JP4718904B2 - 空気調和装置およびその制御方法 - Google Patents

Description

本発明は、空気調和装置の膨張弁の制御方法に関し、特に、高圧ガス管、低圧ガス管および液管によって室外機と接続された複数の室内機を備えた空気調和装置およびその制御方法に用いて好適なものである。

一般に、冷媒の相変化を利用する空気調和装置は、冷媒を吸入して圧縮する圧縮機と、圧縮された冷媒を凝縮する凝縮器と、凝縮された液冷媒を膨張させる膨張弁と、膨張された冷媒を蒸発させる蒸発器とを備えている。
膨張弁は、蒸発器出口のガス冷媒が蒸発器の負荷に応じて一定の過熱度を有するように制御部によってその開度が制御される。そして、蒸発器出口のガス冷媒が一定の過熱度を常に維持することにより、蒸発器において蒸発できずに液冷媒のまま圧縮機の吸入口に流れ込む液バックを防止している。蒸発器出口の過熱度は、冷媒が循環するシステムの低圧圧力である吸入ガス冷媒圧力に基づいて得られる飽和温度を蒸発器出口のガス冷媒温度から減じることによって得られる。したがって、過熱度一定制御を行う場合には、吸入ガス冷媒圧力における飽和温度が蒸発器出口のガス冷媒温度から、過熱度に相当する所定値（例えば５deg）減じた値となるように、すなわち下式を満たすように膨張弁を制御する（特許文献１及び特許文献２参照）。
［吸入ガス冷媒圧力における飽和温度］＝
［蒸発器出口のガス冷媒温度］−［所定値（過熱度）］

特開平８−１４６９８号公報 特開２００１−２４８９１９号公報

しかし、上述のような膨張弁制御は、膨張弁の開度変化に対して蒸発器出口のガス冷媒温度が遅れることにより、以下のような問題が生じる。
例えば冬季のように外気温度が低い低外気温の場合には蒸発器で蒸発が十分に行われずに蒸発器出口の過熱度が小さい状態にある。このような場合に何らかの原因により過熱度が一時的に減少すると、膨張弁の制御が追いつかず、蒸発器内の液冷媒の影響によって蒸発器出口のガス冷媒温度が大幅に低くなる。このような場合、上式に示すように、低下した蒸発器出口のガス冷媒温度に追随するように、吸入ガス冷媒圧力における飽和温度が低下するように膨張弁の開度が制御される。しかし、膨張弁の制御に対して吸入ガス圧力の変化が遅れるので、膨張弁の制御は安定せず、ハンチングしてしまう。

このように膨張弁の制御が安定しないと、吸入ガス圧力すなわちシステムの低圧圧力が安定しない。この場合、高圧ガス管、低圧ガス管および液管によって一つの室外機と接続された複数の室内機を備え、それぞれの室内機で冷房・暖房運転を独立に行う空気調和装置である冷暖房フリーマルチエアコンの場合には、次のような問題が生じる。
冷暖房フリーマルチエアコンは、全体として複数の室内機の大部分が暖房運転を行っている場合であっても、一台でも冷房運転を行う室内機が存在する場合（いわゆる暖房主体運転の場合）には、低圧圧力を維持する必要がある。なぜなら、低圧圧力によって冷房運転を行う室内熱交換器の蒸発温度が決定されるからである。したがって、膨張弁制御が安定せずに低圧圧力が安定しないと、冷房運転を行う室内熱交換器の蒸発温度が変動し、吹出し空気温度の変動が生じ、快適性を損なうという問題が生じる。

本発明は、このような事情に鑑みてなされたものであって、膨張弁の制御を安定させることができる空気調和装置およびその制御方法を提供することを目的とする。
また、本発明は、システムの低圧圧力を一定に維持し、暖房主体運転時であっても快適な冷房運転を実現することができる空気調和装置およびその制御方法を提供することを目的とする。

上記課題を解決するために、本発明の空気調和装置およびその制御方法は以下の手段を採用する。
すなわち、本発明にかかる空気調和装置は、冷媒を吸入して圧縮する圧縮機と、圧縮された冷媒を凝縮する凝縮器と、凝縮された液冷媒を膨張させる膨張弁と、膨張された冷媒を蒸発させる蒸発器と、前記膨張弁の開度を制御する制御部と、を備えた空気調和装置において、前記制御部は、前記圧縮機に吸入される吸入冷媒の温度を用いずに、該吸入冷媒の圧力における低圧圧力飽和温度が、外気温度から所定温度減じた目標低圧圧力飽和温度となるように前記膨張弁を制御して、該吸込冷媒に所定の過熱度を付けることを特徴とする。

低圧圧力飽和温度が目標低圧圧力飽和温度よりも小さい場合、膨張弁の開度を大きくして減圧効果を小さくすることによって、システムの低圧圧力値すなわち低圧圧力飽和温度を上昇させる。一方、低圧圧力飽和温度が目標低圧圧力飽和温度よりも大きい場合、膨張弁の開度を小さくして減圧効果を大きくすることによって、システムの低圧圧力値すなわち低圧圧力飽和温度を下降させる。このように制御することにより、低圧圧力飽和温度を目標低圧圧力飽和温度となるように制御する。具体的には、低圧圧力飽和温度は、圧縮機の吸入冷媒配管に設けられた圧力センサの出力値（システムの低圧圧力値）と、冷媒の物性によって決まる飽和蒸気線とから得られる。
外気温度は、蒸発器出口の冷媒温度に比べて、急激に変動することはなく殆ど一定なので、この外気温度から所定温度減じた値である目標低圧圧力飽和温度が変動することはない。したがって、蒸発器出口の冷媒温度の変動によって膨張弁の開度が定まらずにハンチングしてしまうといった不具合を回避することができる。
また、目標低圧圧力飽和温度は外気温度よりも所定温度だけ低く設定されているので、吸入冷媒には常に過熱度が付けられることになる。したがって、例えば５℃以下といった低外気温時であっても、蒸発器で蒸発できなかった液冷媒が圧縮機に戻される液バックを回避することができる。

さらに、本発明の空気調和装置は、前記圧縮機および複数の室外熱交換器を備えた室外機と、前記圧縮機の吸入側に接続されて低圧のガス冷媒が流れる低圧ガス管、前記圧縮機の吐出側に接続されて高圧のガス冷媒が流れる高圧ガス管、および、前記室外熱交換器に接続されて液冷媒が流れる液管によって前記室外機と接続され、前記高圧ガス管または前記液管から冷媒が供給されて室内空気と熱交換を行う複数の室内熱交換器と、前記室外熱交換器へと供給される液冷媒を膨張させる前記膨張弁を制御する前記制御部と、を備え、前記制御部は、前記室外熱交換器が前記蒸発器として動作する場合に、前記膨張弁を制御することを特徴とする。

目標低圧圧力飽和温度が外気温度に対して一定とされるため吸入冷媒圧力がほぼ一定に制御される。したがって、システム内を循環する冷媒の低圧圧力も一定となる。室内熱交換器の殆どが凝縮器として暖房運転され、少数の室内熱交換器のみが蒸発器として冷房運転されている場合（いわゆる暖房主体運転）であっても、システムの低圧圧力が一定に維持されるので、蒸発器として冷房運転を行っている室内熱交換器の温度（蒸発温度）が変動することがなく、冷房感が損なわれることがない。
上記発明における「所定温度」は、必要な過熱度に相当し、空気調和装置の能力等によって決定され、例えば５℃とされる。

さらに、本発明の空気調和装置では、前記目標低圧圧力飽和温度は、外気温度が所定値以上の場合には、外気温度にかかわらず一定温度とされることを特徴とする。

外気温度が高くなるに伴い目標低圧圧力飽和温度を高くすると、吸入冷媒の低圧圧力が必要以上に上昇してしまい、冷房を行っている室内熱交換器の所望温度を超えてしまい、意図した冷房が達成できなくなる。したがって、外気温度が所定値以上の場合には、外気温度にかかわらず目標低圧圧力飽和温度を一定とし、システムの低圧圧力が上昇しないようにした。
上記発明における「一定温度」としては、例えば５℃とされる。

さらに、上記空気調和装置は、前記複数の室内熱交換器が全て暖房運転とされている場合には、前記一定温度は、一以上の前記室内熱交換器が冷房運転とされている場合よりも高い温度とされることを特徴とする。

室内熱交換器が全て暖房運転とされ、冷房運転を行っている室内熱交換器が存在しない場合には、冷房のための蒸発圧力である低圧圧力を確保する必要がない。したがって、この場合には、高めに前記一定温度を設定して低圧圧力を高くしてシステム圧力の高低圧差を小さくし、圧縮機の負荷を減らすことにより、省エネルギー運転を実現することができる。

さらに、本発明の空気調和装置では、前記制御部は、前記室外熱交換器の出口温度から前記低圧圧力飽和温度を減じた室外熱交換器出口過熱度が、室外熱交換器から液冷媒が流出するおそれがあると予測される第１液バック予測過熱度以下の場合には前記目標低圧圧力飽和温度を下げることを特徴とする。

外気温度を測定するセンサが故障していたり、暖房負荷が大きく室外熱交換器の蒸発能力がシステムの低圧圧力飽和温度と室外温との温度差(X)が小さいことによって、不足していたりする場合には、液バックが生じるおそれがある。そこで、室外熱交換器出口過熱度が、室外機から液冷媒が流出するおそれがあると予測される第１液バック予測過熱度以下となった場合には、目標低圧圧力飽和温度を下げて、外気温度との温度差を大きくすることにより熱交換能力を増大させ、液冷媒の蒸発を促進させて未然に液バックを防止する。
上記発明における「第１液バック予測過熱度」としては、例えば５degが用いられる。

さらに、本発明の空気調和装置では、前記制御部は、前記室外熱交換器の出口温度から前記低圧圧力飽和温度を減じた室外熱交換器出口過熱度が、第１過剰過熱度以上の場合には前記目標低圧圧力飽和温度を上げることを特徴とする。

室外熱交換器出口過熱度が第１過剰過熱度以上の場合には、吸入冷媒の圧力が低くなり圧縮機における圧力比が高くなる。圧力比の増大により圧縮機からの冷媒吐出温度が過剰に高くなり、圧縮機の故障を招くおそれがある。このような場合には、目標低圧圧力飽和温度を上げることによって過熱度を下げ、圧縮機出口における冷媒吐出温度を下げることとする。
上記発明における「第１過剰過熱度」は、圧縮機の保護の観点から設定され、具体的には圧縮機の吐出管温度が過剰とならない過熱度とされる。

さらに、本発明の空気調和装置では、前記制御部は、前記室外熱交換器出口過熱度が、前記室外熱交換器から液冷媒が流出するおそれがあると予測される第２液バック予測過熱度以下の場合には、前記膨張弁の開度を小さくすることを特徴とする。

上述の発明のように第１液バック予測過熱度に基づいて目標低圧圧力飽和温度を下げることとしても、実際に膨張弁の開度が制御されるまでに時間遅れが生じる場合がある。
また、室外熱交換器が複数ある場合には、各室外熱交換器からの冷媒流路が合流した後の圧縮機吸入冷媒の圧力における低圧圧力飽和温度を制御するに過ぎないので、一部の室外熱交換器の過熱度が所定値に維持されていても、他の室外熱交換器の過熱度が低くなっている場合もある（室外熱交換器ごとにアンバランスが生じている場合もある）。これでは十分に液バックを回避することができない。
これらの不都合を回避するために、第２液バック予測過熱度以下となった場合には、膨張弁の開度を小さくして過熱度を増大させることとした。このように、膨張弁開度を直接制御することで時間遅れを防止することができる。
また、室外熱交換器の出口温度に基づいて膨張弁を制御するので、室外熱交換器ごとに個別に過熱度を制御することができる。したがって、室外熱交換器ごとに液バックを防止することができる。
以上のように、第１液バック予測過熱度に基づいて目標低圧圧力飽和温度を下げる発明に加えて、室外熱交換器の出口温度に基づいて膨張弁を制御することによりフィードフォワード的に膨張弁が制御されるので、第１液バック予測過熱度に基づいて目標低圧圧力飽和温度を下げる発明をアシストする制御が実現される。これにより、安定した膨張弁開度制御が達成される。
なお、第２液バック予測過熱度としては、以下の理由により、第１液バック予測過熱度と同じ過熱度を用いても良い。つまり、通常、第２液バック予測過熱度は緊急判断のため、第２液バック予測過熱度≦第１液バック予測過熱度となるが、本発明では、２つの室外熱交換器の熱交換器出口過熱度のうちどちらか一方が第１液バック予測過熱度以下となった時点で、目標低圧圧力飽和温度を補正するようにしているため、第1液バック予測過熱度と第２液バック予測過熱度の差が大きく、目標低圧圧力飽和温度の補正だけで液バックが解消された場合、２つの室外熱交換器の熱交出口温過熱度のバランスがとりにくくなるからである。

さらに、本発明の空気調和装置では、前記制御部は、前記室外熱交換器出口過熱度が、第２過剰過熱度以上の場合には、前記膨張弁の開度を大きくすることを特徴とする。

上述の発明のように第１過剰過熱度に基づいて目標低圧圧力飽和温度を上げることとしても、実際に膨張弁の開度が制御されるまでに時間遅れが生じる場合がある。
また、室外熱交換器が複数ある場合には、各室外熱交換器からの冷媒流路が合流した後の圧縮機吸入冷媒の圧力における低圧圧力飽和温度を制御するに過ぎないので、一部の室外熱交換器の過熱度が所定値に維持されていても、他の室外熱交換器の過熱度が大きくなっている場合もある。これでは、圧縮機の吐出管温度が高くなるおそれがあり、圧縮機を保護することができない。
これらの不都合を回避するために、第２過剰過熱度以上となった場合には、膨張弁の開度を大きくして過熱度を減少させることとした。このように、膨張弁開度を直接制御することで時間遅れを防止することができる。
また、室外熱交換器の出口温度に基づいて膨張弁を制御するので、室外熱交換器ごとに個別に過熱度を制御することができる。したがって、室外熱交換器ごとに過剰過熱を防止することができる。
以上のように、第１過剰過熱度に基づいて目標低圧圧力飽和温度を上げる発明に加えて、室外熱交換器の出口温度に基づいて膨張弁を直接制御することによりフィードフォワード的に膨張弁が制御されるので、第１過剰過熱度に基づいて目標低圧圧力飽和温度を上げる発明をアシストする制御が実現される。これにより、安定した膨張弁開度制御が達成される。
なお、第２過剰過熱度は、例えば第１過剰過熱度よりも高い温度が設定される。その理由は次の通りである。通常、第２過剰過熱度は緊急判断のため、第２過剰過熱度≧第１過剰過熱度
となる。本発明では、２つの室外熱交換器の熱交換器出口過熱度のうち、両方が第１過剰過熱度以上とならない限り、目標低圧圧力飽和温度を補正しないので、熱交換器毎の第２過剰過熱度が第１過剰過熱度よりも大きくても、２つの室外熱交換器の熱交出口温過熱度のバランスに影響することはなく、むしろ、バランスが取れる方向に働くからである。

さらに、本発明の空気調和装置では、前記制御部は、前記圧縮機の回転数が上昇した場合には、前記膨張弁の開度を大きくし、前記圧縮機の回転数が減少した場合には、前記膨張弁の開度を小さくすることを特徴とする。

圧縮機の回転数が上昇すると冷媒流量が増大し、膨張弁が一定開度のままの場合、膨張された冷媒の低圧圧力が低下する。第１の発明（請求項１参照）では、低圧圧力の飽和温度に基づいて制御するので、低圧圧力の低下を検知してから膨張弁の開度を大きくすることになる。これでは、圧縮機の回転数が変動する場合の過渡的な減少に対する追随性が悪くなり、一定低圧圧力制御に対して、過渡的に低圧圧力の低下(冷房室内機の吹出し温度の低下)が生じる事となる。そこで、本発明では、圧縮機の回転数が上昇した場合には膨張弁の開度を大きくすることとし、低圧圧力の低下を待たずにフィードフォワード的に膨張弁を制御することとした。
また、圧縮機の回転数が減少すると冷媒流量が低下し、膨張弁が一定開度のままの場合、膨張された冷媒の低圧圧力が上昇する。第１の発明（請求項１参照）では、低圧圧力の飽和温度に基づいて制御するので、低圧圧力の上昇を検知してから膨張弁の開度を小さくすることになる。これでは、圧縮機の回転数が変動する場合の過渡的な減少に対する追随性が悪くなり、一定低圧圧力制御に対して、過渡的に低圧圧力の上昇(冷房室内機の吹出し温度の上昇)が生じる事となる。そこで、本発明では、圧縮機の回転数が低下した場合には膨張弁の開度を小さくすることとし、低圧圧力の上昇を待たずにフィードフォワード的に膨張弁を制御することとした。

また、本発明の空気調和装置の制御方法は、冷媒を吸入して圧縮する圧縮機と、圧縮された冷媒を凝縮する凝縮器と、凝縮された液冷媒を膨張させる膨張弁と、膨張された冷媒を蒸発させる蒸発器と、を備えた空気調和装置の制御方法において、前記圧縮機に吸入される吸入冷媒の温度を用いずに、該吸入冷媒の圧力における低圧圧力飽和温度が、外気温度から所定温度減じた目標低圧圧力飽和温度となるように前記膨張弁を制御して、該吸込冷媒に所定の過熱度を付けることを特徴とする。

低圧圧力飽和温度が目標低圧圧力飽和温度よりも小さい場合、膨張弁の開度を
大きくして減圧効果を小さくすることによって、システムの低圧圧力値すなわち低圧圧力飽和温度を上昇させる。一方、低圧圧力飽和温度が目標低圧圧力飽和温度よりも大きい場合、膨張弁の開度を
小さくして減圧効果を大きくすることによって、システムの低圧圧力値すなわち低圧圧力飽和温度を下降させる。このように制御することにより、低圧圧力飽和温度を目標低圧圧力飽和温度となるように制御する。具体的には、低圧圧力飽和温度は、圧縮機の吸入冷媒配管に設けられた圧力センサの出力値（システムの低圧圧力値）と、冷媒の物性によって決まる飽和蒸気線とから得られる。
外気温度は、蒸発器出口の冷媒温度に比べて、急激に変動することはなく殆ど一定なので、この外気温度から所定温度減じた値である目標低圧圧力飽和温度が変動することはない。したがって、蒸発器出口の冷媒温度の変動によって膨張弁の開度が定まらずにハンチングしてしまうといった不具合を回避することができる。
また、目標低圧圧力飽和温度は外気温度よりも所定温度だけ低く設定されているので、吸入冷媒には常に過熱度が付けられることになる。したがって、例えば５℃以下といった低外気温時であっても、蒸発器で蒸発できなかった液冷媒が圧縮機に戻される液バックを回避することができる。

本発明の空気調和装置およびその制御方法によれば、外気温度を基準とした目標低圧圧力飽和温度を決定することとしたので、安定した膨張弁開度を維持することができる。
また、安定した膨張弁開度を維持できるので、システムの低圧圧力が一定となり、暖房主体運転であっても快適な冷房運転を実現することができる。

以下に、本発明にかかる実施形態について、図面を参照して説明する。
先ず、図１〜図８を用いて冷暖房フリーマルチエアコンの構成及び各運転パターンの説明をした後に、図９〜図１５を用いて本発明に関連する室外膨張弁の制御について説明する。

図１には、冷暖房フリーマルチエアコン（空気調和装置）の概略構成が示されている。
冷暖房フリーマルチエアコンは、一つの室外ユニット（室外機）１と、複数の室内ユニット（室内機）３と、これらを接続する高圧ガス管５、低圧ガス管７および液管９とを備えている。

室外ユニット１は、例えば２台とされた圧縮機１０と、例えば２台とされた室外熱交換器１２とを備えている。
室外熱交換器１２は、室外空気と熱交換するものであり、通過する冷媒の状態に応じて、凝縮器または蒸発器として動作する。各室外熱交換器１２ａ，ｂとレシーバ２３との間の液管９との間であって、各室外熱交換器１２ａ，ｂの近傍には、それぞれ、室外膨張弁（膨張弁）１１ａ，ｂ（以下、両方の室外膨張弁を示すときは単に符号「１１」を付し、各室外膨張弁を示すときは符号「１１ａ」又は「１１ｂ」を付す。）が設けられている。室外膨張弁１１としては、電子膨張弁が用いられる。
各室外膨張弁１１ａ，ｂをバイパスする室外膨張弁バイパス管１６ａ，ｂが設けられており、各バイパス管１６ａ，ｂには、室外熱交換器１２ａ，ｂからレシーバ２３への冷媒流れを許容し、その逆の流れを阻止する逆止弁１９ａ，ｂが設けられている。一方の第１室外熱交換器１２ａに接続された室外膨張弁バイパス管１６ａには、逆止弁１９ａの上流側に電磁弁であるバイパス遮断弁２１が設けられている。
室外膨張弁１１ａ，ｂのレシーバ２３側に接続された配管は、液管９の合流点９ａにて合流するようになっている。
各室外熱交換器１２ａ，ｂには、それぞれ、液管９側に設けられた液管側温度センサ３０ａ，ｂと、室外側四方弁１４ａ，ｂ側に設けられた四方弁側温度センサ３２ａ，ｂとが設けられている。
また、室外熱交換器１２ａ，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３４が設けられている。

各圧縮機１０ａ，ｂには、好適にはスクロールコンプレッサが用いられる。これらの圧縮機１０ａ，ｂは、要求される能力に応じて、２台同時に運転する場合もあり、また、１台のみ運転させ、他の１台をバックアップとする場合もある。
圧縮機１０で圧縮された冷媒は、高圧ガス冷媒となり、高圧ガス管５へと吐出される。高圧ガス管５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１０ａ，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３６ａ，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１内に位置する高圧ガス管５は、分岐点５ａ，ｂにおいて分岐し、それぞれの分岐管１３ａ，ｂが高圧ガス管用ポート１４−１において室外側四方弁１４ａ，１４ｂに接続されている。室外側四方弁１４ａ，ｂは、それぞれ、室外熱交換器１２ａ，ｂに接続される室外熱交換器側ポート１４−２と、低圧ガス管７の分岐点７ｄにおいて分岐する低圧ガス分岐管１５ａ，ｂに接続される低圧ガス管側ポート１４−３と、ストレーナ１７ａ，ｂ及びキャピラリチューブ１８ａ，ｂを介して低圧ガス分岐管１５ａ，ｂに接続されるバイパス管側ポート１４−４とを備えている。

室外ユニット１内に位置する低圧ガス管７は、アキュムレータ２０を介して、各圧縮機１０ａ，ｂに接続されている。アキュムレータ２０において回収された液冷媒は、液冷媒返送ライン２２ａ，ｂによって各圧縮機１０ａ，ｂに戻されるようになっている。アキュムレータ２０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３８が設けられている。この低圧センサＰＳＬにより、圧縮機１０に吸入される冷媒ガス圧力が測定される。

室外熱交換器１２ａ，ｂは、室外側四方弁１４ａ，ｂに接続される側の反対側に、液管９が接続されている。この室外ユニット１内の液管９には、液冷媒を貯留するレシーバ２３と、冷房運転時に液管９を流れる冷媒に過冷却を与える過冷却器２５とを備えている。過冷却器２５は、液管９を流れる液冷媒の一部を取り出し、膨張弁２５ａによって膨張気化させて冷却した冷媒によって、液管９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、アキュムレータ２０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４０を備えている。室内熱交換器４０には、その前後の温度を測定するための温度センサ３３，３５が設けられている。室内熱交換器４０の近傍には、室内温度を測定するための室内温度センサ３７が設けられている。
室内熱交換器４０と液管９とを接続する液冷媒用分岐管４４には、室内膨張弁４２が設けられている。
各室内ユニット３には、高圧ガス管５及び低圧ガス管７の切り換えを行う分流コントローラ４６が設けられている。

分流コントローラ４６は、次のような構成となっている。
分流コントローラ４６は、室内側四方弁４８を備えている。室内側四方弁４８は、高圧ガス管５の主管から分岐された高圧ガス分岐管５ｃに接続される高圧ガス管用ポート４８−１と、室内熱交換器４０側に接続される室内熱交換器側ポート４８−２と、低圧ガス管７の主管から分岐された室内側低圧ガス分岐管７ｃに接続される低圧ガス管用ポート４８−３と、室内側低圧ガス分岐管７ｃの中途位置４９に合流する低圧バイパス管５０に接続される低圧バイパス管用ポート４８−４とを有している。

室内側四方弁４８は、暖房運転時には、高圧ガス管用ポート４８−１と室内熱交換器側ポート４８−２とを連通し、かつ、低圧ガス管用ポート４８−３と低圧バイパス管用ポート４８−４とを連通する。また、室内側四方弁４８は、冷房運転時には、高圧ガス管用ポート４８−１と低圧バイパス管用ポート４８−４とを連通し、かつ、室内熱交換器側ポート４８−２と低圧ガス管用ポート４９−３とを連通する。

室内側四方弁４８の上流側の高圧ガス分岐管５ｃには、高圧ガス分岐管用開閉弁５２が設けられている。この高圧ガス分岐管用開閉弁５２を迂回するように高圧ガス分岐管用バイパス流路５４が形成されており、この高圧ガス分岐管用バイパス流路５４には第１キャピラリチューブ５５が設けられている。
室内側四方弁４８の下流側の低圧バイパス管５０には、第２キャピラリチューブ５７が設けられている。
高圧ガス分岐管用バイパス流路５４の上流側の高圧ガス分岐管５ｃと低圧バイパス管５０の下流側（中途位置４９の下流側）の室内側低圧ガス分岐管７ｃとの間には、高低圧バイパス管５８が設けられている。高低圧バイパス管５８には、高圧ガス分岐管５ｃ側から室内側低圧ガス分岐管７ｃ側に向かって、高低圧バイパス管用開閉弁６０と第３キャピラリチューブ６２とが順に設けられている。

上述の冷暖房フリーマルチエアコンは、図２に示すように、圧縮機１０や室外熱交換器１２を含む室外ユニット１を制御する室外制御装置ＣＬ１と、室内熱交換器４０や分流コントローラ４６を含む室内ユニット３を制御する室内制御装置ＣＬ２とを備えている。室内制御装置ＣＬ２は、室内ユニット３ごとに設けられている。室外制御装置ＣＬ１と室内制御装置ＣＬ２とは互いに通信が行われている。
なお、同図では、図１に用いた構成と同様の構成については同一の符号を付し、その説明を省略する。また、室外熱交換器１２ａ，ｂ、圧縮機１０ａ，ｂ、室外側四方弁１４ａ，ｂについては、図１では二つ示されているが、図２では図示を簡略化して一つのみを示している。

室外制御装置ＣＬ１は、制御部７０と入力部７２とを備えている。
制御部７０は、入力部７２から得られるデータに基づいて、各制御値を演算する。この制御値を、室外膨張弁１１ａ、室外ファンＦ１、室外側四方弁１４ａ、圧縮機１０ａ等の各制御機器に送る。制御部７０の各演算結果は、室内制御装置ＣＬ２の入力部８２へと送られる。
入力部７２には、室外熱交換器１２ａに設けられた液管側温度センサ３０ａ、四方弁側温度センサ３２ａ、室外熱交換器１２ａの近傍に設けられた室外温センサ３４、圧縮機１０ａの吐出管に設けられた吐出管温度センサ３６ａ、高圧圧力センサＰＳＨ、アキュムレータ２０の上流側に設けられた低圧圧力センサＰＳＬおよび吸入管温度センサ３８の各出力値が入力される。

室内制御装置ＣＬ１は、制御部８０と入力部８２とを備えている。
制御部８０は、入力部８２から得られるデータに基づいて、各制御値を演算する。この制御値を、室内膨張弁４２、室内ファンＦ２、分流コントローラ４６の室内側四方弁４８等の制御機器に送る。制御部８０の各演算結果は、室外制御装置ＣＬ１の入力部７２へと送られる。
入力部７２には、室内熱交換器４０に設けられた各温度センサ３３，３５、室内温度センサ３７の各出力値が入力される。

次に、上記構成の冷暖房フリーマルチエアコンについて、各運転パターンに応じてその動作を説明する。
以下に説明するように、本実施形態にかかる冷暖房フリーマルチエアコンは、要求される凝縮能力・蒸発能力に応じて、室外制御装置ＣＬ１により、各室外熱交換器１２ａ，ｂの動作を適宜変更するものである。

［全冷房全台運転：運転パターンＣ８］
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１を用いて説明する。この場合、二つの室外熱交換器１２ａ，ｂは凝縮器として動作する。
圧縮機１０ａによって圧縮された高圧ガス冷媒は、高圧ガス管５の各分岐点５ａ，ｂで分岐して、各室外側四方弁１４ａ，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５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１４ａ，ｂでは、高圧ガス管用ポート１４−１と室外熱交換器側ポート１４−２が連通され、また、低圧ガス管側ポート１４−３とバイパス管側ポート１４−４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１４ａ，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１４−１へと流れ込んだ高圧ガス冷媒は、室外熱交換器側ポート１４−２を通過して、室外熱交換器１２ａ，ｂへと導かれる。一方、室外側四方弁１４ａ，ｂの低圧ガス管側ポート１４−３とバイパス管側ポート１４−４とが連通され、室外側低圧ガス分岐間１５ａ，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１５ａ，ｂには高圧ガス冷媒は流れず、また、低圧ガス管７の分岐点７ｄ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１５ａ，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１２ａ，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、室外膨張弁１１ａ，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２３を通過し、過冷却器２５で過冷却された後、液管９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１と室内ユニット３とを接続する液管９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９内での液冷媒の蒸発を避けることが望ましい。過冷却器２５の膨張弁２５ａは、室外制御装置ＣＬ１によってＰＩ制御される。

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４４に分岐した後、各室内ユニット３の室内膨張弁４２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４０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４６の室内側四方弁４８へと流れ込む。室内側四方弁４８は、高圧ガス管用ポート４８−１と低圧バイパス管用ポート４８−４とを連通し、かつ、室内熱交換器側ポート４８−２と低圧ガス管用ポート４９−３とを連通している。したがって、室内熱交換器４０からの低圧ガス冷媒は、室内側四方弁４８を通り、室内側低圧ガス分岐管７ｃへと流れ込んだ後、主管である低圧ガス管７を通って室外ユニット１へと導かれる。

分流コントローラ４６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５から各室内ユニット３に分岐した高圧ガス分岐管５ｃ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５２が閉とされているので、高圧ガス分岐管用バイパス流路５４を通り、第１キャピラリチューブ５５で減圧される。減圧されたガス冷媒は、室内側四方弁４８を通り、低圧バイパス管５０へと流れ込み、第２キャピラリチューブ５７で絞られて流量調整された後、中途位置４９において室内側低圧ガス分岐管７ｃに合流する。このように、高圧ガス分岐管５ｃの高圧ガス冷媒を、室内側四方弁４８を介して流すようにしたので、高圧ガス分岐管５ｃ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５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５（もしくは高圧ガス分岐管５ｃ）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５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４６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４６の高低圧バイパス管用開閉弁６０は閉とされているので、高低圧バイパス管５８には高圧ガス冷媒が流れない。

低圧ガス管７を通って室外ユニット１に流れ込んだ低圧ガス冷媒は、アキュムレータ２０で気液分離後、圧縮機１０ａ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１２ａ，ｂが凝縮器として運転される（ＣＯＮＤ １００％）。

［冷房主体（中間期：室外ファンコントロール範囲内）：運転パターンＣ４］
図３には、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が示されている。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１２ａ，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。

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１２ｂは停止されている。この第２室外熱交換器１２ｂの停止は次のように行われる。
第２室外熱交換器１２ｂに接続された室外側四方弁１４ｂを切り替えて（室外側四方弁１４ｂに導通させてＯＮとして）、高圧ガス管用ポート１４−１と室外熱交換器側ポート１４−２との連通を切り、高圧ガス管用ポート１４−１とバイパス管側ポート１４−４とを連通させ、室外熱交換器側ポート１４−２と低圧ガス管側ポート１４−３とを連通させる。これにより、圧縮機１０ａから吐出された高圧ガスを第２室外熱交換器１２ｂに流さないようにする。また、第２室外熱交換器１２ｂ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１２ａの下流側の室外膨張弁１１ａは全開とされており、また、室外膨張弁バイパス管１６ａに設けたバイパス遮断弁２１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４６は、次のように動作される。
分流コントローラ４６の室内側四方弁４８は、高圧ガス管用ポート４８−１と室内熱交換器側ポート４８−２とを連通し、かつ、低圧ガス管用ポート４８−３と低圧バイパス管用ポート４８−４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４８を通って、室内熱交換器４０へと導かれ、この室内熱交換器４０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４０で液化した高圧液冷媒は、液冷媒用分岐管４４を通って、主管である液管９へと合流する。

本運転パターンでは、第１室外熱交換器１２ａが凝縮器として動作し、第２室外熱交換器１２ｂは凝縮器としても蒸発器としても動作しないので、室外熱交換器１２全体としては５０％の凝縮器として動作している（ＣＯＮＤ ５０％）。

［冷房主体（中間期：室外ファンコントロール範囲内）：運転パターンＣ２］
図４には、図３を用いて説明した運転パターンＣ４に類似した運転パターンが示されている。本運転パターンＣ２と運転パターンＣ４とは、室外熱交換器１２に要求される凝縮能力が本運転パターンＣ２の方が小さい（例えば能力の約２０〜５０％；ＣＯＮＤ 約２０〜５０％）点で異なる。したがって、上述の運転パターンＣ４では、第１室外熱交換器１２ａの下流側に配置された室外膨張弁１１ａおよび室外膨張弁バイパス管１６ａのバイパス遮断弁２１のいずれもが全開となっていたが、本運転パターンＣ２では室外膨張弁１１ａをステップ的に中間段階の開度に絞り（例えば４７０パルスで全開となる場合には、６０〜４７０パルスの間で制御する）、室外膨張弁バイパス管１６ａのバイパス遮断弁２１を全閉としている。このようにして、室外ユニット１において発揮される凝縮能力を調整している。

［冷暖バランス（冷房≒暖房，低外気温室内小容量）：運転パターンＣ１］
図５には、室内ユニット３の冷房運転をしている台数と暖房運転をしている台数が等しく、各室内熱交換器４０が小容量でバランスしている冷暖バランス運転のときであって、かつ冬季のように外気温が低い場合が示されている。

同図において、室内ユニット３ａ，ｂは暖房運転が選択され、室内ユニット３ｃ，ｄは冷房運転が選択されている。暖房運転時および冷房運転時における分流コントローラ４６の動作は上述の通りである。
すなわち、暖房運転が行われている分流コントローラ４６の室内側四方弁４８は、高圧ガス管用ポート４８−１と室内熱交換器側ポート４８−２とを連通し、かつ、低圧ガス管用ポート４８−３と低圧バイパス管用ポート４８−４とを連通している。
冷房運転が行われている分流コントローラ４６の室内側四方弁４８は、高圧ガス管用ポート４８−１と低圧バイパス管用ポート４８−４とを連通し、かつ、室内熱交換器側ポート４８−２と低圧ガス管用ポート４９−３とを連通している。

本運転パターンＣ１では、第１室外熱交換器１２ａを凝縮器として、第２室外熱交換器１２ｂを蒸発器として運転している。
すなわち、室外膨張弁１１ａは６０〜４７０パルス（４７０パルスで全開）の間で開度設定がなされ、これにより、第１室外熱交換器１２ａを凝縮器として動作させている。室外膨張弁バイパス管１６ａに設けた開閉弁２１は閉としている。
第２室外熱交換器１２ｂに接続されている室外側四方弁１４ｂによって室外熱交換器側ポート１４−２と低圧ガス管側ポート１４−３とが連通されている（室外側四方弁１４ｂには導通がなされＯＮとされている）ので、液管９の合流点９ａから高圧液冷媒が室外膨張弁１３ｂへと流れ込む。室外膨張弁１３ｂは絞り弁として動作するように開度調整（ＰＩ制御）がなされており、ここで高圧液冷媒が膨張させられて第２室外熱交換器１２ｂへと流され、外気との熱交換により蒸発させられるようになっている。これにより、第２室外熱交換器１２ｂを蒸発器として動作させている。

本運転パターンＣ１では、低外気温に見合った低圧で圧縮機１０を運転させると、必要な高圧を維持するために圧縮機の周波数が増大し、システム内を循環する冷媒量が多くなってしまう。しかし、各室内熱交換器４０が小容量でバランスしているので、冷媒循環量が多くなると冷暖混在運転のバランスを失うおそれがある。
また、低外気温とされているので、室外熱交換器１２ａ，ｂをともに停止させておくと（これらの室外熱交換器１２ａ，ｂは室外熱交換器に冷媒を溜め込まないように、蒸発器の状態で待機している）、室外熱交換器１２ａ，ｂ内に冷媒が凝縮して大量に溜まり込んでしまうおそれがある。
そこで、第１室外熱交換器１２ａを凝縮器として、かつ第２室外熱交換器１２ｂを蒸発器として動作させることにより、室外熱交換器１２ａ，ｂで冷媒を常に流動させることを可能にして、冷媒の溜まり込みを防いでいる。また、冷媒循環量を増加させることができるので、必要な圧縮機の周波数を維持することができる。

なお、本運転パターンの場合、室外熱交換器１２全体としては、０〜約２０％の凝縮器として動作している（ＣＯＮＤ ０〜約２０％）。

［冷暖バランス（冷房≒暖房、低圧許容範囲）：運転パターンＣ０］
図６には、室内ユニット３の冷房運転をしている台数と暖房運転をしている台数が等しい冷暖バランス運転の場合が示されている。本運転パターンＣ０は、図５を用いて示した運転パターンＣ１と異なり、室内ユニット３の暖房運転をしている各室内熱交換器４０の容量が比較的大きく、しかも、外気温に対応する飽和蒸気圧を考慮しても室外熱交換器１２ａ，ｂにおける液冷媒の溜まり込みが許容される範囲（低圧許容範囲）となっている。
したがって、本運転パターンＣ０では、室外熱交換器１２ａ，ｂのいずれも停止すなわち冷媒を流さないようになっており、凝縮器としても蒸発器としても動作させていない。ただし、これらの室外熱交換器１２ａ，ｂは室外熱交換器に冷媒を溜め込まないように、蒸発器の状態で待機している。すなわち、室外側四方弁１４ａ，ｂの高圧ガス管用ポート１４−１とバイパス管側ポート１４−４とを連通させ（ＯＮとし）、室外熱交換器側ポート１４−２と低圧ガス管側ポート１４−３とを連通させて、高圧ガス管用ポート１４−１と室外熱交換器側ポート１４−２との連通を切る。
冷房運転に供される高圧液冷媒は、暖房運転をしている室内ユニット３ａ，ｂの室内熱交換器４０において凝縮した高圧液冷媒が用いられる。

本運転パターンにおいても、暖房運転が行われている分流コントローラ４６の室内側四方弁４８は、高圧ガス管用ポート４８−１と室内熱交換器側ポート４８−２とを連通し、かつ、低圧ガス管用ポート４８−３と低圧バイパス管用ポート４８−４とを連通している。
また、冷房運転が行われている分流コントローラ４６の室内側四方弁４８は、高圧ガス管用ポート４８−１と低圧バイパス管用ポート４８−４とを連通し、かつ、室内熱交換器側ポート４８−２と低圧ガス管用ポート４９−３とを連通している。

この運転パターンの場合には、室外熱交換器１２は、凝縮器としても蒸発器としても動作していない（ＣＯＮＤ ０％）。

［全暖房全台運転：運転パターンＥ８］
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７を用いて説明する。この場合、二つの室外熱交換器１２ａ，ｂは蒸発器として動作する。

圧縮機１０ａによって圧縮された高圧ガス冷媒は、高圧ガス管５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５の分岐点５ａ，ｂにおいて分岐して各室外側四方弁１４ａ，ｂへと流れ込む。室外側四方弁１４ａ，ｂは、高圧ガス管用ポート１４−１とバイパス管側ポート１４−４とが連通され、また、室外熱交換器側ポート１４−２と低圧ガス管側ポート１４−３とが連通されている（室外側四方弁１４は導通されてＯＮとされている）。したがって、室外側四方弁１４ａ，ｂへと流れ込んだ高圧ガス冷媒は、バイパス管側ポート１４−４を通って、キャピラリチューブ１８ａ，ｂで減圧された後、室外側低圧ガス分岐管１５ａ，ｂに合流する。室外側低圧ガス分岐管１５ａ，ｂ内の低圧ガス冷媒は、アキュムレータ２０を通過して、再び圧縮機１０ａへと戻される。また、室外熱交換器１２ａ，ｂから導かれる低圧ガス冷媒も、室外側四方弁１４ａ，ｂを介して室外側低圧ガス分岐管１５ａ，ｂに流れるようになっている。

高圧ガス管５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５ｃを通過して、各分流コントローラ４６へと流れ込む。分流コントローラ４６の室内側四方弁４８は、高圧ガス管用ポート４８−１と室内熱交換器側ポート４８−２とを連通し、かつ、低圧ガス管用ポート４８−３と低圧バイパス管用ポート４８−４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４８を通って、室内熱交換器４０へと導かれ、この室内熱交換器４０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４０で液化した高圧液冷媒は、液冷媒用分岐管４４を通って、主管である液管９へと合流する。この高圧液冷媒は、液管９によって室外ユニット１へと導かれる。

液管９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１２の上流側に位置する室外膨張弁１１によって減圧させられる。各室外膨張弁１１は、室外制御装置ＣＬ１によってＰＩ制御がなされている。各室外膨張弁１１ａ，ｂの制御については後に詳述する。
室外膨張弁１１によって減圧された低圧液冷媒は、室外熱交換器１２へと送られる。低圧液冷媒は、室外熱交換器１２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１４ａ，ｂへと導かれた後、低圧ガス分岐管１５ａ，ｂを通って圧縮機１０ａへと戻される。

本運転パターンの場合、室外熱交換器１２は、全体として、能力の０〜１００％の間で動作する蒸発器として用いられる（ＥＶＡ ０〜１００％）。

［暖房主体（中間期）：運転パターンＥ４］
図８に示すように、暖房運転が選択されている室内ユニット３の台数が、冷房運転が選択されている室内ユニット３の台数よりも多く、しかも春季や秋季のような中間期の場合の運転パターンが示されている。
本運転パターンでは、冬季ほど蒸発能力が要求されない（例えば能力の０〜５０％程度；ＥＶＡ ０〜５０％）。したがって、第１室外熱交換器１２ａは、室外膨張弁１１ａを絞り弁として動作するように開度調整（ＰＩ制御）を行い蒸発器として動作させる一方で、第２室外熱交換器１２ｂは、室外膨張弁１１ｂを全閉として蒸発器としても凝縮器としても動作させない。

本運転パターンの場合、室外熱交換器１２は、全体として、能力の０〜５０％の間で動作する蒸発器として用いられる（ＥＶＡ ０〜５０％）。

［室外ユニット運転パターン制御］
以上のＣ８，Ｃ４，Ｃ２，Ｃ１，Ｃ０，Ｅ４及びＥ８の運転パターンは、室外熱交換器１２の運転状態および運転台数の観点から分類され、次表のようになる。

上表において、室外熱交換器の表示として、「ＣＯＮＤ」は凝縮器として動作している状態を示し、「ＥＶＡ」は蒸発器として動作している状態を示す。

次に、本発明の特徴である室外膨張弁１１の制御について説明する。以下に説明する室外膨張弁１１の制御については、表１において室外膨張弁１１が絞り弁として動作しＰＩ制御されている運転パターンに適用することができる。具体的には、Ｃ１，Ｅ４，Ｅ８の運転パターンに適用することができる。

室外膨張弁１１は、室外制御装置ＣＬ１によって、以下のように制御される。
圧縮機１０に吸入される吸入冷媒の圧力、すなわち低圧圧力センサＰＳＬから得られる低圧圧力ＬＰにおける低圧圧力飽和温度（以下「現在ＣＳＳＴ」という。）が、下式から求められる目標低圧圧力飽和温度（以下「目標ＣＳＳＴ」という。）となるように制御される。
（目標ＣＳＳＴ）＝（室外温）−（目標ＣＳＳＴ温度差Ｘ） ・・・・・・（１）
目標ＣＳＳＴ温度差Ｘ（所定温度）は、使用されるシステムに必要とされる過熱度から決定することができ、例えば５degとされる。目標ＣＳＳＴ温度差Ｘは、後述するように、運転状態に応じて変更できるようになっており、例えば５〜３０degまでの範囲とされる。室外温は、室外温センサ３４（例えば図１参照）から得られる。
室外温（外気温度）によって定まる目標ＣＳＳＴに対して、現在ＣＳＳＴが一致するように、室外膨張弁１１の開度が制御される。例えば、現在ＣＳＳＴが目標ＣＳＳＴよりも小さい場合、室外膨張弁１１の開度を
大きくして減圧効果を小さくすることによって、システムの低圧圧力値すなわち低圧圧力飽和温度を上昇させる。一方、現在ＣＳＳＴが目標ＣＳＳＴよりも大きい場合、室外膨張弁１１の開度を
小さくして減圧効果を大きくすることによって、システムの低圧圧力値すなわち低圧圧力飽和温度を下降させる。この際の室外膨張弁１１の開度制御はＰＩ制御によって行われる。

上式（１）のように目標ＣＳＳＴを、室外熱交換器の出口冷媒温度でなく、室外温を用いて定義した有利点は次の通りである。
室外温は、室外熱交換器１１の出口冷媒温度に比べて急激に変動することはなく殆ど一定なので、この室外温から所定温度である目標ＣＳＳＴ温度差Ｘだけ減じた値である目標ＣＳＳＴが変動することはない。したがって、従来のように室外熱交換器１１の出口冷媒温度の影響によって目標ＣＳＳＴが変動し、室外膨張弁１１の開度が定まらずにハンチングしてしまうといった不具合を回避することができる。
また、目標ＣＳＳＴは室外温よりも所定温度である目標ＣＳＳＴ温度差Ｘだけ低く設定されているので、吸入冷媒には常に過熱度が付けられることになる。したがって、例えば５℃以下といった低外気温時であっても、蒸発器（室外熱交換器１２）で蒸発できなかった液冷媒が圧縮機１０に戻される液バックを回避することができる。
また、目標ＣＳＳＴが室外温に対して一定とされるため低圧圧力ＬＰがほぼ一定に制御される。したがって、室内熱交換器の殆どが凝縮器として暖房運転され、少数の室内熱交換器のみが蒸発器として冷房運転されている場合（いわゆる運転パターンＥ４）であっても、システムの低圧圧力が一定に維持されるので、蒸発器として冷房運転を行っている室内熱交換器４０の温度（蒸発温度）が変動することがなく、冷房感が損なわれることがない。

図９には、目標ＣＳＳＴと室外温との関係が示されている。同図に示すように、室外温が上昇するに伴い、５degとされた一定温度だけ低い温度となるように目標ＣＳＳＴが決定されている。
目標ＣＳＳＴは、５℃を上限とし、それ以上に室外温が上昇しても目標ＣＳＳＴは一定となるように設定した。この理由は以下の通りである。室外温が上昇するに伴い目標ＣＳＳＴを高くすると、吸入冷媒の低圧圧力ＬＰが必要以上に上昇してしまい、冷房を行っている室内熱交換器の所望温度を超えてしまい、意図した冷房が達成できなくなる。したがって、室外温が１０℃（目標ＣＳＳＴが５℃）以上の場合には、室外温にかかわらず目標ＣＳＳＴを一定とし、システムの低圧圧力ＬＰが上昇しないようにした。

また、図９では、目標ＣＳＳＴの上限を５℃としたが、運転パターンＥ８（図７参照）のように、全ての室内ユニット３が暖房運転を行っている場合には、目標ＣＳＳＴの上限値を高く（例えば１１℃に）設定するようになっている。全ての室内ユニット３が暖房運転を行っており、冷房運転を行っている室内ユニット３が存在しない場合には、室内熱交換器４０の蒸発温度を考慮する必要がない。したがって、目標ＣＳＳＴの上限を高く設定することとし、これによりシステムの低圧圧力ＬＰを高くでき、結果として圧縮機１０の圧力比を小さくし、圧縮機１０の負荷を減らすことにより、省エネルギー運転を行うことができる。

［目標ＣＳＳＴの補正］
予期せぬ何らかの原因により、室外熱交換器１２において液冷媒が全て蒸発されずに液バックが生じている場合、室外温センサ３４の温度指示値に誤差がある場合、暖房運転をしている室内ユニット３が多くあり、室外熱交換器１２に要求される蒸発能力が大きく液冷媒の蒸発が追いつかない場合等には、室外熱交換器１２の出口冷媒の過熱度が小さくなっている。
一方、過熱度が大きい場合には、低圧圧力が低下して圧力比が高くなることにより、圧縮機１０の吐出側に接続された吐出管の温度が異常に上昇してしまう。
以上のような場合に対処するために、以下のように目標ＣＳＳＴを補正する。

まず、各室外熱交換器１２ａ，ｂごとに、出口冷媒の過熱度を下式から計算する。
（第１室外熱交換器１２ａの出口冷媒過熱度ＳＨ１）＝
（第１室外熱交換器１２ａの出口温度）−（現在ＣＳＳＴ） ・・・・（２）
（第２室外熱交換器１２ｂの出口冷媒過熱度ＳＨ２）＝
（第２室外熱交換器１２ｂの出口温度）−（現在ＣＳＳＴ） ・・・・（３）
各室外熱交換器１２ａ，ｂの出口温度は、四方弁側温度センサ３２ａ，ｂによって測定される。
そして、各室外熱交換器１２ａ，ｂの出口過熱度ＳＨ１，２が、室外熱交換器１２から液冷媒が流出するおそれがあると予測される第１液バック予測過熱度であるａ［deg］を超えているか否かを判定する。第１液バック予測過熱度としては、例えば５degが用いられる。
また、各室外熱交換器１２ａ，ｂの出口過熱度ＳＨ１，２が、吐出管温度の許容範囲を超えるおそれがある第１過剰過熱度を超えているか否かを判定する。第１過剰過熱度としては、例えば、第１液バック予測過熱度ａに５deg加えた値（ａ＋５）が用いられる。
次に、各室外熱交換器１２ａ，ｂの出口過熱度ＳＨ１，ＳＨ２の状態の組合せによって、下表のように分類する。

各領域に対しては、下表に示すように目標ＣＳＳＴを補正する。

領域Ａの場合には過熱度が過小となっているおそれが大きいので、目標ＣＳＳＴを小さ
くして過熱度を大きくするように、目標ＣＳＳＴ温度差Ｘに１deg加える。
領域Ｂの場合には過熱度が適切な状態に維持されているので、目標ＣＳＳＴについては補正しない。
領域Ｃの場合には過熱度が過大となっているおそれが大きいので、目標ＣＳＳＴを大きくして過熱度を小さくするように、目標ＣＳＳＴ温度差Ｘに対して１deg減じる。
なお、表２にから分かるように、室外熱交換器１２ａ，ｂのいずれかの出口過熱度が第１液バック予測過熱度であるａ［deg］を下回る場合は領域Ａと判断して、目標ＣＳＳＴを下げることとした。つまり、液バックが生じると圧縮機１０への悪影響が大きいので優先的に領域Ａを適用することとした。
一方、室外熱交換器１２ａ，ｂの両者の出口過熱度ＳＨ１及びＳＨ２が第１過剰過熱度である（ａ＋５）［deg］を超えない限り、領域Ｃと判断しないこととした。つまり、一方の室外熱交換器１２ａ，ｂの出口過熱度のみが第１過剰過熱度を超えたとしても、領域Ｃとは判断せずに領域Ｂと判断することとした。これは、領域Ｃと判断すると、過熱度を下げる方向すなわち室外膨張弁１１を開く方向に制御することになり、液バックしやすい方向に制御することになるからである。従って、両者の室外熱交換器１２がともに（ａ＋５）［deg］を超えない限り、領域Ｃと判断しないこととした。

以上のように、室外熱交換器１２から液冷媒が流出するおそれがあると予測される第１液バック予測過熱度以下となった場合には、目標ＣＳＳＴを下げて、室外温との温度差を大きくすることにより熱交換能力を増大させ、液冷媒の蒸発を促進させて未然に液バックを防止する。
また、室外熱交換器１２の出口過熱度ＳＨ１，ＳＨ２が第１過剰過熱度以上の場合には、目標ＣＳＳＴを上げることによって過熱度を下げ、圧縮機１０出口における冷媒吐出温度を下げることとした。
このような目標ＣＳＳＴの補正を行うことにより、適切な過熱度とされる領域Ｂに収束するようになる。
なお、目標ＣＳＳＴの補正は、２つの室外熱交換器１２ａ，ｂにとって共通の目標ＣＳＳＴに対して制御されるので、各室外膨張弁１１ａ，ｂの開度変化量は同一とされる。つまり、後述する室外膨張弁アシスト制御とは異なり、室外膨張弁１１ａ，ｂごとに個別に開度制御するものではない。

このような目標ＣＳＳＴの補正は、暖房運転に伴う室外膨張弁１１の制御が開始されてから例えば５分経過した後に行う。これは、運転パターンが変化してシステムが静定するまでの時間を考慮したものである。
また、補正を行う制御周期は例えば４０秒程度とする。これは、室外膨張弁１１が動作してから過熱度が変化するまで（低圧圧力ＬＰが変化するまで）の応答速度を考慮したものである。具体定な動作が図１０に示されている。図１０は、横軸が時間を示している。上下の線のうち、下方の線Ｌ１が目標ＣＳＳＴの補正を行うタイミングを示している。すなわち、レベルがＬｏｗからＨｉｇｈになったときに補正の計算が行われる。上方の線Ｌ２は、レベルがＬｏｗのときは領域Ｂを意味し、レベルがＨｉｇｈのときは領域Ａ又はＣを意味する。同図から分かるように、４０秒間隔の制御周期のうち、補正のタイミングの時点で領域Ａ又はＣのときにのみ目標ＣＳＳＴの補正が行われる。したがって、４０秒間隔の間で領域が変わっても補正は行われない。

目標ＣＳＳＴを補正するために目標ＣＳＳＴ温度差Ｘを変化させるが、目標ＣＳＳＴ温度差Ｘは５〜３０degの範囲とされる。上限の３０degは圧縮機等の構成によって変化する。
また、室内ユニット３から要求される室外機のコンデンサ容量の割合が変化したときには、基準である目標ＣＳＳＴ温度差（例えば５deg）に戻す。つまり、室内ユニット３の台数が変化した時のように運転状態が変化したときに、液バックを多少許容してでも、連続運転ができる（室外熱交換器１２の霜が付きフロストしない）ようにするためである。

［室外膨張弁アシスト制御］
（ａ）液バック防止アシスト制御
上述のように第１液バック予測過熱度に基づいて目標ＣＳＳＴを下げることとしても、実際に室外膨張弁１１ａ，ｂの開度が制御されるまでに時間遅れが生じる場合がある。
また、各室外膨張弁１１ａ，ｂにとって共通の現在ＣＳＳＴに基づいて制御するに過ぎないので、一方の室外熱交換器１２ａの過熱度が所定値に維持されていても、他の室外熱交換器１２ｂの過熱度が低くなっている場合もある。これでは十分に液バックを回避することができない。
そこで、以下に示すように、各室外膨張弁１１ａ，ｂごとに、個別に開度を直接制御することにする。
式（２）及び式（３）によって算出された過熱度ＳＨ１，ＳＨ２が、図１１に示すように、第１液バック予測過熱度であるａを下回る場合には、室外膨張弁１１ａ，ｂを４０秒毎に１５％パルスずつ閉めることとする。なお、この制御を開始する過熱度として、第１液バック予測過熱度とは異なる第２液バック予測過熱度を用いても良い。
これにより、目標ＣＳＳＴを下げる制御とは別に、膨張弁開度を閉める制御を重畳的に設けることとし、フィードフォワード的に室外膨張弁１１を制御することとし、目標ＣＳＳＴを下げる制御をアシストする。また、膨張弁開度を１５％ずつといったように所定割合ずつ閉めることとしたので、固定パルスずつ閉める場合に比べて、低パルス域すなわち膨張弁開度が小さい領域での絞りすぎによる低圧ハンチングを回避することができる。
その後、過熱度ＳＨ１，ＳＨ２が上昇し、（ａ＋１）［deg］を超えた場合には、通常のＰＩ制御に復帰する。このように通常にＰＩ制御に復帰する過熱度にヒステリシスを設けることにより、膨張弁制御のハンチングを防止する。

このように、第１液バック予測過熱度（または第２液バック予測過熱度）以下となった場合には、膨張弁開度を直接制御して室外膨張弁１１の開度を小さくして過熱度を増大させることとしたので、時間遅れを防止することができる。つまり、目標ＣＳＳＴの補正を介して室外膨張弁１１の開度変更を待つ時間がなくなり、時間遅れが解消される。
また、室外膨張弁１１ごとに制御することとしたので、室外熱交換器１２ごとに液バックを防止することができる。
以上のように、目標ＣＳＳＴを補正する制御に加えて、各室外熱交換器１２ａ，ｂの出口過熱度ＳＨ１，ＳＨ２に基づいて室外膨張弁１１ａ，ｂを制御することによりフィードフォワード的に膨張弁制御が行われるので、目標ＣＳＳＴを補正する制御をアシストする制御が実現される。これにより、安定した膨張弁開度制御が達成される。

（ｂ）過剰過熱防止アシスト制御
また、各室外熱交換器１２ａ，ｂの過熱度が過剰になった場合にも同様にアシスト制御が行われる。
図１２に示すように、第２過剰過熱度である１５degを超えた場合には４０秒ごとに２０％パルスずつ室外膨張弁１１ａ，ｂの開度を開けていく。そして、第２過剰過熱度よりも小さい１３degに過熱度が減少したときに、通常のＰＩ制御に復帰する。
このように、室外膨張弁１１ａ，ｂごとに個別に直接制御するので、時間遅れを防止することができる。
以上のように、目標ＣＳＳＴを補正する制御に加えて、各室外熱交換器１２ａ，ｂの出口過熱度ＳＨ１，ＳＨ２に基づいて室外膨張弁１１ａ，ｂを制御することによりフィードフォワード的に膨張弁制御が行われるので、目標ＣＳＳＴを補正する制御をアシストする制御が実現される。これにより、安定した膨張弁開度制御が達成される。

上述の目標ＣＳＳＴに一致するように室外膨張弁１１を制御する方法に加えて、このような室外膨張弁アシスト制御を用いることにより、各室外熱交換器１２ａ，ｂの出口過熱度のバランスをとることができる。これについて、図１３を用いて説明する。
同図には、第１室外膨張弁１１ａ（EEVH1）と第２室外膨張弁１１ｂ（EEＶH2）の弁開度が示されている。すなわち、縦方向に弁開度（パルス開度）が示されており、上方ほど開度が大きいことを示す。
先ず、室外膨張弁アシスト制御の液バック防止アシスト制御により、第１室外熱交換器１２ａの液バックを検知して、第１室外膨張弁１１ａの弁開度が下げられる（図１３（ｉ））。すると、第１室外膨張弁１１ａが絞られることによる影響で、低圧圧力ＬＰが低下する（すなわち現在ＣＳＳＴが低下する）。低圧圧力ＬＰが低下すると、目標ＣＳＳＴに一致するように低圧圧力ＬＰすなわち目標ＣＳＳＴが上昇するように第１室外膨張弁１１ａ及び第２室外膨張弁１１ｂの開度を上げる方向に制御する。この場合、共通の目標ＣＳＳＴに対して制御しているので、第１室外膨張弁１１ａ及び第２室外膨張弁１１ｂの両方の開度が同一量だけ上昇させられる（図１３（ii））。
次は、図１３（iii）に示すように、第２室外膨張弁１１ｂの弁開度が開きすぎとなり、液バックが検知され、液バック防止アシスト制御により、第２室外膨張弁１１ｂの弁開度が下げられる。すると、第２室外膨張弁１１ｂが絞られることによる影響で、低圧圧力ＬＰが低下する（すなわち現在ＣＳＳＴが低下する）。低圧圧力ＬＰが低下すると、目標ＣＳＳＴに一致するように低圧圧力ＬＰすなわち目標ＣＳＳＴが上昇するように第１室外膨張弁１１ａ及び第２室外膨張弁１１ｂの開度を上げる方向に制御する（図１３（iv））。
このような図１３（ｉ）〜（iv）の過程を繰り返すことにより、第１室外膨張弁１１ａと第２室外膨張弁１１ｂとの開度が揃いバランスするようになる。

図１４には、上述した各制御方法の関係が示されている。
低圧圧力センサＰＳＬから得られる現在ＣＳＳＴが目標ＣＳＳＴの範囲内である場合、つまり、過熱度がａ［deg］〜（ａ＋５）［deg］の固定範囲内である場合には、ＰＩ制御により、第１室外膨張弁１１ａ及び第２室外膨張弁１１ｂが同時に同量だけ制御される。第１液バック予測過熱度であるａ［deg］を下回った場合には、目標ＣＳＳＴを下げる補正を行う。一方、第１過剰過熱度である（ａ＋５）［deg］を上回った場合には、目標ＣＳＳＴを上げる補正を行う。
また、各熱交換器１２ａ，ｂの出口過熱度ＳＨ１，ＳＨ２をそれぞれ演算し、第２液バック予測過熱度であるａ［deg］を下回った場合（本実施形態では第１液バック予測過熱度と第２液バック予測過熱度とを一致させている）には、液バックアシスト制御により、ａ［deg］を下回った方の第１室外膨張弁１１ａ又は第２室外膨張弁１１ｂの弁開度を１５％パルスずつ４０秒間隔で閉めていく。過熱度が上昇し、（ａ＋１）［deg］を超えた場合には、液バックアシスト制御を終了する。
各熱交換器１２ａ，ｂの出口過熱度ＳＨ１，ＳＨ２をそれぞれ演算し、第２過剰過熱度である１５degを超えた場合には、過剰過熱防止アシスト制御により、１５degを上回った方の第１室外膨張弁１１ａ又は第２室外膨張弁１１ｂの弁開度を２０％パルスずつ開けていく。過熱度が低下して１３degを下回った場合には、過剰過熱防止アシスト制御を終了する。
過熱度がａ［deg］から１３degまでの間は、アシスト制御が働かない領域なので、現在ＣＳＳＴすなわち低圧圧力ＬＰのＰＩ制御が行われる。

［圧縮機回転数によるアシスト制御］
さらに、圧縮機回転数によるアシスト制御も重畳的に行う。圧縮機１０の回転数が上昇すると冷媒流量が増大し、室外膨張弁１１によって膨張された冷媒の低圧圧力ＬＰが低下する。本実施形態では、低圧圧力の飽和温度である現在ＣＳＳＴに基づいて制御するので、低圧圧力の低下を検知してから室外膨張弁１１の開度を大きくすることになる。これでは、圧縮機１０の回転数が変動する場合の過渡的な減少に対する追随性が悪くなる。そこで、圧縮機１０の回転数が上昇した場合には室外膨張弁１１の開度を大きくすることとし、低圧圧力の低下（すなわち現在ＣＳＳＴの低下）を待たずにフィードフォワード的に室外膨張弁１１を制御することとした。
一方、圧縮機１０の回転数が減少すると冷媒流量が低下し、室外膨張弁１１によって膨張された冷媒の低圧圧力が上昇する。本実施形態では、低圧圧力の飽和温度である現在ＣＳＳＴに基づいて制御するので、低圧圧力の上昇を検知してから室外膨張弁１１の開度を小さくすることになる。これでは、圧縮機１０の回転数が変動する場合の過渡的な減少に対する追随性が悪くなる。そこで、圧縮機１０の回転数が低下した場合には室外膨張弁１１の開度を小さくすることとし、低圧圧力の上昇を待たずにフィードフォワード的に室外膨張弁１１を制御することとした。

［絞りすぎ防止制御］
室外熱交換器１１を絞りすぎると、圧縮機１０に対して不具合が生じるおそれがある。そこで、上述した制御に重畳させて、以下の圧縮機保護のための絞りすぎ防止制御を行う。
例えば、デフロスト運転を行った後に暖房運転に復帰すると、デフロスト運転時に全閉となっていた室外膨張弁１１を即座に開けることができず、適切な室外膨張弁開度にするスピードに追従できない場合がある。このような場合には室外膨張弁１１が絞り過ぎとなり、低圧圧力ＬＰが異常に低下する。低圧圧力ＬＰが負圧になると、圧縮機１０に使用されているシール等が破損するおそれがある。このような事態を回避するために、低圧圧力ＬＰをモニタしておき、例えば０．１８ＭＰａ以下となったら室外膨張弁１１の開度を開けるように制御する。
また、低圧圧力ＬＰが例えば０．１８ＭＰａ以上であっても、圧力比が高い場合には圧縮機１０への負担が過大となり故障のおそれがある。このような事態を回避するために、圧力比をモニタしておき、所定値を超えた場合には室外膨張弁１１の開度を開けるように制御する。
また、室外膨張弁１１を過度に絞りすぎることにより、圧縮機１０に吸入される冷媒の過熱度が大きくなりすぎて圧縮機１０に接続される吐出管の温度が異常に上昇する場合がある。このような事態を回避するために、吐出管温度センサ３６ａ，ｂによって得られる吐出管温度が所定値を超えた場合には室外膨張弁１１の開度を開けるように制御する。

上記制御は、次の条件を満たすことにより開始される。
＜開始条件＞
（ａ）暖房運転に伴い圧縮機１０が所望の高圧圧力を達成するように運転している
（ｂ）圧縮機１０の吸入冷媒過熱度ＳＨ＞２０degとされている
ここで、圧縮機１０の吸入冷媒過熱度ＳＨは、圧縮機１０に接続される吸入管の温度からＣＳＳＴを減じた値である。
吸入冷媒過熱度ＳＨが２０degを超えている場合には、室外膨張弁１１が絞りすぎであると一応判断できるからである。
（ｃ）低圧圧力＜０．１８ＭＰａ、または、圧力比＞規定値、または、いずれかの圧縮機１０の吐出管温度＞１０５℃のとき
圧力比の規定値は、圧縮機によって異なるが、例えば６．０〜７．２が用いられる。この規定値は圧縮機の回転数によって変更することができ、回転数が高いほど低い規定値を用いる。
（ｄ）上記（ａ）〜（ｃ）を連続で１０秒間以上維持している
上記（ａ）〜（ｄ）を全て満たした場合に、絞りすぎ防止制御が行われる。

絞りすぎ防止制御は、以下のように実施される。
＜制御内容＞
（ａ）室外膨張弁１１ａ，ｂの開度を現在開度から２０パルスずつ上昇させる。なお、４７０パルスで全開とする。
（ｂ）開始条件が成立していれば、１０秒ごとに２０パルスずつ上昇させる
（ｃ）通常のＰＩ制御に重畳して行う
（ｄ）６０パルス以上の膨張弁に対しては本制御は行わない
過剰に開度を開けてしまって液バックを招くおそれがあるからである。

次の条件を満たすことにより、本制御は終了する。
（ａ）暖房運転でなくなり圧縮機１０の制御が高圧制御でなくなった
（ｂ）吸入過熱度が１５degを下回った
（ｃ）低圧圧力ＬＰ＞０．２３６ＭＰａ、かつ、圧力比＜（規定値−０．１）、かつ、いずれかの圧縮機１０の吐出管温度＜９５℃のとき

図１５には、上述した制御が全て示されたフローチャートが示されている。
暖房運転に入り、ステップＳ０にて、室外膨張弁１１の制御が開始されると、ステップＳ１にて、室外膨張弁１１の開度が固定とされる条件になっているか否かを判断する。固定開度条件と判断されると（ＹＥＳ）、固定開度となるように室外膨張弁を駆動する（Ｓ２）。具体的には、運転パターンＣ１の場合の第１室外膨張弁１１ａは６０〜４７０パルスの固定開度とされ、運転パターンＥ４の室外膨張弁１１ｂは、全閉とされる（表１参照）。ステップＳ１にて固定開度条件となっていない場合は、本発明に関する膨張弁制御が開始される（Ｓ３）。

先ず、初期開度保持区間か否かを判断する（Ｓ４）。初期開度保持区間を満たす条件は以下の通りである。
（i）膨張弁制御（Ｓ３）を開始した後、１８０秒経過したか
（ii）ＣＳＳＴ≦室外温−５℃、かつ、
室外熱交換器１１の出口温度≦室外温＋５℃
室外熱交換器１１の出口温度は、第１室外熱交換器１１ａの場合は四方弁側温度センサ３２ａ、第２室外熱交換器１１ｂの場合は四方弁側温度センサ３２ｂによって得られる。
上記（ii）の条件のＣＳＳＴ≦室外温−５℃を満たすことにより、過熱度による制御ができる室外温条件かを判断する。また、上記（ii）の室外熱交換器１１の出口温度≦室外温＋５℃を満たすことで熱交換器が室外温になじむまで冷えているかを確認し、過熱度制御開始時に室外膨張弁開度を開けすぎるのを回避する。この条件を満たす場合は室外熱交換器１２の出口過熱度は１０deg程度となる。
上記の初期開度保持区間を満たす場合（ＹＥＳ）は、初期開度を維持するように室外膨張弁１１を駆動する（Ｓ５）。

上記の初期開度保持区間を満たさなくなった場合（ＮＯ）は、目標ＣＳＳＴを決定するステップＳ６へと進む。目標ＣＳＳＴは、式（１）を用いて説明したように、室外温から目標ＣＳＳＴ温度差Ｘだけ減じた値とする。

目標ＣＳＳＴが決定されると、この目標ＣＳＳＴを用いて、ステップＳ７〜Ｓ９にて、目標ＣＳＳＴを補正する必要があるか否かを判断する。つまり、上述した目標ＣＳＳＴの補正の制御が行われる。
ステップＳ７では、前回の補正の判断から４０秒経過したか否かを判断する。これは、上述のように、室外膨張弁１１の開度と現在ＣＳＳＴとの時間遅れを考慮したものである。４０秒経過すると（ＹＥＳ）、ステップＳ８にて、表２に示した領域Ｂに属するかを判断する。領域Ｂに属すると判断した場合（ＹＥＳ）には、現在の過熱度が適切と判断されるので、ステップ８へ戻り目標ＣＳＳＴの補正は行われない。領域Ｂに属しないと判断される（ＮＯ）と、すなわち領域Ａ又は領域Ｃに属すると判断されると、表３に従い目標ＣＳＳＴが補正される（Ｓ９）。具体的には、領域Ａに属する場合には過熱度が足りないと判断し、目標ＣＳＳＴ温度差Ｘに１deg加える。領域Ｃに属する場合には過熱度が大きいと判断し、目標ＣＳＳＴ温度差Ｘから１deg減じる。このように補正された目標ＣＳＳＴは、ステップＳ６へと送られ、このステップＳ６にて目標ＣＳＳＴが補正される。

ステップＳ１０では、ステップＳ６にて決定された目標ＣＳＳＴとの差分をとり、ＰＩ制御により、室外膨張弁１１の開度の変化量を計算する。
次に、ステップ１１では、各室外熱交換器１１ａ，ｂの出口過熱度ＳＨ１，ＳＨ２を演算し、上述の［室外膨張弁アシスト制御］による膨張弁開度のアシスト量を計算する。具体的には、出口過熱度ＳＨ１，SH２のいずれかが第２液バック予測過熱度であるａ［deg］を下回った場合は、液バック防止アシスト制御として弁開度を所定割合閉める量（１５％パルス／４０秒）を計算する。また、出口過熱度SH１，SH２のいずれかが第２過剰過熱度である１５degを上回った場合は過剰過熱防止アシスト制御として弁開度を所定割合開ける量（２０％パルス／秒）を計算する。

次に、ステップＳ１２にて、コンプレッサのＨｚすなわち回転数の変化量に基づいて、膨張弁開度のアシスト量を計算する。つまり、上述の［圧縮機回転数によるアシスト制御］によって得られる室外膨張弁１１の弁開度のアシスト量が計算される。

次に、ステップＳ１３にて、吐出間温度（Ｔｄ）、低圧圧力ＬＰ、及び圧力比から、外膨張弁１１の弁開度のアシスト量が計算される。つまり、上述の［絞りすぎ防止制御］によって得られる室外膨張弁１１の弁開度のアシスト量が計算される。

次に、ステップ１４にて、Ｓ１０によって得られる弁開度、Ｓ１１〜Ｓ１３から得られるアシスト量をふまえて、最終的な室外膨張弁１１の開度変化量が決定される。そして、この開度変化量に基づいて室外膨張弁１１が駆動される（Ｓ１５）。

なお、本実施形態では、冷暖房フリーマルチエアコンを例として説明したが、本発明は冷暖房フリーマルチエアコンに限定されず、例えば室外温（外気温度）に基づいて目標ＣＳＳＴを決定する発明は、空気調和装置の形式にかかわらず蒸発器の膨張弁制御に適用することができる。

本発明にかかる冷暖房フリーマルチエアコンであり、全冷房全台運転の運転パターンＣ８を示した概略構成図である。 本発明にかかる冷暖房フリーマルチエアコンの制御ブロックを示した図である。 中間期における冷房主体運転であって室外ファンのコントロール範囲内の運転パターンＣ４を示した概略構成図である。 中間期における冷房主体運転であって室外ファンのコントロール範囲内であり要求される凝縮能力が比較的小さい場合の運転パターンＣ２を示した概略構成図である。 冷暖バランス運転であって低外気温の運転パターンＣ１を示した概略構成図である。 冷暖バランス運転であって低圧が許容範囲内の運転パターンＣ０を示した概略構成図である。 全暖房全台運転の運転パターンＥ８を示した概略構成図である。 中間期における暖房主体運転の運転パターンを示した概略構成図である。 目標ＣＳＳＴと室外温（外気温度）との関係を示したグラフである。 目標ＣＳＳＴの補正を行うタイミングを示したタイムチャートである。 液バック防止アシスト制御を行う過熱度を示した図である。 過剰過熱防止アシスト制御を行う過熱度を示した図である。 各室外膨張弁のバランス過程を示した図である。 各制御によって行われる室外膨張弁制御を過熱度に対して示した図である。 室外熱交換器が蒸発器とされた場合の室外膨張弁の開度制御を示したフローチャートである。

符号の説明

１ 室外ユニット（室外機）
３ 室内ユニット（室内機）
５ 高圧ガス管
７ 低圧ガス管
９ 液管
１２ 室外熱交換器（暖房時には蒸発器）
１２ａ 第１室外熱交換器
１２ｂ 第２室外熱交換器
１１ 室外膨張弁
１１ａ 第１室外膨張弁
１１ｂ 第２室外膨張弁
７０ 制御部
ＣＬ１ 室外制御装置
ＰＳＬ 低圧圧力センサ

Claims (10)

1. 冷媒を吸入して圧縮する圧縮機と、圧縮された冷媒を凝縮する凝縮器と、凝縮された液冷媒を膨張させる膨張弁と、膨張された冷媒を蒸発させる蒸発器と、前記膨張弁の開度を制御する制御部と、を備えた空気調和装置において、
   前記制御部は、前記圧縮機に吸入される吸入冷媒の温度を用いずに、該吸入冷媒の圧力における低圧圧力飽和温度が、外気温度から所定温度減じた目標低圧圧力飽和温度となるように前記膨張弁を制御して、該吸込冷媒に所定の過熱度を付けることを特徴とする空気調和装置。
2. 前記圧縮機および複数の室外熱交換器を備えた室外機と、
   前記圧縮機の吸入側に接続されて低圧のガス冷媒が流れる低圧ガス管、前記圧縮機の吐出側に接続されて高圧のガス冷媒が流れる高圧ガス管、および、前記室外熱交換器に接続されて液冷媒が流れる液管によって前記室外機と接続され、前記高圧ガス管または前記液管から冷媒が供給されて室内空気と熱交換を行う複数の室内熱交換器と、
   前記室外熱交換器へと供給される液冷媒を膨張させる前記膨張弁を制御する前記制御部と、を備え、
   前記制御部は、前記室外熱交換器が前記蒸発器として動作する場合に、前記膨張弁を制御することを特徴とする請求項１に記載の空気調和装置。
3. 前記目標低圧圧力飽和温度は、外気温度が所定値以上の場合には、外気温度にかかわらず一定温度とされることを特徴とする請求項２に記載の空気調和装置。
4. 前記複数の室内熱交換器が全て暖房運転とされている場合には、前記一定温度は、一以上の前記室内熱交換器が冷房運転とされている場合よりも高い温度とされることを特徴とする請求項３に記載の空気調和装置。
5. 前記制御部は、前記室外熱交換器の出口温度から前記低圧圧力飽和温度を減じた室外熱交換器出口過熱度が、室外熱交換器から液冷媒が流出するおそれがあると予測される第１液バック予測過熱度以下の場合には前記目標低圧圧力飽和温度を下げることを特徴とする請求項２から４のいずれかに記載の空気調和装置。
6. 前記制御部は、前記室外熱交換器の出口温度から前記低圧圧力飽和温度を減じた室外熱交換器出口過熱度が、第１過剰過熱度以上の場合には前記目標低圧圧力飽和温度を上げることを特徴とする請求項２から５のいずれかに記載の空気調和装置。
7. 前記制御部は、前記室外熱交換器出口過熱度が、前記室外熱交換器から液冷媒が流出するおそれがあると予測される第２液バック予測過熱度以下の場合には、前記膨張弁の開度を小さくすることを特徴とする請求項５に記載の空気調和装置。
8. 前記制御部は、前記室外熱交換器出口過熱度が、第２過剰過熱度以上の場合には、前記膨張弁の開度を大きくすることを特徴とする請求項６に記載の空気調和装置。
9. 前記制御部は、前記圧縮機の回転数が上昇した場合には、前記膨張弁の開度を大きくし、
   前記圧縮機の回転数が減少した場合には、前記膨張弁の開度を小さくすることを特徴とする請求項１〜８のいずれかに記載の空気調和装置。
10. 冷媒を吸入して圧縮する圧縮機と、圧縮された冷媒を凝縮する凝縮器と、凝縮された液冷媒を膨張させる膨張弁と、膨張された冷媒を蒸発させる蒸発器と、を備えた空気調和装置の制御方法において、
    前記圧縮機に吸入される吸入冷媒の温度を用いずに、該吸入冷媒の圧力における低圧圧力飽和温度が、外気温度から所定温度減じた目標低圧圧力飽和温度となるように前記膨張弁を制御して、該吸込冷媒に所定の過熱度を付けることを特徴とする空気調和装置の制御方法。

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