(57)【特許請求の範囲】
【請求項１】
複数の室外機ユニットを連結して使用するマルチ組合せ室外機を備えているガスヒートポンプ式空気調和装置において、
前記室外機ユニットを１台運転して冷媒循環量を最小循環量から許容循環量までカバーする少中量冷媒運転制御領域を設けるとともに、
冷媒循環量の要求が前記許容循環量を超えて前記室外機ユニットの追加運転を開始する場合に実施され、前記少中量冷媒運転制御領域から連続運転される室外機ユニットが追加運転した室外機ユニットの起動中に冷媒循環量の連続性を保つよう運転制御される補完制御領域を設けたことを特徴とするガスヒートポンプ式空気調和装置。
【請求項２】
前記補完制御領域終了後に冷媒循環量の要求が増すと、前記少中量冷媒運転領域から連続運転される室外機ユニットが最高効率点に固定して運転されることを特徴とする請求項１に記載のガスヒートポンプ式空気調和装置。
【請求項３】
前記追加運転した室外機ユニットが前記最高効率点に到達した後、さらに冷媒循環量の要求が増す場合には、運転する全室外機ユニットの冷媒循環量が同一量に設定されることを特徴とする請求項２に記載のガスヒートポンプ式空気調和装置。
【発明の詳細な説明】
【技術分野】
【０００１】
本発明は、複数の室外機ユニットを組み合わせて使用するマルチ組合せ室外機を備えたガスヒートポンプ式空気調和装置に関する。
【背景技術】
【０００２】
従来より、室内熱交換器、圧縮機、室外熱交換器、絞り機構などの要素を備えた冷媒回路を用い、都市ガス等のガス燃料で運転されるガスエンジンが圧縮機を駆動して室内の冷房及び暖房などの空調運転を行うガスヒートポンプ式空気調和装置（以下、「ＧＨＰ」と呼ぶ）が知られている。このＧＨＰにおける室内の冷暖房は、冷媒が、室内熱交換器において室内の空気（以下「室内気」という。）と交換した熱を室外熱交換器に運び、室外熱交換器において外気と熱交換することにより行われている。
上述したＧＨＰには、複数台の室外機ユニットを連結して使用するマルチ組合せ室外機を備えたものがある。
【０００３】
また、インバータ制御を行う複数台の電動圧縮機構を備えた空気調和装置（以下、「ＥＨＰ」と呼ぶ）においては、インバータ制御により個別に容量制御運転を行い、要求される負荷に応じてインバータ駆動可能な最小周波数から最高周波数手前の中間周波数までを１台で容量制御し、それ以上の大きな負荷に対しては、複数台を同時にインバータ駆動可能な最小周波数から最大周波数の間で容量制御運転を行って、最小負荷から大負荷まで連続的に容量制御可能にすることが提案されている。（たとえば、特許文献１参照）
【特許文献１】特開平２−２６７４６９号公報
【発明の開示】
【発明が解決しようとする課題】
【０００４】
上述したように、複数台の圧縮機構（室外機ユニット）を備えた空気調和装置においては、室外機ユニット毎の冷媒循環量が異なると、冷房運転及び暖房運転により冷媒及び潤滑油の偏りが問題となる。このような冷媒及び潤滑油の偏りは、圧力損失の差が生じやすいこと、圧縮機が高回転数域ほどＯC％（冷媒吐出量に対する油の吐出量）が高いことから、冷媒循環量が大きい運転領域ほど顕著である。なお、潤滑油に偏りが生じるのは、圧縮機を潤滑する潤滑油が冷媒とともに循環するためである。
そこで、室外機ユニットを複数台同時に運転する場合においては、冷媒及び潤滑油に偏りが生じるのを防止するため、各ユニットの圧縮機循環量をそろえることが一般的に行われている。
【０００５】
しかし、マルチ組合せ室外機を備えたＧＨＰにおいては、小容量運転時から中容量運転時に圧縮機循環量を均一にする運転を行うと、たとえば能力的には室外機ユニットの１台運転でもまかなえる状況にあっても複数台を同時運転することにより、効率（ＣＯＰ）を低下させるという問題が生じてくる。すなわち、ガスエンジンで圧縮機を駆動するＧＨＰは、インバータ制御の電動機で圧縮機を駆動するＥＨＰの容量制御に比べ、特に、小容量から中容量の運転領域で複数台の同時運転を行うことは、ガスエンジンの効率面で不利な回転数領域を使用することになるため好ましくない。
【０００６】
さらに、内燃機関のガスエンジンを使用するＧＨＰの場合には、所定の運転時間毎にメンテナンスが必要になるので、中容量の運転領域まで極力室外ユニット1台で運転することで各室外機ユニットの運転時間を短縮することにより、マルチ組合せ室外機全体としてのメンテナンス期間や製品寿命を延長することが望まれる。
本発明は、上記の事情に鑑みてなされたものであり、その目的とするところは、マルチ組合せ室外機を備えたＧＨＰにおいて、装置全体としての効率向上とともに、メンテナンス期間及び製品寿命を延長することにある。
【課題を解決するための手段】
【０００７】
本発明は、上記の課題を解決するため、下記の手段を採用した。
本発明は、複数の室外機ユニットを連結して使用するマルチ組合せ室外機を備えているガスヒートポンプ式空気調和装置において、
前記室外機ユニットを１台運転して冷媒循環量を最小循環量から許容循環量までカバーする少中量冷媒運転制御領域を設けるとともに、冷媒循環量の要求が前記許容循環量を超えて前記室外機ユニットの追加運転を開始する場合に実施され、前記少中量冷媒運転制御領域から連続運転される室外機ユニットが追加運転した室外機ユニットの起動中に冷媒循環量の連続性を保つよう運転制御される補完制御領域を設けたことを特徴とするものである。
【０００８】
このようなガスヒートポンプ式空気調和装置によれば、室外機ユニットを１台運転して冷媒循環量を最小循環量から許容循環量までカバーする少中量冷媒運転制御領域を設けるとともに、冷媒循環量の要求が前記許容循環量を超えて前記室外機ユニットの追加運転を開始する場合に実施され、少中量冷媒運転制御領域から連続運転される室外機ユニットが追加運転した室外機ユニットの起動中に冷媒循環量の連続性を保つよう運転制御される補完制御領域を設けた、室外機ユニット１台による運転範囲を最大限に広げ、さらに、補完制御領域では、室外機ユニット１台の運転から追加運転をする際に、たとえば圧縮機保護始動時に少中量冷媒運転制御領域から連続運転される室外機ユニットが循環冷媒量を増すなどして、運転中の室外機ユニットから供給される全冷媒循環量の連続性を保つことができる。
なお、この場合の冷媒循環量は、圧縮機を駆動するガスエンジンの回転数と読み替えることができる。
【０００９】
上記の発明においては、前記補完制御領域終了後に冷媒循環量の要求が増すと、前記少中量冷媒運転領域から連続運転される室外機ユニットが最高効率点に固定して運転されることが好ましく、これにより、一方の室外機ユニットを最高効率点に固定して運転するため制御が安定し、しかも、効率のよい運転が可能になる。すなわち、追加運転される室外機ユニットは、最高効率点に固定して運転される室外機ユニットのみで不足する冷媒循環量を補うように運転制御される。
【００１０】
上記の発明においては、前記追加運転した室外機ユニットが前記最高効率点に到達した後、さらに冷媒循環量の要求が増す場合には、運転する全室外機ユニットの冷媒循環量が同一量に設定されることが好ましく、これにより、冷媒及び潤滑油の偏りを防止することができる。
【発明の効果】
【００１１】
上述した本発明によれば、室外機ユニットを１台で運転できる領域が最大限に広がったため、運転時間に影響される装置全体のメンテナンス期間及び製品寿命を延長することができる。特に、冷媒や潤滑油の偏りが比較的生じにくい小容量から中容量の運転領域で室外機ユニットを１台で運転する領域を広げたので、ガスエンジンの効率面で不利な回転数領域を使用する割合が低減されて効率向上にも貢献する。
また、室外機ユニットを最高効率点に固定し、追加運転される室外機ユニットは最高効率点に固定して運転される室外機ユニットから供給される冷媒循環量の不足分を補うように運転されるので、広範囲にわたる連続的な容量制御を実施し装置全体として効率のよい運転が可能になる。
この結果、本発明のマルチ組合せ機を備えたＧＨＰは、装置全体としての効率向上とともに、メンテナンス期間及び製品寿命を延長するという顕著な効果が得られる。
【発明を実施するための最良の形態】
【００１２】
以下、本発明に係る空気調和装置の一実施形態として、マルチ組合せ室外機を備えたガスヒートポンプ式空気調和装置（ＧＨＰ）の構成例を図面に基づいて説明する。
図５は、本発明に係るＧＨＰの全体構成を示す回路図である。
ＧＨＰ（空気調和装置）１は、空調対象の室内に配置される１または複数の室内機ユニット３と、室外に配置される複数の室外機ユニット５と、室内機ユニット３及び室外機ユニット５との間で冷媒を循環させる冷媒回路７から概略構成されている。図示のＧＨＰ１は、２台の室外機ユニット５，５を連結して使用するマルチ組合せ室外機を備えており、このマルチ組合せ室外機は、互いの冷媒出口配管及び冷媒戻り配管どうしを合流させた主冷媒配管７ａを介して各室内機ユニット３と連結されている。なお、主冷媒配管７ａは、冷媒が状態変化を繰り返して循環する冷媒回路７の一部を構成する配管である。
【００１３】
各室内機ユニット３には、室内熱交換器（吸熱器、放熱器）９と、冷房運転時に高圧の冷媒を減圧・膨張させる室内側電子膨張弁（絞り部）１１と、室内側電子膨張弁１１の前後に配置された異物を除去するストレーナ１３と、冷媒の温度を検出する温度センサ１５とが設けられている。
室内熱交換器９は、冷房運転時には室内の空気（室内気）から熱を奪い、低温低圧の液冷媒を蒸発させるエバポレータとして機能し、暖房運転時には室内気に熱を放出し、高温高圧のガス冷媒を凝縮させるコンデンサとして機能するものである。
【００１４】
室外機ユニット５は、たとえば図６に示すように、その内部において二つの大きな構成部分に分割される。
第１の構成部分は、後述する圧縮機や室外熱交換器などの機器を中心として室内機ユニット３とともに冷媒回路を構成する部分であり、以後「冷媒回路部」と呼ぶ。また、第２の構成部分は圧縮機駆動用のガスエンジンを中心として、これに付随する機器を備えた部分であり、以後「ガスエンジン部」と呼ぶ。
【００１５】
冷媒回路部には、圧縮機１７、オイルセパレータ１９、四方弁（切替部）２１、室外熱交換器（吸熱器、放熱器）２３、室外ファン２４、室外側膨張弁（絞り部）２５、レシーバ２７、過冷却コイル（冷却用熱交換器）２９、水熱交換器３１、逆止弁３３、運転制御に伴い選択的に開閉動作がなされる電磁弁３５、室内側に通じる主冷媒配管７ａ等の現地接続配管と室外側とを連結する操作弁３６、ストレーナ１３などが備えられており、それぞれが冷媒回路７により接続されている。
また、室外機ユニット５には、温度センサや圧力センサなどの出力に基づき、少なくとも室内側電子膨張弁１１、室外側膨張弁２５を制御する制御部３７が配置されている。
【００１６】
圧縮機１７は、後述するガスエンジン５３により駆動され、室内熱交換器９または室外熱交換器２３、水熱交換器３１のいずれかから吸入される低温低圧のガス冷媒を圧縮し、高温高圧のガス冷媒として吐出する。
圧縮機１７の吐出側には、吐出された冷媒の温度を検出する吐出温度センサ３９と圧力を検出する吐出圧力センサ４１とが配置され、吸入側には、吸入される冷媒の温度を検出する吸入温度センサ４３と圧力を検出する吸入圧力センサ４５とが配置されている。
なお、本実施形態においては、２台の圧縮機１７を用いる実施形態に適用して説明している。
【００１７】
オイルセパレータ１９は、圧縮機１７と四方弁２１との間に配置され、圧縮機１７から吐出された冷媒中に含まれる圧縮機１７の潤滑油を分離して、圧縮機１７に戻すために設けられている。具体的には、各圧縮機１７から吐出された冷媒が導入される２本の略円筒形状のオイル分離部と、その下方に配置されたオイル貯留部とから構成されている。オイル貯留部には、分離された潤滑油の温度を制御するヒータ４７が配置されている。また、オイルセパレータ１９のオイル貯留部と圧縮機１７との間には、分離された潤滑油を圧縮機１７に供給する供給回路が配置されている。
【００１８】
四方弁２１は、オイルセパレータ１９の下流側に配置されて冷媒の流れを切り替える流路切替弁であり、冷媒が流入・流出する４つのポートＤ，Ｃ，Ｓ，Ｅが設けられている。ポートＤは圧縮機１７の吐出側と接続され、ポートＣは室外熱交換器２３と、ポートＳは圧縮機１７の吸入側と、ポートＥは室内熱交換器９と接続されている。
【００１９】
室外熱交換器２３は、冷房運転時に外気に熱を放出して高温高圧のガス冷媒を凝縮させるコンデンサとして機能し、暖房運転時に外気から熱を奪い低温低圧の冷媒を蒸発させるエバポレータとして機能する。この室外熱交換器２３は、外気を熱交換器部分に送風する室外ファン２４を備えている。また、室外熱交換器２３には、気相及び液相の冷媒温度を検出するため２箇所に温度センサ１５が配置されている。
なお、本実施形態においては、２台の室外熱交換器２３を用いる実施形態に適用して説明している。
【００２０】
レシーバ２７は、室外熱交換器２３または室内熱交換器９から流出した冷媒に含まれるガス冷媒をトラップし、液冷媒のみを室内熱交換器９または室外熱交換器２３に供給するものである。
室外熱交換器２３とレシーバ２７との間には室外側膨張弁２５と逆止弁３３とが並列に配置され、室外側膨張弁２５及び逆止弁３３の上流側、下流側にストレーナ１３が配置されている。逆止弁３３は、室外熱交換器２３からレシーバ２７に向けて冷媒を流すように配置されている。
【００２１】
過冷却コイル２９は、レシーバ２７と室内機ユニット３とを接続する冷媒回路に配置されている。過冷却コイル２９には、レシーバ２７と過冷却コイル２９との間を流れる冷媒の一部を分流させて過冷却コイル２９に導く冷媒配管が設けられ、この冷媒配管にはストレーナ１３及び冷媒の圧力を減圧・膨張させる過冷却用膨張弁（冷却用絞り部）４９が配置されている。過冷却コイル２９を通過した一部の冷媒は、四方弁２１と圧縮機１７とを接続する冷媒回路に導かれる。
過冷却コイル２９は、冷房運転時に、室内機ユニット３に必要な温度に冷却された冷媒を送るために設けられている。すなわち、過冷却用膨張弁４９により形成された低温の冷媒により室内機ユニット３に送られる冷媒をより冷却して（過冷却度を高めて）いる。そのため、室内機ユニット３の配置位置が室外機ユニット５から離れ主冷媒配管７ａでの配管圧損が大きい場合でも、室内機ユニット３の膨張弁入口の冷媒状態を液相で保持でき、適正な冷房能力を得ることができる。また、冷媒流動音の発生なども抑制することができる。      
【００２２】
水熱交換器３１は、室外熱交換器２３とレシーバ２７とを接続する冷媒回路から分岐して四方弁２１と圧縮機１７とを接続する冷媒回路に合流する冷媒配管に配置され、冷媒の流入側にはストレーナ１３及び冷媒の圧力を減圧・膨張させる水熱交換器用膨張弁（加熱用絞り部）５１が配置されている。また、水熱交換器３１には、後述するガスエンジン５３のエンジン冷却水が循環するように配置されている。
水熱交換器３１は、後述するエンジン冷却水の熱を冷媒に回収させるために設けられている。すなわち、暖房運転時において、冷媒は室外熱交換器２３における熱交換のみに頼るのではなく、ガスエンジン５３のエンジン冷却水からも排熱を回収することとなり、暖房運転の効率をより高めることができる。また、冷房運転時においても、低外気で室内機ユニット３の運転負荷が非常に小さい場合、水熱交換器３１をエバポレータとして活用することで適正な高低圧を維持することができる。
【００２３】
一方、ガスエンジン部には、ガスエンジン５３を中心として、冷却水系５５及び燃料吸入系５７のほか、燃焼ガスの排気系やエンジンオイル系（いずれも図示せず）が設けられている。
ガスエンジン５３は、冷媒回路内に設置されている圧縮機１７をシャフトまたはベルトなどを介して駆動している。
【００２４】
冷却水系５５は、水ポンプ５９、リザーバタンク６１、ラジエータ６３等を備え、これらを配管にて接続して構成される回路（図中の破線で表示）を循環するエンジン冷却水（冷却媒体）によって、ガスエンジン５３を冷却する系である。
水ポンプ５９は、ガスエンジン５３の冷却水を循環させるために配置され、リザーバタンク６１は、この回路を循環する冷却水の余剰分を一時貯蔵するため、あるいは、回路を循環する冷却水が不足する場合に冷却水を供給するために配置されている。ラジエータ６３は、エンジン冷却水がガスエンジン５３から奪った排熱を放出するため、室外熱交換器２３の近傍に配置されている。
【００２５】
また、冷却水系５５には、上述した構成のほかに、排気ガス熱交換器６５が設けられている。排気ガス熱交換器６５は、ガスエンジン５３から排出される排気ガスの熱を、エンジン冷却水に回収するためのものである。また、冷却水系５５には、前述した水熱交換器３１が配置され、冷媒回路部及び冷却水系５５の両系にまたがるように配置されている。
そのため、エンジン冷却水はガスエンジン５３から熱を奪うだけではなく、排気ガスからも熱を回収し、かつ、その回収した熱を、水熱交換器３１を介して冷媒に与える構成になっている。
なお、冷却水系５５におけるエンジン冷却水の流量制御は、２つの流量制御弁６７Ａ，６７Ｂによりおこなわれている。
【００２６】
燃料吸入系５７は、ガスエンジン５３に液化天然ガス（ＬＮＧ）などの都市ガスをガス燃料として供給するための系であり、ガス燃料の供給量を調節する燃料ガス弁６９が備えられている。燃料吸入系５７からガスエンジン５３に供給された燃料ガスは、ガスエンジン５３の吸気孔（図示せず）から吸入された空気と混合された後、ガスエンジン５３の燃焼室に供給されている。
【００２７】
次に、上記構成からなるＧＨＰ１について、室内を冷暖房するそれぞれの運転時の作用について説明する。
最初に、図５及び図６に基づいて暖房運転時について説明する。なお、各弁類の開閉状態は黒塗りで図示した弁類が閉であり、冷媒及びエンジン冷却水の流れ方向が矢印で示されている。なお、図１においては、暖房運転時の冷媒流れ方向を実線矢印で示し、後述する冷房運転時の冷媒流れ方向を破線矢印で示す。
【００２８】
暖房運転が選択されると、冷媒回路部の四方弁２１が切り替えられて、ポートＤ／Ｅ間及びポートＣ／Ｓ間が連通され、圧縮機１７の吐出側と室内熱交換器９とが接続される。また、室外側膨張弁２５及び水熱交換器用膨張弁５１過冷却用膨張弁４９が制御部３７により制御される。室内側電子膨張弁１１は、室内機ユニット３に設置した図示省略の制御部により制御される。
【００２９】
まず、圧縮機１７から吐出された高温高圧のガス冷媒は、オイルセパレータ１９に流入してガス冷媒中に含まれる潤滑油が分離される。潤滑油が分離されたガス冷媒は、四方弁２１のポートＤからポートＥへ流れて室内熱交換器９に流入する。このガス冷媒は、室内熱交換器９において室内気に熱を放出して凝縮・液化される。室内気はガス冷媒から熱を吸収して暖められる。液化した冷媒は、室内側電子膨張弁１１、過冷却コイル２９を通過してレシーバ２７に流入する。レシーバ２７において冷媒は気液分離され、液冷媒のみがレシーバ２７から流出する。
レシーバ２７から流出した液冷媒の一部は、室外側膨張弁２５を通って室外熱交換器２３に流入する。残りの冷媒は、水熱交換器用膨張弁５１を通って水熱交換器３１に流入する。
【００３０】
室外熱交換器２３に流入する冷媒は、室外側膨張弁２５を通過する過程で減圧され、低温低圧の液冷媒となる。室外熱交換器２３において、低温低圧の液冷媒は外気などから熱を奪い、蒸発・気化してガス冷媒となる。
水熱交換器３１に流入する冷媒は、水熱交換器用膨張弁５１を通過する過程で減圧されて低温低圧の液冷媒となる。水熱交換器３１では、低温低圧の液冷媒がエンジン冷却水から熱を奪い、蒸発・気化してガス冷媒となる。
【００３１】
室外熱交換器２３において蒸発したガス冷媒は、四方弁２１のポートＣからポートＳを経て圧縮機１７の吸入口に流入する。一方、水熱交換器３１において蒸発したガス冷媒も同様に、四方弁２１のポートＳと圧縮機１７の吸入口との間を接続する冷媒配管に流入する。
こうして圧縮機１７に吸入されたガス冷媒は、圧縮機１７により圧縮され高温高圧のガス冷媒となり、再びオイルセパレータ１９に向けて吐出される。以降、同様の過程が繰り返される。
【００３２】
続いて、図５及び図７に基づいて、冷房運転時について説明する。
冷房運転が選択されると、四方弁２１のポートＤ／Ｃ間及びポートＥ／Ｓ間が連通するため、圧縮機１７の吐出側と室外熱交換器２３とが接続される。
また、過冷却用膨張弁４９、水熱交換器用膨張弁５１が制御部３７により制御され、室外側膨張弁２５が全開にされる。室内側電子膨張弁１１は、室内機ユニット３に設置した図示省略の制御部により制御される。
【００３３】
まず、圧縮機１７から吐出された高温高圧のガス冷媒は、オイルセパレータ１９により潤滑油が分離され、四方弁２１を通過して室外熱交換器２３に流入する。室外熱交換器２３において、ガス冷媒は熱を放出して凝縮・液化して液冷媒となる。室外熱交換器２３から流出した液冷媒は、逆止弁３３を通過してレシーバ２７に流入し、気液分離されて液冷媒のみがレシーバ２７から流出する。
レシーバ２７から流出した液冷媒の一部は、過冷却コイル２９及び室内側電子膨張弁１１を通って室内熱交換器９に流入する。残りの冷媒は、過冷却用膨張弁４９を通って過冷却コイル２９に流入する。なお、冷房負荷が非常に小さい時は、室外熱交換器２３から流出した冷媒の一部が水熱交換器用膨張弁５１を経て水熱交換器３１を通過し、低温低圧の液冷媒がエンジン冷却水から熱を奪い、蒸発・気化してガス冷媒となることで吸熱量を確保し、適正な運転点を維持する。
【００３４】
室内熱交換器９に流入する冷媒は、過冷却コイル２９を通過する過程で、後述する過冷却用膨張弁４９を通過した低温低圧の液冷媒に熱を奪われる。その後、室内側電子膨張弁１１を通過する過程で減圧され、低温低圧の液冷媒となる。室内熱交換器９において、低温低圧の液冷媒は、室内気から熱を奪い、蒸発・気化してガス冷媒となる。
過冷却コイル２９に流入する冷媒は、過冷却用膨張弁４９を通過する過程で減圧され、低温低圧の液冷媒となる。この液冷媒は、過冷却コイル２９において上述した室内熱交換器９に流入する液冷媒から熱を奪い、蒸発・気化してガス冷媒となる。
【００３５】
室内熱交換器９において蒸発したガス冷媒は、四方弁２１のポートＥからポートＳを経て圧縮機１７の吸入口に流入する。一方、過冷却コイル２９において蒸発したガス冷媒も同様に、四方弁２１のポートＳと圧縮機１７の吸入口との間を接続する冷媒配管に流入する。
こうして圧縮機１７に吸入されたガス冷媒は、圧縮機１７により圧縮された高温高圧のガス冷媒となり、再びオイルセパレータ１９に向けて吐出され、以降は同様の過程が繰り返される。
【００３６】
さて、上述したように２台の室外機ユニット５，５を連結して使用するマルチ組合せ室外機を備えているＧＨＰ１においては、運転負荷の増加に伴って室外機ユニット５の運転台数が１台運転から２台運転に変更される。以下では、室外機ユニット５を１台運転から２台運転へ変更する運転制御を図１及び図２に基づいて説明する。
図１（ａ）〜（ｃ）は、本発明の運転制御を受けて運転負荷に応じた変化をする冷媒循環量の推移を示しており、（ａ）はＧＨＰ１全体（装置全体）の冷媒循環量、（ｂ）は１台運転から２台運転まで継続して運転される室外機ユニット（連続運転室外機）５の冷媒循環量、（ｃ）は２台運転開始時に運転される室外機ユニット（追加運転室外機）５の冷媒循環量である。なお、以下の説明では、室外機ユニット５に設置された２台の圧縮機１７が１台のガスエンジン５３により同じ回転数で駆動されるものとし、従って、冷媒循環量は圧縮機１７の回転数またはガスエンジン５３の回転数と読み替えることができる。
【００３７】
図１（ａ）に示した運転制御は、室外機ユニット５を１台運転する小中量冷媒運転制御領域と、室外機ユニット５が１台運転から２台運転に変更された直後の２台運転移行領域と、２台運転移行領域後の冷媒循環量同一制御領域とを備え、運転負荷（空調負荷）の要求が増すにつれて冷媒循環量を略連続的に増加させる。
最初の小中量冷媒運転領域は、室外機ユニット５を１台運転してＧＨＰ１の冷媒循環量を最小循環量から許容循環量までカバーする領域である。この運転領域では、図１（ｂ）に示すように、１台の室外機ユニット５が起動されると、圧縮機１７の回転数が所定の低速回転数まで上昇して冷媒循環量を０から連続的に若干増加させる。この後、圧縮機１７の運転は、回転数の上昇を所定時間だけ規制する圧縮機保護始動領域に入る。この圧縮機保護始動領域では、圧縮機１７の回転数が所定の低速回転数に維持されるため、運転負荷の要求を増しても冷媒循環量は変動することなく比較的少量の一定値に維持される。
【００３８】
圧縮機保護始動領域が終了すると、運転負荷の要求を増すことにより圧縮機１７の回転数が上昇し、冷媒循環量を許容循環量まで増加させる。この許容循環量は、室外機ユニット５として冷媒循環量０から連続性を得やすいポイントに設定するが、好ましくは１台の室外機ユニット５で可能な限り広範囲にわたって冷媒供給するため、圧縮機１７の最大許容回転数に近いポイントに設定する。
また、上述した許容循環量のポイントは、後述する室外機ユニット５の２台運転に変更された後、運転負荷が減少してもすぐに１台運転に戻ることがない値を選択して設定することが好ましい。
また、上述した許容循環量のポイントは、冷媒中に潤滑油が溶け込んで高希釈状態になった場合、高回転数で運転できないような状況でも、２台目の室外機ユニット５を連続的に起動できるような値に設定することが好ましい。
【００３９】
２台運転移行領域は、上述した小中量冷媒運転制御領域において、冷媒循環量を許容循環量まで増加させても依然として冷媒循環量が不足する場合に選択される。この運転領域は、１台運転のため休止状態にある室外機ユニット５の追加運転が開始された場合に実施されるものであり、補完制御領域及び最高効率点固定領域を備えている。
補完制御領域は、少中量冷媒運転制御領域から連続運転される室外機ユニット（以下、「連続運転室外機」と呼ぶ）が、１台運転から新たに追加運転された室外機ユニット（以下、「追加運転室外機」と呼ぶ）の起動中に冷媒循環量の連続性を保つように運転制御する領域である。すなわち、この補完制御領域は、追加運転室外機が起動された直後に実施される運転制御であり、上述した１台目（連続運転室外機）の起動時と同様に追加運転室外機の起動時にも実施される圧縮機保護始動領域周辺において、追加運転室外機側に生じる冷媒循環量の非連続性を連続運転室外機側で補うように制御することにより、装置全体における冷媒循環量の推移に連続性を保つものである。
【００４０】
ここで、上述した補完制御領域における冷媒循環量の推移について、図１に基づいて具体的に説明する。
図１（ｃ）において追加運転室外機が起動されると、圧縮機保護始動領域まで冷媒循環量が連続的に若干増加する。この冷媒循環量増加と同時に、連続運転室外機は冷媒循環量を許容循環量から追加運転室外機側の増加速度に応じて適切に減少させ、両室外機ユニットから供給される冷媒循環量の合計値が小中量冷媒運転制御領域から連続的に上昇するよう調整する。
次に、追加運転室外機が圧縮機保護始動領域に入ると、所定時間一定量に維持される追加運転室外機側の冷媒循環量を補うため、連続運転室外機側の冷媒循環量を増して合計値が小中量冷媒運転制御領域から連続的に上昇するよう調整する。
最後に、追加運転室外機の圧縮機保護始動領域が終了した後には、追加運転室外機側の冷媒循環量を増加させるとともに、連続運転室外機側の冷媒循環量を減少させて、冷媒循環量の合計値が小中量冷媒運転制御領域から連続的に上昇するよう調整する。そして、連続運転室外機側の冷媒循環量が最高効率点に対応する値まで減少すると、この時点で補完制御領域が終了して最高効率点固定領域に移行する。
【００４１】
最高効率点固定領域は、連続運転室外機を最も効率のよい運転状況に固定し、追加運転室外機の冷媒循環量のみを増加させることで、冷媒循環量の連続性を保つように運転制御する領域である。従って、この最高効率固定領域では、追加運転室外機が冷媒循環量を固定した連続運転室外機の不足分を補完して、最高効率点に到達するまで運転される。すなわち、最高効率固定領域の運転制御は、連続運転室外機及び追加運転室外機の両方が最高効率点に到達するまで継続され、追加運転室外機側を調整することで、冷媒循環量の推移を２台運転移行領域から連続的に増加させることができる。
【００４２】
冷媒循環量同一制御領域は、何れも最高効率点に到達した連続運転室外機及び追加運転室外機の冷媒循環量を同一にして、運転負荷の増大に応じて２台運転移行領域から連続的に冷媒循環量の合計値を上限まで増加させる運転制御である。従って、最も冷媒循環量の合計値が大きい運転領域となるが、連続運転室外機及び追加運転室外機のガスエンジン５３を同一の回転数とする運転制御がなされているため、両室外機間における冷媒循環量及び潤滑油循環量の偏りを防止して信頼性の高い運転が可能になる。
【００４３】
ここで、上述した室外機１台運転による小中量冷媒運転制御領域、室外機２台運転による２台運転移行領域及び冷媒循環量同一制御領域の選択切換制御について、図２のフローチャートに基づいて説明する。
最初のステップＳ１で運転負荷がある「負荷有」になると、次のステップＳ２に進んで室外機ユニット１台運転が実施され、上述した小中量冷媒運転制御領域の運転制御が実施される。すなわち、冷媒循環量０から許容循環量の範囲内で、運転負荷に応じたエンジン回転数の制御がなされる。この室外機ユニット１台運転は、冷媒循環量が小中量と比較的少ない運転領域であるから、この運転実施中には次のステップＳ３で負荷判定が逐次行われる。
【００４４】
この負荷判定の結果、運転負荷に対して冷媒循環量が不足する場合は次のステップＳ４に進んで室外機ユニット２台運転を実施する。この場合の室外機ユニット２台運転は、上述した２台運転移行領域になるため、小中量冷媒運転制御領域から連続して冷媒循環量を増すことができる。
一方、ステップＳ３の負荷判定により運転負荷に対して冷媒循環量がバランスまたは過剰と判断された場合には、前のステップＳ２に戻って室外機ユニット１台運転を継続することになる。このとき、冷媒循環量がバランスしていればガスエンジン５３の回転数を維持し、冷媒循環量が過剰と判断された場合にはエンジン回転数を低下させる。
【００４５】
上述した２台運転移行領域の室外機２台運転でも冷媒循環量は連続的に増加するが、この運転実施中にも次のステップＳ５で負荷判定が逐次行われる。
この負荷判定の結果、運転負荷に対して冷媒循環量が不足する場合は次のステップＳ６に進んで室外機ユニット２台運転を実施する。この場合の室外機ユニット２台運転は、上述した冷媒循環量同一制御領域になるため、２台運転移行領域から連続して最も冷媒循環量が多い運転領域の運転制御に移行される。
一方、ステップＳ５の負荷判定により運転負荷に対して冷媒循環量がバランスしていると判断された場合には、前のステップＳ４に戻って２台運転移行領域の室外機２台運転を継続する。また、ステップＳ５の負荷判定により運転負荷に対して冷媒循環量が過剰と判断された場合には、前のステップＳ２に戻って室外機ユニット１台運転に戻す。
【００４６】
上述した冷媒循環量同一制御領域の室外機２台運転でも冷媒循環量は上限まで連続的に増加するが、この運転実施中にも次のステップＳ７で負荷判定が逐次行われる。
この負荷判定の結果、運転負荷に対して冷媒循環量がバランスまたは不足していると判断された場合には、前のステップＳ６に戻って冷媒循環量同一制御領域の室外機２台運転を継続する。また、ステップＳ７の負荷判定により運転負荷に対して冷媒循環量が過剰と判断された場合には、前のステップＳ４に戻って２台運転移行領域の室外機２台運転を実施する。
このように、上述したＧＨＰ１は、室外機ユニット１台運転及び室外機ユニット２台運転の各制御領域で逐次負荷判定を行い、運転負荷に対して冷媒循環量が不足、バランスまたは過剰の判断結果に応じて運転制御領域を継続または変更し、運転負荷に対して連続的に冷媒循環量を推移させることができる。
【００４７】
また、上述したＧＨＰ１では、補完制御領域の終了後に冷媒循環量の要求が増すと、少中量冷媒運転領域から連続運転される連続運転室外機が最高効率点に固定して運転されるため、制御が安定するとともに効率のよい運転が可能になる。さらに、ガスエンジン５３を１台のみ運転する制御領域が広いので、中冷媒量の領域で効率が向上する。
図４は、横軸をＧＨＰ１の能力（最大能力を１００％として無次元化）とし、縦軸に効率ＣＯＰ（最高ＣＯＰを基準値としたＣＯＰ比）を示したものである。この場合の室外機ユニット５には容量制御可能な２台の圧縮機１７が設置され、各圧縮機１７毎にパーシャルロード運転（Ｐ）からフルロード運転（Ｆ）までの容量制御が可能であり、かつ、クラッチ等の切換動作により１台の圧縮機１７を運転停止にすることも可能である。
【００４８】
このようなＧＨＰ１の運転において、運転負荷の増加に応じて能力を増すため、連続運転室外機において圧縮機１７を１台パーシャルロード運転する場合の効率ＣＯＰが（ａ）に、圧縮機１７を１台フルロード運転する場合の効率ＣＯＰが（ｂ）に、圧縮機１７の１台をフルロード運転に固定してもう１台をパーシャルロード運転する場合の効率ＣＯＰが（ｃ）に、圧縮機１７を２台ともフルロード運転する場合の効率ＣＯＰが（ｄ）に示されている。
また、連続運転室外機の２台の圧縮機１７をフルロード運転に固定し、追加運転室外機の圧縮機１７を１台パーシャルロード運転する場合の効率ＣＯＰが（ｅ）に、圧縮機１７を１台フルロード運転する場合の効率ＣＯＰが（ｆ）に、圧縮機１７の１台をフルロード運転に固定しもう１台をパーシャルロード運転する場合の効率ＣＯＰが（ｇ）に、圧縮機１７を２台ともフルロード運転する場合の効率ＣＯＰが（ｈ）に示されている。
すなわち、図３のグラフは、上述したＧＨＰ１の運転制御に圧縮機１７毎の容量制御を加えた運転制御の効率ＣＯＰを示している。
【００４９】
一方、図４に示すグラフは、同性能とした室外機ユニッ５のガスエンジン５３を２台とも同じ回転数で運転することを基本とした従来技術について、同様のグラフを示したものである。
このグラフでは、運転負荷の増加に応じて能力を増すため、連続運転室外機において圧縮機１７を１台パーシャルロード運転する場合の効率ＣＯＰが（ａ）に、圧縮機１７を１台フルロード運転する場合の効率ＣＯＰが（ｂ）に、両方室外機ユニットの圧縮機１７を２台ともフルロード運転する場合の効率ＣＯＰが（ｆ）に示されており、これらの運転形態は図３の（ａ），（ｂ），（ｈ）と同じである。
【００５０】
しかし、能力の中間領域では、連続運転室外機及び追加運転室外機の冷媒循環量を同一にするという配慮がなされているため、上述した図３の運転形態と異なる運転形態となっている。そして、連続運転室外機の圧縮機１台をフルロード運転にして追加運転室外機の圧縮機をパーシャルロード運転する場合の効率ＣＯＰが（ｃ）に、連続運転室外機及び追加運転室外機で各々１台ずつの圧縮機１７をフルロード運転する場合の効率ＣＯＰが（ｄ）に、両方室外機ユニットの圧縮機１７が各々フルロード運転１台及びパーシャルロード運転１台とする場合の効率ＣＯＰが（ｅ）に示されている。
すなわち、この中間領域を示す（ｃ）〜（ｅ）では、２台のガスエンジン５３がともに運転された状態となる。
【００５１】
そこで、図３及び図４の効率ＣＯＰを比較すると、ガスエンジン５３の運転が１台ですむ運転形態、すなわち、図４に示した従来技術と同様の運転形態になる冷媒循環量が少量の（ａ）及び（ｂ）と冷媒循環量が多量の（ｈ）とに挟まれた中間の（ｃ）〜（ｇ）において、効率ＣＯＰの向上が顕著である。従って、ガスエンジン５３の運転台数が１台の運転領域をできるだけ広くし、冷媒循環量の推移に連続性を有する運転制御は、特に、冷媒循環量が中間的な領域で大きな効率向上となる。
【００５２】
上述したように、本発明のＧＨＰ１によれば、室外機ユニット５を１台で運転できる領域が最大限に広がったため、特にガスエンジン５３の運転時間に影響されるＧＨＰ１全体のメンテナンス期間及び製品寿命を延長することができる。また、冷媒や潤滑油の偏りが比較的生じにくい小容量から中容量の運転領域で室外機ユニット５を１台で運転する領域を広げたので、ガスエンジン５３の効率面で不利な回転数領域を使用する割合を低減して効率（ＣＯＰ）を向上させる効果が得られる。
また、連続運転室外機を最高効率点に固定し、追加運転室外機は連続運転室外機が供給する冷媒循環量の不足分を補うように運転されるので、広範囲にわたる連続的な容量制御を実施しＧＨＰ１全体として効率のよい運転が可能になる。
【００５３】
この結果、本発明のマルチ組合せ機を備えたＧＨＰ１は、装置全体としての効率向上とともに、メンテナンス期間及び製品寿命を延長するという顕著な効果が得られる。
ところで、上述した実施形態では、室外機ユニット５が２台連結された構成について説明したが、３台あるいはそれ以上の場合についても、同様の制御により順次運転台数を追加すればよい。
なお、本発明は上述した実施形態に限定されるものではなく、本発明の要旨を逸脱しない範囲内において適宜変更することができる。
【図面の簡単な説明】
【００５４】
【図１】本発明に係るガスヒートポンプ式空気調和装置の一実施形態として、運転制御領域及び運転負荷に応じた変化をする冷媒循環量の推移を示しており、（ａ）は装置全体の推移、（ｂ）は連続運転室外機の推移、（ｃ）は追加運転室外機の推移を示すグラフである。
【図２】本発明のガスヒートポンプ式空気調和装置において、室外機１台運転による小中量冷媒運転制御領域、室外機２台運転による２台運転移行領域及び冷媒循環量同一制御領域の選択切換制御に係る運転制御を示すフローチャートである。
【図３】本発明のガスヒートポンプ式空気調和装置について、横軸をの能力（Ｗ）として縦軸に効率ＣＯＰを示したグラフである。
【図４】従来技術のガスヒートポンプ式空気調和装置について、横軸をの能力（Ｗ）として縦軸に効率ＣＯＰを示したグラフである。
【図５】本発明に係るガスヒートポンプ式空気調和装置（ＧＨＰ）の一例として全体構成及び冷暖房運転時の冷媒流れを示す図である。
【図６】図５のガスヒートポンプ式空気調和装置における室外機ユニットの構成例及び暖房運転時の冷媒流れを示す図である。
【図７】図５のガスヒートポンプ式空気調和装置における室外機ユニットの構成例及び冷房運転時の冷媒流れを示す図である。
【符号の説明】
【００５５】
１  ガスヒートポンプ式空気調和装置（空気調和装置）
３  室内機ユニット
５  室外機ユニット
９  室内熱交換器（吸熱器、放熱器）
１１  室内側電子膨張弁（絞り部）
１７  圧縮機
２１  四方弁（切替部）
２３  室外熱交換器（吸熱器、放熱器）
２５  室外側膨張弁（絞り部）
２９  過冷却コイル（冷却用熱交換器）
３１  水熱交換器（加熱用熱交換器）
３７  制御部
４９  過冷却用膨張弁（冷却用絞り部）
５１  水熱交換器用膨張弁（加熱用絞り部）
【図１】
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【図２】
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【図３】
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【図４】
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【図５】
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【図６】
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【図７】
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