JP5372072B2 - ヒートポンプ装置及びヒートポンプ装置の制御方法 - Google Patents

Description

この発明は、複数の熱源を用いるヒートポンプ装置に関する。

冷暖房装置や給湯機に用いられるヒートポンプ装置は、空気の熱を熱源とすることが一般的である。外気温度が低い地域等で用いられるヒートポンプ装置は、暖房時に地中熱を利用することもある。

空気の熱を熱源として用いる空気熱源タイプのヒートポンプ装置は、暖房運転時に外気温度が低いと、吸入圧力の低下や着霜などによって暖房能力が低下するなど、ヒートポンプ装置の運転効率が外気温度に左右される。地中熱を利用する地中熱源タイプのヒートポンプ装置は、地中熱は温度変化が小さいため、空気熱源タイプのヒートポンプ装置に比べ、運転効率が安定している。

空気熱源タイプのヒートポンプ装置は、暖房運転をする場合、外気温度が地中温度よりも高いと、地中熱源タイプのヒートポンプ装置よりも運転効率が高い。一方、地中熱源タイプのヒートポンプ装置は、暖房運転をする場合、地中温度の方が外気温度よりも高いと、空気熱源タイプのヒートポンプよりも運転効率が高い。

特許文献１には、空気と冷媒を熱交換する空気熱交換器と、地中を循環する液体と冷媒を熱交換する液体熱交換器とを備え、外気温度と地中温度との比較によって、使用する熱源を切り替えるヒートポンプ装置が記載されている。特許文献１では、外気温度が高い場合は空気熱交換器へ冷媒が流れ、地中温度が高い場合は液体熱交換器へ冷媒が流れるように切替弁によって流路を切り替えている。

特開２００９−２７６０２９号公報

地中熱交換器は地下へ埋設する必要があるため、掘削作業などの工事費用が必要となる。そのため、地中熱源タイプのヒートポンプ装置は、空気熱源タイプのヒートポンプ装置に比べて費用が高くなる。一般に、地中熱交換器が大きくなるほど、掘削作業などの工事費用は高くなる。

外気温度と地中温度とに基づき地中熱交換器と空気熱交換器とを切り替えて使用するヒートポンプ装置では、地中熱交換器と空気熱交換器との一方のみで所望の能力が発揮できるように、地中熱交換器と空気熱交換器とのそれぞれの大きさが設計される。そのため、地中熱交換器と空気熱交換器とを切り替えて用いるヒートポンプ装置は、地中熱交換器と空気熱交換器との両方の費用が必要となり、空気熱源と地中熱源とのいずれか一方だけを用いるヒートポンプ装置に比べてコストが高くなる。

この発明は、ヒートポンプ装置のコストをできるだけ抑制しつつ、運転効率を高くすることを目的とする。

この発明に係るヒートポンプ装置は、
圧縮機と利用側熱交換器と第１減圧装置と第１熱交換器とが順に配管によって接続され環状に形成された第１回路と、前記第１回路における前記利用側熱交換器と前記第１減圧装置との間の第１接合点から前記第１熱交換器と前記圧縮機との間の第２接合点までが配管によって接続され、前記第１接合点から前記第２接合点までの途中に第２減圧装置と第２熱交換器とが順に設けられた第２回路とを有し、冷媒が循環する冷媒回路と、
前記冷媒回路を循環する冷媒と前記第１熱交換器で熱交換される第１熱媒体の温度を第１温度として検出する第１温度検出装置と、
前記冷媒回路を循環する冷媒と前記第２熱交換器で熱交換される第２熱媒体の温度を第２温度として検出する第２温度検出装置と、
前記第１温度検出装置が検出した第１温度と前記第２温度検出装置が検出した第２温度との温度差に応じて、前記第１減圧装置と前記第２減圧装置との少なくとも一方を制御して、前記第１熱交換器を通過する冷媒の流量である第１冷媒流量と前記第２熱交換器を通過する冷媒の流量である第２冷媒流量とを制御する制御装置と
を備えることを特徴とする。

この発明に係るヒートポンプ装置は、第１熱交換器と第２熱交換器との両方を同時に用いて採熱する。そのため、２つの熱交換器それぞれのサイズを小さくすることができ、コストを抑えることができる。また、この発明に係るヒートポンプ装置は、第１熱媒体の温度と第２熱媒体の温度との温度差に応じて、第１熱交換器と第２熱交換器とへ流す冷媒の流量を調整する。そのため、季節や時間等に応じて熱交換処理能力の高い熱源及び熱交換器を効率的に用いて採熱でき、運転効率を高くすることができる。

実施の形態１に係るヒートポンプ装置１の構成図。 外気温度と地中熱温度との温度変化と、ヒートポンプ装置１が主として利用する熱源とを示す図。 ヒートポンプ装置１のｐ−ｈ線図の例と、外気温度及び地中熱温度とを示す図。 熱交換器６ａ，６ｂから流出する冷媒の出口温度を用いる場合の制御の流れを示すフローチャート。 圧縮機３に吸入される冷媒の温度を用いる場合の制御の流れを示すフローチャート。 着霜量を減らし、除霜運転を遅延させる制御の流れを示すフローチャート。 冷媒不足を検知し、膨張弁５ａの開度を変更する制御の流れを示すフローチャート。

実施の形態１．
図１は、実施の形態１に係るヒートポンプ装置１の構成図である。
なお、以下の説明では、熱交換器４を放熱器として使用する場合（四方弁９が実線で示す流路で接続された場合）を想定して説明する。しかし、以下に説明する制御を、熱交換器４を蒸発器として使用する場合（四方弁９が破線で示す流路で接続された場合）に応用することは容易である。熱交換器４を蒸発器として使用する場合については、後に説明を加える。

ヒートポンプ装置１は、冷媒が循環する冷媒回路２を備える。冷媒回路２は、圧縮機３と、熱交換器４（利用側熱交換器）と、膨張弁５ａ（第１減圧装置）と、熱交換器６ａ（空気熱源用の熱交換器、第１熱交換器）とが順に配管により接続され環状に形成される。また、冷媒回路２は、熱交換器４と膨張弁５ａとの間の接合点７から、熱交換器６ａと圧縮機３との間の接合点８までが配管により接続され、途中に膨張弁５ｂ（第２減圧装置）と熱交換器６ｂ（地中熱源用の熱交換器、第２熱交換器）とが設けられる。
冷媒回路２には、圧縮機３の吐出側に四方弁９（切替装置）が設けられ、圧縮機３の吸入側に冷媒容器１０が設けられる。また、熱交換器６ａの近傍には、熱交換器６ａへ外気（第１熱媒体）を送る送風機１１（第１搬送装置）が設けられる。
熱交換器６ｂには、熱交換器１２により地中から採熱するブラインなどの不凍液（第２熱媒体）がポンプ１３により循環する地中熱源側回路１４が接続されている。熱交換器４には、ポンプ１５により水が循環する水回路１６が接続されている。水回路１６には、図示されていない放熱器、吸熱器、給湯器等が接続され、水回路１６を循環する水を利用して暖房、冷房、給湯等が行われる。
また、ヒートポンプ装置１は、膨張弁５ａ，５ｂ、送風機１１、ポンプ１３，１５等を制御する制御装置１７と、温度検出装置１８，１９，２０ａ，２０ｂ，２１ａ，２１ｂ，２２ａ，２２ｂとを備える。

圧縮機３は、例えば、電動機部と圧縮部とがシェルに収納された全密閉式圧縮機である。圧縮機３へ吸引された低圧の冷媒は、圧縮され高温高圧の冷媒となって放出される。圧縮機３は、制御装置１７によるインバータ制御に基づき回転数が制御される。

熱交換器４は、例えば、プレートを積層したプレート式熱交換器や、冷媒が流れる伝熱管と水が流れる伝熱管とから成る二重管式熱交換器等である。熱交換器４は、冷媒回路２を循環する冷媒と、水回路１６を循環する水とを熱交換する。

膨張弁５ａ，５ｂは、例えば、制御装置１７からの電気信号によって開度を変更可能な電子膨張弁である。膨張弁５ａ，５ｂは、複数のオリフィスや複数のキャピラリを並列に接続し、電磁弁等の開閉操作によって通過する冷媒の流量を制御できるように構成してもよい。膨張弁５ａ，５ｂは、熱交換器４から流出した冷媒を減圧・膨張させ、熱交換器６ａ，６ｂへ流入する冷媒流量を調整する。

熱交換器６ａは、例えば、銅やアルミニウムで構成されるフィンアンドチューブ型熱交換器である。熱交換器６ａは、送風機１１から供給される外気と、冷媒回路２を循環する冷媒とを熱交換する。

熱交換器６ｂは、熱交換器４と同様に、例えば、プレート式熱交換器や二重管式熱交換器である。熱交換器６ｂは、地中熱源側回路１４を循環する不凍液と、冷媒回路２を循環する冷媒とを熱交換する。

四方弁９は、冷媒回路２の循環方向を切り替えるために用いられる。循環方向を切り替えることによって、暖房運転時は熱交換器４を放熱器として利用し、冷房運転時は熱交換器４を蒸発器として利用することができる。

冷媒容器１０は、ガス冷媒を圧縮機３に吸入させ、余剰の液冷媒を蓄える気液分離器である。

送風機１１は、例えば、制御装置１７によるインバータ制御に基づき回転数が制御可能なファンである。送風機１１の回転数を制御することにより、熱交換器６ａへの外気の搬送量が変更される。熱交換器６ａへの外気の搬送量が変更されると、熱交換器６ａで熱交換される熱量が変更される。

熱交換器１２は、例えば、略Ｕ字状に形成されて地中に垂直もしくは水平に埋設された樹脂製の採熱パイプ群によって構成される。熱交換器１２は、埋設した地域や深度によって同じ大きさの熱交換器を埋設しても熱交換性能が異なる。

ポンプ１３は、制御装置１７によるインバータ制御に基づき回転数が制御可能なポンプである。ポンプ１３の回転数を制御することにより、地中熱源側回路１４を循環する不凍液の流量を変更することができる。ポンプ１３は、回転数が一定のポンプと、開度が変更可能な容量制御弁とを組合せて構成してもよい。この場合、容量制御弁の開度を調整することで不凍液の流量を変更することができる。不凍液の流量を変更することにより、熱交換器６ｂで熱交換される熱量が変更される。

ポンプ１５は、ポンプ１３と同様に、制御装置１７によるインバータ制御に基づき回転数が制御可能なポンプや、回転数が一定のポンプと開度が変更可能な容量制御弁との組合せである。ポンプ１５の回転数を制御することにより、水回路１６を循環する水の流量を変更することができる。水の流量を変更することにより、熱交換器４で熱交換される熱量が変更される。

制御装置１７は、例えば、マイクロコンピュータである。制御装置１７は、温度検出装置１８，１９，２０ａ，２０ｂ，２１ａ，２１ｂが検出した温度等に基づき、膨張弁５ａ，５ｂ、送風機１１、ポンプ１３，１５等を制御する。

温度検出装置１８（吸入温度検出装置）は、圧縮機３へ吸入される冷媒の温度（吸入温度）を検出する。温度検出装置１９（第１飽和温度検出装置、第２飽和温度検出装置）は、冷媒回路２における低圧側の冷媒の飽和温度を検出する。温度検出装置２０ａ（第１温度検出装置）は、熱交換器６ａへ搬送される外気の温度（第１温度）を検出する。温度検出装置２０ｂ（第２温度検出装置）は、熱交換器６ｂへ流入する不凍液の温度（第２温度）を検出する。温度検出装置２１ａ（第１出口温度検出装置）は、熱交換器６ａから流出した冷媒の温度（第１出口温度）を検出する。温度検出装置２１ｂ（第２出口温度検出装置）は、熱交換器６ｂから流出した冷媒の温度（第２出口温度）を検出する。温度検出装置２２ａ（第１飽和温度検出装置）は、熱交換器６ａにおける冷媒の飽和温度を検出する。温度検出装置２２ｂ（第２飽和温度検出装置）は、熱交換器６ｂにおける冷媒の飽和温度を検出する。
なお、温度検出装置１９は、低圧側の冷媒の圧力を検出する装置であってもよい。同様に、温度検出装置２２ａ，２２ｂは、熱交換器６ａ，６ｂにおける冷媒の圧力を検出する装置であってもよい。この場合、制御装置１７が、温度検出装置１９，２２ａ，２２ｂにより検出された圧力から各位置における冷媒の飽和温度を計算すればよい。

図２は、外気温度と地中熱温度との温度変化と、ヒートポンプ装置１が主として利用する熱源とを示す図である。なお、図２では、熱交換器６ａ，６ｂにおける低圧側の飽和温度（蒸発温度）が等しい場合を示している。図３は、ヒートポンプ装置１のｐ−ｈ線図の例と、外気温度及び地中熱温度とを示す図である。図３において、縦軸は冷媒の圧力を示し、横軸は冷媒の比エンタルピーを示す。また、図３において、縦軸は外気及び地中熱の温度を示す。
図２に示すように、地中温度は多少の変化はあるものの概ね一定であり、外気温度は季節や時間に応じて変化する。そのため、外気温度の方が地中熱温度よりも高い場合と、地中熱温度の方が外気温度よりも高い場合とがある。
ヒートポンプ装置１は、外気温度と地中熱温度とのどちらが高い場合であっても、空気熱源と地中熱源との両方を熱源として利用する。つまり、ヒートポンプ装置１は、図３に示す空気熱源との熱交換量Ｑａと中熱源との熱交換量Ｑｂとの両方を同時に利用して暖房等を行う。
ヒートポンプ装置１は、外気温度と熱交換器６ａにおける冷媒の蒸発温度との温度差や、地中温度と熱交換器６ｂにおける冷媒の蒸発温度との温度差等に基づき、膨張弁５ａ，５ｂの開度を制御する。これにより、熱交換器６ａ，６ｂの両方を利用しつつ、熱交換器６ａ，６ｂのどちらを主として利用し、どちらを従として利用するかを決定する。例えば、図２に示すように、熱交換器６ａ，６ｂにおける蒸発温度が等しい場合、外気温度の方が地中熱温度よりも高いなら、空気熱源を主として利用し、地中熱温度の方が外気温度よりも高いなら、地中熱源を主として利用する。

次に、空気熱源と地中熱源との各熱源の温度と、各熱源との熱交換量との関係について説明する。
熱交換器６ａ，６ｂにおける冷媒と熱源との熱交換量は、冷媒側から見た場合の熱交換量Ｑｒを式１で表すことができ、熱源側から見た場合の熱交換量Ｑｎを式２で表すことができる。
＜式１＞
Ｑｒ＝Ｇｒ×（Ｈｅｏ−Ｈｅｉ）
＜式２＞
Ｑｎ＝Ｇ×Ｃｐ×ε×（Ｔ−ＥＴ）
ここで、Ｇｒは熱交換器６ａ，６ｂを通過する冷媒流量である。Ｈｅｏは熱交換器６ａ，６ｂの出口側におけるエンタルピーである。Ｈｅｉは熱交換器６ａ，６ｂの入口側におけるエンタルピーである。Ｇは熱媒体（外気、不凍液）の搬送量である。Ｃｐは比熱である。εは温度効率である。Ｔは熱源温度である。つまり、Ｔは、熱交換器６ａの場合には外気の温度であり、熱交換器６ｂの場合には不凍液の温度（地中の温度）である。ＥＴは熱交換器６ａ，６ｂにおける冷媒の飽和温度である。

式１の熱交換量Ｑｒと式２の熱交換量Ｑｎとは等しいので、式１と式２とから次の式が得られる。
Ｇｒ×（Ｈｅｏ−Ｈｅｉ）＝Ｇ×Ｃｐ×ε×（Ｔ−ＥＴ）
この式を変形すると、次の式になる。
Ｇｒ＝（（Ｇ×Ｃｐ×ε）／（Ｈｅｏ−Ｈｅｉ））×（Ｔ−ＥＴ）
ここで、（Ｇ×Ｃｐ×ε）／（Ｈｅｏ−Ｈｅｉ））をＣ１と置き換えれば、式３が得られる。
＜式３＞
Ｇｒ＝Ｃ１×（Ｔ−ＥＴ）

飽和温度ＥＴが一定であるとする。すると、式２に示すように、熱源温度Ｔが高ければ熱交換量Ｑｎが多くなる。しかし、熱源温度Ｔが高い場合、熱交換器６ａ，６ｂの利用効率を高くするために、熱交換器６ａ，６ｂから流出した冷媒の状態を所定の状態（例えば、飽和ガス）とするには、必要な冷媒流量Ｇｒも多くなる。式３に示すように、必要な冷媒流量Ｇｒは、飽和温度ＥＴが一定の場合、熱源温度Ｔに比例する。

式２の搬送量Ｇと比熱Ｃｐと温度効率εとの積である熱交換性能（Ｇ×Ｃｐ×ε）が、熱交換器６ａと熱交換器６ｂとで同一とする。すると、熱交換器６ａ，６ｂにおける熱源との熱交換量Ｑｎは、対応する熱源の熱源温度Ｔによって決まる。したがって、熱交換器６ａ，６ｂのうち、対応する熱源の熱源温度Ｔが高い方へより多くの冷媒が流れるように、膨張弁５ａ，５ｂを制御する必要がある。

冷媒流量Ｇｒは、式４で表すことができる。
＜式４＞
Ｇｒ∝Ｃｖ×√ΔＰＬＥＶ
ここで、Ｃｖは流量係数であり、膨張弁５ａ，５ｂの口径と開度とに比例して増減する。ΔＰＬＥＶは膨張弁５ａ，５ｂ前後の差圧である。∝は比例することを表す。つまり、式４は、冷媒流量Ｇｒが流量係数Ｃｖと差圧ΔＰＬＥＶの平方根との積に比例することを表す。
式４に示すように、膨張弁５ａ，５ｂの開度を大きくし、流量係数Ｃｖを大きくするほど、膨張弁５ａ，５ｂを通過して、熱交換器６ａ，６ｂへ流入する冷媒流量Ｇｒが増える。そのため、膨張弁５ａ，５ｂの口径が同じであれば、熱交換器６ａ，６ｂのうち対応する熱源の熱源温度Ｔが高い方の膨張弁５ａ又は５ｂの開度が、熱源温度Ｔが低い方の膨張弁５ａ又は５ｂの開度よりも大きくなるように制御する必要がある。

例えば、空気熱源の熱源温度Ｔａが地中熱源の熱源温度Ｔｂよりも高い場合、空気熱源との熱交換量Ｑａ（熱交換器６ａにおける熱交換量）は地中熱源との熱交換量Ｑｂ（熱交換器６ｂにおける熱交換量）よりも多い。そのため、熱交換器６ａへ流れる冷媒流量Ｇｒａが、熱交換器６ｂへ流れる冷媒流量Ｇｒｂよりも多く（Ｇｒａ＞Ｇｒｂ）なるように制御する必要がある。そこで、この場合、膨張弁５ａの開度が膨張弁５ｂの開度よりも大きくなるように、膨張弁５ａ，５ｂを制御する。
なお、熱源温度Ｔａと熱源温度Ｔｂとの温度差に応じて、熱源温度Ｔａが熱源温度Ｔｂよりも高くなるほど、冷媒流量Ｇｒａが多くなり、冷媒流量Ｇｒｂが少なくなるように、膨張弁５ａ，５ｂを制御する必要がある。

上記説明では、飽和温度ＥＴが一定であるとしていた。しかし、飽和温度ＥＴが変化する場合、式３に示すように、熱源温度Ｔと飽和温度ＥＴとの温度差が大きいほど必要な冷媒流量Ｇｒが多くなる。
したがって、熱交換器６ａ，６ｂのうち、対応する熱源の熱源温度Ｔと飽和温度ＥＴとの温度差が大きい方へより多くの冷媒が流れるように、膨張弁５ａ，５ｂを制御する必要がある。

例えば、空気熱源の熱源温度Ｔａと、熱交換器６ａにおける冷媒の飽和温度ＥＴａとの温度差ΔＴａ（第１温度差）が、地中熱源の熱源温度Ｔｂと、熱交換器６ｂにおける冷媒の飽和温度ＥＴｂとの温度差ΔＴｂ（第２温度差）よりも大きいとする。この場合、熱交換器６ａへ流れる冷媒流量Ｇｒａが、熱交換器６ｂへ流れる冷媒流量Ｇｒｂよりも多く（Ｇｒａ＞Ｇｒｂ）なるように制御する必要がある。そこで、この場合、膨張弁５ａの開度が膨張弁５ｂの開度よりも大きくなるように、膨張弁５ａ，５ｂを制御する。
なお、温度差ΔＴａと温度差ΔＴｂとの差に応じて、温度差ΔＴａが温度差ΔＴｂよりも大きくなるほど、冷媒流量Ｇｒａが多くなり、冷媒流量Ｇｒｂが少なくなるように、膨張弁５ａ，５ｂを制御する必要がある。

上記説明では、熱交換器６ａ，６ｂの熱交換性能がほぼ同一であるとした。しかし、熱交換器６ａ，６ｂの熱交換性能が異なる場合、熱交換量Ｑｎは式２から、熱交換性能（Ｇ×Ｃｐ×ε）と、熱源温度Ｔと飽和温度ＥＴとの温度差（Ｔ−ＥＴ）との積で決まる。外気や不凍液等の熱媒体の比熱Ｃｐや温度効率εが概ね一定であるとすると、熱交換性能（Ｇ×Ｃｐ×ε）は外気や不凍液等の熱媒体の搬送量Ｇに比例して決定される。

搬送量Ｇは式５で表すことができる。
＜式５＞
Ｇ＝Ｆ×Ｃ２
ここで、Ｆは、熱交換器６ａの場合は送風機１１の回転数であり、熱交換器６ｂの場合はポンプ１３の回転数である。Ｃ２は設置条件等によって決まる値である。つまり、搬送量Ｇは送風機１１やポンプ１３の回転数Ｆに比例する。送風機１１やポンプ１３の回転数Ｆと搬送量Ｇとの関係（Ｃ２の値）が予め分かっていれば、回転数Ｆから搬送量Ｇを計算することができる。回転数Ｆと搬送量Ｇとの関係は、例えば、事前にシミュレーション等を行うことで把握することができる。

式３について、Ｃ１を展開して考えれば、搬送量Ｇと、熱源温度Ｔと飽和温度ＥＴとの温度差との積が大きいほど、必要な冷媒流量Ｇｒが多くなる。
したがって、熱交換器６ａ，６ｂのうち、対応する熱媒体の搬送量Ｇと、対応する熱源の熱源温度Ｔと飽和温度ＥＴとの温度差との積が大きい方へより多くの冷媒が流れるように、膨張弁５ａ，５ｂを制御する必要がある。

例えば、送風機１１による外気の搬送量Ｇａと温度差ΔＴａとの積が、ポンプ１３による不凍液の搬送量Ｇｂと温度差ΔＴｂとの積よりも大きいとする。この場合、熱交換器６ａへ流れる冷媒流量Ｇｒａが、熱交換器６ｂへ流れる冷媒流量Ｇｒｂよりも多く（Ｇｒａ＞Ｇｒｂ）なるように制御する必要がある。そこで、この場合、膨張弁５ａの開度が膨張弁５ｂの開度よりも大きくなるように、膨張弁５ａ，５ｂを制御する。
なお、搬送量Ｇａと温度差ΔＴａとの積と搬送量Ｇｂと温度差ΔＴｂとの積との差に応じて、搬送量Ｇａと温度差ΔＴａとの積が搬送量Ｇｂと温度差ΔＴｂとの積よりも大きくなるほど、冷媒流量Ｇｒａが多くなり、冷媒流量Ｇｒｂが少なくなるように、膨張弁５ａ，５ｂを制御する必要がある。

式１と式２とから、熱交換器６ａの冷媒流量Ｇｒａと熱源温度Ｔａとの関係を、熱交換器６ａ側の出口エンタルピーＨｅｏａ、入口エンタルピーＨｅｉａ、熱媒体（外気）の搬送量Ｇａ、比熱Ｃｐａ、温度効率εａを用いて、式６で表すことができる。同様に、熱交換器６ｂの冷媒流量Ｇｒｂと熱源温度Ｔｂとの関係を、熱交換器６ｂ側の出口エンタルピーＨｅｏｂ、入口エンタルピーＨｅｉｂ、熱媒体（外気）の搬送量Ｇｂ、比熱Ｃｐｂ、温度効率εｂを用いて、式７で表すことができる。
＜式６＞
Ｇｒａ×（Ｈｅｏａ−Ｈｅｉａ）＝Ｇａ×Ｃｐａ×εａ×（Ｔａ−ＥＴａ）
＜式７＞
Ｇｒｂ×（Ｈｅｏｂ−Ｈｅｉｂ）＝Ｇｂ×Ｃｐｂ×εｂ×（Ｔｂ−ＥＴｂ）
冷媒側エンタルピー差である（Ｈｅｏａ−Ｈｅｉａ）と（Ｈｅｏｂ−Ｈｅｉｂ）とが同じとなるように膨張弁５ａ，５ｂを制御していると仮定すると、式６と式７とから、冷媒流量Ｇｒａ，Ｇｒｂと、熱源温度Ｔａ，Ｔｂとの関係は式８で表すことができる。
＜式８＞
Ｇｒａ＝βａｂ×（Ｔａ−ＥＴａ）／（Ｔｂ−ＥＴｂ）×Ｇｒｂ
ここで、βａｂ＝（Ｇａ×Ｃｐａ×εａ）／（Ｇｂ×Ｃｐｂ×εｂ）であり、βａｂは熱交換器６ａと熱交換器６ｂとの熱交換性能の比を表す。
式４より、冷媒流量Ｇｒと膨張弁５ａ，５ｂの流量係数Ｃｖとは比例する。そのため、式８から式９が得られる。
＜式９＞
Ｃｖａ＝βａｂ×（Ｔａ−ＥＴａ）／（Ｔｂ−ＥＴｂ）×Ｃｖｂ
ここで、Ｃｖａは膨張弁５ａの流量係数であり、Ｃｖｂは膨張弁５ｂの流量係数である。

流量係数Ｃｖａは膨張弁５ａの開度に比例し、流量係数Ｃｖｂは膨張弁５ｂの開度に比例する。そのため、式９から、膨張弁５ｂの開度が決まると、膨張弁５ａの開度は熱源温度Ｔａに比例し、熱源温度Ｔｂに反比例して決まる。

例えばβａｂ＝０．５の場合は、（Ｔａ−ＥＴａ）／（Ｔｂ−ＥＴｂ）＝２のとき、膨張弁５ａの流量係数Ｃｖと膨張弁５ｂの流量係数Ｃｖとが一致するように制御すれば、各熱交換器６ａ，６ｂを最も有効に使うことができる。

次に、制御装置１７による膨張弁５ａ，５ｂの具体的な制御方法について説明する。
まず、熱交換器６ａ，６ｂから流出する冷媒の出口温度（温度検出装置２１ａ，２１ｂにより計測される温度）を用いる場合の制御方法について説明する。
制御装置１７は、熱交換器６ａ，６ｂから流出した冷媒の出口過熱度ＳＨ（飽和温度ＥＴと熱交換器６ａ，６ｂから流出した冷媒の出口温度Ｔｒの偏差）が予め定められた目標値ＳＨｍ（目標出口過熱度）となるように制御する。例えば、式１０基づき、膨張弁５ａ，５ｂの開度ＬＥＶが決定される。
＜式１０＞
ＬＥＶ（ｎ＋１）＝ＬＥＶ（ｎ）＋α×（ＳＨ−ＳＨｍ）
ここで、ＬＥＶ（ｎ＋１）は時刻ｎ＋１における膨張弁５ａ，５ｂの開度である。ＬＥＶ（ｎ）は時刻ｎ＋１よりも所定時間前の時刻ｎにおける膨張弁５ａ，５ｂの開度である。αは予め定められた開度決定変数である。なお、膨張弁５ａ，５ｂの開度の初期値は、シミュレーション等により予め決定しておけばよい。また、開度決定変数αや目標値ＳＨｍは、膨張弁５ａの開度を計算する場合と膨張弁５ｂの開度を計算する場合とで異なる値としてもよい。

図４は、熱交換器６ａ，６ｂから流出する冷媒の出口温度を用いる場合の制御の流れを示すフローチャートである。
（Ｓ１：温度検出工程）
温度検出装置２１ａは熱交換器６ａの出口温度Ｔｒａを検出する。温度検出装置２１ｂは熱交換器６ｂの出口温度Ｔｒｂを検出する。温度検出装置２２ａは飽和温度ＥＴａを検出する。温度検出装置２２ｂは飽和温度ＥＴｂを検出する。
（Ｓ２：過熱度計算工程）
制御装置１７は、飽和温度ＥＴａと出口温度Ｔｒａとの偏差である熱交換器６ａの出口過熱度ＳＨａを計算する。同様に、制御装置１７は、飽和温度ＥＴｂと出口温度Ｔｒｂとの偏差である熱交換器６ｂの出口過熱度ＳＨｂとを計算する。
（Ｓ３：開度計算工程）
制御装置１７は、計算した出口過熱度ＳＨａ，ＳＨｂと、式１０とを用いて、膨張弁５ａ，５ｂの開度を計算する。具体的には、制御装置１７は、出口過熱度ＳＨａを式１０の過熱度ＳＨに代入し、所定時間前の膨張弁５ａの開度をＬＥＶ（ｎ）に代入して、膨張弁５ａの開度を計算し、出口過熱度ＳＨｂを式１０の過熱度ＳＨに代入し、所定時間前の膨張弁５ｂの開度をＬＥＶ（ｎ）に代入して、膨張弁５ｂの開度を計算する。
（Ｓ４：開度制御工程）
制御装置１７は、Ｓ３で計算した開度になるように、膨張弁５ａ，５ｂを制御する。

熱交換器６ａ，６ｂの熱交換性能が同じであり、飽和温度ＥＴａ，ＥＴｂが同じであれば、熱交換器６ａ，６ｂのうち、対応する熱源温度Ｔが高い方へ多くの冷媒が流れるような制御となる。また、飽和温度ＥＴａ，ＥＴｂが異なる場合には、熱交換器６ａ，６ｂの熱交換性能が同じであれば、熱交換器６ａ，６ｂのうち、熱源温度Ｔと飽和温度ＥＴとの差が大きい方へ多くの冷媒が流れるような制御となる。また、熱媒体の搬送量Ｇ等の差により熱交換器６ａ，６ｂの熱交換性能が異なる場合には、熱交換器６ａ，６ｂの熱交換性能と、熱源温度Ｔと飽和温度ＥＴとの差との積が大きい方へ多くの冷媒が流れるような制御となる。
なお、ヒートポンプ装置１が温度検出装置２２ａ，２２ｂを備えていないような場合には、飽和温度ＥＴａ，ＥＴｂに代えて、温度検出装置１９により検出される飽和温度ＥＴを用いてもよい。

次に、熱交換器６ａ，６ｂから流出する冷媒の出口温度ではなく、圧縮機３に吸入される冷媒の温度（温度検出装置１８により検出される温度）を用いる場合の制御方法について説明する。この制御方法は、例えば、熱交換器６ａ，６ｂそれぞれの出口に温度検出装置２１ａ，２１ｂが設けられていない場合等に有効である。
圧縮機３に吸入される冷媒の温度を用いて制御を行う場合、膨張弁５ａ，５ｂの一方の開度を式１０により決定し、他方の開度を式９により決定する。

図５は、圧縮機３に吸入される冷媒の温度を用いる場合の制御の流れを示すフローチャートである。
（Ｓ１１：温度検出工程）
温度検出装置１８は、圧縮機３に吸入される冷媒の温度Ｔｒを検出する。温度検出装置１９は飽和温度ＥＴを検出する。温度検出装置２０ａは外気の温度（空気熱源の熱源温度Ｔａ）を検出する。温度検出装置２０ｂは不凍液の温度（地中熱源の熱源温度Ｔｂ）を検出する。
（Ｓ１２：過熱度計算工程）
制御装置１７は、飽和温度ＥＴと圧縮機３に吸入される冷媒の温度Ｔｒとの偏差である吸入過熱度ＳＨを計算する。
（Ｓ１３：処理熱量判定工程）
制御装置１７は、熱源温度Ｔａと熱源温度Ｔｂとに基づき、熱交換器６ａの熱交換量Ｑａと、熱交換器６ｂの熱交換量Ｑｂとのどちらが多いかを判定する。
（Ｓ１４：第１開度計算工程）
制御装置１７は、熱交換器６ａ，６ｂのうち、Ｓ１３で熱交換量が多いと判定された方に対応する膨張弁５ａ又は５ｂの開度を計算する。例えば、膨張弁５ｂの熱交換量Ｑｂが多いと判定された場合、制御装置１７は、吸入過熱度ＳＨを式１０の過熱度ＳＨに代入し、所定時間前の計算する膨張弁５ｂの開度をＬＥＶ（ｎ）に代入して、膨張弁５ｂの開度を計算する。
（Ｓ１５：第２開度計算工程）
制御装置１７は、熱交換器６ａ，６ｂのうち、Ｓ１３で熱交換量が多いと判定されなかった方に対応する膨張弁５ａ又は５ｂの開度を計算する。ここでは、制御装置１７は、式９を用いて、膨張弁５ａ又は５ｂの開度を計算する。例えば、膨張弁５ａの熱交換量Ｑａが多いと判定されなかった場合、制御装置１７は、熱源温度Ｔａと熱源温度Ｔｂとの比と、Ｓ１４で計算した膨張弁５ｂの開度との積を計算して、膨張弁５ａの開度を計算する。
（Ｓ１６：開度制御工程）
制御装置１７は、Ｓ１４，Ｓ１５で計算した開度になるように、膨張弁５ａ，５ｂを制御する。

熱交換器６ａ，６ｂの熱交換性能が同じであれば、熱交換器６ａ，６ｂのうち、対応する熱源温度Ｔが高い方へ多くの冷媒が流れるような制御となる。
また、ここでは、温度検出装置１９により、飽和温度ＥＴを検出している。しかし、Ｓ１１において熱交換器６ａを流れる冷媒の飽和温度ＥＴａと、熱交換器６ｂを流れる冷媒の飽和温度ＥＴｂとをそれぞれ検出し、Ｓ１２において熱交換器６ａの出口過熱度ＳＨａを計算する場合には飽和温度ＥＴａを用い、熱交換器６ｂの出口過熱度ＳＨｂを計算する場合には飽和温度ＥＴｂを用いてもよい。そして、Ｓ１４，Ｓ１５で、飽和温度ＥＴに代えて、飽和温度ＥＴａと飽和温度ＥＴｂとを用いてもよい。この場合、熱交換器６ａ，６ｂの熱交換性能が同じであれば、熱交換器６ａ，６ｂのうち、熱源温度Ｔと飽和温度ＥＴとの差が大きい方へ多くの冷媒が流れるようになる。この場合、Ｓ１３において熱源温度Ｔａと飽和温度ＥＴａとの温度差と、熱源温度Ｔｂと飽和温度ＥＴｂとの温度差とのどちらが大きいかを判定し、Ｓ１４で温度差の大きい方に対応する膨張弁５ａ又は５ｂの開度を計算するようにしてもよい。
また、Ｓ１５において膨張弁５ａ又は５ｂの開度を計算する際、熱交換器６ａと熱交換器６ｂとの熱交換性能の比も用いてもよい。熱交換器６ａと熱交換器６ｂとの熱交換性能の比を用いることにより、熱交換器６ａ，６ｂの熱交換性能と、熱源温度Ｔと飽和温度ＥＴとの差との積が大きい方へ多くの冷媒が流れるような制御となる。

以上のように、実施の形態１に係るヒートポンプ装置１は、熱交換器６ａ，６ｂの両方を同時に用いて採熱する。そのため、熱交換器６ａ，６ｂそれぞれのサイズを小さくすることができ、コストを抑えることができる。また、実施の形態１に係るヒートポンプ装置１は、熱源温度Ｔａと熱源温度Ｔｂとの温度差、又は、温度差ΔＴａと温度差ΔＴｂとの差、又は、温度差ΔＴａと熱交換器６ａの熱交換性能との積と温度差ΔＴｂと熱交換器６ｂの熱交換性能と積の差に応じて、熱交換器６ａ，６ｂへ流す冷媒の流量を調整する。そのため、季節や時間等に応じて熱交換処理能力の高い熱源及び熱交換器を効率的に用いて採熱でき、運転効率を高くすることができる。

実施の形態２．
熱交換器６ａは、空気を熱源とするため、暖房運転の場合は冷媒温度が０℃以下になると、表面に霜が付く現象（着霜）が発生する。熱交換器６ａの表面で霜が成長すると、熱交換器６ａを通過する風量が低下するため、熱交換器６ａでの熱交換量が低下し、さらに冷媒温度が低下する。このため、霜を溶かすための制御である除霜制御が必要となり、単位時間当たりの暖房能力が低下する。
そこで、着霜が発生する場合、送風機１１の風量を増加させ熱交換器６ａの熱交換性能を上げる、又は、膨張弁５ａの開度を小さくすること等によって熱交換器６ａでの熱交換量を減らして着霜量を増加させないようにする。これにより、熱交換器６ａへの着霜量を減らし、できるだけ除霜運転を遅延させることができる。

図６は、着霜量を減らし、除霜運転を遅延させる制御の流れを示すフローチャートである。
（Ｓ２１：温度検出工程）
温度検出装置１９は飽和温度ＥＴを検出する。
（Ｓ２２：温度比較工程）
制御装置１７は、飽和温度ＥＴと、所定の温度（例えば０℃もしくは０℃＋設定値）とを比較する（Ｓ２２）。制御装置１７は飽和温度ＥＴが所定の温度より低い場合（Ｓ２２でＹＥＳ）、処理をＳ２３へ進め、飽和温度ＥＴが所定の温度以上の場合（Ｓ２２でＮＯ）、処理をＳ２１へ戻し、所定時間後再び飽和温度ＥＴを検出させる。
（Ｓ２３：風量判定工程）
制御装置１７は、飽和温度ＥＴが所定の温度より低い場合、送風機１１の風量すなわち送風機１１の回転数が最大値となっているか否かを判定する。制御装置１７は、風量が最大値となっている場合（Ｓ２３でＹＥＳ）、処理をＳ２４へ進め、風量が最大値となっていない場合（Ｓ２３でＮＯ）、処理をＳ２５へ進める。
（Ｓ２４：開度制御工程）
制御装置１７は、これ以上風量は増やせないので、膨張弁５ａの開度を小さくする。
（Ｓ２５：風量制御工程）
制御装置１７は、風量を増やせるので、送風機１１の風量を増加させる。

以上のように、膨張弁５ａ又は送風機１１の風量を制御することによって、蒸発温度をできるだけ高くする。これにより、熱交換器６ａへの着霜を遅延させ、除霜運転を避けることができ、平均暖房能力を高くすることができる。その結果、特に冬季においてヒートポンプ装置１の運転効率を高めることができ、年間の消費電力量を抑制することができる。

実施の形態３．
一般に、空気熱源の熱交換器６ａの容積は、地中熱源の熱交換器６ｂの容積よりも大きい場合が多い。熱交換器６ａの容積が大きい場合、熱交換器６ａ側の膨張弁５ａの開度を小さくすると、冷媒流量が低下し、液冷媒量が増加して、冷媒回路２が冷媒不足に陥る可能性がある。この場合、冷媒不足を検知し、膨張弁５ａの開度を大きくすれば、熱交換器６ａへ冷媒が流れるため、熱交換器６ａに溜まっていた冷媒が押し出され冷媒回路２の冷媒不足が解消される。
冷媒不足を検知する方法としては、例えば膨張弁５ａの開度が所定値以下の状態が所定時間継続された場合や、膨張弁５ａの開度が所定値以上にもかかわらず、吸入過熱度が所定値以下とならない場合などで判定することができる。

図７は、冷媒不足を検知し、膨張弁５ａの開度を変更する制御の流れを示すフローチャートである。
（Ｓ３１：温度検出工程）
温度検出装置１８は、圧縮機３に吸入される冷媒の温度Ｔｒを検出する。温度検出装置１９は飽和温度ＥＴを検出する。
（Ｓ３２：過熱度計算工程）
制御装置１７は、飽和温度ＥＴと圧縮機３に吸入される冷媒の温度Ｔｒとの偏差である吸入過熱度ＳＨを計算する。
（Ｓ３３：過熱度判定工程）
制御装置１７は、計算した吸入過熱度ＳＨが、所定の過熱度ＳＨｍａｘより大きい状態を、所定時間Ｘ以上継続しているか否かを判定する。制御装置１７は、所定時間Ｘ以上継続している場合（Ｓ３３でＹＥＳ）、処理をＳ３５へ進め、所定時間Ｘ以上継続していない場合（Ｓ３３でＮＯ）、処理をＳ３４へ進める。
（Ｓ３４：開度判定工程）
制御装置１７は、膨張弁５ａの開度が、所定開度ＬＥＶｍｉｎより小さい状態を、所定時間Ｙ以上継続しているか否かを判定する。制御装置１７は、所定時間Ｙ以上継続している場合（Ｓ３４でＹＥＳ）、処理をＳ３５へ進める。一方、制御装置１７は、所定時間Ｙ以上継続していない場合（Ｓ３４でＮＯ）、熱交換器６ａに冷媒が溜まっていないと判定し、処理をＳ３１へ戻す。そして、制御装置１７は、所定時間後再び飽和温度ＥＴと温度Ｔｒとを検出させる。
（Ｓ３５：開度制御工程）
制御装置１７は、膨張弁５ａの開度を大きくする。

以上のように、吸入過熱度ＳＨが高い状態を継続する時間や、膨張弁５ａの開度が小さい状態を継続する時間によって、冷媒が熱交換器６ａに溜まっているか否かを判定することができる。そして、判定結果に従い、熱交換器６ａ内の冷媒を追い出すので、冷媒回路２の冷媒不足を防止し信頼性を向上させることができる。

また、上記説明では、熱交換器４を放熱器として使用する場合（四方弁９が実線で示す流路で接続された場合）を想定して説明した。しかし、熱交換器４を蒸発器として使用する場合（四方弁９が破線で示す流路で接続された場合）にも、同様の考え方により制御を行うことが可能である。
つまり、熱交換器４を蒸発器として使用する場合にも、空気熱源の熱源温度Ｔａと地中熱源の熱源温度Ｔｂとの温度差に応じて、膨張弁５ａ，５ｂを制御して、熱交換器６ａへ流れる冷媒流量Ｇｒａと熱交換器６ｂへ流れる冷媒流量Ｇｒｂとを制御することができる。但し、この場合、熱源温度Ｔａが熱源温度Ｔｂよりも低くなるほど、冷媒流量Ｇｒａが多くなり、冷媒流量Ｇｒｂが少なくなるように、膨張弁５ａ，５ｂを制御する必要がある。また、温度差ΔＴａと温度差ΔＴｂとを用いる場合にも、上記説明と同様の制御を行うことができるし、さらに搬送量Ｇを用いる場合にも、上記説明と同様の制御を行うことができる。
したがって、実施の形態１に係るヒートポンプ装置１は、暖房運転や給湯運転の場合だけでなく、冷房運転の場合にも、季節や時間毎に変化する条件に応じて熱交換器６ａ，６ｂへ最適な冷媒流量の配分を行うことができる。

１ ヒートポンプ装置、２ 冷媒回路、３ 圧縮機、４，６ａ，６ｂ，１２ 熱交換器、５ａ，５ｂ 膨張弁、７，８ 接合点、９ 四方弁、１０ 冷媒容器、１１ 送風機、１３，１５ ポンプ、１４ 地中熱源側回路、１６ 水回路、１７ 制御装置、１８，１９，２０ａ，２０ｂ，２１ａ，２１ｂ，２２ａ，２２ｂ 温度検出装置。

Claims (12)

1. 冷媒が循環する冷媒回路であって、圧縮機と利用側熱交換器と第１減圧装置と第１熱交換器とが順に配管によって接続され環状に形成されるとともに、前記利用側熱交換器と前記第１減圧装置との間の第１接合点から前記第１熱交換器と前記圧縮機との間の第２接合点までが配管によって接続され、前記第１接合点から前記第２接合点までの途中に第２減圧装置と第２熱交換器とが順に設けられた冷媒回路と、
   前記冷媒回路を循環する冷媒と前記第１熱交換器で熱交換される第１熱媒体の温度を第１温度として検出する第１温度検出装置と、
   前記冷媒回路を循環する冷媒と前記第２熱交換器で熱交換される第２熱媒体の温度を第２温度として検出する第２温度検出装置と、
   前記第１減圧装置と前記圧縮機との間を流れる冷媒の飽和温度を第１飽和温度として検出する第１飽和温度検出装置と、
   前記第２減圧装置と前記圧縮機との間を流れる冷媒の飽和温度を第２飽和温度として検出する第２飽和温度検出装置と、
   前記第１飽和温度検出装置が検出した第１飽和温度と前記第１温度検出装置が検出した第１温度との差である第１温度差と、前記第２飽和温度検出装置が検出した第２飽和温度と前記第２温度検出装置が検出した第２温度との差である第２温度差との差に応じて、前記第１減圧装置と前記第２減圧装置との少なくとも一方を制御して、前記第１熱交換器を通過する冷媒の流量である第１冷媒流量と前記第２熱交換器を通過する冷媒の流量である第２冷媒流量とを制御する制御装置と
   を備えることを特徴とするヒートポンプ装置。
2. 前記ヒートポンプ装置は、さらに、
   前記第１熱交換器へ前記第１熱媒体を搬送する第１搬送装置と、
   前記第２熱交換器へ前記第２熱媒体を搬送する第２搬送装置と
   を備え、
   前記制御装置は、前記第１搬送装置により搬送される前記第１熱媒体の量である第１搬送量と前記第１温度差との積と、前記第２搬送装置により搬送される前記第２熱媒体の量である第２搬送量と前記第２温度差との積との差に応じて、前記第１減圧装置と前記第２減圧装置との少なくとも一方を制御する
   ことを特徴とする請求項１に記載のヒートポンプ装置。
3. 前記ヒートポンプ装置は、さらに、
   前記第１熱交換器と前記圧縮機との間を流れる冷媒の温度を第１出口温度として検出する第１出口温度検出装置
   を備え、
   前記制御装置は、時刻ｎ＋１における前記第１減圧装置の開口開度ＬＥＶ１（ｎ＋１）を、時刻ｎ＋１よりも所定時間前の時刻ｎの開口開度ＬＥＶ１（ｎ）と、所定の値α１と、前記第１出口温度検出装置が検出した第１出口温度と前記第１飽和温度との差である第１出口過熱度ＳＨ１と、予め設定された目標出口過熱度ＳＨｍとを用いて、ＬＥＶ１（ｎ＋１）＝ＬＥＶ１（ｎ）＋α１×（ＳＨ１−ＳＨｍ）により計算し、計算した開口開度ＬＥＶ１（ｎ＋１）になるように前記第１減圧装置を制御する
   ことを特徴とする請求項１に記載のヒートポンプ装置。
4. 前記第１出口温度検出装置は、前記第１熱交換器と前記第２接合点との間を流れる冷媒の温度を第１出口温度として検出し、
   前記ヒートポンプ装置は、さらに、
   前記第２熱交換器と前記第２接合点との間を流れる冷媒の温度を第２出口温度として検出する第２出口温度検出装置
   を備え、
   前記制御装置は、前記時刻ｎ＋１における前記第２減圧装置の開口開度ＬＥＶ２（ｎ＋１）を、前記時刻ｎの開口開度ＬＥＶ２（ｎ）と、所定の値α２と、前記第２出口温度検出装置が検出した第２出口温度と前記第２飽和温度との差である第２出口過熱度ＳＨ２と、前記目標出口過熱度ＳＨｍとを用いて、ＬＥＶ２（ｎ＋１）＝ＬＥＶ２（ｎ）＋α２×（ＳＨ２−ＳＨｍ）により計算し、計算した開口開度ＬＥＶ２（ｎ＋１）になるように前記第２減圧装置を制御する
   ことを特徴とする請求項３に記載のヒートポンプ装置。
5. 前記制御装置は、前記時刻ｎ＋１における前記第２減圧装置の開口開度ＬＥＶ２（ｎ＋１）を、所定の値βと、前記第１温度差ΔＴ１と、前記第２温度差ΔＴ２と、前記開口開度ＬＥＶ１（ｎ＋１）とを用いて、ＬＥＶ２（ｎ＋１）＝β×（ΔＴ２／ΔＴ１）×ＬＥＶ１（ｎ＋１）により計算し、計算した開口開度ＬＥＶ２（ｎ＋１）になるように前記第２減圧装置を制御する
   ことを特徴とする請求項３に記載のヒートポンプ装置。
6. 前記制御装置は、前記第１温度差が前記第２温度差よりも大きくなるほど、前記第１冷媒流量が多くなるとともに、前記第２冷媒流量が少なくなるように、前記第１減圧装置と前記第２減圧装置との少なくとも一方を制御する
   ことを特徴とする請求項１に記載のヒートポンプ装置。
7. 前記制御装置は、前記第１搬送量と前記第１温度差との積が、前記第２搬送量と前記第２温度差との積よりも大きくなるほど、前記第１冷媒流量が多くなるとともに、前記第２冷媒流量が少なくなるように、前記第１減圧装置と前記第２減圧装置との少なくとも一方を制御する
   ことを特徴とする請求項２に記載のヒートポンプ装置。
8. 前記ヒートポンプ装置は、さらに、
   前記第１熱交換器へ前記第１熱媒体を搬送する第１搬送装置と
   を備え、
   前記制御装置は、前記第１温度が所定の温度より低くなった場合、前記第１熱交換器への前記第１熱媒体の搬送量が多くなるように、前記第１搬送装置を制御する
   ことを特徴とする請求項１に記載のヒートポンプ装置。
9. 前記制御装置は、前記第１温度が所定の温度より低くなった場合、前記第１冷媒流量が少なくなるように、前記第１減圧装置を制御する
   ことを特徴とする請求項１に記載のヒートポンプ装置。
10. 前記ヒートポンプ装置は、さらに、
    前記圧縮機へ吸入される冷媒の飽和温度を吸入飽和温度として検出する吸入飽和温度検出装置と、
    前記圧縮機へ吸入される冷媒の温度を吸入温度として検出する吸入温度検出装置と
    を備え、
    前記制御装置は、前記吸入飽和温度検出装置が検出した吸入飽和温度と、前記吸入温度検出装置が検出した吸入温度との差が所定値より大きい場合、前記第１減圧装置の開度を大きくする
    ことを特徴とする請求項１に記載のヒートポンプ装置。
11. 前記ヒートポンプ装置は、さらに、
    前記圧縮機の吐出側に冷媒の循環方向を切り替える切替装置
    を備えることを特徴とする請求項１に記載のヒートポンプ装置。
12. 冷媒が循環する冷媒回路であって、圧縮機と利用側熱交換器と第１減圧装置と第１熱交換器とが順に配管によって接続され環状に形成されるとともに、前記利用側熱交換器と前記第１減圧装置との間の第１接合点から前記第１熱交換器と前記圧縮機との間の第２接合点までが配管によって接続され、前記第１接合点から前記第２接合点までの途中に第２減圧装置と第２熱交換器とが順に設けられた冷媒回路を備えるヒートポンプ装置の制御方法であり、
    温度検出装置が、前記冷媒回路を循環する冷媒と前記第１熱交換器で熱交換される第１熱媒体の温度を第１温度として検出する第１温度検出工程と、
    温度検出装置が、前記冷媒回路を循環する冷媒と前記第２熱交換器で熱交換される第２熱媒体の温度を第２温度として検出する第２温度検出工程と、
    飽和温度検出装置が、前記第１減圧装置と前記圧縮機との間を流れる冷媒の飽和温度を第１飽和温度として検出する第１飽和温度検出工程と、
    飽和温度検出装置が、前記第２減圧装置と前記圧縮機との間を流れる冷媒の飽和温度を第２飽和温度として検出する第２飽和温度検出工程と、
    制御装置が、前記第１飽和温度検出工程で検出した第１飽和温度と前記第１温度検出工程で検出した第１温度との差である第１温度差と、前記第２飽和温度検出工程で検出した第２飽和温度と前記第２温度検出工程で検出した第２温度との差である第２温度差との差に応じて、前記第１減圧装置と前記第２減圧装置との少なくとも一方を制御して、前記第１熱交換器を通過する第１冷媒流量と前記第２熱交換器を通過する第２冷媒流量とを制御する制御工程と
    を備えることを特徴とするヒートポンプ装置の制御方法。

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