圧縮機、凝縮器、膨張弁及び蒸発器が順次接続された冷凍サイクルと、前記圧縮機の回転数を制御する熱源側制御装置及び前記冷凍サイクルの熱源側物理量を検知する熱源側物理量検知センサを有する熱源側装置と、前記膨張弁の開度を制御する負荷側制御装置及び前記冷凍サイクルの負荷側物理量を検知する負荷側物理量検知センサを有する負荷側装置と、前記熱源側装置と前記負荷側装置との間で情報を共有するための情報中継器とを備え、前記負荷側制御装置は、前記圧縮機の起動時の前記膨張弁の起動制御を、前記負荷側物理量検知センサの検知結果と前記情報中継器を介して取得した前記熱源側物理量検知センサの検知結果とを用いて行うことを特徴とする冷凍サイクル装置。前記起動制御は、前記圧縮機の起動時に前記膨張弁の開度を所定の開度まで開いた後、前記負荷側物理量検知センサの検知結果と前記熱源側物理量検知センサの検知結果とを用いて算出された、圧縮機流量と膨張弁流量とが一致するように前記膨張弁の開度を制御する制御であることを特徴とする請求項1記載の冷凍サイクル装置。前記圧縮機流量と前記膨張弁流量の算出を前記情報中継器が行うことを特徴とする請求項2記載の冷凍サイクル装置。前記情報中継器は、前記熱源側物理量検知センサにより検知した、圧縮機回転数及び冷媒圧力情報から前記圧縮機流量を算出し、前記冷媒圧力情報と前記負荷側物理量検知センサにより検知した前記膨張弁の現在の開度と予め記憶した膨張弁流量特性とに基づいて前記膨張弁流量を算出することを特徴とする請求項2又は請求項3記載の冷凍サイクル装置。前記所定の開度が、前記圧縮機流量と前記膨張弁流量とを一致させるための開度以上の開度に予め設定されていることを特徴とする請求項2乃至請求項4の何れか1項に記載の冷凍サイクル装置。前記熱源側制御装置は、前記圧縮機の起動時、必要な冷却能力が得られるように前記圧縮機の回転数を増速させる制御を行っており、前記起動制御中に前記膨張弁の開度が所定開度以上となったときには前記圧縮機の回転数の増速を制限することを特徴とする請求項1乃至請求項5の何れか1項に記載の冷凍サイクル装置。前記負荷側制御装置は、前記起動制御中に起動完了条件を満たすことを検知すると、前記膨張弁の制御を、前記起動制御から、前記蒸発器出口の過熱度を目標過熱度に一定に保つ通常制御に切り替えることを特徴とする請求項1乃至請求項6の何れか1項に記載の冷凍サイクル装置。前記起動完了条件は、前記圧縮機起動から所定時間が経過したこと、であることを特徴とする請求項7記載の冷凍サイクル装置。前記起動完了条件は、前記蒸発器出口の過熱度が前記目標過熱度に一致したこと、であることを特徴とする請求項7記載の冷凍サイクル装置。前記冷凍サイクルは、前記圧縮機及び前記凝縮器を有する熱源側装置に、前記蒸発器及び前記膨張弁を有する複数の負荷側装置を並列接続した構成を有し、前記複数の負荷側装置のうちの複数を稼働する場合、稼働負荷側装置毎に膨張弁流量を演算して合計膨張弁流量を演算し、前記合計膨張弁流量が前記圧縮機流量と一致するように、前記稼働負荷側装置それぞれの膨張弁の開度を制御することを特徴とする請求項1乃至請求項9の何れか1項に記載の冷凍サイクル装置。前記情報中継器は、前記負荷側装置の稼働台数に応じた膨張弁流量特性を予め記憶しており、前記負荷側装置の稼働状況に応じて該当の膨張弁流量特性を選択し、前記膨張弁流量特性に基づいて前記膨張弁流量を演算することを特徴とする請求項10記載の冷凍サイクル装置。熱源側装置と負荷側装置が例えば別メーカーの場合のように、お互いの情報を共有する点について考慮されていない装置同士を組み合わせて冷凍サイクル装置を構成する場合、負荷側装置で膨張弁制御を行うにあたり、熱源側装置との情報共有ができないため、負荷側装置内でいわばクローズ的な制御にならざるを得ない。このようなクローズ的な膨張弁制御は、冷媒回路が安定した状態では問題ないものの、圧縮機の起動時のような過渡的状況では適切な制御が行えないという問題があった。なお、熱源側装置と負荷側装置が別メーカーの場合に限らず、同一メーカーであっても圧縮機起動時に負荷側装置内でのクローズ的な制御は避けて、適切な膨張弁制御を行いたい点は同じである。また、前記特許文献1の冷凍サイクル装置の運転方法では、起動直後の段階で圧縮機の回転数を、室温などの条件に応じた目標回転数まで上昇させている。しかしながら、回転数が目標回転数に達するまでの間、膨張弁の開度制御を行っていないため、冷媒量の分布は成り行きとなり、圧縮機への液バックや吸入圧力の急低下等が発生する可能性があった。また、圧縮機回転数の目標回転数までの増加を完了した後に膨張弁制御を開始するため、適正な冷媒量分布になるまでの時間が長くなってしまうという問題があった。本発明は上記のような課題の一つを解決するためになされたもので、圧縮機起動時に適切な膨張弁制御が可能な冷凍サイクル装置を提供することを目的とする。本発明に係る冷凍サイクル装置は、圧縮機、凝縮器、膨張弁及び蒸発器が順次接続された冷凍サイクルと、圧縮機の回転数を制御する熱源側制御装置及び冷凍サイクルの熱源側物理量を検知する熱源側物理量検知センサを有する熱源側装置と、膨張弁の開度を制御する負荷側制御装置及び冷凍サイクルの負荷側物理量を検知する負荷側物理量検知センサを有する負荷側装置と、熱源側装置と負荷側装置との間で情報を共有するための情報中継器とを備え、負荷側制御装置は、圧縮機の起動時の膨張弁の起動制御を、負荷側物理量検知センサの検知結果と情報中継器を介して取得した熱源側物理量検知センサの検知結果とを用いて行うものである。圧縮機起動時の過渡的状況において適切な膨張弁制御を負荷側装置にて行うにあたっては、熱源側物理量検知センサの検知結果が必要とされるが、本発明では、圧縮機起動時に熱源側物理量検知センサの検知結果を情報中継器を介して負荷側装置が取得し、その検知結果を用いて膨張弁の起動制御を行うので、圧縮機起動時に適切な膨張弁制御が可能である。図1は、本発明の一実施の形態に係る冷凍サイクル装置の冷媒回路構成を示す図である。この冷凍サイクル装置100は、冷媒を循環させる冷凍サイクルを搭載し、ショーケースや、冷蔵庫、冷凍庫等に使用されるものである。なお、図1を含め、以下の図面では各構成部材の大きさの関係が実際のものとは異なる場合がある。冷凍サイクル装置100は、熱源側装置であるコンデンシングユニット1と、冷却対象の負荷側装置である冷凍庫2とを備えており、冷凍庫2にはユニットクーラ3がここでは2台設置されている。この2台のユニットクーラ3は同様の構成となっており、コンデンシングユニット1に対して並列に接続されている。なお、図1ではユニットクーラ3を2台設置されている場合を例示したが、設置台数を限定するものではない。例えば、1台のユニットクーラ3を設置してもよく、3台以上のユニットクーラ3を設置してもよい。コンデンシングユニット1には、回転数を可変することが可能な圧縮機4と、凝縮器5と、レシーバ7と、エコノマイザ過冷却熱交換器8とが順次直列に接続されて搭載されている。また、コンデンシングユニット1には、凝縮器5に空気を送風する送風機6と、エコノマイザ8から流出した冷媒の一部を圧縮機4にインジェクションするインジェクション配管10と、インジェクション配管10に流れる冷媒の流量を調節するためのエコノマイザ膨張弁9とを備えている。コンデンシングユニット1には更に、圧縮機4の吸入圧力Psを検知する吸入圧力センサ17aと、圧縮機4の吐出圧力Pdを検知する吐出圧力センサ17bとを備えている。また、コンデンシングユニット1には熱源側制御装置11が設けられている。熱源側制御装置11は、吸入圧力センサ17a及び吐出圧力センサ17bで検知した冷媒圧力情報や、ユニットクーラ3に設けた後述の負荷側制御装置15からの情報に基づいて圧縮機4の回転数制御等の冷凍サイクル装置100全体の制御を行う。ユニットクーラ3は、液電磁弁12と、膨張弁13と、蒸発器14とを備えている。膨張弁13は開度Eを調整可能な電動膨張弁で構成されており、その開度Eは負荷側制御装置15からのパルス信号により変更可能となっている。また、ユニットクーラ3は、蒸発器14の入口側の冷媒温度を検知する入口側温度センサ18aと、蒸発器14の出口側の冷媒温度を検知する出口側温度センサ18bとを備えている。ユニットクーラ3は更に、入口側温度センサ18a及び出口側温度センサ18bにより検知した温度情報や、後述の情報中継器16を介して熱源側制御装置11から取得した情報に基づいて膨張弁13及び液電磁弁12の制御を行う負荷側制御装置15を備えている。冷凍サイクル装置100には更に、熱源側制御装置11及び負荷側制御装置15の情報を統合管理し、必要に応じて熱源側制御装置11及び負荷側制御装置15のそれぞれが有する情報を他方に伝達する情報中継器16を備えている。この情報中継器16により、コンデンシングユニット1と冷凍庫2とが仮に別メーカーであったとしても、互いの情報の共有が可能となる。コンデンシングユニット1と各ユニットクーラ3とは延長配管により接続され、圧縮機4、凝縮器5、レシーバ7、エコノマイザ8、液電磁弁12、膨張弁13及び蒸発器14が順次接続されて冷凍サイクルが構成されている。なお、冷凍サイクルの構成は図示のものに限定されず、少なくとも圧縮機4、凝縮器5、膨張弁13及び蒸発器14を備えた構成とすればよい。また、他に例えば四方弁を設けて圧縮機4から吐出された冷媒の流路を変え、冷房及び暖房運転可能なものとしてもよい。<冷凍サイクル装置100の動作>図2は、図1の冷凍サイクル装置の安定運転時におけるP-h線図冷媒の圧力と比エンタルピとの関係を示す線図である。図2におけるA~Hは、図1のA~Hに示す各配管位置における冷媒状態を示している。以下、冷凍サイクル装置100の動作について図1及び図2を参照して説明する。圧縮機4から吐出された高温高圧のガス冷媒状態Aは、凝縮器5で外気に放熱することにより凝縮して高圧液冷媒状態Bとなる。凝縮器5に空気を送風する送風機6は冷媒の凝縮圧力が所定値となるように風量調整されており、凝縮器5からの放熱量を調整している。おおよそ、凝縮温度は外気温度よりも10°C程度高い温度に調整される。凝縮器5から流出した高圧液冷媒は一旦レシーバ7に入る。レシーバ7では、この冷凍サイクル内に封入された余剰分の液冷媒を貯留するため、液とガスの共存状態となり、状態Bは飽和液となる。続いてレシーバ7を流出した液冷媒はエコノマイザ8に流入する。エコノマイザ8では、レシーバ7を流出した液冷媒と、その液冷媒の一部が分岐された後にエコノマイザ膨張弁9で減圧された中間圧二相冷媒状態Fとが熱交換する。エコノマイザ8で中間圧二相冷媒状態Fと熱交換することにより過冷却度を大きくした液冷媒状態Cはコンデンシングユニット1を流出し、ユニットクーラ3へ流入する。一方、エコノマイザ8から流出後、分岐されてエコノマイザ膨張弁9で減圧された中間圧二相冷媒状態Fは、エコノマイザ8で液冷媒と熱交換することによりガス化してガス冷媒状態Gとなり、圧縮機4にインジェクションされる。ユニットクーラ3に流入した液冷媒は、液電磁弁12を通過し、膨張弁13によって低圧まで減圧され、低圧二相冷媒状態Dとなって蒸発器14へと流入する。蒸発器14に流入した低圧二相冷媒は、冷却対象である冷凍庫2内の空気と熱交換して蒸発し、低圧ガス冷媒状態Eとなり再び圧縮機4に吸入される。圧縮機4の内部では、中間圧まで圧縮された冷媒と、インジェクションされるガス冷媒状態Gが合流して中間圧ガス冷媒となり状態H、更に高圧まで圧縮されて再び圧縮機4から吐出される。このようにして冷却対象である冷凍庫2内を設定温度まで冷却する運転が行われる。<冷凍サイクル装置の制御>図3は、本発明の一実施の形態に係る冷凍サイクル装置の制御フローチャートである。冷凍サイクル装置100は、圧縮機4の起動が指示されるとS1、圧縮機4の回転数制御後述の図4を開始すると共に、膨張弁13の起動制御後述の図6を開始するS2。そして、冷凍サイクルの冷媒状態が安定して圧縮機4の起動が完了したと判定するS3と、引き続き圧縮機回転数制御を行うと共に、膨張弁13の制御を通常制御後述の図6に切り替えるS4。起動完了の判定は、例えば蒸発器14出口の過熱度SHが目標過熱度例えば5°CSHmまで低下したことを起動完了と判定する。これは、目標過熱度付近まで過熱度SHが低下したことで、蒸発器14内部に十分液冷媒が存在し、起動前に蓄えられていた熱容量分を除去できて冷媒状態が安定したと判断できるためである。なお、起動完了条件はこれに限られたものではなく、予め設定した所定時間が経過したことを起動完了と判定するようにしてもよい。そして、ステップS4を運転停止が指示されるまで継続し、運転停止が指示されるとS5、圧縮機4の運転及び膨張弁13の制御を停止するS6。以下、まず、圧縮機回転数制御について説明する。圧縮機回転数制御図4は、本発明の一実施の形態に係る冷凍サイクル装置の圧縮機回転数制御のフローチャートである。圧縮機4は、蒸発器14の蒸発温度ETが目標蒸発温度ETmになるように回転数制御される。目標蒸発温度ETmは、冷凍庫2の設定温度よりも例えば10°C程度低い温度に設定され、冷凍庫2の設定温度が例えば-10°Cに設定された場合、コンデンシングユニット1の蒸発温度目標は例えば-20°C程度に設定される。そして、コンデンシングユニット1に設置された熱源側制御装置11は、図4に示した処理を圧縮機制御周期毎例えば10秒毎に行い、圧縮機4の回転数制御を行う。具体的にはまず、運転状態検知として吸入圧力センサ17aにより吸入圧力Psを検知しS11、状態量演算として吸入圧力Psに基づき実際の蒸発温度ETを演算するS12。そして、熱源側制御装置11は、目標蒸発温度ETmとステップS12で演算した蒸発温度ETとに基づいて圧縮機4の回転数を決定するS13。具体的には、ステップS12にて求めた実際の蒸発温度ETが目標蒸発温度ETmより高い場合には、現在よりも回転数を大きく、実際の蒸発温度ETが目標蒸発温度ETm以下の場合には、現在よりも小さく、というように実際の蒸発温度ETが目標蒸発温度ETmとなるように回転数を決定する。熱源側制御装置11は、このようにして決定した回転数となるように圧縮機4を制御するS14。なお、どの程度回転数を大きくするか又は小さくするかは任意に設定可能である。圧縮機4では以上の回転数制御が採用されるため、具体的な動作は以下のようになる。圧縮機4の起動前は冷凍庫2内の冷却が行われていない状態であるため、通常、冷凍庫2内の空気温度は設定温度よりも比較的高温になっている。このため、圧縮機起動直後の冷凍サイクルの蒸発温度は目標蒸発温度ETmよりも相当程度高い。よって、この状態で圧縮機4を起動させると、後述の図9aに示すように、圧縮機4は予め設定した起動回転数F0で立ち上がり、その後、速やかに庫内空気温度を低下させるべく、増速可能な最大幅で圧縮機制御周期毎に圧縮機4の回転数が増速する動作となる。そして、冷却負荷が小さくなり蒸発温度ETが目標蒸発温度ETmに近づくと、それに伴って圧縮機4の回転数の増速率が低減するように調整される。このような圧縮機回転数制御により、ユニットクーラ3の蒸発器14の蒸発温度ETは設定温度よりも10°C程度低い目標蒸発温度ETmとなり、十分な冷却能力で冷凍庫2を冷却できる。なお、ここでは制御目標を蒸発温度とした例を説明したが、冷凍庫2の庫内空気温度そのものとしてもよい。すなわち、庫内空気温度が設定温度より大幅に高い場合には、増速可能な最大幅で圧縮機制御周期毎に圧縮機4の回転数を増速し、庫内空気温度と設定温度との差が小さくなるにつれて徐々に圧縮機回転数Fzの増速率を低減する動作とする。このような制御としても前述と同様に十分な冷却能力で冷凍庫2を冷却できる。次に、膨張弁制御について説明する。膨張弁制御は、上述の図3のフローチャートからも明かなように、大きく分けて圧縮機起動時に適用される起動制御と、冷凍サイクル安定時に適用される通常制御とを有している。通常制御は従来と同様に負荷側冷凍庫2側と熱源側コンデンシングユニット1側との情報通信が不要で、負荷側でクローズ的に実施される制御である。以下ではまず、通常制御について説明し、その後、本発明の特徴部分である起動制御について説明する。膨張弁通常制御過熱度目標制御図5は、本発明の一実施の形態に係る冷凍サイクル装置の膨張弁通常制御のフローチャートである。まず、ユニットクーラ3に設置された負荷側制御装置15は運転状態検知として入口側温度センサ18aにより蒸発器14の入口側の冷媒温度を検知すると共に、出口側温度センサ18bにより蒸発器14の出口側の冷媒温度を検知し、その温度差を蒸発器14出口の過熱度SHとして認識するS21。そして、ステップS21にて求めた実際の過熱度SHが例えば2°C~5°C程度に設定されている目標過熱度SHmに一致するように膨張弁開度Eを決定するS22。具体的には、実際の過熱度SHが目標過熱度SHmよりも大きい場合は膨張弁開度Eを現在よりも大きくし、実際の過熱度SHが目標過熱度SHmよりも小さい場合には膨張弁開度Eを現在よりも小さくする。そして、負荷側制御装置15は、決定した開度Eとなるように膨張弁13を制御するS23。なお、ステップS23においてどの程度開度を大きく又は小さくするかは、任意に設定可能である。負荷側制御装置15は、図5に示した処理を膨張弁制御周期毎例えば15秒毎に行って自己の膨張弁13の開度Eを制御する。なお、通常制御ではユニットクーラ3内に備えた蒸発器14の過熱度SHに基づき膨張弁開度Eを決定するため、各ユニットクーラ3が独立して膨張弁制御を行うことができる。膨張弁起動制御膨張弁起動制御は、圧縮機起動時に吸入圧力を急低下させることなく、かつ、液バックを発生させることなく冷媒量の分布を速やかに安定状態とすることが可能な冷凍サイクル装置を得ることを目的とした制御である。コンデンシングユニット1が運転していない状態つまり圧縮機4が起動していない状態では、冷凍庫2内の空気温度及び蒸発器14の冷媒温度などは比較的高温となっている。このため、圧縮機4の起動直後から冷媒量分布が安定するまでの数分間は、膨張弁13を通常制御の場合のように過熱度目標制御とすると以下のように不具合が生じてしまう。例えば、圧縮機起動直後は、蒸発器14に流入した冷媒が蒸発器14の熱容量によってすぐに蒸発し、蒸発器14出口の過熱度SHが目標過熱度SHmを超えて過熱された状態となる。このため、過熱度目標制御とすると、過熱度SHを目標過熱度SHmに一致させようとして膨張弁開度Eを大きくし、冷媒流量を増加させることになるが、膨張弁開度大の状態を終了するタイミングを見誤り、必要以上に長く継続してしまうと、液冷媒が蒸発器14に溜まり込み、蒸発器14の熱容量が取り去られた時点で激しく液バックしてしまう。これを回避するため、起動直後の初期状態から膨張弁開度Eを小さくした場合、今度は以下の問題が生じる。膨張弁開度Eが小さいと冷媒流量が制限されるため、なかなか蒸発器14に液冷媒が移動せず、蒸発器14出口の過熱度SHが過大となったままの状態が続き、長時間冷却能力が得られない運転状態となる。そこで、本実施の形態においては次の図6に示す起動制御を行う。図6は、本発明の一実施の形態に係る冷凍サイクル装置の膨張弁起動制御のフローチャートである。ここでまず、膨張弁起動制御の概要について簡単に説明すると、膨張弁起動制御は、膨張弁流量と圧縮機流量とが一致するように膨張弁13の開度を制御することにある。なお、コンデンシングユニット1と冷凍庫2が同一メーカーの場合、また異なるメーカーの場合のどちらの場合も、膨張弁流量と圧縮機流量の算出に必要な特性データ等を予め情報中継器16に記憶させておき、その特性データと、コンデンシングユニット1側及び冷凍庫2側から取得した情報に基づき、情報中継器16にて膨張弁流量と圧縮機流量の算出を行う。そして、その算出結果を情報中継器16から負荷側制御装置15に送信し、負荷側制御装置15は、情報中継器16から受信した膨張弁流量と圧縮機流量に基づいて、膨張弁流量と圧縮機流量が一致するように膨張弁13を制御する。なお、膨張弁流量と圧縮機流量の算出にあたっては、冷凍庫2側で検知した温度情報蒸発器14の入口側の冷媒温度、蒸発器14の出口側の冷媒温度は使用せず、冷凍庫2側で検知した膨張弁13の現在の開度と、コンデンシングユニット1側で検知した物理量圧縮機4の回転数、蒸発器14の入口側の冷媒温度、蒸発器14の出口側の冷媒温度とを用いて行うようにしている。以下、膨張弁起動制御について図6を参照して説明する。なお、図6に示す各ステップの処理は、負荷側制御装置15で膨張弁起動制御を開始してから、熱源側制御装置11及び情報中継器16も含めて冷凍サイクル装置全体で行われる処理であり、負荷側制御装置15で行われる処理だけを示したものではない。圧縮機4が起動すると、負荷側制御装置15は自己の膨張弁13に対して起動制御を開始する。まず運転状態を検知する。具体的には、情報中継器16が現在の圧縮機回転数Fzと膨張弁差圧ΔPvとを検知するS31。膨張弁差圧ΔPvは圧縮機4の前後の差圧とされ、吸入圧力センサ17aにより検知された吸入圧力Psと吐出圧力センサ17bにより検知された吐出圧力Pdとの差分を算出することにより求められる。圧縮機回転数Fz、吸入圧力Ps及び吐出圧力Pdの情報は熱源側制御装置11が保持しているため、情報中継器16は、これらの情報を取得して膨張弁差圧ΔPvを算出する。ついで、情報中継器16は、冷凍サイクルの状態量として圧縮機流量蒸発器出口流量Gcと膨張弁流量蒸発器入口流量Gvとを演算するS32。圧縮機流量Gcは、圧縮機回転数Fzと吸入圧力Psとから以下のようにして演算される。情報中継器16には予め圧縮機1回転あたりの吸入容積[m3]が記憶されており、この吸入容積に、吸入圧力Psから推定される吸入冷媒密度ρs[kg/m3]と圧縮機回転数Fz[1/sec]とを乗算することにより算出する。圧縮機流量Gcの算出にあたっては、図7に示すような圧縮機回転数Fzここでは30rps、50rps、70rpsを例示に応じた吸入圧力Psと圧縮機流量Gcとの関係式を予め情報中継器16に記憶しておき、この関係式に基づいて圧縮機流量Gcを求めるようにしてもよい。また、膨張弁流量Gvは、情報中継器16に予め記憶された図8に示す膨張弁流量特性に基づいて以下のようにして演算される。図8aは、膨張弁開度-流量係数特性を示す図である。図8bは、膨張弁差圧ΔPvここでは0.5MPa、1.0MPa、1.5MPa、2.0MPaに応じた流量係数-膨張弁流量特性を示す図である。負荷側制御装置15は現在の膨張弁13の開度を把握しており、現在の膨張弁開度Eを情報中継器16に送信する。情報中継器16は予め記憶した、図8aに示す膨張弁開度-流量係数特性とに基づいて、まず流量係数を求める。ここではユニットクーラ1台のみ稼働しているものとすると、1台稼働用の流量特性に基づいて流量係数を求める。そして、流量係数と現在の膨張弁差圧ΔPvと図8に示す流量係数-膨張弁流量特性とに基づいて膨張弁流量Gvを求める。以上により、情報中継器16にて圧縮機流量Gcと膨張弁流量Gvとが算出された。負荷側制御装置15は、情報中継器16にて算出された圧縮機流量Gcと膨張弁流量Gvとを取得し、圧縮機流量Gcと膨張弁流量Gvとが一致するように膨張弁開度Eを決定するS33。具体的には、圧縮機流量Gcが膨張弁流量Gvよりも大きい場合は膨張弁開度Eを現在よりも大きくし、圧縮機流量Gcが膨張弁流量Gvよりも小さい場合は膨張弁開度Eを現在よりも小さくする。負荷側制御装置15は、このようにして決定した開度となるように膨張弁13を制御するS34。なお、ステップS33においてどの程度開度を大きくするか又は小さくするかは任意に設定可能である。なお、図8a及び図8bに示す流量特性は、負荷側制御装置15に記憶されていてもよい。冷凍サイクル装置は、図6に示した処理を膨張弁制御周期毎例えば15秒毎に行い、負荷側制御装置15が自己の膨張弁開度Eを制御する。なお、ユニットクーラ3が2台とも稼働しているときは、膨張弁開度-流量係数特性に基づいて各膨張弁13それぞれの流量係数を求め、それぞれの流量係数と流量係数-膨張弁流量特性とに基づいて各膨張弁13それぞれの膨張弁流量Gvを算出する。そして、これらを合計した合計膨張弁流量Gvと圧縮機流量Gcとが一致するように膨張弁開度Eを決定する。これにより、ユニットクーラ3の稼働状況を加味して圧縮機流量Gcに適応した膨張弁開度に制御することが可能となる。このように圧縮機流量蒸発器出口流量Gcと膨張弁流量蒸発器入口流量Gvとを一致させるようにすると、圧縮機回転数Fzが増速していく過渡状況においても蒸発器14内の冷媒量が変化しないようにすることができる。すなわち、圧縮機回転数Fzが時々刻々変化する起動時においても、蒸発器14内の冷媒量を安定させることが可能となり、液バックに至る状況や蒸発器14内の液冷媒が消失して圧縮機4の吸入圧力Psが急低下してしまうなどの不具合を回避することができる。なお、圧縮機起動直後の膨張弁13の初期開度E0は、圧縮機流量Gcと膨張弁流量Gvとが一致するように予め実験等により求められた開度が設定される。膨張弁13の初期開度E0が小さすぎてしまうと、吸入圧力Psが一気に低下して圧縮機4が緊急停止してしまう状況となる。また、初期開度E0が大きすぎてしまうと、蒸発器14内部に急速に液冷媒が溜まり込み、継続的な液バックが発生してしまう状況となる。何れも、信頼性を低下させる現象である。よって、圧縮機流量Gcと膨張弁流量Gvとが一致するように初期開度E0を決めることで、これらの不具合を解消する起動を可能としている。ところで、起動制御から通常制御に切り替わって冷凍サイクルが安定した状態では、通常、蒸発器14に内容積の20程度、液冷媒が存在する。このため、圧縮機起動時に膨張弁13を開いてからある程度液冷媒が蒸発器14に溜まり込むまでの間、例えば圧縮機起動から30秒程度は、膨張弁流量Gvの方が大きくなるように膨張弁開度Eを設定してもよい。すなわち圧縮機流量Gcと膨張弁流量Gvが一致するようにするための開度よりも大きい開度としてもよい。このようにすると、起動直後に蒸発器14に液冷媒を必要量だけ移動できるので、より速やかに冷凍サイクルを安定させることができる。図9は、本発明の一実施の形態に係る冷凍サイクル装置の起動から安定状態に至るまでの制御状況を示すタイムチャートである。図9aは、横軸に時間、縦軸に圧縮機回転数Fzを示している。図9bは、横軸に時間、縦軸に膨張弁開度Eを示している。図9cは、横軸に時間、縦軸に過熱度SHを示している。図9dは、横軸に時間、縦軸に吸入圧力Psを示している。膨張弁開度Eは、圧縮機起動と同時に起動制御を開始し、起動直後は予め設定された初期開度E0で開かれ、その後、上述したように圧縮機流量Gcと膨張弁流量Gvとが一致するように制御される。ところで、一般の冷凍サイクル装置は、ポンプダウンされた状態で停止している。ポンプダウンとは、冷凍サイクル内に拡散された冷媒を高圧側に収集する運転である。ポンプダウンされていると、蒸発器14内部に液冷媒は存在せず、高圧側に液冷媒が押し込まれた状態であり、膨張弁13の上流には常に液冷媒が存在している。したがって、起動初期は膨張弁13の上流の液冷媒が膨張弁13に流入するため、圧縮機流量Gcよりも膨張弁流量Gvが多く、図9bに示すように膨張弁開度Eを絞る動作となる。なお、停止中は液電磁弁12が閉塞され、膨張弁13は次の圧縮機起動に備えて初期開度E0に調整されている。そして、圧縮機4の吸入圧力Psは、ポンプダウンされていることにより起動直後は低い状態となっているが、膨張弁13の起動制御で液電磁弁12が開放されるのと同時に一気に高圧に接近し、その後、蒸発器14の熱交換性能に応じた蒸発圧力Ps0に近づいていく。このとき、過熱度SHは起動直後からしばらく大きい状態が維持される。これは、起動直後は蒸発器14の熱容量によって蒸発器14の出口冷媒の温度が庫内空気温度とほとんど等しい状態となるためである。そして、蒸発器14の熱容量が取り去られるにつれて、過熱度SHは徐々に小さくなっていく。そして、過熱度SHが目標過熱度SHmまで低下すると起動完了と判断され、すなわち冷凍サイクルが安定状態に移行したと判断でき、膨張弁13が通常制御目標過熱度制御に切り替えられる。これにより過熱度SHが目標過熱度SHmに一定に保たれる。なお、上記では起動後のポンプダウンにより膨張弁13の上流に常に液冷媒が存在する場合について説明した。しかしながら、冷凍サイクル装置100を長期停止した場合などには膨張弁13の上流に液冷媒が存在せず、ガス冷媒が存在している場合がある。この場合、液電磁弁12の開放により膨張弁13にガス冷媒が流入し、膨張弁流量Gvが一気に低下する。このため、膨張弁13を初期開度E0から膨張弁制御周期毎に開度を大きくし、全開まで大きくしてもなお、過熱度SHが上昇し、吸入圧力Psが急低下する。このような状況に対応するため、本例では、起動制御中に膨張弁13の開度Eが全開付近まで大きくなっている場合、それ以上の圧縮機回転数の増速を行わないようにしている。具体的な制御としては、起動制御中に膨張弁13の開度Eが全開付近の所定開度以上であるとき、圧縮機4の回転数の増速を制限する制御を行う。膨張弁開度Eをそれ以上大きくできないような状況で圧縮機4の回転数を更に増速してしまうと、圧縮機流量Gcよりも膨張弁流量Gvの方が小さくなって過熱度SHが異常上昇し、吸入圧力Psの異常低下や、吐出温度が異常上昇する等の不具合が生じる可能性がある。このため、膨張弁13の開度Eが全開付近のときには圧縮機4の増速を制限することで、これらの不具合を防止し、速やかに冷凍サイクルを安定させることが可能となる。以上説明したように本実施の形態によれば、膨張弁制御を行う負荷側制御装置15と、圧縮機制御を行う熱源側制御装置11との間で情報を共有する情報中継器16を設けたので、圧縮機起動時のような急激な冷媒移動が起こる状況において、熱源側制御装置11から得た情報を用いて負荷側制御装置15側で適切な膨張弁制御を行うことができる。よって、コンデンシングユニット1と冷凍庫2とが同一メーカーの場合はもちろんのこと、仮に別メーカーであったとしても、お互いの制御情報を共有して優れた膨張弁制御が可能となる。具体的には、本例の膨張弁起動制御では、外乱を多く含む温度情報を使用せず、圧縮機回転数Fzと冷媒圧力情報を使用して膨張弁開度Eを決定するようにしたので、圧縮機起動時のように急激な冷媒移動が起こる状況においても、冷凍サイクルの時間遅れ熱交換器等、要素部品の熱容量によって、温度センサが検知する温度と実際の冷媒温度に差が生じること、あるいは、膨張弁等に動作指示をしてから動作を完了するまで、制御上の開度と実際の開度に差が生じること等に影響されない適正な膨張弁開度制御を行うことができる。すなわち、熱交換器や接続配管などの要素部材の熱容量による悪影響を排除した膨張弁開度制御とすることで、過熱度SHの異常上昇、吸入圧力Psの異常低下及び吐出温度の異常上昇を回避することができる。また、膨張弁起動制御の具体的な制御内容としては、圧縮機起動時に圧縮機流量Gcと膨張弁流量Gvとが一致するように膨張弁開度Eを制御するようにしたので、圧縮機回転数Fzが時々刻々変化する過渡的状況においても、蒸発器14内の冷媒量を安定させることが可能となり、液バックや吸入圧力Psの急低下を回避することができる。また、圧縮機起動直後から膨張弁13の開度制御を開始するため、従来の圧縮機回転数増速過程終了後に膨張弁13の開度制御を開始する場合に比べて冷媒量の分布を速やかに安定状態まで制御することができる。このように圧縮機起動時から冷媒安定状態までの移行を短時間化できるため、省エネにも寄与できる。また、コンデンシングユニット1と冷凍庫2とが別メーカーであったとしても、膨張弁流量と圧縮機流量の算出に必要な特性データ等を予め情報中継器16に記憶させておくことで、その特性データと、コンデンシングユニット1側及び冷凍庫2側から取得した情報とに基づき、膨張弁流量と圧縮機流量とを情報中継器16にて算出できる。また、情報中継器16でシステム構成全体を把握できるので、コンデンシングユニット1あるいはユニットクーラ3が複数台接続されていても、合計流量の演算処理を速やかに行うことができる。なお、膨張弁流量と圧縮機流量の算出は情報中継器16に限られず、膨張弁流量は負荷側制御装置15で算出し、圧縮機流量は熱源側制御装置11で算出するようにしてもよい。ただし、上記の観点から情報中継器16にて行うことが望ましい。また、起動制御中に膨張弁開度Eが全開付近のとき、圧縮機4を現在以上に増速しないように制限するようにしたので、吸入圧力Psの急低下を防止することができる。また、膨張弁13の通常制御時はユニットクーラ3内に設けた入口側温度センサ18a及び出口側温度センサ18bの検出温度に基づいて開度制御を行えるため、負荷側と熱源側で情報通信が不要であり、制御動作を単純化することができる。なお、上記実施の形態では、冷凍サイクルの物理量を検知するセンサとして吸入圧力センサ17a、吐出圧力センサ17b、入口側温度センサ18a及び出口側温度センサ18bを用いたが、これに限られたものではない。また、圧縮機流量及び膨張弁流量の算出方法は上記の方法に限られず、他の物理量を用いて算出するようにしてもよい。