CN102016447A - 冷冻装置 - Google Patents

Abstract

一种空调装置(1)，包括两级压缩式的压缩机构(2)、热源侧热交换器(4)、膨胀机构(5)、利用侧热交换器(6)、切换机构(3)、第一后级侧注入管(18c)、中间热交换器(7)、中间热交换器分流管(9)及液体注入管(18h)。在该空调装置(1)中，进行注入量最优化控制，该注入量最优化控制对通过液体注入管(18h)返回到后级侧的压缩元件(2d)的制冷剂的流量进行控制，以使加热运转时的注入比要比冷却运转时的注入比大，其中，所述注入比是通过第一后级侧注入管(18c)和液体注入管(18h)返回到后级侧的压缩元件(2d)的制冷剂的流量与从压缩机构(2)排出的制冷剂的流量的比。

Description

冷冻装置

技术领域

本发明涉及一种冷冻装置，尤其涉及一种可切换制冷运转和制热运转，且具有可进行中间压注入的制冷剂回路并能进行多级压缩式制冷循环的冷冻装置。

背景技术

以往，作为可切换制冷运转和制热运转、且具有可进行中间压注入的制冷剂回路并能进行多级压缩式制冷循环的冷冻装置之一，已知有专利文献1(日本专利特开2007-232263号公报)所示那样的，可切换制冷运转和制热运转、且具有可进行中间压注入的制冷剂回路并能进行两级压缩式制冷循环的空调装置。该空调装置主要包括：具有串联连接的前后级两个压缩元件的压缩机；四通切换阀；室外热交换器；室内热交换器；用于使在室外热交换器或室内热交换器中散热后的制冷剂的一部分返回到后级侧的压缩元件的后级侧注入管。

发明内容

第一发明所涉及的冷冻装置包括：压缩机构；作为制冷剂的散热器或蒸发器起作用的热源侧热交换器；作为制冷剂的蒸发器或散热器起作用的利用侧热交换器；切换机构；后级侧注入管；中间热交换器；以及中间热交换器分流管。压缩机构具有多个压缩元件，采用将从多个压缩元件中的前级侧的压缩元件排出的制冷剂利用后级侧的压缩元件依次压缩的结构。在此，“压缩机构”是指以下的结构：包括一体地组装有多个压缩元件的压缩机、组装有单个压缩元件的压缩机和/或连接多台组装有多个压缩元件的压缩机而成的装置。另外，“将从多个压缩元件中的前级侧的压缩元件排出的制冷剂在后级侧的压缩元件依次压缩”并不是指仅包括“前级侧的压缩元件”及“后级侧的压缩元件”这样被串联连接的两个压缩元件，而是指多个压缩元件被串联连接，各压缩元件间的关系具有上述“前级侧的压缩元件”与“后级侧的压缩元件”的关系。切换机构是用于切换冷却运转状态和加热运转状态的机构，在冷却运转状态下，按压缩机构、热源侧热交换器、利用侧热交换器的顺序使制冷剂循环，在加热运转状态下，按压缩机构、利用侧热交换器、热源侧热交换器的顺序使制冷剂循环。后级侧注入管是用于使在热源侧热交换器或利用侧热交换器中散热后的制冷剂分支并返回到后级侧的压缩元件的制冷剂管。中间热交换器设于用来将从前级侧的压缩元件排出的制冷剂吸入到后级侧的压缩元件的中间制冷剂管，在切换机构切换到冷却运转状态的冷却运转时，中间热交换器作为从前级侧的压缩元件排出并被吸入到后级侧的压缩元件中的制冷剂的冷却器起作用。中间热交换器分流管是与中间制冷剂管连接以绕过中间热交换器，从而在切换机构切换到加热运转状态的加热运转时，使得从前级侧的压缩元件排出并被吸入到后级侧的压缩元件的制冷剂不被中间热交换器冷却的制冷剂管。此外，该冷冻装置进行注入量最优化控制，该注入量最优化控制对通过后级侧注入管返回到后级侧的压缩元件的制冷剂的流量进行控制，以使所述加热运转时的注入比要比冷却运转时的注入比大，其中所述注入比是通过后级侧注入管返回到后级侧的压缩元件的制冷剂的流量与从压缩机构排出的制冷剂的流量的比。

在以往的空调装置中，进行中间压注入，使从后级侧的压缩元件排出的制冷剂的温度降低，并降低压缩机的动力消耗，实现运转效率的提高，其中，在中间压注入中，使从压缩机的后级侧的压缩元件排出后在室外热交换器或室内热交换器中散热后的制冷剂的一部分经由后级侧注入管返回到后级侧的压缩元件，从而与从压缩机的前级侧的压缩元件排出并被吸入到后级侧的压缩元件的制冷循环中的中间压的制冷剂合流。

然而，在这种空调装置中，为了实现压缩机的动力消耗的进一步降低、运转效率的进一步提高，作为优选，除了中间压注入以外，还设有用于使从后级侧的压缩元件排出的制冷剂的温度降低，并减少室外热交换器、室内热交换器中的散热损失的结构。特别地，在使用二氧化碳这样的在超临界区域工作的制冷剂的情形下，其临界温度(例如，二氧化碳的临界温度大致为31℃)与作为起到制冷剂的散热器的作用的室外热交换器的冷却源的水、空气的温度相同程度，与R22、R410A等制冷剂相比较低，所以，在制冷循环的高压比制冷剂的临界压力高的状态下进行运转，以能在室外热交换器中利用水、空气来冷却制冷剂。这使得从压缩机的后级侧的压缩元件排出的制冷剂的温度变高，因此，在作为制冷剂的散热器起作用的室外热交换器中，作为冷却源的水、空气与制冷剂之间的温度差变大，从而使室外热交换器的散热损失变大，所以存在不易获得较高的运转效率的问题。

对此，在本冷冻装置中，在不设置中间热交换器分流管而仅设置中间热交换器的情形下，除了使用后级侧注入管的中间压注入对吸入到后级侧的压缩元件的制冷剂的冷却效果以外，还有中间热交换器对吸入到后级侧的压缩元件的制冷剂的冷却效果，因此，与未设置中间热交换器的情形相比，最终能将从压缩机构排出的制冷剂的温度抑制得较低。藉此，在冷却运转时，能减小作为制冷剂的散热器起作用的热源侧热交换器的散热损失，因此，与仅进行中间压注入的情形相比，能进一步提高运转效率。不过，在加热运转时，在未设置中间热交换器的情形下，由于应能在利用侧热交换器中利用的热从中间热交换器朝外部散热，因此，运转效率会降低。

因此，在本冷冻装置中，不仅设置中间热交换器，而且还设置中间热交换器分流管，从而在切换机构切换到加热运转状态的加热运转时，使得从前级侧的压缩元件排出并被吸入到后级侧的压缩元件的制冷剂不被中间热交换器冷却。藉此，在本冷冻装置中，在冷却运转时，能将从压缩机构排出的制冷剂的温度抑制得更低，在加热运转时，能抑制朝外部的散热，并能在利用侧热交换器中利用。即，在本冷冻装置中，在冷却运转时，能减少作为制冷剂的散热器起作用的热源侧热交换器的散热损失，并能提高运转效率，在加热运转时，能抑制朝外部的散热，并能防止运转效率的降低。

不过，若如上所述在使用后级侧注入管的中间压注入的结构的基础上，还设置中间热交换器和中间热交换器分流管，在切换机构切换到加热运转状态的加热运转时，使得从前级侧的压缩元件排出并被吸入到后级侧的压缩元件的制冷剂不被中间热交换器冷却，则不能获得中间热交换器对吸入到后级侧的压缩元件的制冷剂的冷却效果，因此，存在这部分的性能系数不能提高的问题。

因此，在本冷冻装置中，通过进行注入量最优化控制，使得加热运转时的使用后级侧注入管的中间压注入对吸入到后级侧的压缩元件的制冷剂的冷却效果比冷却运转时的冷却效果大，所以，即便在不具有中间热交换器对吸入到后级侧的压缩元件的制冷剂的冷却效果的情形下，也能抑制朝外部的散热，并能将从压缩机构排出的制冷剂的温度抑制得更低，藉此，能提高性能系数，其中，在注入量最优化控制中，对通过后级侧注入管返回到后级侧的压缩元件的制冷剂的流量进行控制，以使加热运转时的通过后级侧注入管返回到后级侧的压缩元件的制冷剂的流量与从压缩机构排出的制冷剂的流量的比、即注入比要比冷却运转时的注入比大。

第二发明所涉及的冷冻装置是在第一发明所涉及的冷冻装置中，注入量最优化控制对通过后级侧注入管返回到后级侧的压缩元件的制冷剂的流量进行控制，以使吸入到后级侧的压缩元件的制冷剂的过热度达到目标值，并将加热运转时的过热度的目标值设定为冷却运转时的过热度的目标值以下。

在该冷冻装置中，作为注入量最优化控制，对通过后级侧注入管返回到后级侧的压缩元件的制冷剂的流量进行控制，以使吸入到后级侧的压缩元件的制冷剂的过热度达到目标值，并将加热运转时的过热度的目标值设定为冷却运转时的过热度的目标值以下，因此，能使加热运转时的通过后级侧注入管返回到后级侧的压缩元件的制冷剂的流量与从压缩机构排出的制冷剂的流量的比、即注入比要比冷却运转时的注入比大。藉此，在本冷冻装置中，加热运转时使用后级侧注入管的中间压注入对吸入到后级侧的压缩元件的制冷剂的冷却效果比冷却运转时的冷却效果大，因此，即便在不具有中间热交换器对吸入到后级侧的压缩元件的制冷剂的冷却效果的加热运转时，也能抑制朝外部的散热，并能将从压缩机构排出的制冷剂的温度抑制得更低，能提高性能系数。

第三发明所涉及的冷冻装置是在第一发明所涉及的冷冻装置中，还具有使在热源侧热交换器或利用侧热交换器中散热后的制冷剂气液分离的气液分离器。后级侧注入管包括：用于使在气液分离器中气液分离后的气体制冷剂返回到后级侧的压缩元件的第一后级侧注入管；以及使制冷剂从作为散热器起作用的热源侧热交换器或利用侧热交换器与气液分离器之间分支并返回到后级侧的压缩元件的第二后级侧注入管。此外，注入量最优化控制对通过第二后级侧注入管返回到后级侧的压缩元件的制冷剂的流量进行控制，以使吸入到后级侧的压缩元件的制冷剂的过热度达到目标值，并将加热运转时的过热度的目标值设定为冷却运转时的过热度的目标值以下。

在该冷冻装置中，采用使在热源侧热交换器或利用侧热交换器中散热后的制冷剂在气体分离器中气液分离，并使该气液分离后的气体制冷剂经由第一后级侧注入管返回到后级侧的压缩元件的所谓气液分离器的中间压注入。

不过，在该气液分离器的中间压注入中，由于根据流入气液分离器的制冷剂的气液比，能经由第一后级侧注入管返回到后级侧的压缩元件的制冷剂的流量是确定的，因此，不易控制经由第一后级侧注入管返回到后级侧的压缩元件的制冷剂的流量。

因此，在该冷冻装置中，采用以下结构，设置使制冷剂从作为散热器起作用的热源侧热交换器或利用侧热交换器与气液分离器之间分支并返回到后级侧的压缩元件的第二后级侧注入管，除了气液分离器的中间压注入以外，还使用第二后级侧注入管进行使液体制冷剂返回到后级侧的压缩元件的液体注入，作为注入量最优化控制，对通过第二后级侧注入管返回到后级侧的压缩元件的制冷剂的流量进行控制，以使吸入到后级侧的压缩元件的制冷剂的过热度达到目标值，并将加热运转时的过热度的目标值设定为冷却运转时的过热度的目标值以下，因此，能使加热运转时的通过后级侧注入管(在此，是第一后级侧注入管和第二后级侧注入管这两者)返回到后级侧的压缩元件的制冷剂的流量与从压缩机构排出的制冷剂的流量的比、即注入比要比冷却运转时的注入比大。藉此，在本冷冻装置中，加热运转时使用后级侧注入管的中间压注入对吸入到后级侧的压缩元件的制冷剂的冷却效果比冷却运转时的冷却效果大，因此，即便在不具有中间热交换器对吸入到后级侧的压缩元件的制冷剂的冷却效果的加热运转时，也能抑制朝外部的散热，并能将从压缩机构排出的制冷剂的温度抑制得更低，能提高性能系数。

第四发明所涉及的冷冻装置是在第二发明或第三发明所涉及的冷冻装置中，将加热运转时的过热度的目标值设定成与冷却运转时的过热度的目标值相同的值。

在此，在进行中间压注入的冷冻装置中，若将通过后级侧注入管返回到后级侧的压缩元件的制冷剂的流量与从压缩机构排出的制冷剂的流量的比作为注入比，则存在性能系数变为最大的最优注入比。此外，在本冷冻装置中，存在加热运转时的最优注入比要比冷却运转时的最优注入比大的倾向，可以考虑该倾向是由于加热运转时没有使用中间热交换器而引起的。即，在该冷冻装置中，在加热运转时，仅利用中间压注入来冷却吸入到后级侧的压缩元件的制冷剂，因此，与并用中间热交换器和中间压注入的冷却运转时相比，加热运转时的最优注入比增加与中间热交换器的冷却效果相当的量。

因此，在本冷冻装置中，作为优选，将加热运转时的过热度的目标值设定为与冷却运转时的过热度的目标值相同的值，藉此，即便在加热运转时，也能利用加热运转时的中间压注入将吸入到后级侧的压缩元件的制冷剂冷却到与利用中间热交换器和中间压注入来冷却制冷剂的冷却运转时相同的过热度，并能使加热运转时的注入比要比冷却运转时的注入比增加与中间热交换器的冷却效果相当的量。藉此，在本冷冻装置中，在将冷却运转时的过热度的目标值设定为与冷却运转时的性能系数变为最大时的最优注入比对应的值附近的情形下，即便在加热运转时，也能接近加热运转时性能系数变为最大时的最优注入比，在冷却运转和加热运转两者中，均能以性能系数变为最大时的最优注入比进行中间压注入。

第五发明所涉及的冷冻装置是在第一发明所涉及的冷冻装置中，还具有使在热源侧热交换器或利用侧热交换器中散热后的制冷剂与在后级侧注入管中流动的制冷剂进行热交换的节能热交换器。此外，注入量最优化控制对通过后级侧注入管返回到后级侧的压缩元件的制冷剂的流量进行控制，以使节能热交换器的后级侧注入管侧出口处的制冷剂的过热度达到目标值，并将加热运转时的过热度的目标值设定得比冷却运转时的过热度的目标值小。

在本冷冻装置中，采用以下结构，在节能热交换器中，使在热源侧热交换器或利用侧热交换器中散热后的制冷剂与在后级侧注入管中流动的制冷剂进行热交换，此外，还进行使进行了该热交换的、在后级侧注入管中流动的制冷剂返回到后级侧的压缩元件的所谓的节能热交换器的中间压注入，作为注入量最优化控制，对通过后级侧注入管返回到后级侧的压缩元件的制冷剂的流量进行控制，以使节能热交换器的后级侧注入管侧出口处的制冷剂的过热度达到目标值，并将加热运转时的过热度的目标值设定得比冷却运转时的过热度的目标值小，因此，加热运转时的通过后级侧注入管返回到后级侧的压缩元件的制冷剂的流量与从压缩机构排出的制冷剂的流量的比、即注入比要比冷却运转时的注入比大。藉此，在本冷冻装置中，加热运转时使用节能热交换器的中间压注入对吸入到后级侧的压缩元件的制冷剂的冷却效果比冷却运转时的冷却效果大，因此，即便在不具有中间热交换器对吸入到后级侧的压缩元件的制冷剂的冷却效果的加热运转时，也能抑制朝外部的散热，并能将从压缩机构排出的制冷剂的温度抑制得更低，能提高性能系数。

第六发明所涉及的冷冻装置是在第五发明所涉及的冷冻装置中，将加热运转时的过热度的目标值设定成比冷却运转时的过热度的目标值小5℃～10℃的值。

在此，在进行中间压注入的冷冻装置中，若将通过后级侧注入管返回到后级侧的压缩元件的制冷剂的流量与从压缩机构排出的制冷剂的流量的比作为注入比，则存在性能系数变为最大的最优注入比。此外，在本冷冻装置中，存在加热运转时的最优注入比要比冷却运转时的最优注入比大的倾向，可以考虑该倾向是由于加热运转时没有使用中间热交换器而引起的。即，在该冷冻装置中，在加热运转时，仅利用中间压注入来冷却吸入到后级侧的压缩元件的制冷剂，因此，与并用中间热交换器和中间压注入的冷却运转时相比，加热运转时的最优注入比增加与中间热交换器的冷却效果相当的量。

因此，在本冷冻装置中，将加热运转时的过热度的目标值设定成比冷却运转时的过热度的目标值小5℃～10℃的值，藉此，即便在加热运转时，也能利用加热运转时的中间压注入将吸入到后级侧的压缩元件的制冷剂冷却到与利用中间热交换器和中间压注入来冷却制冷剂的冷却运转时相同的过热度，并能使加热运转时的注入比要比冷却运转时的注入比增加与中间热交换器的冷却效果相当的量。藉此，在本冷冻装置中，在将冷却运转时的过热度的目标值设定为与冷却运转时的性能系数变为最大时的最优注入比对应的值附近的情形下，即便在加热运转时，也能接近加热运转时性能系数变为最大时的最优注入比，在冷却运转和加热运转两者中，均能以性能系数变为最大时的最优注入比进行中间压注入。

第七发明所涉及的冷冻装置是在第一发明所涉及的冷冻装置中，还具有在加热运转时使在上述利用侧热交换器中散热后的制冷剂气液分离的气液分离器。后级侧注入管包括：用于在加热运转时使在气液分离器中气液分离后的气体制冷剂返回到后级侧的压缩元件的第一后级侧注入管；在加热运转时使制冷剂从利用侧热交换器与气液分离器之间分支并返回到后级侧的压缩元件的第二后级侧注入管；以及在冷却运转时使在热源侧热交换器中散热后的制冷剂分支并返回到后级侧的压缩元件的第三后级侧注入管。此外，该冷冻装置还具有节能热交换器，该节能热交换器在冷却运转时使在热源侧热交换器中散热后的制冷剂与在第三后级侧注入管中流动的制冷剂进行热交换。此外，注入量最优化控制在冷却运转时对通过第三后级侧注入管返回到后级侧的压缩元件的制冷剂的流量进行控制，以使吸入到后级侧的压缩元件的制冷剂的过热度达到目标值，此外，在加热运转时对通过第二后级侧注入管返回到后级侧的压缩元件的制冷剂的流量进行控制，以使吸入到后级侧的压缩元件的制冷剂的过热度达到目标值，并将加热运转时的过热度的目标值设定为冷却运转时的过热度的目标值以下。

例如，在第三发明或第四发明所涉及的进行气液分离器的中间压注入和第二后级侧注入管的液体注入的冷冻装置中，可以考虑采用具有彼此并联连接的多个利用侧热交换器的结构，并以对应于各利用侧热交换器的方式设置膨胀机构，以控制在各利用侧热交换器中流动的制冷剂的流量，从而能获得各利用侧热交换器中所需的制冷负载。此时，在加热运转中，通过各利用侧热交换器的制冷剂的流量被与各利用侧热交换器对应设置的膨胀机构的开度大致决定，此时，各膨胀机构的开度不仅因在各利用侧热交换器中流动的制冷剂的流量而变动，还因多个利用侧热交换器间的流量分配的状态而变动，存在多个膨胀机构间的开度差异较大、膨胀机构变成比较小的开度的情形，因此，可能会出现通过加热运转时的膨胀机构的开度控制，气液分离器的压力过度降低的情形。由于即便在气液分离器的压力与制冷循环的中间压的压力差较小的条件下也能使用气液分离器的中间压注入，因此，气液分离器的中间压注入对于如采用上述结构的加热运转那样气液分离器的压力过度降低的可能性较高的情形是有利的。

另一方面，在第五发明或第六发明所涉及的进行节能热交换器的中间压注入的冷冻装置中，可以考虑采用具有彼此并联连接的多个利用侧热交换器的结构，并以对应于各利用侧热交换器的方式设置膨胀机构，以控制在各利用侧热交换器中流动的制冷剂的流量，从而能获得各利用侧热交换器中所需的制冷负载。此时，在冷却运转时，在热源侧热交换器中散热后的制冷剂在流入节能热交换器之前不进行大幅度的减压操作，且处于能利用从制冷循环的高压到制冷循环的中间压附近的压力差的条件下，因此，能增加节能热交换器中的热交换量，并能增加能返回到后级侧的压缩元件的制冷剂的流量，所以，与气液分离器的中间压注入相比，其应用是有效的。

这样，在以采用具有彼此并联连接的多个利用侧热交换器，且为了控制在各利用侧热交换器中流动的制冷剂的流量并能获得各利用侧热交换器中所需的制冷负载，以对应于各利用侧热交换器的方式设置膨胀机构的结构为前提的情形下，作为优选，如本冷冻装置那样，在加热运转时，进行使在利用侧热交换器中散热后的制冷剂在气液分离器中气液分离，并使该气液分离后的气体制冷剂经由第一后级侧注入管返回到后级侧的压缩元件的所谓气液分离器的中间压注入及第二后级侧注入管的液体注入，在冷却运转时，在节能热交换器中，进行在热源侧热交换器中散热后的制冷剂与在后级侧注入管中流动的制冷剂的热交换，并进行使进行了该热交换的在后级侧注入管中流动的制冷剂返回到后级侧的压缩元件的所谓节能热交换器的中间压注入。此外，作为注入量最优化控制，在冷却运转时，对通过第三后级侧注入管返回到后级侧的压缩元件的制冷剂的流量进行控制，以使吸入到后级侧的压缩元件的制冷剂的过热度达到目标值，在加热运转时，对通过第二后级侧注入管返回到后级侧的压缩元件的制冷剂的流量进行控制，以使吸入到后级侧的压缩元件的制冷剂的过热度达到目标值，并将加热运转时的过热度的目标值设定为冷却运转时的过热度的目标值以下，因此，能使加热运转时的通过后级侧注入管(在冷却运转时，是第三后级侧注入管，在加热运转时，是第一后级侧注入管和第二后级侧注入管这两者)返回到后级侧的压缩元件的制冷剂的流量与从压缩机构排出的制冷剂的流量的比、即注入比要比冷却运转时的注入比大。藉此，在本冷冻装置中，加热运转时使用后级侧注入管的中间压注入对吸入到后级侧的压缩元件的制冷剂的冷却效果比冷却运转时的冷却效果大，因此，即便在不具有中间热交换器对吸入到后级侧的压缩元件的制冷剂的冷却效果的加热运转时，也能抑制朝外部的散热，并能将从压缩机构排出的制冷剂的温度抑制得更低，能提高性能系数。

第八发明所涉及的冷冻装置是在第七发明所涉及的冷冻装置中，将加热运转时的过热度的目标值设定成与冷却运转时的过热度的目标值相同的值。

在此，在进行中间压注入的冷冻装置中，若将通过后级侧注入管返回到后级侧的压缩元件的制冷剂的流量与从压缩机构排出的制冷剂的流量的比作为注入比，则存在性能系数变为最大的最优注入比。此外，在本冷冻装置中，存在加热运转时的最优注入比要比冷却运转时的最优注入比大的倾向，可以考虑该倾向是由于加热运转时没有使用中间热交换器而引起的。即，在该冷冻装置中，在加热运转时，仅利用中间压注入来冷却吸入到后级侧的压缩元件的制冷剂，因此，与并用中间热交换器和中间压注入的冷却运转时相比，加热运转时的最优注入比增加与中间热交换器的冷却效果相当的量。

因此，在本冷冻装置中，将加热运转时的过热度的目标值设定为与冷却运转时的过热度的目标值相同的值，藉此，即便在加热运转时，也能利用加热运转时的中间压注入将吸入到后级侧的压缩元件的制冷剂冷却到与利用中间热交换器和中间压注入来冷却制冷剂的冷却运转时相同的过热度，并能使加热运转时的注入比要比冷却运转时的注入比增加与中间热交换器的冷却效果相当的量。藉此，在本冷冻装置中，在将冷却运转时的过热度的目标值设定为与冷却运转时的性能系数变为最大时的最优注入比对应的值附近的情形下，即便在加热运转时，也能接近加热运转时性能系数变为最大时的最优注入比，在冷却运转和加热运转两者中，均能以性能系数变为最大时的最优注入比进行中间压注入。

附图说明

图1是作为本发明的冷冻装置的一实施方式的空调装置的概略结构图。

图2是表示制冷运转时空调装置内制冷剂的流动的图。

图3是对制冷运转时的制冷循环加以图示的压力-焓线图。

图4是对制冷运转时的制冷循环加以图示的温度-熵线图。

图5是表示制热运转时空调装置内制冷剂的流动的图。

图6是对制热运转时的制冷循环加以图示的压力-焓线图。

图7是对制热运转时的制冷循环加以图示的温度-熵线图。

图8是表示注入比与制冷运转时的性能系数比及制热运转时的性能系数比的关系的图。

图9是变形例1的空调装置的概略结构图。

图10是表示制冷运转时空调装置内制冷剂的流动的图。

图11是对变形例1的空调装置的制冷运转时的制冷循环加以图示的压力-焓线图。

图12是对变形例1的空调装置的制冷运转时的制冷循环加以图示的温度-熵线图。

图13是表示制热运转时空调装置内制冷剂的流动的图。

图14是对变形例1的空调装置的制热运转时的制冷循环加以图示的压力-焓线图。

图15是对变形例1的空调装置的制热运转时的制冷循环加以图示的温度-熵线图。

图16是变形例2的空调装置的概略结构图。

图17是表示制冷运转时空调装置内制冷剂的流动的图。

图18是表示制热运转时空调装置内制冷剂的流动的图。

图19是对变形例2的空调装置的制热运转时的制冷循环加以图示的压力-焓线图。

图20是对变形例2的空调装置的制热运转时的制冷循环加以图示的温度-熵线图。

图21是变形例3的空调装置的概略结构图。

图22是表示制冷运转时空调装置内制冷剂的流动的图。

图23是对变形例3的空调装置的制冷运转时的制冷循环加以图示的压力-焓线图。

图24是对变形例3的空调装置的制冷运转时的制冷循环加以图示的温度-熵线图。

图25是表示制热运转时空调装置内制冷剂的流动的图。

图26是对变形例3的空调装置的制热运转时的制冷循环加以图示的压力-焓线图。

图27是对变形例3的空调装置的制热运转时的制冷循环加以图示的温度-熵线图。

图28是变形例4的空调装置的概略结构图。

具体实施方式

以下，根据附图对本发明所涉及的冷冻装置的实施方式进行说明。

(1)空调装置的结构

图1是作为本发明的冷冻装置的一实施方式的空调装置1的概略结构图。空调装置1是具有采用能切换制冷运转与制热运转的结构的制冷剂回路10，并使用在超临界区工作的制冷剂(在此，是二氧化碳)来进行两级压缩式制冷循环的装置。

空调装置1的制冷剂回路10主要包括压缩机构2、切换机构3、热源侧热交换器4、桥式回路17、第一膨胀机构15a、作为气液分离器的储罐18、第一后级侧注入管18c、作为第二后级侧注入管的液体注入管18h、第二膨胀机构5b、利用侧热交换器6和中间热交换器7。

在本实施方式中，压缩机构2由使用两个压缩元件对制冷剂进行两级压缩的压缩机21构成。压缩机21采用在壳体21a内收容有压缩机驱动电动机21b、驱动轴21c及压缩元件2c、2d的封闭式结构。压缩机驱动电动机21b与驱动轴21c连结。此外，该驱动轴21c与两个压缩元件2c、2d连结。即，压缩机21采用两个压缩元件2c、2d与一个驱动轴21c连结且两个压缩元件2c、2d均被压缩机驱动电动机21b驱动而旋转的所谓一轴两级压缩结构。在本实施方式中，压缩元件2c、2d是旋转式、涡旋式等容积式的压缩元件。此外，压缩机21采用如下结构：从吸入管2a吸入制冷剂，在利用压缩元件2c对该吸入的制冷剂进行压缩后将其排出到中间制冷管8，将被排出到中间制冷剂管8的制冷剂吸入到压缩元件2d，并在对其进一步压缩后朝排出管2b排出。在此，中间制冷剂管8是用于将从与压缩元件2c的前级侧连接的压缩元件2c排出的制冷剂吸入到与压缩元件2c的后级侧连接的压缩元件2d的制冷剂管。另外，排出管2b是用于将从压缩机构2排出的制冷剂输送到切换机构3的制冷剂管，在排出管2b上设有油分离机构41和单向机构42。油分离机构41是将与从压缩机构2排出的制冷剂一同排出的制冷机油从制冷剂分离、并使其朝压缩机构2的吸入侧返回的机构，主要具有：将与从压缩机构2排出的制冷剂一同排出的制冷机油从制冷剂分离的油分离器41a；以及与油分离器41a连接并使从制冷剂分离出的制冷机油返回到压缩机构2的吸入管2a的回油管41b。在回油管41b上设有对在回油管41b中流动的制冷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是用于允许制冷剂从压缩机构2的排出侧朝切换机构3流动且阻断制冷剂从切换机构3朝压缩机构2的排出侧流动的机构，在本实施方式中，使用单向阀。

这样，在本实施方式中，压缩机构2具有两个压缩元件2c、2d，使用后级侧的压缩元件接着压缩从上述压缩元件2c、2d中的前级侧的压缩元件排出的制冷剂。

切换机构3是用于切换制冷剂回路10内的制冷剂的流动方向的机构，在制冷运转时，为了使热源侧热交换器4作为被压缩机构2压缩的制冷剂的冷却器起作用且使利用侧热交换器6作为在热源侧热交换器4中被冷却的制冷剂的蒸发器起作用，将压缩机构2的排出侧与热源侧热交换器4的一端连接，并将压缩机21的吸入侧与利用侧热交换器6连接(参照图1的切换机构3的实线，以下，将该切换机构3的状态设为“冷却运转状态”)，在制热运转时，为了使利用侧热交换器6作为被压缩机构2压缩的制冷剂的冷却器起作用且使热源侧热交换器4作为在利用侧热交换器6中被冷却的制冷剂的加热器来起作用，将压缩机构2的排出侧与利用侧热交换器6连接，并将压缩机构2的吸入侧与热源侧热交换器4的一端连接(参照图1的切换机构3的虚线，以下，将该切换机构3的状态设为“加热运转状态”)。在本实施方式中，切换机构3是与压缩机构2的吸入侧、压缩机构2的排出侧、热源侧热交换器4及利用侧热交换器6连接的四通切换阀。切换机构3并不限定于四通切换阀，例如，也可以是通过组装多个电磁阀等方式来构成具有与上述相同的、切换制冷剂的流动方向的功能的构件。

这样，若仅着眼于构成制冷剂回路10的压缩机构2、热源侧热交换器4、第一膨胀机构5a、储罐18、第二膨胀机构5b及利用侧热交换器6，则切换机构3能切换成冷却运转状态和加热运转状态，在冷却运转状态中，使制冷剂按照压缩机构2、热源侧热交换器4、第一膨胀机构5a、储罐18、第二膨胀机构5b、利用侧热交换器6的顺序循环，在加热运转状态中，使制冷剂按照压缩机构2、利用侧热交换器6、第一膨胀机构5a、储罐18、第二膨胀机构5b、热源侧热交换器4的顺序循环。

热源侧热交换器4是作为制冷剂的散热器或蒸发器起作用的热交换器。热源侧热交换器4的一端与切换机构3连接，其另一端经由桥式回路17与第一膨胀机构5a连接。热源侧热交换器4是将水、空气作为热源(即，冷却源或加热源)的热交换器。

桥式回路17设于热源侧热交换器4与利用侧热交换器6之间，并与储罐入口管18a及储罐出口管18b连接，其中，储罐入口管18a与储罐18的入口连接，储罐出口管18b与储罐18的出口连接。在本实施方式中，桥式回路17具有四个单向阀17a、17b、17c、17d。此外，入口单向阀17a是仅允许制冷剂从热源侧热交换器4朝储罐入口管18a流通的单向阀。入口单向阀17b是仅允许制冷剂从利用侧热交换器6朝储罐入口管18a流通的单向阀。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中的一方流通到储罐入口管18a的功能。出口单向阀17c是仅允许制冷剂从储罐出口管18b朝利用侧热交换器6流通的单向阀。出口单向阀17d是仅允许制冷剂从储罐出口管18b朝热源侧热交换器4流通的单向阀。即，出口单向阀17c、17d具有使制冷剂从储罐出口管18b流通到热源侧热交换器4和利用侧热交换器6中的另一方的功能。

第一膨胀机构5a是设于储罐入口管18a并对制冷剂减压的机构，在本实施方式中，使用电动膨胀阀。另外，在本实施方式中，在制冷运转时，第一膨胀机构5a将在热源侧热交换器4中被冷却的制冷循环的高压制冷剂在经由储罐18输送到利用侧热交换器6之前，减压到制冷剂的饱和压力附近，在制热运转时，第一膨胀机构5a将在利用侧热交换器6中被冷却的制冷循环的高压制冷剂在经由储罐18输送到热源侧热交换器4之前，减压到制冷剂的饱和压力附近。

储罐18是为暂时积存被第一膨胀机构5a减压后的制冷剂而设的容器，以能积存在制冷循环与制热循环之间因制冷剂回路10的制冷剂的循环量不同等运转状态而产生的剩余制冷剂，其入口与储罐入口管18a连接，其出口与储罐出口管18b连接。另外，在储罐18上，连接有能将制冷剂从储罐18内抽出并使其返回到压缩机构2的吸入管2a(即，压缩机构2的前级侧的压缩元件2c的吸入侧)的第一吸入返回管18f。

第一后级侧注入管18c是能进行中间压注入的制冷剂管，在中间压注入中，使利用作为气液分离器的储罐18气液分离后的气体制冷剂返回到压缩机构2的后级侧的压缩元件2d，在本实施方式中，第一后级侧喷射注入管18c设置成连接储罐18的上部与中间制冷剂管8(即，压缩机构2的后级侧的压缩元件2d的吸入侧)。在该第一后级侧注入管18c上设有第一后级侧注入开闭阀18d和第一后级侧注入单向机构18e。第一后级侧注入开闭阀18d是能进行开闭控制的阀，在本实施方式中，是电磁阀。第一后级侧注入单向机构18e是用于允许制冷剂从储罐18朝后级侧的压缩元件2d流动且阻断制冷剂从后级侧的压缩元件2d朝储罐18流动的机构，在本实施方式中，使用单向阀。

第一吸入返回管18f是能将制冷剂从储罐18抽出并使其返回到压缩机构2的前级侧的压缩元件2d的制冷剂管，在本实施方式中，设置成连接储罐18的上部与吸入管2a(即，压缩机构2的前级侧的压缩元件2d的吸入侧)。在该第一吸入返回管18f上设有第一吸入返回开闭阀18g。第一吸入返回开闭阀18d是能进行开闭控制的阀，在本实施方式中，是电磁阀。

藉此，在通过打开第一后级侧注入开闭阀18d、第一吸入返回开闭阀18g来使用第一后级侧注入管18c、第一吸入返回管18f的情况下，储罐18作为将在热源侧热交换器4与利用侧热交换器6之间流动的制冷剂在第一膨胀机构5a与第二膨胀机构5b之间气液分离的气液分离器起作用，主要能使在储罐18中被气液分离的气体制冷剂从储罐18的上部返回到压缩机构2的后级侧的压缩元件2d、前级侧的压缩元件2c。

第二膨胀机构5b是设于储罐出口管18b并对制冷剂减压的机构，在本实施方式中，使用电动膨胀阀。第二膨胀机构5b的一端与储罐18连接，其另一端经由桥式回路17与利用侧热交换器6连接。另外，在本实施方式中，在制冷运转时，第二膨胀机构5b将被第一膨胀机构5a减压后的制冷剂在经由储罐18输送到利用侧热交换器6之前，进一步减压到变为制冷循环的低压为止，在制热运转时，第二膨胀机构5b将被第一膨胀机构5a减压后的制冷剂在经由储罐18输送到热源侧热交换器4之前，进一步减压到变为制冷循环的低压为止。

利用侧热交换器6是作为制冷剂的蒸发器或散热器起作用的热交换器。利用侧热交换器6的一端经由桥式回路17与第一膨胀机构5a连接，其另一端与切换机构3连接。利用侧热交换器6是将水、空气作为热源(即，冷却源或加热源)的热交换器。

这样，利用桥式回路17、储罐18、储罐入口管18a和储罐出口管18b，在使切换机构3处于冷却运转状态时，在热源侧热交换器4中被冷却的高压的制冷剂能通过桥式回路17的入口单向阀17a、储罐入口管18a的第一膨胀机构5a、储罐18、储罐出口管18b的第二膨胀机构5b及桥式回路17的出口单向阀17c而输送到利用侧热交换器6。此外，在使切换机构3处于加热运转状态时，在利用侧热交换器6中被冷却的高压的制冷剂能通过桥式回路17的入口单向阀17b、储罐入口管18a的第一膨胀机构5a、储罐18、储罐出口管18b的第二膨胀机构5b及桥式回路17的出口单向阀17d而输送到热源侧热交换器4。

中间热交换器7设于中间制冷剂管8，在本实施方式中，是制冷运转时能作为从前级侧的压缩元件2c排出并被吸入压缩元件2d的制冷剂的冷却器起作用的热交换器。中间热交换器7是将水、空气作为热源(在此是冷却源)的热交换器。这样，中间热交换器7不是使用在制冷剂回路10内循环的制冷剂的热交换器，而是使用外部热源的冷却器。

另外，在中间制冷剂管8上连接有中间热交换器分流管9，以绕过中间热交换器7。该中间热交换器分流管9是对在中间热交换器7中流动的制冷剂的流量进行限制的制冷剂管。此外，在中间热交换器分流管9上设有中间热交换器分流开闭阀11。在本实施方式中，中间热交换器分流开闭阀11是电磁阀。在本实施方式中，基本而言，该中间热交换器分流开闭阀11进行在使切换机构3处于冷却运转状态时关闭、在使切换机构3处于加热运转状态时打开的控制。即，中间热交换器分流开闭阀11进行在制冷运转时打开、在制热运转时关闭的控制。

另外，在中间制冷剂管8上，在与中间热交换器分流管9的前级侧的压缩元件2c侧端的连接部到中间热交换器7的前级侧的压缩元件2c侧端的部分，设有中间热交换器开闭阀12。该中间热交换器开闭阀12是对在中间热交换器7中流动的制冷剂的流量进行限制的机构。在本实施方式中，中间热交换器开闭阀12是电磁阀。在本实施方式中，基本而言，该中间热交换器开闭阀12进行在使切换机构3处于冷却运转状态时关闭、在使切换机构3处于加热运转状态时打开的控制。即，中间热交换器开闭阀12进行在制冷运转时打开、在制热运转时关闭的控制。

另外，在中间制冷剂管8上设有单向机构15，该单向机构15用于允许制冷剂从前级侧的压缩元件2c的排出侧朝后级侧的压缩元件2d的吸入侧流动且阻断制冷剂从后级侧的压缩元件2d的吸入侧朝前级侧的压缩元件2c的排出侧流动。在本实施方式中，单向机构15是单向阀。另外，在本实施方式中，单向机构15设于中间制冷剂管8的从中间热交换器7的后级侧的压缩元件2d侧端到与中间热交换器分流管9的后级侧的压缩元件2d侧端的连接部的部分。

液体注入管18h是在使用第一后级侧注入管18c时、即利用作为气液分离器的储罐18进行中间压注入时，用于使制冷剂从作为制冷剂的散热器起作用的热源侧热交换器4或利用侧热交换器6与储罐18之间分岔并返回到后级侧的压缩元件2d的作为第二后级侧注入管起作用的制冷剂管，在此，液体注入管18h设置成连接储罐入口管18a的第一膨胀机构5a的上游侧的部分与中间制冷剂管8(即，压缩机构2的后级侧的压缩元件2d的吸入侧)。在此，第一后级侧注入管18c和液体注入管18h这两者的靠中间制冷剂管8侧的部分(具体而言，是第一后级侧注入管18c的设有第一后级侧注入开闭阀18d和第一后级侧注入单向机构18e的部分到与中间制冷剂管8连接的连接部分)形成一体。此外，在该液体注入管18h上设有作为第二后级侧注入阀的液体注入阀18i。液体注入阀18i是能进行开度控制的阀，在本实施方式中，是电动膨胀阀。

这样，本实施方式的空调装置1是在能切换制冷运转和制热运转、具有能利用作为气液分离器的储罐18进行中间压注入的制冷剂回路10、进行两级压缩式制冷循环的结构中，通过设置中间热交换器7和中间热交换器分流管9，在制冷运转时，从前级侧的压缩元件2c排出并被吸入后级侧的压缩元件2d的制冷剂被中间热交换器7冷却，在制热运转时，从前级侧的压缩元件2c排出并被吸入后级侧的压缩元件2d的制冷剂不会被中间热交换器7冷却，此外，通过进一步设置在使用第一后级侧注入管18c时使制冷剂从作为散热器的热源侧热交换器4或利用侧热交换器6与储罐8之间分岔并返回到后级侧的压缩元件2d的作为第二后级侧注入管的液体注入管18h，能进行后述注入量最优化控制。

另外，在空调装置1中设有各种传感器。具体而言，在中间制冷剂管8上设有对在中间制冷剂管8中流动的制冷剂的压力、即制冷循环中的中间压进行检测的中间压力传感器54。在中间制冷剂管8上，在较连接有第一后级侧注入管18c的部分靠后级侧的压缩元件2d侧的位置，设有检测后级侧的压缩元件2d的吸入侧的制冷剂的温度的中间温度传感器56。另外，在此虽未图示，但空调装置1具有对压缩机构2、切换机构3、膨胀机构5a、5b、中间热交换器分流开闭阀11、中间热交换器开闭阀12、第一后级侧注入开闭阀18d、液体注入阀18i、第一吸入返回开闭阀18g等构成空调装置1的各部分的动作进行控制的控制部。

(2)空调装置的动作

接着，使用图1～图8对本实施方式的空调装置1的动作进行说明。在此，图2是表示制冷运转时空调装置1内制冷剂的流动的图，图3是对制冷运转时的制冷循环加以图示的压力-焓线图，图4是对制冷运转时的制冷循环加以图示的温度-熵线图，图5是表示制热运转时空调装置1内制冷剂的流动的图，图6是对制热运转时的制冷循环加以图示的压力-焓线图，图7是对制热运转时的制冷循环加以图示的温度-熵线图，图8是表示注入比与制冷运转时的性能系数比及制热运转时的性能系数比的关系的图。利用上述控制部(未图示)来进行以下的制冷运转及制热运转的运转控制。另外，在以下说明中，“高压”是指制冷循环的高压(即，图3、图4的点D、点D’、点E的压力，图6、图7的点D、点D’、点F的压力)，“低压”是指制冷循环的低压(即，图3、图4的点A、点F的压力，图6、图7的点A、点E的压力)，“中间压”是指制冷循环的中间压(即，图3、图4、图6、图7的点B、点C、点C’、点G、点G’、点I、点L、点M、点X的压力)。

(制冷运转)

制冷运转时，切换机构3处于图1及图2的实线所示的冷却运转状态。另外，第一膨胀机构5a及第二膨胀机构5b进行开度调节。此外，由于切换机构3处于冷却运转状态，因此，通过打开中间制冷剂管8的中间热交换器开闭阀12、关闭中间热交换器分流管9的中间热交换器分流开闭阀11，来使中间热交换器7处于作为冷却器起作用的状态。此外，第一后级侧注入开闭阀18d处于打开状态，液体注入阀18i进行开度调节。具体而言，在本实施方式中，液体注入阀18i对通过液体注入管18h返回到后级侧的压缩元件2d的制冷剂的流量进行控制、即进行所谓的过热度控制，以使吸入到后级侧的压缩元件2d的制冷剂(即，与从前级侧的压缩元件2c排出、通过中间热交换器7、并通过第一后级侧注入管18c和作为第二后级侧注入管的液体注入管18h而返回到后级侧的压缩元件2d的制冷剂合流后的制冷剂)的过热度SH达到制冷运转时的目标值SHC(参照图4)。在本实施方式中，通过将由中间压力传感器54检测出的中间压换算成饱和温度，并从由中间温度传感器56检测出的制冷剂温度中减去该制冷剂的饱和温度值，来获得吸入到后级侧的压缩元件2d的制冷剂的过热度SHC。这样，在本实施方式的制冷运转中，能控制通过后级侧注入管(在此，是第一后级侧注入管18c和液体注入管18h)返回到后级侧的压缩元件2d的制冷剂的流量，以使吸入到后级侧的压缩元件2d的制冷剂的过热度SH达到目标值SHC。

在该制冷剂回路10的状态下，低压制冷剂(参照图1～图4的点A)从吸入管2a被吸入压缩机构2，首先，在被压缩元件2c压缩至中间压后，排出到中间制冷剂管8(参照图1～图4的点B)。该从前级侧的压缩元件2c排出的中间压制冷剂在中间热交换器7中通过与作为冷却源的水、空气进行热交换而被冷却(参照图1～图4的点C)。该在中间热交换器7中被冷却的制冷剂与从储罐18经由第一后级侧注入管18c及液体注入管18h返回到后级侧的压缩机构2d的制冷剂(参照图1～图4的点M、点X)合流而进一步被冷却(参照图1～图4的点G)。接着，与从第一后级侧注入管18c和液体注入管18h返回的制冷剂合流后的(即，进行完作为气液分离器的储罐18和液体注入管18h的中间压注入的)中间压制冷剂被吸入到与压缩元件2c的后级侧连接的压缩元件2d而进一步压缩，并从压缩机构2排出到排出管2b(参照图1～图4的点D)。在此，从压缩机构2排出的高压制冷剂通过压缩元件2c、2d的两级压缩动作而被压缩到超过临界压力(即，图3所示的临界点CP的临界压力Pcp)的压力。此外，该从压缩机构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，从而使一同排出的制冷机油分离。另外，在油分离器41a中从高压制冷剂分离出的制冷机油流入构成油分离机构41的回油管41b，在被设于回油管41b的减压机构41c减压后返回到压缩机构2的吸入管2a，并再次被吸入压缩机构2。接着，在油分离机构41中分离出制冷机油的高压制冷剂通过单向机构42及切换机构3，被输送到作为制冷剂的散热器起作用的热源侧热交换器4。此外，输送到热源侧热交换器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、空气进行热交换而被冷却(参照图1～图4的点E)。另外，在热源侧热交换器4中被冷却的高压制冷剂通过桥式回路17的入口单向阀17a而流入储罐入口管18a，其一部分被分支到液体注入管18h。接着，在液体注入管18h中流动的制冷剂在液体注入阀18i中被减压到中间压附近后(参照图1～图4的点X)，如上所述，与从前级侧的压缩元件2c排出的中间压的制冷剂合流。此外，在液体注入管18h分岔后的高压制冷剂被第一膨胀机构5a减压到中间压附近，暂时积存在储罐18内，并进行气液分离(参照图1～图4的点I、点L、点M)。另外，在储罐18中气液分离后的气体制冷剂被第一后级侧注入管18c从储罐18的上部抽出，如上所述，与从前级侧的压缩元件2c排出的中间压制冷剂合流。另外，积存于储罐18内的液态制冷剂被输送到储罐出口管18b，被第二膨胀机构5b减压而形成为低压的气液两相状态的制冷剂，并通过桥式回路17的出口单向阀17c，被输送到作为制冷剂的蒸发器起作用的利用侧热交换器6(参照图1～图4的点F)。接着，被输送到利用侧热交换器6的低压的气液两相状态的制冷剂与作为加热源的水、空气进行热交换而被加热，从而进行蒸发(参照图1～图4的点A)。另外，该在热源侧热交换器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。这样，进行制冷运转。

如上所述，在本实施方式的空调装置1(冷冻装置)中，设置第一后级侧注入管18c和液体注入管18h，利用使在热源侧热交换器4中散热后的制冷剂分支并返回到后级侧的压缩元件2d的作为气液分离器的储罐18、液体注入管18h所进行的中间压注入来对吸入到后级侧的压缩元件2d的制冷剂进行冷却，具有这样的冷却效果，此外，在用于将从前级侧的压缩元件2c排出的制冷剂吸入到后级侧的压缩元件2d的中间制冷剂管8上设置中间热交换器7，在制冷运转时，通过打开中间热交换器开闭阀12、关闭中间热交换器分流开闭阀11，使中间热交换器7处于作为冷却器起作用的状态，因此，还具有中间热交换器7对吸入到后级侧的压缩元件2d的制冷剂进行冷却的效果，与未设置中间热交换器7、未使用中间热交换器7的情形(此时，在图3、图4中，以点A→点B→点G’→点D’→点E→点I、X→点L→点F的顺序进行制冷循环)相比，能降低吸入到压缩元件2c的后级侧的压缩元件2d的制冷剂的温度(参照图4的点G、点G’)，并最终能将从压缩元件2排出的制冷剂的温度抑制得较低(参照图4的点D、点D’)。藉此，在该空调装置1中，在制冷运转时，能减小作为制冷剂的散热器起作用的热源侧热交换器4的散热损失，因此，与仅进行中间压注入的情形相比，能进一步提高运转效率。

而且，由于在本实施方式的空调装置1中采用了作为气液分离器的储罐18的中间压注入，因此，根据流入储罐18的制冷剂的气液比，经由第一后级侧注入管18c而能返回到后级侧的压缩元件2d的制冷剂的流量已经被确定，不易主动地控制经由第一后级侧注入管18c而返回到后级侧的压缩元件2d的制冷剂的流量，所以，除了第一后级侧注入管18c以外，还设有液体注入管18h。这样，在该空调装置1中，通过调节该液体注入管18h的液体注入阀18i的开度，可主动地控制经由第一后级侧注入管18c和液体注入管18h而返回到后级侧的压缩元件2d的制冷剂的流量，能将后级侧的压缩元件2d所吸入的制冷剂的过热度SH维持在制冷运转时的目标值SHC。在此，在本实施方式的空调装置1中，经由后级侧注入管(在此，是第一后级侧注入管18c和作为第二后级侧注入管的液体注入管18h两者)而返回到后级侧的压缩元件2d的制冷剂的流量与从压缩机构2排出的制冷剂的流量的比、即注入比同性能系数比(将注入比为0.20时的性能系数设为1，来表示其他注入比对应的性能系数的值)之间，存在如图8所示的关系，制冷运转时性能系数成为最大时的最优注入比为0.3～0.4。因此，在本实施方式中，以对应于制冷运转时的最优注入比的方式，设定后级侧的压缩元件2d所吸入的制冷剂的过热度SH的制冷运转时的目标值SHC，并调节液体注入管18i的开度，从而能达到制冷运转时的性能系数的最大附近。

(制热运转)

制热运转时，切换机构3处于图1及图5的虚线所示的加热运转状态。另外，第一膨胀机构5a及第二膨胀机构5b进行开度调节。此外，由于切换机构3处于加热运转状态，因此，中间制冷剂管8的中间热交换器开闭阀12被关闭，而且，通过打开中间热交换器分流管9的中间热交换器分流开闭阀11，使中间热交换器7处于作为冷却器不起作用的状态。此外，第一后级侧注入开闭阀18d处于打开状态，液体注入阀18i与在制冷运转时同样地进行开度调节。在此，将后级侧的压缩元件2d所吸入的制冷剂的过热度SH的制热运转时的目标值设为SHH(参照图7)。

在该制冷剂回路10的状态下，低压制冷剂(参照图1、图5～图7的点A)从吸入管2a被吸入压缩机构2，首先，被压缩元件2c压缩到中间压，然后，被排出到中间制冷剂管8(参照图1、图5～图7的点B)。与上述制冷运转时不同，该从前级侧的压缩元件2c排出的中间压制冷剂不经由中间热交换器7(即，不被冷却)，而经由中间热交换器分流管9(参照图1、图5～图7的点C)。该不被中间热交换器7冷却而经由中间热交换器分流管9的中间压制冷剂与从储罐18经由第一后级侧注入管18c及液体注入管18h返回到后级侧的压缩机构2d的制冷剂(参照图1、图5～图7的点M、点X)合流而被冷却(参照图1、图5～图7的点G)。接着，与从第一后级侧注入管18c和液体注入管18h返回的制冷剂合流后的(即，进行了作为气液分离器的储罐18和液体注入管18h的中间压注入的)中间压制冷剂被吸入与压缩元件2c的后级侧连接的压缩元件2d并被进一步压缩，然后，从压缩机构2排出到排出管2b(参照图1、图5～图7的点D)。在此，从压缩机构2排出的高压制冷剂通过压缩元件2c、2d的两级压缩动作，被压缩到超过临界压力(即，图6所示的临界点CP的临界压力Pcp)的压力。此外，该从压缩机构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，从而将一同排出的制冷机油分离。另外，在油分离器41a中从高压制冷剂分离出的制冷机油流入构成油分离机构41的回油管41b，在被设于回油管41b的减压机构41c减压后返回到压缩机构2的吸入管2a，并再次被吸入压缩机构2。接着，在油分离机构41中将制冷机油分离后的高压制冷剂经由单向机构42及切换机构3而被输送到作为制冷剂的散热器起作用的利用侧热交换器6，并与作为冷却源的水、空气进行热交换而被冷却(参照图1、图5～图7的点F)。另外，在利用侧热交换器6中被冷却的高压制冷剂经由桥式回路17的入口单向阀17而流入储罐入口管18a，其一部分被分支到液体注入管18h。接着，在液体注入管18h中流动的制冷剂在液体注入阀18i中被减压到中间压附近后(参照图1、图5～图7的点X)，如上所述，与从前级侧的压缩元件2c排出的中间压的制冷剂合流。此外，在液体注入管18h分岔后的高压制冷剂被第一膨胀机构5a减压到中间压附近，暂时积存在储罐18内，并进行气液分离(参照图1、图5～图7的点I、点L、点M)。另外，在储罐18中气液分离后的气体制冷剂被第一后级侧注入管18c从储罐18的上部抽出，如上所述，与从前级侧的压缩元件2c排出的中间压制冷剂合流。另外，积存于储罐18内的液体制冷剂被输送到储罐出口管18b，被第二膨胀机构5b减压而变为低压的气液两相状态的制冷剂，并经由桥式回路17的出口单向阀17d，被输送到作为制冷剂的蒸发器起作用的热源侧热交换器4(参照图1、图5～图7的点E)。而且，被输送到热源侧热交换器4的低压的气液两相状态的制冷剂在热源侧热交换器4中与作为加热源的水、空气进行热交换而被加热，从而进行蒸发(参照图1、图5～图7的点A)。另外，该在热源侧热交换器4中被加热而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。这样，进行加热运转。

如上所述，在本实施方式的空调装置1(冷冻装置)中，在用于将从前级侧的压缩元件2c排出的制冷剂吸入到后级侧的压缩元件2d的中间制冷剂管8上设置中间热交换器7，在制热运转时，关闭中间热交换器开闭阀12，并打开中间热交换器分流开闭阀11，从而使中间热交换器7处于作为冷却器不起作用的状态，因此，只存在使在热源侧热交换器4中散热后的制冷剂分支并返回到后级侧的压缩元件2d的作为气液分离器的储罐18、液体注入管18h的中间压注入所带来的对吸入到后级侧的压缩元件2d的制冷剂的冷却效果，与未设置中间热交换器开闭阀12、中间热交换器分流开闭阀11而仅设置中间热交换器7的情形和与上述制冷运转同样地使中间热交换器7作为冷却器起作用的情形(此时，在图6、图7中，以点A→点B→点C’→点G’→点D’→点F→点I、X→点L→点E的顺序进行制冷循环)相比，能防止中间热交换器7朝外部散热，抑制后级侧的压缩元件2d所吸入的制冷剂的温度降低(参照图7的点G、点G’)，最终能抑制从压缩机构2排出的制冷剂的温度降低(参照图7的点D、点D’)。藉此，在该空调装置1中，在制热运转时，能抑制朝外部的散热，能在作为制冷剂的散热器起作用的利用侧热交换器6中使用，并能防止运转效率的降低。

然而，若如上所述，除了使用基于后级侧注入管(在此，是第一后级侧注入管18c、液体注入管18h)的中间压注入的结构以外，还设置中间热交换器7和中间热交换器分流管9，在制热运转时，使从前级侧的压缩元件2c排出而吸入到后级侧的压缩元件2d的制冷剂不被中间热交换器7冷却，则不能获得中间热交换器7对吸入到后级侧的压缩元件2d的制冷剂的冷却效果，相应地，存在不能提高制热运转时的性能系数的问题。

因此，在本实施方式的空调装置1中，以注入比在制热运转时比制冷运转时大的方式进行注入量最优化控制，对经由后级侧注入管(在此，是第一后级侧注入管18c、液体注入管18h)返回到后级侧的压缩元件2d的制冷剂的流量进行控制。

具体而言，在本实施方式中，在注入量最优化控制中，将制热运转时的过热度SH的目标值SHH设定为制冷运转时的过热度的目标值SHC以下，使得液体注入阀18i的开度比制冷运转时大，并增加经由液体注入管18h返回到后级侧的压缩元件2d的制冷剂的流量(即，流经第一后级侧注入管18c、作为第二后级侧注入管的液体注入管18h的制冷剂的总计流量)，使得注入比在制热运转时比在制冷运转时大。藉此，在该空调装置1中，基于后级侧注入管(在此，是第一后级侧注入管18c和液体注入管18h)的中间压注入所带来的对吸入到后级侧的压缩元件2d的制冷剂的冷却效果在制热运转时比在制冷运转时大，因此，即便是在不具有中间热交换器7对吸入到后级侧的压缩元件2d的制冷剂的冷却效果的制热运转时，也能抑制朝外部的散热，并能进一步抑制从压缩机构2排出的制冷剂的温度(参照图7的点D)，能提高性能系数。

在此，如图8所示，性能系数变为最大的最优注入比存在以下倾向，制热运转时的最优注入比(0.35～0.45)比制冷运转时的最优注入比(0.3～0.4)大，可以考虑该倾向是由于在制热运转时不使用中间热交换器7而引起的。即，在该空调装置1中，在制热运转时，仅利用中间压注入来冷却吸入到后级侧的压缩元件2d的制冷剂，因此，与并用中间热交换器7和中间压注入的制冷运转时相比，制热运转时的最优注入比增加与中间热交换器7的冷却效果相当的量。因此，在本实施方式中，作为优选，将制热运转时的过热度SH的目标值SHH(参照图7)设定为与制冷运转时的过热度SH的目标值SHC相同的值，藉此，即便在制热运转时，也能利用制热运转时的中间压注入将吸入到后级侧的压缩元件2d的制冷剂冷却到与利用中间热交换器7和中间压注入来冷却制冷剂的制冷运转时相同的过热度SH，并能使加热运转时的注入比要比制冷运转时的注入比增加与中间热交换器7的冷却效果相当的量。藉此，在该空调装置1中，如上所述，在将制冷运转时的过热度SH的目标值SHC设定为与制冷运转时的性能系数变为最大时的最优注入比对应的值附近的情形下，即便在制热运转时，也能接近制热运转时的性能系数变为最大时的最优注入比，在制冷运转和制热运转两者中，能以性能系数变为最大时的最优注入比进行中间压注入。

(3)变形例1

在上述实施方式中，在构成为利用切换机构3能切换制冷运转与制热运转的空调装置1中，设置用于进行作为气液分离器的储罐18的中间压注入的第一后级侧注入管18c，来进行作为气液分离器的储罐18的中间压注入，但可考虑设置第三后级侧注入管19及节能热交换器20来进行节能热交换器20的中间压注入，以取代该储罐18的中间压注入。

例如，如图9所示，在上述实施方式中，能形成设有第三后级侧注入管19及节能热交换器20以取代第一后级侧注入管18c的制冷剂回路110。

在此，第三后级侧注入管19具有使在热源侧热交换器4或利用侧热交换器6中被冷却的制冷剂分支并返回压缩机构2的后级侧的压缩元件2d的功能。在本变形例中，第三后级侧注入管19设置成将在储罐入口管18a中流动的制冷剂分支并使其返回后级侧的压缩元件2d的吸入侧。具体而言，第三后级侧注入管19设置成从储罐入口管18a的第一膨胀机构5a的上游侧的位置(即，在使切换机构3处于冷却运转状态时，在热源侧热交换器4与第一膨胀机构5a之间，此外，在使切换机构3处于加热运转状态时，在利用侧热交换器6与第一膨胀机构5a之间)将制冷剂分支并使其返回中间制冷剂管8的中间冷却器7的下游侧的位置。在该第三后级侧注入管19上设有能进行开度控制的第三后级侧注入阀19a。在本变形例中，第三后级侧注入阀19a是电动膨胀阀。

另外，节能热交换器20是使在热源侧热交换器4或利用侧热交换器6中散热后的制冷剂与在第三后级侧注入管19中流动的制冷剂(具体而言，是在第三后级侧注入阀19a中被减压到中间压附近后的制冷剂)进行热交换的热交换器。在本变形例中，节能热交换器20设置成使在储罐入口管18a的第一膨胀机构5a的上游侧位置流动的制冷剂(即，在使切换机构3处于冷却运转状态时，在热源侧热交换器4与第一膨胀机构5a之间，另外，在使切换机构3处于加热运转状态时，在利用侧热交换器6与第一膨胀机构5a之间)与在第三后级侧注入管19中流动的制冷剂进行热交换，此外，具有两制冷剂以对向的方式流动的流路。另外，在本实施例中，节能热交换器20设于储罐入口管18a的第三后级侧注入管19的上游侧。因此，在热源侧热交换器4或利用侧热交换器6中散热后的制冷剂，在储罐入口管18a的节能热交换器20中进行热交换前，被分支到第三后级侧注入管19，然后，在节能热交换器20中，与在第三后级侧注入管19中流动的制冷剂进行热交换。

此外，在上述实施方式中，考虑到对经由第一后级侧注入管18c返回到后级侧的压缩元件2d的制冷剂的流量进行主动控制是困难的，因此，设置液体注入管18h，以能主动地控制经由第一后级侧注入管18c和液体注入管18h返回到后级侧的压缩元件2d的制冷剂的流量，在本变形例中，采用了使用第三后级侧注入管19和节能热交换器20进行节能热交换器20的中间压注入的结构，能主动地控制经由第三后级侧注入管19返回到后级侧的压缩元件2d的制冷剂的流量，因此，与上述实施方式不同，省略了液体注入管18h。

接着，使用图9～图15对本变形例的空调装置1的动作进行说明。在此，图10是表示制冷运转时空调装置1内制冷剂的流动的图，图11是对制冷运转时的制冷循环加以图示的压力-焓线图，图12是对制冷运转时的制冷循环加以图示的温度-熵线图，图13是表示制热运转时空调装置1内制冷剂的流动的图，图14是对制热运转时的制冷循环加以图示的压力-焓线图，图15是对制热运转时的制冷循环加以图示的温度-熵线图。利用上述控制部(未图示)来进行以下的制冷运转、制热运转的运转控制。另外，在以下说明中，“高压”是指制冷循环的高压(即，图11、图12的点D、点D’、点E、点H的压力，图14、图15的点D、点D’、点F、点H的压力)，“低压”是指制冷循环的低压(即，图11、图12的点A、点F的压力，图14、图15的点A、点E的压力)，“中间压”是指制冷循环的中间压(即，图11、图12、图14、图15的点B、点C、点C’、点G、点G’点J、点K的压力)。

(制冷运转)

制冷运转时，切换机构3处于图9及图10的实线所示的冷却运转状态。另外，第一膨胀机构5a及第二膨胀机构5b进行开度调节。此外，切换机构3处于冷却运转状态，因此，通过打开中间制冷剂管8的中间热交换器开闭阀12、关闭中间热交换器分流管9的中间热交换器分流开闭阀11，来使中间热交换器7处于作为冷却器起作用的状态。此外，第三后级侧注入阀19a进行开度调节。具体而言，在本变形例中，第三后级侧注入阀19a对经由第三后级侧注入管19返回到后级侧的压缩元件2d的制冷剂的流量进行控制、即进行所谓的过热度控制，以使吸入到后级侧的压缩元件2d的制冷剂(即，与从前级侧的压缩元件2c排出、通过中间热交换器7、并通过第三后级侧注入管19而返回到后级侧的压缩元件2d的制冷剂合流后的制冷剂)的过热度SH达到制冷运转时的目标值SHC(参照图12)。在本变形例中，通过将中间压力传感器54检测出的中间压换算成饱和温度，并从中间温度传感器56检测出的制冷剂温度减去该制冷剂的饱和温度值，来获得吸入到后级侧的压缩元件2d的制冷剂的过热度SHC。这样，在本变形例的制冷运转中，能控制经由第三后级侧注入管19返回到后级侧的压缩元件2d的制冷剂的流量，以使吸入到后级侧的压缩元件2d的制冷剂的过热度SH达到目标值SHC。

在该制冷剂回路110的状态下，低压制冷剂(参照图9～图12的点A)从吸入管2a被吸入压缩机构2，首先，被压缩元件2c压缩到中间压，然后，被排出到中间制冷剂管8(参照图9～图12的点B)。该从前级侧的压缩元件2c排出的中间压制冷剂在中间热交换器7中通过与作为冷却源的水、空气进行热交换而被冷却(参照图9～图12的点C)。该在中间热交换器7中被冷却后的制冷剂与从第三后级侧注入管19返回到后级侧的压缩机构2d的制冷剂(参照图9～图12的点K)合流而被进一步冷却(参照图9～图12的点G)。接着，将与从第三后级侧注入管19返回的制冷剂合流后的(即，进行了节能热交换器20的中间压注入的)中间压制冷剂吸入与压缩元件2c的后级侧连接的压缩元件2d而进一步压缩，并从压缩机构2排出到排出管2b(参照图9～图12的点D)。在此，从压缩机构2排出的高压制冷剂通过压缩元件2c、2d的两级压缩动作被压缩到超过临界压力(即，图11所示的临界点CP的临界压力Pcp)的压力。此外，该从压缩机构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，从而将一同排出的制冷机油分离。另外，在油分离器41a中从高压制冷剂分离出的制冷机油流入构成油分离机构41的回油管41b，在被设于回油管41b的减压机构41c减压后返回到压缩机构2的吸入管2a，并再次被吸入压缩机构2。接着，在油分离机构41中将制冷机油分离后的高压制冷剂经由单向机构42及切换机构3，被输送到作为制冷剂的散热器起作用的热源侧热交换器4。此外，输送到热源侧热交换器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、空气进行热交换而被冷却(参照图9～图12的点E)。另外，在热源侧热交换器4中被冷却的高压制冷剂经由桥式回路17的入口单向阀17a流入储罐入口管18a，其一部分被分支到第三后级侧注入管19。此外，在第三后级侧注入管19中流动的制冷剂在第三后级侧注入阀19a中被减压到中间压附近后，被输送到节能热交换器20(参照图9～图12的点J)。另外，被分支到第三后级侧注入管19后的制冷剂流入节能热交换器20，与在第三后级侧注入管19中流动的制冷剂进行热交换而被冷却(参照图9～图12的点H)。另一方面，在第三后级侧注入管19中流动的制冷剂，与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进行热交换而被加热(参照图9～图12的点K)，如上所述，与从前级侧的压缩元件2c排出的中间压制冷剂合流。此外，在节能热交换器20中被冷却的高压制冷剂被第一膨胀机构5a减压到饱和压力附近，并暂时积存于储罐18内(参照图9及图10的点I)。另外，积存于储罐18内的制冷剂被输送到储罐出口管18b，被第二膨胀机构5b减压而变成低压的气液两相状态的制冷剂，并经由桥式回路17的出口单向阀17c，被输送到作为制冷剂的蒸发器起作用的利用侧热交换器6(参照图9～图12的点F)。而且，被输送到利用侧热交换器6的低压的气液两相状态的制冷剂与作为加热源的水、空气进行热交换而被加热，从而进行蒸发(参照图9～图12的点A)。另外，该在利用侧热交换器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。这样，进行制冷运转。

这样，在本变形例的空调装置1中，不是设置第一后级侧注入管18c和液体注入管18h，而是设置第三后级侧注入管19，以进行使在热源侧热交换器4中散热后的制冷剂分支并返回到高级侧的压缩元件2d的节能热交换器20的中间压注入，这点是不同的，但在制冷运转时，能获得与上述实施方式同样的作用效果。

此外，在本变形例中，与上述实施方式的图8同样，经由第三后级侧注入管19返回到后级侧的压缩元件2d的制冷剂的流量与从压缩机构2排出的制冷剂的流量的比、即注入比同性能系数比(将注入比为0.20时的性能系数设为1，来表示其他注入比对应的性能系数的值)之间，存在制冷运转时的性能系数变为最大的最优注入比。因此，在本变形例中，也以对应于制冷运转时的最优注入比的方式，设定后级侧的压缩元件2d所吸入的制冷剂的过热度SH的制冷运转时的目标值SHC，并调节第三后级侧注入阀19a的开度，从而能达到制冷运转时的性能系数的最大附近。

(制热运转)

在制热运转时，切换机构3处于图9及图13的虚线所示的加热运转状态。另外，第一膨胀机构5a及第二膨胀机构5b进行开度调节。此外，由于切换机构3处于加热运转状态，因此，中间制冷剂管8的中间热交换器开闭阀12被关闭，而且，中间热交换器分流管9的中间热交换器分流开闭阀11被打开，使得中间热交换器7处于作为冷却器不起作用的状态。另外，第三后级侧注入阀19a进行与制冷运转时相同的开度调节。在此，将后级侧的压缩元件2d所吸入的制冷剂的过热度SH的制热运转时的目标值设为SHH(参照图15)。

在该制冷剂回路110的状态下，低压制冷剂(参照图9、图13～图15的点A)从吸入管2a被吸入压缩机构2，首先，在被压缩元件2c压缩到中间压后，被排出到中间制冷剂管8(参照图9、图13～图15的点B)。与上述制冷运转时不同，该从前级侧的压缩元件2c排出的中间压制冷剂不通过中间热交换器7(即，不被冷却)，而通过中间热交换器分流管9(参照图9、图13～图15的点C)。该没有被中间热交换器7冷却而通过中间热交换器分流管9的中间压制冷剂，与从第三后级侧注入管19返回到后级侧的压缩机构2d的制冷剂(参照图9、图13～图15的点K)合流而被冷却(参照图9、图13～图15的点G)。接着，与从第三后级侧注入管19返回的制冷剂合流后的(即，进行了节能热交换器20的中间压注入的)中间压制冷剂被吸入与压缩元件2c的后级侧连接的压缩元件2d而进一步被压缩，并从压缩机构2排出到排出管2b(参照图9、图13～图15的点D)。在此，从压缩机构2排出的高压制冷剂通过压缩元件2c、2d的两级压缩动作，被压缩到超过临界压力(即，图14所示的临界点CP的临界压力Pcp)的压力。此外，该从压缩机构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，从而将一同排出的制冷机油分离。另外，在油分离器41a中从高压制冷剂分离出的制冷机油流入构成油分离机构41的回油管41b，在被设于回油管41b的减压机构41c减压后返回到压缩机构2的吸入管2a，并再次被吸入压缩机构2。接着，在油分离机构41中将制冷机油分离后的高压制冷剂经由单向机构42及切换机构3而被输送到作为制冷剂的散热器起作用的利用侧热交换器6，并与作为冷却源的水、空气进行热交换而被冷却(参照图9、图13～图15的点F)。另外，在利用侧热交换器6中被冷却的高压制冷剂经由桥式回路17的入口单向阀17b流入储罐入口管18a，其一部分被分支到第三后级侧注入管19。此外，在第三后级侧注入管19中流动的制冷剂在第三后级侧注入阀19a中被减压到中间压附近后，被输送到节能热交换器20(参照图9、图13～图15的点J)。另外，被分支到第三后级侧注入管19后的制冷剂流入节能热交换器20，与在第三后级侧注入管19中流动的制冷剂进行热交换而被冷却(参照图9、图13～图15的点H)。另一方面，在第三后级侧注入管19中流动的制冷剂与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进行热交换而被加热(参照图9、图13～图15的点K)，如上所述，与从前级侧的压缩元件2c排出的中间压制冷剂合流。此外，在节能热交换器20中被冷却的高压制冷剂被第一膨胀机构5a减压到饱和压力附近，并暂时积存于储罐18内(参照图9及图13的点I)。另外，积存于储罐18内的制冷剂被输送到储罐出口管18b，被第二膨胀机构5b减压而变成低压的气液两相状态的制冷剂，并经由桥式回路17的出口单向阀17d，被输送到作为制冷剂的蒸发器起作用的热源侧热交换器4(参照图9、图13～图15的点E)。而且，被输送到热源侧热交换器4的低压的气液两相状态的制冷剂在热源侧热交换器4中与作为加热源的水、空气进行热交换而被加热，从而进行蒸发(参照图9、图13～图15的点A)。另外，该在热源侧热交换器4中被加热而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。这样，进行制热运转。

这样，在本变形例的空调装置1中，不是设置第一后级侧注入管18c和液体注入管18h，而是设置第三后级侧注入管19，以进行使在热源侧热交换器4中散热后的制冷剂分支并返回到高级侧的压缩元件2d的节能热交换器20的中间压注入，这点是不同的，但在制热运转时，能获得与上述实施方式同样的作用效果。

此外，在本变形例中，也以注入比在制热运转时比制冷运转时大的方式，进行注入量最优化控制，对经由第三后级侧注入管19返回到后级侧的压缩元件2d的制冷剂的流量进行控制。具体而言，在本变形例中，在注入量最优化控制中，将制热运转时的过热度SH的目标值SHH设定为制冷运转时的过热度的目标值SHC以下，即便在不具有中间热交换器7对吸入到后级侧的压缩元件2d的制冷剂的冷却效果的制热运转时，也能抑制朝外部的散热，并能将从压缩机构2排出的制冷剂的温度(参照图15的点D)抑制得更低，能提高性能系数。

此外，在本变形例中，与上述实施方式的图8同样，存在以下倾向，即，制热运转时的最优注入比比制冷运转时的最优注入比增加与中间热交换器7的冷却效果相当的量，因此，作为优选，将制热运转时的过热度SH的目标值SHH(参照图15)设定为与制冷运转时的过热度SH的目标值SHC相同的值。藉此，在本变形例中，如上所述，在将制冷运转时的过热度SH的目标值SHC设定为与制冷运转时的性能系数变为最大时的最优注入比对应的值附近的情形下，即便在制热运转时，也能接近制热运转时性能系数变为最大时的最优注入比，在制冷运转和制热运转两者中，能以性能系数变为最大时的最优注入比进行中间压注入。

另外，在上述中，以后级侧的压缩元件2d所吸入的制冷剂的过热度SH达到目标值SHC、目标值SHH的方式，对经由第三后级侧注入管19返回到后级侧的压缩元件2d的制冷剂的流量进行控制，此外，也能以节能热交换器20的第二后级侧注入管19侧的出口的制冷剂的过热度达到目标值的方式进行开度调节。在该情形下，通过将中间压力传感器54检测出的中间压换算成饱和温度，并从节能出口温度传感器55(图9、图10、图13中以虚线表示)检测出的节能热交换器20的第二后级侧注入管19侧的出口的制冷剂温度中减去该制冷剂的饱和温度值，来获得吸入到后级侧的压缩元件2d的制冷剂的过热度。另外，虽然在本变形例中未采用，但也可在节能热交换器20的第二后级侧注入管19侧的入口设置温度传感器，并从节能出口温度传感器55检测出的制冷剂温度中减去该温度传感器检测出的制冷剂温度，来获得节能热交换器20的第二后级侧注入管19侧的出口的制冷剂的过热度。此外，在该情形下，通过将制热运转时的过热度的目标值设定为比制冷运转时的过热度的目标值小5℃～10℃的值(该值相当于中间热交换器7的冷却效果)，即便在制热运转时，也能通过制热运转时的中间压注入，将吸入到后级侧的压缩元件2d的制冷剂冷却到与利用中间热交换器7和中间压注入冷却制冷剂的制冷运转时相同的过热度SH，作为优选，将制热运转时的注入比设定为比制冷运转时的注入比大与中间热交换器7的冷却效果相当的量。

(4)变形例2

在上述实施方式及其变形例的制冷剂回路10、110(参照图1、图9)中，为了降低制冷运转时热源侧热交换器4的散热损失，在用于将从前级侧的压缩元件2c排出的制冷剂吸入到后级侧的压缩元件2d的中间制冷剂管8上，设置作为从前级侧的压缩元件2c排出并被吸入到后级侧的压缩元件2d的制冷剂的冷却器起作用的中间热交换器7，此外，在制热运转时，为了抑制朝外部的散热，并能应用于作为制冷剂的散热器起作用的利用侧热交换器6，设置绕过中间热交换器7的中间热交换器分流管9，在制热运转时，使中间热交换器7处于不使用的状态。因此，中间热交换器7在制热运转时变成不被利用的设备。

因此，为了实现制热运转时中间热交换器7的有效利用，在本变形例中，如图16所示，在上述变形例1的制冷剂回路110中，设置用于连接中间热交换器7的一端与压缩机构2的吸入侧的第二吸入返回管92，并设置用于将中间热交换器7的另一端连接到利用侧热交换器6与热源侧热交换器4之间的中间热交换器返回管94，从而构成制冷剂回路210。

在此，第二吸入返回管92与中间热交换器7的一端(在此，是前级侧的压缩元件2c侧端)连接，中间热交换器返回管94与中间热交换器7的另一端(在此，是后级侧的压缩元件2d侧端)连接。该第二吸入返回管92是在处于将经由中间热交换器分流管9从前级侧的压缩元件2c排出的制冷剂吸入到后级侧的压缩元件2d的状态时，用于连接中间热交换器7的一端与压缩机构2的吸入侧(在此，是吸入管2a)的制冷剂管。此外，该中间热交换器返回管94是在处于将经由中间热交换器分流管9从前级侧的压缩元件2c排出的制冷剂吸入到后级侧的压缩元件2d的状态、且使切换机构3处于加热运转状态时，用于将中间热交换器7的另一端连接到利用侧热交换器6与热源侧热交换器4之间(在此，是将制冷剂减压至制冷循环的低压的作为热源侧膨胀机构的第一膨胀机构5a与作为蒸发器的热源侧热交换器4之间)的制冷剂管。在本变形例中，第二吸入返回管92的一端连接到中间制冷剂管8的与中间热交换器分流管9的前级侧的压缩元件2c侧端的连接部到中间热交换器7的前级侧的压缩元件2c侧端的部分，另一端与压缩机构2的吸入侧(在此，是吸入管2a)连接。此外，中间热交换器返回管94的一端连接到从第一膨胀机构5a到热源侧热交换器4的部分，另一端连接到中间制冷剂管8的从中间热交换器7的前级侧的压缩元件2c侧端到单向机构15的部分。此外，在第二吸入返回管92上设有第二吸入返回开闭阀92a，在中间热交换器返回管94上设有中间热交换器返回开闭阀94a。在本变形例中，第二吸入返回开闭阀92a和中间热交换器返回开闭阀94a是电磁阀。在本变形例中，基本而言，该第二吸入返回开闭阀92a进行在使切换机构3处于冷却运转状态时关闭、在使切换机构3处于加热运转状态时打开的控制。此外，基本而言，中间热交换器返回开闭阀94a进行在使切换机构3处于冷却运转状态时关闭、在使切换机构3处于加热运转状态时打开的控制。

这样，在本变形例中，主要来说，利用中间热交换器分流管9、第二吸入返回管92和中间热交换器返回管94，在制冷运转时，能利用中间热交换器7冷却在中间制冷剂管8中流动的中间压的制冷剂，在制热运转时，能利用中间热交换器分流管9使在中间制冷剂管8中流动的中间压的制冷剂绕过中间热交换器7，并利用第二吸入返回管92和中间热交换器返回管94，将在利用侧热交换器6中冷却后的制冷剂的一部分引导至中间热交换器7使其蒸发，从而使其返回到压缩机构2的吸入侧。

接着，使用图16、图17、图11、图12、图18～图20对本变形例的空调装置1的动作进行说明。在此，图17是表示制冷运转时空调装置1内制冷剂的流动的图，图18是表示制热运转时空调装置1内制冷剂的流动的图，图19是对制热运转时的制冷循环加以图示的压力-焓线图，图20是对制热运转时的制冷循环加以图示的温度-熵线图。利用上述控制部(未图示)来进行以下的制冷运转和制热运转的运转控制。另外，在以下说明中，“高压”是指制冷循环的高压(即，图11、图12的点D、点D’、点E、点H的压力，图19、图20的点D、点D’、点F、点H的压力)，“低压”是指制冷循环的低压(即，图11、图12的点A、点F的压力，图19、图20的点A、点E、点V的压力)，“中间压”是指制冷循环的中间压(即，图11、图12、图19、图20的点B、点C、点C’、点G、点G’、点J、点K的压力)。

(制冷运转)

制冷运转时，切换机构3处于图16及图17的实线所示的冷却运转状态。另外，第一膨胀机构5a及第二膨胀机构5b进行开度调节。此外，由于切换机构3处于冷却运转状态，因此，中间制冷剂管8的中间热交换器开闭阀12打开，而且，中间热交换器分流管9的中间热交换器分流开闭阀11关闭，藉此，中间热交换器7处于作为冷却器起作用的状态，此外，由于第二吸入返回管92的第二吸入返回开闭阀92a被关闭，因而处于中间热交换器7与压缩机构2的吸入侧未连接的状态，此外，由于中间热交换器返回管94的中间热交换器返回开闭阀94a被关闭，因而处于中间热交换器7未连接到利用侧热交换器6与热源侧热交换器4之间的状态。另外，第三后级侧注入阀19a进行与上述变形例1中的制冷运转时相同的开度调节。

在该制冷剂回路210的状态下，低压制冷剂(参照图16、图17、图11、图12的点A)从吸入管2a被吸入压缩机构2，首先，在被压缩元件2c压缩到中间压后，排出到中间制冷剂管8(参照图16、图17、图11、图12的点B)。该从前级侧的压缩元件2c排出的中间压制冷剂在中间热交换器7中与作为冷却源的水、空气进行热交换而被冷却(参照图16、图17、图11、图12的点C)。该在中间热交换器7中被冷却后的制冷剂与从第三后级侧注入管19返回到后级侧的压缩机构2d的制冷剂(参照图16、图17、图11、图12的点K)合流而被进一步冷却(参照图16、图17、图11、图12的点G)。接着，与从第三后级侧注入管19返回的制冷剂合流后的(即，进行了节能热交换器20的中间压注入的)中间压制冷剂被吸入与压缩元件2c的后级侧连接的压缩元件2d而进一步被压缩，并从压缩机构2排出到排出管2b(参照图16、图17、图11及图12的点D)。在此，从压缩机构2排出的高压制冷剂通过压缩元件2c、2d的两级压缩动作而被压缩到超过临界压力(即，图11所示的临界点CP的临界压力Pcp)的压力。此外，该从压缩机构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，将一同排出的制冷机油分离。另外，在油分离器41a中从高压制冷剂分离出的制冷机油流入构成油分离机构41的回油管41b，在被设于回油管41b的减压机构41c减压后返回到压缩机构2的吸入管2a，并再次被吸入压缩机构2。接着，在油分离机构41中将制冷机油分离后的高压制冷剂经由单向机构42及切换机构3，被输送到作为制冷剂的散热器起作用的热源侧热交换器4。此外，被输送到热源侧热交换器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、空气进行热交换而被冷却(参照图16、图17、图11、图12的点E)。另外，在热源侧热交换器4中被冷却的高压制冷剂经由桥式回路17的入口单向阀17a而流入储罐入口管18a，其一部分被分支到第三后级侧注入管19。此外，在第三后级侧注入管19中流动的制冷剂在第三后级侧注入阀19a中被减压到中间压附近后，被输送到节能热交换器20(参照图16、图17、图11及图12的点J)。另外，被分支到第三后级侧注入管19后的制冷剂流入节能热交换器20，与在第三后级侧注入管19中流动的制冷剂进行热交换而被冷却(参照图16、图17、图11及图12的点H)。另一方面，在第三后级侧注入管19中流动的制冷剂与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进行热交换而被加热(参照图16、图17、图11及图12的点K)，如上所述，与从前级侧的压缩元件2c排出的中间压制冷剂合流。此外，在节能热交换器20中被冷却的高压制冷剂被第一膨胀机构5a减压到饱和压力附近，并暂时积存于储罐18内(参照图16及图17的点I)。另外，积存于储罐18内的制冷剂被输送到储罐出口管18b，被第二膨胀机构5b减压而变成低压的气液两相状态的制冷剂，并经由桥式回路17的出口单向阀17c，被输送到作为制冷剂的蒸发器起作用的利用侧热交换器6(参照图16、图17、图11、图12的点F)。而且，被输送到利用侧热交换器6的低压的气液两相状态的制冷剂与作为加热源的水、空气进行热交换而被加热，从而进行蒸发(参照图16、图17、图11、图12的点A)。另外，该在利用侧热交换器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。这样，进行制冷运转。

如上所述，在本变形例的空调装置1中，在制冷运转时，能获得与上述变形例1同样的作用效果。

(制热运转)

制热运转时，切换机构3处于图16及图18的虚线所示的加热运转状态。另外，第一膨胀机构5a及第二膨胀机构5b进行开度调节。此外，由于切换机构3处于加热运转状态，因此，中间制冷剂管8的中间热交换器开闭阀12关闭，而且，中间热交换器分流管9的中间热交换器分流开闭阀11打开，藉此，中间热交换器7处于作为冷却器不起作用的状态，此外，由于第二吸入返回管92的第二吸入返回开闭阀92a被打开，因而处于中间热交换器7与压缩机构2的吸入侧相连接的状态，且由于中间热交换器返回管94的中间热交换器返回开闭阀94a被打开，因而处于中间热交换器7被连接到利用侧热交换器6与热源侧热交换器4之间的状态。另外，第三后级侧注入阀19a进行与上述变形例1中的制热运转时相同的开度调节。

在该制冷剂回路210的状态下，低压制冷剂(参照图16、图18～图20的点A)从吸入管2a被吸入压缩机构2，首先，在被压缩元件2c压缩到中压后，排出到中间制冷剂管8(参照图16、图18～图20的点B)。与上述制冷运转时不同，该从前级侧的压缩元件2c排出的中间压制冷剂不经由中间热交换器7(即，不被冷却)，而经由中间热交换器分流管9(参照图16、图18～图20的点C)。该没有被中间热交换器7冷却而通过中间热交换器分流管9的中间压制冷剂，与从第三后级侧注入管19返回到后级侧的压缩机构2d的制冷剂(参照图16、图18～图20的点K)合流而被冷却(参照图16、图18～图20的点G)。接着，与从第三后级侧注入管19返回的制冷剂合流后的(即，进行了节能热交换器20的中间压注入的)中间压制冷剂被吸入与压缩元件2c的后级侧连接的压缩元件2d而进一步被压缩，并从压缩机构2排出到排出管2b(参照图16、图18～图20的点D)。在此，从压缩机构2排出的高压制冷剂通过压缩元件2c、2d的两级压缩动作被压缩到超过临界压力(即，图19所示的临界点CP的临界压力Pcp)的压力。此外，该从压缩机构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，从而将一同排出的制冷机油分离。另外，在油分离器41a中从高压制冷剂分离出的制冷机油流入构成油分离机构41的回油管41b，在被设于回油管41b的减压机构41c减压后，返回到压缩机构2的吸入管2a，并再次被吸入压缩机构2。接着，在油分离机构41中将制冷机油分离后的高压制冷剂经由单向机构42及切换机构3，被输送到作为制冷剂的散热器起作用的利用侧热交换器6，并与作为冷却源的水、空气进行热交换而被冷却(参照图16、图18～图20的点F)。另外，在利用侧热交换器6中被冷却的高压制冷剂经由桥式回路17的入口单向阀17b流入储罐入口管18a，其一部分被第三后级侧注入管19分支。此外，在第三后级侧注入管19中流动的制冷剂在第三后级侧注入阀19a中被减压到中间压附近后，被输送到节能热交换器20(参照图16、图18～图20的点J)。另外，被第三后级侧注入管19分支后的制冷剂流入节能热交换器20，与在第三后级侧注入管19中流动的制冷剂进行热交换而被冷却(参照图16、图18～图20的点H)。另一方面，在第三后级侧注入管19中流动的制冷剂与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进行热交换而被加热(参照图16、图18～图20的点K)，如上所述，与从前级侧的压缩元件2c排出的中压制冷剂合流。此外，在节能热交换器20中被冷却的高压制冷剂被第一膨胀机构5a减压到饱和压力附近，并暂时积存于储罐18内(参照图16及图18的点I)。另外，积存于储罐18内的制冷剂被输送到储罐出口管18b，被第二膨胀机构5b减压而变成低压的气液两相状态的制冷剂，并经由桥式回路17的出口单向阀17d，被输送到作为制冷剂的蒸发器起作用的热源侧热交换器4，此外，还经由中间热交换器返回管94，被输送到作为制冷剂的蒸发器起作用的中间热交换器7(参照图16、图18～图20的点E)。而且，被输送到热源侧热交换器4的低压的气液两相状态的制冷剂在热源侧热交换器4中与作为加热源的水、空气进行热交换而被加热，从而进行蒸发(参照图16、图18～图20的点A)。此外，被输送到中间热交换器7的低压的气液两相状态的制冷剂也与作为加热源的水、空气进行热交换而被加热，从而进行蒸发(参照图16、图18～图20的点V)。另外，该在热源侧热交换器4中被加热而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。此外，该在中间热交换器7中被加热而蒸发的低压制冷剂也经由第二吸入返回管92而再次被吸入压缩机构2。这样，进行制热运转。

如上所述，在本变形例的空调装置1中，在制热运转时，能获得与上述变形例1同样的作用效果，此外，与热源侧热交换器4一起，使中间热交换器7也作为在利用侧热交换器6中散热后的制冷剂的蒸发器起作用，从而能有效地应用于制热运转，藉此，能提高制热运转时制冷剂的蒸发能力，并能提高制热运转时的运转效率。

(5)变形例3

在上述实施方式中进行作为气液分离器的储罐18的中间压注入及作为第二后级侧注入管的液体注入管18h的液体注入的制冷剂回路10(参照图1)中，可考虑采用具有彼此并联连接的多个利用侧热交换器6的结构(参照图21)，此外，为了控制在各利用侧热交换器6中流动的制冷剂的流量，并能获得各利用侧热交换器6中所需要的制冷负载，以对应于各利用侧热交换器6的方式设置利用侧膨胀机构5c(参照图21)。此时，在制热运转中，通过各利用侧热交换器6的制冷剂的流量被与各利用侧热交换器6对应设置的利用侧膨胀机构5c的开度大致决定，此时，各利用侧膨胀机构5c的开度不仅因在各利用侧热交换器6中流动的制冷剂的流量而变动，还因多个利用侧热交换器6间的流量分配的状态而变动，存在多个利用侧膨胀机构5c间的开度差异较大、利用侧膨胀机构5c变成比较小的开度的情形，因此，可能会出现通过加热运转时的利用侧膨胀机构5c的开度控制，作为气液分离器的储罐18的压力过度降低的情形。由于即便在储罐18的压力与制冷循环的中间压的压力差较小的条件下也能使用储罐18的中间压注入，因此，储罐18的中间压注入对于如采用上述结构的制热运转那样储罐18的压力过度降低的可能性较高的情形是有利的。

在上述变形例1、2中进行节能热交换器20的中间压的制冷剂回路110、210(参照图1、图16)中，可考虑采用具有彼此并联连接的多个利用侧热交换器6的结构(参照图21)，此外，为了控制在各利用侧热交换器6中流动的制冷剂的流量，并能获得各利用侧热交换器6中所需要的制冷负载，以对应于各利用侧热交换器6的方式设置利用侧膨胀机构5c(参照图21)。此时，在制冷运转中，在热源侧热交换器4中散热后的制冷剂在流入节能热交换器20之前不进行大幅度的减压操作，且处于能利用从制冷循环的高压到制冷循环的中间压附近的压力差的条件下，能增加节能热交换器20中的热交换量，并能增加能返回到后级侧的压缩元件2d的制冷剂的流量，因此，与作为气液分离器的储罐18的中间压注入相比，其应用是有效的。

这样，在以采用具有彼此并联连接的多个利用侧热交换器6，且为了控制在各利用侧热交换器6中流动的制冷剂的流量并能获得各利用侧热交换器6中所需要的制冷负载，以对应于各利用侧热交换器6的方式设置利用侧膨胀机构5c的结构为前提的情形下，作为优选，如本变形例的空调装置1那样，在制热运转时，进行使在利用侧热交换器6中散热后的制冷剂在储罐18中气液分离，并使该气液分离后的气体制冷剂经由第一后级侧注入管18c返回到后级侧的压缩元件2d的中间压注入及液体注入管18h的液体注入，在制冷运转时，在节能热交换器20中，进行在热源侧热交换器4中散热后的制冷剂与在第三后级侧注入管19中流动的制冷剂的热交换，并进行使进行了该热交换的在第三后级侧注入管19中流动的制冷剂返回到后级侧的压缩元件2d的节能热交换器20的中间压注入。

另外，如上所述，以进行对应于多个空调空间的空调负载的制冷、制热等为目的，为了形成具有彼此并联连接的多个利用侧热交换器6的结构，并控制在各利用侧热交换器6中流动的制冷剂的流量以便能获得在各利用侧热交换器6中所需的制冷负载，而采用了在储罐18与利用侧热交换器6之间以对应各利用侧热交换器6的方式设置利用侧膨胀机构5c的结构的情况下，在制冷运转时，被第一膨胀机构5a减压到饱和压力附近并暂时积存于储罐18内的制冷剂(参照图21的点L)被分配到各利用侧膨胀机构5c，但在从储罐18被输送到各利用侧膨胀机构5c的制冷剂为气液两相状态时，在进行朝各利用侧膨胀机构5c的分配时可能会产生偏流，因此，作为优选，使从储罐18输送到各利用侧膨胀机构5c的制冷剂尽可能处于过冷状态。

因此，在本变形例中，如图21所示，在上述变形例2的结构(参照图16)中，形成下述制冷剂回路310，为了能进行作为气液分离器的储罐18的中间压注入及液体注入管18h的液体注入，将第一后级侧注入管18c与储罐18连接，且将液体注入管18h连接到利用侧膨胀机构5c与储罐18之间，从而能在制冷运转时进行节能热交换器20的中间压注入，并能在制热运转时进行作为气液分离器的储罐18的中间压注入，并且，在储罐18与利用侧膨胀机构5c之间，设有作为冷却器的过冷热交换器96及第三吸入返回管95。

在此，第三吸入返回管95是将从作为散热器的热源侧热交换器4输送到作为蒸发器的利用侧热交换器6的制冷剂分支并使其返回到压缩机构2的吸入侧(即，吸入管2a)的制冷剂管。在本变形例中，第三吸入返回管95设置成将从储罐18输送到利用侧膨胀机构5c的制冷剂分支。具体而言，第二吸入返回管95设置成从过冷热交换器96的上游侧的位置(即，在储罐18与过冷热交换器96之间)将制冷剂分支并使其返回到吸入管2a。在该第三吸入返回管95上设有能进行开度控制的第三吸入返回阀95a。在本变形例中，第三吸入返回阀95a是电动膨胀阀。

另外，过冷热交换器96是使从作为散热器的热源侧热交换器4被输送到作为蒸发器的利用侧热交换器6的制冷剂与在第三吸入返回管95中流动的制冷剂(具体而言，是在第三吸入返回阀95a中被减压到低压附近后的制冷剂)进行热交换的热交换器。在本变形例中，过冷热交换器96设置成使在利用侧膨胀机构5c的上游侧位置(即，在第三吸入返回管95分支的位置与利用侧膨胀机构5c之间)流动的制冷剂与在第三吸入返回管95中流动的制冷剂进行热交换。另外，在本变形例中，过冷热交换器96设于第三吸入返回管95分支的位置的下游侧。因此，在作为散热器的热源侧热交换器4中被冷却后的制冷剂在通过作为冷却器的节能热交换器20后被分支到第三吸入返回管95，并在过冷热交换器96中与在第三吸入返回管95中流动的制冷剂进行热交换。

此外，第一后级侧注入管18c和第三后级侧注入管19这两者的靠中间制冷剂管8侧的部分形成为一体。另外，第一吸入返回管18f和第二吸入返回管95这两者的靠压缩机构2的吸入侧的部分形成为一体。此外，在本变形例中，利用侧膨胀机构5c是电动膨胀阀。另外，在本变形例中，如上所述，由于在制冷运转时使用第三后级侧注入管19及节能热交换器20，在制热运转时使用第一后级侧注入管18c及液体注入管18h，所以，不必使流向节能热交换器20的制冷剂的流通方向与制冷运转及制热运转无关而保持一定，因此，能省略桥式回路17，并使制冷剂回路310的结构简化。

此外，在吸入管2a或压缩机构2设有对在压缩机构2的吸入侧流动的制冷剂的压力进行检测的吸入压力传感器60。在过冷热交换器96的第三吸入返回管95侧的出口，设有对过冷热交换器96的第三吸入返回管95侧的出口的制冷剂温度进行检测的过冷热交换出口温度传感器59。

接着，使用图21～图27对本变形例的空调装置1的动作进行说明。在此，图22是表示制冷运转时空调装置1内制冷剂的流动的图，图23是对制冷运转时的制冷循环加以图示的压力-焓线图，图24是对制冷运转时的制冷循环加以图示的温度-熵线图，图25是表示制热运转时空调装置1内制冷剂的流动的图，图26是对制热运转时的制冷循环加以图示的压力-焓线图，图27是对制热运转时的制冷循环加以图示的温度-熵线图。另外，利用上述控制部(未图示)来进行以下的制冷运转、制热运转的运转控制。此外，在以下说明中，“高压”是指制冷循环的高压(即，图23、图24的点D、点D’点E、点H、点I、点R的压力，图26、图27的点D、点D’、点F的压力)，“低压”是指制冷循环的低压(即，图23、图24的点A、点F、点S、点U的压力，图26、图27的点A、点E、点V的压力)，“中间压”是指制冷循环的中间压(即，图23、图24的点B、点C、点C’、点G、点G’、点J、点K的压力，图26、图27的点B、点C、点C’、点G、点G’、点I、点L、点M、点X的压力)。

(制冷运转)

在制冷循环时，切换机构3处于图21及图22的实线所示的冷却运转状态。作为热源侧膨胀机构的第一膨胀机构5a及利用侧膨胀机构5c进行开度调节。此外，由于切换机构3处于冷却运转状态，因此，中间制冷剂管8的中间热交换器开闭阀12打开，而且，中间热交换器分流管9的中间热交换器分流封闭阀11关闭，藉此，中间热交换器7处于作为冷却器起作用的状态，此外，由于第二吸入返回管92的第二吸入返回开闭阀92a被关闭，因而处于中间热交换器7与压缩机构2的吸入侧未连接的状态，此外，由于中间热交换器返回管94的中间热交换器返回开闭阀94a被关闭，因而处于中间热交换器7未连接到利用侧热交换器6与热源侧热交换器4之间的状态。另外，在使切换机构3处于冷却运转状态时，不进行作为气液分离器的储罐18的中间压注入，而进行经由第三后级侧注入管19使在节能热交换器20中被加热的制冷剂返回到后级侧的压缩元件2d的节能热交换器20的中间压注入。具体而言，第一后级侧注入开闭阀18d处于关闭状态，第三后级侧注入阀19a进行与上述变形例2中的制冷运转时同样的开度调节(但是，以吸入到后级侧的压缩元件2d的制冷剂的过热度SH达到目标值SHC的方式进行控制)。另外，在使切换机构3处于冷却运转状态时，由于使用过冷热交换器96，因此，也对第三吸入返回阀95a进行开度调节。具体而言，在本变形例中，第三吸入返回阀95a进行开度调节，以使过冷热交换器96的第三吸入返回管95侧的出口的制冷剂的过热度达到目标值，进行所谓的过热度控制。在本变形例中，将吸入压力传感器60检测出的低压换算成饱和温度，并从过冷热交换出口温度传感器59检测出的制冷剂温度中减去该制冷剂的饱和温度值，来获得过冷热交换器96的第三吸入返回管95侧的出口的制冷剂的过热度。虽然在本变形例中未采用，但也可在过冷热交换器96的第三吸入返回管95侧的入口设置温度传感器，并从过冷热交换出口温度传感器59检测出的制冷剂温度中减去该温度传感器检测出的制冷剂温度，来获得过冷热交换器96的第三吸入返回管95侧的出口的制冷剂的过热度。另外，第三吸入返回阀95a的开度调节并不限于过热度控制，例如，也可根据制冷剂回路310的制冷剂循环量等仅打开规定开度。

在该制冷剂回路310的状态下，低压制冷剂(参照图21～图24的点A)从吸入管2a被吸入压缩机构2，首先，在被压缩元件2c压缩到中间压后，排出到中间制冷剂管8(参照图21～图24的点B)。该从前级侧的压缩元件2c排出的中间压制冷剂在中间热交换器7中与作为冷却源的水、空气进行热交换而被冷却(参照图21～图24的点C)。该在中间热交换器7中被冷却后的制冷剂与从第三后级侧注入管19返回到后级侧的压缩机构2d的制冷剂(参照图21～图24的点K)合流而被进一步冷却(参照图21～图24的点G)。接着，与从第三后级侧注入管19返回的制冷剂合流后的(即，进行了节能热交换器20的中间压注入的)中压制冷剂被吸入与压缩元件2c的后级侧连接的压缩元件2d而进一步被压缩，并从压缩机构2排出到排出管2b(参照图21～图24的点D)。在此，从压缩机构2排出的高压制冷剂通过压缩元件2c、2d的两级压缩动作而被压缩到超过临界压力(即，图23所示的临界点CP的临界压力Pcp)的压力。此外，该从压缩机构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，从而将一同排出的制冷机油分离。另外，在油分离器41a中从高压制冷剂分离出的制冷机油流入构成油分离机构41的回油管41b，在被设于回油管41b的减压机构41c减压后，返回到压缩机构2的吸入管2a，并再次被吸入压缩机构2。接着，在油分离机构41中将制冷机油分离后的高压制冷剂经由单向机构42及切换机构3被输送到作为制冷剂的散热器起作用的热源侧热交换器4。此外，输送到热源侧热交换器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、空气进行热交换而被冷却(参照图21～图24的点E)。另外，在热源侧热交换器4中被冷却后的高压制冷剂的一部分被分支到第三后级侧注入管19。此外，在第三后级侧注入管19中流动的制冷剂在第三后级侧注入阀19a中被减压到中间压附近后，被输送到节能热交换器20(参照图21～图24的点J)。另外，被第三后级侧注入管19分支后的制冷剂流入节能热交换器20，与在第三后级侧注入管19中流动的制冷剂进行热交换而被冷却(参照图21～图24的点H)。另一方面，在第三后级侧注入管19中流动的制冷剂与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进行热交换而被加热(参照图21～图24的点K)，如上所述，与从前级侧的压缩元件2c排出的中间压制冷剂合流。此外，在节能热交换器20中被冷却的高压制冷剂被第一膨胀机构5a减压到饱和压力附近，并暂时积存于储罐18内(参照图21～图24的点I)。此外，积存于储罐18内的制冷剂的一部分被分支到第三吸入返回管95。而且，在第三吸入返回管95中流动的制冷剂在第三吸入返回阀95a中被减压到低压附近后，被输送到过冷热交换器96(参照图21～图24的点S)。另外，被第三吸入返回管95分支后的制冷剂流入过冷热交换器96，与在第三吸入返回管95中流动的制冷剂进行热交换而被冷却(参照图21～图24的点R)。另一方面，在第三吸入返回管95中流动的制冷剂与在节能热交换器20中被冷却后的高压制冷剂进行热交换而被加热(参照图21～图24的点U)，并与在压缩机构2的吸入侧(在此，是吸入管2a)流动的制冷剂合流。该在过冷热交换器96中被冷却后的制冷剂被输送到利用侧膨胀机构5c，被利用侧膨胀机构5c减压而变成低压的气液两相状态的制冷剂，并被输送到作为制冷剂的蒸发器起作用的利用侧热交换器6(参照图21～图24的点F)。而且，被输送到利用侧热交换器6的低压的气液两相状态的制冷剂与作为加热源的水、空气进行热交换而被加热，从而进行蒸发(参照图21～图24的点A)。另外，该在热源侧热交换器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。这样，进行制冷运转。

如上所述，在本变形例的空调装置1中，在制冷运转时，位于作为散热器的热源侧热交换器4的下游侧且位于作为热源侧膨胀机构的第一膨胀机构5a的上游侧的制冷剂的压力被维持在较高的状态，且处于能利用从制冷循环中的高压到制冷循环的中间压附近的压力差的条件下，因此，能采用节能热交换器20的中间压注入，能获得与上述变形例1、2同样的作用效果。

而且，在本变形例中，由于能利用过冷热交换器96将从储罐18被输送到利用侧膨胀机构5c的制冷剂(参照图23、图24的点I)冷却到过冷状态(参照图23、图24的点R)，因此，能减少在朝各利用侧膨胀机构5c分配时产生偏流的可能性。

(制热运转)

制热运转时，切换机构3处于图21及图25的虚线所示的加热运转状态。此外，作为热源侧膨胀机构的第一膨胀机构5a及利用侧膨胀机构5c进行开度调节。另外，由于切换机构3处于加热运转状态，因此，中间制冷剂管8的中间热交换器开闭阀12关闭，而且，中间热交换器分流管9的中间热交换器分流开闭阀11打开，藉此，中间热交换器7处于作为冷却器不起作用的状态，此外，由于第二吸入返回管92的第二吸入返回开闭阀92a被打开，因而处于中间热交换器7与压缩机构2的吸入侧被连接的状态，且由于中间热交换器返回管94的中间热交换器返回开闭阀94a被打开，因而处于中间热交换器7被连接到利用侧热交换器6与热源侧热交换器4之间的状态。此外，在使切换机构3处于加热运转状态时，不进行节能热交换器20的中间压注入，而进行经由第一后级侧注入管18c使制冷剂从作为气液分离器的储罐18返回到后级侧的压缩元件2d的储罐的中间压注入，以及经由作为第二后级侧注入管的液体注入管18h使制冷剂返回到后级侧的压缩元件2d的液体注入管18h的中间压注入。具体而言，第三后级侧注入阀19a处于全闭状态，第一后级侧注入开闭阀18d处于打开状态，且液体注入阀18i进行与上述实施方式中的制热运转时同样的开度调节(即，以吸入到后级侧的压缩元件2d的制冷剂的过热度SH达到目标值SHH的方式进行控制)。另外，在使切换机构3处于加热运转状态时，由于不使用过冷热交换器96，因此，第三吸入返回阀95a处于全闭状态。

在该制冷剂回路310的状态下，低压制冷剂(参照图21、图25～图27的点A)从吸入管2a被吸入压缩机构2，首先，在被压缩元件2c压缩到中间压后，排出到中间制冷剂管8(参照图21、图25～图27的点B)。与上述制冷运转时不同，该从前级侧的压缩元件2c排出的中间压制冷剂不经由中间热交换器7(即，不被冷却)，而经由中间热交换器分流管9(参照图21、图25～图27的点C)。该不被中间热交换器7冷却而经由中间热交换器分流管9的中间压制冷剂与从储罐18经由第一后级侧注入管18c及液体注入管18h返回到后级侧的压缩机构2d的制冷剂(参照图21、图25～图27的点M、点X)合流而被冷却(参照图21、图25～图27的点G)。接着，与从第一后级侧注入管18c及液体注入管18h返回的制冷剂合流后的(即，进行了作为气液分离器的储罐18及液体注入管18h的中间压注入的)中间压制冷剂被吸入与压缩元件2c的后级侧连接的压缩元件2d而进一步被压缩，并从压缩机构2排出到排出管2b(参照图21、图25～图27的点D)。在此，从压缩机构2排出的高压制冷剂通过压缩元件2c、2d的两级压缩动作而被压缩到超过临界压力(即，图26所示的临界点CP的临界压力Pcp)的压力。此外，该从压缩机构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，从而将一同排出的制冷机油分离。另外，在油分离器41a中从高压制冷剂分离出的制冷机油流入构成油分离机构41的回油管41b，在被设于回油管41b的减压机构41c减压后返回到压缩机构2的吸入管2a，并再次被吸入压缩机构2。接着，在油分离机构41中将制冷机油分离后的高压制冷剂经由单向机构42及切换机构3而被输送到作为制冷剂的散热器起作用的利用侧热交换器6，并与作为冷却源的水、空气进行热交换而被冷却(参照图21、图25～图27的点F)。此外，在利用侧热交换器6中被冷却后的高压制冷剂在通过利用侧膨胀机构5c后，其一部分被分支到液体注入管18h。接着，在液体注入管18h中流动的制冷剂在液体注入阀18i中被减压到中间压附近后(参照图21、图25～图27的点X)，如上所述，与从前级侧的压缩元件2c排出的中间压的制冷剂合流。此外，在液体注入管18h分支后的高压制冷剂暂时积存于储罐18内，并进行气液分离(参照图21、图25～图27的点I、点L、点M)。另外，在储罐18中气液分离后的气体制冷剂被第一后级侧注入管18c从储罐18的上部抽出，如上所述，与从前级侧的压缩元件2c排出的中间压制冷剂合流。此外，积存于储罐18内的液体制冷剂被第一膨胀机构5a减压而变成低压的气液两相状态的制冷剂，并被输送到作为制冷剂的蒸发器起作用的热源侧热交换器4，此外，还经由中间热交换器返回管94，被输送到作为制冷剂的蒸发器起作用的中间热交换器7(参照图21、图25～图27的点E)。而且，被输送到利用侧热交换器4的低压的气液两相状态的制冷剂与作为加热源的水、空气进行热交换而被加热，从而进行蒸发(参照图21、图25～图27的点A)。而且，被输送到中间热交换器7的低压的气液两相状态的制冷剂也与作为加热源的水、空气进行热交换而被加热，从而进行蒸发(参照图21、图25～图27的点V)。另外，该在热源侧热交换器4中被加热而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。此外，该在中间热交换器7中被加热而蒸发的低压制冷剂经由第二吸入返回管92，再次被吸入压缩机构2。这样，进行制热运转。

如上所述，在本变形例的空调装置1中，在制热运转时，由于采用具有彼此并联连接的多个利用侧热交换器6的结构，此外，为了控制在各利用侧热交换器6中流动的制冷剂的流量并能获得各利用侧热交换器6中所需要的制冷负载，以对应于各利用侧热交换器6的方式设置利用侧膨胀机构5c，因此，处于储罐18的压力与制冷循环中的中间压的压力差较小的条件下，所以采用作为气液分离器的储罐18的中间压注入，能获得与上述实施方式相同的作用效果。

此外，在本变形例中，与上述变形例2同样，在制热运转时，中间热交换器7作为制冷剂的蒸发器起作用，能实现中间热交换器7的有效利用。

而且，在本变形例中，基于如上所述的中间压注入的制冷运转和制热运转的分开使用，作为注入量最优化控制，在制冷运转时，控制经由第三后级侧注入管19返回到后级侧的压缩元件2d的制冷剂的流量，以使吸入到后级侧的压缩元件2d的制冷剂的过热度SH达到目标值SHC，此外，在制热运转时，控制经由作为第二后级侧注入管的液体注入管18h返回到后级侧的压缩元件2d的制冷剂的流量，以使吸入到后级侧的压缩元件2d的制冷剂的过热度SH达到目标值SHH，由于制热运转时的过热度SH的目标值SHH设定在制冷运转时的过热度SH的目标值SHC以下，因此，经由后级侧注入管(在制冷运转时，是第三后级侧注入管19，在制热运转时，是第一后级侧注入管18c和液体注入管18h两者)返回到后级侧的压缩元件2d的制冷剂的流量与从压缩机构2排出的制冷剂的流量的比、即注入比在制热运转时比制冷运转时大。藉此，在本变形例中，与上述实施方式及其变形例同样，使用后级侧注入管的中间压注入对吸入到后级侧的压缩元件2d的制冷剂的冷却效果在制热运转时比在制冷运转时大，因此，即便在不具有中间热交换器7对吸入到后级侧的压缩元件2d的制冷剂的冷却效果的制热运转时，也能抑制朝外部的散热，并能将从压缩机构2排出的制冷剂的温度抑制得更低，能提高性能系数。此外，在本实施方式中，也与上述实施方式及其变形例同样，作为优选，将制热运转时的过热度SH的目标值SHH(参照图27)设定为与制冷运转时的过热度SH的目标值SHC相同的值，藉此，即便在制热运转时，也能利用制热运转时的中间压注入将吸入到后级侧的压缩元件2d的制冷剂冷却到利用中间热交换器7和中间压注入来冷却制冷剂的制冷运转时相同的过热度SH，并能使制热运转时的注入比比制冷运转时增加与中间热交换器7的冷却效果相当的量。

(6)变形例4

在上述实施方式及其变形例中，利用一台单轴两级压缩结构的压缩机21构成了两级压缩式的压缩机构2，该两级压缩式的压缩机构2将从两个压缩元件2c、2d中的前级侧的压缩元件排出的制冷剂在后级侧的压缩元件接着压缩，但也可采用三级压缩式等那样的比两级压缩式级数多的压缩机构，另外，也可通过串联连接多台装有单个压缩元件的压缩机和/或装有多个压缩元件的压缩机，来构成多级的压缩机构。此外，如连接许多利用侧热交换器6的情况等那样，在需增大压缩机构的能力的情况下，也可采用并联连接两系统以上的多级压缩式压缩机构的并联多级压缩式的压缩机构。

例如，如图28所示，也可以采用制冷剂回路410，其是在上述变形例3的制冷剂回路310中(参照图21)，采用将两级压缩式的压缩机构103、104并联连接的压缩机构102以取代两级压缩式的压缩机构2。

在此，在本变形例中，第一压缩机构103由利用两个压缩元件103c、103d将制冷剂两级压缩的压缩机29构成，并同从压缩机构102的吸入母管102a分支的第一吸入支管103a及与压缩机构102的排出母管102b合流的第一排出支管103b连接。在本变形例中，第二压缩机构104由利用两个压缩元件104c、104d将制冷剂两级压缩的压缩机30构成，并同从压缩机构102的吸入母管102a分支的第二吸入支管104a及与压缩机构102的排出母管102b合流的第二排出支管104b连接。压缩机29、30采用的是与上述实施方式及其变形例的压缩机21相同的结构，因此，将表示除了压缩元件103c、103d、104c、104d以外的各部分的符号分别替换为29号段、30号段，在此省略其说明。此外，压缩机29采用以下结构：从第一吸入支管103a吸入制冷剂，在利用压缩元件103c将该吸入的制冷剂压缩后，排出到构成中间制冷剂管8的第一入口侧中间支管81，并使被排出到第一入口侧中间支管81的制冷剂经由构成中间制冷剂管8的中间母管82及第一出口侧中间支管83吸入到压缩元件103d，在将制冷剂进一步压缩后，排出到第一排出支管103b。压缩机30采用以下结构：从第二吸入支管104a吸入制冷剂，在利用压缩元件104c将该吸入的制冷剂压缩后，排出到构成中间制冷剂管8的第二入口侧中间支管84，并使被排出到第二入口侧中间支管84的制冷剂经由构成中间制冷剂管8的中间母管82及第二出口侧中间支管85吸入到压缩元件104d，在将制冷剂进一步压缩后，排出到第二排出支管104b。在本变形例中，中间制冷剂管8是用于使从与压缩元件103d、104d的前级侧连接的压缩元件103c、104c排出的制冷剂吸入到与压缩元件103c、104c的后级侧连接的压缩元件103d、104d的制冷剂管，主要具有：与第一压缩机构103的前级侧的压缩元件103c的排出侧连接的第一入口侧中间支管81；与第二压缩机构104的前级侧的压缩元件104c的排出侧连接的第二入口侧中间支管84；使两入口侧中间支管81、84合流的中间母管82；从中间母管82分支并与第一压缩机构103的后级侧的压缩元件103d的吸入侧连接的第一出口侧中间支管83；以及从中间母管82分支并与第二压缩机构104的后级侧的压缩元件104d的吸入侧连接的第二出口侧中间支管85。另外，排出母管102b是用于将从压缩机构102排出的制冷剂输送到切换机构3的制冷剂管，在与排出母管102b连接的第一排出支管103b上，设有第一油分离机构141和第一单向机构142，在与排出母管102b连接的第二排出支管104b上，设有第二油分离机构143和第二单向机构144。第一油分离机构141是将与从第一压缩机构103排出的制冷剂一同排出的制冷机油从制冷剂分离并使其朝压缩机构102的吸入侧返回的机构，主要具有：将与从第一压缩机构103排出的制冷剂一同排出的制冷机油从制冷剂分离的第一油分离器141a；以及与第一油分离器141a连接并使从制冷剂分离出的制冷机油返回到压缩机构102的吸入侧的第一回油管141b。第二油分离机构143是将与从第二压缩机构104排出的制冷剂一同排出的制冷机油从制冷剂分离并使其朝压缩机构102的吸入侧返回的机构，主要具有：将与从第二压缩机构104排出的制冷剂一同排出的制冷机油从制冷剂分离的第二油分离器143a；以及与第二油分离器143a连接并使从制冷剂分离出的制冷机油返回到压缩机构102的吸入侧的第二回油管143b。在本变形例中，第一回油管141b与第二吸入支管104a连接，第二回油管143c与第一吸入支管103a连接。因此，即使在因积存于第一压缩机构103内的制冷机油的量与积存于第二压缩机构104内的制冷机油的量之间的偏差而导致伴随着从第一压缩机构103排出的制冷剂的制冷机油的量与伴随着从第二压缩机构104排出的制冷剂的制冷机油的量之间产生偏差的情况下，制冷机油也会较多地返回压缩机构103、104中制冷机油的量较少的一方，从而消除积存于第一压缩机构103内的制冷机油的量与积存于第二压缩机构104内的制冷机油的量之间的偏差。另外，在本变形例中，第一吸入支管103a的从与第二回油管143b的合流部到与吸入母管102a的合流部之间的部分采用朝与吸入母管102a的合流部形成为下坡的结构，第二吸入支管104a的从与第一回油管141b的合流部到与吸入母管102a的合流部之间的部分采用朝与吸入母管102a的合流部形成为下坡的结构。因此，即使压缩机构103、104中任一方处于停止中，从对应于运转中的压缩机构的回油管返回对应于停止中的压缩机构的吸入支管的制冷机油也会返回到吸入母管102a，从而不易产生运转中的压缩机构的断油。在回油管141b、143b上设有对在回油管141b、143b中流动的制冷机油减压的减压机构141c、143c。单向机构142、144是用于允许制冷剂从压缩机构103、104的排出侧朝切换机构3流动，且阻断制冷剂从切换机构3朝压缩机构103、104的排出侧流动的机构。

这样，在本变形例中，压缩机构102采用将第一压缩机构103与第二压缩机构104并联连接的结构，其中，第一压缩机构103采用以下结构：具有两个压缩元件103c、103d并将从上述压缩元件103c、103d中的前级侧的压缩元件排出的制冷剂在后级侧的压缩元件接着压缩，第二压缩机构104采用以下结构：具有两个压缩元件104c、104d并将从上述压缩元件104c、104d中的前级侧的压缩元件排出的制冷剂在后级侧的压缩元件接着压缩。

另外，在本变形例中，中间热交换器7设于构成中间制冷剂管8的中间母管82，是在制冷运转时对从第一压缩机构103的前级侧的压缩元件103c排出的制冷剂与从第二压缩机构104的前级侧的压缩元件104c排出的制冷剂合流后的制冷剂进行冷却的热交换器。即，中间热交换器7形成为在制冷运转时作为两个压缩机构103、104所共用的冷却器起作用的构件。因此，在将中间热交换器7设于将多个多级压缩式的压缩机构103、104系统并联连接的并联多级压缩式的压缩机构102时，能实现压缩机构102周围的回路结构的简化。

另外，在构成中间制冷剂管8的第一入口侧中间支管81上设有单向机构81a，该单向机构81a用于允许制冷剂从第一压缩机构103的前级侧的压缩元件103c的排出侧朝中间母管82侧流动，且阻断制冷剂从中间母管82侧朝前级侧的压缩元件103c的排出侧流动，在构成中间制冷剂管8的第二入口侧中间支管84上设有单向机构84a，该单向机构84a用于允许制冷剂从第二压缩机构103的前级侧的压缩元件104c的排出侧朝中间母管82侧流动，且阻断制冷剂从中间母管82侧朝前级侧的压缩元件104c的排出侧流动。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中任一方处于停止中，也不会产生从运转中的压缩机构的前级侧的压缩元件排出的制冷剂通过中间制冷剂管8而到达停止中的压缩机构的前级侧的压缩元件的排出侧这样的情况，所以，不产生从运转中的压缩机构的前级侧的压缩元件排出的制冷剂通过停止中的压缩机构的前级侧的压缩元件内而来到压缩机构102的吸入侧，从而使停止中的压缩机构的制冷机油流出这样的情况，藉此，在启动停止中的压缩机构时不易产生制冷机油不足的问题。在压缩机构103、104间设有运转的优先顺序的情况(例如，将第一压缩机构103作为优先运转的压缩机构的情况)下，符合上述停止中的压缩机构的构件仅限于第二压缩机构104，因此，在该情况下，也可仅设置对应于第二压缩机构104的单向机构84a。

另外，如上所述，在将第一压缩机构103作为优先运转的压缩机构的情况下，由于中间制冷剂管8设置成由压缩机构103、104共用，因此，从对应于运转中的第一压缩机构103的前级侧的压缩机构103c排出的制冷剂通过中间制冷剂管8的第二出口侧中间支管85而到达停止中的第二压缩机构104的后级侧的压缩元件104d的吸入侧，藉此，从运转中的第一压缩机构103的前级侧的压缩元件103c排出的制冷剂通过停止中的第二压缩机构104的后级侧的压缩元件104d内而来到压缩机构102的排出侧，使停止中的第二压缩机构104的制冷机油流出，从而在启动停止中的第二压缩机构104时可能会产生制冷机油不足的问题。因此，在本变形例中，将开闭阀85a设于第二出口侧中间支管85，在第二压缩机构104处于停止中的情况下，利用该开闭阀85a来阻断第二出口侧中间支管85内的制冷剂的流动。藉此，由于不存在从运转中的第一压缩机构103的前级侧的压缩元件103c排出的制冷剂通过中间制冷剂管8的第二出口侧中间支管85而到达停止中的第二压缩机构104的后级侧的压缩元件104d的吸入侧的情况，因此，不会产生从运转中的第一压缩机构103的前级侧的压缩元件103c排出的制冷剂通过停止中的第二压缩机构104的后级侧的压缩元件104d内而来到压缩机构102的排出侧，使停止中的第二压缩机构104的制冷机油流出这样的情况，藉此，在启动停止中的第二压缩机构104时，更不易产生制冷机油不足的问题。在本变形例中，作为开闭阀85a，使用电磁阀。

另外，在将第一压缩机构103作为优先运转的压缩机构的情况下，继第一压缩机构103的启动之后启动第二压缩机构104，此时，由于中间制冷剂管8设置成由压缩机构103、104共用，因此，是在第二压缩机构104的前级侧的压缩元件104c的排出侧的压力及后级侧的压缩元件104d的吸入侧的压力比第一压缩机构103的前级侧的压缩元件103c的吸入侧的压力及后级侧的压缩元件103d的排出侧的压力高的状态下进行启动，所以很难稳定地启动第二压缩机构104。因此，在本变形例中，设置将第二压缩机构104的前级侧的压缩元件104c的排出侧与后级侧的压缩元件104d的吸入侧连接的启动分流管86，并将开闭阀86a设于该启动分流管86，在第二压缩机构104处于停止中的情况下，利用该开闭阀86a阻断启动分流管86a内的制冷剂的流动，且利用开闭阀85a阻断第二出口侧中间支管85内的制冷剂的流动，在启动第二压缩机构104时，利用开闭阀86a使制冷剂处于能在启动分流管86内流动的状态，从而使从第二压缩机构104的前级侧的压缩元件104c排出的制冷剂不与从第一压缩机构103的前级侧的压缩元件103c排出的制冷剂合流，而是通过启动分流管86吸入后级侧的压缩元件104d，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、排出压力及中间压力稳定的时刻)，利用开闭阀85a使制冷剂处于能在第二出口侧中间支管85内流动的状态，且利用开闭阀86a阻断启动分流管86内的制冷剂的流动，从而能转移到通常的制冷运转、制热运转。另外，在本变形例中，启动分流管86的一端连接到第二出口侧中间支管85的开闭阀85a与第二压缩机构104的后级侧的压缩元件104d的吸入侧之间，其另一端连接到第二压缩机构104的前级侧的压缩元件104c的排出侧与第二入口侧中间支管84的单向机构84a之间，在启动第二压缩机构104时，能处于不易受到第一压缩机构103的中间压部分的影响的状态。此外，在本变形例中，作为开闭阀86a，使用电磁阀。

此外，除了因替代压缩机构2而设置的压缩机构102使压缩机构102周围的回路结构稍复杂化的改变点之外，本变形例的空调装置1的制冷运转、制热运转的动作与上述变形例3的动作(图21～图27及其相关记载)基本相同，所以，在此省略其说明。

此外，即使在本变形例的结构中，也能获得与上述变形例3相同的作用效果。

(7)其他实施方式

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，但具体结构并不限定于这些实施方式及其变形例，可在不脱离发明的要点的范围内进行改变。

例如，还能将本发明应用于设有二次热交换器的所谓的冷水机组型空调装置中，其中，在上述二次热交换器中，使用上述实施方式及其变形例中与在利用侧热交换器6中流动的制冷剂进行热交换的、作为加热源或冷却源的水或盐水，并且使在利用侧热交换器6中经过热交换后的水或盐水与室内空气进行热交换。

另外，即使是上述冷水机型空调装置以外的形式的冷冻装置，若是将在超临界区工作的制冷剂作为制冷剂使用来进行多级压缩式制冷循环的装置，则也能应用本发明。

此外，作为在超临界区工作的制冷剂，并不限定于二氧化碳，也可以使用乙烯、乙烷或氮氧化物等。

工业上的可利用性

本发明可广泛应用于可切换制冷运转和制热运转，且具有可进行中间压注入的制冷剂回路并能进行多级压缩式制冷循环的冷冻装置。

符号说明

1 空调装置(冷冻装置)

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 中间热交换器

8 中间制冷剂管

9 中间热交换器分流管

18 储罐(气液分离器)

18c 第一后级侧注入管

18h 液体注入管(第二后级侧注入管)

19 第三后级侧注入管

20 节能热交换器(日文：エコノマイザ熱交換器)

现有技术文献

专利文献1：日本专利特开2007-232263号公报

Claims (8)

1.一种冷冻装置(1)，其特征在于，包括：

压缩机构(2)，该压缩机构(2)具有多个压缩元件，并利用后级侧的压缩元件对从所述多个压缩元件中的前级侧的压缩元件排出的制冷剂依次进行压缩；

热源侧热交换器(4)，该热源侧热交换器(4)作为制冷剂的散热器或蒸发器起作用；

利用侧热交换器(6)，该利用侧热交换器(6)作为制冷剂的蒸发器或散热器起作用；

切换机构(3)，该切换机构(3)切换冷却运转状态和加热运转状态，在所述冷却运转状态中，使制冷剂按照所述压缩机构、所述热源侧热交换器、所述利用侧热交换器的顺序循环，在所述加热运转状态中，使制冷剂按照所述压缩机构、所述利用侧热交换器、所述热源侧热交换器的顺序循环；

后级侧注入管(18c、18h、19)，该后级侧注入管(18c、18h、19)用来使在所述热源侧热交换器或所述利用侧热交换器中放热后的制冷剂分岔而返回到所述后级侧的压缩元件；

中间热交换器(7)，该中间热交换器(7)设于用来将从所述前级侧的压缩元件排出的制冷剂吸入到所述后级侧的压缩元件中的中间制冷剂管(8)，在所述切换机构切换到所述冷却运转状态的冷却运转时，所述中间热交换器(7)作为从所述前级侧的压缩元件排出并被吸入到所述后级侧的压缩元件中的制冷剂的冷却器起作用；以及

中间热交换器分流管(9)，该中间热交换器分流管(9)与所述中间制冷剂管连接，以绕过所述中间热交换器，在所述切换机构切换到所述加热运转状态的加热运转时，所述中间热交换器分流管(9)使从所述前级侧的压缩元件排出并被吸入到所述后级侧的压缩元件中的制冷剂不被所述中间热交换器冷却，

所述冷冻装置(1)进行注入量最优化控制，该注入量最优化控制对通过所述后级侧注入管而返回到所述后级侧的压缩元件中的制冷剂的流量进行控制，以使所述加热运转时的注入比要比所述冷却运转时的注入比大，其中，所述注入比为通过所述后级侧注入管而返回到所述后级侧的压缩元件中的制冷剂的流量与从所述压缩机构排出的制冷剂的流量的比。

2.如权利要求1所述的冷冻装置(1)，其特征在于，

所述注入量最优化控制对通过所述后级侧注入管(18c、18h、19)而返回到所述后级侧的压缩元件中的制冷剂的流量进行控制，以使所述后级侧的压缩元件所吸入的制冷剂的过热度达到目标值，且将所述加热运转时的过热度的目标值设定为所述冷却运转时的过热度的目标值以下。

3.如权利要求1所述的冷冻装置(1)，其特征在于，

还具有气液分离器(18)，该气液分离器(18)使在所述热源侧热交换器(4)或所述利用侧热交换器(6)中放热后的制冷剂气液分离，

所述后级侧注入管包括：第一后级侧注入管(18c)，该第一后级侧注入管(18c)用来使在所述气液分离器中气液分离后的气体制冷剂返回到所述后级侧的压缩元件中；以及第二后级侧注入管(18h)，该第二后级侧注入管(18h)使制冷剂从作为散热器起作用的所述热源侧热交换器(4)或所述利用侧热交换器(6)与所述气液分离器(18)之间分岔并返回到所述后级侧的压缩元件中，

所述注入量最优化控制对通过所述第二后级侧注入管(18h)而返回到所述后级侧的压缩元件中的制冷剂的流量进行控制，以使所述后级侧的压缩元件所吸入的制冷剂的过热度达到目标值，将所述加热运转时的过热度的目标值设定为所述冷却运转时的过热度的目标值以下。

4.如权利要求2或3所述的冷冻装置(1)，其特征在于，

将所述加热运转时的过热度的目标值设定为与所述冷却运转时的过热度的目标值相同的值。

5.如权利要求1所述的冷冻装置(1)，其特征在于，

还具有节能热交换器(20)，该节能热交换器(20)使在所述热源侧热交换器(4)或所述利用侧热交换器(6)中放热后的制冷剂与在所述后级侧注入管(19)中流动的制冷剂进行热交换，

所述注入量最优化控制对通过所述后级侧注入管而返回到所述后级侧的压缩元件中的制冷剂的流量进行控制，以使所述节能热交换器的所述后级侧注入管侧出口处的制冷剂的过热度达到目标值，将所述加热运转时的过热度的目标值设定得比所述冷却运转时的过热度的目标值小。

6.如权利要求5所述的冷冻装置(1)，其特征在于，

将所述加热运转时的过热度的目标值设定为比所述冷却运转时的过热度的目标值小5℃～10℃的值。

7.如权利要求1所述的冷冻装置(1)，其特征在于，

还具有气液分离器(18)，该气液分离器(18)在所述加热运转时使在所述利用侧热交换器(6)中放热后的制冷剂气液分离，

所述后级侧注入管包括：第一后级侧注入管(18c)，该第一后级侧注入管(18c)用来在所述加热运转时使在所述气液分离器中气液分离后的气体制冷剂返回到所述后级侧的压缩元件中；第二后级侧注入管(18h)，该第二后级侧注入管(18h)在所述加热运转时使制冷剂从所述利用侧热交换器与所述气液分离器(18)之间分岔并返回到所述后级侧的压缩元件中；以及第三后级侧注入管(19)，该第三后级侧注入管(19)在所述冷却运转时使在所述热源侧热交换器(4)中放热后的制冷剂分岔并返回到所述后级侧的压缩元件中，

此外，还具有节能热交换器(20)，该节能热交换器(20)在所述冷却运转时使在所述热源侧热交换器中放热后的制冷剂与在所述第三后级侧注入管中流动的制冷剂进行热交换，

所述注入量最优化控制在所述冷却运转时对通过所述第三后级侧注入管而返回到所述后级侧的压缩元件中的制冷剂的流量进行控制，以使所述后级侧的压缩元件所吸入的制冷剂的过热度达到目标值，此外，在所述加热运转时对通过所述第二后级侧注入管而返回到所述后级侧的压缩元件中的制冷剂的流量进行控制，以使所述后级侧的压缩元件所吸入的制冷剂的过热度达到目标值，将所述加热运转时的过热度的目标值设定为所述冷却运转时的过热度的目标值以下。

8.如权利要求7所述的冷冻装置(1)，其特征在于，

将所述加热运转时的过热度的目标值设定为与所述冷却运转时的过热度的目标值相同的值。

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