JP5927670B2 - 空気調和装置 - Google Patents

Description

本発明は、空気調和装置について、特に圧縮機による圧縮機サイクル運転とポンプによるポンプサイクル運転の双方の運転を行うものに関する。

コンピュータネットワークを構築するには、各コンピュータから要求を受けて処理するために、コミュニケーション用、データベース用、ファイル管理用などのサーバーを必要とする。この種のサーバーは運営や管理の利便性から、サーバー機械室に設置されている。また複数台のサーバーはサーバーラックに格納され、サーバー機械室には複数のサーバーラックが設置される。サーバーは動作時の発熱が大きく、安定動作させるためサーバー機械室には空調装置を併設し運用する。

ここで、サーバー機械室全体の空調装置としては、一般に圧縮機、室外熱交換器(凝縮器)、膨張弁、室内熱交換器（蒸発器）を順次冷媒配管で接続して冷凍サイクルを構成する空調装置が利用される。

しかしサーバー機械室は、３０℃程度で運用されるため、たとえば真冬の場合など外気温がそれよりも低ければ、圧縮機を使用するまでもなく単に冷媒を循環させることにより直接外気で冷媒を冷却できるため、冷房運転を行うことができる。ただし外気を直接取り込む方法は湿度調整や塵埃等不純物の除去が必要となるためサーバー機械室のような環境においては不向きである。そこで、外気の冷熱を空調機の熱交換器を介して輸送する、間接外気冷房方式という技術が注目されている。冷媒を室外熱交換機（凝縮器）にて外気で冷却し強制循環することで、前記圧縮機を使用せず冷房を行うことが出来る。冷媒の強制循環には、冷媒ポンプを使うことで圧縮機駆動時の消費電力よりも低消費電力で冷房運転をできることが知られている。

この点について特許文献１には圧縮機、室外熱交換器（凝縮器）、膨張弁、室内熱交換器（蒸発器）を順次冷媒配管で接続した圧縮機サイクル運転を行い、室内空気温度より外気温の低い冬季や夜間などの条件下においては、冷媒ポンプ、室外熱交換器（凝縮器）、膨張弁、室内熱交換器（蒸発器）を順次冷媒配管で接続した冷媒ポンプサイクル運転し、両サイクルを運転条件によって切り替えることにより年間冷房を要する環境において効率のよい運転を行うことが記載されている。

特許第４３５２６０４号公報

特許文献１には、前記圧縮機、前記室外熱交換器（凝縮器）、前記膨張弁、前記室内熱交換器（蒸発器）を順次冷媒配管で接続した圧縮サイクルと、前記室外熱交換器（凝縮器）、前記冷媒ポンプ、前記膨張弁、前記室内熱交換器（蒸発器）を順次冷媒配管で接続した冷媒ポンプサイクルの二種類のサイクル構成を持ち合わせた空気調和装置は前記膨張弁の絞り開度の制御と前記冷媒ポンプ回転数を制御し、冷媒の循環量を調節することが記載されている。

ポンプによるポンプサイクル運転によれば、圧縮機による圧縮機サイクル運転に比べて大幅な省電力化が可能である。しかし、ポンプサイクル運転のポンプによる消費電力も無視できるものではなく、更なる省電力化が求められる。上記特許文献に記載の空気調和装置においては、この点についての更なる改善が必要である。

そこで、本発明の目的は圧縮機サイクル運転とポンプサイクル運転との双方を行う空気調和装置において、ポンプサイクル運転の更なる効率向上を図ることができる空気調和装置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、「冷媒を循環させる圧縮機サイクル運転を行う圧縮機と、該圧縮機により圧縮された冷媒を凝縮する凝縮器と、該凝縮器により凝縮された冷媒を膨張させる膨張弁と、該膨張弁により膨張された冷媒を蒸発させる蒸発器と、前記圧縮機が停止した状態で前記凝縮器から流れる液冷媒を前記膨張弁に送ることにより冷媒を循環させるポンプサイクル運転を行うポンプと、を備えた空気調和装置において、前記圧縮機サイクル運転から前記ポンプサイクル運転に切り替わる前に、前記蒸発器の出口側過熱度を第１設定過熱度とするための前記膨張弁の開度及び前記ポンプの回転数を算出する算出手段を備え、該算出手段は、前記蒸発器の出口側過熱度が前記第１設定過熱度以上の場合に前記膨張弁の開度を所定開度とすることで前記蒸発器の出口側過熱度を前記第１設定過熱度とすることができる場合には、前記ポンプの回転数は下限回転数として算出し、前記蒸発器の出口側過熱度が前記第１設定過熱度以上の場合に前記膨張弁の開度を上限開度としても前記蒸発器の出口側過熱度が前記第１設定過熱度以上の場合には、前記ポンプの回転数は前記下限回転数よりも大きい所定回転数となるように算出し、該算出手段により前記膨張弁の開度及び前記ポンプの回転数を算出した後に前記圧縮機サイクル運転から前記ポンプサイクル運転に切り替わり、前記算出手段の算出結果に基づいて前記膨張弁の開度及び前記ポンプの回転数が制御されること」を特徴とする。

上記した以外の課題、構成及び効果は、以下の実施形態の説明により明らかにされる。

本発明によれば、圧縮機サイクル運転とポンプサイクル運転との双方を行う空気調和装置において、ポンプサイクル運転の更なる効率向上を図ることができる空気調和装置を提供することができる。

実施例１の冷凍サイクル構成図を示す。 実施例１のポンプ回転数及び膨脹弁開度の算出方法を説明するフローチャートの例である。 実施例２の冷凍サイクル構成図を示す。 実施例２のポンプ回転数及び膨脹弁開度の算出方法を説明するフローチャートの例である。

以下、本発明の実施例について図面を用いて説明する。

図１は、実施例１の空気調和装置の冷凍サイクル構成図を示す図である。本実施例の空気調和装置は、室外機筐体６、室内機筐体７からなり、各筐体の液阻止弁１８間、ガス阻止弁１９間を配管により連結させている。そして圧縮機１、凝縮器２、膨張弁４、蒸発器５を順次冷媒配管で接続して冷房運転を行う圧縮サイクル運転と、凝縮器２、強制冷媒循環ポンプ３、膨張弁４、蒸発器５を順次冷媒配管で接続して冷房運転するポンプサイクル運転との双方を行う。なお、両サイクルで凝縮器２、膨張弁４、蒸発器５を共有する。圧縮機１出口には、液冷媒が逆流することを避ける為、逆止弁２０が接続されている。この逆止弁は、開止弁とし圧縮機運転に応じた開閉制御としても良い。

強制冷媒循環ポンプ３は室外機筐体６内、もしくは別ユニット内に単体で設置され、凝縮器２との間に、余剰冷媒調整装置９を配し、強制冷媒循環ポンプ３入口側には、冷媒の過冷却度をモニタするための圧力センサ１０、温度センサ１１を配し、過冷却度に応じ、室外送風機８の周波数を制御する。

室内機７側には、室内送風機１７、膨張弁４、蒸発器５、圧縮機１が搭載される。膨張弁４、蒸発器５、圧縮機１は配管により順次接続されている。蒸発器５の出口側配管は圧縮機１の入口側配管と接続され、圧縮機サイクル運転の場合はこの配管を冷媒が流れることによりサイクルを形成する。蒸発器５の出口側配管から圧縮機１の入口側配管の間には圧縮機１をバイパスするための配管が接続されており、ポンプサイクル運転の場合にはこの配管を冷媒が流れることによりポンプサイクル運転が行われる。なお、圧縮機１をバイパスする配管には逆止弁１２が接続されており、圧縮機サイクル運転時に圧縮機１から吐出された冷媒が蒸発器５の出口側配管に流れることを防止している。

圧縮機サイクル運転とポンプサイクル運転とは外気温度や運転状況により切り替わる。圧縮機サイクル運転中、室内温度と比較して室外温度が十分に低い場合に、冷房負荷がポンプサイクル運転により発揮可能な能力を下回った状態が継続した場合には、ポンプサイクル運転に切り替わる。ポンプサイクル運転中に冷房負荷が賄えなくなった場合や室外温度が高くなった状態が継続した場合には、圧縮機サイクル運転に切り替える。

ポンプサイクル運転時における冷媒循環量は、蒸発器５出口部の過熱度が設定値となるように強制冷媒循環ポンプ３の周波数または膨張弁４の開度にて調節する。過熱度は、蒸発器５出口部に配された圧力センサ１４により得られた圧力の値からその圧力における冷媒の飽和温度を算出し、温度センサ１３により得られた冷媒の温度との差により算出する。強制冷媒循環ポンプ３の入口・出口には、圧縮機サイクル運転時、強制冷媒循環ポンプ３をバイパスするよう逆止弁２１を介したバイパス配管で接続される。

ここで蒸発器５の出口側過熱度には上限値ＳＨ２と下限値ＳＨ１が設定されており、この設定値と算出した蒸発器出口側過熱度ＳＨｅとを比較することで、冷媒循環量の調整を行う。

まず蒸発器出口側過熱度ＳＨｅが下限値ＳＨ１より低い場合について説明すると、この場合には冷媒循環量を下げる必要があるが、本実施例においては、このとき膨張弁４の開度を絞るのではなく、強制冷媒循環ポンプ３の周波数を段階的に下げることを行う。このように膨張弁４より先に強制冷媒循環ポンプ３の回転数を下げることにより、冷媒循環量を減らして所望の蒸発器出口側過熱度としつつ、なおかつ、強制冷媒循環ポンプ３による消費電力を低減することが可能である。また、強制冷媒循環ポンプ３の回転数を下げていき、下限周波数に達した場合に、それでも蒸発器出口側過熱度ＳＨｅが下限値ＳＨ１より低い場合には、さらに冷媒循環量を下げる必要があることから、膨張弁４の開度を絞るように徐々に制御して冷媒循環量を減らす。蒸発器出口側過熱度ＳＨｅが下限値ＳＨ１より低い状態が継続すれば、膨張弁４の開度が下限に達するまで開度制御を行う。

次に蒸発器出口側過熱度ＳＨｅが上限値ＳＨ２より高い場合について説明すると、この場合には冷媒循環量を上げる必要があるが、本実施例においては、このとき強制冷媒循環ポンプ３の周波数を上げるのではなく、まず膨張弁４の開度を大きくする開度制御を行う。なお、当然のことながら上限値ＳＨ２＞下限値ＳＨ１の関係となっている。これにより冷媒循環量が増加するので、所望の蒸発器出口側過熱度としつつ、ポンプ３を駆動する必要がないことから、省電力にてこれを行うことが可能となる。また膨張弁４の開度が上限に達してもなお蒸発器出口側過熱度ＳＨｅが上限値ＳＨ２より高い状態が継続すると、このとき強制冷媒循環ポンプ３の周波数を下限周波数より徐々に高くしていき冷媒循環量を増やす。蒸発器出口側過熱度ＳＨｅが上限値ＳＨ２より高い状態が継続すれば、強制冷媒循環ポンプ３の周波数が上限に達するまで制御を行う。

ここで上記した制御により、ポンプサイクルに切り替えた後に強制冷媒循環ポンプ３の回転数と膨張弁４の開度を制御すると、その間、過渡的に負荷の温度変化が生じてしまうことがある。またこれにより、冷房負荷が賄えなくなることで圧縮機サイクル運転に切り替わってしまい、サイクル運転が安定しないことがある。

そのため、本実施例においては、圧縮機サイクル運転からポンプサイクル運転に切り替わる前に、蒸発器出口側過熱度ＳＨｅを所望の過熱度となるような強制冷媒循環ポンプ３の回転数と膨張弁４の開度を算出するものである。すなわち、本実施例の空気調和装置の制御部は圧縮機サイクル運転からポンプサイクル運転に切り替わる前に、蒸発器５の出口側過熱度を設定過熱度とするための膨張弁４の開度及び強制冷媒循環ポンプ３の回転数を算出する算出手段を備えている。これによりポンプサイクル運転切り換え後に目標能力へ移行するリードタイムがなくサイクルを安定させることが可能となる。

図２はこの算出手段によるポンプサイクル運転に切り替わる前の膨張弁４の開度及び強制冷媒循環ポンプ３の回転数の算出フローチャートを示している。上記した通り、蒸発器５の出口側過熱度には上限値ＳＨ２と下限値ＳＨ１が設定されている。

まず算出手段は、強制冷媒循環ポンプ３の回転数を下限回転数とすることができるか否か算出する。つまり、強制冷媒循環ポンプ３の回転数は可能な限り下限回転数として消費電力を下げるようにするものである。蒸発器５の出口側過熱度が第１設定値（上限値ＳＨ２）以上の場合には、強制冷媒循環ポンプ３の回転数を大きくすることで蒸発器５の出口側過熱度を下げることが可能であるが、その前に膨張弁４の開度の適正な開度を算出する。すなわち、強制冷媒循環ポンプ３の回転数を下限回転数としつつ、膨脹弁４の下限開度とすることにより蒸発器５の出口側過熱度を第１設定値（上限値ＳＨ２）とすることができるか、または適切な開度とすることで、あるいは上限開度とすることで蒸発器５の出口側過熱度を第１設定値（上限値ＳＨ２）とすることができるか否かを判定する。

つまり、算出手段は蒸発器５の出口側過熱度ＳＨｅが第１設定過熱度（上限値ＳＨ２）以上の場合に膨張弁４の開度を所定開度とすることで蒸発器５の出口側過熱度を第１設定過熱度（上限値ＳＨ２）とすることができる場合には、強制冷媒循環ポンプ３の回転数は下限回転数として算出する。

そして膨張弁４の開度を上限開度として算出しても出口側過熱度ＳＨｅが第１設定過熱度（上限値ＳＨ２）以上の場合に強制冷媒循環ポンプ３の回転数として適切な回転数を算出する。すなわち、算出手段は蒸発器５の出口側過熱度が第１設定過熱度（上限値ＳＨ２）以上の場合に膨張弁４の開度を上限開度としても蒸発器５の出口側過熱度が第１設定過熱度（上限値ＳＨ２）以上の場合には、強制冷媒循環ポンプ３の回転数は下限回転数よりも大きい所定回転数となるように算出する。そしてこのように算出手段により膨張弁４の開度及び強制冷媒循環ポンプ３の回転数を算出した後に圧縮機サイクル運転からポンプサイクル運転に切り替わる。これにより、所望の蒸発器出口側加熱度としつつ、なおかつ、強制冷媒循環ポンプ３による消費電力を低減することが可能である。そしてポンプサイクル運転切り換え後に目標能力へ移行するリードタイムがなくしサイクルを安定させることができる。

また、蒸発器出口側過熱度ＳＨｅと上限値ＳＨ２と下限値ＳＨ１を比較し、膨張弁４の開度と強制冷媒循環ポンプ３の回転数を制御し、所望の蒸発器出口側過熱度ＳＨｅとする制御を行うことに比べ、上記したように切り替える前にそれぞれの開度及び回転数を算出することで、過渡温度変化を抑制でき、サイクル運転の信頼性を確保できる。さらに、所望の蒸発器出口側過熱度（上限値ＳＨ２、下限値ＳＨ１）となるまでの過渡温度変化により所望の蒸発器出口側過熱度ＳＨｅが変化し、圧縮機サイクル運転に戻ってしまうことを抑制でき、ポンプ運転を持続することで省電力を向上することが可能である。

また、算出手段は、蒸発器５の出口側過熱度が第１設定過熱度（上限値ＳＨ２）よりも低い第２設定過熱度（下限値ＳＨ１）以下の場合に強制冷媒循環ポンプ３の回転数を所定回転数とすることで蒸発器５の出口側過熱度を第２設定過熱度（下限値ＳＨ１）とすることができる場合には、膨脹弁４の開度は上限開度として算出する。つまり、算出手段は、蒸発器５の出口側過熱度を上げる必要がある場合に、膨脹弁４の開度は上限開度としつつ、まずは強制冷媒循環ポンプ３の回転数を下げるようにして算出するようにするものである。

そして、蒸発器５の出口側過熱度が第２設定過熱度（下限値ＳＨ１）以下の場合に強制冷媒循環ポンプ３の回転数を下限回転数としても蒸発器５の出口側過熱度が第２設定過熱度（下限値ＳＨ１）以下の場合には、膨脹弁４の開度は上限開度よりも小さい所定開度となるように算出する。つまり、算出手段は、蒸発器５の出口側過熱度を上げる必要がある場合に、強制冷媒循環ポンプ３の回転数を下限回転数としてもなお、上げる必要があった場合に膨脹弁４の開度を適正開度として算出するようにするものである。そしてこのように算出手段により膨張弁４の開度及び強制冷媒循環ポンプ３の回転数を算出した後に圧縮機サイクル運転からポンプサイクル運転に切り替わることで、上記したのと同様の効果を奏することが可能となる。

図３は、実施例２の空気調和装置の冷凍サイクル構成図を示す図である。本実施例の空気調和装置は、圧縮機サイクル運転とポンプサイクル運転を切り替えて制御されるものであり、ポンプサイクル運転時に蒸発器５において冷媒量の循環量が過多となると、圧縮機１付近に液冷媒が溜まり、必要十分な冷媒が強制冷媒循環ポンプ３に流れず冷凍サイクル効率が悪くなる虞がある。

たとえば実施例１のように膨張弁４一つのみの開度制御により冷媒流量制御するのであれば、膨張弁４の開度を絞った際、少ない冷媒流量条件であった場合に蒸発器５の入口のパス配管に入る冷媒量が必ずしも均一でないので、蒸発器５内に流れる冷媒に偏った流量分布ができてしまう可能性がある。蒸発器５内部を通る冷媒に偏りのある流量分布が生じれば適切な熱交換量能力が得られない場合があるため過熱度のオーダーに信頼性がもてなくなる。また、圧縮機１に液冷媒が溜まれば圧縮機サイクル運転に切り替わった場合に、圧縮機吸入側に液冷媒が流れ、液圧縮が起こることで圧縮機の故障原因ともなり得る。

そこで図３においては、図１と異なり、蒸発器５を複数の室内熱交換器（５−１、５−２、５−３）により構成し、冷媒循環量をより精度良く調整できるようにしたものである。またそれぞれの室内熱交換器（５−１、５−２、５−３）には、それぞれの冷媒循環量を制御するための膨張弁（４−１、４−２、４−３）を設置し、さらに各室内熱交換器毎に出口側の冷媒過熱度を算出するための温度センサ１５、及び圧力センサ１６をそれぞれの室内熱交換器毎に設けている。

さらに全体の蒸発器５としての出口側過熱度を算出するために図１と同様に出口側に温度センサ１３、圧力センサ１４を設けている。それぞれの室内熱交換器（５−１、５−２、５−３）には目標出口側過熱度が設定され、この目標出口側過熱度は、これらが合わせて蒸発器全体としての目標出口側過熱度となるように決められる。なお、この目標出口過熱度は実施例１と同様に上限値と下限値とから決められる一定の範囲で設定され、その範囲内に出口側過熱度が収まるように制御を行うものである。

次に具体的なそれぞれの室内熱交換器（５−１、５−２、５−３）の冷媒循環量制御について説明する。
本実施例では実施例１と同様に強制冷媒循環ポンプ３の回転速度が下限の場合に膨張弁（４−１、４−２、４−３）を制御し、膨張弁（４−１、４−２、４−３）の開度が上限の場合に強制冷媒循環ポンプ３の回転速度を制御してポンプサイクル運転に切り替える。

ここで、それぞれの室内熱交換器（５−１、５−２、５−３）には上記したように目標出口側過熱度が設定されており、それぞれに設置された温度センサ１５、及び圧力センサ１６から出口側過熱度が算出できることから、出口側過熱度が設定された下限値より低くなっている室内熱交換器（たとえば５−１）の膨張弁（４−１）を絞る制御を行う。このように複数の室内熱交換器（５−１、５−２、５−３）で蒸発器５が構成され、それぞれの膨張弁（４−１、４−２、４−３）により制御を行うため、蒸発器内の能力むらを抑制でき、より精度良く冷媒循環量の調整を行うことができる。

以上に説明したように、本実施例の冷媒循環量制御では、蒸発器５を複数の室内熱交換器（５−１、５−２、５−３）で構成し、さらにそれぞれの膨張弁（４−１、４−２、４−３）の開度制御を行うことで能力むらを抑制でき、より精度良く冷媒循環量の調整を行うことができる。これにより、ポンプサイクル運転時に圧縮機１付近に液冷媒が溜ることを防止し、必要十分な冷媒が強制冷媒循環ポンプ３に流すことができるため、冷凍サイクル効率が悪くなることを防止することができる。また、圧縮機１に液冷媒が溜まることで液圧縮が起こることがないようにし、圧縮機の信頼性向上を図ることができる。

ここで、図４は蒸発器５の全体としての出口側過熱度、すなわち温度センサ１３及び圧力センサ１４により算出される出口側過熱度ＳＨｅを目標過熱度とするためにポンプサイクルに切り替わる前の強制冷媒循環ポンプ３の回転速度とそれぞれの膨張弁（４−１、４−２、４−３）開度の算出方法を説明したものである。ここで得られる効果は実施例１で説明したものと同様である。

つまり、本実施例の空気調和装置の制御部が備える算出手段は、蒸発器５の出口側過熱度が第１設定過熱度（上限値ＳＨ２）以上の場合に複数の膨張弁（４−１、４−２、４−３）のうち、室内熱交換器（５−１、５−２、５−３）の出口側過熱度が該熱交換器の設定過熱度以上となっているものの開度を所定開度とすることで蒸発器５の出口側過熱度を第１設定過熱度（上限値ＳＨ２）とすることができる場合には、強制冷媒循環ポンプ３の回転数は前記下限回転数として算出する。

また、蒸発器５の出口側過熱度が第１設定過熱度（上限値ＳＨ２）以上の場合に複数の膨張弁（４−１、４−２、４−３）の開度を上限開度としても蒸発器５の出口側過熱度が第１設定過熱度（上限値ＳＨ２）以上の場合には、強制冷媒循環ポンプ３の回転数は下限回転数よりも大きい所定回転数となるように算出する。

また算出手段は、蒸発器５の出口側過熱度が第２設定過熱度以下の場合に強制冷媒循環ポンプ３の回転数を所定回転数とすることで蒸発器５の出口側過熱度を前記第２設定過熱度（下限値ＳＨ１）とすることができる場合には、複数の膨張弁（４−１、４−２、４−３）の開度を前記上限開度として算出する。

また強制冷媒循環ポンプ３の回転数を下限回転数としても蒸発器５の出口側過熱度が第２設定過熱度（下限値ＳＨ１）以下の場合には、複数の膨張弁（４−１、４−２、４−３）のうち、室内熱交換器（５−１、５−２、５−３）の出口側過熱度が該熱交換器の設定過熱度以下となっているものの開度を所定開度となるように算出する。

そしてこのように算出手段により膨張弁４の開度及び強制冷媒循環ポンプ３の回転数を算出した後に圧縮機サイクル運転からポンプサイクル運転に切り替わることで、実施例１と同様の効果を奏することが可能となる。

１：圧縮機
２：室外熱交換器（凝縮器）
３：強制冷媒循環ポンプ
４、４−１、４−２、４−３：膨張弁
５、５−１、５−２、５−３：室内熱交換器（蒸発器）
６：室外機筐体
７：室内機筐体
８：室外送風機
９：余剰冷媒装置
１０、１４、１６：圧力センサ
１１、１３、１５：温度センサ
１２、２０、２１：逆止弁
１７：室内送風機
１８：液阻止弁
１９：ガス阻止弁

Claims (4)

1. 冷媒を循環させる圧縮機サイクル運転を行う圧縮機と、
   該圧縮機により圧縮された冷媒を凝縮する凝縮器と、
   該凝縮器により凝縮された冷媒を膨張させる膨張弁と、
   該膨張弁により膨張された冷媒を蒸発させる蒸発器と、
   前記圧縮機が停止した状態で前記凝縮器から流れる液冷媒を前記膨張弁に送ることにより冷媒を循環させるポンプサイクル運転を行うポンプと、を備えた空気調和装置において、
   前記圧縮機サイクル運転から前記ポンプサイクル運転に切り替わる前に、前記蒸発器の出口側過熱度を第１設定過熱度とするための前記膨張弁の開度及び前記ポンプの回転数を算出する算出手段を備え、
   該算出手段は、前記蒸発器の出口側過熱度が前記第１設定過熱度以上の場合に前記膨張弁の開度を所定開度とすることで前記蒸発器の出口側過熱度を前記第１設定過熱度とすることができる場合には、前記ポンプの回転数は下限回転数として算出し、
   前記蒸発器の出口側過熱度が前記第１設定過熱度以上の場合に前記膨張弁の開度を上限開度としても前記蒸発器の出口側過熱度が前記第１設定過熱度以上の場合には、前記ポンプの回転数は前記下限回転数よりも大きい所定回転数となるように算出し、
   該算出手段により前記膨張弁の開度及び前記ポンプの回転数を算出した後に前記圧縮機サイクル運転から前記ポンプサイクル運転に切り替わり、前記算出手段の算出結果に基づいて前記膨張弁の開度及び前記ポンプの回転数が制御され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、
   前記算出手段は、前記蒸発器の出口側過熱度が前記第１設定過熱度よりも低い第２設定過熱度以下の場合に前記ポンプの回転数を所定回転数とすることで前記蒸発器の出口側過熱度を前記第２設定過熱度とすることができる場合には、前記膨脹弁の開度は前記上限開度として算出し、
   前記蒸発器の出口側過熱度が前記第２設定過熱度以下の場合に前記ポンプの回転数を前記下限回転数としても前記蒸発器の出口側過熱度が前記第２設定過熱度以下の場合には、前記膨脹弁の開度は前記上限開度よりも小さい所定開度となるように算出することを特徴とする空気調和機。
3. 請求項１又は２に記載の空気調和装置において、
   前記蒸発器は、複数の熱交換器が並列に並べられることにより構成され、
   該複数の熱交換器の入口側にはそれぞれ膨張弁が設置され、
   前記算出手段は、
   前記蒸発器の出口側過熱度が前記第１設定過熱度以上の場合に前記複数の膨張弁のうち、前記熱交換器の出口側過熱度が該熱交換器の設定過熱度以上となっているものの開度を所定開度とすることで前記蒸発器の出口側過熱度を前記第１設定過熱度とすることができる場合には、前記ポンプの回転数は前記下限回転数として算出し、
   前記蒸発器の出口側過熱度が前記第１設定過熱度以上の場合に前記複数の膨張弁の開度を前記上限開度としても前記蒸発器の出口側過熱度が前記第１設定過熱度以上の場合には、前記ポンプの回転数は前記下限回転数よりも大きい所定回転数となるように算出することを特徴とする空気調和装置。
4. 請求項２に記載の空気調和装置において、
   前記蒸発器は、複数の熱交換器が並列に並べられることにより構成され、
   該複数の熱交換器の入口側にはそれぞれ膨張弁が設置され、
   前記算出手段は、
   前記蒸発器の出口側過熱度が前記第２設定過熱度以下の場合に前記ポンプの回転数を所定回転数とすることで前記蒸発器の出口側過熱度を前記第２設定過熱度とすることができる場合には、前記複数の膨張弁の開度を前記上限開度として算出し、
   前記ポンプの回転数を前記下限回転数としても前記蒸発器の出口側過熱度が前記第２設定過熱度以下の場合には、前記複数の膨張弁のうち、前記熱交換器の出口側過熱度が該熱交換器の設定過熱度以下となっているものの開度を所定開度となるように算出することを特徴とする空気調和装置。