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WO2017179210A1 - 冷凍装置 - Google Patents

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WO2017179210A1
WO2017179210A1 PCT/JP2016/062177 JP2016062177W WO2017179210A1 WO 2017179210 A1 WO2017179210 A1 WO 2017179210A1 JP 2016062177 W JP2016062177 W JP 2016062177W WO 2017179210 A1 WO2017179210 A1 WO 2017179210A1
Authority
WO
WIPO (PCT)
Prior art keywords
refrigerant
temperature
amount
heat source
refrigeration apparatus
Prior art date
Legal status (The legal status is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the status listed.)
Ceased
Application number
PCT/JP2016/062177
Other languages
English (en)
French (fr)
Inventor
佐多　裕士
齊藤　信
Current Assignee (The listed assignees may be inaccurate. Google has not performed a legal analysis and makes no representation or warranty as to the accuracy of the list.)
Mitsubishi Electric Corp
Original Assignee
Mitsubishi Electric Corp
Priority date (The priority date is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the date listed.)
Filing date
Publication date
Application filed by Mitsubishi Electric Corp filed Critical Mitsubishi Electric Corp
Priority to PCT/JP2016/062177 priority Critical patent/WO2017179210A1/ja
Priority to CN201680084454.9A priority patent/CN109073304B/zh
Priority to JP2018511869A priority patent/JP6588626B2/ja
Publication of WO2017179210A1 publication Critical patent/WO2017179210A1/ja
Anticipated expiration legal-status Critical
Ceased legal-status Critical Current

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    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F25—REFRIGERATION OR COOLING; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS; MANUFACTURE OR STORAGE OF ICE; LIQUEFACTION SOLIDIFICATION OF GASES
    • F25B—REFRIGERATION MACHINES, PLANTS OR SYSTEMS; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS
    • F25B49/00—Arrangement or mounting of control or safety devices
    • F25B49/02—Arrangement or mounting of control or safety devices for compression type machines, plants or systems
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F24—HEATING; RANGES; VENTILATING
    • F24F—AIR-CONDITIONING; AIR-HUMIDIFICATION; VENTILATION; USE OF AIR CURRENTS FOR SCREENING
    • F24F11/00—Control or safety arrangements
    • F24F11/89—Arrangement or mounting of control or safety devices
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F25—REFRIGERATION OR COOLING; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS; MANUFACTURE OR STORAGE OF ICE; LIQUEFACTION SOLIDIFICATION OF GASES
    • F25B—REFRIGERATION MACHINES, PLANTS OR SYSTEMS; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS
    • F25B1/00—Compression machines, plants or systems with non-reversible cycle

Definitions

  • the present invention relates to a refrigeration apparatus for determining the amount of refrigerant in a refrigerant circuit.
  • an air conditioner such as a refrigeration system
  • the capacity of the refrigeration system may be reduced or the components may be damaged. Therefore, in order to prevent the occurrence of such a problem, some have a function of determining whether the amount of refrigerant filled in the refrigeration apparatus is excessive or insufficient.
  • the average temperature efficiency ⁇ A of the temperature efficiency ⁇ of the supercooling heat exchanger is used.
  • the determination threshold value ⁇ line of the temperature efficiency ⁇ is determined to be a constant value of 0.4 (see Patent Document 1).
  • the temperature efficiency is generally expressed by the following (Formula 1).
  • Patent Document 1 in the case of an air supercooling heat exchanger in which the high temperature side is a refrigerant and the low temperature side is an air fluid, the temperature efficiency is such that the supercooling degree of the refrigerant at the outlet of the supercooling heat exchanger is supercooled.
  • the value is divided by the maximum temperature difference of the heat exchanger.
  • the degree of supercooling of the refrigerant at the outlet of the supercooling heat exchanger is a value obtained by subtracting the subcooling heat exchanger outlet temperature from the condenser outlet temperature, and the maximum temperature of the supercooling heat exchanger. It is described that the difference is a value obtained by subtracting the outside air temperature from the condenser outlet temperature.
  • the condenser outlet temperature is TH5
  • the supercooling heat exchanger outlet temperature is TH8
  • the outside air temperature is TH6
  • the temperature efficiency ⁇ of the supercooling heat exchanger is expressed by the following (Formula 2).
  • the extent to which refrigerant shortage can be determined is roughly determined by the "temperature efficiency value when the refrigerant amount is properly sealed” and “temperature efficiency ⁇ determination threshold. It changes depending on the difference of “ ⁇ line”. That is, if the difference between “the value of temperature efficiency when the amount of refrigerant is properly sealed” and “the determination threshold value ⁇ line of temperature efficiency ⁇ ” is large, it is not possible to determine the lack of refrigerant unless a large amount of refrigerant leaks.
  • the refrigerant shortage can be determined with a small refrigerant leakage amount. it can.
  • the “temperature efficiency value when the refrigerant amount is properly sealed” is 0.45, and the “temperature efficiency ⁇ determination threshold value”. Since the value ⁇ line ”(“ threshold value ”indicated by a broken line in the graph of FIG. 14) is 0.40, the difference is as small as 0.05, and the refrigerant shortage can be detected with a small amount of refrigerant leakage. On the other hand, under the conditions of a fan air volume of 100 m 3 / min and an operating frequency of 30 Hz, “temperature efficiency value when refrigerant amount is properly sealed” is 0.80, and “temperature efficiency ⁇ determination threshold ⁇ line” is 0. Therefore, the difference is as large as 0.40, and the refrigerant shortage cannot be detected unless a large amount of refrigerant leaks.
  • the change due to the operating condition of the refrigeration apparatus is smaller than the determination of the lack of the refrigerant amount using the change in the degree of supercooling, but the difference in the temperature efficiency due to the above operating condition occurs.
  • the temperature range in the cabinet for showcases, unit coolers, etc. is about -50 to + 23 ° C, and the temperature range in the cabinet is larger than the temperature range for air conditioners +15 to + 30 ° C. .
  • Not having the condition fixing mode like the refrigerant shortage determination mode is also a reason why the conditions at the time of refrigerant shortage determination change greatly.
  • the present invention has been made against the background of the above-described problems, and it is an object of the present invention to determine whether or not refrigerant is insufficient by determining the shortage of refrigerant and the amount of leakage, and to shorten the time required for determining whether or not refrigerant is insufficient. .
  • a refrigeration apparatus includes a compressor, a heat source side heat exchanger, a heat source side fan that blows air to the heat source side heat exchanger, a heat source side unit having a supercooler, a use side expansion valve, And a refrigeration apparatus having a refrigerant circuit that circulates a refrigerant, and is connected to at least one usage side unit having a usage side heat exchanger, and the degree of supercooling of the refrigerant on the outlet side of the subcooler, Refrigerant for determining the shortage of the amount of refrigerant charged in the refrigerant circuit using the temperature efficiency of the subcooler, which is a value divided by the maximum temperature difference between the high temperature side fluid and the low temperature side fluid exchanged by the subcooler.
  • a shortage determination unit is provided, and the refrigerant shortage determination unit compares the temperature efficiency of the subcooler with the temperature efficiency threshold value that is changed according to the operating state of the refrigeration apparatus, and determines the shortage of the refrigerant amount.
  • the temperature efficiency threshold value is changed according to the operating state, and this temperature efficiency threshold value is used for comparison with the temperature efficiency of the subcooler to determine the shortage of the refrigerant amount. ing. Therefore, it is possible to determine the shortage of the refrigerant amount according to the operating state of the refrigeration apparatus, and it is possible to determine the shortage of the refrigerant amount with a small refrigerant leakage amount.
  • FIG. 2 is an example of a ph diagram when the refrigerant amount is appropriate in the refrigeration apparatus shown in FIG.
  • FIG. 2 is an example of a ph diagram when the refrigerant amount is insufficient in the refrigeration apparatus shown in FIG.
  • FIG. 1 is a figure explaining the relationship between the refrigerant
  • a diagram illustrating an example of a temperature change of the refrigerant when the refrigerant flows in the order of the heat source side heat exchanger, the receiver, and the air supercooler. is there. It is a figure explaining the relationship between the refrigerant
  • FIG. 1 is a diagram schematically illustrating an example of a refrigerant circuit of a refrigeration apparatus according to an embodiment of the present invention.
  • the refrigeration apparatus 1 illustrated in FIG. 1 performs, for example, room cooling such as a room, a warehouse, a showcase, or a refrigerator by performing a vapor compression refrigeration cycle operation.
  • the refrigeration apparatus 1 includes, for example, one heat source side unit 2 and two usage side units 4 connected in parallel to the heat source side unit 2.
  • the heat source side unit 2 and the use side unit 4 are connected by the liquid refrigerant extension pipe 6 and the gas refrigerant extension pipe 7, whereby the refrigerant circuit 10 for circulating the refrigerant is formed.
  • the refrigerant charged in the refrigerant circuit 10 of this embodiment is, for example, R410A, which is an HFC mixed refrigerant.
  • R410A which is an HFC mixed refrigerant.
  • one heat source side unit 2 and two usage side units 4 are described.
  • two or more heat source side units 2 may be used. May be one or three or more.
  • the capacities of the plurality of heat source side units 2 may be the same or different.
  • the capacity of the plurality of usage-side units 4 may be the same or different.
  • the refrigeration apparatus 1 in which the refrigerant exchanges heat with air will be described.
  • the refrigerant may be a refrigeration apparatus that exchanges heat with a fluid such as water, refrigerant, or brine.
  • the use side unit 4 is an indoor unit that is installed indoors, for example, and includes a use side refrigerant circuit 10 a and a use side control unit 32 that constitute a part of the refrigerant circuit 10.
  • the use side refrigerant circuit 10 a includes a use side expansion valve 41 and a use side heat exchanger 42.
  • the use side expansion valve 41 adjusts the flow rate of the refrigerant flowing through the use side refrigerant circuit 10a, and is configured by, for example, an electronic expansion valve or a temperature type expansion valve.
  • the use side expansion valve 41 may be disposed in the heat source side unit 2, and in this case, the use side expansion valve 41 is, for example, the first subcooler 22 and the liquid side of the heat source side unit 2.
  • the use-side heat exchanger 42 is, for example, a fin and tube heat exchanger configured to include a heat transfer tube and a large number of fins, and functions as an evaporator that evaporates the refrigerant.
  • a use side fan 43 that blows air to the use side heat exchanger 42 is disposed.
  • the use-side fan 43 includes, for example, a centrifugal fan or a multi-blade fan, and is driven by a motor not shown.
  • the use side fan 43 can adjust the amount of air blown to the use side heat exchanger 42.
  • the heat source side unit 2 includes, for example, a heat source side refrigerant circuit 10b, a first injection circuit 71, and a heat source side control unit 31 that constitute a part of the refrigerant circuit 10.
  • the heat source side refrigerant circuit 10 b includes a compressor 21, a heat source side heat exchanger 23, a receiver 25, a first subcooler 22, a liquid side closing valve 28, a gas side closing valve 29, and an accumulator 24.
  • the first injection circuit 71 branches a part of the refrigerant sent from the heat source side heat exchanger 23 to the use side heat exchanger 42 from the heat source side refrigerant circuit 10b and returns it to the intermediate pressure part of the compressor 21.
  • the injection amount adjusting valve 72 is included.
  • the compressor 21 is, for example, an inverter compressor that is controlled by an inverter, and can change the capacity (the amount of refrigerant sent out per unit time) by arbitrarily changing the operating frequency.
  • the compressor 21 may be a constant speed compressor that operates at 50 Hz or 60 Hz.
  • FIG. 1 shows an example having one compressor 21, but two or more compressors 21 are connected in parallel according to the load size of the usage-side unit 4. May be.
  • the heat source side heat exchanger 23 is, for example, a fin and tube heat exchanger configured to include a heat transfer tube and a large number of fins, and functions as a condenser that condenses the refrigerant.
  • a heat source side fan 27 for blowing air to the heat source side heat exchanger 23 is disposed.
  • the heat source side fan 27 blows outside air sucked from the outside of the heat source side unit 2 to the heat source side heat exchanger 23.
  • the heat source side fan 27 includes, for example, a centrifugal fan or a multiblade fan, and is driven by a motor not shown.
  • the heat source side fan 27 can adjust the amount of air blown to the heat source side heat exchanger 23.
  • the receiver 25 is disposed between the heat source side heat exchanger 23 and the first subcooler 22 and stores excess liquid refrigerant.
  • the receiver 25 is a container for storing excess liquid refrigerant.
  • the surplus liquid refrigerant is generated in the refrigerant circuit 10 in accordance with, for example, the load size of the usage-side unit 4, the refrigerant condensing temperature, the outside air temperature, the evaporation temperature, or the capacity of the compressor 21. .
  • the first subcooler 22 exchanges heat between the refrigerant and the air, and is formed integrally with the heat source side heat exchanger 23. That is, in the example of this embodiment, a part of the heat exchanger is configured as the heat source side heat exchanger 23, and the other part of the heat exchanger is configured as the first subcooler 22.
  • the first subcooler 22 corresponds to the “supercooler” of the present invention.
  • the 1st subcooler 22 and the heat source side heat exchanger 23 may be comprised separately. In that case, a fan (not shown) that blows air to the first subcooler 22 is disposed in the vicinity of the first subcooler 22.
  • the liquid side closing valve 28 and the gas side closing valve 29 are constituted by valves that open and close such as a ball valve, an on-off valve, or an operation valve, for example.
  • the inlet of the first injection circuit 71 is connected between the first subcooler 22 and the liquid side closing valve 28, but the inlet of the first injection circuit 71 is It may be connected between the receiver 25 and the first subcooler 22, may be connected to the receiver 25, or may be connected between the heat source side heat exchanger 23 and the receiver 25. .
  • the heat source side unit 2 includes a heat source side control unit 31 that controls the entire refrigeration apparatus 1.
  • the heat source side control unit 31 includes a microcomputer and a memory.
  • the usage side unit 4 includes a usage side control unit 32 that controls the usage side unit 4.
  • the use side control unit 32 includes a microcomputer and a memory.
  • the use side control unit 32 and the heat source side control unit 31 can communicate and exchange control signals.
  • the use side control unit 32 receives an instruction from the heat source side control unit 31. In response, the user side unit 4 is controlled.
  • the refrigeration apparatus 1 includes an intake temperature sensor 33a, a discharge temperature sensor 33b, a suction outside air temperature sensor 33c, a supercooler high pressure side outlet temperature sensor 33d, a use side heat exchange inlet temperature sensor 33e, and a use side heat exchange. It includes an outlet temperature sensor 33f, a suction air temperature sensor 33g, a suction pressure sensor 34a, and a discharge pressure sensor 34b.
  • the suction temperature sensor 33a, the discharge temperature sensor 33b, the suction outside air temperature sensor 33c, the supercooler high pressure side outlet temperature sensor 33d, the suction pressure sensor 34a, and the discharge pressure sensor 34b are disposed in the heat source side unit 2 and are controlled by the heat source. Connected to the unit 31.
  • the use side heat exchange inlet temperature sensor 33e, the use side heat exchange outlet temperature sensor 33f, and the intake air temperature sensor 33g are provided in the use side unit 4 and connected to the use side control unit 32.
  • the suction temperature sensor 33a detects the temperature of the refrigerant sucked by the compressor 21.
  • the discharge temperature sensor 33b detects the temperature of the refrigerant discharged from the compressor 21.
  • the subcooler high pressure side outlet temperature sensor 33d detects the temperature of the refrigerant that has passed through the first subcooler 22.
  • the use side heat inlet temperature sensor 33e detects the evaporation temperature of the gas-liquid two-phase refrigerant flowing into the use side heat exchanger.
  • the use-side heat exchange outlet temperature sensor 33f detects the temperature of the refrigerant that has flowed out of the use-side heat exchanger 42.
  • the above-mentioned sensor for detecting the temperature of the refrigerant is disposed, for example, in contact with the refrigerant pipe or inserted into the refrigerant pipe, and detects the temperature of the refrigerant.
  • the suction outside air temperature sensor 33c detects the ambient temperature outside the room by detecting the temperature of the air before passing through the heat source side heat exchanger 23.
  • the intake air temperature sensor 33g detects the ambient temperature in the room where the use side heat exchanger 42 is installed by detecting the temperature of the air before passing through the use side heat exchanger 42.
  • the suction pressure sensor 34 a is disposed on the suction side of the compressor 21 and detects the pressure of the refrigerant sucked into the compressor 21.
  • the suction pressure sensor 34 a may be disposed between the gas side closing valve 29 and the compressor 21.
  • the discharge pressure sensor 34b is disposed on the discharge side of the compressor 21 and detects the pressure of the refrigerant discharged from the compressor 21.
  • the condensation temperature of the heat source side heat exchanger 23 is obtained by converting the pressure of the discharge pressure sensor 34b into the saturation temperature, but the condensation temperature of the heat source side heat exchanger 23 is obtained. Can also be obtained by arranging a temperature sensor in the heat source side heat exchanger 23.
  • FIG. 2 is a control block diagram of the refrigeration apparatus according to the embodiment of the present invention.
  • the control unit 3 controls the entire refrigeration apparatus 1, and the control unit 3 of the present embodiment is included in the heat source side control unit 31.
  • the control unit 3 corresponds to the “refrigerant lack determination unit” of the present invention.
  • the control unit 3 includes an acquisition unit 3a, a calculation unit 3b, a storage unit 3c, and a drive unit 3d.
  • the acquisition unit 3a, the calculation unit 3b, and the drive unit 3d are configured to include, for example, a microcomputer, and the storage unit 3c is configured to include, for example, a semiconductor memory.
  • the acquisition unit 3a acquires information such as temperature and pressure detected by sensors such as a pressure sensor and a temperature sensor.
  • the calculation unit 3b performs processing such as calculation, comparison, and determination using the information acquired by the acquisition unit 3a.
  • the drive unit 3d performs drive control of the compressor 21, valves, fans, and the like using the results calculated by the calculation unit 3b.
  • the storage unit 3c stores physical property values (saturation pressure, saturation temperature, etc.) of the refrigerant, data for the calculation unit 3b to perform calculations, and the like.
  • the calculation unit 3b can refer to or update the storage content of the storage unit 3c as necessary.
  • the control unit 3 includes an input unit 3e and an output unit 3f.
  • the input unit 3e inputs operation input from a remote controller or switches (not shown) or communication data from communication means (not shown) such as a telephone line or a LAN line.
  • the output unit 3f outputs the processing result of the control unit 3 to a display unit (not shown) such as an LED or a monitor, and outputs it to a notification unit (not shown) such as a speaker, or a telephone line or a LAN line.
  • a communication means not shown.
  • the calculation unit 3b calculates the temperature efficiency ⁇ of the first subcooler 22 using the information acquired by the acquisition unit 3a, and the output unit 3f calculates the temperature efficiency calculated by the calculation unit 3b.
  • the remote device is provided with a refrigerant shortage determining means (not shown) for determining the shortage of the refrigerant amount, and determines the shortage of the refrigerant amount using the temperature efficiency ⁇ .
  • control unit 3 is included in the heat source side control unit 31
  • control unit 3 may be included in the use side control unit 32 or the heat source
  • the side control unit 31 and the use side control unit 32 may be configured separately.
  • FIG. 3 is an example of a ph diagram when the refrigerant amount is appropriate in the refrigeration apparatus shown in FIG.
  • the compressor 21 illustrated in FIG. 1 compresses the refrigerant.
  • the high-temperature and high-pressure gas refrigerant compressed by the compressor 21 in FIG. 1 is heat-exchanged by the heat source side heat exchanger 23 functioning as a condenser to be condensed and liquefied.
  • the refrigerant that has been heat-exchanged by the heat source side heat exchanger 23 and condensed and liquefied flows into the receiver 25 and is temporarily stored in the receiver 25.
  • the amount of the refrigerant stored in the receiver 25 varies depending on the operation load, the outside air temperature, the condensation temperature, and the like of the usage-side unit 4.
  • the liquid refrigerant stored in the receiver 25 in FIG. 1 is supercooled by the first subcooler 22.
  • the degree of supercooling at the outlet of the first supercooler 22 is calculated by subtracting the temperature of the supercooler high-pressure side outlet temperature sensor 33d from the condensation temperature.
  • the liquid refrigerant supercooled by the first subcooler 22 in FIG. 1 from the point N to the point O in FIG. 3 passes through the liquid side closing valve 28 and the liquid refrigerant extension pipe 6 to the usage side unit 4. It is sent and decompressed by the use side expansion valve 41 to become a low-pressure gas-liquid two-phase refrigerant.
  • the gas-liquid two-phase refrigerant decompressed by the use side expansion valve 41 in FIG. 1 is gasified in the use side heat exchanger 42 functioning as an evaporator.
  • the degree of superheat of the refrigerant is calculated by subtracting the evaporation temperature of the refrigerant detected by the use side heat exchange inlet temperature sensor 33e from the temperature detected by the use side heat exchange outlet temperature sensor 33f.
  • the gas refrigerant gasified by the use side heat exchanger 42 returns to the compressor 21 via the gas refrigerant extension pipe 7, the gas side closing valve 29, and the accumulator 24.
  • the first injection circuit 71 is for lowering the refrigerant temperature of the discharge part of the compressor 21.
  • the inlet of the first injection circuit 71 is connected between the outlet of the first subcooler 22 and the liquid side shut-off valve 28, and a part of the high-pressure liquid refrigerant subcooled by the first subcooler 22 is Then, the pressure is reduced by the injection amount adjusting valve 72 to become a two-phase refrigerant having an intermediate pressure, and flows into the injection portion of the compressor 21.
  • FIG. 4 is an example of a ph diagram when the refrigerant amount is insufficient in the refrigeration apparatus shown in FIG.
  • the refrigeration apparatus 1 operates in the same manner as when the refrigerant amount is appropriate, as shown in FIG.
  • the enthalpy at the outlet of the heat source side heat exchanger 23 functioning as a condenser increases as shown by a point M1 in FIG.
  • the refrigerant state at the outlet of the heat exchanger 23 becomes a two-phase state.
  • the first subcooler 22 performs the condensing and supercooling of the two-phase refrigerant, so that the point N1 indicates The enthalpy at the outlet of the first subcooler 22 is also increased.
  • the refrigerant amount is determined using the degree of supercooling of the refrigerant. For example, when the amount of refrigerant is insufficient due to leakage of the refrigerant, the degree of supercooling decreases as shown in FIG. Therefore, in the comparative example, it is determined that the refrigerant amount is insufficient when the degree of supercooling becomes smaller than a preset threshold value.
  • FIG. 5 is a diagram illustrating the relationship between the refrigerant amount of the refrigeration apparatus illustrated in FIG. 1, the degree of supercooling of the first subcooler, and the operating conditions of the refrigeration apparatus.
  • the degree of supercooling of the first subcooler 22 varies greatly depending on the operating conditions of the refrigeration apparatus 1 (outside air temperature, heat exchange amount, refrigerant circulation amount, evaporation temperature, etc.). For this reason, as in the comparative example, when determining the shortage of the refrigerant amount using the supercooling degree, it is necessary to set the supercooling degree threshold value S low so as not to make an erroneous determination.
  • the supercooling degree threshold value S since the supercooling degree threshold value S must be set low, it takes a long time to determine whether the refrigerant amount is insufficient. For example, when the refrigerant is leaking, The amount of leakage will increase.
  • the refrigerant amount is determined using the temperature efficiency ⁇ of the first subcooler 22 that has a smaller variation with respect to changes in the operating conditions of the refrigeration apparatus 1 than the degree of supercooling.
  • determination of the refrigerant amount using temperature efficiency will be described.
  • FIG. 6 is an example of the temperature change of the refrigerant when the refrigerant flows in the order of the heat source side heat exchanger, the receiver, and the air supercooler in the refrigeration apparatus shown in FIG. It is a figure explaining.
  • the vertical axis indicates the temperature, and the temperature is higher at the top.
  • the horizontal axis indicates the refrigerant path of the heat source side heat exchanger 23, the receiver 25, and the first subcooler 22.
  • s1 is the refrigerant condensation temperature
  • s2 is the refrigerant temperature at the outlet of the first subcooler 22
  • s3 is the outside air temperature.
  • the temperature efficiency ⁇ of the first subcooler 22 indicates the efficiency of the first subcooler 22, and the maximum temperature difference A is taken as the denominator and the actual temperature difference B is taken as the numerator. .
  • the maximum possible temperature difference A is the difference between the refrigerant condensing temperature s1 and the outside air temperature s3
  • the actually possible temperature difference B is the refrigerant condensing temperature s1 and the first subcooling. This is the difference from the temperature s2 at the outlet of the vessel 22.
  • the temperature efficiency ⁇ is expressed by the following (Formula 3).
  • FIG. 7 is a diagram illustrating the relationship between the refrigerant amount of the refrigeration apparatus illustrated in FIG. 1, the temperature efficiency of the first subcooler, and the operating conditions of the refrigeration apparatus.
  • the horizontal axis represents the refrigerant amount of the refrigerant
  • the vertical axis represents the temperature efficiency ⁇ of the first subcooler 22.
  • the temperature efficiency of a heat exchanger is expressed by the following (Formula 4).
  • the first subcooler 22 of the present embodiment exchanges heat between the refrigerant and the air, and the high temperature side fluid is refrigerant and the low temperature side fluid is air. Therefore, K: heat passage rate (W / (m 2 ⁇ K)) varies depending on the air flow rate and the refrigerant circulation rate. The temperature efficiency decreases as the air flow rate decreases or the refrigerant circulation rate increases.
  • High-temperature side fluid density (kg / m 3 ) ⁇ High-temperature side fluid volume flow rate (m 3 / h) is refrigerant circulation amount G (kg / h). descend. The refrigerant circulation amount varies depending on the compressor frequency, the refrigerant compressor intake gas pressure, and the compressor intake gas temperature. Ch: The high temperature side fluid specific heat (KJ / kg) fluctuates depending on the high pressure of the refrigerant, and the temperature efficiency decreases as the high pressure increases. Vm: The low-temperature side fluid volume flow rate (m 3 / h) is the air volume on the air side, and varies depending on the air volume of the heat source side fan 27.
  • the heat transfer area (m 2 ) is a constant value unique to the refrigeration apparatus 1.
  • ⁇ m Low-temperature side fluid density (kg / m 3 )
  • Cm Low-temperature side fluid specific heat (KJ / kg) is the density of air and specific heat, but has a substantially constant value.
  • the heat transfer area (A), the low temperature side fluid density ( ⁇ m), and the low temperature side fluid specific heat (Cm) of the refrigeration apparatus 1 are constant values. Further, the temperature efficiency varies depending on the refrigerant circulation amount that varies the heat passage rate (K), the high pressure that varies the high-temperature side fluid specific heat (Ch), and the air flow rate that varies depending on the air volume of the heat source side fan 27.
  • the refrigerant circulation amount varies depending on the compressor frequency, the refrigerant compressor intake gas pressure, and the compressor intake gas temperature.
  • the refrigerant circulation amount that is, the compressor frequency, the compressor intake gas pressure of the refrigerant, the compressor intake gas temperature, the air flow rate, and the high pressure pressure are set. And set.
  • the temperature efficiency which is an index for determining the refrigerant shortage
  • the threshold value varies less depending on the operating conditions than the supercooling value, but varies depending on the operating conditions as described above. Therefore, changing the threshold value according to the operating conditions can reduce the difference between the "temperature efficiency value when the refrigerant amount is properly sealed" and the "temperature efficiency ⁇ judgment threshold value ⁇ line", and the amount of refrigerant It is possible to determine the refrigerant shortage by the leakage amount.
  • a threshold setting method according to operating conditions will be described below.
  • FIG. 8 is a diagram illustrating an example of the relationship between the temperature efficiency value of the refrigeration apparatus according to the embodiment of the present invention, the fan output, and the operating frequency. Specifically, as shown in FIG. 8, the temperature efficiency threshold is set to be smaller as the fan output decreases. As a result, the difference between the “temperature efficiency value when the refrigerant amount is properly sealed” and the “temperature efficiency ⁇ determination threshold ⁇ line” is about 0.05 to 0.10 under the condition where the fan air volume is 40%. Become.
  • FIG. 14 is a diagram for explaining an example of the relationship between the temperature efficiency value, the fan air volume, and the operating frequency according to the prior art.
  • the value of temperature efficiency when the refrigerant amount is properly sealed is 0.45
  • the “threshold value shown by a broken line” "The determination threshold value ⁇ line of the temperature efficiency ⁇ " is 0.40, so the difference is as small as 0.05, and the refrigerant shortage can be detected with a small amount of refrigerant leakage.
  • the difference is improved as compared with the case where “the determination threshold ⁇ line of the temperature efficiency ⁇ ” is a constant value as shown in FIG.
  • the difference between the “temperature efficiency value when the refrigerant amount is properly sealed” and the “temperature efficiency ⁇ determination threshold ⁇ line” is about 0.20 to 0.30 under the condition of the fan air volume of 100%.
  • the difference is improved as compared with the case where “the determination threshold value ⁇ line of the temperature efficiency ⁇ ” in FIG. 14 is a constant value, but the difference is larger than the condition of the fan air volume 40%.
  • FIG. 9 is a diagram for explaining an example of the relationship between the temperature efficiency value of the refrigeration apparatus according to the embodiment of the present invention, the high-temperature side refrigerant circulation rate, and the fan air volume. Specifically, as shown in FIG. 9, the temperature efficiency threshold is set to be smaller as the refrigerant circulation rate increases.
  • the difference between the “temperature efficiency value when the refrigerant amount is properly sealed” and the “temperature efficiency ⁇ determination threshold ⁇ line” is about 0.05 to 0.10 when the fan air volume is 40%.
  • the “temperature efficiency value when the refrigerant amount is properly sealed” and the “temperature efficiency ⁇ are determined more than the“ temperature efficiency ⁇ determination threshold value ⁇ line ” is a constant value.
  • the difference of the “threshold value ⁇ line” is improved.
  • the difference between the “temperature efficiency value when the refrigerant amount is properly sealed” and the “temperature efficiency ⁇ determination threshold ⁇ line” is about 0.20 to 0.30 under the condition of the fan air volume of 100%.
  • the difference is improved as compared with the case where “the determination threshold value ⁇ line of the temperature efficiency ⁇ ” in FIG. 14 is a constant value, but the difference is larger than the condition of the fan air volume 40%.
  • the amount of refrigerant circulation is the amount of refrigerant circulation
  • Compressor suction refrigerant density is determined by compressor suction pressure and compressor suction temperature
  • f () represents a function using the value in () as a parameter. Therefore, the refrigerant density is calculated by the intake temperature sensor 33a and the intake pressure sensor 34a of the refrigeration apparatus 1, and the refrigerant circulation amount is calculated by the compressor operating frequency and the constant 2. When there are a plurality of compressors, the total value of the refrigerant circulation amount of each compressor is calculated.
  • the threshold value may be determined using the refrigerant circulation amount based on the saturated suction refrigerant density calculated using only the suction pressure sensor 34a and the compressor operating frequency. Although the accuracy is further lowered, the threshold value may be determined simply based on only the total value of the compressor operating frequencies, or the threshold value may be changed only based on the low pressure. Even in these cases, the “temperature efficiency value when the refrigerant amount is properly sealed” and the “temperature efficiency ⁇ judgment threshold value”, compared with the case where the “temperature efficiency ⁇ judgment threshold value ⁇ line” is a constant value. The difference in “ ⁇ line” is improved.
  • FIG. 10 is a diagram for explaining an example of the relationship between the temperature efficiency value, the high pressure, and the operating frequency of the refrigeration apparatus according to the embodiment of the present invention. Specifically, as shown in FIG. 10, the temperature efficiency threshold is set to be smaller as the high pressure is decreased. As a result, under the condition of the compressor operating frequency of 100 Hz, the difference between the “temperature efficiency value when the refrigerant amount is properly sealed” and the “temperature efficiency ⁇ determination threshold ⁇ line” is about 0.05 to 0.10. Thus, as shown in FIG.
  • the difference is improved as compared with the case where “the determination threshold value ⁇ line of the temperature efficiency ⁇ ” is a constant value.
  • the difference between the “temperature efficiency value when the refrigerant amount is properly sealed” and the “temperature efficiency ⁇ determination threshold ⁇ line” is about 0.20 to 0.30.
  • the difference is improved as compared with the case where the “threshold value ⁇ line for temperature efficiency ⁇ ” of 14 is a constant value, but the difference is larger than the condition of the compressor operating frequency of 100 Hz.
  • FIG. 15 is a diagram for explaining an example of the relationship between the temperature efficiency value and ⁇ T of the refrigeration apparatus according to the embodiment of the present invention. Specifically, as shown in FIG. 15, the temperature efficiency threshold is set to be smaller as ⁇ T increases. As a result, even if the fan output and the operating frequency fluctuate, the difference between the “temperature efficiency value when the refrigerant amount is properly sealed” and the “temperature efficiency ⁇ determination threshold ⁇ line” is 0.05 to 0. 0. 0. As shown in FIG. 14, the difference is greatly improved as compared with the case where “the determination threshold value ⁇ line of the temperature efficiency ⁇ ” is a constant value as shown in FIG.
  • the difference between the “temperature efficiency value when the refrigerant amount is properly sealed” and the “temperature efficiency ⁇ determination threshold ⁇ line” is the largest. Therefore, the shortage of refrigerant can be detected with the most appropriate amount of refrigerant leakage.
  • FIG. 11 is a flowchart showing the procedure of the refrigerant quantity determination operation in the present embodiment.
  • the refrigerant amount determination operation shown in FIG. 11 is executed by the heat source side control unit 31 of the refrigeration apparatus 1.
  • the refrigeration apparatus 1 determines the refrigerant amount using the temperature efficiency ⁇ of the first subcooler 22. Note that the determination of the refrigerant amount described below can also be applied to a refrigerant charging operation when the refrigeration apparatus 1 is installed or a refrigerant charging operation when the refrigeration apparatus 1 is maintained.
  • the refrigerant amount determination operation may be executed when an instruction from a remote device (not shown) is received.
  • Step ST1 Normal operation control is started in step ST1.
  • the heat source side control unit 31 acquires operation data such as the pressure and temperature of the refrigerant circuit 10 detected by the sensors, and uses the operation data to condense the condensation temperature, the evaporation temperature, and the like.
  • the control values such as target value and deviation are calculated to control the actuators.
  • the operation of the actuators will be described.
  • the heat source side control unit 31 controls the operating frequency of the compressor 21 so that the evaporation temperature of the refrigeration cycle of the refrigeration apparatus 1 matches the target temperature (for example, 0 ° C.).
  • the evaporation temperature of the refrigeration cycle can also be obtained by converting the pressure detected by the suction pressure sensor 34a into a saturation temperature.
  • the heat source side control unit 31 increases the operation frequency of the compressor 21 when the current evaporation temperature is higher than the target temperature, and operates the compressor 21 when the current evaporation temperature is lower than the target value. Reduce the frequency.
  • the heat source side control unit 31 blows air to the heat source side heat exchanger 23 so that the condensation temperature of the refrigeration cycle of the refrigeration apparatus 1 matches a target temperature (for example, 45 ° C.). Control the number of revolutions.
  • the condensation temperature of the refrigeration cycle of the refrigeration apparatus 1 can also be obtained by converting the pressure detected by the discharge pressure sensor 34b into a saturation temperature.
  • the heat source side control unit 31 increases the rotational speed of the heat source side fan 27 when the current condensing temperature is higher than the target temperature, and the heat source side fan 27 when the current condensing temperature is lower than the target temperature. Reduce the rotation speed.
  • the heat source side control unit 31 adjusts the opening degree of the injection amount adjusting valve 72 of the first injection circuit 71 using a signal obtained from the sensors. For example, the heat source side control unit 31 opens the injection amount adjustment valve 72 when the current discharge temperature of the compressor 21 is high, and sets the injection amount adjustment valve 72 when the current discharge temperature of the compressor 21 is low. Close. Further, for example, the heat source side control unit 31 controls the rotation speed of the use side fan 43 that blows air to the use side unit 4.
  • step ST2 the heat source side control unit 31, for example, the outlet temperature of the heat source side heat exchanger 23, the temperature of the outlet of the first subcooler 22, the outside air temperature detected by the suction outside air temperature sensor 33c and the discharge pressure sensor 34b. Is used to calculate the temperature efficiency ⁇ of the first subcooler 22.
  • the heat source side control unit 31 acquires the operating state of the refrigeration apparatus 1.
  • the heat source side control unit 31 determines whether or not the current operation state corresponds to an exception condition for refrigerant amount determination.
  • exception conditions for this refrigerant quantity determination for example, the following conditions are set in advance. When it corresponds to any one of these, it judges that it corresponds to the exceptional condition of refrigerant
  • ⁇ When the compressor 21 is stopped. -30 minutes after startup (because temperature efficiency ⁇ is not stable). -In the case of low outside air temperature (at low outside air temperature, the fan air volume is reduced because it tries to maintain high pressure. Therefore, the temperature efficiency ⁇ also decreases, which may cause false detection). ⁇ At high outside temperatures that are outside the operating range.
  • step ST1 When the operating state of the refrigeration apparatus 1 corresponds to the “exception condition for refrigerant amount determination”, the process returns to step ST1, and the operating state of the refrigeration apparatus 1 corresponds to the “exception condition for refrigerant amount determination”. If not, the process proceeds to step ST4.
  • step ST4 the heat source side control unit 31 determines whether or not the operation control of the refrigeration apparatus 1 started in step ST1 is stably executed.
  • FIG. 12 is a conceptual diagram for explaining stability determination conditions in the embodiment of the present invention.
  • the stability determination condition is set such that the plurality of temperature efficiencies ⁇ calculated in step ST2 and the operation frequency at that time do not vary greatly. For example, as the stability determination condition, it is determined that the stability determination condition is satisfied when the frequency of the compressor 21 satisfies the following condition (8) and when the temperature efficiency ⁇ satisfies the following condition (9). . That is, as shown in FIG. 12A, when all the changes from the average value of the target data fall within the predetermined value ( ⁇ ) (open circles), it is determined that the stability determination condition is satisfied.
  • step ST1 When the operation control of the refrigeration apparatus 1 is not stable, the process returns to step ST1, and when the operation control of the refrigeration apparatus 1 is stable, the process proceeds to step ST5.
  • the temperature efficiency ⁇ of the first subcooler 22 is preferably a moving average of a plurality of temperature efficiencies ⁇ that are temporally different from each other, rather than using an instantaneous value.
  • the determination threshold value Tm may be stored in advance in the storage unit 3c of the heat source side control unit 31, for example, or may be set by input from a remote controller or a switch, or from a remote device (not shown). May be set according to the instruction.
  • step ST6 the heat source side control unit 31 outputs in step ST6 that the refrigerant amount is suitable.
  • the amount of refrigerant is appropriate, the fact that the amount of refrigerant is appropriate is displayed, for example, on a display unit (not shown) such as an LED or a liquid crystal disposed in the refrigeration apparatus 1, or the amount of refrigerant is appropriate. Is transmitted to a remote device (not shown).
  • step ST7 the heat source side control unit 31 outputs in step ST7 that the refrigerant amount is insufficient.
  • the refrigerant amount is insufficient, for example, an alarm indicating that the refrigerant amount is insufficient is displayed on a display unit (not shown) such as an LED or a liquid crystal provided in the refrigeration apparatus 1, or A signal indicating that the amount of refrigerant is insufficient is transmitted to a remote device (not shown).
  • a display unit such as an LED or a liquid crystal provided in the refrigeration apparatus 1
  • a signal indicating that the amount of refrigerant is insufficient is transmitted to a remote device (not shown).
  • an emergency may be required when the amount of refrigerant is insufficient, it may be configured to notify the service person directly of the occurrence of an abnormality through a telephone line or the like.
  • step ST3 after calculating the temperature efficiency ⁇ in step ST2, it is determined in step ST3 whether or not the operating state of the refrigeration apparatus 1 satisfies the exceptional condition, and in step ST4, the refrigeration apparatus.
  • Step ST2 may be executed after step ST3 and step ST4.
  • the temperature efficiency ⁇ is used to determine whether or not the refrigerant circuit 10 of the refrigeration apparatus 1 has a shortage of refrigerant. Even in this case, leakage of the refrigerant can be detected at an early stage.
  • the operating state of the refrigeration apparatus 1 is acquired, and the temperature efficiency threshold for determining the refrigerant shortage using the temperature efficiency ⁇ of the refrigeration apparatus 1 is the operation of the refrigeration apparatus 1. It changes according to the state. Therefore, the determination can be made with as little refrigerant shortage and leakage as possible, and the refrigerant shortage determination is performed earlier than the conventional method. As a result, the rise in the internal temperature can be reduced as much as possible, and the deterioration of the global environment can be reduced, the damage to the stored items due to the increase in the internal temperature when the refrigerant leaks, and the recovery cost after the refrigerant leaks. Further, since the temperature efficiency threshold value can be changed and determined with a small number of parameters, the determination can be made with as little refrigerant shortage and leakage as possible with simpler control.
  • control for specifying the condensation temperature and the evaporation temperature is not performed.
  • the control may be performed so that the condensation temperature and the evaporation temperature are constant.
  • it is not necessary to control the condensing temperature and the evaporating temperature by setting the operating frequency of the compressor 21 and the rotation speed of the heat source side fan 27 of the heat source side unit 2 as constant values.
  • the control may be performed so that one of the condensation temperature and the evaporation temperature becomes a target value.
  • the degree of subcooling of the first subcooler 22 and the fluctuation of the operating state quantity that varies according to the degree of subcooling are reduced, and the threshold value is determined. It becomes easy, and it becomes easy to determine whether the amount of refrigerant is insufficient.
  • the refrigerant amount determination operation of the present embodiment is applied to the refrigerant charging operation at the initial stage of installation of the refrigeration apparatus 1 or the refrigerant charging operation when the refrigerant is once discharged and charged again at the time of maintenance. It is possible to reduce the time required for the operator and reduce the load on the worker.
  • FIG. 13 is a diagram schematically illustrating a refrigerant circuit of a refrigeration apparatus according to a modification of the present invention.
  • the heat source side unit 2A of the refrigeration apparatus 1A of the modification has a second subcooler 26 instead of the first subcooler 22 as shown in FIG. is doing.
  • the second subcooler 26 corresponds to the “supercooler” of the present invention.
  • the second subcooler 26 includes, for example, a double-tube subcooler or a plate heat exchanger, and includes a high-pressure refrigerant flowing in the heat source side refrigerant circuit 10b and an intermediate pressure flowing in the first injection circuit 71A. Heat exchange with the other refrigerant.
  • a part of the refrigerant that has passed through the second subcooler 26 is expanded by the injection amount adjustment valve 72 to become an intermediate-pressure refrigerant, and exchanges heat with the refrigerant that has passed through the second subcooler 26. Further, the intermediate-pressure refrigerant that flows in from the injection amount adjustment valve 72 and exchanges heat with the second subcooler 26 becomes a refrigerant having a high dryness, so that the discharge temperature of the compressor 21 is lowered in order to lower the discharge temperature of the compressor 21. Injection into the suction side. The refrigerant determination operation in the modification is performed using the temperature efficiency of the second subcooler 26.
  • the temperature efficiency is the refrigerant at the outlet of the second subcooler 26. Is a value obtained by dividing the degree of supercooling (condenser outlet temperature-subcooling heatr outlet temperature) by the maximum temperature difference of the second supercooler 26 (condenser outlet temperature-intermediate pressure (injection circuit) saturation temperature). .
  • the temperature efficiency is expressed by the following (Formula 10).
  • the 1st subcooler 22 can be added and the refrigerant
  • FIG. 1st subcooler 22 can be added and the refrigerant
  • the modified second subcooler 26 exchanges heat between the refrigerant and the refrigerant, and the high-temperature side fluid is the refrigerant, and the low-temperature side fluid is also the refrigerant. Therefore, K: heat passage rate (W / (m 2 ⁇ K)) varies depending on the refrigerant circulation amount. The temperature efficiency decreases as the refrigerant circulation rate increases.
  • Low temperature side fluid density (kg / m 3 ) ⁇ Low temperature side fluid volume flow rate (m 3 / h) is the low temperature side refrigerant circulation amount Gm (kg / h) flowing through the first injection circuit 71A, When the refrigerant circulation amount Gm increases, the temperature efficiency decreases.
  • the refrigerant circulation amount Gm flowing through the first injection circuit 71A varies depending on the opening degree of the injection amount adjusting valve 72 and the differential pressure upstream and downstream of the injection amount adjusting valve 72.
  • A heat transfer area
  • the temperature efficiency is defined as the high-temperature side refrigerant circulation amount that fluctuates the heat transfer rate (K), the low-temperature side refrigerant circulation amount that flows through the first injection circuit 71A, It fluctuates depending on the high-pressure pressure that changes the high-temperature side fluid specific heat (Ch) and the intermediate pressure. Therefore, when the temperature efficiency threshold value is changed according to the operating conditions, the temperature efficiency threshold value, the low temperature side refrigerant circulation rate, the high pressure pressure, and the intermediate pressure are set.
  • the high-temperature side refrigerant circulation amount varies depending on the compressor frequency, the refrigerant compressor intake gas pressure, and the compressor intake gas temperature.
  • the low-temperature side refrigerant circulation amount varies depending on the opening degree of the injection amount adjusting valve 72 and the differential pressure between the upstream and downstream of the injection amount adjusting valve 72.
  • the threshold value is changed according to the low-temperature side refrigerant circulation amount as “threshold value setting method 5 based on operating conditions”. Specifically, as in FIG. 9, the temperature efficiency threshold is set to be smaller as the low-temperature-side refrigerant circulation rate increases. Thereby, as shown in FIG. 14, the difference is improved as compared with the case where “the determination threshold value ⁇ line of the temperature efficiency ⁇ ” is a constant value.
  • the low-temperature side refrigerant circulation amount is obtained from the following (Formula 11).
  • the control unit 3 outputs the opening degree of the injection amount adjusting valve 72, the differential pressure between the upstream and downstream of the injection amount adjusting valve 72, and the injection amount adjustment.
  • the low-temperature side refrigerant circulation amount is calculated from the pressure and temperature upstream of the valve 72. If there is no pressure sensor at 71A downstream of the injection amount adjusting valve 72, the pressure may be calculated from the suction pressure sensor 34a and the discharge pressure sensor 34b.
  • the refrigerant circulation amount it is necessary to perform complicated calculations with the controller. Therefore, although the accuracy is slightly reduced, for simplicity, either a value for outputting the opening degree of the injection amount adjusting valve 72, a differential pressure between the upstream and downstream of the injection amount adjusting valve 72, or a pressure upstream of the injection amount adjusting valve 72 is used.
  • the threshold may be determined using one or more of the parameters.
  • suction pressure sensor 34a and the discharge pressure sensor 34b are simply used in place of the differential pressure between the upstream and downstream of the injection amount adjusting valve 72, and the suction pressure and discharge pressure of the compressor expressed by the following formula 12 are used.
  • the threshold value may be changed using the compression ratio as a parameter.
  • the threshold value may be changed using the temperature difference between the upstream and downstream of the injection amount adjusting valve 72 or the pressure ratio between the upstream and downstream of the injection amount adjusting valve 72 as a parameter. Further, the threshold value may be changed using the density upstream of the injection amount adjusting valve 72 as a parameter.
  • the threshold value may be changed using any one of the temperatures upstream of the regulating valve 72 as a parameter, or the threshold value may be changed using a plurality of these as parameters.
  • the present invention is not limited to the above embodiment, and various modifications can be made within the scope of the present invention. That is, the configuration of the above embodiment may be improved as appropriate, or at least a part of the configuration may be replaced with another configuration. Further, the configuration requirements that are not particularly limited with respect to the arrangement are not limited to the arrangement disclosed in the embodiment, and can be arranged at a position where the function can be achieved.

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Abstract

冷媒不足の判定を少ない冷媒の不足量および漏れ量で判定し、冷媒不足の判定にかかる時間を短縮する。　冷凍装置(1)は、圧縮機(21)と、熱源側熱交換器(23)と、熱源側熱交換器に空気を送風する熱源側ファン(27)と、過冷却器(22)とを有する熱源側ユニット(2)と、利用側膨張弁(41)と、利用側熱交換器とを有する少なくとも１つの利用側ユニット(4)とが配管(6,7)で接続され、冷媒を循環させる冷媒回路(10)を有し、冷媒回路に充填された冷媒量の不足を判定する冷媒不足判定部(3)を備えている。冷媒不足判定部は、過冷却器の温度効率εを温度効率しきい値εline と比較して冷媒量の過不足を判定する。冷媒不足判定部は温度効率しきい値を冷凍装置の運転状態に応じて変更する。

Description

冷凍装置
　本発明は、冷媒回路の冷媒量を判定する冷凍装置に関するものである。
　冷凍装置等の空気調和装置においては、冷媒量の過不足が発生すると冷凍装置の能力低下や構成機器の損傷を生じさせる原因になる。そこで、このような不具合の発生を防止するため、冷凍装置に充填されている冷媒量の過不足を判定する機能を備えているものがある。
　従来の冷凍装置における冷媒不足の判定方法としては、例えば、過冷却熱交換器の温度効率εの平均温度効率εＡを用いて実施される。この場合には、温度効率εの判定しきい値εｌｉｎｅを一定値の０．４と決めて実施する例が提案されている（特許文献１参照）。ここで、一般的に温度効率は下記の（数式１）で表される。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000001
　特許文献１には、高温側を冷媒とし、低温側を空気の流体とする空気過冷却熱交換器の場合、その温度効率は、過冷却熱交換器の出口における冷媒の過冷却度を過冷却熱交換器の最大温度差で除算した値であることが記載されている。また、特許文献１には、過冷却熱交換器の出口における冷媒の過冷却度は、凝縮器出口温度から過冷却熱交換器出口温度を引いた値であり、過冷却熱交換器の最大温度差は、凝縮器出口温度から外気温度を引いた値であることが記載されている。そして、凝縮器出口温度をＴＨ５、過冷却熱交換器出口温度をＴＨ８、外気温度をＴＨ６とし、過冷却熱交換器の温度効率εが下記の（数式２）で表されている。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000002
　冷媒漏れが生じた場合に、どの程度冷媒が漏れた時に冷媒不足を判定できるかはおおむね「冷媒量が適正に封入されている場合の温度効率の値」と「温度効率εの判定しきい値εｌｉｎｅ」の差により変化する。つまり「冷媒量が適正に封入されている場合の温度効率の値」と「温度効率εの判定しきい値εｌｉｎｅ」の差が大きい場合、多くの冷媒が漏れないと冷媒不足を判定できない。逆に「冷媒量が適正に封入されている場合の温度効率の値」と「温度効率εの判定しきい値εｌｉｎｅ」の差が小さい場合、少ない冷媒の漏れ量で冷媒不足を判定することができる。
特開２０１２－１３２６３９号公報
　しかしながら、特許文献１に記載の冷凍装置では、冷媒量が適正に封入されている場合の温度効率の値が運転周波数や蒸発温度およびファン風量値により変化するため、「冷媒量が適正に封入されている場合の温度効率の値」と「温度効率εの判定しきい値εｌｉｎｅ」の差が運転条件により変化する。従って、運転条件によっては多量の冷媒が漏れないと冷媒不足を判定できない場合がある。たとえば図１４のようにファン風量４０ｍ３／ｍｉｎ、運転周波数１００Ｈｚの条件では、「冷媒量が適正に封入されている場合の温度効率の値」が０．４５、「温度効率εの判定しきい値εｌｉｎｅ」（図１４のグラフ中、破線で示される「しきい値」）が０．４０のため、その差が０．０５と小さく、少しの冷媒の漏れ量で冷媒不足を検知できる。一方ファン風量１００ｍ３／ｍｉｎ、運転周波数３０Ｈｚの条件では、「冷媒量が適正に封入されている場合の温度効率の値」が０．８０、「温度効率εの判定しきい値εｌｉｎｅ」が０．４０のため、その差が０．４０と大きく、多量に冷媒が漏れないと冷媒不足を検知できない。
　温度効率を用いた判定では、過冷却度の変化を利用して冷媒量の不足を判定するよりも冷凍装置の運転条件による変化は小さいが、上記のような運転条件による温度効率の差が生じる。特にショーケースやユニットクーラなどの庫内温度幅は－５０～＋２３℃程度となり、空調機の温度幅＋１５～＋３０℃程度と比較して庫内温度幅が大きくなるため、運転条件が大きく変化する。冷媒不足判定モードのような条件固定モードを持たないことも冷媒不足判定時の条件が大きく変化する理由となっている。これにより運転条件によっては多くの冷媒が漏れないと冷媒不足を検知できない場合がある。冷媒漏れが発生しているか否かの判断に多量の冷媒漏れが必要となると、冷媒漏れによる地球温暖化などの地球環境への影響が懸念される。また、冷媒の漏れ量が多いと、漏れた分の追加量が多くなるため、復旧コストの増加が懸念される。
　本発明は、上記のような課題を背景としてなされたものであり、冷媒不足の判定を少ない冷媒の不足量および漏れ量で判定し、冷媒不足の判定にかかる時間を短縮することを目的とする。
　本発明に係る冷凍装置は、圧縮機と、熱源側熱交換器と、熱源側熱交換器に空気を送風する熱源側ファンと、過冷却器とを有する熱源側ユニットと、利用側膨張弁と、利用側熱交換器とを有する少なくとも１つの利用側ユニットとが配管で接続され、冷媒を循環させる冷媒回路を有する冷凍装置であって、過冷却器の出口側の冷媒の過冷却度を、過冷却器で熱交換される高温側流体と低温側流体との最大温度差で除算した値である過冷却器の温度効率を用いて、冷媒回路に充填された冷媒量の不足を判定する冷媒不足判定部を備え、冷媒不足判定部は、過冷却器の温度効率と冷凍装置の運転状態に応じて変更する温度効率しきい値とを比較して冷媒量の不足を判定するものである。
　本発明に係る冷凍装置によれば、温度効率しきい値を運転状態に応じて変更し、この温度効率しきい値を過冷却器の温度効率との比較に用いて冷媒量の不足を判定している。従って、冷媒量の不足の判定を冷凍装置の運転状態に応じて行うことができ、少ない冷媒の漏れ量で冷媒量の不足を判定することができる。
本発明の実施の形態に係る冷凍装置の冷媒回路の一例を模式的に記載した図である。 本発明の実施の形態に係る冷凍装置の制御ブロック図である。 図１に記載の冷凍装置において、冷媒量が適正であるときのｐ－ｈ線図の一例である。 図１に記載の冷凍装置において、冷媒量が不足となったときのｐ－ｈ線図の一例である。 図１に記載の冷凍装置の冷媒量と第１過冷却器の過冷却度と冷凍装置の運転条件との関係を説明する図である。 図１に記載の冷凍装置において、冷媒量が適正量であるときに、冷媒が、熱源側熱交換器、レシーバ、空気過冷却器の順に流れるときの冷媒の温度変化の一例を説明する図である。 図１の冷凍装置の冷媒量と第１過冷却器の温度効率と冷凍装置の運転条件との関係を説明する図である。 本発明の実施の形態に係る冷凍装置の温度効率値とファン出力、運転周波数の関係の一例を説明する図である。 本発明の実施の形態に係る冷凍装置の温度効率値と高温側冷媒循環量、ファン風量の関係の一例を説明する図である。 本発明の実施の形態に係る冷凍装置の温度効率値と高圧圧力、運転周波数の関係の一例を説明する図である。 本実施の形態における冷媒不足判定動作の手順を示すフローチャートである。 本発明の実施の形態における安定判定条件を説明する概念図である。 本発明の変形例に係る冷凍装置の冷媒回路を模式的に記載した図である。 従来技術による温度効率値とファン風量、運転周波数の関係の一例を説明する図である。 本発明の実施の形態に係る冷凍装置の温度効率値とΔＴの関係の一例を説明する図である。
　以下、図面を参照して、本発明の実施の形態について説明する。なお、各図中、同一または相当する部分には、同一符号を付して、その説明を適宜省略または簡略化する。また、各図に記載の構成について、その形状、大きさおよび配置等は、本発明の範囲内で適宜変更することができる。
　実施の形態．
［冷凍装置］
　図１は、本発明の実施の形態に係る冷凍装置の冷媒回路の一例を模式的に記載した図である。図１に記載の冷凍装置１は、蒸気圧縮式の冷凍サイクル運転を行うことによって、例えば、部屋、倉庫、ショーケース、または冷蔵庫等の室内の冷却を行うものである。冷凍装置１は、例えば、１台の熱源側ユニット２と熱源側ユニット２に並列に接続された２台の利用側ユニット４とを含んでいる。熱源側ユニット２と利用側ユニット４とが、液冷媒延長配管６およびガス冷媒延長配管７で接続されることによって、冷媒を循環させる冷媒回路１０が形成される。この実施の形態の冷媒回路１０に充填される冷媒は、例えば、ＨＦＣ系の混合冷媒であるＲ４１０Ａである。なお、図１の例では、１台の熱源側ユニット２と２台の利用側ユニット４とが記載されているが、熱源側ユニット２は、２台以上であってもよく、利用側ユニット４は、１台または３台以上であってもよい。熱源側ユニット２が複数台である場合には、複数台の熱源側ユニット２の容量は、同じであってもよく、異なっていてもよい。また、利用側ユニット４が複数台である場合には、複数台の利用側ユニット４の容量は、同じであってもよく、異なっていてもよい。以下の説明では、冷媒が空気と熱交換する冷凍装置１についての説明を行うが、冷媒が、水、冷媒またはブライン等の流体と熱交換する冷凍装置であってもよい。
［利用側ユニット］
　利用側ユニット４は、例えば室内に設置される室内ユニットであり、冷媒回路１０の一部分を構成する利用側冷媒回路１０ａと利用側制御部３２とを備えている。利用側冷媒回路１０ａは、利用側膨張弁４１と利用側熱交換器４２とを含んでいる。利用側膨張弁４１は、利用側冷媒回路１０ａを流れる冷媒の流量を調整するものであり、例えば電子膨張弁または温度式膨張弁等で構成されている。なお、利用側膨張弁４１は、熱源側ユニット２に配設されていてもよく、その場合には、利用側膨張弁４１は、例えば、熱源側ユニット２の第１過冷却器２２と液側閉鎖弁２８との間に配設される。利用側熱交換器４２は、例えば、伝熱管と多数のフィンとを含んで構成されたフィン＆チューブ型熱交換器であり、冷媒を蒸発させる蒸発器として機能する。
　利用側熱交換器４２の近傍には、利用側熱交換器４２に空気を送風する利用側ファン４３が配設されている。利用側ファン４３は、例えば遠心ファンまたは多翼ファン等を含んで構成されており、図示を省略してあるモータによって駆動される。利用側ファン４３は、利用側熱交換器４２に送風する空気の送風量を調整できるようになっている。
［熱源側ユニット］
　熱源側ユニット２は、例えば、冷媒回路１０の一部分を構成する熱源側冷媒回路１０ｂと第１インジェクション回路７１と熱源側制御部３１とを含んでいる。
　熱源側冷媒回路１０ｂは、圧縮機２１と熱源側熱交換器２３とレシーバ２５と第１過冷却器２２と液側閉鎖弁２８とガス側閉鎖弁２９とアキュムレータ２４とを含んでいる。第１インジェクション回路７１は、熱源側熱交換器２３から利用側熱交換器４２へ送られる冷媒の一部を、熱源側冷媒回路１０ｂから分岐させて圧縮機２１の中間圧部に戻すものであり、インジェクション量調整弁７２を含んでいる。
　圧縮機２１は、例えば、インバータで制御が行われるインバータ圧縮機であり、運転周波数を任意に変化させて、容量（単位時間あたりに冷媒を送り出す量）を変化させることができる。なお、圧縮機２１は、５０Ｈｚまたは６０Ｈｚで動作する一定速圧縮機であってもよい。また、図１には、１台の圧縮機２１を有する例が記載されているが、利用側ユニット４の負荷の大きさ等に応じて、２台以上の圧縮機２１が並列に接続されていてもよい。
　熱源側熱交換器２３は、例えば、伝熱管と多数のフィンとを含んで構成されたフィン＆チューブ型熱交換器であり、冷媒を凝縮させる凝縮器として機能する。熱源側熱交換器２３の近傍には、熱源側熱交換器２３に空気を送風する熱源側ファン２７が配設されている。熱源側ファン２７は、熱源側ユニット２の外部から吸入した外気を、熱源側熱交換器２３に送風するものである。熱源側ファン２７は、例えば遠心ファンまたは多翼ファン等を含んで構成されており、図示を省略してあるモータによって駆動される。熱源側ファン２７は、熱源側熱交換器２３に送風する空気の送風量を調整できるようになっている。
　レシーバ２５は、熱源側熱交換器２３と第１過冷却器２２との間に配設され、余剰液冷媒を溜めるものであり、例えば余剰液冷媒を溜める容器である。なお、余剰液冷媒は、例えば、利用側ユニット４の負荷の大きさ、冷媒の凝縮温度、外気温度、蒸発温度、または圧縮機２１の容量等に応じて冷媒回路１０内に発生するものである。
　第１過冷却器２２は、冷媒と空気とを熱交換させるものであり、熱源側熱交換器２３と一体的に形成されている。つまり、この実施の形態の例では、熱交換器の一部分が、熱源側熱交換器２３として構成されており、熱交換器の他の部分が、第１過冷却器２２として構成されている。第１過冷却器２２は、本発明の「過冷却器」に相当するものである。なお、第１過冷却器２２と熱源側熱交換器２３とが別々に構成されていてもよい。その場合には、第１過冷却器２２の近傍に、第１過冷却器２２へ空気を送風するファン（図示せず）が配設される。
　液側閉鎖弁２８およびガス側閉鎖弁２９は、例えば、ボールバルブ、開閉弁、または操作弁等の開閉動作する弁で構成されている。
　なお、図１に記載の例では、第１インジェクション回路７１の入口は、第１過冷却器２２と液側閉鎖弁２８との間に接続されているが、第１インジェクション回路７１の入口は、レシーバ２５と第１過冷却器２２との間に接続されていてもよく、レシーバ２５に接続されていてもよく、または熱源側熱交換器２３とレシーバ２５との間に接続されていてもよい。
［制御部およびセンサ類］
　次に、この実施の形態の冷凍装置１が備える制御部およびセンサ類について説明する。熱源側ユニット２は、冷凍装置１の全体の制御を行う熱源側制御部３１を備えている。熱源側制御部３１は、マイクロコンピュータおよびメモリ等を含んで構成されている。また、利用側ユニット４は、利用側ユニット４の制御を行う利用側制御部３２を備えている。利用側制御部３２は、マイクロコンピュータおよびメモリ等を含んで構成されている。利用側制御部３２と熱源側制御部３１とは、通信を行って制御信号のやりとりを行うことができるようになっており、例えば、利用側制御部３２は、熱源側制御部３１から指示を受けて利用側ユニット４の制御を行う。
　この実施の形態に係る冷凍装置１は、吸入温度センサ３３ａと吐出温度センサ３３ｂと吸込み外気温度センサ３３ｃと過冷却器高圧側出口温度センサ３３ｄと利用側熱交入口温度センサ３３ｅと利用側熱交出口温度センサ３３ｆと吸込空気温度センサ３３ｇと吸入圧力センサ３４ａと吐出圧力センサ３４ｂとを含んでいる。吸入温度センサ３３ａと吐出温度センサ３３ｂと吸込み外気温度センサ３３ｃと過冷却器高圧側出口温度センサ３３ｄと吸入圧力センサ３４ａと吐出圧力センサ３４ｂとは、熱源側ユニット２に配設され、熱源側制御部３１に接続されている。利用側熱交入口温度センサ３３ｅと利用側熱交出口温度センサ３３ｆと吸込空気温度センサ３３ｇとは、利用側ユニット４に配設され、利用側制御部３２に接続されている。
　吸入温度センサ３３ａは、圧縮機２１が吸入する冷媒の温度を検出するものである。吐出温度センサ３３ｂは、圧縮機２１が吐出する冷媒の温度を検出するものである。過冷却器高圧側出口温度センサ３３ｄは、第１過冷却器２２を通過した冷媒の温度を検出するものである。利用側熱交入口温度センサ３３ｅは、利用側熱交換器４２に流入する気液二相冷媒の蒸発温度を検出するものである。利用側熱交出口温度センサ３３ｆは、利用側熱交換器４２から流出した冷媒の温度を検出するものである。なお、上記の冷媒の温度を検出するセンサは、例えば、冷媒配管に当接させまたは冷媒配管に挿入して配設されており、冷媒の温度を検出する。
　吸込み外気温度センサ３３ｃは、熱源側熱交換器２３を通過する前の空気の温度を検出することによって、室外の周囲温度を検出するものである。吸込空気温度センサ３３ｇは、利用側熱交換器４２を通過する前の空気の温度を検出することによって、利用側熱交換器４２が設置された室内の周囲温度を検出するものである。
　吸入圧力センサ３４ａは、圧縮機２１の吸入側に配設されており、圧縮機２１に吸入される冷媒の圧力を検出するものである。なお、吸入圧力センサ３４ａは、ガス側閉鎖弁２９と圧縮機２１との間に配設されていればよい。吐出圧力センサ３４ｂは、圧縮機２１の吐出側に配設されており、圧縮機２１が吐出した冷媒の圧力を検出するものである。
　本実施の形態の例では、熱源側熱交換器２３の凝縮温度は、吐出圧力センサ３４ｂの圧力を飽和温度に換算して得られるようになっているが、熱源側熱交換器２３の凝縮温度は、熱源側熱交換器２３に温度センサを配設して取得することもできる。
　図２は、本発明の実施の形態に係る冷凍装置の制御ブロック図である。制御部３は、冷凍装置１の全体の制御を行うものであり、本実施の形態の制御部３は、熱源側制御部３１に含まれている。なお、制御部３は、本発明の「冷媒不足判定部」に相当するものである。制御部３は、取得部３ａ、演算部３ｂ、記憶部３ｃおよび駆動部３ｄを含んでいる。取得部３ａ、演算部３ｂおよび駆動部３ｄは、例えばマイコン等を含んで構成されており、記憶部３ｃは、例えば半導体メモリ等を含んで構成されている。取得部３ａは、圧力センサおよび温度センサ等のセンサ類が検出した温度および圧力等の情報を取得するものである。演算部３ｂは、取得部３ａが取得した情報を用いて、演算、比較、判定などの処理を行うものである。駆動部３ｄは、演算部３ｂが演算した結果を用いて、圧縮機２１、弁類、ファン等の駆動制御を行うものである。記憶部３ｃは、冷媒の物性値（飽和圧力、飽和温度など）、演算部３ｂが演算を行うためのデータ等を記憶している。演算部３ｂは、必要に応じて、記憶部３ｃの記憶内容を参照し、または更新することができる。
　また、制御部３は、入力部３ｅおよび出力部３ｆを含んでいる。入力部３ｅは、リモコンもしくはスイッチ類等（図示せず）からの操作入力を入力し、または、電話回線もしくはＬＡＮ回線等の通信手段（図示せず）からの通信データを入力するものである。出力部３ｆは、制御部３の処理結果を、ＬＥＤやモニタ等の表示手段（図示せず）に出力し、スピーカ等の報知手段（図示せず）に出力し、または、電話回線もしくはＬＡＮ回線等の通信手段（図示せず）に出力するものである。なお、通信手段によって遠隔地へ情報を出力する場合には、冷凍装置１と遠隔装置（図示せず）との双方に、同一の通信プロトコルを有する通信手段（図示せず）を設けるとよい。
　例えば、冷凍装置１と遠隔装置（図示せず）とを用いて、冷媒量の不足等を判定することもできる。その場合には、例えば、演算部３ｂは、取得部３ａが取得した情報を用いて、第１過冷却器２２の温度効率εを演算し、出力部３ｆは、演算部３ｂが演算した温度効率εを、遠隔装置に送信する。遠隔装置は、冷媒量の不足を判定する冷媒不足判定手段（図示せず）を備えており、温度効率εを用いて冷媒量の不足を判定する。遠隔装置にて冷媒の不足情報等を管理することにより、遠隔装置が設置された場所で冷凍装置１の異常等を早期に発見することができるため、冷凍装置１に異常が発生した場合等に、冷凍装置１のメンテナンス等を早期に行うことができる。
　なお、上記の説明では、制御部３が、熱源側制御部３１に含まれる例についての説明を行ったが、制御部３は、利用側制御部３２に含まれていてもよく、または、熱源側制御部３１および利用側制御部３２とは別途の構成であってもよい。
［冷凍装置の動作（冷媒量適正時）］
　図３は、図１に記載の冷凍装置において、冷媒量が適正であるときのｐ－ｈ線図の一例である。まず、冷媒量が適正である場合の、冷凍装置１の動作について説明する。図３の点Ｋから点Ｌにて、図１に記載の圧縮機２１は、冷媒を圧縮する。図３の点Ｌから点Ｍにて、図１の圧縮機２１で圧縮された高温高圧のガス冷媒は、凝縮器として機能する熱源側熱交換器２３で熱交換されて凝縮液化する。なお、熱源側熱交換器２３で熱交換されて凝縮液化した冷媒は、レシーバ２５に流入して、一時的にレシーバ２５内に貯留される。レシーバ２５に貯留される冷媒の量は、利用側ユニット４の運転負荷、外気温度および凝縮温度等に応じて変化する。
　図３の点Ｍから点Ｎにて、図１のレシーバ２５に貯留された液冷媒は、第１過冷却器２２で過冷却される。なお、第１過冷却器２２の出口の過冷却度は、凝縮温度から、過冷却器高圧側出口温度センサ３３ｄの温度を差し引くことで算出される。
　図３の点Ｎから点Ｏにて、図１の第１過冷却器２２で過冷却された液冷媒は、液側閉鎖弁２８及び液冷媒延長配管６を経由して、利用側ユニット４に送られ、利用側膨張弁４１によって減圧されて低圧の気液二相冷媒となる。
　図３の点Ｏから点Ｋにて、図１の利用側膨張弁４１で減圧された気液二相冷媒は、蒸発器として機能する利用側熱交換器４２にてガス化する。なお、冷媒の過熱度は、利用側熱交出口温度センサ３３ｆが検出した温度から、利用側熱交入口温度センサ３３ｅが検出した冷媒の蒸発温度を差し引くことで算出される。利用側熱交換器４２でガス化されたガス冷媒は、ガス冷媒延長配管７、ガス側閉鎖弁２９、アキュムレータ２４を経て、圧縮機２１へ戻る。
　次に、インジェクション回路について説明を行う。第１インジェクション回路７１は、圧縮機２１の吐出部の冷媒温度を下げるためのものである。第１インジェクション回路７１の入口は、第１過冷却器２２の出口と液側閉鎖弁２８との間に接続されており、第１過冷却器２２で過冷却された高圧液冷媒の一部は、インジェクション量調整弁７２で減圧されて中間圧の二相冷媒となり、圧縮機２１のインジェクション部に流入する。
［冷凍装置の動作（冷媒量不足時）］
　図４は、図１に記載の冷凍装置において、冷媒量が不足となったときのｐ－ｈ線図の一例である。例えば、図１に記載の冷凍装置１から冷媒が漏洩等して、冷媒の量が減少すると、レシーバ２５に余剰液冷媒が貯留されている間は、レシーバ２５に貯留された余剰液冷媒が減少する。レシーバ２５に余剰液冷媒が存在している間は、冷凍装置１は、図３に示すように、冷媒量が適正な場合と同様に動作する。
　冷媒の減少が更に進んで、レシーバ２５内の余剰液冷媒がなくなると、図４の点Ｍ１に示すように、凝縮器として機能する熱源側熱交換器２３の出口のエンタルピーが大きくなり、熱源側熱交換器２３の出口の冷媒状態が二相状態となる。また、熱源側熱交換器２３の出口のエンタルピーが大きくなることに伴って、第１過冷却器２２が二相冷媒の凝縮液化と過冷却とを行うこととなるため、点Ｎ１に示すように、第１過冷却器２２の出口のエンタルピーも大きくなる。
［比較例］
　ここで、本実施の形態と比較する比較例について説明する。比較例では、冷媒の過冷却度を利用して、冷媒量の判定を行う。例えば冷媒が漏洩する等して冷媒量が不足すると、図４に示すように、過冷却度が低下する。そこで、比較例では、過冷却度が、予め設定されたしきい値よりも小さくなったときに、冷媒量が不足していると判定する。
　図５は、図１に記載の冷凍装置の冷媒量と第１過冷却器の過冷却度と冷凍装置の運転条件との関係を説明する図である。図５に示すように、第１過冷却器２２の過冷却度は、冷凍装置１の運転条件（外気温度、熱交換量、冷媒循環量、蒸発温度等）に応じて、大きく変動する。そのため、比較例のように、過冷却度を利用して冷媒量の不足の判定を行う場合には、誤判定とならないように、過冷却度しきい値Ｓを低く設定する必要性がある。このように比較例では、過冷却度しきい値Ｓを低く設定しなければならないため、冷媒量の不足を判定するまでに長時間を要し、例えば冷媒が漏洩している場合に、冷媒の漏洩量が多くなってしまう。
［冷媒量の判定］
　そこで、本実施の形態では、過冷却度と比較して、冷凍装置１の運転条件の変化に対する変動が小さい第１過冷却器２２の温度効率εを用いて冷媒量の判定を行う。以下に温度効率を用いた冷媒量の判定について説明する。
　図６は、図１に記載の冷凍装置において、冷媒量が適正量であるときに、冷媒が、熱源側熱交換器、レシーバ、空気過冷却器の順に流れるときの冷媒の温度変化の一例を説明する図である。図６において、縦軸は温度を示し、上部ほど高い温度となる。また、横軸は熱源側熱交換器２３、レシーバ２５、第１過冷却器２２の冷媒経路を示している。ｓ１は冷媒の凝縮温度であり、ｓ２は第１過冷却器２２の出口の冷媒温度であり、ｓ３は外気温度である。
　第１過冷却器２２の温度効率εは、第１過冷却器２２の効率を示すものであり、最大取り得る温度差Ａを分母に取り、実際の温度差Ｂを分子に取ったものである。第１過冷却器２２において、最大とり得る温度差Ａは、冷媒の凝縮温度ｓ１と外気温度ｓ３との差であり、実際に取り得る温度差Ｂは、冷媒の凝縮温度ｓ１と第１過冷却器２２の出口の温度ｓ２との差である。温度効率εは、下記（数式３）で表される。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000003
　図７は、図１に記載の冷凍装置の冷媒量と第１過冷却器の温度効率と冷凍装置の運転条件との関係を説明する図である。図７において、横軸は、冷媒の冷媒量であり、縦軸は、第１過冷却器２２の温度効率εである。図７に示すように、冷媒量が少なくなり、冷媒量がＥになってレシーバ２５の余剰液冷媒が無くなると、第１過冷却器２２の温度効率εが低下する。そこで、温度効率εが予め設定された温度効率しきい値Ｔ１よりも小さくなったときに、冷媒が漏洩したと判定する。温度効率εは、第１過冷却器２２の性能を示すものであり、過冷却度に比べて冷凍装置１の運転条件による変動が小さいため、冷凍装置１のしきい値の設定が容易になる。
　一般に熱交換器の温度効率は以下の（数式４）で表される。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000004
　本実施の形態の第１過冷却器２２は冷媒と空気を熱交換させるものであり、高温側流体は冷媒、低温側流体は空気となる。よって、Ｋ：熱通過率（Ｗ／（ｍ２・Ｋ））は空気流量、冷媒循環量により変動する。温度効率は空気流量が低下、または冷媒循環量が増加すると低下する。
　ρh・Ｖｈ：高温側流体密度（ｋｇ／ｍ３）×高温側流体体積流量（ｍ３／ｈ）は、冷媒循環量Ｇ（ｋｇ／ｈ）であり、冷媒循環量Ｇが増加すると温度効率は低下する。冷媒循環量は圧縮機周波数、冷媒の圧縮機吸入ガス圧力、圧縮機吸入ガス温度により変動する。Ｃｈ：高温側流体比熱（ＫＪ／ｋｇ）は冷媒の高圧圧力により変動し、高圧圧力が増加すると温度効率は低下する。Ｖｍ：低温側流体体積流量（ｍ３／ｈ）は空気側の風量であり、熱源側ファン２７の風量により変動する。
　Ａ：伝熱面積（ｍ２）は冷凍装置１に固有の一定値である。ρm：低温側流体密度（ｋｇ／ｍ３）、Cm：低温側流体比熱（ＫＪ／ｋｇ）は空気の密度、比熱であるがほぼ一定の値となる。
　上記より冷凍装置１の伝熱面積（Ａ）、低温側流体密度（ρm）、低温側流体比熱（Ｃｍ）は一定値である。また、温度効率は、熱通過率（Ｋ）を変動させる冷媒循環量、高温側流体比熱（Ｃｈ）を変動させる高圧圧力、および熱源側ファン２７の風量により変動する空気流量により変動する。そして、冷媒循環量は、圧縮機周波数、冷媒の圧縮機吸入ガス圧力、および圧縮機吸入ガス温度によって変動する。よって、運転条件により温度効率のしきい値を変化させて設定する場合、冷媒循環量、すなわち圧縮機周波数、冷媒の圧縮機吸入ガス圧力、および圧縮機吸入ガス温度と、空気流量と、高圧圧力とにより設定する。
［運転条件によるしきい値の変更］
　冷媒漏れが生じた場合にどの程度冷媒が漏れた時に冷媒不足を判定できるかはおおむね「冷媒量が適正に封入されている場合の温度効率の値」と「温度効率εの判定しきい値εｌｉｎｅ」の差により変化する。つまり「冷媒量が適正に封入されている場合の温度効率の値」と「温度効率εの判定しきい値εｌｉｎｅ」の差が大きい場合、多く量の冷媒が漏れないと冷媒不足を判定できない。逆に「冷媒量が適正に封入されている場合の温度効率の値」と「温度効率εの判定しきい値εｌｉｎｅ」の差が小さい場合、少ない冷媒の漏れ量で冷媒不足を判定可能である。
　なお、冷媒不足判定の指標となる温度効率は、過冷却値などよりは運転条件による変動は少ないが、前述のとおり運転条件により変動する。よって運転条件によりしきい値を変更した方が「冷媒量が適正に封入されている場合の温度効率の値」と「温度効率εの判定しきい値εｌｉｎｅ」の差を小さくでき、少ない冷媒の漏れ量で冷媒不足を判定可能とできる。以下に運転条件によるしきい値設定方法を説明する。
［運転条件によるしきい値設定方法１］
　前述のとおり空気流量の変動により温度効率は変動する。よって、本実施の形態では「しきい値設定方法１」としてファン出力％によりしきい値を変化させる。図８は、本発明の実施の形態に係る冷凍装置の温度効率値とファン出力、運転周波数の関係の一例を説明する図である。具体的には図８のとおり、ファン出力が減少するにつれて温度効率のしきい値を小さくするように設定する。これによりファン風量４０％の条件では「冷媒量が適正に封入されている場合の温度効率の値」と「温度効率εの判定しきい値εｌｉｎｅ」の差は０．０５～０．１０程度となる。
　図１４は、従来技術による温度効率値とファン風量、運転周波数の関係の一例を説明する図である。たとえば図１４のようにファン風量４０ｍ３／ｍｉｎ、運転周波数１００Ｈｚの条件では、「冷媒量が適正に封入されている場合の温度効率の値」が０．４５、破線で示される「しきい値」である「温度効率εの判定しきい値εｌｉｎｅ」が０．４０のため、その差が０．０５と小さく、少しの冷媒の漏れ量で冷媒不足を検知できる。一方ファン風量１００ｍ３／ｍｉｎ、運転周波数３０Ｈｚの条件では、「冷媒量が適正に封入されている場合の温度効率の値」が０．８０、「温度効率εの判定しきい値εｌｉｎｅ」が０．４０のため、その差が０．４０と大きく、多量に冷媒が漏れないと冷媒不足を検知できない。
　しきい値設定方法１によれば、図１４のように「温度効率εの判定しきい値εｌｉｎｅ」が一定値の場合より差は改善される。ただしファン風量１００％の条件では「冷媒量が適正に封入されている場合の温度効率の値」と「温度効率εの判定しきい値εｌｉｎｅ」の差は０．２０～０．３０程度となり、図１４の「温度効率εの判定しきい値εｌｉｎｅ」が一定値の場合より差は改善されるがファン風量４０％の条件より差は大きくなる。
［運転条件によるしきい値設定方法２］
　前述のとおり冷媒循環量の変動により温度効率は変動する。よって、本実施の形態ではでは「しきい値設定方法２」として冷媒循環量によりしきい値を変化させる。図９は、本発明の実施の形態に係る冷凍装置の温度効率値と高温側冷媒循環量、ファン風量の関係の一例を説明する図である。具体的には図９のとおり、冷媒循環量が増加するにつれて温度効率のしきい値を小さくするように設定する。これによりファン風量が４０％の条件では「冷媒量が適正に封入されている場合の温度効率の値」と「温度効率εの判定しきい値εｌｉｎｅ」の差は０．０５～０．１０程度となり、図１４のように「温度効率εの判定しきい値εｌｉｎｅ」が一定値の場合より、「冷媒量が適正に封入されている場合の温度効率の値」と「温度効率εの判定しきい値εｌｉｎｅ」の差は改善される。ただしファン風量１００％の条件では「冷媒量が適正に封入されている場合の温度効率の値」と「温度効率εの判定しきい値εｌｉｎｅ」の差は０．２０～０．３０程度となり、図１４の「温度効率εの判定しきい値εｌｉｎｅ」が一定値の場合より差は改善されるがファン風量４０％の条件より差は大きくなる。
　ここで冷媒循環量は
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000005
 となる。圧縮機吸入冷媒密度は圧縮機吸入圧力と圧縮機吸入温度により決まるから
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000006
 となる。ここでｆ（　）は（　）内の値をパラメータとする関数を表す。よって冷凍装置１の吸入温度センサ３３ａ、吸入圧力センサ３４ａにより冷媒密度を算出し、圧縮機運転周波数と定数２により冷媒循環量が算出される。圧縮機が複数台ある場合はそれぞれの圧縮機の冷媒循環量を合計した値を算出する。
　上記冷媒循環量の導出には複雑な計算を制御器で実施する必要がある。そこで、若干精度は落ちるが、簡易的には吸入圧力センサ３４ａのみを用いて算出した飽和吸入冷媒密度と圧縮機運転周波数により冷媒循環量を用いてしきい値を決定してもよい。さらに精度は落ちるが、さらに簡易的に圧縮機運転周波数の合計値のみでしきい値を決定してもよいし、低圧圧力のみでしきい値を変化させてもよい。これらの場合でも「温度効率εの判定しきい値εｌｉｎｅ」が一定値の場合よりも、「冷媒量が適正に封入されている場合の温度効率の値」と「温度効率εの判定しきい値εｌｉｎｅ」の差は改善される。
［運転条件によるしきい値設定方法３］
　前述のとおり高圧圧力の変動により温度効率は変動する。よって冷凍装置１では「しきい値設定方法３」として高圧圧力によりしきい値を変化させる。図１０は、本発明の実施の形態に係る冷凍装置の温度効率値と高圧圧力、運転周波数の関係の一例を説明する図である。具体的には図１０のとおり、高圧圧力が減少するにつれて温度効率のしきい値を小さくするように設定する。これにより圧縮機運転周波数１００Ｈｚの条件では「冷媒量が適正に封入されている場合の温度効率の値」と「温度効率εの判定しきい値εｌｉｎｅ」の差は０．０５～０．１０程度となり、図１４のように「温度効率εの判定しきい値εｌｉｎｅ」が一定値の場合より差は改善される。ただし圧縮機運転周波数３０Ｈｚでは「冷媒量が適正に封入されている場合の温度効率の値」と「温度効率εの判定しきい値εｌｉｎｅ」の差は０．２０～０．３０程度となり、図１４の「温度効率εの判定しきい値εｌｉｎｅ」が一定値の場合より差は改善されるが圧縮機運転周波数１００Ｈｚの条件より差は大きくなる。
［運転条件によるしきい値設定方法４］
　前述のとおり温度効率は空気流量、冷媒循環量の両方に影響を受け変動する。また、以下の（数式７）によって定義されるΔＴも空気流量、冷媒循環量の両方に影響を受け変動する。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000007
　空気風量が低下すると凝縮器出口温度が増加するためΔＴも増加する。この時、温度効率は減少する。また、冷媒循環量が増加すると凝縮器の処理する熱量が増加するため凝縮器出口温度が増加し、ΔＴも増加する。この時、温度効率は減少する。ΔＴが増加すると温度効率は減少し、ΔＴが減少すると温度効率は増加する。
　よって本実施の形態では「運転条件によるしきい値設定方法４」としてΔＴによりしきい値を変化させる。図１５は、本発明の実施の形態に係る冷凍装置の温度効率値とΔＴの関係の一例を説明する図である。具体的には図１５のとおり、ΔＴが増加するにつれて温度効率のしきい値を小さくするように設定する。これによりファン出力、運転周波数が変動しても「冷媒量が適正に封入されている場合の温度効率の値」と「温度効率εの判定しきい値εｌｉｎｅ」の差は０．０５～０．１５程度となり、図１４のように「温度効率εの判定しきい値εｌｉｎｅ」が一定値の場合より差は大幅に改善される。また運転条件によるしきい値設定方法１～３と比較しても最も「冷媒量が適正に封入されている場合の温度効率の値」と「温度効率εの判定しきい値εｌｉｎｅ」の差が小さくなるため、最も適切に少ない冷媒漏れ量で冷媒不足を検知できる。
［冷媒量判定動作］
　図１１は、本実施の形態における冷媒量判定動作の手順を示すフローチャートである。図１１に示されている冷媒量判定動作は、冷凍装置１の熱源側制御部３１により実行される。本実施の形態の冷凍装置１は、第１過冷却器２２の温度効率εを用いて冷媒量の判定を行う。なお、以下で説明する冷媒量の判定は、冷凍装置１を設置するときの冷媒充填作業または冷凍装置１のメンテナンスを行うときの冷媒充填作業に適用することもできる。また、冷媒量判定動作は、遠隔装置（図示せず）からの指示を受けたときに、実行されてもよい。
　ステップＳＴ１にて通常運転制御が開始される。冷凍装置１の通常運転制御では、熱源側制御部３１は、例えば、センサ類が検出した冷媒回路１０の圧力および温度等の運転データを取得して、運転データを用いて凝縮温度および蒸発温度等の目標値および偏差等の制御値を演算し、アクチュエータ類の制御を行う。以下、アクチュエータ類の動作について説明する。
　例えば、熱源側制御部３１は、冷凍装置１の冷凍サイクルの蒸発温度を、目標温度（例えば０℃）と一致させるように、圧縮機２１の運転周波数を制御する。なお、冷凍サイクルの蒸発温度は、吸入圧力センサ３４ａが検出した圧力を飽和温度に換算することによって得ることもできる。例えば、熱源側制御部３１は、現在の蒸発温度が目標温度よりも高い場合には圧縮機２１の運転周波数を上昇させ、現在の蒸発温度が目標値よりも低い場合には圧縮機２１の運転周波数を低下させる。
　また、例えば、熱源側制御部３１は、冷凍装置１の冷凍サイクルの凝縮温度を、目標温度（例えば４５℃）と一致させるように、熱源側熱交換器２３に空気を送風する熱源側ファン２７の回転数を制御する。なお、冷凍装置１の冷凍サイクルの凝縮温度は、吐出圧力センサ３４ｂが検出した圧力を、飽和温度に換算することによって得ることもできる。例えば、熱源側制御部３１は、現在の凝縮温度が目標温度よりも高い場合には熱源側ファン２７の回転数を大きくし、現在の凝縮温度が目標温度よりも低い場合は熱源側ファン２７の回転数を小さくする。
　また、例えば、熱源側制御部３１は、センサ類から得られた信号を用いて、第１インジェクション回路７１のインジェクション量調整弁７２の開度を調整する。例えば、熱源側制御部３１は、現在の圧縮機２１の吐出温度が高い場合は、インジェクション量調整弁７２を開状態として、現在の圧縮機２１の吐出温度が低い場合は、インジェクション量調整弁７２を閉じる。また、例えば、熱源側制御部３１は、利用側ユニット４に空気を送風する利用側ファン４３の回転数の制御を行う。
　ステップＳＴ２にて、熱源側制御部３１は、例えば、熱源側熱交換器２３の出口温度、第１過冷却器２２の出口の温度、吸込み外気温度センサ３３ｃが検出した外気温度および吐出圧力センサ３４ｂが検出した圧力等を用いて、第１過冷却器２２の温度効率εの演算を行う。
　ステップＳＴ３にて、熱源側制御部３１は、冷凍装置１の運転状態を取得する。熱源側制御部３１は、現在の運転状態が冷媒量判定の例外条件に該当するか否かを判断する。この冷媒量判定の例外条件としては、例えば、次のような条件を予め設定する。この何れか１つに該当する場合には冷媒量判定の例外条件に該当すると判断する。
　・圧縮機２１が停止状態の場合。
　・起動後３０分間（温度効率εが安定しないため。）。
　・低外気温の場合（低外気温時は、高圧を保とうとするため、ファン風量を低下させる
。そのため温度効率εも低下するため、誤検知をする恐れがある。）。
　・運転範囲外である高外気温時。
　・凝縮温度と外気温度の温度差が大きい場合。
　・凝縮温度、凝縮温度と外気温度との温度差、外気温度の影響により、温度効率εが閾値以下になってしまう恐れのある値の場合。
　・スーパーヒートが小さい場合（液だめの余剰冷媒がなくなったとしても、アキュムレータ２４に余剰冷媒がある可能性があり、冷媒漏れではないため。）。
　以上のような場合では、温度効率εの値が小さくなり誤検知を起こしてしまう。
　冷凍装置１の運転状態が、上記の「冷媒量判定の例外条件」に該当する場合には、ステップＳＴ１に戻り、冷凍装置１の運転状態が、上記の「冷媒量判定の例外条件」に該当しない場合には、ステップＳＴ４に進む。
　ステップＳＴ４にて、熱源側制御部３１は、ステップＳＴ１によって開始された冷凍装置１の運転制御が安定して実行されているかを判定する。図１２は本発明の実施の形態における安定判定条件を説明する概念図である。安定判定条件は、ステップＳＴ２で算出した複数の温度効率εとその時の運転周波数とが大きく変動しない条件を設定する。例えば、安定判定条件としては、圧縮機２１の周波数が、下記（８）の条件を満たす場合と、温度効率εが、下記（９）の条件を満たす場合に、安定判定条件を満足すると判断する。つまり、図１２（ａ）に示すように、対象データの平均値からの変化量が全て所定値（η）に収まる場合（白抜き丸印）には、安定判定条件を満足すると判断する。一方、図１２（ｂ）に示すように、対象データの平均値からの変化量の少なくとも１つが所定値（η）を越える場合（黒丸印）には、安定判定条件を満足しないと判断する。このように、算出した温度効率εと圧縮機２１の運転周波数とが安定した状態で、平均温度効率εＡを算出することで、冷媒量をより精度良く判定することができる。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000008
　冷凍装置１の運転制御が安定していない場合にはステップＳＴ１に戻り、冷凍装置１の運転制御が安定している場合にはステップＳＴ５に進む。
　ステップＳＴ５にて、熱源側制御部３１は、冷媒量判定パラメータとその基準値を比較することにより冷媒量の適否の判定を行う。具体的には、第１過冷却器２２の温度効率εと判定しきい値Ｔｍの偏差量ΔＴ（＝Ｔ－Ｔｍ）を求め、偏差量ΔＴが正の値であるか否かを判定する。偏差量ΔＴが正である場合には、熱源側制御部３１は、冷媒量が不足していないと判断して、ステップＳＴ６に進む。偏差量ΔＴが負である場合には、熱源側制御部３１は、冷媒量が不足していると判断して、ステップＳＴ７に進む。このときに、第１過冷却器２２の温度効率εは、瞬時値を用いるよりも、時間的に異なる複数の温度効率εの移動平均をとることが望ましい。時間的に異なる複数の温度効率εの移動平均を取ることで、冷凍サイクルの安定も考慮することができる。なお、判定しきい値Ｔｍは、例えば、熱源側制御部３１の記憶部３ｃに予め記憶されていてもよく、リモコンまたはスイッチなどの入力によって設定されてもよく、遠隔装置（図示せず）からの指示によって設定されてもよい。
　ステップＳＴ５での冷媒量判定結果が冷媒量適性である場合には、熱源側制御部３１は、ステップＳＴ６にて、冷媒量が適性である旨の出力を行う。冷媒量が適性である場合には、冷媒量が適性である旨が、例えば、冷凍装置１に配設されたＬＥＤまたは液晶などの表示部（図示せず）に表示され、または冷媒量が適性である旨の信号が遠隔装置（図示せず）に送信される。
　ステップＳＴ５での冷媒量判定結果が冷媒量不足である場合には、熱源側制御部３１は、ステップＳＴ７にて、冷媒量が不足している旨の出力を行う。冷媒量が不足している場合には、例えば、冷媒量が不足している旨の警報が、冷凍装置１に配設されたＬＥＤまたは液晶などの表示部（図示せず）に表示され、または冷媒量が不足している旨の信号が遠隔装置（図示せず）に送信される。なお、冷媒量が不足している場合は緊急を要することもあるため、電話回線などを通じて、サービスマンへ異常発生を直接的に報知するように構成されてもよい。
　なお、上記の実施の形態では、ステップＳＴ２にて温度効率εの演算を行った後、ステップＳＴ３では冷凍装置１の運転状態が例外条件に該当するか否かを判断し、ステップＳＴ４では冷凍装置１の運転制御が安定しているか否かを判断することにより、冷媒量の判定を行うか否かの判断を行っているが、これに限るものではない。ステップＳＴ３およびステップＳＴ４の後に、ステップＳＴ２を実行してもよい。冷媒量の判定を行うか否かの判断を行った後に、温度効率εの演算を行うことによって、熱源側制御部３１が演算を行う処理量を低減することができる。
　上記のように、本実施の形態では、温度効率εを利用して、冷凍装置１の冷媒回路１０内が冷媒不足か否かの判定を行っているため、仮に、冷媒が漏洩した場合であっても、冷媒の漏れを早期に検出することができる。
　さらに、本実施の形態では、冷凍装置１の運転状態を取得しており、冷凍装置１の温度効率εを利用して冷媒不足を判定するための温度効率しきい値は、冷凍装置１の運転状態に応じて変更される。従って、できるかぎり少ない冷媒の不足量、漏れ量で判定でき、冷媒不足の判定が従来の方法より早く行われる。その結果、庫内温度の上昇をできるだけ少なくでき、かつ地球環境悪化の低減や冷媒漏れ時の庫内温度上昇による保管物への被害の低減、冷媒漏れ後の復旧コストの低減ができる。また少ないパラメータで温度効率のしきい値を変更し判定できるため、より簡単な制御でできるかぎり少ない冷媒の不足量、漏れ量で判定可能となる。
　なお、上記で説明した運転制御では、凝縮温度や蒸発温度を特定する制御はしていないが、例えば、凝縮温度、蒸発温度が一定になるように制御を行ってもよい。また、例えば、圧縮機２１の運転周波数と熱源側ユニット２の熱源側ファン２７の回転数を一定値として、凝縮温度と蒸発温度の制御を行わなくてもよい。また、例えば、凝縮温度もしくは蒸発温度のうちの何れか一方を目標値となるように制御を行ってもよい。冷凍装置１の運転状態を一定の条件に制御することによって、第１過冷却器２２の過冷却度や過冷却度に応じて変動する運転状態量の変動が小さくなり、しきい値の決定が容易となり、冷媒量不足の判定が行いやすくなる。
　また、本実施の形態の冷媒量判定動作を、冷凍装置１の設置初期の冷媒充填作業、またはメンテナンス時に冷媒を一度排出して再度充填する際の冷媒充填作業に適用することによって、冷媒充填作業の時間短縮、作業者の負荷軽減を実現することができる。
［変形例］
　図１３は、本発明の変形例に係る冷凍装置の冷媒回路を模式的に記載した図である。図１に記載の冷凍装置１と比較して、変形例の冷凍装置１Ａの熱源側ユニット２Ａは、図１３に示すように、第１過冷却器２２のかわりに第２過冷却器２６を有している。なお、第２過冷却器２６は、本発明の「過冷却器」に相当するものである。第２過冷却器２６は、例えば二重管の過冷却器またはプレート熱交換器を含んで構成されており、熱源側冷媒回路１０ｂに流れる高圧の冷媒と、第１インジェクション回路７１Ａに流れる中間圧の冷媒とを熱交換させるものである。第２過冷却器２６を通過した冷媒の一部は、インジェクション量調整弁７２で膨張されて中間圧の冷媒となり、第２過冷却器２６を通過する冷媒と熱交換する。また、インジェクション量調整弁７２から流入して、第２過冷却器２６で熱交換された中間圧の冷媒は、乾き度が高い冷媒となり、圧縮機２１の吐出温度を下げるために圧縮機２１の吸入側にインジェクションされる。変形例における冷媒判定動作は、第２過冷却器２６の温度効率を用いて行われる。
　高温側を冷媒とし、低温側も冷媒の流体とする二重管の過冷却器またはプレート熱交換器による第２過冷却器の場合、その温度効率は、第２過冷却器２６の出口における冷媒の過冷却度（凝縮器出口温度－過冷却熱器出口温度）を、第２過冷却器２６の最大温度差（凝縮器出口温度－中間圧（インジェクション回路）飽和温度）で除算した値である。温度効率は下記（数式１０）で表される。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000009
　なお、変形例では、第１過冷却器２２を追加し、レシーバ２５から流出した冷媒が、第１過冷却器２２を通過後、第２過冷却器２６に流入する構成とすることもできる。
　前述のとおり、一般に熱交換器の温度効率は上記の（数式４）で表される。説明の便宜のため、再び（数式４）を記載する。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000010
　変形例の第２過冷却器２６は冷媒と冷媒を熱交換させるものであり、高温側流体は冷媒、低温側流体も冷媒となる。よって、Ｋ：熱通過率（Ｗ／（ｍ２・Ｋ））は冷媒循環量により変動する。温度効率は冷媒循環量が増加すると低下する。
　ρｍ・Ｖｍ：低温側流体密度（ｋｇ／ｍ３）×低温側流体体積流量（ｍ３／ｈ）は、第１インジェクション回路７１Ａを流れる低温側の冷媒循環量Ｇｍ（ｋｇ／ｈ）であり、冷媒循環量Ｇｍが増加すると温度効率は低下する。第１インジェクション回路７１Ａを流れる冷媒循環量Ｇｍはインジェクション量調整弁７２の開度、インジェクション量調整弁７２上流、下流の差圧により変動する。
　Cm：低温側流体比熱（ＫＪ/ｋｇ）は冷媒の中間圧力（インジェクション量調整弁７２下流の圧力）により変動し、中間圧力が増加すると温度効率は低下する。その他のパラメータは、実施の形態の第１過冷却器２２の温度効率について説明したとおりである。
　上記よりＡ（伝熱面積）は冷凍装置１Ａに固有の一定値である。温度効率は、熱通過率（Ｋ）を変動させる高温側冷媒循環量、第１インジェクション回路７１Ａを流れる低温側冷媒循環量、
高温側流体比熱（Ｃｈ）を変動させる高圧圧力、および中間圧力により変動する。よって、運転条件により温度効率のしきい値を変化させて設定する場合、高温側冷媒循環量、低温側冷媒循環量、高圧圧力、中間圧力により設定する。なお、高温側冷媒循環量は、圧縮機周波数、冷媒の圧縮機吸入ガス圧力、および圧縮機吸入ガス温度によって変動する。また、低温側冷媒循環量は、インジェクション量調整弁７２の開度、およびインジェクション量調整弁７２上流、下流との差圧によって変動する。
　変形例の場合も温度効率は高温側冷媒循環量、高圧圧力により設定する場合はそれぞれ前述の［運転条件によるしきい値設定方法２］、［運転条件によるしきい値設定方法３］を用いることができる。
［運転条件によるしきい値設定方法５］
　前述のとおり低温側冷媒循環量の変動により温度効率は変動する。よって本実施の形態では、「運転条件によるしきい値設定方法５」として低温側冷媒循環量によりしきい値を変化させる。具体的には図９と同様に、低温側冷媒循環量が増加するにつれて温度効率のしきい値を小さくするように設定する。これにより図１４のように「温度効率εの判定しきい値εｌｉｎｅ」が一定値の場合より差は改善される。
　ここで低温側冷媒循環量は以下の（数式１１）より求められる。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000011
　よって冷凍装置１のインジェクション量調整弁７２が電子膨張弁であれば制御部３によりインジェクション量調整弁７２の開度を出力する値、インジェクション量調整弁７２上流と下流との差圧、インジェクション量調整弁７２上流の圧力、温度により低温側冷媒循環量を算出する。インジェクション量調整弁７２下流である７１Ａに圧力センサがない場合は吸入圧力センサ３４ａ、吐出圧力センサ３４ｂから算出してもよい。
　上記冷媒循環量の導出には複雑な計算を制御器で実施する必要がある。そこで、若干精度は落ちるが簡易的にはインジェクション量調整弁７２の開度を出力する値、またはインジェクション量調整弁７２上流と下流との差圧、またはインジェクション量調整弁７２上流の圧力のいずれかのパレメータ１つまたは複数個を用いていてしきい値を決定してもよい。
　また、インジェクション量調整弁７２上流と下流との差圧の代わりに簡易的に吸入圧力センサ３４ａ、吐出圧力センサ３４ｂを用いて、以下の数式１２で表される圧縮機の吸入圧力、吐出圧力の圧縮比をパラメータとしてしきい値を変化させてもよい。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000012
　また、インジェクション量調整弁７２上流と下流との温度差、もしくはインジェクション量調整弁７２上流と下流の圧力比をパラメータとしてしきい値を変化させてもよい。また、インジェクション量調整弁７２の上流の密度をパラメータとしてしきい値を変化させてもよい。
　さらに、上述のインジェクション量調整弁７２の開度、インジェクション量調整弁７２の上流と下流との差圧、インジェクション量調整弁７２の上流の密度、インジェクション量調整弁７２の上流の圧力、およびインジェクション量調整弁７２の上流の温度のいずれか１つをパラメータとして、しきい値を変化させてもよく、あるいはこれらのうちの複数をパラメータとして、しきい値を変化させてもよい。
　本発明は、上記の実施の形態に限定されるものではなく、本発明の範囲内で種々に改変することができる。すなわち、上記の実施の形態の構成を適宜改良してもよく、また、少なくとも一部を他の構成に代替させてもよい。さらに、その配置について特に限定のない構成要件は、実施の形態で開示した配置に限らず、その機能を達成できる位置に配置することができる。
　１　冷凍装置、１Ａ　冷凍装置、２　熱源側ユニット、２Ａ　熱源側ユニット、３　制御部、３ａ　取得部、３ｂ　演算部、３ｃ　記憶部、３ｄ　駆動部、３ｅ　入力部、３ｆ　出力部、４　利用側ユニット、５　過冷却熱交換器、６　液冷媒延長配管、７　ガス冷媒延長配管、１０　冷媒回路、１０ａ　利用側冷媒回路、１０ｂ　熱源側冷媒回路、２１　圧縮機、２２　第１過冷却器、２３　熱源側熱交換器、２４　アキュムレータ、２５　レシーバ、２６　第２過冷却器、２７　熱源側ファン、２８　液側閉鎖弁、２９　ガス側閉鎖弁、３１　熱源側制御部、３２　利用側制御部、３３ａ　吸入温度センサ、３３ｂ　吐出温度センサ、３３ｃ　吸込み外気温度センサ、３３ｄ　過冷却器高圧側出口温度センサ、３３ｅ　利用側熱交入口温度センサ、３３ｆ　利用側熱交出口温度センサ、３３ｇ　吸込空気温度センサ、３４ａ　吸入圧力センサ、３４ｂ　吐出圧力センサ、４１　利用側膨張弁、４２　利用側熱交換器、４３　利用側ファン、７１　第１インジェクション回路、７１Ａ　第１インジェクション回路、７２　インジェクション量調整弁、７３　第２インジェクション回路、７４　キャピラリチューブ、７５　吸入インジェクション用電磁弁、Ｔ　温度効率、Ｔ１　温度効率しきい値、Ｔ２　温度効率しきい値、Ｔ３　温度効率しきい値。

Claims (9)

  1. 　圧縮機と、熱源側熱交換器と、前記熱源側熱交換器に空気を送風する熱源側ファンと、過冷却器とを有する熱源側ユニットと、利用側膨張弁と、利用側熱交換器とを有する少なくとも１つの利用側ユニットとが配管で接続され、冷媒を循環させる冷媒回路を有する冷凍装置であって、
    　前記過冷却器の出口側の冷媒の過冷却度を、前記過冷却器で熱交換される高温側流体と低温側流体との最大温度差で除算した値である前記過冷却器の温度効率を用いて、前記冷媒回路に充填された冷媒量の不足を判定する冷媒不足判定部を備え、
    　前記冷媒不足判定部は、前記過冷却器の温度効率と前記冷凍装置の運転状態に応じて変更する温度効率しきい値とを比較して前記冷媒量の不足を判定する冷凍装置。
  2. 　前記冷媒不足判定部は、前記温度効率しきい値を前記最大温度差に基づいて変更する請求項１に記載の冷凍装置。
  3. 　前記過冷却器において前記低温側流体は空気であり、
    　前記冷媒不足判定部は、前記高温側流体である冷媒の圧力、前記高温側流体である冷媒の循環量、空気流量のいずれか１つ以上をパラメータとして前記温度効率しきい値を変更する請求項１に記載の冷凍装置。
  4. 　前記冷凍装置は、さらに、前記熱源側熱交換器の下流より分岐し、前記圧縮機の中間圧ポートまたは前記圧縮機の吸入側に接続されるインジェクション管と、前記インジェクション管に設けられたインジェクション量調整弁とを有し、
    　前記インジェクション管は、前記インジェクション量調整弁の下流において前記過冷却器を経て前記圧縮機に接続され、前記過冷却器において前記高温側流体である前記熱源側熱交換器から流出された冷媒と、前記低温側流体である前記インジェクション管に流入した冷媒とが熱交換されるよう構成され、
    　前記冷媒不足判定部は、前記高温側流体の冷媒の圧力、前記高温側流体の冷媒の循環量、前記低温側流体の冷媒の循環量のいずれか１つ以上をパラメータとして前記温度効率しきい値を変更する請求項１に記載の冷凍装置。
  5. 　前記冷媒不足判定部は、前記高温側流体の冷媒の循環量が増加すると前記温度効率しきい値を小さく変更する請求項３または４に記載の冷凍装置。
  6. 　前記冷媒不足判定部は、前記高温側流体の冷媒の循環量の算出に用いられる前記圧縮機の周波数もしくは前記圧縮機の吸入密度に基づいて前記温度効率しきい値を変更する請求項３または４に記載の冷凍装置。
  7. 　前記冷媒不足判定部は、前記圧縮機の吸入密度の算出に用いられる前記圧縮機の吸入圧力もしくは前記圧縮機の吸入温度に基づいて、前記温度効率しきい値を変更する請求項６に記載の冷凍装置。
  8. 　前記冷媒不足判定部は、前記空気流量を変動させる前記熱源側ファンの出力割合が減少すると前記温度効率しきい値を小さく変更する請求項３に記載の冷凍装置。
  9. 　前記冷媒不足判定部は、前記インジェクション量調整弁の開度、前記インジェクション量調整弁の上流と下流との差圧、前記インジェクション量調整弁の上流の密度、前記インジェクション量調整弁の上流の圧力、および前記インジェクション量調整弁の上流の温度のいずれか１つ以上をパラメータとして前記温度効率しきい値を変更する請求項４に記載の冷凍装置。
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