WO2009139187A1 - 冷凍装置 - Google Patents

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竹上雅章
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ダイキン工業株式会社
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    • Y02B30/00—Energy efficient heating, ventilation or air conditioning [HVAC]
    • Y02B30/70—Efficient control or regulation technologies, e.g. for control of refrigerant flow, motor or heating

Definitions

  • the present invention relates to a refrigeration apparatus equipped with a so-called economizer system, and particularly relates to measures for improving operating efficiency.
  • Patent Document 1 discloses a refrigeration apparatus provided with a heat exchanger for supercooling in order to increase the degree of supercooling of the refrigerant.
  • the refrigeration apparatus of Patent Document 1 includes a compressor, a heat source side heat exchanger, and a use side heat exchanger.
  • the supercooling heat exchanger is provided in the middle of connection liquid piping.
  • a supercooling passage through which a part of the liquid refrigerant (branched refrigerant) branches and flows into the supercooling heat exchanger is connected to the communication liquid pipe.
  • the supercooling passage is provided with a supercooling expansion valve for decompressing the branch refrigerant.
  • the branching refrigerant decompressed by the supercooling expansion valve flows into the supercooling heat exchanger and exchanges heat with the liquid refrigerant in the communication liquid piping to evaporate.
  • the liquid refrigerant in the communication liquid pipe is supercooled, and the amount of heat of the refrigerant increases.
  • the supercooled liquid refrigerant flows to the use side heat exchanger and evaporates.
  • the branched refrigerant supercooled by the supercooling heat exchanger flows to the suction side of the compressor. That is, the branched refrigerant is injected into the suction side of the compressor. Therefore, the amount of refrigerant flowing from the use side heat exchanger to the suction side of the compressor is reduced. As a result, there is a problem that the amount of refrigerant circulation in the use side heat exchanger decreases and the cooling capacity cannot be obtained so much.
  • a so-called economizer system is used to eliminate the decrease in the amount of refrigerant circulation in the use side heat exchanger. That is, the branched refrigerant supercooled by the supercooling heat exchanger is injected not into the suction side of the compressor but into the compression chamber in the middle of compression (the intermediate port of the compressor). In this case, since the amount of refrigerant sucked in the compressor is maintained, the amount of refrigerant circulating in the use side heat exchanger does not decrease. As a result, the cooling capacity in the use-side heat exchanger can be reliably earned by the amount that the refrigerant is supercooled by the supercooling heat exchanger. In the compressor, the amount of refrigerant increases by the amount injected into the intermediate port, so the amount of compression work increases.
  • the present invention has been made in view of the above points, and an object of the present invention is to provide a refrigeration apparatus using an economizer system in which a branched refrigerant supercooled by a supercooling heat exchanger is injected into an intermediate port of a compressor.
  • the purpose is to save energy by making the work of the machine appropriate.
  • the present invention controls the supercooling temperature of the supercooling heat exchanger (28) according to the degree of the cooling load.
  • the first invention is a refrigerant circuit in which a compressor (21a, 21b, 21c), a heat source side heat exchanger (25), and a use side heat exchanger (53) are connected to perform a refrigeration cycle.
  • the refrigerant circuit (10) includes a branch pipe (34) in which the liquid refrigerant in the liquid pipe (33) branches and flows and a supercooling expansion valve (29) is provided, and the liquid pipe A subcooling heat exchanger (28) provided in (33) for supercooling the liquid refrigerant in the liquid pipe (33) by the branch refrigerant flowing in from the branch pipe (34), It is premised on a refrigeration system in which the branched refrigerant is injected into a compression chamber having an intermediate pressure of the compressor (21a, 21b, 21c).
  • the refrigeration apparatus of the present invention determines a target temperature of the liquid refrigerant in the liquid pipe (33) after the supercooling according to a cooling load in the use side heat exchanger (53), and the liquid after the supercooling.
  • a controller (80) capable of executing a liquid temperature control mode for controlling the opening degree of the supercooling expansion valve (29) so that the liquid refrigerant in the pipe (33) reaches the target temperature.
  • a part of the liquid refrigerant (branch refrigerant) condensed in the heat source side heat exchanger (25) flows to the branch pipe (34) and is decompressed by the supercooling expansion valve (29).
  • the decompressed branch refrigerant flows into the supercooling heat exchanger (28) and exchanges heat with the liquid refrigerant in the liquid pipe (33).
  • the liquid refrigerant in the liquid pipe (33) is supercooled.
  • the supercooled liquid refrigerant flows to the use side heat exchanger (53) and evaporates.
  • the use side heat exchanger (53) the amount of heat of the liquid refrigerant is increased by the amount of supercooling, so that the cooling capacity can be increased.
  • the subcooled branched refrigerant is injected into the intermediate pressure compression chamber of the compressor (21a, 21b, 21c). Since the temperature of the intermediate pressure refrigerant is lower than the discharge gas temperature of the compressors (21a, 21b, 21c), the discharge gas temperature decreases.
  • the refrigerant circuit (10) of the present invention has a so-called economizer system (economizer circuit).
  • the degree of opening of the supercooling expansion valve (29) depends on the cooling load of the use side heat exchanger (53), that is, the cooling capacity required by the use side heat exchanger (53). Adjusted. Specifically, when the cooling load is large, the target temperature of the liquid refrigerant after supercooling in the supercooling heat exchanger (28) is set low, and when the cooling load is small, the supercooling in the supercooling heat exchanger (28) is set. The target temperature of the subsequent liquid refrigerant is set high. The opening degree of the supercooling expansion valve (29) is set smaller as the target temperature is higher.
  • the controller (80) sets the operating frequency of the compressor (21a, 21b, 21c) according to the cooling load in the use side heat exchanger (53).
  • the target temperature is determined based on the operating frequency of the compressors (21a, 21b, 21c).
  • the operating frequency of a compressor (21a, 21b, 21c) increases, and the refrigerant
  • the operating frequency of the compressor (21a, 21b, 21c) is high, the target temperature of the liquid refrigerant after supercooling is set low, and when the operating frequency of the compressor (21a, 21b, 21c) is low, The target temperature of the liquid refrigerant after supercooling is set high.
  • the controller (80) sets a temperature higher than the outside air temperature by a predetermined value as a lower limit value of the target temperature.
  • the temperature of the supercooled liquid refrigerant is always higher than the outside air temperature. Therefore, for example, when the supercooled liquid refrigerant flows from the outside through the communication pipe to the indoor use side heat exchanger (53), the liquid refrigerant flowing through the communication pipe does not absorb heat from the outside air. That is, the supercooled liquid refrigerant is not heated by the outside air.
  • a plurality of the compressors (21a, 21b, 21c) are provided and connected in parallel to each other.
  • the controller (80) determines the target temperature based on the total operating frequency of the plurality of compressors (21a, 21b, 21c).
  • the target temperature is set based on the sum of the operating frequencies of the compressors (21a, 21b, 21c). Is done. When the total operating frequency is high, the target temperature is set low, and when the total operating frequency is low, the target temperature is set high.
  • the controller (80) causes the refrigerant discharged from the compressor (21a, 21b, 21c) to be in an abnormally wet state or an abnormally overheated state. , Stop the execution of the liquid temperature control mode, and control the opening degree of the supercooling expansion valve (29) so that the discharge pipe temperature of the compressor (21a, 21b, 21c) becomes a preset target temperature. The discharge temperature control mode is performed.
  • the supercooling expansion valve The opening degree of (29) is controlled. For example, when the discharged refrigerant is in an abnormally overheated state, the opening degree of the supercooling expansion valve (29) is increased, and the amount of branch refrigerant injected into the compressors (21a, 21b, 21c) is increased. Conversely, when the discharged refrigerant is in an abnormally wet state, the opening degree of the supercooling expansion valve (29) is reduced, and the amount of branch refrigerant injected into the compressors (21a, 21b, 21c) is reduced.
  • the target temperature of the supercooled liquid refrigerant is determined according to the cooling load, and the supercooling expansion valve (29) is set so that the supercooling temperature of the liquid refrigerant becomes the target temperature.
  • the opening degree was controlled. Therefore, the degree of supercooling of the liquid refrigerant can be adjusted according to the cooling load. That is, when the cooling load is small, the degree of supercooling can be reduced by reducing the flow rate of the branch refrigerant in the supercooling heat exchanger (28). In this case, the amount of injection into the compression chamber of the intermediate pressure of the compressor (21a, 21b, 21c) decreases.
  • the work amount of the compressors (21a, 21b, 21c) can be reduced. As described above, since the work amount of the compressors (21a, 21b, 21c) can be appropriately adjusted according to the size of the cooling load, energy saving can be achieved.
  • the target temperature is determined based on the operating frequency. Therefore, the target temperature corresponding to the cooling load can be easily determined with a simple configuration.
  • the lower limit value of the target temperature is set to a value higher than the outside air temperature by a predetermined value. Therefore, the temperature of the liquid refrigerant after supercooling can always be higher than the outside air temperature.
  • a connecting pipe that connects the heat source unit in which the compressor (21a, 21b, 21c) or the heat source side heat exchanger (25) is stored and the usage unit in which the usage side heat exchanger (53) is stored.
  • the target temperature is determined based on the total operating frequency of the compressors (21a, 21b, 21c). I tried to do it. Therefore, even when there are a plurality of compressors (21a, 21b, 21c), it is possible to determine an appropriate target temperature according to the cooling load. Therefore, energy saving can be achieved reliably.
  • the discharge temperature control mode is provided in addition to the liquid temperature control mode, the discharge refrigerant is prevented from becoming abnormally wet or overheated, depending on the cooling load.
  • the degree of supercooling of the liquid refrigerant can be adjusted. Therefore, reliability is improved.
  • FIG. 1 is a piping diagram illustrating the configuration of the refrigeration apparatus according to the embodiment.
  • FIG. 2 is a piping system diagram showing a refrigerant flow during the cooling operation according to the embodiment.
  • FIG. 3 is a Mollier diagram showing the refrigerant state in the refrigerant circuit.
  • FIG. 4 is a flowchart showing the control operation of the controller.
  • FIG. 5 is a flowchart showing a control operation in the first control mode of the controller.
  • FIG. 6 is a flowchart showing a control operation in the second control mode of the controller.
  • FIG. 7 is a graph for explaining the second control mode of the controller.
  • the refrigeration apparatus (1) of this embodiment includes one external unit (2) and two internal units (3) connected in parallel to the external unit (2). And a controller (80).
  • This refrigeration system (1) is of a so-called separate type in which the outside unit (2) and the inside unit (3) are connected by the liquid side connecting pipe (14) and the gas side connecting pipe (15). It cools the inside of the warehouse.
  • the external unit (2) is provided with an external circuit (20), and each internal unit (3) is provided with an internal circuit (50).
  • each internal circuit (50) is connected to the external circuit (20) by the above-described connecting pipes (14, 15), whereby a refrigerant that performs a vapor compression refrigeration cycle.
  • the circuit (10) is configured.
  • a shut-off valve (11, 12) is provided at each end of the external circuit (20).
  • One end of the liquid side communication pipe (14) is connected to the one closing valve (11).
  • the other end of the liquid side connection pipe (14) branches into two and is connected to the liquid side end of each internal circuit (50).
  • One end of the gas side communication pipe (15) is connected to the other closing valve (12).
  • the other end of the gas side communication pipe (15) branches into two and is connected to the gas side end of each internal circuit (50).
  • the external circuit (20) of the external unit (2) includes three compressors (21a, 21b, 21c), a four-way switching valve (24), an external heat exchanger (25), a receiver (27 ), A supercooling heat exchanger (28), a supercooling expansion valve (29), and an external expansion valve (31).
  • the three compressors (21a, 21b, 21c) are a variable capacity compressor (21a), a first fixed capacity compressor (21b), and a second fixed capacity compressor (21c), and are connected in parallel to each other. ing.
  • These compressors (21a, 21b, 21c) are all constituted by a hermetic high-pressure dome type scroll compressor. That is, although not shown, each compressor (21a, 21b, 21c) mainly houses a scroll type compression mechanism and an electric motor for driving the same in the casing.
  • each compressor (21a, 21b, 21c) the suction refrigerant flowing directly into the compression chamber of the compression mechanism from the suction pipe (23a, 23b, 23c), which will be described later, is compressed and then discharged into the internal space of the casing. Then, it flows out to discharge pipes (22a, 22b, 22c) described later.
  • the variable capacity compressor (21a) the rotation speed of the electric motor is changed by changing the output frequency of the inverter, and the capacity thereof is variable.
  • the electric motor is always operated at a constant rotation speed, and the capacities thereof cannot be changed.
  • Discharge pipes (22a, 22b, 22c) are connected to the discharge sides of the compressors (21a, 21b, 21c), respectively.
  • Each discharge pipe (22a, 22b, 22c) is provided with a check valve (CV).
  • These discharge pipes (22a, 22b, 22c) are connected to the first port of the four-way switching valve (24) via the discharge junction pipe (22).
  • the check valve (CV) is a valve that allows only the flow of refrigerant from the compressors (21a, 21b, 21c) toward the discharge junction pipe (22).
  • the suction pipes (23a, 23b, 23c) are connected to the suction sides of the compressors (21a, 21b, 21c). These suction pipes (23a, 23b, 23c) are connected to the second port of the four-way switching valve (24) via the suction junction pipe (23).
  • the third port of the four-way switching valve (24) has one end (gas side end) of the external heat exchanger (25), and the fourth port of the four-way switching valve (24) has a closing valve (12). Each is connected.
  • the four-way switching valve (24) includes a first state (state indicated by a solid line in FIG. 1) in which the first port and the third port communicate with each other, and the second port and the fourth port communicate with each other; And the fourth port communicate with each other and the second port and the third port communicate with each other.
  • the other end (liquid side end) of the external heat exchanger (25) is connected to the top of the receiver (27) via the first liquid pipe (32).
  • the external heat exchanger (25) is a cross-fin type fin-and-tube heat exchanger, and constitutes a heat source side heat exchanger.
  • An external fan (26) is provided in the vicinity of the external heat exchanger (25).
  • the external heat exchanger (25) is configured so that the refrigerant exchanges heat with external air sent by the external fan (26).
  • the first liquid pipe (32) is provided with a check valve (CV) that allows only the flow of refrigerant toward the receiver (27).
  • the supercooling heat exchanger (28) includes a high pressure side channel (28a) and a low pressure side channel (28b).
  • the inflow end of the high-pressure channel (28a) is connected to the bottom of the receiver (27).
  • the outflow end of the high-pressure channel (28a) is connected to the closing valve (11) via the second liquid pipe (33).
  • the second liquid pipe (33) is provided with a check valve (CV) that allows only the flow of refrigerant toward the closing valve (11).
  • the inflow end of the low-pressure channel (28b) is connected to the second liquid pipe (33) via the first branch pipe (34) which is a branch pipe according to the present invention.
  • the first branch pipe (34) branches from the upstream side of the check valve (CV) in the second liquid pipe (33).
  • the first branch pipe (34) is provided with a supercooling expansion valve (29).
  • the supercooling expansion valve (29) is an electronic expansion valve having a variable opening.
  • One end (inflow end) of the injection pipe (37) is connected to the outflow end of the low-pressure channel (28b).
  • the supercooling heat exchanger (28) is, for example, a plate heat exchanger, and is configured such that heat is exchanged between the refrigerants flowing through the high-pressure side flow path (28a) and the low-pressure side flow path (28b).
  • the other end (outflow end) of the injection pipe (37) is branched into three branch injection pipes (37a, 37b, 37c).
  • These three branch injection pipes (37a, 37b, 37c) are connected to the compressors (21a, 21b, 21c), respectively, and communicate with the compression chamber of intermediate pressure. That is, these injection pipes (37, 37a, 37b, 37c) inject gas refrigerant from the supercooling heat exchanger (28) into the compression chamber of intermediate pressure in the compression mechanism of each compressor (21a, 21b, 21c).
  • An injection circuit is configured. These configurations are configured as a so-called economizer system.
  • the branch injection pipe (37b, 37c) connected to the fixed capacity compressor (21b, 21c) has a check valve (CV) and a solenoid valve (SV) in order from the compressor (21b, 21c) side. Is provided.
  • the receiver (27) is disposed between the external heat exchanger (25) and the supercooling heat exchanger (28) as described above, and temporarily stores the high-pressure refrigerant condensed in the external heat exchanger (25). Can be stored.
  • One end of a gas vent pipe (41) having a solenoid valve (SV) is connected to the top of the receiver (27).
  • the other end of the gas vent pipe (41) is connected to the middle of the injection pipe (37).
  • the gas refrigerant flows from the receiver (27) to the injection pipe (37) by opening the solenoid valve (SV).
  • the second branch pipe (35) is connected between the check valve (CV) and the closing valve (11) in the second liquid pipe (33).
  • the other end of the second branch pipe (35) is connected to the downstream side of the check valve (CV) in the first liquid pipe (32).
  • the second branch pipe (35) is provided with a check valve (CV) that allows only the flow of refrigerant toward the first liquid pipe (32).
  • a third branch pipe (36) that bypasses the receiver (27) and the supercooling heat exchanger (28) is connected between the first liquid pipe (32) and the second liquid pipe (33). Yes. That is, one end of the third branch pipe (36) is connected to the upstream side of the check valve (CV) in the first liquid pipe (32), and the other end is the first branch pipe (34 in the second liquid pipe (33). ) Is connected to the upstream side of the connection part.
  • the third branch pipe (36) is provided with an external expansion valve (31).
  • the outside expansion valve (31) is an electronic expansion valve whose opening degree can be adjusted, and constitutes a heat source
  • Each discharge pipe (22a, 22b, 22c) is provided with an oil separator (38a, 38b, 38c) on the upstream side of the check valve (CV).
  • the oil separators (38a, 38b, 38c) are for separating the refrigerating machine oil from the refrigerant discharged from the compressors (21a, 21b, 21c).
  • Each oil separator (38a, 38b, 38c) is connected to an oil return pipe (39a, 39b, 39c). These three oil return pipes (39a, 39b, 39c) are joined to one end (inflow end) of the oil return joining pipe (39).
  • the other end (outflow end) of the oil return merging pipe (39) is connected to a connection portion of the gas vent pipe (41) in the injection pipe (37). That is, the oil return merging pipe (39) communicates with a compression chamber of intermediate pressure in each compressor (21a, 21b, 21c).
  • the oil return pipe (39a) corresponding to the variable capacity compressor (21a) is provided with a capillary tube (CP).
  • Each oil return pipe (39b, 39c) corresponding to the fixed capacity compressor (21b, 21c) is provided with a check valve (CV) and capillary tube (CP) in order from the oil separator (38b, 38c) side. ing.
  • These check valves (CV) are valves that allow only the flow of refrigerating machine oil toward the oil return merging pipe (39).
  • the oil return pipes (39a, 39b, 39c) and the oil return junction pipe (39) described above are the compressors (21a, 21b, 21c) that supply the refrigeration oil separated by the oil separators (38a, 38b, 38c).
  • An oil return passage for returning to the intermediate pressure compression chamber is configured.
  • the refrigeration oil from the oil separator (38a, 38b, 38c) is returned to the compression chamber of the intermediate pressure instead of the suction pipe (23a, 23b, 23c), so it is cooled by the low-pressure refrigerant and the viscosity increases. There is nothing to do.
  • the external circuit (20) is provided with various sensors and pressure switches. Specifically, each discharge pipe (22a, 22b, 22c) is provided with a discharge pipe temperature sensor (61) and a high-pressure switch (62).
  • the discharge pipe temperature sensor (61) detects the temperature of the discharge pipe (22a, 22b, 22c), and the high pressure switch (62) detects the discharge pressure, and when the abnormally high pressure is detected, the refrigeration system (1) is urgently stopped It is something to be made.
  • the suction junction pipe (23) is provided with a suction pipe temperature sensor (63) for detecting the temperature of the suction junction pipe (23).
  • a discharge pressure sensor (21a, 21b, 21c) for detecting the discharge pressure of the compressor (21a, 21b, 21c) is provided at the junction of each discharge pipe (22a, 22b, 22c) (that is, the inflow end of the discharge junction pipe (22)). 64).
  • a suction pressure sensor (65) for detecting the suction pressure of the compressors (21a, 21b, 21c) is provided at the junction of each suction pipe (23a, 23b, 23c).
  • An outside air temperature sensor (67) for detecting the outside air temperature is provided in the vicinity of the outside-compartment fan (26).
  • a liquid temperature sensor (68) is provided in the second liquid pipe (33).
  • the liquid temperature sensor (68) constitutes temperature detection means for detecting the temperature of the liquid refrigerant.
  • Each in-compartment unit (3) is provided with an in-compartment circuit (50).
  • the internal circuit (50) is provided with a heating pipe (51), an internal expansion valve (52), and an internal heat exchanger (53) in order from the liquid side end to the gas side end.
  • the internal expansion valve (52) is an electronic expansion valve whose opening degree can be adjusted, and constitutes a use side expansion valve.
  • the internal heat exchanger (53) is a cross fin type fin-and-tube heat exchanger, and constitutes a use side heat exchanger according to the present invention.
  • An internal fan (54) is provided in the vicinity of the internal heat exchanger (53).
  • the internal heat exchanger (53) is configured such that the refrigerant exchanges heat with the internal air sent by the internal fan (54).
  • a drain pan (55) provided with a heating pipe (51) is provided below the internal heat exchanger (53).
  • the drain pan (55) collects the condensed water dripping from the internal heat exchanger (53).
  • the ice blocks generated by the condensation water freezing are melted using the heat of the refrigerant flowing through the heating pipe (51).
  • the temperature circuit (50) is provided with three temperature sensors. Specifically, the heat transfer tube of the internal heat exchanger (53) is provided with an evaporation temperature sensor (72) for detecting the evaporation temperature of the refrigerant. A refrigerant temperature sensor (73) for detecting the temperature of the gas refrigerant is provided in the vicinity of the gas side end of the internal circuit (50). In the vicinity of the internal fan (54), an internal temperature sensor (74) for detecting the internal temperature is provided.
  • the controller (80) controls the drive of the compressor (21a, 21b, 21c) and fan (26, 54), and switches and adjusts the opening of various valves (24, 29, 31, 52, SV)
  • movement of a freezing apparatus (1) is comprised.
  • the controller (80) receives detection values of the sensors (61 to 69, 71 to 74) and the high pressure switch (62) described above.
  • the said controller (80) is equipped with the 1st control mode and the 2nd control mode as an opening degree control of the expansion valve (29) for supercooling as the characteristics of this invention.
  • the first control mode if the superheat degree of the discharge refrigerant of each compressor (21a, 21b, 21c) becomes abnormal, the degree of superheat of the discharge refrigerant is controlled by controlling the opening degree of the supercooling expansion valve (29). This is a mode to return to the normal state.
  • the supercooling temperature of the liquid refrigerant in the supercooling heat exchanger (28) is controlled by controlling the opening degree of the supercooling expansion valve (29) according to the cooling load of the internal heat exchanger (53). It is a mode to adjust.
  • the first control mode and the second control mode constitute a discharge temperature control mode and a liquid temperature control mode according to the present invention, respectively. Specific control operations of the controller (80) will be described later.
  • the refrigeration apparatus (1) is configured to perform a cooling operation for maintaining the inside of the refrigerated warehouse at a predetermined temperature (for example, 5 ° C.). At least one of the three compressors (21a, 21b, 21c) is operated, and the internal unit (3) cools the interior.
  • a predetermined temperature for example, 5 ° C.
  • ⁇ Cooling operation> At least one of the three compressors (21a, 21b, 21c) is driven, and the interior is cooled by each interior unit (3).
  • the four-way selector valve (24) is set to the first state (the state shown in FIG. 2).
  • the external expansion valve (31) is set to a fully closed state.
  • Each solenoid valve (SV) is opened and closed according to the operating state.
  • a vapor compression refrigeration cycle is performed in which the external heat exchanger (25) functions as a condenser and each internal heat exchanger (53) functions as an evaporator. . That is, when the three compressors (21a, 21b, 21c) are driven, the refrigerant flows in the direction of the solid arrow shown in FIG. 2 in the refrigerant circuit (10).
  • each compressor (21a, 21b, 21c) the high-temperature and high-pressure gas refrigerant compressed by the compression mechanism is discharged to the discharge pipe (22a, 22b, 22c) (position A in FIG. 3).
  • the gas refrigerant in each discharge pipe (22a, 22b, 22c) flows into the discharge junction pipe (22).
  • each oil separator (38a, 38b, 38c) the refrigerating machine oil is separated from the discharged refrigerant flowing therein and stored.
  • the refrigerating machine oil stored in each oil separator (38a, 38b, 38c) flows into each injection pipe (37) through each oil return pipe (39a, 39b, 39c) and oil return junction pipe (39).
  • the refrigerant that has flowed into the discharge junction pipe (22) flows into the external heat exchanger (25) through the four-way switching valve (24).
  • the refrigerant exchanges heat with the external air and condenses (position B in FIG. 3).
  • the condensed refrigerant flows into the second liquid pipe (33) through the first liquid pipe (32), the receiver (27), and the high-pressure channel (28a) of the supercooling heat exchanger (28) in this order.
  • a part of the refrigerant flowing into the second liquid pipe (33) flows to the first branch pipe (34), and the rest flows to the liquid side connecting pipe (14).
  • the refrigerant (branch refrigerant) flowing to the first branch pipe (34) is depressurized by the supercooling expansion valve (29) and then flows into the low pressure side flow path (28b) of the supercooling heat exchanger (28). (F position in FIG. 3).
  • the supercooling heat exchanger (28) heat is exchanged between the refrigerant in the high-pressure channel (28a) and the refrigerant (branch refrigerant) in the low-pressure channel (28b).
  • the refrigerant in the high-pressure channel (28a) is supercooled (position C in FIG. 3), and the refrigerant in the low-pressure channel (28b) evaporates (position G in FIG. 3).
  • the gas refrigerant evaporated in the low pressure side flow path (28b) flows to the injection pipe (37). Therefore, the liquid refrigerant supercooled by the supercooling heat exchanger (28) flows into the liquid side communication pipe (14).
  • the refrigerant that has flowed to the liquid side communication pipe (14) is divided into each internal circuit (50).
  • the refrigerant flowing into the internal circuit (50) flows through the heating pipe (51).
  • the ice block in which the condensed water is frozen is melted by the refrigerant in the heating pipe (51).
  • the refrigerant flowing through the heating pipe (51) is further subcooled (not shown in FIG. 3).
  • the refrigerant flowing out of the heating pipe (51) is decompressed by the internal expansion valve (52) (position D in FIG. 3) and then flows into the internal heat exchanger (53).
  • the refrigerant exchanges heat with the internal air and evaporates (position E in FIG. 3). Thereby, the air in a warehouse is cooled.
  • each internal heat exchanger (53) flows again into the external circuit (20) through the gas side connecting pipe (15).
  • the refrigerant that has flowed into the external circuit (20) flows to the suction junction pipe (23) through the four-way switching valve (24), and from the suction pipe (23a, 23b, 23c) to each compressor (21a, 21b, 21c). ) Is inhaled.
  • the refrigerant sucked into the compressors (21a, 21b, 21c) is compressed and then discharged again, and this circulation is repeated.
  • the refrigeration apparatus (10) is configured such that the pressure of the refrigerant to be injected is higher than the pressure of the refrigerant in the intermediate-pressure compression chamber. Otherwise, it is difficult for the refrigerant to flow from the branch injection pipe (37a, 37b, 37c) into the compression chamber of intermediate pressure.
  • the refrigerant in the compression chamber H position in FIG. 3
  • the injected refrigerant G position in FIG. 3
  • coolant temperature (namely, discharge pipe temperature) of a compressor 21a, 21b, 21c
  • controller (80) controls the opening degree of the supercooling expansion valve (29) based on the flow shown in FIGS.
  • step ST1 the temperature state and the overheat state of the refrigerant discharged from each compressor (21a, 21b, 21c) are determined. Specifically, for at least one of the three compressors (21a, 21b, 21c), the discharge pipe temperature (Tp1, Tp2, Tp3) is less than a predetermined value (for example, 60 ° C.), and the discharge refrigerant When the superheat degree (TpSH1, TpSH2, TpSH3) is less than a predetermined value (for example, 10 ° C.), it is determined that the superheat degree of the discharged refrigerant is abnormally low (that is, an abnormally wet state).
  • a predetermined value for example, 60 ° C.
  • step ST1 when at least one of the three compressors (21a, 21b, 21c) has a discharge pipe temperature (Tp1, Tp2, Tp3) exceeding a predetermined value (for example, 100 ° C.), the discharge is performed. It is determined that the degree of superheat of the refrigerant is abnormally high (that is, an abnormal overheat state).
  • a predetermined value for example, 100 ° C.
  • Step ST1 if it is determined that the degree of superheat of the discharged refrigerant is in an abnormal state (that is, an abnormal wet state or an abnormal overheat state), the process proceeds to Step ST2, and if not, the process proceeds to Step ST3.
  • an abnormal state that is, an abnormal wet state or an abnormal overheat state
  • the discharge pipe temperatures (Tp1, Tp2, Tp3) are temperatures detected by the discharge pipe temperature sensor (61), and Tp1, Tp2, and Tp3 are the variable capacity compressor (21a) and the first fixed capacity compressor (21b), respectively. ) And the discharge pipe temperature of the second fixed capacity compressor (21c).
  • the degree of superheat (TpSH1, TpSH2, TpSH3) of the discharge refrigerant is represented by the difference between the saturation temperature corresponding to the discharge pressure (pressure equivalent saturation temperature) and the discharge pipe temperature (Tp1, Tp2, Tp3).
  • the discharge pressure is a detection pressure of the discharge pressure sensor (64).
  • step ST2 the supercooling expansion valve (29) is controlled in the first control mode based on the flow shown in FIG.
  • step ST21 the opening degree adjustment amount ( ⁇ pls) of the subcooling expansion valve (29) is determined based on the maximum discharge pipe temperature (Tp). Specifically, the opening degree adjustment amount ( ⁇ pls) is calculated by the following equation, for example.
  • a, b and c are coefficients.
  • the maximum discharge pipe temperature (Tp) is the maximum of the three discharge pipe temperatures (Tp1, Tp2, Tp3), and Tp0, Tp5, Tp10, and Tp20 are currently 5 seconds, 10 seconds, and 20 seconds ago, respectively.
  • the maximum discharge pipe temperature is shown.
  • MTp is a value set in advance as a target value for the maximum discharge pipe temperature (Tp).
  • the opening degree adjustment amount ( ⁇ pls) of the supercooling expansion valve (29) is determined so that the maximum discharge pipe temperature (Tp) becomes the target value (MTp).
  • an opening degree change command is issued to the supercooling expansion valve (29), and the opening degree of the supercooling expansion valve (29) is changed by the opening degree adjustment amount ( ⁇ pls). .
  • the overheated state of the refrigerant discharged from each compressor (21a, 21b, 21c) becomes normal.
  • the opening degree of the supercooling expansion valve (29) increases, the amount of injection into the compressor (21a, 21b, 21c) increases, and the discharge pipe temperature (Tp1, Tp2, Tp3) decreases. Thereby, the abnormal overheating state of the discharged refrigerant is eliminated. Further, when the opening degree of the supercooling expansion valve (29) is decreased, the amount of injection into the compressor (21a, 21b, 21c) is decreased, and the discharge pipe temperatures (Tp1, Tp2, Tp3) are increased. Thereby, the abnormal wet state of the discharged refrigerant is eliminated.
  • the abnormal state (abnormally overheated state and abnormally wet state) of the discharge refrigerant described above is likely to occur when the cooling load fluctuates rapidly, for example, and is a very rare state.
  • the determination formula in step ST1 of FIG. 4 has a configuration that is not satisfied by the fluctuation of the normal cooling load.
  • step ST22 when the opening degree adjustment of the supercooling expansion valve (29) in the first control mode is completed in step ST22, the process returns to step ST1 in FIG. In step ST1, the determination operation described above is performed, but since the discharged refrigerant is already normal, the process proceeds to step ST3.
  • step ST3 the supercooling expansion valve (29) is controlled in the second control mode based on the flow shown in FIG.
  • the target temperature (MTL) of the liquid temperature sensor (68) that is, the target temperature of the liquid refrigerant in the second liquid pipe (33) after supercooling is determined.
  • the target temperature (MTL) is calculated by the following equation, for example.
  • Target temperature (MTL) MIN ⁇ f (HP) -5, automatic TL ⁇ That is, the smaller one of “f (HP) ⁇ 5” and “automatic TL” is the target temperature (MTL).
  • f (HP) -5 means a supercooling degree of 5 ° C. (that is, subcool 5 ° C.) and is a fixed value set in advance.
  • f (HP) represents a saturation temperature corresponding to the discharge pressure of the compressor (21a, 21b, 21c).
  • the degree of supercooling can be arbitrarily changed.
  • the target temperature (MTL) is always set to a temperature with a degree of supercooling of 5 ° C. or less. Therefore, the refrigerant in the second liquid pipe (33) can be reliably converted into a liquid refrigerant by the supercooling heat exchanger (28), and the controllability of the internal expansion valve (52) can be improved.
  • Auto TL is a value that varies according to the total operating frequency (hereinafter referred to as total Hz) of the three compressors (21a, 21b, 21c), as shown in FIG. Specifically, when the total Hz is between the first predetermined value (f1, for example, 100 Hz) and the second predetermined value (f2, for example, 300 Hz), the automatic TL and the total Hz are in inverse proportion to each other. That is, the automatic TL is set lower as the total Hz becomes higher.
  • the automatic TL is set to an upper limit (T2, for example, 50 ° C.) when the total Hz is equal to or lower than the first predetermined value (f1), and is set to a lower limit (T1, for example, 10) when the total Hz is equal to or higher than the second predetermined value (f2). ° C).
  • the lower limit value (T1) constitutes the lower limit value of the target temperature (MTL) according to the present invention.
  • the lower limit value (T1) is set to a temperature that is higher than the outside air temperature by a predetermined value (eg, 5 to 10 ° C.).
  • f (HP) -5 which is the degree of supercooling is set to a value higher than the lower limit value (T1). Therefore, the target temperature (MTL) is not set to a value lower than the lower limit value (T1), and as a result, is always set to a value higher than the outside air temperature.
  • step ST32 the opening adjustment amount ( ⁇ pls) of the subcooling expansion valve (29) is determined based on the target temperature (MTL).
  • the opening degree adjustment amount ( ⁇ pls) is calculated by the following equation, for example.
  • a, b and c are coefficients.
  • TL0, TL5, TL10, and TL20 respectively indicate the detected temperatures of the liquid temperature sensor (68) at 5 seconds, 10 seconds, and 20 seconds before.
  • the opening degree adjustment amount ( ⁇ pls) of the subcooling expansion valve (29) is determined so that the detected temperature of the liquid temperature sensor (68) becomes the target temperature (MTL). .
  • step ST33 an opening change command is issued to the subcooling expansion valve (29), and the opening of the subcooling expansion valve (29) is changed by the opening adjustment amount ( ⁇ pls). . Thereafter, the process returns to step ST1 in FIG. 4 again, and the above-described operation is repeated.
  • the target temperature (MTL) is determined based on the total Hz of the compressors (21a, 21b, 21c).
  • the controller (80) sets the operating frequency of the compressors (21a, 21b, 21c) according to the cooling load (cooling request) of the internal heat exchanger (53). This operating frequency is set to a higher value as the cooling load is larger. Therefore, the higher the total Hz of the compressor (21a, 21b, 21c), the greater the cooling load in the internal heat exchanger (53), and the lower the total Hz of the compressor (21a, 21b, 21c), The cooling load in the heat exchanger (53) will be small.
  • the “auto TL” is set to a low value, and when the “auto TL” is lower than “f (HP) -5”, the “auto TL” is set.
  • the target temperature (MTL) decreases, the opening degree of the supercooling expansion valve (29) increases, and the flow rate of the branch refrigerant in the supercooling heat exchanger (28) increases.
  • the degree of supercooling of the liquid refrigerant in the second liquid pipe (33) increases, and the amount of heat of the liquid refrigerant increases. That is, the position C shown in FIG. 3 moves to the left.
  • the cooling capacity in the internal heat exchanger (53) is increased.
  • the “auto TL” is set to a high value, and when the “auto TL” is lower than “f (HP) -5”, the “auto TL” becomes the target temperature (MTL). If “Auto TL” is higher than “f (HP) -5”, “f (HP) -5” becomes the target temperature (MTL). In any case, since the target temperature (MTL) is higher than in the above case, the opening degree of the supercooling expansion valve (29) is reduced, and the flow rate of the branch refrigerant in the supercooling heat exchanger (28) is reduced. Thereby, the degree of supercooling of the liquid refrigerant in the second liquid pipe (33) is reduced, and the amount of heat of the liquid refrigerant is reduced.
  • the opening degree of the supercooling expansion valve (29) fluctuates in the second control mode, but the opening degree fluctuation is caused by an abnormal state (abnormally overheated or abnormally wet) of the refrigerant discharged from the compressor (21a, 21b, 21c). Is not enough. That is, the discharged refrigerant does not enter an abnormal state when the opening degree of the supercooling expansion valve (29) varies in the second control mode.
  • the target temperature (MTL) is determined based on the relationship between the internal temperature and the set temperature. May be. Specifically, the “automatic TL” is set to be lower as the internal temperature becomes higher than the set temperature, and as the internal temperature approaches the set temperature, and the internal temperature becomes lower than the set temperature. “Auto TL” is set to be high. That is, in the present invention, the cooling load of the internal heat exchanger (53) may be viewed in the relationship between the internal temperature and the set temperature.
  • the target temperature (MTL) of the liquid refrigerant after supercooling is determined according to the operating frequency of the compressor (21a, 21b, 21c), that is, the cooling load, and the temperature of the liquid refrigerant after supercooling.
  • the degree of opening of the subcooling expansion valve (29) is controlled so that becomes the target temperature (MTL). Therefore, the degree of supercooling of the liquid refrigerant can be adjusted according to the cooling load. That is, when the cooling load is small, the degree of supercooling can be reduced by reducing the flow rate of the branch refrigerant in the supercooling heat exchanger (28).
  • the target temperature (MTL) is determined based on the total operating frequency of these compressors (21a, 21b, 21c). Therefore, even when there are a plurality of compressors (21a, 21b, 21c), it is possible to determine an appropriate target temperature (MTL) according to the cooling load, and to save energy reliably.
  • the lower limit value (T1) of the target temperature (MTL) is set to a value that is higher than the outside air temperature by a predetermined value. Therefore, the temperature of the liquid refrigerant after supercooling can always be higher than the outside air temperature. As a result, the supercooled liquid refrigerant flowing through the liquid side connecting pipe (14) does not absorb heat from the outside air. Therefore, generation
  • the opening amount of the supercooling expansion valve (29) will be controlled, and the injection amount to a compressor (21a, 21b, 21c) will be reduced. I adjusted it. That is, the refrigeration apparatus (1) of the present embodiment is provided with the first control mode. Therefore, it is possible to adjust the degree of supercooling of the liquid refrigerant according to the cooling load while avoiding the discharged refrigerant from becoming abnormally wet or overheated. Therefore, reliability is improved.
  • the pipe resistance is small. Therefore, in this case, the circulation amount of the liquid refrigerant in the internal heat exchanger (53) does not decrease so much, and the cooling capacity of the internal heat exchanger (53) can be reliably increased.
  • the target temperature (MTL) may be determined by any method as long as the method determines the target temperature (MTL) according to the cooling load as a result.
  • three compressors (21a, 21b, 21c) are provided in the external circuit (20).
  • the number of compressors is one, two, or four or more. The same effect can be obtained.
  • the present invention is useful as a refrigeration apparatus having a so-called economizer system that injects a refrigerant obtained by supercooling a liquid refrigerant into an intermediate pressure chamber of a compressor and performs a vapor compression refrigeration cycle.
  • Refrigeration equipment 10 Refrigerant circuit 21a Variable capacity compressor (compressor) 21b First fixed capacity compressor (compressor) 21c Second fixed capacity compressor (compressor) 25 External heat exchanger (heat source side heat exchanger) 28 Supercooling heat exchanger 29 Supercooling expansion valve 32 First liquid pipe (liquid pipe) 33 Second liquid pipe (liquid pipe) 34 First branch pipe (branch pipe) 53 Internal heat exchanger (use side heat exchanger) 80 controller

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Abstract

　　液管（33）の液冷媒が分岐して流れると共に過冷却用膨張弁（29）が設けられた第１分岐管（34）と、液管（33）に設けられ、第１分岐管（34）から流入した分岐冷媒によって液管（33）の液冷媒を過冷却する過冷却熱交換器（28）とを有し、過冷却後の分岐冷媒が圧縮機（21a,21b,21c）の中間圧の圧縮室にインジェクションされる冷媒回路（10）を備えている。コントローラ（80）は、庫内熱交換器（53）における冷却負荷に応じて過冷却後の液管（33）の液冷媒の目標温度を決定し、液温度センサ（68）の温度がその目標温度となるように過冷却用膨張弁（29）の開度制御を行うように構成されている。

Description

冷凍装置
　　本発明は、いわゆるエコノマイザシステムを備えた冷凍装置に関し、特に、運転効率の向上対策に係るものである。
　　従来より、冷媒の過冷却度を稼ぐために過冷却用の熱交換器が設けられた冷凍装置が例えば特許文献１に開示されている。この特許文献１の冷凍装置は、圧縮機と、熱源側熱交換器と、利用側熱交換器とを備えている。そして、連絡液配管の途中に過冷却熱交換器が設けられている。連絡液配管には、液冷媒の一部（分岐冷媒）が分岐して過冷却熱交換器へ流入するための過冷却通路が接続されている。この過冷却通路には、分岐冷媒を減圧するための過冷却膨張弁が設けられている。
　　この冷凍装置では、過冷却膨張弁で減圧された分岐冷媒が過冷却熱交換器へ流入し、連絡液配管の液冷媒と熱交換して蒸発する。これにより、連絡液配管の液冷媒が過冷却され、その冷媒の熱量が増大する。過冷却された液冷媒は、利用側熱交換器へ流れて蒸発する。
特開２００６－３００５０７号公報
　　ところで、上記特許文献１の冷凍装置では、過冷却熱交換器で過冷却した分岐冷媒が圧縮機の吸入側へ流れる。つまり、圧縮機の吸入側へ分岐冷媒がインジェクションされる。そのため、利用側熱交換器から圧縮機の吸入側へ流れる冷媒量が減少する。その結果、利用側熱交換器における冷媒循環量が減少し、冷却能力がそれほど稼げないという問題がある。
　　そこで、利用側熱交換器における冷媒循環量の減少を解消するため、いわゆるエコノマイザシステムが用いられる。つまり、過冷却熱交換器で過冷却した分岐冷媒が圧縮機の吸入側ではなく圧縮途中の圧縮室（圧縮機の中間ポート）にインジェクションされる。この場合、圧縮機の吸入冷媒量は維持されるので、利用側熱交換器における冷媒循環量が減少することはない。その結果、過冷却熱交換器によって冷媒が過冷却された分だけ、利用側熱交換器における冷却能力を確実に稼ぐことができる。圧縮機においては、中間ポートにインジェクションされた分だけ冷媒量が増大するため、圧縮仕事量が増大する。
　　また、上記特許文献１のような冷凍装置では、液冷媒の過冷却度が一定値となるように過冷却膨張弁の開度を制御するのが一般的である。つまり、利用側熱交換器の冷却負荷に関係なく、液冷媒の過冷却度が一定に維持される。したがって、例えば、利用側熱交換器の冷却負荷が小さい場合、過剰の分岐冷媒が過冷却熱交換器へ流れることがある。そうすると、上述したエコノマイザシステムを用いた冷凍装置では、冷却負荷が小さいにも拘わらず、圧縮機の中間ポートにインジェクションされる冷媒量が多量となる。その結果、圧縮機の仕事量が無駄に増大してしまい、省エネ性が悪くなるという問題があった。
　　本発明は、かかる点に鑑みてなされたものであり、その目的は、過冷却熱交換器で過冷却した分岐冷媒が圧縮機の中間ポートにインジェクションされるエコノマイザシステムを用いた冷凍装置において、圧縮機の仕事量を適切にして、省エネを図ることにある。
　　本発明は、いわゆるエコノマイザシステムを有する冷凍装置（10）において、冷却負荷の程度に応じて過冷却熱交換器（28）の過冷却温度を制御するようにした。
　　具体的に、第１の発明は、圧縮機（21a,21b,21c）と、熱源側熱交換器（25）と、利用側熱交換器（53）とが接続されて冷凍サイクルを行う冷媒回路（10）を備え、上記冷媒回路（10）は、液管（33）の液冷媒が分岐して流れると共に過冷却用膨張弁（29）が設けられた分岐管（34）と、上記液管（33）に設けられ、上記分岐管（34）から流入した分岐冷媒によって上記液管（33）の液冷媒を過冷却するための過冷却熱交換器（28）とを備え、上記過冷却後の分岐冷媒が上記圧縮機（21a,21b,21c）の中間圧の圧縮室にインジェクションされる冷凍装置を前提としている。そして、本発明の冷凍装置は、上記利用側熱交換器（53）における冷却負荷に応じて上記過冷却後の液管（33）の液冷媒の目標温度を決定し、上記過冷却後の液管（33）の液冷媒が上記目標温度となるように上記過冷却用膨張弁（29）の開度制御を行う液温制御モードを実行可能なコントローラ（80）を備えているものである。
　　上記の発明では、熱源側熱交換器（25）で凝縮した液冷媒の一部（分岐冷媒）が分岐管（34）へ流れて過冷却用膨張弁（29）により減圧される。減圧された分岐冷媒は、過冷却熱交換器（28）に流入して液管（33）の液冷媒と熱交換する。これにより、液管（33）の液冷媒が過冷却される。過冷却された液冷媒は利用側熱交換器（53）へ流れて蒸発する。ここで、利用側熱交換器（53）において、液冷媒は過冷却された分だけ熱量が増大しているため、冷却能力が稼げる。一方、過冷却した分岐冷媒は、圧縮機（21a,21b,21c）の中間圧の圧縮室へインジェクションされる。この中間圧冷媒の温度は圧縮機（21a,21b,21c）の吐出ガス温度よりも低いため、吐出ガス温度が低下する。このように、本発明の冷媒回路（10）はいわゆるエコノマイザシステム（エコノマイザ回路）を有している。
　　ところで、本発明の冷凍装置では、利用側熱交換器（53）の冷却負荷、即ち利用側熱交換器（53）で必要な冷却能力に応じて過冷却用膨張弁（29）の開度が調節される。具体的に、冷却負荷が大きいと、過冷却熱交換器（28）における過冷却後の液冷媒の目標温度が低く設定され、冷却負荷が小さいと、過冷却熱交換器（28）における過冷却後の液冷媒の目標温度が高く設定される。過冷却用膨張弁（29）の開度は、目標温度が高いほど小さく設定される。つまり、冷却負荷が小さいほど、過冷却用膨張弁（29）の開度が小さくなり過冷却熱交換器（28）へ流れる分岐冷媒の流量が減少する。そうすると、冷却負荷が小さいほど、圧縮機（21a,21b,21c）への分岐冷媒のインジェクション量が減少し、圧縮機（21a,21b,21c）の必要仕事量が軽減される。逆に、冷却負荷が大きいほど、過冷却用膨張弁（29）の開度が大きくなり過冷却熱交換器（28）へ流れる分岐冷媒の流量が増大する。そうすると、冷却負荷が大きいほど、圧縮機（21a,21b,21c）への分岐冷媒のインジェクション量が増大し、圧縮機（21a,21b,21c）の必要仕事量が増大する。
　　第２の発明は、上記第１の発明において、上記コントローラ（80）が、上記利用側熱交換器（53）における冷却負荷に応じて上記圧縮機（21a,21b,21c）の運転周波数を設定し、該圧縮機（21a,21b,21c）の運転周波数に基づいて上記目標温度を決定するものである。
　　上記の発明では、利用側熱交換器（53）の冷却負荷が大きいほど圧縮機（21a,21b,21c）の運転周波数が増大し、利用側熱交換器（53）の冷媒循環量が増大する。そして、圧縮機（21a,21b,21c）の運転周波数が高いときは、過冷却後の液冷媒の目標温度が低く設定され、圧縮機（21a,21b,21c）の運転周波数が低いときは、過冷却後の液冷媒の目標温度が高く設定される。
　　第３の発明は、上記第２の発明において、上記コントローラ（80）が、外気温度よりも所定値だけ高い温度を上記目標温度の下限値として設定するものである。
　　上記の発明では、過冷却された液冷媒の温度が常に外気温度以上となる。これにより、例えば、過冷却された液冷媒が室外から連絡配管を通って室内の利用側熱交換器（53）へ流れる場合、連絡配管を流れる液冷媒が外気から吸熱することはない。つまり、過冷却された液冷媒が外気によって加熱されることはない。
　　第４の発明は、上記第２または第３の発明において、上記圧縮機（21a,21b,21c）は、複数設けられると共に互いに並列接続されている。そして、上記コントローラ（80）は、上記複数の圧縮機（21a,21b,21c）の合計運転周波数に基づいて上記目標温度を決定するものである。
　　上記の発明では、複数の圧縮機（21a,21b,21c）が互いに並列に設けられている場合、各圧縮機（21a,21b,21c）の運転周波数を合計した値に基づいて目標温度が設定される。合計の運転周波数が高いときは、目標温度が低く設定され、合計の運転周波数が低いときは、目標温度が高く設定される。
　　第５の発明は、上記第１乃至第４の何れか１の発明において、上記コントローラ（80）は、上記圧縮機（21a,21b,21c）の吐出冷媒が異常湿り状態または異常過熱状態になると、上記液温制御モードの実行を停止し、上記圧縮機（21a,21b,21c）の吐出管温度が予め設定された目標温度となるように上記過冷却用膨張弁（29）の開度制御を行う吐出温度制御モードを実行するものである。
　　上記の発明では、圧縮機（21a,21b,21c）の吐出冷媒の過熱度が異常に高くなったり（異常過熱状態）または過熱度が異常に低くなると（異常湿り状態）、過冷却用膨張弁（29）の開度が制御される。例えば、吐出冷媒が異常過熱状態になると、過冷却用膨張弁（29）の開度が大きくなり圧縮機（21a,21b,21c）への分岐冷媒のインジェクション量が増大される。逆に、吐出冷媒が異常湿り状態になると、過冷却用膨張弁（29）の開度が小さくなり圧縮機（21a,21b,21c）への分岐冷媒のインジェクション量が減少される。
　　以上のように、本発明によれば、冷却負荷に応じて過冷却後の液冷媒の目標温度を決定し、液冷媒の過冷却温度が目標温度となるように過冷却用膨張弁（29）を開度制御するようにした。したがって、冷却負荷に応じて液冷媒の過冷却度を調節することができる。つまり、冷却負荷が小さいときは、過冷却熱交換器（28）における分岐冷媒の流量を減少させて過冷却度を小さくすることができる。この場合、圧縮機（21a,21b,21c）の中間圧の圧縮室へのインジェクション量が減少する。よって、圧縮機（21a,21b,21c）において冷媒流量が減少するため、圧縮機（21a,21b,21c）の仕事量を軽減させることができる。このように、圧縮機（21a,21b,21c）の仕事量を冷却負荷の大小に応じて適切に調節することができるため、省エネを図ることができる。
　　また、第２の発明によれば、冷却負荷に応じて圧縮機（21a,21b,21c）の運転周波数が設定される場合、該運転周波数に基づいて目標温度を決定するようにした。したがって、冷却負荷に応じた目標温度を簡易な構成で且つ容易に決定することができる。
　　また、第３の発明によれば、目標温度の下限値として外気温度よりも所定値だけ高い値を設けるようにした。したがって、常に過冷却後の液冷媒の温度を外気温度より高くすることができる。これにより、例えば、圧縮機（21a,21b,21c）や熱源側熱交換器（25）が収納された熱源ユニットと、利用側熱交換器（53）が収容された利用ユニットとを繋ぐ連絡配管を過冷却後の液冷媒が流れる場合、液冷媒が外気から吸熱することはない。つまり、過冷却後の液冷媒が外気によって加熱されることはない。よって、過冷却後の液冷媒の熱ロスを防止することができ、その結果、運転効率の向上および省エネを一層図ることができる。
　　また、第４の発明によれば、複数の圧縮機（21a,21b,21c）が並列接続されている場合、それら圧縮機（21a,21b,21c）の合計運転周波数に基づいて目標温度を決定するようにした。したがって、圧縮機（21a,21b,21c）が複数の場合でも、より冷却負荷に応じた適切な目標温度を決定することができる。よって、確実に省エネを図ることができる。
　　さらに、第５の発明によれば、液温制御モード以外に吐出温度制御モードを備えるようにしたので、吐出冷媒が異常に湿り状態または過熱状態となるのを回避しながら、冷却負荷に応じて液冷媒の過冷却度を調節することができる。よって、信頼性が向上する。
図１は、実施形態に係る冷凍装置の構成を示す配管系統図である。 図２は、実施形態に係る冷却運転時の冷媒流れを示す配管系統図である。 図３は、冷媒回路における冷媒状態を示すモリエル線図である。 図４は、コントローラの制御動作を示すフロー図である。 図５は、コントローラの第１制御モードによる制御動作を示すフロー図である。 図６は、コントローラの第２制御モードによる制御動作を示すフロー図である。 図７は、コントローラの第２制御モードを説明するためのグラフである。
　　以下、本発明の実施形態を図面に基づいて詳細に説明する。
　　〈全体構成〉
　　図１に示すように、本実施形態の冷凍装置（1）は、１台の庫外ユニット（2）と、該庫外ユニット（2）に並列接続された２台の庫内ユニット（3）と、コントローラ（80）とを備えている。この冷凍装置（1）は、庫外ユニット（2）と庫内ユニット（3）とが液側連絡配管（14）とガス側連絡配管（15）によって接続されたいわゆるセパレートタイプのもので、冷蔵倉庫内を冷却するものである。
　　上記庫外ユニット（2）には庫外回路（20）が、各庫内ユニット（3）には庫内回路（50）がそれぞれ設けられている。この冷凍装置（1）では、庫外回路（20）に対して各庫内回路（50）が上述した連絡配管（14,15）で接続されることによって、蒸気圧縮式の冷凍サイクルを行う冷媒回路（10）を構成している。
　　上記庫外回路（20）の端部には、それぞれ閉鎖弁（11,12）が設けられている。一方の閉鎖弁（11）には、液側連絡配管（14）の一端が接続されている。この液側連絡配管（14）の他端は、２つに分岐して各庫内回路（50）の液側端に接続されている。他方の閉鎖弁（12）には、ガス側連絡配管（15）の一端が接続されている。このガス側連絡配管（15）の他端は、２つに分岐して各庫内回路（50）のガス側端に接続されている。
　　〈庫外ユニット〉
　　上記庫外ユニット（2）の庫外回路（20）には、３台の圧縮機（21a,21b,21c）、四路切換弁（24）、庫外熱交換器（25）、レシーバ（27）、過冷却熱交換器（28）、過冷却用膨張弁（29）および庫外膨張弁（31）が設けられている。
　　上記３台の圧縮機（21a,21b,21c）は、可変容量圧縮機（21a）、第１固定容量圧縮機（21b）および第２固定容量圧縮機（21c）であり、互いに並列に接続されている。これら圧縮機（21a,21b,21c）は、何れも全密閉式高圧ドーム型のスクロール圧縮機により構成されている。つまり、各圧縮機（21a,21b,21c）は、図示しないが、主としてスクロール型圧縮機構およびそれを駆動するための電動機がケーシング内に収納されている。そして、各圧縮機（21a,21b,21c）では、後述する吸入管（23a,23b,23c）から直接圧縮機構の圧縮室へ流入した吸入冷媒が圧縮された後、一旦ケーシングの内部空間へ吐出されてから後述する吐出管（22a,22b,22c）へ流出する。可変容量圧縮機（21a）は、インバータの出力周波数を変化させることで電動機の回転数が変化し、その容量が可変となっている。第１固定容量圧縮機（21b）および第２固定容量圧縮機（21c）は、電動機が常に一定の回転数で運転され、その容量が変更不能となっている。
　　上記各圧縮機（21a,21b,21c）の吐出側には、それぞれ吐出管（22a,22b,22c）が接続されている。各吐出管（22a,22b,22c）には、それぞれ逆止弁（CV）が設けられている。これらの吐出管（22a,22b,22c）は、吐出合流管（22）を介して四路切換弁（24）の第１ポートに接続されている。上記の逆止弁（CV）は、各圧縮機（21a,21b,21c）から吐出合流管（22）へ向かう冷媒の流れのみを許容する弁である。
　　上記各圧縮機（21a,21b,21c）の吸入側には、それぞれ吸入管（23a,23b,23c）が接続されている。これらの吸入管（23a,23b,23c）は、吸入合流管（23）を介して四路切換弁（24）の第２ポートに接続されている。
　　上記四路切換弁（24）の第３ポートには庫外熱交換器（25）の一端（ガス側端）が、四路切換弁（24）の第４ポートには閉鎖弁（12）がそれぞれ接続されている。この四路切換弁（24）は、第１ポートと第３ポートが互いに連通し且つ第２ポートと第４ポートが互いに連通する第１状態（図１に実線で示す状態）と、第１ポートと第４ポートが互いに連通し且つ第２ポートと第３ポートが互いに連通する第２状態（図１に破線で示す状態）とに切り換え可能となっている。
　　上記庫外熱交換器（25）の他端（液側端）は、第１液管（32）を介してレシーバ（27）の頂部に接続されている。庫外熱交換器（25）は、クロスフィン式のフィン・アンド・チューブ型熱交換器であり、熱源側熱交換器を構成している。庫外熱交換器（25）の近傍には、庫外ファン（26）が設けられている。そして、庫外熱交換器（25）は、冷媒が庫外ファン（26）によって送られた庫外空気と熱交換するように構成されている。第１液管（32）には、レシーバ（27）へ向かう冷媒の流れのみを許容する逆止弁（CV）が設けられている。
　　上記過冷却熱交換器（28）は、高圧側流路（28a）と低圧側流路（28b）を備えている。高圧側流路（28a）の流入端は、レシーバ（27）の底部に接続されている。また、高圧側流路（28a）の流出端は、第２液管（33）を介して閉鎖弁（11）に接続されている。第２液管（33）には、閉鎖弁（11）へ向かう冷媒の流れのみを許容する逆止弁（CV）が設けられている。一方、低圧側流路（28b）の流入端は、本発明に係る分岐管である第１分岐管（34）を介して第２液管（33）に接続されている。第１分岐管（34）は、第２液管（33）における逆止弁（CV）の上流側から分岐している。第１分岐管（34）には、過冷却用膨張弁（29）が設けられている。この過冷却用膨張弁（29）は、開度可変な電子膨張弁により構成されている。低圧側流路（28b）の流出端には、インジェクション管（37）の一端（流入端）が接続されている。この過冷却熱交換器（28）は、例えばプレート型熱交換器であり、高圧側流路（28a）および低圧側流路（28b）を流れる冷媒同士が熱交換するように構成されている。
　　上記インジェクション管（37）の他端（流出端）は、３つの分岐インジェクション管（37a,37b,37c）に分岐している。これら３つの分岐インジェクション管（37a,37b,37c）は、それぞれ各圧縮機（21a,21b,21c）に接続され、中間圧の圧縮室に連通している。つまり、これらインジェクション管（37,37a,37b,37c）は、過冷却熱交換器（28）から各圧縮機（21a,21b,21c）の圧縮機構における中間圧の圧縮室へガス冷媒を注入するインジェクション回路を構成している。そして、これらの構成がいわゆるエコノマイザシステムとして構成されている。なお、固定容量圧縮機（21b,21c）に接続される分岐インジェクション管（37b,37c）には、圧縮機（21b,21c）側から順に逆止弁（CV）および電磁弁（SV）がそれぞれ設けられている。
　　上記レシーバ（27）は、上述したように庫外熱交換器（25）と過冷却熱交換器（28）との間に配置され、庫外熱交換器（25）で凝縮した高圧冷媒を一時的に貯留できるようになっている。また、レシーバ（27）の頂部には、電磁弁（SV）を有するガス抜き管（41）の一端が接続されている。ガス抜き管（41）の他端は、インジェクション管（37）の途中に接続されている。このガス抜き管（41）は、電磁弁（SV）を開状態とすることで、レシーバ（27）からインジェクション管（37）へガス冷媒が流れる。
　　上記第２液管（33）における逆止弁（CV）と閉鎖弁（11）の間には、第２分岐管（35）の一端が接続されている。第２分岐管（35）の他端は、第１液管（32）における逆止弁（CV）の下流側に接続されている。第２分岐管（35）には、第１液管（32）へ向かう冷媒の流れのみを許容する逆止弁（CV）が設けられている。また、第１液管（32）と第２液管（33）との間には、レシーバ（27）および過冷却熱交換器（28）をバイパスする第３分岐管（36）が接続されている。つまり、第３分岐管（36）の一端は第１液管（32）における逆止弁（CV）の上流側に接続され、他端は第２液管（33）における第１分岐管（34）の接続部よりも上流側に接続されている。この第３分岐管（36）には、庫外膨張弁（31）が設けられている。庫外膨張弁（31）は、開度が調節可能な電子膨張弁であり、熱源側膨張弁を構成している。
　　上記各吐出管（22a,22b,22c）には、それぞれ逆止弁（CV）の上流側に油分離器（38a,38b,38c）が設けられている。油分離器（38a,38b,38c）は、圧縮機（21a,21b,21c）の吐出冷媒から冷凍機油を分離するためのものである。そして、各油分離器（38a,38b,38c）には、それぞれ油戻し管（39a,39b,39c）が接続されている。これら３つの油戻し管（39a,39b,39c）は、油戻し合流管（39）の一端（流入端）に合流している。油戻し合流管（39）の他端（流出端）は、インジェクション管（37）におけるガス抜き管（41）の接続部に接続されている。つまり、油戻し合流管（39）は、各圧縮機（21a,21b,21c）における中間圧の圧縮室に連通している。また、可変容量圧縮機（21a）に対応する油戻し管（39a）には、キャピラリチューブ（CP）が設けられている。固定容量圧縮機（21b,21c）に対応する各油戻し管（39b,39c）には、油分離器（38b,38c）側から逆止弁（CV）およびキャピラリチューブ（CP）が順に設けられている。これら逆止弁（CV）は、油戻し合流管（39）へ向かう冷凍機油の流れのみを許容する弁である。
　　上記各油戻し管（39a,39b,39c）および油戻し合流管（39）は、各油分離器（38a,38b,38c）で分離された冷凍機油を各圧縮機（21a,21b,21c）における中間圧の圧縮室へ戻す油戻し通路を構成している。このように、油分離器（38a,38b,38c）からの冷凍機油は、吸入管（23a,23b,23c）ではなく中間圧の圧縮室へ戻されるため、低圧冷媒によって冷却されて粘度が上昇するようなことはない。
　　上記庫外回路（20）には、各種センサや圧力スイッチが設けられている。具体的に、各吐出管（22a,22b,22c）には、それぞれ吐出管温度センサ（61）と高圧圧力スイッチ（62）が設けられている。吐出管温度センサ（61）は吐出管（22a,22b,22c）の温度を検出するものであり、高圧圧力スイッチ（62）は吐出圧力を検出して異常高圧時には冷凍装置（1）を緊急停止させるものである。吸入合流管（23）には、該吸入合流管（23）の温度を検出するための吸入管温度センサ（63）が設けられている。各吐出管（22a,22b,22c）の合流箇所（即ち、吐出合流管（22）の流入端）には、圧縮機（21a,21b,21c）の吐出圧力を検出するための吐出圧力センサ（64）が設けられている。各吸入管（23a,23b,23c）の合流箇所には、圧縮機（21a,21b,21c）の吸入圧力を検出するための吸入圧力センサ（65）が設けられている。庫外ファン（26）の近傍には、外気温度を検出するための外気温センサ（67）が設けられている。
　　また、上記第２液管（33）には、液温度センサ（68）が設けられている。液温度センサ（68）は、液冷媒の温度を検出する温度検出手段を構成している。
　　〈庫内ユニット〉
　　上記２つの庫内ユニット（3）は同様に構成されている。各庫内ユニット（3）には、庫内回路（50）が設けられている。庫内回路（50）は、液側端からガス側端へ向かって順に、加熱用配管（51）、庫内膨張弁（52）および庫内熱交換器（53）が設けられている。
　　上記庫内膨張弁（52）は、開度が調節可能な電子膨張弁であり、利用側膨張弁を構成している。庫内熱交換器（53）は、クロスフィン式のフィン・アンド・チューブ型熱交換器であり、本発明に係る利用側熱交換器を構成している。庫内熱交換器（53）の近傍には、庫内ファン（54）が設けられている。そして、庫内熱交換器（53）は、冷媒が庫内ファン（54）によって送られた庫内空気と熱交換するように構成されている。
　　また、上記庫内熱交換器（53）の下方には、加熱用配管（51）が配設されたドレンパン（55）が設けられている。このドレンパン（55）は、庫内熱交換器（53）から滴下する結露水を回収するものである。ドレンパン（55）では、結露水が凍結して生成される氷塊を加熱用配管（51）を流通する冷媒の熱を利用して融解する。
　　また、上記庫内回路（50）には、３つの温度センサが設けられている。具体的に、庫内熱交換器（53）の伝熱管には、冷媒の蒸発温度を検出するための蒸発温度センサ（72）が設けられている。庫内回路（50）におけるガス側端の近傍には、ガス冷媒の温度を検出するための冷媒温度センサ（73）が設けられている。庫内ファン（54）の近傍には、庫内の温度を検出するための庫内温度センサ（74）が設けられている。
　　〈コントローラ〉
　　上記コントローラ（80）は、圧縮機（21a,21b,21c）およびファン（26,54）の駆動制御を行うと共に、各種の弁（24,29,31,52,SV）の切換や開度調節を行い、冷凍装置（1）の運転を制御する制御部を構成している。また、コントローラ（80）は、上述した各センサ（61～69,71～74）および高圧圧力スイッチ（62）の検出値が入力される。
　　そして、上記コントローラ（80）は、本発明の特徴として、過冷却用膨張弁（29）の開度制御として、第１制御モードと第２制御モードを備えている。第１制御モードは、万一各圧縮機（21a,21b,21c）の吐出冷媒の過熱度が異常状態になると、過冷却用膨張弁（29）の開度を制御して吐出冷媒の過熱度を正常状態に戻すモードである。第２制御モードは、庫内熱交換器（53）の冷却負荷に応じて過冷却用膨張弁（29）の開度を制御して過冷却熱交換器（28）における液冷媒の過冷却温度を調節するモードである。なお、第１制御モードおよび第２制御モードは、それぞれ本発明に係る吐出温度制御モードおよび液温制御モードを構成している。このコントローラ（80）の具体的な制御動作については後述する。
　　－運転動作－
　　次に、上記冷凍装置（1）の運転動作について図２および図３を参照しながら説明する。冷凍装置（1）は、冷蔵倉庫内を所定温度（例えば、５℃）に維持する冷却運転を行うように構成されている。３台の圧縮機（21a,21b,21c）のうち少なくとも１台が運転されて、各庫内ユニット（3）で庫内の冷却が行われる。
　　〈冷却運転〉
　　この冷却運転では、３台の圧縮機（21a,21b,21c）のうち少なくとも１台が駆動されて、各庫内ユニット（3）で庫内が冷却される。ここでは、３台全ての圧縮機（21a,21b,21c）を駆動する場合について説明する。また、この冷却運転において、四路切換弁（24）は第１状態に設定される（図２に示す状態）。また、過冷却用膨張弁（29）および庫内膨張弁（52）の開度が適宜調節される一方、庫外膨張弁（31）が全閉状態に設定される。各電磁弁（SV）は、運転状態に応じて開閉される。
　　この冷却運転では、冷媒回路（10）において、庫外熱交換器（25）が凝縮器として機能し且つ各庫内熱交換器（53）が蒸発器として機能する蒸気圧縮式冷凍サイクルが行われる。つまり、３台の圧縮機（21a,21b,21c）が駆動されると、冷媒回路（10）において図２に示す実線の矢印の方向に冷媒が流れる。
　　具体的に、各圧縮機（21a,21b,21c）では、圧縮機構で圧縮された高温高圧のガス冷媒が吐出管（22a,22b,22c）へ吐出される（図３のＡ位置）。各吐出管（22a,22b,22c）のガス冷媒は、吐出合流管（22）に流入する。その際、各油分離器（38a,38b,38c）では、流入した吐出冷媒から冷凍機油が分離されて貯留する。各油分離器（38a,38b,38c）に貯留された冷凍機油は、各油戻し管（39a,39b,39c）および油戻し合流管（39）を通ってインジェクション管（37）へ流入する。
　　吐出合流管（22）に流入した冷媒は、四路切換弁（24）を介して庫外熱交換器（25）へ流入する。庫外熱交換器（25）では、冷媒が庫外空気と熱交換して凝縮する（図３のＢ位置）。凝縮した冷媒は、第１液管（32）、レシーバ（27）および過冷却熱交換器（28）の高圧側流路（28a）を順に介して第２液管（33）へ流入する。第２液管（33）に流入した冷媒は、一部が第１分岐管（34）へ流れ、残りが液側連絡配管（14）へ流れる。
　　第１分岐管（34）へ流れた冷媒（分岐冷媒）は、過冷却用膨張弁（29）で減圧された後、過冷却熱交換器（28）の低圧側流路（28b）へ流入する（図３のＦ位置）。過冷却熱交換器（28）では、高圧側流路（28a）の冷媒と低圧側流路（28b）の冷媒（分岐冷媒）とが熱交換する。これにより、高圧側流路（28a）の冷媒が過冷却され（図３のＣ位置）、低圧側流路（28b）の冷媒が蒸発する（図３のＧ位置）。低圧側流路（28b）で蒸発したガス冷媒は、インジェクション管（37）へ流れる。したがって、液側連絡配管（14）へは、過冷却熱交換器（28）で過冷却された液冷媒が流入することとなる。
　　このように、庫外熱交換器（25）で凝縮した冷媒の一部がインジェクション管（37）へ流れるため、液側連絡配管（14）へ流入する冷媒の流量が減少する。ところが、その液側連絡配管（14）へ流入する液冷媒は過冷却された分その熱量が増大しているので、後述する庫内熱交換器（53）における冷却能力が減少することはない。
　　液側連絡配管（14）へ流れた冷媒は、各庫内回路（50）へ分流する。庫内回路（50）へ流入した冷媒は、加熱用配管（51）を流通する。その際、ドレンパン（55）では、結露水が凍結した氷塊が加熱用配管（51）の冷媒によって融解される。これにより、加熱用配管（51）を流れる冷媒がさらに過冷却される（図３では図示せず）。加熱用配管（51）を流出した冷媒は、庫内膨張弁（52）で減圧された後（図３のＤ位置）、庫内熱交換器（53）へ流入する。庫内熱交換器（53）では、冷媒が庫内空気と熱交換して蒸発する（図３のＥ位置）。これにより、庫内空気が冷却される。
　　各庫内熱交換器（53）で蒸発した冷媒は、ガス側連絡配管（15）を介して再び庫外回路（20）へ流入する。庫外回路（20）へ流入した冷媒は、四路切換弁（24）を介して吸入合流管（23）へ流れ、吸入管（23a,23b,23c）から各圧縮機（21a,21b,21c）へ吸入される。圧縮機（21a,21b,21c）へ吸入された冷媒は、圧縮された後再び吐出され、この循環が繰り返される。
　　一方、インジェクション管（37）へ流れたガス冷媒は、油戻し合流管（39）から流入した冷凍機油と共に、各分岐インジェクション管（37a,37b,37c）を経て各圧縮機（21a,21b,21c）の圧縮機構における中間圧の圧縮室へ流入する。ここで、冷凍装置（10）では、インジェクションされる冷媒の圧力が中間圧の圧縮室内の冷媒の圧力よりも高くなるように構成されている。そうでないと、分岐インジェクション管（37a,37b,37c）から中間圧の圧縮室へ冷媒が流入しにくくなるからである。
　　中間圧の圧縮室では、その圧縮室内の冷媒（図３のＨ位置）とインジェクションされた冷媒（図３のＧ位置）とが混合されて図３のＩ位置の冷媒となる。つまり、中間圧の圧縮室内の冷媒は冷却されながら圧縮される。これにより、圧縮機（21a,21b,21c）の吐出冷媒温度（即ち、吐出管温度）が低下することとなる。
　　〈コントローラの動作〉
　　コントローラ（80）は、上記運転中において、図４～図６に示すフローに基づいて過冷却用膨張弁（29）の開度を制御する。
　　先ず、図４のフローがスタートすると、ステップＳＴ１において、各圧縮機（21a,21b,21c）の吐出冷媒の温度状態および過熱状態が判定される。具体的には、３台の圧縮機（21a,21b,21c）の少なくとも１台について、吐出管温度（Ｔｐ１,Ｔｐ２,Ｔｐ３）が所定値（例えば、６０℃）未満で、且つ、吐出冷媒の過熱度（ＴｐＳＨ１,ＴｐＳＨ２,ＴｐＳＨ３）が所定値（例えば、１０℃）未満である場合、吐出冷媒の過熱度が異常に低い状態（即ち、異常湿り状態）であると判定される。また、ステップＳＴ１では、３台の圧縮機（21a,21b,21c）の少なくとも１台について、吐出管温度（Ｔｐ１,Ｔｐ２,Ｔｐ３）が所定値（例えば、１００℃）を超えている場合、吐出冷媒の過熱度が異常に高い状態（即ち、異常過熱状態）であると判定される。
　　ステップＳＴ１において、吐出冷媒の過熱度が異常状態（即ち、異常湿り状態または異常過熱状態）であると判定された場合はステップＳＴ２へ移行し、そうでない場合はステップＳＴ３へ移行する。
　　なお、吐出管温度（Ｔｐ１,Ｔｐ２,Ｔｐ３）は、吐出管温度センサ（61）の検出温度であり、Ｔｐ１,Ｔｐ２およびＴｐ３はそれぞれ可変容量圧縮機（21a）、第１固定容量圧縮機（21b）および第２固定容量圧縮機（21c）の吐出管温度を示す。吐出冷媒の過熱度（ＴｐＳＨ１,ＴｐＳＨ２,ＴｐＳＨ３）は、吐出圧力に相当する飽和温度（圧力相当飽和温度）と吐出管温度（Ｔｐ１,Ｔｐ２,Ｔｐ３）との差で表される。なお、吐出圧力は吐出圧力センサ（64）の検出圧力である。
　　ステップＳＴ２では、図５に示すフローに基づいて、過冷却用膨張弁（29）が第１制御モードで制御される。先ず、ステップＳＴ２１において、最大吐出管温度（Ｔｐ）に基づいて過冷却用膨張弁（29）の開度調節量（Δpls）が決定される。具体的に、開度調節量（Δpls）は例えば以下の式により算出される。
　　　開度調節量（Δpls）＝ａ×Ｐ＋ｂ×Ｉ＋ｃ×Ｄ
　　　Ｐ＝（Ｔｐ０－ＭＴｐ）－（Ｔｐ２０－ＭＴｐ）
　　　Ｉ＝（Ｔｐ０－ＭＴｐ）＋２×（Ｔｐ５－ＭＴｐ）＋（Ｔｐ１０－ＭＴｐ）
　　　Ｄ＝（Ｔｐ０－ＭＴｐ）－２×（Ｔｐ１０－ＭＴｐ）＋（Ｔｐ２０－ＭＴｐ）
ここに、ａ、ｂおよびｃは係数である。最大吐出管温度（Ｔｐ）は３つの吐出管温度（Ｔｐ１,Ｔｐ２,Ｔｐ３）のうち最大のものであり、Ｔｐ０、Ｔｐ５、Ｔｐ１０およびＴｐ２０はそれぞれ現在、５秒前、１０秒前および２０秒前の最大吐出管温度を示す。ＭＴｐは、最大吐出管温度（Ｔｐ）の目標値として予め設定された値である。
　　このように、第１制御モードでは、最大吐出管温度（Ｔｐ）が目標値（ＭＴｐ）となるように、過冷却用膨張弁（29）の開度調節量（Δpls）が決定される。そして、ステップＳＴ２２において、過冷却用膨張弁（29）に対して開度変更指令が出され、過冷却用膨張弁（29）の開度が開度調節量（Δpls）の分だけ変更される。これにより、各圧縮機（21a,21b,21c）の吐出冷媒の過熱状態が正常になる。
　　例えば、過冷却用膨張弁（29）の開度が大きくなると、圧縮機（21a,21b,21c）へのインジェクション量が増大し、吐出管温度（Ｔｐ１,Ｔｐ２,Ｔｐ３）が低下する。これにより、吐出冷媒の異常過熱状態が解消される。また、過冷却用膨張弁（29）の開度が小さくなると、圧縮機（21a,21b,21c）へのインジェクション量が減少し、吐出管温度（Ｔｐ１,Ｔｐ２,Ｔｐ３）が上昇する。これにより、吐出冷媒の異常湿り状態が解消される。
　　なお、上述した吐出冷媒の異常状態（異常過熱状態および異常湿り状態）は、例えば冷却負荷が急激に変動した場合に発生しやすく、非常に稀な状態である。言い換えると、図４のステップＳＴ１における判定式は、通常の冷却負荷の変動では満たさない構成となっている。
　　以上のように、ステップＳＴ２２において第１制御モードによる過冷却用膨張弁（29）の開度調節が終了すると、再び、図４のステップＳＴ１に戻る。ステップＳＴ１では、上述した判定動作が行われるが、既に吐出冷媒が正常となっているため、ステップＳＴ３へ移行する。
　　ステップＳＴ３では、図６に示すフローに基づいて、過冷却用膨張弁（29）が第２制御モードで制御される。先ず、ステップＳＴ３１において、液温度センサ（68）の目標温度（ＭＴＬ）、即ち過冷却後の第２液管（33）の液冷媒の目標温度が決定される。具体的に、目標温度（ＭＴＬ）は例えば以下の式により算出される。
　　　目標温度（ＭＴＬ）＝ＭＩＮ｛ｆ(ＨＰ)－５，自動ＴＬ｝
つまり、「ｆ(ＨＰ)－５」と「自動ＴＬ」のうち値の小さい方が目標温度（ＭＴＬ）となる。
　　ここで、「ｆ(ＨＰ)－５」は、過冷却度５℃（即ち、サブクール５℃）を意味し、予め設定される固定値である。ｆ(ＨＰ)は、圧縮機（21a,21b,21c）の吐出圧力に相当する飽和温度を示している。また、この過冷却度は任意に変更可能である。これにより、目標温度（ＭＴＬ）は、常に、過冷却度５℃以下の温度に設定されることとなる。したがって、確実に第２液管（33）の冷媒を過冷却熱交換器（28）によって液冷媒とすることができ、庫内膨張弁（52）の制御性を向上させることができる。
　　「自動ＴＬ」は、図７に示すように、３台の圧縮機（21a,21b,21c）の合計運転周波数（以下、合計Ｈｚという。）に応じて変動する値である。具体的に、合計Ｈｚが第１所定値（ｆ１、例えば１００Ｈｚ）から第２所定値（ｆ２、例えば３００Ｈｚ）の間では、自動ＴＬと合計Ｈｚは互いに反比例の関係となっている。つまり、合計Ｈｚが高くなるほど自動ＴＬが低く設定される。そして、自動ＴＬは、合計Ｈｚが第１所定値（ｆ１）以下では上限値（Ｔ２、例えば５０℃）に設定され、合計Ｈｚが第２所定値（ｆ２）以上では下限値（Ｔ１、例えば１０℃）に設定される。
　　上記下限値（Ｔ１）は、本発明に係る目標温度（ＭＴＬ）の下限値を構成している。下限値（Ｔ１）は、外気温度よりも所定値（例えば、５～１０℃）だけ高い温度に設定される。また、過冷却度である「ｆ(ＨＰ)－５」は、下限値（Ｔ１）より高い値に設定される。したがって、目標温度（ＭＴＬ）は、下限値（Ｔ１）より低い値に設定されることはなく、その結果、常に外気温度より高い値に設定される。
　　上記のように目標温度（ＭＴＬ）が決定されると、ステップＳＴ３２へ移行する。ステップＳＴ３２では、目標温度（ＭＴＬ）に基づいて過冷却用膨張弁（29）の開度調節量（Δpls）が決定される。目標温度（ＭＴＬ）が低くなると過冷却用膨張弁（29）の開度が大きくなり、目標温度（ＭＴＬ）が高くなると過冷却用膨張弁（29）の開度が小さくなる。具体的に、開度調節量（Δpls）は例えば以下の式により算出される。
　　　開度調節量（Δpls）＝ａ×Ｐ＋ｂ×Ｉ＋ｃ×Ｄ
　　　Ｐ＝（ＴＬ０－ＭＴＬ）－（ＴＬ２０－ＭＴＬ）
　　　Ｉ＝（ＴＬ０－ＭＴＬ）＋２×（ＴＬ５－ＭＴＬ）＋（ＴＬ１０－ＭＴＬ）
　　　Ｄ＝（ＴＬ０－ＭＴＬ）－２×（ＴＬ１０－ＭＴＬ）＋（ＴＬ２０－ＭＴＬ）
ここに、ａ、ｂおよびｃは係数である。ＴＬ０、ＴＬ５、ＴＬ１０およびＴＬ２０は、それぞれ現在、５秒前、１０秒前および２０秒前の液温度センサ（68）の検出温度を示す。
　　このように、第２制御モードでは、液温度センサ（68）の検出温度が目標温度（ＭＴＬ）となるように、過冷却用膨張弁（29）の開度調節量（Δpls）が決定される。そして、ステップＳＴ３３において、過冷却用膨張弁（29）に対して開度変更指令が出され、過冷却用膨張弁（29）の開度が開度調節量（Δpls）の分だけ変更される。その後、再び図４のステップＳＴ１に戻り、上述した動作を繰り返す。
　　以上のように、第２制御モードでは、目標温度（ＭＴＬ）が圧縮機（21a,21b,21c）の合計Ｈｚに基づいて決定される。この冷凍装置（10）では、コントローラ（80）が、庫内熱交換器（53）の冷却負荷（冷却要求）に応じて圧縮機（21a,21b,21c）の運転周波数を設定する。この運転周波数は、冷却負荷が大きいほど高い値に設定される。したがって、圧縮機（21a,21b,21c）の合計Ｈｚが高いほど庫内熱交換器（53）における冷却負荷が大きいこととなり、圧縮機（21a,21b,21c）の合計Ｈｚが低いほど庫内熱交換器（53）における冷却負荷が小さいこととなる。
　　したがって、上述した第２制御モードでは、例えば、冷却負荷が大きいと「自動ＴＬ」が低い値に設定され、その「自動ＴＬ」が「ｆ(ＨＰ)－５」よりも低いと「自動ＴＬ」が目標温度（ＭＴＬ）となる。目標温度（ＭＴＬ）が低くなると、過冷却用膨張弁（29）の開度は大きくなり、過冷却熱交換器（28）における分岐冷媒の流量が増大する。これにより、第２液管（33）の液冷媒の過冷却度が増大し液冷媒の熱量が増える。つまり、図３に示すＣ位置が左側に移動する。その結果、庫内熱交換器（53）における冷却能力が高くなる。
　　逆に、冷却負荷が小さいと「自動ＴＬ」が高い値に設定され、その「自動ＴＬ」が「ｆ(ＨＰ)－５」よりも低いと「自動ＴＬ」が目標温度（ＭＴＬ）となり、「自動ＴＬ」が「ｆ(ＨＰ)－５」よりも高いとその「ｆ(ＨＰ)－５」が目標温度（ＭＴＬ）となる。何れにしても上記の場合より目標温度（ＭＴＬ）が高くなるため、過冷却用膨張弁（29）の開度は小さくなり、過冷却熱交換器（28）における分岐冷媒の流量が減少する。これにより、第２液管（33）の液冷媒の過冷却度が低下し液冷媒の熱量が減る。つまり、図３に示すＣ位置が右側に移動する。その結果、庫内熱交換器（53）における冷却能力が低くなる。そして、この場合は、分岐インジェクション管（37a,37b,37c）から圧縮機（21a,21b,21c）へのインジェクション量が少なくなるため、圧縮機（21a,21b,21c）の仕事量が小さくなる。
　　なお、第２制御モードで過冷却用膨張弁（29）の開度が変動するが、その開度変動は圧縮機（21a,21b,21c）の吐出冷媒が異常状態（異常過熱状態または異常湿り状態）になるほどのものではない。つまり、第２制御モードによる過冷却用膨張弁（29）の開度変動では吐出冷媒は異常状態にはならない。
　　また、第２制御モードのステップＳＴ３１では、圧縮機（21a,21b,21c）の合計Ｈｚの代わりに、庫内温度とその設定温度との関係に基づいて目標温度（ＭＴＬ）を決定するようにしてもよい。具体的に、庫内温度がその設定温度よりも高くなるほど「自動ＴＬ」が低くなるように設定され、庫内温度がその設定温度に近づくほど、および庫内温度がその設定温度よりも低くなるほど「自動ＴＬ」が高くなるように設定される。つまり、本発明は、庫内熱交換器（53）の冷却負荷を庫内温度とその設定温度との関係でみるようにしてもよい。
　　－実施形態の効果－
　　上記実施形態によれば、圧縮機（21a,21b,21c）の運転周波数、即ち冷却負荷に応じて過冷却後の液冷媒の目標温度（ＭＴＬ）を決定し、過冷却後の液冷媒の温度が目標温度（ＭＴＬ）となるように過冷却用膨張弁（29）を開度制御するようにした。したがって、冷却負荷に応じて液冷媒の過冷却度を調節することができる。つまり、冷却負荷が小さいときは、過冷却熱交換器（28）における分岐冷媒の流量を減少させて過冷却度を小さくすることができる。この場合、分岐インジェクション管（37a,37b,37c）から圧縮機（21a,21b,21c）へのインジェクション量が減少するので、圧縮機（21a,21b,21c）の仕事量を軽減することができる。このように、圧縮機（21a,21b,21c）に無駄な仕事をさせなくてすむため、省エネを図ることができる。
　　また、複数の圧縮機（21a,21b,21c）が並列接続されている場合、それら圧縮機（21a,21b,21c）の合計運転周波数に基づいて目標温度（ＭＴＬ）を決定するようにした。したがって、圧縮機（21a,21b,21c）が複数の場合でも、より冷却負荷に応じた適切な目標温度（ＭＴＬ）を決定することができ、確実に省エネを図ることができる。
　　さらに、上記実施形態では、目標温度（ＭＴＬ）の下限値（Ｔ１）として外気温度よりも所定値だけ高い値を設けるようにした。したがって、常に過冷却後の液冷媒の温度を外気温度より高くすることができる。これにより、液側連絡配管（14）を流れる過冷却後の液冷媒が外気から吸熱することはない。よって、液側連絡配管（14）における冷媒の熱ロスの発生を防止することができる。その結果、運転効率の向上および省エネを一層図ることができる。
　　また、上記実施形態では、吐出冷媒の異常状態を判定して異常であれば、過冷却用膨張弁（29）の開度を制御して圧縮機（21a,21b,21c）へのインジェクション量を調節するようにした。つまり、本実施形態の冷凍装置（1）は第１制御モードを備えるようにした。そのため、吐出冷媒が異常に湿り状態または過熱状態となるのを回避しながら、冷却負荷に応じて液冷媒の過冷却度を調節することができる。よって、信頼性が向上する。
　　また、特に連絡配管（14,15）が長くなると、配管抵抗が増大するため庫内熱交換器（53）における液冷媒の循環量が低下する。そのため、過冷却により液冷媒の熱量は増大するものの、結果として庫内熱交換器（53）における冷却能力増大をそれほど期待できない場合がある。ところが、本発明では、冷却負荷が大きいとき、即ち高い冷却能力を必要とするとき、過冷却用膨張弁（29）の開度が大きくなる。これにより、過冷却熱交換器（28）へ流れる分岐冷媒量が増大する一方、液側連絡配管（14）へ流れる液冷媒量は減少する。液冷媒量が少ないと配管抵抗が小さくなる。したがって、この場合、庫内熱交換器（53）における液冷媒の循環量はそれほど低下せず、確実に庫内熱交換器（53）の冷却能力増大を図ることができる。
　《その他の実施形態》
　　上記実施形態については、以下のような構成としてもよい。
　　例えば、上記実施形態において、結果として冷却負荷に応じて目標温度（ＭＴＬ）を決定する方法であれば、如何なる方法で目標温度（ＭＴＬ）を決定してもよい。
　　また、上記実施形態では、庫内ユニット（3）が２台である場合を説明したが、これに限らず、１台または３台以上の場合でも同様の作用効果を得ることができる。
　　また、上記実施形態では、庫外回路（20）において３台の圧縮機（21a,21b,21c）を設けるようにしたが、圧縮機の台数は１台、２台または４台以上であっても同様の作用効果を得ることができる。
　　なお、以上の実施形態は、本質的に好ましい例示であって、本発明、その適用物、あるいはその用途の範囲を制限することを意図するものではない。
　　以上説明したように、本発明は、液冷媒を過冷却した冷媒を圧縮機の中間圧室にインジェクションする、いわゆるエコノマイザシステムを有して、蒸気圧縮式冷凍サイクルを行う冷凍装置として有用である。
1　　　　 冷凍装置
10　　　　冷媒回路
21a　　　 可変容量圧縮機（圧縮機）
21b　　　 第１固定容量圧縮機（圧縮機）
21c　　　 第２固定容量圧縮機（圧縮機）
25　　　　庫外熱交換器（熱源側熱交換器）
28　　　　過冷却熱交換器
29　　　　過冷却用膨張弁
32　　　　第１液管（液管）
33　　　　第２液管（液管）
34　　　　第１分岐管（分岐管）
53　　　　庫内熱交換器（利用側熱交換器）
80　　　　コントローラ

Claims (5)

  1. 　　圧縮機（21a,21b,21c）と、熱源側熱交換器（25）と、利用側熱交換器（53）とが接続されて冷凍サイクルを行う冷媒回路（10）を備え、
    　　上記冷媒回路（10）は、液管（33）の液冷媒が分岐して流れると共に過冷却用膨張弁（29）が設けられた分岐管（34）と、上記液管（33）に設けられ、上記分岐管（34）から流入した分岐冷媒によって上記液管（33）の液冷媒を過冷却するための過冷却熱交換器（28）とを備え、上記過冷却後の分岐冷媒が上記圧縮機（21a,21b,21c）の中間圧の圧縮室にインジェクションされる冷凍装置であって、
    　　上記利用側熱交換器（53）における冷却負荷に応じて上記過冷却後の液管（33）の液冷媒の目標温度を決定し、上記過冷却後の液管（33）の液冷媒が上記目標温度となるように上記過冷却用膨張弁（29）の開度制御を行う液温制御モードを実行可能なコントローラ（80）を備えている
    ことを特徴とする冷凍装置。
  2. 　　請求項１において、
    　　上記コントローラ（80）は、上記利用側熱交換器（53）における冷却負荷に応じて上記圧縮機（21a,21b,21c）の運転周波数を設定し、該圧縮機（21a,21b,21c）の運転周波数に基づいて上記目標温度を決定する
    ことを特徴とする冷凍装置。
  3. 　　請求項２において、
    　　上記コントローラ（80）は、外気温度よりも所定値だけ高い温度を上記目標温度の下限値として設定する
    ことを特徴とする冷凍装置。
  4. 　　請求項２または３において、
    　　上記圧縮機（21a,21b,21c）は、複数設けられると共に互いに並列接続され、
    　　上記コントローラ（80）は、上記複数の圧縮機（21a,21b,21c）の合計運転周波数に基づいて上記目標温度を決定する
    ことを特徴とする冷凍装置。
  5. 　　請求項１乃至４の何れか１項において、
    　　上記コントローラ（80）は、上記圧縮機（21a,21b,21c）の吐出冷媒が異常湿り状態または異常過熱状態になると、上記液温制御モードの実行を停止し、上記圧縮機（21a,21b,21c）の吐出管温度が予め設定された目標温度となるように上記過冷却用膨張弁（29）の開度制御を行う吐出温度制御モードを実行する
    ことを特徴とする冷凍装置。
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