WO2024095339A1 - 冷凍サイクル装置 - Google Patents

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WO2024095339A1
WO2024095339A1 PCT/JP2022/040785 JP2022040785W WO2024095339A1 WO 2024095339 A1 WO2024095339 A1 WO 2024095339A1 JP 2022040785 W JP2022040785 W JP 2022040785W WO 2024095339 A1 WO2024095339 A1 WO 2024095339A1
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WO
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heat exchanger
refrigerant
compressor
oil
cooler
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PCT/JP2022/040785
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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
Application filed by 三菱電機株式会社 filed Critical 三菱電機株式会社
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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
    • F25B13/00—Compression machines, plants or systems, with 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
    • F25B47/00—Arrangements for preventing or removing deposits or corrosion, not provided for in another subclass
    • F25B47/02—Defrosting cycles
    • 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 refrigeration cycle device.
  • JP Patent Publication 9-133441A discloses a refrigeration system.
  • a defrosting refrigerant pipe is provided in the rising part of the drain pan closest to the bottom of the heat exchanger, through which high-temperature, high-pressure refrigerant flows during defrosting operation. This melts frost that has slid from the heat exchanger into the drain pan during defrosting.
  • Frost also forms on the heat exchanger, which acts as an evaporator during reverse defrost, and when the heat exchanger is heated during cooling operation, the frost slides off.
  • frost that slides off refreezes at the bottom of the heat exchanger, damaging the heat exchanger or blocking the air passage.
  • This disclosure is made to explain an embodiment that solves the problems described above, and its purpose is to provide a refrigeration cycle device that can prevent refreezing of melted water during defrosting while suppressing an increase in pressure loss in the refrigerant piping.
  • the present disclosure relates to a refrigeration cycle device.
  • the refrigeration cycle device includes a first compressor, an oil separator, a first heat exchanger, a first expansion valve, and a second heat exchanger.
  • 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 a first refrigerant circulates.
  • the 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 cooling device and a throttling device that are disposed in the oil return path.
  • the cooling device is disposed so as to melt frost on the first heat exchanger by heat from the refrigeration oil.
  • high-temperature refrigeration oil separated by an oil separator from the refrigerant discharged from the compressor is introduced into the lower part of the heat exchanger, preventing damage to the heat exchanger and blockage of the air passage caused by frost that has fallen off and refreezing at the lower part of the heat exchanger.
  • FIG. 1 is a diagram showing a configuration of a refrigeration cycle device according to a first embodiment
  • FIG. 2 is a diagram showing a configuration of a refrigeration cycle device according to a first modified example of the first embodiment.
  • FIG. 2 is a schematic diagram showing a first arrangement example of the cooling device 200.
  • FIG. 2 is a side view showing a first arrangement example of the cooling device 200.
  • FIG. 11 is a schematic diagram showing a second arrangement example of the cooling device 200.
  • FIG. 11 is a side view showing a second arrangement example of the cooling device 200.
  • FIG. 13 is a diagram showing a configuration of a refrigeration cycle device according to a second modified example of the first embodiment.
  • FIG. 13 is a diagram showing a configuration of a refrigeration cycle device according to a third modified example of the first embodiment.
  • FIG. 11 is a diagram showing the configuration of a refrigeration cycle device according to a second embodiment. 13 is a diagram for explaining the refrigerant temperature of the heat exchanger when an oil cooling unit is not provided.
  • FIG. 10 is a diagram for explaining the refrigerant temperature of a heat exchanger when an oil cooling unit is provided.
  • FIG. FIG. 2 is a diagram showing characteristics of various refrigerants.
  • FIG. 11 is a diagram showing the configuration of a refrigeration cycle device according to a third embodiment. 13 is a flowchart for explaining control of a flow path selection unit in the third embodiment.
  • FIG. 13 is a diagram showing the configuration of a refrigeration cycle device according to a fourth embodiment.
  • Embodiment 1. 1 is a diagram showing the configuration of a refrigeration cycle apparatus of embodiment 1.
  • the refrigeration cycle apparatus 1001 includes a compressor 10, an oil separator 11, a four-way valve 12, a heat exchanger 13, an expansion valve 14, a heat exchanger 15, and a control device 600.
  • the compressor 10, the oil separator 11, the heat exchanger 13, the expansion valve 14, and the heat exchanger 15 configure a refrigerant circuit C1 in which a first refrigerant circulates.
  • the four-way valve 12 is configured to switch between a cooling mode and a defrosting mode.
  • the cooling mode as shown by the solid lines inside the four-way valve 12, the four-way valve 12 supplies the first refrigerant that has passed through the oil separator 11 from the compressor 10 to the heat exchanger 13 in the refrigerant circuit C1, and returns the first refrigerant that has flowed out of the heat exchanger 15 to the compressor 10.
  • the heat exchanger 13 serves as a condenser
  • the heat exchanger 15 serves as an evaporator.
  • the defrost mode reverse defrosting is performed by reversing the refrigerant circulation direction.
  • the four-way valve 12 supplies the first refrigerant that has passed through the oil separator 11 from the compressor 10 to the heat exchanger 15, and returns the first refrigerant that has flowed out of the heat exchanger 13 to the compressor 10.
  • the heat exchanger 15 becomes a condenser, and the heat exchanger 13 becomes an evaporator.
  • the control device 600 is configured to control the four-way valve 12 to switch between the cooling mode and the defrosting mode.
  • the control device 600 is composed of a CPU (Central Processing Unit) 601, memory 602 (ROM (Read Only Memory) and RAM (Random Access Memory)), an input/output buffer (not shown), etc.
  • the CPU 601 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 600 are written.
  • the control device 600 controls each device in the 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 circuits).
  • the control device 600 may be distributed between the indoor unit and the outdoor unit and connected via communication.
  • the refrigeration cycle device 1001 further includes an oil return path RP that returns refrigeration oil from the oil discharge section of the oil separator 11 to the suction section of the compressor 10, and a cooling device 200 and a throttling device 16 that are arranged on the oil return path RP.
  • the cooling device 200 includes at least a cooler 200a that is arranged on the side of the heat exchanger 13 that becomes a condenser during cooling operation. The refrigeration oil is returned to the suction section of the compressor 10 after passing through the cooler 200a and the throttling device 16.
  • a receiver may be provided between the heat exchanger 13 and the expansion valve 14.
  • the refrigeration cycle device 1001 is preferably equipped with a fan 13F shared by the cooler 200a and the heat exchanger 13, and the cooler 200a is preferably disposed below the heat exchanger 13.
  • FIG. 2 is a diagram showing the configuration of a refrigeration cycle device according to a first modified example of the first embodiment.
  • the refrigerant circuit C1 is the same as that shown in FIG. 1, and therefore will not be described again.
  • the oil return path RP includes a branching section BP and a junction section MP provided on the path from the oil separator 11 to the throttling device 16.
  • the cooling device 200 includes a cooler 200a and a cooler 200b connected in parallel between the branching section BP and the junction section MP.
  • the cooler 200a is provided corresponding to the heat exchanger 13
  • the cooler 200b is provided corresponding to the heat exchanger 15.
  • the refrigeration cycle device 1001A includes a fan 13F shared between the cooler 200a and the heat exchanger 13, and a fan 15F shared between the cooler 200b and the heat exchanger 15.
  • the cooler 200a is preferably disposed adjacent to and below the heat exchanger 13.
  • the cooler 200b is preferably disposed adjacent to and below the heat exchanger 15.
  • each of the coolers 200a and 200b may be formed so that it does not branch into multiple paths from the inlet to the outlet.
  • Superheated vapor of the refrigerant compressed by the compressor 10 flows through the oil separator 11 into the heat exchanger 13, where the refrigerant condenses.
  • the condensed refrigerant expands through the expansion valve 14 and becomes a two-phase refrigerant.
  • the two-phase refrigerant exchanges heat in the heat exchanger 15, evaporating and becoming a gas refrigerant.
  • the gas refrigerant then returns to the compressor 10.
  • the high-temperature refrigeration oil discharged from the oil discharge section of the oil separator 11 flows into the coolers 200a and 200b, where it is cooled by exchanging heat with the air, melted water, or fallen frost in each heat exchange section.
  • the cooled refrigeration oil joins the gas refrigerant at the suction section of the compressor 10 and returns to the compressor 10.
  • the four-way valve 12 is set so that the flow paths shown by solid lines inside are closed and the flow paths shown by dashed lines are open.
  • Superheated steam compressed by the compressor 10 flows into the heat exchanger 15 via the oil separator 11, where the refrigerant condenses.
  • the condensed refrigerant expands in the expansion valve 14 and evaporates through heat exchange with the outside air in the heat exchanger 13.
  • the evaporated refrigerant returns to the compressor 10.
  • the high-temperature refrigeration oil discharged from the oil discharge section of the oil separator 11 flows into the coolers 200a, 200b, where it is cooled by heat exchange with air or with melted water or frost that has fallen off during the previous defrosting operation.
  • the cooled refrigeration oil merges with the gas refrigerant from the heat exchanger 13 at the suction section of the compressor 10 and returns to the compressor 10.
  • the control device 600 controls the frequency of the compressor 10 and the opening of the expansion valve 14 so that the evaporation temperature, condensation temperature, and degree of superheat of the suction refrigerant in the refrigerant circuit C1 become preset target values. Specifically, the control device 600 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 installed 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.
  • the four-way valve 12 switches the flow path so that the first refrigerant discharged from the compressor 10 flows to the heat exchanger 13 during cooling operation and to the heat exchanger 15 during defrosting operation.
  • the control device 600 stops the operation of the compressor 10 when the temperature of the internal temperature sensor installed in the indoor unit 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 600 stops the operation of the compressor 10.
  • the control device 600 stops the fan 15F of the heat exchanger 15 and controls the compressor 10 so that the discharge temperature becomes a preset temperature, while controlling the expansion valve 14 and the fan 13F of the heat exchanger 13 so that the low pressure section pressure and the degree of superheat of the suctioned refrigerant during defrost become preset target values.
  • control device 600 determines that defrosting is complete and switches back to cooling operation.
  • FIG. 3 is a schematic diagram showing a first arrangement example of the cooling device 200.
  • FIG. 4 is a side view showing the first arrangement example of the cooling device 200.
  • the cooling device 200 shown in FIGS. 3 and 4 may be configured with a fin-and-tube or flat tube heat exchanger, or a part of the fin-and-tube or flat tube heat exchanger may be used as the cooling device 200. It is preferable that the fins of the heat exchangers 13 and 15 are configured to contact some or all of the fins of the cooling device 200. This allows the water droplets WD resulting from melted frost in the defrost mode to be smoothly transferred from the heat exchanger 13 or 15 to the cooling device 200.
  • FIG. 5 is a schematic diagram showing a second arrangement example of the cooling device 200.
  • FIG. 6 is a side view showing a second arrangement example of the cooling device 200.
  • the cooling device 200 may be provided with only oil piping.
  • the diameter of the oil piping may be made smaller than the refrigerant piping of the heat exchanger to reduce the volume of the oil return path.
  • the fins of the heat exchangers 13 and 15 are configured to come into contact with part or all of the oil piping of the cooling device 200. This allows water droplets WD, which are melted from frost in the defrost mode, to be smoothly transferred from the heat exchanger 13 or 15 to the cooling device 200.
  • the oil return path RP is arranged so that the starting point SP, which is connected to the oil discharge section of the oil separator 11, is the highest in the direction of gravity, and the ending point EP, where it joins the suction section of the compressor 10, is the lowest. It is preferable not to provide a rising section.
  • a first refrigerant is used in the refrigerant circuit C1. It is preferable to select a refrigerant with a low global warming potential (GWP) and a boiling point lower than the evaporation temperature used in the refrigerator to prevent air suction due to negative pressure.
  • the first refrigerant is preferably a refrigerant classified as category A1 in ASHRAE34 (US standard) to prevent fire when refrigerant leaks into the indoor unit 2.
  • CO2 is most preferable as the first refrigerant, but a mixed refrigerant mainly composed of CO2 may also be used.
  • FIG. 7 is a diagram showing the configuration of a refrigeration cycle device of a second modified example of the first embodiment.
  • the refrigeration device is divided into an outdoor unit 1 and an indoor unit 2, and the indoor and outdoor spaces are connected by connecting piping.
  • the number of piping connecting the indoor and outdoor spaces will double. Therefore, if the connecting piping is long, it is difficult to extend the oil return path RP to the heat exchanger 15.
  • the cooling device 200 of the oil return path RP may be provided on the heat exchanger 13 side, and a defrosting heater that does not require refrigeration oil piping may be installed below the heat exchanger 15, or the cooling device 200 of the oil return path RP may be provided only on the heat exchanger 13 side, as in Figure 1.
  • FIG. 8 is a diagram showing the configuration of a refrigeration cycle apparatus according to a third modified example of the first embodiment.
  • the refrigerant circuit C1 is a low-stage-side refrigerant circuit
  • a high-stage-side refrigerant circuit C2 is further provided to form a two-stage refrigeration cycle apparatus.
  • the high-stage-side refrigerant circuit C2 uses a second refrigerant and is provided with a compressor 100, a heat exchanger 101, an expansion valve 102, and a heat exchanger 103.
  • the heat exchanger 101 functions as a condenser.
  • the heat exchanger 103 is a cascade heat exchanger configured to exchange heat between the first refrigerant and the second refrigerant.
  • the high-side refrigerant circuit C2 is a closed refrigerant circuit within the outdoor unit 1, which means there is no need to install connecting piping to connect the indoors and outdoors as with the refrigerant circuit C1, and the second refrigerant does not leak to the indoor unit 2.
  • the second refrigerant filled into the high-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) for the refrigerant circuit 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 condenser and evaporator are reversed in the defrost mode and cooling mode, but the heat exchanger 101 of the refrigerant circuit C2 always functions as a condenser during operation regardless of the operating state of the refrigerant circuit C1, so no frost forms on the heat exchanger 101.
  • the refrigerant circuit C2 may also be provided with a cooling device that cools the refrigerant oil, similar to the refrigerant circuit C1, to configure an oil return path that returns the refrigerant oil to the compressor 100 after cooling it. Note that, since no frost forms on the heat exchanger 101, the cooler provided in the refrigerant circuit C2 may be positioned below the heat exchanger 101 or downstream of the heat exchanger 101 in the air flow direction.
  • the ratio of the heat transfer area of heat exchanger 13 to the total heat transfer area of heat exchanger 13 and heat exchanger 101 is in the range of 3% to 50%, and more preferably in the range of 8% to 30%.
  • the compressor 100 stops operating and the second refrigerant does not circulate in the refrigerant circuit C2.
  • the control device 600 controls the condensation temperature of the refrigerant circuit C1 so that the high-pressure side pressure of the low-stage refrigerant circuit C1 does not exceed a preset pressure (corresponding to the saturation temperature). For this reason, the first refrigerant is cooled in the heat exchanger 103 of the refrigerant circuit C2 to lower the condensation temperature.
  • the control device 600 controls the frequency of the compressor 100 based on the detection result of a high-pressure section pressure sensor provided on the path from the discharge port of the compressor 10 to the inlet port of the heat exchanger 103 in the refrigerant circuit C1.
  • control device 600 controls the opening of the expansion valve 102 so that the degree of superheat of the suction refrigerant in the high-temperature side refrigerant circuit C2 becomes a preset target value. Specifically, the control device 600 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 103 in the refrigerant circuit C2 to the suction section of the compressor 100.
  • control device 600 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 result of the 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 600 stops the fan 15F of the heat exchanger 15 and controls the compressor 10 so that the discharge temperature becomes a preset temperature, while controlling the expansion valve 14 and the fan 13F of the heat exchanger 13 so that the low pressure section pressure and the degree of superheat of the suction refrigerant during defrosting become preset target values.
  • the refrigerant circuit C2 in the defrost mode, is in a stopped state.
  • control device 600 determines that defrosting is complete and controls the four-way valve 12 to switch back to cooling operation.
  • the following effects can be obtained.
  • the refrigeration oil which is the heating medium, is cooled from a high temperature state, so the temperature rise caused by the return of the sucked refrigerant at the suction section of the compressor 10 can be suppressed.
  • the refrigerant density can be increased, improving the cooling capacity of the low-temperature side refrigerant circuit C1.
  • the deterioration of the heat transfer performance of the heat exchanger 15 can be suppressed, so the drop in evaporation temperature during cooling operation can be suppressed, the cooling capacity of the refrigeration cycle device can be improved, and power consumption can be reduced.
  • coolers 200a, 200b by configuring the coolers 200a, 200b so that they do not branch into multiple paths from the inlet to the outlet, it is possible to prevent refrigeration oil from stagnating. Preventing refrigeration oil from stagnating can suppress damage caused by oil depletion in the compressor, improving reliability. In addition, by not providing a rising portion that goes against gravity in the oil return path RP, it is possible to return refrigeration oil to the compressor due to the head difference when operation is stopped.
  • the heat exchanger can be used as an evaporator while preventing refreezing at the bottom of the heat exchanger.
  • the melted frost or the frost that has slid off flows in the direction of gravity and into the cooling device 200.
  • frost By having the heat exchangers integral or in physical contact with each other, melted or slid frost can easily flow to the cooling device 200. Without physical contact, the frost will remain on the bottom of the heat exchanger 13 or 15.
  • the discharge temperature can be suppressed.
  • the reliability of the compressor 10 can be improved.
  • the discharge temperature for example, when the frequency of the compressor 10 cannot be increased because the discharge temperature is at the upper limit, it can be increased, and the upper limit of the operating range of the refrigeration cycle device can be expanded.
  • the COP of the entire refrigerant circuit can be improved by selecting a refrigerant with a high coefficient of performance (COP) and a relatively small GWP (e.g., R32, R290, R1234yf, R1234ze(E)) for the refrigerant filled in the high-temperature side refrigerant circuit C2.
  • COP coefficient of performance
  • GWP e.g., R32, R290, R1234yf, R1234ze(E)
  • the heat exchanger 13 As an intermediate cooler, a portion of the condensation heat on the low-temperature side can be released to the atmosphere, reducing the amount of heat that needs to be processed on the high-temperature side, improving the performance of the refrigeration cycle device.
  • the pressure resistance of the low-temperature side equipment can be kept low, reducing the cost of the equipment.
  • Embodiment 2 is a diagram showing the configuration of a refrigeration cycle apparatus according to a second embodiment.
  • the basic configuration of a refrigeration cycle apparatus 1002 according to the second embodiment is the same as that of the refrigeration cycle apparatus 1001C shown in Fig. 8, but the following differences apply.
  • the refrigeration cycle apparatus 1002 further includes a heat exchanger 200c and an on-off valve 300 in addition to the configuration of the refrigeration cycle apparatus 1001C.
  • the heat exchanger 200c is configured to exchange heat between the second refrigerant flowing from the outlet of the second refrigerant of the heat exchanger 103 toward the suction section of the compressor 100 and the refrigeration oil flowing from the discharge section of the oil separator 11 toward the suction section of the compressor 10.
  • the oil return path RP includes a branch section BP and a junction section MP between the oil discharge section of the oil separator 11 and the throttling device 16.
  • the coolers 200a and 200c are arranged in parallel between the branch section BP and the junction section MP.
  • FIG. 10 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.
  • the second refrigerant and the refrigeration oil are heat exchanged in the cooler 200c downstream of the heat exchanger 103 in the refrigerant circuit C2. Therefore, as shown in FIG. 11, the two-phase state area in the heat exchanger 103 can be expanded compared to the case shown in FIG. 10. The expansion of the two-phase state area in the heat exchanger 103 can improve the heat transfer coefficient and heat transfer performance of the heat exchanger.
  • the temperature difference required in the heat exchanger 103 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.
  • FIG. 12 shows the characteristics of various refrigerants. As shown in Figure 12, for R32 and R410A, the COP decreases as the suction superheat degree SH increases, but for R290, the COP increases as the suction superheat degree SH increases.
  • the refrigeration oil flows into cooler 200a and cooler 200c, is cooled, and then merges at the junction MP before passing through the throttle device 16 and returning to the suction section of compressor 10.
  • the on-off valve 300 opens and closes depending on the operating state of the compressor 100. During cooling operation, the compressor 100 is in operation, so the on-off valve 300 is open, and during defrosting operation, the compressor 100 is stopped, so the on-off valve 300 is closed.
  • the following effects can be obtained.
  • the flow rate (flow velocity) of each cooler can be reduced, and the temperature of the refrigeration oil at the outlet of each cooler can be made low.
  • the on-off valve 300 can prevent refrigeration oil from flowing into the cooler 200c on the refrigerant circuit C2 side, which is not operating during defrosting operation.
  • the second refrigerant in the intake section of the compressor 100 is heated by the cooler 200c while preventing melting and refreezing of frost that has slid off the cooler 200a, so that the two-phase region with a high heat transfer rate can be expanded in the heat exchange region of the heat exchanger 103 as shown in FIG. 11. Expanding the two-phase region can improve the heat transfer rate and heat transfer performance of the heat exchanger 103.
  • Fig. 13 is a diagram showing the configuration of a refrigeration cycle apparatus according to a third embodiment.
  • the basic configuration of the refrigeration cycle apparatus 1003 is similar to that of the refrigeration cycle apparatus according to the second embodiment.
  • the refrigeration cycle apparatus 1003 includes an on-off valve 300a disposed between the branch portion BP and the cooler 200a, and an on-off valve 300c disposed between the branch portion BP and the cooler 200c, instead of the on-off valve 300 in the configuration of the refrigeration cycle apparatus 1002 shown in Fig. 9. It is preferable that the on-off valves 300a and 300c are provided near the branch portion BP.
  • the refrigeration cycle device 1003 further includes a temperature sensor 400a arranged between the cooler 200a and the junction MP, and a temperature sensor 400c arranged between the cooler 200c and the junction MP.
  • the refrigeration cycle device 1003 further includes a temperature sensor that detects the outside air temperature on the outdoor unit 1 side.
  • the opening and closing valve is controlled according to the detection results of temperature sensors 400c and 400a as described below.
  • FIG. 14 is a flow chart for explaining the control of the flow path selection unit in embodiment 3.
  • the determination of whether to open or close the on-off valve 300 of the flow path selection unit was made based on the operating state of the compressor 100, but in embodiment 3, the opening and closing operations of the on-off valves 300a and 300c are performed based on the temperature difference between the temperatures detected by the temperature sensors 400a and 400c.
  • step S11 the control device 600 acquires the oil temperature T1 from the temperature sensor 400c, and acquires the oil temperature T2 from the temperature sensor 400a. Note that in step S11, both on-off valves 300a and 300c are open, and refrigeration oil is introduced into both coolers 200b and 200c.
  • steps S12 and S14 the control device 600 compares the temperature difference (T1-T2) with the threshold temperatures Th1 and Th2.
  • the control device 600 opens the on-off valves 300a and 300c in step S13.
  • the control device 600 closes the on-off valve 300c and opens the on-off valve 300a in step S15.
  • the control device 600 closes the on-off valve 300a and opens the on-off valve 300c in step S16.
  • the on-off valves 300a and 300c are controlled in the following cases (1) to (3).
  • the refrigeration oil flows appropriately into one or both of coolers 200a and 200c, is cooled, and then merges at the junction MP and returns to the suction section of compressor 10 via throttling device 16.
  • on-off valves 300c and 300a may be alternately opened and closed for a fixed period of time every time a fixed operating time has elapsed, i.e., on-off valve 300c may be closed and on-off valve 300a may be opened, and on-off valve 300a may be closed and on-off valve 300c may be opened alternately.
  • on-off valve 300c may be closed and on-off valve 300a may be opened
  • on-off valve 300a may be closed and on-off valve 300c may be opened alternately.
  • only opening valve 300a may be opened, and then both opening valves may be opened, and the opening and closing valve control shown in FIG. 14 may be executed. In this way, it is possible to prevent blockage of the heat exchanger due to frost that has slid off on the cooler 200a side. Also, by only opening on the cooler 200a side, it is possible to expand the high-temperature refrigeration oil area in the cooler 200a.
  • the timing for opening the on-off valve 300a may be immediately after switching from defrosting operation to cooling operation, or after a certain period of time (e.g., 10 minutes) has elapsed since the switch. This is to prevent slipping from occurring immediately after switching.
  • the opening/closing valve 300a is opened to prevent the melted frost from refreezing.
  • the on-off valves 300a and 300c are operated to allow the oil to flow to a cooler that can cool the oil more effectively, preventing the melted frost from refreezing and allowing the oil to be cooled more effectively.
  • 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.
  • FIG. 15 is a diagram showing the configuration of a refrigeration cycle apparatus according to embodiment 4.
  • a refrigeration cycle apparatus 1004 according to embodiment 4 has the same basic configuration as the binary refrigeration cycle apparatus shown in Fig. 13, but differs in the following respects.
  • the refrigeration cycle device 1004 includes a bridge circuit 500 and a heat extraction expansion valve 501 in addition to the configuration of the refrigeration cycle device 1003 shown in FIG. 13. This allows the heat extraction expansion valve 501 to be placed downstream of the heat exchanger 103 in the refrigerant circuit C1, regardless of flow path switching by the four-way valve 12. By fully opening the expansion valve 14, the high-pressure first refrigerant before pressure reduction can be made to flow through the heat exchanger 103. Therefore, the first refrigerant can be cooled by the second refrigerant in the heat exchanger 103 during defrosting operation.
  • FIG. 16 is a diagram showing the configuration of a modified example of the refrigeration cycle device of embodiment 4.
  • the bridge circuit 500 is configured with a check valve, but as shown in FIG. 16, the bridge circuit 500 may be configured with a four-way valve, or may be configured with an on-off valve (not shown), or other switching valves that provide a similar effect may be provided.
  • the control device 600 switches the bridge circuit when the four-way valve 12 is switched.
  • a receiver 18 may be provided between the heat exchanger 103 and the heat extraction expansion valve 501.
  • the basic operation during cooling operation is similar to that of the second and third embodiments, and therefore the description will not be repeated.
  • the low-side refrigerant circuit C1 side in the heat exchanger 103 is at low pressure, and the high-side refrigerant circuit C2 is stopped.
  • the condensation temperature is low (approximately 0°C) due to the latent heat of melting frost at the start of defrosting, but the condensation temperature rises as the defrosting progresses.
  • a high-pressure refrigerant such as CO2
  • the pressure rises sharply with the rise in condensation temperature, so the refrigerant circuit C1 needs to be designed to withstand high pressure.
  • the fourth embodiment by adding a bridge circuit 500 and a heat extraction expansion valve 501, the high-pressure side refrigerant of the low-stage refrigerant circuit C1 flows into the heat exchanger 103.
  • the first refrigerant of the low-stage refrigerant circuit C1 can be cooled using the high-stage refrigerant circuit C2.
  • FIG. 17 is a flowchart for explaining the control for switching from cooling operation to defrosting operation in embodiment 4.
  • FIG. 18 is a modified example of the flowchart shown in FIG. 17.
  • step S21 the control device 600 determines whether or not to perform a defrosting operation. For example, when the continuous time of the cooling operation exceeds a set time, when the current time reaches the set time, etc., the control device 600 determines to perform a defrosting operation. If a defrosting operation is not to be performed (NO in S21), the cooling operation continues in step S22.
  • step S23 the control device 600 stops the compressor 10 or decelerates it to a specified frequency. Then, in step S24, the control device 600 switches the four-way valve 12 to enter defrosting mode. Then, in step S25, the control device 600 determines whether a predetermined time has elapsed since the start of the defrosting operation.
  • step S26 the control device 600 starts the compressor 100 to start operation of the high-side refrigerant circuit C2.
  • step S27 the control device 600 controls the frequency of the compressor 100, the rotation speed of the fan 101F, and the opening of the expansion valve 102.
  • the frequency of the compressor 100 is controlled so that the high-pressure section pressure of the low-side refrigerant circuit C1 becomes a target value.
  • the rotation speed of the fan 101F is controlled so that the high-pressure section pressure of the high-side refrigerant circuit C2 becomes a target value.
  • the opening of the expansion valve 102 is controlled so that the degree of refrigerant superheat at the outlet of the heat exchanger 103 becomes a target value.
  • control device 600 does not execute the processing of steps S26 and S27 and keeps the refrigerant circuit C2 stopped.
  • step S28 the control device 600 determines whether the high-pressure section pressure P(C1H) of the low-stage refrigerant circuit C1 is equal to or lower than the threshold value Pth. If P(CH1) ⁇ Pth holds (YES in S28), the control device 600 increases the speed of the compressor 10 in step S29. On the other hand, if P(CH1) ⁇ Pth does not hold (NO in S28), the control device 600 decelerates the compressor 10 in step S30.
  • step S31 the control device 600 determines whether or not to end the defrosting operation. For example, the control device 600 determines to end the defrosting operation when the set defrosting time has elapsed, or when the refrigerant temperature detected by a temperature sensor disposed between the expansion valve 14 and the heat exchanger 15 is higher than the set temperature. If the defrosting operation is not to be ended (NO in S31), the defrosting operation is continued in step S32, and the processing from step S25 onwards is repeated. On the other hand, if the defrosting operation is to be ended (YES in S31), the control of this flowchart is terminated in step S33.
  • step S25A is executed instead of step S25.
  • step S25 the timing to start operation of the high-side refrigerant circuit C2 was determined based on the elapsed time from the start of the defrost operation, but in step S25A, the control device 600 determines whether the high-pressure section pressure P (C1H) of the low-side refrigerant circuit C1 is equal to or lower than the threshold value PthX.
  • PthX in step S25A is a lower value than Pth in step S28.
  • the compressor 10 After switching, the compressor 10 is accelerated based on the detection results of the high pressure section pressure sensor in the low-side refrigerant circuit C1, the expansion valve 14 is fully opened during defrost operation, and the heat extraction expansion valve 501 controls the low pressure section pressure or the outlet superheat of the heat exchanger 13 during defrost operation.
  • the heat extraction expansion valve 501 is fully opened, and the expansion valve 14 controls the degree of superheat of the refrigerant at the outlet of the heat exchanger 15 during cooling operation.
  • the high-temperature side refrigerant circuit C2 starts operating after a certain period of time has elapsed since the start of the defrosting operation (including simultaneously with the start of the defrosting operation), as shown in step S25 of FIG. 17.
  • step S25A of FIG. 18 when the detection result of the high pressure section pressure sensor of the low-side refrigerant circuit C1 (not shown) becomes equal to or greater than the preset PthX (YES in S25A), operation of the high-side refrigerant circuit C2 may be started.
  • the high-side refrigerant circuit C2 controls the compressor 100 so that the detection result of the low-side high-pressure section pressure sensor becomes Pth, which is higher than PthX (the expansion valve 102 is controlled so that the degree of superheat SH at the outlet of the heat exchanger 103 becomes the target value).
  • the high-temperature side refrigerant circuit C2 is operated even during defrosting operation, so the operation is the same as in the third embodiment, without switching the on-off valves 300a and 300c according to the operating state as in the second embodiment.
  • the following effects can be obtained.
  • the bridge circuit 500 and the heat extraction expansion valve 501 are added, so that the high-temperature side refrigerant circuit C2 can be operated even during defrosting operation. Since the high-temperature side refrigerant circuit C2 can be operated even during defrosting operation, it is possible to suppress a pressure rise in the part of the refrigerant circuit C1 that becomes high pressure during defrosting as the defrosting progresses.
  • the pressure rise can be suppressed, so that the refrigerant circuit C1 can be designed with a low withstand pressure.
  • the cost of the equipment constituting the refrigerant circuit can be reduced.
  • the on-off valve 300c is opened so that the cooler 200c can heat the second refrigerant in the high-temperature refrigerant circuit and cool the refrigeration oil in parallel, improving the heat transfer performance of the high-temperature side of the heat exchanger 103 and improving the cooling capacity of the low-temperature side refrigerant circuit C1.
  • a receiver may be provided between the heat exchanger 13 and the expansion valve 14 (before the connecting piping), and in the binary refrigerant circuits shown in Figures 8, 9, 13, 15 and 16, a receiver may be provided between the heat exchanger 103 and the expansion valve 14.
  • cooler 200a and cooler 200c may be connected in series in that order, or refrigeration oil may be flowed only through cooler 200a.
  • the present disclosure relates to a refrigeration cycle device.
  • 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, and a heat exchanger 15.
  • the compressor 10, the oil separator 11, the heat exchanger 13, the expansion valve 14, and the heat exchanger 15 form a refrigerant circuit C1 in which a first refrigerant circulates.
  • the refrigeration cycle device 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 cooling device 200 and a throttling device 16 that are disposed in the oil return path RP.
  • the cooling device 200 is disposed so as to melt frost on the heat exchanger 13 by heat from the refrigeration oil.
  • the cooling device 200 includes a cooler 200a disposed below the heat exchanger 13.
  • the heat exchanger 13 and the cooler 200a are integrally formed and have common fins.
  • the cooling device 200 includes a cooler 200a disposed below the heat exchanger 13.
  • the heat exchanger 13 has fins
  • the cooler 200a has an oil pipe through which refrigeration oil flows, and the oil pipe is disposed so as to come into contact with the fins.
  • the cooling device 200 includes a cooler 200b disposed below the heat exchanger 15.
  • the heat exchanger 15 and the cooler 200b are integrally formed and have common fins.
  • the cooling device 200 includes a cooler 200b arranged below the heat exchanger 15.
  • the heat exchanger 15 has fins
  • the cooler 200b has an oil pipe through which refrigeration oil flows, and the oil pipe is arranged so as to come into contact with the fins.
  • the oil return path RP includes a branching section BP and a junction section MP provided on the path from the oil separator 11 to the throttling device 16.
  • the cooling device 200 includes a cooler 200a and a cooler 200b connected in parallel between the branching section and the junction section.
  • the cooler 200a is provided corresponding to (adjacent to) the heat exchanger 13
  • the cooler 200b is provided corresponding to (adjacent to) the heat exchanger 15.
  • the refrigeration cycle device described in 1 further includes a compressor 100, a heat exchanger 101, an expansion valve 102, and a heat exchanger 103.
  • the compressor 100, the heat exchanger 101, the expansion valve 102, and the heat exchanger 103 constitute a refrigerant circuit C2 in which the second refrigerant circulates.
  • the heat exchanger 103 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 the air inside the room.
  • the heat exchanger 13 is configured to perform heat exchange between the first refrigerant and the air outside the room.
  • the heat exchanger 101 is configured to perform heat exchange between the second refrigerant and the air outside the room.
  • the oil return path RP includes a branching section BP and a merging section MP provided on the path from the oil separator 11 to the throttling device 16.
  • the cooling device 200 includes a cooler 200a and a cooler 200c connected in parallel between the branching section and the merging section.
  • the cooler 200a is configured to perform heat exchange between the refrigeration oil and the outdoor air.
  • the cooler 200c is configured to perform heat exchange between the refrigeration oil and the second refrigerant flowing from the fourth heat exchanger to the second compressor.
  • the refrigeration cycle device described in Item 8 further includes an on-off valve 300 that switches whether or not refrigeration oil is circulated through the second cooler, and a control device 600 that controls the on-off valve 300.
  • the control device 600 closes the on-off valve 300 during defrosting operation.
  • the second refrigerant is a refrigerant whose theoretical performance increases as the suction superheat degree increases, for example, R290 as shown in FIG. 12.
  • the refrigeration cycle device described in Item 7 further includes a heat extracting expansion valve 501 connected to the outlet of the first refrigerant of the heat exchanger 103, and a bridge circuit 500, as shown in FIG. 15.
  • the bridge circuit 500 is configured to supply the first refrigerant flowing out of either the expansion valve 14 or the heat exchanger 13 to the inlet of the first refrigerant of the heat exchanger 103, and to flow the first refrigerant flowing out of the heat extracting expansion valve 501 to the other of the expansion valve 14 or the heat exchanger 13.
  • the refrigeration cycle device described in item 7 further includes a four-way valve 12 and a control device 600 for controlling the four-way valve 12, as shown in FIG. 13 to FIG. 16.
  • the four-way valve 12 is configured to switch between a cooling mode in which the first refrigerant that has passed through the oil separator 11 from the compressor 10 is supplied to the heat exchanger 13 and the first refrigerant that has flowed out of the heat exchanger 15 is returned to the compressor 10 in the refrigerant circuit C1, and a defrosting mode in which the first refrigerant that has passed through the oil separator 11 from the compressor 10 is supplied to the heat exchanger 15 and the first refrigerant that has flowed out of the heat exchanger 13 is returned to the compressor 10.
  • the control device 600 is configured to start the operation of the compressor 100 after a predetermined time has elapsed since the compressor 10 started operating with the four-way valve 12 set to the defrosting mode.
  • the refrigeration cycle device described in item 7 further includes a four-way valve 12 and a control device 600 for controlling the four-way valve 12, as shown in FIG. 13 to FIG. 16.
  • the four-way valve 12 is configured to switch between a cooling mode in which the first refrigerant that has passed through the oil separator 11 from the compressor 10 is supplied to the heat exchanger 13 and the first refrigerant that has flowed out of the heat exchanger 15 is returned to the compressor 10 in the refrigerant circuit C1, and a defrost mode in which the first refrigerant that has passed through the oil separator 11 from the compressor 10 is supplied to the heat exchanger 15 and the first refrigerant that has flowed out of the heat exchanger 13 is returned to the compressor 10.
  • a cooling mode in which the first refrigerant that has passed through the oil separator 11 from the compressor 10 is supplied to the heat exchanger 13 and the first refrigerant that has flowed out of the heat exchanger 13 is returned to the compressor 10.
  • control device 600 is configured to start the operation of the compressor 10 with the four-way valve 12 set to the defrost mode, and then start the operation of the compressor 100 after the pressure in the high-pressure section of the refrigerant circuit C1 reaches a predetermined pressure.
  • the present invention is mainly applied to a refrigerator, but it can also be applied to an air conditioner.

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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。冷凍サイクル装置は、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）に配置される冷却装置（２００）および絞り装置（１６）とを備える。冷却装置（２００）は、冷凍機油からの熱によって第１熱交換器（１３）の霜を融解させるように配置される。

Description

冷凍サイクル装置
　本開示は、冷凍サイクル装置に関する。
　特開平９－１３３４４１号公報は、冷凍装置を開示する。この冷凍装置においては、熱交換器の下部に最も近接したドレンパンの立上り部に、除霜運転時には高温高圧冷媒が流れるようにした除霜用冷媒管を配設している。これにより除霜時に熱交換器からドレンパンに滑落した霜を融解させている。
特開平９－１３３４４１号公報
　しかし、特開平９－１３３４４１号公報に開示された冷凍装置では、熱交換器に冷媒が流入する前にドレンパン部で熱交換させるため、冷凍サイクル上で圧縮機の吐出配管あるいは吸入配管に相当する配管長が長くなり圧力損失が増大するといった課題がある。
　また、リバースデフロスト中に蒸発器となる熱交換器にも除霜時に霜が発生するため、冷却運転時に加熱されて霜の滑落が生じるが、特に外気温が低い環境下において滑落した霜が熱交換器下部で再凍結し熱交換器が損傷したり風路が閉塞したりしてしまう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、冷媒配管の圧力損失の増加を抑えつつ、除霜時の融解水の再凍結の防止を実行することができる冷凍サイクル装置を提供することである。
　本開示は、冷凍サイクル装置に関する。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、および第２熱交換器を備える。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。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装置および絞り装置とをさらに備える。冷却装置は、冷凍機油からの熱によって第１熱交換器の霜を融解させるように配置される。
　本開示の冷凍サイクル装置によれば、圧縮機吐出後の冷媒から油分離器よって分離された高温の冷凍機油を熱交換器下部に導入するので、滑落した霜が熱交換器下部で再凍結することによる熱交換器の損傷および風路閉塞を防止することができる。
実施の形態１の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変形例の冷凍サイクル装置の構成を示す図である。 冷却装置２００の第１配置例を示した概略図である。 冷却装置２００の第１配置例を示した側面図である。 冷却装置２００の第２配置例を示した概略図である。 冷却装置２００の第２配置例を示した側面図である。 実施の形態１の第２変形例の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変形例の冷凍サイクル装置の構成を示す図である。 実施の形態２の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。 各種の冷媒の特性を示した図である。 実施の形態３の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の冷凍サイクル装置の構成を示す図である。 実施の形態４の冷凍サイクル装置の変形例の構成を示す図である。 実施の形態４において冷却運転から除霜運転に切換える制御について説明するためのフローチャートである。 図１７に示したフローチャートの変形例である。
　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の冷凍サイクル装置の構成を示す図である。冷凍サイクル装置１００１は、圧縮機１０と、油分離器１１と、四方弁１２と、熱交換器１３と、膨張弁１４と、熱交換器１５と、制御装置６００とを備える。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。
　四方弁１２は、冷却モードと除霜モードとを切換えるように構成される。冷却モードでは、四方弁１２は、四方弁１２の内部の実線で示すように、冷媒回路Ｃ１において、圧縮機１０から油分離器１１を経由した第１冷媒を熱交換器１３に供給し、熱交換器１５から流出した第１冷媒を圧縮機１０に戻す。冷却モードでは、熱交換器１３は凝縮器となり、熱交換器１５は蒸発器となる。
　一方、除霜モードでは、冷媒の循環方向を逆転させるリバースデフロストが行なわれる。除霜モードでは、四方弁１２は、四方弁１２の内部の破線で示すように、圧縮機１０から油分離器１１を経由した第１冷媒を熱交換器１５に供給し、熱交換器１３から流出した第１冷媒を圧縮機１０に戻す。除霜モードでは、熱交換器１５は凝縮器となり、熱交換器１３は蒸発器となる。
　制御装置６００は、四方弁１２を制御して、冷却モードと除霜モードの切換えを行なうように構成される。
　制御装置６００は、ＣＰＵ（Central　Processing　Unit）６０１と、メモリ６０２（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。ＣＰＵ６０１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６００の処理手順が記されたプログラムである。制御装置６００は、これらのプログラムにしたがって、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６００は、室内機と室外機に分散配置され、通信によって接続されていても良い。
　冷凍サイクル装置１００１は、さらに、油分離器１１の油排出部から圧縮機１０の吸入部に冷凍機油を戻す返油経路ＲＰと、返油経路ＲＰに配置される冷却装置２００および絞り装置１６とを備える。冷却装置２００は、冷却運転時に凝縮器となる熱交換器１３側に配置される冷却器２００ａを少なくとも含む。冷凍機油は、冷却器２００ａと、絞り装置１６とを経由した後に圧縮機１０吸入部に戻される。
　また、図示しないが、熱交換器１３と膨張弁１４との間に受液器を設けてもよい。また、冷凍サイクル装置１００１は、冷却器２００ａと熱交換器１３とに共通のファン１３Ｆを備え、冷却器２００ａは、熱交換器１３の下方に配置されている方が好ましい。
　図２は、実施の形態１の第１変形例の冷凍サイクル装置の構成を示す図である。冷媒回路Ｃ１については、図１と同様であるので説明は繰り返さない。
　図２の冷凍サイクル装置１００１Ａでは、返油経路ＲＰは、油分離器１１から絞り装置１６に至る経路上に設けられた分岐部ＢＰおよび合流部ＭＰを含む。冷却装置２００は、分岐部ＢＰと合流部ＭＰとの間に並列に接続される冷却器２００ａ、冷却器２００ｂを含む。冷却器２００ａは、熱交換器１３に対応して設けられ、冷却器２００ｂは、熱交換器１５に対応して設けられる。
　冷凍サイクル装置１００１Ａは、冷却器２００ａと熱交換器１３とに共通のファン１３Ｆと、冷却器２００ｂと熱交換器１５とに共通のファン１５Ｆとを備える。冷却器２００ａは、熱交換器１３の下方に隣接して配置される方が好ましい。冷却器２００ｂは、熱交換器１５の下方に隣接して配置される方が好ましい。
　また、冷却器２００ａおよび２００ｂの各々は、流入部から流出部にかけて複数の経路に分岐しないように形成させてもよい。
　＜冷却モード、除霜モードでの基本動作＞
　図２を用いて、冷却運転時の冷媒および冷凍機油の流れについて説明する。冷却モードでは、四方弁１２は内部に破線で示す流路が閉止され、実線で示す流路が連通するように設定される。
　圧縮機１０によって圧縮された冷媒の過熱蒸気が油分離器１１を経て熱交換器１３へと流入し、冷媒が凝縮する。凝縮した冷媒は、膨張弁１４を通過して膨張して二相冷媒となる。二相冷媒は、熱交換器１５において熱交換し蒸発しガス冷媒となる。その後、ガス冷媒は、圧縮機１０へ戻る。
　一方、油分離器１１の排油部から排出された高温の冷凍機油は、冷却器２００ａ、２００ｂへ流入し、各熱交換部の空気または融解した水または滑落した霜と熱交換することで放熱し冷却される。冷却された冷凍機油は、ガス冷媒と圧縮機１０の吸入部において合流し圧縮機１０へ戻る。
　次に、図２を用いて除霜運転時の冷媒および冷凍機油の流れについて説明する。除霜モードでは、四方弁１２は内部に実線で示す流路が閉止され、破線で示す流路が連通するように設定される。圧縮機１０より圧縮された過熱蒸気が油分離器１１を経て熱交換器１５へと流入し、冷媒が凝縮する。凝縮し冷媒は、膨張弁１４において膨張し、熱交換器１３において外気と熱交換し蒸発する。蒸発した冷媒は、圧縮機１０へ戻る。
　一方、油分離器１１の排油部から排出された高温の冷凍機油は、冷却器２００ａ、２００ｂへ流入し、空気または前回除霜運転時に発生した融解した水または滑落した霜と熱交換することで冷却される。冷却された冷凍機油は、熱交換器１３からのガス冷媒と圧縮機１０吸入部において合流し、圧縮機１０へ戻る。
　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、図２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。
　制御装置６００は、冷媒回路Ｃ１の蒸発温度、凝縮温度および吸入冷媒の過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６００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。
　また、四方弁１２は、圧縮機１０から吐出された第１冷媒が冷却運転時に熱交換器１３へ流れ、除霜運転時に熱交換器１５へ流れるよう流路を切換える。
　制御装置６００は、室内機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６００は圧縮機１０の運転を停止する。
　次に、除霜運転時の各アクチュエータの制御について説明する。
　除霜モードでは、制御装置６００は、熱交換器１５のファン１５Ｆを停止し、圧縮機１０を吐出温度が予め設定した温度となるよう制御する一方で、膨張弁１４と、熱交換器１３のファン１３Ｆとを、除霜時の低圧部圧力と吸入冷媒の過熱度とが予め設定された目標値となるように制御する。
　また、制御装置６００は、熱交換器１５と膨張弁１４間に設けた温度センサの検知結果が予め設定した温度以上となったら除霜完了と判定し、再度冷却運転に切換える。
　図３は、冷却装置２００の第１配置例を示した概略図である。図４は、冷却装置２００の第１配置例を示した側面図である。図３、図４に示す冷却装置２００は、フィンアンドチューブまたは扁平管熱交換器で構成してもよいし、フィンアンドチューブまたは扁平管熱交換器の一部を冷却装置２００として利用してもよい。なお、熱交換器１３、１５のフィンと冷却装置２００のフィンの一部または全部が接触するように構成されることが好ましい。これにより、除霜モードで霜が融解した水滴ＷＤが熱交換器１３または１５から冷却装置２００にスムーズに移行する。
　図５は、冷却装置２００の第２配置例を示した概略図である。図６は、冷却装置２００の第２配置例を示した側面図である。図５、図６に示すように、冷却装置２００として、油配管のみを配置してもよい。また、返油経路の容積削減のために油配管の径を熱交換器の冷媒配管よりも細くしてもよい。なお、熱交換器１３、１５のフィンと冷却装置２００の油配管の一部または全部とが接触するように構成されることが好ましい。これにより、除霜モードで霜が融解した水滴ＷＤが熱交換器１３または１５から冷却装置２００にスムーズに移行する。
　また、図３および図５に示すように、返油経路ＲＰは、油分離器１１の排油部に接続される始点ＳＰが重力方向で最も高く、圧縮機１０の吸入部に合流する終点ＥＰが最も低くなるよう配置され、立ち上がり部を設けない方が好ましい。
　冷媒回路Ｃ１には第１冷媒が用いられる。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）においてカテゴリＡ１に分類された冷媒が好ましい。具体的には第１冷媒としては、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。
　図７は、実施の形態１の第２変形例の冷凍サイクル装置の構成を示す図である。冷凍サイクル装置１００１Ｂでは、冷凍装置が室外機１と室内機２で分かれていて、室内と室外とを接続配管で接続する構成とする。この場合、熱交換器１５に冷凍機油を冷却する冷却器を設けると、室内と室外とを接続する配管の本数が２倍になってしまう。したがって、接続配管が長い場合は、返油経路ＲＰを熱交換器１５に伸ばすことは難しい。したがって、熱交換器１３側に返油経路ＲＰの冷却装置２００を設け、かつ熱交換器１５下部には冷凍機油の配管が不要な除霜用のヒーターを設置する構成としてもよく、または、図１と同様に、熱交換器１３側のみ返油経路ＲＰの冷却装置２００を設ける構成としてもよい。
　図８は、実施の形態１の第３変形例の冷凍サイクル装置の構成を示す図である。冷凍サイクル装置１００１Ｃでは、冷媒回路Ｃ１を低元側（low-stage-side）の冷媒回路とし、さらに高元側（high-stage-side）の冷媒回路Ｃ２を備えた二元冷凍サイクル装置（two-stage　refrigeration　cycle　apparatus）とした。高元側の冷媒回路Ｃ２は、第２冷媒が用いられ、圧縮機１００、熱交換器１０１、膨張弁１０２、熱交換器１０３を備える。熱交換器１０１は凝縮器として働く。熱交換器１０３は、第１冷媒と第２冷媒との間で熱交換するように構成されたカスケード熱交換器である。
　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。
　また、冷媒回路Ｃ１については除霜モードと冷却モードで凝縮器と蒸発器が逆になるが、冷媒回路Ｃ２の熱交換器１０１は冷媒回路Ｃ１の運転状態によらず常に運転時には凝縮器となるため、熱交換器１０１には霜が生じない。しかし、冷媒回路Ｃ２にも冷媒回路Ｃ１と同様に冷凍機油を冷却する冷却装置を設けて、冷凍機油を冷却した後に圧縮機１００へ返油する返油経路を構成してもよい。なお、熱交換器１０１には霜が生じないため、冷媒回路Ｃ２に設ける冷却器の配置は、熱交換器１０１の下方であってもよいし、空気の流れ方向に対し熱交換器１０１の下流であってもよい。
　また、熱交換器１３と熱交換器１０１の総伝熱面積に対し、熱交換器１３の伝熱面積の比率が３％～５０％の範囲であると好ましく、８％～３０％の範囲であることがより好ましい。
　＜二元冷媒回路での冷却モード、除霜モードでの基本動作＞
　図８を用いて、冷却運転時の動作について説明する。なお、低元側の冷媒回路Ｃ１については、図２で説明した単元冷媒回路の場合と同様なので説明は繰り返さない。
　まず、圧縮機１００より圧縮された第２冷媒の過熱蒸気が、凝縮器として働く熱交換器１０１へと流入し、第２冷媒が凝縮する。凝縮した第２冷媒は、膨張弁１０２において膨張する。膨張し二相冷媒となった第２冷媒は、カスケード熱交換器である熱交換器１０３において第１冷媒と熱交換し蒸発する。蒸発した第２冷媒は、圧縮機１００へ戻る。
　一方、除霜モードでは、圧縮機１００は運転を停止し、冷媒回路Ｃ２は第２冷媒が循環しない状態となる。
　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。
　二元冷媒回路の場合、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６００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１０３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１０３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６００は、圧縮機１００の周波数を制御する。
　さらに、制御装置６００は、高元側の冷媒回路Ｃ２の吸入冷媒の過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６００は、冷媒回路Ｃ２における熱交換器１０３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６００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１０３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。
　次に、除霜運転時の各アクチュエータの制御について説明する。
　除霜モードでは、制御装置６００は、熱交換器１５のファン１５Ｆを停止し、圧縮機１０を吐出温度が予め設定した温度となるよう制御する一方で、膨張弁１４と、熱交換器１３のファン１３Ｆとを除霜時の低圧部圧力と吸入冷媒の過熱度が予め設定された目標値となるよう制御する。二元冷媒回路の場合、除霜モードでは、冷媒回路Ｃ２は運転停止した状態とする。
　また、制御装置６００は、熱交換器１５と膨張弁１４間に設けた温度センサの検知結果が予め設定した温度以上となったら除霜完了と判定し、再度冷却運転に切換えるように四方弁１２を制御する。
　実施の形態１および変形例によれば以下の効果が得られる。
　冷凍機油を冷却する冷却装置２００によって熱交換器下部を加熱することによって、リバースデフロストで融解した霜が熱交換器１３下部またはドレンパン部に留まり風路を塞ぐことを防止できる。
　上記効果を得つつ、加熱熱媒体である冷凍機油は高温の状態から冷却されるため、圧縮機１０の吸入部において吸入冷媒の返油による温度上昇を抑制することができる。
　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媒回路Ｃ１の冷却能力を向上できる。
　加熱源として冷凍機油を使用するので、吐出または吸入部の冷媒配管長を長くすることなく両方の熱交換器の再凍結を防止することができる。冷媒配管の長さをなるべく長くしないことによって、吐出圧力損失、吸入圧力損失を抑制することができる。圧力損失を抑制することで同じ冷却能力を発揮する際に圧縮機の高低圧差を小さくでき、圧縮機の入力を抑制することができる。
　図３～図６に示したように、冷却器２００ａを熱交換器１３の最下部に配置することで、着霜後に熱交換器１３が凝縮器となった際に融解した霜が熱交換器１３下部へ滑落または流れた後、再び熱交換器１３が蒸発器となった際に再凍結することを防止できる。これは、冷却モードでも除霜モードでも高温の冷凍機油が冷却器２００ａに常に流れるため、熱交換器が凝縮器、蒸発器いずれの状態であっても霜を融解させることができるからである。
　また、融解水の再凍結を防止することによって、風路閉塞を抑制でき、熱交換器１３の伝熱性能低下を抑制できるため、冷却運転時の凝縮温度上昇を抑制でき冷凍サイクル装置の消費電力を抑制させることができる。
　図３～図６に示したように、冷却器２００ｂを熱交換器１５の最下部に配置することで、着霜後に熱交換器１５が凝縮器となった際（リバースデフロスト中）に融解した霜が熱交換器１５下部へ滑落または流れた後、再び熱交換器１５が蒸発器となる冷却運転時に再凍結することを防止できる。これは、冷却モードでも除霜モードでも高温の冷凍機油が冷却器２００ｂに常に流れるため、熱交換器が凝縮器、蒸発器いずれの状態であっても霜を融解させることができるからである。
　霜の融解水の再凍結を防止することで、熱交換器１３のフィンの破損等を防止することができる。
　また、再凍結および風路閉塞を抑制することによって熱交換器１５の伝熱性能の低下を抑制できるため、冷却運転時の蒸発温度低下を抑制でき冷凍サイクル装置の冷却能力を向上させることができると共に、消費電力を抑制することができる。
　また、冷却器２００ａ，２００ｂを流入部から流出部にかけて複数の経路に分岐しない構成とすることで、冷凍機油の滞留を防止できる。冷凍機油の滞留を防止することで圧縮機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、返油経路ＲＰに重力に逆らう立ち上がり部を設けないことで、運転停止時に冷凍機油をヘッド差により圧縮機に返油させることができる。
　停止時においても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。
　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。
　冷却器を並列して設けることで冷凍装置の冷却／除霜に関わらず、高温の冷凍機油をそれぞれの熱交換器に流入させることができる。
　蒸発器として熱交換器を利用しつつ、熱交換器下部での再凍結を防止することができる。
　熱交換器と冷却装置２００とを物理的に接触させる、または熱交換器一体型の場合フィン間で熱伝導させることで、融解した霜または滑落した霜が重力方向へ流れ、冷却装置２００へ流れる。
　冷却装置２００には運転中高温の冷凍機油が流れるため、熱交換器が仮に蒸発器に切換わったとしても、霜に熱を与え続けることができ、残霜による再凍結を防止できる。
　熱交換器を一体または物理的に接触させることで、融解した霜または滑落した霜が冷却装置２００に流れやすくなる。物理的に接触していない場合、熱交換器１３または１５の下部に霜が留まってしまう。
　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。吐出温度を抑制できることで、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は増速させることができ、冷凍サイクル装置の運転範囲の上限を拡大することができる。
　また、ＣＯ２またはＣＯ２を主成分とした冷媒を用いることによって、圧力損失による性能低下が小さく、ＧＷＰの小さい冷媒を使用した冷凍サイクル装置とすることができる。
　さらに、二元冷媒回路化に付随した効果を説明する。
　高元側の冷媒回路Ｃ２側に充填される冷媒には、成績係数（ＣＯＰ）が高く、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媒回路全体のＣＯＰを向上させることができる。
　熱交換器１３を中間冷却器として用いることで、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サイクル装置を高性能化させることができる。二元冷媒回路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。
　実施の形態２．
　図９は、実施の形態２の冷凍サイクル装置の構成を示す図である。実施の形態２の冷凍サイクル装置１００２は、基本構成は、図８に示した冷凍サイクル装置１００１Ｃと同じであるが以下が異なる。冷凍サイクル装置１００２は、冷凍サイクル装置１００１Ｃの構成に加えて、熱交換器２００ｃと、開閉弁３００とをさらに備える。熱交換器２００ｃは、熱交換器１０３の第２冷媒の出口から圧縮機１００吸入部に向かう第２冷媒と、油分離器１１の排油部から圧縮機１０吸入部に向かう冷凍機油とを熱交換するように構成される。
　返油経路ＲＰは、油分離器１１の排油部から絞り装置１６までの間に分岐部ＢＰと合流部ＭＰとを含む。冷却器２００ａ、２００ｃは、分岐部ＢＰと合流部ＭＰとの間に並列に配置される。
　図１０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１１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２では、図９に示すように冷媒回路Ｃ２において熱交換器１０３の下流で第２冷媒と冷凍機油とを冷却器２００ｃで熱交換させる。このため図１１に示すように、熱交換器１０３内の二相状態の領域を図１０に示す場合と比べて拡大することができる。熱交換器１０３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１０３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２００ｃにおいて第２冷媒の温度が最も低い部分と冷凍機油と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。
　また、高元側の第２冷媒として、例えばＲ２９０のような、冷媒の吸入過熱度が高い程理論性能が高い冷媒を封入する方が好ましい。図１２は、各種の冷媒の特性を示した図である。図１２に示すように、Ｒ３２およびＲ４１０Ａは、吸入過熱度ＳＨが高いほどＣＯＰが低くなっているが、Ｒ２９０は、吸入過熱度ＳＨが高いほどＣＯＰが高くなっている。
　冷凍サイクル装置の基本的動作については、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２で追加された動作について説明する。
　冷却運転時に、冷凍機油は冷却器２００ａ、冷却器２００ｃそれぞれに流入し、冷却された後合流部ＭＰにおいて合流後、絞り装置１６を経て圧縮機１０の吸入部へ戻る。
　開閉弁３００は、圧縮機１００の運転状態に応じて開閉する。開閉弁３００は、冷却運転時は圧縮機１００が運転状態であるので開となり、除霜運転時は圧縮機１００が運転停止となるため、閉止する。
　実施の形態２によれば、以下の効果が得られる。
　冷却器２００ａ，２００ｃを並列して設けることによって、各冷却器の流量（流速）を下げ、各冷却器出口部の冷凍機油の温度を低温にすることができる。
　開閉弁３００によって、除霜運転時に稼働しない冷媒回路Ｃ２側の冷却器２００ｃへ冷凍機油が流入しないようにすることができる。
　また、冷却運転時は、冷却器２００ａで滑落した霜の融解、再凍結を防ぎつつ、冷却器２００ｃによって圧縮機１００の吸入部の第２冷媒を加熱するため、図１１に示したように、熱交換器１０３の熱交換領域において熱伝達率の高い二相領域を拡大することができる。二相状態の領域拡大により熱交換器１０３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１０３で必要な温度差（冷媒回路Ｃ２の蒸発温度と、冷媒回路Ｃ１の凝縮温度との差）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。
　図１２に示されるように、冷媒の吸入過熱度が高い程理論性能が高い冷媒（Ｒ２９０）を用いることで、冷凍機油の温度を下げる。これにより低元側の冷却能力を向上できると共に、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。
　実施の形態３．
　図１３は、実施の形態３の冷凍サイクル装置の構成を示す図である。冷凍サイクル装置１００３は、実施の形態２の冷凍サイクル装置と基本構成は同様である。冷凍サイクル装置１００３は、図９に示した冷凍サイクル装置１００２の構成において、開閉弁３００に代えて、分岐部ＢＰと冷却器２００ａとの間に配置される開閉弁３００ａと、分岐部ＢＰと冷却器２００ｃとの間に配置される開閉弁３００ｃと備える。開閉弁３００ａおよび３００ｃは分岐部ＢＰ近傍に設ける方が好ましい。
　冷凍サイクル装置１００３は、さらに、冷却器２００ａと合流部ＭＰとの間に配置される温度センサ４００ａと、冷却器２００ｃと合流部ＭＰとの間に配置される温度センサ４００ｃとを備える。
　また、図示しないが、冷凍サイクル装置１００３は、室外機１側の外気温度を検知する温度センサをさらに備えている。
　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。返油経路ＲＰにおける流路選択の制御について以下に説明する。
　外気温度センサの検知結果がある温度以下（例えば０℃以下）の場合、融解した霜の再凍結が懸念される。このため、温度センサ４００ｃ、４００ａの検知結果に関わらず、開閉弁３００ａは開とする。実施の形態２では、常に冷却器２００ａに冷凍機油を流すためこのような場合分けができない。
　また、外気温度がある温度よりも高い場合、温度センサ４００ｃと４００ａの検知結果に応じて以下に説明するように開閉弁を制御する。
　図１４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。実施の形態２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３では、温度センサ４００ａの検出温度と温度センサ４００ｃの検出温度との温度差に基づいて開閉弁３００ａ、３００ｃ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６００は、温度センサ４００ｃ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，３００ｃは共に開状態とされ、冷却器２００ｂ、２００ｃの両方に冷凍機油が導入されている。続いて、制御装置６００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６００は、ステップＳ１３において開閉弁３００ａおよび開閉弁３００ｃ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６００は、ステップＳ１５において開閉弁３００ｃ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６００は、ステップＳ１６において開閉弁３００ａを閉じ、開閉弁３００ｃ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。
　以上説明したように、実施の形態３では以下（１）～（３）の場合に分けて開閉弁３００ａ，３００ｃが制御される。
　（１）温度センサ４００ｃと、温度センサ４００ａとの温度差が予め設定された閾値１以上となった際、つまり温度センサ４００ｃ側で冷凍機油を冷却できていない場合に、開閉弁３００ａを開、開閉弁３００ｃを閉とする。
　（２）温度センサ４００ｃと、温度センサ４００ａとの温度差が予め設定された閾値２以下となった際、つまり温度センサ４００ａ側で冷凍機油を冷却できていない場合に、開閉弁３００ａを閉、開閉弁３００ｃを開とする。
　（３）温度センサ４００ｃと、温度センサ４００ａとの温度差が予め設定された閾値１と２の範囲内となった際に開閉弁３００ｃと開閉弁３００ａを開とする。
　これにより、冷却運転時に、冷凍機油は冷却器２００ａ、冷却器２００ｃの一方または両方に適切に流入し冷却された後、合流部ＭＰにおいて合流し、絞り装置１６を経て圧縮機１０吸入部へ戻る。
　なお、温度センサ４００ｃ、４００ａの検知結果とは別に、一定運転時間経過毎に開閉弁３００ｃと３００ａとを交互に一定時間ずつ開閉する、すなわち開閉弁３００ｃを閉止し開閉弁３００ａを開くことと、開閉弁３００ａを閉止し開閉弁３００ｃを開くこととを交互に繰り返してもよい。冷却器２００ａ，２００ｃの一方のみに冷凍機油を流すことによって、流速を上げることができるため、冷凍機油の滞留対策になる。
　また、外気温度センサの検知結果がある設定温度以下であるという条件下において、除霜運転から冷却運転に切換え後開閉弁３００ａのみ開とした後、両開閉弁を開としてから、図１４に示した開閉弁制御を実行してもよい。こうすると、冷却器２００ａ側で滑落した霜による熱交換器の閉塞を防止することができる。また、冷却器２００ａ側のみにすることで、冷却器２００ａ内の高温の冷凍機油領域を拡大させることができる。
　なお、開閉弁３００ａを開くタイミングは、除霜運転から冷却運転に切換えた直後でもよいし、切換後一定時間（例えば１０分）経過後でもよい。これは、切換え直後に滑落が生じないためである。
　外気温度センサの検知結果がある設定温度以下（例えば０℃以下）の場合、開閉弁３００ａを開とすることで、融解した霜の再凍結を防止することができる。
　外気温度がある設定温度よりも高い場合、より冷凍機油を冷却できる冷却器に流れるよう開閉弁３００ａ，３００ｃを操作することで融解した霜の再凍結を防止しつつ、冷凍機油をより冷却することができる。
　また、開閉弁３００ｃおよび３００ａを分岐部ＢＰ近傍に設けることによって、閉止時の冷凍機油の滞留部の領域を最小限にすることができる。
　また、より冷却可能な冷却器で冷凍機油を冷却することで、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。
　実施の形態４．
　図１５は、実施の形態４の冷凍サイクル装置の構成を示す図である。実施の形態４の冷凍サイクル装置１００４は、基本構成は、図１３に示した二元冷凍サイクル装置と同じであるが以下が異なる。
　冷凍サイクル装置１００４は、図１３に示した冷凍サイクル装置１００３の構成に加えて、ブリッジ回路５００と、採熱膨張弁５０１とを備える。これにより、四方弁１２による流路切換えに依らず、冷媒回路Ｃ１において熱交換器１０３の下流側に採熱膨張弁５０１を配置することができる。膨張弁１４を全開にすれば、減圧前の高圧の第１冷媒を熱交換器１０３に流すことができる。したがって、除霜運転時に熱交換器１０３において第２冷媒によって第１冷媒を冷却することができる。
　図１６は、実施の形態４の冷凍サイクル装置の変形例の構成を示す図である。図１５ではブリッジ回路５００を逆止弁で構成したが、図１６で示すようにブリッジ回路５００を四方弁で構成してもよいし、図示しないが開閉弁で構成してもよいし、その他同様の効果を得られる切換え弁を設けてもよい。四方弁または開閉弁でブリッジ回路を構成する場合は、四方弁１２の切換え時に制御装置６００がブリッジ回路を切換える。
　なお、図示しないが熱交換器１０３と採熱膨張弁５０１との間に受液器１８を設けてもよい。
　冷却運転時の基本的動作は実施の形態２～３と同様のため説明は繰り返さない。
　実施の形態２では、除霜運転中は、熱交換器１０３において低元側の冷媒回路Ｃ１側が低圧となり、高元側の冷媒回路Ｃ２は停止するのが前提となる。このとき、熱交換器１５では、除霜開始時は霜の融解潜熱により凝縮温度が低い（およそ０℃）が、除霜が進むにつれて凝縮温度が上昇していく。例えば、冷媒回路Ｃ１に、ＣＯ２等の高圧の冷媒を用いている場合、凝縮温度上昇に伴い圧力が急上昇するため、冷媒回路Ｃ１の高い耐圧設計が必要となる。
　これに対し実施の形態４では、ブリッジ回路５００と採熱膨張弁５０１とを追加したことによって、低元側の冷媒回路Ｃ１の高圧側の冷媒が熱交換器１０３へ流入する構成となる。このため、除霜運転時に高元側の冷媒回路Ｃ２を用いて低元側の冷媒回路Ｃ１の第１冷媒を冷却できるようになる。
　図１７は、実施の形態４において冷却運転から除霜運転に切換える制御について説明するためのフローチャートである。図１８は、図１７に示したフローチャートの変形例である。
　まずステップＳ２１において、制御装置６００は、除霜運転を実行するか否かを判断する。例えば、冷却運転の連続時間が設定時間を過ぎた場合、現在時刻が設定した時刻になった場合などに、制御装置６００は除霜運転を実行すると判断する。除霜運転を実行しない場合（Ｓ２１でＮＯ）、ステップＳ２２において、冷却運転が継続される。
　一方、除霜運転を実行する場合（Ｓ２１でＹＥＳ）、ステップＳ２３において、制御装置６００は、圧縮機１０を停止するまたは指定周波数に減速する。そして、ステップＳ２４において、制御装置６００は、除霜モードになるように四方弁１２を切換える。そして、ステップＳ２５において、制御装置６００は、除霜運転開始時点から既定時間が経過したか否かを判断する。
　既定時間が経過した場合（Ｓ２５でＹＥＳ）、ステップＳ２６において、制御装置６００は、圧縮機１００を起動して高元側の冷媒回路Ｃ２の運転を開始する。そして、ステップＳ２７において、制御装置６００は、圧縮機１００の周波数、ファン１０１Ｆの回転速度、および膨張弁１０２の開度を制御する。たとえば、圧縮機１００の周波数は、低元側の冷媒回路Ｃ１の高圧部圧力を目標値にするように制御される。また、ファン１０１Ｆの回転速度は、高元側の冷媒回路Ｃ２の高圧部圧力を目標値にするように制御される。また膨張弁１０２の開度は、熱交換器１０３の出口部の冷媒過熱度が目標値になるように制御される。
　一方、既定時間が経過していない場合（Ｓ２５でＮＯ）、制御装置６００は、ステップＳ２６，Ｓ２７の処理を実行せず冷媒回路Ｃ２を停止したままとする。
　そして、ステップＳ２８において、制御装置６００は、低元側の冷媒回路Ｃ１の高圧部圧力Ｐ（Ｃ１Ｈ）がしきい値Ｐｔｈ以下であるか否かを判断する。Ｐ（ＣＨ１）≦Ｐｔｈが成立した場合（Ｓ２８でＹＥＳ）、ステップＳ２９において、制御装置６００は、圧縮機１０を増速させる。一方、Ｐ（ＣＨ１）≦Ｐｔｈが成立しない場合（Ｓ２８でＮＯ）、ステップＳ３０において、制御装置６００は、圧縮機１０を減速させる。
　ステップＳ３１では、制御装置６００は、除霜運転を終了するか否かを判断する。例えば設定した除霜時間が経過した場合、または膨張弁１４と熱交換器１５との間に配置した温度センサが検出した冷媒温度が設定温度よりも高い場合などに、制御装置６００は除霜運転を終了すると判断する。除霜運転を終了しない場合（Ｓ３１でＮＯ）、ステップＳ３２において、除霜運転が継続され、ステップＳ２５以降の処理が繰り返される。一方、除霜運転を終了する場合（Ｓ３１でＹＥＳ）、ステップＳ３３においてこのフローチャートの制御から抜ける。
　なお、図１８に示す変形例の制御では、ステップＳ２５に換えてステップＳ２５Ａが実行される。ステップＳ２５では、高元側の冷媒回路Ｃ２の運転を開始するタイミングを除霜運転開始からの経過時間に基づいて判断していたが、ステップＳ２５Ａでは、制御装置６００は、低元側の冷媒回路Ｃ１の高圧部圧力Ｐ（Ｃ１Ｈ）がしきい値ＰｔｈＸ以下であるか否かで判断する。ただし、ステップＳ２５ＡのＰｔｈＸは、ステップＳ２８のＰｔｈより低い値である。
　以上説明したように、実施の形態４において、冷却運転から除霜運転に切換える際、圧縮機１０を停止または低周波数に減速し、四方弁１２を動作させる。
　切換後、低元側の冷媒回路Ｃ１の高圧部圧力センサの検知結果に基づき圧縮機１０を増速させ、除霜運転時は膨張弁１４を全開とし、採熱膨張弁５０１で除霜運転時の低圧部圧力または熱交換器１３の出口部過熱度を制御する。
　冷却運転時は採熱膨張弁５０１を全開とし、膨張弁１４で冷却運転時の熱交換器１５出口の冷媒過熱度を制御する。
　高元側の冷媒回路Ｃ２は、図１７のステップＳ２５で示したように、除霜運転開始から一定時間以上経過した後に運転開始する（除霜運転開始と同時含む）。
　また、図１８のステップＳ２５Ａに示したように、図示しない低元側の冷媒回路Ｃ１の高圧部圧力センサの検知結果が予め設定したＰｔｈＸ以上となったら（Ｓ２５ＡでＹＥＳ）、高元側の冷媒回路Ｃ２の運転を開始してもよい。
　高元側の冷媒回路Ｃ２は起動後、低元高圧部圧力センサの検知結果がＰｔｈＸよりも高圧のＰｔｈとなるよう圧縮機１００を制御する（膨張弁１０２は、熱交換器１０３出口部の過熱度ＳＨが目標値になるよう制御される）。
　実施の形態４では、上記のように除霜運転時も高元側の冷媒回路Ｃ２を運転させるため、実施の形態２のように運転状態に応じて開閉弁３００ａ，３００ｃを切換えずに、実施の形態３同様の動作をさせる。
　実施の形態４の冷凍サイクル装置によれば以下の効果が得られる。
　ブリッジ回路５００と採熱膨張弁５０１を追加することで、除霜運転時も高元側の冷媒回路Ｃ２を運転させることができる。除霜運転時も高元側の冷媒回路Ｃ２を運転させることができるため、冷媒回路Ｃ１において除霜進行にしたがって除霜時に高圧となる部分の圧力上昇を抑制することができる。
　特にＣＯ２を低元冷媒回路の冷媒として使用する場合、圧力上昇を抑制できるため、冷媒回路Ｃ１の耐圧値を小さくした設計が可能となる。設計上の耐圧値を小さくすることによって、冷媒回路を構成する機器のコストを低減することができる。
　また、高元側の冷媒回路Ｃ２を除霜運転開始から一定時間経過後に運転開始することによって、低元側の冷媒回路Ｃ１の凝縮側の不必要な冷却を抑制しつつ、かつ圧力上昇を抑制できる。
　また、高元側の冷媒回路Ｃ２の起動タイミングを低元側の冷媒回路Ｃ１の高圧部圧力センサの検知結果に基づいて起動させることによって、除霜の進行状態に合わせて低元側の冷媒回路Ｃ１の凝縮側の圧力上昇を抑制しつつ高元側の冷媒回路Ｃ２の運転時間を短くすることができる。一定時間経過時に冷媒回路Ｃ２を運転させる方が制御としては簡便であるが、圧力上昇を確実に抑制するため実際に起動が必要な除霜進行度合いに対し、早めに起動する必要が出てくるため、圧力を検出して起動する方が望ましい。
　また、除霜時も開閉弁３００ｃを開き冷却器２００ｃで高元冷媒回路の第２冷媒の加熱と、冷凍機油の冷却とを並行して行なえるため、熱交換器１０３の高元側の伝熱性能向上ができると共に、低元側の冷媒回路Ｃ１の冷却能力の向上ができる。
　＜他の変形例＞
　図１、図２および図７に示した単元冷媒回路において熱交換器１３と膨張弁１４間（接続配管手前）に受液器を設けてもよいし、図８、図９、図１３、図１５、図１６に示した二元冷媒回路において熱交換器１０３と膨張弁１４間に受液器を設けてもよい。
　また、図９、図１３、図１５、図１６に示す構成において、冷却器２００ａと、冷却器２００ｃの順に直列に接続させてもよく、冷却器２００ａのみに冷凍機油を流す構成としてもよい。
　（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、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、および熱交換器１５を備える。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。冷凍サイクル装置は、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ＲＰに配置される冷却装置２００および絞り装置１６とをさらに備える。冷却装置２００は、冷凍機油からの熱によって熱交換器１３の霜を融解させるように配置される。
　（第２項）第１項に記載の冷凍サイクル装置において、図１～図４に示すように、冷却装置２００は、熱交換器１３の下方に配置されている冷却器２００ａを含む。熱交換器１３と、冷却器２００ａとは一体で形成され、共通するフィンを有する。
　（第３項）第１項に記載の冷凍サイクル装置において、図１、図２、図５、図６に示すように、冷却装置２００は、熱交換器１３の下方に配置されている冷却器２００ａを含む。熱交換器１３は、フィンを有し、冷却器２００ａは、冷凍機油が流れる油配管を有し、油配管は、フィンと接触するように配置される。
　（第４項）第１項に記載の冷凍サイクル装置において、図２～図４に示すように、冷却装置２００は、熱交換器１５の下方に配置されている冷却器２００ｂを含む。熱交換器１５と、冷却器２００ｂとは一体で形成され、共通するフィンを有する。
　（第５項）第１項に記載の冷凍サイクル装置において、図２、図５、図６に示すように冷却装置２００は、熱交換器１５の下方に配置されている冷却器２００ｂを含む。熱交換器１５は、フィンを有し、冷却器２００ｂは、冷凍機油が流れる油配管を有し、油配管は、フィンと接触するように配置される。
　（第６項）第１項に記載の冷凍サイクル装置において、図２に示すように、返油経路ＲＰは、油分離器１１から絞り装置１６に至る経路上に設けられた分岐部ＢＰおよび合流部ＭＰを含む。冷却装置２００は、分岐部と合流部との間に並列に接続される冷却器２００ａ、冷却器２００ｂを含む。冷却器２００ａは、熱交換器１３に対応して（隣接して）設けられ、冷却器２００ｂは、熱交換器１５に対応して（隣接して）設けられる。
　（第７項）第１項に記載の冷凍サイクル装置は、図８、図９に示すように、圧縮機１００、熱交換器１０１、膨張弁１０２および熱交換器１０３をさらに備える。圧縮機１００、熱交換器１０１、膨張弁１０２および熱交換器１０３は、第２冷媒が循環する冷媒回路Ｃ２を構成する。熱交換器１０３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。熱交換器１３は、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。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。
　（第８項）第７項に記載の冷凍サイクル装置において、図９、図１３、図１５、図１６に示すように、返油経路ＲＰは、油分離器１１から絞り装置１６に至る経路上に設けられた分岐部ＢＰおよび合流部ＭＰを含む。冷却装置２００は、分岐部と合流部との間に並列に接続される冷却器２００ａ、冷却器２００ｃを含む。冷却器２００ａ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、冷凍機油と第４熱交換器から第２圧縮機に向かう第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９項）　第８項に記載の冷凍サイクル装置は、図９に示すように、第２冷却器に冷凍機油を流通させるか否かを切換える開閉弁３００と、開閉弁３００の制御を行なう制御装置６００とをさらに備える。制御装置６００は、除霜運転中に開閉弁３００を閉止する。
　（第１０項）第７～９項のいずれか１項に記載の冷凍サイクル装置において、第２冷媒は、吸入過熱度が高い程理論性能が高い冷媒、たとえば図１２に示すＲ２９０である。
　（第１１項）第７項に記載の冷凍サイクル装置は、図１５に示すように、熱交換器１０３の第１冷媒の流出部に接続される採熱膨張弁５０１と、ブリッジ回路５００とをさらに備える。ブリッジ回路５００は、膨張弁１４および熱交換器１３のいずれか一方から流出した第１冷媒を熱交換器１０３の第１冷媒の流入部に供給し、採熱膨張弁５０１から流出した第１冷媒を膨張弁１４および熱交換器１３のいずれか他方に流すように構成される。
　（第１２項）第７項に記載の冷凍サイクル装置は、図１３～図１６に示すように、四方弁１２と、四方弁１２を制御する制御装置６００とをさらに備える。四方弁１２は、冷媒回路Ｃ１において、圧縮機１０から油分離器１１を経由した第１冷媒を熱交換器１３に供給し、熱交換器１５から流出した第１冷媒を圧縮機１０に戻す冷却モードと、圧縮機１０から油分離器１１を経由した第１冷媒を熱交換器１５に供給し、熱交換器１３から流出した第１冷媒を圧縮機１０に戻す除霜モードと、を切換えるように構成される。図１７のステップＳ２５～Ｓ２７に示すように、制御装置６００は、除霜モードとなるように四方弁１２を設定した状態で圧縮機１０を運転開始してから、予め定めた時間が経過してから圧縮機１００の運転を開始するように構成される。
　（第１３項）第７項に記載の冷凍サイクル装置は、図１３～図１６に示すように、四方弁１２と、四方弁１２を制御する制御装置６００とをさらに備える。四方弁１２は、冷媒回路Ｃ１において、圧縮機１０から油分離器１１を経由した第１冷媒を熱交換器１３に供給し、熱交換器１５から流出した第１冷媒を圧縮機１０に戻す冷却モードと、圧縮機１０から油分離器１１を経由した第１冷媒を熱交換器１５に供給し、熱交換器１３から流出した第１冷媒を圧縮機１０に戻す除霜モードと、を切換えるように構成される。図１８に示すように、制御装置６００は、除霜モードとなるように四方弁１２を設定した状態で圧縮機１０を運転開始してから、冷媒回路Ｃ１の高圧部の圧力が予め定めた圧力に到達してから圧縮機１００の運転を開始す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　四方弁、１３，１５，１０１，１０３，２００ｃ　熱交換器、１３Ｆ，１５Ｆ，１０１Ｆ　ファン、１４，１０２　膨張弁、１６　絞り装置、１８　受液器、２００　冷却装置、２００ａ，２００ｂ，２００ｃ　冷却器、３００，３００ａ，３００ｂ，３００ｃ　開閉弁、４００ａ，４００ｃ　温度センサ、５００　ブリッジ回路、５０１　熱膨張弁、６００　制御装置、６０１　ＣＰＵ、６０２　メモリ、１００１，１００１Ａ，１００１Ｂ，１００１Ｃ，１００２，１００３，１００４　冷凍サイクル装置、ＢＰ　分岐部、Ｃ１，Ｃ２　冷媒回路、ＥＰ　終点、ＭＰ　合流部、ＲＰ　返油経路、ＳＰ　始点。

Claims (13)

  1. 　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熱交換器を備え、
    　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、第１冷媒が循環する第１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装置および絞り装置とをさらに備え、
    　前記冷却装置は、前記冷凍機油からの熱によって前記第１熱交換器の霜を融解させるように配置される、冷凍サイクル装置。
  2. 　前記冷却装置は、
    　前記第１熱交換器の下方に配置されている冷却器を含み、
    　前記第１熱交換器と、前記冷却器とは一体で形成され、共通するフィンを有する、請求項１に記載の冷凍サイクル装置。
  3. 　前記冷却装置は、
    　前記第１熱交換器の下方に配置されている冷却器を含み、
    　前記第１熱交換器は、フィンを有し、
    　前記冷却器は、前記冷凍機油が流れる油配管を有し、
    　前記油配管は、前記フィンと接触するように配置される、請求項１に記載の冷凍サイクル装置。
  4. 　前記冷却装置は、
    　前記第２熱交換器の下方に配置されている冷却器を含み、
    　前記第２熱交換器と、前記冷却器とは一体で形成され、共通するフィンを有する、請求項１に記載の冷凍サイクル装置。
  5. 　前記冷却装置は、
    　前記第２熱交換器の下方に配置されている冷却器を含み、
    　前記第２熱交換器は、フィンを有し、
    　前記冷却器は、前記冷凍機油が流れる油配管を有し、
    　前記油配管は、前記フィンと接触するように配置される、請求項１に記載の冷凍サイクル装置。
  6. 　前記返油経路は、前記油分離器から前記絞り装置に至る経路上に設けられた分岐部および合流部を含み、
    　前記冷却装置は、
    　前記分岐部と前記合流部との間に並列に接続される第１冷却器、第２冷却器を含み、
    　前記第１冷却器は、前記第１熱交換器に対応して設けられ、
    　前記第２冷却器は、前記第２熱交換器に対応して設けられる、請求項１に記載の冷凍サイクル装置。
  7. 　第２圧縮機、第３熱交換器、第２膨張弁および第４熱交換器をさらに備え、
    　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４熱交換器は、第２冷媒が循環する第２冷媒回路を構成し、
    　前記第４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１熱交換器は、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、
    　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る、請求項１に記載の冷凍サイクル装置。
  8. 　前記返油経路は、前記油分離器から前記絞り装置に至る経路上に設けられた分岐部および合流部を含み、
    　前記冷却装置は、
    　前記分岐部と前記合流部との間に並列に接続される第１冷却器、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、前記冷凍機油と前記第４熱交換器から前記第２圧縮機に向かう前記第２冷媒との間で熱交換が行なわれるように構成される、請求項７に記載の冷凍サイクル装置。
  9. 　前記第２冷却器に前記冷凍機油を流通させるか否かを切換える開閉弁と、
    　前記開閉弁の制御を行なう制御装置とをさらに備え、
    　前記制御装置は、除霜運転中に前記開閉弁を閉止する、請求項８に記載の冷凍サイクル装置。
  10. 　前記第２冷媒は、吸入過熱度が高い程理論性能が高い冷媒である、請求項７～９のいずれか１項に記載の冷凍サイクル装置。
  11. 　前記第４熱交換器の前記第１冷媒の流出部に接続される第３膨張弁と、
    　ブリッジ回路とをさらに備え、
    　前記ブリッジ回路は、前記第１膨張弁および前記第１熱交換器のいずれか一方から流出した前記第１冷媒を前記第４熱交換器の前記第１冷媒の流入部に供給し、前記第３膨張弁から流出した前記第１冷媒を前記第１膨張弁および前記第１熱交換器のいずれか他方に流すように構成される、請求項７に記載の冷凍サイクル装置。
  12. 　四方弁と、前記四方弁を制御する制御装置とをさらに備え、
    　前記四方弁は、前記第１冷媒回路において、前記第１圧縮機から前記油分離器を経由した前記第１冷媒を前記第１熱交換器に供給し、前記第２熱交換器から流出した前記第１冷媒を前記第１圧縮機に戻す冷却モードと、前記第１圧縮機から前記油分離器を経由した前記第１冷媒を前記第２熱交換器に供給し、前記第１熱交換器から流出した前記第１冷媒を前記第１圧縮機に戻す除霜モードとを切換えるように構成され、
    　前記制御装置は、前記除霜モードとなるように前記四方弁を設定した状態で前記第１圧縮機を運転開始してから、予め定めた時間が経過してから前記第２圧縮機の運転を開始するように構成される、請求項７に記載の冷凍サイクル装置。
  13. 　四方弁と、前記四方弁を制御する制御装置とをさらに備え、
    　前記四方弁は、前記第１冷媒回路において、前記第１圧縮機から前記油分離器を経由した前記第１冷媒を前記第１熱交換器に供給し、前記第２熱交換器から流出した前記第１冷媒を前記第１圧縮機に戻す冷却モードと、前記第１圧縮機から前記油分離器を経由した前記第１冷媒を前記第２熱交換器に供給し、前記第１熱交換器から流出した前記第１冷媒を前記第１圧縮機に戻す除霜モードとを切換えるように構成され、
    　前記制御装置は、前記除霜モードとなるように前記四方弁を設定した状態で前記第１圧縮機を運転開始してから、前記第１冷媒回路の高圧部の圧力が予め定めた圧力に到達してから前記第２圧縮機の運転を開始するように構成される、請求項７に記載の冷凍サイクル装置。
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