JP2009204220A - 冷凍装置 - Google Patents

Abstract

【課題】超臨界域で作動する冷媒を使用して多段圧縮式冷凍サイクルを行う冷凍装置において、圧縮機構の油切れが生じるのを抑える。
【解決手段】空気調和装置１は、二酸化炭素を冷媒として使用しており、二段圧縮式の圧縮機構２と、放熱器としての熱源側熱交換器４と、膨張機構５と、蒸発器としての利用側熱交換器６と、前段側の圧縮要素２ｃから吐出されて後段側の圧縮要素２ｄに吸入される冷媒の冷却器として機能する中間冷却器７とを備えている。そして、この空気調和装置１では、中間冷却器７の中間冷却用伝熱管群を構成する複数の中間冷却用伝熱管のうち、少なくとも一部の中間冷却用伝熱管に内面が平滑な平滑管が用いられている。
【選択図】図９

Description

本発明は、冷凍装置、特に、超臨界域で作動する冷媒を使用して多段圧縮式冷凍サイクルを行う冷凍装置に関する。

従来より、超臨界域で作動する冷媒を使用して多段圧縮式冷凍サイクルを行う冷凍装置の１つとして、特許文献１に示されるような、二酸化炭素を冷媒として使用して二段圧縮式冷凍サイクルを行う空気調和装置がある。この空気調和装置は、主として、直列に接続された２つの圧縮要素を有する圧縮機と、室外熱交換器と、室内熱交換器とを有している。
特開２００７−２３２２６３号公報

上述の空気調和装置において、室外熱交換器として空気や水を熱源とする熱交換器を採用する場合には、冷媒として使用される二酸化炭素の臨界温度（約３１℃）が冷媒の冷却器として機能する室外熱交換器の熱源となる空気や水の温度と同程度であり、Ｒ２２やＲ４１０Ａ等の冷媒に比べて低いことから、冷房運転時には、放熱器として機能する室外熱交換器における空気や水による冷媒の冷却が可能になるように、冷凍サイクルの高圧が冷媒の臨界圧力よりも高い状態で運転がなされることになる。このことに起因して、圧縮機の後段側の圧縮要素から吐出される冷媒の温度が高くなるため、冷媒の放熱器として機能する室外熱交換器において、熱源としての空気と冷媒との間の温度差が大きくなってしまい、室外熱交換器における放熱ロスが大きくなることから、高い運転効率が得られにくいという問題がある。

この問題に対して、前段側の圧縮要素から吐出されて後段側の圧縮要素に吸入される冷媒の冷却器として機能する中間冷却器を設けることで、後段側の圧縮要素に吸入される冷媒の温度を低くし、その結果、圧縮機の後段側の圧縮要素から吐出される冷媒の温度を低くして、放熱器として機能する室外熱交換器における放熱ロスを小さくすることが考えられる。

ここで、圧縮機の前段側の圧縮要素から吐出される冷媒には、圧縮機内の冷凍機油が同伴するため、圧縮機内の冷凍機油は、圧縮機外に持ち出されることになる。そして、上述のように、中間冷却器を設けた場合には、中間冷却器内に冷凍機油が溜まり込んで、圧縮機の油切れが生じるおそれがある。

本発明の課題は、超臨界域で作動する冷媒を使用して多段圧縮式冷凍サイクルを行う冷凍装置において、圧縮機構の油切れが生じるのを抑えることにある。

第１の発明にかかる冷凍装置は、超臨界域で作動する冷媒を使用する冷凍装置であって、圧縮機構と、圧縮機構から吐出された冷媒の冷却器として機能する放熱器と、放熱器において冷却された冷媒を減圧する膨張機構と、膨張機構において減圧された冷媒の加熱器として機能する蒸発器と、前段側の圧縮要素から吐出されて後段側の圧縮要素に吸入される冷媒の冷却器として機能する中間冷却器とを備えている。圧縮機構は、複数の圧縮要素を有しており、複数の圧縮要素のうちの前段側の圧縮要素から吐出された冷媒を後段側の圧縮要素で順次圧縮するように構成されている。ここで、「圧縮機構」とは、複数の圧縮要素が一体に組み込まれた圧縮機や、単一の圧縮要素が組み込まれた圧縮機及び／又は複数の圧縮要素が組み込まれた圧縮機を複数台接続したものを含む構成を意味している。また、「複数の圧縮要素のうちの前段側の圧縮要素から吐出された冷媒を後段側の圧縮要素で順次圧縮する」とは、「前段側の圧縮要素」及び「後段側の圧縮要素」という直列に接続された２つの圧縮要素を含むことだけを意味しているのではなく、複数の圧縮要素が直列に接続されており、各圧縮要素間の関係が、上述の「前段側の圧縮要素」と「後段側の圧縮要素」との関係を有することを意味している。そして、この冷凍装置では、中間冷却器の中間冷却用伝熱管群を構成する複数の中間冷却用伝熱管のうち、少なくとも一部の中間冷却用伝熱管に内面が平滑な平滑管が用いられている。

冷凍装置に用いられる蒸発器等の熱交換器においては、その熱交換能力を向上させるために、熱交換器の伝熱管の内面に複数の溝が形成された溝付管が用いられている。このため、超臨界域で作動する冷媒を使用する多段圧縮式冷凍サイクルを行う冷凍装置において、前段側の圧縮要素から吐出されて後段側の圧縮要素に吸入される冷媒の冷却器として機能する中間冷却器を設けるにあたり、中間冷却器の中間冷却用伝熱管群を構成する複数の中間冷却用伝熱管に上述のような溝付管を使用することが考えられる。

しかし、本願発明者は、圧縮機構の前段側の圧縮要素から吐出される冷媒に圧縮機構内の冷凍機油が同伴することに加えて、前段側の圧縮要素から冷媒に同伴して吐出された冷凍機油が中間冷却器に流入すると冷凍機油が中間冷却用伝熱管の内面を伝うように流れることから、中間冷却用伝熱管に上述のような溝付管を使用した場合には、中間冷却用伝熱管の内面に形成された複数の溝に冷凍機油が捕捉され易くなり、前段側の圧縮要素から冷媒に同伴して吐出される冷凍機油が中間冷却器にさらに溜まり込み易くなってしまうため、圧縮機構の油切れが生じるおそれが高くなることを見出した。また、本願発明者は、中間冷却用伝熱管に上述のような溝付管を使用した場合には、中間冷却用伝熱管の内面に形成された複数の溝に捕捉される冷凍機油が多くなり、中間冷却用伝熱管の内面における油膜が厚くなることから、このような油膜が伝熱抵抗になってしまい、中間冷却器の熱交換能力があまり向上しないことも見出した。さらに、中間冷却用伝熱管の内面における油膜は、伝熱抵抗だけでなく流路抵抗にもなることから、中間冷却器における圧力損失が増大して後段側の圧縮要素に吸入される冷媒の圧力（すなわち、冷凍サイクルの中間圧）を低下させてしまうため、運転効率が低下する原因になることがわかる。

このように、本願発明者は、前段側の圧縮要素から吐出されて後段側の圧縮要素に吸入される冷媒の冷却器として機能する中間冷却器において、中間冷却用伝熱管に上述のような溝付管を使用すると、冷凍機油の中間冷却器への溜まり込みにより、圧縮機構の油切れが生じるおそれが高くなるとともに、中間冷却器の熱交換性能の低下や運転効率の低下が生じるおそれがあることを見出した。

そこで、本願発明者は、中間冷却器において、複数の中間冷却用伝熱管のうちの少なくとも一部の中間冷却用伝熱管に平滑管を用いるようにしている。このため、この中間冷却器では、この平滑管からなる中間冷却用伝熱管を冷凍機油が流れる際には、冷凍機油が平滑管の内面を滑らかに流れることになり、平滑管の内面に冷凍機油が捕捉されるのを抑えることができる。これにより、この冷凍装置では、中間冷却器の中間冷却用伝熱管群を構成する複数の中間冷却用伝熱管に上述のような溝付管を使用する場合に比べて、前段側の圧縮要素から冷媒に同伴して吐出されて中間冷却器に流入する冷凍機油が中間冷却器に溜まり込むのを抑えて圧縮機構の油切れが生じるのを抑えることができるとともに、冷凍機油の中間冷却器への溜まり込みによる中間冷却器の熱交換性能の低下や運転効率の低下が生じるのを抑えることができる。

第２の発明にかかる冷凍装置は、第１の発明にかかる冷凍装置において、圧縮機構は、前段側及び後段側の圧縮要素が共通のケーシング内に収容されるとともに、ケーシング内の冷凍機油が溜まる空間に後段側の圧縮要素から吐出される冷媒が充満する高圧ドーム型の圧縮機を有している。

高圧ドーム型の圧縮機の前段側の圧縮要素においては、冷媒が、圧縮機構の吸入側からケーシング内の前段側の圧縮要素に直接に吸入されて圧縮された後に、前段側の圧縮要素からケーシング外に直接に吐出されるのに対して、後段側の圧縮要素においては、冷媒が、ケーシング内の後段側の圧縮要素に吸入されて圧縮された後に、ケーシング内の冷凍機油が溜まる空間を通じてケーシング外に吐出される。このため、高圧ドーム型の圧縮機を有する圧縮機構では、後段側の圧縮要素から吐出される冷媒に同伴する冷凍機油は、ケーシング内の冷凍機油が溜まる空間において、冷媒との分離が行われるが、前段側の圧縮要素から吐出される冷媒に同伴する冷凍機油は、後段側の圧縮要素から吐出される冷媒に同伴する冷凍機油とは異なり、冷媒との分離が行われないため、前段側の圧縮要素から吐出される冷媒に同伴する冷凍機油の量が多くなり、このような圧縮機構及び中間冷却器を備えた冷凍装置では、多量の冷凍機油が中間冷却器に流入することになり、中間冷却器に溜まり込む冷凍機油の量が多くなる傾向にある。

そこで、このような高圧ドーム型の圧縮機を有する圧縮機構を備えた冷凍装置においては、上述の第１の発明と同様に、中間冷却器の中間冷却用伝熱管群を構成する複数の中間冷却用伝熱管のうちの少なくとも一部の中間冷却用伝熱管に平滑管を用いることが非常に有効である。

第３の発明にかかる冷凍装置は、第１又は第２の発明にかかる冷凍装置において、複数の中間冷却用伝熱管のうち、冷媒の入口側の中間冷却用伝熱管に内面に複数の溝が形成された溝付管が用いられ、冷媒の出口側の中間冷却用伝熱管に内面が平滑な平滑管が用いられている。

中間冷却器においては、その入口から出口に向かうにしたがって冷媒の温度が低下するため、冷媒の入口側の中間冷却用伝熱管における冷凍機油の粘性率が低く、冷媒の出口側の中間冷却用伝熱管における冷凍機油の粘性率が高くなる。このため、冷凍機油は、冷媒の出口側の中間冷却用伝熱管に比べて、冷媒の入口側の中間冷却用伝熱管の内面には捕捉されにくい傾向となる。

そこで、この中間冷却器では、冷媒の入口側の中間冷却用伝熱管に溝付管を用い、冷媒の出口側の中間冷却用伝熱管に平滑管を用いるようにしている。このため、この中間冷却器では、粘性率の低い冷凍機油が流れる冷媒の入口側については、溝付管によって中間冷却用伝熱管の伝熱面積を確保しつつ、粘性率の高い冷凍機油が流れる冷媒の出口側については、平滑管によって冷凍機油が中間冷却用伝熱管の内面に捕捉されることなく滑らかに流れるようにしている。これにより、この冷凍装置では、中間冷却器における冷媒の温度分布（より具体的には、この温度分布に起因する冷凍機油の粘性率の変化）を考慮して、効果的に、冷凍機油の中間冷却器への溜まり込みを抑えるとともに、中間冷却器の熱交換性能の低下や運転効率の低下が生じるのを抑えることができる。

第４の発明にかかる冷凍装置は、第１〜第３の発明のいずれかにかかる冷凍装置において、放熱器の放熱用伝熱管群を構成する複数の放熱用伝熱管のうち、少なくとも一部の放熱用伝熱管に内面が平滑な平滑管が用いられている。

放熱器には、圧縮機構（より具体的には、後段側の圧縮要素）から吐出された冷媒が流入するが、この際、圧縮機構の後段側の圧縮要素から吐出される冷媒には、圧縮機構内の冷凍機油が同伴する。このため、放熱用伝熱管に溝付管を使用した場合には、放熱用伝熱管の内面に形成された複数の溝に冷凍機油が捕捉され易くなり、放熱用伝熱管の内面における油膜が厚くなることから、このような油膜が伝熱抵抗になってしまい、放熱器の熱交換能力が低下する原因になると考えられる。

そこで、本願発明者は、放熱器においても、複数の放熱用伝熱管のうちの少なくとも一部の放熱用伝熱管に平滑管を用いるようにしている。このため、この放熱器では、この平滑管からなる放熱用伝熱管を冷凍機油が流れる際には、冷凍機油が平滑管の内面を滑らかに流れることになり、平滑管の内面に冷凍機油が捕捉されるのを抑えることができる。これにより、この冷凍装置では、放熱器の放熱用伝熱管群を構成する複数の放熱用伝熱管に溝付管を使用する場合に比べて、冷凍機油の放熱器への溜まり込みによる放熱器の熱交換性能の低下が生じるのを抑えることができる。

第５の発明にかかる冷凍装置は、第４の発明にかかる冷凍装置において、複数の放熱用伝熱管のうち、冷媒の入口側の放熱用伝熱管に内面に複数の溝が形成された溝付管が用いられ、冷媒の出口側の放熱用伝熱管に内面が平滑な平滑管が用いられている。

放熱器においては、その入口から出口に向かうにしたがって冷媒の温度が低下するため、冷媒の入口側の放熱用伝熱管における冷凍機油の粘性率が低く、冷媒の出口側の放熱用伝熱管における冷凍機油の粘性率が高くなる。このため、冷凍機油は、冷媒の出口側の放熱用伝熱管に比べて、冷媒の入口側の放熱用伝熱管の内面には捕捉されにくい傾向となる。

そこで、この放熱器では、冷媒の入口側の放熱用伝熱管に溝付管を用い、冷媒の出口側の放熱用伝熱管に平滑管を用いるようにしている。このため、この放熱器では、粘性率の低い冷凍機油が流れる冷媒の入口側については、溝付管によって放熱用伝熱管の伝熱面積を確保しつつ、粘性率の高い冷凍機油が流れる冷媒の出口側については、平滑管によって冷凍機油が放熱用伝熱管の内面に捕捉されることなく滑らかに流れるようにしている。これにより、この冷凍装置では、放熱器における冷媒の温度分布（より具体的には、この温度分布に起因する冷凍機油の粘性率の変化）を考慮して、効果的に、冷凍機油の中間冷却器への溜まり込みによる放熱器の熱交換性能の低下が生じるのを抑えることができる。

第６の発明にかかる冷凍装置は、第３又は第５の発明にかかる冷凍装置において、溝付管は、溝の深さが５０μｍ以下である。

この冷凍装置では、中間冷却用伝熱管や放熱用伝熱管の溝付管の溝の深さが５０μｍ以下であるため、平滑管に比べて中間冷却器や放熱器の熱交換能力がそれほど低下しない。このように、溝付管の溝の深さを最適化することにより、冷凍機油の中間冷却器や放熱器への溜まり込みによる中間冷却器や放熱器の熱交換能力の低下が生じるのを抑えつつ、溝付管によって中間冷却用伝熱管や放熱用伝熱管の伝熱面積を大きくすることができる。

第７の発明にかかる冷凍装置は、第１〜第６の発明のいずれかにかかる冷凍装置において、超臨界域で作動する冷媒は、二酸化炭素である。

以上の説明に述べたように、本発明によれば、以下の効果が得られる。

第１、第２又は第７の発明では、中間冷却器の中間冷却用伝熱管群を構成する複数の中間冷却用伝熱管に溝付管を使用する場合に比べて、前段側の圧縮要素から冷媒に同伴して吐出される冷凍機油が中間冷却器に溜まり込むのを抑えて圧縮機構の油切れが生じるのを抑えることができるとともに、冷凍機油の中間冷却器への溜まり込みによる中間冷却器の熱交換性能の低下や運転効率の低下が生じるのを抑えることができる。特に、高圧ドーム型の圧縮機を有する圧縮機構を備える場合には、非常に有効である。

第３の発明では、中間冷却器における冷媒の温度分布を考慮して、効果的に、冷凍機油の中間冷却器への溜まり込みを抑えるとともに、中間冷却器の熱交換性能の低下や運転効率の低下が生じるのを抑えることができる。

第４の発明では、放熱器の放熱用伝熱管群を構成する複数の放熱用伝熱管に溝付管を使用する場合に比べて、冷凍機油の放熱器への溜まり込みによる放熱器の熱交換性能の低下が生じるのを抑えることができる。

第５の発明では、放熱器における冷媒の温度分布を考慮して、効果的に、冷凍機油の中間冷却器への溜まり込みによる放熱器の熱交換性能の低下が生じるのを抑えることができる。

第６の発明では、冷凍機油の中間冷却器への溜まり込みによる中間冷却器や放熱器の熱交換能力の低下が生じるのを抑えつつ、溝付管によって中間冷却用伝熱管や放熱用伝熱管の伝熱面積を大きくすることができる。

以下、図面に基づいて、本発明にかかる冷凍装置の実施形態について説明する。

（１）空気調和装置の基本構成
図１は、本発明にかかる冷凍装置の一実施形態としての空気調和装置１の概略構成図である。空気調和装置１は、冷房運転が可能となるように構成された冷媒回路１０を有している。そして、この冷媒回路１０には、超臨界域で作動する冷媒（ここでは、二酸化炭素）が封入されており、二段圧縮式冷凍サイクルが行われるようになっている。

空気調和装置１の冷媒回路１０は、主として、圧縮機構２と、放熱器としての熱源側熱交換器４と、膨張機構５と、蒸発器としての利用側熱交換器６と、中間冷却器７とを有している。

圧縮機構２は、本実施形態において、２つの圧縮要素で冷媒を二段圧縮する圧縮機２１から構成されている。圧縮機２１は、ケーシング２１ａ内に、圧縮機駆動モータ２１ｂと、駆動軸２１ｃと、圧縮要素２ｃ、２ｄとが収容された密閉式構造となっている。圧縮機駆動モータ２１ｂは、駆動軸２１ｃに連結されている。そして、この駆動軸２１ｃは、２つの圧縮要素２ｃ、２ｄに連結されている。すなわち、圧縮機２１は、２つの圧縮要素２ｃ、２ｄが単一の駆動軸２１ｃに連結されており、２つの圧縮要素２ｃ、２ｄがともに圧縮機駆動モータ２１ｂによって回転駆動される、いわゆる一軸二段圧縮構造となっている。圧縮要素２ｃ、２ｄは、本実施形態において、ロータリ式やスクロール式等の容積式の圧縮要素である。そして、圧縮機２１は、吸入管２ａから冷媒を吸入し、この吸入された冷媒を圧縮要素２ｃによって圧縮した後に中間冷媒管８に吐出し、中間冷媒管８に吐出された冷媒を圧縮要素２ｄに吸入させて冷媒をさらに圧縮した後に吐出管２ｂに吐出するように構成されている。ここで、中間冷媒管８は、圧縮要素２ｄの前段側に接続された圧縮要素２ｃから吐出された冷媒を、圧縮要素２ｃの後段側に接続された圧縮要素２ｄに吸入させるための冷媒管である。また、吐出管２ｂは、圧縮機構２から吐出された冷媒を熱源側熱交換器４に送るための冷媒管である。

このように、圧縮機構２は、本実施形態において、２つの圧縮要素２ｃ、２ｄを有しており、これらの圧縮要素２ｃ、２ｄのうちの前段側の圧縮要素から吐出された冷媒を後段側の圧縮要素で順次圧縮するように構成されている。また、冷媒回路１０には、圧縮機構２（ここでは、圧縮機２１）の圧縮要素２ｃ、２ｄ等の摺動部を潤滑するための冷凍機油として、ポリアルキレングリコール（以下、ＰＡＧとする）が冷媒とともに封入されている。このＰＡＧは、本実施形態のように、冷媒として二酸化炭素を使用することで冷凍サイクルにおける高圧が超臨界域になるような場合であっても、高粘性の特性を有しており、圧縮要素２ｃ、２ｄ等の摺動部に対して良好な潤滑性を示すものである。
そして、この冷凍機油の大部分は、圧縮機２１のケーシング２１ａ内に溜まっているが、冷凍機油の一部は、圧縮機構２（ここでは、圧縮機２１）の前段側の圧縮要素２ｃから冷媒に同伴して中間冷媒管８に吐出されたり、後段側の圧縮要素２ｄから冷媒に同伴して吐出管２ｂに吐出されることで、圧縮機構２（ここでは、圧縮機２１のケーシング２１ａ）の外部に流出することになる。

熱源側熱交換器４は、圧縮機構２から吐出された冷媒の冷却器として機能する熱交換器である。熱源側熱交換器４は、その一端が圧縮機構２に接続されており、その他端が膨張機構５に接続されている。尚、ここでは図示しないが、熱源側熱交換器４には、熱源側熱交換器４を流れる冷媒と熱交換を行う冷却源としての空気が供給されるようになっている。

膨張機構５は、放熱器としての熱源側熱交換器４において冷却された冷媒を減圧する機構であり、本実施形態において、電動膨張弁が使用されている。膨張機構５は、その一端が熱源側熱交換器４に接続され、その他端が利用側熱交換器６に接続されている。また、本実施形態において、膨張機構５は、放熱器としての熱源側熱交換器４において冷却された高圧の冷媒を蒸発器としての利用側熱交換器６に送る前に減圧する。

利用側熱交換器６は、膨張機構５において減圧された冷媒の加熱器として機能する熱交換器である。利用側熱交換器６は、その一端が膨張機構５に接続されており、その他端が圧縮機構２に接続されている。尚、ここでは図示しないが、利用側熱交換器６には、利用側熱交換器６を流れる冷媒と熱交換を行う加熱源としての空気が供給されるようになっている。

中間冷却器７は、中間冷媒管８に設けられており、前段側の圧縮要素２ｃから吐出されて圧縮要素２ｄに吸入される冷媒の冷却器として機能する熱交換器である。尚、ここでは図示しないが、中間冷却器７には、中間冷却器７を流れる冷媒と熱交換を行う冷却源としての空気が供給されるようになっている。このように、中間冷却器７は、冷媒回路１０を循環する冷媒を用いたものではないという意味で、外部熱源を用いた冷却器ということができる。

さらに、空気調和装置１は、ここでは図示しないが、圧縮機構２、膨張機構５等の空気調和装置１を構成する各部の動作を制御する制御部を有している。

（２）空気調和装置の基本動作
次に、本実施形態の空気調和装置１の基本動作について、図１〜図３を用いて説明する。ここで、図２は、冷房運転時の冷凍サイクルが図示された圧力−エンタルピ線図であり、図３は、冷房運転時の冷凍サイクルが図示された温度−エントロピ線図である。尚、以下の冷房運転における運転制御は、上述の制御部（図示せず）によって行われる。また、以下の説明において、「高圧」とは、冷凍サイクルにおける高圧（すなわち、図２、３の点Ｄ、Ｄ’、Ｅにおける圧力）を意味し、「低圧」とは、冷凍サイクルにおける低圧（すなわち、図２、３の点Ａ、Ｆにおける圧力）を意味し、「中間圧」とは、冷凍サイクルにおける中間圧（すなわち、図２、３の点Ｂ１、Ｃ１における圧力）を意味している。

圧縮機構２を駆動すると、低圧の冷媒（図１〜図３の点Ａ参照）は、吸入管２ａから圧縮機構２に吸入され、まず、圧縮要素２ｃによって中間圧力まで圧縮された後に、中間冷媒管８に吐出される（図１〜図３の点Ｂ１参照）。この前段側の圧縮要素２ｃから吐出された中間圧の冷媒は、中間冷却器７において、冷却源としての空気と熱交換を行うことで冷却される（図１〜図３の点Ｃ１参照）。この中間冷却器７において冷却された冷媒は、次に、圧縮要素２ｃの後段側に接続された圧縮要素２ｄに吸入されてさらに圧縮されて、圧縮機構２から吐出管２ｂに吐出される（図１〜図３の点Ｄ参照）。ここで、圧縮機構２から吐出された高圧の冷媒は、圧縮要素２ｃ、２ｄによる二段圧縮動作によって、臨界圧力（すなわち、図２に示される臨界点ＣＰにおける臨界圧力Ｐｃｐ）を超える圧力まで圧縮されている。そして、この圧縮機構２から吐出された高圧の冷媒は、冷媒の冷却器として機能する熱源側熱交換器４（放熱器）に送られる。そして、熱源側熱交換器４に送られた高圧の冷媒は、熱源側熱交換器４において、冷却源としての空気と熱交換を行って冷却される（図１〜図３の点Ｅ参照）。そして、熱源側熱交換器４において冷却された高圧の冷媒は、膨張機構５によって減圧されて低圧の気液二相状態の冷媒となり、冷媒の加熱器として機能する利用側熱交換器６（蒸発器）に送られる（図１〜図３の点Ｆ参照）。そして、利用側熱交換器６に送られた低圧の気液二相状態の冷媒は、利用側熱交換器６において、加熱源としての空気と熱交換を行って加熱されて、蒸発することになる（図１〜図３の点Ａ参照）。そして、この利用側熱交換器６において加熱された低圧の冷媒は、再び、圧縮機構２に吸入される。このようにして、冷房運転が行われる。

このように、空気調和装置１では、圧縮要素２ｃから吐出された冷媒を圧縮要素２ｄに吸入させるための中間冷媒管８に中間冷却器７を設けているため、中間冷却器７を設けなかった場合（この場合には、図２、図３において、点Ａ→点Ｂ１→点Ｄ’→点Ｅ→点Ｆの順で冷凍サイクルが行われる）に比べて、圧縮要素２ｃの後段側の圧縮要素２ｄに吸入される冷媒の温度が低下し（図３の点Ｂ１、Ｃ１参照）、圧縮要素２ｄから吐出される冷媒の温度も低下することになる（図３の点Ｄ、Ｄ’参照）。このため、この空気調和装置１では、高圧の冷媒の冷却器として機能する熱源側熱交換器４において、中間冷却器７を設けなかった場合に比べて、冷却源としての水や空気と冷媒との温度差を小さくすることが可能になり、図３の点Ｂ１、Ｄ’、Ｄ、Ｃ１を結ぶことによって囲まれる面積に相当する分の放熱ロスを小さくできることから、運転効率を向上させることができる。

しかし、前段側の圧縮要素２ｃから吐出される中間圧の冷媒には、圧縮機構２内（ここでは、圧縮機２１のケーシング２１ａ内）の冷凍機油が同伴するため、圧縮機構２内の冷凍機油は、中間冷媒管８を通じて、圧縮機構２外（ここでは、圧縮機２１のケーシング２１ａ外）に持ち出されることになる。そして、本実施形態のように、中間冷媒管８に中間冷却器７を設けた場合には、中間冷却器７内に冷凍機油が溜まり込んでしまい、圧縮機構２（ここでは、後段側の圧縮要素２ｄ）に戻りにくくなってしまうため、圧縮機構２（ここでは、圧縮機２１）の油切れが生じるおそれがある。

そこで、本実施形態の空気調和装置１では、中間冷却器７に対して、後述のような構造的な工夫を施すことによって、圧縮機構２の油切れ等の問題を解決するようにしている。

（３）中間冷却器、熱源側熱交換器、及び、利用側熱交換器の構造
次に、本実施形態の空気調和装置１における中間冷却器７、熱源側熱交換器４、及び、利用側熱交換器６の構造について、図４〜図１０を用いて説明する。ここで、図４は、本実施形態にかかる中間冷却器７、放熱器としての熱源側熱交換器４、又は、蒸発器としての利用側熱交換器６の概略構造を示す斜視図であり、図５は、溝付管の横断面図であり、図６は、図５のＡ部の拡大図であり、図７は、溝付管の縦断面図であり、図８は、蒸発器としての利用側熱交換器６を管端側から見た側面図であり、図９は、本実施形態にかかる中間冷却器７を管端側から見た側面図であり、図１０は、本実施形態にかかる放熱器としての熱源側熱交換器４を管端側から見た側面図である。

本実施形態において、中間冷却器７、熱源側熱交換器４、及び、利用側熱交換器６は、いずれもフィンアンドチューブ型の熱交換器が使用されている。より具体的には、中間冷却器７、熱源側熱交換器４、及び、利用側熱交換器６は、それぞれ、主として、複数の伝熱フィン７１からなる伝熱フィン群７２と、複数の伝熱管７５及びＵ字管７６からなる伝熱管群７９とを有している。ここで、中間冷却器７の伝熱管群７９を中間冷却用伝熱管群とし、熱源側熱交換器４の伝熱管群７９を放熱用伝熱管群とし、利用側熱交換器６の伝熱管群７９を蒸発用伝熱管群とする。また、各伝熱フィン７１は、本実施形態において、長方形の平板状に形成されている。各伝熱管７５は、伝熱フィン７１を貫通し、その各伝熱管７５の端部同士がＵ字管７６によって接続されている。ここで、中間冷却器７の中間冷却用伝熱管群を構成する伝熱管７５を中間冷却用伝熱管とし、熱源側熱交換器４の放熱用伝熱管群を構成する伝熱管７５を放熱用伝熱管とし、利用側熱交換器６の蒸発用伝熱管群を構成する伝熱管７５を蒸発用伝熱管とする。これにより、入口側端部７７から出口側端部７８まで１つの冷媒流路が形成されている。尚、本実施形態において、中間冷却器７、熱源側熱交換器４、及び、利用側熱交換器６は、後述のように、複数の流路を有する、いわゆる、複数パスの熱交換器である（図８〜１０参照）。すなわち、中間冷却器７、熱源側熱交換器４、及び、利用側熱交換器６には、それぞれ、冷媒の入口側端部７７および出口側端部７８が複数設けられている。そして、各流路を冷媒が流れ、この冷媒の流れと直交するように各伝熱フィン７１の間を空気が流れることにより、冷媒と空気とが熱交換を行うようになっている。

そして、本実施形態においては、利用側熱交換器６と中間冷却器７及び熱源側熱交換器４とで、伝熱管７５の構成が異なっている。

利用側熱交換器６は、本実施形態において、３つの冷媒流路が上部から下部へ順に配置される３パスの熱交換器に構成されている。そして、中間冷却器７は、３つの入口側端部７７が空気の入口側とは反対側に位置し、３つの出口側端部７８が空気の入口側と同じ側に位置している。そして、利用側熱交換器６では、入口側端部７７より流入した冷媒が図８における左半部の冷媒流路を流れ、その後、図８の右半部の冷媒流路へ流れて最終的に出口側端部７８から流出するように構成されている。すなわち、中間冷却器７において、左半部が冷媒流路の入口側半部となっており、右半部が冷媒流路の出口側半部となっている。そして、利用側熱交換器６の各冷媒流路では、複数の伝熱管７５の全てに内面に複数の溝が形成された溝付管が用いられている。この溝付管は、その内面７５ａに周方向に間隔を空けて複数の内フィン７５ｂが設けられており、これらの内フィン７５ｂによって複数の溝７５ｃが形成されている。本実施形態において、各内フィン７５ｂの断面は、略山型形状に形成されており、これにより、溝７５ｃの断面は、逆台形形状に形成されている。また、複数のフィン７５ｂ及び複数の溝７５ｃは、管長手方向に対して所定のねじれ角度αだけ傾斜するように延びている。ここで、伝熱管７５は、外径Ｄが６．０〜８．６ｍｍであり、肉厚ｔが０．１１Ｄ〜０．１４Ｄである。尚、溝付管における肉厚ｔは、溝７５ｃにおける底肉厚ｔを意味する。

中間冷却器７は、本実施形態において、２つの冷媒流路が上部から下部へ順に配置される２パスの熱交換器に構成されている。そして、中間冷却器７は、２つの入口側端部７７が空気の入口側とは反対側に位置し、２つの出口側端部７８が空気の入口側と同じ側に位置している。そして、中間冷却器７では、入口側端部７７より流入した冷媒が図９における左半部の冷媒流路を流れ、その後、図９の右半部の冷媒流路へ流れて最終的に出口側端部７８から流出するように構成されている。すなわち、中間冷却器７において、左半部が冷媒流路の入口側半部となっており、右半部が冷媒流路の出口側半部となっている。そして、中間冷却器７の各冷媒流路では、複数の伝熱管７５の全てに内面が平滑な平滑管が用いられている。ここで、伝熱管７５は、外径Ｄが６．０〜８．６ｍｍであり、肉厚ｔが０．１１Ｄ〜０．１４Ｄである。

熱源側熱交換器４は、本実施形態において、３つの冷媒流路が上部から下部へ順に配置される３パスの熱交換器に構成されている。そして、熱源側熱交換器４は、３つの入口側端部７７が空気の入口側とは反対側に位置し、３つの出口側端部７８が空気の入口側と同じ側に位置している。そして、熱源側熱交換器４では、入口側端部７７より流入した冷媒が図１０における左半部の冷媒流路を流れ、その後、図１０の右半部の冷媒流路へ流れて最終的に出口側端部７８から流出するように構成されている。すなわち、熱源側熱交換器４において、左半部が冷媒流路の入口側半部となっており、右半部が冷媒流路の出口側半部となっている。そして、熱源側熱交換器４の各冷媒流路では、複数の伝熱管７５の全てに内面が平滑な平滑管が用いられている。ここで、伝熱管７５は、外径Ｄが６．０〜８．６ｍｍであり、肉厚ｔが０．１１Ｄ〜０．１４Ｄである。

このように、本実施形態においては、中間冷却器７の中間冷却用伝熱管群を構成する複数の中間冷却用伝熱管の全てに内面が平滑な平滑管が用いられ、熱源側熱交換器４の放熱用伝熱管群を構成する複数の放熱用伝熱管の全てに内面が平滑な平滑管が用いられ、利用側熱交換器６の蒸発用伝熱管群を構成する複数の蒸発用伝熱管の全てに内面に複数の溝が形成された溝付管が用いられている。

次に、中間冷却器７の伝熱管７５に溝付管を用いた場合における伝熱管７５に存在する冷凍機油の量と平滑管を用いた場合における伝熱管７５に存在する冷凍機油の量との違いについて、図１１、１２を用いて説明する。ここで、図１１は、中間冷却器７の伝熱管７５における冷凍機油の溜まり量を説明するための模式図であり、図１２は、平滑管および溝付管に存在する総油量を比較したグラフである。

図１１は、中間冷却器７の伝熱管７５の内部において、冷媒とともに冷凍機油が流動する様子をモデル化したものである。中間冷却器７は、冷却源である空気との熱交換により相変化を伴うことなく中間圧の冷媒を冷却する熱交換器であるため（図２、３参照）、図１１において、冷媒は、冷却源である空気との熱交換により相変化を伴うことなく冷却されながら一定流量ｖで流れているものと仮定する。一方、冷凍機油は、流動する冷媒に対して一定の質量比で一様に存在するものと仮定する。また、冷凍機油は、冷媒に対する相溶性の割合に応じて、冷媒に溶け込むもの（図中におけるＣ）と、冷媒に溶けきれずに内面７５ａを伝うように流れるもの（図中におけるＢ）とに分離する。

そして、図１２に示されるように、「冷媒中の油量」（即ち、図１１における冷媒に溶け込む冷凍機油Ｃの量）については、平滑管の場合と溝付管の場合とでほぼ同量である。一方、「溜まり量」（即ち、図１１における冷媒に溶けきれずに内面７５ａを伝うように流れる冷凍機油Ｂの量）については、溝付管の場合が平滑管の場合よりも著しく多いことが分かる。つまり、伝熱管７５に溝付管ではなく平滑管を用いた方が、中間冷却器７において存在する冷凍機油の総油量が低減される。特に、本実施形態では、冷凍機油としてＰＡＧが使用されており、このＰＡＧは、冷媒である二酸化炭素に対する相溶性が低いため、内面７５ａを伝うように流れる冷凍機油Ｂの量が非常に多くなる傾向にあり、溝付管の場合と平滑管の場合との差が顕著に現れているものと考えられる。

また、放熱器としての熱源側熱交換器４は、圧力レベルは中間冷却器７を流れる冷媒と異なるが、冷却源である空気との熱交換により相変化を伴うことなく高圧（ここでは、超臨界圧）の冷媒を冷却する熱交換器であるため（図２、３参照）、熱源側熱交換器４の伝熱管７５の内部においても、上述の中間冷却器７の伝熱管７５の内部と同様の流動状態となり、伝熱管７５に溝付管ではなく平滑管を用いた方が、熱源側熱交換器４において存在する冷凍機油の総油量が低減されるものと考えられる。

次に、中間冷却器７及び蒸発器としての利用側熱交換器６において、伝熱管７５に溝付管を用いた場合における熱交換量と平滑管を用いた場合における熱交換量との違いについて、図７、１３、１４を用いて説明する。ここで、図１３は、蒸発器としての利用側熱交換器６における油循環率と熱交換量との関係を示すグラフであり、図１４は、中間冷却器７における油循環率と熱交換量との関係を示すグラフである。

まず、冷媒に溶けきれずに内面７５ａを伝うように流れる冷凍機油Ｂの油量を計算し、溝の有無や形状を考慮して内面７５ａの全体に形成される油膜の厚さＴを求める。そして、この油膜の厚さＴを伝熱抵抗として捉え、熱交換量Ｑ（即ち、蒸発器としての利用側熱交換器６の場合は蒸発器能力Ｑｅ、中間冷却器７の場合は冷却器能力Ｑｃ）を算出する。

そして、図１３に示されるように、蒸発器としての利用側熱交換器６においては、溝付管および平滑管の何れの場合も、油循環率ＯＣＲが高いほど熱交換量Ｑｅが低下する。そして、溝付管の場合と平滑管の場合とで、油循環率ＯＣＲに対する熱交換量Ｑｅはほぼ同じである。このことから、蒸発器としての利用側熱交換器６の場合、伝熱管７５が溝付管であっても平滑管であっても、蒸発器能力はほとんど変わらないことがわかる。ここで、油循環率ＯＣＲとは、単位長さ当たりの伝熱管７５における冷媒量に対する冷凍機油量（すなわち、図１１における冷凍機油Ｂの油量と冷凍機油Ｃの油量との合計油量）の比率である。

一方、図１４に示されるように、中間冷却器７においては、溝付管の場合には、油循環率ＯＣＲが高いほど熱交換量Ｑｃが低下するが、平滑管の場合には、油循環率ＯＣＲに対して熱交換量Ｑｃはほとんど変化しない。そして、油循環率ＯＣＲに対する熱交換量Ｑｃは、油循環率ＯＣＲがゼロ付近（すなわち、中間冷却器７に冷凍機油がほとんど流入しない場合）を除いては、溝付管の場合に比べて平滑管の場合の方が非常に高くなっている。これは、中間冷却器７のような冷却器の場合には、伝熱管７５に平滑管を用いる方が溝付管を用いる場合に比べて、伝熱管７５の内面７５ａに形成される油膜の厚さＴが薄くなり、伝熱抵抗が小さくなることが影響している。したがって、中間冷却器７の場合には、冷凍機油に起因する熱交換量の観点では、伝熱管７５に平滑管を用いる方がよいことになる。

また、放熱器としての熱源側熱交換器４は、圧力レベルは中間冷却器７を流れる冷媒と異なるが、冷却源である空気との熱交換により相変化を伴うことなく高圧（ここでは、超臨界圧）の冷媒を冷却する熱交換器であるため（図２、３参照）、熱源側熱交換器４においても、上述の中間冷却器７と同様に、冷凍機油に起因する熱交換量の観点では、伝熱管７５に平滑管を用いる方がよいものと考えられる。

以上により、本実施形態における空気調和装置１のような超臨界域で作動する冷媒を使用する多段圧縮式冷凍サイクルを行う冷凍装置において、前段側の圧縮要素２ｃから吐出されて後段側の圧縮要素２ｄに吸入される冷媒の冷却器として機能する中間冷却器７を設けるにあたり、中間冷却器７の中間冷却用伝熱管群を構成する複数の中間冷却用伝熱管に上述のような溝付管を使用すると、圧縮機構２の前段側の圧縮要素２ｃから吐出される冷媒に圧縮機構２（ここでは、圧縮機２１のケーシング２１ａ）内の冷凍機油が同伴することに加えて、前段側の圧縮要素２ｃから冷媒に同伴して吐出された冷凍機油が中間冷却器７に流入すると冷凍機油が中間冷却用伝熱管の内面を伝うように流れることから、中間冷却用伝熱管に上述のような溝付管を使用した場合には、中間冷却用伝熱管の内面に形成された複数の溝に冷凍機油が捕捉され易くなり、前段側の圧縮要素２ｃから冷媒に同伴して吐出される冷凍機油が中間冷却器７にさらに溜まり込み易くなってしまうため、圧縮機構２の油切れが生じるおそれが高くなることがわかる（図１２参照）。また、中間冷却用伝熱管に溝付管を使用した場合には、中間冷却用伝熱管の内面に形成された複数の溝に捕捉される冷凍機油が多くなり、中間冷却用伝熱管の内面における油膜が厚くなることから、このような油膜が伝熱抵抗になってしまい、中間冷却器７の熱交換能力があまり向上しないこともわかる（図１３参照）。さらに、中間冷却用伝熱管の内面における油膜は、伝熱抵抗だけでなく流路抵抗にもなることから、中間冷却器７における圧力損失が増大して後段側の圧縮要素２ｄに吸入される冷媒の圧力（すなわち、冷凍サイクルの中間圧）を低下させてしまうため、運転効率が低下する原因になることがわかる。

このため、冷凍装置に用いられる蒸発器等の熱交換器においては、その熱交換能力を向上させるために熱交換器の伝熱管の内面に複数の溝が形成された溝付管が用いられていることから、本実施形態における空気調和装置１の中間冷却器７の中間冷却用伝熱管群を構成する複数の中間冷却用伝熱管に溝付管を使用することが考えられるが、この考え方にしたがって中間冷却用伝熱管に溝付管を使用すると、冷凍機油の中間冷却器７への溜まり込みにより、圧縮機構２の油切れが生じるおそれが高くなるとともに、中間冷却器７の熱交換性能の低下や運転効率の低下が生じるおそれがあることがわかる。

これに対して、本実施形態の空気調和装置１においては、中間冷却器７の中間冷却用伝熱管群を構成する複数の中間冷却用伝熱管の全てに内面が平滑な平滑管が用いられているため、この平滑管からなる中間冷却用伝熱管を冷凍機油が流れる際には、冷凍機油が平滑管の内面を滑らかに流れることになり、平滑管の内面に冷凍機油が捕捉されるのを抑えることができる。これにより、本実施形態の空気調和装置１では、中間冷却器７の中間冷却用伝熱管群を構成する複数の中間冷却用伝熱管に溝付管を使用する場合に比べて、前段側の圧縮要素２ｃから冷媒に同伴して吐出されて中間冷却器７に流入する冷凍機油が中間冷却器７に溜まり込むのを抑えて圧縮機構２の油切れが生じるのを抑えることができるとともに、冷凍機油の中間冷却器７への溜まり込みによる中間冷却器７の熱交換性能の低下や運転効率の低下が生じるのを抑えることができる。

また、本実施形態の空気調和装置１においては、放熱器としての熱源側熱交換器４に圧縮機構２（より具体的には、後段側の圧縮要素２ｄ）から吐出された冷媒が流入するが、この際、圧縮機構２の後段側の圧縮要素２ｄから吐出される冷媒には、圧縮機構２（ここでは、圧縮機２１のケーシング２１ａ）内の冷凍機油が同伴する。このため、放熱用伝熱管に溝付管を使用した場合には、放熱用伝熱管の内面に形成された複数の溝に冷凍機油が捕捉され易くなり、放熱用伝熱管の内面における油膜が厚くなることから、このような油膜が伝熱抵抗になってしまい、放熱器としての熱源側熱交換器４の熱交換能力が低下する原因になると考えられる。

これに対して、本実施形態の空気調和装置１においては、放熱器としての熱源側熱交換器４の放熱用伝熱管群を構成する複数の放熱用伝熱管の全てに内面が平滑な平滑管が用いられているため、この平滑管からなる放熱用伝熱管を冷凍機油が流れる際には、冷凍機油が平滑管の内面を滑らかに流れることになり、平滑管の内面に冷凍機油が捕捉されるのを抑えることができる。これにより、本実施形態の空気調和装置１では、熱源側熱交換器４の放熱用伝熱管群を構成する複数の放熱用伝熱管に溝付管を使用する場合に比べて、冷凍機油の熱源側熱交換器４への溜まり込みによる放熱器としての熱源側熱交換器４の熱交換性能の低下が生じるのを抑えることができる。

尚、圧縮機構２を構成する圧縮機２１としては、前段側及び後段側の圧縮要素２ｃ、２ｄが共通のケーシング２１ａ内に収容されるとともにケーシング２１ａ内の冷凍機油が溜まる空間に前段側の圧縮要素２ｃに吸入される冷媒が充満する低圧ドーム型、前段側及び後段側の圧縮要素２ｃ、２ｄが共通のケーシング２１ａ内に収容されるとともにケーシング２１ａ内の冷凍機油が溜まる空間に前段側の圧縮要素２ｃから吐出される冷媒が充満する中間圧ドーム型、前段側及び後段側の圧縮要素２ｃ、２ｄが共通のケーシング２１ａ内に収容されるとともにケーシング２１ａ内の冷凍機油が溜まる空間に後段側の圧縮要素２ｄから吐出される冷媒が充満する高圧ドーム型のいずれを採用した場合であっても、圧縮機構２の油切れを防ぐ等の効果を得ることができるが、特に、圧縮機構２を構成する圧縮機２１として高圧ドーム型の圧縮機を採用した場合には、前段側の圧縮要素２ｃにおいては、冷媒が、圧縮機構２の吸入側（すなわち、吸入管２ａ）からケーシング２１ａ内の前段側の圧縮要素２ｃに直接に吸入されて圧縮された後に、前段側の圧縮要素２ｃからケーシング２１ａ外（すなわち、中間冷媒管８）に直接に吐出されるのに対して、後段側の圧縮要素２ｄにおいては、冷媒が、ケーシング２１ａ内の後段側の圧縮要素２ｄに吸入されて圧縮された後に、ケーシング２１ａ内の冷凍機油が溜まる空間を通じてケーシング２１ａ外（すなわち、吐出管２ｂ）に吐出されるため、高圧ドーム型の圧縮機２１を有する圧縮機構２では、後段側の圧縮要素２ｄから吐出される冷媒に同伴する冷凍機油は、ケーシング２１ａ内の冷凍機油が溜まる空間において、冷媒との分離が行われるが、前段側の圧縮要素２ｃから吐出される冷媒に同伴する冷凍機油は、後段側の圧縮要素２ｄから吐出される冷媒に同伴する冷凍機油とは異なり、冷媒との分離が行われないため、前段側の圧縮要素２ｃから吐出される冷媒に同伴する冷凍機油の量が多くなり、このような圧縮機構２及び中間冷却器７を備えた空気調和装置１では、多量の冷凍機油が中間冷却器７に流入することになり、中間冷却器７に溜まり込む冷凍機油の量が、低圧ドーム型の圧縮機や中間圧ドーム型の圧縮機を採用する場合に比べて多くなる傾向にあることから、本実施形態のように、中間冷却器７の中間冷却用伝熱管群を構成する複数の中間冷却用伝熱管に平滑管を用いることが非常に有効である。

（４）変形例１
上述の実施形態においては、中間冷却器７の中間冷却用伝熱管群を構成する複数の中間冷却用伝熱管の全てに内面が平滑な平滑管が用いられているが、中間冷却用伝熱管群を構成する複数の中間冷却用伝熱管の一部に内面が平滑な平滑管が用いられていてもよい。すなわち、中間冷却器７の中間冷却用伝熱管群を構成する複数の中間冷却用伝熱管のうち、少なくとも一部の中間冷却用伝熱管に平滑管が用いられていればよい。このように、複数の中間冷却用伝熱管の全てではなく一部の中間冷却用伝熱管だけに平滑管が設けられている場合であっても、中間冷却用伝熱管群を構成する複数の中間冷却用伝熱管の全てに溝付管が用いられる場合に比べて、前段側の圧縮要素２ｃから冷媒に同伴して吐出されて中間冷却器７に流入する冷凍機油が中間冷却器７に溜まり込むのを抑えて圧縮機構２の油切れが生じるのを抑えることができるとともに、冷凍機油の中間冷却器７への溜まり込みによる中間冷却器７の熱交換性能の低下や運転効率の低下が生じるのを抑えることができる。

例えば、図１５に示されるように、中間冷却器７の各冷媒流路において、入口側半部に位置する伝熱管７５に溝付管を用い、出口側半部に位置する伝熱管７５に平滑管を用いるようにしてもよい。ここで、入口側半部に用いられる溝付管は、上述の蒸発器としての利用側熱交換器６に用いられている溝付管と同様に、その内面７５ａに周方向に間隔を空けて複数の内フィン７５ｂが設けられており、これらの内フィン７５ｂによって複数の溝７５ｃが形成されている（図５参照）。また、各内フィン７５ｂの断面は、略山型形状に形成されており、これにより、溝７５ｃの断面は、逆台形形状に形成されている（図６参照）。また、複数のフィン７５ｂ及び複数の溝７５ｃは、管長手方向に対して所定のねじれ角度αだけ傾斜するように延びている（図７参照）。ここで、伝熱管７５は、外径Ｄが６．０〜８．６ｍｍであり、肉厚ｔが０．１１Ｄ〜０．１４Ｄである。尚、溝付管における肉厚ｔは、溝７５ｃにおける底肉厚ｔを意味する。

次に、中間冷却器７における冷媒の温度分布と冷凍機油の粘性率の変化との関係について、図１６を用いて説明する。ここで、図１６は、中間冷却器７における冷凍機油の粘性率の変化を示すグラフである。

中間冷却器７においては、その入口から出口に向かうにしたがって冷媒の温度が低下するため、冷媒の入口側の中間冷却用伝熱管における冷凍機油の粘性率が低く、冷媒の出口側の中間冷却用伝熱管における冷凍機油の粘性率が高くなる。このため、冷凍機油は、冷媒の出口側の中間冷却用伝熱管に比べて、冷媒の入口側の中間冷却用伝熱管の内面には捕捉されにくい傾向となる。このため、本変形例における中間冷却器７のように、複数の中間冷却用伝熱管のうち、冷媒の入口側の中間冷却用伝熱管に内面に複数の溝が形成された溝付管を用い、冷媒の出口側の中間冷却用伝熱管に内面が平滑な平滑管を用いることによって、粘性率の低い冷凍機油が流れる冷媒の入口側については、溝付管によって中間冷却用伝熱管の伝熱面積を確保しつつ、粘性率の高い冷凍機油が流れる冷媒の出口側については、平滑管によって冷凍機油が中間冷却用伝熱管の内面に捕捉されることなく滑らかに流れるようにしている。

これにより、本変形例の空気調和装置１では、中間冷却器７における冷媒の温度分布（より具体的には、この温度分布に起因する冷凍機油の粘性率の変化）を考慮して、効果的に、冷凍機油の中間冷却器７への溜まり込みを抑えるとともに、中間冷却器７の熱交換性能の低下や運転効率の低下が生じるのを抑えることができる。また、中間冷却器７のコンパクト化にも寄与することができる。

また、本変形例における中間冷却器７において、冷媒の入口側の中間冷却用伝熱管に使用される溝付管は、内フィン７５ｂの高さ（以下、フィン高さｈとする）が５０μｍ以下とされている。

次に、溝付管のフィン高さｈと熱交換能力との関係について、図１７を用いて説明する。ここで、図１７は、溝付管のフィンの高さと熱交換能力との関係を示すグラフである。

中間冷却器７においては、油有りの場合（油循環率ＯＣＲ＝１ｗｔ％の場合）、すなわち、伝熱管７５内を冷媒が冷凍機油とともに循環する場合、溝付管のフィン高さｈが０μｍのとき、熱交換能力（すなわち、単位伝熱面積当たりの熱交換量）が最大になる。すなわち、中間冷却器７では、油有りの場合、伝熱管７５に平滑管を用いた方が熱交換能力が高くなる。そして、熱交換能力は、フィン高さｈが高いほど低下する。しかし、フィン高さｈが５０μｍまでは、熱交換能力はそれほど低下しないが、５０μｍを超えると著しく熱交換能力は低下する。一方、油無しの場合（油循環率ＯＣＲ＝０ｗｔ％の場合）は、溝付管のフィン高さｈが高いほど熱交換能力は高くなる。このため、本変形例における中間冷却器７のように、入口側半部に位置する溝付管のフィン高さｈを５０μｍ以下に形成することにより、熱交換能力の低下を抑えつつ、つまり、中間冷却器７の入口側半部においても、出口側半部の平滑管とほとんど遜色のない熱交換能力を得ることができる。

これにより、本変形例の空気調和装置１では、溝付管の溝の深さ（すなわち、フィン高さｈ）を最適化することにより、冷凍機油の中間冷却器７への溜まり込みによる中間冷却器７の熱交換能力の低下が生じるのを抑えつつ、溝付管によって中間冷却用伝熱管の伝熱面積を大きくすることができる。また、中間冷却器７のコンパクト化にも寄与することができる。

（５）変形例２
上述の実施形態及び変形例１においては、放熱器としての熱源側熱交換器４の放熱用伝熱管群を構成する複数の放熱用伝熱管の全てに内面が平滑な平滑管が用いられているが、放熱用伝熱管群を構成する複数の放熱用伝熱管の一部に内面が平滑な平滑管が用いられていてもよい。すなわち、熱源側熱交換器４の放熱用伝熱管群を構成する複数の放熱用伝熱管のうち、少なくとも一部の放熱用伝熱管に平滑管が用いられていればよい。このように、複数の放熱用伝熱管の全てではなく一部の放熱用伝熱管だけに平滑管が設けられている場合であっても、放熱用伝熱管群を構成する複数の放熱用伝熱管の全てに溝付管が用いられる場合に比べて、圧縮機構２（より具体的には、後段側の圧縮要素２ｄ）から吐出される冷媒に同伴する冷凍機油の熱源側熱交換器４への溜まり込みによる熱源側熱交換器４の熱交換性能の低下が生じるのを抑えることができる。

例えば、図１８に示されるように、熱源側熱交換器４の各冷媒流路において、入口側半部に位置する伝熱管７５に溝付管を用い、出口側半部に位置する伝熱管７５に平滑管を用いるようにしてもよい。ここで、入口側半部に用いられる溝付管は、上述の中間冷却器７に用いられている溝付管と同様のものである。

そして、放熱器としての熱源側熱交換器４は、圧力レベルは中間冷却器７を流れる冷媒と異なるが、冷却源である空気との熱交換により相変化を伴うことなく高圧（ここでは、超臨界圧）の冷媒を冷却する熱交換器であるため（図２、３参照）、熱源側熱交換器４における冷媒の温度分布と冷凍機油の粘性率の変化との関係や溝付管のフィン高さｈと熱交換能力との関係については、上述の中間冷却器７と同様である（図１６、１７参照）。

これにより、本変形例の空気調和装置１では、放熱器としての熱源側熱交換器４における冷媒の温度分布（より具体的には、この温度分布に起因する冷凍機油の粘性率の変化）を考慮して、効果的に、冷凍機油の熱源側熱交換器４への溜まり込みを抑えるとともに、熱源側熱交換器４の熱交換性能の低下が生じるのを抑えることができ、また、溝付管の溝の深さ（すなわち、フィン高さｈ）を最適化することにより、冷凍機油の熱源側熱交換器４への溜まり込みによる熱源側熱交換器４の熱交換能力の低下が生じるのを抑えつつ、溝付管によって放熱用伝熱管の伝熱面積を大きくすることができ、さらに、熱源側熱交換器４のコンパクト化にも寄与することができる。

（６）変形例３
上述の変形例２においては、中間冷却器７の中間冷却用伝熱管群を構成する複数の中間冷却用伝熱管のうち、少なくとも一部の中間冷却用伝熱管に平滑管が用いられており、かつ、熱源側熱交換器４の放熱用伝熱管群を構成する複数の放熱用伝熱管のうち、少なくとも一部の放熱用伝熱管に平滑管が用いられているが、例えば、圧縮機構２を構成する圧縮機２１として高圧ドーム型の圧縮機を採用することにより圧縮機構２から吐出される冷媒に同伴する冷凍機油の量が少ない場合等のように、放熱器としての熱源側熱交換器４に流入する冷凍機油の量を少なくすることができる場合（図１４の油循環率ＯＣＲがゼロ付近に相当）には、放熱用伝熱管の伝熱面積を大きくするために、図１９に示されるように、熱源側熱交換器４の放熱用伝熱管群を構成する複数の放熱用伝熱管の全てに溝付管を用いるようにしてもよい。

これにより、本変形例の空気調和装置１では、中間冷却器７については、前段側の圧縮要素２ｃから冷媒に同伴して吐出されて中間冷却器７に流入する冷凍機油が中間冷却器７に溜まり込むのを抑えて圧縮機構２の油切れが生じるのを抑えるとともに、冷凍機油の中間冷却器７への溜まり込みによる中間冷却器７の熱交換性能の低下や運転効率の低下が生じるのを抑えることができ、放熱器としての熱源側熱交換器４については、冷凍機油の熱源側熱交換器４への溜まり込みが生じにくいことから、全ての伝熱管７５に溝付管を用いることによって、熱交換能力を向上させることができる（図１８参照）。

（７）変形例４
上述の実施形態及びその変形例では、１台の一軸二段圧縮構造の圧縮機２１によって、２つの圧縮要素２ｃ、２ｄのうちの前段側の圧縮要素から吐出された冷媒を後段側の圧縮要素で順次圧縮する二段圧縮式の圧縮機構２が構成されているが、三段圧縮式等のような二段圧縮式よりも多段の圧縮機構を採用してもよいし、また、単一の圧縮要素が組み込まれた圧縮機及び／又は複数の圧縮要素が組み込まれた圧縮機を複数台直列に接続することで多段の圧縮機構を構成してもよい。また、利用側熱交換器６が多数接続される場合等のように、圧縮機構の能力を大きくする必要がある場合には、多段圧縮式の圧縮機構を２系統以上並列に接続した並列多段圧縮式の圧縮機構を採用してもよい。

例えば、図２０に示されるように、上述の実施形態及びその変形例における冷媒回路１０（図１参照）において、二段圧縮式の圧縮機構２に代えて、二段圧縮式の圧縮機構１０３、１０４を並列に接続した圧縮機構１０２を採用した冷媒回路１１０にしてもよい。

第１圧縮機構１０３は、本変形例において、２つの圧縮要素１０３ｃ、１０３ｄで冷媒を二段圧縮する圧縮機２９から構成されており、圧縮機構１０２の吸入母管１０２ａから分岐された第１吸入枝管１０３ａ、及び、圧縮機構１０２の吐出母管１０２ｂに合流する第１吐出枝管１０３ｂに接続されている。第２圧縮機構１０４は、本変形例において、２つの圧縮要素１０４ｃ、１０４ｄで冷媒を二段圧縮する圧縮機３０から構成されており、圧縮機構１０２の吸入母管１０２ａから分岐された第１吸入枝管１０４ａ、及び、圧縮機構１０２の吐出母管１０２ｂに合流する第２吐出枝管１０４ｂに接続されている。尚、圧縮機２９、３０は、上述の実施形態及びその変形例における圧縮機２１と同様の構成であるため、圧縮要素１０３ｃ、１０３ｄ、１０４ｃ、１０４ｄを除く各部を示す符号をそれぞれ２９番台や３０番台に置き換えることとし、ここでは、説明を省略する。そして、圧縮機２９は、第１吸入枝管１０３ａから冷媒を吸入し、この吸入された冷媒を圧縮要素１０３ｃによって圧縮した後に中間冷媒管８を構成する第１入口側中間枝管８１に吐出し、第１入口側中間枝管８１に吐出された冷媒を中間冷媒管８を構成する中間母管８２及び第１出口側中間枝管８３を通じて圧縮要素１０３ｄに吸入させて冷媒をさらに圧縮した後に第１吐出枝管１０３ｂに吐出するように構成されている。圧縮機３０は、第１吸入枝管１０４ａから冷媒を吸入し、この吸入された冷媒を圧縮要素１０４ｃによって圧縮した後に中間冷媒管８を構成する第２入口側中間枝管８４に吐出し、第２入口側中間枝管８４に吐出された冷媒を中間冷媒管８を構成する中間母管８２及び第２出口側中間枝管８５を通じて圧縮要素１０４ｄに吸入させて冷媒をさらに圧縮した後に第２吐出枝管１０４ｂに吐出するように構成されている。中間冷媒管８は、本変形例において、圧縮要素１０３ｄ、１０４ｄの前段側に接続された圧縮要素１０３ｃ、１０４ｃから吐出された冷媒を、圧縮要素１０３ｃ、１０４ｃの後段側に接続された圧縮要素１０３ｄ、１０４ｄに吸入させるための冷媒管であり、主として、第１圧縮機構１０３の前段側の圧縮要素１０３ｃの吐出側に接続される第１入口側中間枝管８１と、第２圧縮機構１０４の前段側の圧縮要素１０４ｃの吐出側に接続される第２入口側中間枝管８４と、両入口側中間枝管８１、８４が合流する中間母管８２と、中間母管８２から分岐されて第１圧縮機構１０３の後段側の圧縮要素１０３ｄの吸入側に接続される第１出口側中間枝管８３と、中間母管８２から分岐されて第２圧縮機構１０４の後段側の圧縮要素１０４ｄの吸入側に接続される第２出口側中間枝管８５とを有している。また、吐出母管１０２ｂは、圧縮機構１０２から吐出された冷媒を熱源側熱交換器４に送るための冷媒管である。吐出母管１０２ｂには、第１吐出枝管１０３ｂと第２吐出枝管１０４ｂとが接続されている。

このように、圧縮機構１０２は、本変形例において、２つの圧縮要素１０３ｃ、１０３ｄを有するとともにこれらの圧縮要素１０３ｃ、１０３ｄのうちの前段側の圧縮要素から吐出された冷媒を後段側の圧縮要素で順次圧縮するように構成された第１圧縮機構１０３と、２つの圧縮要素１０４ｃ、１０４ｄを有するとともにこれらの圧縮要素１０４ｃ、１０４ｄのうちの前段側の圧縮要素から吐出された冷媒を後段側の圧縮要素で順次圧縮するように構成された第２圧縮機構１０４とを並列に接続した構成となっている。

中間冷却器７は、本変形例において、中間冷媒管８を構成する中間母管８２に設けられており、第１圧縮機構１０３の前段側の圧縮要素１０３ｃから吐出された冷媒と第２圧縮機構１０４の前段側の圧縮要素１０４ｃから吐出された冷媒とが合流したものを冷却する熱交換器である。すなわち、中間冷却器７は、２つの圧縮機構１０３、１０４に共通の冷却器として機能するものとなっている。このため、多段圧縮式の圧縮機構１０３、１０４を複数系統並列に接続した並列多段圧縮式の圧縮機構１０２に対して中間冷却器７を設ける際の圧縮機構１０２周りの回路構成の簡素化が図られている。

また、中間冷媒管８を構成する第１入口側中間枝管８１には、第１圧縮機構１０３の前段側の圧縮要素１０３ｃの吐出側から中間母管８２側への冷媒の流れを許容し、かつ、中間母管８２側から前段側の圧縮要素１０３ｃの吐出側への冷媒の流れを遮断するための逆止機構８１ａが設けられており、中間冷媒管８を構成する第２入口側中間枝管８４には、第２圧縮機構１０３の前段側の圧縮要素１０４ｃの吐出側から中間母管８２側への冷媒の流れを許容し、かつ、中間母管８２側から前段側の圧縮要素１０４ｃの吐出側への冷媒の流れを遮断するための逆止機構８４ａが設けられている。本変形例においては、逆止機構８１ａ、８４ａとして逆止弁が使用されている。このため、圧縮機構１０３、１０４のいずれか一方が停止中であっても、運転中の圧縮機構の前段側の圧縮要素から吐出された冷媒が中間冷媒管８を通じて、停止中の圧縮機構の前段側の圧縮要素の吐出側に達するということが生じないため、運転中の圧縮機構の前段側の圧縮要素から吐出された冷媒が、停止中の圧縮機構の前段側の圧縮要素内を通じて圧縮機構１０２の吸入側に抜けて停止中の圧縮機構の冷凍機油が流出するということが生じなくなり、これにより、停止中の圧縮機構を起動する際の冷凍機油の不足が生じにくくなっている。尚、圧縮機構１０３、１０４間に運転の優先順位を設けている場合（例えば、第１圧縮機構１０３を優先的に運転する圧縮機構とする場合）には、上述の停止中の圧縮機構に該当することがあるのは、第２圧縮機構１０４に限られることになるため、この場合には、第２圧縮機構１０４に対応する逆止機構８４ａだけを設けるようにしてもよい。

また、上述のように、第１圧縮機構１０３を優先的に運転する圧縮機構とする場合においては、中間冷媒管８が圧縮機構１０３、１０４に共通に設けられているため、運転中の第１圧縮機構１０３に対応する前段側の圧縮要素１０３ｃから吐出された冷媒が中間冷媒管８の第２出口側中間枝管８５を通じて、停止中の第２圧縮機構１０４の後段側の圧縮要素１０４ｄの吸入側に達し、これにより、運転中の第１圧縮機構１０３の前段側の圧縮要素１０３ｃから吐出された冷媒が、停止中の第２圧縮機構１０４の後段側の圧縮要素１０４ｄ内を通じて圧縮機構１０２の吐出側に抜けて停止中の第２圧縮機構１０４の冷凍機油が流出して、停止中の第２圧縮機構１０４を起動する際の冷凍機油の不足が生じるおそれがある。そこで、本変形例では、第２出口側中間枝管８５に開閉弁８５ａを設け、第２圧縮機構１０４が停止中の場合には、この開閉弁８５ａによって第２出口側中間枝管８５内の冷媒の流れを遮断するようにしている。これにより、運転中の第１圧縮機構１０３の前段側の圧縮要素１０３ｃから吐出された冷媒が中間冷媒管８の第２出口側中間枝管８５を通じて、停止中の第２圧縮機構１０４の後段側の圧縮要素１０４ｄの吸入側に達することがなくなるため、運転中の第１圧縮機構１０３の前段側の圧縮要素１０３ｃから吐出された冷媒が、停止中の第２圧縮機構１０４の後段側の圧縮要素１０４ｄ内を通じて圧縮機構１０２の吐出側に抜けて停止中の第２圧縮機構１０４の冷凍機油が流出するということが生じなくなり、これにより、停止中の第２圧縮機構１０４を起動する際の冷凍機油の不足がさらに生じにくくなっている。尚、本変形例においては、開閉弁８５ａとして電磁弁が使用されている。

また、第１圧縮機構１０３を優先的に運転する圧縮機構とする場合においては、第１圧縮機構１０３の起動に続いて第２圧縮機構１０４を起動することになるが、この際、中間冷媒管８が圧縮機構１０３、１０４に共通に設けられているため、第２圧縮機構１０４の前段側の圧縮要素１０３ｃの吐出側の圧力及び後段側の圧縮要素１０３ｄの吸入側の圧力が、前段側の圧縮要素１０３ｃの吸入側の圧力及び後段側の圧縮要素１０３ｄの吐出側の圧力よりも高くなった状態から起動することになり、安定的に第２圧縮機構１０４を起動することが難しい。そこで、本変形例では、第２圧縮機構１０４の前段側の圧縮要素１０４ｃの吐出側と後段側の圧縮要素１０４ｄの吸入側とを接続する起動バイパス管８６を設けるとともに、この起動バイパス管８６に開閉弁８６ａを設け、第２圧縮機構１０４が停止中の場合には、この開閉弁８６ａによって起動バイパス管８６内の冷媒の流れを遮断し、かつ、開閉弁８５ａによって第２出口側中間枝管８５内の冷媒の流れを遮断するようにし、第２圧縮機構１０４を起動する際に、開閉弁８６ａによって起動バイパス管８６内に冷媒を流すことができる状態にすることで、第２圧縮機構１０４の前段側の圧縮要素１０４ｃから吐出される冷媒を第１圧縮機構１０３の前段側の圧縮要素１０４ｃから吐出される冷媒に合流させることなく、起動バイパス管８６を通じて後段側の圧縮要素１０４ｄに吸入させるようにして、圧縮機構１０２の運転状態が安定した時点（例えば、圧縮機構１０２の吸入圧力、吐出圧力及び中間圧力が安定した時点）で、開閉弁８５ａによって第２出口側中間枝管８５内に冷媒を流すことができる状態にし、かつ、開閉弁８６ａによって起動バイパス管８６内の冷媒の流れを遮断して、通常の冷房運転に移行することができるようになっている。尚、本変形例において、起動バイパス管８６は、その一端が第２出口側中間枝管８５の開閉弁８５ａと第２圧縮機構１０４の後段側の圧縮要素１０４ｄの吸入側との間に接続され、その他端が第２圧縮機構１０４の前段側の圧縮要素１０４ｃの吐出側と第２入口側中間枝管８４の逆止機構８４ａとの間に接続されており、第２圧縮機構１０４を起動する際に、第１圧縮機構１０３の中間圧部分の影響を受けにくい状態にできるようになっている。また、本変形例においては、開閉弁８６ａとして電磁弁が使用されている。

また、本変形例の空気調和装置１の冷房運転の動作は、圧縮機構２に代えて設けられた圧縮機構１０２によって、圧縮機構１０２周りの回路構成がやや複雑化したことによる変更点を除いては、上述の実施形態における動作（図１〜図３及びその関連記載）と基本的に同じであるため、ここでは、説明を省略する。

そして、本変形例の構成においても、上述の実施形態及びその変形例と同様の作用効果を得ることができる。

（８）他の実施形態
以上、本発明の実施形態及びその変形例について図面に基づいて説明したが、具体的な構成は、これらの実施形態及びその変形例に限られるものではなく、発明の要旨を逸脱しない範囲で変更可能である。

例えば、上述の実施形態及びその変形例においては、中間冷却器７及び放熱器としての熱源側熱交換器４として、２パスや３パスのフィンアンドチューブ型の熱交換器を採用しているが、パス数については限定されるものではなく、それ以外のものであってもよい。

また、上述の変形例１、２においては、中間冷却器７や放熱器としての熱源側熱交換器４の出口側半部、すなわち、出口から中間位置までの伝熱管７５に平滑管を用いるようにしているが、これに限定されず、出口から中間位置を超えた部分までを平滑管としてもよいし、出口から中間位置を超えない部分までを平滑管としてもよい。

また、上述の実施形態及びその変形例においては、中間冷却器７及び放熱器としての熱源側熱交換器４として、空気を冷却源とするフィンアンドチューブ型の熱交換器を採用しているが、これに限定されず、例えば、水やブラインを冷却源とするシェルアンドチューブ型の熱交換器や二重管型の熱交換器等を採用するとともに、このような熱交換器に使用される伝熱管に対して本発明を適用してもよい。

また、上述の実施形態及びその変形例においては、１つの利用側熱交換器を有する冷房運転が可能な空気調和装置に本発明を適用した例を説明したが、これに限定されるものではなく、複数の利用側熱交換器を有するものや冷房運転と暖房運転とが切り換え可能なもの等のような他の型式の冷凍装置であっても、超臨界域で作動する冷媒を冷媒として使用して多段圧縮式冷凍サイクルを行うものであれば、本発明を適用可能である。

また、超臨界域で作動する冷媒としては、二酸化炭素に限定されず、エチレン、エタンや酸化窒素等を使用してもよい。

本発明を利用すれば、超臨界域で作動する冷媒を使用して多段圧縮式冷凍サイクルを行う冷凍装置において、圧縮機構の油切れが生じるのを抑えることができる。

本発明にかかる冷凍装置の一実施形態としての空気調和装置の概略構成図である。 冷房運転時の冷凍サイクルが図示された圧力−エンタルピ線図である。 冷房運転時の冷凍サイクルが図示された温度−エントロピ線図である。 中間冷却器、放熱器としての熱源側熱交換器、又は、蒸発器としての利用側熱交換器の概略構造を示す斜視図である。 溝付管の横断面図である。 図５のＡ部の拡大図である。 溝付管の縦断面図である。 蒸発器としての利用側熱交換器を管端側から見た側面図である。 中間冷却器を管端側から見た側面図である。 放熱器としての熱源側熱交換器を管端側から見た側面図である。 中間冷却器の伝熱管における冷凍機油の溜まり量を説明するための模式図である。 平滑管および溝付管に存在する総油量を比較したグラフである。 蒸発器としての利用側熱交換器における油循環率と熱交換量との関係を示すグラフである。 中間冷却器における油循環率と熱交換量との関係を示すグラフである。 変形例１にかかる中間冷却器を管端側から見た側面図である。 中間冷却器における冷凍機油の粘性率の変化を示すグラフである。 溝付管のフィンの高さと熱交換能力との関係を示すグラフである。 変形例２にかかる放熱器としての熱源側熱交換器を管端側から見た側面図である。 変形例３にかかる放熱器としての熱源側熱交換器を管端側から見た側面図である。 変形例４にかかる空気調和装置の概略構成図である。

符号の説明

１ 空気調和装置（冷凍装置）
２、２０２ 圧縮機構
４ 熱源側熱交換器（放熱器）
５ 膨張機構
６ 利用側熱交換器（蒸発器）
７ 中間冷却器

Claims (7)

1. 超臨界域で作動する冷媒を使用する冷凍装置であって、
   複数の圧縮要素を有しており、前記複数の圧縮要素のうちの前段側の圧縮要素から吐出された冷媒を後段側の圧縮要素で順次圧縮するように構成された圧縮機構（２、２０２）と、
   前記圧縮機構から吐出された冷媒の冷却器として機能する放熱器（４）と、
   前記放熱器において冷却された冷媒を減圧する膨張機構（５）と、
   前記膨張機構において減圧された冷媒の加熱器として機能する蒸発器（６）と、
   前記前段側の圧縮要素から吐出されて前記後段側の圧縮要素に吸入される冷媒の冷却器として機能する中間冷却器（７）とを備え、
   前記中間冷却器の中間冷却用伝熱管群を構成する複数の中間冷却用伝熱管のうち、少なくとも一部の中間冷却用伝熱管に内面が平滑な平滑管が用いられている、
   冷凍装置（１）。
2. 前記圧縮機構（２、２０２）は、前記前段側及び後段側の圧縮要素が共通のケーシング内に収容されるとともに、前記ケーシング内の冷凍機油が溜まる空間に前記後段側の圧縮要素から吐出される冷媒が充満する高圧ドーム型の圧縮機を有している、請求項１に記載の冷凍装置（１）。
3. 前記複数の中間冷却用伝熱管のうち、冷媒の入口側の中間冷却用伝熱管に内面に複数の溝が形成された溝付管が用いられ、冷媒の出口側の中間冷却用伝熱管に内面が平滑な平滑管が用いられている、請求項１又は２に記載の冷凍装置（１）。
4. 前記放熱器（４）の放熱用伝熱管群を構成する複数の放熱用伝熱管のうち、少なくとも一部の放熱用伝熱管に内面が平滑な平滑管が用いられている、請求項１〜３のいずれかに記載の冷凍装置（１）。
5. 前記複数の放熱用伝熱管のうち、冷媒の入口側の放熱用伝熱管に内面に複数の溝が形成された溝付管が用いられ、冷媒の出口側の放熱用伝熱管に内面が平滑な平滑管が用いられている、請求項４に記載の冷凍装置（１）。
6. 前記溝付管は、溝の深さが５０μｍ以下である、請求項３又は５に記載の冷凍装置（１）。
7. 前記超臨界域で作動する冷媒は、二酸化炭素である、請求項１〜６のいずれかに記載の冷凍装置（１）。

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