取得（ステップＳ１）に戻り、上述の制御を繰り返す。

低圧圧力ＬＰが所定の圧力範囲上限よりも高い場合には、制御部３７は、ＧＨＰ１における冷媒循環量を増やす制御を行う。具体的には、圧縮機１７の冷媒押しのけ量を増やしたり、圧縮機１７の回転数を増やしたりする。

このように制御することで、エンジン冷却水の温度が上昇してラジエータ６３を冷却するファンの回転速度がアップした場合でも、室外熱交換器２３における冷媒圧力（高圧圧力）が所定圧力より下がることを防止できる。

次に、ガスエンジン５３における排熱量が少ない場合の制御について説明する。
図４は、図１の圧縮機およびガスエンジンの制御を説明するブロック図である。
冷房運転時においてガスエンジン５３の排熱量つまりエンジン冷却水温度が所定温度より低くなった場合、制御部３７は、図４に示すように、ガスエンジン５３の点火プラグ５４および燃料供給弁５６を制御する。
具体的には、点火プラグ５４の点火時期を遅角させ、燃料供給弁５６を開き、ガスエンジン５３に供給される燃料ガスおよび空気の混合気の空気過剰率を大きくする。このときの遅角量と空気過剰率との組み合わせは、ガスエンジン５３の回転トルクが一定になるように定められる。

すると、ガスエンジン５３は、回転トルクや回転数が一定に保たれたまま、高効率の運転条件から低効率の運転条件で運転され、ガスエンジン５３の排熱量が増加する。増加した排熱はガスエンジン５３等からエンジン冷却水に吸収され、水熱交換器３１においてエンジン冷却水から冷媒に伝達される。
なお、ガスエンジン５３の排熱量の減少は、温度センサ６４の出力等から推定することができる。空気過剰率は、燃料供給弁５６の開度および吸気間圧力センサ５８などに基づいて制御部３７において算出される。

次に、ＧＨＰの暖房運転時の作用について説明する。なお、各弁類の開閉状態は黒塗りで図示した弁類が閉であり、冷媒およびエンジン冷却水の流れ方向が矢印で示されている。
図５は、図１のＧＨＰにおける暖房運転時の冷媒流れを示す図である。

暖房運転が選択されると、図５に示すように、冷媒回路部の四方弁２１が切り替えられて、ポートＤ／Ｅ間およびポートＣ／Ｓ間が連通され、圧縮機１７の吐出側と室内熱交換器９とが接続される。また、室外側膨張弁２５および水熱交換器用膨張弁５１が制御部３７により制御され、室内側電子膨張弁１１が全開にされるとともに、過冷却用膨張弁４９が全閉にされる。

まず、圧縮機１７から吐出された高温高圧のガス冷媒は、オイルセパレータ１９に流入して、ガス冷媒中に含まれる潤滑油が分離される。潤滑油が分離されたガス冷媒は、四方弁２１を通って室内熱交換器９に流入する。ガス冷媒は室内熱交換器９において室内気に熱を放出して凝縮・液化される。室内気はガス冷媒から熱を吸収して暖められる。液化した冷媒は、室内側電子膨張弁１１、過冷却コイル２９を通過してレシーバ２７に流入する。レシーバ２７において冷媒は気液分離され、液冷媒のみがレシーバ２７から流出する。
レシーバ２７から流出した液冷媒の一部は、室外側膨張弁２５を通って室外熱交換器２３に流入する。残りの冷媒は、水熱交換器用膨張弁を通って水熱交換器３１に流入する。

室外熱交換器２３に流入する冷媒は、室外側膨張弁２５を通過する過程で減圧され、低温低圧の液冷媒となる。室外熱交換器２３において、低温低圧の液冷媒は外気などから熱を奪い、蒸発・気化してガス冷媒となる。

水熱交換器３１に流入する冷媒は、水熱交換器用膨張弁５１を通過する過程で減圧され、低温低圧の液冷媒となる。水熱交換器３１では、低温低圧の液冷媒がエンジン冷却水から熱を奪い、蒸発・気化してガス冷媒となる。

室外熱交換器２３において蒸発したガス冷媒は、四方弁２１のポートＣからポートＳを経て圧縮機１７の吸入口に流入する。また、水熱交換器３１において蒸発したガス冷媒は、四方弁２１のポートＳと圧縮機１７の吸入口との間に流入する。
圧縮機１７に吸入されたガス冷媒は、圧縮機１７により圧縮され高温高圧のガス冷媒となり、再びオイルセパレータ１９に向けて吐出される。以降、同様の過程が繰り返される。

上記の構成によれば、室外熱交換器２３において冷媒から熱が放熱され（冷房運転時であり）、かつ、室外熱交換器２３における冷媒圧力が所定圧力以下の場合に、水熱交換器３１に冷媒およびエンジン冷却水が流入するため、水熱交換器３１において冷媒にガスエンジン５３の排熱を加えることができる。水熱交換器３１において冷媒に吸収された排熱は室外熱交換器２３において放熱され、室外熱交換器２３における放熱量を増やすことができる。そのため、室外熱交換器２３における冷媒温度を上昇させて、室外熱交換器２３における冷媒圧力を所定圧力より上昇させることができる。

室外熱交換器２３における冷媒圧力（高圧圧力）が上昇するため、室内熱交換器２３における冷媒圧力（低圧圧力）との差圧が大きくなり、室外熱交換器２３から室内熱交換器への冷媒流量を増やすことができる。つまり、室外熱交換器２３における冷媒圧力を上昇させて上記差圧を大きくしているため、室内熱交換器２３における冷媒圧力を低下させることなく、ＧＨＰ１における冷媒循環流量を増やすことができる。

ガスエンジン５３における排熱量が小さい場合に、ガスエンジン５３の点火時期および空気過剰率を調節することにより、ガスエンジン５３の回転トルクを保ちつつ、ガスエンジン５３の運転効率を低下させて、排熱を増やすことができる。つまり、ガスエンジンの運転条件を効率の高い条件から低い条件に調節することで、ガスエンジンの回転トルクを保ちつつ排熱を増やすことができる。
そのため、冷却水および水熱交換器３１を介して冷媒に加えられる排熱量を増加させることができ、室外熱交換器２３における冷媒圧力を所定圧力より上昇させることができる。

〔第１の実施形態の第１変形例〕
次に、本発明における第１の実施形態に係る第１変形例について図６を参照して説明する。
本変形例のＧＨＰの基本構成は、第１の実施形態と同様であるが、第１の実施形態とは、圧縮機周辺の構成が異なっている。よって、本実施形態においては、図６を用いて圧縮機周辺の構成のみを説明し、室内熱交換器等その他の構成要素の説明を省略する。
図６は、本変形例におけるＧＨＰに係る圧縮機の制御を説明する模式図である。
なお、第１の実施形態と同一の構成要素には同一の符号を付して、その説明を省略する。

ＧＨＰ（ガスヒートポンプ式空気調和機）１０１には、図６に示すように、圧縮機１１７に回転トルクを伝達するクラッチプーリ１１９が備えられている。
クラッチプーリ１１９は、ガスエンジン５３から回転トルクが伝達されるプーリ１２１と、圧縮機１１７の回転軸１２３に回転トルクを伝達するクラッチ板１２５と、を備えている。プーリ１２１とクラッチ板１２５とは、制御部１３７からの信号により接触、離間するように構成されている。
プーリ１２１にはガスエンジン５３との間にベルト１２７が巻きつけられ、ベルト１２７によりガスエンジン５３の回転トルクが伝達される。

次に、ＧＨＰ１０１の冷房運転時において、ガスエンジン５３における排熱量が少ない場合の制御について説明する。
冷房運転時においてガスエンジン５３の排熱量つまりエンジン冷却水温度が低くなった場合、制御部１３７は、図６に示すように、各圧縮機１１７におけるクラッチプーリ１１９の断続を制御して、運転される圧縮機１１７の台数を減少させる。本変形例においては、圧縮機１１７の運転台数を２台から１台に減少させた場合に適用して説明する。

運転される圧縮機１７の台数が１台に減少することにより、ガスエンジン５３に要求される回転トルクが約半分に減少する。ガスエンジン５３の出力は一定に保たれたままであるので、ガスエンジン５３の回転数が上昇する。すると、ガスエンジン５３の運転条件が高効率の条件から低効率の条件に変化し、ガスエンジン５３の排熱量が増加する。増加した排熱はガスエンジン５３等からエンジン冷却水に吸収され、水熱交換器３１（図１参照）においてエンジン冷却水から冷媒に伝達される。

上記の構成によれば、ガスエンジン５３により駆動される圧縮機１１７の台数を減らすことにより、ガスエンジン５３に求められる回転トルクを下げることができる。この時、ガスエンジン５３の出力は一定に保たれるため、ガスエンジンの回転数が上昇する。すると、ガスエンジン５３の運転条件が効率の高い条件から低い条件に変化して、ガスエンジン５３の排熱量が増える。
その結果、冷却水および水熱交換器３１を介して冷媒に加えられる排熱量を増加させることができ、室外熱交換器２３における冷媒圧力を所定圧力より上昇させることができる。

室外熱交換器２３における冷媒圧力（高圧圧力）が上昇するため、室内熱交換器２３における冷媒圧力（低圧圧力）との差圧が大きくなり、室外熱交換器２３から室内熱交換器への冷媒流量を増やすことができる。つまり、室外熱交換器２３における冷媒圧力を上昇させて上記差圧を大きくしているため、室内熱交換器２３における冷媒圧力を低下させることなく、ＧＨＰ１０１における冷媒循環流量を増やすことができる。

〔第１の実施形態の第２変形例〕
次に、本発明における第１の実施形態に係る第２変形例について図７を参照して説明する。
本実施形態のＧＨＰの基本構成は、第１の実施形態と同様であるが、第１の実施形態とは、圧縮機周辺の構成が異なっている。よって、本実施形態においては、図７を用いて圧縮機周辺の構成のみを説明し、室内熱交換器等その他の構成要素の説明を省略する。
図７は、本実施形態におけるＧＨＰに係る圧縮機の制御を説明する模式図である。
なお、第１の実施形態と同一の構成要素には同一の符号を付して、その説明を省略する。

ＧＨＰ（ガスヒートポンプ式空気調和機）２０１には、図７に示すように、冷媒押しのけ量が可変な圧縮機２１７が備えられている。
圧縮機２１７には、冷媒の吐出部と吸入部とを繋ぐ戻し流路（押しのけ量制御部）２１９と、戻し流路２１９に設けられた容量制御弁（押しのけ量制御部）２２１と、を備えている。容量制御弁２２１は、戻し流路２１９内の冷媒流れを制御する弁であり、制御部２３７の出力に基づいて開閉が制御されている。

次に、ＧＨＰ２０１の冷房運転時において、ガスエンジン５３における排熱量が少ない場合の制御について説明する。
冷房運転時においてガスエンジン５３の排熱量つまりエンジン冷却水温度が低くなった場合、制御部２３７は、図７に示すように、各圧縮機２１７における容量制御弁２２１を開く。本変形例においては、全ての圧縮機２１７の容量制御弁２２１を開いた例に適用して説明する。

容量制御弁２２１が開くと、圧縮機２１７内において、圧縮された冷媒の一部が吐出部から戻し流路２１９を通って吸入部に流入する。残りの冷媒は圧縮機２１７からオイルセパレータ１９（図１参照）に向かって吐出される。
つまり、圧縮機２１７内において圧縮された冷媒の一部が循環するため、圧縮機２１７の冷媒押しのけ量が減少したのと同様の効果を得ることができる。

上述のように、圧縮機２１７の冷媒押しのけ量が減少すると、圧縮機２１７を駆動するのに必要なガスエンジン５３の回転トルクも減少する。ガスエンジン５３の出力は一定に保たれたままであるので、ガスエンジン５３の回転数が上昇する。すると、ガスエンジン５３の運転条件が高効率の条件から低効率の条件に変化し、ガスエンジン５３の排熱量が増加する。増加した排熱はガスエンジン５３等からエンジン冷却水に吸収され、水熱交換器３１（図１参照）においてエンジン冷却水から冷媒に伝達される。

上記の構成によれば、戻し流路２１７および容量制御弁２２１により圧縮機２１７の冷媒押しのけ量が小さくされるため、ガスエンジン５３に求められる回転トルクを下げることができる。この時、ガスエンジン５３の出力は一定に保たれているため、ガスエンジン５３の回転数が上昇する。すると、ガスエンジン５３の運転条件が効率の高い条件から低い条件に変化して、ガスエンジン５３の排熱量が増える。
その結果、冷却水および水熱交換器３１を介して冷媒に加えられる排熱量を増加させることができ、室外熱交換器２３における冷媒圧力を所定圧力より上昇させることができる。

室外熱交換器２３における冷媒圧力（高圧圧力）が上昇するため、室内熱交換器２３における冷媒圧力（低圧圧力）との差圧が大きくなり、室外熱交換器２３から室内熱交換器への冷媒流量を増やすことができる。つまり、室外熱交換器２３における冷媒圧力を上昇させて上記差圧を大きくしているため、室内熱交換器２３における冷媒圧力を低下させることなく、ＧＨＰ２０１における冷媒循環流量を増やすことができる。

〔第２の実施形態〕
次に、本発明の第２の実施形態について図８から図１０を参照して説明する。
本実施形態のＧＨＰの基本構成は、第１の実施形態と同様であるが、第１の実施形態とは、空気調和機に係る構成が異なっている。よって、本実施形態においては、図８から図１０を用いて空気調和機に係る構成のみを説明し、ガスエンジン等その他の構成要素の説明を省略する。
図８は、本実施形態に係るガスヒートポンプ式空気調和機の回路構成および冷房運転時の冷媒流れを示す図である。なお、図８においてガスエンジンおよびエンジン冷却水の循環系等は、第１の実施形態と同様であるので、一部を除き記載を省略している。
また、第１の実施形態と同一の構成要素には同一の符号を付して、その説明を省略する。

本実施形態におけるＧＨＰ（ガスヒートポンプ式空気調和機）３０１は、いわゆる冷暖房フリーマルチエアコンであり、複数の室内ユニット３と、一つの室外ユニット５と、これらを接続する高圧ガス管３０５、低圧ガス管３０７および液管３０９とを備えている。

室外ユニット５は、例えば２台とされた圧縮機１７と、例えば２台とされた室外熱交換器２３とを備えている。
各室外熱交換器２３ａ，ｂとレシーバ２７との間の液管３０９との間であって、各室外熱交換器２３ａ，ｂの近傍には、それぞれ、室外側膨張弁２５ａ，ｂ（以下、両方の室外膨張弁を示すときは単に符号「２５」を付し、各室外膨張弁を示すときは符号「２５ａ」又は「２５ｂ」を付す。）が設けられている。室外側膨張弁２５としては、電子膨張弁が用いられる。
各室外側膨張弁２５ａ，ｂをバイパスする室外膨張弁バイパス管３１６ａ，ｂが設けられており、各バイパス管３１６ａ，ｂには、室外熱交換器２３ａ，ｂからレシーバ２７への冷媒流れを許容し、その逆の流れを阻止する逆止弁３１９ａ，ｂが設けられている。一方の第１室外熱交換器２３ａに接続された室外膨張弁バイパス管３１６ａには、逆止弁３１９ａの上流側に電磁弁であるバイパス遮断弁３２１が設けられている。
室外側膨張弁２５ａ，ｂのレシーバ２７側に接続された配管は、液管３０９の合流点３０９ａにて合流するようになっている。
各室外熱交換器２３ａ，ｂには、それぞれ、液管３０９側に設けられた液管側温度センサ３３０ａ，ｂと、室外側四方弁２１ａ，ｂ側に設けられた四方弁側温度センサ３３２ａ，ｂとが設けられている。
また、室外熱交換器２３ａ，ｂの近傍には、室外温度すなわち外気温度を測定する室外温センサ３３４が設けられている。

圧縮機１７で圧縮された冷媒は、高圧ガス冷媒となり、高圧ガス管３０５へと吐出される。高圧ガス管３０５には、吐出冷媒の圧力を測定するための高圧圧力センサＰＳＨが設けられている。また、各圧縮機１７ａ，ｂの吐出管には、吐出管温度を測定する吐出管温度センサ３３６ａ，ｂが設けられている。

本実施形態にかかる冷暖房フリーマルチエアコンに用いられる冷媒としては、例えば
Ｒ４１０Ａが用いられる。この Ｒ４１０Ａは、従来の冷媒であるＲ２２、Ｒ４０７Ｃに比べて１．４（５℃）倍の密度を有し、１．６（５℃）倍の高圧が可能な高密度高圧冷媒とされており、高い冷凍能力を発揮し、圧力損失も少ないという利点を有する。

室外ユニット５内に位置する高圧ガス管３０５は、分岐点３０５ａ，ｂにおいて分岐し、それぞれの分岐管３０６ａ，ｂが高圧ガス管用ポート２１−１において室外側四方弁２１ａ，ｂに接続されている。室外側四方弁２１ａ，ｂは、それぞれ、室外熱交換器２３ａ，ｂに接続される室外熱交換器側ポート２１−２と、低圧ガス管３０７の分岐点３０７ｄにおいて分岐する低圧ガス分岐管３１５ａ，ｂに接続される低圧ガス管側ポート２１−３と、ストレーナ３１７ａ，ｂ及びキャピラリチューブ３１８ａ，ｂを介して低圧ガス分岐管３１５ａ，ｂに接続されるバイパス管側ポート２１−４とを備えている。

室外ユニット５内に位置する低圧ガス管３０７は、各圧縮機１７ａ，ｂに接続されている。圧縮機１７a，１７ｂの上流側（すなわち吸入管）には、システムの低圧圧力を測定する低圧センサＰＳＬおよび吸入管温度センサ３３８が設けられている。この低圧センサＰＳＬにより、圧縮機１７に吸入される冷媒ガス圧力が測定される。

室外熱交換器２３ａ，ｂは、室外側四方弁２１ａ，ｂに接続される側の反対側に、液管３０９が接続されている。この室外ユニット５内の液管３０９には、液冷媒を貯留するレシーバ２７と、冷房運転時に液管３０９を流れる冷媒に過冷却を与える過冷却コイル２９とを備えている。過冷却コイル２９は、液管３０９を流れる液冷媒の一部を取り出し、過冷却用膨張弁４９によって膨張気化させて冷却した冷媒によって、液管３０９を流れる液冷媒に過冷却を与えるようになっている。過冷却に用いられて気化したガス冷媒は、吸入管に返送される。

室内ユニット３は、複数設けられており、各室内ユニット３の構成は同等とされる。
室内ユニット３は、室内空気と熱交換を行う室内熱交換器９を備えている。室内熱交換器９には、その前後の温度を測定するための温度センサ３３３，３３５が設けられている。室内熱交換器９の近傍には、室内温度を測定するための室内温度センサ３３７が設けられている。
室内熱交換器９と液管３０９とを接続する液冷媒用分岐管３４４には、室内膨張弁１１が設けられている。
各室内ユニット３には、高圧ガス管３０５及び低圧ガス管３０７の切り換えを行う分流コントローラ３４６が設けられている。

分流コントローラ（分流制御部）３４６は、次のような構成となっている。
分流コントローラ３４６は、室内側四方弁３４８を備えている。室内側四方弁３４８は、高圧ガス管３０５の主管から分岐された高圧ガス分岐管３０５ｃに接続される高圧ガス管用ポート３４８−１と、室内熱交換器９側に接続される室内熱交換器側ポート３４８−２と、低圧ガス管３０７の主管から分岐された室内側低圧ガス分岐管３０７ｃに接続される低圧ガス管用ポート３４８−３と、室内側低圧ガス分岐管３０７ｃの中途位置３４９に合流する低圧バイパス管３５０に接続される低圧バイパス管用ポート３４８−４とを有している。

室内側四方弁３４８は、暖房運転時には、高圧ガス管用ポート３４８−１と室内熱交換器側ポート３４８−２とを連通し、かつ、低圧ガス管用ポート３４８−３と低圧バイパス管用ポート３４８−４とを連通する。また、室内側四方弁３４８は、冷房運転時には、高圧ガス管用ポート３４８−１と低圧バイパス管用ポート３４８−４とを連通し、かつ、室内熱交換器側ポート３４８−２と低圧ガス管用ポート３４８−３とを連通する。

室内側四方弁３４８の上流側の高圧ガス分岐管３０５ｃには、高圧ガス分岐管用開閉弁３５２が設けられている。この高圧ガス分岐管用開閉弁３５２を迂回するように高圧ガス分岐管用バイパス流路３５４が形成されており、この高圧ガス分岐管用バイパス流路３５４には第１キャピラリチューブ３５５が設けられている。
室内側四方弁３４８の下流側の低圧バイパス管３５０には、第２キャピラリチューブ３５７が設けられている。
高圧ガス分岐管用バイパス流路３５４の上流側の高圧ガス分岐管３０５ｃと低圧バイパス管３５０の下流側（中途位置３４９の下流側）の室内側低圧ガス分岐管３０７ｃとの間には、高低圧バイパス管３５８が設けられている。高低圧バイパス管３５８には、高圧ガス分岐管３０５ｃ側から室内側低圧ガス分岐管３０７ｃ側に向かって、高低圧バイパス管用開閉弁３６０と第３キャピラリチューブ３６２とが順に設けられている。

水熱交換器３１は、室外熱交換器２３とレシーバ２７とを接続する液管３０９から分岐してコンプレッサ上流に導かれる低圧ガス管３０７に配置され、冷媒の流入側にはストレーナ１３および冷媒の圧力を減圧・膨張させる水熱交換器用膨張弁（冷媒制御部）５１が配置されている。また、水熱交換器３１には、ガスエンジン５３のエンジン冷却水が循環するように配置されている。

次に、上記構成からなるＧＨＰ３０１について、室内を冷暖房するそれぞれの運転時の作用について説明する。
先ず、夏季のように、全ての室内ユニット３において冷房運転が選択されている場合の動作について、図８を用いて説明する。この場合、二つの室外熱交換器２３ａ，ｂはコンデンサとして動作する。

圧縮機１７ａによって圧縮された高圧ガス冷媒は、高圧ガス管３０５の各分岐点３０５ａ，ｂで分岐して、各室外側四方弁２１ａ，ｂへと流れる。一方、高圧ガス冷媒の一部分（ごく少量）は、室内ユニット３へと接続される高圧ガス管３０５を通って室内ユニット３へと流れる。（２台使用する場合もある）室外側四方弁２１ａ，ｂでは、高圧ガス管用ポート２１−１と室外熱交換器側ポート２１−２が連通され、また、低圧ガス管側ポート２１−３とバイパス管側ポート２１−４とが連通されている。この場合、電磁弁とされる室外側四方弁２１ａ，ｂは導通されずＯＦＦとされている。したがって、高圧ガス管用ポート２１−１へと流れ込んだ高圧ガス冷媒は、室外熱交換器側ポート２１−２を通過して、室外熱交換器２３ａ，ｂへと導かれる。一方、室外側四方弁２１ａ，ｂの低圧ガス管側ポート２１−３とバイパス管側ポート２１−４とが連通され、室外側低圧ガス分岐管３１５ａ，ｂを通る流路は閉ループとされているので、室外側低圧ガス分岐管３１５ａ，ｂには高圧ガス冷媒は流れず、また、低圧ガス管３０７の分岐点３０７ｄから低圧ガス冷媒が流れ込むこともない。ただし、室外側低圧ガス分岐管３１５ａ，ｂ内は低圧ガス冷媒が満たされた状態となっている。

室外熱交換器２３ａ，ｂへと流れ込んだ高圧ガス冷媒は、外気と熱交換して放熱し、凝縮液化される。この場合、室外側膨張弁２５ａ，ｂはいずれも全開とされている。
凝縮液化した高圧液冷媒は、レシーバ２７を通過し、過冷却コイル２９で過冷却された後、液管３０９を通って室内ユニット３へと導かれる。なお、室外ユニット５と室内ユニット３とを接続する液管３０９は、その長さが１００ｍを超える場合もある (超えない場合もある)ので、このように過冷却をつけて液管３０９内での液冷媒の蒸発を避けることが望ましい。

室内ユニット３側へと流れ込んだ高圧液冷媒は、各室内ユニット３に接続された液冷媒用分岐管３４４に分岐した後、各室内ユニット３の室内膨張弁１１で絞られて膨張させられる。その後、液冷媒は室内熱交換器９で蒸発して、室内空気から熱を奪い冷却する。蒸発気化した低圧ガス冷媒は、分流コントローラ３４６の室内側四方弁３４８へと流れ込む。室内側四方弁３４８は、高圧ガス管用ポート３４８−１と低圧バイパス管用ポート３４８−４とを連通し、かつ、室内熱交換器側ポート３４８−２と低圧ガス管用ポート３４８−３とを連通している。したがって、室内熱交換器９からの低圧ガス冷媒は、室内側四方弁３４８を通り、室内側低圧ガス分岐管３０７ｃへと流れ込んだ後、主管である低圧ガス管３０７を通って室外ユニット５へと導かれる。

分流コントローラ３４６内では、高圧ガス冷媒について、次のような冷媒流れが形成されている。
高圧ガス管３０５から各室内ユニット３に分岐した高圧ガス分岐管３０５ｃを通って流れ込んだ高圧ガス冷媒は、高圧ガス分岐管用開閉弁３５２が閉とされているので、高圧ガス分岐管用バイパス流路３５４を通り、第１キャピラリチューブ３５５で減圧される。減圧されたガス冷媒は、室内側四方弁３４８を通り、低圧バイパス管３５０へと流れ込み、第２キャピラリチューブ３５７で絞られて流量調整された後、中途位置３４９において室内側低圧ガス分岐管３０７ｃに合流する。このように、高圧ガス分岐管３０５ｃの高圧ガス冷媒を、室内側四方弁３４８を介して流すようにしたので、高圧ガス分岐管３０５ｃにおいて高圧ガスが滞留することがなく、ひいては、主管である高圧ガス管３０５において高圧ガスが滞留することがない。したがって、高圧ガス管３０５（もしくは高圧ガス分岐管３０５ｃ）内で高圧ガス冷媒が放熱・凝縮してしまい、液冷媒が高圧ガス管３０５内に溜まり込むことが防止され、システムの冷媒量不足を回避することができる。また、コンプレッサから流出した冷凍機油が、液冷媒と一緒に溜まり込んだ場合、油切れによる圧縮機故障につながる恐れもあるため、このような高圧ガス冷媒を分流コントローラ３４６によって流動させる冷媒回路が有効となる。
一方、分流コントローラ３４６の高低圧バイパス管用開閉弁３６０は閉とされているので、高低圧バイパス管３５８には高圧ガス冷媒が流れない。

低圧ガス管３０７を通って室外ユニット５に流れ込んだ低圧ガス冷媒は、圧縮機１７ａへと戻される。
このように、全冷房全台運転では、要求される凝縮能力が大きいため、二つの室外熱交換器２３ａ，ｂがコンデンサとして運転される。

図９は、図８のＧＨＰにおける冷房運転時であって、水熱交換器に冷媒を供給している場合の冷媒流れを示す図である。
なお、水熱交換器３１、冷却水系５５（図１参照）等の働きは、上記第１の実施形態と同様であるので、図９を示してその説明を省略する。

次に、春季や秋季のような中間期であって、冷房運転を行う室内ユニット３の台数が、暖房運転を行う室内ユニット３の台数よりも多い冷房主体の運転を行う場合について説明する。また、室外温度が冬季のように低すぎず（例えば−５℃程度）、室外熱交換器２３ａ，ｂに設けた室外ファン（図示せず）の運転・停止（又は室外ファンの回転数制御）によって凝縮能力をコントロールできる範囲における場合である。
図１０は、図８のＧＨＰにおいて、冷房運転を行う室内ユニットと暖房運転を行う室内ユニットとが混在する場合における冷媒流れを説明する図である。

この運転パターンでは、夏季のように要求冷房能力が大きくなく、したがって要求される凝縮能力が比較的小さい（例えば能力の５０％）ので、第２室外熱交換器２３ｂは停止されている。この第２室外熱交換器２３ｂの停止は次のように行われる。
第２室外熱交換器２３ｂに接続された室外側四方弁２１ｂを切り替えて（室外側四方弁２１ｂに導通させてＯＮとして）、高圧ガス管用ポート２１−１と室外熱交換器側ポート２１−２との連通を切り、高圧ガス管用ポート２１−１とバイパス管側ポート２１−４とを連通させ、室外熱交換器側ポート２１−２と低圧ガス管側ポート２１−３とを連通させる。これにより、圧縮機１７ａから吐出された高圧ガスを第２室外熱交換器２３ｂに流さないようにする。また、第２室外熱交換器２３ｂに接続された室外膨張弁１３ｂを全閉にする。

他方の第１室外熱交換器２３ａの下流側の室外側膨張弁２５ａは全開とされており、また、室外膨張弁バイパス管３１６ａに設けたバイパス遮断弁３２１も開とされている。

暖房運転を行う室内ユニット３ａの分流コントローラ３４６は、次のように動作される。
分流コントローラ３４６の室内側四方弁３４８は、高圧ガス管用ポート３４８−１と室内熱交換器側ポート３４８−２とを連通し、かつ、低圧ガス管用ポート３４８−３と低圧バイパス管用ポート３４８−４とを連通している。したがって、高圧ガス冷媒は、室内側四方弁３４８を通って、室内熱交換器９へと導かれ、この室内熱交換器９で凝縮・液化することによって室内空気に熱を与えて暖房を行う。室内熱交換器９で液化した高圧液冷媒は、液冷媒用分岐管３４４を通って、主管である液管３０９へと合流する。

次に、本実施形態の特徴である図１１に示すＧＨＰ３０１の運転パターンにおいて、暖房運転を行う室内ユニット３の台数が所定台数よりも増えて、室外熱交換器２３における冷媒圧力が所定圧力よりも低下した場合の制御について、図１１を参照しながら説明する。
図１１は、図８のＧＨＰにおいて、冷房運転を行う室内ユニットと暖房運転を行う室内ユニットとが混在する場合において暖房運転を行う室内ユニット３の台数が所定台数よりも増えた場合における冷媒流れを説明する図である。

本運転パターンにおいて、図１１に示すように、制御部３３７は暖房運転を行う室内ユニット３の台数が所定台数よりも増えたと判定すると、水熱交換器用膨張弁５１を開き、室外熱交換器２３から流出した冷媒の一部を水熱交換器３１に流入させる。室外熱交換器２３から流出した冷媒の残りはストレーナ２７に向かって流れる。
同時に、制御部３３７は第１，第２流量制御弁６７Ａ，６７Ｂを切り替えて、エンジン冷却水を水熱交換器３１に流入させる。
水熱交換器３１に向かった液冷媒は、水熱交換器用膨張弁５１により減圧されて低温低圧の冷媒となり、水熱交換器３１に流入する。水熱交換器３１において、冷媒はエンジン冷却水から排熱を吸収して蒸発する。蒸発した冷媒は圧縮機１７に吸入され、圧縮された後、再び室外熱交換器２３に向けて吐出される。

なお、上記所定台数は、室外熱交換器２３における冷媒圧力が所定圧力以下に低下するか否かにより定められる。
具体的には、暖房運転を行う室内ユニット３の室内熱交換器２３はコンデンサとして働くため、暖房運転を行う室内ユニット３の台数が増えると、ＧＨＰ３０１の冷凍サイクルとしてはコンデンサ能力が増えたとみなせる。一方、冷房運転を行う室内ユニット３の台数は減っているため、エバポレータ能力は減少したとみなせる。すると、ＧＨＰ３０１の冷凍サイクルとしては、コンデンサ能力がエバポレータ能力よりも大きくなるため、コンデンサ（室外熱交換器２３等）側の冷媒圧力が低下しやすくなる。

次に、冬季のように、全ての室内ユニット３において暖房運転が選択されている場合の動作について、図１２を用いて説明する。この場合、二つの室外熱交換器２３ａ，ｂはエバポレータとして動作する。
図１２は、図８のＧＨＰにおいて、全ての室内ユニット３において暖房運転が選択されている場合における冷媒流れを説明する図である。

圧縮機１７ａによって圧縮された高圧ガス冷媒は、高圧ガス管３０５を通って室内ユニット３へと導かれる。高圧ガス冷媒のごく一部は、高圧ガス管３０５の分岐点３０５ａ，ｂにおいて分岐して各室外側四方弁２１ａ，ｂへと流れ込む。室外側四方弁２１ａ，ｂは、高圧ガス管用ポート２１−１とバイパス管側ポート２１−４とが連通され、また、室外熱交換器側ポート２１−２と低圧ガス管側ポート２１−３とが連通されている（室外側四方弁２１は導通されてＯＮとされている）。したがって、室外側四方弁２１ａ，ｂへと流れ込んだ高圧ガス冷媒は、バイパス管側ポート２１−４を通って、キャピラリチューブ３１８ａ，ｂで減圧された後、室外側低圧ガス分岐管３１５ａ，ｂに合流する。室外側低圧ガス分岐管３１５ａ，ｂ内の低圧ガス冷媒は、再び圧縮機１７ａへと戻される。また、室外熱交換器２３ａ，ｂから導かれる低圧ガス冷媒も、室外側四方弁２１ａ，ｂを介して室外側低圧ガス分岐管３１５ａ，ｂに流れるようになっている。

高圧ガス管３０５によって室内ユニット３へと導かれた高圧ガス冷媒は、各高圧ガス分岐管３０５ｃを通過して、各分流コントローラ３４６へと流れ込む。分流コントローラ３４６の室内側四方弁３４８は、高圧ガス管用ポート３４８−１と室内熱交換器側ポート３４８−２とを連通し、かつ、低圧ガス管用ポート３４８−３と低圧バイパス管用ポート３４８−４とを連通している。したがって、高圧ガス冷媒は、室内側四方弁３４８を通って、室内熱交換器９へと導かれ、この室内熱交換器９で凝縮・液化することによって室内空気に熱を与えて暖房を行う。室内熱交換器９で液化した高圧液冷媒は、液冷媒用分岐管３４４を通って、主管である液管３０９へと合流する。この高圧液冷媒は、液管３０９によって室外ユニット５へと導かれる。

液管３０９を介して室内ユニット３から送られた液冷媒は、室外熱交換器２３の上流側に位置する室外側膨張弁２５によって減圧させられる。
室外側膨張弁２５によって減圧された低圧液冷媒は、室外熱交換器２３へと送られる。低圧液冷媒は、室外熱交換器２３において外気から熱を奪うことにより蒸発して低圧ガス冷媒とされる。低圧ガス冷媒は、上述のように、室外側四方弁２１ａ，ｂへと導かれた後、低圧ガス分岐管３１５ａ，ｂを通って圧縮機１７ａへと戻される。

上記の構成によれば、室外熱交換器２３において冷媒から熱が放熱され、かつ、暖房運転を行う室内ユニット３の台数が所定台数よりも増えた場合に、水熱交換器３１に冷媒および冷却水が流入するため、水熱交換器３１において冷媒に排熱を加えることができる。つまり、コンデンサとして働く熱交換器の能力が、エバポレータとして働く熱交換器の能力よりも大きくなった場合に、水熱交換器３１において冷媒に排熱を加え、室外熱交換器２３における冷媒圧力を所定圧力より上昇させることができる。

本発明の第１の実施形態に係るガスヒートポンプ式空気調和機の回路構成および冷房運転時の冷媒流れを示す図である。 図１のＧＨＰにおける冷房運転時であって、水熱交換器に冷媒を供給している場合の冷媒流れを示す図である。 エンジン冷却水の温度が上昇した場合の制御を説明するフローチャートである。 図１の圧縮機およびガスエンジンの制御を説明するブロック図である。 図１のＧＨＰにおける暖房運転時の冷媒流れを示す図である。 本発明における第１の実施形態に係る第１変形例におけるＧＨＰに係る圧縮機の制御を説明する模式図である。 本発明における第１の実施形態に係る第２変形例におけるＧＨＰに係る圧縮機の制御を説明する模式図である。 本発明の第２の実施形態に係るガスヒートポンプ式空気調和機の回路構成および冷房運転時の冷媒流れを示す図である。 図８のＧＨＰにおける冷房運転時であって、水熱交換器に冷媒を供給している場合の冷媒流れを示す図である。 図８のＧＨＰにおいて、冷房運転を行う室内ユニットと暖房運転を行う室内ユニットとが混在する場合における冷媒流れを説明する図である。 図８のＧＨＰにおいて、冷房運転を行う室内ユニットと暖房運転を行う室内ユニットとが混在する場合において暖房運転を行う室内ユニット３の台数が所定台数よりも増えた場合における冷媒流れを説明する図である。 図８のＧＨＰにおいて、全ての室内ユニット３において暖房運転が選択されている場合における冷媒流れを説明する図である。

符号の説明

１，１０１，２０１，３０１ ＧＨＰ（ガスヒートポンプ式空気調和機）
９ 室内熱交換器
１１ 室内側電子膨張弁（減圧部）
１７，２１７ 圧縮機
２３ 室外熱交換器
２５ 室外側膨張弁（減圧部）
３１ 水熱交換器
３７ 制御部
５１ 水熱交換器用膨張弁（冷媒制御部）
５３ ガスエンジン
６７Ａ 第１流量制御弁（冷却水制御部）
６７Ｂ 第２流量制御弁（冷却水制御部）
２１９ 戻し流路（押しのけ量制御部）
２２１ 容量制御弁（押しのけ量制御部）
３４６ 分流コントローラ（分流制御部）

Claims (6)

1. 冷媒を圧縮する圧縮機と、
   室外の空気と冷媒との間で熱交換を行う室外熱交換器と、
   室内の空気と冷媒との間で熱交換を行う室内熱交換器と、
   冷媒の圧力を減圧させる減圧部と、
   前記圧縮機を駆動するガスエンジンと、
   該ガスエンジンの排熱を回収する冷却水と、
   該冷却水に回収された熱を冷媒に伝達する水熱交換器と、
   前記水熱交換器への冷媒の流入を制御する冷媒制御部と、
   前記水熱交換器への冷却水の流入を制御する冷却水制御部と、が設けられたガスヒートポンプ式空気調和機であって、
   前記室外熱交換器において冷媒から熱が放熱され、かつ、前記室外熱交換器における冷媒圧力が所定圧力以下となった場合に、
   前記冷媒制御部および前記冷却水制御部により前記水熱交換器へ冷媒および冷却水が流入されることを特徴とするガスヒートポンプ式空気調和機。
2. 複数台の前記室内熱交換器が設けられるとともに、
   複数台の前記室内熱交換器に対して、それぞれ前記圧縮機から吐出された冷媒、または、前記減圧部により減圧された冷媒を選択して供給する分流制御部が設けられ、
   前記室外熱交換器において冷媒から熱が放熱され、かつ、前記分流部により所定台数以上の前記室内熱交換器に前記圧縮機から吐出された高温高圧の冷媒が流入した場合に、
   前記冷媒制御部および前記冷却水制御部により前記水熱交換器へ冷媒および冷却水が流入されることを特徴とする請求項１記載のガスヒートポンプ式空気調和機。
3. 前記ガスエンジンにおける排熱量が所定排熱量より小さい場合に、
   前記ガスエンジンの運転効率を調節して前記排熱量を増加させることを特徴とする請求項１または２に記載のガスヒートポンプ式空気調和機。
4. 前記ガスエンジンの運転効率は、前記ガスエンジンの点火時期および空気過剰率により調節されることを特徴とする請求項３に記載のガスヒートポンプ式空気調和機。
5. 複数台の前記圧縮機が設けられ、
   前記ガスエンジンにおける排熱量が所定排熱量より小さい場合に、
   前記ガスエンジンにより駆動される前記圧縮機の台数を減らすことを特徴とする請求項１または２に記載のガスヒートポンプ式空気調和機。
6. 前記圧縮機が、冷媒の押しのけ量を変えることができる可変容量型圧縮機であって、
   前記圧縮機の冷媒押しのけ量を調節する押しのけ量制御部が設けられ、
   前記ガスエンジンにおける排熱量が所定排熱量より小さい場合に、
   前記押しのけ量制御部により前記圧縮機の冷媒押しのけ量が減少されることを特徴とする請求項１または２に記載のガスヒートポンプ式空気調和機。

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