圧縮機と、流路切り替え装置と、冷媒緩衝容器と、熱源側熱交換器と、減圧装置と、冷媒熱交換器とを有する室外機と、負荷側熱交換器を有する室内機とを備え、前記室外機と前記室内機とをガス側接続配管及び液側接続配管で接続して、前記圧縮機、前記流路切り替え装置、前記負荷側熱交換器、前記冷媒熱交換器、前記減圧装置、前記熱源側熱交換器、前記冷媒緩衝容器を順次接続した冷媒回路を構成しており、前記冷媒熱交換器は、前記液側接続配管の前記室外機側の接続部である室外機液管接続部と前記減圧装置との間の高圧側冷媒と、前記冷媒緩衝容器の出口側の低圧側冷媒とを熱交換することを特徴とする冷凍空調装置。前記冷媒熱交換器は、前記冷媒熱交換器の伝熱面積と熱通過率との積である熱コンダクタンスAKと、前記冷媒熱交換器の低圧側を通過する前記低圧側冷媒の冷媒流量Grとの比が、1.40×102/TM-TL≦AK/Gr≦1.52×105/TM-TLTM:冷媒熱交換器の高圧側冷媒の入口温度TL:冷媒熱交換器の低圧側冷媒の入口温度の関係を有することを特徴とする請求項1記載の冷凍空調装置。前記圧縮機の吐出冷媒の吐出温度を検出する吐出温度検出装置と、前記熱源側熱交換器及び前記負荷側熱交換器のうち、凝縮器として機能する熱交換器出口の冷媒の過冷却度を検出する過冷却度検出装置とを備え、前記吐出温度検出装置により検出された吐出温度と前記過冷却度検出装置で検出された過冷却度とに応じて前記減圧装置の開度を制御することを特徴とする請求項1又は請求項2記載の冷凍空調装置。現在の運転条件における過冷却度-吐出温度特性を、COPが最大となるように選定された目標吐出温度を含む第1吐出温度範囲と、前記第1吐出温度範囲よりも高い第2吐出温度範囲と、前記第1吐出温度範囲よりも低い第3吐出温度範囲とに区分し、更に、前記第1吐出温度範囲と前記第2吐出温度範囲とを、COPが最大となるように選定された目標過冷却度よりも小さい範囲と前記目標過冷却度以上の範囲とに区分して計5つの領域に区分し、前記吐出温度検出装置により検出された吐出温度と前記過冷却度検出装置で検出された過冷却度とが、前記5つの領域のうち、前記第1吐出温度範囲で且つ前記目標過冷却度よりも低い範囲の領域と、前記第2吐出温度範囲で且つ前記目標過冷却度よりも低い範囲の領域と、前記第3吐出温度範囲の領域との3つの領域の何れかに属する場合は、前記減圧装置の開度を絞り、前記第1吐出温度範囲で且つ前記目標過冷却度以上の範囲の領域に属する場合は、前記減圧装置の開度を緩め、前記第2吐出温度範囲で且つ前記目標過冷却度以上の範囲の領域に属する場合は、前記減圧装置の開度を固定とすることを特徴とする請求項3記載の冷凍空調装置。前記室外機液管接続部と前記減圧装置との間から分岐し、流量調整弁を介して前記冷媒緩衝容器と前記圧縮機の間に合流するバイパス回路を備えたことを特徴とする請求項1乃至請求項4の何れか一項に記載の冷凍空調装置。前記圧縮機の吐出冷媒の吐出温度が予め設定した吐出温度上限値以上になった場合、前記流量調整弁を開き、前記吐出温度が前記吐出温度上限値未満となるように制御することを特徴とする請求項5記載の冷凍空調装置。前記室外機液管接続部と前記バイパス回路の分岐点との間の冷媒と、前記バイパス回路の前記流量調整弁の下流側の冷媒とを熱交換する内部熱交換器を備えたことを特徴とする請求項5又は請求項6記載の冷凍空調装置。特許文献1では、冷媒熱交換器を設けることにより、冷房運転時に膨張弁入口が二相になる問題については解消している。しかしながら、冷媒熱交換器を設けただけでは以下の理由から暖房運転時のアキュムレータからの液バックの問題については解消できない。すなわち、室外熱交換器と膨張弁の間に冷媒熱交換器を設けた場合、冷房運転時は室外熱交換器が凝縮器となるため、凝縮器から流出して冷媒熱交換器に流入する冷媒とアキュムレータから流出して冷媒熱交換器に流入する冷媒との温度差は大きいため、冷媒熱交換器で十分な熱交換量を得ることができ、液バック防止に効果的である。しかし、暖房運転時では、冷媒熱交換器が膨張弁の下流側に位置することになるため、膨張弁で減圧された冷媒と、アキュムレータから流出した冷媒とが冷媒熱交換器で熱交換することになり、両冷媒の温度差は小さいため、アキュムレータから流出する冷媒を十分に加熱することができず、液バックを防止できない。このため、特許文献1では、別途バイパス回路を設ける必要があり、構成が複雑化し、コスト高となっている。特許文献1で仮にバイパス回路を設けないとすると、暖房運転時に圧縮機に液冷媒が吸入されて、吐出温度が低下し、室内熱交換器で十分な熱交換を行うことができない。このような室内熱交換器での熱交換量の低下は、暖房運転時の性能低下に繋がる。よって、家庭及び店舗用の空調機器のように、暖房運転時の性能が冷房運転時の性能よりも年間消費電力量に寄与する割合が大きい用途の場合は、年間消費電力量が低下する恐れがある。このように特許文献1の技術では、冷房運転時には冷媒熱交換器が効果的に作用するものの、暖房運転時には十分な作用が得られない。そして、暖房運転時に冷媒熱交換器で十分な加熱量を得ることができないために、圧縮機へ気液二相冷媒が吸入されることになり、圧縮機信頼性の低下や暖房運転性能低下による年間消費電力量の増加を招く可能性がある。本発明は、かかる点に鑑みてなされたものであり、簡易な構成で圧縮機への液戻りを抑制し、且つ年間消費電力量の抑制を実現することが可能な冷凍空調装置を得ることを目的とする。本発明に係る冷凍空調装置は、圧縮機と、流路切り替え装置と、冷媒緩衝容器と、熱源側熱交換器と、減圧装置と、冷媒熱交換器とを有する室外機と、負荷側熱交換器を有する室内機とを備え、室外機と室内機とをガス側接続配管及び液側接続配管で接続して、圧縮機、流路切り替え装置、負荷側熱交換器、冷媒熱交換器、減圧装置、熱源側熱交換器、冷媒緩衝容器を順次接続した冷媒回路を構成しており、冷媒熱交換器は、液側接続配管の室外機側の接続部である室外機液管接続部と減圧装置との間の高圧側冷媒と、冷媒緩衝容器の出口側の低圧側冷媒とを熱交換するものである。本発明によれば、簡素な構成で、冷暖両運転において冷媒熱交換器で十分な熱交換量を得ることができ、圧縮機への液バックを抑制できる。また、暖房運転時において室内熱交換器で十分な熱交換量を得ることができ、年間消費電力量を抑制することが可能である。実施の形態1.<冷凍空調装置の構成概要>図1は、本発明の実施の形態に係る冷凍空調装置の構成図である。図1に示すように、冷凍空調装置100は、室外機61と、室外機61から分離している室内機62とを備えている。室外機61と室内機62とは、液管液側接続配管5及びガス管ガス側接続配管7によって接続され、後述の冷媒回路20を構成している。室外機61は、熱源、例えば大気等へ放熱又は吸熱を行う。室内機62は、負荷、例えば室内空気への放熱又は吸熱を行う。なお、図1には室内機62を1台のみ備えた構成を示したが、複数台としてもよい。<室外機の構成>室外機61は、圧縮機1と、流路切り替え装置である四方弁8と、熱源側媒体と熱交換を行う室外熱交換器熱源側熱交換器2と、冷媒緩衝容器であるアキュムレータ9と、減圧装置である膨張弁3と、冷媒熱交換器4とを備え、これらが冷媒配管で接続されている。室外機61は更に、大気や水等の熱源側媒体を室外熱交換器2に搬送する装置である室外ファン31を備えている。以下、室外機61を構成する各機器について順に説明する。圧縮機圧縮機1は例えば全密閉式圧縮機であり、制御装置50からの指令によってインバータで回転数を可変することが可能な圧縮機である。圧縮機1を回転数制御して冷媒回路20を循環する冷媒流量を調整することで、室内機62での放熱又は吸熱量を調整し、例えば負荷側が室内空気の場合は、室内空気温度を適正に保つことができる。四方弁四方弁8は、圧縮機1から吐出されたガス冷媒を室外熱交換器2又は室内熱交換器6に流すように流路を切り替えるために用いられる。四方弁8で流路を切り替えることで、例えば室外熱交換器2を凝縮器放熱器として機能させたり、蒸発器として機能させたりすることができる。室外熱交換器室外熱交換器2は、例えばフィンアンドチューブ型熱交換器で、室外ファン31から供給された熱源側媒体としての外気と、冷媒との熱交換を行う。なお、室外熱交換器2において冷媒と熱交換する熱源側媒体は、外気空気に限らず、例えば水や不凍液等を熱源として利用できるようにしても良い。この場合、室外熱交換器2にはプレート熱交換器を用い、熱源側搬送装置には室外ファン31ではなくポンプを用いる。また、室外熱交換器2は、熱交換配管を地中に埋めて地熱を利用することで年間を通じて安定した温度の熱源を供給できるようにしても良い。膨張弁膨張弁3は、例えば開度が可変な電磁弁を用いる。凝縮器出口過冷却度又は蒸発器出口過熱度ができるだけ小さくなるように膨張弁3の開度調整することで、室外熱交換器2及び室内熱交換器6が有効に利用できるように冷媒流量を調整することができる。また、キャピラリのような固定絞り装置を複数並列に並べることでも、冷媒流量調整は可能である。アキュムレータアキュムレータ9は、蒸発器から流出した二相冷媒を気液分離する機能を持つ。このため、冷媒を圧縮機1に流入させる前にアキュムレータ9を通過させることで、圧縮機1に液冷媒が吸入されるのを抑制できる。よって、アキュムレータ9は、圧縮機1での液圧縮の防止や、圧縮機1内の油濃度の低下による軸焼付け防止等、信頼性向上に寄与する。一方で、アキュムレータ9は圧縮機1へ戻すべき冷凍機油も分離している。このため、アキュムレータ9内の吸入配管図示しないには、必要量の冷凍機油を圧縮機1に戻すための穴やパイプが配置され、冷凍機油を圧縮機1に戻すようにしており、冷凍機油が冷媒に溶けている場合は、冷凍機油と共に若干の液冷媒が圧縮機1に戻る。冷媒熱交換器冷媒熱交換器4は、液管5の室外機側接続部である室外機液管接続部11と膨張弁3との間に設けられている。冷媒熱交換器4は、室外機液管接続部11と膨張弁3との間を流れる中温冷媒と、アキュムレータ9と圧縮機1の吸入側との間を流れる冷媒との熱交換を行う。冷媒熱交換器4での熱交換により、アキュムレータ9から流出する液冷媒をガス化させることができる。構造形態として二重管とする場合は、外側に中温冷媒が流れ、内側に低温冷媒が流れるようにするのが一般的である。その他、積層式のプレート熱交換器を用いる場合もある。なお、以下では、冷媒熱交換器4に流れる冷媒のうち、アキュムレータ9側から冷媒熱交換器4に流入する冷媒を低圧側冷媒、もう一方の冷媒を高圧側冷媒という場合がある。<室内機の構成>室内機62は、負荷側媒体と熱交換を行う室内熱交換器負荷側熱交換器6と、負荷側媒体である室内空気を搬送する装置である室内ファン32とを備えている。以下、室内機62を構成する各機器について順に説明する。室内熱交換器室内熱交換器6は、例えば室外熱交換器2と同様に例えばフィンアンドチューブ型熱交換器で構成され、室内ファン32から供給された負荷側媒体としての室内空気と、冷媒との熱交換を行う。なお、室内熱交換器6において冷媒と熱交換する負荷側媒体は、室内空気に限らず、例えば水や不凍液等を熱源として利用できるようにしても良い。この場合、室内熱交換器6にはプレート熱交換器を用い、負荷側搬送装置は室内ファン32ではなくポンプを用いる。接続配管液管5とガス管7は、室外機61と室内機62を接続する接続配管であり、接続に必要な所定の長さを持つ。また、一般的には液管5よりもガス管7の配管径は大きい。液管5は、室外機61の室外機液管接続部11と、室内機62の室内機液管接続部13との間に接続され、また、ガス管7は、室外機61の室外機ガス管接続部12と、室内機62の室内機ガス管接続部14との間に接続される。このように液管5及びガス管7により室外機61と室内機62とが接続されることで、圧縮機1、四方弁8、室内熱交換器6、冷媒熱交換器4の高圧側、膨張弁3、室外熱交換器2、四方弁8、アキュムレータ9、冷媒熱交換器4の低圧側の順に冷媒が循環する冷媒回路20が構成される。<センサ類及び制御装置>次に、冷凍空調装置100に備えられたセンサ類及び制御装置50について説明する。室外機61において圧縮機1の吐出側には、圧縮機1から吐出された冷媒の温度以下、吐出温度を検出する吐出温度検出装置としての吐出温度センサ41が設けられている。また、室外熱交換器2には、室外熱交換器2を流れる冷媒の温度すなわち、冷房運転時における凝縮温度又は暖房運転時における蒸発温度に対応する冷媒温度を検出する室外熱交飽和温度センサ42が設けられている。そして、室外熱交換器2の液側には、冷媒の温度を検出する室外熱交温度センサ43が設けられている。室外熱交換器2は冷房運転時に凝縮器放熱器となり、冷房運転時の凝縮器出口過冷却度は、室外熱交温度センサ43の検出値から室外熱交飽和温度センサ42の検出値を減算することで求められる。このように、室外熱交飽和温度センサ42及び室外熱交温度センサ43により過冷却度検出装置が構成される。なお、過冷却度検出装置はこの構成に限らず、圧縮機1からの吐出圧力を検出するセンサを設けそのセンサの検出値から換算される冷媒飽和ガス温度を、室外熱交温度センサ43の検出値から減算して求める構成としてもよい。また、室内機62において室内熱交換器6には、室内熱交換器6を流れる冷媒の温度すなわち、冷房運転時における蒸発温度又は暖房運転時における凝縮温度に対応する冷媒温度を検出する室内熱交飽和温度センサ44が設けられている。また、室内熱交換器6の液側には、冷媒の温度を検出する室内熱交温度センサ45が設けられている。室内熱交換器6は暖房運転時に凝縮器放熱器となり、暖房運転時の凝縮器出口過冷却度は、室内熱交温度センサ45の検出値から室内熱交飽和温度センサ44の検出値を減算することで求められる。このように、室内熱交飽和温度センサ44及び室内熱交温度センサ45により過冷却度検出装置が構成される。なお、過冷却度検出装置はこの構成に限らず、圧縮機1からの吐出圧力を検出するセンサを設けそのセンサの検出値から換算される冷媒飽和ガス温度を、室内熱交温度センサ45の検出値から減算して求める構成としてもよい。制御装置50は、マイクロコンピュータで構成され、CPU、RAM及びROM等を備えており、ROMには制御プログラム及び後述のフローチャートに対応したプログラム等が記憶されている。制御装置50は、各センサからの検出値に基づいて圧縮機1、膨張弁3、室外ファン31及び室内ファン32を制御する。また、制御装置50は四方弁8の切り替えにより冷房運転又は暖房運転を行う。なお、制御装置50は、室外機61に設けられていても良いし、室内機62に設けられていても良いし、また、室内制御装置と室外制御装置とに分けて構成し、互いに連携処理を行う構成にしても良い。次に、本実施の形態の冷媒回路20における暖房運転及び冷房運転について順次説明する。<暖房運転時の冷媒の動作>図2は、図1の冷凍空調装置における暖房運転時のエンタルピーと圧力との関係を示すp-h線図である。横軸にエンタルピー[kJ/kg]、縦軸に圧力[Mpa]を示している。図2における点A1~点I1が示す各冷媒状態は、図1に示される本実施の形態1に係る冷凍サイクル装置における点A1~点I1における冷媒の各状態に対応している。なお、図1の矢印は、暖房運転時の冷媒の流れを示している。暖房運転時は、四方弁8が図1の実線で示される状態に切り替えられる。そして、圧縮機1から吐出した高温高圧冷媒A1は、四方弁8を通過して室外機ガス管接続部12からガス管7へ流入する。ガス管7は所定の長さを持つため、ガス管7内に流入した冷媒はガス管7内の摩擦損失によって減圧され、その後、室内機ガス管接続部14より室内機62に流入して状態B1の冷媒となる。状態B1の冷媒は、室内熱交換器6へ流入する。室内熱交換器6は、暖房運転時は放熱器として働くことから、室内熱交換器6に流入した冷媒は室内ファン32からの室内空気と熱交換して放熱し、温度が低下して一般的には過冷却状態の液冷媒C1となって、室内熱交換器6から流出する。室内熱交換器6から流出した液冷媒は、室内機液管接続部13より液管5へ流入する。液管5へ流入した冷媒は、液管通過時もガス管通過時と同様に摩擦損失によって減圧され室外機液管接続部11から室外機61に流入する。そして、室外機61に流入した冷媒D1は、冷媒熱交換器4でアキュムレータ9からの冷媒と熱交換して更に冷却されて状態E1の冷媒となる。冷媒熱交換器4で冷却された状態E1の冷媒は、膨張弁3によって減圧されて気液二相冷媒F1となり、室外熱交換器2へ流入する。室外熱交換器2は暖房運転時は蒸発器として働くことから、室外熱交換器2に流入した冷媒は室外ファン31からの室外空気と熱交換して吸熱、蒸発し、飽和ガスもしくは乾き度の高い二相冷媒G1となって室外熱交換器2から流出する。室外熱交換器2から流出した冷媒G1は、四方弁8を通過してアキュムレータ9へ流入する。アキュムレータ9では気液二相で流入した冷媒を気液分離するが、アキュムレータ9に設けられた油戻し穴図示しないから冷凍機油と共に液冷媒も吸入されるため、アキュムレータ9からは乾き度の高い気液二相冷媒H1が流出する。アキュムレータ9から流出した低温の気液二相冷媒H1は冷媒熱交換器4に流入し、室外機液管接続部11と膨張弁3との間を流れる冷媒と熱交換して吸熱、蒸発し、ガス冷媒I1となって圧縮機1へ吸入される。<暖房運転時において冷媒熱交換器4で熱交換が行われる理由>次に、暖房運転時に冷媒熱交換器4で熱交換が行われる理由について説明する。冷媒熱交換器4では、アキュムレータ9から流出する低圧低温の冷媒H1と、室外機液管接続部11と膨張弁3の間を流れる高圧中温の冷媒D1との温度差によって熱交換を行う。例えば、冷媒熱交換器4へ流入する高圧冷媒D1の冷媒温度が25°C、低圧冷媒H1の冷媒温度が0°Cの場合、25°Cの温度差がある。よって、アキュムレータ9から流出する低圧二相冷媒は、自身よりも25°C高温の冷媒と熱交換することにより加熱され、ガス化される。<冷房運転時の冷媒の動作>図3は、図1の冷凍空調装置における冷房運転時の冷媒の流れを示す図である。図4は、図3の冷房運転時のエンタルピーと圧力との関係を示すp-h線図である。横軸にエンタルピー[kJ/kg]、縦軸に圧力[Mpa]を示している。図4における点A2~点I2が示す各冷媒状態は、図3に示される点A2~点I2における冷媒の各状態に対応している。冷房運転時は、四方弁8が図3の実線で示される状態に切り替えられる。圧縮機1から吐出した高温高圧冷媒A2は、四方弁8を通過して室外熱交換器2へ流入する。室外熱交換器2に流入する冷媒B2は、圧縮機1から吐出した高温高圧冷媒A2と略変わらない冷媒状態である。室外熱交換器2は、冷房運転時は放熱器として働くことから、室外熱交換器2に流入した冷媒は、室外ファン31からの外気大気と熱交換して放熱し、温度が低下して一般的には過冷却状態の液冷媒C2となって、室内熱交換器6から流出する。室外熱交換器2から流出した冷媒は、膨張弁3によって減圧されて気液二相冷媒D2となり、冷媒熱交換器4に流入する。冷媒熱交換器4に流入した気液二相冷媒は、アキュムレータ9からの冷媒と熱交換して冷却され、状態E2の冷媒となって冷媒熱交換器4から流出する。冷媒熱交換器4を流出した冷媒E2は、室外機液管接続部11を通過して液管5に流入する。液管5は所定の長さを持つため、液管5へ流入した冷媒は、液管5内の摩擦損失によって更に減圧され、その後、室内機液管接続部13から室内機62に流入して状態F2の冷媒となる。状態F2の冷媒は、室内熱交換器6に流入する。室内熱交換器6は冷房運転時は蒸発器として働くことから、室内熱交換器6に流入した冷媒F2は、室内ファン32からの室内空気と熱交換して吸熱、蒸発し、飽和ガスもしくは乾き度の高い二相冷媒G2となって室内熱交換器6から流出する。室内熱交換器6から流出した冷媒G2は、室内機ガス管接続部14を通過してガス管7へ流入する。ガス管7も液管5と同等の長さを持ち、ガス管7へ流入した冷媒は、ガス管通過時に摩擦損失によって減圧され、室内機ガス管接続部14及び四方弁8を通過してアキュムレータ9へ流入する。アキュムレータ9では気液二相で流入した冷媒が気液分離されるが、アキュムレータ9に設けられた油戻し穴から冷凍機油と共に液冷媒も吸入されるため、アキュムレータ9からは乾き度の高い気液二相冷媒H2が流出する。アキュムレータ9から流出した低温の気液二相冷媒H2は冷媒熱交換器4へ流入し、膨張弁3と室外機液管接続部11の間を流れる冷媒と熱交換して吸熱、蒸発化し、ガス冷媒I2となって圧縮機1へ吸入される。<冷房運転時において冷媒熱交換器で熱交換が行われる理由>次に、冷房運転時において冷媒熱交換器4で熱交換が発生する理由について説明する。冷媒熱交換器4では、アキュムレータ9から流出する低圧低温の冷媒H2と、室外機液管接続部11と膨張弁3の間を流れる中圧中温の冷媒E2との温度差によって熱交換を行う。凝縮器として働く室外熱交換器2から冷媒熱交換器4に向かう冷媒は、冷媒熱交換器4の上流に設けられた膨張弁3によって減圧減温されてから冷媒熱交換器4に流入する。このため、暖房運転時のように凝縮器から直接、冷媒熱交換器4に流入する場合に比べて圧力が低下するため、暖房運転時ほどは冷媒熱交換器4において温度差は得られない。しかし、冷媒熱交換器4を流出して室外機液管接続部11から室内機62へ向かう冷媒E2は、室外機液管接続部11より下流側の構成要素、つまり液管5、室内熱交換器6、ガス管7等を通過することにより、摩擦損失によって更に圧力が下がる。このため、膨張弁3で減圧後の冷媒D2は、図4より明らかなように、アキュムレータ9から流出して冷媒熱交換器4に流入する冷媒H2よりも圧力が高い。よって、冷媒熱交換器4では、アキュムレータ9からの冷媒を加熱してガス化できる温度差を確保することができる。例えば、膨張弁3で減圧後の冷媒D2の冷媒温度が25°C、アキュムレータ9から流出する冷媒H2の冷媒温度が5°Cの場合、冷媒温度差は20°Cとなる。よって、アキュムレータ9から流出する気液二相冷媒をガス化することができる。冷媒熱交換器4の設計次に、圧縮機1への液バックや、冷媒熱交換器4において過剰な熱交換等が生じないようにするための冷媒熱交換器4の設計について説明する。まず、アキュムレータ9から流出する冷媒をガス化する提案書では加熱ために必要な冷媒熱交換器4の性能と、冷媒熱交換器4における高圧側冷媒の入口温度TMと、冷媒熱交換器4における低圧側冷媒の入口温度TLとの関係について説明する。冷媒熱交換器4での熱交換量Qslhxは、熱コンダクタンスAK伝熱面積Aと熱通過率Kとの積と、冷媒温度差ΔT=TM-TLとにより式1で表すことができる。また、冷媒熱交換器4での熱交換量Qslhxは、冷媒熱交換器4の低圧側の冷媒流量Grと、冷媒熱交換器4の低圧側の出入口エンタルピー差ΔH=H-HIとから式2でも表すことができる。なお、HHは低圧側入口エンタルピー、HIは低圧側出口エンタルピーである。上記式1と式2より、熱コンダクタンスAKと、冷媒温度差ΔT=TM-TLと、冷媒流量Grと、冷媒熱交換器4の低圧側の出入口エンタルピー差ΔH=H-HIとのそれぞれの関係は式3で表すことができる。ところで、アキュムレータ9の分離効率の理想は100であるが、実際は100未満であり、ここでは仮に99.9の分離効率とする。なお、アキュムレータ9の分離効率は、冷媒によらず90以上とすることが一般的である。冷媒熱交換器4の低圧側入口冷媒の乾き度をアキュムレータ9の分離効率とほぼ同等とすると0.9~0.999となり、乾き度が決まるため、冷媒熱交換器4の低圧側入口冷媒のエンタルピーHHが決まる。また、冷媒熱交換器4に要求される役割は圧縮機1への液バックを抑制することにあるため、圧縮機1に吸入される冷媒の理想状態は飽和ガスであるが、実際の制御では過熱ガスとなることが多い。よって、冷媒熱交換器4の低圧側出口冷媒の冷媒状態の目標値を飽和ガス過熱度0K~過熱度5Kの範囲と設定する。このように低圧側出口冷媒の目標の冷媒状態の範囲が決まるため、冷媒熱交換器4の低圧側出口冷媒のエンタルピーHIの範囲も決めることができる。上記のように、低圧側入口冷媒のエンタルピーHHと低圧側出口冷媒のエンタルピーHIの範囲とが決まるため、式3より、冷媒温度差ΔT=TM-TSと、AK/Grとの比の関係は、次の図5から、式4の関係を得ることができる。図5は、冷媒温度差と熱交換器性能との関係を示した図である。図5において横軸は冷媒温度差ΔT=TM-TS、縦軸はAK/Grである。図5に示す4個のプロット点は、R410Aを使用し、過熱度を0~4Kに設定した場合を示している。また、aは、冷凍空調装置100で使用する他の各種冷媒例えば、R134a、R1234yf、プロパン等の炭化水素系冷媒もしくはこれらの混合冷媒それぞれにおける最大値過熱度0Kの場合に相当の近似式を示している。また、図5のbは、aと同様の冷媒それぞれの最小値過熱度5Kの場合に相当の近似式を示している。上記の範囲内で冷媒熱交換器4を設計することにより、冷媒熱交換器4の熱交換量が不足して圧縮機1への液バックが発生する不都合を解消できる。また、冷媒熱交換器4における熱交換量が過剰となって吸入過熱度が大きくなり、吐出温度の過昇等が生じるといった不都合も解消できる。<吐出温度制御を行う理由>冷凍空調装置では一般的に、吐出温度センサにより検出される吐出温度が、運転効率以下COPと呼ぶが最大となる吐出温度となるように膨張弁3の開度を制御している。吐出温度を制御対象に用いる理由としては、吐出冷媒はガス状態であるため、液冷媒よりも比熱が小さく、膨張弁3の開度制御に対して応答が速いことが挙げられる。応答が速いため、膨張弁3の開度制御により、吐出温度を素早くCOPが最大となるポイントへ制御できる。更に、仮に吐出温度が過昇となっても、素早く保護制御を行えることも理由の一つである。<吐出温度、凝縮器出口過冷却度、COPの関係1>図6aは、図1の冷凍空調装置における、ある運転条件のときの、凝縮器出口過冷却度SCとCOPとの関係を示す図である。図6bは、図6aと同じ運転条件のときの凝縮器出口過冷却度SCと吐出温度との関係を示す図である。図6aにおいて横軸はSC[K]、縦軸はCOPである。図6bにおいて横軸はSC[K]、縦軸は吐出温度[°C]である。図6aに示すように、冷凍空調装置100にはCOPが最大となる凝縮器出口過冷却度SCが存在する。図6aの例でCOPが最大となるのは凝縮器出口過冷却度SCがSC1のときである。よって、このSC1を目標過冷却度とする。また、凝縮器出口過冷却度SCが決まれば吐出温度が一意に決まることから、目標過冷却度SC1となる吐出温度Td1を目標吐出温度として選定する。そして、吐出温度が目標吐出温度Td1となるように膨張弁3を制御することで、凝縮器出口過冷却度SCを目標過冷却度SC1とすることができ、COPが最大となる運転が可能となる。<吐出温度、凝縮器出口過冷却度、COPの関係2>図7aは、図6とは別の運転条件のときの、図1の冷凍空調装置における凝縮器出口過冷却度SCとCOPとの関係を示す図である。図7bは、図7aと同じ運転条件のときの凝縮器出口過冷却度SCと吐出温度との関係を示す図である。図7aにおいて横軸はSC[K]、縦軸はCOPである。図7bにおいて横軸はSC[K]、縦軸は吐出温度[°C]である。図7の運転条件の場合、COPが最大となるのは凝縮器出口過冷却度がSC2のときである。そして、凝縮器出口過冷却度SCがSC2となる吐出温度はTd2である。しかし、図7bより明らかなように、吐出温度がTd2となるのはSC2のときだけでなくSC3のときも同様である。よって、目標吐出温度をTd2として膨張弁3の制御を行っても、凝縮器出口過冷却度SCをSC2にできるとは限らず、COPが最大となる運転を必ずしも行えるとは限らない。このように、運転条件によっては、吐出温度が同じでも凝縮器出口過冷却度SCが異なる2つの状態を取り得るため、単純に吐出温度だけを用いて膨張弁制御を行うことはできない。よって、本実施の形態1では、吐出温度に加え、凝縮器出口過冷却度SCも考慮して膨張弁制御を行うようにしている。以下、本実施の形態1の膨張弁制御の原理についてまず説明する。図8は、本発明の実施の形態1に係る膨張弁制御の説明図である。図8は、ある運転条件のときの凝縮器出口過冷却度SCと吐出温度との関係を示している。図8において横軸はSC[K]、縦軸はCOPである。また、図8において絞る、緩める、固定とは膨張弁3の開度制御の内容を示している。図9は、図8の各領域に応じてSC-吐出温度特性を区分した各区分を示す図である。図9におけるa~eは、SC-吐出温度特性を図8の各領域に区分したものであり、図8のA~Eのそれぞれに対応している。すなわち図9のaの部分は図8の領域Aに対応し、b部分は図8の領域Bに対応し、といった具合である。次に、図8のA~Eの5つの領域分けについて説明する。吐出温度範囲を目標吐出温度Tdmを含む1の範囲第1吐出温度範囲と、1の範囲よりも高い2の範囲第2吐出温度範囲と、1の範囲よりも低い3の範囲第3吐出温度範囲とに分ける。そして、その3つの範囲のうちの1と2の範囲を、更に目標凝縮器出口過冷却度以下、目標過冷却度というSCmを基準として2つに分け、計5つの領域に分けている。所定値C1例えばC1=2及び所定値C2例えばC2=-2は、目標吐出温度Tdm及び目標過冷却度SCmに対して一定の範囲を持たせるための値であり、使用者が自由に設定変更可能な値である。現在の運転状態、すなわち現在の吐出温度及び凝縮器出口過冷却度が領域A~Eのどの領域に属するかに応じて、膨張弁3の開度を、その領域部分に記載した絞る、緩める、固定に制御する。現在の運転状態が図8の領域A、領域C、領域Eに属する場合、膨張弁3を絞る制御を行う。すなわち、図9のa、c、eの範囲の場合は、何れも現在の凝縮器出口過冷却度SCが目標過冷却度SCmよりも小さい。このため、膨張弁3を絞って過冷却度SCを上げ、目標過冷却度SCmに近づける制御を行う。また、現在の運転状態が図8の領域Bに属する場合、膨張弁3を緩める制御を行う。すなわち、図9のbの範囲の場合は、現在の過冷却度SCが目標過冷却度SCmよりも大きい。このため、膨張弁3を緩めて凝縮器出口過冷却度SCを下げ、目標過冷却度SCmに近づける制御を行う。また、現在の運転状態が図8の領域Dに属する場合、膨張弁3の開度をそのまま固定とする。すなわち、図9のdの範囲の場合は、現在の吐出温度が、目標吐出温度に一致する又は近いと判断して現状の膨張弁3の開度を維持する。以上のような膨張弁制御とすることにより、例えば、吐出温度センサ41により検出された吐出温度がTd3図9であるとき、室外熱交温度センサ43及び室外熱交飽和温度センサ42の検出値から求められる現在の凝縮器出口過冷却度SCがSC4又はSC5のどちらであったとしても、凝縮器出口過冷却度SCを目標過冷却度SCmに一致させることができる。よって、COPが最大となる運転が可能となる。以上に説明した膨張弁制御原理に基づく具体的な制御フローについて、次に説明する。<具体的な制御方法:定常時と非定常時によって制御を変える>図10は、本発明の実施の形態1に係る冷凍空調装置の膨張弁制御の流れを示すフローチャートである。図10において1~3及びA~Eは、図8の1~3及びA~Eに対応している。なお、冷凍空調装置起動時の膨張弁開度は、運転条件外気温度、室内温度や圧縮機回転数に応じて決められた開度や、条件によらず決められた開度等に設定され、その開度から図10に示すフローチャートにしたがって絞る、緩める、固定の膨張弁制御を行う。まず、冷凍空調装置100は、現在の運転データを収集して現在の運転条件を把握し、現在の運転条件においてCOPが最大となる凝縮器出口過冷却度SCmを目標過冷却度に設定すると共に、目標吐出温度を、その目標過冷却度SCmとなるTdmに設定するS1。目標吐出温度Tdmは、外気温度や室内温度、又は凝縮温度や蒸発温度や圧縮機回転数等を用いた近似式を用いて算出するようにしてもよいし、テーブルやマップ化された形式で記憶された変換表を用いて算出するようにしてもよい。制御装置50は、吐出温度センサ41により検出された現在の吐出温度Tdと、ステップS1で設定された目標吐出温度Tdmとの差分ΔTdを算出し、この差分ΔTdと予め設定した所定値C1とを比較するS2。差分ΔTdが所定値C1よりも大きい場合、すなわち、現在の吐出温度が図8の2の範囲に属する場合、続いて現在の凝縮器出口過冷却度SCと目標過冷却度SCmとを比較するS3。現在の凝縮器出口過冷却度SCが目標過冷却度SCmよりも小さい場合は、図8の領域Aに該当し、凝縮器出口過冷却度SCを上げるために膨張弁開度を絞るS4。一方、凝縮器出口過冷却度SCが目標過冷却度SCm以上の場合は、図8の領域Bに該当し、凝縮器出口過冷却度SCを下げるために膨張弁開度を緩める開くS5。ステップSS2で現在の吐出温度と目標吐出温度Tdmとの差分ΔTdが所定値C1以下と判断した場合は、続いて差分ΔTdと所定値C2とを比較するS6。ステップS6において差分ΔTdが所定値C2よりも大きい場合は、図8の領域E図8の3に同じに該当し、膨張弁開度を絞るS4。一方、差分ΔTdが所定値C2以下の場合は、図8の1に該当し、続いて凝縮器出口過冷却度SCと目標過冷却度SCmとを比較するS7。凝縮器出口過冷却度SCが目標過冷却度SCmよりも小さい場合には、図8の領域Cに該当し、膨張弁開度を絞るS4。一方、凝縮器出口過冷却度SCが目標過冷却度SCm以上の場合には、図8の領域Dに該当し、膨張弁開度を固定とするS8。以上説明したように本実施の形態1によれば、室外機液管接続部11と膨張弁3との間の高圧側冷媒と、アキュムレータ9の出口側の低圧側冷媒とを熱交換する冷媒熱交換器4を設けたので、暖房運転時において高圧側冷媒と低圧側冷媒との温度差を十分に確保することができる。よって、アキュムレータ9から流出する低圧側冷媒を高圧側冷媒で加熱してガス化し、ガス冷媒を圧縮機1に吸入させることができ、液バックを抑制できる。したがって、吐出温度の低下が抑制されて適正な吐出温度を維持することができ、その結果、室内熱交換器6の熱交換量を確保でき、暖房性能の低下を防止できる。また、冷房運転時においては、冷媒熱交換器4から流出した高圧側冷媒が、室外機液管接続部11の下流の構成要素、つまり液管5、室内熱交換器6、ガス管7等の摩擦損失によって圧力低下する。このように圧力低下した冷媒が冷媒熱交換器4の低圧側に流入するため、高圧側冷媒との間に十分な温度差を確保できる。よって、暖房運転時と同様、冷房運転時においても、アキュムレータ9から流出する低圧側冷媒を高圧側冷媒で加熱してガス化できる。よって、ガス冷媒を圧縮機1に吸入させることができ、液バックを抑制できる。また、従来のように冷媒熱交換器4の他に液バック防止のためのバイパス回路等を設ける必要がないため、簡素な構成とできる。よって、簡素な構成でありながら、冷暖両運転において冷媒熱交換器4で十分な熱交換量を得ることができ、また、暖房性能の低下を防止できて年間消費電力量の削減が可能な冷凍空調装置100を得ることができる。また、冷媒熱交換器4の高圧側冷媒の入口温度TMと低圧側冷媒の入口温度TLとの温度差ΔTとAK/Grとが、所定の関係式4を満たす関係を維持するように、冷媒熱交換器4の仕様を選定するようにした。これにより、冷媒熱交換器4での熱交換量が不足して圧縮機1への液バックが発生したり、冷媒熱交換器4での熱交換量が過剰となって吐出温度が過昇したり等のない冷凍空調装置100を構成することができる。また、膨張弁3の主制御目標を吐出温度としつつ、凝縮器出口過冷却度SCで膨張弁3の動作方向を補正することで、運転条件によらずCOPが最大となる運転を実現できる。ところで、一般的な空調機で使われているR410AやR32等の低沸点冷媒は、低圧が下がると吐出温度が上昇しやすいが、高沸点冷媒である例えばR134a、R1234yf、R1234ze、プロパン等の炭化水素系冷媒もしくはこれらの混合冷媒は、低沸点冷媒に比べて吐出温度が上昇しにくい。特にアキュムレータを備えることで吸入が気液二相になりやすい冷媒回路や低圧縮比条件等では、高沸点冷媒の場合、吐出過熱度を確保することが難しい。また、例えば高圧シェル等の圧縮機に高沸点冷媒を用いる場合、起動前に圧縮機シェルが冷えていると、起動後、シェル内で冷媒が凝縮し、圧縮機内部の油濃度が低下して信頼性を損なう可能性もある。しかし、本実施の形態1の構成では、圧縮機1が吸入する冷媒を加熱できるため、吐出温度が付きにくい高沸点冷媒でも十分な吐出過熱度を確保しやすい。よって、起動時の圧縮機1内での冷媒凝縮等を発生しにくくでき、高い信頼性を実現できる。実施の形態2.一般的に、アキュムレータを備える冷媒回路では、アキュムレータを備えない冷媒回路に比べて圧縮機1への液戻りが少ない分、吐出温度が上昇しやすい。また、上記実施の形態1によると、アキュムレータ9から流出した気液二相の冷媒を冷媒熱交換器4によって加熱するため、冷媒熱交換器4を備えない場合に比べ、やはり吐出温度が上昇しやすい。このため、低外気時の暖房運転等、吐出温度が上昇しやすい条件の場合に備えて、吐出温度を抑制するための対策を講じておく必要がある。実施の形態2は、その対策を講じた冷凍空調装置に関するものである。<構成>図11は、本発明の実施の形態2に係る冷凍空調装置の構成図である。なお、図11において実施の形態1と同様の構成部分については、先に説明した図1と同様の符号を付す。また、実施の形態1と同様の構成部分について適用される変形例は、本実施の形態2及び後述の実施の形態についても同様に適用される。以下、実施の形態2が実施の形態1と異なる部分を中心に説明する。実施の形態2の冷凍空調装置200は、図1に示した実施の形態1の冷凍空調装置100に更に、冷媒熱交換器4と膨張弁3との間から分岐し、流量調整弁としてのバイパス用膨張弁16を介して冷媒熱交換器4の低圧側出口と圧縮機1との間に合流するバイパス回路21を設けたものである。バイパス回路21には、バイパス回路21のバイパス用膨張弁16の下流の配管と、室外機液管接続部11と冷媒熱交換器4との間の配管との間で熱交換を行う内部熱交換器15を備えている。バイパス用膨張弁16は開度が可変なものでも良いし、開閉弁とキャピラリを組み合わせたもの図示しないでも良い。これ以外の構成は実施の形態1と同様である。<バイパス回路21及び内部熱交換器15の動作説明>内部熱交換器15は、室外機液管接続部11と冷媒熱交換器4との間の冷媒を、バイパス回路21のバイパス用膨張弁16の下流側の冷媒と熱交換させて冷却する。これにより、暖房運転時に蒸発器となる室外熱交換器2の入口部の乾き度が低下する。一方、冷媒熱交換器4の高圧側を流出した冷媒の一部はバイパス回路21側に向かうため、蒸発器室外熱交換器2側に流入する冷媒流量が減る。よって、蒸発器室外熱交換器2の処理熱量としては損得なく、蒸発器室外熱交換器2内及び低圧配管蒸発器から圧縮機1に至る配管内の圧力損失を低減することができるため、吐出温度上昇を抑制できる。また、バイパス用膨張弁16の開度を調整することで、バイパス回路21の内部熱交換器15を通過するバイパス冷媒を湿り気味として、冷媒熱交換器4の低圧側から圧縮機1に向かう冷媒に合流させることができる。このため、冷媒熱交換器4の低圧側から流出した冷媒が過熱ガスであっても、その過熱ガスはバイパス回路21からの冷媒により冷却され、気液二相冷媒となって圧縮機1に流入する。よって、吐出温度上昇を抑制することができる。このように構成された実施の形態2の冷凍空調装置200において制御装置50は、吐出温度センサ41で検出した吐出温度が予め設定した吐出温度上限値以上になった場合、バイパス用膨張弁16を開き、吐出温度が吐出温度上限値未満となるように制御する。以上説明したように本実施の形態2によれば、実施の形態1と同様の効果が得られると共に、バイパス回路21を設けたことにより、吐出温度が上昇しやすい低外気暖房条件において吐出温度の過昇防止が可能であり、運転範囲の拡大と高い信頼性を実現できる。なお、図11においてバイパス回路21は、冷媒熱交換器4と膨張弁3との間から分岐しているが、バイパス回路21の設置の目的は吐出温度の過昇防止にあるため、この位置に限らず、室外機液管接続部11と膨張弁3との間であればよい。また、室外機液管接続部11と膨張弁3との間であれば、暖房条件で膨張弁3もしくはバイパス用膨張弁16の入口を確実に液状態とすることもできる。また、図11に示す内部熱交換器15は暖房運転では冷媒熱交換器4よりも上流側に位置しているため、冷媒熱交換器4へ流入する高圧冷媒の温度を下げることができる。このため、冷媒熱交換器4での熱交換量を抑制できるので、吐出温度上昇を抑制することができる。また、内部熱交換器15を設けたことにより、上述したように蒸発器の熱交換量は変わらずに蒸発器を通過する冷媒流量が減るため、蒸発器及び低圧配管側の圧力損失を低減することができる。なお、内部熱交換器15の位置は、図11に示した位置に限られたものではなく、例えば暖房運転において冷媒熱交換器4の下流となる位置に設けてもよく、要は、室外機液管接続部11とバイパス回路21の分岐点22との間であればよい。冷媒熱交換器4と分岐点との間に配置した場合、暖房運転時の圧損低減効果は低下するが、吐出温度上昇を抑制する効果は得られる。また、冷房用途で利用する場合は、内部熱交換器15の熱交換量を多く取れるため、蒸発器及び低圧配管側の圧力を低減する効果を得ることができる。実施の形態3.実施の形態2では、内部熱交換器15を備えたバイパス回路21について説明したが、内部熱交換器15を備えない場合でも、吐出温度上昇の抑制は可能である。すなわち、バイパス用膨張弁16により減圧した冷媒をそのまま、冷媒熱交換器4から圧縮機1に向かう冷媒に合流させ、冷媒熱交換器4から圧縮機1に向かう冷媒を冷却して気液二相冷媒とするのである。この構成とすると、実施の形態2に比べて冷媒回路20及び制御を簡素にできる。