JP2024088181A

JP2024088181A - 冷凍装置

Info

Publication number: JP2024088181A
Application number: JP2022203232A
Authority: JP
Inventors: 典久洞口; 篤塩谷; 隆英伊藤; 拓馬山下; 陽平堀田
Original assignee: Mitsubishi Heavy Industries Ltd
Current assignee: Mitsubishi Heavy Industries Ltd
Priority date: 2022-12-20
Filing date: 2022-12-20
Publication date: 2024-07-02
Also published as: WO2024135029A1

Abstract

【課題】圧縮機における機械損失の低減と、信頼性確保を両立できる－６０℃の超低温を実現するための冷凍装置を提供する。【解決手段】本開示に係る冷凍装置１００は、第一冷媒が循環する低温側冷凍サイクルＣＬと、第二冷媒が循環する高温側冷凍サイクルＣＨと、第一冷媒と第二冷媒とが熱交換するよう、低温側冷凍サイクルと高温側冷凍サイクルとを接続する中間熱交換器１０と、を備え、第一冷媒は、ＣＯ２およびＲ３２を含む混合冷媒であり、第二冷媒は、ＣＯ２であり、低温側冷凍サイクルの圧縮機２に、動粘度が４０℃で５．２ｍｍ２／ｓ以上１９．８ｍｍ２／ｓ以下の冷凍機油が貯留されている。【選択図】図１

Description

本開示は、冷凍装置、特にカスケードサイクル型の冷凍装置に関するものである。

近年、環境保護の観点からＧＷＰ（地球環境係数）値の低い冷媒の使用が求められている。低ＧＷＰを実現可能な冷媒として、ＨＦＣ冷媒および二酸化炭素（ＣＯ_２）冷媒などがある。ＨＦＣ冷媒としては、Ｒ２３およびＲ３２などが知られている。Ｒ２３のＧＷＰは１４，８００である。Ｒ３２のＧＷＰは、６７５である。ＣＯ_２冷媒のＧＷＰは、１である。

このような低ＧＷＰ冷媒を用いた場合、冷凍装置の冷凍能力の妨げとなることがある。特に、－４５℃から－７０℃程度の超低温を目標温度とする冷凍装置では、その影響が顕著である。

低ＧＷＰ冷媒を用いる場合の措置として、冷凍装置に用いられる圧縮機の圧縮比を高めることが考えられる。しかしながら、単に圧縮比を高めた場合、圧縮機の吐出温度が過度に高くなり、所望の冷凍能力を発揮できなくなる虞がある。

特許文献１では、カスケードサイクル型の構成を採用することで、低ＧＷＰと高い冷凍能力とを両立させることが可能な冷凍装置を実現している。カスケードサイクル型の冷凍装置は、低温側冷凍サイクル、高温側冷凍サイクル、およびこれらの間に設けられた中間熱交換器と、を主に備えている。特許文献１において、低温側冷凍サイクルを循環する冷媒はＣＯ_２とＲ３２とを含む混合冷媒であり、高温側冷凍サイクルを循環する冷媒はＣＯ_２のみである。

従来、一般的なＨＦＣ冷媒には、ＩＳＯ粘度グレードＶＧ３２，ＶＧ６８，ＶＧ７５等の冷凍機油が組み合わせられている。ＣＯ_２冷媒には、ＩＳＯ粘度グレードＶＧ６８の冷凍機油が組み合わせられている。

例えば、従来の超低温対応の冷凍装置では、Ｒ２３にアルキルベンゼン油のＩＳＯＶＧ３２（バーレルフリーズ３２ＳＡＭ，松村石油株式会社製）を組み合わせて使用されている。

例えば、特許文献１に記載のカスケードサイクル型の冷凍装置では、両冷凍サイクルにＩＳＯ粘度グレードＶＧ６８の冷凍機油が用いられている。

特開２０２２－５５６０７号公報

特許文献１に記載の冷凍装置は超低温を目標温度とした運転が可能である。超低温で運転した場合、圧縮機外に出た冷凍機油の流動性が低下し、圧縮機への油戻りが悪くなる。これにより機械損失が増加し、圧縮機の機械効率が低下する。適用する冷凍機油の低粘度化により、流動性の低下を抑制できる。しかしながら、冷凍機油の低粘度化は、油膜負荷能力を低下させ、軸受の摩耗、寿命低下および焼付き等による潤滑のトラブルが懸念される。このようなトラブルは、冷凍装置の信頼性を低下させる。

本開示は、このような事情に鑑みてなされたものであって、圧縮機における機械損失の低減と、信頼性確保を両立できる－６０℃の超低温を実現するための冷凍装置を提供することを目的とする。

上記課題を解決するために、本開示の冷凍装置は以下の手段を採用する。
本開示に係る冷凍装置は、第一冷媒が循環する低温側冷凍サイクルと、第二冷媒が循環する高温側冷凍サイクルと、前記第一冷媒と前記第二冷媒とが熱交換するよう、前記低温側冷凍サイクルと前記高温側冷凍サイクルとを接続する中間熱交換器と、を備え、前記第一冷媒は、ＣＯ_２およびＲ３２を含む混合冷媒であり、前記第二冷媒は、ＣＯ_２であり、前記低温側冷凍サイクルの圧縮機に、動粘度が４０℃で５．２ｍｍ^２／ｓ以上１９．８ｍｍ^２／ｓ以下の冷凍機油が貯留されている。

本開示によれば、圧縮機における機械損失の低減と、信頼性確保を両立できる－６０℃の超低温を実現するための冷凍装置となる。

本開示の一実施形態に係る冷凍装置の構成を示す冷媒回路図である。本開示の一実施形態に係る冷凍装置のサイクル線図である。冷媒溶解粘度と油膜厚さとの関係を示す図である。冷媒溶解粘度と動粘度との関係を検討した結果を示す図である。冷媒溶解粘度と動粘度との関係を検討した結果を示す図である。粘度グレードと機械効率比との関係を示す図である。

以下に、本開示に係る冷凍装置の一実施形態について、図面を参照して説明する。

（冷凍装置の構成）
図１は、本実施形態に係る冷凍装置１００の構成を示す冷媒回路図である。冷凍装置１００は、カスケードサイクル型の冷凍装置である。冷凍装置１００は、低温側冷凍サイクルＣＬ、高温側冷凍サイクルＣＨ、低温側冷凍サイクルＣＬと高温側冷凍サイクルＣＨとを接続する中間熱交換器１０、およびガスインジェクション回路９を備えている。

低温側冷凍サイクルでは、室内の空気と冷媒（後述する第一冷媒）との間で熱交換が行われる。高温側冷凍サイクルＣＨでは、外気と冷媒（後述する第二冷媒）との間で熱交換が行われる。外気と熱交換した冷媒（第二冷媒）は、中間熱交換器１０で低温側冷凍サイクル側の冷媒（第一冷媒）と熱交換する。

（低温側冷凍サイクルの構成）
低温側冷凍サイクルＣＬは、蒸発器１、第一圧縮機２、低温側膨張弁３（低温側第一膨張弁３１および低温側第二膨張弁３２）および低温側レシーバ８１を有している。

第一圧縮機２、低温側第一膨張弁３１、低温側レシーバ８１、低温側第二膨張弁３２、および蒸発器１は、第一冷媒の流れ方向の上流側から下流側に向かって順に配置され、低温側配管Ｐ１で環状に接続されている。

低温側配管Ｐ１の内部には第一冷媒が充填されている。第一冷媒は、二酸化炭素（ＣＯ_２、ＧＷＰ：１）およびＲ３２（ジフルオロメタン、ＧＷＰ：６７５）を含む混合冷媒である。混合冷媒の主成分は、ＣＯ_２である。Ｒ３２は、混合冷媒の総重量に対して１６重量％以上２２重量％以下の範囲で含まれ得る。混合冷媒において、ＣＯ_２およびＲ３２は、ＣＯ_２：Ｒ３２＝７８：２２（重量比）で混合され得る。

第一圧縮機２は、蒸発器１から供給された低圧の気相冷媒を圧縮して、高温高圧の気相冷媒を生成する。第一圧縮機２は、高温側冷凍サイクルの圧縮機（後述の第二圧縮機４）よりも大容量である。

第一圧縮機２は、例えばスクロータリー（登録商標）と称される二段圧縮機である。第一圧縮機２では、低圧側（吸入側）としてロータリー圧縮機２１が用いられ、高圧側（吐出側）としてスクロール圧縮機２２が用いられている。ロータリー圧縮機２１とスクロール圧縮機２２とは、同軸に連結されている。

第一圧縮機２は、ラジアル上部軸受およびラジアル下部軸受を備えている（不図示）。ラジアル上部軸受（ドライブ軸受）は、旋回スクロールの背面の端部に配置され、ドライブブッシュを回転可能に支持する。ラジアル下部軸受（メイン軸受）は、駆動軸を回転可能に支持する。第一圧縮機２では、スクロール圧縮機２２よりもロータリー圧縮機２１の方が、軸受の摺動面は大きい。

第一圧縮機２は、第一冷凍機油が貯留される貯留部（不図示）を備えている。貯留部に貯留される第一冷凍機油の基油は、エステル油、エーテル油、グリコール油および鉱物油からなる群から選択される１種または２種以上の油である。第一冷凍機油は、第一圧縮機２内の軸受の摺動面に潤滑油として作用する。第一冷凍機油は、中温中圧雰囲気で作動する。

ＣＯ_２およびＲ３２を含む混合冷媒との組み合わせにおいて、第一冷凍機油の冷媒溶解粘度は、温度４．４℃、絶対圧力２．５ＭＰａで０．３２ｃＰ以上、好ましくは０．４３ｃＰ以上０．５１ｃＰ以下、さらに好ましくは０．４７ｃＰである。

温度４．４℃、絶対圧力２．５ＭＰａでの冷媒溶解粘度が０．３２ｃＰ以上であれば、クライテリアをクリアする厚さの油膜が軸受の摺動面に形成され得る。

温度４．４℃、絶対圧力２．５ＭＰａでの冷媒溶解粘度が０．４３ｃＰ以上であれば、クライテリアの２０％余裕のある油膜厚差を確保できる。温度４．４℃、絶対圧力２．５ＭＰａでの冷媒溶解粘度が０．５１ｃＰ以下であれば、現行機の９０％程度の機械効率を確保できる。

ＣＯ_２およびＲ３２を含む混合冷媒との組み合わせにおいて、第一冷凍機油の冷媒溶解粘度は、温度１２．３℃、絶対圧力２．５ＭＰａで０．３２ｃＰ以上０．８ｃＰ以下、好ましくは０．７０ｃＰ以上０．７８ｃＰ以下、好ましくは０．７４ｃＰである。

圧縮機において信頼性確保のためには第一冷凍機油の粘度は高いほうが有利である。しかしながら、第一冷凍機油の粘度が高すぎると、機械効率が低下する。第一冷凍機油の冷媒溶解粘度が、温度１２．３℃、絶対圧力２．５ＭＰａのとき０．８ｃＰ以下であれば、クライテリアの２倍程度の厚さの油膜が軸受の摺動面に形成されるとともに、機械効率の観点からも現行機対比での大幅な効率低下を回避できる。よって、低段側冷凍サイクルに求められる運転点のうち比較的広い範囲で、信頼性と機械効率を両立できる。

第一冷凍機油の動粘度は、４０℃で５．２ｍｍ^２／ｓ以上１９．８ｍｍ^２／ｓ以下、好ましくは６．１２ｍｍ^２／ｓ以上１６．５ｍｍ^２／ｓ以下、より好ましくは６．１２ｍｍ^２／ｓ以上１１．０ｍｍ^２／ｓ以下、さらに好ましくは７．１４ｍｍ^２／ｓ以上８．１４ｍｍ^２／ｓ以下、最も好ましく７．６４ｍｍ^２／ｓはである。動粘度は、ＪＩＳ－Ｋ２２８３に準拠した方法で測定した値である。

１５℃での第一冷凍機油の密度は、０．９１７ｇ／ｃｍ^３以上０．９２８ｇ／ｃｍ^３以下、好ましくは０．９１７ｇ／ｃｍ^３以上０．９２１ｇ／ｃｍ^３以下、より好ましくは０．９２１ｇ／ｃｍ^３である。密度は、ＪＩＳ－Ｋ２２４９に準拠した方法で測定した値である。

第一冷凍機油の引火点は、１７９℃以上１８５℃以下、好ましくは１７９℃以上１８１℃以下、より好ましくは１８１℃である。引火点は、ＪＩＳ－Ｋ２２６５に準拠した方法で測定した値である。

第一圧縮機２で生成された高温高圧の気相冷媒は、中間熱交換器１０に流入する。中間熱交換器１０では、高温側冷凍サイクルＣＨ中の第二冷媒（低温低圧の液相冷媒）と、低温側冷凍サイクル中の第一冷媒（高温高圧の気相冷媒）との間で熱交換が行われる。これにより、低温側冷凍サイクルＣＬでは、中間熱交換器１０を流通する気相冷媒が凝縮し、高圧の液相冷媒が生成される。

高圧の液相冷媒は、低温側第一膨張弁３１、低温側レシーバ８１および低温側第二膨張弁３２をこの順で通過する。高圧の液相冷媒は、低温側第一膨張弁３１を通過することで一定程度圧力が下がり、中圧中温の液相冷媒となる。この液相冷媒は、低温側レシーバ８１に貯留されて気液分離される。このうち、気相成分はガスインジェクション回路９としての低温側回路９１を通じて第一圧縮機２（具体的には、高圧側のスクロール圧縮機２２の上流側の位置）に供給される。つまり、低温側回路９１を通じて、圧縮される前の低温の第一冷媒（気相成分）が第一圧縮機２に送られる。

低温側レシーバ８１を通過した中温中圧の液相冷媒は、低温側第二膨張弁３２を通過することでさらに圧力が下がり、低温低圧の液相冷媒となる。

低温側第二膨張弁３２を経て低温低圧となった液相冷媒は、蒸発器１に流入する。蒸発器１は、冷凍室（冷凍対象となる部屋）の内部に設けられている。蒸発器１では、冷凍室内の空気と第一冷媒との間で熱交換が行われる。

なお、蒸発器１には、ファンによって冷凍室内の空気を強制的に送ることが望ましい。低温の液相冷媒によって冷凍室内の熱が吸収されることで、冷凍室内の温度が低くなる方向に変化する。つまり、冷凍室内が冷却される。これに伴って、蒸発器１を流通する液相冷媒は、その温度が上昇するとともに、液相から気相に変化する。

蒸発器１を経て気相となった冷媒は再び第一圧縮機２に吸入される。このようなサイクルが連続的に行われることで、冷凍室の温度が所望の値に調節される。

低温側冷凍サイクルの諸元を以下に例示する。
蒸発温度－６２［℃］（ＬＰ＝０．２［ＭＰａＡ］※）
ＨＰ／ＭＰ＝２．４／０．６［ＭＰａＡ］
Ｎｃ＝１０４［ｒｐｓ］
Ｔｓ／Ｔｄ＝－５５／９５［℃］、油温（圧縮機内）＝０［℃］等

※負荷側（ＬＰ側）はほぼ一定であり、ＨＰ側（高温側のＬＰ側）もほぼ一定となるため、圧力条件はあまり大きく変化しない。

ＨＰ：スクロール圧縮機４２の吐出圧力
ＭＰ：ロータリー圧縮機４１の吐出圧力
ＬＰ：ロータリー圧縮機４１の吸入圧力
Ｎｃ：実回転数
Ｔｓ：吸入温度
Ｔｄ：吐出温度

（高温側冷凍サイクルの構成）
高温側冷凍サイクルＣＨは、第二圧縮機４、放熱器５、高温側膨張弁６（高温側第一膨張弁６１および高温側第二膨張弁６２）および高温側レシーバ８２を有している。

第二圧縮機４、放熱器５、高温側第一膨張弁６１、高温側レシーバ８２および高温側第二膨張弁６２は、第二冷媒の流れ方向上流側から下流側に向かって順に配置され、高温側配管Ｐ２によって環状に接続されている。

高温側配管Ｐ２の内部には第二冷媒が充填されている。第二冷媒は、二酸化炭素（ＣＯ_２）のみを含む。

第二圧縮機４は、中間熱交換器１０から供給された低圧の気相冷媒を圧縮して、高温高圧の気相冷媒を生成する。第二圧縮機４は、いわゆるスクロータリー型と呼ばれる二段圧縮機である。低圧側としてロータリー圧縮機４１が用いられ、高圧側としてスクロール圧縮機４２が用いられている。ロータリー圧縮機４１とスクロール圧縮機４２は、同軸に連結されている。

第二圧縮機４は、ラジアル上部軸受およびラジアル下部軸受を備えている（不図示）。ラジアル上部軸受（ドライブ軸受）は、旋回スクロールの背面の端部に配置され、ドライブブッシュを回転可能に支持する。ラジアル下部軸受（メイン軸受）は、駆動軸を回転可能に支持する。第二圧縮機４では、スクロール圧縮機４２よりもロータリー圧縮機４１の方が、軸受の摺動面は大きい。

第二圧縮機４は、第二冷凍機油が貯留される貯留部（不図示）を備えている。貯留部に貯留される第二冷凍機油は、エステル油、エーテル油、グリコール油および鉱物油からなる群から選択される１種または２種以上の油を基油とする。エステル油は、例えば、ポリオールエステル油であってよい。第二冷凍機油は、第二圧縮機４内の軸受の摺動面に潤滑油として作用する。第二冷凍機油は、中温中圧雰囲気で作動する。

ＣＯ_２冷媒との組み合わせにおいて、第二冷凍機油の冷媒溶解粘度は、温度４．４℃、絶対圧力２．５ＭＰａで９．９６ｃＰ以上１０．０４以下、好ましくは１０ｃＰである。

ＣＯ_２冷媒との組み合わせにおいて、第二冷凍機油の冷媒溶解粘度は、温度１２．３℃、絶対圧力２．５ＭＰａで１２．１６ｃＰ以上１２．２４以下、好ましくは１２．２ｃＰである。

第二冷凍機油の動粘度は、４０℃で６１．２ｍｍ^２／ｓ以上７４．８ｍｍ^２／ｓ、好ましくは６８ｍｍ^２／ｓである。

１５℃での第二冷凍機油の密度は、０．９６ｇ／ｃｍ^３である。

第二冷凍機油の引火点は、２５４℃である。

第二圧縮機４で生成された高温高圧の気相冷媒は、放熱器５に流入する。放熱器５は、冷凍室（冷凍対象となる部屋）の外部に設けられている。放熱器５では、第二冷媒と外部の空気との間で熱交換が行われる。

なお、放熱器５には不図示のファンによって外気が強制的に送られることが望ましい。これにより、放熱器５では気相冷媒が凝縮し、高圧の液相冷媒が生成される。

高圧の液相冷媒は、高温側第一膨張弁６１、高温側レシーバ８２および高温側第二膨張弁６２をこの順で通過する。高圧の液相冷媒は、高温側第一膨張弁６１を通過することで一定程度圧力が下がり、中圧中温の液相冷媒となる。この液相冷媒は、高温側レシーバ８２に貯留されて気液分離される。このうち、気相成分はガスインジェクション回路９としての高温側回路９２を通じて第二圧縮機４（具体的には、高圧側のスクロール圧縮機４２の上流側の位置）に供給される。つまり、高温側回路９２を通じて、圧縮される前の低温の第二冷媒（気相成分）が第二圧縮機４に送られる。

高温側レシーバ８２を通過した中温中圧の液相冷媒は、高温側第二膨張弁６２を通過することでさらに圧力が下がり、低温低圧の液相冷媒となる。

高温側第二膨張弁６２を経て低温低圧となった液相冷媒は、中間熱交換器１０に流入する。中間熱交換器１０では、高温側冷凍サイクルＣＨ中の第二冷媒（低温低圧の液相冷媒）と、後述する低温側冷凍サイクル中の第一冷媒（高温高圧の気相冷媒）との間で熱交換が行われる。これに伴って、高温側冷凍サイクルＣＨでは、中間熱交換器１０を流通する液相冷媒の温度が上昇するとともに、液相から気相に変化する。

中間熱交換器１０を経て気相となった冷媒は、再び第二圧縮機４に吸入される。高温側冷凍サイクルＣＨでは、このようなサイクルが連続的に行われる。

（作用効果）
カスケードサイクル型の冷凍装置では、第一圧縮機２および第二圧縮機４で必要とされる圧縮比をそれぞれ小さく抑えることができる。その結果、これら圧縮機から吐出される冷媒の温度（吐出温度）をさらに下げることができる。つまり、冷凍装置１００の冷凍能力をさらに高めることができる。

図２に上記実施形態に係る冷凍装置のサイクル線図を示す。同図において、横軸は比エンタルピ、縦軸は圧力、実線は高温側冷凍サイクルＣＨ、破線は低温側冷凍サイクルＣＬである。図２に示すように、カスケードサイクル型の冷凍装置では、高温側冷凍サイクルＣＨと低温側冷凍サイクルＣＬのサイクル線図が互いに中間位置（中間熱交換器１０）で重畳される。

これにより、高温側冷凍サイクルＣＨのみを用いた場合に比べて、より低い温度にまで冷媒の温度を下げることができる。例えば、高温側冷凍サイクルＣＨの放熱器出口温度が３４℃である場合、低温側冷凍サイクルＣＬでは蒸発温度を－６８℃程度の超低温とすることができる。

カスケードサイクル型の冷凍装置では、低温側冷凍サイクルＣＬと高温側冷凍サイクルＣＨとで異なる種類の冷媒を用いることが可能となる。冷媒としてＣＯ_２を主として用いることにより、低ＧＷＰを実現できる。ＣＯ_２にＲ３２を混合させた混合冷媒は、ＣＯ_２のみを冷媒とした場合に比べて冷凍能力をさらに高めることが可能である。

Ｒ３２の配合を１６重量％以上２２重量％以下にすることで、ＧＷＰを１５０以下に抑え、国際的な規制値以下とすることが可能となる。これにより、低ＧＷＰと高い冷凍能力とを両立させることが可能な冷凍装置１００を提供することができる。

高温側冷凍サイクルＣＨでは、ＣＯ_２のみを第二冷媒として用いることから、Ｒ３２を混合した場合に比べて密度が過度に低くならない。これにより、第二圧縮機４で必要とされる圧縮比を小さく抑えることもできる。

低温側冷凍サイクルＣＬにおいて、動粘度が４０℃で５．２ｍｍ^２／ｓ以上１９．８ｍｍ^２／ｓの冷凍機油を第一圧縮機２に適用することで、信頼性確保と機械損失低減の両立が可能となる。

低温側冷凍サイクルＣＬにおいて、冷媒溶解粘度が温度４．４℃、絶対圧力２．５ＭＰａにおいて０．４３ｃＰ以上０．５１ｃＰ以下である冷凍機油を第一圧縮機２に適用することで、－６０℃で運転させた場合であっても、信頼性確保と機械損失低減の両立が可能となる。

図３に、第一圧縮機２の運転温度時における冷凍機油の冷媒溶解粘度と、軸受の摺動面に形成される油膜厚さとの関係を示す。運転条件は、温度４．４℃または１２．３℃、絶対圧力２．５ＭＰａとした。図３の横軸は冷媒溶解粘度（ｃＰ）、縦軸は油膜厚さ（μｍ）、実線はメイン軸受の油膜厚さ、破線はドライブ軸受の油膜厚さである。

メイン軸受の油膜厚さのクライテリアは０．６８μｍ、ドライブ軸受の油膜厚さのクライテリアは０．６１μｍである。クライテリアは、運転時に安定して油膜が形成され、油膜切れによる軸受部分の潤滑不良を起こさないために必要な油膜厚さである。油膜厚さのクライテリアは、軸受諸元（軸受隙間、軸受表面性状）、回転数、温度条件等によって決まる。油膜厚さが薄すぎると油膜が安定せず、油膜切れによる潤滑不良が生じ、軸受部故障の要因となり得る。

図３によれば、冷媒溶解粘度は０．３２ｃＰ以上でこれらのクライテリアをクリアできることがわかる。すなわち、温度４．４℃、絶対圧力２．５ＭＰａでの冷媒溶解粘度が０．３２ｃＰ以上の冷凍機油を適用することで、軸受の信頼性を確保できる。温度４．４℃、絶対圧力２．５ＭＰａでの冷媒溶解粘度が０．４３ｃＰ以上０．５１ｃＰ以下の冷凍機油を適用すると、裕度を持たせることができるため、より確実に信頼性を確保できる。

運転温度が高くなると冷媒溶解粘度も上昇する。冷媒溶解粘度が高くなりすぎると、機械効率の低下につながる。図３によれば、冷媒溶解粘度が０．８ｃＰの冷凍機油は、クライテリアの２倍程度の厚さの油膜を軸受の摺動面に形成できる。この結果から、比較的高い温度帯（１２．３℃）、絶対圧力２．５ＭＰａでの冷媒溶解粘度が０．８ｃＰ以下であれば、十分な厚さの油膜を得られることがわかる。

温度４．４℃、絶対圧力２．５ＭＰａでの冷媒溶解粘度と、４０℃の動粘度との関係を検討した。

任意のエステル油系の冷凍機油Ａ，Ｂについて、ＪＩＳＫ２２８３に準拠した方法で動粘度（４０℃、１００℃）を測定した。測定結果に基づいて、動粘度（４．４℃、１２．３℃）を算出した。次に、冷凍機油Ａについて、圧力２．５ＭＰａ、温度４．４℃または１２．３℃の運転条件での冷媒溶解度（％）および冷媒溶解粘度（ｃＰ）を温度－圧力、冷媒溶解粘度、冷媒溶解粘度チャートから得た。各温度におけるＢ／Ａの動粘度比および冷凍機油Ａの冷媒溶解粘度から冷凍機油Ｂの冷媒溶解粘度を算出した。

結果を図４，５に示す。冷凍機油Ａの動粘度は、４０℃で６４．２ｍｍ^２／ｓ、１００℃で８．０ｍｍ^２／ｓ、１２．３℃で３６３ｍｍ^２／ｓ、４．４℃で６９７ｍｍ^２／ｓであった。冷凍機油Ｂの動粘度は、４０℃で７．６ｍｍ^２／ｓ、１００℃で２．１ｍｍ^２／ｓ、１２．３℃で２２ｍｍ^２／ｓ、４．４℃で３３ｍｍ^２／ｓであった。

冷凍機油Ａの絶対圧力２．５ＭＰａ、温度１２．３℃での冷媒溶解度は１９．１％、冷媒溶解粘度は１２．２ｃＰであった。冷凍機油Ａの絶対圧力２．５ＭＰａ、温度４．４℃での冷媒溶解度は２２．９％、冷媒溶解粘度は１０．０ｃＰであった。

冷凍機油Ｂの絶対圧力２．５ＭＰａ、温度１２．３℃での冷媒溶解粘度は０．７４ｃＰであった。冷凍機油Ｂの絶対圧力２．５ＭＰａ、温度４．４℃での冷媒溶解粘度は０．４７ｃＰであった。

冷凍機油Ｂの絶対圧力２．５ＭＰａ、温度４．４℃での冷媒溶解粘度に対する０．３２ｃＰの比を冷凍機油Ｂの４０℃での動粘度に乗じて、冷媒溶解粘度０．３２ｃＰを４０℃での動粘度ｍｍ^２／ｓに換算した。冷媒溶解粘度０．３２ｃＰの４０℃での動粘度は、５．２０２ｍｍ^２／ｓであった。

上記結果から、動粘度が４０℃で５．２ｍｍ^２／ｓ以上の冷凍機油を適用することで、軸受の信頼性を確保できるといえる。

なお、上記では、冷凍機油Ｂの４０℃の動粘度を冷媒溶解粘度から換算しているが、この換算方法は、「カスケードサイクル型の冷凍装置の低温側冷凍サイクル冷媒」、「ＣＯ_２とＲ３２との混合冷媒」および、「エステル油、エーテル油、グリコール油および鉱物油を基油とする冷凍機油」という上記実施形態の組み合わせにおいてのみ有効である。本発明者らは、事前にＣＯ_２冷媒、Ｒ３２冷媒の単一冷媒に対する冷凍機油Ａ，Ｂの冷媒溶解粘度を計測するなどの検討を行い、「カスケードサイクル型の冷凍装置の低温側冷凍サイクル冷媒」、「ＣＯ_２とＲ３２との混合冷媒」および、「エステル油、エーテル油、グリコール油および鉱物油を基油とする冷凍機油」という上記実施形態の組み合わせにおいて、冷媒溶解粘度から動粘度を換算できるとの結論に至った。上記実施形態の組み合わせから外れる条件において、上記のような冷媒溶解粘度と動粘度との関係が成り立つとは限らない。

図６に、粘度グレードと圧縮機の機械効率比との関係を示す。同図において、横軸は粘度グレード、縦軸は機械効率比、●はロータリー機械効率比（冷媒：ＣＯ_２＋Ｒ３２、温度：－４５℃）、〇はスクロール機械効率比（冷媒：ＣＯ_２＋Ｒ３２、温度：－４５℃）、▲はロータリー機械効率比（冷媒：ＣＯ_２、温度：－１０℃）、△はスクロール機械効率比（冷媒：ＣＯ_２＋Ｒ３２、温度：－１０℃）である。同図において、縦軸の機械効率比は、現行機であるＣＯ_２用圧縮機のロータリー機械効率（冷媒：ＣＯ_２、温度：－１０℃）の実績値の９６％を１とした。粘度グレードは、ＩＳＯ粘度グレードである。冷凍機油は、エステル油系である。

ＣＯ_２単一冷媒を用いた高温側冷凍サイクル（冷媒：ＣＯ_２、温度：－１０℃）は、ＣＯ_２とＲ３２との混合冷媒を用いた低温側冷凍サイクル（ＣＯ_２＋Ｒ３２、温度：－４５℃）よりも機械効率比が高かった。低温側冷凍サイクルにおいて、ロータリー圧縮機は、スクロール圧縮機よりも機械効率比が高い傾向を示し、その傾向は粘度グレードが低下すると顕著になった。

機械効率比は、現行機であるＣＯ_２用圧縮機の機械効率の８０％（効率比０．８以上）を確保できることが好ましい。図６によれば、粘度グレードが２０以下で、低温側冷凍サイクルのロータリー機械効率比が０．８以上となる。粘度グレード２０の動粘度は、４０℃で１９．８ｍｍ_２／ｓ以下である。このことから、動粘度が４０℃で１９．８ｍｍ_２／ｓ以下の冷凍機油を用いることで、現行機と比べて効率比０．８以上を実現できる。

上記実施形態に係る冷凍装置では、ガスインジェクション回路９によって、第一圧縮機２および第二圧縮機４の少なくとも一方に、圧縮される前の低温の第一冷媒または第二冷媒が供給される。これにより、例えば第一圧縮機２および第二圧縮機４を複数段の圧縮機によって構成した場合に、これら複数段の中間位置に低温の冷媒を供給することで、最終的な冷媒の吐出温度をさらに下げることが可能となる。

ガスインジェクション回路９は、低温側冷凍サイクルＣＬおよび高温側冷凍サイクルＣＨのそれぞれに設けられている。これにより、低温側冷凍サイクルＣＬと高温側冷凍サイクルＣＨの双方で、圧縮機（第一圧縮機２、および第二圧縮機４）の吐出温度を下げることが可能となる。

ガスインジェクション回路９は、高圧側のスクロール圧縮機２２，４２の上流側に冷媒を供給するように構成されている。スクロール圧縮機２２，４２では、ケーシングの内部を流通する冷媒が、流れ方向等の制約をあまり受けることなく圧縮室に向けて流入する構成が採られる。つまり、ロータリー圧縮機２１，４１に比べて、スクロール圧縮機２２，４２では圧縮室の外部に他の冷媒を追加しやすいと言える。これにより、ガスインジェクション回路９によってより容易かつ円滑に冷媒を追加することが可能となる。

〈付記〉
以上説明した実施形態に記載の冷凍装置は、例えば以下のように把握される。
本開示の第一態様に係る冷凍装置（１００）は、第一冷媒が循環する低温側冷凍サイクル（ＣＬ）と、第二冷媒が循環する高温側冷凍サイクル（ＣＨ）と、前記第一冷媒と前記第二冷媒とが熱交換するよう、前記低温側冷凍サイクルと前記高温側冷凍サイクルとを接続する中間熱交換器（１０）と、を備え、前記第一冷媒は、ＣＯ_２およびＲ３２を含む混合冷媒であり、前記第二冷媒は、ＣＯ_２であり、前記低温側冷凍サイクルの圧縮機（２）に、動粘度が４０℃で５．２ｍｍ^２／ｓ以上１９．８ｍｍ^２／ｓの冷凍機油が貯留されている。

上記態様の冷凍装置では、低温側冷凍サイクルおよび高温側冷凍サイクルを備えたカスケードサイクル型を採用することで、各冷凍サイクルの圧縮機で必要とされる圧縮比をそれぞれ小さく抑えることができる。その結果、これら圧縮機から吐出される冷媒の温度（吐出温度）をさらに下げ、冷凍機械の冷凍能力をさらに高めることができる。

上記態様の冷凍装置では、低温側冷凍サイクルの第一冷媒と高温側冷凍サイクルの第二冷媒とが中間熱交換器で熱交換する。これにより、高温側冷凍サイクルのみを用いた場合に比べて、より低い温度にまで冷媒の温度を下げることができる。その結果、冷凍室内の温度－６０℃を実現する超低温に対応した冷凍装置を提供できる。

上記態様の冷凍装置では、低温側冷凍サイクルＣＬと高温側冷凍サイクルＣＨとで異なる種類の冷媒を用いることが可能である。

低温側冷凍サイクルを循環する第一冷媒には、ＣＯ_２およびＲ３２を含む混合冷媒を用いる。冷媒としてＣＯ_２を用いることにより、低ＧＷＰを実現できる。Ｒ３２を混合させた混合冷媒は、ＣＯ_２のみを冷媒とした場合に比べて冷凍能力をさらに高めることが可能である。冷媒の主成分をＣＯ_２とし、Ｒ３２の配合を調整することで、ＧＷＰ１５０以下、成績係数（ＣＯＰ）０．５を実現できる。これにより、低ＧＷＰと高い冷凍能力とを両立させることが可能な冷凍装置を提供できる。

高温側冷凍サイクルでは、ＣＯ_２のみを第二冷媒として用いることから、Ｒ３２を混合した場合に比べて密度が過度に低くならない。これにより、高温側冷凍サイクルの圧縮機で必要とされる圧縮比を小さく抑えることもできる。

低温側冷凍サイクルの圧縮機に、上記動粘度の冷凍機油を適用することで、クライテリアをクリアする厚さの油膜を摺動部に形成し、信頼性を確保できる。また、上記動粘度の冷凍機油の適用により、機械損失を低減できる。

本開示の第二態様に係る冷凍装置は、上記第一態様において、前記冷凍機油の冷媒溶解粘度が、温度４．４℃、絶対圧力２．５ＭＰａにおいて０．４３ｃＰ以上０．５１ｃＰ以下であってよい。

冷凍機油の冷媒溶解粘度を上記範囲とすることで、油膜厚さの裕度を確保しつつ、機械損失の低減をより抑えることができる。

本開示の第三態様に係る冷凍装置は、上記第一態様において、前記冷凍機油の冷媒溶解粘度が、温度１２．３℃、絶対圧力２．５ＭＰａにおいて０．７０ｃＰ以上０．７８ｃＰ以下であってよい。

１蒸発器
２第一圧縮機（圧縮機）
３低温側膨張弁
４第二圧縮機
５放熱器
６高温側膨張弁
９ガスインジェクション回路
１０中間熱交換器
２１ロータリー圧縮機
２２スクロール圧縮機
３１低温側第一膨張弁
３２低温側第二膨張弁
４１ロータリー圧縮機
４２スクロール圧縮機
６１高温側第一膨張弁
６２高温側第二膨張弁
８１低温側レシーバ
８２高温側レシーバ
９１低温側回路
９２高温側回路
１００冷凍装置
ＣＨ高温側冷凍サイクル
ＣＬ低温側冷凍サイクル
Ｐ１低温側配管
Ｐ２高温側配管

Claims

第一冷媒が循環する低温側冷凍サイクルと、
第二冷媒が循環する高温側冷凍サイクルと、
前記第一冷媒と前記第二冷媒とが熱交換するよう、前記低温側冷凍サイクルと前記高温側冷凍サイクルとを接続する中間熱交換器と、
を備え、
前記第一冷媒は、ＣＯ_２およびＲ３２を含む混合冷媒であり、
前記第二冷媒は、ＣＯ_２であり、
前記低温側冷凍サイクルの圧縮機に、動粘度が４０℃で５．２ｍｍ^２／ｓ以上１９．８ｍｍ^２／ｓ以下の冷凍機油が貯留されている冷凍装置。
前記冷凍機油の冷媒溶解粘度は、温度４．４℃、絶対圧力２．５ＭＰａにおいて０．４３ｃＰ以上０．５１ｃＰ以下である請求項１に記載の冷凍装置。
前記冷凍機油の冷媒溶解粘度は、温度１２．３℃、絶対圧力２．５ＭＰａにおいて０．７０ｃＰ以上０．７８ｃＰ以下である請求項１に記載の冷凍装置。