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　特願２０１６−５１４５７３「冷凍サイクル装置」拒絶査定不服審判事件〔平成２７年１０月２９日国際公開、ＷＯ２０１５／１６２６７９〕について、次のとおり審決する。
【結　論】
　本件審判の請求は、成り立たない。
【理　由】
第１　手続の経緯
　本願は、２０１４年４月２１日を国際出願日とする出願であって、その後の経緯は、概ね次のとおりである。
　平成２８年６月３０日に手続補正書の提出
　平成２９年３月１７日付けで拒絶理由の通知
　平成２９年５月１８日に意見書及び手続補正書の提出
　平成２９年９月２５日付けで拒絶査定
　平成２９年１２月２１日に拒絶査定不服審判の請求及びそれと同時に手続補正書の提出
　平成３０年９月６日付けで平成２９年１２月２１日の手続補正についての補正の却下の決定及び当審による拒絶理由の通知
　平成３０年１１月２日に意見書及び手続補正書の提出
第２　本願発明
　本願の請求項１〜５に係る発明は、平成３０年１１月２日に提出された手続補正書により補正された特許請求の範囲の請求項１〜５に記載された事項により特定されるとおりのものであるところ、請求項１に係る発明（以下、「本願発明」という。）は、以下のとおりのものである。
「圧縮機、水熱交換器、複数の減圧装置、及び、複数の利用側熱交換器を冷媒配管で接続した冷媒回路と、当該冷媒回路に接続された前記水熱交換器、当該水熱交換器に熱媒体を供給する熱源機、及び、ポンプを水配管で接続した水回路とを備え、前記水熱交換器では、前記水回路を流通する前記熱媒体と、前記冷媒回路を流通する冷媒との間で熱交換させており、前記複数の利用側熱交換器のそれぞれで加温運転又は冷却運転が実行可能な冷凍サイクル装置であって、
　冷却運転及び加温運転の同時運転時において前記水熱交換器に循環させる水流量は、
　前記水熱交換器の運転容量の合計に対する、加温運転を実行する前記利用側熱交換器の運転容量の合計と、冷却運転を実行する前記利用側熱交換器の運転容量の合計と、の差分の絶対値の割合に応じて、前記水熱交換器に対応する前記ポンプの下限流量から定格水流量までの範囲で調節される
　冷凍サイクル装置。」
第３　引用文献
１　引用文献１について
（１）引用文献１の記載事項
　当審の拒絶理由に引用された刊行物であって、本願の出願前に頒布された刊行物である国際公開第２０１３／１４４９９４号（以下、「引用文献１」という。）には、図面とともに次の事項が記載されている。なお、下線は当審で付したものである。
ア　「すなわち、冷暖同時運転が可能な多室形空気調和装置においては、減圧装置によって冷媒流量を増加させる制御だけでは、優先順位の高い室内ユニットの暖房能力を設計された容量以上の能力にすることができない。しかも、このような多室形空気調和装置では、減圧装置の制御によって、優先順位の高い室内ユニットの暖房能力を設計された容量以上の能力にしようとすると、冷媒流量制御が困難になるという別の課題が生じてしまう。
　また、例えば冷媒と水などの熱媒体との間で熱交換を行い、熱媒体を加熱又は冷却する複数の熱媒体間熱交換器と、熱媒体を循環させて室内空間を冷暖房する間接式室内熱交換器と、を備えた空気調和装置も従来より提案されている。このような空気調和装置において、熱媒体間熱交換器の一部を凝縮器、残りの一部を蒸発器とした冷温水混在モードになると、間接式室内ユニットの暖房負荷が十分に大きい場合、凝縮器として機能する熱媒体間熱交換器の伝熱面積が暖房負荷に対して小さいものになっている。そのため、凝縮温度の調整を膨張装置で調整するのみでは、暖房負荷に対して熱媒体を十分に加熱できない。また、暖房に係る熱媒体を送出するポンプの熱媒体送出流量が不足して、間接式室内ユニットの暖房能力が低下するという課題があった。
　本発明は、上記のような課題の少なくとも１つを解決するためになされたものであり、一部の利用側熱交換器から能力増大要求があったとき、能力増大要求があった利用側熱交換器の能力を設計容量より大きくすることが可能な空気調和装置を提供することを目的としている。」（［００１１］〜［００１３］）
イ　「実施の形態１．
　図１は、本発明の実施の形態１に係る空気調和装置の冷媒回路図である。なお、以下の説明では、同一構成を区別して記載する必要がある場合等、符号の末尾にアルファベットを付して記載することがある。本実施の形態１に係る空気調和装置は、各室内ユニットの運転モードを個別に選択、つまり冷暖同時運転が可能なものである。なお、図１では、実線矢印で全暖房運転時の冷媒の流れを、破線矢印で全冷房運転時の冷媒の流れを、それぞれ示している。
　本実施の形態１に係る空気調和装置は、冷暖同時運転時において、室外熱交換器１３の熱交換容量を小さくして、室外熱交換器１３と同じ運転モードの室内熱交換器３１の一部の能力を増大、同じモードのその他の室内熱交換器３１に対しては膨張弁３２を調整して冷媒流量を減少させて、能力が過剰になるのを抑制するようにしたものである。
　
本実施の形態１に係る空気調和装置は、圧縮機１１、冷媒流路切替装置である四方弁１２、熱源側熱交換器である室外熱交換器１３、アキュムレータ１４、逆止弁１５，５８，５９、気液分離器５１、内部熱交換器５２，５３、利用側熱交換器である複数の室内熱交換器３１、各室内熱交換器３１に対応して設けられた複数の膨張弁３２（膨張装置）、膨張弁５４，５５、開閉装置である電磁弁５６，５７を配管接続して冷凍サイクルを構成している。
　本実施の形態１に係る空気調和装置では、圧縮機１１、四方弁１２、室外熱交換器１３、アキュムレータ１４、逆止弁１５ａ，１５ｂ，１５ｃ，１５ｄを、熱源機である室外ユニット１の中に収容している。また、室外ユニット１には、室外ユニット１の制御と空気調和装置全体の制御を統制する室外コントローラ２０２も収容されている。本実施の形態１に係る空気調和装置では、室内熱交換器３１、膨張弁３２を、室内ユニット２に収容している。また、本実施の形態１に係る空気調和装置は、室外ユニット１と室内ユニット２との間に介在する中継機３を備えている。
　この中継機３には、気液分離器５１、内部熱交換器５２，５３、膨張弁５４，５５、開閉装置である電磁弁５６，５７、逆止弁５８，５９、圧力センサ７６，７７、中継機コントローラ２０６等が収容されている。そして、中継機３は、冷媒配管である高圧管６と低圧管７とで、室外ユニット１と接続されている。また、各室内ユニット２は、冷媒配管であるガス枝管４１と液枝管４２とで、中継機３に並列接続されている。この室内ユニット２には、室内ユニット２を制御する室内コントローラ２０３が収容されている。
　なお、室内ユニット２、中継機３の台数は任意である。また、室外コントローラ２０２、室内コントローラ２０３、中継機コントローラ２０６については、図２で説明する。
　圧縮機１１は、吸入した冷媒を加圧して吐出する（送り出す）ものである。冷媒流路切替装置となる四方弁１２は、圧縮機１１の吐出側に設けられるものであり、冷媒の経路を切り替えるものである。なお、四方弁１２は、後述する室外コントローラ２０２の指示に基づいて、冷暖房に係る運転モードに対応した弁の切り替えを行う。本実施の形態１では、全冷房運転時、
冷房主体運転時と、
暖房主体運転時とによって冷媒経路が切り替わる
　室外熱交換器１３は、例えば、冷媒を通過させる伝熱管及びその伝熱管を流れる冷媒と外気との間の伝熱面積を大きくするためのフィン（図示せず）と空気を搬送するファン１０１（送風装置）を有し、冷媒と空気（外気）との熱交換を行うものである。例えば、室外熱交換器１３は、全暖房運転時、暖房主体運転時においては蒸発器として機能し、冷媒を蒸発させてガス（気体）化させる。一方、室外熱交換器１３は、全冷房運転時、冷房主体運転時においては凝縮器又はガスクーラ（以下では凝縮器とする）として機能し、冷媒を凝縮させて液化させる。場合によっては、完全にガス化、液化させず、液体とガスとの二相混合（気液二相冷媒）の状態にすることもある。室外熱交換器１３の構成例については図３、図４で説明する。
　室内熱交換器３１は、例えば、冷媒を通過させる伝熱管及びその伝熱管を流れる冷媒と外気との間の伝熱面積を大きくするためのフィン（図示せず）と空気を搬送するファン（図示せず）を有し、冷媒と空気（室内）との熱交換を行うものである。例えば、室内熱交換器３１は、暖房運転時においては凝縮器またはガスクーラ（以下では凝縮器とする）として機能し、冷媒を凝縮させて液化する。一方、室内熱交換器３１は、冷房運転時においては蒸発器として機能し、冷媒を蒸発させてガス（気体）化させる。場合によっては、完全にガス化、液化させず、液体とガスとの二相混合（気液二相冷媒）の状態にすることもある。
　例えば電子式膨張弁等の膨張弁３２は、冷媒流量を調整することにより冷媒を減圧させる。アキュムレータ１４は冷凍サイクル回路中の過剰な冷媒を貯留したり、圧縮機１１に冷媒液が多量に戻って圧縮機１１が破損したりするのを防止する働きがある。」（［００１７］〜［００２６］）
ウ　「図２は、本発明の実施の形態１に係る空気調和装置の制御回路図である。図２に示すように、室外コントローラ２０２には、インバータ回路２０１が接続されている。この室外コントローラ２０２は、マイクロコンピュータ及びその周辺回路等からなる。また、インバータ回路２０１は、室外コントローラ２０２の指令に応じた運転周波数（及び電圧）の交流電力を圧縮機１１のモータに出力するものである。なお、室外コントローラ２０２は、圧力センサ７１，７２が検知する検知圧力に応じて、インバータ回路２０１に指令する運転周波数（つまり、圧縮機１１の回転数）を決定する。
　室内コントローラ２０３のそれぞれには、弁駆動回路２０５が接続される。この室内コントローラ２０３は、マイクロコンピュータおよびその周辺回路からなり、中継機コントローラ２０６を介して室外コントローラ２０２と通信する。また、弁駆動回路２０５は、それぞれ室内コントローラ２０３の指令に応じて膨張弁３２の開度をそれぞれ設定するものである。なお、室内コントローラ２０３は、操作部２０４からの要求内容や温度センサ７３〜７５の検知温度に応じて、膨張弁３２の開度を決定する。この決定方法の詳細については後述する。また、室内コントローラ２０３は、ファン２１１の回転数制御も行う。
　中継機コントローラ２０６は、中継機３に配管接続されている室内ユニット２ａ，２ｂ，２ｃ，２ｄの室内コントローラ２０３ａ，２０３ｂ，２０３ｃ，２０３ｄと通信して、室内ユニット２ａ，２ｂ，２ｃ，２ｄの運転情報を統合して室外コントローラ２０２と通信する。室内ユニット２の各種制御指令は、シリアル信号にて室外コントローラ２０２から中継機コントローラ２０６を介して、室内コントローラ２０３に供給されるようになっている。なお、中継機コントローラ２０６は、圧力センサ７６，７７が検知する検知圧力に応じて、膨張弁５４,５５の開度を決定する。」（［００３３］〜［００３５］）
エ　「図３は、室外熱交換器１３の構成の一例を示す部分回路図である。図４は、室外熱交換器１３の構成の他の一例と示す部分回路図である。図３及び図４に基づいて、室外熱交換器１３の構成について説明する。なお、図３及び図４には、実線矢印で全暖房運転時、暖房主体運時の冷媒の流れを、破線矢印で全冷房運転時、冷房主体運転時の冷媒の流れを、それぞれ示している。
　図３に示す構成では、室外熱交換器１３は、室外熱交換部１６，１７、電磁開閉装置（熱交換器開閉装置）である熱交換器開閉弁２１，２２，２３，２４、熱交換器バイパス弁２５（熱交換器バイパス装置）を有している。熱交換器開閉弁２１，２２，２３，２４、熱交換器バイパス弁２５は、室外コントローラ２０２の指示に基づいて開閉し、室外熱交換器１３、つまり室外熱交換部１６，１７への冷媒流入出を制御する。例えば、熱交換器開閉弁２１（熱交換器開閉弁２２）又は熱交換器開閉弁２３（熱交換器開閉弁２４）のいずれか一方を室外コントローラ２０２により閉止する。これにより、室外熱交換部１６，１７のいずれか一方に冷媒を流入させず、熱交換できないようにし、室外熱交換器１３全体としての熱交換容量を減らすことができる。
　また、ファン１０１は、室外コントローラ２０２からの指示に基づいて回転数を変化させて風量を調整することができ、この風量変化によっても室外熱交換器１３における熱交換容量を変化させることができる。例えば、ファン１０１の回転数を低下させると、風量が低下するため、室外熱交換器１３全体としての熱交換容量を減らすことができる。
　さらに、熱交換器バイパス弁２５を開放することで、室外熱交換器１３を通過させずに、熱交換器バイパス弁２５を介して冷媒を通過させることができるため、室外熱交換器１３全体としての熱交換容量を減らすことができる。
　また、熱交換器開閉弁２１（熱交換器開閉弁２２）又は熱交換器開閉弁２３（熱交換器開閉弁２４）を閉止することと、ファン１０１の風量を変化させることと、熱交換器バイパス弁２５を介して冷媒をバイパスさせることを適宜組み合わせて調整することにより、室外熱交換器１３においては、熱交換容量を連続的に変化させることができる。
　室外熱交換器１３の室外熱交換部１６，１７は、２つの場合を示したが、３つ以上であってもよい。また、室外熱交換部１６，１７の大きさの比率は同一でも異なってもよい。また、ファン１０１のみで、室外熱交換器１３の熱交換容量を調整するようにしてもよい。
　図４に示す構成では、室外熱交換器１３に、逆止弁２６，２７を設置することで、室外熱交換器１３に流入する冷媒の流れを一方向にできる。そのため、熱交換器開閉弁２２，２４を、逆止弁２８，２９に置き換えることができ、室外コントローラ２０２による熱交換容量の制御が簡略化できる。」（［００３７］〜［００４３］）
オ　「本実施の形態１に係る空気調和装置では、大きく４つの形態の運転が行われる。すなわち、室内ユニット２がすべて室内空間を加熱する暖房運転を行う全暖房運転、室内ユニット２がすべて室内空間を冷却する冷房運転を行う全冷房運転、室内ユニット２が冷房運転と暖房運転を混在して行い、暖房運転の容量が大きい暖房主体運転、冷房運転の容量が大きい冷房主体運転である。」（［００４５］）
カ　「（暖房主体運転）
　図５は、本発明の実施の形態１に係る空気調和装置の暖房主体運転を示す冷媒回路図である。
図５において、暖房主体運転を説明する。ここでは、一例として、室内ユニット２ａ，２ｂ，２ｃが暖房運転、室内ユニット２ｄが冷房運転を行うとする。
　室外ユニットにおいて、圧縮機１１に吸入された冷媒は、圧縮され、高圧のガス冷媒として吐出される。
圧縮機１１を出た冷媒は、
室外ユニットを流出する
冷媒は、
暖房運転する各室内ユニット２ａ，２ｂ，２ｃに流入する
　
室内ユニット２ａ，２ｂ，２ｃに流入したガス冷媒は室内熱交換器３１ａ，３１ｂ，３１ｃに流入して暖房する。室内熱交換器３１ａ，３１ｂ，３１ｃを流出した液冷媒は、膨張弁３２ａ，３２ｂ，３２ｃにより中間圧まで減圧され、中間圧の液冷媒となる
　合流した
中間圧の液冷媒は、
室内ユニット２ｄに流入する
室内ユニット２ｄに流入した冷媒は膨張弁３２ｄの開度を調整することで膨張し、低温低圧の気液二相冷媒が室内熱交換器３１ｄに流入して冷房する
流出したガス冷媒は、
低圧管７に至る。
　
室外ユニットに流入した冷媒は、
室外熱交換器１３に流入して空気と熱交換することで蒸発し、ガス冷媒もしくは気液二相冷媒で流出する。蒸発した冷媒は、
再度圧縮機１１へ吸い込まれる。
　このとき、高圧管６は高圧で、室外熱交換器１３は低圧であり、圧縮機１１と逆止弁１５ｂの間は高圧で、低圧管７は低圧であるため、逆止弁１５ａ，１５ｂには冷媒が流れない。また、電磁弁５６ｄ，５７ａ，５７ｂ，５７ｃは閉止している。また、このサイクルのとき、バイパス配管６５へ入った冷媒は、膨張弁５５で減圧された後、内部熱交換器５３において液管６４から流入する冷媒との間で熱交換が行われるため、逆止弁５８ｄ、液枝管４２ｄを経由して、室内ユニット２ｄに流入する冷媒は、冷却され過冷却度を十分につけられる。
（冷房主体運転）
　図６は、本発明の実施の形態１に係る空気調和装置の冷房主体運転を示す冷媒回路図である。図６において、冷房主体運転を説明する。ここでは、一例として、室内ユニット２ａ，２ｂ，２ｃが冷房運転、室内ユニット２ｄが暖房運転を行うとする。
　室外ユニットにおいて、圧縮機１１に吸入された冷媒は、圧縮され、高圧のガス冷媒として吐出される。
圧縮機１１を出た冷媒は、
凝縮器として機能する室外熱交換器１３に流れ任意量凝縮し、高圧の気液二相冷媒となって流出し、
高圧管６を通って室外ユニットを流出する
冷媒は、
暖房運転する室内ユニット２ｄに流入する
　
室内ユニット２ｄに流入したガス冷媒は室内熱交換器３１ｄに流入して暖房する。室内熱交換器３１ｄを流出した液冷媒は、膨張弁３２ｄにより中間圧まで減圧され、中間圧の液冷媒となる。
　一方で、気液分離器５１にて分離された液冷媒は、液管６２から流出し、内部熱交換器５２、高圧管６の高圧と液管６３，６４の圧力である中間圧との差を一定にするように制御される膨張弁５４を通って、室内ユニット２ｄを暖房して液管６４を通る液冷媒と合流する。合流した
液冷媒は、
室内ユニット２ａ，２ｂ，２ｃに流入する。
　
室内ユニット２ａ，２ｂ，２ｃに流入した冷媒は膨張弁３２ａ，３２ｂ，３２ｃの開度を調整することで膨張し、低温低圧の気液二相冷媒が室内熱交換器３１ａ，３１ｂ，３１ｃに流入して冷房する。流出したガス冷媒は、
低圧管７を通過して、室外ユニットに戻る。室外ユニットに流入した冷媒は、
再度圧縮機１１へ吸い込まれる。
　このとき、高圧管６は高圧で、圧縮機１１と逆止弁１５ｃの間は低圧であり、室外熱交換器１３と逆止弁１５ｄの間は高圧で、低圧管７は低圧であるので、逆止弁１５ｃ，１５ｄには冷媒が流れない。また、電磁弁５６ａ，５６ｂ，５６ｃ，５７ｄは閉止している。
　また、このサイクルのときは、液管６３の冷媒の一部がバイパス配管６５へ流入し、膨張弁５５で減圧されて、内部熱交換器５３において、膨張弁５４から液管６３に向かう冷媒との間で熱交換が行われる。内部熱交換器５３を通過した冷媒は、さらに、内部熱交換器５２において、膨張弁５４に流入する冷媒との間で熱交換が行われる。内部熱交換器５２における熱交換により蒸発した冷媒は、室内ユニット２ａ，２ｂ，２ｃにおいて冷房した冷媒と低圧管７で合流し、室外ユニットへ戻る。一方、内部熱交換器５２および内部熱交換器５３における熱交換により冷却され過冷却度を十分につけられた冷媒は、逆止弁５８ａ，５８ｂ，５８ｃ、液枝管４２ａ，４２ｂ，４２ｃを経由して、室内ユニット２ａ，２ｂ，２ｃに流入する。
＜本実施の形態１に係る空気調和装置のアクチュエータ制御＞
　続いて、上記のように運転される本実施の形態１に係る空気調和装置に設けられた各種アクチュエータの制御方法について説明する。
（圧縮機１１の容量制御）
　圧縮機１１の容量制御について説明する。圧縮機１１は、室外コントローラ２０２からの指令により回転数が制御される。具体的には、全暖房運転時、暖房主体運転時は、圧力センサ７１が検知する吐出圧力を目標値にして圧縮機１１の回転数が制御され、本実施の形態１に係る空気調和装置の冷凍サイクル全体の冷媒流量が調整される。換言すると、全暖房運転時、
暖房主体運転時、室外コントローラ２０２は、冷媒の凝縮飽和温度（以下、単に凝縮温度ともいう）が所定の凝縮飽和温度目標値となるように、圧縮機１１の回転数を制御する。
　また、全冷房運転時、
冷房主体運転時は、圧力センサ７２が検知する吸入圧力を目標値にして圧縮機１１の回転数が制御され、本実施の形態１に係る空気調和装置の冷凍サイクル全体の冷媒流量が調整される。
（室外熱交換器１３の熱交換容量制御）
　室外熱交換器１３の熱交換容量制御について説明する。前述のように室外熱交換器１３は、室外コントローラ２０２からの指令により熱交換容量が制御される。
暖房主体運転時は、全暖房運転時に室外熱交換器１３において行っていた冷媒の蒸発の一部を、冷房運転する室内ユニット２において行うことで、冷暖同時運転を実現している。このとき、圧力センサ７２が検知する吸入圧力を目標値にして熱交換容量を制御することで、冷房する室内ユニット２の冷房負荷と室外熱交換器１３の吸熱量とのバランスを調整することができる。
　一方で、
冷房主体運転時は、全冷房運転時に室外熱交換器１３において行っていた冷媒の凝縮の一部を、暖房運転する室内ユニット２において行うことで、冷暖同時運転を実現している。このとき、圧力センサ７１が検知する吐出圧力を目標値にして熱交換容量を制御することで、暖房する室内ユニット２の暖房負荷と室外熱交換器１３の放熱量とのバランスを調整することができる。
（圧縮機１１の容量制御に対する冷凍サイクルの作用）
　圧縮機１１の容量制御に対する冷凍サイクルの作用について説明する。全暖房運転、暖房主体運転時は、暖房負荷（室内ユニット２の吸込み空気温度）が一定とすれば、圧縮機１１の回転数を高くすると、暖房運転する室内ユニット２において凝縮する冷媒流量が増加する。そのため、冷媒と空気の温度差を大きくするために凝縮温度が高くなる。言い換えると、凝縮温度を目標値に圧縮機１１の回転数を制御する場合、凝縮温度目標値を高くすると、圧縮機１１の回転数が高くなる。
　全冷房運転、冷房主体運転時は、冷房負荷（室内ユニット２の吸込み空気温度）が一定とすれば、圧縮機１１の回転数を高くすると、冷房運転する室内ユニット２において蒸発する冷媒流量が増加する。そのため、空気と冷媒の温度差を大きくするために蒸発温度が低くなる。言い換えると、蒸発温度を目標値に圧縮機１１の回転数を制御する場合、蒸発温度目標値を低くすると、圧縮機１１の回転数が高くなる。
（室外熱交換器１３の熱交換容量制御に対する冷凍サイクルの作用）
　室外熱交換器１３の熱交換容量制御に対する冷凍サイクルの作用について説明する。暖房主体運転時は、室内ユニット２の冷房負荷（室内吸込温度）が一定とすれば、室外熱交換器１３の熱交換容量を小さくすると、室外熱交換器１３と冷房運転する室内ユニット２の室内熱交換器３１を合わせた冷凍サイクル全体の蒸発器の熱交換容量が減少する。このとき、蒸発器で蒸発する冷媒の熱交換量が変わらないとすれば、空気と冷媒の温度差を大きくするために蒸発温度が低くなる。
　言い換えると、蒸発温度を目標値に室外熱交換器１３の熱交換容量を制御する場合、蒸発温度目標値を低くすると、熱交換容量が小さくなる。冷房運転する室内ユニット２の室内熱交換器３１の熱交換容量（伝熱面積）は変化していないため、蒸発温度が低くなると室内ユニット２の冷房能力が増加する。一方で、熱交換容量が小さくなった室外熱交換器１３においては、熱交換量が減少する。
　冷房主体運転時は、室内ユニット２の暖房負荷（室内吸込温度）が一定とすれば、室外熱交換器１３の熱交換容量を小さくすると、室外熱交換器１３と暖房運転する室内ユニット２の室内熱交換器３１を合わせた冷凍サイクル全体の凝縮器の熱交換容量が減少する。このとき、凝縮器で凝縮する冷媒の熱交換量が変わらないとすれば、空気と冷媒の温度差を大きくするために凝縮温度が高くなる。
　言い換えると、凝縮温度を目標値に室外熱交換器１３の熱交換容量を制御する場合、凝縮温度目標値を高くすると、熱交換容量が小さくなる。暖房運転する室内ユニット２の室内熱交換器３１の熱交換容量（伝熱面積）は変化していないため、凝縮温度が高くなると室内ユニット２の暖房能力が増加する。一方で、熱交換容量が小さくなった室外熱交換器１３においては、熱交換量が減少する。」（［００５４］〜［００７７］）
キ　「さらに、
本実施の形態１または２に係る空気調和装置では、熱源を空気とした空気調和装置について述べたが、熱源を水またはブラインとしてもよい。この場合、熱交換容量は、例えば熱源水のポンプ回転数や流量調整弁の開度による熱源水の流量調整により制御すればよい。
（２）上記（１）及び図面の記載から分かること
ア　上記（１）ア〜キ並びに図１〜７の記載によれば、引用文献１には、空気調和装置が記載されていることが分かる。
イ　上記（１）ア、イ、エ及びカ（特に、段落【００１４】、【００１７】〜【００２６】、【００３８】、【００４２】及び【００５４】〜【００６６】）並びに図１及び図３〜６の記載によれば、空気調和装置は、圧縮機１１、複数の室外熱交換部１６，１７を有する室外熱交換器１３、複数の膨張弁３２ａ〜３２ｄ、及び、複数の室内熱交換器３１ａ〜３１ｄを冷媒配管で接続した冷媒回路を備えることが分かる。
ウ　上記（１）キ並びに図１及び図３〜６の記載によれば、室外熱交換器１３における熱交換の熱源を空気に代えて水とすると、その際の熱交換容量は、熱源水のポンプ回転数による熱源水の流量調整により制御するのであるから、室外熱交換器１３は熱源水と熱交換するものであり、空気調和装置は、冷媒回路に接続された室外熱交換器１３、当該室外熱交換器１３に熱源水を供給する熱源水の供給手段、及び、熱源水のポンプを熱源水の配管で接続した熱源水の回路とを備えることが分かるとともに、室外熱交換器１３の熱交換容量は、熱源水のポンプ回転数による熱源水の流量調整により制御されることが分かる。
（３）引用発明
　上記（１）及び（２）を総合すると、引用文献１には、次の事項からなる発明（以下、「引用発明」という。）が記載されていると認める。
「圧縮機１１、熱源水と熱交換する複数の室外熱交換部１６，１７を有する室外熱交換器１３、複数の膨張弁３２ａ〜３２ｄ、及び、複数の室内熱交換器３１ａ〜３１ｄを冷媒配管で接続した冷媒回路と、当該冷媒回路に接続された前記室外熱交換器１３、当該室外熱交換器１３に熱源水を供給する熱源水の供給手段、及び、熱源水のポンプを熱源水の配管で接続した熱源水の回路とを備え、前記室外熱交換器１３では、前記熱源水の回路を流通する前記熱源水と、前記冷媒回路を流通する冷媒との間で熱交換させており、前記複数の室内熱交換器３１ａ〜３１ｄのそれぞれで暖房運転又は冷房運転が実行可能な空気調和装置の冷凍サイクル装置であって、
　前記室外熱交換器１３の熱交換容量は、熱源水のポンプ回転数による熱源水の流量調整により制御される
　空気調和装置の冷凍サイクル装置。」
２　引用文献２
　当審の拒絶理由において周知技術の例証として引用された刊行物であって、本願の出願前に頒布された刊行物である特開２００６−３４３０５２号公報（以下、「引用文献２」という。）には、図面とともに次の事項が記載されている。なお、下線は当審で付したものである。
「【００１４】
　図５において、室外機２５は、圧縮機３６、四方弁３７、室外熱交換器として第１室外熱交換器３０、第２室外熱交換器３１、室外膨張弁３２、３３が冷媒配管で接続され、室内膨張弁４０、４１及び室内熱交換器３８、３９を有した複数の室内機２６、２７が並列に配管接続され、冷凍サイクルを構成している。圧縮機３６は駆動周波数が可変とされ、四方弁３７は冷媒の循環方向を正逆に転換させる。第１室外熱交換器３０、第２室外熱交換器３１にはファンモータ３５で駆動されるプロペラファン３４で送風が行われる。また、第１室外熱交換器３０、第２室外熱交換器３１は、実際には図１に示すように、室外機の前面（上図で上方向）に第１室外熱交換器３０を主凝縮器、背面に第２室外熱交換器３１を従蒸発器として配置され、冷房主体の運転がなされる。
【００１５】
　
冷暖同時運転では図３に示すように室内の冷房熱交換量１２と暖房熱交換量９に偏りがある際、その差分の熱交換量を室外機で補っている。
３　引用文献３
　当審の拒絶理由において周知技術の例証として引用された刊行物であって、本願の出願前に頒布された刊行物である特開２０１１−２１７８２号公報（以下、「引用文献３」という。）には、図面とともに次の事項が記載されている。なお、下線は当審で付したものである。
ア　「【００１０】
　以下に、（１）複数の室内機が冷房または暖房を同時に行う冷暖同時運転を行う多室型空気調和装置１００の構成および動作、（２）性能計算装置１による多室型空気調和装置１００の性能計算方法を述べる。
【００１１】
（１）複数の室内機が冷房または暖房を同時に行う冷暖同時運転を行う多室型空気調和装置の構成および動作
　図２は、この発明の実施の形態１による性能計算装置が性能を計算する多室型空気調和装置の冷媒回路の構成を示す図である。
　図２において、熱源機Ａは、冷媒を圧縮する圧縮機１１、圧縮機１１の吐出側の冷媒流路を切り替える流路切替弁である四方切替弁１２、冷媒を熱交換する熱源機側熱交換器１３、および冷媒を気液分離するアキュムレータ１４を有する。なお、以後は熱源機側熱交換器１３の一例として、冷媒と空気とを熱交換する空冷式の室外熱交換器１３を用いて説明するが、冷媒が他の流体と熱交換する形態であれば水冷式等他の方式でも良い。
　図２において、熱源機Ａと中継機Ｂとは熱源機側冷媒配管１６，１７を介して接続され、中継機Ｂと室内機Ｃ，Ｄ，Ｅとは室内機側冷媒配管１６c、１６ｄ，１６ｅ，１７ｃ，１７ｄ，１７ｅを介して接続され、室内機Ｃ，Ｄ，Ｅは互いに並列に接続されている。なお、この実施の形態１では、１台の熱源機Ａに１台の中継機Ｂおよび３台の室内機Ｃ，Ｄ，Ｅを接続した場合について説明するが、２台以上の熱源機に２台以上の中継機および２台以上の室内機を接続した場合も同様である。
【００１２】
　中継機Ｂは、後述する第１の分岐部２０ａ、第２の流量制御装置２３、第２の分岐部２０ｂ、第３の分岐部２０ｃ、気液分離装置２２、第１の熱交換器２７、第２の熱交換器２６、第３の流量制御装置２５を有し、室内機Ｃ，Ｄ，Ｅは、それぞれ第１の流量制御装置１９ｃ，１９ｄ，１９ｅ、および室内熱交換器１５ｃ，１５ｄ，１５ｅを有する。
　熱源機側冷媒配管である熱源機側第１冷媒配管１６は、熱源機Ａの四方切替弁１２と中継機Ｂとを接続し、室内機側冷媒配管である室内機側第１冷媒配管１６ｃ，１６ｄ，１６ｅは、それぞれ中継部Ｂと室内機Ｃ，Ｄ，Ｅの室内熱交換器１５ｃ，１５ｄ，１５ｅとを接続する。また、熱源機側冷媒配管である熱源機側第２冷媒配管１７は、熱源機側第１冷媒配管１６より細く、熱源機Ａの室外熱交換器１３と中継機Ｂとを接続する。室内機側冷媒配管である室内機側第２冷媒配管１７ｃ，１７ｄ，１７ｅは、それぞれ室内機Ｃ，Ｄ，Ｅの室内熱交換器１５ｃ，１５ｄ，１５ｅと中継機Ｂとを接続する。
【００１３】
　電磁弁１８ｃ，１８ｄ，１８ｅ，１８ｆ，１８ｇ，１８ｈは、室内機側第１冷媒配管１６ｃ，１６ｄ，１６ｅが接続される流路を熱源機側第１冷媒配管１６または熱源機側第２冷媒配管１７のいずれかに接続するよう切り替える。室内機Ｃ，Ｄ，Ｅに設けられる第１流量制御装置１９ｃ，１９ｄ，１９ｅは、一端をそれぞれの室内熱交換器１５ｃ，１５ｄ，１５ｅに近接して接続され、他端を室内機側第２冷媒配管１７ｃ，１７ｄ，１７ｅに接続される。また、第１流量制御装置１９ｃ，１９ｄ，１９ｅは、冷房の際は室内熱交換器１５ｃ，１５ｄ，１５ｅの出口側過熱度によって冷媒の流量を調整するよう制御され、暖房の際は過冷却度によって冷媒の流量を調整するよう制御される。
【００１４】
　第１の分岐部２０ａは、室内機Ｃ，Ｄ，Ｅそれぞれに対応する室内機側第１冷媒配管１６ｃ，１６ｄ，１６ｅを、熱源機側第１冷媒配管１６または熱源機側第２冷媒配管１７に接続するよう切り替える電磁弁１８ｃ，１８ｄ，１８ｅ，１８ｆ，１８ｇ，１８ｈを有する。第２の分岐部２０ｂは、室内機Ｃ、Ｄ、Ｅそれぞれに対応する室内機側第２冷媒配管１７ｃ，１７ｄ，１７ｅとこれらの会合部とを有する。第３の分岐部２０ｃは、後述する中継機Ｂ内の中継機第１バイパス配管２４ａと中継機第２バイパス配管２４ｂとこれらの会合部とを有する。気液分離装置２２は、冷媒が流入する流入部が熱源機側第２冷媒配管１７に接続され、主にガス冷媒が流出する気相部が第１の分岐部２０ａに接続され、主に液冷媒が流出する液相部が第２の分岐部２０ｂに接続されている。
【００１５】
　中継機第１バイパス配管２４ａは、気液分離装置２２と第２の分岐部２０ｂとを接続し、中継機第２バイパス配管２４ｂは、中継機Ｂの第２の分岐部２０ｂと熱源機側第１冷媒配管１６とを接続する。第２の流量制御装置２３は、中継機第１バイパス配管２４ａの途中に設けられ、開閉自在であり、第３の流量制御装置２５は、中継機第２バイパス配管２４ｂの途中に設けられ、開閉自在である。第１の熱交換器２７は、気液分離装置２２および第２の流量制御装置２３の間の冷媒と、第３の流量制御装置２５および熱源機側第１冷媒配管１６の間の冷媒とを熱交換させるために設けられている。第２の熱交換器２６は、第２の流量制御装置２３および第３の分岐部２０ｃの間の冷媒と、第３の流量制御装置２５および第１の熱交換器２７の間の冷媒とを熱交換させるために設けられている。」
イ　「【００１９】
　この発明の実施の形態１に示す空気調和装置１００が実行する各種運転の際の運転動作について説明する。空気調和装置１００の運転動作には、冷房運転、暖房運転、冷房主体運転および暖房主体運転の４つのモードがある。
　冷房運転モードとは、全ての室内機Ｃ，Ｄ，Ｅが冷房のみ可能な運転モードであり、室内機Ｃ，Ｄ，Ｅは、冷房もしくは停止している。暖房運転モードとは、全ての室内機Ｃ，Ｄ，Ｅが暖房のみ可能な運転モードであり、室内機Ｃ，Ｄ，Ｅは、暖房もしくは停止している。冷房主体運転モードとは、室内機Ｃ，Ｄ，Ｅごとに冷房または暖房を選択できる運転モードであり、暖房負荷に比べて冷房負荷が大きく、圧縮機１１の吐出側が室外熱交換器１３に接続され、室外熱交換器１３が凝縮器(放熱器)として作用する運転モードである。暖房主体運転モードとは、室内機Ｃ，Ｄ，Ｅごとに冷房または暖房を選択できる運転モードであり、冷房負荷に比べて暖房負荷が大きく、圧縮機１１の吐出側が中継部Ｂに接続され、室外熱交換器１３が圧縮機１１の吸入側に位置し蒸発器として作用する運転モードである。以降、各運転モードの冷媒の流れをＰ−ｈ線図とともに説明する。」
ウ　「【００６１】
　ここで、冷房主体運転モードのサイクルについて検討する。
　図１４は、この発明の実施の形態１による性能計算装置が性能を計算する多室型空気調和装置の冷房主体運転モードにおける冷媒状態の変遷を表すＰ−ｈ線図である。
　
冷房主体運転モードでは、凝縮器として室外熱交換器と暖房の室内熱交換器があり、室外熱交換器では冷房の容量と暖房の容量との差分だけ放熱するように制御される。
エ　「【００７０】
　ここで、暖房主体運転モードのサイクルについて検討する。
　図１５は、この発明の実施の形態１による性能計算装置が性能を計算する多室型空気調和装置の暖房主体運転モードにおける冷媒状態の変遷を表すＰ−ｈ線図である。
　
暖房主体運転モードでは、蒸発器として室外熱交換器と冷房の室内熱交換器があり、室外熱交換器では冷房の容量と暖房の容量との差分だけ放熱するように制御される。
第４　対比
　本願発明（以下、「前者」ともいう。）と引用発明（以下、「後者」ともいう。）とを、その機能、構造又は技術的意義を考慮して対比する。
・後者の「圧縮機１１」は、前者の「圧縮機」に相当し、以下同様に、「熱源水と熱交換する複数の室外熱交換部１６，１７を有する室外熱交換器１３」及び「前記室外熱交換器１３」は「水熱交換器」に、「複数の膨張弁３２ａ〜３２ｄ」は「複数の減圧装置」に、「複数の室内熱交換器３１ａ〜３１ｄ」は「複数の利用側熱交換器」に、「熱源水」は「熱媒体」に、「熱源水のポンプ」は「ポンプ」に、「熱源水の配管」は「水配管」に、「熱源水の回路」は「水回路」に、「暖房運転」は「加温運転」に、「冷房運転」は「冷却運転」に、「空気調和装置の冷凍サイクル装置」は「冷凍サイクル装置」に、それぞれ相当する。
・前者の「熱源機」は、本願明細書において、「熱源機１は、水熱交換器５０を介して、室外機１０に熱源を供給する機能を有している。熱源機１は、たとえば、クーリングタワーや地熱源、水タンク等で構成され、室外機１０の水熱交換器５０に水を熱媒体として供給する。」（段落【００２４】）と説明されており、水熱交換器に水を熱媒体として供給するものであれば、具体的構成を問わないものであるから、後者の「熱源水の供給手段」は、前者の「熱源機」に相当する。
・後者の「前記室外熱交換器１３の熱交換容量は、熱源水のポンプ回転数による熱源水の流量調整により制御される」は、前者における「冷却運転及び加温運転の同時運転時において前記水熱交換器に循環させる水流量は、前記水熱交換器の運転容量の合計に対する、加温運転を実行する前記利用側熱交換器の運転容量の合計と、冷却運転を実行する前記利用側熱交換器の運転容量の合計と、の差分の絶対値の割合に応じて、前記水熱交換器に対応する前記ポンプの下限流量から定格水流量までの範囲で調節される」に、「水熱交換器に循環させる水流量は調節される」という限りにおいて一致する。
　したがって、両者は、
「圧縮機、水熱交換器、複数の減圧装置、及び、複数の利用側熱交換器を冷媒配管で接続した冷媒回路と、当該冷媒回路に接続された前記水熱交換器、当該水熱交換器に熱媒体を供給する熱源機、及び、ポンプを水配管で接続した水回路とを備え、前記水熱交換器では、前記水回路を流通する前記熱媒体と、前記冷媒回路を流通する冷媒との間で熱交換させており、前記複数の利用側熱交換器のそれぞれで加温運転又は冷却運転が実行可能な冷凍サイクル装置であって、
　前記水熱交換器に循環させる水流量は調節される
　冷凍サイクル装置。」の点で一致し、次の点で相違している。
［相違点１］
　「水熱交換器に循環させる水流量は調節される」ことに関し、本願発明においては、「冷却運転及び加温運転の同時運転時において前記水熱交換器に循環させる水流量は、前記水熱交換器の運転容量の合計に対する、加温運転を実行する前記利用側熱交換器の運転容量の合計と、冷却運転を実行する前記利用側熱交換器の運転容量の合計と、の差分の絶対値の割合に応じて、前記水熱交換器に対応する前記ポンプの下限流量から定格水流量までの範囲で調節される」のに対して、引用発明においては、「前記室外熱交換器１３の熱交換容量は、熱源水のポンプ回転数による熱源水の流量調整により制御される」点（以下、「相違点１」という。）。
第５　判断
１　相違点１について
　上記相違点１について検討する。
　引用文献２（特に、上記第３の２における段落【００１５】）及び引用文献３（特に、上記第３の３ウ及びエにおける段落【００６１】及び【００７０】）に記載されているように、冷凍サイクル装置において、冷却運転及び加温運転の同時運転時に、加温運転を実行する利用側熱交換器の運転容量の合計と、冷却運転を実行する利用側熱交換器の運転容量の合計との差分の運転容量を、室外熱交換器のような熱源側熱交換器の運転容量で負担することは、本願の出願前に周知の技術（以下、「周知技術」という。）である。
　そして、上記周知技術は、熱源側熱交換器の負担する運転容量を抑えることにより、冷凍サイクル装置の冷却運転及び加温運転の同時運転時における効率の向上を図ることができるものと認められるところ、引用発明においても、冷却運転及び加温運転の同時運転時における効率の向上を図ることは内在する課題であって、冷却運転及び加温運転の同時運転時における室外熱交換器１３の熱交換容量（運転容量）を小さくすることが可能な構成を有しているから（引用文献１の段落［００７０］、［００７１］及び［００７４］〜［００７７］）、引用発明において周知技術を採用することは、当業者にとって格別困難なことではない。
　また、引用発明に周知技術を採用したものにおいて、室外熱交換器１３（水熱交換器）に循環させる水流量は、供給側の最大の運転容量に対する、利用側で要求される運転容量の割合、すなわち、室外熱交換器１３における複数の室外熱交換部１６，１７の運転容量の合計（水熱交換器の運転容量の合計）に対する、暖房運転（加温運転）を実行する室内熱交換器（利用側熱交換器）の運転容量の合計と、冷房運転（冷却運転）を実行する室内熱交換器の運転容量の合計と、の差分の絶対値の割合に応じて、ポンプの回転数により調節されるものとなるところ、ポンプの最大の水流量をポンプの定格水量とすることは設計上普通になされることであり、さらに、本願発明のように水配管の凍結を防止するために、ポンプにより水熱交換器には水が常時供給されている（本願明細書【００２５】）ものとすることも普通になされることであって（同【０００７】参照。）、そのための下限の流量を定めることは、本願の出願前に技術常識である。
　そうすると、引用発明と、周知技術及び技術常識に基いて、上記相違点１に係る本願発明の発明特定事項とすることは、当業者が容易になし得たことである。
２　効果について
　そして、本願発明は、全体としてみても、引用発明、周知技術及び技術常識から予測される以上の格別な効果を奏するものではない。
３　平成３０年１１月２日に提出された意見書における請求人の主張について
（１）請求人は、上記意見書において、各引用例の発明は、循環させる水流量を、水熱交換器の運転容量及び利用側熱交換器の運転容量に基づいて調節するものではないため、水熱交換器にポンプの定格水流量の水が供給され続け、本願発明における優れた効果（水熱交換器に供給する水流量を必要最小限にすることができ、水の無駄が低減でき、省エネ性を向上できるという優れた効果）を奏することはできず、本願発明とは相違する旨主張する。
（２）しかしながら、上記１で検討したとおり、引用発明において、周知技術を採用することにより、本願発明と同様に、循環させる水流量を、水熱交換器の運転容量及び利用側熱交換器の運転容量に基づいて調節するものとなると共に、上記周知技術は、熱源側熱交換器の負担する運転容量を抑えることにより、冷凍サイクル装置の冷却運転及び加温運転の同時運転時における効率の向上を図る技術であるから、請求人が主張する効果は、当該周知技術の適用に際して、十分に予測される程度のものである。
４　まとめ
　したがって、本願発明は、引用発明、周知技術及び技術常識に基いて、当業者が容易に発明をすることができたものであるから、特許法第２９条第２項の規定により特許を受けることができないものである。
第６　むすび
　上記第５のとおり、本願発明は、特許法第２９条第２項の規定により特許を受けることができないから、その余の請求項に係る発明について検討するまでもなく、本願は拒絶すべきものである。
　よって、結論のとおり審決する。