CN101965488B - 制冷装置 - Google Patents

Abstract

空调装置(1)包括：二级压缩式的压缩机构(2)、热源侧热交换器(4)、利用侧热交换器(6)、中间冷却器(7)、中间冷却器旁通管(9)、以及吸入返回管(92)。中间冷却器(7)被设置在用来使从前级侧压缩部件(2c)排出的制冷剂吸入后级侧压缩部件(2d)中的中间制冷剂管(8)中，并且具有用作从前级侧压缩部件(2c)排出然后被吸入后级侧压缩部件(2d)中的制冷剂的冷却器的功能。中间冷却器旁通管(9)与中间制冷剂管(8)连接，以旁通中间冷却器(7)。吸入返回管(92)是用来连接中间冷却器(7)和压缩机构(2)的吸入一侧的制冷剂管。

Description

制冷装置

技术领域

本发明涉及一种制冷装置，特别是进行多级压缩式冷冻循环的制冷装置。

背景技术

现有技术中，作为进行多级压缩式冷冻循环的制冷装置一个例子，有专利文献1中所示的进行二级压缩式冷冻循环的空调装置。该空调装置主要具有：具有被串联连接的两个压缩部件的压缩机、室外热交换器、以及室内热交换器。

专利文献1：日本特开2007-232263号公报

发明内容

第1发明涉及的制冷装置包括：压缩机构、热源侧热交换器、利用侧热交换器、中间冷却器、中间冷却器旁通管、以及吸入返回管。压缩机构具有多个压缩部件，利用多个压缩部件中的后级侧压缩部件依次压缩从多个压缩部件中的前级侧压缩部件排出的制冷剂。此处所说的“压缩机构”包括通过连接多台压缩机而形成的压缩机构，压缩机包括多个压缩部件被组装成一体而构成的压缩机、以及组装单一压缩部件而构成的压缩机以及/或者组装多个压缩部件而构成的压缩机。此外，“利用多个压缩部件中的后级侧压缩部件依次压缩从多个压缩部件中的前级侧压缩部件排出的制冷剂”并非仅指“前级侧压缩部件”和“后级侧压缩部件”被串联连接的两个压缩部件，而是指多个压缩部件被串联连接，并且各个压缩部件间的关系具有上述的“前级侧压缩部件”与“后级侧压缩部件”的关系。中间冷却器被设置在用来将从前级侧压缩部件排出的制冷剂吸入后级侧压缩部件中的中间制冷剂管中，并且具有用作从前级侧压缩部件排出然后被吸入后级侧压缩部件中的制冷剂的冷却器的管功能。中间冷却器旁通管与中间制冷剂管连接，以旁通中间冷却器。吸入返回管是在通过中间冷却器旁通管将从前级侧压缩部件排出的制冷剂吸入后级侧压缩部件的状态时，用来连接中间冷却器和压缩机构的吸入一侧的制冷剂管。

在现有的空调装置中，从压缩机的低级压缩部件排出的制冷剂被吸入压缩机的后级侧压缩部件然后被进一步压缩，因此，从压缩机的后级侧压缩部件排出的制冷剂的温度升高，例如，在具有用作制冷剂的散热器功能的室外热交换器中，作为热源的空气和水与制冷剂之间的温差增大，室外热交换器中的散热损失增大，因此，存在难以获得高运转效率这样的问题。

为了解决这个问题，有一种方法是，在用来将从前级侧压缩部件排出的制冷剂吸入后级侧压缩部件的中间制冷剂管中设置具有用作从前级侧压缩部件排出然后被吸入后级侧压缩部件中的制冷剂的冷却器功能的中间冷却器，这样来降低被吸入后级侧压缩部件的制冷剂的温度，从而降低从后级侧压缩部件排出的制冷剂的温度，减少室外热交换器中的散热损失。

但是，在这种中间冷却器中，在制冷装置停止时等，液体制冷剂有可能积存在其中，如果在液体制冷剂积存在中间冷却器中的状态下开始运转，那么，积存在中间冷却器中的液体制冷剂就会被吸入后级侧压缩部件中，因此，在后级侧压缩部件中就会发生液体压缩，压缩机的可靠性受到破坏。

因此，在该制冷装置中，利用中间冷却器旁通管产生从前级侧压缩部件排出的制冷剂并不通过中间冷却器而是被吸入后级侧压缩部件的制冷剂流，并且利用吸入返回管连接中间冷却器和压缩机构的吸入一侧，能够使中间冷却器中的制冷剂的压力下降至冷冻循环中的低压附近，然后将中间冷却器内的制冷剂排出至压缩机构的吸入一侧，因此，在制冷装置停止时等，即使液体制冷剂积存在中间冷却器内，也不会使积存在中间冷却器内的液体制冷剂吸入后级侧压缩部件中，能够将其排出至中间冷却器外，而且，在利用中间冷却器旁通管产生从前级侧压缩部件排出的制冷剂并不通过中间冷却器而是被吸入后级侧压缩部件的制冷剂流的状态下进行运转时，利用吸入返回管连接中间冷却器和压缩机构的吸入一侧，这样就能将其变成液体制冷剂难以积存在中间冷却器内的状态。这样，在该制冷装置中，不会发生因液体制冷剂积存在中间冷却器内而引起的后级侧压缩部件中的液体压缩，能够提高压缩机构的可靠性。

第2发明涉及的制冷装置，它还包括切换机构，用来切换使制冷剂依次在所述压缩机构、热源侧热交换器、利用侧热交换器中循环的冷却运转状态、和使制冷剂依次在压缩机构、利用侧热交换器、热源侧热交换器中循环的加热运转状态，在将切换机构切换成冷却运转状态的运转开始时，通过中间冷却器旁通管使从前级侧压缩部件中排出的制冷剂吸入后级侧压缩部件，并且通过吸入返回管连接中间冷却器和压缩机构的吸入一侧。

在该制冷装置中，在切换机构切换成冷却运转状态的运转开始时，通过中间冷却器旁通管将从前级侧压缩部件排出的制冷剂吸入后级侧压缩部件中，并且通过吸入返回管连接中间冷却器和压缩机构的吸入一侧，因此，在切换机构切换成冷却运转状态的运转开始前，即使液体制冷剂积存在中间冷却器内，也能将该液体制冷剂排出至中间冷却器外，这样，在切换机构切换成冷却运转状态的运转开始时，就能避免发生液体制冷剂积存在中间冷却器内的状态，不会发生因液体制冷剂积存在中间冷却器内而引起的后级侧压缩部件中的液体压缩，能够通过中间冷却器将从前级侧压缩部件排出的制冷剂吸入后级侧压缩部件中。

对于第3发明涉及的制冷装置，在第1或者第2发明涉及的制冷装置中，它还包括切换机构，用来切换使制冷剂依次在压缩机构、热源侧热交换器、利用侧热交换器中循环的冷却运转状态、和使制冷剂依次在压缩机构、利用侧热交换器、热源侧热交换器中循环的加热运转状态，在切换机构切换成加热运转状态时，通过中间冷却器旁通管使从前级侧压缩部件排出的制冷剂吸入后级侧压缩部件，并且通过吸入返回管连接所述中间冷却器和压缩机构的吸入一侧。

在该制冷装置中，在切换机构切换成加热运转状态时，通过中间冷却器旁通管将从前级侧压缩部件排出的制冷剂吸入后级侧压缩部件中，并且，通过第1吸入返回管连接中间冷却器和压缩机构的吸入一侧，因此，能够防止在切换机构切换成加热运转状态时从中间冷却器向外部散热，并且，能够使其变成液体制冷剂难以积存在中间冷却器内的状态。这样，在切换机构切换成加热运转状态时，能够防止利用侧热交换器中的加热能力的下降，而且，在切换机构切换成冷却运转状态下的运转开始时，能够避免液体制冷剂积存在中间冷却器内的状态，不会发生因液体制冷剂积存在中间热交换器内而引起的后级侧压缩部件中的液体压缩，能够通过中间冷却器将从前级侧压缩部件排出的制冷剂吸入后级侧压缩部件。

对于第4发明涉及的制冷装置，在第1～第3发明中的任意一个发明涉及的制冷装置中，它还包括能够切换以下两种状态的中间冷却器切换阀：通过中间冷却器使从前级侧压缩部件中排出的制冷剂吸入后级侧压缩部件中并且不通过吸入返回管连接中间冷却器和压缩机构的吸入一侧的制冷剂不返回状态、和通过中间冷却器旁通管使从前级侧压缩部件中排出的制冷剂吸入后级侧压缩部件并且通过吸入返回管连接中间冷却器和压缩机构的吸入一侧的制冷剂返回状态。

在该制冷装置中，利用中间冷却器切换阀能够切换制冷剂不返回状态和制冷剂返回状态，因此，与那种采用利用多个阀来切换制冷剂不返回状态和制冷剂返回状态的构造的方式相比，能够减少阀的数量。

附图说明

图1是作为本发明涉及的制冷装置的一个实施方式的空调装置的构造概图。

图2是制冷运转时的冷冻循环的压力-焓线图。

图3是制冷运转时的冷冻循环的温度-熵线图。

图4是制冷开始控制的流程图。

图5是制冷开始控制时空调装置内的制冷剂的流动情况的示意图。

图6是变形例1的空调装置的构造概图。

图7是变形例2的空调装置的构造概图。

图8是制冷开始控制时空调装置内的制冷剂的流动情况的示意图。

图9是变形例2的空调装置的制暖运转时的冷冻循环的压力-焓线图。

图10是变形例2的空调装置的制暖运转时的冷冻循环的温度-熵线图。

图11是制暖运转时的空调装置内的制冷剂的流动情况的示意图。

图12是变形例3的空调装置的构造概图。

图13是变形例3的空调装置的制冷运转时的冷冻循环的压力-焓线图。

图14是变形例3的空调装置的制冷运转时的冷冻循环的温度-熵线图。

图15是变形例3的空调装置的制暖运转时的冷冻循环的压力-焓线图。

图16是变形例3的空调装置的制暖运转时的冷冻循环的温度-熵线图。

图17是变形例4的空调哦装置的构造概图。

图18是变形例4的空调装置的制暖运转时的冷冻循环的压力-焓线图。

图19是变形例4的空调装置的制暖运转时的冷冻循环的温度-熵线图。

图20变形例5的空调装置的构造概图。

图21是变形例5的空调装置的制冷运转时的冷冻循环的压力-焓线图。

图22是变形例5的空调装置的制冷运转时的冷冻循环的温度-熵线图。

图23是变形例6的空调装置的构造概图。

符号说明

1：空调装置(制冷装置)

2、102：压缩机构

3：切换机构

4：热源侧热交换器

6：利用侧热交换器

7：中间冷却器

8：中间制冷剂管

9：中间冷却器旁通管

92：第1吸入返回管

93：中间冷却器切换阀

具体实施方式

下面，根据附图，对本发明涉及的制冷装置的实施方式进行说明。

(1)空调装置的基本构造

图1是作为本发明的制冷装置的一个实施方式的空调装置1的构造概图。空调装置1具有能够制冷运转的制冷剂管路10，它使用在超临界区工作的制冷剂(此处为二氧化碳)进行二级压缩式冷冻循环。

空调装置1的制冷剂管路10主要包括：压缩机构2；热源侧热交换器4；膨胀机构5；利用侧热交换器6；以及中间冷却器7。

在本实施方式中，压缩机构2由使用两个压缩部件对制冷剂进行二级压缩的压缩机21构成。压缩机21采用一种在机壳21a内收纳压缩机驱动电机21b、驱动轴21c以及压缩部件2c、2d的密闭式构造。压缩机驱动电机21b与驱动轴21c连结。该驱动轴21c与两个压缩部件2c、2d连结。即，压缩机21采用一种所谓的一轴二级压缩构造：两个压缩部件2c、2d与一个驱动轴21c连结，两个压缩部件2c、2d均被压缩机驱动电机21b旋转驱动。在本实施方式中，压缩部件2c、2d是旋转式或者涡旋式等容积式压缩部件。压缩机21从吸入管2a吸入制冷剂，利用压缩部件2c压缩该被吸入的制冷剂，然后向中间制冷剂管8排出，将被排出至中间制冷剂管8的制冷剂吸入压缩部件2d中继续压缩制冷剂，然后向排出管2b排出。此处，中间制冷剂管8是用来将从与压缩部件2c的前级连接的压缩部件2c排出的冷冻循环中的中间压制冷剂吸入与压缩部件2c的后级连接的压缩部件2d中的制冷剂管。此外，排出管2b是用来将从压缩机构2排出的制冷剂送往作为散热器的热源侧热交换器4的制冷剂管，在排出管2b中设置油分离机构41和单向机构42。油分离机构41用来将与制冷剂一道从压缩机构2中排出的冷冻机油从制冷剂中分离出来然后使其返回压缩机构2的吸入一侧，它主要包括：将与制冷剂一道从压缩机构2中排出的冷冻机油从制冷剂中分离出来的油分离器41a；与油分离器41a连接且使从制冷剂中被分离出来的冷冻机油返回压缩机构2的吸入管2a的油返回管41b。在油返回管41b中设置对流经油返回管41b的冷冻机油进行减压的减压机构41c。在本实施方式中，减压机构41c使用毛细管。单向机构42用来容许制冷剂从压缩机构2的排出一侧流向作为散热器的热源侧热交换器4，并且用来阻断制冷剂从作为散热器的热源侧热交换器4流向压缩机构2的排出一侧，在本实施方式中使用单向阀。

在本实施方式中，压缩机构2具有两个压缩部件2c、2d，用后级侧压缩部件依次压缩从这些压缩部件2c、2d中的前级侧压缩部件排出的制冷剂。

热源侧热交换器4是具有用作制冷剂的散热器功能的热交换器。热源侧热交换器4的一端与压缩机构2连接，另一端与膨胀机构5连接。此外，此处图中并未表示，但是，向热源侧热交换器4供给作为与流经热源侧热交换器4的制冷剂进行热交换的冷却源的水和空气。

膨胀机构5是对从作为散热器的热源侧热交换器4被送往作为蒸发器的利用侧热交换器6的制冷剂进行减压的机构，在本实施方式中使用了电动膨胀阀。膨胀机构5的一端与热源侧热交换器4连接，另一端与利用侧热交换器6连接。在本实施方式中，在将在热源侧热交换器4中被冷却后的高压制冷剂送往作为蒸发器的利用侧热交换器6之前，膨胀机构5对其进行减压直至变成冷冻循环中的低压附近。

利用侧热交换器6是具有用作制冷剂的蒸发器功能的热交换器。利用侧热交换器6的一端与膨胀机构5连接，另一端与压缩机构2连接。此外，此处图中并未表示，向利用侧热交换器6供给作为与流经利用侧热交换器6的制冷剂进行热交换的加热源的水和空气。

中间冷却器7被设置在中间制冷剂管8中，它是一种具有用作从前级侧压缩部件2c排出然后吸入压缩部件2d中的制冷剂的冷却器功能的热交换器。此外，此处图中并未表示，向中间热交换器7供给作为与流经中间热交换器7的制冷剂进行热交换的冷却源的水和空气。于是，中间冷却器7并非使用在制冷剂管路10中循环的制冷剂，在这一点上，它是能够使用外部热源的冷却器。

此外，中间制冷剂管8与中间冷却器旁通管9连接，从而旁通中间冷却器7。该中间冷却器旁通管9是限制流经中间冷却器7的制冷剂的流量的制冷剂管。在中间冷却器旁通管9中设有中间冷却器旁通关闭阀11。在本实施方式中，中间冷却器旁通开关阀11是电磁阀。在本实施方式中，除了进行后述的制冷开始控制这样的暂时运转之外，该中间冷却器旁通开关阀11基本上被关闭。

此外，在中间制冷剂管8中，在从与中间冷却器旁通管9的前级侧压缩部件2c侧端的连接部至中间冷却器7的入口的部分设置中间冷却器开关阀12。该中间冷却器开关阀12用来限制流经中间冷却器7的制冷剂的流量。在本实施方式中，中间冷却器开关阀12是电磁阀。在本实施方式中，除了进行后述的制冷开始控制这样的暂时运转之外，该中间冷却器开关阀12基本上被打开。

此外，在中间制冷剂管8中设有单向机构15，用来容许制冷剂从前级侧压缩部件2c的排出一侧流向后级侧压缩部件2d的吸入一侧，并且用来阻断制冷剂从后级侧压缩部件2d的吸入一侧流向前级侧压缩部件2c的排出一侧。在本实施方式中，单向机构15是单向阀。此外，在本实施方式中，单向机构15被设置在从中间制冷剂管8的中间冷却器7的出口至与中间冷却器旁通管9的后级侧压缩部件2d侧端的连接部的部分。

中间制冷剂管8或者中间冷却器7的一端(此处是入口)与第1吸入返回管92连接。该第1吸入返回管92是在通过中间冷却器旁通管9使从前级侧压缩部件2c排出的制冷剂吸入后级侧压缩部件2d中的状态时，用来连接中间冷却器7和压缩机构2的吸入一侧(此处是吸入管2a)的制冷剂管。在本实施方式中，第1吸入返回管92的一端与从中间制冷剂管8的中间冷却器旁通管9的前级侧压缩部件2c侧端的连接部至中间冷却器7的入口的部分连接，另一端与压缩机构2的吸入一侧(此处是吸入管2a)连接。在第1吸入返回管92中设有第1吸入返回开关阀92a。在本实施方式中，第1吸入返回开关阀92a是电磁阀。在本实施方式中，除了进行后述的制冷开始控制这样的暂时运转之外，该第1吸入返回开关阀92a基本上被关闭。

此外，此处图中并未表示，空调装置1具有用来控制构成空调装置1的压缩机构2、膨胀机构5、中间冷却器旁通开关阀11、中间冷却器开关阀12、第1吸入返回开关阀92a等各个部分的操作的控制部。

(2)空调装置的操作

下面，使用图1～图5，对本实施方式的空调装置1的操作进行说明。此处，图2是制冷运转时的冷冻循环的压力-焓线图，图3是制冷运转时的冷冻循环的温度-熵线图，图4是制冷开始控制的流程图。图5是制冷开始控制时空调装置1内的制冷剂的流动情况的示意图。此外，以下的制冷运转中的运转控制及制冷开始控制是通过上述控制部(图中未示)来进行的。此外，在以下的说明中，“高压”表示冷冻循环中的高压(即，图2、3中的点D、D’、E的压力)，“低压”表示冷冻循环中的低压(即，图2、3中的点A、F的压力)，“中间压力”表示冷冻循环中的中间压(即，图2、3中的点B1、C1的压力)。

(制冷运转)

在制冷运转时，膨胀机构5的开度被调节。此外，中间制冷剂管8的中间冷却器开关阀12被打开，中间冷却器旁通管9的中间冷却器旁通开关阀11被关闭，于是，中间冷却器7就变成能够用作冷却器的状态，并且，第1吸入返回管92的第1吸入返回开关阀92a被关闭，于是，中间冷却器7和压缩机构2的吸入一侧处于未被连接的状态(但是，后述的制冷开始控制时除外)。

在该制冷剂管路10的状态下，低压的制冷剂(参照图1～图3中的点A)从吸入管2a被吸入压缩机构2中，首先，被压缩部件2c压缩至中间压力后，向中间制冷剂管8排出(参照图1～图3中的点B1)。从该前级侧压缩部件2c排出的中间压制冷剂在中间冷却器7中与作为冷却源的水和空气进行热交换从而被冷却(参照图1～图3中的点C1)。接着，在该中间冷却器7中被冷却的制冷剂被吸入与压缩部件2c的后级连接的压缩部件2d中并被进一步压缩，从压缩机构2向排出管2b排出(参照图1～图3中的点D)。此处，从压缩机构2排出的高压制冷剂根据压缩部件2c、2d的二级压缩操作被压缩至超过临界压力(即，图2所示的临界点CP中的临界压力Pcp)的压力。从该压缩机构2排出的高压制冷剂流入构成油分离机构41的油分离器41a，其中的冷冻机油被分离出去。此外，在油分离器41a中从高压制冷剂中被分离出来的冷冻机油流入构成油分离机构41的油返回管41b，被设在油返回管41b中的减压机构41c减压后返回压缩机构2的吸入管2a，再次被吸入压缩机构2中。接着，在油分离机构41中，其中的冷冻机油被分离出去后的高压制冷剂通过单向机构42，被送往能够用作制冷剂的散热器的热源侧热交换器4。被送往热源侧热交换器4的高压制冷剂在热源侧热交换器4中与作为冷却源的水和空气进行热交换从而被冷却(参照图1～图3中的点E)。在热源侧热交换器4中被冷却的高压制冷剂通过被膨胀机构5减压后变成低压的气液两相状态的制冷剂，被送往能够用作制冷剂的蒸发器的利用侧热交换器6(参照图1～图3中的点F)。被送往利用侧热交换器6的低压的气液两相状态的制冷剂在利用侧热交换器6中与作为加热源的水和空气进行热交换从而被加热，然后蒸发(参照图1～图3中的点A)。在该利用侧热交换器6中被加热的低压制冷剂再次被吸入压缩机构2中。采用上述这种方式进行制冷运转。

于是，在本实施方式的空调装置1中，在用来将从压缩部件2c排出的制冷剂吸入压缩部件2d中的中间制冷剂管8中设置中间冷却器7，并且在制冷运转中，打开中间冷却器开关阀12，或者关闭中间冷却器旁通管9的中间冷却器旁通开关阀11，这样。中间热交换器7就变成具有用作冷却器功能的状态，因此，与未设置中间冷却器7的情况(在此情况下，在图2、图3中按照点A→点B1→点D’→E→点F的顺序进行冷冻循环)相比，被吸入压缩部件2c的后级侧压缩部件2d中的制冷剂的温度下降(参照图3中的点B1、C1)，从压缩部件2c排出的制冷剂的温度也会下降(参照图3中的点D、D’)。因此，在该空调装置1中，在具有用作高压制冷剂的散热器功能的热源侧热交换器4中，与未设置中间冷却器7的情况相比，不仅能够缩小作为冷却源的水和空气与制冷剂的温差，而且能够减少相当于连结图3中的点B1、D’、D、C1所构成的面积大小的散热损失，因此能够提高运转效率。

(制冷开始控制)

在上述的中间冷却器7中，在空调装置1停止时等情况下，液体制冷剂有可能积存，如果在液体制冷剂积存在中间热交换器7中的状态下，开始上述的制冷运转，那么，积存在中间热交换器7中的液体制冷剂就会被吸入后级侧压缩部件2d中，因此，在后级侧压缩部件2d中发生液体压缩，压缩机构2的可靠性就会受到破坏。

因此，在本实施方式中，在开始上述的制冷运转时进行制冷开始控制，使其变成通过中间冷却器旁通管9将从前级侧压缩部件2c排出的制冷剂吸入后级侧压缩部件2d中的状态，并且，通过第1吸入返回管92连接中间冷却器7和压缩机构2的吸入一侧。

下面，使用图4和图5，对本实施方式的制冷开始控制进行说明。

首先，在步骤S1中，如果发出制冷运转开始的指令，则进入步骤S2的操作各种阀的处理。

其次，在步骤S2中，将开关阀11、12、92a的开关状态切换成制冷剂返回状态：通过中间冷却器旁通管9将从前级侧压缩部件2c排出的制冷剂吸入后级侧压缩部件2d中，并且通过第1吸入返回管92使中间冷却器7和压缩机构2的吸入一侧连接。具体来讲，打开中间冷却器旁通开关阀11，关闭中间冷却器开关阀12。于是，通过中间冷却器旁通管9，就会产生从前级侧压缩部件2c排出的制冷剂并不通过中间冷却器7而是被吸入后级侧压缩部件2d中的制冷剂流。即，中间冷却器7变成不能用作冷却器的状态，并且，变成通过中间冷却器旁通管9从前级侧压缩部件2c排出的制冷剂被吸入后级侧压缩部件2d中的状态(参照图5)。在这种状态下，打开第1吸入返回开关阀92a。于是，中间冷却器7和压缩机构2的吸入一侧被第1吸入返回管92连接，中间冷却器7(更加具体地来讲，是包括中间冷却器7的中间冷却器开关阀12和单向机构15之间的部分)中的制冷剂的压力下降至冷冻循环中的低压附近，变成能够将中间冷却器7内的制冷剂排出至压缩机构2的吸入一侧的状态(参照图5)。

接着，在步骤S3中，将步骤S2中的开关阀11、12、92a的开关状态(即，制冷剂返回状态)保持规定时间。这样，即使在空调装置1停止时等情况下，液体制冷剂积存在中间冷却器7内，积存在中间冷却器7内的液体制冷剂也会减压蒸发，不会被吸入后级侧压缩部件2d中，而是被排出至中间冷却器7外(更加具体地来讲，是压缩机构2的吸入一侧)，被吸入压缩机构2(此处是前级侧压缩部件2c)中。此处，规定时间被设定成能够将积存在中间冷却器7内的液体制冷剂排出至中间冷却器7外的时间。

下面，在步骤S4中，将开关阀11、12、92a的开关状态切换成制冷剂不返回状态：通过中间冷却器7将从前级侧压缩部件2c排出的制冷剂吸入后级侧压缩部件2d中，并且不通过第1吸入返回管92使中间冷却器7和压缩机构2的吸入一侧连接。即，切换成上述制冷运转时的阀11、12、92a的开关状态，结束制冷开始控制。具体来讲，关闭第1吸入返回开关阀92a。于是就变成中间冷却器7内的制冷剂不会流出压缩机构2的吸入一侧的状态。在这种状态下，打开中间冷却器开关阀12，关闭中间冷却器旁通开关阀11。于是就变成中间冷却器7能够用作冷却器的状态。

这样，在该空调装置1中，在制冷运转开始时，不会发生液体制冷剂积存在中间冷却器7内而引起的后级侧压缩部件2d中的液体压缩，能够提高压缩机构2的可靠性。

(3)变形例1

在上述实施方式中，通过改变开关阀11、12、92a的开关状态，在制冷运转和制冷开始控制之间进行切换，即，切换制冷剂不返回状态和制冷剂返回状态，但是，如图6所示，也可以取代开关阀11、12、92a，设置能够切换制冷剂不返回状态和制冷剂返回状态的中间冷却器切换阀93，形成制冷剂管路110。

此处，中间冷却器切换阀93是能够切换制冷剂不返回状态和制冷剂返回状态的阀，在本变形例中，它是与中间制冷剂管8的前级侧压缩部件2c的排出一侧、中间制冷剂管8的中间冷却器7的入口一侧、中间冷却器旁通管9的前级侧压缩部件2c侧端、第2吸入返回管92的中间冷却器7侧端连接的四相切换阀。此外，在中间冷却器旁通管9中设有单向机构9a，用来容许制冷剂从前级侧压缩部件2c的排出一侧流向后级侧压缩部件2d的吸入一侧，并且容许制冷剂从后级侧压缩部件2d的吸入一侧流向前级侧压缩部件2c的排出一侧和压缩机构2的吸入一侧。在本变形例中，单向机构9a是单向阀。

在本变形例中，将省略详细的说明，但是，将中间冷却器切换阀93切换成通过中间冷却器7将从前级侧压缩部件2c排出的制冷剂吸入后级侧压缩部件2d中，并且不通过第1吸入返回管92使中间冷却器7和压缩机构2的吸入一侧连接的制冷剂不返回状态(参照图6的中间冷却器切换阀93的实线)，从而能够进行与上述实施方式同样的制冷运转，将中间冷却器切换阀93切换成通过中间冷却器旁通管9将从前级侧压缩部件2c排出的制冷剂吸入后级侧压缩部件2d中，并且通过第1吸入返回管92使中间冷却器7和压缩机构2的吸入一侧连接的制冷剂返回状态(参照图6的中间冷却器切换阀93的虚线)，从而能够进行与上述实施方式同样的制冷开始控制。

在本变形例的构造中，也能获得与上述实施方式同样的作用效果。而且，在本变形例中，通过中间冷却器切换阀93，能够切换制冷剂不返回状态和制冷剂返回状态，因此，与采用通过上述实施方式所述的多个阀11、12、92a来切换制冷剂不返回状态和制冷剂返回状态的构造的方式相比，能够减少阀的数量。此外，与使用电磁阀的方式相比，压缩损失也减少，因此，能够抑制冷冻循环中的中间压的下降，也能抑制运转效率的下降。

(变形例2)

在上述实施方式及其变形例中，在能够切换制冷运转的进行二级压缩式冷冻循环的空调装置1中，设置具有用作从前级侧压缩部件2c排出然后被吸入后级侧压缩部件2d中的制冷剂的冷却器功能的中间冷却器7；以旁通中间冷却器7的方式与中间制冷剂管8连接的中间冷却器旁通管9；以及在变成通过中间冷却器旁通管9将从前级侧压缩部件2c排出的制冷剂吸入后级侧压缩部件2d的状态时，用来连接中间冷却器7和压缩机构2的吸入一侧的第1吸入返回管92，除了这种构造，也可以采用能够切换制冷运转和制暖运转的构造。

例如，如图7所示，在采用二级压缩式的压缩机构2的上述实施方式的制冷剂管路10(参照图1)中，设置能够切换制冷运转和制暖运转的切换机构3，也可以取代膨胀机构5，设置第1膨胀机构5a及第2膨胀机构5b，并且设置桥路17及储液器18，从而能够形成制冷剂管路210。

切换机构3用来切换制冷剂管路210内的制冷剂流向，为了在制冷运转时使热源侧热交换器4能够用作被压缩机构2所压缩的制冷剂的散热器，并且使利用侧热交换器6能够用作在热源侧热交换器4中被冷却的制冷剂的蒸发器，可以连接压缩机构2的排出一侧与热源侧热交换器4的一端，同时连接压缩机21的吸入一侧与利用侧热交换器6(参照图7的切换机构3的实线，以下，该切换机构3的状态为“制冷运转状态”)，为了在制暖运转时使利用侧热交换器6能够用作被压缩机构2所压缩的制冷剂的散热器，并且使热源侧热交换器4能够用作在利用侧热交换器6中被冷却的制冷剂的蒸发器，可以连接压缩机构2的排出一侧与利用侧热交换器6，同时连接压缩机构2的吸入一侧与热源侧热交换器4的一端(参照图7的切换机构3的虚线，以下，该切换机构3的状态为“加热运转状态”)。在本变形例中，切换机构3是与压缩机构2的吸入一侧、压缩机构2的排出一侧、热源侧热交换器4以及利用侧热交换器6连接的四相切换阀。此外，切换机构3并非局限于四相切换阀，例如也可以通过组合多个电磁阀等，使其具有与上述同样的切换制冷剂流向的功能。

这样切换机构3就能切换以下两种状态：使制冷剂依次在压缩机构2、热源侧热交换器4、第1膨胀机构5a、储液器18、第2膨胀机构5b、利用侧热交换器6中循环的制冷运转状态；以及使制冷剂依次在压缩机构2、利用侧热交换器6、第1膨胀机构5a、储液器18、第2膨胀机构5b、热源侧热交换器4中循环的加热运转状态。

桥路17被设置在热源侧热交换器4和利用侧热交换器6之间，并且和与储液器18的入口连接的储液器入口管18a、以及与储液器18的出口连接的储液器出口管18b连接。在本变形例中，桥路17具有4个单向阀17a、17b、17c和17d。入口单向阀17a是仅容许制冷剂从热源侧热交换器4流经储液器入口管18a的单向阀。入口单向阀17b是仅容许制冷剂从利用侧热交换器6流经储液器入口管18a的单向阀。即，入口单向阀17a、17b具有使制冷剂从热源侧热交换器4和利用侧热交换器6中的一个流经储液器入口管18a的功能。出口单向阀17c是仅容许制冷剂从储液器出口管18b流经利用侧热交换器6的单向阀。出口单向阀17d是仅容许制冷剂从储液器出口管18b流经热源侧热交换器4的单向阀。即，出口单向阀17c、17d具有使制冷剂从储液器出口管18b流经热源侧热交换器4和利用侧热交换器6中的另一个的功能。

第1膨胀机构5a是设在储液器入口管18a中的用来对制冷剂进行减压的机构，在本变形例中使用了电动膨胀阀。此外，在本变形例中，在制冷运转时，将热在源端热交换器4中被冷却的高压制冷剂借助储液器18送往利用侧热交换器6之前，第1膨胀机构5a对其进行减压至制冷剂的饱和压力附近，在制暖运转时，将在利用侧热交换器6中被冷却的高压制冷剂借助储液器18送往热源侧热交换器4之前，第1膨胀机构5a对其进行减压至制冷剂的饱和压力附近。

储液器18是为了暂时储存被第1膨胀机构5a减压后的制冷剂而设的容器，从而能够储存在制冷运转和制暖运转之间因在制冷剂管路210中的制冷剂的循环量各异等的运转状态而产生的剩余制冷剂，其入口与储液器入口管18a连接，其出口与储液器出口管18b连接。此外，在储液器18中连接从储液器18内排出制冷剂然后使其能够返回压缩机构2的吸入管2a(即，压缩机构2的前级侧压缩部件2c的吸入一侧)的第2吸入返回管18f。在该第2吸入返回管18f中设有第2吸入返回开关阀18g。在本实施方式中，第2吸入返回开关阀18g是电磁阀。

第2膨胀机构5b是设在储液器出口管18b中的用来对制冷剂进行减压的机构，在本变形例中使用了电动膨胀阀。此外，在本变形例中，在制冷运转时，在将被第1膨胀机构5a减压后的制冷剂借助储液器18送往利用侧热交换器6之前，第2膨胀机构5b继续对其进行减压，直至变成冷冻循环中的低压，在制暖运转时，在将被第1膨胀机构5a减压后的制冷剂借助储液器18送往热源侧热交换器4之前，第2膨胀机构5b继续对其进行减压，直至变成冷冻循环中的低压。

于是，在本变形例中，利用桥路17、储液器18、储液器入口管18a及储液器出口管18b，当切换机构3变成冷却运转状态时，就能将在热源侧热交换器4中被冷却的高压制冷剂通过桥路17的入口单向阀17a、储液器入口管18a的第1膨胀机构5a、储液器18、储液器出口管18b的第2膨胀机构5b以及桥路17的出口单向阀17c送往利用侧热交换器6。此外，当切换机构3变成加热运转状态时，就能将在利用侧热交换器6中被冷却的高压制冷剂通过桥路17的入口单向阀17b、储液器入口管18a的第1膨胀机构5a、储液器18、储液器出口管18b的第2膨胀机构5b以及桥路17的出口单向阀17d送往热源侧热交换器4。

此外，在切换机构3切换成冷却运转状态的制冷运转时，中间冷却器旁通管9的中间冷却器旁通开关阀11与上述实施方式及其变形例同样，被控制关闭(但是，制冷开始控制时除外)，在切换机构切换成加热运转状态的制暖运转时，被控制打开。此外，在切换机构3切换成冷却运转状态的制冷运转时，中间制冷剂管8的中间冷却器开关阀12被控制打开(但是，制冷开始控制时除外)，在切换机构切换成加热运转状态的制暖运转时，被控制关闭。而且，第1吸入返回管92的第1吸入返回开关阀92a不仅在制冷开始控制时被控制打开，在切换机构3切换成加热运转状态的制暖运转时也被控制打开。

下面，使用图7、图2～图4、图8～图11对本变形例的空调装置1的操作进行说明。此处，图8是制冷开始控制时的空调装置1内的制冷剂流动情况的示意图，图9制暖运转时的冷冻循环的压力-焓线图，图10是制暖运转时的冷冻循环的温度-熵线图，图11是制暖运转时的空调装置1内的制冷剂流动情况的示意图。此处，使用图2～图4，对制冷运转时的冷冻循环和制冷开始控制进行说明。此外，以下的制冷运转、制冷开始控制和制暖运转中的运转控制是通过上述实施方式中的控制部(图中未示)来进行的。在以下的说明中，“高压”是指冷冻循环中的高压(即，图2、3中的点D、D’、E的压力及图9、10中的点D、D’、F的压力)，“低压”是指冷冻循环中的低压(即，图2、3中的点A、F的压力及图9、10中的点A、E的压力)，“中间压”是指冷冻循环中的中间压(即，图2、图3、图9、图10中的点B1、C1、C1’的压力)。

(制冷运转)

在制冷运转时，切换机构3切换成图7的实线所示的冷却运转状态。此外，第1膨胀机构5a和第2膨胀机构5b的开度被调节。由于切换机构3变成冷却运转状态，因此，中间制冷剂管8的中间冷却器开关阀12被打开，中间冷却器旁通管9的中间冷却器旁通开关阀11被关闭，这样，中间冷却器7就变成能够用作冷却器的状态，并且，第1吸入返回管92的第1吸入返回开关阀92a被关闭，这样中间热交换器7和压缩机构2的吸入一侧就变成未被连接的状态(但是，后述的制冷开始控制时除外)。

在该制冷剂管路210的状态下，低压的制冷剂(参照图7、图2、图3中的点A)从吸入管2a被吸入压缩机构2中，首先，被压缩部件2c压缩至中间压力后，向中间制冷剂管8排出(参照图7、图2、图3中的点B1)。从该前级侧压缩部件2c被排出的中间压制冷剂在中间冷却器7中与作为冷却源的水和空气进行热交换从而被冷却(参照图7、图2、图3中的点C1)。接着，在该中间冷却器7中被冷却的制冷剂被吸入与压缩部件2c的后级连接的压缩部件2d中被进一步压缩，从压缩机构2排出至排出管2b(参照图7、图2、图3中的点D)。此处，从压缩机构2排出的高压制冷剂根据压缩部件2c、2d的二级压缩操作被压缩至超过临界压力(即，图2所示的临界点CP中的临界压力Pcp)的压力。从该压缩机构2排出的高压制冷剂流入构成油分离机构41的油分离器41a，其中的冷冻机油被分离出去。此外，在油分离器41a中从高压制冷剂中被分离出来的冷冻机油流入构成油分离机构41的油返回管41b，被设在油返回管41b中的减压机构41c减压后返回压缩机构2的吸入管2a，再次被吸入压缩机构2。接着，在油分离机构41中冷冻机油被分离出去后的高压制冷剂通过单向机构42及切换机构3，被送往具有用作制冷剂的散热器功能的热源侧热交换器4。被送往热源侧热交换器4的高压制冷剂在热源侧热交换器4中，与作为冷却源的水和空气进行热交换从而被冷却(参照图7、图2、图3中的点E)。在热源侧热交换器4中被冷却的高压制冷剂通过桥路17的入口单向阀17a后流入储液器入口管18a，被第1膨胀机构5a减压至饱和压力附近，然后被暂时储存在储液器18内(参照图7中的点I)。被储存在储液器18内的制冷剂被送往储液器出口管18b，被第2膨胀机构5b减压后变成低压的气液两相状态的制冷剂，通过桥路17的出口单向阀17c被送往具有用作制冷剂的蒸发器功能的利用侧热交换器6(参照图7、图2、图3中的点F)。被送往利用侧热交换器6的低压的气液两相状态的制冷剂与作为加热源的水和空气进行热交换从而被加热，然后蒸发(参照图7、图2、图3中的点A)。在该利用侧热交换器6中被加热的低压制冷剂经由切换机构3再次被吸入压缩机构2。采用上述这种方式进行制冷运转。

于是，在本变形例的空调装置1中，与上述实施方式同样，在具有用作高压制冷剂的散热器功能的热源侧热交换器4中，与未设置中间热交换器7的情况相比，不仅能够缩小作为冷却源的水和空气与制冷剂的温差，而且能够提高运转效率。

(制冷开始控制)

在本变形例的中间冷却器7中，在空调装置1停止时等情况下，液体制冷剂也有可能积存，如果在液体制冷剂积存在中间冷却器7中的状态下开始上述的制冷运转，那么，积存在中间冷却器7中的液体制冷剂就会被吸入后级侧压缩部件2d中，因此，在后级侧压缩部件2c中发生液体压缩，压缩机构2的可靠性就会受到破坏。

因此，在本变形例中，也与上述实施方式同样，在开始上述的制冷运转时进行制冷开始控制，使其变成通过中间冷却器旁通管9将从前级侧压缩部件2c排出的制冷剂吸入后级侧压缩部件2d中的状态，并且，通过第1吸入返回管92连接中间冷却器7和压缩机构2的吸入一侧。

此外，对于在本变形例的制冷开始控制，除了根据制冷运转开始的指令切换机构切换成冷却运转状态这一点外，其余与上述实施方式中的制冷开始控制相同(参照图4及图8)，因此，此处省略其详细的说明。

因此，在本变形例中，与上述实施方式同样，在切换机构3切换成冷却运转状态的制冷运转开始时，由于通过中间冷却器旁通管9将从前级侧压缩部件2c排出的制冷剂吸入后级侧压缩部件2d中，并且，通过第1吸入返回管92连接中间冷却器7和压缩机构2的吸入一侧，因此，在切换机构2切换成冷却运转状态的运转开始前，即使液体制冷剂积存在中间冷却器7内，也能将该液体制冷剂排出至中间冷却器7外，这样，在切换机构3切换成冷却运转状态的运转开始时，就能避免发生液体制冷剂积存在中间冷却器7内的状态，不会发生因液体制冷剂积存在中间冷却器7内而引起的后级侧压缩部件2d中的液体压缩，能够提高压缩机构2的可靠性。

(制暖运转)

在制暖运转时，切换机构3被切换成如图7、图11的虚线所示的加热运转状态。此外，第1膨胀机构5a及第2膨胀机构5b的开度被调节。由于切换机构变成加热运转状态，因此，中间制冷剂管8的中间冷却器开关阀12被关闭，中间冷却器旁通管9的中间冷却器旁通开关阀11被打开，这样中间冷却器7就变成不能用作冷却器的状态。而且，由于切换机构3变成加热运转状态，因此，第1吸入返回管92的第1吸入返回开关阀92a被打开，这样就变成使中间冷却器7和压缩机构2的吸入一侧连接的状态。

在该制冷剂管路210的状态下，低压制冷剂(参照图7、图9～图11中的点A)从吸入管2a被吸入压缩机构2中，首先，被压缩部件2c压缩至中间压力后，被向中间制冷剂管8排出(参照图7、图9～图11中的点B1)。与制冷运转时不同，从该前级侧压缩部件2c排出的中间压制冷剂并不通过中间冷却器7(即，未被冷却)，而是通过中间冷却器旁通管9(参照图7、图9～图11中的点C1)，被吸入与压缩部件2c的后级连接的压缩部件2d中被进一步压缩，然后从压缩机构2向排出管2b排出(参照图7、图9～图11中的点D)。此处，与制冷运转时同样，从压缩机构2排出的高压制冷剂根据压缩部件2c、2d的二级压缩操作，被压缩变成超过临界压力(即，图9所示的临界点CP中的临界压力Pcp)的压力。接着，从该压缩机构2排出的高压制冷剂流入构成油分离机构41的油分离器41a，其中的冷冻机油被分离出去。此外，在油分离器41a中从高压制冷剂中被分离出来的冷冻机油流入构成油分离机构41的油返回管41b，被设在油返回管41b中的减压机构41c减压后返回压缩机构2的吸入管2a，再次被吸入压缩机构2。接着，在油分离机构41中冷冻机油被分离出去后的高压制冷剂通过单向机构42及切换机构3，被送往具有用作制冷剂的散热器功能的利用侧热交换器6，与作为冷却源的水和空气进行热交换从而被冷却(参照图7、图9～图11中的点F)。在利用侧热交换器6中被冷却的高压制冷剂通过桥路17的入口单向阀17b后流入储液器入口管18a，被第1膨胀机构5a减压至饱和压力附近，然后被暂时储存在储液器18内(参照图7、图11中的点I)。被储存在储液器18内的制冷剂被送往储液器出口管18b，被第2膨胀机构5b减压后变成低压的气液两相状态的制冷剂，通过桥路17的出口单向阀17d被送往具有用作制冷剂的蒸发器功能的热源侧热交换器4(参照图7、图9～图11中的点E)。被送往热源侧热交换器4的低压的气液两相状态的制冷剂与作为加热源的水和空气进行热交换从而被加热，然后蒸发(参照图7、图9～图11中的点A)。在该热源侧热交换器4中被加热的低压制冷剂经由切换机构3，再次被吸入压缩机构2。采用上述这种方式进行制暖运转。

于是，在本变形例的空调装置1中，在切换机构3变成加热运转状态的制暖运转中，关闭中间冷却器开关阀12，或者打开中间冷却器旁通开关阀11，这样，中间冷却器7就变成不具有用作冷却器功能的状态，因此，与仅设置了中间冷却器7的情况、以及与上述制冷运转同样使中间冷却器7能够用作冷却器的情况(在此情况下，在图9、图10中按照点A→点B1→点C1’→点D’→点F→点E的顺序进行冷冻循环)相比，从压缩机构2中被排出的制冷剂的温度下降得以控制(参照图10中的点D、D’)。因此，在该空调装置1中，与仅设置了中间冷却器7的情况、以及与上述制冷运转同样使中间冷却器7能够用作冷却器的情况相比，不仅能够抑制向外部的散热，抑制被供给具有用作制冷剂的散热器功能的利用侧热交换器6的制冷剂的温度下降，而且能够抑制相当于图9中的点D与点F的焓差以及点D’与点F的焓差两者之差的加热能力的下降，从而能够防止运转效率的下降。

此外，在本变形例的空调装置1中，与开始制冷运转时同样，在切换机构3切换成加热运转状态的制暖运转时，也通过中间冷却器旁通管9将从前级侧压缩部件2c排出的制冷剂吸入后级侧压缩部件2d中，并且，通过第1吸入返回管92连接中间冷却器7和压缩机构2的吸入一侧。因此，能够防止在切换机构3切换成加热运转状态时从中间冷却器7向外部散热，并且，能够使其变成液体制冷剂难以积存在中间冷却器7内的状态。这样，在本变形例的空调装置1中，在切换机构3切换成加热运转状态的制暖运转时，能够防止作为制冷剂的散热器的利用侧热交换器6中的加热能力的下降，而且，在切换机构3切换成冷却运转状态的运转开始时，能够避免液体制冷剂积存在中间冷却器7内的状态，因此，不会发生因液体制冷剂积存在中间热交换器7内而引起的后级侧压缩部件2d中的液体压缩，能够通过中间冷却器7将从前级侧压缩部件2c排出的制冷剂吸入后级侧压缩部件2d。

此外，在本变形例中，根据开关阀11、12、92a的开关状态，在制冷运转和制冷开始控制之间进行切换，即，切换制冷剂不返回状态和制冷剂返回状态，但是，如上述变形例1所示，也可以取代开关阀11、12、92a，设置能够切换制冷剂不返回状态和制冷剂返回状态的中间冷却器切换阀93。

(5)变形例3

在上述变形例2中，在通过切换机构3能够切换制冷运转和制暖运转的进行二级压缩式冷冻循环的空调装置1中，设置具有用作从前级侧压缩部件2c排出然后被吸入后级侧压缩部件2d中的制冷剂的冷却器功能的中间冷却器7；以旁通中间冷却器7的方式与中间制冷剂管8连接的中间冷却器旁通管9；以及在变成通过中间冷却器旁通管9将从前级侧压缩部件2c排出的制冷剂吸入后级侧压缩部件2d的状态时，用来连接中间冷却器7和压缩机构2的吸入一侧的第1吸入返回管92，除了这种构造，也可以进行第1后级侧喷射管19和节能器热交换器20的中间压喷射。

例如，如图12所示，在采用二级压缩式的压缩机构2的上述变形例2的制冷剂管路210(参照图7)中，设置第1后级侧喷射管19及节能器热交换器20，从而能够形成制冷剂管路310。

第1后级侧喷射管19具有将流经热源侧热交换器4和利用侧热交换器6之间的制冷剂分流然后返回压缩机构2的后级侧压缩部件2d的功能。在本变形例中，第1后级侧喷射管19按照将流经储液器入口管18a的制冷剂分流然后使其返回后级侧压缩部件2d的吸入一侧的方式设置。更加具体地来讲，第1后级侧喷射管19按照从储液器入口管18a的第1膨胀机构5a的上流一侧的位置(即，当切换机构3变成冷却运转状态时，热源侧热交换器4和第1膨胀机构5a之间)对制冷剂进行分流，然后使其返回中间制冷剂管8的中间热交换器7的下流一侧的位置的方式设置。此外，在该第1后级侧喷射管19中设有能够控制其开度的第1后级喷射阀19a。在本变形例中，第1后级喷射阀19a是电动膨胀阀。

节能器热交换器20是进行流经热源侧热交换器4和利用侧热交换器6之间的制冷剂与流经第1后级侧喷射管19的制冷剂(更加具体地来讲，在第1后级喷射阀19a中被减压至中间压附近后的制冷剂)的热交换的热交换器。在本变形例中，节能器热交换器20按照对流经储液器入口管18a的第1膨胀机构5a的上流一侧的位置(即，当切换机构3变成冷却运转状态时，热源侧热交换器4和第1膨胀机构5a之间)的制冷剂与流经第1后级侧喷射管19的制冷剂进行热交换的方式而设，而且，具有两个制冷剂相向流动的流路。在本变形例中，节能器热交换器20被设置在第1后级侧喷射管19从储液器入口管18a分支的位置的下流一侧。因此，流经热源侧热交换器4和利用侧热交换器6之间的制冷剂在储液器入口管18a中，在节能器热交换器20中被热交换之前被第1后级侧喷射管19分支，然后在节能器热交换器20中与流经第1后级侧喷射管19的制冷剂进行热交换。

于是，在本变形例中，当切换机构3被切换成冷却运转状态时，通过桥路17的入口单向阀17a、节能器热交换器20、储液器入口管18a的第1膨胀机构5a、储液器18、储液器出口管18b的第2膨胀机构5b以及桥路17的出口单向阀17c，就能将在热源侧热交换器4中被冷却的高压制冷剂送往利用侧热交换器6。此外，当切换机构3变成加热运转状态时，通过桥路17的入口单向阀17b、节能器热交换器20、储液器入口管18a的第1膨胀机构5a、储液器18、储液器出口管18b的第2膨胀机构5b以及桥路17的出口单向阀17d，就能将在利用侧热交换器6中被冷却的高压制冷剂送往热源侧热交换器4。

在本变形例中，在中间制冷剂管8或者压缩机构2中设有检测出流经中间制冷剂管8的制冷剂压力的中间压力传感器54。在节能器热交换器20的第1后级侧喷射管19侧的出口设置检测出节能器热交换器20的第1后级侧喷射管19侧的出口中的制冷剂温度的节能器出口温度传感器55。

下面，使用图12～图16，对本变形例的空调装置1的操作进行说明。此处，图13是制冷运转时的冷冻循环的压力-焓线图，图14是制冷运转时的冷冻循环的温度-熵线图，图15是制暖运转时的冷冻循环的压力-焓线图，图16是制暖运转时的冷冻循环的温度-熵线图。此处，制冷开始控制与上述变形例2相同，因此，此处省略其说明。此外，以下的制冷运转和制暖运转(也包括此处未说明的制冷开始控制)中的运转控制是通过上述实施方式中的控制部(图中未示)来进行的。在以下的说明中，“高压”是指冷冻循环中的高压(即，图13、图14中的点D、D’、E、H的压力及图15、图16中的点D、D’、F、H的压力)，“低压”是指冷冻循环中的低压(即，图13、图14中的点A、F的压力及图15、图16中的点A、E的压力)，“中间压”是指冷冻循环中的中间压(即，图13～16中的点B1、C1、G、J、K的压力)。

在制冷运转时，切换机构3切换成图12的实线所示的冷却运转状态。第1膨胀机构5a和第2膨胀机构5b的开度被调节。此外，第1后级喷射阀19a的开度也被调节。更加具体地来讲，第1后级喷射阀19a被实施开度调节的所谓过热度控制，从而使节能器热交换器20的第1后级侧喷射管19一侧的出口中的制冷剂的过热度变成目标值。在本变形例中，节能器热交换器20的第1后级侧喷射管19一侧的出口中的制冷剂的过热度通过将中间压力传感器54检测出来的中间压换算成饱和温度，从节能器出口温度传感器55检测出来的制冷剂温度中减去该制冷剂的饱和温度值而获得。此外，在本变形例中并未采用，但是，也可以在节能器热交换器20的第1后级侧喷射管19一侧的入口设置温度传感器，从节能器出口温度传感器55检测出来的制冷剂温度中减去由该温度传感器检测出来的制冷剂温度，从而得到节能器热交换器20的第1后级侧喷射管19一侧的出口中的制冷剂的过热度。此外，第1后级喷射阀19a的开度调节并非局限于过热度控制，例如，也可以根据制冷剂管路10中的制冷剂循环量等使其打开规定开度。由于切换机构3变成冷却运转状态，因此，中间制冷剂管8的中间冷却器开关阀12被打开，中间冷却器旁通管9的中间冷却器旁通开关阀11被关闭，这样，中间冷却器7就变成能够用作冷却器的状态，并且，第1吸入返回管92的第1吸入返回开关阀92a被关闭，这样中间热交换器7和压缩机构2的吸入一侧就变成未被连接的状态(但是，制冷开始控制时除外)。

在该制冷剂管路310的状态下，低压的制冷剂(参照图12～图14中的点A)从吸入管2a被吸入压缩机构2中，首先，被压缩部件2c压缩至中间压力后，向中间制冷剂管8排出(参照图12～图14中的点B1)。从该前级侧压缩部件2c被排出的中间压制冷剂在中间冷却器7中与作为冷却源的水和空气进行热交换从而被冷却(参照图12～图14中的点C1)。在该中间冷却器7中被冷却的制冷剂与从第1后级侧喷射管19返回后级压缩机构2d的制冷剂(参照图12～图14中的点K)合流，被进一步冷却(参照图12～图14中的点G)。接着，与从第1后级侧喷射管19返回的制冷剂合流后(即，进行节能器热交换器20的中间压喷射)的中间压制冷剂被吸入与压缩部件2c的后级连接的压缩部件2d中被进一步压缩，从压缩机构2排出至排出管2b(参照图12～图14中的点D)。此处，从压缩机构2排出的高压制冷剂根据压缩部件2c、2d的二级压缩操作被压缩至超过临界压力(即，图13所示的临界点CP中的临界压力Pcp)的压力。从该压缩机构2排出的高压制冷剂流入构成油分离机构41的油分离器41a，其中的冷冻机油被分离出去。此外，在油分离器41a中从高压制冷剂中被分离出来的冷冻机油流入构成油分离机构41的油返回管41b，被设在油返回管41b中的减压机构41c减压后返回压缩机构2的吸入管2a，再次被吸入压缩机构2。接着，在油分离机构41中冷冻机油被分离出去后的高压制冷剂通过单向机构42及切换机构3，被送往具有用作制冷剂的散热器功能的热源侧热交换器4。被送往热源侧热交换器4的高压制冷剂在热源侧热交换器4中，与作为冷却源的水和空气进行热交换从而被冷却(参照图12～图14中的点E)。在热源侧热交换器4中被冷却的高压制冷剂通过桥路17的入口单向阀17a后流入储液器入口管18a，其一部分被第1后级侧喷射管19分流。流经第1后级侧喷射管19的制冷剂在第1后级喷射阀19a中被减压至中间压附近后，被送往节能器热交换器20(参照图12～图14中的点J)。此外，被第1后级侧喷射管19分流后的制冷剂流入节能器热交换器20，与流经第1后级侧喷射管19的制冷剂进行热交换后被冷却(参照图12～图14中的点H)。流经第1后级侧喷射管19的制冷剂与在用作散热器的热源侧热交换器4中被冷却的高压制冷剂进行热交换后被加热(参照图12～图14中的点K)，然后如上所述，与从前级侧压缩部件2c排出的中间压制冷剂合流。在节能器热交换器20中被冷却的高压制冷剂被第1膨胀机构5a减压至饱和压力附近，然后被暂时储存在储液器18内(参照图12中的点I)。被储存在储液器18内的制冷剂被送往储液器出口管18b，被第2膨胀机构5b减压后变成低压的气液两相状态的制冷剂，通过桥路17的出口单向阀17c被送往具有用作制冷剂的蒸发器功能的利用侧热交换器6(参照图12～图14中的点F)。被送往利用侧热交换器6的低压的气液两相状态的制冷剂与作为加热源的水和空气进行热交换从而被加热，然后蒸发(参照图12～图14中的点A)。在该利用侧热交换器6中被加热的低压制冷剂经由切换机构3再次被吸入压缩机构2。采用上述这种方式进行制冷运转。

在本变形例的构造中，与上述变形例2同样，由于在切换机构3切换成冷却运转状态时的制冷运转中，将中间冷却器7变成能够用作冷却器的状态，因此，与未设置中间冷却器7的方式相比，能够减少热源侧热交换器4中的散热损失。

而且，在本变形例的构造中，设置第1后级侧喷射管19及节能器热交换器20，对从热源侧热交换器4被送往膨胀机构5a、5b的制冷剂进行分流然后使其返回后级侧压缩部件2d，因此，不会向中间冷却器7这样的外部散热，能够进一步降低被吸入后级侧压缩部件2d中的制冷剂的温度(参照图14中的点C1、G)。这样，从压缩机构2排出的制冷剂的温度被进一步降低(参照图14中的点D、D’)，与未设置第1后级侧喷射管19的方式相比，能够进一步减少相当于连结图14中的点C1、D’、D、G所构成的面积大小的散热损失，因此能够进一步提高运转效率。

此外，在本变形例中，与上述变形例2同样，在切换机构3切换成冷却运转状态的制冷运转开始时，由于通过中间冷却器旁通管9将从前级侧压缩部件2c排出的制冷剂吸入后级侧压缩部件2d中，并且，通过第1吸入返回管92连接中间冷却器7和压缩机构2的吸入一侧，因此，在切换机构3切换成冷却运转状态的运转开始前，即使液体制冷剂积存在中间冷却器7内，也能将该液体制冷剂排出至中间冷却器7外，这样，在切换机构3切换成冷却运转状态的运转开始时，就能避免发生液体制冷剂积存在中间冷却器7内的状态，不会发生因液体制冷剂积存在中间冷却器7内而引起的后级侧压缩部件2d中的液体压缩，能够提高压缩机构2的可靠性。

(制暖运转)

在制暖运转时，切换机构3被切换成如图12的虚线所示的加热运转状态。此外，第1膨胀机构5a及第2膨胀机构5b的开度被调节。此外，第1后级喷射阀19a被实施与上述制冷运转同样的开度调节。由于切换机构3变成加热运转状态，因此，中间制冷剂管8的中间冷却器开关阀12被关闭，中间冷却器旁通管9的中间冷却器旁通开关阀11被打开，这样中间冷却器7就变成不能用作冷却器的状态。而且，由于切换机构3变成加热运转状态，因此，第1吸入返回管92的第1吸入返回开关阀92a被打开，这样就变成使中间冷却器7和压缩机构2的吸入一侧连接的状态。

在该制冷剂管路310的状态下，低压制冷剂(参照图12、图15、图16中的点A)从吸入管2a被吸入压缩机构2中，首先，被压缩部件2c压缩至中间压力后，被向中间制冷剂管8排出(参照图12、图15、图16中的点B1)。与制冷运转时不同，从该前级侧压缩部件2c排出的中间压制冷剂并不通过中间冷却器7(即，未被冷却)，而是通过中间冷却器旁通管9(参照图12、图15、图16中的点C1)，然后与从第1后级侧喷射管19返回后级压缩机构2d的制冷剂(参照图12、图15、图16中的点K)合流从而被冷却(参照图12、图15、图16中的点G)。接着，与从第1后级侧喷射管19返回的制冷剂合流后的中间压制冷剂被吸入与压缩部件2c的后级连接的压缩部件2d中，并被进一步压缩，然后从压缩机构2向排出管2b排出(参照图12、图15、图16中的点D)。此处，与制冷运转时同样，从压缩机构2排出的高压制冷剂根据压缩部件2c、2d的二级压缩操作，被压缩变成超过临界压力(即，图15所示的临界点CP中的临界压力Pcp)的压力。接着，从该压缩机构2排出的高压制冷剂流入构成油分离机构41的油分离器41a，其中的冷冻机油被分离出去。此外，在油分离器41a中从高压制冷剂中被分离出来的冷冻机油流入构成油分离机构41的油返回管41b，被设在油返回管41b中的减压机构41c减压后返回压缩机构2的吸入管2a，再次被吸入压缩机构2。接着，在油分离机构41中冷冻机油被分离出去后的高压制冷剂通过单向机构42及切换机构3，被送往具有用作制冷剂的散热器功能的利用侧热交换器6，与作为冷却源的水和空气进行热交换从而被冷却(参照图12、图15、图16中的点F)。在利用侧热交换器6中被冷却的高压制冷剂通过桥路17的入口单向阀17b后流入储液器入口管18a，其一部分被第1后级侧喷射管19分流。流经第1后级侧喷射管19的制冷剂在第1后级喷射阀19a中被减压至中间压附近后，被送往节能器热交换器20(参照图12、图15、图16中的点J)。此外，被第1后级侧喷射管19分流后的制冷剂流入节能器热交换器20，与流经第1后级侧喷射管19的制冷剂进行热交换后被冷却(参照图12、图15、图16中的点H)。流经第1后级侧喷射管19的制冷剂与在用作散热器的热源侧热交换器4中被冷却的高压制冷剂进行热交换后被加热(参照图12、图15、图16中的点K)，然后如上所述，与从前级侧压缩部件2c排出的中间压制冷剂合流。在节能器热交换器20中被冷却的高压制冷剂被第1膨胀机构5a减压至饱和压力附近，然后被暂时储存在储液器18内(参照图12中的点I)。被储存在储液器18内的制冷剂被送往储液器出口管18b，被第2膨胀机构5b减压后变成低压的气液两相状态的制冷剂，通过桥路17的出口单向阀17d被送往具有用作制冷剂的蒸发器功能的热源侧热交换器4(参照图12、图15、图16中的点E)。被送往热源侧热交换器4的低压的气液两相状态的制冷剂与作为加热源的水和空气进行热交换从而被加热，然后蒸发(参照图12、图15、图16中的点A)。在该热源侧热交换器4中被加热后的低压制冷剂经由切换机构3，再次被吸入压缩机构2。采用上述这种方式进行制暖运转。

在本变形例的构造中，与上述变形例2同样，在切换机构3切换成加热运转状态的制暖运转时，与仅设置了中间冷却器7的方式以及与上述制冷运转同样将中间冷却器7用作冷却器的方式相比，能够抑制向外部散热，防止加热能力下降，从而能够防止运转效率降低。

而且，在本变形例的构造中，与制冷运转时同样，设置第1后级侧喷射管19及节能器热交换器20，对从热源侧热交换器4被送往膨胀机构5a、5b的制冷剂进行分流然后将其送回后级侧压缩部件2d，因此，不会向中间冷却器7这样的外部散热，能够进一步降低被吸入后级侧压缩部件2d中的制冷剂的温度(参照图16中的点B1、G)。这样，从压缩机构2排出的制冷剂的温度被进一步降低(参照图16中的点D、D’)，与未设置第1后级侧喷射管19的方式相比，能够进一步减少相当于连结图16中的点B1、D’、D、G所构成的面积大小的散热损失，因此能够进一步提高运转效率。

此外，制冷运转及制暖运转的共同优点在于，在本变形例的构造中，作为节能器热交换器20，采用了具有从热源侧热交换器4或者利用侧热交换器6被送往膨胀机构5a、5b的制冷剂和流经第1后级侧喷射管19的制冷剂相向流动的流路的热交换器，因此，能够缩小从节能器热交换器20中的热源侧热交换器4或者利用侧热交换器6被送往膨胀机构5a、5b的制冷剂和流经第1后级侧喷射管19的制冷剂的温差，并且能够获得高的热交换效率。

此外，在本变形例中，也与上述变形例2同样，在切换机构3切换成加热运转状态的制暖运转时，也通过中间冷却器旁通管9，将从前级侧压缩部件2c排出的制冷剂吸入后级侧压缩部件2d中，并且，通过第1吸入返回管92连接中间冷却器7和压缩机构2的吸入一侧，因此，能够防止在切换机构3切换成加热运转状态时从中间冷却器7向外部散热，并且，能够使其变成液体制冷剂难以积存在中间冷却器7中的状态，这样，在切换机构3切换成加热运转状态的制暖运转时，能够抑制作为制冷剂的散热器的利用侧热交换器6中的加热能力的下降，而且，在切换机构3切换成冷却运转状态的运转开始时，能够避免液体制冷剂积存在中间冷却器内，这样不会发生因液体制冷剂积存在中间冷却器7内而引起的后级侧压缩部件2d中的液体压缩，从而能够通过中间冷却器7，将从前级侧压缩部件2c排出的制冷剂吸入后级侧压缩部件2d中。

此外，在本变形例中，根据开关阀11、12、92a的开关状态，在制冷运转和制冷开始控制之间进行切换，即，切换制冷剂不返回状态和制冷剂返回状态，但是，如上述变形例1所示，也可以取代开关阀11、12、92a，设置能够切换制冷剂不返回状态和制冷剂返回状态的中间冷却器切换阀93。

(6)变形例4

在上述变形例3中的制冷剂管路310(参照图12)中，如上所述，在切换机构3切换成冷却运转状态的制冷运转以及切换机构3切换成加热运转状态的制暖运转中的一个运转时，也进行节能器热交换器20的中间压喷射，这样就能降低从后级侧压缩部件2d排出的制冷剂的温度，并且减少压缩机构2的动力消耗，提高运转效率。由于在冷冻循环中的中间压上升至临界压力附近的条件下也能使用节能器热交换器20的中间压喷射，因此，如上述实施方式及其变形例中的制冷剂管路10、110、210、310(参照图1、6、7、12)所示，在具有一个利用侧热交换器6的构造中，在使用在超临界区工作的制冷剂的情况下特别有利。

但是，为了进行与多个空调空间的空调负荷对应的制冷和制暖等，采用具有相互并联连接的多个利用侧热交换器6的构造，并且，为了通过控制流经各个利用侧热交换器6的制冷剂的流量，从而能够获得在各个利用侧热交换器6中所需的冷冻负荷，有时采用一种在作为气液分离器的储液器18和利用侧热交换器6之间与各个利用侧热交换器6对应地设置利用方膨胀机构5c的构造。

例如，图中并未表示其详细情况，有一种方法是在上述变形例3中的具有桥路17的制冷剂管路310(参照图12)中，设置相互并联连接的若干(此处是两个)利用侧热交换器6，并且，在作为气液分离器的储液器18(更加具体地来讲是桥路17)和利用侧热交换器6之间，与各个利用侧热交换器6对应地设置利用方膨胀机构5c(参照图17)，删除在储液器出口管18b中所设置的第2膨胀机构5b，或者取代桥路17的出口单向阀17d，设置在制暖运转时将制冷剂减压至冷冻循环中的低压的第3膨胀机构。

在这种构造中，也如切换机构3变成冷却运转状态下的制冷运转那样，在作为散热器的热源侧热交换器4中被冷却后，并不在作为热源端膨胀机构的第1膨胀机构5a以外进行大规模的减压操作，能够利用冷冻循环中的高压至冷冻循环中的中间压附近的压力差，在这种条件下，与上述变形例2同样，节能器热交换器20的中间压喷射有用。

但是，如切换机构3变成加热运转状态下的制暖运转那样，为了获得在作为散热器的各个利用侧热交换器6中所需的冷冻负荷，各个利用方膨胀机构5c控制流经作为散热器的各个利用侧热交换器6的制冷剂的流量，流经作为散热器的各个利用侧热交换器6的制冷剂的流量，大概由通过在作为散热器的各个利用侧热交换器6的下流一侧且节能器热交换器20的上流一侧所设置的利用方膨胀机构5c的开度控制对制冷剂的减压操作所决定，在这种条件下，各个利用方膨胀机构5c的开度控制对制冷剂的减压程度不仅因流经作为散热器的各个利用侧热交换器6的制冷剂的流量，而且因多个作为散热器的利用侧热交换器6之间的流量分配的状态而发生变化，有时在多个利用方膨胀机构5c之间出现减压程度差别很大的状态，以及发生利用方膨胀机构5c中的减压程度较大的情况，因此，节能器热交换器20的入口中的制冷剂的压力有可能下降，在这种情况下，节能器热交换器20中的交换热量(即，流经第1后级侧喷射管19的制冷剂的流量)有可能减少，导致难以使用。特别是在这种空调装置1通过连接配管连接主要包括压缩机构2、热源侧热交换器4及储液器18的热源单元；以及主要包括利用侧热交换器6的利用单元从而构成作为分体式空调装置的情况下，根据利用单元及热源单元的配置，该联络配管有可能变得非常长，因此，除了受到其压力损失产生的影响外，节能器热交换器20的入口中的制冷剂的压力进一步下降。在节能器热交换器20的入口中的制冷剂的压力有可能下降的情况下，只要是气液分离器压力比临界压力低的压力，那么，在气液分离器压力和冷冻循环中的中间压(此处是流经中间制冷剂管8的制冷剂的压力)的压力差小的条件下也能使用的气液分离器的中间压喷射就有用。

因此，在本变形例中，如图17所示，为了能够将储液器18用作气液分离器来进行中间压喷射，在储液器18中连接第2后级侧喷射管18c，从而形成制冷剂管路410，在制冷运转时，进行节能器热交换器20的中间压喷射，在制暖运转时，进行作为气液分离器的储液器18的中间压喷射。

此外，第2后级侧喷射管18c是能够进行从储液器18中取出制冷剂然后将其送回压缩机构2的后级侧压缩部件2d的中间压喷射的制冷剂管，在本变形例中，按照连接储液器18的上部和中间制冷剂管8(即，压缩机构2的后级侧压缩部件2d的吸入一侧)的方式设置。在该第2后级侧喷射管18c中设有第2后级喷射开关阀18d和第2后级喷射单向机构18e。第2后级喷射开关阀18d是能够进行开关操作的阀，在本变形例中是电磁阀。第2后级喷射单向机构18e用来容许制冷剂从储液器18流向后级侧压缩部件2d，并且阻断制冷剂从后级侧压缩部件2d流向储液器18，在本实施方式中使用单向阀。此外，第2后级侧喷射管18c和第2吸入返回管18f在储液器18一侧的部分形成一体。此外，第2后级侧喷射管18c和第1后级侧喷射管19在中间制冷剂管8一侧的部分形成一体。此外，在本变形例中，利用方膨胀机构5c是电动膨胀阀。在本变形例中，如上所述，在制冷运转时使用第1后级侧喷射管19及节能器热交换器20，在制暖运转时使用第2后级侧喷射管18c，因此，无论是在制冷运转还是制暖运转时，不必使制冷剂朝着节能器热交换器20的流向固定，因此，省略桥路17，从而简化制冷剂管路410的构造。

下面，使用图17、图13、图14、图18、图19，对本变形例的空调装置1的操作进行说明。此处，图18是制暖运转时的冷冻循环的压力-焓线图，图19是制暖运转时的冷冻循环的温度-熵线图。此处，制冷开始控制与上述变形例2相同，因此，此处省略其说明。此外，使用图13、图14对本变形例中的制冷运转时的冷冻循环进行说明。此外，以下的制冷运转和制暖运转中的运转控制是通过上述实施方式中的控制部(图中未示)来进行的。在以下的说明中，“高压”是指冷冻循环中的高压(即，图13、图14中的点D、D’、E、H的压力及图18、图19中的点D、D’、F的压力)，“低压”是指冷冻循环中的低压(即，图13、图14中的点A、F的压力及图18、图19中的点A、E的压力)，“中间压”是指冷冻循环中的中间压(即，图13、图14中的点B1、C1、G、J、K的压力及图18、图19中的点B1、C1、G、I、L、M中的压力)。

(制冷运转)

在制冷运转时，切换机构3被切换成图17的实线所示的冷却运转状态。作为热源端膨胀机构的第1膨胀机构5a及利用方膨胀机构5c的开度被调节。由于切换机构3变成冷却运转状态，因此，中间制冷剂管8的中间冷却器开关阀12被打开，中间热交换器旁通管9的中间冷却器旁通开关阀11被关闭，于是，中间冷却器7就变成能够用作冷却器的状态，并且，第1吸入返回管92的第1吸入返回开关阀92a被关闭，于是，中间冷却器7和压缩机构2的吸入一侧处于未被连接的状态(但是，制冷开始控制时除外)。此外，在切换机构3切换成冷却运转状态时，并不进行作为气液分离器的储液器18的中间压喷射，而是进行通过第1后级侧喷射管19使在节能器热交换器20中被加热的制冷剂返回后级侧压缩部件2d的节能器热交换器20的中间压喷射。更加具体地来讲，第2后级喷射开关阀18d处于关闭状态，第1后级喷射阀19a被实施与上述变形例3同样的开度调节。

在该制冷剂管路410的状态下，低压的制冷剂(参照图17、图13、图14中的点A)从吸入管2a被吸入压缩机构2中，首先，被压缩部件2c压缩至中间压力后，向中间制冷剂管8排出(参照图17、图13、图14中的点B1)。从该前级侧压缩部件2c排出的中间压制冷剂在中间冷却器7中与作为冷却源的水和空气进行热交换从而被冷却(参照图17、图13、图14中点C1)。在该中间冷却器7中被冷却的制冷剂与从第1后级侧喷射管19返回后级压缩机构2d的制冷剂(参照图17、图13、图14中的点K)合流从而被进一步冷却(参照图17、图13、图14中点G)。接着，与从第1后级侧喷射管19返回的制冷剂合流后(即，进行节能器热交换器20的中间压喷射)的中间压制冷剂被吸入与压缩部件2c的后级连接的压缩部件2d中，并被进一步压缩，从压缩机构2排出至排出管2b(参照图17、图13、图14中的点D)。此处，从压缩机构2中排出的高压制冷剂根据压缩部件2c、2d的二级压缩操作被压缩至超过临界压力(即，图13所示的临界点CP中的临界压力Pcp)的压力。从该压缩机构2排出的高压制冷剂经由切换机构3，被送往具有用作制冷剂的散热器功能的热源侧热交换器4，与作为冷却源的水和空气进行热交换后被冷却(参照图17、图13、图14中的点E)。在作为散热器的热源侧热交换器4中被冷却的高压制冷剂的一部分被第1后级侧喷射管19分流。流经第1后级侧喷射管19的制冷剂在第1后级喷射阀19a中被减压至中间压附近后，被送往节能器热交换器20(参照图17、图13、图14中的点J)。此外，被第1后级侧喷射管19分流后的制冷剂流入节能器热交换器20，与流经第1后级侧喷射管19的制冷剂进行热交换后被冷却(参照图17、图13、图14中的点H)。流经第1后级侧喷射管19的制冷剂与在用作散热器的热源侧热交换器4中被冷却的高压制冷剂进行热交换后被加热(参照图17、图13、图14中点K)，然后如上所述，与从前级侧压缩部件2c排出的中间压制冷剂合流。在节能器热交换器20中被冷却的高压制冷剂被第1膨胀机构5a减压至饱和压力附近，然后被暂时储存在储液器18内(参照图17、图13、图14中的点I)。被储存在储液器18内的制冷剂被送往利用方膨胀机构5c，被利用方膨胀机构5c减压后变成低压的气液两相状态的制冷剂，被送往具有用作制冷剂的蒸发器功能的利用侧热交换器6(参照图17、图13、图14中的点F)。被送往作为蒸发器的利用侧热交换器6的低压的气液两相状态的制冷剂与作为加热源的水和空气进行热交换后被加热，然后蒸发(参照图17、图13、图14中的点A)。在该作为蒸发器的利用侧热交换器6中被加热并蒸发的低压制冷剂经由切换机构3再次被吸入压缩机构2。采用上述这种方式进行制冷运转。

(制暖运转)

在制暖运转时，切换机构3被切换成图17的虚线所示的加热运转状态。作为热源端膨胀机构的第1膨胀机构5a及利用方膨胀机构5c的开度被调节。由于切换机构3变成加热运转状态，因此，中间制冷剂管8的中间冷却器开关阀12被关闭，中间冷却器旁通管9的中间冷却器旁通开关阀11被打开，于是，中间冷却器7就变成不能用作冷却器的状态。而且，由于切换机构3变成加热运转状态，因此，第1吸入返回管92的第1吸入返回开关阀92a被打开，于是，变成使中间热交换器7和压缩机构2的吸入一侧连接的状态。此外，在切换机构3切换成加热运转状态时，并不进行节能器热交换器20的中间压喷射，而是进行通过第2后级侧喷射管18c使制冷剂从作为气液分离器的储液器18返回后级侧压缩部件2d的储液器18的中间压喷射。更加具体地来讲，第2后级喷射开关阀18d处于打开状态，第1后级喷射阀19a处于完全关闭状态。

在该制冷剂管路410的状态下，低压制冷剂(参照图17～图19中的点A)从吸入管2a被吸入压缩机构2中，首先，被压缩部件2c压缩至中间压力后，被排出至中间制冷剂管8(参照图17～图19中的点B 1)。与制冷运转时不同，从该前级侧压缩部件2c排出的中间压制冷剂并不通过中间冷却器7(即，未被冷却)，而是通过中间冷却器旁通管9(参照图17～图19中的点C1)，与从储液器18通过第2后级侧喷射管18c返回后级压缩机构2d的制冷剂(参照图17～图19中的点M)合流从而被冷却(参照图17～图19中的点G)。接着，与从第2后级侧喷射管18c返回的制冷剂合流后(即，进行作为气液分离器的储液器18的中间压喷射)的中间压制冷剂被吸入与压缩部件2c的后级连接的压缩部件2d，被进一步压缩，然后从压缩机构2向排出管2b排出(参照图17～图19中的点D)。此处，与制冷运转时同样，从压缩机构2排出的高压制冷剂根据压缩部件2c、2d的二级压缩操作被压缩至超过临界压力(即，图18所示的临界点CP中的临界压力Pcp)的压力。从该压缩机构2排出的高压制冷剂经由切换机构3，被送往具有用作制冷剂的散热器功能的利用侧热交换器6，与作为冷却源的水和空气进行热交换后被冷却(参照图17～图19中的点F)。在作为散热器的利用侧热交换器6中被冷却的高压制冷剂被利用方膨胀机构5c减压至中间压后，被暂时储存在储液器18内并且进行气液分离(参照图17～图19中的点I、L、M)。在储液器18中被气液分离后的气体制冷剂被第2后级侧喷射管18c从储液器18的上部排出，如上所述，与从前级侧压缩部件2c排出的中间压制冷剂合流。被储存在储液器18内的液体制冷剂被第1膨胀机构5a减压后变成低压的气液两相状态的制冷剂，被送往具有用作制冷剂的蒸发器功能的热源侧热交换器4(参照图17～图19中的点E)。被送往作为蒸发器的热源侧热交换器4的低压的气液两相状态的制冷剂与作为加热源的水和空气进行热交换从而被加热，然后蒸发(参照图17～图19中的点A)。在该作为蒸发器的热源侧热交换器4中被加热并蒸发的低压的制冷剂经由切换机构3，再次被吸入压缩机构2中。采用上述这种方式进行制暖运转。

在本变形例的构造中，在制暖运转时，取代节能器热交换器20的中间压喷射，而是进行作为气液分离器的储液器18的中间压喷射，这一点与变形例3不同，对于其它方面，能够获得与变形例3同样的作用效果。

在本变形例中，通过改变开关阀11、12、92a的开关状态，在制冷运转和制冷开始控制之间进行切换，即，切换制冷剂不返回状态和制冷剂返回状态，但是，如上述变形例1所示，也可以取代开关阀11、12、92a，设置能够切换制冷剂不返回状态和制冷剂返回状态的中间冷却器切换阀93。

(7)变形例5

在上述变形例4中的制冷剂管路410(参照图17)中，为了进行与多个空调空间的空调负荷对应的制冷和制暖等，采用具有相互并联连接的多个利用侧热交换器6的构造，并且，为了通过控制流经各个利用侧热交换器6的制冷剂的流量，从而能够获得在各个利用侧热交换器6中所需的冷冻负荷，采用一种在储液器18和利用侧热交换器6之间与各个利用侧热交换器6对应而设置利用方膨胀机构5c的构造。在这种构造中，在制冷运转时，被第1膨胀机构5a减压至饱和压力附近然后被暂时储存在储液器18内的制冷剂(参照图17中的点I)被分配给各个利用方膨胀机构5c，但是，如果从储液器18被送往各个利用方膨胀机构5c的制冷剂是气液两相状态，那么，在向各个利用方膨胀机构5c分配时就有可能产生偏流，因此，最好尽可能地使从储液器18被送往各个利用方膨胀机构5c的制冷剂处于过冷却状态。

因此，在本变形例中，如图20所示，在上述变形例4中的制冷剂管路410中，在储液器18和利用方膨胀机构5c之间设置过冷却热交换器96及第3吸入返回管95，形成制冷剂管路510。

过冷却热交换器96是对从储液器18被送往利用方膨胀机构5c的制冷剂进行冷却的热交换器。更加具体地来讲，过冷却热交换器96是在制冷运转时，进行与对从储液器18被送往利用方膨胀机构5c的制冷剂的一部分进行分流然后使其返回压缩机构2的吸入一侧(即，作为蒸发器的利用侧热交换器6和压缩机构2之间的吸入管2a)的流经第3吸入返回管95的制冷剂的热交换的热交换器，它具有两个制冷剂相向流动的流路。此处，第3吸入返回管95是对从作为散热器的热源侧热交换器4被送往膨胀机构5的制冷剂进行分流然后使其返回压缩机构2的吸入一侧(即吸入管2a)的制冷剂管。在该第3吸入返回管95中设有能够控制其开度的第3吸入返回阀95a，在过冷却热交换器96中，进行从储液器18被送往利用方膨胀机构5c的制冷剂与在第3吸入返回阀95a中被减压至低压附近后的流经第3吸入返回管95的制冷剂的热交换。在本变形例中，第3吸入返回阀95a是电动膨胀阀。此外，在吸入管2a或者压缩机构2中设有检测出流经压缩机构2的吸入一侧的制冷剂压力的吸入压力传感器60。在过冷却热交换器96的第3吸入返回管95一侧的出口设有检测出过冷却热交换器96的第3吸入返回管95一侧的出口中的制冷剂温度的过冷却热交换出口温度传感器59。

下面，使用图20～图22、图18、图19对本变形例的空调装置1的操作进行说明。此处，图21是制冷运转时的冷冻循环的压力-焓线图，图22是制冷运转时的冷冻循环的温度-熵线图。此处，制冷开始控制与上述变形例2相同，因此，此处省略其说明。对于本变形例中的制暖运转时的冷冻循环，使用图18、图19进行说明。此外，以下的制冷运转和制暖运转中的运转控制是通过上述实施方式中的控制部(图中未示)来进行的。在以下的说明中，“高压”是指冷冻循环中的高压(即，图21、图22中的点D、E、I、R的压力及图18、图19中的点D、D’、F的压力)，“低压”是指冷冻循环中的低压(即，图21、图22中的点A、F、F、S’、U的压力及图18、图19中的点A、E的压力)，“中间压”是指冷冻循环中的中间压(即，图21、图22中的点B1、C1、G、J、K的压力及图18、图19中的点B1、C1、G、I、L、M的压力)。

(制冷运转)

在制冷运转时，切换机构3切换成图20的实线所示的冷却运转状态。作为热源端膨胀机构的第1膨胀机构5a及利用方膨胀机构5c的开度被调节。由于切换机构3变成冷却运转状态，因此，中间制冷剂管8的中间冷却器开关阀12被打开，中间冷却器旁通管9的中间冷却器旁通开关阀11被关闭，于是，中间冷却器7就变成能够用作冷却器的状态，并且，第1吸入返回管92的第1吸入返回开关阀92a被关闭，于是，中间冷却器7和压缩机构2的吸入一侧变成未被连接的状态(但是，制冷开始控制时除外)。此外，在切换机构3切换成冷却运转状态时，并不进行作为气液分离器的储液器18的中间压喷射，而是进行通过第1后级侧喷射管19使在节能器热交换器20中被加热的制冷剂返回后级侧压缩部件2d的节能器热交换器20的中间压喷射。更加具体地来讲，第2后级喷射开关阀18d处于关闭状态，第1后级喷射阀19a被实施与上述变形例3同样的开度调节。此外，在切换机构3切换成冷却运转状态时，使用过冷却热交换器96，因此，第3吸入返回阀95a的开度也被调节。更加具体地来讲，在本变形例中，第3吸入返回阀95a被实施开度调节的所谓过热度控制，从而使过冷却热交换器96的第3吸入返回管95一侧的出口中的制冷剂的过热度变成目标值。在本变形例中，过冷却热交换器96的第3吸入返回管95一侧的出口中的制冷剂的过热度通过将吸入压力传感器60检测出来的低压换算成饱和温度，从过冷却热交换出口温度传感器59检测出来的制冷剂温度中减去该制冷剂的饱和温度值而获得。此外，在本变形例中并未采用，但是，也可以在过冷却热交换器96的第3吸入返回管95一侧的入口设置温度传感器，从过冷却热交换出口温度传感器59检测出来的制冷剂温度中减去由该温度传感器检测出来的制冷剂温度，从而得到过冷却热交换器96的第3吸入返回管95一侧的出口中的制冷剂的过热度。此外，第3吸入返回阀95a的开度调节并非局限于过热度控制，例如，也可以根据制冷剂管路510中的制冷剂循环量等使其打开规定开度。

在该制冷剂管路510的状态下，低压制冷剂(参照图20～图22中的点A)从吸入管2a被吸入压缩机构2中，首先，被压缩部件2c压缩至中间压力后，被排出至中间制冷剂管8(参照图20～图22中的点B1)。从该前级侧压缩部件2c排出的中间压制冷剂在中间冷却器7中，与作为冷却源的水和空气进行热交换从而被冷却(参照图20～图22中的点C1)。在该中间冷却器7中被冷却的制冷剂与从第1后级侧喷射管19返回后级压缩机构2d的制冷剂(参照图20～图22中的点K)合流从而被进一步冷却(参照图20～图22中的点G)。接着，与从第1后级侧喷射管19返回的制冷剂合流后(即，进行节能器热交换器20的中间压喷射)的中间压制冷剂被吸入与压缩部件2c的后级连接的压缩部件2d中，并被进一步压缩，从压缩机构2排出至排出管2b(参照图20～图22中的点D)。此处，从压缩机构2排出的高压制冷剂根据压缩部件2c、2d的二级压缩操作被压缩至超过临界压力(即，图21所示的临界点CP中的临界压力Pcp)的压力。从该压缩机构2排出的高压制冷剂经由切换机构3，被送往具有用作制冷剂的散热器功能的热源侧热交换器4，与作为冷却源的水和空气进行热交换后被冷却(参照图20～图22中的点E)。在作为散热器的热源侧热交换器4中被冷却的高压制冷剂的一部分被第1后级侧喷射管19分流。流经第1后级侧喷射管19的制冷剂在第1后级喷射阀19a中被减压至中间压附近后，被送往节能器热交换器20(参照图20～图22中的点J)。此外，被第1后级侧喷射管19分流后的制冷剂流入节能器热交换器20，与流经第1后级侧喷射管19的制冷剂进行热交换后被冷却(参照图20～图22中的点H)。流经第1后级侧喷射管19的制冷剂与在用作散热器的热源侧热交换器4中被冷却的高压制冷剂进行热交换后被加热(参照图20～图22中的点K)，然后如上所述，与从前级侧压缩部件2c排出的中间压制冷剂合流。在节能器热交换器20中被冷却的高压制冷剂被第1膨胀机构5a减压至饱和压力附近，然后被暂时储存在储液器18内(参照图20～图22中的点I)。被储存在储液器18内的制冷剂的一部分被第3吸入返回管95分流。流经第3吸入返回管95的制冷剂在第3吸入返回阀95a中被减压至低压附近后，被送往过冷却热交换器96(参照图20～图22中的点S)。此外，被第3吸入返回管95分流后的制冷剂流入过冷却热交换器96，与流经第3吸入返回管95的制冷剂进行热交换后被进一步冷却(参照图20～图22中的点R)。流经第3吸入返回管95的制冷剂与在节能器热交换器20中被冷却的高压制冷剂进行热交换后被加热(参照图20～图22中的点U)，然后与流经压缩机构2的吸入一侧(此处是吸入管2a)的制冷剂合流。在该过冷却热交换器96中被冷却的制冷剂被送往利用方膨胀机构5c，被利用方膨胀机构5c减压后变成低压的气液两相状态的制冷剂，被送往具有用作制冷剂的蒸发器功能的利用侧热交换器6(参照图20～图22中的点F)。被送往作为蒸发器的利用侧热交换器6的低压的气液两相状态的制冷剂与作为加热源的水和空气进行热交换后被加热，并且蒸发(参照图20～图22中的点A)。在该作为蒸发器的利用侧热交换器6中被加热并蒸发的低压制冷剂经由切换机构3，再次被吸入压缩机构2。采用上述这种方式进行制冷运转。

(制暖运转)

在制暖运转时，切换机构3变成如图20的虚线所示的加热运转状态。作为热源端膨胀机构的第1膨胀机构5a及利用方膨胀机构5c的开度被调节。由于切换机构3变成加热运转状态，因此，中间制冷剂管8的中间冷却器开关阀12被关闭，中间冷却器旁通管9的中间冷却器旁通开关阀11被打开，于是，中间冷却器7就变成不能用作冷却器的状态。而且，由于切换机构3变成加热运转状态，因此，第1吸入返回管92的第1吸入返回开关阀92a被打开，于是，变成使中间冷却器7和压缩机构2的吸入一侧连接的状态。此外，在切换机构3切换成加热运转状态时，并不进行节能器热交换器20的中间压喷射，而是进行通过第2后级侧喷射管18c使制冷剂从作为气液分离器的储液器18返回后级侧压缩部件2d的储液器18的中间压喷射。更加具体地来讲，第2后级喷射开关阀18d处于打开状态，第1后级喷射阀19a处于完全关闭状态。在切换机构3切换成加热运转状态时，不使用过冷却热交换器96，因此，第3吸入返回阀95a也处于完全关闭状态。

在该制冷剂管路510的状态下，低压制冷剂(参照图20、图18、图19中的点A)从吸入管2a被吸入压缩机构2中，首先，被压缩部件2c压缩至中间压力后，被排出至中间制冷剂管8(参照图20、图18、图19中的点B1)。与制冷运转时不同，从该前级侧压缩部件2c排出的中间压制冷剂并不通过中间冷却器7(即，未被冷却)，而是通过中间冷却器旁通管9(参照图20、图18、图19中的点C1)，与从储液器18通过第2后级侧喷射管18c返回后级压缩机构2d的制冷剂(参照图20、图18、图19中的点M)合流从而被冷却(参照图20、图18、图19中的点G)。接着，与从第2后级侧喷射管18c返回的制冷剂合流后(即，进行作为气液分离器的储液器18的中间压喷射)的中间压制冷剂被吸入与压缩部件2c的后级连接的压缩部件2d后被进一步压缩，然后从压缩机构2向排出管2b排出(参照图20、图18、图19中的点D)。此处，与制冷运转时同样，从压缩机构2排出的高压制冷剂根据压缩部件2c、2d的二级压缩操作被压缩至超过临界压力(即，图18所示的临界点CP中的临界压力Pcp)的压力。从该压缩机构2排出的高压制冷剂经由切换机构3，被送往具有用作制冷剂的散热器功能的利用侧热交换器6，与作为冷却源的水和空气进行热交换后被冷却(参照图20、图18、图19中的点F)。在作为散热器的利用侧热交换器6中被冷却的高压制冷剂被利用方膨胀机构5c减压至中间压后，被暂时储存在储液器18内并且进行气液分离(参照图20、图18、图19中的点I、L、M)。在储液器18中被气液分离后的气体制冷剂被第2后级侧喷射管18c从储液器18的上部排出，如上所述，与从前级侧压缩部件2c排出的中间压制冷剂合流。被储存在储液器18内的液体制冷剂被第1膨胀机构5a减压后变成低压的气液两相状态的制冷剂，被送往具有用作制冷剂的蒸发器功能的热源侧热交换器4(参照图20、图18、图19中的点E)。被送往作为蒸发器的热源侧热交换器4的低压的气液两相状态的制冷剂与作为加热源的水和空气进行热交换从而被加热，然后蒸发(参照图20、图18、图19中的点A)。在该作为蒸发器的热源侧热交换器4中被加热并蒸发的低压的制冷剂经由切换机构3，再次被吸入压缩机构2中。采用上述这种方式进行制暖运转。

在本变形例的构造中，能够获得与上述变形例4同样的作用效果，并且在制冷运转时，使用过冷却热交换器96能够将从储液器18被送往利用方膨胀机构5c的制冷剂(参照图20～图22中的点I)冷却至过冷却状态(参照图21、图22中的点I、R)，因此，能够减少在向各个利用方膨胀机构5c分配时产生偏流的可能性。

此外，在本变形例中，通过改变开关阀11、12、92a的开关状态，在制冷运转和制冷开始控制之间进行切换，即，切换制冷剂不返回状态和制冷剂返回状态，但是，如上述变形例1所述，也可以取代开关阀11、12、92a，设置能够切换制冷剂不返回状态和制冷剂返回状态的中间冷却器切换阀93。

(8)变形例6

在上述实施方式及其变形例中，由一台一轴二级压缩构造的压缩机21构成用后级侧压缩部件依次压缩从两个压缩部件2c、2d中的前级侧压缩部件所排出的制冷剂的二级压缩式的压缩机构2，但是，也可以采用比二级压缩式多的三级压缩式等多级压缩机构，或者，也可以将多台通过组装单一压缩部件而构成的压缩机以及/或者组装多个压缩部件而构成的压缩机串联连接构成多级压缩机构。此外，如连接多个利用侧热交换器6等情况那样，在必须增大压缩机构能力的情况下，也可以采用通过并列连接两个系统以上的多级压缩式的压缩机构而构成的并列多级压缩形的压缩机构。

例如，也可以如图23所示，在上述变形例5中的制冷剂管路510(参照图20)中，取代二级压缩式的压缩机构2，采用并列连接二级压缩式的压缩机构103、104的压缩机构102，形成制冷剂管路610。

在本变形例中，第1压缩机构103由用2个压缩部件103c、103d对制冷剂进行二级压缩的压缩机29构成，它与从压缩机构102的吸入主管102a分支的第1吸入支管103a、以及和压缩机构102的排出主管102b汇合的第1排出支管103b连接。在本变形例中，第2压缩机构104由用2个压缩部件104c、104d对制冷剂进行二级压缩的压缩机30构成，它与从压缩机构102的吸入主管102a分支的第2吸入支管104a、以及和压缩机构102的排出主管102b汇合的第2排出支管104b连接。此外，压缩机29、30的构造与上述实施方式及其变形例中的压缩机21同样，因此，将表示除压缩部件103c、103d、104c、104d以外的各个部分的符号分别置换成数字29和数字30，此处，省略其说明。压缩机29从第1吸入支管103a吸入制冷剂，用压缩部件103c压缩该被吸入的制冷剂后，向构成中间制冷剂管8的第1入口侧中间支管81排出，使向第1入口侧中间支管81排出的制冷剂通过构成中间制冷剂管8的中间主管82及第1出口侧中间支管83后吸入压缩部件103d中，然后进一步压缩制冷剂后向第1排出支管103b排出。压缩机30从第1吸入支管104a吸入制冷剂，用压缩部件104c压缩该被吸入的制冷剂后，向构成中间制冷剂管8的第2入口侧中间支管84排出，使向第2入口侧中间支管84排出的制冷剂通过构成中间制冷剂管8的中间主管82以及第2出口侧中间支管85后吸入压缩部件104d中，然后进一步压缩制冷剂后向第2排出支管104b排出。在本变形例中，中间制冷剂管8是用来将从与压缩部件103d、104d的前级连接的压缩部件103c、104c排出的制冷剂吸入与压缩部件103c、104c的后级连接的压缩部件103d、104d中的制冷剂管，主要包括：与第1压缩机构103的前级侧压缩部件103c的排出一侧连接的第1入口侧中间支管81、与第2压缩机构104的前级侧压缩部件104c的排出一侧连接的第2入口侧中间支管84、两个入口侧中间支管81、84汇合的中间主管82、从中间主管82分支然后与第1压缩机构103的后级侧压缩部件103d的吸入一侧连接的第1出口侧中间支管83、以及从中间主管82分支然后与第2压缩机构104的后级侧压缩部件104d的吸入一侧连接的第2出口侧中间支管85。此外，排出主管102b是用来将从压缩机构102排出的制冷剂送往切换机构3的制冷剂管，在与排出主管102b连接的第1排出支管103b中设有第1油分离机构141和第1单向机构142，在与排出主管102b连接的第2排出支管104b中设有第2油分离机构143和第2单向机构144。第1油分离机构141用来将从第1压缩机构103排出的制冷剂中所夹杂的冷冻机油从制冷剂中分离出来然后送回压缩机构102的吸入一侧，主要包括：将从第1压缩机构103排出的制冷剂中所夹杂的冷冻机油从制冷剂中分离出来的第1油分离器141a、与第1油分离器141a连接且将从制冷剂中被分离出来的冷冻机油送回压缩机构102的吸入一侧的第1油返回管141b。第2油分离机构143用来将从第2压缩机构104排出的制冷剂中所夹杂的冷冻机油从制冷剂中分离出来然后送回压缩机构102的吸入一侧，主要包括：将从第2压缩机构104排出的制冷剂中所夹杂的冷冻机油从制冷剂中分离出来的第2油分离器143a、与第2油分离器143a连接且将从制冷剂中被分离出来的冷冻机油送回压缩机构102的吸入一侧的第2油返回管143b。在本变形例中，第1油返回管141b与第2吸入支管104a连接，第2油返回管143c与第1吸入支管103a连接。因此，因在储存在第1压缩机构103内的冷冻机油的油量与储存在第2压缩机构104内的冷冻机油的油量之间出现偏差，从而导致从第1压缩机构103排出的制冷剂中所夹杂的冷冻机油的油量与从第2压缩机构104排出的制冷剂中所夹杂的冷冻机油的油量之间产生偏差，在这种情况下，冷冻机油也会更多地返回压缩机构103、104中冷冻机油的油量少的一个，从而消除储存在第1压缩机构103内的冷冻机油的油量与储存在第2压缩机构104内的冷冻机油的油量之间的偏差。此外，在本变形例中，第1吸入支管103a按照与第2油返回管143b的汇合部至与吸入主管102a的汇合部之间的部分朝着与吸入主管102a的汇合部呈下降坡度的方式构成，第2吸入支管104a按照与第1油返回管141b的汇合部至与吸入主管102a的汇合部之间的部分朝着与吸入主管102a的汇合部呈下降坡度的方式构成。因此，即使压缩机构103、104中的任意一个处于停止状态，从与正在运转的压缩机构对应的油返回管返回与处于停止状态的压缩机构对应的吸入支管的冷冻机油也会返回吸入主管102a，不易发生正在运转的压缩机构的机油耗尽的情况。在油返回管141b、143b中设有对流经油返回管141b、143b的冷冻机油进行减压的减压机构141c、143c。单向机构142、144是用来容许制冷剂从压缩机构103、104的排出一侧流向切换机构3，且阻断制冷剂从切换机构3流向压缩机构103、104的排出一侧的机构。

于是，在本变形例中，压缩机构102通过并列连接以下部件构成：具有两个压缩部件103c、103d并且按照用后级侧压缩部件依次压缩从这些压缩部件103c、103d中的前级侧压缩部件排出的制冷剂的方式而构成的第1压缩机构103；具有两个压缩部件104c、104d并且按照用后级侧压缩部件依次压缩从这些压缩部件104c、104d中的前级侧压缩部件排出的制冷剂的方式而构成的第2压缩机构104。

在本变形例中，中间冷却器7被设置在构成中间制冷剂管8的中间主管82中，它是对从第1压缩机构103的前级侧压缩部件103c排出的制冷剂与从第2压缩机构104的前级侧压缩部件104c排出的制冷剂汇合后的制冷剂进行冷却的热交换器。即，中间冷却器7具有能够在2个压缩机构103、104中通用的冷却器的功能。因此，与通过并联连接多系统的多级压缩式的压缩机构103、104而构成的并列多级压缩式的压缩机构102相比，能够简化设置中间冷却器7时压缩机构102周围的电路构造。

此外，在构成中间制冷剂管8的第1入口侧中间支管81中设有单向机构81a，用来容许制冷剂从第1压缩机构103的前级侧压缩部件103c的排出一侧流向中间主管82一侧，并且阻断制冷剂从中间主管82一侧流向前级侧压缩部件103c的排出一侧，在构成中间制冷剂管8的第2入口侧中间支管84中设有单向机构84a，用来容许制冷剂从第2压缩机构103的前级侧压缩部件104c的排出一侧流向中间主管82一侧，并且阻断制冷剂从中间主管82一侧流向前级侧压缩部件104c的排出一侧。在本变形例中，作为单向机构81a、84a使用单向阀。因此，即使压缩机构103、104中的任意一个处于停止状态，也不会发生从正在运转的压缩机构的前级侧压缩部件排出的制冷剂通过中间制冷剂管8然后到达处于停止状态的压缩机构的前级侧压缩部件的排出一侧的状况，因此，不会发生从正在运转的压缩机构的前级侧压缩部件排出的制冷剂通过处于停止状态的压缩机构的前级侧压缩部件然后到达压缩机构102的吸入一侧，导致处于停止状态的压缩机构的冷冻机油流出的状况，于是，在启动处于停止状态的压缩机构时，不易发生冷冻机油不足的情况。此外，在压缩机构103、104之间设置运转的优先顺序的情况下(例如，在将第1压缩机构103作为优先运转的压缩机构的情况下)，符合上述处于停止状态的压缩机构仅局限于第2压缩机构104，因此，在此情况下，也可以仅设置与第2压缩机构104对应的单向机构84a。

此外，如上所述，在将第1压缩机构103作为优先运转的压缩机构的情况下，中间制冷剂管8按照在压缩机构103、104中通用的方式设置，因此，从与正在运转的第1压缩机构103对应的前级侧压缩部件103c排出的制冷剂通过中间制冷剂管8的第2出侧中间支管85，到达处于停止状态的第2压缩机构104的后级侧压缩部件104d的吸入一侧，这样，从正在运转的第1压缩机构103的前级侧压缩部件103c排出的制冷剂通过处于停止状态的第2压缩机构104的后级侧压缩部件104d内，然后到达压缩机构102的排出一侧，导致处于停止状态的第2压缩机构104的冷冻机油流出，当启动处于停止状态的第2压缩机构104时，有可能发生冷冻机油不足的情况。因此，在本变形例中，在第2出口侧中间支管85中设置开关阀85a，在第2压缩机构104处于停止状态的情况下，利用该开关阀85a阻断第2出口侧中间支管85内的制冷剂的流动。这样，从正在运转的第1压缩机构103的前级侧压缩部件103c排出的制冷剂就无法通过中间制冷剂管8的第2出口侧中间支管85而到达处于停止状态的第2压缩机构104的后级侧压缩部件104d的吸入一侧，因此，不易发生从正在运转的第1压缩机构103的前级侧压缩部件103c排出的制冷剂通过处于停止状态的第2压缩机构104的后级侧压缩部件104d内，然后到达压缩机构102的排出一侧，导致处于停止状态的第2压缩机构104的冷冻机油流出这样的情况，这样，当启动处于停止状态的第2压缩机构104时也不易发生冷冻机油不足的情况。此外，在变形例中，作为开关阀85a使用了电磁阀。

此外，在将第1压缩机构103作为优先运转的压缩机构的情况下，在第1压缩机构103的启动后，接着启动第2压缩机构104，但是，此时，中间制冷剂管8按照在压缩机构103、104中通用的方式设置，因此，在从第2压缩机构104的前级侧压缩部件103c的排出一侧的压力以及后级侧压缩部件103d的吸入一侧的压力变得比前级侧压缩部件103c的吸入一侧的压力以及后级侧压缩部件103d的排出一侧的压力高的状态下启动，难以稳定地启动第2压缩机构104。因此，在本变形例中，设置用来连接第2压缩机构104的前级侧压缩部件104c的排出一侧与后级侧压缩部件104d的吸入一侧的启动旁通管86，并且在该启动旁通管86中设置开关阀86a，在第2压缩机构104处于停止状态的情况下，利用该开关阀86a阻断启动旁通管86内的制冷剂的流动，并且，利用开关阀85a阻断第2出口侧中间支管85内的制冷剂的流动，当启动第2压缩机构104时，利用开关阀86a能够使制冷剂流经启动旁通管86内，从而使从第2压缩机构104的前级侧压缩部件104排出的制冷剂不与从第1压缩机构103的前级侧压缩部件104c排出的制冷剂合流，而是通过启动旁通管86使其吸入后级侧压缩部件104d中，在压缩机构102的运转状态稳定的时刻(例如，压缩机构102的吸入压力、排出压力以及中间压力稳定的时刻)，利用开关阀85a能够使制冷剂流经第2出口侧中间支管85内，并且，利用开关阀86a阻断启动旁通管86内的制冷剂的流动，从而使其能够变成通常的制冷运转。此外，在本变形例中，启动旁通管86的一端与第2出口侧中间支管85的开关阀85a以及第2压缩机构104的后级侧压缩部件104d的吸入一侧之间连接，另一端与第2压缩机构104的前级侧压缩部件104c的排出一侧以及第2入口侧中间支管84的单向机构84a之间连接，当启动第2压缩机构104时，能够使其变成不易受到第1压缩机构103的中间压部分的影响的状态。此外，在本变形例中，作为开关阀86a使用了电磁阀。

此外，对于本变形例的空调装置1的制冷运转和制暖运转等的操作，除了因取代压缩机构2而设的压缩机构102，压缩机构102周围的电路构造变得略为复杂而进行更改这一点之外，其余基本与上述变形例5中的操作(图20～图22、图18、图19及其相关记载)相同，因此，此处省略其说明。

在本变形例的构造中，也能获得与上述变形例5同样的作用效果。

此外，在本变形例中，根据开关阀11、12、92a的开关状态，在制冷运转和制冷开始控制之间进行切换，即，切换制冷剂不返回状态和制冷剂返回状态，但是，如上述变形例1所示，也可以取代开关阀11、12、92a，设置能够切换制冷剂不返回状态和制冷剂返回状态的中间冷却器切换阀93。

(9)其它的实施方式

以上，根据附图，对本发明的实施方式及其变形例进行了说明，但是，具体的构造并非局限于这些实施方式及其变形例，在不脱离发明主旨的范围内能够进行更改。

例如，在上述实施方式及其变形例中，使用作为与流经利用侧热交换器6的制冷剂进行热交换的加热源或者冷却源的水和盐水，并且设置对在利用侧热交换器6中被热交换的水和盐水与室内空气进行热交换的二次热交换器，本发明也可应用在这种制冷式的空调装置中。

此外，对于上述制冷式空调装置的其它类型的制冷装置，只要使用在超临界区工作的制冷剂作为制冷剂来进行多级压缩式冷冻循环，那么，也能应用本发明。

此外，在超临界区工作的制冷剂并非局限于二氧化碳，也可以使用乙烯、乙烷和氧化氮等。

工业实用性

利用本发明，在进行多级压缩式冷冻循环的制冷装置中，不会发生后级侧压缩部件中的液体压缩，从而能够提高压缩机构的可靠性。

Claims (3)

1.一种制冷装置(1)，其特征在于，包括：

压缩机构(2、102)，该压缩机构(2、102)具有多个压缩部件，利用所述多个压缩部件中的后级侧压缩部件依次压缩从所述多个压缩部件中的前级侧压缩部件排出的制冷剂；

热源侧热交换器(4)；

利用侧热交换器(6)；

中间冷却器(7)，该中间冷却器(7)被设置在用于将从所述前级侧压缩部件排出的制冷剂吸入到所述后级侧压缩部件中的中间制冷剂管(8)中，用作从所述前级侧压缩部件排出将被吸入到所述后级侧压缩部件中的制冷剂的冷却器；

按照绕过所述中间冷却器的方式与所述中间制冷剂管连接的中间冷却器旁通管(9)；

吸入返回管(92)，用于当通过所述中间冷却器旁通管使从所述前级侧压缩部件排出的制冷剂吸入到所述后级侧压缩部件中的状态时，连接所述中间冷却器与所述压缩机构的吸入侧，和

切换机构(3)，在如下两种状态之间进行切换：按照所述压缩机构(2、102)、所述热源侧热交换器(4)、所述利用侧热交换器(6)的顺序使制冷剂循环的冷却运转状态和按照所述压缩机构、所述利用侧热交换器、所述热源侧热交换器的顺序使制冷剂循环的加热运转状态，

在使所述切换机构成为所述冷却运转状态的运转开始时，通过所述中间冷却器旁通管(9)使从所述前级侧压缩部件排出的制冷剂吸入到所述后级侧压缩部件，并且通过所述吸入返回管(92)连接所述中间冷却器(7)与所述压缩机构的吸入侧。

2.如权利要求1所述的制冷装置(1)，其特征在于，还包括：

切换机构(3)，在如下两种状态之间进行切换：按照所述压缩机构(2、102)、所述热源侧热交换器(4)、所述利用侧热交换器(6)的顺序使制冷剂循环的冷却运转状态和按照所述压缩机构、所述利用侧热交换器、所述热源侧热交换器的顺序使制冷剂循环的加热运转状态，

在使所述切换机构成为所述加热运转状态时，通过所述中间冷却器旁通管(9)使从所述前级侧压缩部件排出的制冷剂吸入到所述后级侧压缩部件，并且通过所述吸入返回管(92)连接所述中间冷却器(7)与所述压缩机构的吸入侧。

3.如权利要求1或者2所述的制冷装置(1)，其特征在于，还包括：

中间冷却器切换阀(93)，在如下两种状态之间进行切换：通过所述中间冷却器(7)使从所述前级侧压缩部件排出的制冷剂吸入到所述后级侧压缩部件并且使得不通过所述吸入返回管(92)连接所述中间冷却器(7)与所述压缩机构(2、102)的吸入侧的制冷剂不返回状态；和通过所述中间冷却器旁通管(9)使从所述前级侧压缩部件排出的制冷剂吸入到所述后级侧压缩部件并且通过所述吸入返回管连接所述中间冷却器与所述压缩机构的吸入侧的制冷剂返回状态。

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