JP2017161093A - 空気調和機の室外ユニットおよび制御方法 - Google Patents

Abstract

【課題】第１圧縮機と、第１圧縮機よりも容量の小さい第２圧縮機とを内蔵し、両圧縮機を並列に接続する室外ユニットにおいて、第２圧縮機の運転周波数が低い場合、第２圧縮機の吐出圧力が第１圧縮機の吐出圧力にまで上昇し、第２圧縮機の運転信頼性を低下させる課題がある。【解決手段】冷房運転時は、ガス管接続口を、第１圧縮機１１２の吸入管と第２圧縮機１１３の吸入管とに接続し、かつ、液管接続口を、第１室外熱交換器１２０と第１四方弁１１７とを介して第１圧縮機１１２の吐出管に接続し、また、第２室外熱交換器１２１と第２四方弁１１８とを介して第２圧縮機１１３の吐出管に接続するように、第１四方弁１１７および第２四方弁１１８を切り換える。【選択図】図１

Description

本発明は、エンジンにより駆動されるエンジン駆動圧縮機と、電力により駆動される電源駆動圧縮機とを併設した空気調和機の室外ユニットおよび制御方法に関するものである。

ガスヒートポンプは、部分負荷時には、ガスエンジンの熱効率が低下し、空気調和機としての運転効率が低下する。これを回避するため、ガスエンジンにより駆動されるエンジン駆動圧縮機よりも排除容積が小さい電源駆動圧縮機を併設し、部分負荷時は電源駆動圧縮機を主体に運転し、高負荷時にはガスエンジンを主体に運転する、いわゆる、電源駆動圧縮機とエンジン駆動圧縮機とのハイブリッド室外ユニットが提案されている（例えば、特許文献１参照、図５）。

特許文献１によると、空調負荷に応じて、エンジン駆動圧縮機１１２のみを運転させるか、電源駆動圧縮機１１３のみを運転させるか、あるいはエンジン駆動圧縮機１１２と電源駆動圧縮機１１３の双方を運転させるかを選択する。これにより、求められる空調負荷に応じて、最も効率の良い運転が行える圧縮機を選択することになり、空調負荷の大きさに関わらず高い効率が得られるとしている。

特開２００３−５６９３１

しかしながら、特許文献１記載の構成において、排除容積、すなわち、定格能力の異なる圧縮機を同時に駆動して運転した場合、排除容積が小さく定格能力の低い圧縮機の運転信頼性が悪化するという課題がある。

一般的に、定格能力の高い圧縮機を単独で運転した場合、定格能力の低い圧縮機を単独で運転する場合に比べ、高圧（吐出圧力）はより高く、低圧（吸入圧力）はより低くなり、高低圧力差が大きくなる傾向にある。冷房運転時では、室内機における冷媒の蒸発温度でほぼ決まる吸入圧力については、圧縮機の定格能力の違いによる差は小さいが、吐出圧力についてはこの差が大きくなる。

例えば、定格能力２０ＨＰのエンジン駆動圧縮機と、定格能力１０ＨＰの電源駆動圧縮機とを搭載したハイブリッド室外ユニットにおいて、定格能力２０ＨＰのエンジン駆動圧縮機を単独で冷房運転した場合の吐出圧力は、定格能力１０ＨＰの電源駆動圧縮機を単独で冷房運転した場合よりも高くなる傾向がある。そして、この吐出圧力の差は、単独で運転するエンジン駆動圧縮機の運転周波数と電源駆動圧縮機の運転周波数との差、すなわち、エンジン駆動圧縮機が吐出する冷媒流量と電源駆動圧縮機が吐出する冷媒流量との差が大きいほど顕著になる。

したがって、上記ハイブリッド室外ユニットにおいて、両方の圧縮機を同時に駆動し、電源駆動圧縮機の運転周波数を絞ると、電源駆動圧縮機の吐出圧力は、エンジン駆動圧縮機の吐出圧力に引っ張られて顕著に上昇してしまい、電源駆動圧縮機は単独運転する場合よりも大きな高低圧力差のもとでの駆動を強いられる。

圧縮機の運転周波数が低い場合、圧縮機内における各摺動部への潤滑油供給が滞り、軸受における油膜形成が困難になる。よって、このように高低圧力差が大きい状態での駆動は、圧縮機各摺動部における潤滑が困難な状態で、過大な負荷をかけることになり、電源駆動圧縮機の運転信頼性を低下させてしまう。

本発明は、上記課題を解決するものであり、第１圧縮機と、第１圧縮機よりも容量の小さい第２圧縮機と、を併設した空気調和機の室外ユニットにおいて、第２圧縮機の吐出圧力が第１圧縮機の吐出圧力まで引き上げられることを防ぎ、第２圧縮機の運転信頼性を向上させた、空気調和機の室外ユニットおよび制御方法を提供することを目的とする。

上記課題を解決するために、本発明の空気調和機の室外ユニットでは、第１圧縮機と、第１圧縮機よりも容量の小さい第２圧縮機と、第１圧縮機の吐出冷媒の流通方向を切り替える第１切換部と、第２圧縮機の吐出冷媒の流通方向を切り換える第２切換部と、第１室外熱交換器と、第２室外熱交換器と、ガス管接続口と、液管接続口と、冷房運転の冷房制御部とを備え、冷房制御部は、冷房運転時に、ガス管接続口を、第１圧縮機の吸入管と第２圧縮機の吸入管とに接続し、かつ、液管接続口を、第１室外熱交換器と第１切換部とを介して第１圧縮機の吐出管に接続し、また、第２室外熱交換器と第２切換部とを介して第２圧縮機の吐出管に接続するように、第１切換部および第２切換部を切り換える。
また、第１切換部と第１室外熱交換器との間の配管と、第２切換部と第２室外熱交換器との間の配管とを結ぶバイパス回路と、バイパス回路の連通を制御する開閉弁とをさらに備える。

これにより、第１圧縮機と、第１圧縮機よりも容量の小さい第２圧縮機とが同時に駆動する冷房運転時において、第２圧縮機が吐出する冷媒流量が、第１圧縮機が吐出する冷媒流量よりも極端に少ない場合でも、第１膨張弁の開度を調整することにより、第２圧縮機の吐出圧力を第１圧縮機の吐出圧力よりも低い状態に維持する。よって、容量の小さい第２圧縮機の吐出圧力が、第１圧縮機の吐出圧力にまで引き上げられることはない。

また、空気調和機の室外ユニットが、上部に送風ファン、側面に第１室外熱交換器と第２室外熱交換器が一体に成型された上吹きユニットで、かつ第１室外熱交換器を第２室外熱交換器の上に配置する構成であるとき、第１圧縮機と、第２圧縮機とが吐出するそれぞれの冷媒流量が最小で、かつ、第１圧縮機の吐出圧力と第２圧縮機の吐出圧力とがほぼ等しい冷房運転時において、開閉弁を開、第２膨張弁を閉とすることで、第１圧縮機の吐出冷媒と第２圧縮機の吐出冷媒とを、ともに空気流速が速く熱交換効率の高い第１室外熱交換器にて空気と熱交換させる。
さらに、第１圧縮機のみが稼動する場合、開閉弁を閉とすることで、第１圧縮機の吐出冷媒を、空気流速が速く熱交換効率の高い第１室外熱交換器にて空気と熱交換させる。また、第２圧縮機のみが稼動する場合でも、開閉弁を開、第２膨張弁を閉とすることで、第２圧縮機の吐出冷媒を、第１室外熱交換器にて空気と熱交換させる。

また、本発明の空気調和機の室外ユニットでは、第１圧縮機と、第１圧縮機よりも容量の小さい第２圧縮機と、第１圧縮機の吐出冷媒の流通方向を切り替える第１切換部と、第２圧縮機の吐出冷媒の流通方向を切り換える第２切換部と、第１室外熱交換器と、第２室外熱交換器と、エンジン排熱と冷媒を熱交換させる第３室外熱交換器と、ガス管接続口と、液管接続口と、除霜運転の制御部とを備え、第１切換部と第１室外熱交換器との間の配管と、第２切換部と第２室外熱交換器との間の配管とを結ぶバイパス回路と、バイパス回路の連通を制御する開閉弁とを備え、前記第１切換部と前記第１室外熱交換器の間に設けた、前記第１室外熱交換器の方向にのみ流通させ、逆方向には流通させない第１逆止弁と、前記第１切換部と前記ガス管接続口の間に設けた、前記ガス管接続口の方向にのみ流通させ、逆方向には流通させない第２逆止弁と、前記第２切換部と前記第２室外熱交換器の間に設けた、前記第２室外熱交換器の方向にのみ流通させ、逆方向には流通させない第３逆止弁と、前記第２切換部と前記ガス管接続口の間に設けた、前記ガス管接続口の方向にのみ流通させ、逆方向には流通させない第４逆止弁とを備え、除霜運転の制御部は、除霜運転時に、ガス管接続口を、第２圧縮機の吐出管に接続し、かつ、液管接続口を、第３室外熱交換器を介して第１圧縮機および第２圧縮機の吸入管に接続し、また、第２室外熱交換器と第１切換部とを介して、または、第１室外熱交換器と第１切換部とを介して、第１圧縮機の吐出管に選択的に接続するように、第１切換部および第２切換部を切り換え、開閉弁を開閉する。

これにより、暖房運転を継続しながら、除霜運転を行なうことができる。

第１圧縮機と第１圧縮機よりも容量の小さい第２圧縮機を同時に駆動する冷房運転時において、第２圧縮機が吐出する冷媒流量が第２圧縮機よりも極端に少ない場合でも、第２圧縮機の吐出圧力の過昇を防止し、第２圧縮機の運転信頼性を向上させることができる。
また、第１圧縮機と第２圧縮機を同時に駆動する冷房運転時において、第２圧縮機が吐出する冷媒流量に関わらず、第２圧縮機の吐出圧力が第１圧縮機の吐出圧力まで引き上げられることはないため、第２圧縮機の運転効率低下を防止することができる。
また、空気調和機の室外ユニットが上吹きユニットで、第１圧縮機と第２圧縮機がともに最低周波数で駆動する冷房運転時において、第１圧縮機と第２圧縮機の吐出圧力をともに低下させ、圧縮機各摺動部における潤滑が困難な運転状態でも、第１圧縮機および第２圧縮機の運転信頼性を向上させることができる。
さらに、第１圧縮機、あるいは、第２圧縮機が単独で稼動する場合でも、第１室外熱交換器と第２室外熱交換器のうち、熱交換効率の高い熱交換器にて外気と熱交換させるので、空気調和機の運転効率を向上させることができる。

本発明の実施の形態１における空気調和機の冷凍サイクル図 本発明の実施の形態２における空気調和機の冷凍サイクル図 室外ユニットの外観図 本発明の実施の形態３における空気調和機の冷凍サイクル図 従来技術における空気調和機の冷凍サイクル図

第１の発明は、第１圧縮機と、第１圧縮機よりも容量の小さい第２圧縮機と、第１圧縮機の吐出冷媒の流通方向を切り替える第１切換部と、第２圧縮機の吐出冷媒の流通方向を切り換える第２切換部と、第１室外熱交換器と、第２室外熱交換器と、ガス管接続口と、液管接続口とを備え、冷房運転時は、ガス管接続口を、第１圧縮機の吸入管と第２圧縮機の吸入管とに接続し、かつ、液管接続口を、第１室外熱交換器と第１切換部とを介して第１圧縮機の吐出管と、また、第２室外熱交換器と第２切換部とを介して第２圧縮機の吐出管とに接続するように、第１切換部および第２切換部を切り換える空気調和機の室外ユニットである。

これにより、冷房運転時において、第１圧縮機と、第１圧縮機よりも容量の小さい第２圧縮機とが同時に駆動し、第２圧縮機が吐出する冷媒流量が、第１圧縮機が吐出する冷媒流量よりも極端に少ない場合でも、第１膨張弁の開度を調整することにより、第２圧縮機の吐出圧力を第１圧縮機の吐出圧力よりも低い状態に維持する。よって、容量の小さい第２圧縮機の吐出圧力が、第１圧縮機の吐出圧力にまで引き上げられることはない。
よって、本発明では、冷房運転時において、第１圧縮機よりも容量の小さい第２圧縮機の吐出圧力の過昇を防止し、第２圧縮機の運転信頼性を向上させることができる。

第２の発明は、第１の発明において、第１切換弁と第１室外熱交換器との間の配管と、第２切換弁と第２室外熱交換器との間の配管とを結ぶバイパス回路と、バイパス回路の連通を制御する開閉弁とを備える空気調和機の室外ユニットである。

これにより、例えば空気調和機の室外ユニットが上吹きユニットで、第１圧縮機と、第１圧縮機よりも容量の小さい第２圧縮機とが吐出するそれぞれの冷媒流量が最小で（第１圧縮機と第２圧縮機がともに最低運転周波数で駆動）、かつ、第１圧縮機の吐出圧力と第２圧縮機の吐出圧力とがほぼ等しい冷房運転時において、開閉弁を開、第２膨張弁を閉とすることで、第１圧縮機の吐出冷媒と第２圧縮機の吐出冷媒を、ともに空気流速が速く熱交換能力の高い第１室外熱交換器にて空気と熱交換させる。
このような運転条件のもとで第１室外熱交換器のみを用いた場合、第１室外熱交換器と第２室外熱交換器とを用いた場合に比べ、伝熱面積低減の影響よりも、第１室外熱交換器内部における冷媒流速上昇による熱伝達率向上効果が大きく、冷媒から空気への放熱量は増大し、第１圧縮機および第２圧縮機の吐出圧力は低下する。
よって、本発明では、第１圧縮機と第２圧縮機がともに最低周波数で駆動する冷房運転時において、第１圧縮機と第２圧縮機の吐出圧力をともに低下させ、圧縮機各摺動部における潤滑が困難な運転状態でも、第１圧縮機および第２圧縮機の運転信頼性を向上させることができる。

また、第１圧縮機のみが稼動する場合、開閉弁を閉とすることで、第１圧縮機の吐出冷媒を、空気流速が速く熱交換効率の高い第１室外熱交換器にて空気と熱交換させ、第２圧縮機のみが稼動する場合でも、開閉弁を開、第２膨張弁を閉とすることで、第２圧縮機の吐出冷媒を、第１室外熱交換器にて空気と熱交換させる。
よって、本発明では、第１圧縮機、あるいは、第２圧縮機が単独で稼動する場合でも、第１室外熱交換器と第２室外熱交換器のうち、熱交換能力の高い熱交換器にて外気と熱交換させるので、空気調和機の運転効率を向上させることができる。

第３の発明は、第２の発明において、第１室外熱交換器の単位面積あたりの熱交換能力を第２室外熱交換器よりも高く設定し、冷房運転の制御部は、第１圧縮機と第２圧縮機の両方を低運転周波数で冷房運転する場合に、開閉弁を開とし、第２室外熱交換器の出口の第２膨張弁を閉とすることで、第１圧縮機と第２圧縮機の両方の吐出冷媒を、第１室外熱交換器で熱交換させる空気調和機の室外ユニットである。

これにより、第１圧縮機と第２圧縮機がともに低周波数で駆動する冷房運転時において、第１圧縮機と第２圧縮機の吐出圧力をともに低下させ、圧縮機各摺動部における潤滑が困難な運転状態でも、第１圧縮機および第２圧縮機の運転信頼性を向上させることができる。

第４の発明は、第２の発明または第３の発明において、冷房運転の制御部は、第１圧縮機が単独で稼働する時、開閉弁を閉とすることで、第１圧縮機の吐出冷媒を、第１室外熱交換器で熱交換させる空気調和機の室外ユニットである。

これにより、第１圧縮機を単独で駆動する冷房運転時において、熱交換能力の高い第１熱交換器にて外気と熱交換させるので、空気調和機の運転効率を向上させることができる。

第５の発明は、第２の発明又は第３の発明において、冷房運転の制御部は、第２圧縮機が単独で稼働する時、開閉弁を開とし、第２室外熱交換器の出口の第２膨張弁を閉とすることで、第２圧縮機の吐出冷媒を、第１室外熱交換器で熱交換させる空気調和機の室外ユニットである。

これにより、第２圧縮機を単独で駆動する冷房運転時において、熱交換能力の高い第１熱交換器にて外気と熱交換させるので、空気調和機の運転効率を向上させることができる。

第６の発明は、第１圧縮機と、前記第１圧縮機よりも容量の小さい第２圧縮機と、前記第１圧縮機の吐出冷媒の流通方向を切り替える第１切換部と、前記第２圧縮機の吐出冷媒の流通方向を切り換える第２切換部と、第１室外熱交換器と、第２室外熱交換器と、エンジン排熱と冷媒を熱交換させる第３室外熱交換器と、ガス管接続口と、液管接続口と、除霜運転の制御部とを備え、前記第１切換部と前記第１室外熱交換器との間の配管と、前記第２切換部と前記第２室外熱交換器との間の配管とを結ぶバイパス回路と、前記バイパス回路の連通を制御する開閉弁とを備え、前記第１切換部と前記第１室外熱交換器の間に設けた、前記第１室外熱交換器の方向にのみ流通させ、逆方向には流通させない第１逆止弁と、前記第１切換部と前記ガス管接続口の間に設けた、前記ガス管接続口の方向にのみ流通させ、逆方向には流通させない第２逆止弁と、前記第２切換部と前記第２室外熱交換器の間に設けた、前記第２室外熱交換器の方向にのみ流通させ、逆方向には流通させない第３逆止弁と、前記第２切換部と前記ガス管接続口の間に設けた、前記ガス管接続口の方向にのみ流通させ、逆方向には流通させない第４逆止弁とを備え、前記除霜運転の制御部は、除霜運転時に、前記ガス管接続口を、前記第２圧縮機の吐出管に接続し、かつ、前記液管接続口を、前記第３室外熱交換器を介して前記第１圧縮機および前記第２圧縮機の吸入管に接続し、また、前記第２室外熱交換器と第１切換部とを介して、または、前記第１室外熱交換器と第１切換部とを介して、前記第１圧縮機の吐出管に選択的に接続するように、前記第１切換部および前記第２切換部を切り換え、前記開閉弁を開閉する空気調和機の室外ユニットである。

これにより、暖房運転を継続しながら、除霜運転を行なうことができる。

第７の発明は、第１圧縮機と、第１圧縮機よりも容量の小さい第２圧縮機と、第１圧縮機の吐出冷媒の流通方向を切り替える第１切換部と、第２圧縮機の吐出冷媒の流通方向を切り換える第２切換部と、第１室外熱交換器と、第２室外熱交換器と、ガス管接続口と、液管接続口とを備え、冷房運転時に、ガス管接続口を、第１圧縮機の吸入管と第２圧縮機の吸入管とに接続し、かつ、液管接続口を、第１室外熱交換器と第１切換部とを介して第１圧縮機の吐出管に接続し、また、第２室外熱交換器と第２切換部とを介して第２圧縮機の吐出管に接続するように、第１切換部および前記第２切換部を切り換える空気調和機の制御方法である。

これにより、冷房運転時において、第１圧縮機と、第１圧縮機よりも容量の小さい第２圧縮機とが同時に駆動し、第２圧縮機が吐出する冷媒流量が、第１圧縮機が吐出する冷媒流量よりも極端に少ない場合でも、第１膨張弁の開度を調整することにより、第２圧縮機の吐出圧力を第１圧縮機の吐出圧力よりも低い状態に維持する。よって、容量の小さい第２圧縮機の吐出圧力が、第１圧縮機の吐出圧力にまで引き上げられることはない。
よって、本発明では、冷房運転時において、第１圧縮機よりも容量の小さい第２圧縮機の吐出圧力の過昇を防止し、第２圧縮機の運転信頼性を向上させることができる。

以下、本発明の実施の形態について、図面を参照しながら説明する。なお、この実施形態によって、本発明が限定されるものではない。

（実施の形態１）
本実施の形態の空気調和機の冷凍サイクル構成を図１に示す。図１の空気調和機は、室外ユニット１台に対し、室内機が２台接続した、いわゆるツイン構成となっている。なお、冷凍サイクル構成に関しては、図１に示したものに限定されない。例えば、室外ユニットは２台以上、室内機も３台以上、並列に接続可能である。
１００は室外ユニットであり、室外ユニット１００と室内機２００、２１０とは、冷媒が流通する配管で連結されている。３００は冷暖房運転の制御部である。室外ユニット１００において、１１１は例えばガスを駆動源とするエンジン、１１２はエンジン１１１より駆動力を得て冷媒を圧縮する第１圧縮機（エンジン駆動圧縮機）、１１３は商用電源など電力により駆動する第２圧縮機（電源駆動圧縮機）である。第１圧縮機１１２の排除容積は、第２圧縮機１１３の排除容積よりも大きい。また、第１圧縮機１１２、第２圧縮機１１３の潤滑油は同じ冷凍機油とする。

１１４はアキュムレータであり、第１圧縮機１１２の吸入配管と第２圧縮機１１３の吸入配管との合流点から、両圧縮機とは反対側の冷媒配管に接続され、両圧縮機にガス冷媒を供給する。

１１５は第１圧縮機用油分離器であり、第１圧縮機１１２の吐出配管に設置され、第１圧縮機１１２の吐出ガスに含まれる冷凍機油を分離する。第１圧縮機用油分離器１１５で分離された冷凍機油は、第１圧縮機１１２の吸入配管に第１圧縮機用油戻し管１１５ａにより戻される。第１圧縮機用油戻し管１１５ａの連通は、第１圧縮機用油戻し管開閉弁１１５ｂの開閉により制御される。

１１６は第２圧縮機用油分離器であり、第２圧縮機１１３の吐出配管に設置され、第２圧縮機１１３の吐出ガスに含まれる冷凍機油を分離する。第２圧縮機用油分離器１１６で分離された冷凍機油は、第２圧縮機１１３の吸入配管に第２圧縮機用油戻し管１１６ａにより戻される。第２圧縮機用油戻し管１１６ａの連通は、第２圧縮機用油戻し管開閉弁１１６ｂの開閉により制御される。

なお、第１圧縮機用油戻し管１１５ａと第２圧縮機用油戻し管１１６ａとは合流させ、第１圧縮機用油分離器１１５で分離された冷凍機油と第２圧縮機用油分離器１１６で分離された冷凍機油とをまとめて、第１圧縮機１１２と第２圧縮機１１３に戻す構成としても良い。このとき、冷凍機油の戻し先は、アキュムレータ１１４と、第１圧縮機１１２の吸入配管と第２圧縮機１１３の吸入配管との合流点との間とする。

１１７は、冷房運転と暖房運転とで、第１圧縮機１１２の吐出冷媒を流す経路を切り替える第１四方弁である。また、１１８は、冷房運転と暖房運転とで、第２圧縮機１１３の吐出冷媒を流す経路を切り替える第２四方弁である。図１において、実線に冷媒を流す場合は冷房運転、点線に冷媒を流す場合は暖房運転となる。

１２０は、その一端が第１四方弁と接続する第１室外熱交換器、１２１は、その一端が第２四方弁と接続する第２室外熱交換器である。第１室外熱交換器１２０、第２室外熱交換器１２１には、フィン＆チューブ熱交換器、マイクロチューブ熱交換器などが利用される。室外送風ファン１５０により室外ユニット１００の周囲の空気が供給され、第１室外熱交換器１２０および第２室外熱交換器１２１のチューブ内部を流れる冷媒とフィンを通過する空気とが熱交換を行う。

１２２は、エンジン１１１の冷却に用いた高温の冷却水と冷媒との熱交換を行うエンジン排熱熱交換器であり、暖房時に利用する。エンジン排熱熱交換器にはプレート式熱交換器が利用される。

１３０は、第１室外熱交換器と接続し、冷媒を減圧、膨張させる第１室外ユニット減圧弁である。また、１３１は、第２室外熱交換器と接続し、冷媒を減圧、膨張させる第２室外ユニット減圧弁である。さらに、１３２は、エンジン排熱熱交換器１２２に流入する冷媒流量を調整するエンジン排熱熱交換器用冷媒流量調整弁である。

室外ユニット１００には、２つの配管接続口がある。１８０は主にガス冷媒が流通するガス管と接続するガス管接続口、１９０は主に液冷媒が流通する液管と接続する液管接続口である。

室内機２００において、２０１は室内熱交換器、２０２は室内熱交換器２０１に室内機２００周囲の空気を供給する室内送風ファン、２０３は冷媒を減圧、膨張させる室内機減圧装置である。同様に、室内機２１０において、２１１は室内熱交換器、２１２は室内熱交換器２１１に室内機２１０周囲の空気を供給する室内送風ファン、２１３は冷媒を減圧、膨張させる室内機減圧装置である。

次に、室外ユニット１００、室内機２００、２１０の動作を説明する。
制御部３００により、冷房運転を行なう時、第１四方弁１１７と第２四方弁１１８とは実線に冷媒を流すよう設定される（図１参照）。また、エンジン排熱熱交換器用冷媒流量調整弁１３２は閉で、エンジン排熱熱交換器１２２には冷媒は流れない。
第１圧縮機１１２で圧縮された高温高圧の冷媒は、第１圧縮機用油分離器１１５に流入する。第１圧縮機用油分離器１１５にて、冷凍機油を分離された純度の高いガス冷媒は第１四方弁１１７を通り、第１室外熱交換器１２０に入る。ガス冷媒は、第１室外熱交換器１２０にて、外気と熱交換して放熱したのち凝縮し、高圧の液冷媒となって第１室外ユニット減圧弁１３０を通り、第２室外ユニット減圧弁１３１を通過した冷媒と合流した後、室内機２００、２１０に供給される。

一方、第２圧縮機１１３で圧縮された高温高圧の冷媒は、第２圧縮機用油分離器１１６に流入する。第２圧縮機用油分離器１１６にて、冷凍機油を分離された純度の高いガス冷媒は第２四方弁１１８を通り、第２室外熱交換器１２１に入る。ガス冷媒は、第２室外熱交換器１２１にて、外気と熱交換して放熱したのち凝縮し、高圧の液冷媒となって第２室外ユニット減圧弁１３１を通り、第１室外ユニット減圧弁１３０を通過した冷媒と合流した後、室内機２００、２１０に供給される。
第１圧縮機１１２と第２圧縮機１１３とを同時に駆動し、第２圧縮機１１３が吐出する冷媒流量が、第１圧縮機１１２よりも極端に少ない場合は、例えば、第２室外ユニット減圧弁１３１を全開とし、第１室外ユニット減圧弁１３０の開度を絞ることで、第２圧縮機１１３の吐出圧力を、第１圧縮機１１２の吐出圧力よりも低い状態に維持する。つまり、第２圧縮機１１３の吐出圧力が、第１圧縮機１１２の吐出圧力にまで引き上げられないようにする。

第１室外ユニット減圧弁１３０の制御は例えば、下記のように行う。第１圧縮機１１２の吐出圧力と、第１室外熱交換器１２０と第１室外ユニット減圧弁１３０との間における冷媒温度（第１室外熱交換器出口温度）を測定し、第１圧縮機１１２の吐出圧力から計算した第１室外熱交換器１２０における冷媒凝縮温度と、第１室外熱交換器出口温度との差、すなわち、第１室外熱交換器１２０を流出する冷媒の過冷却度を計算し、この過冷却度が所定値となるように第１室外ユニット減圧弁１３０を制御する。
なお、第１圧縮機用油分離器１１５で分離された冷凍機油は、第１圧縮機１１２が駆動している場合は第１圧縮機用油戻し管開閉弁１１５ｂを開とすることで、第１圧縮機用油戻し管１１５ａにより第１圧縮機１１２の吸入配管に戻される。第１圧縮機１１２が駆動していない場合は第１圧縮機用油戻し管開閉弁１１５ｂは閉となる。
また、第２圧縮機用油分離器１１６で分離された冷凍機油は、第２圧縮機１１３が駆動している場合は第２圧縮機用油戻し管開閉弁１１６ｂを開とすることで、第２圧縮機用油戻し管１１６ａにより第２圧縮機１１３の吸入配管に戻される。第２圧縮機１１３が駆動していない場合は第２圧縮機用油戻し管開閉弁１１６ｂは閉となる。

室内機２００に入った高圧の液冷媒は、室内機減圧装置２０３にて減圧され、気液二相状態となって、室内熱交換器２０１に流入する。気液二相状態の冷媒は、室内熱交換器２０１にて、空調対象となっている空間の空気と熱交換して吸熱したのち蒸発し、ガス冷媒となって室内機２００から流出する。
室内機２１０においても、室内機２００と同様に、まず、高圧の液冷媒は、室内機減圧装置２１３にて減圧され、気液二相状態となって、室内熱交換器２１１に流入する。気液二相状態の冷媒は、室内熱交換器２１１にて、空調対象となっている空間の空気と熱交換して吸熱したのち蒸発し、ガス冷媒となって室内機２１０から流出する。
なお、室内機２００のみ冷房運転を行う場合は、室内機減圧装置２１３を閉じ、室内機２１０の室内熱交換器２１１には冷媒の供給を行わない。一方、室内機２１０のみ冷房運転を行う場合は、室内機減圧装置２０３を閉じ、室内機２００の室内熱交換器２０１には冷媒の供給を行わない。

室内機２００、２１０から流出したガス冷媒は、再度室外ユニット１００に戻る。室外ユニット１００に流入したガス冷媒は、室外ユニット１００の内部で分岐し、片方は第１四方弁１１７、他方は第２四方弁を通過し、再度合流する。合流した冷媒はアキュムレータ１１４を通って、第１圧縮機１１２、および、第２圧縮機１１３に戻る。

冷房運転時における、第１圧縮機１１２と第２圧縮機１１３の運転方法は、制御部３００により、例えば下記のようにする。
冷房負荷が、第１圧縮機１１２が最低運転周波数で運転した時の冷房能力（第１圧縮機１１２の最小冷房能力）よりも小さい場合には、第１圧縮機１１２のみでは断続運転に陥るため、第２圧縮機１１３のみを運転する。
冷房負荷が、第１圧縮機１１２の最小冷房負荷よりも大きく、かつ、第１圧縮機１１２と第２圧縮機１１３とがともに最低運転周波数で運転した場合の冷房能力（両圧縮機運転時の最小冷房能力）よりも小さい場合は、第１圧縮機１１２と第２圧縮機１１３のどちらか一方、例えば、運転コストが安い、もしくは、消費エネルギーが小さい方を選択して運転する。

冷房負荷が、両圧縮機運転時の最小冷房能力よりも大きい場合は、第１圧縮機１１２と第２圧縮機１１３の両方を、例えば、運転コスト、もしくは、消費エネルギーが最小となるように運転する。この場合、運転コストト、もしくは、消費エネルギーを最小とするための第１圧縮機１１２と第２圧縮機１１３の運転周波数の決定には、各圧縮機の運転周波数と運転コストト、もしくは、消費エネルギーとの関係を利用する。
実際には、冷房負荷全体に対して第１圧縮機１１２が受け持つ冷房負荷の割合は、両圧縮機をともに最高運転周波数で運転した場合の最大冷房能力（両圧縮機運転時の最大冷房能力）に対する、第１圧縮機１１２のみを最高運転周波数で運転したときの冷房能力の割合±１５％程度である。

制御部３００により、暖房運転を行なう時、第１四方弁１１７と第２四方弁１１８とは点線で示すように冷媒を流すよう設定される（図１参照）。
第１圧縮機１１２で圧縮された高温高圧の冷媒は、第１圧縮機用油分離器１１５に流入する。第１圧縮機用油分離器１１５にて、冷凍機油を分離された純度の高いガス冷媒は第１四方弁１１７を通り、第２四方弁１１８を通過した冷媒と合流した後、室内機２００、２１０に供給される。
一方、第２圧縮機１１３で圧縮された高温高圧の冷媒は、第２圧縮機用油分離器１１６に流入する。第２圧縮機用油分離器１１６にて、冷凍機油を分離された純度の高いガス冷媒は第２四方弁１１８を通り、第１四方弁１１７を通過した冷媒と合流した後、室内機２００、２１０に供給される。

室内機２００に入った高温高圧のガス冷媒は、室内熱交換器２０１に流入する。高温高圧のガス冷媒は、室内熱交換器２０１にて、空調対象となっている空間の空気と熱交換して放熱したのち凝縮し、高圧の液冷媒となって、室内機減圧装置２０３を通り、室内機２００から流出する。
室内機２１０においても、室内機２００と同様に、まず、高温高圧のガス冷媒は、室内熱交換器２１１に流入する。高温高圧のガス冷媒は、室内熱交換器２１１にて、空調対象となっている空間の空気と熱交換して放熱した後凝縮し、高圧の液冷媒となって、室内機減圧装置２１３を通り、室内機２１０から流出する。
なお、冷房時と同様に、室内機２００のみ暖房運転を行う場合は、室内機減圧装置２１３を閉じ、室内機２１０の室内熱交換器２１１には冷媒の供給を行わない。一方、室内機２１０のみ暖房運転を行う場合は、室内機減圧装置２０３を閉じ、室内機２００の室内熱交換器２０１には冷媒の供給を行わない。

室内機２００、２１０から流出した高圧の液冷媒は、再度室外ユニット１００に戻る。室外ユニット１００に流入した高圧の液冷媒は、第１室外ユニット減圧弁１３０、第２室外ユニット減圧弁１３１、およびエンジン排熱熱交換器用冷媒流量調整弁１３２の手前で分岐したのち、第１室外ユニット減圧弁１３０、第２室外ユニット減圧弁１３１、およびエンジン排熱熱交換器用冷媒流量調整弁１３２にて減圧され、それぞれ気液二相状態となって、第１室外熱交換器１２０、第２室外熱交換器１２１、およびエンジン排熱熱交換器１２２に流入する。
第１室外熱交換器１２０、第２室外熱交換器１２１、およびエンジン排熱熱交換器１２２に流入する冷媒流量は、それぞれ、第１室外ユニット減圧弁１３０、第２室外ユニット減圧弁１３１、およびエンジン排熱熱交換器用冷媒流量調整弁１３２の開度によって制御する。第１室外ユニット減圧弁１３０の開度は、例えば、第１室外熱交換器の前後の温度を検出し、その温度差が所定値になるように制御する。第２室外ユニット減圧弁１３１、およびエンジン排熱熱交換器用冷媒流量調整弁１３２の開度も同様の制御を行う。

第１室外熱交換器１２０と第２室外熱交換器１２１に流入した気液二相状態の冷媒は外気と熱交換して吸熱したのち蒸発する。第１室外熱交換器１２０で蒸発した冷媒は第１四方弁１１７を通り、第２室外熱交換器１２１で蒸発したのち第２四方弁１１８を通過したガス冷媒と合流する。
一方、エンジン排熱熱交換器１２２に流入した気液二相状態の冷媒は、エンジン１１１の冷却に用いた高温の冷却水と熱交換して吸熱したのち蒸発する。エンジン排熱熱交換器１２２を出たガス冷媒は、第１四方弁１１７と第２四方弁１１８を流出したガス冷媒と合流したのち、アキュムレータ１１４に流入する。アキュムレータ１１４から流出したガス冷媒は、第１圧縮機１１２、および、第２圧縮機１１３に戻る。

暖房運転時における、第１圧縮機１１２と第２圧縮機１１３の運転方法は、制御部３００により、例えば下記のようにする。
暖房負荷が、第１圧縮機１１２が最低運転周波数で運転した時の暖房能力（第１圧縮機１１２の最小暖房能力）よりも小さい場合には、第１圧縮機１１２のみでは断続運転に陥るため、第２圧縮機１１３のみを運転する。
暖房負荷が、第１圧縮機１１２の最小暖房負荷よりも大きく、かつ、第１圧縮機１１２と第２圧縮機１１３とがともに最低運転周波数で運転した場合の暖房能力（両圧縮機運転時の最小暖房能力）よりも小さい場合は、第１圧縮機１１２と第２圧縮機１１３のどちらか一方、例えば、運転コストが安い、もしくは、消費エネルギーが小さい方を選択して運転する。

暖房負荷が、両圧縮機運転時の最小暖房能力よりも大きい場合は、第１圧縮機１１２と第２圧縮機１１３の両方を、例えば、運転コスト、もしくは、消費エネルギーが最小となるように運転する。この場合、運転コスト、もしくは、消費エネルギーを最小とするための第１圧縮機１１２と第２圧縮機１１３の運転周波数の決定には、各圧縮機の運転周波数と運転コスト、もしくは、消費エネルギーとの関係を利用する。
実際には、暖房負荷全体に対して第１圧縮機１１２が受け持つ暖房負荷の割合は、両圧縮機をともに最高運転周波数で運転した場合の最大暖房能力（両圧縮機運転時の最大暖房能力）に対する、第１圧縮機１１２のみを最高運転周波数で運転したときの暖房能力の割合±１５％程度である。

ただし、暖房運転時は、常時第１室外熱交換器１２０および第２室外熱交換器１２１の着霜状態を監視しており、着霜の危険性がある場合は、運転コスト、もしくは、消費エネルギーが最小となるように各圧縮機の運転周波数を設定していても、この設定にかかわらず、第１圧縮機１１２の運転周波数を上げ、第２圧縮機１１３の運転周波数を下げる制御をおこなう。
第１圧縮機１１２の運転周波数を上げると、エンジン１１１の排熱量が増加し、エンジン排熱熱交換器１２２に供給される冷却水熱量も増加する。すなわち、エンジン排熱熱交換器１２２にて、より多くの冷媒を蒸発させることができ、第１室外熱交換器１２０と第２室外熱交換器１２１に流す冷媒量を減らして、着霜の危険性を低減する。

以上の説明から明らかなように、本実施の形態においては、第１圧縮機１１２と第２圧縮機１１３とを同時に駆動して冷房運転する場合、第２圧縮機１１３が吐出する冷媒流量が、第１圧縮機１１２よりも極端に少ないときでも、例えば、第２室外ユニット減圧弁１３１を全開とし、第１室外ユニット減圧弁１３０の開度を絞ることで、第２圧縮機１１３の吐出圧力を、第１圧縮機１１２の吐出圧力よりも低い状態に維持する。つまり、第２圧縮機１１３の吐出圧力が、第１圧縮機１１２の吐出圧力にまで引き上げられることはない。
よって、第２圧縮機１１３の運転周波数が低い状態での冷房運転時において、第２圧縮機１１３の吐出圧力の過昇を防止し、第２圧縮機１１３の運転信頼性の低下を抑制することができる。
また、第２圧縮機１１３の運転周波数に関わらず、第２圧縮機１１３の吐出圧力が第１圧縮機１１２の吐出圧力にまで引き上げられることはないため、第２圧縮機１１３の運転効率低下を防止することができる。

（実施の形態２）
本実施の形態における空気調和機の冷凍サイクル図を図２に示す。図２は図１と比較して、第１四方弁１１７と第１室外熱交換器１２０との間の配管と、第２四方弁１１８と第２室外熱交換器との間の配管とを結ぶバイパス管１４０があり、バイパス管１４０にはバイパス管開閉弁１４１が存在する。その他の構成は、図１と同じなので、図１と同一符号を付して示し、構成要素の説明は省略する。

図３に、室外ユニット１００の外観図を示す。室外ユニット１００は、いわゆる上吹きの室外ユニットである。ユニット上部に設置された室外送風ファン１５０が回転することにより、室外ユニット１００の内部が負圧となり、室外ユニット１００の周囲空気を、第１室外熱交換器１２０と第２室外熱交換器１２１を通して吸込む。そして、両熱交換器で熱交換した後の空気は、室外送風ファン１５０により上方に吹出す構成となっている。
図３に示すように、第１室外熱交換器１２０は、第２室外熱交換器１２１よりも間口面積が大きく、かつ、室外送風ファン１５０に近い位置に設置される。一般的に、上吹きの室外ユニットの側面に熱交換器を配置した場合、熱交換器を通過する空気の流速は、ファンに近い上部ほど速くなる。したがって、第１室外熱交換器１２０の単位面積あたりの熱交換能力は、第２室外熱交換器１２１に比べて大きい。

室外ユニット１００の冷房、暖房時の運転動作は、基本的に実施の形態１と同様である。ここでは、冷房運転時におけるバイパス管開閉弁１４１の動作を説明する。
実施の形態１にも記載したように、冷房負荷が、両圧縮機運転時の最小冷房能力よりも大きい場合は、第１圧縮機１１２と第２圧縮機１１３の両方を、例えば、運転コスト、もしくは、消費エネルギーが最小となるように運転する。冷房負荷が、両圧縮機運転時の最小冷房能力と同等で、第１圧縮機１１２と第２圧縮機１１３の両方を最低運転周波数で運転したときに運転コストが最小となる場合がある。

本実施の形態では、このように、第１圧縮機１１２と第２圧縮機１１３の両方を最低運転周波数で運転する場合に、バイパス管開閉弁１４１を開とし、かつ、第２室外ユニット減圧弁１３１を全閉とする。すると、第２圧縮機１１３の吐出冷媒は、第２圧縮機用油分離器１１６、第２四方弁１１８を通過した後、バイパス管１４０を通り、第１圧縮機１１２の吐出冷媒とともに、第２室外熱交換器１２１よりも単位面積あたりの熱交換能力の高い第１室外熱交換器１２０に流入し、熱交換することになる。
このような運転条件のもとで第１室外熱交換器１２０のみを用いた場合、第１室外熱交換器１２０と第２室外熱交換器１２１とを用いた場合に比べ、伝熱面積の低減効果よりも、第１室外熱交換器１２０内部における冷媒流速上昇による熱伝達率向上効果が大きく、冷媒から空気への放熱量は増大し、第１圧縮機１１２および第２圧縮機１１３の吐出圧力は低下する。

また、冷房負荷が、第１圧縮機１１２が最低運転周波数で運転した時の冷房能力（第１圧縮機１１２の最小冷房能力）よりも小さい場合には、第１圧縮機１１２のみでは断続運転に陥るため、第２圧縮機１１３のみを駆動することになる。
このとき、バイパス管開閉弁１４１を開とし、かつ、第２室外ユニット減圧弁１３１を全閉とする。すると、第２圧縮機１１３の吐出冷媒は、第２圧縮機用油分離器１１６、第２四方弁１１８を通過した後、バイパス管１４０を通り、第１室外熱交換器１２０に流入して凝縮する。
第１室外熱交換器１２０の単位面積あたりの熱交換能力は、第２室外熱交換器１２１に比べて大きいため、第２圧縮機１１３の吐出冷媒を第２室外熱交換器１２１で熱交換させる場合に比べ、空気調和機としての運転効率は向上する。

一方、冷房負荷が、第１圧縮機１１２の最小冷房能力より大きく、第１圧縮機１１２のみを駆動する場合は、バイパス管開閉弁１４１は閉とする。すると、第１圧縮機１１２の吐出冷媒は、第１圧縮機用油分離器１１５、第１四方弁１１７を通過した後、熱交換能力の高い第１室外熱交換器１２０に流入して凝縮する。
なお、第１圧縮機１１２と第２圧縮機１１３とを同時に駆動して冷房運転する場合は、バイパス管開閉弁１４１は閉とする。また、暖房運転時もバイパス管開閉弁１４１は閉とする。

以上の説明から明らかなように、本実施の形態においては、第１圧縮機１１２と第２圧縮機１１３の両方を最低運転周波数で冷房運転する場合に、第１圧縮機１１２と第２圧縮機１１３の両方の吐出冷媒を、第２室外熱交換器１２１よりも単位面積あたりの熱交換能力の高い第１室外熱交換器１２０のみで熱交換させ、第１圧縮機１１２および第２圧縮機１１３の吐出圧力を低下させる。
よって、第１圧縮機１１２と第２圧縮機１１３がともに最低周波数で駆動し、圧縮機各摺動部における潤滑が困難な冷房運転時でも、第１圧縮機および第２圧縮機の運転信頼性を向上させることができる。

また、冷房負荷が小さく、第１圧縮機１１２、あるいは、第２圧縮機１１３のみが稼動する場合は、第１圧縮機１１２、あるいは、第２圧縮機１１３の吐出冷媒を、空気流速が速く熱交換効率の高い第１室外熱交換器１２０にて空気と熱交換させる。
よって、冷房運転時において、第２圧縮機１１３のみが稼動する場合でも、空気調和機の運転効率を向上させることができる。

（実施の形態３）
本実施の形態における空気調和機の冷凍サイクル図を図４に示す。図４は、実施の形態で説明した図２と比較して、第１逆止弁１７１、第２逆止弁１７２、第３逆止弁１７３、第４逆止弁１７４が存在する。第１逆止弁１７１は第１四方弁１１７と第１室外熱交換器１２０との間、第２逆止弁１７２は第１四方弁１１７とガス管接続口１８０との間、第３逆止弁１７３は第２四方弁１１８と第２室外熱交換器１２１との間、第４逆止弁１７４は第２四方弁１１８とガス管接続口１８０との間に、それぞれ設置する。

第１逆止弁１７１は、第１圧縮機用油分離器１１５および第１四方弁１１７を通った第１圧縮機１１２の吐出冷媒を、第１室外熱交換器１２０の方向にのみ流通させ、その逆方向には流通させない。第２逆止弁１７２は、第１圧縮機用油分離器１１５および第１四方弁１１７を通った第１圧縮機１１２の吐出冷媒を、ガス管接続口１８０の方向にのみ流通させ、その逆方向には流通させない。
また、第３逆止弁１７３は、第２圧縮機用油分離器１１６および第２四方弁１１８を通った第２圧縮機１１３の吐出冷媒を、第２室外熱交換器１２１の方向にのみ流通させ、その逆方向には流通させない。第４逆止弁１７４は、第２圧縮機用油分離器１１６および第２四方弁１１８を通った第２圧縮機１１３の吐出冷媒を、ガス管接続口１８０の方向にのみ流通させ、その逆方向には流通させない。
その他の構成は、図２と同じなので、図２と同一符号を付して示し、構成要素の説明は省略する。

次に、室外ユニット１００、室内機２００、２１０の動作を説明する。制御部３００により、冷房運転する時の動作は、実施の形態１、２と同じなので、その説明は省略する。
制御部３００により、暖房運転する時は、実施の形態１と同様、第１四方弁１１７と第２四方弁１１８とは点線に冷媒を流すよう設定される（図１参照）。
第１室外熱交換器１２０および第２室外熱交換器１２１の着霜状態により、第１室外熱交換器１２０および第２室外熱交換器１２１の霜を融かす除霜運転が必要と判断した場合は、制御部３００により、除霜運転が行われる。制御部３００により、まず、エンジン１１１および第１圧縮機１１２と、第２圧縮機１１３を停止し、第１四方弁１１７のみ、実線に冷媒を流すよう切り換える。

次に、第１室外ユニット減圧弁１３０を開、第２室外ユニット減圧弁１３１を閉、エンジン排熱熱交換器用冷媒流量調整弁１３２を開、バイパス管開閉弁１４１を閉とし、エンジン１１１および第１圧縮機１１２と、第２圧縮機１１３を起動する。
第１圧縮機１１２が吐出した高温高圧のガス冷媒は、第１圧縮機用油分離器１１５、第１四方弁１１７、第１逆止弁１７１を通過した後、第１室外熱交換器１２０に流入し、第１室外熱交換器１２０の付着した霜を融かす。ガス冷媒は冷却されて高圧の液冷媒となり、第１室外ユニット減圧弁１３０とエンジン排熱熱交換器用冷媒流量調整弁１３２を通り、エンジン排熱熱交換器（第３室外熱交換器）１２２に流入する。

一方、第２圧縮機１１３が吐出した高温、高圧の吐出冷媒は、第２圧縮機用油分離器１１６、第２四方弁１１８、第３逆止弁１７４を通過した後、室内機２００、２１０に供給される。
室内機２００、室内機２１０に入った高温高圧のガス冷媒は、それぞれ、室内熱交換器２０１、２１１に流入する。高温高圧のガス冷媒は、室内熱交換器２０１、２１１にて、空調対象となっている空間の空気と熱交換して放熱したのち凝縮し、高圧の液冷媒となって、それぞれ、室内機減圧装置２０３、２１３を通り、室内機２００、２１０から流出する。室内機２００、２１０から流出した高圧の液冷媒は、液管接続口１９０を通って、第１室外ユニット減圧弁１３０を流出した液冷媒と合流し、エンジン排熱熱交換器用冷媒流量調整弁１３２を通り、エンジン排熱熱交換器１２２に流入する。

エンジン排熱熱交換器１２２に流入した液冷媒は、エンジン１１１の冷却に用いた高温の冷却水と熱交換して吸熱したのち蒸発する。エンジン排熱熱交換器１２２を出たガス冷媒は、アキュムレータ１１４に流入する。アキュムレータ１１４から流出したガス冷媒は、第１圧縮機１１２、および、第２圧縮機１１３に戻る。
第１室外熱交換器１２０の除霜が終了すると、第２室外ユニット減圧弁１３１を開とし、第１室外ユニット減圧弁１３０を閉として、第２室外熱交換器１２１の除霜を開始する。また、バイパス管開閉弁１４１は開とする。

第１圧縮機１１２が吐出した高温高圧のガス冷媒は、第１圧縮機用油分離器１１５、第１四方弁１１７、第１逆止弁１７１、バイパス管開閉弁１４１を通過した後、第２室外熱交換器１２１に流入し、第２室外熱交換器１２１の付着した霜を融かす。ガス冷媒は冷却されて高圧の液冷媒となり、第２室外ユニット減圧弁１３１とエンジン排熱熱交換器用冷媒流量調整弁１３２を通り、エンジン排熱熱交換器１２２に流入する。その後の冷媒の流れは、第１室外熱交換器１２０の除霜運転時と同様である。

以上の説明から明らかなように、本実施の形態においては、実施の形態２（図２）の構成に、例えば第１逆止弁１７１、第２逆止弁１７２、第３逆止弁１７３、第４逆止弁１７４を設置し、第１室外熱交換器１２０と第２室外熱交換器１２１を除霜するときは、第１四方弁１１７のみを実線に冷媒を流すよう切り換えることにより、室内機２００、２１０の暖房運転を行いながら、第１室外熱交換器１２０と第２室外熱交換器１２１の除霜を行うことができる。

本発明は、冷房運転時に、信頼性の高い運転をする空気調和機として好適に利用することができる。

１００ 室外ユニット
１１２ 第１圧縮機（エンジン駆動圧縮機）
１１３ 第２圧縮機（電源駆動圧縮機）
１１７ 第１四方弁
１１８ 第２四方弁
１２０ 第１室外熱交換器
１２１ 第２室外熱交換器
１２２ エンジン排熱熱交換器（第３室外熱交換器）
１４０ バイパス管（バイパス回路）
１４１ バイパス管開閉弁（開閉弁）
１８０ ガス管接続口
１９０ 液管接続口
２００，２１０ 室内機
３００ 制御部

Claims (7)

1. 第１圧縮機と、前記第１圧縮機よりも容量の小さい第２圧縮機と、前記第１圧縮機の吐出冷媒の流通方向を切り替える第１切換部と、前記第２圧縮機の吐出冷媒の流通方向を切り換える第２切換部と、第１室外熱交換器と、第２室外熱交換器と、ガス管接続口と、液管接続口と、冷房運転の制御部とを備え、
   前記冷房運転の制御部は、冷房運転時に、前記ガス管接続口を、前記第１圧縮機の吸入管と前記第２圧縮機の吸入管とに接続し、かつ、前記液管接続口を、前記第１室外熱交換器と第１切換部とを介して前記第１圧縮機の吐出管に接続し、また、前記第２室外熱交換器と第２切換部とを介して前記第２圧縮機の吐出管に接続するように、前記第１切換部および前記第２切換部を切り換える空気調和機の室外ユニット。
2. 前記第１切換部と前記第１室外熱交換器との間の配管と、前記第２切換部と前記第２室外熱交換器との間の配管とを結ぶバイパス回路と、前記バイパス回路の連通を制御する開閉弁とを備える、請求項１記載の空気調和機の室外ユニット。
3. 前記第１室外熱交換器の単位面積あたりの熱交換能力を前記第２室外熱交換器よりも高く設定し、
   前記冷房運転の制御部は、
   前記第１圧縮機と前記第２圧縮機の両方を低運転周波数で冷房運転する場合に、前記開閉弁を開とし、前記第２室外熱交換器の出口の第２膨張弁を閉とすることで、前記第１圧縮機と前記第２圧縮機の両方の吐出冷媒を、前記第１室外熱交換器で熱交換させる、請求項２記載の空気調和機の室外ユニット。
4. 前記冷房運転の制御部は、
   前記第１圧縮機が単独で稼働する時、前記開閉弁を閉とすることで、前記第１圧縮機の吐出冷媒を、前記第１室外熱交換器で熱交換させる、請求項２又は３記載の空気調和機の室外ユニット。
5. 前記冷房運転の制御部は、
   前記第２圧縮機が単独で稼働する時、前記開閉弁を開とし、前記第２室外熱交換器の出口の第２膨張弁を閉とすることで、前記第２圧縮機の吐出冷媒を、前記第１室外熱交換器で熱交換させる、請求項２又は３記載の空気調和機の室外ユニット。
6. 第１圧縮機と、前記第１圧縮機よりも容量の小さい第２圧縮機と、前記第１圧縮機の吐出冷媒の流通方向を切り替える第１切換部と、前記第２圧縮機の吐出冷媒の流通方向を切り換える第２切換部と、第１室外熱交換器と、第２室外熱交換器と、エンジン排熱と冷媒を熱交換させる第３室外熱交換器と、ガス管接続口と、液管接続口と、除霜運転の制御部とを備え、
   前記第１切換部と前記第１室外熱交換器との間の配管と、前記第２切換部と前記第２室外熱交換器との間の配管とを結ぶバイパス回路と、前記バイパス回路の連通を制御する開閉弁とを備え、
   前記第１切換部と前記第１室外熱交換器の間に設けた、前記第１室外熱交換器の方向にのみ流通させ、逆方向には流通させない第１逆止弁と、前記第１切換部と前記ガス管接続口の間に設けた、前記ガス管接続口の方向にのみ流通させ、逆方向には流通させない第２逆止弁と、前記第２切換部と前記第２室外熱交換器の間に設けた、前記第２室外熱交換器の方向にのみ流通させ、逆方向には流通させない第３逆止弁と、前記第２切換部と前記ガス管接続口の間に設けた、前記ガス管接続口の方向にのみ流通させ、逆方向には流通させない第４逆止弁とを備え、
   前記除霜運転の制御部は、
   除霜運転時に、前記ガス管接続口を、前記第２圧縮機の吐出管に接続し、かつ、前記液管接続口を、前記第３室外熱交換器を介して前記第１圧縮機および前記第２圧縮機の吸入管に接続し、また、前記第２室外熱交換器と第１切換部とを介して、または、前記第１室外熱交換器と第１切換部とを介して、前記第１圧縮機の吐出管に選択的に接続するように、前記第１切換部および前記第２切換部を切り換え、前記開閉弁を開閉する空気調和機の室外ユニット。
7. 第１圧縮機と、前記第１圧縮機よりも容量の小さい第２圧縮機と、前記第１圧縮機の吐出冷媒の流通方向を切り替える第１切換部と、前記第２圧縮機の吐出冷媒の流通方向を切り換える第２切換部と、第１室外熱交換器と、第２室外熱交換器と、ガス管接続口と、液管接続口とを備え、
   冷房運転時に、前記ガス管接続口を、前記第１圧縮機の吸入管と前記第２圧縮機の吸入管とに接続し、かつ、前記液管接続口を、前記第１室外熱交換器と第１切換部とを介して前記第１圧縮機の吐出管に接続し、また、前記第２室外熱交換器と第２切換部とを介して前記第２圧縮機の吐出管に接続するように、前記第１切換部および前記第２切換部を切り換える空気調和機の制御方法。

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