JP5168327B2 - 冷凍空調装置 - Google Patents

Description

この発明は、冷凍空調装置に関するものであり、特に水・ブラインなどの液媒体を加熱・冷却することで、冷温熱を負荷側に供給する冷凍空調装置に関するものである。

大規模ビルの空調など、大容量の空調負荷に対しては、熱源機において冷温水をつくり、その冷温水を各負荷側に供給して空調を行うことが一般に行われている。これらの装置において、蒸気圧縮式の熱源機を用いる場合は、比較的大容量の圧縮機を構成しやすいスクリュー圧縮機を用いることが多い。

ビルなどに設けられた熱源機が更新時期を迎え交換される場合には、設備搬入を容易にするため、大容量で１台の熱源機から小型で小容量の複数台の熱源機への更新が求められる。こうした複数台の熱源機から構成される冷凍空調装置として特許文献１に示されるものがある。
この従来例では、スクリュー圧縮機を用いた熱源機を複数台で構成し、運転効率が最大となるように熱源機の運転台数を決定している。

特開平９−１４５１７６号公報（第１−４頁、図２）

しかし、従来の冷凍空調装置の場合には以下のような問題があった。熱源機１台の場合は該当熱源機の発停が行われるほど負荷が低減しない限り、熱源機が連続運転されたのに対し、複数台数の熱源機で構成される場合は、ある一定量負荷が低減した場合に、熱源機の台数切換による容量制御が行われるので、熱源機の発停回数が増加する。熱源機の発停に応じて圧縮機も発停される。この際、圧縮機起動時に液冷媒が吸入される液バックや、起動時の軸トルク急増による軸受け負荷増大や振動が発生しやすくなり、圧縮機の運転信頼性が低下するという問題があった。

この発明は以上の課題に鑑み、複数台の熱源機で構成される冷凍空調装置において、圧縮機の発停回数を減少させるとともに、圧縮機起動時の信頼性低下要因を回避することで、高信頼性の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、インバータ駆動されて冷媒を圧縮するスクロール圧縮機と、 前記スクロール圧縮機と接続され前記冷媒と空気との熱交換を行う空気熱交換器と、 前記空気熱交換器と接続され前記冷媒の圧力を減圧する減圧装置と、 一端を前記減圧回路と接続されるとともに、他端が前記スクロール圧縮機に接続され、液媒体と前記冷媒との熱交換を行うことで熱負荷に対し冷熱を供給する負荷側熱交換器とを環状に接続した冷媒回路を搭載した熱源機を複数台備え、前記液媒体が前記各熱源機を直列に流れる冷凍空調装置であって、 少なくとも２台以上の前記熱源機を運転時に、この運転を行っている各熱源機の圧縮機の合計容量が、この運転を行っている各熱源機の圧縮機の最大容量の合計の所定割合以下である場合に、少なくとも１台の前記熱源機の運転を停止し、 １または複数台の前記熱源機が運転しており、かつ、少なくとも１台の前記熱源機が運転停止時に、前記運転を行っている各熱源機の圧縮機の合計容量が、運転を行っている熱源機の各圧縮機の最大容量の合計の所定割合以上である場合に、前記運転停止していた熱源機の運転を開始することを特徴とするものである。

本発明に係る冷凍空調装置は、インバータ駆動されて冷媒を圧縮するスクロール圧縮機と、 前記スクロール圧縮機と接続され前記冷媒と空気との熱交換を行う空気熱交換器と、 前記空気熱交換器と接続され前記冷媒の圧力を減圧する減圧装置と、 一端を前記減圧回路と接続されるとともに、他端が前記スクロール圧縮機に接続され、液媒体と前記冷媒との熱交換を行うことで熱負荷に対し冷熱を供給する負荷側熱交換器とを環状に接続した冷媒回路を搭載した熱源機を複数台備え、前記液媒体が前記各熱源機を直列に流れる冷凍空調装置であって、 少なくとも２台以上の前記熱源機を運転時に、この運転を行っている各熱源機の圧縮機の合計容量が、この運転を行っている各熱源機の圧縮機の最大容量の合計の所定割合以下である場合に、少なくとも１台の前記熱源機の運転を停止し、 １または複数台の前記熱源機が運転しており、かつ、少なくとも１台の前記熱源機が運転停止時に、前記運転を行っている各熱源機の圧縮機の合計容量が、運転を行っている熱源機の各圧縮機の最大容量の合計の所定割合以上である場合に、前記運転停止していた熱源機の運転を開始するようにした為、各熱源機の容量制御を個別に行え、冷凍空調装置の信頼性の向上、及び負荷追随性の向上が実現できる。

この発明の実施の形態１を示す冷凍空調装置の回路図である。 この発明の実施の形態１に係わる冷凍空調装置の圧力とエンタルピの相関を示す図である。 この発明の実施の形態１に係わる冷却運転での冷凍空調装置の制御動作を示す図である。 この発明の実施の形態１に係わる冷却運転での冷凍空調装置の制御動作を示す図である。 この発明の実施の形態１に係わる冷却運転での熱源機の制御動作を示す図である。 この発明の実施の形態１に係わる加熱運転での冷凍空調装置の制御動作を示す図である。 この発明の実施の形態１に係わる加熱運転での冷凍空調装置の制御動作を示す図である。 この発明の実施の形態１に係わる加熱運転での熱源機の制御動作を示す図である。 この発明の実施の形態１に係わるスクロール圧縮機の圧縮室の断面図である。 この発明の実施の形態１に係わる各圧縮機の圧縮トルク変動を示す図である。 この発明の実施の形態１に係わるスクリュー圧縮機の圧縮行程を示す図である。 この発明の実施の形態２を示す冷凍空調装置の回路図である。 この発明の実施の形態２に係わる冷凍空調装置の圧力とエンタルピの相関を示す図である。 この発明の実施の形態１に係わる冷却運転での熱源機の制御動作を示す図である。 この発明の実施の形態３を示す冷凍空調装置の回路図である。 この発明の実施の形態４を示す冷凍空調装置の回路図である。 この発明の実施の形態４に係わるスクロール圧縮機の圧縮室の断面図である。

実施の形態１．
以下本発明の実施の形態１を図１に示す。図１は本発明の冷凍空調装置の回路図である。熱源機１ａ、１ｂは同じ冷媒回路を搭載した同一構成のものであり、本実施の形態では直列に接続している。熱源機１ａ、１ｂ内には圧縮機３、四方弁４、空気熱交換器５、逆止弁６、過冷却熱交換器７、減圧装置である主膨張弁８、負荷側熱交換器である水熱交換器９、バイパス膨張弁１０が内蔵され図示されるように環状に接続され冷媒回路を構成する。室内空間など負荷側に配置される室内機２内には室内熱交換器１１が内蔵される。
ポンプ１２は熱源機１と室内機２間を流れる液媒体である冷温水を搬送し、貯水槽１３は冷温水をバッファーとして貯留する。
圧縮機３はスクロール圧縮機であり、インバータにより回転数が制御され容量制御されるタイプである。空気熱交換器５はプレートフィン熱交換器であり、送風機によって搬送される熱源機１周囲の空気と熱交換を行う。過冷却熱交換器７は冷媒・冷媒熱交換器であり、プレート熱交換器で構成される。主膨張弁８、バイパス膨張弁１０は開度が可変に制御される電子膨張弁である。水熱交換器９はプレート熱交換器であり、搬送される冷温水などの液媒体と冷媒との間で熱交換を行う。この冷凍空調装置の冷媒としては例えばＲ４１０Ａが用いられる。
室内機２では、熱源機１で冷却・加熱される冷温水などの液媒体がポンプ１２により搬送され、室内機２内の室内熱交換器１１で室内機２周囲の空気と熱交換を行うことにより冷却・加熱運転を行う。
冷媒回路は環状に接続され、水熱交換器７で冷水をつくる冷却運転では、圧縮機３、四方弁４、空気熱交換器５、逆止弁６ａ（６ｅ）、過冷却熱交換器７の一方の流路、主膨張弁８、逆止弁６ｄ（６ｈ）、水熱交換器９、四方弁４、圧縮機３が環状に接続され、この順で冷媒が流れる。また過冷却熱交換器７を出た冷媒の一部が分岐され、バイパス膨張弁１０、過冷却熱交換器７のもう一方の流路を経て圧縮機３の圧縮室にインジェクションされる。
水熱交換器７で温水をつくる加熱運転では、圧縮機３、四方弁４、水熱交換器７、逆止弁６ｂ（６ｆ）、過冷却熱交換器７の一方の流路、主膨張弁８、逆止弁６ｃ（６ｇ）、空気熱交換器５、四方弁４、圧縮機３が環状に接続され、この順で冷媒が流れる。また加熱運転においても過冷却熱交換器７を出た冷媒の一部が分岐され、上記冷却運転時と同様にバイパス膨張弁１０、過冷却熱交換器７のもう一方の流路を経て圧縮機３の圧縮室にインジェクションされる。
このように冷却、加熱運転において過冷却熱交換器７から分岐後、バイパス膨張弁１０、過冷却熱交換器７を経て圧縮機３にインジェクションされる回路にてエコノマイザ回路を構成する。
液媒体はポンプ１２により搬送され、ポンプ１２、室内熱交換器１１、熱源機１ａの水熱交換器９ａ、熱源機１ｂの水熱交換器９ｂ、貯水槽１３、ポンプ１２と環状に接続された流路を、この順で搬送される。

熱源機１ａ、１ｂ内には圧力センサ１４ａ、１４ｃが圧縮機３吸入側、圧力センサ１４ｂ、１４ｄが圧縮機３吐出側に設けられており、それぞれ設置場所の冷媒圧力を計測する。また温度センサ１５ａ、１５ｉが圧縮機３吸入側、温度センサ１５ｂ、１５ｊが圧縮機３吐出側、温度センサ１５ｃ、１５ｋが空気熱交換器５の冷却運転時の出口側、温度センサ１５ｄ、１５ｌが水熱交換器７の冷却運転時の入口側、温度センサ１５ｅ、１５ｍがエコノマイザ回路上の過冷却熱交換器７流路の入口側、温度センサ１５ｆ、１５ｎがエコノマイザ回路上の過冷却熱交換器７流路の出口側に設けられており、それぞれ設置場所の冷媒温度を計測する。また温度センサ１５ｇ、１５ｏが水熱交換器７での水など液媒体の流入部、温度センサ１５ｈ、１５ｐが水熱交換器７での水など液媒体の流出部に設けられており、それぞれ設置場所の液媒体の温度を計測する。
温度センサ１５ｑは室内機２への液媒体流入側に、温度センサ１５ｒは室内機２への液媒体流入側に設けられ、それぞれ設置場所の液媒体の温度を計測する。
温度センサ１５ｓ、温度センサ１５ｔは熱源機１周囲の空気温度を計測するために設けられる。温度センサ１５ｕは室内機２周囲の室内空気温度を計測するために設けられる。
計測制御装置１６は圧力センサ１４、温度センサ１５などの熱源機１、室内機２の計測・運転情報や冷凍空調装置使用者から指示される運転内容に基づいて、圧縮機３の運転・停止や回転数、空気熱交換器５の送風機送風量、主膨張弁８、バイパス膨張弁１０の開度、ポンプ１２の搬送量など各アクチュエータを制御する。

次に、この冷凍空調装置での運転動作について図１、図２に基づいて説明する。図２は、この発明の実施の形態１における冷凍空調装置の圧力とエンタルピの関係を表した図であり、横軸はエンタルピを表し、縦軸は圧力を表している。熱源機の運転動作は熱源機１ａ、１ｂとも同様となるので、代表して熱源機１ａにおける動作を説明する。
まず冷却運転における冷媒回路の動作について説明する。冷却運転においては、四方弁４ａの流路は図１の実線方向に設定される。圧縮機３aから吐出された高温高圧（Ｐｈ）のガス冷媒（図２点Ａ）は、四方弁４ａを経て空気熱交換器５ａに流入し、凝縮器となる空気熱交換器５ａで放熱しながら凝縮・液化する（図２点Ｂ）。空気熱交換器５ａを出た高圧の液冷媒は逆止弁６ａを経て、過冷却熱交換器７ａで、エコノマイザ回路を流れる冷媒によりさらに冷却され（図２点Ｃ）、温度低下し主膨張弁８ａに流入する。主膨張弁８ａにて低圧（Ｐｌ）に減圧された二相状態の冷媒は（図２点Ｄ）、逆止弁６ｄを経て蒸発器となる水熱交換器９ａにて、蒸発ガス化しながら吸熱し、液媒体である水を冷却し冷水を生成する。水熱交換器９ａを出た冷媒は、四方弁４ａを経て圧縮機３ａに吸入される（図２点Ｅ）。過冷却熱交換器７ａを出た高圧の液冷媒の一部はエコノマイザ回路にバイパスされ、バイパス膨張弁１０ａにて、中間圧（Ｐｍ）まで減圧された後（図２点Ｆ）、過冷却熱交換器７ａのもう一方の流路に流入し、空気熱交換器５ａを出た高圧液冷媒と熱交換し加熱蒸発される（図２点Ｇ）。エコノマイザ回路を流れる冷媒は、その後圧縮機３ａ内の圧縮途中の圧縮室にインジェクションされ、吸入状態（図２点Ｅ）から圧縮された冷媒（図２点Ｈ）と混合した後（図２点Ｉ）、高圧（Ｐｈ）まで圧縮され、高温高圧のガス冷媒（図２点Ａ）となる。
次に冷却運転における液媒体の動作について説明する。貯水槽１３内の低温、例えば７℃の冷水は液ポンプ１２で吸引、搬送され、室内機２内の室内熱交換器１１に流入し、周囲空気を冷却しながら温度上昇し、例えば１２℃となって室内熱交換器１１、室内機２を流出する。その後熱源機１ａに流入した冷水は水熱交換器９ａにて冷媒により冷却され温度低下し、例えば９．５℃となって、水熱交換器９ａ、熱源機１ａを流出する。その後冷水は熱源機１ｂに流入し、水熱交換器９ｂに冷媒によりさらに冷却され温度低下し、例えば７℃となって、水熱交換器９ｂ、熱源機１ｂを流出し、貯水槽１３に流入する。熱源機１ｂの各構成の作用、動作は上記熱源機１ａと同様である。

次に加熱運転における冷媒回路の動作について説明する。加熱運転においても、熱源機１ａ、１ｂの動作は同様となるので、代表して熱源機１ａにおける動作を説明する。加熱運転では四方弁４ａの流路は図１の点線方向に設定される。加熱運転における冷媒の状態変化も冷却運転とほぼ同様であり、図２に示される状態変化となる。圧縮機３ａから吐出された高温高圧（Ｐｈ）のガス冷媒（図２点Ａ）は、四方弁４ａを経て水熱交換器９ａに流入し、凝縮器となる水熱交換器９ａで放熱しながら凝縮・液化する（図２点Ｂ）。この際、液媒体である水を加熱し温水を生成する。水熱交換器９ａを出た高圧の液冷媒は逆止弁６ｂを経て、過冷却熱交換器７ａで、エコノマイザ回路を流れる冷媒によりさらに冷却され（図２点Ｃ）、温度低下し主膨張弁８ａに流入する。主膨張弁８ａにて低圧（Ｐｌ）に減圧され二相状態の冷媒となり（図２点Ｄ）、逆止弁６ｃを経て蒸発器となる空気熱交換器５ａに流入し、空気熱交換器５ａにて、蒸発ガス化され、四方弁４ａを経て圧縮機３ａに吸入される（図２点Ｅ）。過冷却熱交換器７ａを出た高圧の液冷媒の一部はエコノマイザ回路にバイパスされ、バイパス膨張弁１０ａにて、中間圧（Ｐｍ）まで減圧された後、過冷却熱交換器７ａのもう一方の流路に流入し、水熱交換器９ａを出た高圧液冷媒と熱交換し加熱蒸発される（図２点Ｇ）。エコノマイザ回路を流れる冷媒は、その後圧縮機３ａ内の圧縮途中の圧縮室にインジェクションされ、吸入状態（図２点Ｅ）から圧縮された冷媒（図２点Ｈ）と混合した後（図２点Ｉ）、高圧（Ｐｈ）まで圧縮され、高温高圧のガス冷媒（図２点Ａ）となる。
次に加熱運転における液媒体の動作について説明する。貯水槽１３内の高温、例えば４５℃の温水は液ポンプ１２で吸引、搬送され、室内機２内の室内熱交換器１１に流入し、周囲空気を加熱しながら温度低下し、例えば４０℃となって室内熱交換器１１、室内機２を流出する。その後熱源機１ａに流入した温水は水熱交換器９ａにて冷媒により加熱され温度上昇し、例えば４２．５℃となって、水熱交換器９ａ、熱源機１ａを流出する。その後温水は熱源機１ｂに流入し、水熱交換器９ｂに冷媒によりさらに加熱され温度上昇し、例えば４５℃となって、水熱交換器９ｂ、熱源機１ｂを流出し、貯水槽１３に流入する。

冷却、加熱運転において、貯水槽１３に多量の水を保持しておくことにより、室内機２に送水される水温を安定させることができる。熱源機１ａ、１ｂの冷却・加熱能力は、流入する冷温水温度や外気条件、熱源機１の運転制御に応じて変動が発生し、これにより、熱源機１を流出する冷温水温度も変動する。この冷温水をそのまま室内機２に送水すると、室内機での冷却・加熱能力も変動し、空調を行う場合は使用者に不快間を与えるなどの問題が発生し、また冷却目的などで所定の空気状態に制御させたい場合は、状態が不安定となり、所定の状態を実現できないと問題が発生する。貯水槽１３に多量の水を保持しておくと、熱源機１の能力変動が発生しても、貯水槽１３の温度変動は小さく、従って、室内機２に送水される水温の変動も抑制される。従って、前記の問題が解消され、より快適な空調や、安定した空気状態に制御することができる。

次に、この冷凍空調装置での制御動作について説明する。始めに冷却運転について図３．１、図３．２に基づいて説明する。まず冷凍空調装置使用者が室内機２における空調温度の目標値を設定する（ＳＴ１０１）。そしてこの目標値と温度センサ１５ｕで計測される室内空気温度がこの目標値より所定値、例えば１℃以上高い場合には、冷凍空調装置の運転を開始する（ＳＴ１０２）。冷凍空調装置の運転開始に伴い、ポンプ１２が所定の初期容量で始動し（ＳＴ１０３）、熱源機１ａ、１ｂの運転が指示される（ＳＴ１０４）。
そしてこの状態で運転した後、装置運転状態に応じて制御を行う。

初期状態では熱源機１ａ、１ｂとも運転される。熱源機１全体では冷水温度を所定の温度、例えば７℃に冷却することが目標とされる（ＳＴ１０５）。ポンプ１２の容量制御（送水量制御）については、温度センサ１５ｒで検知される室内機２を流出する冷水温度が予め設定された目標値、例えば１２℃となるように制御される（ＳＴ１０６）。ポンプ１２の容量が高いと、冷水流量が増加するため、水温変化が小さくなり、室内熱交換器１１出口の水温は上昇しにくくなり、低下する。逆に、ポンプ１２の容量が低いと、冷水流量が減少するため、水温変化が大きくなり、室内熱交換器１１出口の水温は上昇する。そこで室内熱交換器１１出口の水温と目標値とを比較し、水温が高い場合はポンプ１２の容量を増加させ、水温が低い場合はポンプ１２の容量を減少させる（ＳＴ１０７）。
２台の熱源機１ａ、１ｂが運転される場合は、２台分で所定の冷水温度まで冷却するようにし、例えばポンプ１２の容量制御により熱源機１に流入する水温が１２℃に制御される場合には、熱源機１ａで９．５℃、熱源機１ｂで７℃まで冷却されるように熱源機１内の冷水の冷却目標温度が設定され、それに応じて圧縮機３の容量が制御される。１台の熱源機１が運転される場合には、運転している熱源機１が前記の熱源機１全体での目標冷却温度を実現するように冷水冷却目標温度が設定され、圧縮機３の容量が制御される。圧縮機３の容量制御方法については後述する。

熱源機１の運転台数は、熱源機１ａ、１ｂの圧縮機３容量に応じて制御される（図３．２のＳＴ１０８）。熱源機１ａ、１ｂとも運転され、前記のような圧縮機容量制御がなされている場合に、熱源機１ａ、１ｂの圧縮機３の合計容量が所定値以下となった場合、例えば、合計容量が最大容量の３０％以下となった場合（ＳＴ１０９）には、熱源機２台で運転していても、冷却負荷に対して、熱源機１の冷却能力が過大と判断し、熱源機１の運転台数を減少させ、熱源機１ａ、１ｂのどちらか一方の運転を停止する（ＳＴ１１０）。
逆に熱源機１の運転台数が１台の場合に、運転している熱源機１の圧縮機３の容量が所定値以上となった場合、例えば、熱源機１の最大容量の９０％以上となった場合（ＳＴ１１１）には、熱源機１台の運転では、冷却負荷に対して、熱源機１の冷却能力が不足と判断し、熱源機１の運転台数を増加させ、停止している熱源機１の運転を開始する（ＳＴ１１２）。

また貯水槽１３から室内機２に送水される水温によっても熱源機の運転台数を制御する。貯水槽１３から室内機２に送水される水の温度は温度センサ１５ｑによって検知され、この温度が目標温度か否かを判定し（ＳＴ１１３）、水温が所定値より高い場合、例えば目標とする水温が７℃でありそれより１℃高い８℃となった場合には、熱源機１の冷却能力が冷却負荷に対し不足と判断し、熱源機１の運転台数を増加させ、停止している熱源機１の運転を開始する。逆に貯水槽１３から室内機２に送水される水温が所定値より低い場合、例えば目標とする水温が７℃でありそれより１℃低い６℃となった場合には、熱源機１の冷却能力が冷却負荷に対して過剰と判断し、熱源機１の運転台数を減少させる（ＳＴ１１４）。このとき熱源機１が２台とも運転している場合には１台運転とするが、１台しか運転していない場合には、熱源機１の運転を全数停止する。
また温度センサ１５ｕにより検知される室内空気温度が目標値より所定値、例えば２℃以上低い場合（ＳＴ１１５）も、熱源機１の冷却能力が冷却負荷に対して過剰と判断し、熱源機１の運転台数を減少させる、もしくは熱源機を全て停止し、ポンプ１２の送水も停止する制御を行う（ＳＴ１１６）。その後、再びステップＳＴ１０５に戻って温度設定を確認し、上記のステップＳＴ１０５〜ＳＴ１１６のサイクルを繰り返す（図３．１のＡから図３．２のＡへ）。

次に冷却運転時の熱源機１内の制御動作について図４に基づいて説明する。制御動作においても、熱源機１ａ、１ｂとも同様の動作が実施されるので、代表として熱源機１ａの運転制御について説明する。
まず、熱源機１ａを起動（ＳＴ２０１）すると、圧縮機３ａの回転数、空気熱交換器５ａへ送風量、主膨張弁８ａの開度、バイパス膨張弁１０ａの開度を初期値に設定して運転を行う（ＳＴ２０２）。空気熱交換器５ａの送風量の初期設定値は温度センサ１５ｓで検知される外気温度およびあらかじめ計測制御装置１６に記憶された所定値とを比較して決定される。ここで外気温度と比較する所定値は圧縮機の運転容量、熱交換器性能など機器性能に基づいて定められ、冷凍サイクルの高圧（圧縮機３ａ吐出冷媒の圧力）が低下しすぎないようにするため、外気温度が高い場合は高風量、低い場合は低風量に設定される。

そして、この状態で運転した後、装置運転状態に応じて各アクチュエータを制御する。まず圧縮機３の回転数は、温度センサ１５ｈで検知される水熱交機９出口の冷水温度が予め設定された目標値となるように制御される（ＳＴ２０３）。目標温度は前述したように熱源機１ａ、１ｂで異なり、例えば熱源機１ａでは９．５℃、熱源機１ｂでは７℃に設定される。圧縮機３の回転数が高いと、冷媒流量が増加するため装置の冷却能力が増加し、水がより冷却されるため、水熱交換器９出口の水温は低下する。逆に、圧縮機３の回転数が低いと、水熱交換器９出口の水温は上昇する。そこで水熱交換器９出口の水温と目標値とを比較し、水温が高い場合は圧縮機３の回転数を増加させ、水温が低い場合は圧縮機３の回転数を減少させる（ＳＴ２０４）。

次に、空気熱交換器５の送風量であるが、この送風量は基本的に初期設定値にて運転を行う。ただし、運転条件によって、圧力センサ１４ｂで検知される高圧が所定範囲内からはずれるような場合には、高圧が所定範囲内であるかを確認し（ＳＴ２０５）、高圧が、過度に上昇した場合は圧縮機３ａ保護のために風量を増加させる制御を行う。また、高圧が過度に低下した場合は、主膨張弁８の開度制御を行っても低圧（圧縮機３ａ吸入冷媒の圧力）が大きく低下し、冷媒蒸発温度が氷点下以下に低下し、冷水が凍結する恐れが出てくるので、高圧の過度の低下を抑制するように風量を減少させる制御を行う（ＳＴ２０６）。

次に、主膨張弁８ａの開度であるが、蒸発器となる水熱交換器９ａの出口であり、圧縮機３ａ吸入の状態（図２点Ｅ）の冷媒過熱度ＳＨを演算し（ＳＴ２０８）、この冷媒過熱度ＳＨが、予め設定された目標値、例えば２℃となるように制御される（ＳＴ２０９）。ここで水熱交換器９ａの出口であり圧縮機３ａ吸入の冷媒過熱度ＳＨは、（温度センサ１５ａ検知温度（圧縮機３の吸入温度））−（圧力センサ１４ａから換算される冷媒飽和温度）で演算される値を用いる。
主膨張弁８ａの開度が小さくなると、水熱交換器９ａを流れる冷媒流量は減少し、水熱交換器９ａ出口の冷媒過熱度ＳＨは大きくなり、逆に主膨張弁８ａの開度を大きくすると水熱交換器９ａの冷媒過熱度ＳＨは小さくなる。そこで、圧縮機３ａ吸入（水熱交換器９ａ出口）の冷媒過熱度ＳＨと目標値とを比較し、冷媒過熱度ＳＨが目標値より大きい場合には、主膨張弁８ａの開度を大きく制御し、冷媒過熱度ＳＨが目標値より小さい場合には主膨張弁８ａの開度を小さく制御する（ＳＴ２１０）。

次に、バイパス膨張弁１０ａの開度であるが、エコノマイザ回路上の過冷却熱交換器７ａ出口（図２点Ｇ）の冷媒過熱度ＳＨｅｃｏを演算し（ＳＴ２１１）、この冷媒過熱度ＳＨｅｃｏが、予め設定された目標値、例えば２℃となるように制御される（ＳＴ２１２）。ここで過冷却熱交換器７出口の冷媒過熱度ＳＨｅｃｏは、温度センサ１５ｆ検知温度−温度センサ１５ｅ検知温度で演算される値を用いる。
バイパス膨張弁１０ａの開度が小さくなると、エコノマイザ回路を流れる冷媒流量は減少し、エコノマイザ回路上の過冷却熱交換器７ａ出口の冷媒過熱度ＳＨは大きくなり、逆にバイパス膨張弁１０ａの開度を大きくすると過冷却熱交換器７ａ出口の冷媒過熱度ＳＨは小さくなる。そこで、過冷却熱交換器７ａ出口の冷媒過熱度ＳＨｅｃｏと目標値とを比較し、冷媒過熱度ＳＨｅｃｏが目標値より大きい場合には、バイパス膨張弁１０ａの開度を大きく制御し、冷媒過熱度ＳＨｅｃｏが目標値より小さい場合にはバイパス膨張弁１０ａの開度を小さく制御する（ＳＴ２１３）。
その後、再びステップＳＴ２０３に戻り、水熱交換器９の出口水温が目標値になっているか否かを検出し、検出結果に応じてステップＳＴ２０４〜ＳＴ２１３の処理を繰り返す。

次に加熱運転における冷凍空調装置の制御方法について図５に基づいて説明する。まず冷凍空調装置使用者が室内機２における空調温度の目標値を設定する（ＳＴ３０１）。そしてこの目標値と温度センサ１５ｕで計測される室内空気温度がこの目標値より所定値、例えば１℃以上低い場合には、冷凍空調装置の運転を開始する（ＳＴ３０２）。冷凍空調装置の運転開始に伴い、ポンプ１２が所定の初期容量で始動し（ＳＴ３０３）、熱源機１ａ、１ｂの運転が指示される（ＳＴ３０４）。初期状態では熱源機１ａ、１ｂとも運転される。
そしてこの状態で運転した後、装置運転状態に応じて制御を行う。

ポンプ１２の容量制御（送水量制御）については、温度センサ１５ｒで検知される室内機２を流出する温水温度が予め設定された目標値、例えば４０℃となるように制御される（ＳＴ３０５）。ポンプ１２の容量が高いと、温水流量が増加するため、水温変化が小さくなり、室内熱交換器１１出口の水温は低下しにくくなり、上昇する。逆に、ポンプ１２の容量が低いと、温水流量が減少するため、水温変化が大きくなり、室内熱交換器１１出口の水温は低下する。そこで室内熱交換器１１出口の水温と目標値とを比較し（ＳＴ３０６）、水温が低い場合はポンプ１２の容量を増加させ、水温が高い場合はポンプ１２の容量を減少させる。熱源機１全体では温水温度を所定の温度、例えば４５℃に加熱することが目標とされる（ＳＴ３０７）。

２台の熱源機１が運転される場合は、２台分で所定の温水温度まで加熱するようにし、例えばポンプ１２の容量制御により熱源機１に流入する水温が４０℃に制御される場合には、熱源機１ａで４２．５℃、熱源機１ｂで４５℃まで加熱されるように熱源機１内の温水の加熱目標温度が設定され、圧縮機３の容量が制御される。１台の熱源機１が運転される場合には、運転している熱源機１が前記の熱源機１全体での目標加熱温度を実現するように温水加熱目標温度が設定され、圧縮機３の容量が制御される（図５．２のＳＴ３０８）。圧縮機３の容量制御方法については後述する。

熱源機１の運転台数は、熱源機１ａ、１ｂの圧縮機３容量に応じて制御される。熱源機１ａ、１ｂとも運転され、前記のような圧縮機容量制御がなされている場合に、熱源機１ａ、１ｂの圧縮機３の合計容量が所定値以下となった場合、例えば、合計容量が最大容量の３０％以下となった場合（ＳＴ３０９）には、熱源機２台で運転していても、加熱負荷に対して、熱源機１の加熱能力が過大と判断し、熱源機１の運転台数を減少させ、熱源機１ａ、１ｂのどちらか一方の運転を停止する（ＳＴ３１０）。
逆に熱源機１の運転台数が１台の場合に、運転している熱源機１の圧縮機３の容量が所定値以上となった場合、例えば、熱源機１の最大容量の９０％以上となった場合（ＳＴ３１１）には、熱源機１台の運転では、加熱負荷に対して、熱源機１の加熱能力が不足と判断し、熱源機１の運転台数を増加させ、停止している熱源機１の運転を開始する（ＳＴ３１２）。

また貯水槽１３から室内機２に送水される水温によっても熱源機の運転台数を制御する。貯水槽１３から室内機２に送水される水温と冷水冷却目標温度とを比較し（ＳＴ３１３）、水温が目標値より低い場合、例えば目標とする水温が４５℃でありそれより１℃低い４４℃となった場合には、熱源機１の加熱能力が加熱負荷に対し不足と判断し、熱源機１の運転台数を増加させ、停止している熱源機１の運転を開始する。逆に貯水槽１３から室内機２に送水される水温が所定値より高い場合、例えば目標とする水温が４５℃でありそれより１℃高い４６℃となった場合には、熱源機１の加熱能力が加熱負荷に対して過剰と判断し、熱源機１の運転台数を減少させる。このとき熱源機１が２台とも運転している場合には１台運転とするが、１台しか運転していない場合には、熱源機１の運転を全数停止する（ＳＴ３１４）。
また室内空気温度が目標値より所定値、例えば２℃以上高い場合（ＳＴ３１５）も、熱源機１の加熱能力が加熱負荷に対して過剰と判断し、熱源機１の運転台数を減少させる、もしくは熱源機を全て停止し、ポンプ１２の送水も停止する制御を行う（ＳＴ３１６）。
その後、再びステップＳＴ３０５に戻って温度設定を確認し、上記のステップＳＴ３０５〜ＳＴ３１６のサイクルを繰り返す。

次に加熱運転時の熱源機１内の制御動作について図６に基づいて説明する。制御動作においても、熱源機１ａ、１ｂとも同様の動作が実施されるので、代表として熱源機１ａの運転制御について説明する。
まず、圧縮機３ａの回転数、空気熱交換器５ａの送風量、主膨張弁８ａの開度、バイパス膨張弁１０ａの開度を初期値に設定して運転を行う（ＳＴ４０２）。ここで空気熱交換器５送風量の初期設定値は温度センサ１５ｓで検知される外気温度およびあらかじめ計測制御装置１６に記憶された所定値とを比較して決定され、外気温度が低い場合は高風量、高い場合は低風量に設定される。

そして、この状態で運転した後、装置運転状態に応じて各アクチュエータを制御する。まず圧縮機３の回転数は、温度センサ１５ｈで検知される水熱交機９出口の温水温度が予め設定された目標値となるように制御される（ＳＴ４０３）。目標温度は前述したように熱源機１ａ、１ｂで異なり、例えば熱源機１ａでは４２．５℃、熱源機１ｂでは４５℃に設定される。圧縮機３の回転数が高いと、冷媒流量が増加するため装置の冷却能力が増加し、水がより加熱されるため、水熱交換器９出口の水温は上昇する。逆に、圧縮機３の回転数が低いと、水熱交換器９出口の水温は低下する。そこで水熱交換器９出口の水温と目標値とを比較し、水温が低い場合は圧縮機３の回転数を増加させ、水温が高い場合は圧縮機３の回転数を減少させる（ＳＴ４０４）。

次に、空気熱交換器５の送風量であるが、この送風量は基本的に初期設定値にて運転を行う。状況として高外気温（たとえば１５℃くらい）に、加温運転を行った場合に、圧縮機の負荷が過大となるのを防止するため風量を低下させ、冷凍サイクルの低圧を低下し、圧縮機の搬送流量を低下することで、圧縮機駆動の負荷を低減する場合があるが、本発明が対象とする冷凍空調装置が用いられるビル用空調などの場合、高外気温時に暖房負荷が発生することはほとんどないため、上記の通り初期設定値にて運転を行う。

次に、主膨張弁８ａの開度であるが、蒸発器となる空気熱交換器５ａの出口であり、圧縮機３ａ吸入の状態（図２点Ｅ）の冷媒過熱度ＳＨが、予め設定された目標値、例えば２℃となるように制御される（ＳＴ４０６）。ここで空気熱交換器５ａの出口であり圧縮機３ａ吸入の冷媒過熱度ＳＨは、（温度センサ１５ａ検知温度（圧縮機３の吸入温度））−（圧力センサ１４ａから換算される冷媒飽和温度）で演算される値を用いる。
主膨張弁８ａの開度が小さくなると、空気熱交換器５ａを流れる冷媒流量は減少し、空気熱交換器５ａ出口の冷媒過熱度ＳＨは大きくなり、逆に主膨張弁８ａの開度を大きくすると空気熱交換器５ａの冷媒過熱度ＳＨは小さくなる。そこで、圧縮機３ａ吸入（空気熱交換器５ａ出口）の冷媒過熱度ＳＨと目標値とを比較し、冷媒過熱度ＳＨが目標値より大きい場合には、主膨張弁８ａの開度を大きく制御し、冷媒過熱度ＳＨが目標値より小さい場合には主膨張弁８ａの開度を小さく制御する（ＳＴ４０７）。

次に、バイパス膨張弁１０ａの開度であるが、冷却運転と同様に行い、過冷却熱交換器７ａ出口の冷媒過熱度ＳＨｅｃｏを演算し（ＳＴ４０８）、この冷媒過熱度ＳＨｅｃｏと目標値とを比較し（ＳＴ４０９）、冷媒過熱度ＳＨｅｃｏが目標値より大きい場合には、バイパス膨張弁１０ａの開度を大きく制御し、冷媒過熱度ＳＨｅｃｏが目標値より小さい場合にはバイパス膨張弁１０ａの開度を小さく制御する（ＳＴ４１０）。

なお、冷却・加熱運転におけるこれらの圧縮機３の回転数制御や、主膨張弁８、バイパス膨張弁１０の開度、ポンプ１２の容量制御においては、目標値との偏差に基づくＰＩＤ制御法などにより、制御量が決定される。

次に熱源機１の圧縮機３として用いられるスクロール圧縮機の特性について説明する。図７はスクロール圧縮機の圧縮室の断面を表した図である。スクロール圧縮機では、揺動スクロール１７と固定スクロール１８との間の空間に圧縮室１９ａ、１９ｂ、１９ｃが形成され、揺動スクロール１７が揺動運動を行うことにより、圧縮室１９が旋回しながら中心位置に移動し、それとともに圧縮室容積が減少し圧縮室内の冷媒が圧縮される。最外周の圧縮室１９ａ内の冷媒は、圧縮室への吸入が完了し圧縮開始される状態であり、揺動スクロールが１回転後に圧縮室１９ｂの位置に、２回転後に圧縮室１９ｃの位置に移動し、圧縮完了しスクロール中心の吐出ポート２０から吐出される。

このようにスクロール圧縮機では、圧縮開始から２回転以上して圧縮完了するので、圧縮過程で必要となる圧縮トルクの変動が小さくなる。図８はレシプロ圧縮機、ロータリー圧縮機、スクロール圧縮機の圧縮トルクの変動を表したものであり、他の形式に比較して、スクロール圧縮機の圧縮トルク変動が１／１０以上小さいことがわかる。

このように、圧縮トルクが小さいことで、スクロール圧縮機を適用することにより以下の効果を得ることができる。本発明のように複数台の熱源機を適用する場合、特にこれまで１台のものを複数に分割するようにすると、それに伴い熱源機の発停の回数が増大し、熱源機の発停に応じて圧縮機も発停される。圧縮機起動時は圧縮トルクの変動が大きく、その分圧縮機軸受けに大きな負荷がかかる。スクロール圧縮機を適用すると、圧縮トルク変動そのものが小さいため、起動時の圧縮トルクの変動が小さく、圧縮機軸受けにかかる軸受け負荷を低減でき、圧縮機運転時の信頼性を高くすることができる。また圧縮トルクの変動が小さい分、起動時の振動も抑制することができ、この点でも装置の信頼を高くすることができる。

また従来例にあるスクリュー圧縮機では以下のような問題があった。図９はスクリュー圧縮機の圧縮行程を表すものである。図９に示されるように、スクリュー圧縮機では、スクリュー部２２とゲートローター部２３に挟まれた空間で圧縮室１９を形成する。この形状は３次元形状であるため加工が難しく、スクロール圧縮機より大きいすき間が圧縮室に生じる。圧縮室に生じるすき間から圧縮中の冷媒がリークするのを防ぐために、スクリュー圧縮機では多量の冷凍機油を用いており、そのため圧縮機吐出部の冷媒にも多量の冷凍機油が含まれる。この冷凍機油が回路中に流出すると、空気熱交換器５、水熱交換器９における冷媒の熱交換を阻害するため、伝熱効率化が低下し、装置の運転効率が低下するという問題があった。またこの問題を回避するため、圧縮機吐出部に油分離器を設ける場合もあるが、熱源機１台を複数台に分割してリニューアルするような場合では、複数台の熱源機全てに油分離器が必要となり、装置のコストが上昇するという問題があった。
またスクリュー圧縮機では小容量化した場合、加工精度の問題から圧縮される容積に対しすき間の比率が大きくなり、効率が低下するという問題があった。その効率が低下する容量は冷却能力１００〜１５０ｋＷ程度の範囲にあり、特にビルのエレベータや小型のクレーンで搬入するときに目安となる５０ｋＷ程度の能力の機種を構成しようとした場合の性能低下が著しくなるという問題があった。

スクロール圧縮機では、形状が２次元的であるため、加工精度がスクリュー圧縮機よりも高くでき、吐出冷媒に含まれる冷凍機油量を少なくできる。そのため油分離器が不要となり、熱源機１台を複数台に分割してリニューアルするような場合に、低コストに装置を構成できる効果がある。
また直膨システムにて、熱源機と室内機を冷媒配管で接続するようなシステムでは、冷媒配管中に滞留する油が発生し、その量が多大になり冷凍機油の枯渇を引き起こす可能性があるため、油分離器の設置が不可欠となるが、本発明のように、冷温水などの液媒体を負荷側に供給するチラーの場合では、前述した配管中の冷凍機油の滞留もなく、この点からも油分離器の設置が不要とでき、低コストに装置を構成できる。
またスクロール圧縮機では、小容量機種を構成しようとした場合、比較的圧縮室のすき間を小さくできるので、３ｋＷ程度の能力までは高効率を維持できる。従って、現在１台のスクリュー圧縮機で構成されている能力１００ｋＷ程度以上の熱源機を複数台に分割した熱源機構成としても、高効率とすることができる。

また冷温水などの液媒体を負荷側に供給するチラーの場合、負荷側に供給する冷温水などの液媒体の温度が固定となるため、負荷が低下しても、冷凍サイクルの低圧（冷却運転時）、もしくは高圧（加熱運転時）が固定される運転となり、比較的高圧縮比で運転される。レシプロ圧縮機、ロータリー圧縮機など内部容積比を持たず、吐出部と吸入部が隣接する圧縮機では、低圧縮比では、高効率運転を行えるが、高圧縮比では圧縮機内の冷媒漏れが大きく運転効率が大きく低下する。スクロール圧縮機の場合、図７に示されるように吐出部と吸入部の圧縮室が隣接しないので、高圧縮比でも、高効率運転を行える。
またスクロール圧縮機の場合、内部容積比があり、それより低い圧縮比の運転では過圧縮状態となり、運転効率が大きく低下するが、チラーの場合、冷凍サイクルの低圧（冷却運転時）、もしくは高圧（加熱運転時）が固定される運転となるので、運転状態に合致するような内部容積を選定することで、内部容積比と圧縮比との乖離を小さくでき、どのような負荷に対しても高効率で運転することができる。

また本発明では圧縮機３の回転数をインバータで制御しており、これにより以下のような効果を得ることができる。まず熱源機１が複数台でされる場合に、全ての熱源機の圧縮機がインバータ制御されることにより、各熱源機台数における容量制御幅が拡大される。例えば熱源機２台同一容量の構成で、全ての圧縮機が一定速で運転される場合は、熱源機２台で運転される場合の容量は２００％（１００％は熱源機１台あたりの容量）、熱源機１台で運転される場合の容量は１００％である。この場合、連続的な容量制御が行えないため、どの容量でも熱源機の発停が不可避となり、圧縮機の発停回数が増加し、信頼性が低下する。
また１台の熱源機がインバータ駆動であり、容量制御幅が５０％―１５０％、１台の熱源機が一定速圧縮機で駆動される場合、熱源機２台で運転される場合の容量は１５０％―２５０％、熱源機１台で運転される場合の容量は５０−１５０％である。この場合、連続的な容量制御が行えるが、１５０％近辺の負荷の場合、一定速圧縮機で構成される熱源機のみが発停を繰り返すことになり、その熱源機の圧縮機運転の信頼性が低下する。
２台の熱源機がインバータ駆動であり、容量制御幅が５０％―１５０％である場合、熱源機２台で運転される場合の容量は１００％―３００％、熱源機１台で運転される場合の容量は５０−１５０％である。この場合、連続的な容量制御が行えるとともに、熱源機の切換となる容量が、１００％、１５０％近辺にできるが、熱源機運転台数を適切に選択することにより、発停を行わず連続的な容量制御を行うようにできる。従って、熱源機の発停回数を著しく減少でき、信頼性を高めることができる。

またインバータ駆動することにより、圧縮機３起動時の回転数を低速に制御することができる。これにより、起動時初動の圧縮トルクの変動を抑制でき圧縮機軸受け負荷を低減し、信頼性を高めることができる。
また圧縮機３起動時の回転数を低速に制御することで、起動時の圧縮機３への液戻り量を少量にできる。冷温水などの液媒体を負荷側に供給するチラーにおいて、空気熱交換器５を搭載する場合、水熱交換器９と空気熱交換器５の容積差が大きく、空気熱交換器５の容積は水熱交換器９の５倍以上となる。この構成で冷却運転を行う場合、凝縮器となる空気熱交換器５で過冷却度が得られるようにするには、空気熱交換器５の４０％程度の冷媒量が必要となる。冷却運転を行っていた熱源機１の運転が停止されたとき、空気熱交換器５に存在していた液冷媒が低圧側である水熱交換器９側に主膨張弁８を通過して流入する。このとき、空気熱交換器５に存在していた冷媒量の多くは液冷媒の形であり、その容積は水熱交換器９の２倍以上となるので、水熱交換器９は液冷媒であふれることになる。この状態で起動運転を行うと圧縮機３への液バックが不可避となる。液バックが発生した場合には、液圧縮による圧縮トルクの増大、および圧縮機３内の油が液冷媒により希釈され、粘度低下することによる潤滑性能低下が発生し、圧縮機運転の信頼性が低下する。
直膨式などでは、前述したように熱源機１と室内機２を接続する配管があるため、空気熱交換器５からあふれる液冷媒を配管の容積部分で吸収し、起動時の液バックを緩和できるが、チラーの場合は、他のバッファー部分がないため、より液バックによる信頼性低下が生じやすくなっている。

この条件であっても、インバータ駆動で圧縮機３起動時の回転数を低速に制御することがで、起動初動時の圧縮機３の圧縮トルク増大を抑制するとともに、圧縮機３に流入する液冷媒量の絶対値を少なくすることができ、油希釈による粘度低下も抑制することができる。従って高信頼性の運転を行うことができる。
なお、液バックを回避するために圧縮機３吸入にアキュムレータを設けることもできるが、この場合、従来１台の熱源機で１台のアキュムレータで対応できていたものが、複数の熱源機１にそれぞれアキュムレータが必要となり、高コストになり好ましくない。逆に言えば、インバータ駆動により、アキュムレータを不要とすることができ、低コストで装置を構成することができる。

なお、運転中の熱源機１を停止するときは、停止中に、主膨張弁８を閉止するように制御してもよい。これにより、熱源機停止中の空気熱交換器５から水熱交換器９への液冷媒の流入を防止でき、次に熱源機１が起動するときの液バックを抑制でき、より信頼性を高めることができる。

また熱源機が複数台同時運転するときには、水熱交換器９での冷温水の温度差が各熱源機で同程度になるように設定する。これにより、各熱源機の圧縮機３の容量が同程度となり、各熱源機１の空気熱交換器５、水熱交換器９各熱交換器で同程度の冷媒条件で運転できる。特定の熱源機１に偏らせて負荷を担わせると、その熱源機１での熱交換量が過大となり、その熱源機のみ高圧が高く、低圧が低く、効率の低下した運転となり、熱源機全体で見たときの効率も低下する。各熱交換器で満遍なく熱交換でき、効率の極端に低下する熱源機１が存在しないようにすることで、高効率の運転を実現できる。

一方、熱源機１が追加運転される場合は、当該熱源機１の起動後の圧縮機３容量ができるだけ少なくなるように運転することが望ましい。前記したように、熱源機１起動時は液バックが発生しやすく、その状況は数分間継続する。起動時は低速で立ち上げるが、起動後すぐに圧縮機３の容量は他の熱源機と同程度にしてしまうと、運転状況によっては多量の液バックが発生し、圧縮機３の運転信頼性が低下する恐れがある。
そこで、起動後数分間、３分〜１０分程度は追加運転される熱源機１の圧縮機容量が他の熱源機よりも少なくなるように、最小容量の運転を継続させる、もしくは、冷水冷却温度の目標設定を高くする、温水加熱温度の目標設定を低くするなどの制御を行い、圧縮機３の容量を低下させて、圧縮機３の運転信頼性を確保する。

この際、追加運転熱源機１以外の熱源機１のインバータによる圧縮機３容量制御により、負荷変動に対し追随した容量制御を行うことで、安定的に負荷に追随する運転を行うこともできる。即ち各熱源機の圧縮機３をインバータ駆動することにより、どの熱源機１が発停するような条件であっても安定的に負荷に追随した運転が行える。
またチラーの場合、貯水槽１３に余剰の水など液媒体を貯留することで、熱源機１の発停などによる負荷追随性が低下した場合の、室内機送水温度の変動を抑制する構成としているが、本発明のように、熱源機１の発停を減少させることで、最も負荷追随性が低下する熱源機１の発停の発生頻度を低減させるとともに、各熱源機１でのインバータによる圧縮機３容量制御により、熱源機１発停時なども含めて負荷変動に対応できるので、貯水槽１３を不要にする、もしくはその容積を減らし、装置として保持する水量を低減することができる。
従って、装置のコストを低減するとことができるとともに、設置の際の工事性を改善することができる。

また、本発明では、圧縮機３にエコノマイザ回路を介してガスインジェクションを行っている。ガスインジェクションを行ったときの冷凍サイクルは図２に示される形となり、圧縮機３で圧縮される冷媒のうち、一部は中間圧Ｐｍからと高圧Ｐｈまで圧縮される。従って全ての冷媒が低圧Ｐｌから高圧Ｐｈまで圧縮されるのに対し、一部の冷媒の部分について低圧Ｐｌから中間圧Ｐｍまで圧縮する仕事を低減することができ、高効率の運転を行うことができる。

スクロール圧縮機を適用する場合、インジェクションされるガス冷媒は、図７におけるインジェクションポート２１を介して実施される。スクロール圧縮機の場合、図７の外側から２番目の圧縮室１９ｂにインジェクションポート２１を設けると、どの回転角でも吸入、吐出どちらにもつながらない状態となる。従ってインジェクションされる冷媒が低圧側に流出したり、高圧の冷媒がインジェクションポートを逆流して流出したりすることがないため、回転角に応じた閉止弁など付属部品が不要となり、安価にインジェクションに対応した圧縮機３を構成できる。

またエコノマイザ回路を流れる冷媒流量を変更することで、圧縮機３の容量制御範囲を拡大することもできる。バイパス膨張弁１０の開度を小さく制御すると、エコノマイザ回路を流れる冷媒量が減少する。このとき圧縮機３から吐出される冷媒流量が減少するので、凝縮器となる熱交換器を流れる冷媒流量、加熱運転を行う場合は水熱交換器９を流れる冷媒流量が減少するので、熱源機１の加熱能力を低下させることができる。
またエコノマイザ回路を流れる冷媒量が減少すると、過冷却熱交換器７での熱交換量が低下するため、過冷却熱交換器７での高圧液側のエンタルピ変化幅（図２のΔＨ）が小さくなり、蒸発器入口のエンタルピ（図２点Ｄ）が高くなる。そのため、蒸発器でのエンタルピ差（図２のΔＨｅ）が小さくなるので、蒸発器熱交換量が減少する。従って冷却運転においては、蒸発器として作用する水熱交換器９の熱交換量が低下するため、熱源機１の冷却能力を低下させることができる。
エコノマイザ回路を流れる冷媒流量は、圧縮機吸入流量の０％〜２０％程度となるので、圧縮機３の下限容量を最大２０％程度拡大することができる。

以上のようにエコノマイザ回路を流れる冷媒流量を変更することで、圧縮機３の容量制御範囲を拡大できるので、熱源機の台数に応じた容量制御範囲が拡大する。この発明ではインバータによる圧縮機起動を行うことで熱源機発停を行わなければならない運転条件、運転範囲を狭めているが、エコノマイザ回路での流量制御を行うことで、さらにその範囲を拡大することができる。従って圧縮機３発停頻度を低減し、信頼性を向上させるとともに、負荷追随性を向上させることができる。

また本発明では、室内機２から供給される冷温水など液媒体が各熱源機１を直列に流れるように液媒体流路が構成されている。これにより以下の効果を得ることができる。
仮に、室内機２から供給される冷温水など液媒体が各熱源機１を並列に流れるように構成される場合、貯水槽１３から室内機２に送水される冷温水の温度を安定させるには、各熱源機１での冷温水出口温度は各熱源機１で同一となるように制御される必要がある。そのときの各熱源機１への送水量は、熱源機１の外部のポンプ容量で決められるので、運転状況によっては、熱源機起動時に、供給される水量が多く、起動時から高容量運転を行わなければならない状況が発生し、圧縮機３の起動負荷が過大となり、圧縮機３の信頼性が低下する可能性がある。
冷温水など液媒体が各熱源機１を直列に流れるように液媒体流路が構成されていると、前述したように、追加運転される熱源機の容量を低く、継続運転される熱源機の運転容量を高く制御することで、圧縮機３起動時の容量を低くでき、圧縮機３運転の信頼性を向上させることができる。

また冷温水など液媒体が各熱源機１を並列に流れるように構成される場合、各熱源機１での冷温水出口温度は各熱源機１で同一となり、例えば冷却運転では７℃、加熱運転では４５℃などと設定される。一方、冷温水など液媒体が各熱源機１を直列に流れるように液媒体流路が構成すると、上流側に接続される熱源機１の水温条件が、冷却運転では高く、例えば９．５℃に、加熱運転では低く、例えば４２．５℃に設定される。このとき、上流側の熱源機１の冷凍サイクルは、冷却運転時は冷水出口温度が高くなるので、低圧が高くなり、加熱運転時は温水出口温度が低くなるので高圧が低くなり、運転効率が高くなる。そのため装置全体として見ても高効率の運転を行うことができる。

なお、室内機２から供給される冷温水など液媒体が各熱源機１を並列に流れるように構成される場合、熱源機１を並列に液媒体が流れるため、ポンプ１２が送水に要する揚程が低くてすみ、安価な構成とできるので、コスト面を重視する場合は、液媒体が各熱源機１を並列に流す構成としてもよい。

なお本実施の形態では、負荷側に冷温水を供給する空調装置の例を説明したが、負荷側に給湯用の温水を供給する給湯機、負荷側に低温倉庫などを冷却する低温のブラインを供給する冷凍装置であっても、冷却・加熱のいずれかの運転を行うことで同様の効果を得ることができる。

なお、本実施の形態では熱源機１の台数を２台としたが、３台以上で構成してもよく、その場合も同様の効果を得ることができる。

また室内機２の台数を１台としたが、２台以上の構成としてもよく、その場合も同様の効果を得ることができる。室内機２が複数台で構成される場合には、各室内機２への冷温水などの液媒体の流入を閉止する弁が設けられる。そして閉止弁の制御として、各室内機２で室内空気温度と設定温度を比較し、冷却運転時に室内空気温度が設定温度より所定値以上高い場合、もしくは加熱運転時に室内空気温度が設定温度より所定値以上低い場合に、閉止弁を開とし、冷却運転時に室内空気温度が設定温度より所定値以上低い場合、もしくは加熱運転時に室内空気温度が設定温度より所定値以上高い場合に、閉止弁をが閉とする制御が行われ、各室内機２で個別に負荷調整が行えるように制御される。
この場合のポンプ１２の水量制御は、各室内機２から熱源機１へ流れる流路が一度集約さるように構成され、その部分に温度センサ１５ｒを配置し、ここの温度が目標値となるように制御される。

室内機２が複数台ある場合は、室内機２の台数変動により、負荷変動が発生しやすく、それに応じて熱源機１の発停も生じやすくなるが、本発明の構成では、このような状況でも熱源機１の発停が生じにくい運転を行うことができ、より高信頼性の装置とすることができる。

また、適用する冷媒もＲ４１０Ａに限るものではなく、他のＨＦＣ系冷媒や、ＨＣ冷媒、ＣＯ２、ＮＨ３などの自然冷媒に適用することができる。ＣＯ２冷媒の場合、圧力が高いため各冷媒回路部品の耐圧を確保する必要があるが、１台の熱源機で構成しようとした場合、各構成部品の容積が大きくなり、容積に見合った耐圧仕様とするため、圧縮機３など各部品の肉厚を多く要し、高価となる。本発明のように小容量の熱源機１を複数台構成とすると、各構成部品の容積を小さくでき、その分耐圧強度が増し、各部品の肉厚が低く抑えられるので、より安価に装置を構成することができる。

実施の形態２．
以下本発明の実施の形態２を図１０に示す。図１０は実施の形態２における熱源機１ａの冷媒回路構成を表したものであり、エコノマイザ回路として、過冷却熱交７ａの代わりに気液分離器２３ａを用いる構成とする。図１１は実施の形態２における冷凍空調装置の圧力とエンタルピの関係を表した図である。
なお、実施の形態２において、熱源機１ａ、１ｂの冷媒回路以外の構成・制御については、実施の形態１と同様である。

冷媒回路は環状に接続され、水熱交換器７ａで冷水をつくる冷却運転では、圧縮機３ａ、四方弁４ａ、空気熱交換器５ａ、逆止弁６ａ、補助膨張弁２２ａ、気液分離器２３ａ、主膨張弁８ａ、逆止弁６ｄ、水熱交換器９ａ、四方弁４ａ、圧縮機３ａが環状に接続され、この順で冷媒が流れる。また気液分離器２３ａで分離されたガス冷媒が分岐され、バイパス膨張弁１０ａ、を経て圧縮機３ａの圧縮室にインジェクションされる。
水熱交換器７で温水をつくる加熱運転では、圧縮機３ａ、四方弁４ａ、水熱交換器７ａ、逆止弁６ｂ、補助膨張弁２２ａ、気液分離器２３ａ、主膨張弁８ａ、逆止弁６ｃ、空気熱交換器５ａ、四方弁４ａ、圧縮機３ａが環状に接続され、この順で冷媒が流れる。また加熱運転においても気液分離器２３ａで分離されたガス冷媒が分岐され、バイパス膨張弁１０ａ、を経て圧縮機３ａの圧縮室にインジェクションされる。
冷却、加熱運転において気液分離器２３ａで分離されたガス冷媒が分岐され、バイパス膨張弁１０ａを経て圧縮機３ａの圧縮室にインジェクションされる回路にてエコノマイザ回路を構成する。

冷却運転における冷媒回路の動作を図１０、図１１に基づいて説明する。四方弁４ａの流路は図１０の実線方向に設定される。圧縮機３aから吐出された高温高圧（Ｐｈ）のガス冷媒（図１１点Ａ）は、四方弁４ａを経て空気熱交換器５ａに流入し、凝縮器となる空気熱交換器５ａで放熱しながら凝縮・液化する（１１点Ｂ）。空気熱交換器５ａを出た高圧の液冷媒は逆止弁６ａを経て、補助膨張弁２２ａで中間圧（Ｐｍ）まで減圧され、二相冷媒となる（図１１点Ｆ）。二相冷媒は気液分離器２３ａに流入し、気液分離され、分離された液冷媒（図１１点Ｃ）は主膨張弁８ａに流入する。主膨張弁８ａにて低圧（Ｐｌ）に減圧された二相状態の冷媒は（図１１点Ｄ）、逆止弁６ｄを経て蒸発器となる水熱交換器９ａにて、蒸発ガス化しながら吸熱し、液媒体である水を冷却し冷水を生成する。水熱交換器９ａを出た冷媒は、四方弁４ａを経て圧縮機３ａに吸入される（図１１点Ｅ）。気液分離器２３ａで分離されたガス冷媒（図１１点Ｇ）は、バイパス膨張弁１０ａを経て、圧縮機３ａ内の圧縮途中の圧縮室にインジェクションされ、吸入状態（図１１点Ｅ）から圧縮された冷媒（図１１点Ｈ）と混合した後（図１１点Ｉ）、高圧（Ｐｈ）まで圧縮され、高温高圧のガス冷媒（図１１点Ａ）となる。
次に加熱運転における冷媒回路の動作について説明する。加熱運転では四方弁４ａの流路は図１０の点線方向に設定される。加熱運転における冷媒の状態変化も冷却運転とほぼ同様であり、図１１に示される状態変化となる。圧縮機３ａから吐出された高温高圧（Ｐｈ）のガス冷媒（図１１点Ａ）は、四方弁４ａを経て水熱交換器９ａに流入し、凝縮器となる水熱交換器９ａで放熱しながら凝縮・液化する（図１１点Ｂ）。この際、液媒体である水を加熱し温水を生成する。水熱交換器９ａを出た高圧の液冷媒は逆止弁６ｂを経て、補助膨張弁２２ａで中間圧（Ｐｍ）まで減圧され、二相冷媒となる（図１１点Ｆ）。二相冷媒は気液分離器２３ａに流入し、気液分離され、分離された液冷媒（図１１点Ｃ）は主膨張弁８ａに流入する。主膨張弁８ａにて低圧（Ｐｌ）に減圧され二相状態の冷媒となり（図１１点Ｄ）、逆止弁６ｃを経て蒸発器となる空気熱交換器５ａに流入し、空気熱交換器５ａにて、蒸発ガス化され、四方弁４ａを経て圧縮機３ａに吸入される（図１１点Ｅ）。気液分離器２３ａで分離されたガス冷媒（図１１点Ｇ）は、バイパス膨張弁１０ａを経て、圧縮機３ａ内の圧縮途中の圧縮室にインジェクションされ、吸入状態（図１１点Ｅ）から圧縮された冷媒（図１１点Ｈ）と混合した後（図１１点Ｉ）、高圧（Ｐｈ）まで圧縮され、高温高圧のガス冷媒（図１１点Ａ）となる。

本実施の形態２の熱源機１内の制御動作については、上記実施の形態１に対して補助膨張弁２２の開度を制御するステップが加わっている。以下、冷房運転時の制御動作について図１２に基づいて説明する。制御動作においても、熱源機１ａ、１ｂとも同様の動作が実施されるので、代表として熱源機１ａの運転制御について説明する。
まず、熱源機１ａを起動（ＳＴ５０１）すると、圧縮機３ａの回転数、空気熱交換器５ａへ送風量、主膨張弁８ａの開度、バイパス膨張弁１０ａの開度を初期値に設定して運転を行う（ＳＴ５０２）。空気熱交換器５ａの送風量の初期設定値は温度センサ１５ｓで検知される外気温度およびあらかじめ計測制御装置１６に記憶された所定値とを比較して決定される。ここで外気温度と比較する所定値は圧縮機の運転容量、熱交換器性能など機器性能に基づいて定められ、冷凍サイクルの高圧（圧縮機３ａ吐出冷媒の圧力）が低下しすぎないようにするため、外気温度が高い場合は高風量、低い場合は低風量に設定される。

そして、この状態で運転した後、装置運転状態に応じて各アクチュエータを制御する。まず圧縮機３の回転数は、温度センサ１５ｈで検知される水熱交機９出口の冷水温度が予め設定された目標値となるように制御される（ＳＴ５０３）。目標温度は前述したように熱源機１ａ、１ｂで異なり、例えば熱源機１ａでは９．５℃、熱源機１ｂでは７℃に設定される。圧縮機３の回転数が高いと、冷媒流量が増加するため装置の冷却能力が増加し、水がより冷却されるため、水熱交換器９出口の水温は低下する。逆に、圧縮機３の回転数が低いと、水熱交換器９出口の水温は上昇する。そこで水熱交換器９出口の水温と目標値とを比較し、水温が高い場合は圧縮機３の回転数を増加させ、水温が低い場合は圧縮機３の回転数を減少させる（ＳＴ５０４）。

次に、空気熱交換器５の送風量であるが、この送風量は基本的に初期設定値にて運転を行う。ただし、運転条件によって、圧力センサ１４ｂで検知される高圧が所定範囲内からはずれるような場合には、高圧が所定範囲内であるかを確認し（ＳＴ５０５）、高圧が、過度に上昇した場合は圧縮機３ａ保護のために風量を増加させる制御を行う。また、高圧が過度に低下した場合は、主膨張弁８の開度制御を行っても低圧（圧縮機３ａ吸入冷媒の圧力）が大きく低下し、冷媒蒸発温度が氷点下以下に低下し、冷水が凍結する恐れが出てくるので、高圧の過度の低下を抑制するように風量を減少させる制御を行う（ＳＴ５０６）。

次に、主膨張弁８ａの開度であるが、蒸発器となる水熱交換器９ａの出口であり、圧縮機３ａ吸入の状態（図１１点Ｅ）の冷媒過熱度ＳＨを演算し（ＳＴ５０７）、この冷媒過熱度ＳＨが、予め設定された目標値、例えば２℃となるように制御される（ＳＴ５０８）。ここで水熱交換器９ａの出口であり圧縮機３ａ吸入の冷媒過熱度ＳＨは、（温度センサ１５ａ検知温度（圧縮機３の吸入温度））−（圧力センサ１４ａから換算される冷媒飽和温度）で演算される値を用いる。
主膨張弁８ａの開度が小さくなると、水熱交換器９ａを流れる冷媒流量は減少し、水熱交換器９ａ出口の冷媒過熱度ＳＨは大きくなり、逆に主膨張弁８ａの開度を大きくすると水熱交換器９ａの冷媒過熱度ＳＨは小さくなる。そこで、圧縮機３ａ吸入（水熱交換器９ａ出口）の冷媒過熱度ＳＨと目標値とを比較し、冷媒過熱度ＳＨが目標値より大きい場合には、主膨張弁８ａの開度を大きく制御し、冷媒過熱度ＳＨが目標値より小さい場合には主膨張弁８ａの開度を小さく制御する（ＳＴ５０９）。

次に、補助膨張弁２２ａの開度であるが、まず、凝縮器となる空気熱交換器５ａの出口の過冷却度ＳＣを演算する（ＳＴ５１０）。具体的には、（圧力センサ１４ｂの検知した値から換算される冷媒飽和温度）−（温度センサ１５ｃ検知温度）で演算される。この過冷却度ＳＣが、予め設定された目標値、例えば５℃となるように補助膨張弁２２ａの開度を制御する（ＳＴ５１１）。
補助膨張弁２２ａの開度が小さくなると、空気熱交換器５ａを流れる冷媒流量は減少し、空気熱交換器５ａ出口の過冷却度ＳＣは大きくなり、逆に補助膨張弁２２ａの開度が大きくなると、空気熱交換器２２ａの過冷却度ＳＣは小さくなる。したがって、過冷却度ＳＣが目標値より大きい場合は、補助膨張弁２２ａの開度を大きくし、逆に過冷却度ＳＣが目標値より小さい場合は、補助膨張弁２２ａの開度を小さくする（ＳＴ５１２）。

次に、バイパス膨張弁１０ａの開度であるが、圧縮機３ａの出口（図１１点Ａ）の冷媒過熱度ＳＨｄを演算し（ＳＴ５１３）、この冷媒過熱度ＳＨｄが、予め設定された目標値、例えば２℃となるように制御される（ＳＴ５１４）。ここで圧縮機３ａの吐出の冷媒過熱度ＳＨｄは、（温度センサ１５ｂ検知温度）−（圧力センサ１４ｂの検知した値から換算される冷媒飽和温度）で演算される値を用いる。
バイパス膨張弁１０ａの開度が小さくなると、エコノマイザ回路を流れる冷媒流量は減少し、圧縮機３ａ吐出の冷媒過熱度ＳＨｄは大きくなり（図１１の点Ａが右に移動しＡＢ間が長くなる）、逆にバイパス膨張弁１０ａの開度を大きくすると圧縮機３ａ出口の冷媒過熱度ＳＨｄは小さくなる（図１１の点Ａが左に移動し、ＡＢ間が短くなる）。そこで、圧縮機３ａ出口の冷媒過熱度ＳＨｄと目標値とを比較し、冷媒過熱度ＳＨｄが目標値より大きい場合には、バイパス膨張弁１０ａの開度を大きく制御し、冷媒過熱度ＳＨｄが目標値より小さい場合にはバイパス膨張弁１０ａの開度を小さく制御する（ＳＴ５１５）。
その後、再びステップＳＴ５０３に戻り、水熱交換器９の出口水温が目標値になっているか否かを検出し、検出結果に応じてステップＳＴ５０３〜ＳＴ５１５の処理を繰り返す。

実施の形態２においても、冷凍サイクルはガスインジェクションサイクルとなり、実施の形態１と同様に高効率の運転を行うことができる。またバイパス膨張弁１０ａの開度制御でインジェクションされる流量を制御することにより、熱源機１の容量制御範囲を拡大でき、熱源機１の発停頻度を低減し、より信頼性の高い装置とすることができる。

実施の形態３．
以下本発明の実施の形態３を図１３に示す。図１３は実施の形態３における熱源機１ａの冷媒回路構成を表したものであり、圧縮機３の吐出側と吸入側を接続するガスバイパス回路２４と、ガスパイパス回路２４上に流量制御弁２５を設けたものである。その他の構成は実施の形態１と同様である。

ガスバイパス回路２４を設けることで、圧縮機３の容量制御範囲の下限を拡大することができる。通常運転時は、流量制御弁２５を閉止することで、実施の形態１と同じ運転を行うが、圧縮機３の容量制御範囲を運転周波数下限より低下させたい場合に、流量制御弁２５を開き、圧縮機３ａから吐出される冷媒の一部がガスバイパス回路２４に流れるようにする。
こうすることで、水熱交換器９ａに流入する冷媒流量を低減することができ、熱源機１の冷却・加熱能力を低減できる。圧縮機３の容量制御範囲を拡大することで、熱源機１の発停頻度を低減でき、装置の信頼性をより高めることができる。

また、熱源機１が運転開始し、圧縮機３が起動される場合、起動後所定時間は流量制御弁２５を開いてもよい。前述したように、圧縮機３起動時は液バックが発生しやすくなる。このとき、圧縮機３ａから吐出される高温の冷媒を、ガスバイパス回路２４を介して吸入側に流し、液バックされる冷媒と混合することで、液冷媒を蒸発させ、液バック運転における液冷媒量を減少させる。こうすることで、液バック運転時の液圧縮や冷凍機油希釈を緩和し、より信頼性の高い運転を実現できる。

実施の形態４．
以下本発明の実施の形態４を図１４に示す。図１４は実施の形態４における熱源機１ａの冷媒回路構成を表したものであり、圧縮機３ａの容量を制御するガスバイパス回路２６を設けている。ガスバイパス回路２６は圧縮機３ａの吐出、吸入側と圧縮機３ａ内の圧縮室を接続し、バイパス回路上に流量制御弁２５ａ、２５ｂを設けている。
図１５はガスパイバス回路の一端が接続される圧縮室の位置を表しており、スクロール圧縮機の外周側の圧縮室１９ａに設けられるアンロードポート２７にガスパイバス回路の一端が接続される。アンロードポート２７は板バネにて閉止可能な構造となっており、ガスパイバス回路２６側の圧力が圧縮室１９ａの圧力より高い場合は、板バネが圧縮室側に押しつけられて閉止、逆に圧縮室１９ａの圧力が高い場合は、板バネが開き、圧縮室１９ａとガスバイパス回路２６が接続される。

ガスバイパス回路２６を設けることで、圧縮機３の容量制御範囲の下限を拡大することができる。通常運転時は、流量制御弁２５ａを開、２５ｂを閉とすることで、ガスパイバス回路２６の圧力が高圧となり、アンロードポート２７が閉止され、実施の形態１と同じ運転が行われる。
圧縮機３の容量制御範囲を運転周波数下限より低下させたい場合に、流量制御弁２５ａを閉、２５ｂを開とする。このときアンロードポート２７が開き、圧縮室１９ａとガスバイパス回路２６と圧縮機３吸入側が接続されるので、アンロードポート２７が揺動スクロール１７の外周側に位置するまでは、最外周の圧縮室１９ａは、吸入側と接続されることになり、圧縮されない。アンロードポート２７が揺動スクロール１７の外周側に位置した時点で、最外周の圧縮室１９ａの閉じ込みが完了し、この時点から圧縮開始されるので、圧縮機３ａのストロークボリュームは低くなり、圧縮機３ａの容量制御範囲の下限が拡大される。
こうすることで、水熱交換器９ａに流入する冷媒流量を低減することができ、熱源機１の冷却・加熱能力を低減できる。圧縮機３ａの容量制御範囲を拡大することで、熱源機１の発停頻度を低減でき、装置の信頼性をより高めることができる。
実施の形態３では、圧縮された冷媒を吸入側にバイパスするため、その分だけ無駄な圧縮仕事をすることになり運転効率が低下するが、このように圧縮室と吸入側を接続して、閉じ込み位置を遅らせる場合は、バイパス回路２６を通じて流出する冷媒に対する圧縮仕事が少なく、より高効率に容量制御範囲の下限を拡大することができる。

１ａ、１ｂ 熱源機
２ 室内機
３ａ、３ｂ 圧縮機
４ａ、４ｂ 四方弁
５ａ、５ｂ 空気熱交換器
６ａ、６ｂ、６ｃ、６ｄ、６ｅ、６ｆ、６ｇ、６ｈ 逆止弁
７ａ、７ｂ 過冷却熱交換器
８ａ、８ｂ 主膨張弁
９ａ、９ｂ 水熱交換器
１０ａ、１０ｂ バイパス膨張弁
１１ 室内熱交換器
１２ ポンプ
１３ 貯水槽
１４ａ、１４ｂ、１４ｃ、１４ｄ 圧力センサ
１５ａ、１５ｂ、１５ｃ、１５ｄ、１５ｅ、１５ｆ、１５ｇ、１５ｈ、１５ｉ、１５ｊ、１５ｋ、１５ｌ、１５ｍ、１５ｎ、１５ｏ、１５ｐ、１５ｑ、１５ｒ、１５ｓ、１５ｔ、１５ｕ 温度センサ
１６ 計測制御装置
１７ 揺動スクロール
１８ 固定スクロール
１９、１９ａ、１９ｂ、１９ｃ 圧縮室
２０ 吐出ポート
２１ インジェクションポート
２２ 補助膨張弁
２３ 気液分離器
２４、２６ ガスバイパス回路
２５、２５ａ、２５ｂ 流量制御弁
２７ アンロードポート

Claims (9)

1. インバータ駆動されて冷媒を圧縮するスクロール圧縮機と、
   前記スクロール圧縮機と接続され前記冷媒と空気との熱交換を行う空気熱交換器と、
   前記空気熱交換器と接続され前記冷媒の圧力を減圧する減圧装置と、
   一端を前記減圧回路と接続されるとともに、他端が前記スクロール圧縮機に接続され、液媒体と前記冷媒との熱交換を行うことで熱負荷に対し冷熱を供給する負荷側熱交換器とを環状に接続した冷媒回路を搭載した熱源機を複数台備え、前記液媒体が前記各熱源機を直列に流れる冷凍空調装置であって、
   少なくとも２台以上の前記熱源機を運転時に、この運転を行っている各熱源機の圧縮機の合計容量が、この運転を行っている各熱源機の圧縮機の最大容量の合計の所定割合以下である場合に、少なくとも１台の前記熱源機の運転を停止し、
   １または複数台の前記熱源機が運転しており、かつ、少なくとも１台の前記熱源機が運転停止時に、前記運転を行っている各熱源機の圧縮機の合計容量が、運転を行っている熱源機の各圧縮機の最大容量の合計の所定割合以上である場合に、前記運転停止していた熱源機の運転を開始することを特徴とする冷凍空調装置。
2. 前記運転停止していた熱源機の運転を開始する際、この熱源機の運転起動時から所定期間、この熱源機のスクロール圧縮機の容量がすでに運転を行っていた熱源機の各スクロール圧縮機の容量よりも小さくなるように制御することを特徴とする請求項１に記載の冷凍空調装置。
3. 前記スクロール圧縮機にガスインジェクションが行われるポートを備えると共に、このポートに前記冷凍空調装置の冷凍サイクルの高圧と低圧の間の圧力のガスを供給するエコノマイザ回路を備えたことを特徴とする請求項１又は２に記載の冷凍空調装置。
4. 前記圧縮機の吐出側と吸入側とを接続するガスバイパス回路をさらに備え、このガスバイパス回路を流れる前記冷媒の流量を制御する流量制御弁を備えたことを特徴とする請求項１乃至３に記載の冷凍空調装置。
5. 前記圧縮機の圧縮室と圧縮機吸入側とを接続するガスバイパス回路を備え、このガスバイパス回路を流れる前記冷媒の流量を制御する流量制御弁を備えたことを特徴とする請求項１乃至３に記載の冷凍空調装置。
6. 前記減圧装置が開度調整弁で構成され、前記圧縮機の停止中は、開度調整弁の開度を全閉にする流量制御弁を備えたことを特徴とする請求項１に記載の冷凍空調装置。
7. 前記熱源機を複数台同時に運転する場合に、前記液媒体の前記負荷側熱交換器の出入口での温度差が各熱源機で略同じとなるように制御することを特徴とする請求項１に記載の冷凍空調装置。
8. 前記エコノマイザ回路は、
   前記空気熱交換器と前記減圧装置との接続経路から分岐して設けられた前記冷媒の一部を減圧するバイパス膨張弁と、
   前記空気熱交換器と前記減圧装置との接続経路を通過する前記冷媒と、前記バイパス膨張弁を通過した冷媒との熱交換を行う過冷却熱交換器と、
   前記バイパス膨張弁と前記過冷却熱交換器とを通過した冷媒を前記ポートに導入する配管とで構成されることを特徴とする請求項３に記載の冷凍空調装置。
9. 前記エコノマイザ回路は、
   前記空気熱交換器と前記減圧装置との間に設けられた気液分離装置と、
   前記気液分離装置で分離された気体の圧力をさらに減圧するバイパス膨張弁と、
   前記バイパス膨張弁と前記スクロール圧縮機の前記ポートとを接続する配管と、
   前記気液分離装置で分離された液体を前記減圧装置に導入する配管と、で構成されることを特徴とする請求項３に記載の冷凍空調装置。

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