JP2010276238A - 冷凍サイクル装置 - Google Patents

Abstract

【課題】膨張弁毎に弁開度を分析することなく、膨張弁の閉塞を未然に回避することで、冷却効率の低下防止及び低圧側の圧力を一定とする安定的な冷凍サイクルの運転を実現する。
【解決手段】圧縮装置１５、放熱器１６、膨張弁４及び蒸発器５を含む冷媒回路を備えた冷凍サイクル装置１において、圧縮装置１５及び膨張弁４を制御する制御装置２０を備え、制御装置２０は、蒸発器５により冷却される被冷却空間の温度Ｔｒに基づいて圧縮装置１５の運転を制御すると共に、被冷却空間の温度Ｔｒと蒸発器５の入口側温度Ｔｉｎとの温度差が一定となるように膨張弁４の弁開度を制御する。
【選択図】図５

Description

本発明は、圧縮装置、放熱器、膨張弁及び蒸発器を含む冷媒回路を備えた冷凍サイクル装置に関するものであって、特に、膨張弁の制御に関する。

従来より、例えば低温ショーケースに採用される冷凍サイクル装置は、圧縮装置、放熱器、減圧装置及び蒸発器などを配管により順次環状に接続して所定の冷媒回路を形成すると共に、この冷媒回路内には所定量の冷媒が封入されて構成されている。そして、圧縮装置が運転されると、冷媒は圧縮されて高温高圧のガス状態となり、凝縮器に流入する。凝縮器において冷媒は放熱し、凝縮液化した後、減圧装置にて減圧され、蒸発器に供給される。蒸発器内においては減圧された後の液冷媒が蒸発し、そのときに周囲から吸熱することにより冷却作用を発揮する。

ここで、蒸発器による冷却作用を精密に制御するため、減圧装置として膨張弁が用いられている。通常、この膨張弁は、冷媒回路を循環する流量を制御して、凝縮後の冷媒を減圧させるものであり、冷却負荷に応じて弁開度が調整される。特許文献１に示される如き膨張弁は、蒸発器の出口側と入口側にそれぞれ設けられる温度センサの出力に基づき蒸発器における冷媒の過熱度を測定し、当該過熱度が一定となるように弁開度制御を行っていた。

一方、昨今では、フロン系冷媒の規制により代替品として自然冷媒である二酸化炭素が採用されている。この二酸化炭素冷媒は高低圧差が激しい冷媒で、臨界圧力が低く、圧縮により冷媒サイクルの高圧側が超臨界状態となることが知られている。

係る超臨界冷媒サイクルでは、放熱器側の熱源温度（例えば、放熱器と熱交換する熱媒体である外気の温度や室内の温度、或いは、給湯器の給水温度）が高い等の原因により、放熱器出口の冷媒温度が高くなる条件下においては、蒸発器入口の比エンタルピが大きくなるため、冷凍効果が著しく低下する問題が生じていた。この場合、冷凍能力を確保するには、高圧圧力を上昇させる必要があるため、圧縮動力が増大して、成績係数も低下する不都合が生じる。

このため、放熱器で冷却された冷媒を２つの冷媒流に分流し、分流された一方の冷媒流（第１の冷媒流）を絞り手段で絞った後に中間熱交換器の一方の通路（第１の流路）に流し、もう一方の冷媒流（第２の流路）を中間熱交換器の前記第１の流路と交熱的に設けられた他方の通路（第２の流路）に流した後、絞り手段を介して蒸発器にて蒸発させる所謂スプリットサイクル（二段圧縮一段膨張中間冷却サイクル）の冷凍装置が提案されている（例えば特許文献２）。

特開平８−３２７１６１号公報 特開２００６−２４２５５７号公報

図１５には、上述した如き膨張弁の過熱度制御を実行した際の所謂プルダウン時（例えば当該装置の設置後最初に運転を開始した際や、長期間休止した後運転を再開した際）における蒸発器の冷媒の入口温度と出口温度の変化を示している。図１５は、冷媒の入口温度と出口温度から算出される蒸発器における冷媒の過熱度を一定とするように膨張弁の開度を制御することで、円滑に被冷却空間の温度を降下させた状態を示している。

これに対し、当該装置の周囲温度が低い場合や、被冷却空間の負荷が低い場合には、図１６に示すように、はじめ蒸発器の入口温度が下がっていき、その後出口温度が下がっていくことで、これらから算出される過熱度（Ｔ１）は比較的大きい。しかし、負荷が低い場合は、直ぐに出口温度も入口温度に近い温度にまで下がっていくため、過熱度はＴ１、Ｔ２、Ｔ３と小さくなっていき、蒸発器の入口温度と出口温度が略同じ（図中Ｘ）となる。この過熱度が小さくなる過程で制御装置は膨張弁を閉め続け、弁開度が小さくなり過ぎ、ようやくとれた過熱度Ｔ４が比較的大きいため膨張弁を開けると、再び過熱度は小さく（Ｔ５）なって膨張弁を閉めるといった非効率的な制御となっていた。

また、一旦膨張弁を閉めすぎ、略全閉状態となると、蒸発器への冷媒流入が無くなることから、蒸発器の入口温度と同様に出口温度も上昇していって過熱度が小さい状態を保ってしまうため、制御装置は、更に膨張弁を閉める方向に制御してしまう問題があった。

このような膨張弁が閉塞状態となる不都合は、上記プルダウン時のみならず、安定した冷却運転時においても生じる問題である。

次に、図１７を参照して、上述したような二酸化炭素を使用したスプリットサイクルの冷凍装置の通常運転における各温度や圧力変化について説明する。図１７において、細実線にて示すＰｈは冷媒回路の高圧側の圧力変化、細点線にて示すＰｍは冷媒回路の中圧側の圧力変化、太実線にて示すＰｌは冷媒回路の低圧側の圧力変化を示している。また、太実線にて示すＴｉｎは蒸発器の入口温度、太点線にて示すＴｏｕｔは蒸発器の出口温度、細実線にて示すＴｒは被冷却空間温度、細点線にて示すＴｇａｓは吐出ガス温度、一点鎖線にて示すＳｐ１はスプリット回路の中間熱交換器の入口側温度、二点鎖線にて示すＳｐ２はスプリット回路の中間熱交換器の出口側温度をそれぞれ示している。

この場合、圧縮機は、蒸発器にて冷却される被冷却空間の温度に基づいてＯＮ−ＯＦＦ制御が成され、主回路の膨張弁は、蒸発器の入口温度Ｔｉｎと出口温度Ｔｏｕｔの差から算出される過熱度に基づき、当該過熱度が一定となるように開度制御がされている。図１７では、圧縮機の運転が停止された状態から被冷却空間の温度Ｔｒの温度上昇に基づいて圧縮機の運転が再開され、主回路の膨張弁の閉塞状態が生じた状態までを示している。

圧縮機の運転を停止すると、冷媒回路の高圧側、中圧側は圧力が低下していき、低圧側は徐々に上昇していく。また、蒸発器の入口温度Ｔｉｎ及び出口温度Ｔｏｕｔも徐々に上昇していく。これにより、被冷却空間の温度Ｔｒが所定のＯＮ点温度に達すると、制御装置は、圧縮機の運転を再開する。

このとき、制御装置は、蒸発器の入口温度Ｔｉｎ及び出口温度Ｔｏｕｔから得られる過熱度に基づき、主回路の膨張弁の開度を制御する。即ち、過熱度が所定値より大きい場合には、膨張弁の開度を上げ、当該膨張弁の冷媒流量を増加させる。過熱度が所定値よりも小さい場合には、膨張弁の開度を下げ、当該膨張弁の冷媒流量を減少させる。これにより、過熱度が所定値を下回ることにより生じる圧縮機への液バックを未然に回避する。

上記プルダウン運転時のように、膨張弁を閉めても過熱度が大きくならないため、図１７の（１）に示すように蒸発器の入口温度Ｔｉｎと出口温度Ｔｏｕｔがほぼ同一となった過熱度が０、若しくは著しく小さくなってしまい、膨張弁の開度を下げ、閉めすぎてしまうと、蒸発器内に冷媒が流入しなくなる膨張弁閉塞の状態が発生する。係る状態が放置されると、蒸発器の入口温度Ｔｉｎ及び出口温度Ｔｏｕｔはやがて上昇していくと共に、主回路の低圧側の圧力が急激に低下し、所定の下限値以下となる低圧異常を招来する（図１７中（２））。

このとき、当該スプリットサイクル冷却装置の場合、主回路の他に冷媒が循環する副回路（スプリット回路）が存在するため、主回路の膨張弁が閉塞しても、副回路を冷媒が循環し、主回路に冷媒が流れなくなって、副回路の中間熱交換器の入口側温度Ｓｐ１が急激に低下し（図１７中（３））、その後、中間熱交換器の出口側温度Ｓｐ２が急激に低下する（図１７中（４））。

そのため、主回路に低圧センサが設けられていない場合には、中間熱交換器の入口側温度Ｓｐ１や出口側温度Ｓｐ２が急激に低下するまで、当該低圧側の低圧異常が発生しているにもかかわらず、主回路の膨張弁が閉塞していることの判定ができないという問題があった。

そこで、膨張弁の閉めすぎによる蒸発器の閉塞を未然に回避すべく、予め使用する膨張弁の弁開度を分析し、弁が完全に閉塞される弁開度を把握することによって、膨張弁の閉塞を回避する制御を行うことが考えられる。しかしながら、膨張弁の特性には製品毎にバラツキがあるため、制御範囲の出荷時設定を製品毎に調整すると非常に生産性が悪く、現場修理を行った際にも制御範囲を調整する必要があった。

そこで、本発明は従来の技術的課題を解決すべく、膨張弁毎に弁開度を分析することなく、膨張弁の閉塞を未然に回避することで、冷却効率の低下防止及び低圧側の圧力を一定とする安定的な冷凍サイクルの運転を実現することができる冷凍サイクル装置を提供する。

上記課題を解決するために、本発明は、圧縮装置、放熱器、膨張弁及び蒸発器を含む冷媒回路を備えた冷凍サイクル装置であって、圧縮装置及び膨張弁を制御する制御手段を備え、この制御手段は、蒸発器により冷却される被冷却空間の温度に基づいて圧縮装置の運転を制御すると共に、被冷却空間の温度と蒸発器の入口側温度との温度差が一定となるように膨張弁の弁開度を制御することを特徴とする。

請求項２の発明は、圧縮装置、放熱器、膨張弁及び蒸発器を含む冷媒回路を備えた冷凍サイクル装置であって、圧縮装置及び膨張弁を制御する制御手段を備え、この制御手段は、蒸発器により冷却される被冷却空間の温度に基づいて圧縮装置の運転を制御すると共に、蒸発器の入口側温度が一定となるように膨張弁の弁開度を制御することを特徴とする。

請求項３の発明は、上記において、蒸発器の出口側温度が上昇傾向となった場合、制御手段は、膨張弁の弁開度を拡張させることを特徴とする。

請求項４の発明は、圧縮装置、放熱器、膨張弁及び蒸発器を含む冷媒回路を備えた冷凍サイクル装置であって、圧縮装置及び膨張弁を制御する制御手段を備え、この制御手段は、蒸発器により冷却される被冷却空間の温度に基づいて圧縮装置の運転を制御すると共に、プルダウン運転の開始から被冷却空間の温度が所定の冷却到達温度に低下するまでは、被冷却空間の温度と蒸発器の入口側温度との温度差が一定となるように膨張弁の弁開度を制御する第１の膨張弁制御を実行し、被冷却空間の温度が冷却到達温度に低下した後は、蒸発器の入口側温度が一定となるように膨張弁の弁開度を制御し、且つ、蒸発器の出口側温度が上昇傾向となった場合、膨張弁の弁開度を拡張させる第２の膨張弁制御を実行することを特徴とする。

請求項５の発明は、上記各発明において、分流器、副減圧装置、中間熱交換器を更に備えると共に、圧縮装置は、低段側圧縮手段と高段側圧縮手段を有し、低段側圧縮手段で圧縮されて吐出された冷媒を高段側圧縮手段に吸い込ませて圧縮し、この高段側圧縮手段から吐出された冷媒を放熱器に流すと共に、当該放熱器から出た冷媒を分流器にて主回路と副回路とに分流し、この副回路に流れる冷媒を副減圧装置から中間熱交換器に流して分流器から主回路に流れる冷媒と熱交換させた後、高段側圧縮手段に吸い込ませ、主回路に流れる冷媒を膨張弁から蒸発器に流した後、低段側圧縮手段に吸い込ませることを特徴とする。

請求項６の発明は、上記において、冷媒として二酸化炭素を使用したことを特徴とする。

本発明の冷凍サイクル装置は、圧縮装置、放熱器、膨張弁及び蒸発器を含む冷媒回路を備えたものであって、圧縮装置及び膨張弁を制御する制御手段を備え、この制御手段は、蒸発器により冷却される被冷却空間の温度に基づいて圧縮装置の運転を制御すると共に、被冷却空間の温度と蒸発器の入口側温度との温度差が一定となるように膨張弁の弁開度を制御するので、特に、プルダウン時には、被冷却空間の温度に応じて蒸発器の入口温度を降下させていくことができ、これにより、当該蒸発器の入口温度が指標となる低圧側圧力を徐々に低下させていくことができる。

そのため、膨張弁の絞りすぎ（閉めすぎ）を未然に回避することができ、効率の低下を防止できる。

請求項２の発明の冷凍サイクル装置は、圧縮装置、放熱器、膨張弁及び蒸発器を含む冷媒回路を備えたものであって、圧縮装置及び膨張弁を制御する制御手段を備え、この制御手段は、蒸発器により冷却される被冷却空間の温度に基づいて圧縮装置の運転を制御すると共に、蒸発器の入口側温度が一定となるように膨張弁の弁開度を制御するので、上記請求項１の如くプルダウン運転により被冷却空間の温度が所定の冷却到達温度に低下した後は、当該蒸発器の入口側温度が一定となるように膨張弁の開度を制御することで、低圧側圧力センサを用いることなく、低圧側圧力を一定とする安定的な冷凍サイクルの運転を実現することができる。

これによっても、低圧側圧力が所定の異常低圧となる以前に、未然に膨張弁の閉めすぎ（閉塞）を回避することができるため、膨張弁の閉めすぎによる効率の低下を防止することができる。

また、請求項３の発明によれば、上記において、蒸発器の出口側温度が上昇傾向となった場合、制御手段は、膨張弁の弁開度を拡張させるので、周囲の環境変化や被冷却空間の負荷の影響で、蒸発器に流入する冷媒量が不十分となることによる蒸発器の出口側温度の上昇傾向を検出して、膨張弁の弁開度を拡張させ、必要な冷媒流量を確保することができると共に、膨張弁の閉塞により蒸発器の出口側温度が上昇傾向となった場合も、膨張弁の弁開度を拡張させるので、膨張弁の閉塞を回避することができる。

請求項４の発明の冷凍サイクル装置によれば、圧縮装置、放熱器、膨張弁及び蒸発器を含む冷媒回路を備えたものであって、圧縮装置及び膨張弁を制御する制御手段を備え、この制御手段は、蒸発器により冷却される被冷却空間の温度に基づいて圧縮装置の運転を制御すると共に、プルダウン運転の開始から被冷却空間の温度が所定の冷却到達温度に低下するまでは、被冷却空間の温度と蒸発器の入口側温度との温度差が一定となるように膨張弁の弁開度を制御する第１の膨張弁制御を実行するので、係るプルダウン運転時には、被冷却空間の温度に応じて蒸発器の入口温度を降下させていくことができ、これにより、当該蒸発器の入口温度が指標となる低圧側圧力を徐々に低下させていくことができる。そのため、膨張弁の絞りすぎ（閉めすぎ）を未然に回避することができ、効率の低下を防止できる。

また、制御手段は、被冷却空間の温度が冷却到達温度に低下した後は、蒸発器の入口側温度が一定となるように膨張弁の弁開度を制御し、且つ、蒸発器の出口側温度が上昇傾向となった場合、膨張弁の弁開度を拡張させる第２の膨張弁制御を実行するので、低圧側圧力センサを用いることなく、低圧側圧力を一定とする安定的な冷凍サイクルの運転を実現することができる。

これによっても、低圧側圧力が所定の異常低圧となる以前に、未然に膨張弁の閉めすぎ（閉塞）を回避することができるため、膨張弁の閉めすぎによる効率の低下を防止することができる。

また、請求項５の発明によれば、上記各発明において、分流器、副減圧装置、中間熱交換器を更に備えると共に、圧縮装置は、低段側圧縮手段と高段側圧縮手段を有し、低段側圧縮手段で圧縮されて吐出された冷媒を高段側圧縮手段に吸い込ませて圧縮し、この高段側圧縮手段から吐出された冷媒を放熱器に流すと共に、当該放熱器から出た冷媒を分流器にて主回路と副回路とに分流し、この副回路に流れる冷媒を副減圧装置から中間熱交換器に流して分流器から主回路に流れる冷媒と熱交換させた後、高段側圧縮手段に吸い込ませ、主回路に流れる冷媒を膨張弁から蒸発器に流した後、低段側圧縮手段に吸い込ませることにより、請求項６の発明の如く冷媒として二酸化炭素を使用した所謂スプリットサイクル冷却装置において、上記各発明の膨張弁制御を実行することで、主回路の膨張弁の閉塞を未然に回避することができる。

即ち、通常、スプリットサイクル冷却装置は、主回路の膨張弁の閉塞があった場合、副回路を冷媒が循環することで、主回路に冷媒が流れなくなって中間熱交換器の入口側温度や出口側温度が急激に低下するまで主回路の膨張弁が閉塞していることが判定できず、膨張弁の閉塞してから当該判定までに低圧側圧力が著しく低下した低圧異常を生じることとなるが、係る発明によれば、主回路の膨張弁の閉塞を未然に回避できるため、低圧側圧力センサを用いることなく、低圧側圧力を一定とする安定的な冷凍サイクルの運転を実現することができる。

本発明の冷凍サイクル装置を採用した実施例の業務用冷凍庫の斜視図である。 図１の業務用冷凍庫の概略縦断側面図である。 蒸発器の拡大斜視図である。 冷却ユニットの概略斜視図である。 冷凍サイクル装置の冷媒回路図である。 圧縮装置の概略構成図である。 制御装置（制御手段）の電気ブロックである。 第１の膨張弁制御のフローチャートである。 膨張弁の操作量の制御テーブルの一例を示す図である。 同じく膨張弁の操作量の制御テーブルの一例を示す図である。 冷却運転時における庫内温度Ｔｒ及び入口側温度Ｔｉｎの変化を示す図である。 第２の膨張弁制御のフローチャートである。 膨張弁の操作量の制御テーブルの一例を示す図である。 同じく膨張弁の操作量の制御テーブルの一例を示す図である。 従来の冷凍サイクル装置の膨張弁制御した際の蒸発器入口温度出口温度の変化を示す図である。 従来の低負荷時などにおける蒸発器入口温度出口温度の変化を示す図である。 スプリットサイクルの冷凍装置の通常運転における各温度や圧力変化を示す図である。

以下、図面に基づき本発明の実施形態を詳細に説明する。図１は本発明の冷凍サイクル装置１を採用した実施例の業務用冷凍庫Ｒの斜視図、図２は図１の業務用冷凍庫Ｒの概略縦断側面図、図３は蒸発器の拡大斜視図、図４は冷却ユニットの概略斜視図をそれぞれ示している。

本実施例における冷凍庫Ｒは、前面に開口する本体としての断熱箱体２により構成されており、この内部には、被冷却空間としての貯蔵室３が構成されている。この貯蔵室３内上部には、本発明の冷凍サイクル装置１を構成する蒸発器５及び蒸発器５の近傍に冷気循環用送風機６が取り付けられている。

図３に示すように、一端が詳細は後述する膨張弁４の出口側に接続され、他端が蒸発器５の入口側に接続された冷媒配管５Ａには、蒸発器５の入口側温度Ｔｉｎを検出する入口側温度センサ８が設けられている。そしてこの蒸発器５の出口側に接続された冷媒配管５Ｂには、係る蒸発器５の出口側温度Ｔｏｕｔを検出する出口側温度センサ９が設けられている。

蒸発器５及び送風機６の下方に取り付けられる７は、蒸発器５が取り付けられる冷却室１１と貯蔵室３内との区画を兼ねたドレンパンであり、このドレンパン７には、送風機６に対応して図示しない冷気吸込口が形成され、後方は開放されている。これにより、送風機６より貯蔵室３から冷却室１１に吸い込まれた冷気は、蒸発器５と熱交換された後、冷却室１１後方から吐出される。また、ドレンパン７の冷気吸込口の近傍には、被冷却空間としての貯蔵室３内の温度を検出するための庫内温度センサ１０が設けられている。

一方、断熱箱体２の天面には四方を囲繞するパネル１２又はアングル（図１では前面パネルを取り外した状態を示している）によって機械室１３が画成されており、この機械室１３内には、冷凍サイクル装置１を構成する圧縮機１５や放熱器１６などが断熱仕切板１４上に設置され、当該断熱仕切板１４の下方に位置する冷却室１１内に設けられる蒸発器５と共に冷凍サイクル装置１の冷媒回路を構成している。尚、蒸発器５と機械室１３内の機器とを接続する冷媒配管５Ａ、５Ｂは、断熱仕切板１４に形成される結合穴１４Ａを介して配設される。また、当該機械室１３内には、放熱器用送風機１７及び内部に制御装置（制御手段）２０を備えた電装箱１８が設けられている。

ここで、本発明の冷凍サイクル装置１の詳細について図５の冷媒回路図を参照して説明する。本発明の一実施例として採用される本実施例の冷凍サイクル装置１は、冷媒として二酸化炭素を使用し、高圧側の冷媒圧力（高圧圧力）がその臨界圧力以上（超臨界）となるスプリットサイクル（二段圧縮一段膨張中間冷却サイクル）の冷凍サイクル装置である。

本実施例の冷凍サイクル装置１は、圧縮手段を構成する低段側の圧縮要素（低段側圧縮手段）１５Ａと、同じく圧縮手段を構成する高段側の圧縮要素（高段側圧縮手段）１５Ｂと、放熱器１６と、分流器２３と、合流器２４と、副減圧装置としての補助膨張弁２５と、中間熱交換器２７と、内部熱交換器２８と、膨張弁４と、蒸発器５とから冷凍サイクルが構成されている。

上記放熱器１６は空気、又は、水、又は、その他の第２の熱媒体に高段側の圧縮要素１５Ｂから出た高温高圧の冷媒を放熱させることによって、当該高段側の圧縮要素１５Ｂから出た冷媒を冷却するための熱交換器である。本実施例の放熱器１６は、空気に放熱するガスクーラ熱交換器を用いるものとする。また、分流器２３は放熱器１６から出た冷媒を二つの流れに分岐させる分流装置である。即ち、本実施例の分流器２３は、放熱器１６から出た冷媒を第１の冷媒流と第２の冷媒流とに分流し、第１の冷媒流を副回路３１に流し、第２の冷媒流を主回路３０に流すように構成されている。

図５における主回路３０は、分流器２３にて分流された冷媒が、中間熱交換器２７の内管２７Ｂ、内部熱交換器２８の内管２８Ｂ、ストレーナ３２、膨張弁４、蒸発器５、逆流防止弁３３、内部熱交換器２８の外管２８Ａ及びストレーナ３４を順次通り、低段側圧縮手段を構成する圧縮要素１５Ａの吸込側へ供給されるように接続されている。副回路３１は、分流器２３にて分流された冷媒が、ストレーナ３５、補助膨張弁２５及び中間熱交換器２７の外管２７Ａを順次通り、高段側圧縮手段を構成する圧縮要素１５Ｂの吸込側へ供給されるように接続されている。

本実施例において圧縮装置を構成する圧縮機１５は、冷媒を低段側圧縮手段としての圧縮要素１５Ａと、高段側圧縮手段としての圧縮要素１５Ｂが単一の密閉容器４０内に収納される内部中間圧二段圧縮式ロータリ圧縮機を採用している。図６の圧縮機１５の概略構成図に示すように、密閉容器４０内に低段側圧縮要素１５Ａと、高段側圧縮要素１５Ｂと、これらの電動要素４１が収納される。

低段側圧縮要素１５Ａの吸込側には、ストレーナ３４を出た冷媒が導入される冷媒導入管４２が接続され、当該低段側圧縮要素１５Ａに取り込まれた冷媒は、ここで中間圧まで昇圧される。この低段側圧縮要素１５Ａにて圧縮された冷媒は、連通管４３より密閉容器４０内に吐出される。密閉容器４０には、合流器２４介して副回路３１からの冷媒を密閉容器４０内に流入させるための冷媒配管４４が接続されている。

高段側圧縮要素１５Ｂの吸込側には、一端が密閉容器４０内にて開放した冷媒導入管４５が設けられており、低段圧縮要素１５Ａにて中間圧まで昇圧された冷媒と、副回路３１空の中間圧冷媒とが混合された冷媒が、当該冷媒導入管４５より高段側圧縮要素１５Ｂ内に流入され、ここで更に所定の高圧まで昇圧される。このとき、この高段側圧縮要素１５Ｂにて圧縮された冷媒は、超臨界状態とされ、冷媒吐出管４６を介して、放熱器１６に流入される。

尚、本実施例では、前記圧縮装置を構成する各圧縮要素１５Ａ、１５Ｂは単一のモータで一体に結合された構成としているが、これに限定されるものではなく、それぞれモータを備えた２つの圧縮機から構成しても良い。或いは、中間吸込ポートを設けた１つの圧縮要素を備える構成としてもかまわない。１つの圧縮要素の場合、圧縮機を吸込ポートと吐出ポートの間に中間吸込ポートを持ち、中間熱交換器２７から流れ出た冷媒は、当該中間吸込ポートより圧縮要素内に吸入される。

放熱器１６を出た冷媒は通過する過程で冷却された後、分流器２３に入り、第１の冷媒流が流れる副回路３１と、第２の冷媒流が流れる主回路３０とに分流される。分流器２３で分流された一方の冷媒流（第１の冷媒流）は、副回路３１に入り、補助膨張弁２５で中間圧（即ち、低段側圧縮要素１５Ａの吐出圧力であり、高段側圧縮要素１５Ｂの吸込圧力と略同圧）まで減圧される。そして、中間熱交換器２７の外管２７Ａ内を通過し、当該外管２７Ａ内を通過する過程で、内管２７Ｂを通過する分流器２３で分流された後の他方の冷媒流である第２の冷媒流と熱交換して蒸発する。その後、合流器２４にて、低段側の圧縮要素１５Ａで圧縮された後の第２の冷媒流と合流して、高段側圧縮要素１５Ｂに吸い込まれる。

一方、分流器２３で分流された他方の冷媒流（第２の冷媒流）は、主回路３０に入り、中間熱交換器２７の内管２７Ｂ内を通過する過程で、補助膨張弁２５によって減圧された第１の冷媒流と熱交換することで、冷却された後、内部熱交換器２８の内管２８Ｂ内を通過する。当該内管２８Ｂ内を通過する過程で、外管２８Ａ内を流れる蒸発器５から流出された冷媒と熱交換することで冷却される。

そして、内部熱交換器２８から流出された第１の冷媒流は、詳細は後述する如く開度制御が行われる膨張弁４にて蒸発圧力まで減圧された後、蒸発器５内に流入し被冷却空間を熱源として蒸発し、内部熱交換器２８の外管２８Ａを経て低段側の圧縮要素１５に帰還する。尚、内部熱交換器２８は、膨張弁４に流入する冷媒を、蒸発器５から流出した低温冷媒と熱交換させることによって、冷却性能の向上を図るものである。

このように、本実施例の冷凍装置は、冷媒として自然冷媒であり、臨界圧力が低く、冷媒サイクルの高圧が超臨界状態となる二酸化炭素を使用するものである。係る超臨界冷媒サイクルにおいて、従来の単段の冷凍装置を使用すると放熱器の熱源温度（例えば外気温度）が高いなどの原因により、放熱器１６の出口の冷媒温度が高くなる条件下では、蒸発器５の入口冷媒の比エンタルピが大きくなり、冷凍効果が著しく低下する問題が生じていた。それにより、冷凍能力が低下するため、当該冷凍能力を確保するために高圧圧力を上昇させる必要があり、圧縮動力が増大して、成績係数（ＣＯＰ）も悪化する不都合が生じていた。

このように、放熱器１６で冷却された後の冷媒を分流し、減圧膨張させた一方の副回路３１を流れる第１の冷媒流により、分流された他方の主回路３０を流れる第２の冷媒流を冷却する、所謂、スプリットサイクル冷却装置を用いることで、蒸発器５の入口の比エンタルピを小さくし、冷凍効果を大きくすることが可能となった。また、この場合、分流された副回路３１の第１の冷媒流を圧縮手段の中間圧部、即ち本実施例では高段側の圧縮要素１５Ｂに吸い込ませることで、低段側の圧縮要素１５Ａで圧縮する冷媒の量を減少させることができ、その結果圧縮動力が低下し、成績係数が向上する。

しかしながら、主回路３０に設けられた膨張弁４が蒸発器５の入口温度と出口温度から算出される過熱度を一定とするように制御を行うと、低外気温時や低負荷時において、過熱度がとれなくなり、膨張弁４の開度を閉める方向に繰り返し制御されることで、弁閉塞が生じる場合がある。当該弁閉塞によって主回路３０の低圧側の圧力が急激に低下し、所定の下限値以下となる低圧異常を招来する。

しかし、この際、本実施例の如きスプリットサイクル冷却装置の場合、主回路３０の他に冷媒が循環する副回路３１が存在するため、主回路３０の膨張弁４が閉塞した後も、副回路３１を冷媒が循環し、主回路３０に冷媒が流れなくなって、副回路３１の中間熱交換器２７の入口側温度Ｓｐ１が急激に低下し（図１７中（３））、その後、当該中間熱交換器２７の出口側温度Ｓｐ２が急激に低下する（図１７中（４））。

そのため、主回路３０に低圧センサが設けられていない場合には、中間熱交換器２７の入口側温度Ｓｐ１や出口側温度Ｓｐ２が急激に低下するまで、当該低圧側の低圧異常が発生しているにもかかわらず、主回路の膨張弁が閉塞していることの判定ができないという問題が生じる。当該弁閉塞を判定するまでは、低圧側の圧力（蒸発圧力）異常を把握できずこの状態が放置される問題が生じる。

以下、本発明の冷凍装置１の制御について説明する。

図７は冷凍サイクル装置１に配設される制御装置（制御手段）２０の電気ブロックを示している。制御装置２０は、汎用のマイクロコンピュータにより構成されており、タイマ、ＰＩＤ演算処理部、プログラムやデータを格納するメモリ等を備えており、図示しない庫内設定スイッチによって設定される庫内設定温度となるような制御動作や、後述する如き膨張弁４の制御動作等を所定のプログラムに従って実行する。

この入力側には、貯蔵室（被冷却空間）３内の温度を検出する庫内温度センサ１０と、蒸発器５の冷媒入口側温度を検出する入口側温度センサ８と、蒸発器５の冷媒出口側温度を検出する出口側温度センサ９と、前記機械室１３内に配設される外気温度センサ５０と、放熱器１６の出口温度センサ５１が接続されている。

そして、制御装置２０の出力側には、各圧縮要素１５Ａ、１５Ｂを駆動させる電動要素４１と、蒸発器５と熱交換した冷気を貯蔵室３内に吐出して循環させるための冷気循環用送風機６、放熱器１６を空冷するための放熱器用送風機１７、膨張弁４、補助膨張弁２５が接続されている。

本実施例において、主回路３０に設けられる膨張弁４及び副回路３１に設けられる補助膨張弁２５は、例えば、制御装置２０により発生する駆動パルスに基づき、ステッピングモータによって駆動制御される所謂電子膨張弁である。当該制御、特に膨張弁４の弁開度制御についての詳細は後述する。尚、本実施例では、副回路３１の補助膨張弁２５を電子膨張弁により構成しているが、これに限定されるものではなく、キャピラリチューブなど他の減圧手段を用いても良い。

以上の構成で、先ず、圧縮装置１５の運転制御について説明する。本実施例において、制御装置２０は、庫内温度センサ１０により検出される庫内温度Ｔｒに基づいて圧縮装置１５の電動要素４１の周波数制御を実行する。

具体的には、電動要素４１の運転周波数は、制御装置２０の内部に設けられるＰＩＤ演算処理部によって、庫内温度センサ１０が検出する庫内温度Ｔｒと、庫内目標温度との偏差から、比例（Ｐ）、と、積分（Ｉ）と、微分（Ｄ）の演算の実行に基づくＰＩＤ制御を実行する。この場合、前記ＰＩＤ演算処理部は、庫内温度センサ１０が検出する庫内温度Ｔｒと、庫内目標温度との差（偏差）に比例して、制御量を算出する比例動作と、偏差の積分値（偏差を時間軸方向に積分した値）より制御量を算出する積分動作と、偏差の変化の傾き（微分値）より制御量を算出する微分動作を行って、これらの制御量を加算した制御量から電動要素４１の運転周波数を決定する。

次に、膨張弁４の開度制御について説明する。先ず、プルダウン時における膨張弁の開度制御（第１の膨張弁制御）について図８乃至図１０を参照して説明する。図８は第１の膨張弁制御のフローチャート、図９は膨張弁４の操作量の制御テーブルの一例を示す図、図１０は同じく膨張弁４の操作量の制御テーブルの一例を示す図、図１１は冷却運転時における庫内温度Ｔｒ及び入口側温度Ｔｉｎの変化を示す図である。

制御装置２０には、予め膨張弁４の最低開度が設定されている。通常、膨張弁４は、個体毎に開度のバラツキがある。そのため、本実施例では、当該バラツキがあっても問題ない最小限開度を最低開度として設定すると共に、同様にバラツキがあっても問題ない最大限開度を最大開度として設定する。

先ず、プルダウン運転時において実行させる第１の膨張弁制御では、制御装置２０は、ステップＳ１において蒸発器入口温度Ｔｉｎを検出する入口側温度センサ８が検出する温度を読み込み、予め制御装置２０に設定した庫内目標温度Ｔｃよりも所定温度低い冷却到達温度Ｔａと比較する。ここでは、冷却到達温度Ｔａは、庫内目標温度Ｔｃよりも４℃低い温度（Ｔａ＝Ｔｃ−４℃）とする。尚、当該冷却到達温度Ｔａは、一例であり、これに限定されるものではない。

蒸発器５の入口温度Ｔｉｎが冷却到達温度Ｔａ以下である場合には、ステップＳ２に進み、後述する安定時における第２の膨張弁制御を実行する。一方、蒸発器５の入口温度Ｔｉｎが冷却到達温度Ｔａより高い場合には、プルダウン運転であると判断して、ステップＳ３に進み、制御装置２０は、庫内温度センサ１０が検出する庫内温度（被冷却空間温度）Ｔｒと、入口側温度センサ８が検出する蒸発器５の入口側温度Ｔｉｎを読み込み、これらの差が所定の温度差（第１の制御温度差Ｔｓ１）、例えば７ｄｅｇとなるように膨張弁４の開度の操作量を取得する。尚、当該第１の制御温度差Ｔｓ１は、これに限定されるものではなく、任意に設定可能とする。

即ち、本実施例では、現在の庫内温度Ｔｒと、蒸発器５の入口側温度Ｔｉｎとの差が一定（第１の制御温度差Ｔｓ１）となるように膨張弁４の弁開度を制御する。当該制御の詳細について、図９、図１０の制御テーブルを参照して以下に説明する。

ここで、一例として、制御装置２０に設定されている庫内目標温度Ｔｃが−２１℃、冷却到達温度Ｔａがこれよりも４℃低い−２５℃と、第１の制御温度差Ｔｓ１を７ｄｅｇとする。

図１０に示すように、当該庫内温度Ｔｒと入口側温度Ｔｉｎとの温度差が第１の制御温度差Ｔｓ１と比較して５ｄｅｇ以上大きい場合、庫内温度と蒸発器５の入口側温度との温度差が、庫内温度Ｔｒを低下させるに十分以上であるため、蒸発器５への冷媒流量を増大させて、圧縮装置の冷媒吐出量に対する蒸発器５における冷却効率を確保すべく、膨張弁４を５ステップ拡張する（開ける）。

当該庫内温度Ｔｒと入口側温度Ｔｉｎとの温度差が第１の制御温度差Ｔｓ１と比較して２〜５ｄｅｇ大きい場合、庫内温度と蒸発器５の入口側温度との温度差が、庫内温度Ｔｒを低下させるに十分以上であるため、蒸発器５への冷媒流量を増大させて、圧縮装置の冷媒吐出量に対する蒸発器５における冷却効率を確保すべく、膨張弁４を３ステップ拡張する（開ける）。

当該庫内温度Ｔｒと入口側温度Ｔｉｎとの温度差が第１の制御温度差Ｔｓ１と比べて−２〜２ｄｅｇの範囲である場合、目標とする温度差の範囲内にあるため、圧縮装置の冷媒吐出量に対する蒸発器５における冷却効率が適切に確保されている状態と想定される。そのため、膨張弁４の開度を維持する。

当該庫内温度Ｔｒと入口側温度Ｔｉｎとの温度差が第１の制御温度差Ｔｓ１と比べて−７〜−２ｄｅｇの範囲である場合、庫内温度と蒸発器５の入口側温度との差が、庫内温度Ｔｒを低下させるには不十分又は非効率であるため、蒸発器５の入口側温度を低下させるべく、膨張弁４を３ステップ縮小する（閉める）。

また、当該庫内温度Ｔｒと入口側温度Ｔｉｎとの温度差が第１の制御温度差Ｔｓ１と比べて−７ｄｅｇより小さい場合、庫内温度と蒸発器５の入口側温度との差が、庫内温度Ｔｒを低下させるには不十分又は非効率であるため、蒸発器５の入口側温度を低下させるべく、膨張弁４を５ステップ縮小する（閉める）。

当該図１０の制御テーブルを図９のケースに適用した場合について述べる。業務用冷凍庫Ｒの設置直後の運転開始時や、長期間運転していなかった場合に運転を再開した場合、若しくは、除霜運転終了後は、冷やし込み制御となるプルダウン運転となる。図９に示すように庫内温度Ｔｒよりも蒸発器５の入口側温度Ｔｉｎが高い場合（特に除霜運転終了特後など）には、Ｔｒ−Ｔｉｎは、負の値なり、当該値と、第１の制御温度差Ｔｓ１との差（Ｔｒ−Ｔｉｎ−７℃）は、−７ｄｅｇより小さい値となる。この場合、膨張弁４の開度操作量を閉める方向に５ステップとする。

徐々に蒸発器５の入口側温度Ｔｉｎが降下していき、例えば庫内温度Ｔｒが３０℃、当該入口側温度Ｔｉｎが３０℃となり、これらの温度差が０となった場合、Ｔｓ１との差（Ｔｒ−Ｔｉｎ−７℃）は、−７ｄｅｇとなる。この場合、庫内温度Ｔｒと蒸発器５の入口側温度Ｔｉｎとの差とＴｓ１との差が負の値であって、上記同様に大幅であることから、膨張弁４の開度操作量を縮小する（閉める）方向に５ステップとする。

更に、蒸発器５の入口側温度Ｔｉｎが降下していき、例えば庫内温度Ｔｒが３０℃、当該入口側温度Ｔｉｎが２３℃となり、これらの温度差が７℃となった場合、第１の制御温度差Ｔｓ１との差（Ｔｒ−Ｔｉｎ−７℃）は、０となる。この場合、庫内温度Ｔｒと蒸発器５の入口側温度Ｔｉｎとの差が、目標とする第１の制御温度差Ｔｓ１に制御されており、膨張弁４の開度操作量を０とする。

更に、蒸発器５の入口側温度Ｔｉｎが降下していき、例えば庫内温度Ｔｒが２０℃、当該入口側温度Ｔｉｎが１５℃となり、これらの温度差が５℃となった場合、第１の制御温度差Ｔｓ１との差（Ｔｒ−Ｔｉｎ−７℃）は、−２ｄｅｇとなる。この場合、庫内温度Ｔｒと蒸発器５の入口側温度Ｔｉｎとの差は、第１の制御温度差Ｔｓ１付近に制御されており、膨張弁４の開度操作量を０とする。

そして、更に、蒸発器５の入口側温度Ｔｉｎが降下していき、例えば庫内温度Ｔｒが３℃、当該入口側温度Ｔｉｎが−５℃となり、これらの温度差が８℃となった場合、第１の制御温度差Ｔｓ１との差（Ｔｒ−Ｔｉｎ−７℃）は、１ｄｅｇとなる。この場合、徐々に庫内温度Ｔｒと蒸発器５の入口側温度Ｔｉｎとの差は広がっているものの、制御の指標となるＴｓ１付近に制御されており、膨張弁４の開度操作量を０とする。

例えば庫内温度Ｔｒが−５℃、当該入口側温度Ｔｉｎが−１５℃となり、これらの温度差が１０℃となった場合、第１の制御温度差Ｔｓ１との差（Ｔｒ−Ｔｉｎ−７℃）は、３ｄｅｇとなる。この場合、庫内温度Ｔｒに対して、蒸発器５の入口側温度Ｔｉｎが低すぎるため、膨張弁４の開度操作量を拡張する（開ける）方向に３ステップとする。

また、庫内温度Ｔｒが１０℃、当該入口側温度Ｔｉｎが−１０℃となり、これらの温度差が２０℃となった場合、第１の制御温度差Ｔｓ１との差（Ｔｒ−Ｔｉｎ−７℃）は、１３ｄｅｇとなる。この場合、庫内温度Ｔｒに対して、蒸発器５の入口側温度Ｔｉｎが低すぎるため、膨張弁４の開度操作量を拡張する（開ける）方向に５ステップとする。

例えば庫内温度Ｔｒが−１５℃、当該入口側温度Ｔｉｎが−１９℃となり、これらの温度差が４℃となった場合、第１の制御温度差Ｔｓ１との差（Ｔｒ−Ｔｉｎ−７℃）は、−３ｄｅｇとなる。この場合、庫内温度Ｔｒに対して、蒸発器５の入口側温度Ｔｉｎが高いと判断でき、膨張弁４の開度操作量を縮小する（閉める）方向に３ステップとする。

ステップＳ４において、上記ステップＳ３において取得された膨張弁４の開度操作量と現在の膨張弁４の開度の和から得られる指示開度が制御装置２０に予め設定されている最大開度より低く最低開度より高い場合には、ステップＳ５に進み、取得された膨張弁４の開度操作量と現在の膨張弁４の開度の和から得られる開度を指示開度として膨張弁４の開度を拡張又は縮小制御する。尚、当該指示開度が最大開度又は最低開度である場合には、ステップＳ６に進み、当該最大開度又は最低開度を指示開度として膨張弁４の開度を制御する。その後、制御装置２０は、ステップＳ１に戻り、所定時間毎に蒸発器５の入口側温度Ｔｉｎ及び庫内温度Ｔｒのサンプリングを実行し、そのたび毎に膨張弁４の開度操作量を取得し、開度制御が行われることとなる。

このように、庫内温度Ｔｒに対して、蒸発器５の入口側温度Ｔｉｎが低すぎる場合、即ち、庫内温度Ｔｒと入口側温度Ｔｉｎとの温度差が目標とする第１の制御温度差Ｔｓ１よりも大きい場合、庫内温度と蒸発器５の入口側温度との温度差が、庫内温度Ｔｒを低下させるに十分以上であるため、膨張弁４の開度を拡張させることで、蒸発器５への冷媒流量を増加させて蒸発器５全体としての冷却能力の確保を図ることができる。そのため、蒸発器５の入口温度が指標となる低圧側圧力（蒸発圧力）を徐々に低下させていくことができる。

また、庫内温度Ｔｒに対して、蒸発器５の入口側温度Ｔｉｎが高すぎる場合、即ち、庫内温度Ｔｒと入口側温度Ｔｉｎとの温度差が目標温度差よりも小さい場合、庫内温度と蒸発器５の入口側温度との温度差が、庫内温度Ｔｒを低下させるには不十分又は非効率であるため、膨張弁４の開度を縮小させることで、蒸発器５の入口側温度を低下させ、効率よく庫内温度を低下させることができる。

そのため、例えば、低外気温時や、低負荷時など、不具合が生じた場合、低圧圧力が急激に低下する傾向があるが、本発明によれば、プルダウン運転時において、図１１に示すように、庫内温度Ｔｒと蒸発器５の入口側温度Ｔｉｎとの差を一定となるように膨張弁４の開度を制御することで、庫内温度Ｔｒに応じて、蒸発器５の入口側温度Ｔｉｎを徐々に降下させていくことができる。そのため、膨張弁４を閉めすぎてしまう閉塞状態を招来することなく、蒸発圧力を徐々に低下させて行くことが可能となる。従って、被冷却空間の温度Ｔｒに基づいて回転数制御が行われる圧縮装置１５からの吐出量に対する蒸発器５における冷却効率の低下を防止でき、効率的、かつ、安定した被冷却空間の冷やし込みを実行することができる。

特に、本実施例では、蒸発器５の出口側配管５Ｂは内部熱交換器２８と接続されているため、過熱度を監視しなくとも低圧側圧縮要素１５Ａに冷媒液が戻る不都合が生じない。

そして、上記ステップＳ１において蒸発器５の入口側温度Ｔｉｎが冷却到達温度Ｔａに到達した際には、以下に示す如き、通常の冷却運転時における第２の膨張弁制御を実行する。

以下、通常の冷却運転状態、即ち安定時における第２の膨張弁制御について図１２乃至図１４を参照して説明する。図１２は第２の膨張弁制御のフローチャート、図１３は膨張弁４の操作量の制御テーブルの一例を示す図、図１４は同じく膨張弁４の操作量の制御テーブルの一例を示す図である。

先ず、制御装置２０は、ステップＳ１０において蒸発器入口温度Ｔｉｎを検出する入口側温度センサ８が検出する温度を読み込み、予め制御装置２０に設定した庫内目標温度Ｔｃと比較する。蒸発器５の入口温度Ｔｉｎが庫内目標温度Ｔｃより高い場合には、ステップＳ１１に進み、前述した如きプルダウン時における第１の膨張弁制御を実行する。一方、蒸発器５の入口温度Ｔｉｎが庫内目標温度Ｔｃ以下の場合には、ステップＳ１２に進み、蒸発器出口温度Ｔｏｕｔを検出する出口側温度センサ９が検出する温度を読み込み、今回の検出した出口側温度Ｔｏｕｔが前回のサンプリングにおいて検出された出口側温度センサ９が検出した温度より所定温度以上、例えば１ｄｅｇ以上高いか否かを判断する。尚、制御装置２０は、所定時間毎に蒸発器５の出口側温度Ｔｏｕｔのサンプリングを実行しており、当該制御装置２０のメモリ（記憶手段）には、検出の度に新たな前回出口側温度Ｔｏｕｔが書き換えられるものとする。

ステップＳ１２において、今回検出された出口側温度Ｔｏｕｔが前回の出口側温度より低い場合には、ステップＳ１３に進む。ステップＳ１３では、制御装置２０は、蒸発器５の入口側温度Ｔｉｎが一定となるように膨張弁４の弁開度の操作量を取得し、ステップＳ１４において、現在の膨張弁４の弁開度に当該取得した操作量を加えて得た弁開度を指示弁開度として膨張弁４の開度制御を実行する。

即ち、本実施例では、蒸発器５の入口側温度Ｔｉｎと予め設定された庫内目標温度Ｔｃとの差が所定の温度差（第２の制御温度差Ｔｓ２）となるように蒸発器入口目標温度Ｔｉｃを設定する。本実施例では、一例として、第２の制御温度差Ｔｓ２を９ｄｅｇとし、庫内目標温度Ｔｃと−２１℃とした場合、蒸発器入口目標温度Ｔｉｃは、−３０℃となる。制御装置２０は、蒸発器の入口側温度Ｔｉｎが蒸発器入口目標温度Ｔｉｃ（一定値）となるように膨張弁４の弁開度を制御する。

尚、本実施例では、プルダウン運転時の第１の膨張弁制御における第１の制御温度差Ｔｓ１を７ｄｅｇとし、通常冷却運転時の第２の膨張弁制御における第２の制御温度差Ｔｓ２を９ｄｅｇとしている。これは、プルダウン運転時では、通常の冷却運転時よりも蒸発器入口側温度の変動が大きいため、また、侵入熱が小さいためである。また、本実施例では、第２の制御温度差Ｔｓ２を９ｄｅｇとしているがこれに限定されない。当該制御の詳細について、図１３、図１４の制御テーブルを参照して以下に説明する。

図１４に示すように、当該庫内目標温度Ｔｃと入口側温度Ｔｉｎとの温度差が第２の制御温度差Ｔｓ２と比較して５ｄｅｇ以上である場合、庫内目標温度Ｔｃと入口側温度Ｔｉｎとの温度差が開き過ぎ、即ち、入口側温度Ｔｉｎが蒸発器入口目標温度Ｔｉｃよりも大幅に差がある場合、庫内温度と蒸発器５の入口側温度との温度差が、庫内温度Ｔｒを低下・維持させるに十分以上であるため、蒸発器５への冷媒流量を増大させて、圧縮装置の冷媒吐出量に対する蒸発器５における冷却効率を確保すべく、膨張弁４を３ステップ拡張する（開ける）。

当該庫内目標温度Ｔｃと入口側温度Ｔｉｎとの温度差が第２の制御温度差Ｔｓ２と比較して２〜５ｄｅｇ大きい場合、即ち、現在の入口側温度Ｔｉｎが蒸発器入口目標温度Ｔｉｃと大きく差がある場合、この場合も上記よりは程度が低いが、庫内温度と蒸発器５の入口側温度との温度差が、庫内温度Ｔｒを低下・維持させるに十分以上であるため、蒸発器５への冷媒流量を増大させて、圧縮装置の冷媒吐出量に対する蒸発器５における冷却効率を確保すべく、膨張弁４を１ステップ拡張する（開ける）。

当該庫内目標温度Ｔｃと入口側温度Ｔｉｎとの温度差が第２の制御温度差Ｔｓ２と比べて−２〜２ｄｅｇの範囲である場合、目標とする温度差の範囲内にあるため、圧縮装置の冷媒吐出量に対する蒸発器５における冷却効率が適切に確保されている状態と想定される。そのため、膨張弁４の開度を維持する。

当該庫内目標温度Ｔｃと入口側温度Ｔｉｎとの温度差が第２の制御温度差Ｔｓ２と比べて−５〜−２ｄｅｇの範囲である場合、庫内温度と蒸発器５の入口側温度との温度差が、庫内温度Ｔｒを低下・維持させるには不十分又は非効率であるため、蒸発器５の入口温度を低下させるべく、膨張弁４を１ステップ縮小する（閉める）。

また、当該庫内目標温度Ｔｃと入口側温度Ｔｉｎとの温度差が第２の制御温度差Ｔｓ２と比べて−５ｄｅｇより小さい場合、庫内温度と蒸発器５の入口側温度との温度差が、庫内温度Ｔｒを低下・維持させるには不十分又は非効率であるため、蒸発器５の入口温度を低下させるべく、膨張弁４を２ステップ縮小する（閉める）。

当該図１４の制御テーブルを図１３のケースに適用した場合について述べる。図１３に示すように通常の冷却運転時において、庫内目標温度Ｔｃ−２１℃に対し蒸発器５の入口側温度Ｔｉｎが−３５℃である場合には、これらの温度差は１４ｄｅｇとなり、当該値と、蒸発器入口目標温度（この場合−３０℃）との差（即ち、第２の制御温度差Ｔｓ２との差（Ｔｃ−Ｔｉｎ−９℃））は、５ｄｅｇとなる。この場合、庫内目標温度Ｔｃに対して入口側温度Ｔｉｎが低すぎ、即ち、蒸発器入口目標温度Ｔｉｃよりも低いため、蒸発器５への冷媒流量を増大させるべく、膨張弁４の開度操作量を拡張する（開ける）方向に３ステップとする。

上記において、蒸発器５の入口側温度Ｔｉｎが−３２℃の場合、庫内目標温度Ｔｃとの差は１１ｄｅｇとなり、当該値と、蒸発器入口目標温度Ｔｉｃとの差は、２ｄｅｇとなる。この場合、入口側温度Ｔｉｎが蒸発器入口目標温度Ｔｉｃより低いため、蒸発器５への冷媒流量を増大させるべく、膨張弁４の開度操作量を拡張する（開ける）方向に１ステップとする。

また、蒸発器５の入口側温度Ｔｉｎが−３０℃の場合、庫内目標温度Ｔｃとの差は９ｄｅｇとなり、当該値と、蒸発器入口目標温度Ｔｉｃとの差はない。この場合、入口側温度Ｔｉｎは所定の蒸発器入口目標温度Ｔｉｃに適切に制御されているため、蒸発器５における冷却能力を維持させるべく、膨張弁４の開度操作量は０とする。

また、蒸発器５の入口側温度Ｔｉｎが−２７℃の場合、庫内目標温度Ｔｃとの差は６ｄｅｇとなり、当該値と、蒸発器入口目標温度Ｔｉｃとの差は−３ｄｅｇである。この場合、入口側温度Ｔｉｎが蒸発器入口目標温度Ｔｉｃより高いため、蒸発器５の入口側温度を低下させるべく、膨張弁４の開度操作量は閉める方向に１ステップとする。

そして、蒸発器５の入口側温度Ｔｉｎが−２５℃の場合、庫内目標温度Ｔｃとの差は４ｄｅｇとなり、当該値と、蒸発器入口目標温度Ｔｉｃとの差は−５ｄｅｇである。この場合、入口側温度Ｔｉｎが蒸発器入口目標温度Ｔｉｃより高いため、蒸発器５の入口側温度を低下させるべく、膨張弁４の開度操作量は閉める方向に１ステップとする。

そして、蒸発器５の入口側温度Ｔｉｎが−２２℃の場合、庫内目標温度Ｔｃとの差は１ｄｅｇとなり、当該値と、蒸発器入口目標温度Ｔｉｃとの差は−８ｄｅｇである。この場合、入口側温度Ｔｉｎが蒸発器入口目標温度Ｔｉｃより高いため、蒸発器５の入口側温度を低下させるべく、膨張弁４の開度操作量は閉める方向に２ステップとする。

他方、上記ステップＳ１２において、今回検出された出口側温度Ｔｏｕｔが前回の出口側温度より高い場合には、ステップＳ１８に進む。ステップＳ１８では、制御装置２０は、図１３の制御テーブルに示すように、出口側温度Ｔｏｕｔが上昇傾向であると判断し、蒸発器５への冷媒流入量が不十分とみなし、膨張弁４の開度操作量を拡張する（開ける）方向に５ステップとする。

そして、各ステップＳ１３及びステップＳ１８において膨張弁４の開度操作量が決定されると、制御装置２０は、ステップＳ１４に進み、上記ステップＳ１３又はステップＳ１８において取得された膨張弁４の開度操作量と現在の膨張弁４の開度の和から得られる指示開度を算出し、ステップＳ１５において、当該指示開度が制御装置２０に予め設定されている最大開度より低く最低開度より高い場合には、ステップＳ１６に進み、取得された膨張弁４の開度操作量と現在の膨張弁４の開度の和から得られる開度を指示開度として膨張弁４の開度を拡張又は縮小する。尚、当該指示開度が最大開度又は最低開度である場合には、ステップＳ１７に進み、当該最大開度又は最低開度を指示開度として膨張弁４の開度を制御する。その後、制御装置２０は、ステップＳ１０に戻る。

このように、通常の冷却運転時では、第２の膨張弁制御を実行することにより、庫内目標温度Ｔｃに対して蒸発器３の入口側温度Ｔｉｎが一定となるような蒸発器入口目標温度Ｔｉｃを設定し、低圧側圧力の指標となる入口側温度Ｔｉｎに応じて膨張弁４の開度を制御するので、低圧側圧力センサを用いなくても、低圧側圧力を一定とする安定的な冷凍サイクルの運転を実現することが可能となる。

これにより、例えば、低周囲温度時や低負荷時であっても、所定の異常低圧となる以前に、低圧側圧力の指標となる入口側温度Ｔｉｎに応じて膨張弁４を閉めすぎること無く開度制御することができるため、膨張弁４を殆ど閉めてしまう閉塞状態を回避することができる。

これにより、庫内温度Ｔｒに応じて回転周波数制御が行われる圧縮装置１５の冷媒吐出量に対し、膨張弁４を閉めすぎにより、蒸発器５における蒸発効率が低下してしまう不都合を防止することができる。

また、当該第２の膨張弁制御では、制御装置２０は、ステップＳ１２において蒸発器５の出口側温度Ｔｏｕｔが上昇傾向か否かを判断し、蒸発器５に流入する冷媒量が不足することによる蒸発器５の出口側温度Ｔｏｕｔの上昇傾向を検出した場合、膨張弁４の弁開度を大きく（通常の開度制御よりも大きい開度ステップで）拡張させる。これにより、周囲の環境変化や被冷却空間の負荷の影響で膨張弁４の開度が小さくなり、蒸発器５に流入する冷媒量が不足してきたことを出口側温度Ｔｏｕｔの上昇傾向で的確に把握して、膨張弁４の弁開度を拡張させることができ、膨張弁４の閉塞による効率の悪化を未然に回避することができる。

また、本実施例では、冷媒として二酸化炭素を使用した所謂スプリットサイクル冷却装置を採用しているため、従来では、主回路３０の膨張弁４の閉塞が生じると、副回路３１を冷媒が循環することで、主回路３０に冷媒が流れなくなって中間熱交換器２７の入口側温度や出口側温度が急激に低下するまで主回路３０の膨張弁４が閉塞していることが判定できず、膨張弁４の閉塞してから当該判定までに低圧側圧力が著しく低下した低圧異常を生じることとなるが、係る発明によれば、主回路３０の膨張弁４の閉塞を未然に回避できるため、低圧側圧力センサを用いることなく、低圧側圧力を一定とする安定的な冷凍サイクルの運転を実現することができる。

また、本願発明によれば、通常弁開度にバラツキが生じやすい膨張弁を採用した場合であっても、個々の最大開度や最小開度を分析して使用することなく、適切な弁開度の制御を実行できるため、上述したような弁閉塞による不都合を効率的に解消することが可能となる。

Ｒ 業務用冷凍庫
Ｔｉｎ 蒸発器入口側温度
Ｔｏｕｔ 蒸発器出口側温度
Ｔｒ 庫内温度（被冷却空間温度）
Ｔａ 冷却到達温度
Ｔｃ 庫内目標温度
Ｔｉｃ 蒸発器入口目標温度
Ｔｓ１ 第１の制御温度差
Ｔｓ２ 第２の制御温度差
１ 冷凍サイクル装置
３ 貯蔵室（被冷却空間）
４ 膨張弁
５ 蒸発器
８ 入口側温度センサ
９ 出口側温度センサ
１０ 庫内温度センサ
１５ 圧縮機（圧縮装置）
１５Ａ 圧縮要素（低段側圧縮手段）
１５Ｂ 圧縮要素（高段側圧縮手段）
１６ 放熱器
１７ 放熱器用送風機
２０ 制御装置（制御手段）
２３ 分流器
２４ 合流器
２５ 補助膨張弁（副減圧装置）
２７ 中間熱交換器
２８ 内部熱交換器
３０ 主回路
３１ 副回路

Claims (6)

1. 圧縮装置、放熱器、膨張弁及び蒸発器を含む冷媒回路を備えた冷凍サイクル装置において、
   前記圧縮装置及び膨張弁を制御する制御手段を備え、
   該制御手段は、前記蒸発器により冷却される被冷却空間の温度に基づいて前記圧縮装置の運転を制御すると共に、
   前記被冷却空間の温度と前記蒸発器の入口側温度との温度差が一定となるように前記膨張弁の弁開度を制御することを特徴とする冷凍サイクル装置。
2. 圧縮装置、放熱器、膨張弁及び蒸発器を含む冷媒回路を備えた冷凍サイクル装置において、
   前記圧縮装置及び膨張弁を制御する制御手段を備え、
   該制御手段は、前記蒸発器により冷却される被冷却空間の温度に基づいて前記圧縮装置の運転を制御すると共に、
   前記蒸発器の入口側温度が一定となるように前記膨張弁の弁開度を制御することを特徴とする冷凍サイクル装置。
3. 前記蒸発器の出口側温度が上昇傾向となった場合、前記制御手段は、前記膨張弁の弁開度を拡張させることを特徴とする請求項２に記載の冷凍サイクル装置。
4. 圧縮装置、放熱器、膨張弁及び蒸発器を含む冷媒回路を備えた冷凍サイクル装置において、
   前記圧縮装置及び膨張弁を制御する制御手段を備え、
   該制御手段は、前記蒸発器により冷却される被冷却空間の温度に基づいて前記圧縮装置の運転を制御すると共に、
   プルダウン運転の開始から前記被冷却空間の温度が所定の冷却到達温度に低下するまでは、前記被冷却空間の温度と前記蒸発器の入口側温度との温度差が一定となるように前記膨張弁の弁開度を制御する第１の膨張弁制御を実行し、前記被冷却空間の温度が前記冷却到達温度に低下した後は、前記蒸発器の入口側温度が一定となるように前記膨張弁の弁開度を制御し、且つ、前記蒸発器の出口側温度が上昇傾向となった場合、前記膨張弁の弁開度を拡張させる第２の膨張弁制御を実行することを特徴とする冷凍サイクル装置。
5. 分流器、副減圧装置、中間熱交換器を更に備えると共に、前記圧縮装置は、低段側圧縮手段と高段側圧縮手段を有し、
   前記低段側圧縮手段で圧縮されて吐出された冷媒を前記高段側圧縮手段に吸い込ませて圧縮し、該高段側圧縮手段から吐出された冷媒を前記放熱器に流すと共に、当該放熱器から出た冷媒を前記分流器にて主回路と副回路とに分流し、該副回路に流れる冷媒を前記副減圧装置から前記中間熱交換器に流して前記分流器から前記主回路に流れる冷媒と熱交換させた後、前記高段側圧縮手段に吸い込ませ、前記主回路に流れる冷媒を前記膨張弁から前記蒸発器に流した後、前記低段側圧縮手段に吸い込ませることを特徴とする請求項１乃至請求項４のうちの何れか一つに記載の冷凍サイクル装置。
6. 冷媒として二酸化炭素を使用したことを特徴とする請求項５に記載の冷凍サイクル装置。

Images