JP2010014387A

JP2010014387A - 冷凍装置

Info

Publication number: JP2010014387A
Application number: JP2008177178A
Authority: JP
Inventors: Masaaki Takegami; 雅章竹上; Satoru Sakae; 覚阪江
Original assignee: Daikin Industries Ltd
Current assignee: Daikin Industries Ltd
Priority date: 2008-07-07
Filing date: 2008-07-07
Publication date: 2010-01-21

Abstract

【課題】吸入圧力が異なる吸入ポートにそれぞれ蒸発器を繋げ、各蒸発器で蒸発圧力が異なる冷凍サイクルを可能とする冷凍装置において、各蒸発器の冷却能力を個別に調節できるようにする。
【解決手段】冷媒回路（11）では、複数の蒸発器（31,41）の冷却負荷がそれぞれ導出され、この冷却負荷に応じて各膨張弁（30,40）の開度が調節される。また、各蒸発器（31,41）の冷媒の過熱度がそれぞれ導出され、この過熱度に応じて圧縮機（20）の容量が調節される。
【選択図】図４

Description

本発明は、冷凍サイクルを行う冷媒回路を備えた冷凍装置に関し、特に複数の蒸発器で冷媒を異温度蒸発させる冷凍サイクルが可能な冷凍装置に係るものである。

従来より、冷媒が循環して冷凍サイクルを行う冷凍装置が知られており、冷蔵庫や冷凍庫等の庫内の冷却や、室内の空調等に広く利用されている。

例えば特許文献１には、この種の冷凍装置として、圧縮機に複数の吸入ポートが設けられ、これらの吸入ポートに蒸発器が個別に接続されたものが開示されている。この冷凍装置は、冷媒が循環して冷凍サイクルを行う冷媒回路を有している。冷媒回路には、圧縮機、熱源側熱交換器、膨張弁、複数の利用側熱交換器等が設けられている。圧縮機には、低圧の冷媒が流入する低圧ポート（第１吸入ポート）と、中間圧の冷媒が流入する中間圧ポート（第２吸入ポート）とが設けられている。つまり、圧縮機では、吸入圧力が異なる２つの吸入ポートが設けられ、低圧ポートの吸入圧力よりも中間圧ポートの吸入圧力が高くなっている。

上記複数の蒸発器は、上記低圧ポートと繋がる第１蒸発器と、中間圧ポートと繋がる第２蒸発器とを有している。これにより、第１蒸発器の蒸発圧力は、第２蒸発器の蒸発圧力よりも低くなり、いわゆる異温度蒸発での冷凍サイクルが可能となっている。即ち、この異温度蒸発での冷凍サイクルでは、第１蒸発器の冷媒の蒸発温度が、第２蒸発器の冷媒の蒸発温度よりも低くなっている。このため、この冷凍装置では、第１蒸発器で例えば冷蔵庫等の庫内を冷却すると同時に、第２蒸発器で例えば室内の空気を冷却する運転が可能となっている。
特開２００８−２７１１号公報

上述のように、異なる吸入圧力の複数の吸入ポートに蒸発器のガス側端部をそれぞれ繋げることで、複数の蒸発器で冷媒を異なる温度で蒸発させることができる。ところが、この種の冷凍装置では、各蒸発器の冷却能力を個別に調節することが困難となる。

具体的には、上記の冷凍装置では、各蒸発器での冷媒の蒸発圧力が圧縮機の低圧側／中間圧側の吸入圧力によって概ね決定される。このため、各蒸発器の蒸発圧力を個別に変更することが難しく、よって各蒸発器の冷却能力を個別に制御することも困難となる。また、いわゆるインバータ式の圧縮機の運転周波数を変更することで、圧縮機の容量を調節することも考えられる。しかしながら、例えば１つの蒸発器の冷却能力を調節するために圧縮機の容量を変更すると、これに付随して他の蒸発器の冷却能力も変化してしまう。従って、このように圧縮機の容量を可変とした場合にも、蒸発器の冷却能力を個別に制御することは困難となる。

本発明は、かかる点に鑑みてなされたものであり、吸入圧力が異なる吸入ポートにそれぞれ蒸発器を繋げ、各蒸発器で蒸発圧力が異なる冷凍サイクルを可能とする冷凍装置において、各蒸発器の冷却能力を個別に調節できるようにすることである。

第１の発明は、第１吸入ポート（27）と該第１吸入ポート（27）よりも吸入圧力が高い第２吸入ポート（28）とを有する圧縮機（20）と、各々の液側端部が液側配管（15）に並列に接続されてガス側端部が上記圧縮機（20）の各吸入ポート（27,28）にそれぞれ繋がる複数の蒸発器（31,41）とが接続される冷媒回路（11）を備え、上記各蒸発器（31,41）で蒸発圧力が異なる冷凍サイクルを行う冷凍装置を対象とし、上記冷媒負荷導出手段（34,44,85,95,101,102）で導出した蒸発器（31,41）の冷却負荷が大きくなると、該蒸発器（31,41）に対応する膨張弁（30,40）の開度を大きくし、上記冷却負荷が小さくなると、該蒸発器（31,41）に対応する膨張弁（30,40）の開度を小さくする膨張弁制御手段（104）を備えていることを特徴とする。

第１の発明では、圧縮機（20）に吸入圧力が異なる第１吸入ポート（27）と第２吸入ポート（28）とが設けられる。２つの吸入ポート（27,28）には、対応する蒸発器（31,41）のガス側端部がそれぞれ繋がっている。これにより、冷媒回路（11）では、第１吸入ポート（27）と繋がる蒸発器（31,41）の蒸発圧力が、第２吸入ポート（28）と繋がる蒸発器（31,41）の蒸発圧力よりも低くなり、いわゆる異温度蒸発での冷凍サイクルが行われる。

第１の発明では、冷媒負荷導出手段（34,44,85,95,101,102）が、各蒸発器（31,41）の冷却負荷をそれぞれ導出する。そして、膨張弁制御手段（104）は、各蒸発器（31,41）の冷却負荷に応じて、これらの蒸発器（31,41）に対応する膨張弁（30,40）の開度を調節する。具体的には、蒸発器（31,41）の冷却負荷が大きくなると、この蒸発器（31,41）に対応する膨張弁（30,40）の開度が大きくなる。その結果、蒸発器（31,41）へ供給される冷媒の量が多くなり、蒸発器（31,41）の冷却能力が大きくなる。また、蒸発器（31,41）の冷却負荷が小さくなると、この蒸発器（31,41）に対応する膨張弁（30,40）の開度が小さくなる。その結果、蒸発器（31,41）へ供給される冷媒の量が少なくなり、蒸発器（31,41）の冷却能力が小さくなる。以上のような膨張弁（30,40）の開度の調節により、各蒸発器（31,41）の冷却能力を調節することができる。

第２の発明は、第１の発明において、上記圧縮機は、可変容量式の圧縮機（20）で構成され、上記各蒸発器（31,41）の冷媒の過熱度をそれぞれ導出する過熱度導出手段（63,65,71,72）と、上記過熱度導出手段（63,65,71,72）で導出した過熱度が大きくなると上記圧縮機（20）の容量を減少させ、上記過熱度が小さくなると圧縮機（20）の容量を増大させる圧縮機制御手段（105）とを更に備えていることを特徴とする。

第２の発明では、過熱度導出手段（63,65,71,72）が、各蒸発器（31,41）の冷媒の過熱度をそれぞれ導出する。そして、圧縮機制御手段（105）は、各蒸発器（31,41）の冷媒の過熱度に応じて、圧縮機（20）の容量（例えば運転周波数や回転速度）を調節する。これにより、蒸発器（31,41）を流出した冷媒が乾き過ぎとなったり、湿り過ぎとなったりするのを回避できる。

具体的には、例えば蒸発器（31,41）の冷却負荷が大きくなると、上述のように、膨張弁（30,40）の開度が大きくなる。その結果、蒸発器（31,41）の過熱度が小さくなり過ぎることがある。このような場合に、圧縮機制御手段（105）は、圧縮機（20）の容量を増大させる。その結果、蒸発器（31,41）の蒸発圧力が低くなるので、蒸発器（31,41）の冷媒の過熱度が大きくなり、この冷媒が湿り過ぎとなるのを回避できる。また、例えば蒸発器（31,41）の冷却負荷が小さくなると、上述のように、膨張弁（30,40）の開度が小さくなる。その結果、蒸発器（31,41）の過熱度が大きくなり過ぎることがある。このような場合に、圧縮機制御手段（105）は、圧縮機（20）の容量を減少させる。その結果、蒸発器（31,41）の蒸発圧力が高くなるので、蒸発器（31,41）の冷媒の過熱度が小さくなり、この冷媒が乾き過ぎとなるのを回避できる。

第３の発明は、第２の発明において、
上記圧縮機制御手段（105）は、上記複数の蒸発器（31,41）のうち冷却負荷が最も高い蒸発器（31,41）の冷却負荷に応じて、圧縮機（20）の容量を変更するように構成されていることを特徴とする。

第３の発明では、圧縮機制御手段（105）が、複数の蒸発器（31,41）のうち、最も負荷が高くなる蒸発器（31,41）の冷却負荷に応じて、圧縮機（20）の容量を変更する。このため、冷却負荷が最大となる蒸発器（31,41）の冷却能力が不足してしまうことを確実に防止でき、且つ他の蒸発器（31,41）についても冷却能力を充分確保できる。

第４の発明は、第１乃至第３のいずれか１つの発明において、上記冷却負荷導出手段は、上記蒸発器（31,41）で冷却する冷却対象の目標温度を設定する温度設定部（101,102）と、上記冷却対象の温度を検出するための温度検出部（34,44,85,95）とを備え、温度設定部（101,102）に設定された目標温度と上記温度検出部（34,44,85,95）で検出された冷却対象の温度との差に基づいて、蒸発器（31,41）の冷却負荷を導出するように構成されていることを特徴とする。

第４の発明では、温度設定部（101,102）に冷却対象の目標温度が設定され、且つ温度検出部（34,44,85,95）が冷却対象の温度を検出する。そして、冷媒負荷導出手段は、この目標温度と冷却対象の実際の温度との差から蒸発器（31,41）の冷却負荷を導出する。

第１の発明では、各蒸発器（31,41）の冷却負荷に応じて、対応する膨張弁（30,40）の開度を調節するようにしている。このため、各蒸発器（31,41）の冷却能力を冷却負荷に応じて個別に制御することができる。

特に、第２の発明によれば、各蒸発器（31,41）の冷媒の過熱度に応じて、圧縮機（20）の容量を調節しているので、蒸発器（31,41）から流出する冷媒の過熱度を最適に維持でき、圧縮機（20）に乾き過ぎの冷媒や、湿り過ぎの冷媒が吸入されてしまうのを未然に回避できる。

更に、第３の発明によれば、冷却負荷が最も高くなる蒸発器（31,41）について、その冷却負荷に応じて圧縮機（20）の容量を変更するようにしているので、全ての蒸発器（31,41）で冷却能力が不足してしまうのを回避でき、冷凍装置の信頼性を確保できる。

また、第４の発明によれば、比較的単純な構成により、蒸発器（31,41）の冷却負荷を導出することができる。

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。

《発明の実施形態１》。

図１に示すように、本発明の実施形態１に係る冷凍装置は、冷却ユニット（10）を構成しており、半導体チラーシステム（1）に搭載されている。半導体チラーシステム（1）では、半導体の製造工場において、製造時の半導体を熱負荷（5,6）として、この熱負荷（5,6）を処理するシステムである。つまり、冷却ユニット（10）は、熱負荷（5,6）を冷却するための冷熱源を構成している。半導体チラーシステム（1）は、上記冷却ユニット（10）と低温側ブラインユニット（80）と高温側ブラインユニット（90）とによって構成されている。冷却ユニット（10）には、一次側回路としての冷媒回路（11）が設けられ、低温側ブラインユニット（80）には、二次側回路としての低温側回路（81）が設けられ、高温側ブラインユニット（90）には、二次側回路としての高温側回路（91）が設けられている。半導体チラーシステム（1）では、冷媒回路（11）と低温側回路（81）とが第１冷却熱交換器（31）を介して互いに接続され、冷媒回路（11）と高温側回路（91）とが第２冷却熱交換器（41）を介して互いに接続されている。つまり、冷媒回路（11）には、低温側回路（81）と高温側回路（91）とが冷却熱交換器（31,41）を介して並列に接続されている。

〈ブラインユニットの構成〉
低温側ブラインユニット（80）は、２つの熱負荷（5,6）のうち低い温度となる方の熱負荷（低温側負荷（5））へ冷却用のブラインを供給するものである。高温側ブラインユニット（90）は、２つの熱負荷（5,6）のうち高い温度となる方の熱負荷（高温側負荷（6））へ冷却用のブラインを供給するものである。これらのブラインとしては、水や冷媒等の熱媒体が用いられる。

両者のブラインユニット（80,90）は、対応する熱負荷（5,6）が異なる点を除いて、同様の構成となっている。そこで、両者のブラインユニット（80,90）のうち低温側ブラインユニット（80）を代表として詳細に説明する。

低温側ブラインユニット（80）は、上記低温側回路（81）とバッファタンク（82）とヒータ（83）と循環ポンプ（84）とを備えている。低温側回路（81）には、第１冷却熱交換器（31）の流出端から流入端に向かって、低温側負荷（5）、バッファタンク（82）が順に接続されている。バッファタンク（82）は、ブラインを一時的に貯留する容器を構成している。バッファタンク（82）の内部には、上記ヒータ（83）と循環ポンプ（84）とが収容されている。ヒータ（83）は、バッファタンク（82）内に貯留されたブラインを加熱することで、ブラインの温度を微調整するためのものである。循環ポンプ（84）は、低温側回路（81）のブラインを搬送する搬送手段であって、バッファタンク（82）内のブラインを第１冷却熱交換器（31）、低温側負荷（5）、バッファタンク（82）の順に循環させる。

低温側ブラインユニット（80）は、流出温度センサ（85）とタンク入口温度センサ（86）とタンク内温度センサ（87）とタンク出口温度センサ（88）とタンク出口圧力センサ（89）とを有している。流出温度センサ（85）は、第１冷却熱交換器（31）の流出側で且つ低温側負荷（5）の流入前のブラインの温度を検出する。タンク入口温度センサ（86）は、低温側負荷（5）の流出側で且つバッファタンク（82）の流入前のブラインの温度を検出する。タンク内温度センサ（87）は、バッファタンク（82）内に貯留されたブラインの温度を検出する。タンク出口温度センサ（88）は、バッファタンク（82）の流出側で且つ第１冷却熱交換器（31）の流入前のブラインの温度を検出する。タンク出口圧力センサ（89）は、バッファタンク（82）の流出側で且つ第１冷却熱交換器（31）の流入前のブラインの圧力を検出する。

高温側ブラインユニット（90）は、上記低温側ブラインユニット（80）と同様の構成となっている。つまり、高温側ブラインユニット（90）は、低温側ブラインユニット（80）と同様にして、高温側回路（91）とバッファタンク（92）とヒータ（93）と循環ポンプ（94）とを備えている。また、高温側ブラインユニット（90）は、低温側ブラインユニット（80）と同様にして、流出温度センサ（95）とタンク入口温度センサ（96）とタンク内温度センサ（97）とタンク出口温度センサ（98）とタンク出口圧力センサ（99）とを有している。

〈冷却ユニットの構成〉
冷却ユニット（10）では、冷媒回路（11）に冷媒が充填されている。冷媒回路（11）では、冷媒が循環することで蒸気圧縮式の冷凍サイクルが行われる。冷媒回路（11）は、熱源側回路（12）に対して第１と第２の利用側回路（13,14）が接続されて構成されている。具体的には、熱源側回路（12）の一端（液側端）には、液側配管（15）の一端が接続している。液側配管（15）の他端側は、第１液分岐管（15a）と第２液分岐管（15b）とに分岐している。第１利用側回路（13）の一端（液側端）は、第１液分岐管（15a）に接続している。第１利用側回路（13）の他端は、第１ガス側配管（16a）に接続している。第２利用側回路（14）の一端（液側端）は、第２液分岐管（15b）に接続している。第２利用側回路（14）の他端（ガス側端）は、第２ガス側配管（16b）に接続している。

熱源側回路（12）には、圧縮機（20）が設けられている。圧縮機（20）は、可変容量型の圧縮機を構成している。つまり、圧縮機（20）は、インバータ制御によって運転周波数（回転速度）が可変に構成されている。圧縮機（20）は、ケーシング（21）と、該ケーシング（21）内に収容されて冷媒を圧縮する圧縮機構（22）とを有している（図２を参照）。圧縮機構（22）は、容積型のスクロール式の圧縮機構を構成している。つまり、圧縮機構（22）では、ケーシング（21）に固定される渦巻き状の固定スクロール（23）に対して、渦巻き状の可動スクロール（24）が偏心しながら旋回運動を行うことで、両スクロール（23,24）の間の圧縮室（25）で冷媒が圧縮される。なお、圧縮機構（22）としてロータリー式の圧縮機構や、スイング式の圧縮機構等を採用しても良い。

図２に示すように、圧縮機構（22）には、１つの吐出ポート（26）と２つの吸入ポート（27,28）とが形成されている。吐出ポート（26）は、固定スクロール（23）の中心に形成され、圧縮室（25）における圧縮行程の終了位置に開口している。吐出ポート（26）からは、圧縮室（25）で高圧にまで圧縮された冷媒が流出する。上記２つの吸入ポートは、低圧ポート（27）と中間圧ポート（28）とで構成されている。低圧ポート（27）は、固定スクロール（23）の最外周側寄りに形成され、圧縮室（25）における吸入行程の開始位置に開口している。低圧ポート（27）には、低圧の冷媒が流入する。中間圧ポート（28）は、上記吐出ポート（26）よりも外周側寄り、且つ低圧ポート（27）よりも内周側寄りに形成され、圧縮室（25）における圧縮行程の途中の位置に開口している。中間圧ポート（28）には、上記低圧冷媒と高圧冷媒との間の圧力となる中間圧の冷媒が流入する。つまり、圧縮機（20）では、２つの吸入ポート（27,28）の吸入圧力が異なる圧力となっており、吸入圧力の低い低圧ポート（27）が第１の吸入ポートを構成し、この第１吸入ポートよりも吸入圧力の高い中間圧ポート（28）が第２の吸入ポートを構成している。

圧縮機構（22）には、吐出管（17）と低圧側吸入管（18）と中間圧側吸入管（19）とが接続されている。吐出管（17）は、流入端がケーシング（21）の内部空間に開口している。つまり、圧縮機構（22）の吐出ポート（26）は、ケーシング（21）の内部空間を通じて吐出管（17）と連通している。これにより、圧縮機（20）のケーシング（21）の内部空間は、高圧冷媒で満たされている。即ち、圧縮機（20）は、いわゆる高圧ドーム式に構成されている。低圧側吸入管（18）は、圧縮機構（22）の低圧ポート（27）に直に接続している。中間圧側吸入管（19）は、圧縮機構（22）の中間圧ポート（28）に直に接続している。

また、熱源側回路（12）には、熱源側熱交換器（29）が設けられている。実施形態１の熱源側熱交換器（29）は、２つの伝熱管（29a,29b）を有するプレート式の熱交換器で構成されている。２つの伝熱管（29a,29b）は、熱源側回路（12）に接続されて冷媒が流れる冷媒側伝熱管（29a）と、冷水回路（7）に接続される冷水側伝熱管（29b）とで構成される。冷水回路（7）は、所定の冷水源から熱源側熱交換器（29）へ冷水が供給される。熱源側熱交換器（29）では、冷媒側伝熱管（29a）を流れる冷媒と、冷水側伝熱管（29b）を流れる冷水とが熱交換する。つまり、熱源側熱交換器（29）は、冷媒側伝熱管（29a）の冷媒が冷水側伝熱管（29b）の冷水へ放熱する、凝縮器（放熱器）を構成している。

第１利用側回路（13）には、液側端からガス側端に向かって順に、第１膨張弁（30）と第１冷却熱交換器（31）とが設けられている。第１膨張弁（30）は、開度が調節可能な電子膨張弁で構成されている。実施形態１の第１冷却熱交換器（31）は、２つの伝熱管（31a,31b）を有するプレート式の熱交換器で構成されている。２つの伝熱管（31a,31b）は、第１利用側回路（13）に接続されて冷媒が流れる一次側伝熱管（31a）と、低温側回路（81）に接続されてブラインが流れる二次側伝熱管（31b）とで構成されている。第１冷却熱交換器（31）では、一次側伝熱管（31a）を流れる冷媒と、二次側伝熱管（31b）を流れるブラインとが熱交換する。つまり、第１冷却熱交換器（31）は、一次側伝熱管（31a）の冷媒が二次側伝熱管（31b）のブラインから吸熱して蒸発する、蒸発器を構成している。

また、第１冷却熱交換器（31）のガス側端は、上記第１ガス側配管（16a）及び中間圧側吸入管（19）を介して、圧縮機（20）の中間圧ポート（28）と繋がっている。つまり、第１冷却熱交換器（31）の蒸発圧力は、圧縮機（20）の中間圧ポート（28）の吸入圧力と概ね等しくなっている。

第２利用側回路（14）には、液側端からガス側端に向かって順に、第２膨張弁（40）と第２冷却熱交換器（41）とが設けられている。第２膨張弁（40）は、開度が調節可能な電子膨張弁で構成されている。実施形態１の第２冷却熱交換器（41）は、２つの伝熱管（41a,41b）を有するプレート式の熱交換器で構成されている。２つの伝熱管（41a,41b）は、第２利用側回路（14）に接続されて冷媒が流れる一次側伝熱管（41a）と、高温側回路（91）に接続されてブラインが流れる二次側伝熱管（41b）とで構成されている。第２冷却熱交換器（41）では、一次側伝熱管（41a）を流れる冷媒と、二次側伝熱管（41b）を流れるブラインとが熱交換する。つまり、第２冷却熱交換器（41）は、一次側伝熱管（41a）の冷媒が二次側伝熱管（41b）のブラインから吸熱して蒸発する、蒸発器を構成している。

また、第２冷却熱交換器（41）のガス側端は、上記第２ガス側配管（16b）及び低圧側吸入管（18）を介して、圧縮機（20）の低圧ポート（27）と繋がっている。つまり、第２冷却熱交換器（41）の蒸発圧力は、圧縮機（20）の低圧ポート（27）の吸入圧力と概ね等しくなっている。以上のように、冷媒回路（11）では、第１冷却熱交換器（31）の蒸発圧力（蒸発温度）が第２冷却熱交換器（41）の蒸発圧力（蒸発温度）よりも高くなっている。

冷媒回路（11）には、過冷却回路（50）も設けられている。過冷却回路（50）は、過冷却熱交換器（51）と分岐配管（52）と第１導入管（53）と第２導入管（54）とが設けられている。

過冷却熱交換器（51）は、高圧側流路（51a）と減圧側流路（51b）とを有している。高圧側流路（51a）は、液側配管（15）の途中に接続されている。高圧側流路（51a）には、熱源側熱交換器（29）で放熱した後の液冷媒が流通する。減圧側流路（51b）には、液側配管（15）から分岐する上記分岐配管（52）の流出端が接続している。また、分岐配管（52）には、開度が調節可能な減圧機構としての減圧弁（55）が設けられている。減圧側流路（51b）には、液側配管（15）から分流して減圧弁（55）で減圧された後の冷媒が流通する。過冷却熱交換器（51）は、高圧側流路（51a）を流れる高圧液冷媒と、減圧側流路（51b）を流れる冷媒とを熱交換させる、熱交換手段を構成している。

減圧側流路（51b）の流出端には、第１導入管（53）及び第２導入管（54）が分岐するように接続している。第１導入管（53）の流出端は、上記低圧側吸入管（18）に接続している。つまり、第１導入管（53）は、過冷却熱交換器（51）で高圧液冷媒と熱交換した後の冷媒を圧縮機（20）の低圧ポート（27）側へ供給するための流路を構成している。第２導入管（54）の流出端は、上記中間圧側吸入管（19）に接続している。つまり、第２導入管（54）は、過冷却熱交換器（51）で高圧液冷媒と熱交換した後の冷媒を圧縮機（20）の中間圧ポート（28）へ供給するための流路を構成している。

過冷却回路（50）には、電磁弁（SV）と逆止弁（CV）とが設けられている。電磁弁（SV）は、第１導入管（53）に設けられ、第１導入管（53）を開閉する開閉弁を構成している。また、電磁弁（SV）は、第１導入管（53）及び第２導入管（54）へ分配される冷媒の流量を調節するための流量調節機構を構成している。逆止弁（CV）は、第２導入管（54）に設けられている。逆止弁（CV）は、中間圧側吸入管（19）側へ向かう方向（図１の矢印で示す方向）の冷媒の流れを許容し、その逆の方向の流れを禁止する逆流防止機構を構成している。

冷却ユニット（10）は、吐出圧力センサ（61）、吐出温度センサ（62）、低圧側吸入圧力センサ（63）、低圧側吸入温度センサ（64）、中間圧側圧力センサ（65）、及び中間圧側温度センサ（66）を備えている。吐出圧力センサ（61）は、圧縮機（20）の吐出ポート（26）から吐出される高圧冷媒の圧力を検出し、吐出温度センサ（62）は、この高圧冷媒の温度を検出する。低圧側吸入圧力センサ（63）は、圧縮機（20）の低圧ポート（27）へ吸入される低圧冷媒の圧力を検出し、低圧側吸入温度センサ（64）は、この低圧冷媒の温度を検出する。中間圧側圧力センサ（65）は、圧縮機（20）の中間圧ポート（28）へ吸入される中間圧冷媒の圧力を検出し、中間圧側温度センサ（66）は、この中間圧冷媒の温度を検出する。また、吐出管（17）には、圧縮機（20）を保護するための高圧圧力スイッチ（67）も設けられている。

冷却ユニット（10）は、第１冷媒温度センサ（71）と第２冷媒温度センサ（72）と第３冷媒温度センサ（73）を備えている。第１冷媒温度センサ（71）は、第１冷却熱交換器（31）で蒸発した後の冷媒の温度を検出する。第２冷媒温度センサ（72）は、第２冷却熱交換器（41）で蒸発した後の冷媒の温度を検出する。第３冷媒温度センサ（73）は、過冷却熱交換器（51）の高圧側流路（51a）を流出した後の冷媒の温度を検出する。

〈コントローラの構成〉
冷却ユニット（10）は、コントローラ（100）を備えている。コントローラ（100）には、上述した各種のセンサの検出信号が入力される。そして、コントローラ（100）は、これらの検出信号に基づいて、圧縮機（20）、膨張弁（30,40）、減圧弁（55）、電磁弁（SV）等を制御する。

また、コントローラ（100）には、第１温度設定部（101）と第２温度設定部（102）と電磁弁制御部（103）と膨張弁制御部（104）と圧縮機制御部（105）とを有している。

第１温度設定部（101）は、上記低温側負荷（5）の設定温度が入力可能に構成されている。つまり、第１温度設定部（101）には、ユーザー等が要望する低温側負荷（5）の目標温度が設定される。コントローラ（100）では、流出温度センサ（85）で検出されたブラインの温度と低温側負荷（5）の設定温度との差に基づいて、第１冷却熱交換器（31）の冷却負荷（必要な冷却能力に相当）が導出される。つまり、第１温度設定部（101）及び流出温度センサ（85）は、第１冷却熱交換器（31）の冷却負荷を導出するための第１の冷却負荷導出手段を構成している。

第２温度設定部（102）は、上記高温側負荷（6）の設定温度が入力可能に構成されている。つまり、第２温度設定部（102）には、ユーザー等が要望する高温側負荷（6）の目標温度が設定される。コントローラ（100）では、高温側回路（91）の流出温度センサ（95）で検出されたブラインの温度と高温側負荷（6）の設定温度との差に基づいて、第２冷却熱交換器（41）の冷却負荷（必要な冷却能力に相当）が導出される。つまり、第２温度設定部（102）及び流出温度センサ（95）は、第２冷却熱交換器（41）の冷却負荷を導出するための第２の冷却負荷導出手段を構成している。

電磁弁制御部（103）は、上記各冷却熱交換器（31,41）の冷却負荷に応じて、電磁弁（SV）の開度を調節する弁制御手段を構成している。具体的に、電磁弁制御部（103）は、第１冷却熱交換器（31）の冷却負荷（即ち、低温側回路（81）の熱負荷に相当）が、第２冷却熱交換器（41）の冷却負荷（即ち、高温側回路（91）の熱負荷に相当）よりも大きい場合には、電磁弁（SV）の開度を小さくして電磁弁（SV）を閉鎖状態とする。逆に、第１冷却熱交換器（31）の冷却負荷が、第２冷却熱交換器（41）の冷却負荷よりも小さい場合には、電磁弁（SV）の開度を大きくして電磁弁（SV）を開放状態とする。以上のような冷却負荷に基づく電磁弁（SV）の制御の詳細は後述する。

膨張弁制御部（104）は、各冷却熱交換器（31,41）の冷却負荷に応じて、膨張弁（30,40）の開度を調節する膨張弁制御手段を構成している。具体的に、膨張弁制御部（104）は、第１冷却熱交換器（31）の冷却負荷が大きくなると、第１冷却熱交換器（31）に対応する第１膨張弁（30）の開度を大きくし、第１冷却熱交換器（31）の冷却負荷が小さくなると、第１冷却熱交換器（31）に対応する第１膨張弁（30）の開度を小さくする。同様に、膨張弁制御部（104）は、第２冷却熱交換器（41）の冷却負荷が大きくなると、第２冷却熱交換器（41）に対応する第２膨張弁（40）の開度を大きくし、第２冷却熱交換器（41）の冷却負荷が小さくなると、第２冷却熱交換器（41）に対応する第２膨張弁（30）の開度を小さくする。以上のような冷却負荷に基づく膨張弁（30,40）の制御の詳細は後述する。

圧縮機制御部（105）は、各冷却熱交換器（31,41）を流出した冷媒の過熱度に応じて、圧縮機（20）の運転周波数（即ち、圧縮機（20）の容量）を調節する圧縮機制御手段を構成している。コントローラ（100）では、低圧側吸入圧力センサ（63）によって低圧冷媒の圧力が検出され、この低圧冷媒の圧力の相当飽和温度が算出される。そして、コントローラ（100）では、低圧冷媒の圧力の相当飽和温度と、第１冷媒温度センサ（71）で検出した第１冷却熱交換器（31）の流出側の冷媒の温度との差から、第１冷却熱交換器（31）の冷媒の過熱度が算出される。つまり、低圧側吸入圧力センサ（63）及び第１冷媒温度センサ（71）は、第１冷却熱交換器（31）の冷媒の過熱度ＳＨ１を導出するための第１の過熱度導出手段を構成している。そして、圧縮機制御部（105）は、上記過熱度ＳＨ１が大きくなると、圧縮機（20）の運転周波数を増大させ、過熱度ＳＨ１が小さくなると、圧縮機（20）の運転周波数を小さくする。

同様に、コントローラ（100）では、中間圧側圧力センサ（65）によって中間圧冷媒の圧力が検出され、この中間圧冷媒の圧力の相当飽和温度が算出される。そして、コントローラ（100）では、中間圧冷媒の圧力の相当飽和温度と、第２冷媒温度センサ（72）で検出した第２冷却熱交換器（41）の流出側の冷媒の温度との差から、第２冷却熱交換器（41）の冷媒の過熱度が算出される。つまり、中間圧側圧力センサ（65）及び第２冷媒温度センサ（72）は、第２冷却熱交換器（41）の冷媒の過熱度ＳＨ２を導出するための第２の過熱度導出手段を構成している。そして、圧縮機制御部（105）は、上記過熱度ＳＨ２が大きくなると、圧縮機（20）の運転周波数を増大させ、過熱度ＳＨ２が小さくなると、圧縮機（20）の運転周波数を小さくする。

更に、圧縮機制御部（105）は、各冷却熱交換器（31,41）のうち冷却負荷が最も大きい冷却熱交換器（31,41）の冷却負荷に応じて、圧縮機（20）の運転周波数を制御するように構成されている。以上のような圧縮機（20）の制御の詳細は後述する。

−運転動作−
実施形態１に係る半導体チラーシステム（1）の基本的な運転動作について説明する。

まず、半導体チラーシステム（1）の各ブラインユニット（80,90）では、循環ポンプ（84,94）が運転状態となる。その結果、図３に示すように、各バッファタンク（82,92）内のブラインが循環ポンプ（84,94）にそれぞれ吸入され、ブラインがバッファタンク（82,92）の外部へ搬送される。これらのブラインは、各冷却熱交換器（31,41）の二次側伝熱管（31b,41b）をそれぞれ流れ、冷媒と熱交換して冷却される。冷却された後のブラインは、熱負荷（5,6）へ供給されてこれらの熱負荷（5,6）の冷却に利用される。熱負荷（5,6）の冷却に利用されたブラインは、各バッファタンク（82,92）に返送される。

一方、半導体チラーシステム（1）の冷却ユニット（10）では、各ブラインユニット（80,90）の運転状況に応じて、「低温側優先モード」となる第１運転と、「高温側優先モード」となる第２運転とが切り換えて行われる。以下には、これらの運転についての基本的な動作について説明する。

〈低温側優先モード〉
「低温側優先モード」となる第１運転は、第１冷却熱交換器（31）の冷却負荷が第２冷却熱交換器（（41）の冷却負荷よりも大きい場合に実行される。具体的には、コントローラ（100）では、低温側回路（81）の流出温度センサ（85）で検出したブラインの温度Ｔ１と低温側負荷（5）の設定温度Ｔset1との差ΔＴset1（Ｔ1−Ｔset1）が導出される。また、高温側回路（91）の流出温度センサ（95）で検出したブラインの温度Ｔ2と高温側負荷（6）の設定温度Ｔset2との差ΔＴset2（Ｔ2−Ｔset2）が導出される。コントローラ（100）では、これらの温度差の大小比較が行われ、ΔＴset1＞ΔＴset2となる場合に、第１運転が実行される。なお、これらのΔＴset1及びΔＴset2の算出においては、ブラインを搬送する循環ポンプ（84,94）の発熱量を考慮するようにしても良い。

図３に示すように、「低温側優先モード」では、電磁弁（SV）が閉鎖状態となる。また、膨張弁（30,40）及び減圧弁（55）の開度が適宜調節される。圧縮機（20）から吐出された高圧冷媒は、熱源側熱交換器（29）の冷媒側伝熱管（29a）を流れる。ここで、熱源側熱交換器（29）では、冷水回路（7）からの冷水が冷水側伝熱管（29b）を流通している。このため、熱源側熱交換器（29）では、冷媒側伝熱管（29a）の冷媒が冷水側伝熱管（29b）の冷水に放熱して凝縮する。

熱源側熱交換器（29）で凝縮した冷媒は、液側配管（15）に流入して過冷却熱交換器（51）の高圧側流路（51a）を流れる。ここで、過冷却熱交換器（51）では、減圧側流路（51b）を中間圧の液冷媒が流れている。このため、熱源側熱交換器（29）では、高圧側流路（51a）の冷媒が減圧側流路（51b）の冷媒に放熱して過冷却度が大きくなる。過冷却熱交換器（51）で更に冷却された高圧液冷媒は、第１液分岐管（15a）と第２液分岐管（15b）とに分流する。

第１液分岐管（15a）から第１利用側回路（13）へ流入した冷媒は、第１膨張弁（30）を通過する際に減圧され、その後に第１冷却熱交換器（31）の一次側伝熱管（31a）を流れる。第１冷却熱交換器（31）では、一次側伝熱管（31a）の冷媒が二次側伝熱管（31b）のブラインから吸熱して蒸発する。その結果、二次側伝熱管（31b）のブラインが冷却される。第１冷却熱交換器（31）で蒸発した冷媒は、第１ガス側配管（16a）及び低圧側吸入管（18）を通じて、圧縮機（20）の低圧ポート（27）に吸入される。

第２液分岐管（15b）から第２利用側回路（14）へ流入した冷媒は、第２膨張弁（40）を通過する際に減圧され、その後に第２冷却熱交換器（41）の一次側伝熱管（41a）を流れる。第２冷却熱交換器（41）では、一次側伝熱管（41a）の冷媒が二次側伝熱管（41b）のブラインから吸熱して蒸発する。その結果、二次側伝熱管（41b）のブラインが冷却される。第２冷却熱交換器（41）で蒸発した冷媒は、第２ガス側配管（16b）及び中間圧側吸入管（19）を通じて、圧縮機（20）の中間圧ポート（28）に吸入される。

以上のように、冷却ユニット（10）では、上記第１冷却熱交換器（31）のガス側端部が低圧ポート（27）と繋がり、第２冷却熱交換器（41）のガス側端部が中間圧ポート（28）と繋がっている。ここで、中間圧ポート（28）の吸入圧力は、低圧ポート（27）の吸入圧力よりも高くなっている。このため、冷媒回路（11）では、第２冷却熱交換器（41）の蒸発圧力（蒸発温度）が第１冷却熱交換器（31）の蒸発圧力（蒸発温度）よりも高くなる、いわゆる異温度蒸発での冷凍サイクルが行われる。なお、このような異温度蒸発での冷凍サイクルは、後述する「高温側優先モード」の運転でも同様に行われる。

また、上記の液側配管（15）から分岐配管（52）に分流した液冷媒は、減圧機構（55）で減圧される。ここで、減圧機構（55）の開度は、過冷却熱交換器（51）の高圧側流路（51a）の出口側の冷媒の過冷却度ＳＣが目標の過冷却度となるように調節される。なお、過冷却度ＳＣは、例えば第３冷媒温度センサ（73）で検出した液冷媒の温度と、吐出圧力センサ（61）で検出した高圧冷媒の圧力の相当飽和温度との差から算出される。

減圧機構（55）で減圧された液冷媒は、中間圧となって過冷却熱交換器（51）の減圧側流路（51b）を流れる。過冷却熱交換器（51）では、減圧側流路（51b）の冷媒が高圧側流路（51a）を流れる冷媒から吸熱して蒸発する。

過冷却熱交換器（51）の減圧側流路（51b）を流出した冷媒は、第１導入管（53）へ送られる一方、電磁弁（SV）が閉鎖状態となっている第２導入管（54）へは送られない。第１導入管（53）を流れる冷媒は、中間圧側吸入管（19）を流れる冷媒と合流して圧縮機（20）の中間圧ポート（28）に吸入される。

〈高温側優先モード〉
「高温側優先モード」となる第２運転は、第１冷却熱交換器（31）の冷却負荷が第２冷却熱交換器（41）の冷却負荷よりも小さい場合に実行される。具体的には、コントローラ（100）では、上述のようにΔＴset1（Ｔ1−Ｔset1）とΔＴset2（Ｔ2−Ｔset2）とが導出され、これらの大小比較が行われる。そして、ΔＴset1＜ΔＴset2となる場合に、第２運転が実行される。

図４に示すように、「高温側優先モード」では、電磁弁（SV）が開放状態となる。また、膨張弁（30,40）及び減圧弁（55）の開度が適宜調節される。圧縮機（20）から吐出された高圧冷媒は、上記の「低温側優先モード」と同様に、熱源側熱交換器（29）で凝縮した後、過冷却熱交換器（51）の高圧側流路（51a）を流れて冷却される。

ところで、「高温側優先モード」では、「低温側優先モード」と異なり電磁弁（SV）が開放状態となっている。このため、過冷却熱交換器（51）の減圧側流路（51b）は、第１導入管（53）を通じて中間圧ポート（28）と連通し、且つ第２導入管（54）を通じて低圧ポート（27）と連通することになる。従って、過冷却熱交換器（51）の減圧側流路（51b）では、「低温側優先モード」と比較して冷媒の蒸発圧力（蒸発温度）が低くなる。その結果、過冷却熱交換器（51）では、「低温側優先モード」と比較して、高圧側流路（51a）の冷媒の冷却能力が大きくなる。

過冷却熱交換器（51）の高圧側流路（51a）で冷却された冷媒は、第１利用側回路（13）と第２利用側回路（14）とに分流する。ところで、上記のように電磁弁（SV）を開放状態とすると、減圧側流路（51b）を流出した冷媒は、その多くが第２導入管（54）へ送られる。第２導入管（54）と繋がる低圧ポート（27）の方が、第１導入管（53）と繋がる中間圧ポート（28）よりも吸入圧力が低いからである。よって、「高温側優先モード」では、減圧側流路（51b）から第１導入管（53）へ分配される冷媒の流量が少なくなり、減圧側流路（51b）から第２導入管（54）へ分配される冷媒の流量が多くなる。その結果、第１導入管（53）から中間圧側吸入管（19）へ送られる冷媒のインジェクション量が少なくなり、この減少分だけ液側配管（15）から第２利用側回路（14）へ供給される冷媒の量が多くなる。逆に、第２導入管（54）から低圧側吸入管（18）へ送られる冷媒の量が多くなり、この増加分だけ液側配管（15）から第１利用側回路（13）へ供給される冷媒の量が少なくなる。

以上のようにして、「高温側優先モード」では、高温側負荷（6）を冷却する高温側ブラインユニット（90）に対応する第２冷却熱交換器（41）に多量の冷媒が供給されることになる。その結果、第２冷却熱交換器（41）によるブラインの冷却能力が増大するので、第２冷却熱交換器（41）の冷却負荷が第１冷却熱交換器（31）の冷却負荷よりも大きくなっても（即ち、ΔＴset1＜ΔＴset2となっても）、高温側負荷（6）を速やかに冷却することができる。

また、「高温側優先モード」では、「低温側優先モード」よりも過冷却熱交換器（51）での冷却効果も増大している。このため、第２冷却熱交換器（41）の冷却能力が更に増大するので、高温側負荷（6）を一層速やかに冷却されることができる。

一方、「高温側優先モード」では、上述のように、第１利用側回路（13）へ送られる冷媒の量は減少してしまうが、過冷却熱交換器（51）での冷却効果が増大しているので、第１冷却熱交換器（31）の冷却能力が大幅に低下してしまうこともない。従って、「高温側優先モード」においても、低温側負荷（5）を充分に冷却することができる。

〈膨張弁の制御〉
次に、冷却ユニット（10）の運転時における膨張弁（30,40）の制御について説明する。なお、第１膨張弁（30）と第２膨張弁（40）とでは、基本的な制御動作は同じであるので、第１膨張弁（30）の制御を代表して図５を参照しながら説明する。

上述した第１運転や第２運転では、ステップＳｔ１において、第１冷却熱交換器（31）の出口側の冷媒の過熱度ＳＨ１の大小比較が行われる。ここで、過熱度ＳＨ１が所定値（例えば５℃）よりも小さい状態が、所定時間（例えば３０秒）以上継続する場合、ステップＳｔ２へ移行し、第１膨張弁（30）の開度が所定開度（所定パルス）だけ増大する。つまり、ステップＳｔ１において、過熱度が小さい状態が継続する場合には、湿り気味の冷媒が圧縮機（20）へ吸入される虞があるため、これを回避するために第１膨張弁（30）の開度が大きくなる。一方、過熱度ＳＨ1が５℃以上である場合には、ステップＳｔ３へ移行する。

ステップＳｔ３では、第１利用側回路（13）に対応する低温側ブラインユニット（80）について、上述したΔＴset1（Ｔ1−Ｔset1）の大小比較が行われる。ここで、ΔＴset1が１℃より大きい場合は、第１冷却熱交換器（31）の冷却負荷が比較的大きいことから、第１膨張弁（30）の開度が大きくなる（ステップＳｔ４）。その結果、第１冷却熱交換器（31）へ供給される冷媒の流量が多くなり、第１冷却熱交換器（31）の冷却能力が増大する。一方、ΔＴset1が１℃より大きくない場合は、第１冷却熱交換器（31）の冷却負荷が比較的小さいことから、第１膨張弁（30）の開度が小さくなる（ステップＳ５）。その結果、第１冷却熱交換器（31）へ供給される冷媒の流量が少なくなり、第１冷却熱交換器（31）の冷却能力が減少する。

以上のように、第１膨張弁（30）は、第１冷却熱交換器（31）の冷却負荷に応じて開度が調節される。また、第１膨張弁（30）と同様にして、第２膨張弁（40）は第２冷却熱交換器（41）の冷却負荷に応じて開度が調節される。その結果、各冷却熱交換器（31,41）の冷却能力をそれぞれ個別に制御することができ、各冷却熱交換器（31,41）の冷却能力を各々の冷却負荷に対応させることができる。

〈圧縮機の制御〉
次に、冷却ユニット（10）の運転時における圧縮機（20）の容量の制御について説明する。

−基本制御−
まず、圧縮機（20）の運転周波数の基本的な制御について、図６を参照しながら説明する。ステップＳｔ１１において、圧縮機（20）の現在の運転周波数が、圧縮機（20）の最大運転周波数よりも小さい場合には、ステップＳｔ１２へ移行し、現在の運転周波数が最大周波数である場合には、ステップＳｔ１３へ移行する。ステップＳｔ１２では、減圧弁（55）の過冷却度（ＳＣ）に関するフラグが「１」となり、その後にステップＳｔ１４へ移行する。ステップＳｔ１３では、減圧弁（55）の過冷却度（ＳＣ）に関するフラグが「０」となり、その後にステップＳｔ１５へ移行する。なお、上記フラグに関する減圧弁（55）の制御は後述する。

ステップＳｔ１４では、第１冷却熱交換器（31）の冷却負荷となる温度差ΔＴset1が１℃より大きいか、あるいは第２冷却熱交換器（41）の冷却負荷となる温度差ΔＴset2が１℃より大きい場合に、ステップＳｔ１６へ移行し、そうでない場合にはステップＳｔ１５へ移行する。

ステップＳｔ１６へ移行すると、冷却負荷に対応するように圧縮機（20）の運転周波数の増加量ΔＮが算出される。ここで、増加量ΔＮは、上記２つの冷却熱交換器（31,41）のうち冷却負荷（ΔＴset）が高い方の冷却熱交換器（31,41）の冷却負荷に応じて決定される。そして、現在の運転周波数に上記増加量ΔＮを加えたものが、その後の圧縮機（20）の目標運転周波数となる（ステップＳｔ１７）。従って、圧縮機（20）は、次の目標運転周波数となるように運転周波数が増大し、冷媒回路（11）での冷媒の循環量が多くなる。その結果、各冷却熱交換器（31,41）の冷却能力が増大する。ここで、圧縮機（20）の目標運転周波数は、冷却負荷が高い方の冷却熱交換器（31,41）の冷却負荷に基づいて決定されるので、２つの冷却熱交換器（31,41）の冷却能力が不足してしまうことを回避することができる。

−定常制御−
次に、各冷却熱交換器（31,41）の冷却負荷が小さくなる定常状態における、圧縮機（20）の運転周波数の制御について、図７を参照しながら説明する。この定常時には、第１冷却熱交換器（31）の冷媒の過熱度ＳＨ１に基づいて圧縮機（20）の運転周波数が調節され、同時に第２冷却熱交換器（41）の冷媒の過熱度ＳＨ２に基づいて圧縮機（20）の運転周波数が調節される。なお、過熱度ＳＨ１に基づく制御と、過熱度ＳＨ２に基づく制御は同様であるので、ここでは過熱度ＳＨ１に基づく制御を代表して詳細に説明する。

ステップＳｔ２１では、過熱度ＳＨ１が４℃より小さいか、第１膨張弁（30）の開度が全開状態（450pls）である場合に、ステップＳｔ２３へ移行し、そうでない場合には、ステップＳｔ２２へ移行する。

ステップＳｔ２２において、過熱度ＳＨ１が７℃より小さい場合には、ステップＳｔ２３へ移行する。ステップＳｔ２３において、圧縮機（20）の現在の運転周波数が最大周波数となっていない場合には、圧縮機（20）の目標周波数が増大する（ステップＳｔ２５）。その結果、圧縮機（20）の運転周波数が増大変化し、第１冷却熱交換器（31）の蒸発圧力が低下することから、第１冷却熱交換器（31）の出口側の冷媒の過熱度が大きくなる。以上のように、ステップＳｔ２２〜２４を経ることで、比較的小さかった過熱度ＳＨ１を大きくでき、圧縮機（20）へ吸入される冷媒が湿りすぎるのを回避できる。

また、ステップＳｔ２４において、過熱度ＳＨ１が１１℃より大きい場合には、ステップＳｔ２４へ移行する。ステップＳｔ２４において、圧縮機（20）の現在の運転周波数が最低周波数となっていない場合には、圧縮機（20）の目標周波数が減少する（ステップＳ２６）。その結果、圧縮機（20）の運転周波数が減少変化し、第１冷却熱交換器（31）の蒸発圧力が上昇することから、出口側の冷媒の過熱度が小さくなる。以上のように、ステップＳｔ２２、２５、２６を経ることで、比較的大きかった過熱度ＳＨ１を小さくでき、圧縮機（20）へ吸入される冷媒が乾き過ぎるのを回避できる。

第２冷却熱交換器（41）の過熱度ＳＨ２に基づく圧縮機（20）の運転周波数の制御も同様にして行われる。以上のような圧縮機（20）の運転周波数の制御により、両者の過熱度ＳＨ１，ＳＨ２は７℃以上１１℃の範囲内に収束していく。これにより、上述の膨張弁（30,40）の制御により各冷却熱交換器（31,41）の冷却能力を最適に調節しながら、且つ圧縮機（20）へ吸入される冷媒の過熱度を最適な範囲とすることが可能となる。

〈減圧弁の制御〉
上述したように、減圧弁（55）の開度は、過冷却熱交換器（51）の高圧側流路（51a）の出口側の過冷却度ＳＣが、目標となる過冷却度となるように調節される。ここで、上述した図６において、圧縮機（20）の運転周波数が最大周波数となり（ステップＳｔ１１）、過冷却度ＳＣに関するフラグが「１」となる（ステップＳｔ１３）場合において、フラグ＝１となる状態が所定時間（例えば１分）以上継続すると、目標過冷却度を大きくする補正が行われる。これにより、圧縮機（20）の運転周波数が最大周波数であるにも拘わらず各冷却熱交換器（31,41）の冷却能力が不足する場合に、過冷却熱交換器（51）による冷媒の過冷却の効果を高めて、冷却能力の不足を解消することができる。

−実施形態１の効果−
実施形態１では、電磁弁（SV）の開閉状態を切り換えることで、第１冷却熱交換器（31）の冷却能力を優先する「低温側優先モード」と、第２冷却熱交換器（41）の冷却能力を優先する「高温側優先モード」を運転できるようにしている。つまり、実施形態１では、電磁弁（SV）の開閉状態を切り換えるだけで、各冷却熱交換器（31,41）の冷却能力を簡便に切り換えることができる。特に、「高温側優先モード」で電磁弁（SV）を閉鎖した場合には、過冷却熱交換器（51）での高圧液冷媒の冷却効果が大きくなるので、第１冷却熱交換器（31）の冷却能力が不足してしまうことも防止できる。

また、冷却熱交換器（31,41）の冷却負荷に応じて、電磁弁（SV）を開閉するようにしているので、運転状況に併せて各冷却熱交換器（31,41）の冷却能力を最適なものとすることができる。

更に、各冷却熱交換器（31,41）の冷却負荷に応じて、各冷却熱交換器（31,41）に対応する膨張弁（30,40）の開度も調節しているので、各冷却熱交換器（31,41）の冷却能力を一層最適に調節することができ、半導体工場の各熱負荷（5,6）の温度要求を充足させることができる。

また、各冷却熱交換器（31,41）の冷媒の過熱度に応じて圧縮機（20）の運転周波数を増減させるようにしているので、上記の膨張弁（30,40）の開度制御を行った場合にも、冷媒の過熱度を最適な範囲に維持できる。従って、圧縮機（20）に乾き過ぎの冷媒や湿り過ぎの冷媒が吸入されてしまうのを防止でき、冷凍装置（10）の信頼性を確保できる。

なお、実施形態１では、第１導入管（53）に電磁弁（SV）を設けることで、第１導入管（53）及び第２導入管（54）へ分配される冷媒の量を調節するようにしているが、例えば電磁弁（SV）に代わって開度が３段階以上に切換可能な流量調節弁を用いても良いし、第２導入管（54）側にのみ流量調節弁を設けても良いし、第１導入管（53）と第２導入管（54）との双方に流量調節弁を設けても良い。

《発明の実施形態２》
本発明の実施形態２に係る冷凍装置（10）は、冷凍庫と冷蔵庫の庫内を冷却するものである。図８に示すように、冷凍装置（10）は、室外ユニット（12a）と冷凍ユニット（13a）と冷蔵ユニット（14a）とを備えている。室外ユニット（12a）は室外に配置され、冷凍ユニット（13a）は冷凍庫内に配置され、冷蔵ユニット（14a）は冷蔵庫内に配置されている。冷却ユニット（10）の冷媒回路（11）は、上記実施形態１と基本的には同様の構成となっている。

具体的には、室外ユニット（12a）には、上記の熱源側回路（12）が設けられ、冷凍ユニット（13a）には、上記の第１利用側回路（13）が設けられ、冷蔵ユニット（14a）には、上記の第２利用側回路（14）が設けられている。そして、室外ユニット（12a）と冷蔵ユニット（14a）と熱源側回路（12）とは、液側配管（15）及びガス側配管（16a,16b）によって互いに連結されている。

上記実施形態１の冷却ユニット（10）と異なり、実施形態２の冷凍装置（10）では、熱源側熱交換器（29）、第１冷却熱交換器（31）、及び第２冷却熱交換器（41）がそれぞれ空冷式の熱交換器で構成されている。

熱源側熱交換器（29）の近傍には、室外ファン（29c）が設けられている。熱源側熱交換器（29）では、室外ファン（29c）が送風する室外空気と冷媒とが熱交換する。また、室外ファン（29c）の近傍には、熱源側熱交換器（29）の吸込側の室外空気の温度を検出する室外温度センサ（68）が設けられている。

第１冷却熱交換器（31）の近傍には、第１庫内ファン（33）が設けられている。第１冷却熱交換器（31）では、第１庫内ファン（33）が送風する庫内空気と冷媒とが熱交換する。また、第１庫内ファン（33）の近傍には、第１冷却熱交換器（31）の吸込側の庫内空気の温度を検出する第１庫内温度センサ（34）が設けられている。

第２冷却熱交換器（41）の近傍には、第２庫内ファン（43）が設けられている。第２冷却熱交換器（41）では、第２庫内ファン（43）が送風する庫内空気と冷媒とが熱交換する。また、第２庫内ファン（43）の近傍には、第２冷却熱交換器（41）の吸込側の庫内空気の温度を検出する第２庫内温度センサ（44）が設けられている。

実施形態２のコントローラ（100）では、第１温度設定部（101）に冷凍ユニット（13a）の目標温度が設定され、第２温度設定部（102）に冷蔵ユニット（14a）の目標温度が設定される。コントローラ（100）では、第１冷却熱交換器（31）の冷却負荷と、第２冷却熱交換器（41）の冷却負荷とがそれぞれ導出される。具体的には、第１冷却熱交換器（31）の冷却負荷は、上記第１庫内温度センサ（34）で検出される吸込空気の温度Ｔs1と、第１温度設定部（101）に設定された目標温度Ｔset1との差ΔＴset1（Ｔs1-Ｔset1）によって算出される。また、第２冷却熱交換器（41）の冷却負荷は、上記第２庫内温度センサ（44）で検出される吸込空気の温度Ｔs2と、第２温度設定部（102）に設定された目標温度Ｔset2との差ΔＴset2（Ｔs2-Ｔset2）によって算出される。つまり、実施形態２では、第１庫内温度センサ（34）及び第２庫内温度センサ（44）が、各冷却熱交換器（31,41）の冷却負荷を導出するための冷却負荷導出手段を構成している。

−運転動作−
実施形態２に係る冷凍装置（10）の基本的な運転動作について説明する。

冷凍装置（10）では、運転状況に応じて「低温側優先モード」となる第１運転と、「高温側優先モード」となる第２運転とが切り換えて行われる。以下には、これらの運転についての基本的な動作について説明する。

〈低温側優先モード〉
「低温側優先モード」となる第１運転は、第１冷却熱交換器（31）の冷却負荷が第２冷却熱交換器（41）の冷却負荷よりも大きい場合に実行される。具体的には、コントローラ（100）では、第１庫内温度センサ（34）で検出した吸込空気の温度Ｔs１と冷凍庫の設定温度Ｔset1との差ΔＴset1（Ｔs1−Ｔset1）が導出される。また、第２庫内温度センサ（44）で検出した吸込空気の温度Ｔs2と冷蔵庫の設定温度Ｔset2との差ΔＴset2（Ｔs2−Ｔset2）が導出される。コントローラ（100）では、これらの温度差の大小比較が行われ、ΔＴset1＞ΔＴset2となる場合に、第１運転が実行される。

図９に示すように、「低温側優先モード」では、電磁弁（SV）が閉鎖状態となる。また、膨張弁（30,40）及び減圧弁（55）の開度が適宜調節される。圧縮機（20）から吐出された高圧冷媒は、熱源側熱交換器（29）を流れる。熱源側熱交換器（29）では、冷媒が室外空気に放熱して凝縮する。

第１液分岐管（15a）から第１利用側回路（13）へ流入した冷媒は、第１膨張弁（30）を通過する際に減圧され、その後に第１冷却熱交換器（31）を流れる。第１冷却熱交換器（31）では、冷媒が冷凍庫の庫内空気から吸熱して蒸発する。その結果、冷凍ユニット（13a）によって冷凍庫内の空気が冷却される。第１冷却熱交換器（31）で蒸発した冷媒は、第１ガス側配管（16a）及び低圧側吸入管（18）を通じて、圧縮機（20）の低圧ポート（27）に吸入される。

第２液分岐管（15b）から第２利用側回路（14）へ流入した冷媒は、第２膨張弁（40）を通過する際に減圧され、その後に第２冷却熱交換器（41）を流れる。第２冷却熱交換器（41）では、冷媒が冷蔵庫の庫内空気から吸熱して蒸発する。その結果、冷蔵ユニット（14a）によって冷蔵庫内の空気が冷却される。第２冷却熱交換器（41）で蒸発した冷媒は、第２ガス側配管（16b）及び中間圧側吸入管（19）を通じて、圧縮機（20）の中間圧ポート（28）に吸入される。

以上のように、冷凍装置（10）では、上記第１冷却熱交換器（31）のガス側端部が低圧ポート（27）と繋がり、第２冷却熱交換器（41）のガス側端部が中間圧ポート（28）と繋がっている。ここで、中間圧ポート（28）の吸入圧力は、低圧ポート（27）の吸入圧力よりも高くなっている。このため、冷媒回路（11）では、第２冷却熱交換器（41）の蒸発圧力（蒸発温度）が第１冷却熱交換器（31）の蒸発圧力（蒸発温度）よりも高くなる、いわゆる異温度蒸発での冷凍サイクルが行われる。なお、このような異温度蒸発での冷凍サイクルは、後述する「高温側優先モード」の運転でも同様に行われる。

また、上記の液側配管（15）から分岐配管（52）に分流した液冷媒は、減圧機構（55）で減圧される。減圧機構（55）で減圧された液冷媒は、中間圧となって過冷却熱交換器（51）の減圧側流路（51b）を流れる。過冷却熱交換器（51）では、減圧側流路（51b）の冷媒が高圧側流路（51a）を流れる冷媒から吸熱して蒸発する。

〈高温側優先モード〉
「高温側優先モード」となる第２運転は、第１冷却熱交換器（31）の冷却負荷が第２冷却熱交換器（41）の冷却負荷よりも小さい場合に実行される。具体的には、コントローラ（100）では、上述のようにΔＴset1（Ｔs1−Ｔset1）とΔＴset2（Ｔs2−Ｔset2）とが導出され、これらの大小比較が行われる。そして、ΔＴset1＜ΔＴset2となる場合に、第２運転が実行される。

図１０に示すように、「高温側優先モード」では、電磁弁（SV）が開放状態となる。また、膨張弁（30,40）及び減圧弁（55）の開度が適宜調節される。圧縮機（20）から吐出された高圧冷媒は、上記の「低温側優先モード」と同様に、熱源側熱交換器（29）で凝縮した後、過冷却熱交換器（51）の高圧側流路（51a）を流れて冷却される。

ところで、「高温側優先モード」では、「低温側優先モード」と異なり電磁弁（SV）が開放状態となっている。このため、上記実施形態１と同様にして、過冷却熱交換器（51）の減圧側流路（51b）では、「低温側優先モード」と比較して冷媒の蒸発圧力（蒸発温度）が低くなる。その結果、過冷却熱交換器（51）では、「低温側優先モード」と比較して、高圧側流路（51a）の冷媒の冷却能力が大きくなる。

また、電磁弁（SV）を開放状態とすると、減圧側流路（51b）を流出した冷媒は、その多くが第２導入管（54）へ送られる。このため、上記実施形態１と同様にして、「高温側優先モード」では、減圧側流路（51b）から第１導入管（53）へ分配される冷媒の流量が少なくなり、減圧側流路（51b）から第２導入管（54）へ分配される冷媒の流量が多くなる。このため、「高温側優先モード」では、第２冷却熱交換器（41）に多量の冷媒が供給され、第２冷却熱交換器（41）の冷却能力が増大する。従って、第２冷却熱交換器（41）の冷却負荷が第１冷却熱交換器（31）の冷却負荷よりも大きくなっても、冷蔵庫内の空気を速やかに冷却することができる。

一方、「高温側優先モード」では、上述のように、第１利用側回路（13）へ送られる冷媒の量は減少してしまうが、過冷却熱交換器（51）での冷却効果が増大しているので、第１冷却熱交換器（31）の冷却能力が大幅に低下してしまうこともない。従って、「高温側優先モード」においても、冷凍庫内の空気を充分に冷却することができる。

〈その他の制御動作〉
また、実施形態２においても、上記実施形態１（図５を参照）と同様にして、膨張弁（30,40）の開度が各冷却熱交換器（31,41）の冷却負荷（即ち、ΔＴset1,ΔＴset2）に応じて適宜調節される。このため、各冷却熱交換器（31,41）の冷却負荷に応じて、これらの冷却熱交換器（31,41）の冷却能力を最適に調節することができる。また、実施形態２においても、上記実施形態１（図６や図７を参照）と同様の圧縮機（20）の運転周波数の制御を採用することができる。

−実施形態２の変形例−
次に、実施形態２の変形例の冷凍装置（10）について図１１を参照しながら説明する。この変形例の冷凍装置（10）は、上記実施形態２と過冷却回路（50）の構成が異なるものである。以下には、上記実施形態２と異なる点について具体的に説明する。

この変形例２の過冷却回路（50）では、液側配管（15）から第１と第２の分岐配管（52,56）が分岐している。また、過冷却熱交換器（51）は、上記高圧側流路（51a）と第１減圧側流路（51b）と第２減圧側流路（51c）とを有している。つまり、この変形例２の過冷却熱交換器（51）は、高圧側流路（51a）の冷媒と第１減圧側流路（51b）の冷媒とを熱交換させ、且つ高圧側流路（51a）の冷媒と第２減圧側流路（51c）の冷媒も熱交換させるように構成されている。

第１減圧側流路（51b）は、第１分岐配管（52）の流出端に接続し、第１減圧弁（55）を有している。第２減圧側流路（51c）は、第２分岐配管（56）の流出端に接続し、第２減圧弁（57）を有している。第１導入管（53）は、一端が第１減圧側流路（51b）の流出端に接続し、他端が中間圧側吸入管（19）に接続している。第２導入管（54）は、一端が第２減圧側流路（51c）の流出端に接続し、他端が低圧側吸入管（18）に接続している。

この変形例では、第１分岐配管（52）の減圧弁（55）と第２分岐配管（56）の減圧弁とが、第１導入管（53）及び第２導入管（54）へ分配される冷媒の量を調節するための流量調節機構を構成しており、減圧機構と流量調節弁とが兼用されている。

実施形態２の変形例の冷凍装置（10）においても、各冷却熱交換器（31,41）の冷却負荷に応じて、「低温側優先モード」の運転と「高温側優先モード」の運転とが切換可能となっている。

「低温側優先モード」では、第１減圧弁（55）が全閉状態となり、第２減圧弁（57）の開度が所定開度で開放される。過冷却回路（50）では、液側配管（15）の冷媒が、第２分岐配管（56）、第２減圧側流路（51c）、第２導入管（54）、及び中間圧側吸入管（19）の順に流通する。これにより、過冷却熱交換器（51）では、高圧側流路（51a）を流れる高圧液冷媒が、第２減圧側流路（51c）を流れる中間圧の冷媒へ放熱して冷却される。

「高温側優先モード」では、第１減圧弁（55）が所定開度で開放され、第２減圧弁（57）が全閉状態となる。過冷却回路（50）では、液側配管（15）の冷媒が、第１分岐配管（52）、第１減圧側流路（51b）、第１導入管（53）、及び低圧側吸入管（18）の順に流通する。これにより、過冷却熱交換器（51）では、高圧側流路（51a）を流れる冷媒が、第１減圧側流路（51b）の低圧の冷媒に放熱して冷却される。このため、過冷却熱交換器（51）では、「低温側優先モード」よりも冷媒の冷却効果が増大する。

また、冷媒が第１導入管（53）を通じて低圧側吸入管（18）にインジェクションされると、第１冷却熱交換器（31）へ供給される冷媒の量が減少する一方、第２冷却熱交換器（41）へ供給される冷媒の量が増加する。その結果、第２冷却熱交換器（41）の冷却能力が大きくなり、冷蔵庫内を速やかに冷却することができる。一方、第１冷却熱交換器（31）へ供給される冷媒の量は減少するが、過冷却熱交換器（51）での冷媒の冷却効果が増大しているので、第１冷却熱交換器（31）で冷凍庫内を充分に冷却することができる。

なお、この変形例においては、２つの減圧弁（55,57）の開度をそれぞれ調節することで、第１導入管（53）と第２導入管（54）とへ分配される冷媒の量を微調整することができる。これにより、各冷却熱交換器（31,41）の冷却負荷に応じて、これらの冷却熱交換器（31,41）の冷却能力をより細かく制御することが可能となる。また、この変形例２においても、上述した膨張弁（30,40）の制御、圧縮機（20）の運転周波数の制御を採用することができる。

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、複数の蒸発器で冷媒を異温度蒸発させる冷凍サイクルが可能な冷凍装置について有用である。

図１は、実施形態１に係る半導体チラーシステムの概略構成図である。図２は、圧縮機の圧縮機構の横断面図である。図３は、実施形態１に係る半導体チラーシステムの概略構成図であり、「低温側優先モード」の運転時の冷媒及びブラインの流れを付したものである。図４は、実施形態１に係る半導体チラーシステムの概略構成図であり、「高温側優先モード」の運転時の冷媒及びブラインの流れを付したものである。図５は、膨張弁の制御に関するフローチャートである。図６は、圧縮機の基本制御に関するフローチャートである。図７は、圧縮機の定常制御に関するフローチャートである。図８は、実施形態２に係る冷凍装置の概略構成図である。図９は、実施形態２に係る冷凍装置の概略構成図であり、「低温側優先モード」の運転時の冷媒及びブラインの流れを付したものである。図１０は、実施形態２に係る冷凍装置の概略構成図であり、「高温側優先モード」の運転時の冷媒及びブラインの流れを付したものである。図１１は、実施形態２の変形例に係る冷凍装置の概略構成図である。

符号の説明

10 冷却ユニット（冷凍装置）
11 冷媒回路
15 液側配管
20 圧縮機
27 低圧ポート（第１吸入ポート）
28 中間圧ポート（第２吸入ポート）
30 第１膨張弁（膨張弁）
31 第１冷却熱交換器（蒸発器）
34 第１庫内温度センサ（冷却負荷導出手段）
40 第２膨張弁（膨張弁）
41 第２冷却熱交換器（蒸発器）
44 第２庫内温度センサ（冷却負荷導出手段）
63 低圧側吸入圧力センサ（過熱度導出手段）
65 中間圧側圧力センサ（過熱度導出手段）
71 第１冷媒温度センサ（過熱度導出手段）
72 第２冷媒温度センサ（過熱度導出手段）
85 流出温度センサ（冷媒負荷検出手段）
95 流出温度センサ（冷媒負荷検出手段）
101 第１温度設定部（冷媒負荷検出手段）
102 第２温度設定部（冷媒負荷検出手段）
104 膨張弁制御部（膨張弁制御手段）
105 圧縮機制御部（圧縮機制御手段）

Claims

第１吸入ポート（27）と該第１吸入ポート（27）よりも吸入圧力が高い第２吸入ポート（28）とを有する圧縮機（20）と、各々の液側端部が液側配管（15）に並列に接続されてガス側端部が上記圧縮機（20）の各吸入ポート（27,28）にそれぞれ繋がる複数の蒸発器（31,41）とが接続される冷媒回路（11）を備え、上記各蒸発器（31,41）で蒸発圧力が異なる冷凍サイクルを行う冷凍装置であって、
上記各蒸発器（31,41）の冷却負荷をそれぞれ導出する冷却負荷導出手段（34,44,85,95,101,102）と、
上記冷媒負荷導出手段（34,44,85,95,101,102）で導出した蒸発器（31,41）の冷却負荷が大きくなると、該蒸発器（31,41）に対応する膨張弁（30,40）の開度を大きくし、上記冷却負荷が小さくなると、該蒸発器（31,41）に対応する膨張弁（30,40）の開度を小さくする膨張弁制御手段（104）を備えていることを特徴とする冷凍装置。
請求項１において、
上記圧縮機は、可変容量式の圧縮機（20）で構成され、
上記各蒸発器（31,41）の冷媒の過熱度をそれぞれ導出する過熱度導出手段（63,65,71,72）と、
上記過熱度導出手段（63,65,71,72）で導出した過熱度が大きくなると上記圧縮機（20）の容量を減少させ、上記過熱度が小さくなると圧縮機（20）の容量を増大させる圧縮機制御手段（105）とを更に備えていることを特徴とする冷凍装置。
請求項２において、
上記圧縮機制御手段（105）は、上記複数の蒸発器（31,41）のうち冷却負荷が最も高い蒸発器（31,41）の冷却負荷に応じて、圧縮機（20）の容量を変更するように構成されていることを特徴とする冷凍装置。
請求項１乃至３のいずれか１つにおいて、
上記冷却負荷導出手段は、上記蒸発器（31,41）で冷却する冷却対象の目標温度を設定する温度設定部（101,102）と、上記冷却対象の温度を検出するための温度検出部（34,44,85,95）とを備え、温度設定部（101,102）に設定された目標温度と上記温度検出部（34,44,85,95）で検出された冷却対象の温度との差に基づいて、蒸発器（31,41）の冷却負荷を導出するように構成されていることを特徴とする冷凍装置。