Heat pump equipment

本発明は、ヒートポンプ装置に係り、特に、一次冷媒回路と二次冷媒回路とを備えるヒートポンプ装置に好適なものである。

この種のヒートポンプ装置としては、特開２００６−２６６５８７号公報（特許文献１）及び特開２０００−２７４７８９号公報（特許文献２）に示されたものがある。

上記特許文献１には、ヒートポンプ冷媒回路と温水暖房回路とを備え、水冷媒熱交換器でヒートポンプ冷媒回路の冷媒と温水暖房回路の温水とを熱交換するように構成したものにおいて、床暖房パネルの畳数毎にＣＯＰ（暖房能力／入力）が最高となる温水循環量に循環ポンプを制御するヒートポンプ式暖房装置が記載されている。

また、上記特許文献２には、一次側サイクルと二次側サイクルとを備え、中間熱交換器で一次側熱伝達媒体と二次側熱伝達媒体とを熱交換するように構成したものにおいて、二次側熱伝達媒体を循環させる循環ポンプの回転数を可変とし、少なくとも圧縮機と循環ポンプとの電気入力の合計が最小となるように循環ポンプの回転数を制御する制御手段を備えた冷凍空調装置が記載されている。

この特許文献２では、室内側の暖房負荷を室内温度設定値と室内温度の差などで検知して、室内暖房負荷に応じた暖房能力が発揮できるように、圧縮機の回転数を制御する。 そして、ポンプ回転数制御の処理手順は、まず、循環ポンプを初期設定の回転数で運転し、その時の合計電気入力を検知する。 次に、循環ポンプの回転数を下げて、その運転が安定するまで一定時間運転後、再度、合計電気入力を検知する。 合計電気入力が前回より低下した場合には、さらに循環ポンプの回転数を下げ、合計電気入力が低下している間はその処理を繰り返す。 一方、合計電気入力が前回より上昇した場合には、前回のポンプ回転数の状態が合計電気入力の最小値となっており、その状態に戻す。

特開２００６−２６６５８７号公報

特開２０００−２７４７８９号公報

特許文献１に記載のヒートポンプ式暖房装置では、熱源ユニットと床暖房パネルとを接続する接続配管の長さが異なる場合の温水循環量とＣＯＰとの関係は考慮されていないので、接続配管の長さによっては高いエネルギ効率が得られないという課題がある。

また、特許文献２に記載の冷凍空調装置の合計電気入力が最小となるように循環ポンプの回転数を制御する処理手順には以下のような課題がある。

循環ポンプの回転数を下げると、二次側熱伝達媒体の循環流量が減少するため、暖房能力が低下する。 これによって、必要な室内暖房負荷に対して能力が小さくなるため、室内温度が低下し、室内温度設定値と室内温度との差が大きくなり、必要暖房負荷が増加する。 それに応じて暖房能力を増加させる必要があるため、圧縮機の回転数を増加する制御が行なわれる。 この時、一次側サイクルの中間熱交換器の二次側熱伝達媒体の循環流量が減少することと、一次側サイクルの圧縮機の回転数が増加することとにより、一次側サイクルが非定常状態となり、安定するまでに時間を要し、合計電気入力の最小値を探索するまでに多大な時間を要する。 また、室内への人の出入りや外気温の変化等の外乱により、通常、暖房負荷は常に変化しており、それに伴って圧縮機回転数も変化しており、サイクルが安定し電気入力が一定となる状態は少ない。 したがって、ポンプ回転数制御の処理手順で合計電気入力の最小値を探索する方法は困難な場合が多く、合計電気入力が最小となるようにポンプの回転数を制御できない場合が多い。

本発明の目的は、二次冷媒接続配管の長さが異なっても高いエネルギ効率を確保できるヒートポンプ装置を得ることにある。

前述の目的を達成するための本発明の第１の態様では、一次冷媒回路と二次冷媒回路と制御装置とを備え、前記一次冷媒回路は、一次冷媒を圧縮する圧縮機と、一次冷媒と熱源側空気との熱交換を行なう熱源側熱交換器と、一次冷媒を減圧する減圧装置と、一次冷媒と二次冷媒との熱交換を行なう中間熱交換器の一次冷媒側伝熱管と、を一次冷媒管路で接続して構成され、前記二次冷媒回路は、二次冷媒を循環する循環ポンプと、前記中間熱交換器の二次冷媒側伝熱管と、前記中間熱交換器で熱交換された二次冷媒と利用側媒体との熱交換を行なう利用側熱交換器と、前記循環ポンプ及び前記二次冷媒側伝熱管と前記利用側熱交換器との間に接続される二次冷媒接続配管と、を二次冷媒管路で接続して構成され、制御装置は前記一次冷媒回路の機器及び前記二次冷媒回路の機器を制御するように構成されているヒートポンプ装置において、 前記圧縮機は回転速度可変の圧縮機が用いられ、前記制御装置は、前記循環ポンプの流量目標値を前記二次冷媒接続配管の長さに関係するパラメータに基いて前記圧縮機及び前記循環ポンプの合計消費電力が実質的に最小となるように設定し、この設定した流量目標値に基づいて前記循環ポンプの流量を制御することにある。

また、本発明の第２の態様では、一次冷媒回路と二次冷媒回路と制御装置とを備え、前記一次冷媒回路は、一次冷媒を圧縮する回転速度可変の圧縮機と、一次冷媒と熱源側空気との熱交換を行なう熱源側熱交換器と、冷媒を減圧する減圧装置と、一次冷媒と二次冷媒との熱交換を行なう中間熱交換器の一次冷媒側伝熱管と、を一次冷媒管路で順に接続して構成され、前記二次冷媒回路は、二次冷媒を循環する循環ポンプと、前記中間熱交換器の二次冷媒側伝熱管と、第１の二次冷媒接続配管と、前記中間熱交換器で熱交換された二次冷媒と利用側媒体との熱交換を行なう利用側熱交換器と、第２の二次冷媒接続配管と、を二次冷媒管路で順に接続して構成され、前記制御装置は前記一次冷媒回路及び前記二次冷媒回路の機器を制御するように構成されたヒートポンプ装置において、前記制御装置は、前記圧縮機の回転速度に対応する前記循環ポンプの流量目標値を前記二次冷媒接続配管の長さに関係するパラメータに基づいて前記圧縮機及び前記循環ポンプの合計消費電力が実質的に最小となるように設定し、この設定した流量目標値に基づいて前記循環ポンプの流量を制御することにある。

係る本発明の第１の態様または第２の態様におけるより好ましい具体的構成例は次の通りである。
（１）前記圧縮機、前記熱源側熱交換器、前記減圧装置、前記中間熱交換器及び循環ポンプは熱源側ユニット内に設置され、前記利用側熱交換器は利用側ユニット内に設置され、前記二次冷媒接続配管は前記熱源側ユニットと前記利用側ユニットとを接続する往復の二次冷媒接続配管で構成されていること。
（２）前記二次冷媒接続配管の長さに関係するパラメータを前記二次冷媒接続配管の長さとすること。
（３）前記二次冷媒接続配管の長さに関係するパラメータを前記循環ポンプの所定の回転速度におけるポンプ流量とすること。
（４）前記二次冷媒接続配管の長さに関係するパラメータを前記循環ポンプの所定の回転速度におけるポンプ揚程とすること。
（５）前記制御装置は、前記二次冷媒接続配管の長さを据付施行者が直接入力可能な配管長さ入力手段を備え、前記配管長さ入力手段で入力された二次冷媒接続配管の長さに基づいて前記流量目標値を設定し、この設定した流量目標値に基づいて前記循環ポンプの流量を制御すること。

（６）前記制御装置は、前記二次冷媒接続配管の長さが長いほど、前記循環ポンプの流量目標値を小さく設定することにある。

また、本発明の第３の態様では、一次冷媒回路と二次冷媒回路と制御装置とを備え、前記一次冷媒回路は、一次冷媒を圧縮する圧縮機と、一次冷媒と熱源側空気との熱交換を行なう熱源側熱交換器と、一次冷媒を減圧する減圧装置と、一次冷媒と二次冷媒との熱交換を行なう中間熱交換器の一次冷媒側伝熱管と、を一次冷媒管路で接続して構成され、前記二次冷媒回路は、二次冷媒を循環する循環ポンプと、前記中間熱交換器の二次冷媒側伝熱管と、前記中間熱交換器で熱交換された二次冷媒と利用側媒体との熱交換を行なう利用側熱交換器と、前記循環ポンプ及び前記二次冷媒側伝熱管と前記利用側熱交換器との間に接続される二次冷媒接続配管と、を二次冷媒管路で接続して構成され、制御装置は前記一次冷媒回路の機器及び前記二次冷媒回路の機器を制御するように構成されているヒートポンプ装置において、 前記圧縮機は回転速度可変の圧縮機が用いられ、前記制御装置は、前記循環ポンプのポンプ回転速度目標値を前記二次冷媒接続配管の長さに関係するパラメータに基づいて前記圧縮機及び前記循環ポンプの合計消費電力が実質的に最小となるように設定し、この設定したポンプ回転速度目標値に基づいて前記循環ポンプの回転速度を制御することにある。

係る本発明のヒートポンプ装置によれば、二次冷媒接続配管の長さが異なっても高いエネルギ効率を確保できる。

以下、本発明の複数の実施形態について図を用いて説明する。 各実施形態の図における同一符号は同一物または相当物を示す。

（第１実施形態）
本発明の第１実施形態のヒートポンプ装置１００を図１から図６を用いて説明する。 この第１実施形態のヒートポンプ装置１００はヒートポンプ式の空気調和装置の例であり、この第１実施形態の説明ではヒートポンプ装置を空気調和装置１００として説明する。

図１は空気調和装置１００の系統図である。 空気調和装置１００は、熱源側ユニットを構成し室外側に配置される室外側ユニット１と、室内側配置される利用側ユニット２と、二次冷媒接続配管２１（２１ａ、２１ｂ）とを備える。 また、空気調和装置１００は、一次冷媒回路３、二次冷媒回路４、熱源側ファン１６、利用側ファン３４及び制御装置５１を備える。

一次冷媒回路３は、一次冷媒を圧縮して高温の冷媒とする圧縮機１１と、暖房運転と冷房運転とで一次冷媒の流れ方向を切替える切換え弁の一例である四方弁１２と、熱源側ファン１６により送られてくる熱源側媒体である室外空気と一次冷媒との熱交換を行なう熱源側熱交換器１３と、一次冷媒を減圧する減圧装置の一例である膨張弁１４と、二次冷媒回路４の二次冷媒と一次冷媒との熱交換を行なう中間熱交換器１５の一次冷媒側伝熱管１５ａと、を環状に一次冷媒管路で接続して構成されている。 この一次冷媒回路３は室外側ユニット１内に設置されている。

一次冷媒として、可燃性であるが、地球温暖化係数が極めて小さい、例えば、自然冷媒Ｒ２９０（プロパン）や新冷媒ＨＦＯ１２３４ｙｆなどが用いられる。 この可燃性の一次冷媒は、室外側ユニット１内に設置された一次冷媒回路３に封入され、利用側ユニット２内にも配置される二次冷媒回路４には封入されない。 このことにより、室内側での安全性が確保される。

圧縮機１１は、インバータ制御により容量制御が可能で、低速から高速まで回転速度が可変である。 中間熱交換器１５は、一次冷媒側伝熱管１５ａと二次冷媒側伝熱管１５ｂとを有している。 一次冷媒側伝熱管１５ａと二次冷媒側伝熱管１５ｂとは、暖房運転時に一次冷媒及び二次冷媒の流れが対向流となり、冷房運転時に一次冷媒及び二次冷媒の流れが並行流となっている。

二次冷媒回路４は、中間熱交換器１５と、室外二次冷媒往き管２５と、室外二次冷媒往き接続口２２ａと、二次冷媒往き接続配管２１ａと、室内二次冷媒往き接続口２３ａと、室内二次冷媒往き管２６と、利用側ファン３４により送られてくる利用側媒体である室内空気と二次冷媒との熱交換を行なう利用側熱交換器である利用側熱交換器３３と、室内二次冷媒戻り管２７と、室内二次冷媒戻り接続口２３ｂと、二次冷媒戻り接続配管２１ｂと、室外二次冷媒戻り接続口２２ｂと、二次冷媒タンク３５、循環ポンプ３１及び流量センサ３２を含む室外二次冷媒戻り管２４とを環状に接続して構成されている。 二次冷媒往き接続配管２１ａと二次冷媒戻り接続配管２１ｂとは、室外側ユニット１と利用側ユニット２とを接続する往復の二次冷媒接続配管を構成するものである。

二次冷媒として、不燃性である、例えば水やブラインなどの冷媒が用いられ、室外側ユニット１及び利用側ユニット２にまたがって設置された二次冷媒回路４に封入されている。 ここでは、水が封入されているとする。

二次冷媒タンク３５は、二次冷媒の温度変化による体積変化を調節する。 循環ポンプ３１は、二次冷媒回路４内の二次冷媒を循環させるポンプであり、インバータ制御により容量制御が可能で、低速から高速まで回転速度が可変である。 流量センサ３２は二次冷媒の循環流量を検知する。

二次冷媒接続配管２１ａ、２１ｂの長さは、空気調和装置１００が設置される住宅での室外側ユニット１と利用側ユニット２との位置関係により、個体毎に異なる。

空気調和装置１００には、圧縮機１１の出口側の冷媒管に設けられた圧縮機吐出温度センサ４１と、熱源側熱交換器１３の空気入口側に設けられた室外温度センサ４２と、室外二次冷媒往き管２５に設けられ中間熱交換器水出口温度センサ４３と、室外二次冷媒戻り管２４に設けられ中間熱交換器水入口温度センサ４４と、利用側熱交換器３３の空気入口側に設けられた室内温度センサ４５と、二次冷媒回路４に設けられた流量センサ３２と、が備えられている。 これらのセンサで検知された温度または流量の信号は制御装置５１に入力される。 制御装置５１は、入力されたこれらの信号などに基づいて、圧縮機１１、膨張弁１４、循環ポンプ３１などの制御を行なう。

暖房運転時及び冷房運転時の動作について説明する。 図１において、暖房運転時の一次冷媒及び二次冷媒の流れ方向を実線矢印で示し、冷房運転時の一次冷媒及び二次冷媒の流れ方向を破線矢印で示す。

まず、暖房運転時の動作について説明する。 暖房運転時の一次冷媒回路３では、圧縮機１１で圧縮され高温高圧となったガス冷媒は、四方弁１２を通って、中間熱交換器１５の一次冷媒側伝熱管１５ａに流入する。 一次冷媒側伝熱管１５ａ内を流れる高温高圧のガス冷媒は、二次冷媒側伝熱管１５ｂ内を流れ且つ一次冷媒より温度の低い水により冷却され、凝縮して液化する。 この高圧の液冷媒は、膨張弁１４で減圧され、低温低圧の気液二相冷媒となり、熱源側熱交換器１３において、熱源側ファン１６により送られてくる室外空気により加熱されて蒸発し、低圧のガス冷媒となる。 この低圧のガス冷媒は、四方弁１２を通って、再び圧縮機１１に戻る。

暖房運転時の二次冷媒回路４では、循環ポンプ３１によって吐出された二次冷媒である水は、中間熱交換器１５の二次冷媒側伝熱管１５ｂに流入する。 二次冷媒側伝熱管１５ｂ内を流れる水は、一次冷媒側伝熱管１５ａ内を流れる高温の冷媒により加熱され昇温する。 温度の上昇した水は、二次往き接続配管２１ａを通って利用側熱交換器３３に至り、この利用側熱交換器３３において、利用側ファン３４により送られてくる室内空気により冷却され、温度低下する。 この時、室内空気を加熱することにより室内の暖房を行なう。 温度の低下した水は、二次冷媒戻り接続配管２１ｂ、二次冷媒タンク３５を通って、再び循環ポンプ３１に戻る。

次に冷房運転時の動作について説明する。 冷房運転時の一次冷媒回路３では、圧縮機１１で圧縮され高温高圧となったガス冷媒は、四方弁１２を通って、熱源側熱交換器１３に流入する。 高温高圧のガス冷媒は、熱源側熱交換器１３において、熱源側ファン１６により送られてくる熱源側熱交換器１３により冷却され、凝縮して液化する。 この高圧の液冷媒は、膨張弁１４で減圧され、低温低圧の気液二相冷媒となり、中間熱交換器１５の一次冷媒側伝熱管１５ａに流入する。 一次冷媒側伝熱管１５ａ内を流れる気液二相冷媒は、二次冷媒側伝熱管１５ｂ内を流れ且つ一次冷媒より温度の高い水により加熱されて蒸発し、低圧のガス冷媒となる。 この低圧のガス冷媒は、四方弁１２を通って、再び圧縮機１１に戻る。

冷房運転時の二次冷媒回路４では、循環ポンプ３１によって吐出された二次冷媒である水は、中間熱交換器１５の二次冷媒側伝熱管１５ｂに流入する。 二次冷媒側伝熱管１５ｂ内を流れる水は、一次冷媒側伝熱管１５ａ内を流れる低温の冷媒により冷却され温度低下する。 温度の低下した水は、往き接続配管２１ａを通って、利用側熱交換器３３において、利用側ファン３４により送られてくる室内空気により加熱され、温度上昇する。 この時、室内空気を冷却することにより冷房を行なう。 温度の上昇した水は、二次冷媒戻り接続配管２１ｂ、二次冷媒タンク３５を通って、再び循環ポンプ３１に戻る。

次に一次冷媒回路３の圧縮機１１及び膨張弁１４の制御について説明する。 制御装置５１は中間熱交換器１５の水出口温度センサ４３で検知した水出口温度が後述する目標値となるように圧縮機１１の回転速度制御を行なう。 圧縮機１１の回転速度を増加させるほど、暖房運転では中間熱交換器１５の水出口温度は上昇し、冷房運転では中間熱交換器１５の水出口温度は低下する。

中間熱交換器１５の水出口温度の目標値は、例えば、暖房運転では２５℃〜５５℃の範囲で、図２に示すフローチャートで設定される。 このフローチャートの基本的な動作は、リモコン（図示せず）で設定された室内設定温度と室内温度との差に基づいて、中間熱交換器１５の水出口温度目標値を変更するものである。 なお、室内温度が室内設定温度の±０．５℃以内ならば、水出口温度目標値の変更は行なわない。

図２において、暖房運転が開始されて一定時間が経過するのを待ち（ステップＳ１）、これが経過すると、利用側ユニット２に設けられた室内温度センサ４５で検知した室内温度とリモコンで設定された室内設定温度＋０．５℃とを比較する（ステップＳ２）。 この比較で、室内温度が室内設定温度＋０．５℃より大きい場合、利用側熱交換器１５の水出口温度の旧目標値からΔＴを引いたものを新目標値として設定する（ステップＳ３）。 この時のΔＴは室内温度と室内設定温度との差の絶対値に係数ｋを掛けたものであり、室内温度と室内設定温度との差に比例した分だけ、水出口温度の目標値が下げられる。

次いで、水出口温度の新目標値と下限設定値２５℃とを比較する（ステップＳ４）。 この比較で、新目標値が下限設定値２５℃未満の場合、新目標値を下限設定値の２５℃と設定して（ステップＳ５）、ステップＳ１に戻る。 ステップＳ４で、新目標値が２５℃未満でない場合、そのままステップＳ１に戻る。

上記ステップＳ２において、室内温度が室内設定温度＋０．５℃以下の場合、室内温度センサ４５で検知した室内温度とリモコンで設定された室内設定温度−０．５℃とを比較する（ステップＳ６）。 この比較で、室内温度が室内設定温度−０．５℃未満の場合、中間熱交換器１５の水出口温度の旧目標値からΔＴを足したものを新目標値として設定する（ステップＳ７）。 この時のΔＴは、上述したΔＴと同じように室内温度と室内設定温度との差の絶対値に係数ｋを掛けたものであり、室内設定温度と室内温度との差に比例した分だけ、水出口温度の目標値が上げられる。

次いで、水出口温度の新目標値と上限設定値５５℃とを比較する（ステップＳ８）。 この比較で、新目標値が上限設定値５５℃を超えた場合、新目標値を上限設定値の５５℃として（ステップＳ９）、ステップＳ１に戻る。 ステップＳ８で、新目標値が上限設定値の５５℃を超えない場合、そのままステップＳ１に戻る。

上記ステップＳ６において、室内温度が室内設定温度−０．５℃以上の場合、すなわち、ステップＳ２とステップＳ６とを合わせて、室内温度が設定温度の±０．５℃以内の場合、中間熱交換器１５の水出口温度目標値の変更を行なわず、ステップＳ１に戻る。

以上のフローに従って、室内温度が室内設定温度となるように、中間熱交換器１５の水出口温度の目標値が設定され、水出口温度センサ４３で検知された水出口温度がこの目標値となるように圧縮機１１の回転速度制御が行なわれる。 図２は暖房運転時のフローチャートを示したが、冷房運転時では、例えば７℃〜２０℃の範囲に水出口温度の目標値が設定され、水出口温度センサ４３で検知された水出口温度がこの目標値となるように圧縮機１１の回転速度制御が行なわれる。

また、制御装置５１は圧縮機吐出温度センサ４１で検知した吐出温度が所定の目標値となるように膨張弁１４の開度制御を行なう。

図３は、定格暖房能力運転時の二次冷媒回路４のポンプ流量と空気調和装置１００の消費電力との関係を示すものである。 図３では、二次冷媒接続配管２１（２１ａ、２１ｂ）自身の長さをパラメータ（Ｌ１（短）、Ｌ２（長））としたものであり、パラメータＬ１（短）が二次冷媒接続配管２１ａ、２１ｂの合計長さが短い場合であり、パラメータＬ２（長）が二次冷媒接続配管２１ａ、２１ｂの合計長さが長い場合である。 二次冷媒接続配管２１の長さにより、空気調和装置１００の消費電力が最小となるポンプ流量が異なる。 以下にこの理由を説明する。

空気調和装置１００の消費電力は一次冷媒回路３の消費電力と二次冷媒回路４の消費電力とからなる。 一次冷媒回路３の消費電力は圧縮機１１の消費電力と熱源側ファン１６の消費電力との合計であり、二次冷媒回路４の消費電力は循環ポンプ３１の消費電力と利用側ファン３４の消費電力との合計である。 熱源側ファン１６及び利用側ファン３４の回転速度を一定とすると、ポンプ流量に関わらず、熱源側ファン１６及び利用側ファン３４の消費電力は一定である。 したがって、熱源側ファン１６及び利用側ファン３４の回転速度を一定とすると、ポンプ流量に対する一次冷媒回路３の消費電力の変化は、圧縮機１１の消費電力の変化によるものであり、また、ポンプ流量に対する二次冷媒回路４の消費電力の変化は、循環ポンプ３１の消費電力の変化によるものである。

ポンプ流量が大きいほど、循環ポンプ３１の消費電力が増加するため、二次冷媒回路４の消費電力は増加するが、一次冷媒回路３の消費電力は減少する。 以下に、この理由を説明する。

利用側熱交換器３３の暖房能力は水比熱と水密度と水流量と水の入口出口温度差との積で表される。 このため、暖房能力が一定の時、ポンプ流量を大きくすると、利用側熱交換器３３における水の入口出口温度差は小さくなり、よって、中間熱交換器１５の水出口温度の目標値を低く設定できる。 また、ポンプ流量を大きくすることにより、中間熱交換器１５の二次冷媒側伝熱管１５ｂの伝熱性能が向上する。 これらは、二次冷媒回路３の中間熱交換器１５の凝縮温度を低下させるため、圧縮機１１の消費電力が低下する。 したがって、ポンプ流量を大きくすると、二次冷媒回路４の消費電力は増加し、一次冷媒回路３の消費電力は減少するため、空気調和装置１００の消費電力が最小となるポンプ流量が存在する。

次に、二次冷媒接続配管２１の長さにより、空気調和装置１００の消費電力が最小となるポンプ流量が異なる理由を説明する。 二次冷媒接続配管２１の長さが長いほど、接続配管２１の流路抵抗が大きいため、同一流量を流すための循環ポンプ３１の必要揚程が増加し、消費電力も増加する。 よって、配管長さＬ１（短）と配管長さＬ２（長）とでは、ポンプ流量に対する消費電力の変化も異なる。 したがって、二次冷媒接続配管２１の長さにより空気調和装置１００の消費電力が最小となるポンプ流量が異なる。 二次冷媒接続配管２１が長い長さＬ２を備える空気調和装置１００の消費電力が最小となるポンプ流量は、二次冷媒接続配管２１が短い長さＬ１を備える空気調和装置１００の消費電力が最小となるポンプ流量よりも小さい。

二次冷媒接続配管２１の長さに応じて、二次冷媒の循環ポンプ３１を最適な流量で制御することにより、空気調和装置１００のエネルギ効率を高く維持することができる。 換言すれば、循環ポンプ３１の流量目標値を二次冷媒接続配管２１の長さに関係するパラメータに基づいて圧縮機１１及び循環ポンプ３１の合計消費電力が実質的に最小となるように設定し、この設定した流量目標値に基づいて循環ポンプ３１の流量を制御することにより、空気調和装置１００のエネルギ効率を高く確保することができる。

次に上記制御を実現する循環ポンプ３１の回転速度制御を図４から図６を参照しながら説明する。 図４は図１の空気調和装置１００のポンプ回転速度制御のフローチャート図、図５は循環ポンプ３１の性能曲線と二次冷媒回路４の抵抗曲線を示した図、図６は接続配管長さＬ１（短）及びＬ２（長）の時の圧縮機回転速度Ｎｃとポンプ流量目標値Ｑ０との関係を示す図である。

まず、循環ポンプ３１の回転速度を初期値Ｎｐｓに設定し、ポンプ３１を回転速度Ｎｐｓで運転する（ステップＳ１１）。 次に、流量センサ３２で流量を検知し（ステップＳ１２）、二次冷媒接続配管２１の長さの算出を行なう（ステップＳ１３）。 その詳細を以下に説明する。

図５において、曲線Ｃは循環ポンプ３１の回転速度Ｎｐｓの時の流量と揚程との関係を示す性能曲線である。 また、曲線Ｒ（Ｒ１，Ｒ２）は二次冷媒回路４の圧力損失を示す抵抗曲線であり、Ｒ１は二次冷媒接続配管２１の長さがＬ１の時の抵抗曲線、Ｒ２は二次冷媒接続配管２１の長さがＬ２の時の抵抗曲線である（ここで、Ｌ１＜Ｌ２）。 抵抗曲線Ｒと性能曲線Ｃとの交点Ｐ（Ｐ１，Ｐ２）がポンプの作動点となる。 二次冷媒接続配管２１の長さが長くなると、二次冷媒接続配管２１の圧力損失が増加し、抵抗曲線はＲ１からＲ２に変化し、動作点はＰ１からＰ２に移動する。 この時、作動点Ｐ１のポンプ流量はＱ１、揚程はＨ１となり、作動点Ｐ２のポンプ流量はＱ２、揚程はＨ２となる。

ここで、循環ポンプ３１の回転速度Ｎｐｓの時、ポンプ流量Ｑと二次冷媒接続配管２１の長さＬとの間には、一対一の関係があり、接続配管長さＬはポンプ流量Ｑの関数ｆで、以下の式（１）で表される。

Ｌ＝ｆ（Ｑ）………（１）
例えば、ステップＳ１２において、水流量センサ３２がポンプ流量を検知して、その値がＱ２とする。 次に、ステップＳ１３において、式（１）を用いて二次冷媒接続配管２１の長さを求めると、その長さはＬ２と算出される。 したがって、図１の空気調和装置１００の二次冷媒接続配管２１の長さはＬ２と推定される。

次に二次冷媒接続配管２１の長さＬに基づいたポンプ流量目標値Ｑ０の設定を、ステップＳ１４〜Ｓ１６で行なう。 図３では定格暖房能力の場合を述べたが、その他の能力でも同様に、二次冷媒接続配管２１の長さＬが一定の時、空気調和装置１００の能力により、空気調和装置１００の消費電力が最小となる水流量が存在する。 したがって、空気調和装置１００の能力とほぼ比例関係にある圧縮機１１の回転速度Ｎｃの時のポンプ流量の目標値Ｑ０を、前述の消費電力が最小となる水流量に設定することにより、循環ポンプ３１を最適なポンプ流量で制御可能である。

図６に示すように、同じ圧縮機回転速度Ｎｃでは、二次冷媒接続配管２１の長さが長いほど、ポンプ流量目標値Ｑ０を小さく設定する。 前述のように空気調和装置１００の能力は、圧縮機回転速度Ｎｃと比例関係にあるので、これは、図３で述べたように空気調和装置１００の同一能力において、その消費電力を最小とするため、二次冷媒接続配管２１の長さが長いほど、ポンプ流量目標値Ｑ０を小さく設定することと同じである。

ステップＳ１４において、圧縮機１１の回転速度Ｎｃのデータを受信する。 次に、ステップＳ１５において、図６に示した接続配管長さＬの時の圧縮機回転速度Ｎｃとポンプ流量目標値Ｑ０との関係を表す以下の関数ｇの式（２）を用いて、ポンプ流量目標値Ｑ０を設定する。

Ｑ０＝ｇ（Ｌ，Ｎｃ）………（２）
この時、制御装置５１は、水流量センサ３２で検知した水流量が目標値Ｑ０となるように循環ポンプ３１の回転速度制御を行なう。 そして、一定時間の経過を待って（ステップＳ１６）、再び、ステップＳ１４に戻り、以後これを繰り返す。

以上、二次冷媒接続配管２１の長さに応じて、二次冷媒の循環ポンプ３１を最適なポンプ流量で制御し、さらに二次冷媒接続配管２１の長さが長いほど、循環ポンプ３１のポンプ流量目標値を小さく設定したので、空気調和装置１００のエネルギ効率を高く維持することができる。

本実施形態では、ポンプ流量目標値を接続配管長さに基づいて設定したが、接続配管長さに関係するパラメータであれば、何でも良く、例えば、循環ポンプ３１の所定の回転速度におけるポンプ流量や、循環ポンプ３１の所定の回転速度におけるポンプ揚程でも良い。

また、本実施形態では、ポンプ流量目標値を接続配管長さと、空気調和装置の能力に関係する圧縮機１１の回転速度とに基づいて設定したが、さらに、例えば、空気調和装置１００の能力に関係する外気温度や室内温度などを加えて設定しても良い。

（第２実施形態）
次に、本発明の第２実施形態について図７及び図８を用いて説明する。 図７は本発明の第２実施形態に係る空気調和装置１００の系統図、図８は図７の空気調和装置１００のポンプ回転速度制御のフローチャート図である。 この第２実施形態は、次に述べる点で第１実施形態と相違するものであり、その他の点については第１実施形態と基本的には同一であるので、重複する説明を省略する。

この第２実施形態の空気調和装置１００は、制御装置５１に二次冷媒接続配管２１の長さを直接入力する配管長さ入力手段５１ａを備えたものである。

据付施工者は、空気調和装置１００の施工終了後、二次冷媒接続配管２１の長さを配管長さ入力手段５１ａに入力する。 制御装置５１は、二次冷媒接続配管長さ入力手段５１ａに入力された接続配管長さＬのデータを受信する（ステップＳ２１）。 その後、第１実施形態と同様に、圧縮機１１の回転速度Ｎｃのデータを受信する（ステップＳ１４）。 次に、接続配管長さＬと圧縮機回転速度Ｎｃとから、ポンプ流量目標値Ｑ０を設定する（ステップＳ１５）。 この時、制御装置５１は、水流量センサ３２で検知した水流量が目標値Ｑ０となるように循環ポンプ３１の回転速度制御を行なう。 そして、一定時間の経過をまって（ステップＳ１６）、再び、ステップＳ１４に戻り、以後これを繰り返す。

この第２実施形態では、据付施工者が入力した二次冷媒接続配管長さに応じて、二次冷媒の循環ポンプ３１を最適なポンプ流量で制御することにより、簡単な制御で、空気調和装置１００のエネルギ効率を高く維持することができる。 換言すれば、二次冷媒接続配管２１の長さＬを直接入力する手段５１ａを備えたので、より精度良く二次冷媒の循環ポンプ３１を制御できる。

また、この第２実施形態において、ポンプ流量目標値Ｑ０を与えているが、この代わりに、ポンプ流量目標値Ｑ０となるポンプ回転速度目標値を与えても良い。 これにより、水流量センサ３２を不要とすることができ、コスト低減を図ることができる。

（第３実施形態）
次に、本発明の第３実施形態のヒートポンプ装置１００について図９を用いて説明する。 図９は本発明の第３実施形態に係る給湯装置の系統図である。 この第３実施形態は、次に述べる点で第２実施形態と相違するものであり、その他の点については第２実施形態と基本的には同一であるので、重複する説明を省略する。

この第３実施形態のヒートポンプ装置１００はヒートポンプ式の給湯装置の例であり、この第３実施形態の説明ではヒートポンプ装置を給湯装置１００として説明する。

給湯装置１００の一次冷媒回路３は、四方弁１２を備えておらず、圧縮機１１、熱源側熱交換器１３、膨張弁１４、中間熱交換器１５の一次冷媒側伝熱管１５ａを環状に一次冷媒管路で接続して構成されている。 従って、一次冷媒は、一次冷媒回路３の中を実線矢印のように一方向に流れる。

利用側ユニット２は、室内側だけでなく、屋外側及びその他の適宜場所に設置され、給湯タンク６０を内蔵している。 給湯タンク６０内には、利用側媒体である給湯用水が貯留されている。 この給湯用水は、給湯用配管６１を通して風呂、台所、洗面所などに供給される。

二次冷媒回路４の利用側熱交換器３３は、給湯タンク６０の給湯用水と熱交換するように、給湯タンク６０に内蔵して設置されている。

この第３実施形態では、利用側媒体が給湯用水に変更されているが、給湯装置１００の制御方法は第２実施形態の暖房運転時の制御と基本的に同じである。 従って、第３実施形態でも、第２実施形態と同様の効果を奏することができる。

本発明の第１の実施形態に係る空気調和装置の系統図である。

図１の空気調和装置の暖房運転時の中間熱交換器の水出口温度目標値設定のフローチャート図である。

図１の空気調和装置の定格暖房能力運転時のポンプ流量と消費電力との関係を示した図で、二次冷媒接続配管の長さをパラメータとしたものである。

図１の空気調和装置のポンプ回転速度制御のフローチャート図である。

図１の空気調和装置のポンプの性能曲線と二次冷媒回路の抵抗曲線を示した図である。

図１の空気調和装置の圧縮機回転速度Ｎｃとポンプ流量目標値Ｑ０との関係を示す図である。

本発明の第２の実施形態に係る空気調和装置の系統図である。

図７の空気調和装置のポンプ回転速度制御のフローチャート図である。

本発明の第３の実施形態に係る給湯装置の系統図である。

符号の説明

１…室外側ユニット、２…利用側ユニット、３…一次冷媒回路、４…二次冷媒回路、１１…圧縮機、１３…熱源側熱交換器、１４…膨張弁（減圧装置）、１５…中間熱交換器、１６…熱源側ファン、２１、２１ａ、２１ｂ…二次冷媒接続配管、３１…循環ポンプ、３２…流量センサ、３３…利用側熱交換器、３４…利用側ファン、４３…水出口温度センサ、４４…水入口温度センサ、４５…室内温度センサ、５１…制御装置、５１ａ…配管長さ入力手段、６０…給湯タンク、１００…ヒートポンプ装置（空気調和装置、給湯装置）。