JPWO2015004747A1 - 冷凍サイクル装置 - Google Patents

Abstract

圧縮機２１、室内熱交換器４２、膨張弁４１及び室外熱交換器２３に冷媒が循環するように構成され、圧縮機２１と室内熱交換器４２とがガス延長配管６で接続され、膨張弁４１と室外熱交換機２３とが液延長配管７で接続された冷媒回路１０と、冷媒回路１０の運転状態量を検出する圧力センサー３４ａ、３４ｂ及び温度センサー３３ａ〜３３ｌと、圧力センサー３４ａ、３４ｂ及び温度センサー３３ａ〜３３ｌで検出された運転状態量に基づいて冷媒回路１０内部の冷媒量を算出し、算出冷媒量と基準冷媒量とを比較することにより冷媒漏洩検知を行う冷媒漏洩検知運転を行う制御部３とを備え、制御部３は、冷媒漏洩検知運転時に、液延長配管６の出口の冷媒の乾き度を０．１以上、０．７以下に制御する。

Description

本発明は、冷凍サイクル装置に関するものである。

従来より、室内機と室外機とが液延長配管及びガス延長配管で接続されたセパレート型の冷凍サイクル装置（例えば、冷凍空調装置）には、冷凍空調装置の運転に必要な圧力センサー、温度の各センサーや液面検知センサーなどの情報を用いて、空調冷凍装置内の冷媒量存在割合を液延長配管の長さを考慮して推測し、その推測結果から冷媒が漏洩したことを検知するようにした技術がある（例えば、特許文献１参照）。

特許第４４１２３８５号公報（第１１頁、第１図等）

ところで、二相冷媒が流れる液延長配管は、通常、圧力損失を小さくするためにガス延長配管の配管径に比べて太い配管径で構成される。また、大型のビルなどでは室外機と室内機が遠く離れて設置されており、液延長配管の長さが１００ｍ以上のものも多数存在している。このように液延長配管の長さが長くなると、液延長配管の内容積も大きくなるため、全冷媒量に占める液延長配管内の冷媒量の割合は大きくなる。

液延長配管内の冷媒量を算出するにあたっては、まず液延長配管の冷媒密度を算出する必要があり、その算出結果に誤差があると、液延長配管冷媒密度と液延長配管の内容積との積で求められる液延長配管内の冷媒量の算出結果の誤差も大きなものとなる。この場合、全冷媒量の算出結果に大きく影響することになり、冷媒漏洩検知精度が低下する。よって、液延長配管内の冷媒量の算出精度を上げることが、冷媒漏洩検知精度を上げることに繋がる。

しかしながら、特許文献１では、冷媒漏れの検知にあたり液延長配管の長さを考慮する必要があることは記載されているものの、液延長配管冷媒密度の算出方法については何ら記載されておらず、冷媒漏洩検知精度に疑問があった。

本発明は、このような点に鑑みなされたもので、液延長配管内の冷媒量を正確に算出でき、冷媒漏洩を高精度に検知できる冷凍サイクル装置を提供することを目的とする。

本発明に係る冷凍サイクル装置は、圧縮機、凝縮器、膨張弁及び蒸発器に冷媒が循環するように構成され、圧縮機と凝縮器とが第１延長配管で接続され、膨張弁と蒸発器とが第２延長配管で接続された冷媒回路と、冷媒回路の運転状態量を検出する検出部と、検出部で検出された運転状態量に基づいて冷媒回路内部の冷媒量を算出し、算出冷媒量と基準冷媒量とを比較することにより冷媒漏洩検知を行う冷媒漏洩検知運転を行う制御部とを備え、制御部は、冷媒漏洩検知運転時に、第２延長配管の出口の冷媒の乾き度を０．１以上、０．７以下に制御する。

本発明によれば、二相冷媒が流れる第２延長配管内部の冷媒量を正確に算出でき、冷媒漏洩を高精度に検知できる冷凍サイクル装置を得ることができる。

本発明の実施の形態１に係る冷凍空調装置１の冷媒回路構成の一例を示す概略構成図である。 図１の冷凍空調装置１の電気的な構成を示す制御ブロック図である。 本発明の実施の形態１に係る冷凍空調装置１の冷房運転時のｐ−ｈ線図である。 本発明の実施の形態１に係る冷凍空調装置１の暖房運転時のｐ−ｈ線図である。 凝縮器内での冷媒状態の説明図である。 蒸発器内での冷媒状態の説明図である。 本発明の実施の形態１の補正が冷媒量の演算に及ぼす影響の概念図である。 冷媒をＲ４１０Ａとし、配管圧力を０．９３３［Ｍｐａ］とした時の乾き度と冷媒密度との関係を示す図である。 冷媒Ｒ４１０ＡでのＰ−ｈ線図である。 冷媒Ｒ４１０Ａでの液延長配管出口の乾き度と液延長配管出入口冷媒密度差Δρ［ｋｇ／ｍ^３］との関係を示した図である。 冷媒Ｒ４１０Ａでの飽和液状態における凝縮圧力とエンタルピーとの関係を示す図である。 冷媒Ｒ４１０Ａでの凝縮器出口が同一状態で膨張弁での減圧量を変化させた場合の低圧圧力（蒸発圧力）と液延長配管出口乾き度との関係を示す図である。 冷媒Ｒ４１０Ａにおける、エンタルピー２５０［ｋｇ／ｋＪ］、２６０［ｋｇ／ｋＪ］での低圧圧力と液延長配管冷媒密度ρとの関係を示した図である。 冷媒Ｒ４１０Ａでの低圧圧力と液延長配管出入口冷媒密度差Δρ［ｋｇ／ｍ^３］との関係を示す図である。 冷媒Ｒ４１０Ａにおいて、高圧圧力を変化させた場合の液延長配管冷媒密度の変化を示した図である。 本発明の実施の形態１に係る冷凍空調装置１における冷媒漏洩検知運転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１Ａの冷媒回路構成の一例を示す概略構成図である。 本発明の実施の形態２に係る冷凍空調装置１Ａの冷房運転時のｐ−ｈ線図の関係を示す図である。 本発明の実施の形態２に係る冷凍空調装置１Ａの暖房運転時のｐ−ｈ線図の関係を示す図である。

以下、本発明の実施の形態を図を参照しながら説明する。以下では、冷凍サイクル装置の一例として冷凍空調装置の実施の形態を説明する。

実施の形態１．
図１は、本発明の実施の形態１に係る冷凍空調装置１の冷媒回路構成の一例を示す概略構成図である。図１に基づいて、冷凍空調装置１の冷媒回路構成及び動作について説明する。この冷凍空調装置１は、例えばビルやマンション等に設置され、蒸気圧縮式の冷凍サイクル運転を行うことによって、設置される空調対象域の冷房や暖房に使用されるものである。なお、図１を含め、以下の図面では各構成部材の大きさの関係が実際のものとは異なる場合がある。

＜冷凍空調装置１の構成＞
冷凍空調装置１は、主として、熱源機としての室外機２と、それに並列に接続された複数台（図１では２台を図示している）の利用ユニットとしての室内機４（室内機４Ａ、室内機４Ｂ）とを備えている。また、冷凍空調装置１は、室外機２と室内機４とを接続する延長配管（液延長配管（第２延長配管）６、ガス延長配管（第１延長配管）７）を有している。すなわち、冷凍空調装置１は、室外機２と室内機４とが冷媒配管で接続されて冷媒が循環する冷媒回路１０を有している。なお、液延長配管６は、主液延長配管６Ａ、枝液延長配管６ａ、枝液延長配管６ｂ、及び、分配器５１ａを備えている。また、ガス延長配管７は、主ガス延長配管７Ａ、枝ガス延長配管７ａ、枝ガス延長配管７ｂ、及び、分配器５２ａを備えている。冷媒には、ここではＲ４１０Ａが用いられる。

［室内機４］
室内機４Ａ、室内機４Ｂは、室外機２からの冷熱又は温熱の供給を受けて空調対象域に冷房空気又は暖房空気を供給するものである。なお、以下の説明においては、室内機４の後の「Ａ」、「Ｂ」を省略する場合があるが、その場合には室内機４Ａ、室内機４Ｂの双方を示しているものとする。また、「室内機４Ａ」系統の各機器（回路の一部も含む）の符号の後に「Ａ（又はａ）」を付加し、「室内機４Ｂ」系統の各機器（回路の一部も含む）の符号の後に「Ｂ（又はｂ）」を付加して図示している。これらの説明においても、符号の後の「Ａ（又はａ）」、「Ｂ（又はｂ）」を省略する場合があるが、双方の機器を示していることは言うまでもない。

室内機４は、ビル等の室内の天井に埋め込まれたり、吊り下げられたり、室内の壁面に壁掛けられたりする等により設置されている。室内機４Ａは、主液延長配管６Ａ、分配器５１ａ、枝液延長配管６ａ、枝ガス延長配管７ａ、分配器５２ａ、及び、主ガス延長配管７Ａを用いて室外機２から延長して接続されており、冷媒回路１０の一部を構成している。室内機４Ｂは、主液延長配管６Ａ、分配器５１ａ、枝液延長配管６ｂ、枝ガス延長配管７ｂ、分配器５２ａ、及び、主ガス延長配管７Ａを用いて室外機２から延長して接続されており、冷媒回路１０の一部を構成している。

室内機４は、主として、冷媒回路１０の一部を構成する室内側冷媒回路（室内側冷媒回路１０ａ、室内側冷媒回路１０ｂ）を有している。この室内側冷媒回路は、主として、膨張機構としての膨張弁４１と、利用側熱交換器としての室内熱交換器４２と、が直列に延長されて構成されている。

室内熱交換器４２は、熱媒体（例えば、空気や水等）と冷媒との間で熱交換を行ない、冷媒を凝縮液化又は蒸発ガス化するものである。具体的には、室内熱交換器４２は、暖房運転時には冷媒の凝縮器（放熱器）として機能して室内空気を加熱し、冷房運転時には冷媒の蒸発器として機能して室内空気を冷却する。室内熱交換器４２は、その形式を特に限定するものではないが、例えば伝熱管と多数のフィンとにより構成されたクロスフィン式のフィン・アンド・チューブ型の熱交換器で構成するとよい。

膨張弁４１は、室内側冷媒回路内を流れる冷媒の流量の調節等を行うために、室内熱交換器４２の液側に設置され、冷媒を減圧して膨張させるものである。この膨張弁４１は、開度が可変に制御可能なもの、例えば電子式膨張弁等で構成するとよい。

室内機４は、室内ファン４３を有している。室内ファン４３は、室内機４内に室内空気を吸入して室内熱交換器４２にて冷媒と熱交換させた後に、供給空気として室内に供給するための送風機である。室内ファン４３は、室内熱交換器４２に供給する空気の風量を可変することが可能なものであり、例えばＤＣファンモーターによって駆動される遠心ファンや多翼ファン等で構成するとよい。但し、室内熱交換器４２が、冷媒と空気とは異なる熱媒体（例えば、水やブライン等）とで熱交換を実行するものであってもよい。

また、室内機４には、各種センサーが設けられている。室内熱交換器４２のガス側には、冷媒の温度（すなわち、暖房運転時における凝縮温度Ｔｃ又は冷房運転時における蒸発温度Ｔｅに対応する冷媒温度）を検出するガス側温度センサー（ガス側温度センサー３３ｆ（室内機４Ａに搭載）、ガス側温度センサー３３ｉ（室内機４Ｂに搭載））が設けられている。室内熱交換器４２の液側には、冷媒の温度Ｔｅｏを検出する液側温度センサー（液側温度センサー３３ｅ（室内機４Ａに搭載）、液側温度センサー３３ｈ（室内機４Ｂに搭載））が設けられている。

また、室内機４の室内空気の吸入口側には、ユニット内に流入する室内空気の温度（すなわち、室内温度Ｔｒ）を検出する室内温度センサー（室内温度センサー３３ｇ（室内機４Ａに搭載）、室内温度センサー３３ｊ（室内機４Ｂに搭載））が設けられている。これらの各種センサーで検知された情報（温度情報）は、室内機４に搭載されている各機器の動作を制御する後述の制御部（室内側制御部３２）に送られて、各機器の動作制御に利用される。なお、液側温度センサー３３ｅ、３３ｈ、ガス側温度センサー３３ｆ、３３ｉ、及び、室内温度センサー３３ｇ、３３ｊの種類を特に限定するものではないが、例えばサーミスター等で構成するとよい。

また、室内機４は、室内機４を構成する各機器の動作を制御する室内側制御部３２（３２ａ、３２ｂ）を有している。そして、室内側制御部３２は、室内機４の制御を行うために設けられたマイクロコンピューターやメモリー等を有している。室内側制御部３２は、室内機４を個別に操作するためのリモコン（図示せず）との間で制御信号等のやりとりを行なったり、室外機２（詳しくは室外側制御部３１）との間で伝送線（無線でもよい）を介して制御信号等のやりとりを行なったりすることができるようになっている。すなわち、室内側制御部３２は、室外側制御部３１と協働することによって冷凍空調装置１全体の運転制御を行う制御部３として機能するのである（図２参照）。

［室外機２］
室外機２は、室内機４に冷熱又は温熱を供給する機能を有している。室外機２は、例えばビル等の室外に設置されており、液延長配管６、ガス延長配管７で室内機４から延長して接続されており、冷媒回路１０の一部を構成している。つまり、室外機２から流出して主液延長配管６Ａを流れる冷媒は、分配器５１ａを介して枝液延長配管６ａと枝液延長配管６ｂとに分流され、室内機４Ａ、室内機４Ｂのそれぞれに流入するようになっている。同様に、室外機２から流出して主ガス延長配管７Ａを流れる冷媒は、分配器５２ａを介して枝ガス延長配管７ａと枝ガス延長配管７ｂとに分流され、室内機４Ａ、室内機４Ｂのそれぞれに流入するようになっている。

室外機２は、主として、冷媒回路１０の一部を構成する室外側冷媒回路１０ｚを有している。この室外側冷媒回路１０ｚは、主として、圧縮機２１と、流路切換手段である四方弁２２と、熱源側熱交換器としての室外熱交換器２３と、液溜めとしてのアキュムレーター２４と、液側閉鎖弁２８と、ガス側閉鎖弁２９と、が直列に延長された構成を有している。

圧縮機２１は、冷媒を吸入し、その冷媒を圧縮して高温・高圧の状態にするものである。この圧縮機２１は、運転容量を可変することが可能なものであり、例えばインバーターにより周波数Ｆが制御されるモーターによって駆動される容積式圧縮機等で構成するとよい。なお、図１では、圧縮機２１が１台である場合を例に図示しているが、これに限定されず、室内機４の延長台数等に応じて、２台以上の圧縮機２１を並列に延長して搭載してもよい。

四方弁２２は、暖房運転時における冷媒の流れの方向と冷房運転時における熱源側冷媒の流れの方向とを切り換えるものである。冷房運転時には、四方弁２２は、実線で示されるように圧縮機２１の吐出側と室外熱交換器２３のガス側とを延長すると共にアキュムレーター２４と主ガス延長配管７Ａ側とを接続するように切り換えられる。これにより、室外熱交換器２３が圧縮機２１によって圧縮される冷媒の凝縮器として機能し、且つ、室内熱交換器４２が蒸発器として機能する。暖房運転時には、四方弁２２は、点線で示されるように圧縮機２１の吐出側と主ガス延長配管７Ａとを延長すると共にアキュムレーター２４と室外熱交換器２３のガス側とを延長するように切り換えられる。これにより、室内熱交換器４２が圧縮機２１によって圧縮される冷媒の凝縮器として機能し、且つ、室外熱交換器２３が蒸発器として機能する。

室外熱交換器２３は、熱媒体（例えば、空気や水等）と冷媒との間で熱交換を行い、その冷媒を蒸発ガス化又は凝縮液化するものである。具体的には、室外熱交換器２３は、暖房運転時には冷媒の蒸発器として機能し、冷房運転時には冷媒の凝縮器（放熱器）として機能する。室外熱交換器２３は、その形式を特に限定するものではないが、例えば伝熱管と多数のフィンとにより構成されたクロスフィン式のフィン・アンド・チューブ型熱交換器で構成するとよい。なお、室外熱交換器２３は、そのガス側が四方弁２２に接続され、液側が主液延長配管６Ａに接続されている。

室外機２は、室外ファン２７を有している。室外ファン２７は、室外機２内に室外空気を吸入して、室外熱交換器２３において冷媒と熱交換させた後に、室外に排出するための送風機である。この室外ファン２７は、室外熱交換器２３に供給する空気の風量を可変することが可能なものであり、例えばＤＣファンモーターからなるモーターによって駆動されるプロペラファン等で構成するとよい。但し、室外熱交換器２３が、冷媒と空気とは異なる熱媒体（例えば、水やブライン等）とで熱交換を実行するものであってもよい。

アキュムレーター２４は、四方弁２２と圧縮機２１との間に接続されており、室内機４運転負荷の変動等に応じて冷媒回路１０内に発生する余剰冷媒を溜めることが可能な容器である。液側閉鎖弁２８及びガス側閉鎖弁２９は、外部の機器・配管（具体的には、主液延長配管６Ａ及び主ガス延長配管７Ａ）との接続口に設けられ、冷媒を導通したり、しなかったりするものである。

また、室外機２には、複数の圧力センサーと温度センサーとが設けられている。圧力センサーとしては、圧縮機２１の吸入圧力Ｐ_ｓ を検出する吸入圧力センサー３４ａと、圧縮機２１の吐出圧力Ｐ_ｄ を検出する吐出圧力センサー３４ｂとが設置されている。

室外機２には、温度センサーとして、吸入温度センサー３３ａと、吐出温度センサー３３ｂと、液管温度センサー３３ｄ、熱交温度センサー３３ｋと、液側温度センサー３３ｌと、室外温度センサー３３ｃとが設置されている。吸入温度センサー３３ａは、アキュムレーター２４と圧縮機２１との間の位置に設けられ、圧縮機２１の吸入温度Ｔ_ｓ を検出する。吐出温度センサー３３ｂは、圧縮機２１の吐出温度Ｔ_ｄ を検出する。熱交温度センサー３３ｋは、室外熱交換器２３内を流れる冷媒の温度を検出する。液側温度センサー３３ｌは室外熱交換器２３の液側に設置され、液側の冷媒温度を検出する。室外温度センサー３３ｃは、室外機２の室外空気の吸入口側に設置され、室外機２内に流入する室外空気の温度を検出する。

これらの各種センサーで検出された情報（温度情報）は、室内機４に搭載されている各機器の動作を制御する制御部（室外側制御部３１）に送られて、各機器の動作制御に利用される。なお、各温度センサーの種類を特に限定するものではないが、例えばサーミスター等で構成するとよい。

また、室外機２は、室外機２を構成する各要素の動作を制御する室外側制御部３１を有している。室外側制御部３１は、室外機２の制御を行うために設けられたマイクロコンピューター、メモリー、モーターを制御するインバーター回路等を有している。そして、室外側制御部３１は、室内機４の室内側制御部３２との間で伝送線（無線でもよい）を介して制御信号等のやりとりを行うことができるようになっている。すなわち、室外側制御部３１は、室内側制御部３２と協働することによって冷凍空調装置１全体の運転制御を行う制御部３として機能するのである（図２参照）。

ここで、制御部３について詳細に説明する。図２は、図１の冷凍空調装置１の電気的な構成を示す制御ブロック図である。
制御部３は、圧力センサー（吸入圧力センサー３４ａ、吐出圧力センサー３４ｂ）、温度センサー（ガス側温度センサー３３ｆ、３３ｉ、液側温度センサー３３ｅ、３３ｈ、室内温度センサー３３ｇ、３３ｊ、吸入温度センサー３３ａ、吐出温度センサー３３ｂ、室外温度センサー３３ｃ、液管温度センサー３３ｄ、熱交温度センサー３３ｋ、液側温度センサー３３ｌ）の検出信号を受けることができるようにこれらのセンサー（検出部）と接続されている。また、制御部３は、これらのセンサーの検出信号等に基づいて各種機器（圧縮機２１、四方弁２２、室外ファン２７、室内ファン４３、流量制御弁として機能する膨張弁４１）を制御することができるように各種機器に接続されている。

図２に示すように、制御部３は、測定部３ａ、演算部３ｂ、記憶部３ｃ、判定部３ｄ、駆動部３ｅ、表示部３ｆ、入力部３ｇ、出力部３ｈを備えている。測定部３ａは、圧力センサー及び温度センサーから送られる情報を基に冷媒回路１０を循環している冷媒の圧力や温度（つまり、運転状態量）を測定する機能を有している。演算部３ｂは、測定部３ａで測定した測定値を基に冷媒量（つまり、運転状態量）を演算する機能を有している。記憶部３ｃは、測定部３ａで測定した測定値、演算部３ｂで演算して算出した冷媒量を記憶したり、外部からの情報を記憶したりする機能を有している。判定部３ｄは、記憶部３ｃに記憶されている基準冷媒量と演算により算出された冷媒量とを比較して冷媒漏洩の有無を判定する機能を有している。

駆動部３ｅは、冷凍空調装置１を駆動する各要素（具体的には、圧縮機モーター、弁機構、ファンモーター等）の駆動を制御する機能を有している。表示部３ｆは、冷媒充填が完了した場合、冷媒漏洩を検知した場合等にその情報を音声や表示で外部へ報知したり、冷凍空調装置１を運転させる上で生じる異常を音声や表示で報知したりする機能を有している。入力部３ｇは、各種制御用の設定値の入力や変更を行なったり、冷媒充填量等の外部情報の入力を行なったりする機能を有している。出力部３ｈは、測定部３ａで測定した測定値や演算部３ｂで演算した値を外部に出力する機能を有している。

（延長配管）
延長配管（液延長配管６、ガス延長配管７）は、室外機２と室内機４とを接続し、冷凍空調装置１内の冷媒を循環させるものである。つまり、冷凍空調装置１は、冷凍空調装置１を構成している各種機器を延長配管で配管延長することで冷媒回路１０を形成し、この冷媒回路１０に冷媒を循環させることで、冷房運転や暖房運転が実行可能になっているのである。

上述したように、延長配管は、液冷媒又は二相冷媒が流れる液延長配管６（主液延長配管６Ａ、枝液延長配管６ａ、枝液延長配管６ｂ、及び、分配器５１ａ）と、ガス冷媒が流れるガス延長配管７（主ガス延長配管７Ａ、枝ガス延長配管７ａ、枝ガス延長配管７ｂ、及び、分配器５２ａ）とで構成されている。そのうちの主液延長配管６Ａ、枝液延長配管６ａ、枝液延長配管６ｂ、主ガス延長配管７Ａ、枝ガス延長配管７ａ、及び、枝ガス延長配管７ｂは、冷凍空調装置１をビル等の設置場所に設置する際に現地にて施工される冷媒配管であり、これらの各配管のそれぞれには、室外機２と室内機４との組み合わせに応じて決められた配管径のものが使用されるようになっている。

具体的には、液側及びガス側のそれぞれにおいて、主延長配管（主液延長配管６Ａ、主ガス延長配管７Ａ）に流れる冷媒量は、枝延長配管（枝液延長配管６ａ、枝液延長配管６ｂ、枝ガス延長配管７ａ、枝ガス延長配管７ｂ）に比べて多い。また、ガス冷媒と液冷媒とでは圧力損失が異なることから、各延長配管で発生する圧力損失は異なり、圧力損失とコストとのバランスに応じて各延長配管のそれぞれの配管径が選択される。このように各延長配管のそれぞれの配管径が異なることから、各延長配管の内容積を正確に算出することは負荷が大きく、大変困難となる。

また、大型のビルなどでは、室外機２と室内機４の距離が離れている場合が多く、延長配管の長さが１００ｍ以上の長いものも多数存在し、各延長配管の内容積が大きいものが多い。よって、上述したように、全冷媒量に占める延長配管内の冷媒量の割合は大きく、延長配管冷媒密度の算出誤差が、全冷媒量に与える影響が大きい。本実施の形態１では、このような背景があるなかでも、二相冷媒が流れる液延長配管内部の冷媒量を正確に算出でき、冷媒漏洩を高精度に検知できることを特徴とする。この特徴については、以下、順に説明していく。

なお、実施の形態１では、１台の室外機２と２台の室内機４との接続に分配器５１ａ、分配器５２ａを加えた延長配管を用いているが、分配器５１ａ及び分配器５２ａは必ずしも必須のものではない。また、分配器５１ａ及び分配器５２ａは、室内機４の延長台数に応じて形状を決定するとよい。例えば、図１に示すように、分配器５１ａ及び分配器５２ａをＴ字管で構成してもよく、ヘッダーを用いて構成しても構わない。また、複数台（３台以上）の室内機４が接続される場合には、Ｔ字管を複数個使用して冷媒を分配させてもよいし、ヘッダーを用いて冷媒を分配させてもよい。

（液面検知センサー）
液面検知センサー３５は、アキュムレーター２４の内部、もしくは外部に設置される。液面検知センサー３５は、アキュムレーター２４内部に貯留する液冷媒の液面を把握し、液面位置から内部の冷媒量を把握するものである。具体的な液面検知センサーとしては、超音波を用いたものや温度を計測するものなどの外部設置型、フロートを用いたものや静電容量式などの内部挿入型など、様々な液面検知方式が存在する。

以上のように、室内側冷媒回路（室内側冷媒回路１０ａ、室内側冷媒回路１０ｂ）と、室外側冷媒回路１０ｚと、延長配管と、が接続されて冷凍空調装置１は構成されている。そして、冷凍空調装置１は、室内側制御部３２と室外側制御部３１とから構成される制御部３によって、冷房運転又は暖房運転に応じて四方弁２２を切り換えて運転を行うと共に、各室内機４の運転負荷に応じて、室外機２及び室内機４に搭載されている各機器の制御を行なっている。なお、四方弁２２は必ずしも必須の構成ではなく、省略可能である。

＜冷凍空調装置１の動作＞
冷凍空調装置１の各要素の動作と冷媒漏洩検知について説明する。冷凍空調装置１は、各室内機４の運転負荷に応じて冷凍空調装置１を構成している各機器の制御を行い、冷暖房運転を実行する。

図３は、本発明の実施の形態１に係る冷凍空調装置１の冷房運転時のｐ−ｈ線図である。図４は、本発明の実施の形態１に係る冷凍空調装置１の暖房運転時のｐ−ｈ線図である。なお、図１では、冷房運転時の冷媒の流れを実線矢印で、暖房運転時の冷媒の流れを破線矢印で、それぞれ表している。また、冷凍空調装置１では、冷媒漏洩検知を常時実施し、通信線を用いることにより管理センター等で遠隔監視を行うことができるようになっている。

（冷房運転）
冷凍空調装置１が実行する冷房運転について、図１及び図３を用いて説明する。
冷房運転時は、四方弁２２が図１の実線で示される状態に制御され、冷媒回路は以下のような接続状態となる。すなわち圧縮機２１の吐出側が、室外熱交換器２３のガス側に接続される。また、圧縮機２１の吸入側が、ガス側閉鎖弁２９及びガス延長配管７（主ガス延長配管７Ａ、枝ガス延長配管７ａ、枝ガス延長配管７ｂ）を介して室内熱交換器４２のガス側に接続される。なお、液側閉鎖弁２８及びガス側閉鎖弁２９は、開状態にされている。また、全部の室内機４で冷房運転が実行される場合を例に説明する。

低温・低圧の冷媒が圧縮機２１によって圧縮され、高温・高圧のガス冷媒となって吐出される（図３に示す点ａ）。圧縮機２１から吐出された高温・高圧のガス冷媒は、四方弁２２を介して室外熱交換器２３に流入する。室外熱交換器２３に流入した冷媒は、室外ファン２７の送風作用により室外空気に放熱しながら凝縮・液化する（図３に示す点ｂ）。このときの凝縮温度は、熱交温度センサー３３ｋもしくは吐出圧力センサー３４ｂで検出される圧力を飽和温度換算することにより求められる。

その後、室外熱交換器２３から流出した高圧液冷媒は、液側閉鎖弁２８を介して室外機２から流出する。室外機２から流出した高圧液冷媒は、主液延長配管６Ａ、枝液延長配管６ａ、枝液延長配管６ｂにおいて管壁面摩擦によって圧力が降下する（図３に示す点ｃ）。この冷媒は、室内機４に流入し、膨張弁４１により減圧されて低圧の気液二相冷媒となる（図３に示す点ｄ）。この気液二相冷媒は、冷媒の蒸発器として機能する室内熱交換器４２に流入し、室内ファン４３の送風作用により空気から吸熱することで蒸発ガス化する（図３に示す点ｅ）。このとき、空調対象域の冷房が実行されることになる。

このときの蒸発温度は、液側温度センサー３３ｅ、液側温度センサー３３ｈにて計測される。そして、室内熱交換器４２Ａ、室内熱交換器４２Ｂの出口における冷媒の過熱度ＳＨは、ガス側温度センサー３３ｆ、ガス側温度センサー３３ｉにより検出される冷媒温度値から液側温度センサー３３ｅ、液側温度センサー３３ｈにより検出される冷媒温度を差し引くことによって求められる。

また、冷房運転中、膨張弁４１Ａ、４１Ｂは、室内熱交換器４２Ａ、４１Ｂの出口（すなわち、室内熱交換器４２Ａ、室内熱交換器４２Ｂのガス側）における冷媒の過熱度ＳＨが過熱度目標値ＳＨｍとなるように開度調節されている。

室内熱交換器４２を通過したガス冷媒は、枝ガス延長配管７ａ、枝ガス延長配管７ｂ、主ガス延長配管７Ａを通り、ガス側閉鎖弁２９を介して室外機２に流入する。なお、ガス冷媒は、枝ガス延長配管７ａ、枝ガス延長配管７ｂ、主ガス延長配管７Ａを通過するときの管壁面摩擦によって圧力が降下する（図３に示す点ｆ）。そして、室外機２に流入した冷媒は、四方弁２２及びアキュムレーター２４を経て、圧縮機２１に再度吸入される。以上の流れで、冷凍空調装置１は冷房運転を実行する。

（暖房運転）
冷凍空調装置１が実行する暖房運転について、図１及び図４を用いて説明する。
暖房運転時は、四方弁２２が図１の破線で示される状態に制御され、冷媒回路は以下のような接続状態となる。すなわち圧縮機２１の吐出側が、ガス側閉鎖弁２９及びガス延長配管７（主ガス延長配管７Ａ、枝ガス延長配管７ａ、枝ガス延長配管７ｂ）を介して室内熱交換器４２のガス側に接続される。また、圧縮機２１の吸入側が、室外熱交換器２３のガス側に接続される。なお、液側閉鎖弁２８及びガス側閉鎖弁２９は開状態にされている。また、全部の室内機４で暖房運転が実行される場合を例に説明する。

低温・低圧の冷媒が圧縮機２１によって圧縮され、高温・高圧のガス冷媒となって吐出される（図４に示す点ａ）。圧縮機２１から吐出された高温・高圧のガス冷媒は、四方弁２２及びガス側閉鎖弁２９を介して室外機２から流出する。室外機２から流出した高温・高圧のガス冷媒は、主ガス延長配管７Ａ、枝ガス延長配管７ａ、枝ガス延長配管７ｂを通過し、このとき管壁面摩擦により圧力が降下する（図４に示す点ｇ）。この冷媒は、室内機４の室内熱交換器４２に流入する。室内熱交換器４２に流入した冷媒は、室内ファン４３の送風作用により室内空気に放熱しながら凝縮・液化する（図４に示す点ｂ）。このとき、空調対象域の暖房が実行されることになる。

室内熱交換器４２から流出した冷媒は、膨張弁４１により減圧されて低圧の気液二相冷媒となる（図４に示す点ｃ）。このとき膨張弁４１Ａ、４１Ｂは、室内熱交換器４２Ａ、４１Ｂの出口における冷媒の過冷却度ＳＣが過冷却度目標値ＳＣｍで一定になるように開度調節されている。

室内熱交換器４２Ａ、４２Ｂの出口における冷媒の過冷却度ＳＣは、以下のようにして求められる。まず、吐出圧力センサー３４ｂにより検出される圧縮機２１の吐出圧力Ｐ_ｄ を凝縮温度Ｔｃに対応する飽和温度値に換算する。そして、この飽和温度値から液側温度センサー３３ｅ、３３ｈにより検出される冷媒温度値をそれぞれ差し引くことによって求められる。なお、各室内熱交換器４２内を流れる冷媒の温度を検出する温度センサーを別途設けて、この温度センサーにより検出される凝縮温度Ｔｃに対応する冷媒温度値を、液側温度センサー３３ｅ、液側温度センサー３３ｈにより検出される冷媒温度値から差し引くことによって過冷却度ＳＣを求めるようにしてもよい。

その後、低圧の気液二相冷媒は、枝液延長配管６ａ、枝液延長配管６ｂ、主液延長配管６Ａを通り、枝液延長配管６ａ、枝液延長配管６ｂ、主液延長配管６Ａを通過するときの管壁面摩擦によって圧力が降下した後（図４に示す点ｄ）、液側閉鎖弁２８を介して室外機２に流入する。室外機２に流入した冷媒は、室外熱交換器２３に流入し、室外ファン２７の送風作用により室外空気から吸熱することで蒸発ガス化する（図４に示す点ｅ）。それから、この冷媒は、四方弁２２及びアキュムレーター２４を経て、圧縮機２１に再度吸入される。以上の流れで、冷凍空調装置１は暖房運転を実行する。

以上、冷房運転、暖房運転について説明したが、各運転のそれぞれで必要な冷媒量は互いに異なり、実施の形態１においては冷房運転時に暖房運転時に比べて冷媒量を多く必要とする。これは、膨張弁４１が室内機４側に接続されているため、冷房運転時には液延長配管６内の冷媒が液相、ガス延長配管７内の冷媒がガス相となるのに対し、暖房運転時には液延長配管６内の冷媒が二相、ガス延長配管７内の冷媒がガス相となるからである。つまり、ガス延長配管７側については、冷房運転と暖房運転で共にガス相となるため暖房運転と冷房運転とで差は生じない。しかし、液延長配管６側で、冷房運転時に液相、暖房運転時に二相となり、液相状態の方が冷媒が多いため、結局のところ冷房運転時に冷媒が多く必要となるのである。

また、凝縮器平均冷媒密度に対して蒸発器平均冷媒密度が小さいこと、そして室外熱交換器２３と室内熱交換器４２の内容積が互いに異なることも、運転状態で必要な冷媒量が異なることに関係する。詳細に説明すると、設置スペースや意匠の関係から、室内熱交換器４２の内容積は室外熱交換器２３よりも小さくなっている。これにより、冷房運転時には内容積の大きな室外熱交換器２３が平均冷媒密度の大きな凝縮器となるため冷媒量を多く必要とする。一方、暖房運転時には内容積の小さな室内熱交換器４２が平均冷媒密度の大きな凝縮器となるため冷媒量を多くは必要としない。

したがって、冷凍空調装置１では、四方弁２２を切り換えて冷房運転、暖房運転を行う場合において、冷房運転と暖房運転とで必要な冷媒量が異なる。このような場合には、冷媒量を多く必要とする冷房運転の運転状態に合わせて冷媒を充填し、冷媒を多く必要としない暖房運転のときには、余剰液冷媒をアキュムレーター２４等に貯留することとなる。

＜冷媒量の演算方法＞
次に、冷凍空調装置１に充填されている冷媒量の算出方法を、暖房運転を例に説明する。算出冷媒量Ｍ_ｒ［ｋｇ］は次式に示すように、冷媒回路を構成する各構成要素の冷媒量を各要素の運転状態から求め、その総和として得る。

冷媒は、内容積Ｖ［ｍ^３ ］もしくは平均冷媒密度ρ［ｋｇ／ｍ^３ ］の高い要素（後述する）と、冷凍機油（冷凍機油内に冷媒が溶け込んでいる）とに大部分存在していると考えて冷媒量計算を行う。ここでいう平均冷媒密度ρの高い要素とは、圧力が高い、もしくは、二相又は液相の冷媒が通過する要素のことである。

本実施の形態１では室外熱交換器２３と、液延長配管６と、室内熱交換器４２と、ガス延長配管７と、アキュムレーター２４と、冷媒回路内に存在する冷凍機油とを考慮して算出冷媒量Ｍ_ｒ［ｋｇ］を求める。算出冷媒量Ｍ_ｒ は数式(１）で示されるように各要素の内容積Ｖと平均冷媒密度ρとの積の総和で表される。

なお、数式（１）における各要素それぞれの冷媒量Ｍを、数式（１）の下に記載している。

ここで、
Ｍ_ｒｃ ：凝縮器冷媒量
Ｍ_ｒＰＬ ：液延長配管冷媒量
Ｍ_ｒＰＧ ：ガス延長配管冷媒量
Ｍ_ｒｅ ：蒸発器冷媒量
Ｍ_ｒＡＣＣ ：アキュムレーター冷媒量
Ｍ_ｒＯＩＬ ：油溶解冷媒量
Ｍ_ｒＡＤＤ ：追加冷媒量

以下、各要素それぞれの冷媒量の算出方法について順次説明する。

（１）室内熱交換器（凝縮器）４２の冷媒量Ｍ_ｒｃの算出
図５は、凝縮器内での冷媒状態の説明図である。凝縮器入口では圧縮機２１の吐出側の過熱度が０度より大きくなるため、冷媒は気相となっている。また、凝縮器出口では過冷却度が０度より大きくなるため、冷媒は液相となっている。凝縮器では、温度Ｔ_ｄ の気相状態である冷媒が、温度Ｔ_ｃａｉの室内空気によって冷却され、温度Ｔ_ｃｓｇ の飽和蒸気となる。そして、この飽和蒸気は、温度Ｔ_ｃａｉの室内空気によって更に冷却され、二相状態で潜熱変化により凝縮して温度Ｔ_ｃｓｌの飽和液となる。そして、この飽和液は更に冷却されて温度Ｔ_ｓｃｏ の液相状態となる。

凝縮器冷媒量Ｍ_ｒｃ［ｋｇ］は次式で表される。

ここで、
Ｖ_ｃ：凝縮器内容積［ｍ^３］
ρ_ｃ：凝縮器の平均冷媒密度［ｋｇ／ｍ^３］

Ｖ_ｃは、装置仕様であるため既知である。ρ_ｃ［ｋｇ／ｍ^３］は次式で示される。

ここで、
Ｒ_ｃｇ：気相域の容積割合［―］
Ｒ_ｃｓ：二相域の容積割合［―］
Ｒ_ｃｌ：液相域の容積割合［―］
ρ_ｃｇ：気相域の平均冷媒密度［ｋｇ／ｍ^３］
ρ_ｃｓ：二相域の平均冷媒密度［ｋｇ／ｍ^３］
ρ_ｃｌ：液相域の平均冷媒密度［ｋｇ／ｍ^３］

上式から明らかなように、凝縮器の平均冷媒密度ρ_ｃを算出するためには、各相域の容積割合及び平均冷媒密度を算出する必要がある。

まず、各相域における平均冷媒密度の計算方法について説明する。

（１．１）凝縮器の気相域、二相域、液相域のそれぞれの平均冷媒密度の算出
（ａ）気相域の平均冷媒密度ρ_ｃｌの算出
凝縮器における気相域平均冷媒密度ρ_ｃｇは、例えば、次式に示すように凝縮器入口密度ρｄ［ｋｇ／ｍ^３］と凝縮器における飽和蒸気密度ρ_ｃｓｇ［ｋｇ／ｍ^３］との平均値によって求める。

凝縮器入口密度ρ_ｄは、凝縮器入口温度（吐出温度Ｔ_ｄに相当）と圧力（吐出圧力Ｐ_ｄに相当）とより演算することができる。また、凝縮器における飽和蒸気密度ρ_ｃｓｇは凝縮圧力（吐出圧力Ｐ_ｄに相当）より演算することができる。

（ｂ）液相域の平均冷媒密度ρ_ｃｓの算出
液相域平均冷媒密度ρ_ｃｌは、次式のように、例えば凝縮器の出口密度ρ_ｓｃｏ［ｋｇ／ｍ^３］と凝縮器における飽和液密度ρ_ｃｓｌ［ｋｇ／ｍ^３］との平均値によって求める。

凝縮器の出口密度ρ_ｓｃｏは、凝縮器出口温度Ｔ_ｓｃｏと圧力（吐出圧力Ｐ_ｄに相当）とより演算することができる。また、凝縮器における飽和液密度ρ_ｃｓｌは、凝縮圧力（吐出圧力Ｐ_ｄ）より演算することができる。

（ｂ）二相域の平均冷媒密度ρ_ｃｓの算出
凝縮器における二相域平均冷媒密度ρ_ｃｓは二相域にて熱流束一定と仮定すると次式のように表される。

ここで、
ｘ［−］：冷媒の乾き度
ｆ_ｃｇ［−］：凝縮器におけるボイド率

ボイド率ｆ_ｃｇは、次式で表される。

ここで、ｓ［−］は、スリップ比（気液の速度比）である。スリップ比ｓの演算式はこれまでに多くの実験式が提案されており、質量流束Ｇ_ｍｒ［ｋｇ／（ｍ^２ｓ）］、凝縮圧力(吐出圧力Ｐ_ｄに相当)、乾き度ｘの関数として表される。

質量流束Ｇ_ｍｒは圧縮機２１の運転周波数によって変化するため、本手法でスリップ比ｓを計算することによって、圧縮機２１の運転周波数に対する算出冷媒量Ｍ_ｒの変化を検出することが可能となる。

質量流束Ｇ_ｍｒは、凝縮器での冷媒流量から求めることができる。

以上により、凝縮器の平均冷媒密度を算出するために必要な、気相域、二相域、液相域のそれぞれの平均冷媒密度ρ_ｃｇ、ρ_ｃｓ、ρ_ｃｌ［ｋｇ／（ｍ^３）］が算出された。

本実施の形態１の冷凍空調装置１は、室外熱交換器（熱源側熱交換器）２３及び室内熱交換器（利用側熱交換器）４２、冷媒流量を演算する冷媒流量演算部を備えている。冷媒流量演算部は、スリップ比ｓを用いて、冷媒流量に対する算出冷媒量Ｍ_ｒの変化を検出することが可能となる。

（１．２）凝縮器の気相、二相、液相それぞれの容積割合の算出
次に、各相域における容積割合の計算方法について説明する。容積割合は伝熱面積の比によって表されるため、次式が成り立つ。

ここで、
Ａ_ｃｇ［ｍ^２］：凝縮器における気相域伝熱面積
Ａ_ｃｓ［ｍ^２］：凝縮器における二相域伝熱面積
Ａ_ｃｌ［ｍ^２］：凝縮器における液相域の伝熱面積
Ａ_ｃ［ｍ^２］：凝縮器全体の伝熱面積

また、凝縮器における気相域、二相域、液相域のそれぞれの領域における、入口冷媒と出口冷媒との比エンタルピー差をΔＨ［ｋＪ／ｋｇ］とし、冷媒と熱交換する媒体との平均温度差をΔＴ_ｍ［℃］とすると、熱収支バランスより、各相域において次式が成り立つ。

ここで、
Ｇ_ｒ［ｋｇ／ｈ］：冷媒の質量流量
Ａ［ｍ^２ ］ ：伝熱面積
Ｋ［ｋＷ／（ｍ^２ ℃）］：熱通過率

各相域の熱通過率Ｋを一定と仮定すると、容積割合は比エンタルピー差ΔＨ［ｋＪ／ｋｇ］を、冷媒と室内空気との温度差ΔＴ［℃］で割った値に比例する。

しかしながら、風速分布により、凝縮器を構成する熱交換器のパスごとに、風が当たらない場所と風が当たる場所とで液相域の量が異なったものとなる。すなわち、風が当たらない場所では液相域が少なくなり、風が当たりやすい場所では伝熱が促進されるために液相域が多くなると考えられる。また、各パスに対する冷媒の分配のばらつきにより、冷媒が偏在化すると考えられる。そこで、各相域の容積割合を算出する際に、液相域部に対して凝縮器液相域割合補正係数α［−］を乗じて前記の現象に対する補正を行う。以上から、次式が導出される。

ここで、
ΔＨ_ｃｇ：気相域での冷媒の比エンタルピー差［ｋＪ／ｋｇ］
ΔＨ_ｃｓ：二相域での冷媒の比エンタルピー差［ｋＪ／ｋｇ］
ΔＨ_ｃｌ：液相域での冷媒の比エンタルピー差［ｋＪ／ｋｇ］
ΔＴ_ｃｇ：気相域での冷媒と室内空気との平均温度差［℃］
ΔＴ_ｃｓ：二相域での冷媒と室内空気との平均温度差［℃］
ΔＴ_ｃｌ：液相域での冷媒と室内空気との平均温度差［℃］

また、凝縮器液相域割合補正係数αは測定データにより求められる値であり、機器仕様、特に凝縮器仕様によって異なる値である。

凝縮器液相域割合補正係数αにより、凝縮器の運転状態量から、凝縮器に存在する液相域の冷媒の割合を補正することができる。

ΔＨ_ｃｇは、凝縮器入口の比エンタルピー（圧縮機２１の吐出比エンタルピーに相当）から飽和蒸気の比エンタルピーを差し引くことによって求める。吐出比エンタルピーは、吐出圧力Ｐ_ｄ及び吐出温度Ｔ_ｄを演算することによって得られ、凝縮器における飽和蒸気の比エンタルピーは、凝縮圧力（吐出圧力Ｐ_ｄに相当）より演算することができる。

また、ΔＨ_ｃｓは、凝縮器における飽和蒸気の比エンタルピーから凝縮器における飽和液の比エンタルピーを差し引くことによって求める。凝縮器における飽和液の比エンタルピーは、凝縮圧力（吐出圧力Ｐ_ｄに相当）より演算することができる。

また、ΔＨ_ｃｌは、凝縮器における飽和液の比エンタルピーから凝縮器出口の比エンタルピーを差し引くことによって得られる。凝縮器出口の比エンタルピーは、凝縮圧力（吐出圧力Ｐ_ｄに相当）及び凝縮器出口温度Ｔ_ｓｃｏを演算することによって得られる。

凝縮器における気相域の冷媒と室外空気との温度差ΔＴ_ｃｇ［℃］は、凝縮器入口温度（吐出温度Ｔ_ｄに相当）と凝縮器における飽和蒸気温度Ｔ_ｃｓｇ［℃］と室内空気の入口温度Ｔ_ｃａｉ［℃］とを用いて、対数平均温度差として次式で表せる。

凝縮器における飽和蒸気温度Ｔ_ｃｓｇは、凝縮圧力（吐出圧力Ｐ_ｄに相当）より演算することができる。二相域の冷媒と室内空気との平均温度差ΔＴ_ｃｓは、凝縮器における飽和蒸気温度Ｔ_ｃｓｇ及び飽和液温度Ｔ_ｃｓｌを用いて次式で表される。

凝縮器における飽和液温度Ｔ_ｃｓｌは、凝縮圧力（吐出圧力Ｐ_ｄに相当）より演算することができる。液相域の冷媒と室内空気との平均温度差ΔＴ_ｃｌは、凝縮器出口温度Ｔ_ｓｃｏと凝縮器における飽和液温度Ｔ_ｃｓｌと室内空気の入口温度Ｔ_ｃａｉとを用いて、対数平均温度差として次式で表せる。

以上により、各相域における平均冷媒密度ρ_ｃｇ、ρ_ｃｓ、ρ_ｃｌと、容積割合（Ｒ_ｃｇ：Ｒ_ｃｓ：Ｒ_ｃｌ）とを算出することが可能となり、凝縮器の平均冷媒密度ρ_ｃを算出することができる。よって、上記（２）式より凝縮器冷媒量Ｍ_ｒｃ［ｋｇ］を算出できる。

（２）延長配管の冷媒量Ｍ_ｒＰＬ、Ｍ_ｒＰＧの算出
液延長配管冷媒量Ｍ_ｒＰＬ［ｋｇ］及びガス延長配管冷媒量Ｍ_ｒＰＧ［ｋｇ］はそれぞれ次式で表される。

ここで、
ρ_ＰＬ［ｋｇ／ｍ^３］：液延長配管平均冷媒密度
ρ_ＰＧ［ｋｇ／ｍ^３］：ガス延長配管平均冷媒密度
Ｖ_ＰＬ［ｍ^３］ ：液延長配管内容積
Ｖ_ＰＧ［ｍ^３］ ：ガス延長配管内容積

暖房運転の場合、液延長配管６での冷媒は気液二相状態となるため液延長配管平均冷媒密度ρ_ＰＬ［ｋｇ／ｍ^３］は蒸発器入口の乾き度ｘ_ｅｉ[−]を用いて次式にて表される。

ここで、
ρ_ｅｓｇ［ｋｇ／ｍ^３］：蒸発器における飽和蒸気密度
ρ_ｅｓｌ［ｋｇ／ｍ^３］：蒸発器における飽和液密度
Ｈ_ｅｓｇ［ｋＪ／ｋｇ］：蒸発器における飽和蒸気比エンタルピー
Ｈ_ｅｓｌ［ｋＪ／ｋｇ］：蒸発器における飽和液比エンタルピー
Ｈ_ｅｉ ［ｋＪ／ｋｇ］：蒸発器入口比エンタルピー

ρ_ｅｓｇ及びρ_ｅｓｌは、蒸発圧力（吸入圧力Ｐ_ｓに相当）よりそれぞれ演算することができる。Ｈ_ｅｓｇ及びＨ_ｅｓｌは、蒸発圧力（吸入圧力Ｐ_ｓに相当）を演算してそれぞれ得られる。また、Ｈ_ｅｉは、凝縮器出口温度Ｔ_ｓｃｏより演算することができる。

ガス延長配管平均冷媒密度ρ_ＰＧは、例えば、ガス延長配管出口温度（吸入温度Ｔ_ｓに相当）とガス延長配管出口圧力（吸入圧力Ｐ_ｓに相当）を演算して求められる。

ガス延長配管内容積Ｖ_ＰＧ及び液延長配管内容積Ｖ_ＰＬは、新規設置の場合は取得できる。また、ガス延長配管内容積Ｖ_ＰＧ及び液延長配管内容積Ｖ_ＰＬは、過去の設置情報が保持されている場合も、取得できる。しかし、過去の設置情報が破棄されている場合は、ガス延長配管内容積Ｖ_ＰＧ及び液延長配管内容積Ｖ_ＰＬを取得できない。つまり、ガス延長配管内容積Ｖ_ＰＧ及び液延長配管内容積Ｖ_ＰＬは、既知の場合と、未知の場合とがある。

また、液延長配管６及びガス延長配管７のそれぞれの配管長についても、新規設置の場合は取得できる。また、液延長配管６及びガス延長配管７のそれぞれの配管長は、過去の設置情報が保持されている場合も、取得できる。しかし、過去の設置情報が破棄されている場合は、配管長の情報は取得できない。つまり、液延長配管６及びガス延長配管７のそれぞれの配管長についても、既知の場合と、未知の場合とがある。

配管長の情報を取得できない場合は、以下のようにして配管長を算出する。
ここで、液延長配管６及びガス延長配管７の配管長Ｌ［ｍ］は等しいとすると、配管長Ｌ［ｍ］は次式により算出することが可能となる。

ここで、
Ｍ_ｒ１［ｋｇ］：適正冷媒量
Ｍ_ｒ２［ｋｇ］：液延長配管６及びガス延長配管７を除く冷媒量
Ａ_ＰＬ［ｍ^２］：液延長配管６の断面積
Ａ_ＰＧ［ｍ^２］：ガス延長配管７の断面積

Ｍ_ｒ１、Ａ_ＰＬ及びＡ_ＰＧは既知である。Ｍ_ｒ１は、現地にて冷凍サイクル装置の設置後に、配管長長さや構成機器の容量等から算出されるものであって、予め記憶部３ｃに記憶されている。Ｍ_ｒ２は、装置設置後に試運転を実施し、冷媒回路の運転状態量に基づいて求められる。このため、上式より配管長Ｌの算出が可能である。そして、配管長Ｌと、液延長配管６の断面積Ａ_ＰＬ及びガス延長配管７の断面積Ａ_ＰＧとから、液延長配管内容積Ｖ_ＰＬ及びガス延長配管内容積Ｖ_ＰＧを算出することができる。

また、液延長配管６の平均冷媒密度ρ_ＰＬは、液延長配管出口密度を低圧圧力と凝縮器出口エンタルピを用いて算出する。
主延長配管（主液延長配管６Ａ、主ガス延長配管７Ａ）、枝延長配管（枝液延長配管６ａ、６ｂ、枝ガス延長配管７ａ、７ｂ）の正確な内容積が分からない場合には、各要素での冷媒量を正確に算出することができない。よって、結果的に全冷媒量を算出する際に誤差が発生してしまう。

特に暖房運転時に冷媒状態が二相状態となる液延長配管６では、圧力変化に対する冷媒密度の変化が大きいことから、液延長配管出入口圧力損失による冷媒量算出誤差が大きくなる。

（本実施の形態１の特徴の概要）
よって、本実施の形態１では、液延長配管冷媒量Ｍ_ｒＰＬの算出誤差を小さくするため、冷媒量算出時には液延長配管出入口密度差が小さくなるように運転する。また、液延長配管６における冷媒密度ρ_ＰＬ自体がそもそも小さくなるように運転することで、液延長配管６の冷媒密度算出誤差が全冷媒量の算出結果に与える影響を小さくする。これらの運転により、圧力センサーや温度センサーなどの追加センサーを設置しなくても、また、主延長配管及び枝延長配管の各内容積の比率が分からなくても、液延長配管冷媒量Ｍ_ｒＰＬ を高精度に算出することができる。これらの運転の詳細については改めて説明する。

（３）室外熱交換器（蒸発器）２３の冷媒量Ｍ_ｒｅの算出
図６は、蒸発器内での冷媒状態の説明図である。蒸発器入口では、冷媒は二相となっている。蒸発器出口では、圧縮機２１の吸入側の過熱度が０度より大きくなっているため、冷媒は気相となっている。蒸発器入口において、温度Ｔ_ｅｉ［℃］の二相状態である冷媒は、温度Ｔ_ｅａ［℃］の室内吸込空気によって加熱され、温度Ｔ_ｅｓｇ［℃］の飽和蒸気となる。この飽和蒸気は更に加熱されて温度Ｔ_ｓ［℃］の気相となる。蒸発器冷媒量Ｍ_ｒｅ［ｋｇ］は次式で表される。

ここで、
Ｖ_ｅ［ｍ^３］：蒸発器内容積
ρ_ｅ：蒸発器平均冷媒密度［ｋｇ／ｍ^３］

蒸発器内容積Ｖ_ｅは機器仕様であるため、既知である。ρ_ｅは、次式で表される。

ここで、
Ｒ_ｅｓ［−］：二相域の容積割合
Ｒ_ｅｇ［−］：気相域の容積割合
ρ_ｅｓ［ｋｇ／ｍ^３］：二相域の平均冷媒密度
ρ_ｅｇ［ｋｇ／ｍ^３］：気相域の平均冷媒密度

上式から明らかなように、蒸発器の平均冷媒密度ρ_ｅを算出するためには、各相域の容積割合及び平均冷媒密度を算出する必要がある。

まず、平均冷媒密度の計算方法について説明する。蒸発器における二相域平均冷媒密度ρ_ｅｓは二相域にて熱流束一定と仮定すると次式のように表される。

ここで、
ｘ［−］ ：冷媒の乾き度
ｆ_ｅｇ［−］：蒸発器におけるボイド率

ボイド率ｆ_ｅｇは、次式で表される。

ここで、ｓ［−］は上述したようにスリップ比（気液の速度比）である。スリップ比ｓの演算式はこれまでに多くの実験式が提案されており、質量流束Ｇ_ｍｒ［ｋｇ／（ｍ^２ｓ）］、凝縮圧力(吐出圧力Ｐ_ｄに相当)、乾き度ｘの関数として表される。

質量流束Ｇ_ｍｒは圧縮機２１の運転周波数によって変化するため、本手法でスリップ比ｓを計算することによって、圧縮機２１の運転周波数に対する算出冷媒量Ｍ_ｒの変化を検出することが可能となる。

質量流束Ｇ_ｍｒは、蒸発器での冷媒流量から求めることができる。

蒸発器における気相域平均冷媒密度ρ_ｅｇは、次式のように、例えば蒸発器における飽和蒸気密度ρ_ｅｓｇと蒸発器出口密度ρ_ｓ［ｋｇ／ｍ^３］との平均値によって求める。

蒸発器における飽和蒸気密度ρ_ｅｓｇは、蒸発圧力（吸入圧力Ｐ_ｓに相当）より演算することができる。蒸発器出口密度（吸入密度ρ_ｓに相当）は、蒸発器出口温度（吸入温度Ｔ_ｓに相当）と圧力（吸入圧力Ｐ_ｓに相当）より演算することができる。

次に、各相域における容積割合の計算方法について説明する。容積割合は伝熱面積の比によって表されるため、次式が成り立つ。

ここで、
Ａ_ｅｓ［ｍ^２］：蒸発器における二相域の伝熱面積
Ａ_ｅｇ［ｍ^２］：蒸発器における気相域の伝熱面積
Ａ_ｅ［ｍ^２］ ：蒸発器全体の伝熱面積

また、二相域、気相域のそれぞれの領域における、入口冷媒と出口冷媒との比エンタルピー差をΔＨとし、冷媒と熱交換する媒体との平均温度差をΔＴ_ｍとすると、熱収支バランスより、各相域において以下の式が成り立つ。

ここで、
Ｇ_ｒ［ｋｇ／ｈ］：冷媒の質量流量
Ａ［ｍ^２］ ：伝熱面積
Ｋ［ｋＷ／（ｍ^２℃）］：熱通過率

各相域の熱通過率Ｋを一定と仮定すると、容積割合は比エンタルピー差ΔＨ［ｋＪ／ｋｇ］、冷媒と室外空気の温度差ΔＴ［℃］で割った値に比例し、次の比例式が成り立つ。

ここで、
ΔＨ_ｅｓ［ｋＪ／ｋｇ］：二相域での冷媒の比エンタルピー差
ΔＨ_ｅｇ［ｋＪ／ｋｇ］：気相域での冷媒の比エンタルピー差
ΔＴ_ｅｓ［℃］ ：二相域での冷媒と室外空気との平均温度差
ΔＴ_ｅｇ［℃］ ：気相域での冷媒と室外空気との平均温度差

ΔＨ_ｅｓは蒸発器における飽和蒸気の比エンタルピーから、蒸発器入口比エンタルピーを差し引くことによって求められる。蒸発器における飽和蒸気の比エンタルピーは、蒸発圧力（吸入圧力Ｐ_ｓに相当）を演算して得られ、蒸発器入口比エンタルピーは、凝縮器出口温度Ｔ_ｓｃｏより演算することができる。

また、ΔＨ_ｅｇは、蒸発器出口の比エンタルピー（吸入比エンタルピーに相当）から蒸発器における飽和蒸気の比エンタルピーを差し引くことによって求める。蒸発器出口の比エンタルピーは、出口温度（吸入温度Ｔ_ｓに相当）及び圧力（吸入圧力Ｐ_ｓに相当）を演算することによって得られる。

蒸発器における二相域と室外空気との平均温度差ΔＴ_ｅｓは次式で表される。

蒸発器における飽和蒸気温度Ｔ_ｅｓｇは、蒸発圧力（吸入圧力Ｐ_ｓに相当）を演算して得られる。蒸発器入口温度Ｔ_ｅｉは蒸発圧力（吸入圧力Ｐ_ｓに相当）と蒸発器における入口乾き度ｘ_ｅｉより演算することができる。気相域の冷媒と室外空気との平均温度差ΔＴ_ｅｇは対数平均温度差として次式で表される。

蒸発器出口温度Ｔ_ｅｇは吸入温度Ｔ_ｓとして得られる。

以上により、二相域の平均冷媒密度ρ_ｃｓ、気相域の平均冷媒密度ρ_ｃｇ及び容積割合（Ｒ_ｃｇ：Ｒ_ｃｓ）を算出することが可能となり、蒸発器平均冷媒密度ρ_ｅを算出することができる。よって、上記（２０）式より蒸発器冷媒量Ｍ_ｒｅ［ｋｇ］を算出できる。

（４）アキュムレーター冷媒量Ｍ_ｒＡＣＣの算出
アキュムレーター２４入口及び出口において過熱度が０度より大きくなっている場合には、アキュムレーター２４内部はガス冷媒となっている。このようにアキュムレーター２４内部がガス冷媒である場合、アキュムレーター冷媒量Ｍ_ｒＡＣＣ［ｋｇ］は次式で表される。

ここで、
Ｖ_ＡＣＣ［ｍ^３］ ：アキュムレーター内容積
ρ_ＡＣＣ［ｋｇ／ｍ^３］：アキュムレーター平均冷媒密度

アキュムレーター内容積Ｖ_ＡＣＣは、既知の値である。アキュムレーター平均冷媒密度ρ_ＡＣＣは、アキュムレーター入口温度（吸入温度Ｔ_ｓに相当）と入口圧力（吸入圧力Ｐ_ｓに相当）とを演算して求められる。

本実施の形態１における暖房運転など、アキュムレーター２４出入口において過熱度がついていない場合には、アキュムレーター２４内部には液冷媒が存在している。このようにアキュムレーター２４内部に液冷媒が存在している場合、アキュムレーター冷媒量Ｍ_ｒＡＣＣ［ｋｇ］は次式で表される。

ここで、
Ｖ_{ＡＣＣ_Ｌ}［ｍ^３］ ：アキュムレーター内部に貯留している液冷媒の体積
ρ_{ＡＣＣ_Ｌ}［ｋｇ／ｍ^３］：アキュムレーター内部の液冷媒密度
ρ_{ＡＣＣ_Ｇ}［ｋｇ／ｍ^３］：アキュムレーター内部のガス冷媒密度

アキュムレーター２４内部に貯留している液冷媒の体積Ｖ_{ＡＣＣ_Ｌ}は、液面検知センサー３５を用いて算出される。また、ρ_{ＡＣＣ_Ｌ}［ｋｇ／ｍ^３ ］は、入口圧力（吸入圧力Ｐ_ｓに相当）の飽和液冷媒の密度として算出することができる。アキュムレーター２４内部のガス冷媒密度ρ_{ＡＣＣ_Ｇ}は、入口圧力（吸入圧力Ｐ_ｓに相当）の飽和ガス冷媒の密度として算出することができる。

（５）冷凍機油に溶解している油溶解冷媒量Ｍ_ｒＯＩＬの算出
冷凍機油に溶解している油溶解冷媒量Ｍ_ｒＯＩＬ［ｋｇ］は、次式で表される。

ここで、
Ｖ_ＯＩＬ［ｍ^３］ ：冷媒回路内に存在する冷凍機油の体積
ρ_ＯＩＬ［ｋｇ／ｍ^３］：冷凍機油の密度
φ_ＯＩＬ［−］ ：油に対する冷媒の溶解度

冷媒回路内に存在する冷凍機油の体積Ｖ_ＯＩＬは、機器仕様であるため既知である。大部分の冷凍機油が圧縮機２１及びアキュムレーター２４に存在しているとすると、冷凍機油密度ρ_ＯＩＬは一定値で扱える。また、冷凍機油に対する冷媒の溶解度φ［−］は次式にて示すように、吸入温度Ｔ_ｓと吸入圧力Ｐ_ｓとを演算して求められる。

（６）液相域容積・初期封入冷媒量補正量（以下、追加冷媒量という）Ｍ_ｒＡＤＤの算出
ところで、構成要素の間を接続する配管等、考慮されていない要素において液冷媒が存在していると、算出冷媒量Ｍ_ｒの精度に影響を及ぼす。また、冷媒回路に冷媒を充填する際、適正冷媒量の算出の際の計算ミスや充填作業ミスがあると、現地において実際に充填された冷媒量である初期封入冷媒量と適正冷媒量との間に差異が生じる。そこで、次式に示される、追加冷媒量Ｍ_ｒＡＤＤ［ｋｇ］を数式(１）での算出冷媒量Ｍ_ｒの算出時に付加し、液相域容積・初期封入冷媒量補正を行う。

ここで、
β［ｍ^３］ ：液相域容積・初期封入冷媒量補正係数
ρ_ｌ［ｋｇ／ｍ^３］ ：液相域冷媒密度

βは、実機測定データにより求める。ρ_ｌは、本実施の形態１では凝縮器出口密度ρ_ｓｃｏとする。凝縮器出口密度ρ_ｓｃｏは、凝縮器出口圧力（吐出圧力Ｐ_ｄに相当）と温度Ｔ_ｓｃｏを演算して求められる。

液相域容積・初期封入冷媒量補正係数βは機器仕様によって変化するが、初期封入冷媒量の適正冷媒量に対する差異も補正するため、機器へ冷媒を充填する毎に決定する必要がある。

また、液相域容積・初期封入冷媒量補正係数を、以下のようにして求めたβ１としてもよい。例えば、液延長配管６又はガス延長配管７の内容積が大きい場合、相域容積・初期封入冷媒量補正係数β１は、延長配管仕様（液延長配管６又はガス延長配管７の仕様）により、次式にて表される。

ここで、
Ｖ_ＰＬ［ｍ^３］：液延長配管内容積
Ｖ_ＰＧ［ｍ^３］：ガス延長配管内容積
Ｍ_ｒ１［ｋｇ］：初期封入冷媒量
ρ_ＰＬ１［ｋｇ／ｍ^３］：液延長配管における適正冷媒量時の平均冷媒密度
ρ_ＰＧ１［ｋｇ／ｍ^３］：ガス延長配管における適正冷媒量時の平均冷媒密度

Ｖ_ＰＬ及びＶ_ＰＧは上述したように配管長Ｌから求められる。なお、Ｖ_ＰＬ及びＶ_ＰＧが既知の場合にはその値を用いても良い。ρ_ＰＬ１及びρ_ＰＧ１は測定データにより求める。

液相域容積・初期封入冷媒量補正係数にβ１を用いた場合における液相域容積・初期封入冷媒量補正は次式のようになる。

数式(３５）又は数式(３７）にて算出したＭ_ｒＡＤＤを数式(１）に付加することによって液相域容積・初期封入冷媒量補正を行うことができる。

以上により、（１）凝縮器冷媒量Ｍ_ｒｃと、（２）液延長配管冷媒量Ｍ_ｒＰＬ及びガス延長配管冷媒量Ｍ_ｒＰＧと、（３）蒸発器冷媒量Ｍ_ｒｅと、（４）アキュムレーター冷媒量Ｍ_ｒＡＣＣと、（５）油溶解冷媒量Ｍ_ｒＯＩＬと、（６）追加冷媒量Ｍ_ｒＡＤＤとを、計算することが可能となる。これら各冷媒量を全て加算することにより算出冷媒量Ｍ_ｒを求めることができる。

また、冷媒漏洩率ｒを次式により求めることができる。

＜算出冷媒量への液冷媒量の補正の影響＞
算出冷媒量Ｍ_ｒを求めるにあたり、本実施の形態１では凝縮器液相域割合補正及び液相域容積・初期封入冷媒量補正の２つの補正を実施した。ここで、補正が算出冷媒量に及ぼす影響の概念図を次の図７に示す。

図７は、本発明の実施の形態１の補正が冷媒量の演算に及ぼす影響の概念図である。
冷媒量が多いほど凝縮器出口の過冷却度が大きくなり、凝縮器における液冷媒量が多くなる。凝縮器液相域割合補正を行うことによって冷媒量に対する凝縮器の液冷媒量の変化を大きくしていると理解できる。また、液相域容積・初期封入冷媒量補正を実施することによって補正前では考慮していなかった液相の冷媒を付加していると理解できる。

＜圧縮機周波数の冷媒量算出精度への影響＞
ここで、圧縮機周波数が低くなった場合の熱交換器における冷媒分布について説明する。圧縮機周波数が低くなると、熱交換器内部に貯留する冷媒量の算出精度が悪化する。これは、冷媒が熱交換器上下の圧力ヘッドの影響を受け、液冷媒が熱交換器の下部に溜まり、熱交換器上下のパスバランスが悪くなるためである。

パスバランスが悪いと、前記説明した冷媒量算出モデル（つまり、パスバランスの影響を考慮していない冷媒量算出モデル）に対して実際の冷媒状態が一致しなくなることから、冷媒量算出精度が悪化する。このことから、凝縮器の冷媒量算出の精度を向上させるためには、圧縮機周波数をできるだけ高くする必要がある。圧縮機周波数を高くすることで熱交換器ヘッド差以上の圧力損失が発生し、ヘッド差の影響を受け難く、均一分配できるようになり、パスバランスが改善され、冷媒量算出精度が向上する。

（液延長配管冷媒量算出誤差について）
ユニット（冷凍空調装置）を構成するにあたり、低コスト化のために圧力センサー、温度センサーの数を減らす場合には、液延長配管出口密度を、低圧圧力Ｐ_ｓと凝縮器出口エンタルピーとを用いて推算し、液延長配管密度として代表させることが多い。しかし、液延長配管６では圧力損失が発生することから出入口での密度が異なるため、これにより、液延長配管密度算出に実際との誤差が発生してしまう。

また、仮にセンサーを追加し、液延長配管出入口状態が分かった場合の冷媒量算出精度は、前記のようにセンサーの数を減らす場合よりも向上する。しかし、主液延長配管６Ａと枝液延長配管６ａの正確な密度が分からないこと、主液延長配管６Ａと枝液延長配管６ａの正確な内容積が分からないこと、などから、実際の液延長配管冷媒量と推算値との間には誤差が発生する。

＜本実施の形態１の特徴＞
（液延長配管冷媒量算出誤差を小さくする方法）
液延長配管６の出入口で密度差が無い状態、もしくは極力密度差を小さくすることができれば、前記の主液延長配管６Ａと枝液延長配管６ａの内容積が不明であることに関する問題は無くなり、追加のセンサーを設置しなくても、冷媒量算出誤差を小さくできる。

また、液延長配管６の冷媒密度を小さく抑え、液延長配管６内の冷媒量をそもそも少なくすれば、全冷媒量に対する液延長配管６の冷媒量の割合が小さくなる。よって、液延長配管６で発生する冷媒量算出誤差が全体の算出冷媒量Ｍ_ｒの算出に与える影響を小さくすることができ、結果的に算出冷媒量Ｍ_ｒの算出精度を向上することができる。

次に、液延長配管出入口密度差を小さく、また、液延長配管冷媒密度を小さくするための具体的な方法について、図８〜図１２を参照しながら説明する。

図８は、冷媒をＲ４１０Ａとし、配管圧力を０．９３３［Ｍｐａ］とした時の乾き度と冷媒密度との関係を示す図である。
図８に示すように冷媒密度は、乾き度０．１前後で大きく傾向が異なっており、０．１以上では乾き度に対する密度変化が大きいのに対し、０．１未満では、乾き度に対する冷媒密度の変化が小さいことがわかる。このことから、液延長配管６の出口の乾き度を０．１以上に制御することで、液延長配管冷媒密度を小さくすることができる。ここでは、配管圧力０．９３３としたが、これは一例であって、配管圧力が違っても、変わっても液延長配管出口乾き度を０．１以上とすることは有効である。

図９は、冷媒Ｒ４１０ＡでのＰ−ｈ線図である。図９において点線は等密度線を示している。また、図９には、乾き度ｘについても示している。
図９に示すように、乾き度が低い場合（０．１以下）には、等密度線の間隔が小さく、乾き度ｘが高くなるに従い、等密度線の間隔が広くなる。このことから、等密度線の間隔が小さい０．１以下では、同一圧力でのエンタルピー変化による冷媒密度の変化量が大きくなることが分かる。他の冷媒においても、同様の傾向となる。よって、配管圧力が０．９３３［Ｍｐａ］に限らず、他の配管圧力及び他の冷媒においても液延長配管出口乾き度を０．１以上とすることは、算出冷媒量Ｍ_ｒの算出精度を向上する上で有効である。

図１０は、冷媒Ｒ４１０Ａでの液延長配管出口の乾き度と液延長配管出入口冷媒密度差Δρ［ｋｇ／ｍ^３］との関係を示した図である。なお、図１０は、液延長配管入口圧力０．９３３［Ｍｐａ］、液延長配管出口圧力０．８３３［Ｍｐａ］、液延長配管圧力損失ΔＰ＝０．１［Ｍｐａ］とした時の図である。
液延長配管出入口冷媒密度差Δρは乾き度０．１前後で大きく傾向が異なっており、０．１以上では乾き度に対する密度差変化が大きいのに対し、０．１未満では、乾き度に対する冷媒密度差の変化が小さいことがわかる。このことから、液延長配管乾き度を０．１以上に制御することで、液延長配管出入口冷媒密度差Δρを小さくすることができる。

以上より、液延長配管出入口密度差を小さく、また、液延長配管冷媒密度を小さくするには、液延長配管（二相配管）６の出口の乾き度を０．１以上とすることが好ましいことが分かる。そして、液延長配管（二相配管）６の出口の乾き度の上限値は０．７以下とする。その根拠について以下に説明する。

凝縮器内の冷媒量を算出するためには凝縮器出口が飽和液、もしくは過冷却液状態である必要がある。これは凝縮器出口が二相状態の場合には凝縮器冷媒量を正確に算出できないためである。凝縮器出口が飽和液、もしくは過冷却液状態で最もエンタルピーが高くなる条件は飽和液状態となる。

次に、飽和液状態で最もエンタルピーが高くなる条件を算出する。

図１１は、冷媒Ｒ４１０Ａでの飽和液状態における凝縮圧力とエンタルピーとの関係を示す図である。
このグラフから分かるように、圧力が高ければ高いほどエンタルピーが高くなる。Ｒ４１０Ａ冷媒を用いた冷凍空調装置では設計圧力を４．１５［Ｍｐａ］以下としている。このため、凝縮器出口が飽和液状態で最もエンタルピーが高い条件は、高圧圧力（凝縮圧力）が最も高い４．１５［Ｍｐａ］の条件となる。

次に、凝縮器出口エンタルピーが最も高い状態で、二相配管出口乾き度が最も高い条件を算出する。

図１２は、冷媒Ｒ４１０Ａでの凝縮器出口が同一状態で膨張弁での減圧量を変化させた場合の低圧圧力（蒸発圧力）と液延長配管出口乾き度との関係を示す図である。
低圧圧力が低いほど液延長配管出口乾き度が大きくなる。このことから、最も液延長配管出口乾き度が大きくなるのは低圧が最も低い条件となる。Ｒ４１０Ａ冷媒を用いた冷凍空調装置での使用最低圧力は０．１４［Ｍｐａ］(−４５℃)であり、以上から最大となる二相配管出口乾き度は、０．７となる。

図１３は、冷媒Ｒ４１０Ａにおける、エンタルピー２５０［ｋｇ／ｋＪ］、２６０［ｋｇ／ｋＪ］での低圧圧力と液延長配管冷媒密度ρとの関係を示した図である。
低圧圧力１．０［Ｍｐａ］前後で大きく傾向が異なり、低圧圧力１．０［Ｍｐａ］超では低圧圧力に対する密度変化が大きいのに対し、低圧圧力１．０［Ｍｐａ］以下では低圧圧力に対する密度変化が小さいことがわかる。このことから、低圧圧力を１．０［Ｍｐａ］以下と制御することで、液延長配管冷媒密度を小さくすることができる。

図１４は、冷媒Ｒ４１０Ａでの低圧圧力と液延長配管出入口冷媒密度差Δρ［ｋｇ／ｍ^３］との関係を示す図である。なお、図１４は、エンタルピー２５０［ｋｇ／ｋＪ］、２６０［ｋｇ／ｋＪ］での、液延長配管入口圧力０．９３３［Ｍｐａ］、出口圧力０．８３３［Ｍｐａ］、液延長配管圧力損失０．１［Ｍｐａ］とした時の図である。
低圧圧力１．０［Ｍｐａ］前後で大きく傾向が異なり、低圧圧力１．０［Ｍｐａ］超では低圧圧力に対する密度差変化が大きいのに対し、圧力１．０［Ｍｐａ］以下では低圧圧力に対する密度差変化が小さいことがわかる。このことから、低圧圧力を１．０［Ｍｐａ］以下に制御することにより、液延長配管出入口冷媒密度差Δρを小さくすることができる。

図１５は、冷媒Ｒ４１０Ａにおいて、高圧圧力を変化させた場合の液延長配管冷媒密度の変化を示した図である。
液延長配管冷媒密度算出条件は、低圧圧力を０．９３３［Ｍｐａ］とし、エンタルピーは高圧圧力の飽和液状態としており、高圧圧力の変化に対する液延長配管冷媒密度変化の影響を算出している。図１５から高圧圧力が上昇するに従い、液延長配管冷媒密度は低下することが分かる。このことから、高圧圧力をできる限り上昇させることで、液延長配管冷媒密度を小さくすることができる。

また、液延長配管出入口冷媒密度差Δρを小さくする別の方法として、以下のように液延長配管出入口圧力損失を小さくする方法がある。

（液延長配管出入口圧力損失を小さくする方法）
液延長配管出入口圧力損失を小さくするためには、冷媒循環量を低下させる必要がある。冷媒循環量を低下させる方法として、以下の（ａ）又は（ｂ）の方法があり、（ｂ）を実現する方法として（ｂ−１）、（ｂ−２）、（ｂ−３）の方法がある。

（ａ）圧縮機周波数を低下させる。
（ｂ）低圧圧力を下げて圧縮機２１の吸引密度を低下させる。
（ｂ−１）圧縮機２１の吸引過熱度を大きくする。

（ｂ−２）低圧圧力(圧縮機吸引圧力)を低くする（アキュムレーター２４に余剰液冷媒が存在する場合）
本実施の形態１では暖房運転時にアキュムレーター２４に余剰液冷媒が存在することから圧縮機２１の吸引過熱度を大きくすることができない。よって、本実施の形態１のようにアキュムレーター２４に余剰液冷媒が存在する場合には、低圧圧力を低くすることで、圧縮機吸引密度を低下させ、冷媒循環量を少なくすることができる。低圧圧力を低くするには、例えば、蒸発器の熱交換効率を低下させることが有効であり、蒸発器ファン風量を低下させることにより実現できる。

（ｂ−３）圧縮機２１の吸引過熱度を大きくする（アキュムレーター２４に余剰液冷媒がない場合）
また、アキュムレーター２４に余剰液冷媒がない場合には、圧縮機２１の吸引過熱度を大きくする方法が圧縮機２１の吸引密度を低下させるのに有効である。圧縮機２１の吸引過熱度を大きくするには、例えば、蒸発器の熱交換効率を向上させることが有効であり、蒸発器ファン風量を通常運転（室内温度を設定温度にするための運転）時よりも大きくする、蒸発器を通る冷媒量を少なくする、などの方法がある。

＜冷媒漏洩検知方法＞
以上の冷媒の特性を踏まえて、冷媒量算出精度が向上する運転方法について説明する。

（乾き度を０．１以上、０．７以下とする制御）
上述したように、液延長配管出口の乾き度を０．１以上、０．７以下に制御することで、液延長配管出入口密度差を小さくし、液延長配管冷媒密度を小さくすることができる。乾き度を０．１以上、０．７以下とするには、例えば以下の（ａ−１）、（ａ−２）、（ｂ−１）、（ｃ−１）の４通りの方法がある。なお、ここでは暖房運転での冷媒漏洩検知について説明しているため、以下における凝縮器は室内熱交換器４２、蒸発器は室外熱交換器２３である。

（ａ）膨張弁の制御
（ａ−１）凝縮器出口が飽和液状態となるように膨張弁４１を制御する。

（ａ−２）凝縮器出口の過冷却度ができるだけ小さくなるように膨張弁４１を制御する。
ここで、凝縮器出口過冷却度をできるだけ小さくする、と記載したのは、過冷却度がつかなくなると検知精度が悪化するためである。つまり、凝縮器出口で過冷却度がつかず、凝縮器出口が二相状態となると、凝縮器出口状態が分からなくなり、液延長配管出口状態が分からなくなることから、冷媒量推算精度が悪化するためである。

（ｂ）蒸発器ファン（室内ファン４３）の制御
（ｂ−１）低圧圧力が低くなるように蒸発器の熱交換量を低下させる、つまり蒸発器の風量が少なくなるように、蒸発器ファンの回転数を通常運転時よりも小さくする。

（ｃ）凝縮器ファン（室外ファン２７）の制御
（ｃ−１）凝縮器ファンの回転数を小さくする。
乾き度を０．１以上とするには、凝縮器出口エンタルピーを大きくすることが有効である。よって、凝縮器出口エンタルピーを大きくするために高圧圧力を高くする、つまり凝縮器ファンの回転数を通常運転時よりも小さくすることも有効である。

（低圧圧力を１．０［Ｍｐａ］以下とする制御）
上述したように、低圧圧力を１．０［Ｍｐａ］以下となるように制御することで、液延長配管出入口密度差を小さくし、液延長配管冷媒密度を小さくすることができる。低圧圧力を１．０［Ｍｐａ］以下とするためには、例えば、以下の（ａ−１）の方法がある。

（ａ）蒸発器ファンの制御
（ａ−１）低圧圧力が低くなるように蒸発器の熱交換量を低下させる、つまり蒸発器の風量が少なくなるように、蒸発器ファンの回転数を通常運転時よりも小さくする。

＜冷媒漏洩の判断＞
冷媒漏洩の判断は、冷凍空調装置１を設置した際に充填した冷媒量、もしくは設置した直後に冷媒量算出を行なった際の冷媒量(初期冷媒量)を基準とし、この基準冷媒量と、冷媒漏洩検知運転を行う度に上述の方法で算出した算出冷媒量Ｍ_ｒとを比較して行う。すなわち、算出冷媒量Ｍ_ｒが基準冷媒量より少なくなった場合に、冷媒漏洩という判断を行う。

図１６は、本発明の実施の形態１に係る冷凍空調装置１における冷媒漏洩検知運転の流れを示すフローチャートである。以下、図１６を参照して冷媒漏洩検知運転の流れを説明する。

（Ｓ１）
まず、制御部３は、冷媒漏洩検知運転が可能か否かを判断する。冷媒漏洩検知運転は通常運転と異なり、冷媒量演算精度向上（冷媒漏洩検知精度向上）を目的とした特殊な運転である。つまり、室内の快適性よりも液延長配管６の出口乾き度が０．１以上、０．７以下となるようにすることを優先した運転である。よって、例えば負荷が大きくて快適性が著しく損なわれる場合など、室内側に対する影響が大きい場合には、冷媒漏洩検知運転は行わない。つまり、冷媒漏洩検知運転は室内側に影響を与えない時間帯に運転を行う。例えば、スケジュール運転を行う場合の予暖時や、冷凍空調装置が停止した後などに行う。また、暖房運転時には、気温が上がってくる日中の負荷が低くなることから、室内温度が設定温度に接近するような負荷の小さな時間帯に冷媒漏洩検知運転を行う。よって、Ｓ１では、このように今現在が冷媒漏洩検知運転を許可されたタイミングであるかを判断することになる。

（Ｓ２）
冷媒漏洩検知を行う場合には、接続されている室内機４の全てを運転する全数運転させる必要がある。これは、室内機４を停止させると膨張弁４１を全閉とすることから、停止している室内機４に冷媒が寝込む恐れがあるためである。つまり、冷媒が寝込むことにより、冷媒量を正確に算出できなくなるためである。よって、Ｓ２では、制御部３は、室内機４の全数運転を行う。

（Ｓ３）
制御部３は、圧縮機周波数を定格圧縮機周波数に対して半分の圧縮機周波数とする低速運転を行う。これは以下の理由による。液延長配管冷媒量算出精度を向上するには、上述したように液延長配管出入口での圧力損失を小さくする必要があり、このためには冷媒循環量をできる限り少なくする必要がある。一方、凝縮器の冷媒量算出精度を向上させるには、冷媒循環量をある程度大きくする必要がある。これは、前述のように圧力ヘッドの影響を小さくして、凝縮器内のパスバランスを悪化させないようにするためである。

適正な冷媒循環量は、熱交換器高さ、熱交換器での圧力損失、熱交換器の各パスへ冷媒を分配するためのキャピラリーチューブなどでの圧力損失(配管径、長さ)などの熱交換器の仕様によって異なる。しかし、例えば、定格循環量（定格能力となる場合の冷媒循環量）を基準とすれば、定格循環量の半分以上の循環量があれば、圧力ヘッドの影響を受けず、パスバランス悪化の影響を少なくすることができると考えられる。よって、Ｓ３では冷媒量算出精度を上げるため、冷媒循環量が定格循環量の半分となるように圧縮機周波数を定格圧縮機周波数に対して半分の圧縮機周波数まで下げる。

（Ｓ４〜Ｓ６）
そして、制御部３は、液延長配管（二相配管）出入口の乾き度を０．１以上、０．７以下とし、且つ、低圧圧力を１．０［Ｍｐａ］以下とするためのＳ３〜Ｓ６の制御を行う。すなわち、制御部３は、膨張弁開度飽和液制御（Ｓ４）、室内ファン低速運転（Ｓ５）及び室外ファン低速運転（Ｓ６）を行う。

（Ｓ７）
続いて制御部３は、低圧圧力が１［Ｍｐａ］以下であるかを判断する。制御部３は、１［Ｍｐａ］以下でなければ、Ｓ２に戻って要素機器制御を引き続き行い、低圧圧力が１［Ｍｐａ］以下となるように制御する。ここでは、低圧圧力（蒸発圧力）が０．９３３［Ｍｐａ］となるように制御する。

（Ｓ８）
制御部３は、低圧圧力が１［Ｍｐａ］以下であると判断した場合、液延長配管出口乾き度が０．１以上、０．７以下であるかを判断する。制御部３は、液延長配管出口乾き度が０．１以上、０．７以下でないと判断した場合はＳ２に戻って要素機器制御を引き続き行い、液延長配管乾き度が０．１以上、０．７以下となるよう制御する。

（Ｓ９）
制御部３は、液延長配管出口乾き度が０．１以上、０．７以下であると判断した場合、冷媒回路状態が安定しているかの判断を行う。制御部３は、冷媒回路状態が安定していないと判断した場合、この状態で冷媒量算出を行うと、冷媒量算出誤差が大きくなるため、冷媒回路状態が安定するのを待つ。

（Ｓ１０）
そして、制御部３は、冷媒回路状態が安定したと判断すると、各種センサーにより運転状態量を取得し、上述のようにして冷媒量算出を行う。

（Ｓ１１）
次に制御部３は、基準冷媒量とＳ１０で算出した算出冷媒量Ｍ_ｒとの比較を行う。

（Ｓ１２〜Ｓ１４）
制御部３は、基準冷媒量と算出冷媒量Ｍ_ｒとが等しければ、正常と判定する。一方、制御部３は、算出冷媒量Ｍ_ｒが初期冷媒量より少ない場合には、冷媒漏洩と判定して、発報する。なお、基準冷媒量に対して上下に範囲を持たせ、算出冷媒量Ｍ_ｒがその範囲内にあれば正常と判定し、その範囲より少ないと冷媒漏洩と判定するようにしてももちろんよい。

（Ｓ１５）
以上のＳ１〜Ｓ１４までの流れで冷媒漏洩の有無を判定できたことから、制御部３は、漏洩検知運転を終了し、通常運転に切り換えるようにする。

上述したように、本実施の形態１によれば、冷媒漏洩検知を行うにあたり、液延長配管６の出口の乾き度を０．１以上、０．７以下とすると共に、低圧圧力を１．０［Ｍｐａ］以下に制御するようにした。これにより、液延長配管出入口の密度差を極力小さくでき、その結果、冷媒量算出誤差を小さくでき、液延長配管冷媒量Ｍ_ｒＰＬを高精度に算出できる。また、液延長配管６の冷媒密度を小さく抑え、液延長配管６内の冷媒量をそもそも少なくする。これにより、全冷媒量に対する液延長配管６の冷媒量の割合が小さくなるようにしたので、液延長配管６で発生する冷媒量算出誤差が全体の算出冷媒量Ｍ_ｒの算出に与える影響を小さくすることができる。よって、結果的に冷媒回路全体の冷媒量Ｍ_ｒを高精度に算出でき、冷媒漏洩検知精度を高めることができる。

なお、本実施の形態１では、液延長配管６の出口の乾き度を０．１以上、０．７以下とすると共に、低圧圧力を１．０［Ｍｐａ］以下に制御するとして説明したが、少なくとも液延長配管６の出口の乾き度を０．１以上、０．７以下とすれば、液延長配管６での冷媒密度を正確に算出でき、液延長配管冷媒量Ｍ_ｒＰＬを高精度に算出できる。よって、図に示したＳ３〜Ｓ６のうち、少なくとも何れか一つの制御を行うことで、液延長配管冷媒量Ｍ_ｒＰＬを高精度に算出できる。そして、低圧圧力を１．０［Ｍｐａ］以下とすることで、更にこの効果を高めることができる。

実施の形態２．
図１７は、本発明の実施の形態２に係る冷凍空調装置１Ａの冷媒回路構成の一例を示す概略構成図である。図１８は、本発明の実施の形態２に係る冷凍空調装置１Ａの冷房運転時のｐ−ｈ線図の関係を示す図である。図１９は、本発明の実施の形態２に係る冷凍空調装置１Ａの暖房運転時のｐ−ｈ線図の関係を示す図である。図１７〜図１９に基づいて、冷凍空調装置１Ａの冷媒回路構成及び動作について説明する。なお、実施の形態２では実施の形態１との相違点を中心に説明し、実施の形態１と同一部分には、同一符号を付して説明を省略するものとする。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についても同様に適用される。

この冷凍空調装置１Ａは、冷凍空調装置１と同様に、例えばビルやマンション等に設置され、蒸気圧縮式の冷凍サイクル運転を行うことによって、設置される空調対象域の冷房や暖房に使用されるものである。冷凍空調装置１Ａでは、実施の形態１の冷凍空調装置１の各室内機４Ａ、４Ｂから膨張弁４１Ａ、４１Ｂが削除され、室外機２に新たに膨張弁４１が追加された構成を有する。その他の構成は、実施の形態１で説明した構成と同様である。

冷凍空調装置１Ａにおける冷房運転、暖房運転での冷媒状態を図１７、図１８を参照しながら説明する。

（冷房運転）
冷凍空調装置１が実行する冷房運転について、図１７及び図１８を用いて説明する。

冷房運転時は、四方弁２２が図１の実線で示される状態に制御され、冷媒回路は以下のような接続状態となる。すなわち圧縮機２１の吐出側が室外熱交換器２３のガス側に接続される。また、圧縮機２１の吸入側がガス側閉鎖弁２９及びガス延長配管７（主ガス延長配管７Ａ、枝ガス延長配管７ａ、枝ガス延長配管７ｂ）を介して室内熱交換器４２のガス側に接続される。なお、液側閉鎖弁２８及びガス側閉鎖弁２９は、開状態にされている。

低温・低圧の冷媒が圧縮機２１によって圧縮され、高温・高圧のガス冷媒となって吐出される（図１８に示す点ａ）。圧縮機２１から吐出された高温・高圧のガス冷媒は、四方弁２２を介して室外熱交換器２３に流入する。室外熱交換器２３に流入した冷媒は、室外ファン２７の送風作用により室外空気に放熱しながら凝縮・液化する（図１８に示す点ｂ）。このときの凝縮温度は、熱交温度センサー３３ｋもしくは吐出圧力センサー３４ｂで検出される圧力を飽和温度換算することにより求められる。

その後、室外熱交換器２３から流出した高圧液冷媒は、膨張弁４１により減圧されて低圧の気液二相冷媒となる（図１８に示す点ｃ)。その後、液側閉鎖弁２８を介して室外機２から流出する。室外機２から流出した高圧液冷媒は、主液延長配管６Ａ、枝液延長配管６ａ、枝液延長配管６ｂにおいて管壁面摩擦によって圧力が降下する（図１８に示す点ｄ）。その後、この気液二相冷媒は、蒸発器として機能する室内熱交換器４２に流入し、室内ファン４３の送風作用により空気から吸熱することで蒸発ガス化する（図３に示す点ｅ）。このとき、空調対象域の冷房が実行されることになる。

このときの蒸発温度は、液側温度センサー３３ｅ、液側温度センサー３３ｈにて計測される。そして、室内熱交換器４２Ａ、４２Ｂの出口における冷媒の過熱度ＳＨは、ガス側温度センサー３３ｆ、ガス側温度センサー３３ｉにより検出される冷媒温度値から液側温度センサー３３ｅ、液側温度センサー３３ｈにより検出される冷媒温度を差し引くことによって求められる。

また、膨張弁４１は、室内熱交換器４２の出口（すなわち、室内熱交換器４２Ａ、室内熱交換器４２Ｂのガス側）における冷媒の過熱度ＳＨが過熱度目標値ＳＨｍとなるように開度調節されている。

室内熱交換器４２を通過したガス冷媒は、主ガス延長配管７Ａ、枝ガス延長配管７ａ、枝ガス延長配管７ｂを通り、主ガス延長配管７Ａ、枝ガス延長配管７ａ、枝ガス延長配管７ｂを通過するときの管壁面摩擦によって圧力が降下する（図３に示す点ｆ）。この冷媒は、ガス側閉鎖弁２９を介して室外機２に流入する。室外機２に流入した冷媒は、四方弁２２及びアキュムレーター２４を経て、圧縮機２１に再度吸入される。以上の流れで、冷凍空調装置１は冷房運転を実行する。

（暖房運転）
冷凍空調装置１が実行する暖房運転について、図１７及び図１９を用いて説明する。

暖房運転時は、四方弁２２が図１の破線で示される状態に制御され、冷媒回路は以下のような接続状態となる。すなわち圧縮機２１の吐出側がガス側閉鎖弁２９及びガス延長配管７（主ガス延長配管７Ａ、枝ガス延長配管７ａ、枝ガス延長配管７ｂ）を介して室内熱交換器４２のガス側に接続される。また、圧縮機２１の吸入側が室外熱交換器２３のガス側に接続される。なお、液側閉鎖弁２８及びガス側閉鎖弁２９は開状態にされている。

低温・低圧の冷媒が圧縮機２１によって圧縮され、高温・高圧のガス冷媒となって吐出される（図１９に示す点ａ）。圧縮機２１から吐出された高温・高圧のガス冷媒は、四方弁２２及びガス側閉鎖弁２９を介して室外機２から流出する。室外機２から流出した高温・高圧のガス冷媒は、主ガス延長配管７Ａ、枝ガス延長配管７ａ、枝ガス延長配管７ｂを通過し、このとき管壁面摩擦により圧力が降下する（図１９に示す点ｇ）。この冷媒は、室内機４の室内熱交換器４２に流入する。室内熱交換器４２に流入した冷媒は、室内ファン４３の送風作用により室内空気に放熱しながら凝縮・液化する（図１９に示す点ｂ）。このとき、空調対象域の暖房が実行されることになる。

室内熱交換器４２から流出した冷媒は、主液延長配管６Ａ、枝液延長配管６ａ、枝液延長配管６ｂを通り、主液延長配管６Ａ、枝液延長配管６ａ、枝液延長配管６ｂを通過するときの管壁面摩擦によって圧力が降下した後（図１９に示す点ｃ）、液側閉鎖弁２８を介して室外機２に流入する。

室外機２に流入した冷媒は、膨張弁４１により減圧されて低圧の気液二相冷媒となる（図４に示す点ｄ）。このとき膨張弁４１は、室内熱交換器４２の出口における冷媒の過冷却度ＳＣが過冷却度目標値ＳＣｍで一定になるように開度調節されている。

室内熱交換器４２Ａ、４２Ｂの出口における冷媒の過冷却度ＳＣは、以下のように求められる。まず、吐出圧力センサー３４ｂにより検出される圧縮機２１の吐出圧力Ｐ_ｄを凝縮温度Ｔｃに対応する飽和温度値に換算する。そして、この飽和温度値から液側温度センサー３３ｅ、液側温度センサー３３ｈにより検出される冷媒温度値をそれぞれ差し引くことによって求められる。なお、各室内熱交換器４２内を流れる冷媒の温度を検出する温度センサーを別途設けて、この温度センサーにより検出される凝縮温度Ｔｃに対応する冷媒温度値を、液側温度センサー３３ｅ、液側温度センサー３３ｈにより検出される冷媒温度値からそれぞれ差し引くことによって過冷却度ＳＣを求めるようにしてもよい。

その後、低圧の気液二相冷媒は、室外熱交換器２３に流入し、室外ファン２７の送風作用により室外空気から吸熱することで蒸発ガス化する（図４に示す点ｅ）。それから、この冷媒は、四方弁２２及びアキュムレーター２４を経て、圧縮機２１に再度吸入される。以上の流れで、冷凍空調装置１は暖房運転を実行する。

実施の形態２の冷房運転でも、実施の形態１の暖房運転と同様に、液延長配管出入口圧力損失により冷媒密度が異なる。よって、実施の形態１で記載した方法と同様の方法で液延長配管出入口密度差を小さくすることにより液延長配管冷媒量算出誤差を小さくできる。つまり、実施の形態２の冷媒漏洩検知運転では、室内機４を冷房運転で全数運転させると共に、圧縮機周波数を定格圧縮機周波数に対して半分の圧縮機周波数とする低速運転を行う。そして、図１６のＳ４〜Ｓ６の少なくとも何れか一つの制御を行えばよい。また、液延長配管冷媒密度を小さくして全冷媒量に対する液延長配管冷媒密度の割合を小さくすることにより、冷媒量算出精度を向上でき、冷媒漏洩検知精度を向上することができる。

また、実施の形態１及び実施の形態２に係る冷凍空調装置１、１Ａでは、例えば移動平均データを用いることで、データの過渡的な特性を減少させることができ、冷媒量の過不足の判定の高精度化を実現することができる。

また、実施の形態１及び実施の形態２に係る冷凍空調装置１、１Ａに、各構成機器を管理する管理装置としてのローカルコントローラを電話回線、ＬＡＮ回線、無線等により通信可能に接続し、冷凍空調装置１、１Ａで得た運転状態量をローカルコントローラに送信するようにしてもよい。そして、このローカルコントローラを、遠隔地に設置された情報管理センターの遠隔サーバーにネットワークを介して接続して冷媒量判定システムを構成してもよい。この場合、ローカルコントローラが取得した運転データを遠隔サーバーに送信し、運転状態量を遠隔サーバーに接続されたディスク装置等の記憶装置に記憶保存させたり、遠隔サーバーにて冷媒漏洩判定を行ったりするようにしてもよい。

遠隔サーバーにて冷媒漏洩判定を行う構成としては、例えば、以下のような構成が考えられる。すなわち、実施の形態１及び実施の形態２に係る冷凍空調装置１、１Ａの運転状態量を取得する測定部３ａ及び運転状態量を演算する演算部３ｂの機能をローカルコントローラに設けると共に、記憶部３ｃを記憶装置に設け、また、判定部３ｄの機能を遠隔サーバーに設ける等の構成が考えられる。

この場合には、実施の形態１及び実施の形態２に係る冷凍空調装置１、１Ａには、現在の運転状態量から算出冷媒量Ｍ_ｒ及び冷媒漏洩率ｒを演算比較する機能を有しておく必要がなくなる。また、このように遠隔監視できるシステムを構成することによって、定期メンテナンス時に、作業者が現地に赴いて冷媒量の過不足を確認する作業の必要が無くなる。そのため、機器の信頼性及び操作性が更に向上することになる。

以上、本発明の特徴を実施の形態に分けて説明したが、具体的な構成は、これらの実施の形態に限られるものではなく、発明の要旨を逸脱しない範囲で変更可能である。例えば、実施の形態では、冷暖切り換え可能な冷凍空調装置に本発明を適用した場合を例に説明したが、これに限定されず、冷房もしくは暖房専用の冷凍空調装置に本発明を適用してもよい。また、実施の形態では、１台の室外機２を備えた冷凍空調装置を例に示したが、これに限定されず、複数台の室外機２を備えた冷凍空調装置に本発明を適用してもよい。更に、各実施の形態の特徴事項を用途や目的に応じて適宜組み合わせるようにしてもよい。

なお、実施の形態１及び実施の形態２に係る冷凍空調装置に使用する冷媒は、その種類を特に限定するものではなく、例えば自然冷媒（二酸化炭素（ＣＯ_２ ）、炭化水素、ヘリウムなど）、塩素を含まない代替冷媒（ＨＦＣ４１０Ａ、ＨＦＣ４０７Ｃ、ＨＦＣ４０４Ａなど）、もしくは既存の製品に使用されているフロン系冷媒（Ｒ２２、Ｒ１３４ａなど）の何れを使用してもよい。また、実施の形態では、本発明を冷凍空調装置に適用した場合を例に説明したが、冷凍システムをはじめとする冷凍サイクルを用いて冷媒回路を構成する他のシステムにも本発明を適用することができる。

１ 冷凍空調装置、１Ａ 冷凍空調装置、２ 室外機、３ 制御部、３ａ 測定部、３ｂ 演算部、３ｃ 記憶部、３ｄ 判定部、３ｅ 駆動部、３ｆ 表示部、３ｇ 入力部、３ｈ 出力部、４（４Ａ、４Ｂ） 室内機、６ 液延長配管（第２延長配管）、６Ａ 主液延長配管、６ａ 枝液延長配管、６ｂ 枝液延長配管、７ ガス延長配管（第１延長配管）、７Ａ 主ガス延長配管、７ａ 枝ガス延長配管、７ｂ 枝ガス延長配管、１０ 冷媒回路、１０ａ 室内側冷媒回路、１０ｂ 室内側冷媒回路、１０ｚ 室外側冷媒回路、２１ 圧縮機、２２ 四方弁、２３ 室外熱交換器、２４ アキュムレーター、２７ 室外ファン、２８ 液側閉鎖弁、２９ ガス側閉鎖弁、３１ 室外側制御部、３２ 室内側制御部、３３ａ 吸入温度センサー、３３ｂ 吐出温度センサー、３３ｃ 室外温度センサー、３３ｄ 液管温度センサー、３３ｅ 液側温度センサー、３３ｆ ガス側温度センサー、３３ｇ 室内温度センサー、３３ｈ 液側温度センサー、３３ｉ ガス側温度センサー、３３ｊ 室内温度センサー、３３ｋ 熱交温度センサー、３３ｌ 液側温度センサー、３４ａ 吸入圧力センサー、３４ｂ 吐出圧力センサー、３５ 液面検知センサー、４１（４１Ａ、４１Ｂ） 膨張弁、４２（４２Ａ、４２Ｂ） 室内熱交換器、４３（４３Ａ、４３Ｂ） 室内ファン、５１ａ 分配器、５２ａ 分配器。

本発明に係る冷凍サイクル装置は、圧縮機、凝縮器、膨張弁及び蒸発器に冷媒が循環するように構成され、圧縮機と凝縮器とが第１延長配管で接続され、膨張弁と蒸発器とが第２延長配管で接続された冷媒回路と、冷媒回路の運転状態量を検出する検出部と、検出部で検出された運転状態量に基づいて冷媒漏洩検知を行う検知運転を行う制御部とを備え、制御部は、検知運転時に、凝縮器の出口の冷媒状態が飽和液状態となるように制御し、第２延長配管の出口の冷媒の乾き度を０．１以上、０．７以下に制御するものである。

本発明に係る冷凍サイクル装置は、圧縮機、複数の室内熱交換器、膨張弁及び室外熱交換器に冷媒が循環するように構成され、圧縮機と室内熱交換器とが第１延長配管で接続され、膨張弁と室外熱交換器とが第２延長配管で接続された冷媒回路と、冷媒回路の運転状態量を検出する検出部と、検出部で検出された運転状態量に基づいて冷媒漏洩検知を行う検知運転を、複数の室内熱交換器の全てを凝縮器として機能させて行う制御部とを備え、制御部は、検知運転時に、凝縮器の出口の冷媒状態が飽和液状態となるように制御し、第２延長配管の出口の冷媒の乾き度を０．１以上、０．７以下に制御すると共に、圧縮機の周波数を定格圧縮機周波数の半分の圧縮機周波数に制御するものである。

また、冷房運転中、膨張弁４１Ａ、４１Ｂは、室内熱交換器４２Ａ、４２Ｂの出口（すなわち、室内熱交換器４２Ａ、室内熱交換器４２Ｂのガス側）における冷媒の過熱度ＳＨが過熱度目標値ＳＨｍとなるように開度調節されている。

（１．１）凝縮器の気相域、二相域、液相域のそれぞれの平均冷媒密度の算出
（ａ）気相域の平均冷媒密度ρ _ｃｇ の算出
凝縮器における気相域平均冷媒密度ρ_ｃｇは、例えば、次式に示すように凝縮器入口密度ρ _ｄ ［ｋｇ／ｍ^３］と凝縮器における飽和蒸気密度ρ_ｃｓｇ［ｋｇ／ｍ^３］との平均値によって求める。

（ｂ）液相域の平均冷媒密度ρ _ｃｌ の算出
液相域平均冷媒密度ρ_ｃｌは、次式のように、例えば凝縮器の出口密度ρ_ｓｃｏ［ｋｇ／ｍ^３］と凝縮器における飽和液密度ρ_ｃｓｌ［ｋｇ／ｍ^３］との平均値によって求める。

図８は、冷媒をＲ４１０Ａとし、配管圧力を０．９３３［Ｍｐａ］とした時の乾き度と冷媒密度との関係を示す図である。
図８に示すように冷媒密度は、乾き度０．１前後で大きく傾向が異なっており、０．１未満では乾き度に対する密度変化が大きいのに対し、０．１以上では、乾き度に対する冷媒密度の変化が小さいことがわかる。このことから、液延長配管６の出口の乾き度を０．１以上に制御することで、液延長配管冷媒密度を小さくすることができる。ここでは、配管圧力０．９３３としたが、これは一例であって、配管圧力が違っても、液延長配管出口乾き度を０．１以上とすることは有効である。

図１０は、冷媒Ｒ４１０Ａでの液延長配管出口の乾き度と液延長配管出入口冷媒密度差Δρ［ｋｇ／ｍ^３］との関係を示した図である。なお、図１０は、液延長配管入口圧力０．９３３［Ｍｐａ］、液延長配管出口圧力０．８３３［Ｍｐａ］、液延長配管圧力損失ΔＰ＝０．１［Ｍｐａ］とした時の図である。
液延長配管出入口冷媒密度差Δρは乾き度０．１前後で大きく傾向が異なっており、０．１未満では乾き度に対する密度差変化が大きいのに対し、０．１以上では、乾き度に対する冷媒密度差の変化が小さいことがわかる。このことから、液延長配管乾き度を０．１以上に制御することで、液延長配管出入口冷媒密度差Δρを小さくすることができる。

（Ｓ４〜Ｓ６）
そして、制御部３は、液延長配管（二相配管）出入口の乾き度を０．１以上、０．７以下とし、且つ、低圧圧力を１．０［Ｍｐａ］以下とするためのＳ４〜Ｓ６の制御を行う。すなわち、制御部３は、膨張弁開度飽和液制御（Ｓ４）、室内ファン低速運転（Ｓ５）及び室外ファン低速運転（Ｓ６）を行う。

その後、室外熱交換器２３から流出した高圧液冷媒は、膨張弁４１により減圧されて低圧の気液二相冷媒となる（図１８に示す点ｃ)。その後、液側閉鎖弁２８を介して室外機２から流出する。室外機２から流出した高圧液冷媒は、主液延長配管６Ａ、枝液延長配管６ａ、枝液延長配管６ｂにおいて管壁面摩擦によって圧力が降下する（図１８に示す点ｄ）。その後、この気液二相冷媒は、蒸発器として機能する室内熱交換器４２に流入し、室内ファン４３の送風作用により空気から吸熱することで蒸発ガス化する（図１８に示す点ｅ）。このとき、空調対象域の冷房が実行されることになる。

室内熱交換器４２を通過したガス冷媒は、主ガス延長配管７Ａ、枝ガス延長配管７ａ、枝ガス延長配管７ｂを通り、主ガス延長配管７Ａ、枝ガス延長配管７ａ、枝ガス延長配管７ｂを通過するときの管壁面摩擦によって圧力が降下する（図１８に示す点ｆ）。この冷媒は、ガス側閉鎖弁２９を介して室外機２に流入する。室外機２に流入した冷媒は、四方弁２２及びアキュムレーター２４を経て、圧縮機２１に再度吸入される。以上の流れで、冷凍空調装置１Ａは冷房運転を実行する。

（暖房運転）
冷凍空調装置１Ａが実行する暖房運転について、図１７及び図１９を用いて説明する。

室外機２に流入した冷媒は、膨張弁４１により減圧されて低圧の気液二相冷媒となる（図１９に示す点ｄ）。このとき膨張弁４１は、室内熱交換器４２の出口における冷媒の過冷却度ＳＣが過冷却度目標値ＳＣｍで一定になるように開度調節されている。

その後、低圧の気液二相冷媒は、室外熱交換器２３に流入し、室外ファン２７の送風作用により室外空気から吸熱することで蒸発ガス化する（図１９に示す点ｅ）。それから、この冷媒は、四方弁２２及びアキュムレーター２４を経て、圧縮機２１に再度吸入される。以上の流れで、冷凍空調装置１Ａは暖房運転を実行する。

Claims (8)

1. 圧縮機、凝縮器、膨張弁及び蒸発器に冷媒が循環するように構成され、前記圧縮機と前記凝縮器とが第１延長配管で接続され、前記膨張弁と前記蒸発器とが第２延長配管で接続された冷媒回路と、
   前記冷媒回路の運転状態量を検出する検出部と、
   前記検出部で検出された運転状態量に基づいて前記冷媒回路内部の冷媒量を算出し、算出冷媒量と基準冷媒量とを比較することにより冷媒漏洩検知を行う冷媒漏洩検知運転を行う制御部とを備え、
   前記制御部は、前記冷媒漏洩検知運転時に、前記第２延長配管の出口の冷媒の乾き度を０．１以上、０．７以下に制御する
   ことを特徴とする冷凍サイクル装置。
2. 前記制御部は、前記冷媒漏洩検知運転時に、前記凝縮器の出口の冷媒状態が飽和液状態となるように前記膨張弁を制御する
   ことを特徴とする請求項１記載の冷凍サイクル装置。
3. 前記蒸発器に送風する蒸発器ファンを備え、
   前記制御部は、空調対象空間の温度が設定温度となるように前記冷媒回路を制御する通常運転と前記冷媒漏洩検知運転とを切り換えて行っており、前記冷媒漏洩検知運転では、前記通常運転時よりも前記蒸発器ファンの回転数を下げる
   ことを特徴とする請求項１又は請求項２記載の冷凍サイクル装置。
4. 前記凝縮器に送風する凝縮器ファンを備え、
   前記制御部は、空調対象空間の温度が設定温度となるように前記冷媒回路を制御する通常運転と前記冷媒漏洩検知運転とを切り換えて行っており、前記冷媒漏洩検知運転では、前記通常運転時よりも前記凝縮器ファンの回転数を下げる
   ことを特徴とする請求項１〜請求項３の何れか一項に記載の冷凍サイクル装置。
5. 前記圧縮機と、冷媒の流れ方向を切り換えて暖房運転及び冷房運転を可能とする四方弁と、前記凝縮器又は前記蒸発器として機能する室外熱交換器とを備えた室外機と、前記膨張弁と、前記蒸発器又は前記凝縮器として機能する室内熱交換器とを備えた複数の室内機とを備え、前記室外機と前記複数の室内機とが前記第１延長配管及び前記第２延長配管で接続されており、
   前記制御部は、前記冷媒漏洩検知運転時に前記複数の室内機の全てを暖房運転で全数運転させると共に、前記圧縮機の周波数を定格圧縮機周波数の半分の圧縮機周波数に制御する
   ことを特徴とする請求項１〜請求項４の何れか一項に記載の冷凍サイクル装置。
6. 前記圧縮機と、冷媒の流れ方向を切り換えて暖房運転及び冷房運転を可能とする四方弁と、前記膨張弁と、前記凝縮器又は前記蒸発器として機能する室外熱交換器とを備えた室外機と、前記蒸発器又は前記凝縮器として機能する室内熱交換器を備えた複数の室内機とを備え、前記室外機と前記複数の室内機とが前記第１延長配管及び前記第２延長配管で接続されており、
   前記制御部は、前記冷媒漏洩検知運転時に前記複数の室内機の全てを冷房運転で全数運転させると共に、前記圧縮機の周波数を定格圧縮機周波数の半分の圧縮機周波数に制御する
   ことを特徴とする請求項１〜請求項４の何れか一項に記載の冷凍サイクル装置。
7. 前記冷媒はＲ４１０Ａであることを特徴とする請求項１〜請求項６の何れか一項に記載の冷凍サイクル装置。
8. 前記冷媒回路の蒸発圧力を０．９３３ＭＰａとした
   ことを特徴とする請求項１〜請求項７の何れか一項に記載の冷凍サイクル装置。

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