"冷媒が循環する冷媒回路であって、圧縮機と利用側熱交換器と第1減圧装置と第1熱交換器とが順に配管によって接続され環状に形成されるとともに、前記利用側熱交換器と前記第1減圧装置との間の第1接合点から前記第1熱交換器と前記圧縮機との間の第2接合点までが配管によって接続され、前記第1接合点から前記第2接合点までの途中に第2減圧装置と第2熱交換器とが順に設けられた冷媒回路と、前記冷媒回路を循環する冷媒と前記第1熱交換器で熱交換される第1熱媒体の温度を第1温度として検出する第1温度検出装置と、前記冷媒回路を循環する冷媒と前記第2熱交換器で熱交換される第2熱媒体の温度を第2温度として検出する第2温度検出装置と、前記第1温度検出装置が検出した第1温度と前記第2温度検出装置が検出した第2温度との温度差に応じて、前記第1減圧装置と前記第2減圧装置との少なくとも一方を制御して、前記第1熱交換器を通過する冷媒の流量である第1冷媒流量と前記第2熱交換器を通過する冷媒の流量である第2冷媒流量とを制御する制御装置とを備えることを特徴とするヒートポンプ装置。前記ヒートポンプ装置は、さらに、前記第1減圧装置と前記圧縮機との間を流れる冷媒の飽和温度を第1飽和温度として検出する第1飽和温度検出装置と、前記第2減圧装置と前記圧縮機との間を流れる冷媒の飽和温度を第2飽和温度として検出する第2飽和温度検出装置とを備え、前記制御装置は、前記第1飽和温度検出装置が検出した第1飽和温度と前記第1温度との差である第1温度差と、前記第2飽和温度検出装置が検出した第2飽和温度と前記第2温度との差である第2温度差との差に応じて、前記第1減圧装置と前記第2減圧装置との少なくとも一方を制御することを特徴とする請求項1に記載のヒートポンプ装置。前記ヒートポンプ装置は、さらに、前記第1熱交換器へ前記第1熱媒体を搬送する第1搬送装置と、前記第2熱交換器へ前記第2熱媒体を搬送する第2搬送装置とを備え、前記制御装置は、前記第1搬送装置により搬送される前記第1熱媒体の量である第1搬送量と前記第1温度差との積と、前記第2搬送装置により搬送される前記第2熱媒体の量である第2搬送量と前記第2温度差との積との差に応じて、前記第1減圧装置と前記第2減圧装置との少なくとも一方を制御することを特徴とする請求項2に記載のヒートポンプ装置。前記ヒートポンプ装置は、さらに、前記第1熱交換器と前記圧縮機との間を流れる冷媒の温度を第1出口温度として検出する第1出口温度検出装置を備え、前記制御装置は、時刻n1における前記第1減圧装置の開口開度LEV1n1を、時刻n1よりも所定時間前の時刻nの開口開度LEV1nと、所定の値α1と、前記第1出口温度検出装置が検出した第1出口温度と前記第1飽和温度との差である第1出口過熱度SH1と、予め設定された目標出口過熱度SHmとを用いて、LEV1n1=LEV1nα1×SH1-SHmにより計算し、計算した開口開度LEV1n1になるように前記第1減圧装置を制御することを特徴とする請求項2に記載のヒートポンプ装置。前記第1出口温度検出装置は、前記第1熱交換器と前記第2接合点との間を流れる冷媒の温度を第1出口温度として検出し、前記ヒートポンプ装置は、さらに、前記第2熱交換器と前記第2接合点との間を流れる冷媒の温度を第2出口温度として検出する第2出口温度検出装置を備え、前記制御装置は、前記時刻n1における前記第2減圧装置の開口開度LEV2n1を、前記時刻nの開口開度LEV2nと、所定の値α2と、前記第2出口温度検出装置が検出した第2出口温度と前記第2飽和温度との差である第2出口過熱度SH2と、前記目標出口過熱度SHmとを用いて、LEV2n1=LEV2nα2×SH2-SHmにより計算し、計算した開口開度LEV2n1になるように前記第2減圧装置を制御することを特徴とする請求項4に記載のヒートポンプ装置。前記制御装置は、前記時刻n1における前記第2減圧装置の開口開度LEV2n1を、所定の値βと、前記第1温度差ΔT1と、前記第2温度差ΔT2と、前記開口開度LEV1n1とを用いて、LEV2n1=β×ΔT2/ΔT1×LEV1n1により計算し、計算した開口開度LEV2n1になるように前記第2減圧装置を制御することを特徴とする請求項4に記載のヒートポンプ装置。前記制御装置は、前記第1温度が前記第2温度よりも高くなるほど、前記第1冷媒流量が多くなるとともに、前記第2冷媒流量が少なくなるように、前記第1減圧装置と前記第2減圧装置との少なくとも一方を制御することを特徴とする請求項1に記載のヒートポンプ装置。前記制御装置は、前記第1温度差が前記第2温度差よりも大きくなるほど、前記第1冷媒流量が多くなるとともに、前記第2冷媒流量が少なくなるように、前記第1減圧装置と前記第2減圧装置との少なくとも一方を制御することを特徴とする請求項2に記載のヒートポンプ装置。前記制御装置は、前記第1搬送量と前記第1温度差との積が、前記第2搬送量と前記第2温度差との積よりも大きくなるほど、前記第1冷媒流量が多くなるとともに、前記第2冷媒流量が少なくなるように、前記第1減圧装置と前記第2減圧装置との少なくとも一方を制御することを特徴とする請求項3に記載のヒートポンプ装置。前記ヒートポンプ装置は、さらに、前記第1熱交換器へ前記第1熱媒体を搬送する第1搬送装置とを備え、前記制御装置は、前記第1温度が所定の温度より低くなった場合、前記第1熱交換器への前記第1熱媒体の搬送量が多くなるように、前記第1搬送装置を制御することを特徴とする請求項1に記載のヒートポンプ装置。前記制御装置は、前記第1温度が所定の温度より低くなった場合、前記第1冷媒流量が少なくなるように、前記第1減圧装置を制御することを特徴とする請求項1に記載のヒートポンプ装置。前記ヒートポンプ装置は、さらに、前記圧縮機へ吸入される冷媒の飽和温度を吸入飽和温度として検出する吸入飽和温度検出装置と、前記圧縮機へ吸入される冷媒の温度を吸入温度として検出する吸入温度検出装置とを備え、前記制御装置は、前記吸入飽和温度検出装置が検出した吸入飽和温度と、前記吸入温度検出装置が検出した吸入温度との差が所定値より大きい場合、前記第1減圧装置の開度を大きくすることを特徴とする請求項1に記載のヒートポンプ装置。前記ヒートポンプ装置は、さらに、前記圧縮機の吐出側に冷媒の循環方向を切り替える切替装置を備えることを特徴とする請求項1に記載のヒートポンプ装置。冷媒が循環する冷媒回路であって、圧縮機と利用側熱交換器と第1減圧装置と第1熱交換器とが順に配管によって接続され環状に形成されるとともに、前記利用側熱交換器と前記第1減圧装置との間の第1接合点から前記第1熱交換器と前記圧縮機との間の第2接合点までが配管によって接続され、前記第1接合点から前記第2接合点までの途中に第2減圧装置と第2熱交換器とが順に設けられた冷媒回路を備えるヒートポンプ装置の制御方法であり、温度検出装置が、前記冷媒回路を循環する冷媒と前記第1熱交換器で熱交換される第1熱媒体の温度を第1温度として検出する第1温度検出工程と、温度検出装置が、前記冷媒回路を循環する冷媒と前記第2熱交換器で熱交換される第2熱媒体の温度を第2温度として検出する第2温度検出工程と、制御装置が、前記第1温度検出工程で検出した第1温度と前記第2温度検出工程で検出した第2温度との温度差に応じて、前記第1減圧装置と前記第2減圧装置との少なくとも一方を制御して、前記第1熱交換器を通過する第1冷媒流量と前記第2熱交換器を通過する第2冷媒流量とを制御する制御工程とを備えることを特徴とするヒートポンプ装置の制御方法。地中熱交換器は地下へ埋設する必要があるため、掘削作業などの工事費用が必要となる。そのため、地中熱源タイプのヒートポンプ装置は、空気熱源タイプのヒートポンプ装置に比べて費用が高くなる。一般に、地中熱交換器が大きくなるほど、掘削作業などの工事費用は高くなる。外気温度と地中温度とに基づき地中熱交換器と空気熱交換器とを切り替えて使用するヒートポンプ装置では、地中熱交換器と空気熱交換器との一方のみで所望の能力が発揮できるように、地中熱交換器と空気熱交換器とのそれぞれの大きさが設計される。そのため、地中熱交換器と空気熱交換器とを切り替えて用いるヒートポンプ装置は、地中熱交換器と空気熱交換器との両方の費用が必要となり、空気熱源と地中熱源とのいずれか一方だけを用いるヒートポンプ装置に比べてコストが高くなる。この発明は、ヒートポンプ装置のコストをできるだけ抑制しつつ、運転効率を高くすることを目的とする。この発明に係るヒートポンプ装置は、圧縮機と利用側熱交換器と第1減圧装置と第1熱交換器とが順に配管によって接続され環状に形成された第1回路と、前記第1回路における前記利用側熱交換器と前記第1減圧装置との間の第1接合点から前記第1熱交換器と前記圧縮機との間の第2接合点までが配管によって接続され、前記第1接合点から前記第2接合点までの途中に第2減圧装置と第2熱交換器とが順に設けられた第2回路とを有し、冷媒が循環する冷媒回路と、前記冷媒回路を循環する冷媒と前記第1熱交換器で熱交換される第1熱媒体の温度を第1温度として検出する第1温度検出装置と、前記冷媒回路を循環する冷媒と前記第2熱交換器で熱交換される第2熱媒体の温度を第2温度として検出する第2温度検出装置と、前記第1温度検出装置が検出した第1温度と前記第2温度検出装置が検出した第2温度との温度差に応じて、前記第1減圧装置と前記第2減圧装置との少なくとも一方を制御して、前記第1熱交換器を通過する冷媒の流量である第1冷媒流量と前記第2熱交換器を通過する冷媒の流量である第2冷媒流量とを制御する制御装置とを備えることを特徴とする。この発明に係るヒートポンプ装置は、第1熱交換器と第2熱交換器との両方を同時に用いて採熱する。そのため、2つの熱交換器それぞれのサイズを小さくすることができ、コストを抑えることができる。また、この発明に係るヒートポンプ装置は、第1熱媒体の温度と第2熱媒体の温度との温度差に応じて、第1熱交換器と第2熱交換器とへ流す冷媒の流量を調整する。そのため、季節や時間等に応じて熱交換処理能力の高い熱源及び熱交換器を効率的に用いて採熱でき、運転効率を高くすることができる。実施の形態1.図1は、実施の形態1に係るヒートポンプ装置1の構成図である。なお、以下の説明では、熱交換器4を放熱器として使用する場合四方弁9が実線で示す流路で接続された場合を想定して説明する。しかし、以下に説明する制御を、熱交換器4を蒸発器として使用する場合四方弁9が破線で示す流路で接続された場合に応用することは容易である。熱交換器4を蒸発器として使用する場合については、後に説明を加える。ヒートポンプ装置1は、冷媒が循環する冷媒回路2を備える。冷媒回路2は、圧縮機3と、熱交換器4利用側熱交換器と、膨張弁5a第1減圧装置と、熱交換器6a空気熱源用の熱交換器、第1熱交換器とが順に配管により接続され環状に形成される。また、冷媒回路2は、熱交換器4と膨張弁5aとの間の接合点7から、熱交換器6aと圧縮機3との間の接合点8までが配管により接続され、途中に膨張弁5b第2減圧装置と熱交換器6b地中熱源用の熱交換器、第2熱交換器とが設けられる。冷媒回路2には、圧縮機3の吐出側に四方弁9切替装置が設けられ、圧縮機3の吸入側に冷媒容器10が設けられる。また、熱交換器6aの近傍には、熱交換器6aへ外気第1熱媒体を送る送風機11第1搬送装置が設けられる。熱交換器6bには、熱交換器12により地中から採熱するブラインなどの不凍液第2熱媒体がポンプ13により循環する地中熱源側回路14が接続されている。熱交換器4には、ポンプ15により水が循環する水回路16が接続されている。水回路16には、図示されていない放熱器、吸熱器、給湯器等が接続され、水回路16を循環する水を利用して暖房、冷房、給湯等が行われる。また、ヒートポンプ装置1は、膨張弁5a,5b、送風機11、ポンプ13,15等を制御する制御装置17と、温度検出装置18,19,20a,20b,21a,21b,22a,22bとを備える。圧縮機3は、例えば、電動機部と圧縮部とがシェルに収納された全密閉式圧縮機である。圧縮機3へ吸引された低圧の冷媒は、圧縮され高温高圧の冷媒となって放出される。圧縮機3は、制御装置17によるインバータ制御に基づき回転数が制御される。熱交換器4は、例えば、プレートを積層したプレート式熱交換器や、冷媒が流れる伝熱管と水が流れる伝熱管とから成る二重管式熱交換器等である。熱交換器4は、冷媒回路2を循環する冷媒と、水回路16を循環する水とを熱交換する。膨張弁5a,5bは、例えば、制御装置17からの電気信号によって開度を変更可能な電子膨張弁である。膨張弁5a,5bは、複数のオリフィスや複数のキャピラリを並列に接続し、電磁弁等の開閉操作によって通過する冷媒の流量を制御できるように構成してもよい。膨張弁5a,5bは、熱交換器4から流出した冷媒を減圧膨張させ、熱交換器6a,6bへ流入する冷媒流量を調整する。熱交換器6aは、例えば、銅やアルミニウムで構成されるフィンアンドチューブ型熱交換器である。熱交換器6aは、送風機11から供給される外気と、冷媒回路2を循環する冷媒とを熱交換する。熱交換器6bは、熱交換器4と同様に、例えば、プレート式熱交換器や二重管式熱交換器である。熱交換器6bは、地中熱源側回路14を循環する不凍液と、冷媒回路2を循環する冷媒とを熱交換する。四方弁9は、冷媒回路2の循環方向を切り替えるために用いられる。循環方向を切り替えることによって、暖房運転時は熱交換器4を放熱器として利用し、冷房運転時は熱交換器4を蒸発器として利用することができる。冷媒容器10は、ガス冷媒を圧縮機3に吸入させ、余剰の液冷媒を蓄える気液分離器である。送風機11は、例えば、制御装置17によるインバータ制御に基づき回転数が制御可能なファンである。送風機11の回転数を制御することにより、熱交換器6aへの外気の搬送量が変更される。熱交換器6aへの外気の搬送量が変更されると、熱交換器6aで熱交換される熱量が変更される。熱交換器12は、例えば、略U字状に形成されて地中に垂直もしくは水平に埋設された樹脂製の採熱パイプ群によって構成される。熱交換器12は、埋設した地域や深度によって同じ大きさの熱交換器を埋設しても熱交換性能が異なる。ポンプ13は、制御装置17によるインバータ制御に基づき回転数が制御可能なポンプである。ポンプ13の回転数を制御することにより、地中熱源側回路14を循環する不凍液の流量を変更することができる。ポンプ13は、回転数が一定のポンプと、開度が変更可能な容量制御弁とを組合せて構成してもよい。この場合、容量制御弁の開度を調整することで不凍液の流量を変更することができる。不凍液の流量を変更することにより、熱交換器6bで熱交換される熱量が変更される。ポンプ15は、ポンプ13と同様に、制御装置17によるインバータ制御に基づき回転数が制御可能なポンプや、回転数が一定のポンプと開度が変更可能な容量制御弁との組合せである。ポンプ15の回転数を制御することにより、水回路16を循環する水の流量を変更することができる。水の流量を変更することにより、熱交換器4で熱交換される熱量が変更される。制御装置17は、例えば、マイクロコンピュータである。制御装置17は、温度検出装置18,19,20a,20b,21a,21bが検出した温度等に基づき、膨張弁5a,5b、送風機11、ポンプ13,15等を制御する。温度検出装置18吸入温度検出装置は、圧縮機3へ吸入される冷媒の温度吸入温度を検出する。温度検出装置19第1飽和温度検出装置、第2飽和温度検出装置は、冷媒回路2における低圧側の冷媒の飽和温度を検出する。温度検出装置20a第1温度検出装置は、熱交換器6aへ搬送される外気の温度第1温度を検出する。温度検出装置20b第2温度検出装置は、熱交換器6bへ流入する不凍液の温度第2温度を検出する。温度検出装置21a第1出口温度検出装置は、熱交換器6aから流出した冷媒の温度第1出口温度を検出する。温度検出装置21b第2出口温度検出装置は、熱交換器6bから流出した冷媒の温度第2出口温度を検出する。温度検出装置22a第1飽和温度検出装置は、熱交換器6aにおける冷媒の飽和温度を検出する。温度検出装置22b第2飽和温度検出装置は、熱交換器6bにおける冷媒の飽和温度を検出する。なお、温度検出装置19は、低圧側の冷媒の圧力を検出する装置であってもよい。同様に、温度検出装置22a,22bは、熱交換器6a,6bにおける冷媒の圧力を検出する装置であってもよい。この場合、制御装置17が、温度検出装置19,22a,22bにより検出された圧力から各位置における冷媒の飽和温度を計算すればよい。図2は、外気温度と地中熱温度との温度変化と、ヒートポンプ装置1が主として利用する熱源とを示す図である。なお、図2では、熱交換器6a,6bにおける低圧側の飽和温度蒸発温度が等しい場合を示している。図3は、ヒートポンプ装置1のp-h線図の例と、外気温度及び地中熱温度とを示す図である。図3において、縦軸は冷媒の圧力を示し、横軸は冷媒の比エンタルピーを示す。また、図3において、縦軸は外気及び地中熱の温度を示す。図2に示すように、地中温度は多少の変化はあるものの概ね一定であり、外気温度は季節や時間に応じて変化する。そのため、外気温度の方が地中熱温度よりも高い場合と、地中熱温度の方が外気温度よりも高い場合とがある。ヒートポンプ装置1は、外気温度と地中熱温度とのどちらが高い場合であっても、空気熱源と地中熱源との両方を熱源として利用する。つまり、ヒートポンプ装置1は、図3に示す空気熱源との熱交換量Qaと中熱源との熱交換量Qbとの両方を同時に利用して暖房等を行う。ヒートポンプ装置1は、外気温度と熱交換器6aにおける冷媒の蒸発温度との温度差や、地中温度と熱交換器6bにおける冷媒の蒸発温度との温度差等に基づき、膨張弁5a,5bの開度を制御する。これにより、熱交換器6a,6bの両方を利用しつつ、熱交換器6a,6bのどちらを主として利用し、どちらを従として利用するかを決定する。例えば、図2に示すように、熱交換器6a,6bにおける蒸発温度が等しい場合、外気温度の方が地中熱温度よりも高いなら、空気熱源を主として利用し、地中熱温度の方が外気温度よりも高いなら、地中熱源を主として利用する。次に、空気熱源と地中熱源との各熱源の温度と、各熱源との熱交換量との関係について説明する。熱交換器6a,6bにおける冷媒と熱源との熱交換量は、冷媒側から見た場合の熱交換量Qrを式1で表すことができ、熱源側から見た場合の熱交換量Qnを式2で表すことができる。<式1>Qr=Gr×Heo-Hei<式2>Qn=G×Cp×ε×T-ETここで、Grは熱交換器6a,6bを通過する冷媒流量である。Heoは熱交換器6a,6bの出口側におけるエンタルピーである。Heiは熱交換器6a,6bの入口側におけるエンタルピーである。Gは熱媒体外気、不凍液の搬送量である。Cpは比熱である。εは温度効率である。Tは熱源温度である。つまり、Tは、熱交換器6aの場合には外気の温度であり、熱交換器6bの場合には不凍液の温度地中の温度である。ETは熱交換器6a,6bにおける冷媒の飽和温度である。式1の熱交換量Qrと式2の熱交換量Qnとは等しいので、式1と式2とから次の式が得られる。Gr×Heo-Hei=G×Cp×ε×T-ETこの式を変形すると、次の式になる。Gr=G×Cp×ε/Heo-Hei×T-ETここで、G×Cp×ε/Heo-HeiをC1と置き換えれば、式3が得られる。<式3>Gr=C1×T-ET飽和温度ETが一定であるとする。すると、式2に示すように、熱源温度Tが高ければ熱交換量Qnが多くなる。しかし、熱源温度Tが高い場合、熱交換器6a,6bの利用効率を高くするために、熱交換器6a,6bから流出した冷媒の状態を所定の状態例えば、飽和ガスとするには、必要な冷媒流量Grも多くなる。式3に示すように、必要な冷媒流量Grは、飽和温度ETが一定の場合、熱源温度Tに比例する。式2の搬送量Gと比熱Cpと温度効率εとの積である熱交換性能G×Cp×εが、熱交換器6aと熱交換器6bとで同一とする。すると、熱交換器6a,6bにおける熱源との熱交換量Qnは、対応する熱源の熱源温度Tによって決まる。したがって、熱交換器6a,6bのうち、対応する熱源の熱源温度Tが高い方へより多くの冷媒が流れるように、膨張弁5a,5bを制御する必要がある。冷媒流量Grは、式4で表すことができる。<式4>Gr∝Cv×√ΔPLEVここで、Cvは流量係数であり、膨張弁5a,5bの口径と開度とに比例して増減する。ΔPLEVは膨張弁5a,5b前後の差圧である。∝は比例することを表す。つまり、式4は、冷媒流量Grが流量係数Cvと差圧ΔPLEVの平方根との積に比例することを表す。式4に示すように、膨張弁5a,5bの開度を大きくし、流量係数Cvを大きくするほど、膨張弁5a,5bを通過して、熱交換器6a,6bへ流入する冷媒流量Grが増える。そのため、膨張弁5a,5bの口径が同じであれば、熱交換器6a,6bのうち対応する熱源の熱源温度Tが高い方の膨張弁5a又は5bの開度が、熱源温度Tが低い方の膨張弁5a又は5bの開度よりも大きくなるように制御する必要がある。例えば、空気熱源の熱源温度Taが地中熱源の熱源温度Tbよりも高い場合、空気熱源との熱交換量Qa熱交換器6aにおける熱交換量は地中熱源との熱交換量Qb熱交換器6bにおける熱交換量よりも多い。そのため、熱交換器6aへ流れる冷媒流量Graが、熱交換器6bへ流れる冷媒流量Grbよりも多くGra>Grbなるように制御する必要がある。そこで、この場合、膨張弁5aの開度が膨張弁5bの開度よりも大きくなるように、膨張弁5a,5bを制御する。なお、熱源温度Taと熱源温度Tbとの温度差に応じて、熱源温度Taが熱源温度Tbよりも高くなるほど、冷媒流量Graが多くなり、冷媒流量Grbが少なくなるように、膨張弁5a,5bを制御する必要がある。上記説明では、飽和温度ETが一定であるとしていた。しかし、飽和温度ETが変化する場合、式3に示すように、熱源温度Tと飽和温度ETとの温度差が大きいほど必要な冷媒流量Grが多くなる。したがって、熱交換器6a,6bのうち、対応する熱源の熱源温度Tと飽和温度ETとの温度差が大きい方へより多くの冷媒が流れるように、膨張弁5a,5bを制御する必要がある。例えば、空気熱源の熱源温度Taと、熱交換器6aにおける冷媒の飽和温度ETaとの温度差ΔTa第1温度差が、地中熱源の熱源温度Tbと、熱交換器6bにおける冷媒の飽和温度ETbとの温度差ΔTb第2温度差よりも大きいとする。この場合、熱交換器6aへ流れる冷媒流量Graが、熱交換器6bへ流れる冷媒流量Grbよりも多くGra>Grbなるように制御する必要がある。そこで、この場合、膨張弁5aの開度が膨張弁5bの開度よりも大きくなるように、膨張弁5a,5bを制御する。なお、温度差ΔTaと温度差ΔTbとの差に応じて、温度差ΔTaが温度差ΔTbよりも大きくなるほど、冷媒流量Graが多くなり、冷媒流量Grbが少なくなるように、膨張弁5a,5bを制御する必要がある。上記説明では、熱交換器6a,6bの熱交換性能がほぼ同一であるとした。しかし、熱交換器6a,6bの熱交換性能が異なる場合、熱交換量Qnは式2から、熱交換性能G×Cp×εと、熱源温度Tと飽和温度ETとの温度差T-ETとの積で決まる。外気や不凍液等の熱媒体の比熱Cpや温度効率εが概ね一定であるとすると、熱交換性能G×Cp×εは外気や不凍液等の熱媒体の搬送量Gに比例して決定される。搬送量Gは式5で表すことができる。<式5>G=F×C2ここで、Fは、熱交換器6aの場合は送風機11の回転数であり、熱交換器6bの場合はポンプ13の回転数である。C2は設置条件等によって決まる値である。つまり、搬送量Gは送風機11やポンプ13の回転数Fに比例する。送風機11やポンプ13の回転数Fと搬送量Gとの関係C2の値が予め分かっていれば、回転数Fから搬送量Gを計算することができる。回転数Fと搬送量Gとの関係は、例えば、事前にシミュレーション等を行うことで把握することができる。式3について、C1を展開して考えれば、搬送量Gと、熱源温度Tと飽和温度ETとの温度差との積が大きいほど、必要な冷媒流量Grが多くなる。したがって、熱交換器6a,6bのうち、対応する熱媒体の搬送量Gと、対応する熱源の熱源温度Tと飽和温度ETとの温度差との積が大きい方へより多くの冷媒が流れるように、膨張弁5a,5bを制御する必要がある。例えば、送風機11による外気の搬送量Gaと温度差ΔTaとの積が、ポンプ13による不凍液の搬送量Gbと温度差ΔTbとの積よりも大きいとする。この場合、熱交換器6aへ流れる冷媒流量Graが、熱交換器6bへ流れる冷媒流量Grbよりも多くGra>Grbなるように制御する必要がある。そこで、この場合、膨張弁5aの開度が膨張弁5bの開度よりも大きくなるように、膨張弁5a,5bを制御する。なお、搬送量Gaと温度差ΔTaとの積と搬送量Gbと温度差ΔTbとの積との差に応じて、搬送量Gaと温度差ΔTaとの積が搬送量Gbと温度差ΔTbとの積よりも大きくなるほど、冷媒流量Graが多くなり、冷媒流量Grbが少なくなるように、膨張弁5a,5bを制御する必要がある。式1と式2とから、熱交換器6aの冷媒流量Graと熱源温度Taとの関係を、熱交換器6a側の出口エンタルピーHeoa、入口エンタルピーHeia、熱媒体外気の搬送量Ga、比熱Cpa、温度効率εaを用いて、式6で表すことができる。同様に、熱交換器6bの冷媒流量Grbと熱源温度Tbとの関係を、熱交換器6b側の出口エンタルピーHeob、入口エンタルピーHeib、熱媒体外気の搬送量Gb、比熱Cpb、温度効率εbを用いて、式7で表すことができる。<式6>Gra×Heoa-Heia=Ga×Cpa×εa×Ta-ETa<式7>Grb×Heob-Heib=Gb×Cpb×εb×Tb-ETb冷媒側エンタルピー差であるHeoa-HeiaとHeob-Heibとが同じとなるように膨張弁5a,5bを制御していると仮定すると、式6と式7とから、冷媒流量Gra,Grbと、熱源温度Ta,Tbとの関係は式8で表すことができる。<式8>Gra=βab×Ta-ETa/Tb-ETb×Grbここで、βab=Ga×Cpa×εa/Gb×Cpb×εbであり、βabは熱交換器6aと熱交換器6bとの熱交換性能の比を表す。式4より、冷媒流量Grと膨張弁5a,5bの流量係数Cvとは比例する。そのため、式8から式9が得られる。<式9>Cva=βab×Ta-ETa/Tb-ETb×Cvbここで、Cvaは膨張弁5aの流量係数であり、Cvbは膨張弁5bの流量係数である。流量係数Cvaは膨張弁5aの開度に比例し、流量係数Cvbは膨張弁5bの開度に比例する。そのため、式9から、膨張弁5bの開度が決まると、膨張弁5aの開度は熱源温度Taに比例し、熱源温度Tbに反比例して決まる。例えばβab=0.5の場合は、Ta-ETa/Tb-ETb=2のとき、膨張弁5aの流量係数Cvと膨張弁5bの流量係数Cvとが一致するように制御すれば、各熱交換器6a,6bを最も有効に使うことができる。次に、制御装置17による膨張弁5a,5bの具体的な制御方法について説明する。まず、熱交換器6a,6bから流出する冷媒の出口温度温度検出装置21a,21bにより計測される温度を用いる場合の制御方法について説明する。制御装置17は、熱交換器6a,6bから流出した冷媒の出口過熱度SH飽和温度ETと熱交換器6a,6bから流出した冷媒の出口温度Trの偏差が予め定められた目標値SHm目標出口過熱度となるように制御する。例えば、式10基づき、膨張弁5a,5bの開度LEVが決定される。<式10>LEVn1=LEVnα×SH-SHmここで、LEVn1は時刻n1における膨張弁5a,5bの開度である。LEVnは時刻n1よりも所定時間前の時刻nにおける膨張弁5a,5bの開度である。αは予め定められた開度決定変数である。なお、膨張弁5a,5bの開度の初期値は、シミュレーション等により予め決定しておけばよい。また、開度決定変数αや目標値SHmは、膨張弁5aの開度を計算する場合と膨張弁5bの開度を計算する場合とで異なる値としてもよい。図4は、熱交換器6a,6bから流出する冷媒の出口温度を用いる場合の制御の流れを示すフローチャートである。S1:温度検出工程温度検出装置21aは熱交換器6aの出口温度Traを検出する。温度検出装置21bは熱交換器6bの出口温度Trbを検出する。温度検出装置22aは飽和温度ETaを検出する。温度検出装置22bは飽和温度ETbを検出する。S2:過熱度計算工程制御装置17は、飽和温度ETaと出口温度Traとの偏差である熱交換器6aの出口過熱度SHaを計算する。同様に、制御装置17は、飽和温度ETbと出口温度Trbとの偏差である熱交換器6bの出口過熱度SHbとを計算する。S3:開度計算工程制御装置17は、計算した出口過熱度SHa,SHbと、式10とを用いて、膨張弁5a,5bの開度を計算する。具体的には、制御装置17は、出口過熱度SHaを式10の過熱度SHに代入し、所定時間前の膨張弁5aの開度をLEVnに代入して、膨張弁5aの開度を計算し、出口過熱度SHbを式10の過熱度SHに代入し、所定時間前の膨張弁5bの開度をLEVnに代入して、膨張弁5bの開度を計算する。S4:開度制御工程制御装置17は、S3で計算した開度になるように、膨張弁5a,5bを制御する。熱交換器6a,6bの熱交換性能が同じであり、飽和温度ETa,ETbが同じであれば、熱交換器6a,6bのうち、対応する熱源温度Tが高い方へ多くの冷媒が流れるような制御となる。また、飽和温度ETa,ETbが異なる場合には、熱交換器6a,6bの熱交換性能が同じであれば、熱交換器6a,6bのうち、熱源温度Tと飽和温度ETとの差が大きい方へ多くの冷媒が流れるような制御となる。また、熱媒体の搬送量G等の差により熱交換器6a,6bの熱交換性能が異なる場合には、熱交換器6a,6bの熱交換性能と、熱源温度Tと飽和温度ETとの差との積が大きい方へ多くの冷媒が流れるような制御となる。なお、ヒートポンプ装置1が温度検出装置22a,22bを備えていないような場合には、飽和温度ETa,ETbに代えて、温度検出装置19により検出される飽和温度ETを用いてもよい。次に、熱交換器6a,6bから流出する冷媒の出口温度ではなく、圧縮機3に吸入される冷媒の温度温度検出装置18により検出される温度を用いる場合の制御方法について説明する。この制御方法は、例えば、熱交換器6a,6bそれぞれの出口に温度検出装置21a,21bが設けられていない場合等に有効である。圧縮機3に吸入される冷媒の温度を用いて制御を行う場合、膨張弁5a,5bの一方の開度を式10により決定し、他方の開度を式9により決定する。図5は、圧縮機3に吸入される冷媒の温度を用いる場合の制御の流れを示すフローチャートである。S11:温度検出工程温度検出装置18は、圧縮機3に吸入される冷媒の温度Trを検出する。温度検出装置19は飽和温度ETを検出する。温度検出装置20aは外気の温度空気熱源の熱源温度Taを検出する。温度検出装置20bは不凍液の温度地中熱源の熱源温度Tbを検出する。S12:過熱度計算工程制御装置17は、飽和温度ETと圧縮機3に吸入される冷媒の温度Trとの偏差である吸入過熱度SHを計算する。S13:処理熱量判定工程制御装置17は、熱源温度Taと熱源温度Tbとに基づき、熱交換器6aの熱交換量Qaと、熱交換器6bの熱交換量Qbとのどちらが多いかを判定する。S14:第1開度計算工程制御装置17は、熱交換器6a,6bのうち、S13で熱交換量が多いと判定された方に対応する膨張弁5a又は5bの開度を計算する。例えば、膨張弁5bの熱交換量Qbが多いと判定された場合、制御装置17は、吸入過熱度SHを式10の過熱度SHに代入し、所定時間前の計算する膨張弁5bの開度をLEVnに代入して、膨張弁5bの開度を計算する。S15:第2開度計算工程制御装置17は、熱交換器6a,6bのうち、S13で熱交換量が多いと判定されなかった方に対応する膨張弁5a又は5bの開度を計算する。ここでは、制御装置17は、式9を用いて、膨張弁5a又は5bの開度を計算する。例えば、膨張弁5aの熱交換量Qaが多いと判定されなかった場合、制御装置17は、熱源温度Taと熱源温度Tbとの比と、S14で計算した膨張弁5bの開度との積を計算して、膨張弁5aの開度を計算する。S16:開度制御工程制御装置17は、S14,S15で計算した開度になるように、膨張弁5a,5bを制御する。熱交換器6a,6bの熱交換性能が同じであれば、熱交換器6a,6bのうち、対応する熱源温度Tが高い方へ多くの冷媒が流れるような制御となる。また、ここでは、温度検出装置19により、飽和温度ETを検出している。しかし、S11において熱交換器6aを流れる冷媒の飽和温度ETaと、熱交換器6bを流れる冷媒の飽和温度ETbとをそれぞれ検出し、S12において熱交換器6aの出口過熱度SHaを計算する場合には飽和温度ETaを用い、熱交換器6bの出口過熱度SHbを計算する場合には飽和温度ETbを用いてもよい。そして、S14,S15で、飽和温度ETに代えて、飽和温度ETaと飽和温度ETbとを用いてもよい。この場合、熱交換器6a,6bの熱交換性能が同じであれば、熱交換器6a,6bのうち、熱源温度Tと飽和温度ETとの差が大きい方へ多くの冷媒が流れるようになる。この場合、S13において熱源温度Taと飽和温度ETaとの温度差と、熱源温度Tbと飽和温度ETbとの温度差とのどちらが大きいかを判定し、S14で温度差の大きい方に対応する膨張弁5a又は5bの開度を計算するようにしてもよい。また、S15において膨張弁5a又は5bの開度を計算する際、熱交換器6aと熱交換器6bとの熱交換性能の比も用いてもよい。熱交換器6aと熱交換器6bとの熱交換性能の比を用いることにより、熱交換器6a,6bの熱交換性能と、熱源温度Tと飽和温度ETとの差との積が大きい方へ多くの冷媒が流れるような制御となる。以上のように、実施の形態1に係るヒートポンプ装置1は、熱交換器6a,6bの両方を同時に用いて採熱する。そのため、熱交換器6a,6bそれぞれのサイズを小さくすることができ、コストを抑えることができる。また、実施の形態1に係るヒートポンプ装置1は、熱源温度Taと熱源温度Tbとの温度差、又は、温度差ΔTaと温度差ΔTbとの差、又は、温度差ΔTaと熱交換器6aの熱交換性能との積と温度差ΔTbと熱交換器6bの熱交換性能と積の差に応じて、熱交換器6a,6bへ流す冷媒の流量を調整する。そのため、季節や時間等に応じて熱交換処理能力の高い熱源及び熱交換器を効率的に用いて採熱でき、運転効率を高くすることができる。実施の形態2.熱交換器6aは、空気を熱源とするため、暖房運転の場合は冷媒温度が0°C以下になると、表面に霜が付く現象着霜が発生する。熱交換器6aの表面で霜が成長すると、熱交換器6aを通過する風量が低下するため、熱交換器6aでの熱交換量が低下し、さらに冷媒温度が低下する。このため、霜を溶かすための制御である除霜制御が必要となり、単位時間当たりの暖房能力が低下する。そこで、着霜が発生する場合、送風機11の風量を増加させ熱交換器6aの熱交換性能を上げる、又は、膨張弁5aの開度を小さくすること等によって熱交換器6aでの熱交換量を減らして着霜量を増加させないようにする。これにより、熱交換器6aへの着霜量を減らし、できるだけ除霜運転を遅延させることができる。図6は、着霜量を減らし、除霜運転を遅延させる制御の流れを示すフローチャートである。S21:温度検出工程温度検出装置19は飽和温度ETを検出する。S22:温度比較工程制御装置17は、飽和温度ETと、所定の温度例えば0°Cもしくは0°C設定値とを比較するS22。制御装置17は飽和温度ETが所定の温度より低い場合S22でYES、処理をS23へ進め、飽和温度ETが所定の温度以上の場合S22でNO、処理をS21へ戻し、所定時間後再び飽和温度ETを検出させる。S23:風量判定工程制御装置17は、飽和温度ETが所定の温度より低い場合、送風機11の風量すなわち送風機11の回転数が最大値となっているか否かを判定する。制御装置17は、風量が最大値となっている場合S23でYES、処理をS24へ進め、風量が最大値となっていない場合S23でNO、処理をS25へ進める。S24:開度制御工程制御装置17は、これ以上風量は増やせないので、膨張弁5aの開度を小さくする。S25:風量制御工程制御装置17は、風量を増やせるので、送風機11の風量を増加させる。以上のように、膨張弁5a又は送風機11の風量を制御することによって、蒸発温度をできるだけ高くする。これにより、熱交換器6aへの着霜を遅延させ、除霜運転を避けることができ、平均暖房能力を高くすることができる。その結果、特に冬季においてヒートポンプ装置1の運転効率を高めることができ、年間の消費電力量を抑制することができる。実施の形態3.一般に、空気熱源の熱交換器6aの容積は、地中熱源の熱交換器6bの容積よりも大きい場合が多い。熱交換器6aの容積が大きい場合、熱交換器6a側の膨張弁5aの開度を小さくすると、冷媒流量が低下し、液冷媒量が増加して、冷媒回路2が冷媒不足に陥る可能性がある。この場合、冷媒不足を検知し、膨張弁5aの開度を大きくすれば、熱交換器6aへ冷媒が流れるため、熱交換器6aに溜まっていた冷媒が押し出され冷媒回路2の冷媒不足が解消される。冷媒不足を検知する方法としては、例えば膨張弁5aの開度が所定値以下の状態が所定時間継続された場合や、膨張弁5aの開度が所定値以上にもかかわらず、吸入過熱度が所定値以下とならない場合などで判定することができる。図7は、冷媒不足を検知し、膨張弁5aの開度を変更する制御の流れを示すフローチャートである。S31:温度検出工程温度検出装置18は、圧縮機3に吸入される冷媒の温度Trを検出する。温度検出装置19は飽和温度ETを検出する。S32:過熱度計算工程制御装置17は、飽和温度ETと圧縮機3に吸入される冷媒の温度Trとの偏差である吸入過熱度SHを計算する。S33:過熱度判定工程制御装置17は、計算した吸入過熱度SHが、所定の過熱度SHmaxより大きい状態を、所定時間X以上継続しているか否かを判定する。制御装置17は、所定時間X以上継続している場合S33でYES、処理をS35へ進め、所定時間X以上継続していない場合S33でNO、処理をS34へ進める。S34:開度判定工程制御装置17は、膨張弁5aの開度が、所定開度LEVminより小さい状態を、所定時間Y以上継続しているか否かを判定する。制御装置17は、所定時間Y以上継続している場合S34でYES、処理をS35へ進める。一方、制御装置17は、所定時間Y以上継続していない場合S34でNO、熱交換器6aに冷媒が溜まっていないと判定し、処理をS31へ戻す。そして、制御装置17は、所定時間後再び飽和温度ETと温度Trとを検出させる。S35:開度制御工程制御装置17は、膨張弁5aの開度を大きくする。以上のように、吸入過熱度SHが高い状態を継続する時間や、膨張弁5aの開度が小さい状態を継続する時間によって、冷媒が熱交換器6aに溜まっているか否かを判定することができる。そして、判定結果に従い、熱交換器6a内の冷媒を追い出すので、冷媒回路2の冷媒不足を防止し信頼性を向上させることができる。また、上記説明では、熱交換器4を放熱器として使用する場合四方弁9が実線で示す流路で接続された場合を想定して説明した。しかし、熱交換器4を蒸発器として使用する場合四方弁9が破線で示す流路で接続された場合にも、同様の考え方により制御を行うことが可能である。つまり、熱交換器4を蒸発器として使用する場合にも、空気熱源の熱源温度Taと地中熱源の熱源温度Tbとの温度差に応じて、膨張弁5a,5bを制御して、熱交換器6aへ流れる冷媒流量Graと熱交換器6bへ流れる冷媒流量Grbとを制御することができる。但し、この場合、熱源温度Taが熱源温度Tbよりも低くなるほど、冷媒流量Graが多くなり、冷媒流量Grbが少なくなるように、膨張弁5a,5bを制御する必要がある。また、温度差ΔTaと温度差ΔTbとを用いる場合にも、上記説明と同様の制御を行うことができるし、さらに搬送量Gを用いる場合にも、上記説明と同様の制御を行うことができる。したがって、実施の形態1に係るヒートポンプ装置1は、暖房運転や給湯運転の場合だけでなく、冷房運転の場合にも、季節や時間毎に変化する条件に応じて熱交換器6a,6bへ最適な冷媒流量の配分を行うことができる。"