JP5991989B2 - 冷凍空調装置 - Google Patents

Description

本発明は、熱源側装置である室外機と、室外機から分離されている負荷側装置である室内機とが、配管によって接続される冷凍空調装置に関するものである。

従来、室外機と室内機とを分離し、配管で接続して構成される冷凍空調装置において、従来の室外機は、圧縮機、流路切り替え装置である四方弁、熱源側熱交換器である室外熱交換器、膨張弁、負荷側熱交換器である室内熱交換器及び冷媒緩衝容器であるアキュムレータを配管で接続して構成されている。

膨張弁には液冷媒のみが流入することが望ましいが、冷房運転時に室外熱交換器で十分な熱交換量が得られない場合や、途中の配管圧損が大きい場合には、膨張弁入口が二相となる。この場合、膨張弁の制御が不安定となり、また冷媒音が発生する等の問題が生じていた。

また、暖房運転時の圧縮機運転中に室外熱交換器でガス化した冷媒は、圧縮機停止中にその多くが液体になる。このため、暖房運転再開時に室外熱交換器から流出した二相冷媒は、アキュムレータで気液に完全に分離されず、液冷媒が圧縮機へ吸入される。この場合、吐出温度低下による性能低下や、圧縮機内の油濃度の低下による信頼性の低下、液圧縮による圧縮機の短寿命化を招くという問題があった。

これらの問題を解決する手段として、室外熱交換器と膨張弁間の配管と、アキュムレータと圧縮機間の配管との間で熱交換を行う冷媒熱交換器を設けた技術がある（例えば、特許文献１参照）。特許文献１では、冷房運転時に、室外熱交換器を流出した高温高圧冷媒を、アキュムレータから流出した低温低圧冷媒と冷媒熱交換器で熱交換させて冷却することにより、完全な液冷媒として膨張弁に流入させ、膨張弁で発生する冷媒音の低減を図っている。

また、特許文献１では、圧縮機吐出口から圧縮機吸入口へのバイパス回路を設け、バイパス回路に設けた膨張弁を暖房運転再開時に開けるようにしている。これにより、圧縮機から吐出した冷媒の一部が、バイパス回路を通り吸入口から圧縮機に吸入され、アキュムレータで十分に分離されずに圧縮機に吸入される液冷媒を加熱してガス化し、暖房運転再開時の液バック解消を図っている。

特開平８−１７８４５０号公報（要約）

特許文献１では、冷媒熱交換器を設けることにより、冷房運転時に膨張弁入口が二相になる問題については解消している。しかしながら、冷媒熱交換器を設けただけでは以下の理由から暖房運転時のアキュムレータからの液バックの問題については解消できない。すなわち、室外熱交換器と膨張弁の間に冷媒熱交換器を設けた場合、冷房運転時は室外熱交換器が凝縮器となるため、凝縮器から流出して冷媒熱交換器に流入する冷媒とアキュムレータから流出して冷媒熱交換器に流入する冷媒との温度差は大きいため、冷媒熱交換器で十分な熱交換量を得ることができ、液バック防止に効果的である。

しかし、暖房運転時では、冷媒熱交換器が膨張弁の下流側に位置することになるため、膨張弁で減圧された冷媒と、アキュムレータから流出した冷媒とが冷媒熱交換器で熱交換することになり、両冷媒の温度差は小さいため、アキュムレータから流出する冷媒を十分に加熱することができず、液バックを防止できない。このため、特許文献１では、別途バイパス回路を設ける必要があり、構成が複雑化し、コスト高となっている。

特許文献１で仮にバイパス回路を設けないとすると、暖房運転時に圧縮機に液冷媒が吸入されて、吐出温度が低下し、室内熱交換器で十分な熱交換を行うことができない。このような室内熱交換器での熱交換量の低下は、暖房運転時の性能低下に繋がる。よって、家庭及び店舗用の空調機器のように、暖房運転時の性能が冷房運転時の性能よりも年間消費電力量に寄与する割合が大きい用途の場合は、年間消費電力量が増加する恐れがある。

このように特許文献１の技術では、冷房運転時には冷媒熱交換器が効果的に作用するものの、暖房運転時には十分な作用が得られない。そして、暖房運転時に冷媒熱交換器で十分な加熱量を得ることができないために、圧縮機へ気液二相冷媒が吸入されることになり、圧縮機信頼性の低下や暖房運転性能低下による年間消費電力量の増加を招く可能性がある。

本発明は、かかる点に鑑みてなされたものであり、簡易な構成で圧縮機への液戻りを抑制し、且つ年間消費電力量の抑制を実現することが可能な冷凍空調装置を得ることを目的とする。

本発明に係る冷凍空調装置は、圧縮機と、１つのみ設けられた流路切り替え装置と、冷媒容器と、熱源側熱交換器と、減圧装置と、冷媒熱交換器とを有する室外機と、負荷側熱交換器を有する室内機とを備え、室外機と室内機とをガス側接続配管及び液側接続配管で接続して、暖房運転時に圧縮機、流路切り替え装置、負荷側熱交換器、冷媒熱交換器、減圧装置、熱源側熱交換器、冷媒容器、冷媒熱交換器、圧縮機、の順に冷媒が循環するように順次接続した冷媒回路を構成しており、冷媒熱交換器は、液側接続配管の室外機側の接続部である室外機液管接続部と減圧装置との間の冷媒と、冷媒容器の出口側の冷媒とを熱交換するものである。

本発明によれば、簡素な構成で、冷暖両運転において冷媒熱交換器で十分な熱交換量を得ることができ、圧縮機への液バックを抑制できる。また、暖房運転時において室内熱交換器で十分な熱交換量を得ることができ、年間消費電力量を抑制することが可能である。

本発明の実施の形態１に係る冷凍空調装置の構成図である。 図１の冷凍空調装置に係る暖房運転時のエンタルピーと圧力との関係を示すｐ−ｈ線図である。 図１の冷凍空調装置に係る冷房運転時の冷媒の流れを示す図である。 図３の冷房運転時のエンタルピーと圧力との関係を示すｐ−ｈ線図である。 冷媒温度差と熱交換器性能との関係を示した図である。 本発明の実施の形態１に係る凝縮器出口過冷却度とＣＯＰ及び吐出温度の関係を示す図（その１）である。 本発明の実施の形態１に係る凝縮器出口過冷却度とＣＯＰ及び吐出温度の関係を示す図（その２）である。 本発明の実施の形態１に係る膨張弁制御の説明図である。 図８の各領域に応じて過冷却度ＳＣ−吐出温度特性を区分した各区分を示す図である。 本発明の実施の形態１に係る冷凍空調装置の膨張弁制御の流れを示すフローチャートである。 本発明の実施の形態２に係る冷凍空調装置の構成図である。

実施の形態１．
＜冷凍空調装置の構成概要＞
図１は、本発明の実施の形態に係る冷凍空調装置の構成図である。図１に示すように、冷凍空調装置１００は、室外機６１と、室外機６１から分離している室内機６２とを備えている。室外機６１と室内機６２とは、液管（液側接続配管）５及びガス管（ガス側接続配管）７によって接続され、後述の冷媒回路２０を構成している。室外機６１は、熱源、例えば大気等へ放熱又は吸熱を行う。室内機６２は、負荷、例えば室内空気への放熱又は吸熱を行う。なお、図１には室内機６２を１台のみ備えた構成を示したが、複数台としてもよい。

＜室外機の構成＞
室外機６１は、圧縮機１と、流路切り替え装置である四方弁８と、熱源側媒体と熱交換を行う室外熱交換器（熱源側熱交換器）２と、冷媒緩衝容器であるアキュムレータ９と、減圧装置である膨張弁３と、冷媒熱交換器４とを備え、これらが冷媒配管で接続されている。室外機６１は更に、大気や水等の熱源側媒体を室外熱交換器２に搬送する装置である室外ファン３１を備えている。以下、室外機６１を構成する各機器について順に説明する。

（圧縮機）
圧縮機１は例えば全密閉式圧縮機であり、制御装置５０からの指令によってインバータで回転数を可変することが可能な圧縮機である。圧縮機１を回転数制御して冷媒回路２０を循環する冷媒流量を調整することで、室内機６２での放熱又は吸熱量を調整し、例えば負荷側が室内空気の場合は、室内空気温度を適正に保つことができる。

（四方弁）
四方弁８は、圧縮機１から吐出されたガス冷媒を室外熱交換器２又は室内熱交換器６に流すように流路を切り替えるために用いられる。四方弁８で流路を切り替えることで、例えば室外熱交換器２を凝縮器（放熱器）として機能させたり、蒸発器として機能させたりすることができる。

（室外熱交換器）
室外熱交換器２は、例えばフィンアンドチューブ型熱交換器で、室外ファン３１から供給された熱源側媒体としての外気と、冷媒との熱交換を行う。なお、室外熱交換器２において冷媒と熱交換する熱源側媒体は、外気（空気）に限らず、例えば水や不凍液等を熱源として利用できるようにしても良い。この場合、室外熱交換器２にはプレート熱交換器を用い、熱源側搬送装置には室外ファン３１ではなくポンプを用いる。また、室外熱交換器２は、熱交換配管を地中に埋めて地熱を利用することで年間を通じて安定した温度の熱源を供給できるようにしても良い。

（膨張弁）
膨張弁３は、例えば開度が可変な電磁弁を用いる。凝縮器出口過冷却度又は蒸発器出口過熱度ができるだけ小さくなるように膨張弁３の開度調整することで、室外熱交換器２及び室内熱交換器６が有効に利用できるように冷媒流量を調整することができる。また、キャピラリのような固定絞り装置を複数並列に並べることでも、冷媒流量調整は可能である。

（アキュムレータ）
アキュムレータ９は、蒸発器から流出した二相冷媒を気液分離する機能を持つ。このため、冷媒を圧縮機１に流入させる前にアキュムレータ９を通過させることで、圧縮機１に液冷媒が吸入されるのを抑制できる。よって、アキュムレータ９は、圧縮機１での液圧縮の防止や、圧縮機１内の油濃度の低下による軸焼付け防止等、信頼性向上に寄与する。一方で、アキュムレータ９は圧縮機１へ戻すべき冷凍機油も分離している。このため、アキュムレータ９内の吸入配管（図示しない）には、必要量の冷凍機油を圧縮機１に戻すための穴やパイプが配置され、冷凍機油を圧縮機１に戻すようにしており、冷凍機油が冷媒に溶けている場合は、冷凍機油と共に若干の液冷媒が圧縮機１に戻る。

（冷媒熱交換器）
冷媒熱交換器４は、液管５の室外機側接続部である室外機液管接続部１１と膨張弁３との間に設けられている。冷媒熱交換器４は、室外機液管接続部１１と膨張弁３との間を流れる中温冷媒と、アキュムレータ９と圧縮機１の吸入側との間を流れる冷媒との熱交換を行う。冷媒熱交換器４での熱交換により、アキュムレータ９から流出する液冷媒をガス化させることができる。構造形態として二重管とする場合は、外側に中温冷媒が流れ、内側に低温冷媒が流れるようにするのが一般的である。その他、積層式のプレート熱交換器を用いる場合もある。なお、以下では、冷媒熱交換器４に流れる冷媒のうち、アキュムレータ９側から冷媒熱交換器４に流入する冷媒を低圧側冷媒、もう一方の冷媒を高圧側冷媒という場合がある。

＜室内機の構成＞
室内機６２は、負荷側媒体と熱交換を行う室内熱交換器（負荷側熱交換器）６と、負荷側媒体である室内空気を搬送する装置である室内ファン３２とを備えている。以下、室内機６２を構成する各機器について順に説明する。

（室内熱交換器）
室内熱交換器６は、例えば室外熱交換器２と同様に例えばフィンアンドチューブ型熱交換器で構成され、室内ファン３２から供給された負荷側媒体としての室内空気と、冷媒との熱交換を行う。なお、室内熱交換器６において冷媒と熱交換する負荷側媒体は、室内空気に限らず、例えば水や不凍液等を熱源として利用できるようにしても良い。この場合、室内熱交換器６にはプレート熱交換器を用い、負荷側搬送装置は室内ファン３２ではなくポンプを用いる。

（接続配管）
液管５とガス管７は、室外機６１と室内機６２を接続する接続配管であり、接続に必要な所定の長さを持つ。また、一般的には液管５よりもガス管７の配管径は大きい。液管５は、室外機６１の室外機液管接続部１１と、室内機６２の室内機液管接続部１３との間に接続され、また、ガス管７は、室外機６１の室外機ガス管接続部１２と、室内機６２の室内機ガス管接続部１４との間に接続される。このように液管５及びガス管７により室外機６１と室内機６２とが接続されることで、圧縮機１、四方弁８、室内熱交換器６、冷媒熱交換器４の高圧側、膨張弁３、室外熱交換器２、四方弁８、アキュムレータ９、冷媒熱交換器４の低圧側の順に冷媒が循環する冷媒回路２０が構成される。

＜センサ類及び制御装置＞
次に、冷凍空調装置１００に備えられたセンサ類及び制御装置５０について説明する。
室外機６１において圧縮機１の吐出側には、圧縮機１から吐出された冷媒の温度（以下、吐出温度）を検出する吐出温度検出装置としての吐出温度センサ４１が設けられている。また、室外熱交換器２には、室外熱交換器２を流れる冷媒の温度（すなわち、冷房運転時における凝縮温度又は暖房運転時における蒸発温度に対応する冷媒温度）を検出する室外熱交飽和温度センサ４２が設けられている。そして、室外熱交換器２の液側には、冷媒の温度を検出する室外熱交温度センサ４３が設けられている。

室外熱交換器２は冷房運転時に凝縮器（放熱器）となり、冷房運転時の凝縮器出口過冷却度は、室外熱交温度センサ４３の検出値から室外熱交飽和温度センサ４２の検出値を減算することで求められる。このように、室外熱交飽和温度センサ４２及び室外熱交温度センサ４３により過冷却度検出装置が構成される。なお、過冷却度検出装置はこの構成に限らず、圧縮機１からの吐出圧力を検出するセンサを設けそのセンサの検出値から換算される冷媒飽和ガス温度を、室外熱交温度センサ４３の検出値から減算して求める構成としてもよい。

また、室内機６２において室内熱交換器６には、室内熱交換器６を流れる冷媒の温度（すなわち、冷房運転時における蒸発温度又は暖房運転時における凝縮温度に対応する冷媒温度）を検出する室内熱交飽和温度センサ４４が設けられている。また、室内熱交換器６の液側には、冷媒の温度を検出する室内熱交温度センサ４５が設けられている。

室内熱交換器６は暖房運転時に凝縮器（放熱器）となり、暖房運転時の凝縮器出口過冷却度は、室内熱交温度センサ４５の検出値から室内熱交飽和温度センサ４４の検出値を減算することで求められる。このように、室内熱交飽和温度センサ４４及び室内熱交温度センサ４５により過冷却度検出装置が構成される。なお、過冷却度検出装置はこの構成に限らず、圧縮機１からの吐出圧力を検出するセンサを設けそのセンサの検出値から換算される冷媒飽和ガス温度を、室内熱交温度センサ４５の検出値から減算して求める構成としてもよい。

制御装置５０は、マイクロコンピュータで構成され、ＣＰＵ、ＲＡＭ及びＲＯＭ等を備えており、ＲＯＭには制御プログラム及び後述のフローチャートに対応したプログラム等が記憶されている。制御装置５０は、各センサからの検出値に基づいて圧縮機１、膨張弁３、室外ファン３１及び室内ファン３２を制御する。また、制御装置５０は四方弁８の切り替えにより冷房運転又は暖房運転を行う。なお、制御装置５０は、室外機６１に設けられていても良いし、室内機６２に設けられていても良いし、また、室内制御装置と室外制御装置とに分けて構成し、互いに連携処理を行う構成にしても良い。

次に、本実施の形態の冷媒回路２０における暖房運転及び冷房運転について順次説明する。

＜暖房運転時の冷媒の動作＞
図２は、図１の冷凍空調装置における暖房運転時のエンタルピーと圧力との関係を示すｐ−ｈ線図である。横軸にエンタルピー［ｋＪ／ｋｇ］、縦軸に圧力［Ｍｐａ］を示している。図２における点Ａ１〜点Ｉ１が示す各冷媒状態は、図１に示される本実施の形態１に係る冷凍空調装置における点Ａ１〜点Ｉ１における冷媒の各状態に対応している。なお、図１の矢印は、暖房運転時の冷媒の流れを示している。

暖房運転時は、四方弁８が図１の実線で示される状態に切り替えられる。そして、圧縮機１から吐出した高温高圧冷媒（Ａ１）は、四方弁８を通過して室外機ガス管接続部１２からガス管７へ流入する。ガス管７は所定の長さを持つため、ガス管７内に流入した冷媒はガス管７内の摩擦損失によって減圧され、その後、室内機ガス管接続部１４より室内機６２に流入して状態（Ｂ１）の冷媒となる。状態（Ｂ１）の冷媒は、室内熱交換器６へ流入する。室内熱交換器６は、暖房運転時は放熱器として働くことから、室内熱交換器６に流入した冷媒は室内ファン３２からの室内空気と熱交換して放熱し、温度が低下して一般的には過冷却状態の液冷媒（Ｃ１）となって、室内熱交換器６から流出する。

室内熱交換器６から流出した液冷媒は、室内機液管接続部１３より液管５へ流入する。液管５へ流入した冷媒は、液管通過時もガス管通過時と同様に摩擦損失によって減圧され室外機液管接続部１１から室外機６１に流入する。そして、室外機６１に流入した冷媒（Ｄ１）は、冷媒熱交換器４でアキュムレータ９からの冷媒と熱交換して更に冷却されて状態（Ｅ１）の冷媒となる。冷媒熱交換器４で冷却された状態（Ｅ１）の冷媒は、膨張弁３によって減圧されて気液二相冷媒（Ｆ１）となり、室外熱交換器２へ流入する。室外熱交換器２は暖房運転時は蒸発器として働くことから、室外熱交換器２に流入した冷媒は室外ファン３１からの室外空気と熱交換して吸熱、蒸発し、飽和ガスもしくは乾き度の高い二相冷媒（Ｇ１）となって室外熱交換器２から流出する。

室外熱交換器２から流出した冷媒（Ｇ１）は、四方弁８を通過してアキュムレータ９へ流入する。アキュムレータ９では気液二相で流入した冷媒を気液分離するが、アキュムレータ９に設けられた油戻し穴（図示しない）から冷凍機油と共に液冷媒も吸入されるため、アキュムレータ９からは乾き度の高い気液二相冷媒（Ｈ１）が流出する。アキュムレータ９から流出した低温の気液二相冷媒（Ｈ１）は冷媒熱交換器４に流入し、室外機液管接続部１１と膨張弁３との間を流れる冷媒と熱交換して吸熱、蒸発し、ガス冷媒（Ｉ１）となって圧縮機１へ吸入される。

＜暖房運転時において冷媒熱交換器４で熱交換が行われる理由＞
次に、暖房運転時に冷媒熱交換器４で熱交換が行われる理由について説明する。冷媒熱交換器４では、アキュムレータ９から流出する低圧低温の冷媒（Ｈ１）と、室外機液管接続部１１と膨張弁３の間を流れる高圧中温の冷媒（Ｄ１）との温度差によって熱交換を行う。例えば、冷媒熱交換器４へ流入する高圧冷媒（Ｄ１）の冷媒温度が２５℃、低圧冷媒（Ｈ１）の冷媒温度が０℃の場合、２５℃の温度差がある。よって、アキュムレータ９から流出する低圧二相冷媒は、自身よりも２５℃高温の冷媒と熱交換することにより加熱され、ガス化される。

＜冷房運転時の冷媒の動作＞
図３は、図１の冷凍空調装置における冷房運転時の冷媒の流れを示す図である。図４は、図３の冷房運転時のエンタルピーと圧力との関係を示すｐ−ｈ線図である。横軸にエンタルピー［ｋＪ／ｋｇ］、縦軸に圧力［Ｍｐａ］を示している。図４における点Ａ２〜点Ｉ２が示す各冷媒状態は、図３に示される点Ａ２〜点Ｉ２における冷媒の各状態に対応している。
冷房運転時は、四方弁８が図３の実線で示される状態に切り替えられる。圧縮機１から吐出した高温高圧冷媒（Ａ２）は、四方弁８を通過して室外熱交換器２へ流入する。室外熱交換器２に流入する冷媒（Ｂ２）は、圧縮機１から吐出した高温高圧冷媒（Ａ２）と略変わらない冷媒状態である。室外熱交換器２は、冷房運転時は放熱器として働くことから、室外熱交換器２に流入した冷媒は、室外ファン３１からの外気（大気）と熱交換して放熱し、温度が低下して一般的には過冷却状態の液冷媒（Ｃ２）となって、室外熱交換器２から流出する。

室外熱交換器２から流出した冷媒は、膨張弁３によって減圧されて気液二相冷媒（Ｄ２）となり、冷媒熱交換器４に流入する。冷媒熱交換器４に流入した気液二相冷媒は、アキュムレータ９からの冷媒と熱交換して冷却され、状態（Ｅ２）の冷媒となって冷媒熱交換器４から流出する。冷媒熱交換器４を流出した冷媒（Ｅ２）は、室外機液管接続部１１を通過して液管５に流入する。液管５は所定の長さを持つため、液管５へ流入した冷媒は、液管５内の摩擦損失によって更に減圧され、その後、室内機液管接続部１３から室内機６２に流入して状態（Ｆ２）の冷媒となる。状態（Ｆ２）の冷媒は、室内熱交換器６に流入する。室内熱交換器６は冷房運転時は蒸発器として働くことから、室内熱交換器６に流入した冷媒（Ｆ２）は、室内ファン３２からの室内空気と熱交換して吸熱、蒸発し、飽和ガスもしくは乾き度の高い二相冷媒（Ｇ２）となって室内熱交換器６から流出する。

室内熱交換器６から流出した冷媒（Ｇ２）は、室内機ガス管接続部１４を通過してガス管７へ流入する。ガス管７も液管５と同等の長さを持ち、ガス管７へ流入した冷媒は、ガス管通過時に摩擦損失によって減圧され、室外機ガス管接続部１２及び四方弁８を通過してアキュムレータ９へ流入する。アキュムレータ９では気液二相で流入した冷媒が気液分離されるが、アキュムレータ９に設けられた油戻し穴から冷凍機油と共に液冷媒も吸入されるため、アキュムレータ９からは乾き度の高い気液二相冷媒（Ｈ２）が流出する。アキュムレータ９から流出した低温の気液二相冷媒（Ｈ２）は冷媒熱交換器４へ流入し、膨張弁３と室外機液管接続部１１の間を流れる冷媒と熱交換して吸熱、蒸発化し、ガス冷媒（Ｉ２）となって圧縮機１へ吸入される。

＜冷房運転時において冷媒熱交換器で熱交換が行われる理由＞
次に、冷房運転時において冷媒熱交換器４で熱交換が発生する理由について説明する。冷媒熱交換器４では、アキュムレータ９から流出する低圧低温の冷媒（Ｈ２）と、室外機液管接続部１１と膨張弁３の間を流れる中圧中温の冷媒（Ｄ２）との温度差によって熱交換を行う。凝縮器として働く室外熱交換器２から冷媒熱交換器４に向かう冷媒は、冷媒熱交換器４の上流に設けられた膨張弁３によって減圧（減温）されてから冷媒熱交換器４に流入する。このため、暖房運転時のように凝縮器から直接、冷媒熱交換器４に流入する場合に比べて圧力が低下するため、暖房運転時ほどは冷媒熱交換器４において温度差は得られない。

しかし、冷媒熱交換器４を流出して室外機液管接続部１１から室内機６２へ向かう冷媒（Ｅ２）は、室外機液管接続部１１より下流側の構成要素、つまり液管５、室内熱交換器６、ガス管７等を通過することにより、摩擦損失によって更に圧力が下がる。このため、膨張弁３で減圧後の冷媒（Ｄ２）は、図４より明らかなように、アキュムレータ９から流出して冷媒熱交換器４に流入する冷媒（Ｈ２）よりも圧力が高い。よって、冷媒熱交換器４では、アキュムレータ９からの冷媒を加熱してガス化できる温度差を確保することができる。例えば、膨張弁３で減圧後の冷媒（Ｄ２）の冷媒温度が２５℃、アキュムレータ９から流出する冷媒（Ｈ２）の冷媒温度が５℃の場合、冷媒温度差は２０℃となる。よって、アキュムレータ９から流出する気液二相冷媒をガス化することができる。

（冷媒熱交換器４の設計）
次に、圧縮機１への液バックや、冷媒熱交換器４において過剰な熱交換等が生じないようにするための冷媒熱交換器４の設計について説明する。

まず、アキュムレータ９から流出する冷媒をガス化するために必要な冷媒熱交換器４の性能と、冷媒熱交換器４における高圧側冷媒の入口温度ＴＭと、冷媒熱交換器４における低圧側冷媒の入口温度ＴＬとの関係について説明する。冷媒熱交換器４での熱交換量Ｑｓｌｈｘは、熱コンダクタンスＡＫ（伝熱面積Ａと熱通過率Ｋとの積）と、冷媒温度差ΔＴ（＝ＴＭ−ＴＬ）とにより式（１）で表すことができる。

また、冷媒熱交換器４での熱交換量Ｑｓｌｈｘは、冷媒熱交換器４の低圧側の冷媒流量Ｇｒと、冷媒熱交換器４の低圧側の出入口エンタルピー差ΔＨ（＝Ｈ(Ｉ)−Ｈ（Ｈ））とから式（２）でも表すことができる。なお、Ｈ（Ｈ）は低圧側入口エンタルピー、Ｈ（Ｉ）は低圧側出口エンタルピーである。

上記式（１）と式（２）より、熱コンダクタンスＡＫと、冷媒温度差ΔＴ（＝ＴＭ−ＴＬ）と、冷媒流量Ｇｒと、冷媒熱交換器４の低圧側の出入口エンタルピー差ΔＨ（＝Ｈ(Ｉ)−Ｈ（Ｈ））とのそれぞれの関係は式（３）で表すことができる。

ところで、アキュムレータ９の分離効率の理想は１００％であるが、実際は１００％未満であり、ここでは仮に９９．９％の分離効率とする。なお、アキュムレータ９の分離効率は、冷媒によらず９０％以上とすることが一般的である。冷媒熱交換器４の低圧側入口冷媒の乾き度をアキュムレータ９の分離効率とほぼ同等とすると０．９〜０．９９９となり、乾き度が決まるため、冷媒熱交換器４の低圧側入口冷媒のエンタルピーＨ（Ｈ）が決まる。

また、冷媒熱交換器４に要求される役割は圧縮機１への液バックを抑制することにあるため、圧縮機１に吸入される冷媒の理想状態は飽和ガスであるが、実際の制御では過熱ガスとなることが多い。よって、冷媒熱交換器４の低圧側出口冷媒の冷媒状態の目標値を飽和ガス（過熱度０Ｋ）〜過熱度５Ｋの範囲と設定する。このように低圧側出口冷媒の目標の冷媒状態の範囲が決まるため、冷媒熱交換器４の低圧側出口冷媒のエンタルピーＨ（Ｉ）の範囲も決めることができる。

上記のように、低圧側入口冷媒のエンタルピーＨ（Ｈ）と低圧側出口冷媒のエンタルピーＨ（Ｉ）の範囲とが決まるため、式（３）より、冷媒温度差ΔＴ（＝ＴＭ−ＴＬ）と、ＡＫ／Ｇｒとの比の関係は、次の図５から、式（４）の関係を得ることができる。

図５は、冷媒温度差と熱交換器性能との関係を示した図である。図５において横軸は冷媒温度差ΔＴ（＝ＴＭ−ＴＬ）、縦軸はＡＫ／Ｇｒである。図５に示す４個のプロット点は、Ｒ４１０Ａを使用し、過熱度を０〜４Ｋに設定した場合を示している。また、（ａ）は、冷凍空調装置１００で使用する他の各種冷媒（例えば、Ｒ１３４ａ、Ｒ１２３４ｙｆ、プロパン等の炭化水素系冷媒もしくはこれらの混合冷媒）それぞれにおける最大値（過熱度０Ｋの場合に相当）の近似式を示している。また、図５の（ｂ）は、（ａ）と同様の冷媒それぞれの最小値（過熱度５Ｋの場合に相当）の近似式を示している。

上記の範囲内で冷媒熱交換器４を設計することにより、冷媒熱交換器４の熱交換量が不足して圧縮機１への液バックが発生する不都合を解消できる。また、冷媒熱交換器４における熱交換量が過剰となって吸入過熱度が大きくなり、吐出温度の過昇等が生じるといった不都合も解消できる。

＜吐出温度制御を行う理由＞
冷凍空調装置では一般的に、吐出温度センサにより検出される吐出温度が、運転効率（以下ＣＯＰと呼ぶ）が最大となる吐出温度となるように膨張弁３の開度を制御している。吐出温度を制御対象に用いる理由としては、吐出冷媒はガス状態であるため、液冷媒よりも比熱が小さく、膨張弁３の開度制御に対して応答が速いことが挙げられる。応答が速いため、膨張弁３の開度制御により、吐出温度を素早くＣＯＰが最大となるポイントへ制御できる。更に、仮に吐出温度が過昇となっても、素早く保護制御を行えることも理由の一つである。

＜吐出温度、凝縮器出口過冷却度、ＣＯＰの関係１＞
図６（ａ）は、図１の冷凍空調装置における、ある運転条件のときの、凝縮器出口過冷却度ＳＣとＣＯＰとの関係を示す図である。図６（ｂ）は、図６（ａ）と同じ運転条件のときの凝縮器出口過冷却度ＳＣと吐出温度との関係を示す図である。図６（ａ）において横軸はＳＣ［Ｋ］、縦軸はＣＯＰである。図６（ｂ）において横軸はＳＣ［Ｋ］、縦軸は吐出温度［℃］である。

図６（ａ）に示すように、冷凍空調装置１００にはＣＯＰが最大となる凝縮器出口過冷却度ＳＣが存在する。図６（ａ）の例でＣＯＰが最大となるのは凝縮器出口過冷却度ＳＣがＳＣ１のときである。よって、このＳＣ１を目標過冷却度とする。また、凝縮器出口過冷却度ＳＣが決まれば吐出温度が一意に決まることから、目標過冷却度ＳＣ１となる吐出温度Ｔｄ１を目標吐出温度として選定する。そして、吐出温度が目標吐出温度Ｔｄ１となるように膨張弁３を制御することで、凝縮器出口過冷却度ＳＣを目標過冷却度ＳＣ１とすることができ、ＣＯＰが最大となる運転が可能となる。

＜吐出温度、凝縮器出口過冷却度、ＣＯＰの関係２＞
図７（ａ）は、図６とは別の運転条件のときの、図１の冷凍空調装置における凝縮器出口過冷却度ＳＣとＣＯＰとの関係を示す図である。図７（ｂ）は、図７（ａ）と同じ運転条件のときの凝縮器出口過冷却度ＳＣと吐出温度との関係を示す図である。図７（ａ）において横軸はＳＣ［Ｋ］、縦軸はＣＯＰである。図７（ｂ）において横軸はＳＣ［Ｋ］、縦軸は吐出温度［℃］である。

図７の運転条件の場合、ＣＯＰが最大となるのは凝縮器出口過冷却度がＳＣ２のときである。そして、凝縮器出口過冷却度ＳＣがＳＣ２となる吐出温度はＴｄ２である。しかし、図７（ｂ）より明らかなように、吐出温度がＴｄ２となるのはＳＣ２のときだけでなくＳＣ３のときも同様である。よって、目標吐出温度をＴｄ２として膨張弁３の制御を行っても、凝縮器出口過冷却度ＳＣをＳＣ２にできるとは限らず、ＣＯＰが最大となる運転を必ずしも行えるとは限らない。

このように、運転条件によっては、吐出温度が同じでも凝縮器出口過冷却度ＳＣが異なる２つの状態を取り得るため、単純に吐出温度だけを用いて膨張弁制御を行うことはできない。よって、本実施の形態１では、吐出温度に加え、凝縮器出口過冷却度ＳＣも考慮して膨張弁制御を行うようにしている。

以下、本実施の形態１の膨張弁制御の原理についてまず説明する。
図８は、本発明の実施の形態１に係る膨張弁制御の説明図である。図８は、ある運転条件のときの凝縮器出口過冷却度ＳＣと吐出温度との関係を示している。図８において横軸はＳＣ［Ｋ］、縦軸はＣＯＰである。また、図８において（絞る）、（緩める）、（固定）とは膨張弁３の開度制御の内容を示している。図９は、図８の各領域に応じてＳＣ−吐出温度特性を区分した各区分を示す図である。図９における（ａ）〜（ｅ）は、ＳＣ−吐出温度特性を図８の各領域に区分したものであり、図８のＡ〜Ｅのそれぞれに対応している。すなわち図９の（ａ）の部分は図８の領域Ａに対応し、（ｂ）部分は図８の領域Ｂに対応し・・・、といった具合である。

次に、図８のＡ〜Ｅの５つの領域分けについて説明する。吐出温度範囲を目標吐出温度Ｔｄｍを含む（１）の範囲（第１吐出温度範囲）と、（１）の範囲よりも高い（２）の範囲（第２吐出温度範囲）と、（１）の範囲よりも低い（３）の範囲（第３吐出温度範囲）とに分ける。そして、その３つの範囲のうちの（１）と（２）の範囲を、更に目標凝縮器出口過冷却度（以下、目標過冷却度という）ＳＣｍを基準として２つに分け、計５つの領域に分けている。所定値Ｃ１（例えばＣ１＝２）及び所定値Ｃ２（例えばＣ２＝−２）は、目標吐出温度Ｔｄｍ及び目標過冷却度ＳＣｍに対して一定の範囲を持たせるための値であり、使用者が自由に設定変更可能な値である。

現在の運転状態、すなわち現在の吐出温度及び凝縮器出口過冷却度が領域Ａ〜Ｅのどの領域に属するかに応じて、膨張弁３の開度を、その領域部分に記載した（絞る）、（緩める）、（固定）に制御する。

現在の運転状態が図８の領域Ａ、領域Ｃ、領域Ｅに属する場合、膨張弁３を絞る制御を行う。すなわち、図９の（ａ）、（ｃ）、（ｅ）の範囲の場合は、何れも現在の凝縮器出口過冷却度ＳＣが目標過冷却度ＳＣｍよりも小さい。このため、膨張弁３を絞って過冷却度ＳＣを上げ、目標過冷却度ＳＣｍに近づける制御を行う。

また、現在の運転状態が図８の領域Ｂに属する場合、膨張弁３を緩める制御を行う。すなわち、図９の（ｂ）の範囲の場合は、現在の過冷却度ＳＣが目標過冷却度ＳＣｍよりも大きい。このため、膨張弁３を緩めて凝縮器出口過冷却度ＳＣを下げ、目標過冷却度ＳＣｍに近づける制御を行う。

また、現在の運転状態が図８の領域Ｄに属する場合、膨張弁３の開度をそのまま固定とする。すなわち、図９の（ｄ）の範囲の場合は、現在の吐出温度が、目標吐出温度に一致する又は近いと判断して現状の膨張弁３の開度を維持する。

以上のような膨張弁制御とすることにより、例えば、吐出温度センサ４１により検出された吐出温度がＴｄ３（図９）であるとき、室外熱交温度センサ４３及び室外熱交飽和温度センサ４２の検出値から求められる現在の凝縮器出口過冷却度ＳＣがＳＣ４又はＳＣ５のどちらであったとしても、凝縮器出口過冷却度ＳＣを目標過冷却度ＳＣｍに一致させることができる。よって、ＣＯＰが最大となる運転が可能となる。

以上に説明した膨張弁制御原理に基づく具体的な制御フローについて、次に説明する。

＜具体的な制御方法：定常時と非定常時によって制御を変える＞
図１０は、本発明の実施の形態１に係る冷凍空調装置の膨張弁制御の流れを示すフローチャートである。図１０において（１）〜（３）及びＡ〜Ｅは、図８の（１）〜（３）及びＡ〜Ｅに対応している。なお、冷凍空調装置起動時の膨張弁開度は、運転条件（外気温度、室内温度）や圧縮機回転数に応じて決められた開度や、条件によらず決められた開度等に設定され、その開度から図１０に示すフローチャートにしたがって絞る、緩める、固定の膨張弁制御を行う。

まず、冷凍空調装置１００は、現在の運転データを収集して現在の運転条件を把握し、現在の運転条件においてＣＯＰが最大となる凝縮器出口過冷却度ＳＣを目標過冷却度ＳＣｍに設定すると共に、目標吐出温度を、その目標過冷却度ＳＣｍとなるＴｄｍに設定する（Ｓ１）。目標吐出温度Ｔｄｍは、外気温度や室内温度、又は凝縮温度や蒸発温度や圧縮機回転数等を用いた近似式を用いて算出するようにしてもよいし、テーブルやマップ化された形式で記憶された変換表を用いて算出するようにしてもよい。

制御装置５０は、吐出温度センサ４１により検出された現在の吐出温度Ｔｄと、ステップＳ１で設定された目標吐出温度Ｔｄｍとの差分ΔＴｄを算出し、この差分ΔＴｄと予め設定した所定値Ｃ１とを比較する（Ｓ２）。差分ΔＴｄが所定値Ｃ１よりも大きい場合、すなわち、現在の吐出温度が図８の（２）の範囲に属する場合、続いて現在の凝縮器出口過冷却度ＳＣと目標過冷却度ＳＣｍとを比較する（Ｓ３）。現在の凝縮器出口過冷却度ＳＣが目標過冷却度ＳＣｍよりも小さい場合は、図８の領域Ａに該当し、凝縮器出口過冷却度ＳＣを上げるために膨張弁開度を絞る（Ｓ４）。一方、凝縮器出口過冷却度ＳＣが目標過冷却度ＳＣｍ以上の場合は、図８の領域Ｂに該当し、凝縮器出口過冷却度ＳＣを下げるために膨張弁開度を緩める（開く）（Ｓ５）。

ステップＳ２で現在の吐出温度と目標吐出温度Ｔｄｍとの差分ΔＴｄが所定値Ｃ１以下と判断した場合は、続いて差分ΔＴｄと所定値Ｃ２とを比較する（Ｓ６）。ステップＳ６において差分ΔＴｄが所定値Ｃ２よりも大きい場合は、図８の領域Ｅ（図８の（３）に同じ）に該当し、膨張弁開度を絞る（Ｓ４）。一方、差分ΔＴｄが所定値Ｃ２以下の場合は、図８の（１）に該当し、続いて凝縮器出口過冷却度ＳＣと目標過冷却度ＳＣｍとを比較する（Ｓ７）。凝縮器出口過冷却度ＳＣが目標過冷却度ＳＣｍよりも小さい場合には、図８の領域Ｃに該当し、膨張弁開度を絞る（Ｓ４）。一方、凝縮器出口過冷却度ＳＣが目標過冷却度ＳＣｍ以上の場合には、図８の領域Ｄに該当し、膨張弁開度を固定とする（Ｓ８）。

以上説明したように本実施の形態１によれば、室外機液管接続部１１と膨張弁３との間の高圧側冷媒と、アキュムレータ９の出口側の低圧側冷媒とを熱交換する冷媒熱交換器４を設けたので、暖房運転時において高圧側冷媒と低圧側冷媒との温度差を十分に確保することができる。よって、アキュムレータ９から流出する低圧側冷媒を高圧側冷媒で加熱してガス化し、ガス冷媒を圧縮機１に吸入させることができ、液バックを抑制できる。したがって、吐出温度の低下が抑制されて適正な吐出温度を維持することができ、その結果、室内熱交換器６の熱交換量を確保でき、暖房性能の低下を防止できる。

また、冷房運転時においては、冷媒熱交換器４から流出した高圧側冷媒が、室外機液管接続部１１の下流の構成要素、つまり液管５、室内熱交換器６、ガス管７等の摩擦損失によって圧力低下する。このように圧力低下した冷媒が冷媒熱交換器４の低圧側に流入するため、高圧側冷媒との間に十分な温度差を確保できる。よって、暖房運転時と同様、冷房運転時においても、アキュムレータ９から流出する低圧側冷媒を高圧側冷媒で加熱してガス化できる。よって、ガス冷媒を圧縮機１に吸入させることができ、液バックを抑制できる。

また、従来のように冷媒熱交換器４の他に液バック防止のためのバイパス回路等を設ける必要がないため、簡素な構成とできる。よって、簡素な構成でありながら、冷暖両運転において冷媒熱交換器４で十分な熱交換量を得ることができ、また、暖房性能の低下を防止できて年間消費電力量の削減が可能な冷凍空調装置１００を得ることができる。

また、冷媒熱交換器４の高圧側冷媒の入口温度ＴＭと低圧側冷媒の入口温度ＴＬとの温度差ΔＴとＡＫ／Ｇｒとが、所定の関係（式（４）を満たす関係）を維持するように、冷媒熱交換器４の仕様を選定するようにした。これにより、冷媒熱交換器４での熱交換量が不足して圧縮機１への液バックが発生したり、冷媒熱交換器４での熱交換量が過剰となって吐出温度が過昇したり等のない冷凍空調装置１００を構成することができる。

また、膨張弁３の主制御目標を吐出温度としつつ、凝縮器出口過冷却度ＳＣで膨張弁３の動作方向を補正することで、運転条件によらずＣＯＰが最大となる運転を実現できる。

ところで、一般的な空調機で使われているＲ４１０ＡやＲ３２等の低沸点冷媒は、低圧が下がると吐出温度が上昇しやすいが、高沸点冷媒である例えばＲ１３４ａ、Ｒ１２３４ｙｆ、Ｒ１２３４ｚｅ、プロパン等の炭化水素系冷媒もしくはこれらの混合冷媒は、低沸点冷媒に比べて吐出温度が上昇しにくい。特にアキュムレータを備えることで吸入が気液二相になりやすい冷媒回路や低圧縮比条件等では、高沸点冷媒の場合、吐出過熱度を確保することが難しい。また、例えば高圧シェル等の圧縮機に高沸点冷媒を用いる場合、起動前に圧縮機シェルが冷えていると、起動後、シェル内で冷媒が凝縮し、圧縮機内部の油濃度が低下して信頼性を損なう可能性もある。しかし、本実施の形態１の構成では、圧縮機１が吸入する冷媒を加熱できるため、吐出温度が付きにくい高沸点冷媒でも十分な吐出過熱度を確保しやすい。よって、起動時の圧縮機１内での冷媒凝縮等を発生しにくくでき、高い信頼性を実現できる。

実施の形態２．
一般的に、アキュムレータを備える冷媒回路では、アキュムレータを備えない冷媒回路に比べて圧縮機１への液戻りが少ない分、吐出温度が上昇しやすい。また、上記実施の形態１によると、アキュムレータ９から流出した気液二相の冷媒を冷媒熱交換器４によって加熱するため、冷媒熱交換器４を備えない場合に比べ、やはり吐出温度が上昇しやすい。このため、低外気時の暖房運転等、吐出温度が上昇しやすい条件の場合に備えて、吐出温度を抑制するための対策を講じておく必要がある。実施の形態２は、その対策を講じた冷凍空調装置に関するものである。

＜構成＞
図１１は、本発明の実施の形態２に係る冷凍空調装置の構成図である。なお、図１１において実施の形態１と同様の構成部分については、先に説明した図１と同様の符号を付す。また、実施の形態１と同様の構成部分について適用される変形例は、本実施の形態２及び後述の実施の形態についても同様に適用される。以下、実施の形態２が実施の形態１と異なる部分を中心に説明する。

実施の形態２の冷凍空調装置２００は、図１に示した実施の形態１の冷凍空調装置１００に更に、冷媒熱交換器４と膨張弁３との間から分岐し、流量調整弁としてのバイパス用膨張弁１６を介して冷媒熱交換器４の低圧側出口と圧縮機１との間に合流するバイパス回路２１を設けたものである。バイパス回路２１には、バイパス回路２１のバイパス用膨張弁１６の下流の配管と、室外機液管接続部１１と冷媒熱交換器４との間の配管との間で熱交換を行う内部熱交換器１５を備えている。バイパス用膨張弁１６は開度が可変なものでも良いし、開閉弁とキャピラリを組み合わせたもの（図示しない）でも良い。これ以外の構成は実施の形態１と同様である。

＜バイパス回路２１及び内部熱交換器１５の動作説明＞
内部熱交換器１５は、室外機液管接続部１１と冷媒熱交換器４との間の冷媒を、バイパス回路２１のバイパス用膨張弁１６の下流側の冷媒と熱交換させて冷却する。これにより、暖房運転時に蒸発器となる室外熱交換器２の入口部の乾き度が低下する。一方、冷媒熱交換器４の高圧側を流出した冷媒の一部はバイパス回路２１側に向かうため、蒸発器（室外熱交換器２）側に流入する冷媒流量が減る。よって、蒸発器（室外熱交換器２）の処理熱量としては損得なく、蒸発器（室外熱交換器２）内及び低圧配管（蒸発器から圧縮機１に至る配管）内の圧力損失を低減することができるため、吐出温度上昇を抑制できる。

また、バイパス用膨張弁１６の開度を調整することで、バイパス回路２１の内部熱交換器１５を通過するバイパス冷媒を湿り気味として、冷媒熱交換器４の低圧側から圧縮機１に向かう冷媒に合流させることができる。このため、冷媒熱交換器４の低圧側から流出した冷媒が過熱ガスであっても、その過熱ガスはバイパス回路２１からの冷媒により冷却され、気液二相冷媒となって圧縮機１に流入する。よって、吐出温度上昇を抑制することができる。

このように構成された実施の形態２の冷凍空調装置２００において制御装置５０は、吐出温度センサ４１で検出した吐出温度が予め設定した吐出温度上限値以上になった場合、バイパス用膨張弁１６を開き、吐出温度が吐出温度上限値未満となるように制御する。

以上説明したように本実施の形態２によれば、実施の形態１と同様の効果が得られると共に、バイパス回路２１を設けたことにより、吐出温度が上昇しやすい低外気暖房条件において吐出温度の過昇防止が可能であり、運転範囲の拡大と高い信頼性を実現できる。

なお、図１１においてバイパス回路２１は、冷媒熱交換器４と膨張弁３との間から分岐しているが、バイパス回路２１の設置の目的は吐出温度の過昇防止にあるため、この位置に限らず、室外機液管接続部１１と膨張弁３との間であればよい。また、室外機液管接続部１１と膨張弁３との間であれば、暖房条件で膨張弁３もしくはバイパス用膨張弁１６の入口を確実に液状態とすることもできる。

また、図１１に示す内部熱交換器１５は暖房運転では冷媒熱交換器４よりも上流側に位置しているため、冷媒熱交換器４へ流入する高圧冷媒の温度を下げることができる。このため、冷媒熱交換器４での熱交換量を抑制できるので、吐出温度上昇を抑制することができる。また、内部熱交換器１５を設けたことにより、上述したように蒸発器の熱交換量は変わらずに蒸発器を通過する冷媒流量が減るため、蒸発器及び低圧配管側の圧力損失を低減することができる。

なお、内部熱交換器１５の位置は、図１１に示した位置に限られたものではなく、例えば暖房運転において冷媒熱交換器４の下流となる位置に設けてもよく、要は、室外機液管接続部１１とバイパス回路２１の分岐点２２との間であればよい。冷媒熱交換器４と分岐点との間に配置した場合、暖房運転時の圧損低減効果は低下するが、吐出温度上昇を抑制する効果は得られる。また、冷房用途で利用する場合は、内部熱交換器１５の熱交換量を多く取れるため、蒸発器及び低圧配管側の圧力を低減する効果を得ることができる。

実施の形態３．
実施の形態２では、内部熱交換器１５を備えたバイパス回路２１について説明したが、内部熱交換器１５を備えない場合でも、吐出温度上昇の抑制は可能である。すなわち、バイパス用膨張弁１６により減圧した冷媒をそのまま、冷媒熱交換器４から圧縮機１に向かう冷媒に合流させ、冷媒熱交換器４から圧縮機１に向かう冷媒を冷却して気液二相冷媒とするのである。この構成とすると、実施の形態２に比べて冷媒回路２０及び制御を簡素にできる。

１ 圧縮機、２ 室外熱交換器、３ 膨張弁、４ 冷媒熱交換器、５ 液側接続配管（液管、６ 室内熱交換器、７ ガス側接続配管（ガス管）、８ 四方弁、９ アキュムレータ、１１ 室外機液管接続部、１２ 室外機ガス管接続部、１３ 室内機液管接続部、１４ 室内機ガス管接続部、１５ 内部熱交換器、１６ バイパス用膨張弁、２０ 冷媒回路、２１ バイパス回路、２２ 分岐点、３１ 室外ファン、３２ 室内ファン、４１ 吐出温度センサ、４２ 室外熱交飽和温度センサ、４３ 室外熱交温度センサ、４４ 室内熱交飽和温度センサ、４５ 室内熱交温度センサ、５０ 制御装置、６１ 室外機、６２ 室内機、１００ 冷凍空調装置、２００ 冷凍空調装置。

Claims (6)

1. 圧縮機と、１つのみ設けられた流路切り替え装置と、冷媒容器と、熱源側熱交換器と、減圧装置と、冷媒熱交換器とを有する室外機と、
   負荷側熱交換器を有する室内機とを備え、
   前記室外機と前記室内機とをガス側接続配管及び液側接続配管で接続して、暖房運転時に前記圧縮機、前記流路切り替え装置、前記負荷側熱交換器、前記冷媒熱交換器、前記減圧装置、前記熱源側熱交換器、前記冷媒容器、前記冷媒熱交換器、前記圧縮機、の順に冷媒が循環するように順次接続した冷媒回路を構成しており、
   前記冷媒熱交換器は、
   前記液側接続配管の前記室外機側の接続部である室外機液管接続部と前記減圧装置との間の冷媒と、前記冷媒容器の出口側の冷媒とを熱交換することを特徴とする冷凍空調装置。
2. 圧縮機と、流路切り替え装置と、冷媒容器と、熱源側熱交換器と、減圧装置と、冷媒熱交換器とを有する室外機と、
   負荷側熱交換器を有する室内機とを備え、
   前記室外機と前記室内機とをガス側接続配管及び液側接続配管で接続して、暖房運転時に前記圧縮機、前記流路切り替え装置、前記負荷側熱交換器、前記冷媒熱交換器、前記減圧装置、前記熱源側熱交換器、前記冷媒容器、前記冷媒熱交換器、前記圧縮機、の順に冷媒が循環するように順次接続した冷媒回路を構成しており、
   前記冷媒熱交換器は、
   前記液側接続配管の前記室外機側の接続部である室外機液管接続部と前記減圧装置との間の冷媒と、前記冷媒容器の出口側の冷媒とを熱交換し、
   前記圧縮機の吐出冷媒の吐出温度を検出する吐出温度検出装置と、
   前記熱源側熱交換器及び前記負荷側熱交換器のうち、凝縮器として機能する熱交換器出口の冷媒の過冷却度を検出する過冷却度検出装置とを備え、
   前記吐出温度検出装置により検出された吐出温度と前記過冷却度検出装置で検出された過冷却度とに応じて前記減圧装置の開度を制御し、
   現在の運転条件における過冷却度−吐出温度特性を、ＣＯＰが最大となるように選定された目標吐出温度を含む第１吐出温度範囲と、前記第１吐出温度範囲よりも高い第２吐出温度範囲と、前記第１吐出温度範囲よりも低い第３吐出温度範囲とに区分し、更に、前記第１吐出温度範囲と前記第２吐出温度範囲とを、ＣＯＰが最大となるように選定された目標過冷却度よりも小さい範囲と前記目標過冷却度以上の範囲とに区分して計５つの領域に区分し、
   前記吐出温度検出装置により検出された吐出温度と前記過冷却度検出装置で検出された過冷却度とが、前記５つの領域のうち、
   前記第１吐出温度範囲で且つ前記目標過冷却度よりも低い範囲の領域と、前記第２吐出温度範囲で且つ前記目標過冷却度よりも低い範囲の領域と、前記第３吐出温度範囲の領域との３つの領域の何れかに属する場合は、前記減圧装置の開度を絞り、
   前記第１吐出温度範囲で且つ前記目標過冷却度以上の範囲の領域に属する場合は、前記減圧装置の開度を固定し、
   前記第２吐出温度範囲で且つ前記目標過冷却度以上の範囲の領域に属する場合は、前記減圧装置の開度を緩めることを特徴とする冷凍空調装置。
3. 前記冷媒熱交換器は、前記冷媒熱交換器の伝熱面積と熱通過率との積である熱コンダクタンスＡＫと、前記冷媒熱交換器の低圧側を通過する前記冷媒容器の出口側の冷媒の冷媒流量Ｇｒとの比［Ｊ／ｋｇＫ］が、
   １．４０×１０^２／（ＴＭ−ＴＬ）≦ＡＫ／Ｇｒ≦１．５２×１０^５／（ＴＭ−ＴＬ）
   ＴＭ：冷媒熱交換器の高圧側冷媒の入口温度
   ＴＬ：冷媒熱交換器の低圧側冷媒の入口温度
   の関係を有することを特徴とする請求項１または２に記載の冷凍空調装置。
4. 前記室外機液管接続部と前記減圧装置との間から分岐し、流量調整弁を介して前記冷媒容器と前記圧縮機の間に合流するバイパス回路を備えたことを特徴とする請求項１乃至請求項３の何れか一項に記載の冷凍空調装置。
5. 前記圧縮機の吐出冷媒の吐出温度が予め設定した吐出温度上限値以上になった場合、前記流量調整弁を開き、前記吐出温度が前記吐出温度上限値未満となるように制御することを特徴とする請求項４記載の冷凍空調装置。
6. 前記室外機液管接続部と前記バイパス回路の分岐点との間の冷媒と、前記バイパス回路の前記流量調整弁の下流側の冷媒とを熱交換する内部熱交換器を備えたことを特徴とする請求項４又は請求項５記載の冷凍空調装置。

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