WO2024095338A1 - 二元冷凍サイクル装置 - Google Patents

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WO2024095338A1
WO2024095338A1 PCT/JP2022/040784 JP2022040784W WO2024095338A1 WO 2024095338 A1 WO2024095338 A1 WO 2024095338A1 JP 2022040784 W JP2022040784 W JP 2022040784W WO 2024095338 A1 WO2024095338 A1 WO 2024095338A1
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oil
refrigerant
cooler
heat exchanger
compressor
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PCT/JP2022/040784
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English (en)
French (fr)
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拓未 西山
智隆 石川
寛也 石原
崇憲 八代
裕弥 井内
英希 大野
Original Assignee
三菱電機株式会社
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Publication date
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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
    • F25B1/00—Compression machines, plants or systems with non-reversible cycle
    • 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
    • F25B7/00—Compression machines, plants or systems, with cascade operation, i.e. with two or more circuits, the heat from the condenser of one circuit being absorbed by the evaporator of the next circuit

Definitions

  • This disclosure relates to a two-stage refrigeration cycle apparatus.
  • an oil separator is provided to separate the refrigeration oil in the compressor discharge gas from the refrigerant and return it to the compressor.
  • Patent Document 1 JP Patent Publication 9-250821 discloses a refrigeration system in which an oil separator is provided on the discharge side of the compressor and an accumulator is provided on the suction side of the compressor. This refrigeration system is provided with a bypass pipe that returns the refrigeration oil separated in the oil separator to the accumulator. This cools the refrigeration oil to prevent the generation of sludge (foreign matter), and ensures that excess refrigerant in the accumulator is evaporated.
  • the high-temperature refrigeration oil discharged from the compressor is returned to the compressor without being cooled, which is an issue.
  • the gas refrigerant in the accumulator is heated by the high-temperature refrigeration oil, causing the refrigerant temperature to rise and the density of the suctioned refrigerant to decrease, which is an issue that reduces the cooling capacity of the refrigeration cycle device.
  • This disclosure is made to explain an embodiment that solves the problems described above, and its purpose is to provide a dual refrigeration cycle device that can lower the temperature of the refrigeration oil returned without lowering the density of the refrigerant sucked into the compressor.
  • the present disclosure relates to a binary refrigeration cycle device that uses a first refrigerant and a second refrigerant.
  • the binary refrigeration cycle device includes a first compressor, an oil separator, a first heat exchanger, a first expansion valve, a second heat exchanger, a second compressor, a third heat exchanger, and a second expansion valve.
  • the first heat exchanger is configured to perform heat exchange between the first refrigerant and the second refrigerant.
  • the second heat exchanger is configured to perform heat exchange between the first refrigerant and indoor air.
  • the third heat exchanger is configured to perform heat exchange between the second refrigerant and outdoor air.
  • the first compressor, the oil separator, the first heat exchanger, the first expansion valve, and the second heat exchanger constitute a first refrigerant circuit in which the first refrigerant circulates.
  • the second compressor, the third heat exchanger, the second expansion valve, and the first heat exchanger constitute a second refrigerant circuit in which the second refrigerant circulates.
  • the dual refrigeration cycle device further includes an oil return path that returns refrigeration oil from the oil separator to the suction section of the first compressor, and a cooler and a throttling device that are arranged in the oil return path.
  • the dual refrigeration cycle device disclosed herein can lower the temperature of the refrigeration oil returned without lowering the density of the refrigerant sucked into the compressor, making it possible to both prevent the generation of sludge and prevent a decrease in cooling capacity.
  • FIG. 1 is a diagram showing a configuration of a dual refrigeration cycle device according to a first embodiment.
  • FIG. 2 is a diagram showing a configuration of a cascade refrigeration cycle device according to a first modified example of the first embodiment.
  • FIG. 11 is a diagram showing a configuration of a cascade refrigeration cycle device according to a second modified example of the first embodiment.
  • FIG. 13 is a diagram showing a configuration of a cascade refrigeration cycle device according to a third modified example of the first embodiment.
  • 10 is a diagram for explaining a temperature distribution in a case where the flow of the refrigerant in the heat exchanger 101 and the flow of the refrigeration oil in the cooler 200 are in a parallel flow relationship.
  • FIG. 1 is a diagram showing a configuration of a dual refrigeration cycle device according to a first embodiment.
  • FIG. 2 is a diagram showing a configuration of a cascade refrigeration cycle device according to a first modified example of the first embodiment.
  • FIG. 11 is a diagram showing a configuration of a cascade refrigeration
  • FIG. 10 is a diagram for explaining a temperature distribution in a case where the flow of the refrigerant in the heat exchanger 101 and the flow of the refrigeration oil in the cooler 200 are in a counter-flow relationship.
  • FIG. FIG. 2 is a diagram showing a first arrangement example of the cooler 200.
  • FIG. 13 is a diagram showing a second example of the arrangement of the cooler 200.
  • FIG. 13 is a diagram showing a third example arrangement of the cooler 200.
  • FIG. 11 is a diagram showing the configuration of a dual refrigeration cycle device according to a second embodiment.
  • FIG. 13 is a diagram showing the configuration of a dual cascade refrigeration cycle device according to a fourth embodiment. 13 is a flowchart for explaining control of a flow path selection unit in the fourth embodiment.
  • FIG. 13 is a diagram showing the configuration of a dual refrigeration cycle device according to a fifth embodiment.
  • FIG. 13 is a diagram showing the configuration of a cascade refrigeration cycle apparatus according to a modified example of the fifth embodiment.
  • FIG. 13 is a diagram showing the configuration of a dual refrigeration cycle device of a sixth embodiment.
  • FIG. 23 is a diagram showing the configuration of a cascade refrigeration cycle apparatus according to a modified example of the sixth embodiment.
  • FIG. 13 is a diagram showing the configuration of a dual refrigeration cycle device of a seventh embodiment.
  • FIG. 13 is a diagram showing the configuration of a dual refrigeration cycle device of a seventh embodiment.
  • FIG. 23 is a diagram showing the configuration of a cascade refrigeration cycle apparatus according to a first modified example of the seventh embodiment.
  • FIG. 23 is a diagram showing the configuration of a cascade refrigeration cycle apparatus according to a second modified example of the seventh embodiment.
  • 13 is a diagram for explaining the refrigerant temperature of the heat exchanger when an oil cooling unit is not provided.
  • FIG. 11 is a diagram for explaining the refrigerant temperature of the heat exchanger when an oil cooling unit is provided.
  • FIG. FIG. 2 is a diagram showing the relationship between the degree of suction superheat (SH) and theoretical COP of various refrigerants.
  • SH degree of suction superheat
  • FIG. 1 is a diagram showing the configuration of a cascade refrigeration cycle apparatus of embodiment 1.
  • a refrigeration cycle apparatus 1001 shown in Fig. 1 is composed of an outdoor unit 1 installed outdoors and an indoor unit 2 installed inside a freezer room.
  • the outdoor unit 1 includes a compressor 10, an oil separator 11, a heat exchanger 13, a compressor 100, a heat exchanger 101, a fan 101F, an expansion valve 102, and a control device 500.
  • the outdoor unit 1 further includes an oil return path RP, a cooler 200, and a throttling device 16.
  • the oil return path RP is connected from the oil discharge section of the oil separator 11 to the suction section of the compressor 10 via the cooler 200 and the throttling device 16.
  • the throttling device 16 for example, an expansion valve, a flow control valve, a capillary tube, etc. can be used.
  • the indoor unit 2 includes an expansion valve 14, a heat exchanger 15, and a fan 15F.
  • the outdoor unit 1 includes a part of the refrigerant circuit C1, which is a low-stage-side refrigerant circuit, and a refrigerant circuit C2, which is a high-stage-side refrigerant circuit.
  • the indoor unit 2 includes the remaining part of the refrigerant circuit C1.
  • the refrigerant circuit C1 uses a first refrigerant.
  • the refrigerant circuit C2 uses a second refrigerant.
  • the first refrigerant filled in the low-temperature side refrigerant circuit C1 passes through an extension pipe connecting the indoor unit 2 and the outdoor unit 1. For this reason, a large amount of refrigerant is charged in the low-temperature side refrigerant circuit C1.
  • the first refrigerant is required to be used at a low evaporation temperature, for example, in a refrigerator.
  • the first refrigerant is preferably a refrigerant classified as category A1 in ASHRAE34 (US standard) in order to prevent fire when refrigerant leaks into the indoor unit 2.
  • CO2 is most preferable as the first refrigerant, but a mixed refrigerant containing CO2 as the main component may also be used.
  • the high-temperature side refrigerant circuit C2 is a closed refrigerant circuit within the outdoor unit 1, and there is no need to install connecting piping to connect the indoors and outdoors as with the refrigerant circuit C1.
  • the second refrigerant will not leak to the indoor unit 2.
  • the second refrigerant filled into the high-temperature side refrigerant circuit C2 does not pass through the extension piping, and even if it leaks, it will not be released directly into the freezer compartment where users come and go frequently. For this reason, it is preferable to select a refrigerant with a high coefficient of performance (COP) and a relatively small GWP as the second refrigerant.
  • COP coefficient of performance
  • R290 is used as the second refrigerant on the high side
  • CO 2 is used as the first refrigerant on the low side
  • R32, R1234yf, or R1234ze(E) may be used as the second refrigerant instead of R290.
  • the second refrigerant to be sealed in the high-side refrigerant circuit C2 may be selected to have a lower pressure at the same temperature (saturation temperature) than the refrigerant to be sealed in the low-side refrigerant circuit C1.
  • the withstand pressure of the refrigerant circuit C2 may be designed to be lower than that of the refrigerant circuit C1.
  • the thickness of the components of the refrigerant circuit C2, such as the various pipes and heat exchangers, may be made thinner than the thickness of the components of the refrigerant circuit C1.
  • the condensation pressure of the low-stage refrigerant circuit C1 can be lowered. Therefore, the withstand pressure of the low-stage refrigerant circuit C1 in the dual cycle may be designed to be lower than that of a single-stage refrigeration cycle device using a CO2 refrigerant or a refrigerant mainly composed of CO2 .
  • the wall thickness of the various pipes and elements in the low-stage refrigerant circuit C1 may be thinner than that of a single-stage refrigeration cycle device.
  • the first refrigerant circulates through the compressor 10, oil separator 11, the condensation side passage of the heat exchanger 13, the expansion valve 14, and the heat exchanger 15, in that order, before returning to the compressor 10.
  • the heat exchanger 15 operates as an evaporator.
  • the first refrigerant in a compressed gas state is first discharged from the compressor 10 and refrigeration oil, and flows into the oil separator 11.
  • the oil separator 11 the first refrigerant in a superheated vapor state and the refrigeration oil are separated.
  • the separated first refrigerant flows into the condensation side passage of the heat exchanger 13, where the first refrigerant is condensed.
  • the separated refrigeration oil flows from the oil discharge section provided at the bottom of the oil separator 11 to the oil return path RP.
  • the refrigeration oil is then cooled by the cooler 200 and returned to the suction section of the compressor 10 via the throttling device 16.
  • the first refrigerant condensed in the heat exchanger 13 expands in the expansion valve 14.
  • the first refrigerant then exchanges heat with the air in the freezer compartment in the heat exchanger 15, which functions as an evaporator, and evaporates.
  • the evaporated first refrigerant then returns to the compressor 10.
  • the second refrigerant circulates through the compressor 100, heat exchanger 101, expansion valve 102, and the evaporation side passage of the heat exchanger 13 in that order, before returning to the compressor 100.
  • the heat exchanger 13 operates as an evaporator.
  • the heat exchanger 13 functions as a cascade heat exchanger that exchanges heat between the first and second refrigerants.
  • the control device 500 manages the condensation temperature of the refrigerant circuit C1 so that the high-pressure side pressure of the low-side refrigerant circuit C1 does not exceed a preset pressure (corresponding to the saturation temperature). Therefore, to lower the condensation temperature, the first refrigerant is cooled in the heat exchanger 13 of the refrigerant circuit C2.
  • the control device 500 controls the frequency of the compressor 100 based on the detection results of a high-pressure pressure sensor installed on the path from the discharge of the compressor 10 to the inlet of the heat exchanger 13 in the refrigerant circuit C1.
  • control device 500 controls the frequency of the compressor 10 and the opening of the expansion valve 14 so that the evaporation temperature of the refrigerant circuit C1 and the heating degree of the suction refrigerant become preset target values. Specifically, the control device 500 controls the frequency of the compressor 10 and the opening of the expansion valve 14 based on the detection results of a low pressure section pressure sensor and a suction temperature sensor provided on the path from the refrigerant outlet of the heat exchanger 15 in the refrigerant circuit C1 to the suction section of the compressor 10.
  • control device 500 controls the opening of the expansion valve 102 so that the heating degree of the suction refrigerant in the high-temperature side refrigerant circuit C2 becomes a preset target value. Specifically, the control device 500 controls the opening of the expansion valve 102 based on the detection results of a low-pressure section pressure sensor and a suction temperature sensor provided on the path from the evaporation side refrigerant outlet of the heat exchanger 13 in the refrigerant circuit C2 to the suction section of the compressor 100.
  • control device 500 controls the rotation speed (air volume) of the fan 101F of the heat exchanger 101 so that the saturation temperature obtained based on the detection results of a pressure sensor installed on the path from the compressor 100 to the heat exchanger 101 in the refrigerant circuit C2 becomes the set target temperature (condensation temperature).
  • the control device 500 stops the operation of the compressor 10 when the temperature of the internal temperature sensor installed in the indoor unit 2 or the like falls below the internal temperature set by the user and the frequency of the compressor 10 becomes the minimum frequency.
  • the control device 500 stops the operation of the compressor 10.
  • control device 500 performs the following control.
  • the control device 500 stops the operation of the compressor 10.
  • the control device 500 stops the compressor 100 after stopping the compressor 10.
  • the control device 500 continues to operate the refrigerant circuit C2 even after stopping the operation of the compressor 10. This is because, when the outdoor air temperature is high, the first refrigerant (e.g., CO2 ) on the low-side approaches the outdoor air temperature, causing the pressure in the low-side refrigerant circuit C1 to become high.
  • the first refrigerant e.g., CO2
  • the control device 500 is composed of a CPU (Central Processing Unit) 501, memory 502 (ROM (Read Only Memory) and RAM (Random Access Memory)), an input/output buffer (not shown), etc.
  • the CPU 501 deploys a program stored in the ROM into the RAM etc. and executes it.
  • the program stored in the ROM is a program in which the processing procedures of the control device 500 are written.
  • the control device 500 controls each device in the dual refrigeration cycle device in accordance with these programs. This control is not limited to processing by software, but can also be processed by dedicated hardware (electronic circuitry).
  • the control device 500 may be distributed in the indoor unit 2 and the outdoor unit 1 and connected via communication.
  • FIG. 2 is a diagram showing the configuration of a cascade refrigeration cycle apparatus according to a first modified example of the first embodiment.
  • the refrigeration cycle apparatus 1001A in FIG. 2 is configured such that an intermediate cooler 12 is provided between an oil separator 11 and a heat exchanger 13.
  • the intermediate cooler 12 exchanges heat between the outside air and a first refrigerant.
  • the configuration of other parts of the refrigeration cycle apparatus 1001A is the same as that of the refrigeration cycle apparatus 1001 in FIG. 1.
  • FIG. 3 is a diagram showing the configuration of a cascade refrigeration cycle device of a second modified example of the first embodiment.
  • the refrigeration cycle device 1001B in FIG. 3 is configured such that a receiver 18 is provided between the heat exchanger 13 and the expansion valve 14.
  • the configuration of other parts of the refrigeration cycle device 1001B is the same as that of the refrigeration cycle device 1001 in FIG. 1.
  • FIG. 4 is a diagram showing the configuration of a cascade refrigeration cycle apparatus according to a third modified example of the first embodiment.
  • the refrigeration cycle apparatus 1001C in FIG. 4 has a configuration in which the cooler 200 is disposed adjacent to the intermediate cooler 12 and a shared fan 12F is provided.
  • the configuration of other parts of the refrigeration cycle apparatus 1001C is the same as that of the refrigeration cycle apparatus 1001A in FIG. 2.
  • Fig. 5 is a diagram for explaining temperature distribution when the refrigerant flow in the heat exchanger 101 and the refrigeration oil flow in the cooler 200 are in a parallel flow relationship.
  • Fig. 6 is a diagram for explaining temperature distribution when the refrigerant flow in the heat exchanger 101 and the refrigeration oil flow in the cooler 200 are in a counter-flow relationship.
  • the temperature distribution of the refrigerant flowing in from the refrigerant inlet Rin of the heat exchanger 101 and flowing out from the refrigerant outlet Rout is shown by the temperature Tref in Figure 5.
  • the temperature Tair the temperature distribution of the air passing through the heat exchanger 101 and heading toward the cooler 200 will be as shown by the temperature Tair.
  • the refrigeration oil passing through the cooler 200 is cooled partway through, but near the oil outlet, the temperature rises due to the air temperature Tair affected by the refrigerant inlet Rin, reducing the cooling effect of the refrigeration oil. Therefore, it is preferable for the refrigerant and refrigeration oil to flow in parallel as shown in FIG. 5.
  • the refrigeration cycle device 1001C shown in FIG. 4 it is preferable to provide a common fan for the intermediate cooler 12 provided between the oil separator 11 and the heat exchanger 13 as in the case of the heat exchanger 101, and to install the cooler 200 downstream of the intermediate cooler 12 in the air flow direction. It is also preferable to position the oil outlet of the cooler 200 near the refrigerant outlet of the intermediate cooler 12.
  • FIG. 7 is a diagram showing a first example of the arrangement of the cooler 200.
  • FIG. 8 is a diagram showing a second example of the arrangement of the cooler 200.
  • FIG. 9 is a diagram showing a third example of the arrangement of the cooler 200.
  • FIGS. 7 to 9 when viewed from the Y-axis direction, the flow of the refrigerant and the flow of the refrigeration oil are in a parallel flow relationship as described in FIG. 5.
  • the cooler 200 may be disposed downstream of the heat exchanger 101 or the intermediate cooler 12 in the air flow direction AF.
  • the cooler 200 disposed in the oil return path RP may be configured as a single flow path from the oil inlet Oin to the oil outlet Oout, without branching into multiple paths.
  • the start point SP of the oil return path RP which is the oil discharge section of the oil separator 11, is highest in the direction opposite to the direction of gravity G (Z-axis direction), and the end point EP where it joins the intake pipe of the compressor 10 is lowest. It is preferable not to provide the rising section Y as shown in Figure 7 in the oil return path RP.
  • the height direction size of the cooler 200 itself may be reduced as shown in FIG. 8.
  • the cooler 200 itself may be sized to the same height as the heat exchanger 101 or the intermediate cooler 12, and the oil inlet Oin for the refrigeration oil may be arranged at a position lower than the starting point SP.
  • the unused portion 200X may be a fin without piping or a fin with unused piping arranged therein.
  • the portion 200Y with piping arranged therein may have oil piping arranged therein without fins.
  • the cooler 200 may be arranged with only piping supported by reinforcing materials or the like arranged on the blowing side.
  • the intermediate cooler 12 and the heat exchanger 101 may be an integrated heat exchanger.
  • Either the intermediate cooler 12 or the heat exchanger 101 and the cooler 200 may be an integrated heat exchanger.
  • the unused portion 200X in FIG. 9 may be provided with piping for flowing a refrigerant.
  • the cooler 200 may be a fin-and-tube heat exchanger or flat tube heat exchanger with the same specifications as the heat exchanger 101 or the intermediate cooler 12. When it is an integrated type, a part of the fin-and-tube heat exchanger or flat tube heat exchanger constituting the heat exchanger 101 or the intermediate cooler 12 may be used as the cooler 200. In addition, in order to reduce the volume of the oil return path, the piping that is the oil passage of the cooler 200 may be made thinner than the refrigerant piping of the heat exchanger 101 or the intermediate cooler.
  • the ratio of the heat transfer area of the intercooler 12 to the total heat transfer area of the intercooler 12 and the heat exchanger 101 is in the range of 3% to 50%. Furthermore, it is even more preferable that the ratio of the heat transfer area of the intercooler 12 to the total heat transfer area is in the range of 8% to 30%.
  • an oil separator may be placed at the discharge part of the compressor 100, an oil return path may be provided to return oil to the suction part of the compressor 100, and a cooler that cools the temperature of the refrigeration oil may be provided in the oil return path.
  • a configuration in which an oil return path and a cooler are provided in both the compressor 10 and the compressor 100 may be used.
  • the cascade refrigeration cycle apparatus of the first embodiment described above the following effects can be obtained.
  • the refrigerant oil By returning the refrigerant oil to the compressor 10 after cooling it with the cooler 200, it is possible to suppress the rise in refrigerant temperature when the refrigerant is sucked in.
  • By suppressing the rise in refrigerant temperature it is possible to increase the refrigerant density and improve the cooling capacity on the low-temperature side.
  • by returning the refrigerant oil after cooling it it is possible to suppress the rise in temperature inside the compressor and suppress the generation of sludge.
  • the refrigeration oil can be cooled without affecting the intake air temperature of the heat exchanger 101.
  • the opposite case is not preferable because the saturation temperature of the second refrigerant increases due to the increase in the intake air temperature of the heat exchanger 101, and the input to the compressor 100 increases.
  • an intermediate cooler 12 is provided between the oil separator 11 and the heat exchanger 13, and as shown in Figures 7 to 9, the cooler 200 is positioned downstream of the intermediate cooler 12 in the air flow direction, so that the refrigeration oil can be cooled without affecting the intake air temperature of the intermediate cooler 12.
  • the refrigeration oil can be cooled by blown-out air at a lower temperature.
  • the oil inlet of the cooler 200 near the refrigerant inlet (gas refrigerant section) of the heat exchanger 101 or the intercooler 12, the area where the temperature of the refrigeration oil of the cooler 200 is the highest can be arranged at the location where the blow-out temperature is the highest in the heat exchanger 101 or the intercooler 12. Therefore, it is possible to prevent the temperature of the oil, once cooled, from increasing due to the heat received from the blow-out air of the heat exchanger 101 or the intercooler 12.
  • the cooler 200 is configured so that the path from the oil inlet to the oil outlet is not branched into multiple paths. For example, if it is branched at a header or the like, the refrigeration oil will only flow through the lowest flow path and will not be able to be cooled in the other flow paths. Branching also reduces the flow rate of the refrigeration oil, making it more likely to stagnate.
  • the oil return path RP by configuring the oil return path RP so that it is not branched, it is possible to prevent the refrigeration oil from stagnation and the amount of refrigeration oil flowing from being biased. By preventing the refrigeration oil from stagnation and the amount of refrigeration oil flowing from being biased, damage due to oil depletion in the compressor 10 can be suppressed and reliability can be improved.
  • the oil return path RP is arranged so that its starting point SP is the highest in the direction of gravity and its ending point EP where it joins the suction pipe of the compressor 10 is the lowest, and no rising portion is provided on the oil return path.
  • This allows refrigeration oil to be returned due to the head difference in the oil return path RP from the oil discharge part of the oil separator 11 to the suction part of the compressor 10 when operation is stopped.
  • oil depletion can be suppressed when restarting, and reliability can be improved.
  • the discharge temperature can be suppressed.
  • the reliability of compressor 10 can be improved.
  • the frequency of compressor 10 can be further increased by providing cooler 200, and the upper limit of the operating range of the refrigerator can be expanded.
  • the refrigeration cycle device by making the refrigeration cycle device a dual cycle, the withstand pressure of the low-stage equipment can be kept low, thereby reducing the cost of the equipment.
  • the amount of refrigerant charged on the low-stage refrigerant circuit side is large.
  • the risk of flammable refrigerant can be reduced by making the first refrigerant on the low-stage side a non-flammable refrigerant.
  • the performance degradation due to pressure loss is small, and a refrigeration cycle device with a small GWP can be obtained.
  • the COP of the entire refrigeration cycle device can be improved.
  • FIG. 10 is a diagram showing the configuration of a dual cascade refrigeration cycle apparatus according to embodiment 2.
  • a branching part BP and a merging part MP are provided between the oil separator 11 and the expansion device 16 of the oil return route RP, and a cooler 200a and a cooler 200b are provided in parallel between the branching part BP and the merging part MP.
  • the cooler 200a is disposed adjacent to or integral with the intermediate cooler 12 so as to share the fan 12F with the intermediate cooler 12.
  • the cooler 200b is disposed adjacent to or integral with the heat exchanger 101 so as to share the fan 101F with the heat exchanger 101.
  • the configuration of other parts of the refrigeration cycle device 1002 is the same as that of the refrigeration cycle device 1001 in Figure 1.
  • the positional relationship between the cooler 200a and the intermediate cooler 12 may be the same as the positional relationship between the cooler 200 and the intermediate cooler 12 shown in Figures 7 to 9.
  • the positional relationship between the cooler 200b and the heat exchanger 101 may be the same as the positional relationship between the cooler 200 and the heat exchanger 101 shown in Figures 7 to 9.
  • the refrigeration oil flowing through the oil return path RP is divided and flows into the coolers 200a, 200b, cooled, and then merges at the junction MP, passing through the expansion device 16 and returning to the suction part of the compressor 10.
  • the frequency of the compressor 100 is controlled based on the detection results of the pressure sensor in the high-pressure section of the low-side refrigerant circuit C1.
  • the compressor 10 is operated, and the fan 101F of the heat exchanger 101 continues to operate even during independent operation of the refrigerant circuit C1 in which the compressor 100 is stopped.
  • the flow rate and flow speed of each cooler are reduced by arranging the coolers 200a and 200b in parallel, and the temperature of the refrigeration oil at the outlet of each cooler can be lowered by bringing the temperature closer to the outlet temperature of the refrigerant side.
  • the temperature rise of the refrigerant at the suction section of the compressor 10 can be suppressed, improving the cooling capacity.
  • the refrigeration oil can be cooled by operating the fan 101F of the heat exchanger 101 while the compressor 10 is in operation.
  • the refrigerant in the refrigerant circuit C2 is not heated. Therefore, when operation is stopped, the refrigerant in the heat exchanger 101 reaches a saturation temperature equivalent to the outside air temperature, and the cooler 200b can cool the refrigeration oil more than when the refrigerant circuit C2 is operating.
  • FIG. 11 is a diagram showing the configuration of a cascade refrigeration cycle apparatus according to embodiment 3.
  • the basic configuration of a refrigeration cycle apparatus 1003 in Fig. 11 is similar to that of the refrigeration cycle apparatus 1002 in Fig. 10, but a flow path selection unit for selecting a flow path for refrigeration oil is additionally provided.
  • the flow path selection unit is realized by one on-off valve 300. It is preferable to provide the on-off valve 300 near the branching part BP.
  • the on-off valve 300 is disposed between the branch point BP of the oil return path RP and the cooler 200a.
  • the control device 500 closes the on-off valve 300 when the compressor 100 is stopped and when the compressor 10 is operating.
  • FIG. 12 is a flowchart for explaining the control of the flow path selection unit in the third embodiment.
  • the control device 500 acquires the outside air temperature Ta from the outside air temperature sensor 400.
  • the control device 500 compares the outside air temperature Ta with the threshold temperature Tth.
  • step S3 the control device 500 executes dual cycle operation. Specifically, in step S3, the control device 500 operates the compressor 100, operates the compressor 10, and controls the on-off valve 300 to an open state. As a result, the refrigeration oil passing through the oil return path RP is cooled by both the coolers 200a and 200b.
  • step S4 the control device 500 executes single cycle operation. Specifically, in step S4, the control device 500 stops the compressor 100, operates the compressor 10, and controls the on-off valve 300 to a closed state. As a result, the refrigeration oil passing through the oil return path RP does not pass through the cooler 200a, but is cooled only by the cooler 200b.
  • the cooler 200b can cool the refrigeration oil at a lower outside air temperature compared to when the high-temperature side refrigerant circuit C2 is in operation.
  • the refrigeration oil at the discharge section of the compressor 10 can also be cooled on the intermediate cooler 12 side.
  • the temperature of the refrigeration oil at the outlet side of the cooler 200a is higher than the temperature of the refrigeration oil at the outlet side of the cooler 200b. Therefore, by closing the on-off valve 300, it is possible to prevent the temperature of the refrigeration oil from rising after merging and returning to the suction section of the compressor 10. In this way, the on-off valve 300 allows the refrigeration oil to exchange heat only with the lower temperature outside air, thereby preventing the temperature of the refrigeration oil from rising at the merging section MP.
  • the on-off valve 300 near the branch BP, the amount of refrigeration oil that accumulates between the branch and the on-off valve 300 when the on-off valve 300 is closed can be reduced.
  • Fig. 13 is a diagram showing the configuration of a cascade refrigeration cycle apparatus according to embodiment 4.
  • the basic configuration of a refrigeration cycle apparatus 1004 in Fig. 13 is similar to that of the refrigeration cycle apparatus 1002 in Fig. 10, but a flow path selection unit (300) and temperature sensors 400a and 400b are additionally provided.
  • the flow path selection unit (300) includes an on-off valve 300a and an on-off valve 300b.
  • the on-off valve 300a is disposed between the branch part BP and the cooler 200a.
  • the on-off valve 300b is disposed between the branch part BP and the cooler 200b. It is preferable that both the on-off valves 300a and 300b are provided near the branch part BP.
  • Temperature sensor 400a is placed between the outlet of cooler 200a and the junction MP.
  • Temperature sensor 400b is placed between the outlet of cooler 200b and the junction MP.
  • FIG. 14 is a flow chart for explaining the control of the flow path selection unit in embodiment 4.
  • the opening and closing of on-off valve 300 in the flow path selection unit was determined based on the operating state of compressor 100, but in embodiment 4, the opening and closing operations of on-off valves 300a and 300b are performed based on the temperature difference between the temperatures detected by temperature sensors 400a and 400b.
  • step S11 the control device 500 acquires the oil temperature T1 from the temperature sensor 400b and the oil temperature T2 from the temperature sensor 400a. Note that in step S11, both on-off valves 300a and 300b are open, and refrigeration oil is introduced into both coolers 200b and 200b.
  • steps S12 and S14 the control device 500 compares the temperature difference (T1-T2) with the threshold temperatures Th1 and Th2.
  • the control device 500 opens the on-off valves 300a and 300b in step S13.
  • the control device 500 closes the on-off valve 300b and opens the on-off valve 300a in step S15.
  • the control device 500 closes the on-off valve 300a and opens the on-off valve 300b in step S16.
  • the cooling effect of the refrigeration oil in cooler 200b is lower than that of cooler 200a, so by closing on-off valve 300b and opening on-off valve 300a, refrigeration oil can be allowed to flow only through cooler 200a, which has a higher cooling effect.
  • the temperature difference is 30-50, which is -20°C, so it is below threshold temperature Th2.
  • the cooling effect of the refrigeration oil in cooler 200a is lower than that of cooler 200b, so by closing on-off valve 300a and opening on-off valve 300b, refrigeration oil can be allowed to flow only through cooler 200b, which has a higher cooling effect.
  • the dual cascade refrigeration cycle device of embodiment 4 can determine the cooler that can cool the refrigeration oil more effectively regardless of whether the compressor 100 is operating or not.
  • the temperature of the refrigeration oil at the suction section of the compressor 10 can be lowered, and the rise in the suction temperature of the refrigerant can be suppressed.
  • the amount of refrigeration oil that remains between the branching point BP and the closed on-off valve 300a or 300b when the valve is closed can be reduced.
  • Fig. 15 is a diagram showing the configuration of a two-stage refrigeration cycle apparatus according to a fifth embodiment.
  • the refrigeration cycle apparatus 1005 of Fig. 15 further includes a receiver 18 in the refrigerant circuit C1.
  • the refrigeration cycle apparatus 1005 is different from the refrigeration cycle apparatus 1001 of Fig. 1 in that an oil return path RP is provided so that oil is returned from the oil discharge section of the oil separator 11 to the suction section of the compressor 10 after passing through the receiver 18 and the throttling device 16.
  • the cooler 200 that cools the refrigerating machine oil is configured to exchange heat with the refrigerant stored in the receiver 18.
  • the configuration of the other parts is the same as that of the refrigeration cycle apparatus 1001 of Fig. 1.
  • the cooler 200 may be constructed by wrapping the refrigerant tube around the outer circumference of the receiver 18, or may be constructed by passing the refrigerant tube through the receiver 18. It is preferable that the cooler 200 be a refrigerant tube provided at the bottom of the receiver 18, and it is even more preferable to provide the refrigerant tube near the bottom of the receiver.
  • FIG. 16 is a diagram showing the configuration of a cascade refrigeration cycle device of a modified example of the fifth embodiment.
  • the refrigeration cycle device 1005A in FIG. 16 is configured such that an intermediate cooler 12 is provided between the oil separator 11 and the heat exchanger 13.
  • the intermediate cooler 12 exchanges heat between the outside air and the first refrigerant.
  • the configuration of other parts is the same as that of the refrigeration cycle device 1005 in FIG. 15.
  • the refrigeration oil passing through the oil return path RP returns from the oil discharge section of the oil separator 11 to the suction section of the compressor 10 via the cooler 200, which cools the oil in the receiver 18, and the throttling device 16.
  • the condensation temperature is higher than the outside air temperature, so the temperature of the refrigerant present in the receiver 18 is also higher than the outside air temperature.
  • the condensation temperature on the low-stage side is lower than the outside air temperature.
  • the refrigeration oil can be cooled in the receiver 18 to a temperature lower than the outside air temperature. By suppressing the rise in refrigerant temperature, the refrigerant density can be increased, improving the cooling capacity on the low-stage side.
  • heat is exchanged with an element that is colder than the outside air, so the temperature can be lower than when heat is exchanged with air in the first to fourth embodiments.
  • the refrigeration oil can be cooled to a minimum of 0°C.
  • FIG. 17 is a diagram showing the configuration of a two-stage refrigeration cycle apparatus according to a sixth embodiment.
  • an oil return path RP is configured so that oil is returned from the discharge part of the oil separator 11 to the suction part of the compressor 10 after passing through the cooler 200a, the receiver 18, and the throttling device 16.
  • the cooler 200 includes the cooler 200a and the cooler 200c.
  • the cooler 200a is disposed adjacent to the intermediate cooler 12 and configured to exchange heat between the outside air and the refrigeration oil.
  • the cooler 200c is disposed in the receiver 18 and configured to exchange heat between the refrigerant stored in the receiver 18 and the refrigeration oil.
  • the configuration of the other parts is the same as that of the refrigeration cycle apparatus 1005A of FIG. 16.
  • FIG 18 is a diagram showing the configuration of a cascade refrigeration cycle device of a modified example of embodiment 6.
  • an oil return path RP is configured so that oil is returned from the oil discharge part of the oil separator 11 to the suction part of the compressor 10 after passing through the cooler 200b, the receiver 18, and the throttling device 16.
  • the cooler 200 includes the cooler 200b and the cooler 200c.
  • the cooler 200b is arranged adjacent to the heat exchanger 101 and is configured to exchange heat between the outside air and the refrigeration oil.
  • the cooler 200c is arranged in the receiver 18 and is configured to exchange heat between the refrigerant stored in the receiver 18 and the refrigeration oil.
  • the configuration of the other parts is the same as that of the refrigeration cycle device 1005 of Figure 15.
  • cooler 200c may be added to exchange heat between the refrigerant in receiver 18 and the refrigerating machine oil.
  • the refrigeration oil passing through the oil return path RP is air-cooled in cooler 200a or cooler 200b (or both) from the oil discharge section of the oil separator 11, and is then further cooled by cooler 200c provided in the receiver 18, and returns to the suction section of the compressor 10 via the throttling device 16.
  • the refrigeration oil returns to the suction section of the compressor 10 without being sufficiently cooled.
  • the refrigeration oil can be cooled before it flows into the cooler 200c of the receiver 18.
  • the refrigeration oil can be cooled to a lower temperature even with the same amount of returned oil.
  • the refrigeration oil can be cooled further even in a situation where a large amount of oil is returned by air-cooling it in cooler 200a or cooler 200b (or both) and then cooling it in cooler 200c.
  • Fig. 19 is a diagram showing the configuration of a cascade refrigeration cycle apparatus of embodiment 7.
  • the refrigeration cycle apparatus 1007 of Fig. 19 is similar in basic configuration to embodiment 1, but differs in that the cooler 200 is configured to exchange heat between the second refrigerant in the refrigerant circuit C2 on the high-temperature side and the refrigerating machine oil in the refrigerant circuit C1.
  • the cooler 200 when exchanging heat between the refrigerant and the refrigeration oil, it is desirable to configure the cooler 200 so that the refrigerant outlet and the refrigeration oil inlet are adjacent to each other, and the refrigerant inlet and the refrigeration oil outlet are adjacent to each other. In this way, the flow paths are configured so that the heat transfer media (high-level refrigerant and low-level refrigeration oil) of the cooler 200 flow in countercurrents.
  • the cooler 200 of the seventh embodiment differs from the coolers 200a and 200b in that it may exchange heat between the refrigerant and the refrigeration oil without the use of air.
  • a plate-type heat exchanger may be used, but a plate-type heat exchanger is preferably used since it branches into multiple paths, which not only reduces the flow rate but also makes it easier for the refrigeration oil to stagnate.
  • FIG. 20 is a diagram showing the configuration of a cascade refrigeration cycle apparatus according to a first modified example of the seventh embodiment.
  • the refrigeration cycle apparatus 1007A in FIG. 20 is configured such that an intermediate cooler 12 is provided between an oil separator 11 and a heat exchanger 13.
  • the intermediate cooler 12 exchanges heat between the outside air and a first refrigerant.
  • the configuration of other parts of the refrigeration cycle apparatus 1007A is the same as that of the refrigeration cycle apparatus 1007 in FIG. 19.
  • FIG. 21 is a diagram showing the configuration of a cascade refrigeration cycle device of a second modified example of the seventh embodiment.
  • the refrigeration cycle device 1007B in FIG. 21 is configured such that a receiver 18 is provided between the heat exchanger 13 and the expansion valve 14.
  • the configuration of other parts of the refrigeration cycle device 1007B is the same as that of the refrigeration cycle device 1007 in FIG. 19.
  • a refrigerant e.g., R290
  • R290 refrigerant
  • cooler 200a and cooler 200b are connected in parallel as shown in Figures 10, 11, and 13 may be combined with cooler 200 of embodiment 7.
  • the refrigerant oil is cooled by the cooler 200 and then returned to the compressor 10, thereby making it possible to suppress an increase in the refrigerant temperature when the refrigerant is sucked in.
  • the refrigerant density can be increased, improving the cooling capacity of the low-temperature side refrigerant circuit C1.
  • the refrigerant oil can be cooled to a lower temperature than in the case of heat exchange between air and refrigerant oil in the first to fourth embodiments.
  • the cooler 200 in the seventh embodiment can cool the discharged refrigerant oil to the high-side evaporation temperature (-5°C).
  • the temperature is reduced to 20°C, which is equivalent to the outside air temperature, and in the fifth and sixth embodiments, the temperature is reduced to the low-side condensation temperature (0°C), so in the seventh embodiment, the refrigerant oil can be cooled to the lowest temperature.
  • FIG. 22 is a diagram for explaining the refrigerant temperature of the heat exchanger when an oil cooling unit is not provided.
  • FIG. 23 is a diagram for explaining the refrigerant temperature of the heat exchanger when an oil cooling unit is provided.
  • the second refrigerant and the refrigeration oil are heat exchanged downstream of the heat exchanger 13. Therefore, as shown in FIG. 23, the two-phase state area in the heat exchanger 13 can be expanded compared to the case shown in FIG. 22. By expanding the two-phase state area in the heat exchanger 13, the heat transfer coefficient of the heat exchanger and the heat transfer performance can be improved.
  • the temperature difference required in the heat exchanger 13 to obtain the same cooling capacity on the high side that is, the difference between the high-side evaporation temperature and the low-side condensation temperature, can be reduced, so that the compression ratio can be reduced and the power consumption on the high-side can be reduced.
  • the refrigeration oil can be heat exchanged with the part of the cooler 200 where the temperature of the high-temperature refrigerant is lowest.
  • the temperature of the refrigeration oil becomes lower, and the rise in the refrigerant temperature during suction of the refrigerant can be suppressed.
  • Figure 24 shows the relationship between the degree of suction superheat (SH) and theoretical COP for various refrigerants.
  • SH suction superheat
  • the higher the intake superheat of the refrigerant the higher the cooling capacity of the low-side side can be improved by using a refrigerant (R290) with higher theoretical performance and lowering the temperature of the refrigeration oil.
  • R290 refrigerant
  • the high-side side can be operated with high theoretical performance, so the power consumption on the high-side side can be reduced.
  • the present disclosure relates to a dual-stage refrigeration cycle device using a first refrigerant (low-stage side refrigerant) and a second refrigerant (high-stage side refrigerant).
  • the refrigeration cycle device 1001 shown in FIG. 1 includes a compressor 10, an oil separator 11, a heat exchanger 13, an expansion valve 14, a heat exchanger 15, a compressor 100, a heat exchanger 101, and an expansion valve 102.
  • the heat exchanger 13 is configured to perform heat exchange between the first refrigerant and the second refrigerant.
  • the heat exchanger 15 is configured to perform heat exchange between the first refrigerant and indoor air.
  • the indoor space is, for example, a freezer room or a refrigerator room when the refrigeration cycle device 1001 is a refrigeration device, but is, for example, a living room when the refrigeration cycle device 1001 is an air conditioning device.
  • the heat exchanger 101 is configured to perform heat exchange between the second refrigerant and outdoor air.
  • the compressor 10, the oil separator 11, the heat exchanger 13, the expansion valve 14, and the heat exchanger 15 constitute a refrigerant circuit C1 in which a first refrigerant circulates.
  • the compressor 100, the heat exchanger 101, the expansion valve 102, and the heat exchanger 13 constitute a refrigerant circuit C2 in which a second refrigerant circulates.
  • the refrigeration cycle device 1001 further includes an oil return path RP that returns refrigeration oil from the oil separator 11 to the suction section of the compressor 10, and a cooler 200 and a throttling device 16 arranged in the oil return path.
  • the refrigeration cycle apparatus 1001 shown in FIG. 1 further includes a fan 101F that is provided in common to the cooler 200 and the heat exchanger 101.
  • the cooler 200 is configured to perform heat exchange between the refrigeration oil and the outdoor air. As shown in FIGS. 7 to 9, the cooler 200 is disposed downstream of the heat exchanger 101 in the air flow direction AF generated by the fan 101F.
  • the cooler 200 has an oil inlet Oin and an oil outlet Oout through which refrigeration oil passes, and the heat exchanger 101 has a refrigerant inlet Rin and a refrigerant outlet Rout.
  • the distance between the oil outlet Oout and the refrigerant outlet Rout is shorter than the distance between the oil outlet Oout and the refrigerant inlet Rin.
  • the oil outlet Oout is positioned closer to the refrigerant outlet Rout than the refrigerant inlet Rin.
  • the refrigeration cycle apparatus 1001C further includes an intermediate cooler 12 that is disposed between the oil separator 11 and the heat exchanger 13 in the refrigerant circuit C1 and configured to perform heat exchange between the first refrigerant and the outdoor air, and a fan 12F that is provided in common to the cooler 200 and the intermediate cooler 12.
  • the cooler 200 is disposed downstream of the intermediate cooler 12 in the flow direction AF of the air generated by the fan 12F.
  • the cooler 200 has an oil inlet Oin and an oil outlet Oout through which refrigeration oil passes, and the intermediate cooler 12 has a refrigerant inlet Rin and a refrigerant outlet Rout.
  • the distance between the oil outlet Oout and the refrigerant outlet Rout is shorter than the distance between the oil outlet Oout and the refrigerant inlet Rin.
  • the oil outlet Oout is positioned closer to the refrigerant outlet Rout than the refrigerant inlet Rin.
  • the cooler 200 includes an oil inlet Oin and an oil outlet Oout through which refrigeration oil passes, and a single unbranched oil passage that runs from the oil inlet Oin to the oil outlet Oout.
  • the starting point SP connected to the oil separator 11 is located at the highest position in the direction of gravity G, and the end point EP that joins the suction part of the compressor 10 is located at the lowest position in the direction of gravity.
  • the oil return path RP does not include a rising portion Y that goes against gravity from the starting point SP to the end point EP as shown in Fig. 7.
  • the refrigeration cycle apparatus 1003 shown in FIG. 11 further includes a fan 101F provided in correspondence with the heat exchanger 101, and a control device 500 that controls the compressor 10, the compressor 100, and the fan 101F.
  • the control device 500 is configured to rotate the fan when the compressor 10 is operating, regardless of the operating state of the compressor 100.
  • the refrigeration cycle apparatus 1003 shown in FIG. 11 further includes an on-off valve 300 provided in the oil return path RP, and a control device 500 that controls the compressor 10, the compressor 100, and the on-off valve 300.
  • the control device 500 is configured to close the on-off valve 300 when the compressor 10 is operating and the compressor 100 is stopped.
  • the cooler 200 includes cooler 200a and cooler 200b arranged in parallel to each other between the branch point BP and the junction point MP in the oil return path RP.
  • the refrigeration cycle apparatus 1004 further includes an on-off valve 300a provided in correspondence with the cooler 200a, an on-off valve 300b provided in correspondence with the cooler 200b, a temperature sensor 400a arranged between the oil outlet of the cooler 200a and the junction point MP, a temperature sensor 400b arranged between the oil outlet of the cooler 200b and the junction point MP, and a control device 500 that controls the on-off valves 300a and 300b.
  • an on-off valve 300a provided in correspondence with the cooler 200a
  • an on-off valve 300b provided in correspondence with the cooler 200b
  • a temperature sensor 400a arranged between the oil outlet of the cooler 200a and the junction point MP
  • a temperature sensor 400b arranged between the oil outlet of the cooler 200b and the junction point MP
  • a control device 500 that controls the on-off valves 300a and 300b.
  • the control device 500 is configured to open the on-off valve 300a and close the on-off valve 300b when the temperature difference (T1-T2) between the detected temperature T2 of the temperature sensor 400a and the detected temperature T1 of the temperature sensor 400b is greater than a preset first threshold value Th1 (YES in S14).
  • the control device 500 is configured to open the on-off valve 300b and close the on-off valve 300a when the temperature difference is less than a preset second threshold value Th2 (NO in S12 and NO in S14).
  • the refrigeration cycle apparatus 1005 shown in FIG. 15 and the refrigeration cycle apparatus 1005A shown in FIG. 16 are disposed between the heat exchanger 13 and the expansion valve 14 in the refrigerant circuit C1 and further include a receiver 18 that stores a first refrigerant.
  • the cooler 200 is configured to cool the refrigeration oil by heat exchange between the first refrigerant stored in the receiver 18 and the refrigeration oil.
  • the refrigeration cycle apparatus 1006 shown in FIG. 17 and the refrigeration cycle apparatus 1006A shown in FIG. 18 are disposed between the heat exchanger 13 and the expansion valve 14 in the first refrigerant circuit, and further include a receiver 18 for storing the first refrigerant.
  • the cooler 200 includes a cooler 200a or 200b and a cooler 200c connected in series in the oil return path RP.
  • the cooler 200a or 200b is configured to perform heat exchange between the refrigeration oil and the outdoor air.
  • the cooler 200c is configured to cool the refrigeration oil by heat exchange between the first refrigerant stored in the receiver 18 and the refrigeration oil.
  • the cooler 200 is configured to perform heat exchange between the second refrigerant flowing from the heat exchanger 13 to the compressor 100 and the refrigeration oil passing through the oil return path RP.
  • the present invention is mainly applied to a refrigerator, but it can also be applied to an air conditioner.

Landscapes

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Abstract

第１圧縮機（１０）、油分離器（１１）、第１熱交換器（１３）、第１膨張弁（１４）、および第２熱交換器（１５）は、第１冷媒が循環する第１冷媒回路（Ｃ１）を構成する。第２圧縮機（１００）、第３熱交換器（１０１）、第２膨張弁（１０２）、および第１熱交換器（１３）は、第２冷媒が循環する第２冷媒回路（Ｃ２）を構成する。冷凍サイクル装置（１００１）は、油分離器（１１）から第１圧縮機（１０）の吸入部に冷凍機油を戻す返油経路（ＲＰ）と、返油経路（ＲＰ）に配置される冷却器（２００）および絞り装置（１６）とをさらに備える。

Description

二元冷凍サイクル装置
　本開示は、二元冷凍サイクル装置（two-stage　refrigeration　cycle　apparatus）に関する。
　冷凍サイクル装置において、圧縮機の吐出ガス中の冷凍機油を冷媒と分離して圧縮器に戻すために油分離器が設けられる。
　特開平９－２５０８２１号公報（特許文献１）は、圧縮機の吐出側に油分離器を設け、圧縮機の吸込側にアキュムレータを設けた冷凍装置を開示する。この冷凍装置では、油分離器で分離した冷凍機油をアキュムレータに戻すバイパス管を設けている。これにより、冷凍機油を冷やしてスラッジ（異物）の発生を抑えると共に、アキュムレータ内の余剰冷媒を確実に蒸発させることができる。
特開平９－２５０８２１号公報
　しかし、アキュムレータ内に液冷媒が存在しない場合は、圧縮機から吐出された高温の冷凍機油が冷却されることなく圧縮機に返されてしまうといった課題がある。また、アキュムレータ内のガス冷媒が高温の冷凍機油により加熱され、冷媒温度が上昇し吸入冷媒の密度が低下することにより冷凍サイクル装置の冷却能力が低下するといった課題がある。
　本開示は、上記のような課題を解決する実施の形態を説明するためになされたものであり、その目的は、圧縮機の吸入冷媒の密度を下げることなく返油する冷凍機油の温度を下げることができる二元冷凍サイクル装置を提供することである。
　本開示は、第１冷媒と第２冷媒とを用いる二元冷凍サイクル装置に関する。二元冷凍サイクル装置は、第１圧縮機、油分離器、第１熱交換器、第１膨張弁、第２熱交換器、第２圧縮機、第３熱交換器、および、第２膨張弁を備える。第１熱交換器は、第１冷媒と第２冷媒との間で熱交換が行なわれるように構成される。第２熱交換器は、第１冷媒と室内の空気との間で熱交換が行なわれるように構成される。第３熱交換器は、第２冷媒と室外の空気との間で熱交換が行なわれるように構成される。第１圧縮機、油分離器、第１熱交換器、第１膨張弁、および第２熱交換器は、第１冷媒が循環する第１冷媒回路を構成する。第２圧縮機、第３熱交換器、第２膨張弁、および第１熱交換器は、第２冷媒が循環する第２冷媒回路を構成する。二元冷凍サイクル装置は、油分離器から第１圧縮機の吸入部に冷凍機油を戻す返油経路と、返油経路に配置される冷却器および絞り装置とをさらに備える。
　本開示の二元冷凍サイクル装置によれば、圧縮機の吸入冷媒の密度を下げることなく返油する冷凍機油の温度を下げることができるので、スラッジの発生の抑制と冷却能力の低下抑制とを両立させることができる。
実施の形態１の二元冷凍サイクル装置の構成を示す図である。 実施の形態１の第１変形例の二元冷凍サイクル装置の構成を示す図である。 実施の形態１の第２変形例の二元冷凍サイクル装置の構成を示す図である。 実施の形態１の第３変形例の二元冷凍サイクル装置の構成を示す図である。 熱交換器１０１の冷媒の流れと冷却器２００の冷凍機油の流れとを並行流の関係とした場合の温度分布を説明するための図である。 熱交換器１０１の冷媒の流れと冷却器２００の冷凍機油の流れとを対向流の関係とした場合の温度分布を説明するための図である。 冷却器２００の第１配置例を示した図である。 冷却器２００の第２配置例を示した図である。 冷却器２００の第３配置例を示した図である。 実施の形態２の二元冷凍サイクル装置の構成を示す図である。 実施の形態３の二元冷凍サイクル装置の構成を示す図である。 実施の形態３における流路選択部の制御を説明するためのフローチャートである。 実施の形態４の二元冷凍サイクル装置の構成を示す図である。 実施の形態４における流路選択部の制御を説明するためのフローチャートである。 実施の形態５の二元冷凍サイクル装置の構成を示す図である。 実施の形態５の変形例の二元冷凍サイクル装置の構成を示す図である。 実施の形態６の二元冷凍サイクル装置の構成を示す図である。 実施の形態６の変形例の二元冷凍サイクル装置の構成を示す図である。 実施の形態７の二元冷凍サイクル装置の構成を示す図である。 実施の形態７の第１変形例の二元冷凍サイクル装置の構成を示す図である。 実施の形態７の第２変形例の二元冷凍サイクル装置の構成を示す図である。 油冷却部を配置しない場合の熱交換器の冷媒温度を説明するための図である。 油冷却部を配置した場合の熱交換器の冷媒温度を説明するための図である。 各種冷媒の吸入過熱度（ＳＨ）と理論ＣＯＰとの関係を示した図である。
　以下、本発明の実施の形態について、図面を参照しながら詳細に説明する。以下では、複数の実施の形態について説明するが、各実施の形態で説明された構成を適宜組み合わせることは出願当初から予定されている。なお、図中同一または相当部分には同一符号を付してその説明は繰り返さない。
　実施の形態１．
　図１は、実施の形態１の二元冷凍サイクル装置の構成を示す図である。図１に示す冷凍サイクル装置１００１は、屋外に設置される室外機１と、冷凍室内に設置される室内機２とで構成される。
　室外機１は、圧縮機１０と、油分離器１１と、熱交換器１３と、圧縮機１００と、熱交換器１０１と、ファン１０１Ｆと、膨張弁１０２と、制御装置５００とを備える。室外機１は、さらに、返油経路ＲＰと、冷却器２００と、絞り装置１６とを備える。返油経路ＲＰは、油分離器１１の油排出部から、冷却器２００および絞り装置１６を経由して圧縮機１０の吸入部に接続される。絞り装置１６としては、例えば、膨張弁、流量調整弁、キャピラリチューブなどを用いることができる。
　室内機２は、膨張弁１４と、熱交換器１５と、ファン１５Ｆとを備える。
　室外機１は、低元側（low-stage-side）の冷媒回路である冷媒回路Ｃ１の一部分と、高元側（high-stage-side）の冷媒回路である冷媒回路Ｃ２とを備える。室内機２は、冷媒回路Ｃ１の残部を備える。冷媒回路Ｃ１は、第１冷媒を使用する。冷媒回路Ｃ２は、第２冷媒を使用する。
　低元側の冷媒回路Ｃ１に充填される第１冷媒は、室内機２と室外機１とを接続する延長配管を通過するものである。このため、低元側の冷媒回路Ｃ１では、封入冷媒量が多量となる。加えて、第１冷媒は、例えば、冷凍機では低い蒸発温度での利用が求められる。
　以上より、不燃で、圧力損失による温度低下が小さく、地球温暖化係数（ＧＷＰ）が小さく、負圧による空気の吸引防止のため、冷凍機で使用される蒸発温度よりも沸点が低い冷媒を第１冷媒として選定するのが好ましい。例えば、第１冷媒は、室内機２への冷媒漏洩時の火災を防止するためASHRAE34（米国の規格）にてカテゴリＡ１に分類された冷媒が好ましい。具体的には第１冷媒は、ＣＯ２が最も好ましいが、ＣＯ２を主成分とした混合冷媒を用いてもよい。
　一方、高元側の冷媒回路Ｃ２は、室外機１内で冷媒回路が閉じており、冷媒回路Ｃ１のように室内外を接続する接続配管を設ける必要がないことに加え、室内機２側に第２冷媒が漏洩することもない。すなわち、高元側の冷媒回路Ｃ２に充填される第２冷媒は、延長配管を通過せず、漏洩してもユーザーの出入りの多い冷凍室内へ直接放出されるものではない。このため、冷媒回路の成績係数（ＣＯＰ）が高く、かつＧＷＰが比較的小さい冷媒を第２冷媒として選定するのが好ましい。
　一例では、高元側の第２冷媒にＲ２９０を使用し、低元側の第１冷媒にＣＯ２を使用する。なお、第２冷媒として、Ｒ２９０に代えてＲ３２、Ｒ１２３４ｙｆ、Ｒ１２３４ｚｅ（Ｅ）を用いても良い。
　また、高元側の冷媒回路Ｃ２に封入される第２冷媒は、低元側の冷媒回路Ｃ１に封入される冷媒よりも、同一温度（飽和温度）時の圧力が小さい冷媒を選定してもよい。この場合は、冷媒回路Ｃ１と比較して冷媒回路Ｃ２の耐圧を低く設計してもよい。具体的には、冷媒回路Ｃ２の各種配管および熱交換器等の構成要素の肉厚を冷媒回路Ｃ１の構成要素の肉厚よりも薄くしてもよい。
　また、冷凍サイクル装置を二元サイクル化することにより、低元側の冷媒回路Ｃ１の凝縮圧力を低くすることができる。このため、ＣＯ２冷媒またはＣＯ２を主成分とした冷媒を使用する単元サイクルの冷凍サイクル装置の耐圧と比較して、二元サイクルでは、低元側の冷媒回路Ｃ１の耐圧を低く設計してもよい。具体的には、低元側の冷媒回路Ｃ１の各種配管や要素の肉厚を単元サイクルの冷凍サイクル装置のものよりも薄くしてもよい。
　図１には、二元冷凍サイクル装置の冷却運転時における冷媒の流れが矢印で示されている。
　低元側の冷媒回路Ｃ１において、第１冷媒は、圧縮機１０、油分離器１１、熱交換器１３の凝縮側通路、膨張弁１４、熱交換器１５を順に流れて圧縮機１０に戻るように循環する。このとき熱交換器１５は、蒸発器として作動する。
　すなわち、冷却運転時には、低元側の冷媒回路Ｃ１では、まず圧縮機１０から圧縮されたガス状態の第１冷媒と、冷凍機油とが吐出され、油分離器１１に流入する。油分離器１１では、過熱蒸気の第１冷媒と冷凍機油とが分離される。分離された第１冷媒は熱交換器１３の凝縮側通路へと流入し、第１冷媒が凝縮する。分離された冷凍機油は油分離器１１下部に設けられた排油部から返油経路ＲＰに流れる。冷凍機油はその後冷却器２００によって冷却された後に絞り装置１６を経て圧縮機１０の吸入部へ戻される。
　一方、熱交換器１３で凝縮された第１冷媒は、膨張弁１４にて膨張する。その後、第１冷媒は、蒸発器として働く熱交換器１５において、冷凍室内の空気と熱交換し蒸発する。そして、蒸発した第１冷媒は、圧縮機１０へ戻る。
　高元側の冷媒回路Ｃ２において、第２冷媒は、圧縮機１００、熱交換器１０１、膨張弁１０２、熱交換器１３の蒸発側通路を順に流れて圧縮機１００に戻るように循環する。このとき熱交換器１３は、蒸発器として作動する。
　すなわち、冷却運転時には、高元側の冷媒回路Ｃ２では、圧縮機１００より圧縮された過熱蒸気が凝縮器として働く熱交換器１０１へと流入し、第２冷媒が凝縮される。凝縮された第２冷媒は、膨張弁１０２にて膨張し、熱交換器１３にて熱交換し蒸発する。蒸発した第２冷媒は、圧縮機１００へ戻る。
　このように第１冷媒と第２冷媒が正常に循環している場合は、熱交換器１３は第１冷媒と第２冷媒との間で熱交換を行なうカスケード熱交換器として働く。
　＜冷却運転時の基本動作＞
　冷却運転時の各アクチュエータの制御について説明する。なお、図１では、一般的な箇所に設置されている温度センサ、圧力センサについては、図示を省略している。
　冷却運転時、低元側の冷媒回路Ｃ１の高圧側圧力が予め設定した圧力（飽和温度に相当）以上とならないように、制御装置５００は、冷媒回路Ｃ１の凝縮温度を管理する。このため、凝縮温度を下げるために、冷媒回路Ｃ２の熱交換器１３で第１冷媒が冷却される。冷媒回路Ｃ１における圧縮機１０吐出部から熱交換器１３入口部に至る経路上に設けた高圧部圧力センサの検知結果に基づいて、制御装置５００は、圧縮機１００の周波数を制御する。
　一方で、制御装置５００は、冷媒回路Ｃ１の蒸発温度および吸入冷媒の加熱度が予め設定された目標値になるように、圧縮機１０の周波数および膨張弁１４の開度を制御する。具体的には、制御装置５００は、冷媒回路Ｃ１における熱交換器１５の冷媒出口から圧縮機１０の吸入部に至る経路上に設けた低圧部圧力センサおよび吸入温度センサの検知結果に基づいて、圧縮機１０の周波数および膨張弁１４の開度を制御する。
　さらに、制御装置５００は、高元側の冷媒回路Ｃ２の吸入冷媒の加熱度が予め設定された目標値となるよう膨張弁１０２の開度を制御する。具体的には、制御装置５００は、冷媒回路Ｃ２における熱交換器１３の蒸発側冷媒出口から圧縮機１００の吸入部に至る経路上に設けられた低圧部圧力センサおよび吸入温度センサの検知結果に基づいて、膨張弁１０２の開度を制御する。
　さらに、制御装置５００は、冷媒回路Ｃ２における圧縮機１００から熱交換器１０１に至る経路上に設けた圧力センサの検知結果に基づいて得られる飽和温度が、設定した目標温度（凝縮温度）となるように、熱交換器１０１のファン１０１Ｆの回転速度（風量）を制御する。
　なお、低元側の冷媒回路Ｃ１の高圧部の過昇圧を抑制するため、圧縮機１００起動後にある一定時間が経過して熱交換器１３の温度を下げてから圧縮機１０を起動させる方が好ましい。
　制御装置５００は、室内機２内等に設置された庫内温度センサの温度がユーザーによって設定された設定庫内温度以下となり、かつ圧縮機１０の周波数が最小周波数となった場合に、圧縮機１０の運転を停止する。
　なお、室内機２と室外機１とが通信できない構成の場合には、低元側の冷媒回路Ｃ１の低圧部圧力センサの検知結果がユーザーによって設定された設定庫内温度に相当する圧力以下となり、かつ圧縮機１０の周波数が最小周波数となった場合、制御装置５００は圧縮機１０の運転を停止する。
　また、二元冷凍サイクル装置を停止する場合は、制御装置５００は以下の制御を行なう。
　まず、上記の冷却運転実行中に庫内温度が設定温度以下となり、かつ圧縮機１０の周波数が最小周波数となった場合、制御装置５００は、圧縮機１０の運転を停止する。
　次に、外気温度センサの検知結果が予め設定した閾値以下となる低外気温の場合、制御装置５００は、圧縮機１０を停止させた後に圧縮機１００も停止させる。一方、外気温度センサの検知結果が予め設定した閾値以上となる高外気温の場合、制御装置５００は、圧縮機１０の運転を停止した後でも冷媒回路Ｃ２を継続して運転させる。これは、外気温が高いと、低元側の第１冷媒（例えばＣＯ２）が外気温に近づいて低元側の冷媒回路Ｃ１の圧力が高圧になってしまうからである。
　制御装置５００は、ＣＰＵ（Central　Processing　Unit）５０１と、メモリ５０２（ＲＯＭ（Read　Only　Memory）およびＲＡＭ（Random　Access　Memory））と、入出力バッファ（図示せず）等を含んで構成される。ＣＰＵ５０１は、ＲＯＭに格納されているプログラムをＲＡＭ等に展開して実行する。ＲＯＭに格納されるプログラムは、制御装置５００の処理手順が記されたプログラムである。制御装置５００は、これらのプログラムに従って、二元冷凍サイクル装置における各機器の制御を実行する。この制御については、ソフトウェアによる処理に限られず、専用のハードウェア（電子回路）で処理することも可能である。
　なお、制御装置５００は、室内機２と室外機１に分散配置され、通信によって接続されていても良い。
　図２は、実施の形態１の第１変形例の二元冷凍サイクル装置の構成を示す図である。図２の冷凍サイクル装置１００１Ａは、油分離器１１と熱交換器１３との間に中間冷却器１２を設けた構成としたものである。中間冷却器１２は、外気と第１冷媒との間で熱交換を行なう。冷凍サイクル装置１００１Ａの他の部分の構成は、図１の冷凍サイクル装置１００１と同じである。
　図３は、実施の形態１の第２変形例の二元冷凍サイクル装置の構成を示す図である。図３の冷凍サイクル装置１００１Ｂは、熱交換器１３と膨張弁１４との間に受液器１８を設けた構成としたものである。冷凍サイクル装置１００１Ｂの他の部分の構成は、図１の冷凍サイクル装置１００１と同じである。
　図４は、実施の形態１の第３変形例の二元冷凍サイクル装置の構成を示す図である。図４の冷凍サイクル装置１００１Ｃは、冷却器２００を中間冷却器１２と近接配置し、共通のファン１２Ｆを設けた構成としたものである。冷凍サイクル装置１００１Ｃの他の部分の構成は、図２の冷凍サイクル装置１００１Ａと同じである。
　＜冷凍機油の冷却＞
　図５は、熱交換器１０１の冷媒の流れと冷却器２００の冷凍機油の流れとを並行流の関係とした場合の温度分布を説明するための図である。図６は、熱交換器１０１の冷媒の流れと冷却器２００の冷凍機油の流れとを対向流の関係とした場合の温度分布を説明するための図である。
　図５および図６に示すように、冷却器２００と熱交換器１０１とに共通のファン１０１Ｆを備え、冷却器２００は空気の流れ方向において、熱交換器１０１よりも下流に設置する方が好ましい。冷却器２００を空気流れの下流に設置することにより、熱交換器１０１の吸込み空気温度を上昇させないためである。
　また、図５に記載のように、冷却器２００の油出口部を、熱交換器１０１の冷媒出口（過冷却部）近傍に配置する方が好ましい。
　並行流の場合には、熱交換器１０１の冷媒入口Ｒｉｎから流入し、冷媒出口Ｒｏｕｔから流出する冷媒の温度分布は、図５に示す温度Ｔｒｅｆのようになる。空気の流れにおいて、熱交換器１０１を上流側、冷却器２００を下流側に配置すると、熱交換器１０１を通過して冷却器２００に向かう空気の温度分布は、温度Ｔａｉｒに示すようになる。
　図６に示すように対向流の場合には、冷却器２００を通過する冷凍機油は、途中までは冷却されていくが、油出口付近では、冷媒入口Ｒｉｎの影響を受けた空気の温度Ｔａｉｒによって温度が上昇してしまうので、冷凍機油の冷却効果が低下してしまう。したがって、図５に示すように、冷媒と冷凍機油は、並行流の関係とすることが好ましい。
　図５、図６では、図１～図３に示したように冷却器２００を熱交換器１０１に空気の流れ方向に並べて、冷却器２００を熱交換器１０１の下流側に配置した場合を説明した。なお、図４のように熱交換器１０１の代わりに中間冷却器１２と冷却器２００とを並べて配置する場合にも同様なことが言える。
　すなわち、図４に示す冷凍サイクル装置１００１Ｃにおいても、油分離器１１と、熱交換器１３との間に設けた中間冷却器１２についても熱交換器１０１の場合と同様に共通のファンを備え、空気の流れ方向において、中間冷却器１２よりも下流に冷却器２００を設置する方が好ましい。また、冷却器２００の油出口を、中間冷却器１２の冷媒出口近傍に配置する方が好ましい。
　図７は、冷却器２００の第１配置例を示した図である。図８は、冷却器２００の第２配置例を示した図である。図９は、冷却器２００の第３配置例を示した図である。図７～図９では、Ｙ軸方向から見ると、冷媒の流れと冷凍機油の流れが、図５で説明した並行流の関係となっている。
　図７に示すように、熱交換器１０１または中間冷却器１２の空気流れ方向ＡＦの下流に冷却器２００が配置されてもよい。また、返油経路ＲＰに配置される冷却器２００は、油入口Ｏｉｎから油出口Ｏｏｕｔにかけて、単一の流路とし、複数の経路に分岐しないように構成してもよい。
　図８、図９に示すように油分離器１１の排油部である返油経路ＲＰの起点部ＳＰが重力方向Ｇと逆向きの方向（Ｚ軸方向）で最も高く、圧縮機１０の吸入管に合流する終点部ＥＰが最も低くなるような配置とし、返油経路ＲＰに図７に示すような立上がり部Ｙを設けない方が好ましい。
　なお、立ち上がり部を設けないよう冷却器２００を配置する際は、図８に示すように冷却器２００そのものの高さ方向の大きさを小さくしてもよい。また、図９に示すように冷却器２００自体は熱交換器１０１または中間冷却器１２と同様の高さまでの大きさとし、冷凍機油の油入口Ｏｉｎを起点部ＳＰよりも低い位置に配置してもよい。この場合、未利用部２００Ｘは、配管なしのフィンまたは、未使用の配管を配置したフィンとしておいてもよい。また配管を配置した部分２００Ｙは、フィンなしで油配管を配置しておいても良い。具体的には、冷却器２００として、補強材等によって支持した配管のみを吹出し側に配置してもよい。
　また、図７～図９において、中間冷却器１２および熱交換器１０１は、一体型の熱交換器としてもよい。また、中間冷却器１２および熱交換器１０１のいずれか一方と冷却器２００とを一体型の熱交換器としてもよい。また、図９の未利用部２００Ｘには、冷媒を流す配管を設けても良い。
　冷却器２００は、熱交換器１０１または中間冷却器１２と同様な仕様のフィンアンドチューブ熱交換器または扁平管熱交換器としてもよい。一体型とする場合は、熱交換器１０１または中間冷却器１２を構成するフィンアンドチューブ熱交換器または扁平管熱交換器の一部を冷却器２００として利用してもよい。また、返油経路の容積削減のために冷却器２００の油通路である配管を熱交換器１０１または中間冷却器の冷媒配管と比べて細径化してもよい。
　また、中間冷却器１２と熱交換器１０１の合計の伝熱面積に対する中間冷却器１２の伝熱面積の比率が３％～５０％の範囲であることが好ましい。さらには合計の伝熱面積に対する中間冷却器１２の伝熱面積の比率が８％～３０％の範囲であることがより好ましい。
　また、本明細書では詳細説明を省略するが、冷媒回路Ｃ１に返油経路を設ける代わりに、圧縮機１００の吐出部に油分離器を配置し圧縮機１００の吸入部に返油する返油経路を設け、該返油経路に冷凍機油の温度を冷却する冷却器を設けてもよい。また、圧縮機１０と、圧縮機１００の両方に返油経路および冷却器を設ける構成としてもよい。
　以上説明した実施の形態１の二元冷凍サイクル装置によれば、以下の効果が得られる。
　冷却器２００によって冷凍機油を冷却した後に圧縮機１０に返油する構成とすることで、冷媒吸入時の冷媒温度の上昇を抑制できる。冷媒温度の上昇を抑制できることで冷媒密度を増加させ低元側の冷却能力を向上できる。また、冷凍機油を冷却した後返油することで圧縮機内部の温度上昇を抑制できスラッジ発生を抑制できる。
　また、図１～図３に示すように冷却器２００および熱交換器１０１に共通のファン１０１Ｆを備え、図７～図９に示すように空気の流れ方向において、冷却器２００を熱交換器１０１よりも下流に配置することによって、熱交換器１０１の吸込み空気温度に影響を与えずに、冷凍機油の冷却ができる。なお、逆の場合は、熱交換器１０１の吸込み空気温度が上昇することにより第２冷媒の飽和温度が上昇し、圧縮機１００の入力が増加するので好ましくない。
　また、図４に示すように、油分離器１１と、熱交換器１３との間に中間冷却器１２を設け、図７～図９に示すように冷却器２００は空気の流れ方向において、中間冷却器１２よりも下流に配置することで、中間冷却器１２の吸込み空気温度に影響を与えずに、冷凍機油の冷却ができる。
　また、図５に示すように、冷却器２００の油出口を、熱交換器１０１または中間冷却器１２の冷媒出口（過冷却部）近傍に配置することで、より低温の吹出し空気で冷凍機油を冷却できる。
　また、図５に示すように、冷却器２００の油入口を熱交換器１０１または中間冷却器１２の冷媒入口（ガス冷媒部）近傍に配置することで、熱交換器１０１または中間冷却器１２において吹出し温度が最も高温となる箇所に、最も冷却器２００の冷凍機油の温度が高い領域を配置することができる。このため、一旦冷却された油が、熱交換器１０１または中間冷却器１２の吹出し空気からの熱の受熱により温度上昇することを抑制することができる。
　また、図７～図９に示すように冷却器２００を油入口から油出口に至るまでの経路を複数の経路に分岐しない構成とする。例えば、ヘッダ等で分岐させた場合、最低位置の流路ばかりに冷凍機油が流れその他の流路では冷却できない。また、分岐により冷凍機油の流量が小さくなり滞留しやすくなる。本実施の形態では、返油経路ＲＰを分岐しない構成とすることで、冷凍機油の滞留や冷凍機油の流れる油量の偏りを防止できる。冷凍機油の滞留防止や冷凍機油の流れる油量の偏りを防止することによって、圧縮機１０の油枯渇による破損を抑制でき、信頼性を向上できる。
　また、図８～図９に示すように返油経路ＲＰの起点部ＳＰが重力方向で最も高く、圧縮機１０の吸入管に合流する返油経路ＲＰの終点部ＥＰが最も低くなるように返油経路ＲＰを配置し、返油の経路上に立ち上がり部を設けない。これにより、運転停止時に油分離器１１の排油部から圧縮機１０吸入部にかけての返油経路ＲＰにおいて、ヘッド差により冷凍機油を返油させることができる。この場合、圧縮機１０の停止時においても冷凍機油を返油できることで、再起動時の油枯渇を抑制することができ信頼性を向上させることができる。
　また、圧縮機１０吸入部の冷媒温度の上昇を抑制することで、吐出温度を抑制することができる。吐出温度を抑制できることで、圧縮機１０の信頼性を向上させることができる。さらに、例えば吐出温度が上限のため圧縮機１０の周波数を増速できない場合であっても、冷却器２００を設けることにより、さらに周波数を増速させることができ、冷凍機の運転範囲の上限を拡大することができる。
　また、図２、図４に示すように中間冷却器１２を設けることで、低元側の凝縮熱量の一部を大気に放熱でき、高元側で処理が必要な熱量が減らせるため冷凍機を高性能化させることができる。
　また、冷凍サイクル装置を二元サイクル化することで低元側機器の耐圧を低く抑えることで機器のコストを抑制することができる。また、室内機２と室外機１を接続する接続配管を設けた構成では、低元冷媒回路側に充填される冷媒は充填冷媒量が多くなる。この場合、低元側の第１冷媒を不燃冷媒とすることで可燃性冷媒に対しリスクを低減できる。また、第１冷媒として、ＣＯ２またはＣＯ２を主成分とした冷媒を用いることで圧力損失による性能低下が小さく、ＧＷＰの小さい冷凍サイクル装置とすることができる。さらに、高元冷媒回路側に充填される第２冷媒には、高ＣＯＰかつＧＷＰが比較的小さい冷媒（例えばＲ３２、Ｒ２９０、Ｒ１２３４ｙｆ、Ｒ１２３４ｚｅ（Ｅ））を選定することで冷凍サイクル装置全体のＣＯＰを向上させることができる。
　実施の形態２．
　図１０は、実施の形態２の二元冷凍サイクル装置の構成を示す図である。図１０の冷凍サイクル装置１００２は、返油経路ＲＰの油分離器１１と絞り装置１６との間に分岐部ＢＰと合流部ＭＰとを設け、分岐部ＢＰと合流部ＭＰ間に冷却器２００ａ、冷却器２００ｂを並列に設けている。
　冷却器２００ａは、図４の冷却器２００と同様に、中間冷却器１２とファン１２Ｆを共有するように中間冷却器１２と隣接配置または一体的に配置されている。
　冷却器２００ｂは、図１の冷却器２００と同様に、熱交換器１０１とファン１０１Ｆを共有するように熱交換器１０１と隣接配置または一体的に配置されている。
　冷凍サイクル装置１００２の他の部分の構成は、図１の冷凍サイクル装置１００１と同じである。
　また、冷却器２００ａと中間冷却器１２との配置関係は、図７～図９に示した冷却器２００と中間冷却器１２との配置関係と同様にしても良い。冷却器２００ｂと熱交換器１０１との配置関係は、図７～図９に示した冷却器２００と熱交換器１０１との配置関係と同様にしても良い。
　冷却運転時および停止時の各構成要素の基本的動作は、実施の形態１と同様である。
　返油経路ＲＰを流れる冷凍機油は、冷却運転時に、冷却器２００ａ、２００ｂに分かれて流入し、冷却された後合流部ＭＰにて合流後、絞り装置１６を経て圧縮機１０吸入部へ戻る。
　圧縮機１００の周波数は、低元側の冷媒回路Ｃ１の高圧部の圧力センサの検知結果に基づいて制御されている。
　ここで、冬季等の低外気温条件においては、低元側の冷媒回路Ｃ１を単独で運転させても冷媒回路Ｃ１の高圧部圧力が上限の圧力以下となるような状態で運転可能である。このため、低外気温条件においては、一般的には、圧縮機１００およびファン１０１Ｆを停止させ、高元側の冷媒回路Ｃ２を停止させる。
　これに対して、本実施の形態では、圧縮機１０を稼働させ、圧縮機１００を停止させる冷媒回路Ｃ１の単独運転時においても熱交換器１０１のファン１０１Ｆを継続して運転させる。
　実施の形態２によれば、冷凍サイクル装置１００２のように、冷却器２００ａ，２００ｂを並列に配置することによって各冷却器の流量および流速を下げ、各冷却器出口部の冷凍機油の温度を冷媒側の出口温度に近づけて温度を下げることができる。
　また、冷凍機油の温度を低下させることによって圧縮機１０吸入部での冷媒の温度上昇を抑制することができ、冷却能力を向上できる。
　また、圧縮機１００の運転状態に関わらず、圧縮機１０稼働中に熱交換器１０１のファン１０１Ｆを運転させることにより、冷凍機油を冷却することができる。
　高元側の冷媒回路Ｃ２の停止中は冷媒回路Ｃ２中の冷媒は加熱されない。したがって、運転停止中は熱交換器１０１内の冷媒は外気温相当の飽和温度となるため、冷却器２００ｂは、冷媒回路Ｃ２の運転中よりも冷凍機油を冷却させることができる。
　実施の形態３．
　図１１は、実施の形態３の二元冷凍サイクル装置の構成を示す図である。図１１の冷凍サイクル装置１００３の基本構成は図１０の冷凍サイクル装置１００２と同様であるが、冷凍機油の流路を選択する流路選択部が追加で設けられる。流路選択部は、実施の形態３では１つの開閉弁３００で実現される。開閉弁３００は分岐部ＢＰ近傍に設ける方が好ましい。
　開閉弁３００は、返油経路ＲＰの分岐部ＢＰと冷却器２００ａとの間に配置される。制御装置５００は、圧縮機１００停止中かつ圧縮機１０運転中に開閉弁３００を閉止する。
　冷却運転時の基本的動作は実施の形態１～２と同様のため説明は繰り返さない。流路選択部の制御について以下に説明する。
　図１２は、実施の形態３における流路選択部の制御を説明するためのフローチャートである。まず、ステップＳ１において、制御装置５００は、外気温センサ４００から外気温Ｔａを取得する。続いて、制御装置５００は、ステップＳ２において、外気温Ｔａとしきい値温度Ｔｔｈとを比較する。
　Ｔａ＞Ｔｔｈであれば（Ｓ２でＹＥＳ）、ステップＳ３において制御装置５００は二元サイクル運転を実行する。具体的には、ステップＳ３において、制御装置５００は、圧縮機１００を運転させ、圧縮機１０を運転させ、開閉弁３００を開状態に制御する。これにより、返油経路ＲＰを通過する冷凍機油は、冷却器２００ａ，２００ｂの両方で冷却される。
　一方、Ｔａ≦Ｔｔｈであれば（Ｓ２でＮＯ）、ステップＳ４において制御装置５００は単元サイクル運転を実行する。具体的には、ステップＳ４において、制御装置５００は、圧縮機１００を停止させ、圧縮機１０を運転させ、開閉弁３００を閉状態に制御する。これにより、返油経路ＲＰを通過する冷凍機油は、冷却器２００ａを通過せず、冷却器２００ｂのみで冷却される。
　実施の形態３では、以下の効果が得られる。
　まず、圧縮機１００の運転停止中に熱交換器１０１のファン１０１Ｆを運転させることで、高元側の冷媒回路Ｃ２の運転時と比較して、冷却器２００ｂは、より低温の外気温度で冷凍機油を冷却することができる。
　また、図１１の開閉弁３００を制御して冷凍機油をより冷却できるようにすることで、圧縮機１０吸入部での冷媒の温度上昇を抑制することができ、冷却能力を向上できる。
　中間冷却器１２側でも圧縮機１０吐出部の冷凍機油を冷却することができる。しかし、冷却器２００ｂ出口側の冷凍機油の温度よりは、冷却器２００ａ出口側の冷凍機油の温度が高くなる。このため、開閉弁３００を閉止することによって合流後に冷凍機油の温度が上昇して圧縮機１０吸入部に戻ることを抑制できる。このようにして開閉弁３００によって、より低温の外気とのみ冷凍機油と熱交換させることで、合流部ＭＰで冷凍機油の温度が上昇することを防止できる。
　また、開閉弁３００を分岐部ＢＰの近傍に設けることで、開閉弁３００を閉止している際に分岐部から開閉弁３００間に滞留する冷凍機油の量を低減することができる。
　実施の形態４．
　図１３は、実施の形態４の二元冷凍サイクル装置の構成を示す図である。図１３の冷凍サイクル装置１００４の基本構成は図１０の冷凍サイクル装置１００２と同様であるが、流路選択部（３００）と温度センサ４００ａ，４００ｂとが追加で設けられる。実施の形態４では、流路選択部（３００）は、開閉弁３００ａと開閉弁３００ｂとを含んで構成される。
　開閉弁３００ａは、分岐部ＢＰと冷却器２００ａとの間に配置される。開閉弁３００ｂは、分岐部ＢＰと冷却器２００ｂとの間に配置される。また、開閉弁３００ａおよび３００ｂは、いずれも分岐部ＢＰ近傍に設ける方が好ましい。
　温度センサ４００ａは、冷却器２００ａ流出部と合流部ＭＰとの間に配置される。温度センサ４００ｂは、冷却器２００ｂ流出部と合流部ＭＰとの間に配置される。
　冷却運転時の基本的動作は実施の形態１～２と同様のため説明は繰り返さない。流路選択部の制御について以下に説明する。
　図１４は、実施の形態４における流路選択部の制御を説明するためのフローチャートである。実施の形態３では、圧縮機１００の運転状態に基づいて流路選択部の開閉弁３００の開閉判断が行なわれたが、実施の形態４では、温度センサ４００ａの検出温度と温度センサ４００ｂの検出温度との温度差に基づいて開閉弁３００ａ、３００ｂの開閉動作が行なわれる。
　まず、ステップＳ１１において、制御装置５００は、温度センサ４００ｂから油温Ｔ１を取得し、温度センサ４００ａから油温Ｔ２を取得する。なお、ステップＳ１１では、開閉弁３００ａ，３００ｂは共に開状態とされ、冷却器２００ｂ、２００ｂの両方に冷凍機油が導入されている。続いて、制御装置５００は、ステップＳ１２，Ｓ１４において、温度差（Ｔ１－Ｔ２）としきい値温度Ｔｈ１，Ｔｈ２とを比較する。
　温度差（Ｔ１－Ｔ２）が閾値の範囲内となる場合（Ｓ１２でＹＥＳ）、制御装置５００は、ステップＳ１３において開閉弁３００ａおよび開閉弁３００ｂを開とする。
　一方、温度差（Ｔ１－Ｔ２）が予め設定されたしきい値温度Ｔｈ１以上となった場合（Ｓ１２でＮＯ、Ｓ１４でＹＥＳ）、制御装置５００は、ステップＳ１５において開閉弁３００ｂを閉じ、開閉弁３００ａを開く。
　また、温度差（Ｔ１－Ｔ２）が予め設定されたしきい値温度Ｔｈ２以下となった場合（Ｓ１２でＮＯ、Ｓ１４でＮＯ）、制御装置５００は、ステップＳ１６において開閉弁３００ａを閉じ、開閉弁３００ｂを開く。
　以上のフローチャートの処理を定期的に（例えば起動時毎、または１時間毎など）実行することにより、冷却性能の高い冷却器に冷凍機油が導入される。
　しきい値温度Ｔｈ１，Ｔｈ２は、例えばＴｈ１＝＋１０℃、Ｔｈ２＝－１５℃のように設定することができる。なお、Ｔｈ１＝＋１０℃、Ｔｈ２＝－１０℃のように、しきい値温度Ｔｈ２を、しきい値温度Ｔｈ１の正負符号を反転させた値に設定しても良い。
　温度センサ４００ｂの検出温度が３０℃、温度センサ４００ａの検出温度が１５℃の場合、温度差は（Ｔ１－Ｔ２）＝（３０－１５）＝＋１５℃となるためしきい値温度Ｔｈ１を超える。この場合は冷却器２００ｂの冷凍機油の冷却効果が冷却器２００ａよりも低いため、開閉弁３００ｂを閉、開閉弁３００ａを開とすることで、冷却効果が高い冷却器２００ａのみに冷凍機油を流すことができる。
　他の例では、温度センサ４００ｂの温度が３０℃、温度センサ４００ａの温度が５０℃の場合、温度差は３０－５０で－２０℃となるためしきい値温度Ｔｈ２以下となる。この場合は冷却器２００ａの冷凍機油の冷却効果が冷却器２００ｂよりも低いため、開閉弁３００ａを閉、開閉弁３００ｂを開とすることで、冷却効果が高い冷却器２００ｂのみに冷凍機油を流すことができる。
　実施の形態４の二元冷凍サイクル装置は、圧縮機１００の運転の有無に関わらず冷凍機油をより冷却可能な冷却器を判断することができる。
　また、冷凍機油を冷却性能が高い方の冷却器で冷却することで、圧縮機１０吸入部の冷凍機油の温度を低くでき、冷媒の吸入温度の上昇を抑制することができる。
　また、開閉弁３００ａおよび３００ｂを分岐部ＢＰ近傍に設けることにより、開閉弁３００ａまたは３００ｂが閉止している際に分岐部ＢＰから閉止している開閉弁までの間に滞留する冷凍機油の量を低減することができる。
　滞留する冷凍機油の量が少なくなることで、圧縮機１０の油枯渇を発生させないために必要な冷凍機油の充填量を減らすことができる。冷凍機油の充填量を減らすことで、機器全体のコストを低減することができる。
　実施の形態５．
　図１５は、実施の形態５の二元冷凍サイクル装置の構成を示す図である。図１５の冷凍サイクル装置１００５は、冷媒回路Ｃ１に受液器１８をさらに含む。冷凍サイクル装置１００５は、油分離器１１の排油部から、受液器１８、絞り装置１６を経由した後に圧縮機１０吸入部に返油されるように返油経路ＲＰを設けている点が図１の冷凍サイクル装置１００１と異なる。冷凍サイクル装置１００５では、冷凍機油を冷却する冷却器２００は、受液器１８に貯留されている冷媒と熱交換を行なうように構成される。他の部分の構成は、図１の冷凍サイクル装置１００１と同じである。
　なお、冷却器２００は、受液器１８の外周部に冷媒間を巻き付けて構成してもよく、受液器１８内に冷媒間を通して構成してもよい。冷却器２００は受液器１８の下部に設ける冷媒管とした方が好ましく、受液器の底部付近に冷媒管を設ける方がより好ましい。
　図１６は、実施の形態５の変形例の二元冷凍サイクル装置の構成を示す図である。図１６の冷凍サイクル装置１００５Ａは、油分離器１１と熱交換器１３間に中間冷却器１２を設けた構成としたものである。中間冷却器１２は、外気と第１冷媒との間で熱交換を行なう。他の部分の構成は、図１５の冷凍サイクル装置１００５と同じである。
　実施の形態５の冷凍サイクル装置の基本的動作は、実施の形態１と同様であるので説明は繰り返さない。
　実施の形態５では、返油経路ＲＰを通過する冷凍機油は、油分離器１１の排油部から受液器１８にて冷却する冷却器２００と絞り装置１６とを経由して圧縮機１０の吸入部に戻る。
　単元の冷凍サイクルでは凝縮温度が外気温度よりも高い温度となるため、受液器１８に存在する冷媒の温度も外気温度よりも高くなる。しかし、二元冷凍サイクルにおいては、低元側の凝縮温度は外気よりも低い。実施の形態５では、受液器１８において外気温よりも低温まで冷凍機油を冷却することができる。冷媒温度の上昇を抑制できることで冷媒密度を増加させ低元側の冷却能力を向上できる。
　実施の形態５では、外気よりも低温の要素と熱交換するため、実施の形態１～４で空気と熱交換させるよりも低温にすることができる。例えば、運転時で低元凝縮温度０℃の場合には、冷凍機油を最低で０℃まで冷却可能である。
　また、冷凍機油を流す冷却器２００を受液器１８の底部に設けることで、受液器１８内の液冷媒の存在量が少ない状態でも熱容量の大きい液冷媒と熱交換ができる。
　実施の形態６．
　図１７は、実施の形態６の二元冷凍サイクル装置の構成を示す図である。図１７の冷凍サイクル装置１００６は、図１６に示した冷凍サイクル装置１００５Ａの構成において、油分離器１１の排油部から、冷却器２００ａ、受液器１８、絞り装置１６を経由した後に圧縮機１０吸入部に返油されるように返油経路ＲＰが構成される。この場合、冷却器２００は、冷却器２００ａと、冷却器２００ｃとを含む。冷却器２００ａは、中間冷却器１２に隣接配置され、外気と冷凍機油とが熱交換するように構成される。冷却器２００ｃは、受液器１８に配置され、受液器１８が貯留する冷媒と冷凍機油とが熱交換するように構成される。他の部分の構成は、図１６の冷凍サイクル装置１００５Ａと同じである。
　図１８は、実施の形態６の変形例の二元冷凍サイクル装置の構成を示す図である。図１８の冷凍サイクル装置１００６Ａは、図１５に示した冷凍サイクル装置１００５の構成において、油分離器１１の排油部から、冷却器２００ｂ、受液器１８、絞り装置１６を経由した後に圧縮機１０吸入部に返油されるように返油経路ＲＰが構成される。この場合、冷却器２００は、冷却器２００ｂと、冷却器２００ｃとを含む。冷却器２００ｂは、熱交換器１０１に隣接配置され、外気と冷凍機油とが熱交換するように構成される。冷却器２００ｃは、受液器１８に配置され、受液器１８が貯留する冷媒と冷凍機油とが熱交換するように構成される。他の部分の構成は、図１５の冷凍サイクル装置１００５と同じである。
　また、図示しないが、図１０，図１１、図１３に示したように冷却器２００ａと冷却器２００ｂを並列に接続させる構成において、受液器１８中の冷媒と冷凍機油とを熱交換する冷却器２００ｃを追加してもよい。
　冷凍サイクル装置の基本的動作は実施の形態１と同様のため説明は繰り返さない。実施の形態６では、返油経路ＲＰを通過する冷凍機油、油分離器１１の排油部から冷却器２００ａまたは冷却器２００ｂ（またはその両方）で空冷された後、受液器１８に設けられた冷却器２００ｃによってさらに冷却され、絞り装置１６を経由して圧縮機１０吸入部に戻る。
　例えば返油量が多い場合、図１５または図１６の冷凍サイクル装置では、十分に冷却されないまま圧縮機１０吸入部に冷凍機油が戻ってしまう。これに対し、実施の形態６のように構成することで受液器１８の冷却器２００ｃに流入する前の冷凍機油を冷却できる。冷却器２００ｃの流入部における冷凍機油の温度を下げることで同じ返油量であってもより低温まで冷凍機油を冷却できる。
　したがって、実施の形態６では、冷却器２００ａまたは冷却器２００ｂ（またはその両方）で空冷してから冷却器２００ｃで冷却することで返油量が多い状況下においても冷凍機油をより冷却することができる。
　実施の形態７．
　図１９は、実施の形態７の二元冷凍サイクル装置の構成を示す図である。図１９の冷凍サイクル装置１００７は、基本構成は実施の形態１と同様だが、冷却器２００が、高元側の冷媒回路Ｃ２の第２冷媒と冷媒回路Ｃ１中の冷凍機油とが熱交換するように構成される点が異なる。
　また、冷媒と冷凍機油とを熱交換させる際に、冷却器２００の冷媒の流出部と冷凍機油の流入部とが隣接し、冷媒の流入部と冷凍機油の流出部とが隣接するように、冷却器２００が構成されることが望ましい。このようにすれば、冷却器２００の各熱搬送媒体（高元冷媒、低元冷凍機油）が対向流となるよう流路が構成される。
　実施の形態７の冷却器２００は冷却器２００ａ、２００ｂと異なり、空気を介さずに冷媒と冷凍機油とを熱交換させてもよい。例えば、プレート式熱交換器でも良いが、プレート式熱交換器は複数のパスに分岐するため流速が落ちるだけでなく冷凍機油が滞留しやすい可能性があるので、二重管熱交換器等を用いて構成する方が好ましい。
　図２０は、実施の形態７の第１変形例の二元冷凍サイクル装置の構成を示す図である。図２０の冷凍サイクル装置１００７Ａは、油分離器１１と熱交換器１３間に中間冷却器１２を設けた構成としたものである。中間冷却器１２は、外気と第１冷媒との間で熱交換を行なう。冷凍サイクル装置１００７Ａの他の部分の構成は、図１９の冷凍サイクル装置１００７と同じである。
　図２１は、実施の形態７の第２変形例の二元冷凍サイクル装置の構成を示す図である。図２１の冷凍サイクル装置１００７Ｂは、熱交換器１３と膨張弁１４との間に受液器１８を設けた構成としたものである。冷凍サイクル装置１００７Ｂの他の部分の構成は、図１９の冷凍サイクル装置１００７と同じである。
　また、高元側の冷媒回路Ｃ２には、吸入過熱度が高い程理論性能が高い冷媒（例えばＲ２９０）を封入する方が好ましい。
　また、図示しないが、図１０、図１１、図１３に示したように冷却器２００ａと冷却器２００ｂを並列に接続させる構成を実施の形態７の冷却器２００と組み合わせてもよい。
　冷却運転時の基本動作は実施の形態１と同様のため説明は繰り返さない。
　実施の形態７においても、他の実施の形態と同様に、冷却器２００にて冷凍機油を冷却した後に圧縮機１０に戻すことによって、冷媒吸入時の冷媒温度の上昇を抑制できる。
　冷媒温度の上昇を抑制できることで冷媒密度を増加させ低元側の冷媒回路Ｃ１の冷却能力を向上できる。
　また、冷媒回路Ｃ２の低温部冷媒と冷媒回路Ｃ１の冷凍機油とが熱交換するため、実施の形態１～４で空気と冷凍機油とが熱交換するよりも冷凍機油を低温にすることができる。一例として、外気温が２０℃で低元側の冷媒回路Ｃ１の蒸発温度が－４０℃、低元凝縮温度が０℃、高元凝縮温度が３０℃（少なくとも外気よりも高くなる）、高元蒸発温度が－５℃とすると、実施の形態７の冷却器２００では排出した冷凍機油を高元蒸発温度（－５℃）まで冷却可能である。これに対して、実施の形態１～４では外気温相当の２０℃まで、実施の形態５～６では低元凝縮温度（０℃）までとなるので、実施の形態７では最も低温まで冷凍機油を冷却することができる。
　図２２は、油冷却部を配置しない場合の熱交換器の冷媒温度を説明するための図である。図２３は、油冷却部を配置した場合の熱交換器の冷媒温度を説明するための図である。実施の形態７では、図１９、図２０に示すように熱交換器１３の下流で第２冷媒と冷凍機油とを熱交換させる。このため図２３に示すように、熱交換器１３内の二相状態の領域を図２２に示す場合と比べて拡大することができる。熱交換器１３内の二相状態の領域拡大により熱交換器の熱伝達率の向上、伝熱性能を向上させることができる。伝熱性能を向上させることで、高元側の同等冷却能力を得るために熱交換器１３で必要な温度差、すなわち高元蒸発温度と低元凝縮温度との差を小さくできるため、圧縮比が小さくなり高元側の消費電力を低減することができる。
　また、冷凍機油と高元冷媒が対向流となるよう流路を構成することで、冷却器２００において高元冷媒の温度が最も低い部分と冷凍機油を熱交換させることができる。その結果、冷凍機油の温度がより低温になるため、冷媒吸入時の冷媒温度の上昇を抑制できる。
　図２４は、各種冷媒の吸入過熱度（ＳＨ）と理論ＣＯＰとの関係を示した図である。Ｒ３２およびＲ４１０Ａは、過熱度が大きくなると理論ＣＯＰが低下するのに対して、Ｒ２９０は、過熱度の増大とともに理論ＣＯＰも向上することが示される。
　図２４に示すように、冷媒の吸入過熱度が高い程理論性能が高い冷媒（Ｒ２９０）を用いて、冷凍機油の温度を下げることで低元側の冷却能力を向上できる。同時に、高元側では理論性能が高い状態で運転することができるため、高元側の消費電力を低減することができる。
　（まとめ）
　以下において、再び図面を参照して実施の形態について、総括する。
　（第１項）　本開示は、第１冷媒（低元側冷媒）と第２冷媒（高元側冷媒）とを用いる二元冷凍サイクル装置に関する。図１に示す冷凍サイクル装置１００１は、圧縮機１０、油分離器１１、熱交換器１３、膨張弁１４、熱交換器１５、圧縮機１００、熱交換器１０１、および、膨張弁１０２を備える。熱交換器１３は、第１冷媒と第２冷媒との間で熱交換が行なわれるように構成される。熱交換器１５は、第１冷媒と室内の空気との間で熱交換が行なわれるように構成される。室内は、冷凍サイクル装置１００１が冷凍装置の場合には例えば冷凍室または冷蔵室であるが、冷凍サイクル装置１００１が空調装置である場合には例えば居室である。熱交換器１０１は、第２冷媒と室外の空気との間で熱交換が行なわれるように構成される。圧縮機１０、油分離器１１、熱交換器１３、膨張弁１４、および熱交換器１５は、第１冷媒が循環する冷媒回路Ｃ１を構成する。圧縮機１００、熱交換器１０１、膨張弁１０２、および熱交換器１３は、第２冷媒が循環する冷媒回路Ｃ２を構成する。冷凍サイクル装置１００１は、油分離器１１から圧縮機１０の吸入部に冷凍機油を戻す返油経路ＲＰと、返油経路に配置される冷却器２００および絞り装置１６とをさらに備える。
　（第２項）　第１項に記載の二元冷凍サイクル装置において、図１に示す冷凍サイクル装置１００１は、冷却器２００と熱交換器１０１とに共通して設けられるファン１０１Ｆをさらに備える。冷却器２００は、冷凍機油と室外の空気との間で熱交換が行なわれるように構成される。図７～図９に示すように、冷却器２００は、ファン１０１Ｆによって生じる空気の流れ方向ＡＦにおいて、熱交換器１０１よりも下流に配置される。
　（第３項）　第２項に記載の二元冷凍サイクル装置において、冷却器２００は、冷凍機油が通過する油入口Ｏｉｎと油出口Ｏｏｕｔとを有し、熱交換器１０１は、冷媒入口Ｒｉｎと冷媒出口Ｒｏｕｔとを有する。図７～図９に示すように、油出口Ｏｏｕｔと冷媒出口Ｒｏｕｔとの間の距離は、油出口Ｏｏｕｔと冷媒入口Ｒｉｎとの間の距離よりも短い。言い換えると、油出口Ｏｏｕｔは、冷媒入口Ｒｉｎよりも冷媒出口Ｒｏｕｔの近くに配置される。
　（第４項）　第１項に記載の二元冷凍サイクル装置において、図４に示すように、冷凍サイクル装置１００１Ｃは、冷媒回路Ｃ１において油分離器１１と熱交換器１３との間に配置され、第１冷媒と室外の空気との間で熱交換が行なわれるように構成される中間冷却器１２と、冷却器２００と中間冷却器１２とに共通して設けられるファン１２Ｆとをさらに備える。図７～図９に示すように、冷却器２００は、ファン１２Ｆによって生じる空気の流れ方向ＡＦにおいて、中間冷却器１２よりも下流に配置される。
　（第５項）　第４項に記載の二元冷凍サイクル装置において、冷却器２００は、冷凍機油が通過する油入口Ｏｉｎと油出口Ｏｏｕｔとを有し、中間冷却器１２は、冷媒入口Ｒｉｎと冷媒出口Ｒｏｕｔとを有する。図７～図９に示すように、油出口Ｏｏｕｔと冷媒出口Ｒｏｕｔとの間の距離は、油出口Ｏｏｕｔと冷媒入口Ｒｉｎとの間の距離よりも短い。言い換えると、油出口Ｏｏｕｔは、冷媒入口Ｒｉｎよりも冷媒出口Ｒｏｕｔの近くに配置される。
　（第６項）　第１項に記載の二元冷凍サイクル装置において、図７～図９に示すように、冷却器２００は、冷凍機油が通過する油入口Ｏｉｎと油出口Ｏｏｕｔと、油入口Ｏｉｎから油出口Ｏｏｕｔに至る分岐しない一本の油通路とを含む。
　（第７項）　第１項～第５項のいずれか１項に記載の二元冷凍サイクル装置において、図８～図９に示すように、返油経路ＲＰにおいて、油分離器１１に接続される起点部ＳＰが重力方向Ｇで最も高い位置に配置され、圧縮機１０の吸入部に合流する終点部ＥＰが重力方向で最も低い位置に配置される。返油経路ＲＰは、図７に示されるような起点部ＳＰから終点部ＥＰに向けて重力に逆らう立上がり部Ｙを含まない。
　（第８項）　第１項に記載の二元冷凍サイクル装置において、図１１に示す冷凍サイクル装置１００３は、熱交換器１０１に対応して設けられるファン１０１Ｆと、圧縮機１０、圧縮機１００およびファン１０１Ｆを制御する制御装置５００とをさらに備える。制御装置５００は、圧縮機１０を運転している場合は、圧縮機１００の運転状態にかかわらずファンを回転させるように構成される。
　（第９項）　第１項に記載の二元冷凍サイクル装置において、図１１に示す冷凍サイクル装置１００３は、返油経路ＲＰに設けられる開閉弁３００と、圧縮機１０、圧縮機１００および開閉弁３００を制御する制御装置５００とをさらに備える。図１２のステップＳ４に示すように、制御装置５００は、圧縮機１０が運転しており、かつ、圧縮機１００が停止している場合には、開閉弁３００を閉じるように構成される。
　（第１０項）　第１項に記載の二元冷凍サイクル装置において、図１３に示すように、冷却器２００は、返油経路ＲＰにおける分岐部ＢＰと合流部ＭＰとの間に互いに並列に配置される冷却器２００ａおよび冷却器２００ｂを含む。冷凍サイクル装置１００４は、冷却器２００ａに対応して設けられる開閉弁３００ａと、冷却器２００ｂに対応して設けられる開閉弁３００ｂと、冷却器２００ａの油出口と合流部ＭＰとの間に配置された温度センサ４００ａと、冷却器２００ｂの油出口と合流部ＭＰとの間に配置された温度センサ４００ｂと、開閉弁３００ａおよび開閉弁３００ｂとを制御する制御装置５００とをさらに備える。図１４に示すように、制御装置５００は、温度センサ４００ａの検出温度Ｔ２と温度センサ４００ｂの検出温度Ｔ１との温度差（Ｔ１－Ｔ２）が予め設定された第１しきい値Ｔｈ１より大きい場合（Ｓ１４でＹＥＳ）に開閉弁３００ａを開き、開閉弁３００ｂを閉じるように構成される。制御装置５００は、温度差が予め設定された第２しきい値Ｔｈ２より小さい場合（Ｓ１２でＮＯかつＳ１４でＮＯ）に開閉弁３００ｂを開き、開閉弁３００ａを閉じるように構成される。
　（第１１項）　第１項に記載の二元冷凍サイクル装置において、図１５に示す冷凍サイクル装置１００５および図１６に示す冷凍サイクル装置１００５Ａは、冷媒回路Ｃ１において熱交換器１３と膨張弁１４との間に配置され、第１冷媒を貯留する受液器１８をさらに備える。冷却器２００は、受液器１８に貯留された第１冷媒と冷凍機油との熱交換により、冷凍機油を冷却するように構成される。
　（第１２項）　第１項に記載の二元冷凍サイクル装置において、図１７に示す冷凍サイクル装置１００６および図１８に示す冷凍サイクル装置１００６Ａは、第１冷媒回路において熱交換器１３と膨張弁１４との間に配置され、第１冷媒を貯留する受液器１８をさらに備える。冷却器２００は、返油経路ＲＰにおいて直列に接続された冷却器２００ａまたは２００ｂと、冷却器２００ｃとを含む。冷却器２００ａまたは２００ｂは、冷凍機油と室外の空気との間で熱交換が行なわれるように構成される。冷却器２００ｃは、受液器１８に貯留された第１冷媒と冷凍機油との熱交換により、冷凍機油を冷却するように構成される。
　（第１３項）　第１項に記載の二元冷凍サイクル装置において、図１９～図２１に示すように、冷却器２００は、熱交換器１３から圧縮機１００に向かう第２冷媒と返油経路ＲＰを通過する冷凍機油との間で熱交換が行なわれるように構成される。
　なお、以上の実施の形態では、本実施の形態が主に冷凍機に適用されることを例示したが、本実施の形態は空調装置にも適用することができる。
　今回開示された実施の形態は、すべての点で例示であって制限的なものではないと考えられるべきである。本開示の範囲は、上記した実施の形態の説明ではなくて請求の範囲によって示され、請求の範囲と均等の意味および範囲内でのすべての変更が含まれることが意図される。
１　室外機、２　室内機、１０，１００　圧縮機、１１　油分離器、１２　中間冷却器、１２Ｆ，１５Ｆ，１０１Ｆ　ファン、１３，１５，１０１　熱交換器、１４，１０２　膨張弁、１６　絞り装置、１８　受液器、２００，２００ａ，２００ｂ，２００ｃ　冷却器、３００，３００ａ，３００ｂ　開閉弁、４００　外気温センサ、４００ａ，４００ｂ　温度センサ、５００　制御装置、５０１　ＣＰＵ、５０２　メモリ、１００１，１００１Ａ，１００１Ｂ，１００１Ｃ，１００２，１００３，１００４，１００５，１００５Ａ，１００６，１００６Ａ，１００７，１００７Ａ，１００７Ｂ　冷凍サイクル装置、ＢＰ　分岐部、Ｃ１，Ｃ２　冷媒回路、ＥＰ　終点部、ＭＰ　合流部、ＲＰ　油経路、ＳＰ　起点部。

Claims (13)

  1. 　第１冷媒と第２冷媒とを用いる二元冷凍サイクル装置であって、
    　第１圧縮機、油分離器、第１熱交換器、第１膨張弁、第２熱交換器、第２圧縮機、第３熱交換器、および、第２膨張弁を備え、
    　前記第１熱交換器は、前記第１冷媒と前記第２冷媒との間で熱交換が行なわれるように構成され、
    　前記第２熱交換器は、前記第１冷媒と室内の空気との間で熱交換が行なわれるように構成され、
    　前記第３熱交換器は、前記第２冷媒と室外の空気との間で熱交換が行なわれるように構成され、
    　前記第１圧縮機、前記油分離器、前記第１熱交換器、前記第１膨張弁、および前記第２熱交換器は、前記第１冷媒が循環する第１冷媒回路を構成し、
    　前記第２圧縮機、前記第３熱交換器、前記第２膨張弁、および前記第１熱交換器は、前記第２冷媒が循環する第２冷媒回路を構成し、
    　前記油分離器から前記第１圧縮機の吸入部に冷凍機油を戻す返油経路と、
    　前記返油経路に配置される冷却器および絞り装置とをさらに備える、二元冷凍サイクル装置。
  2. 　前記冷却器と前記第３熱交換器とに共通して設けられるファンをさらに備え、
    　前記冷却器は、前記冷凍機油と室外の空気との間で熱交換が行なわれるように構成され、
    　前記冷却器は、前記ファンによって生じる空気の流れ方向において、前記第３熱交換器よりも下流に配置される、請求項１に記載の二元冷凍サイクル装置。
  3. 　前記冷却器は、前記冷凍機油が通過する油入口と油出口とを有し、
    　前記第３熱交換器は、冷媒入口と冷媒出口とを有し、
    　前記油出口と前記冷媒出口との間の距離は、前記油出口と前記冷媒入口との間の距離よりも短い、請求項２に記載の二元冷凍サイクル装置。
  4. 　前記第１冷媒回路において前記油分離器と前記第１熱交換器との間に配置され、前記第１冷媒と室外の空気との間で熱交換が行なわれるように構成される第４熱交換器と、
    　前記冷却器と前記第４熱交換器とに共通して設けられるファンとをさらに備え、
    　前記冷却器は、前記ファンによって生じる空気の流れ方向において、前記第４熱交換器よりも下流に配置される、請求項１に記載の二元冷凍サイクル装置。
  5. 　前記冷却器は、前記冷凍機油が通過する油入口と油出口とを有し、
    　前記第４熱交換器は、冷媒入口と冷媒出口とを有し、
    　前記油出口と前記冷媒出口との間の距離は、前記油出口と前記冷媒入口との間の距離よりも短い、請求項４に記載の二元冷凍サイクル装置。
  6. 　前記冷却器は、
    　前記冷凍機油が通過する油入口および油出口と、
    　前記油入口から前記油出口に至る分岐しない一本の油通路とを含む、請求項１に記載の二元冷凍サイクル装置。
  7. 　前記返油経路において、
    　　前記油分離器に接続される起点部が重力方向で最も高い位置に配置され、
    　　前記第１圧縮機の吸入部に合流する終点部が重力方向で最も低い位置に配置され、
    　前記返油経路は、前記起点部から前記終点部に向けて重力に逆らう立上がり部を含まない、請求項１～５のいずれか１項に記載の二元冷凍サイクル装置。
  8. 　前記第３熱交換器に対応して設けられるファンと、
    　前記第１圧縮機、前記第２圧縮機および前記ファンを制御する制御装置とをさらに備え、
    　前記制御装置は、前記第１圧縮機を運転している場合は、前記第２圧縮機の運転状態にかかわらず前記ファンを回転させるように構成される、請求項１に記載の二元冷凍サイクル装置。
  9. 　前記返油経路に設けられる開閉弁と、
    　前記第１圧縮機、前記第２圧縮機および前記開閉弁を制御する制御装置とをさらに備え、
    　前記制御装置は、前記第１圧縮機が運転しており、かつ、前記第２圧縮機が停止している場合には、前記開閉弁を閉じるように構成される、請求項１に記載の二元冷凍サイクル装置。
  10. 　前記冷却器は、
    　前記返油経路における分岐部と合流部との間に互いに並列に配置される第１冷却器および第２冷却器を含み、
    　前記二元冷凍サイクル装置は、
    　前記第１冷却器に対応して設けられる第１開閉弁と、
    　前記第２冷却器に対応して設けられる第２開閉弁と、
    　前記第１冷却器の油出口と前記合流部との間に配置された第１温度センサと、
    　前記第２冷却器の油出口と前記合流部との間に配置された第２温度センサと、
    　前記第１開閉弁および前記第２開閉弁とを制御する制御装置とをさらに備え、
    　前記制御装置は、前記第１温度センサの検出温度と前記第２温度センサの検出温度との温度差が予め設定された第１しきい値より大きい場合に前記第１開閉弁を開き、前記第２開閉弁を閉じるように構成され、前記温度差が予め設定された第２しきい値より小さい場合に前記第２開閉弁を開き、前記第１開閉弁を閉じるように構成される、請求項１に記載の二元冷凍サイクル装置。
  11. 　前記第１冷媒回路において前記第１熱交換器と前記第１膨張弁との間に配置され、前記第１冷媒を貯留する受液器をさらに備え、
    　前記冷却器は、前記受液器に貯留された前記第１冷媒と前記冷凍機油との熱交換により、前記冷凍機油を冷却するように構成される、請求項１に記載の二元冷凍サイクル装置。
  12. 　前記第１冷媒回路において前記第１熱交換器と前記第１膨張弁との間に配置され、前記第１冷媒を貯留する受液器をさらに備え、
    　前記冷却器は、前記返油経路において直列に接続された第１冷却器および第２冷却器を含み、
    　前記第１冷却器は、前記冷凍機油と室外の空気との間で熱交換が行なわれるように構成され、
    　前記第２冷却器は、前記受液器に貯留された前記第１冷媒と前記冷凍機油との熱交換により、前記冷凍機油を冷却するように構成される、請求項１に記載の二元冷凍サイクル装置。
  13. 　前記冷却器は、前記第１熱交換器から前記第２圧縮機に向かう前記第２冷媒と前記返油経路を通過する前記冷凍機油との間で熱交換が行なわれるように構成される、請求項１に記載の二元冷凍サイクル装置。
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