CN102016456B - 冷冻装置 - Google Patents

Abstract

一种空气调节装置(1)，将二氧化碳作为制冷剂使用，包括：二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)；作为从前级侧的压缩元件喷出并吸入到后级侧的压缩元件的制冷剂的冷却器起作用的中间热交换器(7)；以及中间热交换器分流管(9)。在空气调节装置(1)中，中间热交换器(7)配置于热源侧热交换器(4)的上方，在通过将切换机构(3)切换到冷却运转状态来进行热源侧热交换器(4)的除霜的逆循环除霜运转中，使用中间热交换器分流管(9)，以使制冷剂不能流动到中间热交换器(7)。

Description

冷冻装置

技术领域

本发明涉及一种冷冻装置，尤其涉及一种具有以能切换冷却运转和加热运转的形态而构成的制冷剂回路，并使用在超临界域工作的制冷剂来进行多级压缩式制冷循环的冷冻装置。

背景技术

一直以来，作为具有以能切换冷却运转和加热运转的形态而构成的制冷剂回路并使用在超临界域工作的制冷剂来进行多级压缩式制冷循环的冷冻装置的一种，已知有一种如专利文献1所示的空气调节装置，其具有以能切换制冷运转和制热运转的形态而构成的制冷剂回路，并将二氧化碳作为制冷剂使用来进行多级压缩式制冷循环。该空气调节装置主要包括：将两个压缩元件串联连接的压缩机；用于切换制冷运转和制热运转的四通换向阀；室外热交换器；以及室内热交换器。

专利文献1：

日本专利特开2007-232263号公报

发明的公开

第一发明所涉及的冷冻装置是使用在超临界域工作的制冷剂的冷冻装置，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；将制冷剂减压的膨胀机构；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；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喷出的制冷剂以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：即，包括一体地装有多个压缩元件的压缩机、装有单个压缩元件的压缩机和/或连接多台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前级侧的压缩元件喷出的制冷剂以后级侧的压缩元件依次压缩”并不是指仅仅包括“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。热源侧热交换器是将空气作为热源的热交换器。中间热交换器是与热源侧热交换器一体化的以空气作为热源的热交换器，设于用于使从前级侧的压缩元件喷出的制冷剂吸入到后级侧的压缩元件的中间制冷剂管，并作为从前级侧的压缩元件喷出并吸入到后级侧的压缩元件的制冷剂的冷却器起作用。中间热交换器分流管与中间制冷剂管连接以绕过中间热交换器。此外，在冷冻装置中，中间热交换器配置于热源侧热交换器的上方，在通过将切换机构切换到冷却运转状态来进行热源侧热交换器的除霜的逆循环除霜运转中，使用中间热交换器分流管，以使制冷剂不能流动到中间热交换器。

在现有的空气调节装置中，作为制冷剂使用的二氧化碳的临界温度(大致31℃)是与作为起到制冷剂的冷却器的作用的室外热交换器、室内热交换器的冷却源的水、空气的温度相同程度的温度，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，以能在上述热交换器中利用水、空气来冷却制冷剂。这使得从压缩机的后级侧的压缩元件喷出的制冷剂的温度变高，因此，在作为制冷剂的冷却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。

针对上述问题，可以考虑将作为从前级侧的压缩元件喷出并被吸入后级侧的压缩元件的制冷剂的冷却器起作用的中间热交换器设于用于使从前级侧的压缩元件喷出的制冷剂吸入后级侧的压缩元件的中间制冷剂管，并使中间热交换器分流管与中间制冷剂管连接以绕过中间热交换器，使用该中间热交换器分流管，在使上述对应于四通换向阀的切换机构处于对应于制冷运转的冷却运转状态时，使中间热交换器作为冷却器起作用，在使切换机构处于对应于制热运转的加热运转状态时，使中间热交换器作为冷却器不起作用，藉此，在冷却运转时，将从上述对应于压缩机的压缩机构喷出的制冷剂的温度抑制得较低，在制热运转时，抑制从中间热交换器朝外部的散热，从而防止运转效率的降低。

然而，在上述的冷冻装置中，在作为热源侧热交换器而采用以空气作为热源的热交换器的情况下，以作为热源的空气的温度较低的条件进行加热运转时，作为制冷剂的加热器起作用的热源侧热交换器会产生结霜，因此，需要进行除霜运转，即通过使热源侧热交换器作为制冷剂的冷却器起作用来进行热源侧热交换器的除霜。而且，在作为中间热交换器而采用以空气作为热源的热交换器，且使中间热交换器与热源侧热交换器一体化的情况下，中间热交换器也可能产生结霜，因此，需要使制冷剂不仅在热源侧热交换器中流动，也在中间热交换器中流动，以进行中间热交换器的除霜。

然而，在上述冷冻装置中，在加热运转时，利用中间热交换器分流管来使中间热交换器作为冷却器不起作用，因此，中间热交换器的结霜量较少，与热源侧热交换器相比，中间热交换器的除霜较快完成。因此，若中间热交换器的除霜完成后制冷剂也继续流动于中间热交换器，则从中间热交换器朝外部进行散热，使被吸入后级侧的压缩元件的制冷剂的温度降低，其结果是，从压缩机构喷出的制冷剂的温度变低，从而产生热源侧热交换器的除霜能力降低这样的问题。

因此，在第一发明所涉及的冷冻装置中，使中间热交换器配置于热源侧热交换器的上方。藉此，在该冷冻装置中，尽管中间热交换器与热源侧热交换器一体化，但也能抑制中间热交换器的与热源侧热交换器的边界部的结霜，另外，与将中间热交换器配置于热源侧热交换器下方的情况不同，通过热源侧热交换器的除霜而融解并从热源侧热交换器滴下的水很少会附着于中间热交换器并冻结、生长，因此，能在进行逆循环除霜运转时不进行中间热交换器的除霜。此外，在该冷冻装置中，基于在逆循环除霜运转时也可不进行中间热交换器的除霜，在进行逆循环除霜运转时，通过使用中间热交换器分流管以使制冷剂不能流动到中间热交换器，在进行逆循环除霜运转时，可防止从中间热交换器朝外部进行散热的情况以抑制热源侧热交换器的除霜能力的降低。

藉此，在该冷冻装置中，能高效率地进行逆循环除霜运转。

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，还包括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使其返回到后级侧的压缩元件的后级侧喷射管，在进行逆循环除霜运转时，使用后级侧喷射管，来将从热源侧热交换器朝利用侧热交换器输送的制冷剂返回到后级侧的压缩元件。

在该冷冻装置中，由于采用通过将切换机构切换到冷却运转状态来进行热源侧热交换器的除霜的逆循环除霜运转，因此，尽管欲使利用侧热交换器作为制冷剂的散热器起作用，但利用侧热交换器却作为制冷剂的蒸发器起作用，从而存在产生利用侧的温度降低这样的问题。另外，在作为热源的空气的温度较低的条件下，逆循环除霜运转是以不使中间热交换器作为冷却器起作用的状态进行的制冷运转，因此，制冷循环的低压变低，使从前级侧的压缩元件吸入的制冷剂的流量减少。这样的话，在制冷剂回路中循环的制冷剂的流量减少，不能确保在热源侧热交换器中流动的制冷剂的流量，所以还会产生热源侧热交换器的除霜很费时间这样的问题。

因此，在该冷冻装置中，在进行逆循环除霜运转时，使用后级侧喷射管以使从热源侧热交换器朝利用侧热交换器输送的制冷剂返回到后级侧的压缩元件，藉此，能减少在利用侧热交换器中流动的制冷剂的流量，并能确保在热源侧热交换器中流动的制冷剂的流量。

藉此，在该冷冻装置中，在进行逆循环除霜运转时，能抑制利用侧的温度降低，并能缩短热源侧热交换器的除霜时间。

第三发明所涉及的冷冻装置是在第一发明或第二发明所涉及的冷冻装置中，在超临界域工作的制冷剂为二氧化碳。

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气调节装置的概略结构图。

图2是热源单元的外观立体图(去除了风扇网罩的状态)。

图3是去除了热源单元的右板的状态的热源单元的侧视图。

图4是图3的I部分的放大图。

图5是表示制冷运转时空气调节装置内制冷剂的流动的图。

图6是对制冷运转时的制冷循环加以图示的压力-焓线图。

图7是对制冷运转时的制冷循环加以图示的压力-熵线图。

图8是表示使比临界压力低的中压二氧化碳在导热流路内流动的情况的热传导率和使超过临界压力的高压二氧化碳在导热流路内流动的情况的热传导率的特性的图。

图9是表示制热运转时空气调节装置内制冷剂的流动的图。

图10是对制热运转时的制冷循环加以图示的压力-焓线图。

图11是对制热运转时的制冷循环加以图示的压力-熵线图。

图12是除霜运转的流程图。

图13是表示除霜运转时空气调节装置内制冷剂的流动的图。

图14是变形例1的空气调节装置的概略结构图。

图15是表示变形例1的制冷运转时空气调节装置内制冷剂的流动的图。

图16是对变形例1的空气调节装置的制冷运转时的制冷循环加以图示的压力-焓线图。

图17是对变形例1的空气调节装置的制冷运转时的制冷循环加以图示的温度-熵线图。

图18是表示变形例1的制热运转时空气调节装置内制冷剂的流动的图。

图19是对变形例1的空气调节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1的空气调节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是表示变形例1的除霜运转时空气调节装置内制冷剂的流动的图。

图22是对变形例1的空气调节装置的除霜运转时的制冷循环加以图示的压力-焓线图。

图23是对变形例1的空气调节装置的除霜运转时的制冷循环加以图示的温度-熵线图。

图24是变形例2的空气调节装置的概略结构图。

图25是表示变形例2的制冷运转时空气调节装置内制冷剂的流动的图。

图26是对变形例2的空气调节装置的制冷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2的空气调节装置的制冷运转时的制冷循环加以图示的温度-熵线图。

图28是表示变形例2的制热运转时空气调节装置内制冷剂的流动的图。

图29是对变形例2的空气调节装置的制热运转时的制冷循环加以图示的压力-焓线图。

图30是对变形例2的空气调节装置的制热运转时的制冷循环加以图示的温度-熵线图。

图31是表示变形例2的除霜运转时空气调节装置内制冷剂的流动的图。

图32是对变形例2的空气调节装置的除霜运转时的制冷循环加以图示的压力-焓线图。

图33是对变形例2的空气调节装置的除霜运转时的制冷循环加以图示的温度-熵线图。

图34是变形例3的空气调节装置的概略结构图。

图35是表示变形例3的制冷运转时空气调节装置内制冷剂的流动的图。

图36是对变形例3的空气调节装置的制冷运转时的制冷循环加以图示的压力-焓线图。

图37是对变形例3的空气调节装置的制冷运转时的制冷循环加以图示的温度-熵线图。

图38是表示变形例3的制热运转时空气调节装置内制冷剂的流动的图。

图39是对变形例3的空气调节装置的制热运转时的制冷循环加以图示的压力-焓线图。

图40是对变形例3的空气调节装置的制热运转时的制冷循环加以图示的温度-熵线图。

图41是表示变形例3的除霜运转时空气调节装置内制冷剂的流动的图。

图42是对变形例3的空气调节装置的除霜运转时的制冷循环加以图示的压力-焓线图。

图43是对变形例3的空气调节装置的除霜运转时的制冷循环加以图示的温度-熵线图。

图44是变形例4的空气调节装置的概略结构图。

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)空气调节装置的结构

图1是作为本发明的冷冻装置的一实施方式的空气调节装置1的概略结构图。空气调节装置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，并使用在超临界域工作的制冷剂(在此，为二氧化碳)来进行二级压缩式制冷循环的装置。

空气调节装置1的制冷剂回路10主要具有：压缩机构2；切换机构3；热源侧热交换器4；桥式回路17；储罐18；第一膨胀机构5a；第二膨胀机构5b；利用侧热交换器6；以及中间热交换器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二级压缩的压缩机21构成。压缩机21为在壳体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为两个压缩元件2c、2d与单一的驱动轴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喷出到中间制冷管8，使被喷出到中间制冷剂管8的制冷循环中的中压制冷剂吸入到压缩元件2d，并在将制冷剂进一步压缩后朝喷出管2b喷出。在此，中间制冷剂管8是用于使从与压缩元件2c的前级侧连接的压缩元件2c喷出的制冷循环中的中压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，喷出管2b是用于将从压缩机构2喷出的制冷剂输送到切换机构3的制冷剂管，在喷出管2b上设有油分离机构41和止回机构42。油分离机构41是将伴随着从压缩机构2喷出的制冷剂的制冷机油从制冷剂分离并朝压缩机构2的吸入侧返回的机构，主要具有：将伴随着从压缩机构2喷出的制冷剂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连接并将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。止回机构42是用于容许从压缩机构2的喷出侧朝切换机构3的制冷剂的流动，且切断从切换机构3朝压缩机构2的喷出侧的制冷剂的流动的机构，在本实施方式中，使用有止回阀。

这样，在本实施方式中，压缩机构2具有两个压缩元件2c、2d，采用将从上述压缩元件2c、2d中的前级侧的压缩元件喷出的制冷剂在后级侧的压缩元件依次压缩的结构。

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压缩的制冷剂的散热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，切换机构3能连接压缩机构2的喷出侧与热源侧热交换器4的一端并连接压缩机21的吸入侧与利用侧热交换器6(参照图1的切换机构3的实线，以下，将该切换机构3的状态作为“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压缩的制冷剂的散热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蒸发器起作用，切换机构3连接压缩机构2的喷出侧与利用侧热交换器6并连接压缩机构2的吸入侧与热源侧热交换器4的一端(参照图1的切换机构3的虚线，以下，将该切换机构3的状态作为“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的喷出侧、热源侧热交换器4及利用侧热交换器6连接的四通换向阀。切换机构3并不限定于四通换向阀，例如，也可以是通过组合多个电磁阀等措施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，在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及利用侧热交换器6时，切换机构3构成为能切换冷却运转状态和加热运转状态，在冷却运转状态下，按压缩机构2、作为制冷剂的散热器起作用的热源侧热交换器4、作为制冷剂的蒸发器起作用的利用侧热交换器6的顺序使制冷剂循环，在加热运转状态下，按压缩机构2、作为制冷剂的散热器起作用的利用侧热交换器6、作为制冷剂的蒸发器起作用的热源侧热交换器4的顺序使制冷剂循环。

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是将空气作为热源(即，冷却源或加热源)的热交换器，在本实施方式中，使用翅片管式的热交换器。此外，作为热源的空气，被热源侧风扇40供给到热源侧热交换器4。热源侧风扇40被风扇驱动电动机40a驱动。

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具有四个止回阀17a、17b、17c、17d。此外，入口止回阀17a是仅容许从热源侧热交换器4朝储罐入口管18a的制冷剂的流通的止回阀。此外，入口止回阀17b是仅容许从利用侧热交换器6朝储罐入口管18a的制冷剂的流通的止回阀。即，入口止回阀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。出口止回阀17c是仅容许从储罐出口管18b朝利用侧热交换器6的制冷剂的流通的止回阀。出口止回阀17d是仅容许从储罐出口管18b朝热源侧热交换器4的制冷剂的流通的止回阀。即，出口止回阀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的对制冷剂减压的机构，在本实施方式中，使用有电子膨胀阀。另外，在本实施方式中，在制冷运转时，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经由储罐18输送到利用侧热交换器6前，第一膨胀机构5a将制冷剂减压到制冷剂的饱和压力附近，在制热运转时，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经由储罐18输送到热源侧热交换器4前，第一膨胀机构5a将制冷剂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，以能积存根据在制冷循环与制热循环之间制冷剂回路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。在该第一吸入返回管18f上设有第一吸入返回开闭阀18g。在本实施方式中，第一吸入返回开闭阀18g是电磁阀。

第二膨胀机构5b是设于储罐入口管18b的对制冷剂减压的机构，在本实施方式中，使用电子膨胀阀。另外，在本实施方式中，在制冷运转时，在将被第一膨胀机构5a减压后的制冷剂经由储罐18输送到利用侧热交换器6前，第二膨胀机构5b将制冷剂进一步减压到制冷循环的低压，在制热运转时，在将被第一膨胀机构5a减压后的制冷剂经由储罐18输送到热源侧热交换器4前，第二膨胀机构5b将制冷剂进一步减压到制冷循环的低压。

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。

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喷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。中间交换器7是将空气作为热源(在此，是冷却源)的热交换器，在本实施方式中，使用翅片管式的热交换器。此外，中间热交换器7与热源侧热交换器4一体化。

接着，使用图2～图4，对中间热交换器7与热源侧热交换器4一体化的结构，包括两者的配置等，进行详细说明。在此，图2是热源单元1a的外观立体图(去除了风扇网罩的状态)，图3是去除了热源单元1a的右板74的状态的热源单元1a的侧视图，图4是图3的I部分的放大图。以下说明中的“左”及“右”以从前板75侧观察热源单元1a的情况作为基准。

首先，在本实施方式中，通过连接热源单元1a与利用单元(未图示)来构成空气调节装置1，热源单元1a主要设有热源侧风扇40、热源侧热交换器4及中间热交换器7，利用单元(未图示)主要设有利用侧热交换器6。此外，该热源单元1a是从侧部吸入空气并朝上方吹出空气，即所谓的上吹型的构件，主要具有：外壳71；以及配置在外壳71内部的热源侧热交换器4及中间热交换器7等制冷剂回路构成零件、热源侧风扇40等设备。

在本实施方式中，外壳71是大致呈长方体形状的箱体，主要由构成外壳71的顶面的顶板72；构成外壳71的外周面的左板73、右板74、前板75及后板76；以及底板77构成。顶板72是主要构成外壳71的顶面的构件，在本实施方式中，是在大致中央形成有吹出开口71a的俯视大致呈长方形的板状构件。在顶板72上，以从上方覆盖吹出开口71a的形态设有风扇网罩78。顶板73是主要构成外壳71的左表面的构件，在本实施方式中，是从顶板72的左缘朝下方延伸的侧视大致呈长方形的板状构件。在左板73上，除了上部以外，大致整体都形成有吸入开口73a。右板74是主要构成外壳71的右表面的构件，在本实施方式中，是从顶板72的右缘朝下方延伸的侧视大致呈长方形的板状构件。在右板74上，除了上部以外，大致整体都形成有吸入开口74a。前板75是主要构成外壳71的前表面的构件，在本实施方式中，是由从顶板72的前缘朝下方依次配置的主视大致呈长方形的板状构件构成。后板76是主要构成外壳71的后表面的构件，在本实施方式中，是由从顶板72的后缘朝下方依次配置的主视大致呈长方形的板状构件构成。在后板76上，除了上部以外，大致整体都形成有吸入开口76a。底板77是主要构成外壳71的底面的构件，在本实施方式中，是俯视大致呈长方形的板状构件。

此外，中间热交换器7以配置于热源侧热交换器4上方的状态与热源侧热交换器4一体化，并配置于底板77上。具体而言，中间热交换器7通过共用导热肋片而与热源侧热交换器4一体化(参照图4)。另外，在本实施方式中，热源侧热交换器4及中间热交换器7一体化后的构件形成俯视大致呈U字形的热交换器面板，以与吸入开口73a、74a、76a相对的形态而配置。此外，热源侧风扇40与顶板72的吹出开口71a相对，且配置于热源侧热交换器4及中间热交换器7一体化后的构件的上侧。在本实施方式中，热源侧风扇40是轴流风扇，通过被风扇驱动电动机40a驱动而旋转，从吸入开口73a、74a、76a将作为热源的空气吸入外壳71内，在使空气通过热源侧热交换器4及中间热交换器7后，能从吹出开口71a朝上方将其吹出(参照图3中的表示空气流动的箭头)。即，热源侧风扇40朝热源侧热交换器4及中间热交换器7双方供给作为热源的空气。热源单元1a的外观形状、热源侧热交换器4及中间热交换器7一体化后的构件的形状并不限定于上述形状。

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，除了后述的除霜运转以外，基本而言，该中间热交换器分流开闭阀11进行的是在使切换机构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进行的是在进行制冷运转时关闭、在进行制热运转时打开的控制。

另外，在中间制冷剂管8的从与中间热交换器分流管9的前级侧的压缩元件2c侧端连接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，除了后述的除霜运转以外，基本而言，该中间热交换器开闭阀12进行的是在使切换机构3处于冷却运转状态时打开、在使切换机构3处于加热运转状态时关闭的控制。即，中间热交换器开闭阀12进行的是在进行制冷运转时打开、在进行制热运转时关闭的控制。

另外，在中间制冷剂管8上设有止回机构15，该止回机构15用于容许从前级侧的压缩元件2c的喷出侧朝后级侧的压缩元件2d的吸入侧的制冷剂的流动，且切断从后级侧的压缩元件2d的吸入侧朝前级侧的压缩元件2c的喷出侧的制冷剂的流动。在本实施方式中，止回机构15是止回阀。在本实施方式中，止回机构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侧端到中间制冷剂管8与中间热交换器分流管9的后级侧的压缩元件2d侧端连接的连接部的部分。

另外，在空气调节装置1中设有各种传感器。具体而言，在热源侧热交换器4，设有对在热源侧热交换器4中流动的制冷剂的温度进行检测的热源侧热交换温度传感器51。在空气调节装置1(在此，是热源单元1a)中，设有对作为热源侧热交换器4及中间热交换器7的热源的空气的温度进行检测的空气温度传感器53。另外，在此虽未图示，但空气调节装置1具有控制压缩机构2、切换机构3、膨胀机构5、热源侧风扇40、中间热交换器分流开闭阀11、中间热交换器开闭阀12、第一吸入返回开闭阀18g等构成空气调节装置1的各部分的动作的控制部。

(2)空气调节装置的动作

接着，使用图1、图5～图13对本实施方式的空气调节装置1的动作进行说明。在此，图5是表示制冷运转时空气调节装置1内制冷剂的流动的图，图6是对制冷运转时的制冷循环加以图示的压力-焓线图，图7是对制冷运转时的制冷循环加以图示的温度-熵线图，图8是表示使比临界压力低的中压二氧化碳在导热流路内流动的情况的热传导率和使超过临界压力的高压二氧化碳在导热流路内流动的情况的热传导率的特性的图，图9是表示制热运转时空气调节装置1内制冷剂的流动的图，图10是对制热运转时的制冷循环加以图示的压力-焓线图，图11是对制热运转时的制冷循环加以图示的温度-熵线图，图12是除霜运转的流程图，图13是表示除霜运转时空气调节装置1内制冷剂的流动的图。利用上述控制部(未图示)来进行以下的制冷运转、制热运转及除霜运转的运转控制。另外，在以下说明中，“高压”是指制冷循环的高压(即，图6、图7的点D、点D′、点E的压力，图10、图11的点D、点D′、点F的压力)，“低压”是指制冷循环的低压(即，图6、图7的点A、点F的压力，图10、图11的点A、点E的压力)，“中压”是指制冷循环的中压(即，图6、图7的点B、点C的压力，图10、图11的点B、点C、点C′的压力)。

(制冷运转)

制冷循环时，切换机构3处于图1及图5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。

在该制冷剂回路10的状态下，将低压制冷剂(参照图1、图5～图7的点A)从吸入管2a吸入压缩机构2，首先，在被压缩元件2c压缩到中间压力后，喷出到中间制冷剂管8(参照图1、图5～图7的点B)。该从前级侧的压缩元件2c喷出的中压制冷剂在中间热交换器7中通过与被热源侧风扇40供给的作为冷却源的空气进行热交换而被冷却(参照图1、图5～图7的点C)。该在中间热交换器7中被冷却的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喷出到喷出管2b(参照图1、图5～图7的点D)。在此，从压缩机构2喷出的高压制冷剂通过压缩元件2c、2d的二级压缩动作而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喷出的高压制冷剂流入构成油分离机构41的油分离器41a，从而使伴随的制冷机油分离。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通过止回机构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交换器4中与被热源侧风扇40供给的作为冷却源的空气进行热交换而被冷却(参照图1、图5～图7的点E)。而且，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的入口止回阀17a流入储罐入口管18a，并被第一膨胀机构5a减压到饱和压力附近暂时积存于储罐18内(参照图1及图5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的出口止回阀17c而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5～图7的点F)。此外，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5～图7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。就这样，进行制冷运转。

这样，在本实施方式的空气调节装置1(冷冻装置)中，将中间热交换器7设于用于使压缩元件2d吸入从压缩元件2c喷出的制冷剂的中间制冷剂管8，并在制冷运转中通过打开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，使中间热交换器7处于作为冷却器起作用的状态，因此，与未设置中间热交换器7的情况(在该情况下，在图6、图7中，按点A→点B→点D′→点E→点F的顺序进行制冷循环)相比，被压缩元件2c的后级侧的压缩元件2d吸入的制冷剂的温度会降低(参照图7的点B、点C)，从压缩元件2d喷出的制冷剂的温度也会降低(参照图7的点D、点D′)。因此，在该空气调节装置1中，在作为制冷剂的散热器起作用的热源侧热交换器4中，与未设置中间热交换器7的情况相比，能减小作为冷却源的水、空气与制冷剂的温度差，由于能减小相当于通过连结图7的点B、点D′、点D及点C而围住的面积的部分的散热损失，所以能提高运转效率。

而且，在本实施方式的空气调节装置1中，由于使用在超临界域工作的制冷剂(在此，是二氧化碳)，因此，进行如下的制冷循环(参照图6、图7)：在中间热交换器7内流动有比临界压力Pcp(在二氧化碳的情况下，大致为7.3MPa)低的中压制冷剂，在作为制冷剂的散热器起作用的热源侧热交换器4内流动有超过临界压力Pcp的高压制冷剂。如图8所示，在该情况下，由于比临界压力Pcp低的压力的制冷剂的物理性质与超过临界压力Pcp的压力的制冷剂的物理性质(特别是热传导率、定压比热)的差异的缘故，形成了中间热交换器7的制冷剂侧的热传导率比作为制冷剂的散热器起作用的热源侧热交换器4的制冷剂侧的热传导率小的倾向。在此，图8表示了6MPa的二氧化碳在具有规定流路截面面积的导热流路内以规定的质量流速流动的情况的热传导率的值(对应于中间热交换器7的制冷剂侧的热传导率)和在与6MPa的二氧化碳相同的导热流路及质量流速的条件下的10MPa的二氧化碳的热传导率的值(对应于热源侧热交换器4的制冷剂侧的热传导率)，观察该图可以知道，在作为制冷剂的散热器起作用的热源侧热交换器4、中间热交换器7内流动的制冷剂的温度范围(40～70℃左右)中，6MPa的二氧化碳的热传导率的值比10MPa的二氧化碳的热传导率的值低。因此，在本实施方式的空气调节装置1的热源单元1a(即，以从侧部吸入空气并朝上方吹出空气的形态而构成的热源单元)中，若假设将中间热交换器7以配置于热源侧热交换器4下方的状态与热源侧热交换器4一体化，则是在作为热源的空气的流速较小的热源单元1a的下部配置与热源侧热交换器4一体化的中间热交换器7，由于将中间热交换器7配置于热源单元1a的下部而产生的中间热交换器7空气侧的热传导率降低的影响与中间热交换器7的制冷剂侧的热传导率比热源侧热交换器4的制冷剂侧的热传导率低的影响叠加，从而使中间热交换器7的总的热传导率降低，另外，再加上因与热源侧热交换器4一体化而导致在增大中间热交换器7的导热面积方面也存在限度，因此，会产生中间热交换器7的导热性能降低的情况，但在本实施方式中，由于将中间热交换器7以配置于热源侧热交换器4上方的状态与热源侧热交换器4一体化，因此，是在作为热源的空气的流速较大的热源单元1a的上部配置中间热交换器7(参照图2～图4)，中间热交换器7的空气侧的热传导率变高，其结果是，抑制了中间热交换器7的总的热传导率的降低，从而能抑制中间热交换器7的导热性能的降低。

(制热运转)

制热运转时，切换机构3处于图1及图9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处于冷却运转状态，因此，通过关闭中间制冷剂管8的中间热交换器开闭阀12关闭、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，来使中间热交换器7处于作为冷却器不起作用的状态。

在该制冷剂回路10的状态下，将低压制冷剂(参照图1、图9～图11的点A)从吸入管2a吸入压缩机构2，首先，在被压缩元件2c压缩到中间压力后，喷出到中间制冷剂管8(参照图1、图9～图11的点B)。与制冷运转时不同，该从前级侧的压缩元件2c喷出的中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1、图9～图11的点C)被吸入与压缩元件2c的后级侧连接的压缩元件2d进一步被压缩，并从压缩机构2喷出到喷出管2b(参照图1、图9～图11的点D)。在此，与制冷运转时相同，从压缩机构2喷出的高压制冷剂通过压缩元件2c、2d的二级压缩动作而被压缩到超过临界压力(即，图10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喷出的高压制冷剂流入构成油分离机构41的油分离器41a，从而使伴随的制冷机油分离。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通过止回机构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9～图11的点F)。而且，在利用侧热交换器6中被冷却的高压制冷剂通过桥式回路17的入口止回阀17b流入储罐入口管18a，并被第一膨胀机构5a减压到饱和压力附近暂时积存于储罐18内(参照图1及图9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的出口止回阀17d而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9～图11的点E)。此外，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交换器4中与被热源侧风扇40供给的作为加热源的空气进行热交换而被加热，从而进行蒸发(参照图1、图9～图11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。就这样，进行制热运转。

这样，在本实施方式的空气调节装置1(冷冻装置)中，将中间热交换器7设于用于使压缩元件2d吸入从压缩元件2c喷出的制冷剂的中间制冷剂管8，并在制热运转中通过关闭中间热交换器开闭阀12、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，因此，与仅设置中间热交换器7的情况、与上述的制冷运转相同地使中间热交换器7作为冷却器起作用的情况(在该情况下，在图9、图10中，按点A→点B→点C′→点D′→点F→点E的顺序进行制冷循环)相比，能抑制从压缩机构2喷出的制冷剂的温度的降低(参照图10的点D、点D′)。因此，在该空气调节装置1中，与仅设置中间热交换器7的情况、与上述的制冷运转相同地使中间热交换器7作为冷却器起作用的情况相比，能抑制朝外部的散热，并能抑制被供给到作为制冷剂的散热器起作用的利用侧热交换器6的制冷剂的温度降低，从而能抑制利用侧热交换器6的加热能力的降低，防止运转效率的降低。

而且，在本实施方式的空气调节装置1中，通过以作为热源侧热交换器4的热源的空气的温度较低的条件进行制热运转，即使在作为制冷剂的蒸发器起作用的热源侧热交换器4产生结霜的情况下，由于将中间热交换器7配置于热源侧热交换器的上方，所以尽管中间热交换器7与热源侧热交换器4一体化，也可抑制中间热交换器7的与热源侧热交换器4的边界部的结霜，另外，与将中间热交换器7配置于热源侧热交换器4下方的情况不同，通过热源侧热交换器4的除霜而融解并从热源侧热交换器4滴下的水很少会附着于中间热交换器7并冻结、生长，因此，在进行除霜运转(在下面进行说明)时，也可不进行中间热交换器7的除霜。

(除霜运转)

首先，在步骤S1中，对制热运转时热源侧热交换器4是否产生结霜进行判定。根据由热源侧热交换温度传感器51检测出的在热源侧热交换器4中流动的制冷剂的温度、制热运转的积算时间来进行该判定。例如，在检测到由热源侧热交换温度传感器51检测出的热源侧热交换器4的制冷剂的温度为相当于产生结霜的条件的规定温度以下的情况下，或在制热运转的积算时间经过规定时间以上的情况下，判定为热源侧热交换器4产生结霜，在不符合上述温度条件、时间条件的情况下，判定为热源侧热交换器4未产生结霜。在此，规定温度、规定时间取决于作为热源的空气的温度，因此，作为优选，是将规定温度、规定时间作为由空气温度传感器53检测出的空气的温度的函数来设定。另外，在热源侧热交换器4的入口、出口设有温度传感器的情况下，也可将由上述温度传感器检测出的制冷剂的温度使用于温度条件的判定，以替代由热源侧热交换温度传感器51进行检测的制冷剂的温度。此外，在步骤S1中，在判定为热源侧热交换器4产生结霜的情况下，转移到步骤S2的处理。

接着，在步骤S2中，开始除霜运转。该除霜运转是通过将切换机构3从加热运转状态(即，制热运转)切换到冷却运转状态来使热源侧热交换器4作为制冷剂的散热器起作用的逆循环除霜运转。在此，在本实施方式中，如上所述，由于将中间热交换器7配置于热源侧热交换器的上方，所以尽管中间热交换器7与热源侧热交换器4一体化，也可抑制中间热交换器7的与热源侧热交换器4的边界部的结霜，另外，与将中间热交换器7配置于热源侧热交换器4下方的情况不同，通过热源侧热交换器4的除霜而融解并从热源侧热交换器4滴下的水很少会附着于中间热交换器7并冻结、生长，因此，也可不进行中间热交换器7的除霜。因此，在该除霜运转中，在进行上述的逆循环除霜运转时，使用中间热交换器分流管11(在此，通过关闭中间热交换器开闭阀12，打开中间热交换器分流开闭阀11)，以使制冷剂不能流动到中间热交换器7。

藉此，在不使中间热交换器7作为冷却器起作用的状态下进行制冷运转(按图6、图7及图13所示的点A→点B→点D′→点E→点F的顺序进行的制冷循环)，能防止从中间热交换器7朝外部进行散热的情况(即，能防止相当于通过连结图7的点B、点D′、点D及点C而围住的面积的部分的散热)，并能抑制热源侧热交换器4的除霜能力的降低，藉此，能高效率地进行逆循环除霜运转。

接着，在步骤S3中，判定热源侧热交换器4的除霜是否完成。根据由热源侧热交换传感器51检测出的在热源侧热交换器4中流动的制冷剂的温度、除霜运转的运转时间来进行该判定。例如，在检测到由热源侧热交换温度传感器51检测出的热源侧热交换器4的制冷剂的温度为相当于能看作无结霜的条件的规定温度以上的情况下，或在除霜运转经过规定时间以上的情况下，判定为热源侧热交换器4的除霜完成，在不符合上述温度条件、时间条件的情况下，判定为热源侧热交换器4的除霜未完成。在此，在热源侧热交换器4的入口、出口设有温度传感器的情况下，也可将由上述温度传感器检测出的制冷剂的温度使用于温度条件的判定，以替代由热源侧热交换温度传感器51进行检测的制冷剂的温度。此外，在步骤S3中，在判定为热源侧热交换器4的除霜完成的情况下，转移到步骤S4的处理，结束除霜运转，再次进行使制热运转再开始的处理。具体而言，进行将切换机构3从冷却运转状态切换到加热运转状态(即，制热运转)的处理等。

这样，在本实施方式的空气调节装置1(冷冻装置)中，通过将中间热交换器7配置于热源侧热交换器4的上方，尽管中间热交换器7与热源侧热交换器4一体化，也可抑制中间热交换器7的与热源侧热交换器4的边界部的结霜，另外，与将中间热交换器7配置于热源侧热交换器4下方的情况不同，通过热源侧热交换器4的除霜而融解并从热源侧热交换器4滴下的水很少会附着于中间热交换器7并冻结、生长，因此，在进行逆循环除霜运转时，也可不进行中间热交换器7的除霜。此外，在该空气调节装置1中，基于在逆循环除霜运转时也可不进行中间热交换器7的除霜，在进行逆循环除霜运转时，通过使用中间热交换器分流管9以使制冷剂不能流动到中间热交换器7，在进行逆循环除霜运转时，可防止从中间热交换器7朝外部进行散热的情况以抑制热源侧热交换器4的除霜能力的降低，因此，能高效率地进行逆循环除霜运转。

(3)变形例1

在上述实施方式中，在以利用切换机构3能切换制冷运转和制热运转的形态构成的空气调节装置1中，将以空气作为热源的中间热交换器7以配置于热源侧热交换器4上方的状态一体化，并在进行逆循环除霜运转时使用中间热交换器分流管9以使制冷剂不能流动到中间热交换器7，藉此，在进行逆循环除霜运转时，抑制热源侧热交换器4的除霜能力的降低，以高效率地进行逆循环除霜运转，但除了该结构以外，还可考虑设置用于使在热源侧热交换器4或利用侧热交换器6中散热后的制冷剂分支并返回到后级侧的压缩元件2d的第一后级侧喷射管18c。

例如，如图14所示，在采用二极压缩式的压缩机构2的上述实施方式中，能制成设有第一后级侧喷射管18c的制冷剂回路110。

在此，第一后级侧喷射管18c是能进行将制冷剂从储罐18抽出并使其返回到压缩机构2的后级侧的压缩元件2d的中压喷射的制冷剂管，在本变形例中，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)。在该第一后级侧喷射管18c上设有第一后级侧喷射开闭阀18d和第一后级侧喷射止回机构18e。第一后级侧喷射开闭阀18d是能进行开闭动作的阀，在本实施例中，为电磁阀。第一后级侧喷射止回机构18e是用于容许从储罐18朝后级侧的压缩元件2d的制冷剂的流动，且切断从后级侧的压缩元件2d朝储罐18的制冷剂的流动的机构，在本实施例中，使用止回阀。第一后级侧喷射管18c和第一吸入返回管18f的储罐18侧的部分形成为一体。藉此，在通过打开第一后级侧喷射开闭阀18d、第一吸入返回开闭阀18g来使用第一后级侧喷射管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，主要能进行将在储罐18中被气液分离的制冷剂气体从储罐18的上部返回到压缩机构2的后级侧的压缩元件2d吸入侧(在此，是中间制冷剂管8的中间热交换器7的出口侧)的储罐18的中压喷射。

接着，使用图14～图23对本实施例的空气调节装置1的动作进行说明。在此，图15是表示制冷运转时空气调节装置1内制冷剂的流动的图，图16是对制冷运转时的制冷循环加以图示的压力-焓线图，图17是对制冷运转时的制冷循环加以图示的温度-熵线图，图18是表示制热运转时空气调节装置1内制冷剂的流动的图，图19是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，图21是表示除霜运转时空气调节装置1内制冷剂的流动的图，图22是对除霜运转时的制冷循环加以图示的压力-焓线图，图23是对除霜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、制热运转及除霜运转的运转控制。另外，在以下说明中，“高压”是指制冷循环的高压(即，图16、图17、图22、图23的点D、点D′、点E的压力，图19、图20的点D、点D′、点F的压力)，“低压”是指制冷循环的低压(即，图16、图17、图22及图23的点A、点F的压力，图19、图20的点A、点E的压力)，“中压”是指制冷循环的中压(即，图16、图17、图19、图20、图22及图23的点B、点C、点G、点G′、点I、点L及点M的压力)。

(制冷运转)

制冷循环时，切换机构3处于图14及图15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，第一后级侧喷射开闭阀18d处于打开状态。

在该制冷剂回路110的状态下，将低压制冷剂(参照图14～图17的点A)从吸入管2a吸入压缩机构2，首先，在被压缩元件2c压缩到中间压力后，喷出到中间制冷剂管8(参照图14～图17的点A)。该从前级侧的压缩元件2c喷出的中压制冷剂在中间热交换器7中通过与被热源侧风扇40供给的作为冷却源的空气进行热交换而被冷却(参照图14～图17的点C)。该在中间热交换器7中被冷却的制冷剂通过与从储罐18经由第一后级侧喷射管18c返回到后级侧的压缩机构2d中的制冷剂(参照图14～图17的点M)合流而进一步被冷却(参照图14～图17的点G)。接着，将与从第一后级侧喷射管18c返回的制冷剂合流后的(即，进行了基于作为气液分离器的储罐18的中压喷射的)中压制冷剂，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喷出到喷出管2b(参照图1～图17的点G)。在此，从压缩机构2喷出的高压制冷剂通过压缩元件2c、2d的二级压缩动作而被压缩到超过临界压力(即，图16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喷出的高压制冷剂流入构成油分离机构41的油分离器41a，从而使伴随的制冷机油分离。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通过止回机构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交换器4中与被热源侧风扇40供给的作为冷却源的空气进行热交换而被冷却(参照图14～图17的点E)。而且，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的入口止回阀17a流入储罐入口管18a，被第一膨胀机构5a减压到中压附近，暂时积存于储罐18内并进行气液分离(参照图14～图17的点I、点L、点M)。另外，在储罐18中气液分离后的制冷剂气体被第一后级侧喷射管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喷出的中压制冷剂合流。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的出口止回阀17c而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14～图17的点F)。此外，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14～图17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。就这样，进行制冷运转。

这样，在本变形例的空气调节装置1中，除了与上述实施方式的制冷运转相同地使中间热交换器7作为冷却器起作用以外，还设置第一后级侧喷射管18c，以使从热源侧热交换器4输送到膨胀机构5a、5b的制冷剂分支并返回到后级侧的压缩元件2d，因此，不进行朝外部的散热，能将吸入后级侧的压缩元件2d的制冷剂的温度抑制得更低(参照图17的点C、点G)。藉此，能将从压缩机构2喷出的制冷剂的温度抑制得较低(参照图17的点D、点D′)，与未设置第一后级侧喷射管18c的情况相比，能进一步减小相当于通过连结图17的点C、点D′、点D及点G而围住的面积的部分的散热损失，所以能进一步减少压缩机构2的动力消耗，进一步提高运转效率。

(制热运转)

制热运转时，切换机构3处于图14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处于冷却运转状态，因此，通过关闭中间制冷剂管8的中间热交换器开闭阀12关闭、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，来使中间热交换器7处于作为冷却器不起作用的状态。此外，第一后级侧喷射开闭阀18d与制冷运转时相同，处于打开状态。

在该制冷剂回路110的状态下，将低压制冷剂(参照图14、图18～图20的点A)从吸入管2a吸入压缩机构2，首先，在被压缩元件2c压缩到中间压力后，喷出到中间制冷剂管8(参照图14、图18～图20的点B)。与上述实施方式的制热运转时相同，该从前级侧的压缩元件2c喷出的中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14、图18～图20的点C)。该不被中间热交换器7冷却而通过中间热交换器分流管9的中压制冷剂，通过与从储罐18经由第一后级侧喷射管18c返回到后级侧的压缩机构2d的制冷剂(参照图14、图18～图20的点M)合流而被冷却(参照图14、图18～图20的点G)。接着，将与从第一后级侧喷射管18c返回的制冷剂合流后的(即，进行了基于作为气液分离器的储罐18的中压喷射的)中压制冷剂，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喷出到喷出管2b(参照图1、图18～图20的点D)。在此，与制冷运转时相同，从压缩机构2喷出的高压制冷剂通过压缩元件2c、2d的二级压缩动作而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喷出的高压制冷剂流入构成油分离机构41的油分离器41a，从而使伴随的制冷机油分离。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通过止回机构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14、图18～图20的点F)。而且，在利用侧热交换器6中被冷却的高压制冷剂通过桥式回路17的入口止回阀17b流入储罐入口管18a，被第一膨胀机构5a减压到中压附近，暂时积存于储罐18内并进行气液分离(参照图14、图18～图20的点I、点L、点M)。另外，在储罐18中气液分离后的制冷剂气体被第一后级侧喷射管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喷出的中压制冷剂合流。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的出口止回阀17d而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14、图18～图20的点E)。此外，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交换器4中与被热源侧风扇40供给的作为加热源的空气进行热交换而被加热，从而进行蒸发(参照图14、图18～图20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。就这样，进行制热运转。

这样，在本变形例的空气调节装置1中，与上述实施方式的制热运转相同地使中间热交换器7处于不作为冷却器起作用的状态，并设置第一后级侧喷射管18c，以使从热源侧热交换器4输送到膨胀机构5a、5b的制冷剂分支且返回到后级侧的压缩元件2d，因此，不进行朝外部的散热，能将吸入后级侧的压缩元件2d的制冷剂的温度抑制得较低(参照图20的点C、点G、点G′)。藉此，从压缩机构2喷出的制冷剂的温度变低，且利用侧热交换器6的制冷剂的单位流量的加热能力变小(参照图20的点D、点D′、点F)，但由于从后级侧的压缩元件2d喷出的制冷剂的流量增加，因此能抑制利用侧热交换器6的加热能力的降低，其结果是，能减少压缩机构2的动力消耗，并提高运转效率。

(除霜运转)

在上述实施方式中，由于采用通过将切换机构3切换到冷却运转状态来进行热源侧热交换器4的除霜的逆循环除霜运转，因此，尽管欲使利用侧热交换器6作为制冷剂的散热器起作用，但利用侧热交换器6却作为制冷剂的蒸发器起作用，从而存在产生利用侧的温度降低这样的问题。另外，在作为热源的空气的温度较低的条件下，逆循环除霜运转是以不使中间热交换器7作为冷却器起作用的状态进行的制冷运转，因此，制冷循环的低压变低，使从前级侧的压缩元件2c吸入的制冷剂的流量减少。这样，在制冷剂回路10中循环的制冷剂的流量减少，不能确保在热源侧热交换器4中流动的制冷剂的流量，因此，还产生热源侧热交换器4的除霜很费时间这样的问题。此外，在本变形例的结构中，也存在这样的问题。

因此，在本变形例中，在图12所示的步骤S2中，在进行逆循环除霜运转时，使中间热交换器7处于作为冷却器不起作用的状态，并使用第一后级侧喷射管18c(即，使第一后级侧喷射开闭阀18d处于打开状态，进行基于作为气液分离器的储罐18的中压喷射)，以一边使从热源侧热交换器4朝利用侧热交换器6输送的制冷剂返回到后级侧的压缩元件2d一边进行逆循环除霜运转(参照图21)。

藉此，以不使中间热交换器7作为冷却器起作用的状态，进行伴随着基于作为气液分离器的储罐18的中压喷射的制冷运转(图21～图23所示的按点A→点B、点C→点G→点D→点E→点I→点L→点F的顺序进行的制冷循环)，来防止从中间热交换器7朝外部进行散热的情况(即，能防止相当于通过连结图23的点G、点D、点D′及点G′而围住的面积的部分的散热)，抑制热源侧热交换器4的除霜能力的降低(这点与上述实施方式的除霜运转相同)，并能减少在利用侧热交换器6中流动的制冷剂的流量，确保在热源侧热交换器中流动的制冷剂的流量，藉此，在进行逆循环除霜运转时，能抑制利用侧的温度降低，并缩短热源侧热交换器4的除霜时间。由于本变形例的除霜运转的其他步骤S1、步骤S3、步骤S4与上述实施方式的除霜运转相同，因此，在此省略其说明。

(4)变形例2

在上述变形例1中，在利用切换机构3构成为能切换制冷运转与制热运转的空气调节装置1中，设置用于进行基于气液分离器的储罐18的中压喷射的第一后级侧喷射管18c，来进行基于作为气液分离器的储罐18的中压喷射，但可考虑设置第二后级侧喷射管19及节能热交换器20来进行基于节能热交换器20的中压喷射，以替代基于该储罐18的中压喷射。

例如，如图24所示，在上述变形例1中，能做成设有第二后级侧喷射管19及节能热交换器20以替代第一后级侧喷射管18c的制冷剂回路210。

在此，第二后级侧喷射管19具有将在热源侧热交换器4或利用侧热交换器6中被冷却的制冷剂分支并使其返回到压缩机构2的后级侧的压缩元件2d的功能。在本变形例中，第二后级侧喷射管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到后级侧的压缩元件2d的吸入侧。具体而言，第二后级侧喷射管19设置成使制冷剂从储罐入口管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)分支并返回到中间制冷剂管8的中间热交换器7的下游侧的位置。在该第二后级侧喷射管19上设有能进行开度控制的第二后级侧喷射阀19a。在本变形例中，第二后级侧喷射阀19a是电子膨胀阀。

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二后级侧喷射管19中流动的制冷剂(具体而言，是在第二后级侧喷射阀19a中被减压到中压附近后的制冷剂)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(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)流动的制冷剂与在第二后级侧喷射管19中流动的制冷剂进行热交换，此外，具有两制冷剂以相对的形态流动的流路。另外，在本实施例中，节能热交换器20设于储罐入口管18a的第二后级侧喷射管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，被第二后级侧喷射管19分支，然后，在节能热交换器20中与在第二后级侧喷射管19中流动的制冷剂进行热交换。

另外，在本变形例的空气调节装置1中设有各种传感器。具体而言，在中间制冷剂管8或压缩机构2，设有对在中间制冷剂管8中流动的制冷剂的压力进行检测的中间压力传感器54。在节能热交换器20的第二后级侧喷射管19侧的出口，设有对节能热交换器20的第二后级侧喷射管19侧的出口的制冷剂温度进行检测的节能出口温度传感器55。

接着，使用图24～图33对本变形例的空气调节装置1的动作进行说明。在此，图25是表示制冷运转时空气调节装置1内制冷剂的流动的图，图26是对制冷运转时的制冷循环加以图示的压力-焓线图，图27是对制冷运转时的制冷循环加以图示的温度-熵线图，图28是表示制热运转时空气调节装置1内制冷剂的流动的图，图29是对制热运转时的制冷循环加以图示的压力-焓线图，图30是对制热运转时的制冷循环加以图示的温度-熵线图，图31是表示除霜运转时空气调节装置1内制冷剂的流动的图，图32是对除霜运转时的制冷循环加以图示的压力-焓线图，图33是对除霜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、制热运转及除霜运转的运转控制。另外，在以下说明中，“高压”是指制冷循环的高压(即，图26、图27、图32及图33的点D、点D′、点E及点H的压力，图29、图30的点D、点D′、点F及点H的压力)，“低压”是指制冷循环的低压(即，图26、图27、图32及图33的点A、点F的压力，图29、图30的点A、点E的压力)，“中压”是指制冷循环的中压(即，图26、图27、图29、图30、图32及图33的点B、点C、点G、点G′、点J及点K的压力)。

(制冷运转)

制冷循环时，切换机构3处于图24及图25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，第二后级侧喷射阀19a进行开度调节。具体而言，在本变形例中，第二后级侧喷射阀19a进行开度调节，以使节能热交换器20的第二后级侧喷射管19侧的出口的制冷剂的过热度变为目标值，即进行所谓的过热度控制。在本变形例中，通过将由中间压力传感器54检测出的中压换算成饱和温度，并从由节能出口温度传感器55检测出的制冷剂温度减去该制冷剂的饱和温度，来获得节能热交换器20的第二后级侧喷射管19侧出口的制冷剂的过热度。虽然在本变形例中未采用，但也可通过在节能热交换器20的第二后级侧喷射管19侧的入口设置温度传感器，并从由节能出口温度传感器55检测出的制冷剂温度减去由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的第二后级侧喷射管19侧出口的制冷剂的过热度。另外，第二后级侧喷射阀19a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210的制冷剂循环量等而打开规定开度。

在该制冷剂回路210的状态下，将低压制冷剂(参照图24～图27的点A)从吸入管2a吸入压缩机构2，首先，在被压缩元件2c压缩到中间压力后，喷出到中间制冷剂管8(参照图24～图27的点A)。该从前级侧的压缩元件2c喷出的中压制冷剂在中间热交换器7中通过与被热源侧风扇40供给的作为冷却源的空气进行热交换而被冷却(参照图24～图27的点C)。该在中间热交换器7中被冷却后的制冷剂通过与从第二后级侧喷射管19返回到后级侧的压缩机构2d的制冷剂(参照图24～图27的点K)合流而被进一步冷却(参照图24～图27的点G)。接着，将与从第二后级侧喷射管19返回的制冷剂合流后的(即，进行了基于节能热交换器20的中压喷射的)中压制冷剂，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喷出到喷出管2b(参照图24～图27的点D)。在此，从压缩机构2喷出的高压制冷剂通过压缩元件2c、2d的二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喷出的高压制冷剂流入构成油分离机构41的油分离器41a，从而使伴随的制冷机油分离。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通过止回机构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交换器4中与被热源侧风扇40供给的作为冷却源的空气进行热交换而被冷却(参照图24～图27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的入口止回阀17a而流入储罐入口管18a，其一部分被第二后级侧喷射管19分支。此外，在第二后级侧喷射管19中流动的制冷剂在第二后级侧喷射阀19a中被减压到中压附近后，被输送到节能热交换器20(参照图24～图27的点J)。另外，被第二后级侧喷射管19分支后的制冷剂流入节能热交换器20，与在第二后级侧喷射管19中流动的制冷剂进行热交换而被冷却(参照图24～图27的点H)。另一方面，在第二后级侧喷射管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24～图27的点K)，如上所述，与从前级侧的压缩元件2c喷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24及图25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的出口止回阀17c而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24～图27的点F)。此外，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24～图27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。就这样，进行制冷运转。

这样，在本变形例的空气调节装置1中，除了与上述实施方式的制冷运转相同地使中间热交换器7作为冷却器起作用以外，还设置第二后级侧喷射管19及节能热交换器20，以使从热源侧热交换器4输送到膨胀机构5a、膨胀机构5b的制冷剂分支并返回到后级侧的压缩元件2d，因此，与上述变形例1相同，不进行朝外部的散热，能将吸入后级侧的压缩元件2d的制冷剂的温度抑制得更低(参照图27的点C、点G)。藉此，能将从压缩机构2喷出的制冷剂的温度抑制得较低(参照图27的点D、点D′)，与未设置第二后级侧喷射管19及节能热交换器20的情况相比，能进一步减小相当于通过连结图27的点C、点D′、点D及点G而围住的面积的部分的散热损失，从而能进一步减少压缩机构2的动力消耗，并进一步提高运转效率。

而且，对于在作为散热器的热源侧热交换器4中被冷却后除了作为热源侧膨胀机构的第一膨胀机构5a以外不进行大幅度的减压操作、能利用在从制冷循环的高压到制冷循环的中压附近的压力差的制冷剂回路结构，在本变形例中所采用的基于节能热交换器20的中压喷射能增大节能热交换器20的交换热量，藉此，由于能增加通过第二后级侧喷射管19返回到后级侧的压缩元件2d的制冷剂的流量，因此，比在上述变形例1中所采用的基于作为气液分离器的储罐18的中压喷射更有利。特别地，在如本变形例那样使用在超临界域工作的制冷剂的情况下，由于从制冷循环的高压到制冷循环的中压附近的压力差变得非常大，因此，基于节能热交换器20的中压喷射是非常有利的。

(制热运转)

制热运转时，切换机构3处于图24及图28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处于冷却运转状态，因此，通过关闭中间制冷剂管8的中间热交换器开闭阀12关闭、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，来使中间热交换器7处于作为冷却器不起作用的状态。另外，第二后级侧喷射阀19a进行与制冷运转时相同的开度调节。

在该制冷剂回路210的状态下，将低压制冷剂(参照图24、图28～图30的点A)从吸入管2a吸入压缩机构2，首先，在被压缩元件2c压缩到中间压力后，喷出到中间制冷剂管8(参照图24、图28～图30的点B)。与上述实施方式及其变形例的制热运转时相同，该从前级侧的压缩元件2c喷出的中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24、图28～图30的点C)。该不被中间热交换器7冷却而通过中间热交换器分流管9的中压制冷剂通过与从第二后级侧喷射管19返回到后级侧的压缩机构2d的制冷剂(参照图24、图28～图30的点K)合流而进一步被冷却(参照图24、图28～图30的点G)。接着，将与从第二后级侧喷射管19返回的制冷剂合流后的(即，进行了基于节能热交换器20的中压喷射的)中压制冷剂，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喷出到喷出管2b(参照图24、图28～图30的点D)。在此，与制冷运转时相同，从压缩机构2喷出的高压制冷剂通过压缩元件2c、2d的二级压缩动作而被压缩到超过临界压力(即，图29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喷出的高压制冷剂流入构成油分离机构41的油分离器41a，从而使伴随的制冷机油分离。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通过止回机构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24、图28～图30的点F)。另外，在利用侧热交换器6中被冷却的高压制冷剂通过桥式回路17的入口止回阀17b而流入储罐入口管18a，其一部分被第二后级侧喷射管19分支。此外，在第二后级侧喷射管19中流动的制冷剂在第二后级侧喷射阀19a中被减压到中压附近后，被输送到节能热交换器20(参照图24、图28～图30的点J)。另外，被第二后级侧喷射管19分支后的制冷剂流入节能热交换器20，与在第二后级侧喷射管19中流动的制冷剂进行热交换而被冷却(参照图24、图28～图30的点H)。另一方面，在第二后级侧喷射管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24、图28～图30的点K)，如上所述，与从前级侧的压缩元件2c喷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24及图28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的出口止回阀17d而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24、图28～图30的点E)。此外，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交换器4中与被热源侧风扇40供给的作为加热源的空气进行热交换而被加热，从而进行蒸发(参照图24、图28～图30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。就这样，进行制热运转。

这样，在本变形例的空气调节装置1中，与上述实施方式的制热运转相同地使中间热交换器7处于作为冷却器不起作用的状态，并设置第二后级侧喷射管19及节能热交换器20，以使从热源侧热交换器6输送到膨胀机构5a、膨胀机构5b的制冷剂分支并返回到后级侧的压缩元件2d，因此，与上述变形例1相同，不进行朝外部的散热，能将吸入后级侧的压缩元件2d的制冷剂的温度抑制得更低(参照图30的点C、点G、点G′)。藉此，从压缩机构2喷出的制冷剂的温度变低，且利用侧热交换器6的制冷剂的单位流量的加热能力变小(参照图30的点D、点D′、点F)，但由于从后级侧的压缩元件2d喷出的制冷剂的流量增加，因此，能抑制利用侧热交换器6的加热能力的降低，其结果是，能减少压缩机构2的动力消耗，并提高运转效率。

而且，对于在作为散热器的热源侧热交换器6中被冷却后除了作为热源侧膨胀机构的第一膨胀机构5a以外不进行大幅度的减压操作、能利用从制冷循环的高压到制冷循环的中压附近的压力差的制冷剂回路结构，在本变形例中所采用的基于节能热交换器20的中压喷射能增大节能热交换器20的交换热量，藉此，由于能增加通过第二后级侧喷射管19返回到后级侧的压缩元件2d的制冷剂的流量，因此，与制冷运转时相同，比在上述变形例1中所采用的基于作为气液分离器的储罐18的中压喷射更有利。特别地，在如本变形例那样使用在超临界域工作的制冷剂的情况下，由于从制冷循环的高压到制冷循环的中压附近的压力差变得非常大，因此，基于节能热交换器20的中压喷射是非常有利的。

(除霜运转)

在上述实施方式中，由于采用通过将切换机构3切换到冷却运转状态来进行热源侧热交换器4的除霜的逆循环除霜运转，因此，尽管欲使利用侧热交换器6作为制冷剂的散热器起作用，但利用侧热交换器6却作为制冷剂的蒸发器起作用，从而存在产生利用侧的温度降低这样的问题。另外，在作为热源的空气的温度较低的条件下，逆循环除霜运转是以不使中间热交换器7作为冷却器起作用的状态进行的制冷运转，因此，制冷循环的低压变低，使从前级侧的压缩元件2c吸入的制冷剂的流量减少。这样的话，在制冷剂回路10中循环的制冷剂的流量便会减少，不能确保在热源侧热交换器4中流动的制冷剂的流量，因此，还会产生热源侧热交换器4的除霜很费时间这样的问题。此外，在本变形例的结构中，也存在这样的问题。

因此，在本变形例中，在图12所示的步骤S2中，在进行逆循环除霜运转时，使中间热交换器7处于作为冷却器不起作用的状态，并使用第二后级侧喷射管19(即，使第二后级侧喷射管阀19a处于打开状态，进行基于节能热交换器20的中压喷射)，以一边使从热源侧热交换器4朝利用侧热交换器6输送的制冷剂返回到后级侧的压缩元件2d，一边进行逆循环除霜运转(参照图31)。在此，对第二后级侧喷射阀19a的开度进行控制，以使其比制冷运转时、制热运转时第二后级侧喷射阀19a的开度大。例如，将第二后级侧喷射阀19a的全闭状态的开度设为0％，且将全开状态的开度设为100％，在制冷运转时、制热运转时第二后级侧喷射管19a被控制在50％以下的开度区域的情况下，控制该步骤S2的第二后级侧喷射阀19a以使开度增大到70％左右，在步骤S3中，固定于该开度直至判定为热源侧热交换器4的除霜完成。

藉此，以不使中间热交换器7作为冷却器起作用的状态，进行伴随着基于作为节能热交换器20的中压喷射的制冷运转(图31～图33所示的按点A→点B、点C→点G→点D→点E→点H→点F的顺序进行的制冷循环)，来防止从中间热交换器7朝外部进行散热的情况(即，能防止相当于通过连结图33的点G、点D、点D′及点G′而围住的面积的部分的散热)，抑制热源侧热交换器4的除霜能力的降低(这点与上述实施方式的除霜运转相同)，并能减少在利用侧热交换器6中流动的制冷剂的流量，且确保在热源侧热交换器中流动的制冷剂的流量，藉此，在进行逆循环除霜运转时，能抑制利用侧的温度降低，并缩短热源侧热交换器4的除霜时间。由于本变形例的除霜运转的其他步骤S1、步骤S3、步骤S4与上述实施方式的除霜运转相同，因此，在此省略其说明。

而且，在本变形例中，通过第二后级侧喷射阀19a的开度控制，能控制通过第二后级侧喷射管19返回到后级侧的压缩元件2d的制冷剂的流量，因此，例如，如上所述，通过进行开度控制以使除霜运转时第二后级侧喷射阀19a的开度比制冷运转时、制热运转时第二后级侧喷射阀19a的开度大，来使返回到后级侧的压缩元件2d的制冷剂的流量大幅度地增加，藉此，能进一步减少在利用侧热交换器6中流动的制冷剂的流量，并进一步增加在热源侧热交换器4中流动的制冷剂的流量。这样，在本变形例中，由于采用基于节能热交换器20的中压喷射，因此，与上述变形例1的采用基于储罐18的中压喷射的情况相比，能抑制利用侧的温度降低，并能将缩短热源侧热交换器4的除霜时间的效果进一步提高。

(5)变形例3

在上述变形例2的制冷剂回路210(参照图24)中，如上所述，在使切换机构3处于冷却运转状态的制冷运转及使切换机构3处于加热运转状态的制热运转的任一个中，均通过进行基于节能热交换器20的中压喷射，使从后级侧的压缩元件2d喷出的制冷剂的温度降低，并减少压缩机构2的动力消耗，实现运转效率的提高。此外，在具有一个利用侧热交换器6并能利用从制冷循环的高压到制冷循环的中压附近的压力差的制冷机回路结构中，可认为基于节能热交换器20的中压喷射是有利的。

然而，以进行对应于多个空调空间的空调负载的制冷、制热的情况等作为目的，为了形成为具有彼此并列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，有时在作为气液分离器的储罐18与利用侧热交换器6之间以对应各利用侧热交换器6的形态设置利用侧膨胀机构5c。

例如，详细情况未图示，但可考虑在上述变形例2的具有桥式回路17的制冷剂回路210(参照图24)中设置彼此并列连接的多个(在此，是两个)利用侧热交换器6，并在作为气液分离器的储罐18(具体而言，是桥式回路17)与利用侧热交换器6之间以对应各利用侧热交换器6的形态设置利用侧膨胀机构5c(参照图34)，删除设于储罐出口管18b的第二膨胀机构5b，并设置在制热运转时将制冷剂减压到制冷循环的低压的第三膨胀机构(未图示)，以替代桥式回路17的出口止回阀17d。

此外，在上述结构中，对于如使切换机构3处于冷却运转状态的制冷运转那样，在作为散热器的热源侧热交换器4中被冷却后除了作为热源侧膨胀机构的第一膨胀机构5a以外不进行大幅度的减压操作、能利用从制冷循环的高压到制冷循环的中压附近的压力差的条件，与上述变形例2相同，基于节能热交换器20的中压喷射是有利的。

然而，对于如使切换机构3处于加热运转状态的制热运转那样，各利用侧膨胀机构5c控制在作为散热器的各利用侧热交换器6中流动的制冷剂的流量以能获得在作为散热器的各利用侧热交换器6中所需的制冷负载，通过作为散热器的各利用侧热交换器6的制冷剂的流量被设于作为散热器的各利用侧热交换器6的下游侧且是节能热交换器20的上游侧的利用侧膨胀机构5c的开度控制所引起的制冷剂的减压操作大致决定的条件，各利用侧膨胀机构5c的开度控制所引起的制冷剂的减压程度不仅根据在作为散热器的各利用侧热交换器6中流动的制冷剂的流量而变动，还根据多个作为散热器的利用侧热交换器6间的流量分配的状态而变动，有时会产生在多个利用侧膨胀机构5c间减压的程度大不相同的状态或利用侧膨胀机构5c的减压的程度变得比较大的情况，因此，节能热交换器20的入口的制冷剂的压力可能会变低，在该情况下，节能热交换器20的交换热量(即，在第二后级侧喷射管19中流动的制冷剂的流量)会变小而使使用变得困难。特别地，在作为主要包括压缩机构2、热源侧热交换器4及储罐18的热源单元与主要包括利用侧热交换器6的利用单元被连通配管连接的分体式空气调节装置而构成上述空气调节装置1的情况下，根据利用单元及热源单元的配置，该连通配管有可能形成得非常长，因此，其压力损失的影响加大，从而使节能热交换器20的入口的制冷剂的压力进一步降低。此外，在节能热交换器20的入口的制冷剂的压力可能降低的情况下，即使在储罐18的压力与制冷循环的中压(在此，是在中间制冷剂管8中流动的制冷剂的压力)的压力差较小的条件下也能使用的、上述变形例1的基于作为气液分离器的储罐18的中压喷射是有利的。

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、制热的情况等作为目的，为了形成为具有彼此并列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的形态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34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34所示，在上述变形例2的结构(参照图24)中，为了使储罐18作为气液分离器起作用并能进行中压喷射，构成制冷剂回路310，该制冷剂回路310将第一后级侧喷射管18c与储罐18连接，在制冷运转时能进行基于节能热交换器20的中压喷射，在制热运转时能进行基于作为气液分离器的储罐18的中压喷射，并在储罐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及第二吸入返回管95。

在此，第二吸入返回管95是将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，第二吸入返回管95设置成将从储罐18被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设置成使制冷剂从过冷热交换管96的上游侧的位置(即，在储罐18与过冷热交换器96之间)分支并使其返回到吸入管2a。在该第二吸入返回管95上设有能进行开度控制的第二吸入返回阀95a。在本变形例中，第二吸入返回阀95a是电子膨胀阀。

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的制冷剂与在第二吸入返回管95中流动的制冷剂(具体而言，是在第二吸入返回阀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的上游侧的位置(即，在第二吸入返回管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二吸入返回管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设于第二吸入返回管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中被冷却好的制冷剂在通过作为冷却器的节能热交换器20后，被第二吸入返回管95分支，并在过冷热交换器96中与在第二吸入返回管95中流动的制冷剂进行热交换。

另外，与变形例1相同，第一后级侧喷射管18c和第一吸入返回管18f的储罐18侧的部分形成为一体。此外，第一后级侧喷射管18c和第二后级侧喷射管19的中间制冷剂管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的压缩机构2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是电子膨胀阀。另外，在本变形例中，如上所述，由于在制冷运转时使用第二后级侧喷射管19及节能热交换器20，在制热运转时使用第一后级侧喷射管18c，所以不必在制冷运转及制热运转中均使朝节能热交换器20的制冷剂的流通方向设为一定，因此，省略桥式回路17，并使制冷剂回路310的结构简化。

另外，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的第二吸入返回管95侧的出口，设有对过冷热交换器96的第二吸入返回管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34～图43对本变形例的空气调节装置1的动作进行说明。在此，图35是表示制冷运转时空气调节装置1内制冷剂的流动的图，图36是对制冷运转时的制冷循环加以图示的压力-焓线图，图37是对制冷运转时的制冷循环加以图示的温度-熵线图，图38是表示制热运转时空气调节装置1内制冷剂的流动的图，图39是对制热运转时的制冷循环加以图示的压力-焓线图，图40是对制热运转时的制冷循环加以图示的温度-熵线图，图41是表示除霜运转时空气调节装置1内制冷剂的流动的图，图42是对除霜运转时的制冷循环加以图示的压力-焓线图，图43是对除霜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、制热运转及除霜运转的运转控制。另外，在以下说明中，“高压”是指制冷循环的高压(即，图36、图37、图42、图43的点D、点D′、点E、点H、点I及点R的压力，图39、图40的点D、点D′、点F的压力)，“低压”是指制冷循环的低压(即，图36、图37、图42、图43的点A、点F、点S及点U的压力，图39、图40的点A、点E的压力)，“中压”是指制冷循环的中压(即，图36、图37、图42、图43的点B、点C、点G、点G′、点J及点K的压力，图39、图40的点B、点C、点G、点G′、点I及点L的压力)。

(制冷运转)

制冷循环时，切换机构3处于图34及图35的实线所示的冷却运转状态。另外，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。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。另外，在使切换机构3处于冷却运转状态时，不进行基于作为气液分离器的储罐18的中压喷射，而进行通过第二后级侧喷射管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的基于节能热交换器20的中压喷射。具体而言，使第一后级侧喷射开闭阀18d处于关闭状态，并使第二后级侧喷射阀19a进行与上述变形例2相同的开度调节。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，也对第二吸入返回阀95a进行开度调节。具体而言，在本变形例中，第二吸入返回阀95a进行开度调节，以使过冷热交换器96的第二吸入返回管95侧的出口的制冷剂的过热度变为目标值，即进行所谓的过热度控制。在本变形例中，通过将由吸入压力传感器60检测出的低压换算成饱和温度，并从由过冷热交换出口温度传感器59检测出的制冷剂温度减去该制冷剂的饱和温度值，来获得过冷热交换器96的第二吸入返回管95侧出口的制冷剂的过热度。虽然在本变形例中未采用，但也可通过在过冷热交换器96的第二吸入返回管95侧的入口设置温度传感器，并从由过冷热交换出口温度传感器59检测出的制冷剂温度减去由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的第二吸入返回管95侧出口的制冷剂的过热度。另外，第二吸入返回阀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的制冷剂循环量等而打开规定开度。

在该制冷剂回路310的状态下，将低压制冷剂(参照图34～图37的点A)从吸入管2a吸入压缩机构2，首先，在被压缩元件2c压缩到中间压力后，喷出到中间制冷剂管8(参照图34～图37的点A)。该从前级侧的压缩元件2c喷出的中压制冷剂在中间热交换器7中通过与被热源侧风扇40供给的作为冷却源的空气进行热交换而被冷却(参照图34～图37的点C)。该在中间热交换器7中被冷却后的制冷剂通过与从第二后级侧喷射管19返回到后级侧的压缩机构2d的制冷剂(参照图34～图37的点K)合流而被进一步冷却(参照图34～图37的点G)。接着，将与从第二后级侧喷射管19返回的制冷剂合流后的(即，进行了基于节能热交换器20的中压喷射的)中压制冷剂，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喷出到喷出管2b(参照图34～图37的点D)。在此，从压缩机构2喷出的高压制冷剂通过压缩元件2c、2d的二级压缩动作而被压缩到超过临界压力(即，图36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喷出的高压制冷剂流入构成油分离机构41的油分离器41a，从而使伴随的制冷机油分离。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通过止回机构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交换器4中与被热源侧风扇40供给的作为冷却源的空气进行热交换而被冷却(参照图34～图37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第二后级侧喷射管19分支。此外，在第二后级侧喷射管19中流动的制冷剂在第二后级侧喷射阀19a中被减压到中压附近后，被输送到节能热交换器20(参照图34～图37的点J)。另外，被第二后级侧喷射管19分支后的制冷剂流入节能热交换器20，与在第二后级侧喷射管19中流动的制冷剂进行热交换而被冷却(参照图34～图37的点H)。另一方面，在第二后级侧喷射管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34～图37的点K)，如上所述，与从前级侧的压缩元件2c喷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34～图37的点I)。此外，积存于储罐18内的制冷剂的一部分被第二吸入返回管95分支。而且，在第二吸入返回管95中流动的制冷剂在第二吸入返回阀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34～图37的点S)。另外，被第二吸入返回管95分支后的制冷剂流入节能热交换器96，与在第二吸入返回管95中流动的制冷剂进行热交换而被冷却(参照图34～图37的点R)。另一方面，在第二吸入返回管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34～图37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减压而形成为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34～图37的点F)。此外，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34～图37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。就这样，进行制冷运转。

这样，在本变形例的空气调节装置1中，除了与上述变形例2的制冷运转相同地使中间热交换器7作为冷却器起作用以外，还设置第二后级侧喷射管19及节能热交换器20，以使从热源侧热交换器4输送到膨胀机构5a、膨胀机构5b的制冷剂分支并返回到后级侧的压缩元件2d，因此，与上述变形例2相同，不进行朝外部的散热，能将吸入后级侧的压缩元件2d的制冷剂的温度抑制得更低(参照图37的点C、点G)。藉此，能将从压缩机构2喷出的制冷剂的温度抑制得较低(参照图37的点D、点D′)，与未设置第二后级侧喷射管19及节能热交换器20的情况相比，能进一步减小相当于通过连结图37的点C、点D′、点D及点G而围住的面积的部分的散热损失，从而能进一步减少压缩机构2的动力消耗，并进一步提高运转效率。

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34～图37的点I)冷却到过冷状态(参照图36、图37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34及图38的虚线所示的加热运转状态。另外，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。此外，由于切换机构3处于冷却运转状态，因此，通过关闭中间制冷剂管8的中间热交换器开闭阀12关闭、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，来使中间热交换器7处于作为冷却器不起作用的状态。另外，在使切换机构3处于加热运转状态时，不进行基于节能热交换器20的中压喷射，而进行通过第一后级侧喷射管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的基于储罐18的中压喷射。具体而言，第一后级侧喷射开闭阀18d处于打开状态，第二后级侧喷射阀19a处于全闭状态。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，第二吸入返回阀95a也处于全闭状态。

在该制冷剂回路310的状态下，将低压制冷剂(参照图34、图38～图40的点A)从吸入管2a吸入压缩机构2，首先，在被压缩元件2c压缩到中间压力后，喷出到中间制冷剂管8(参照图34、图38～图40的点B)。与上述实施方式及其变形例的制热运转时相同，该从前级侧的压缩元件2c喷出的中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34、图38～图40的点C)。该不被中间热交换器7冷却而通过中间热交换器分流管9的中压制冷剂，通过与从储罐18经由第一后级侧喷射管18c返回到后级侧的压缩机构2d的制冷剂(参照图34、图38～图40的点M)合流而被冷却(参照图34、图38～图40的点G)。接着，将与从第一后级侧喷射管18c返回的制冷剂合流后的(即，进行了基于作为气液分离器的储罐18的中压喷射的)中压制冷剂，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喷出到喷出管2b(参照图1、图38～图40的点D)。在此，与制冷运转时相同，从压缩机构2喷出的高压制冷剂通过压缩元件2c、2d的二级压缩动作而被压缩到超过临界压力(即，图39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喷出的高压制冷剂流入构成油分离机构41的油分离器41a，从而使伴随的制冷机油分离。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通过止回机构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34、图38～图40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被利用侧膨胀机构5c减压到中压附近后，暂时积存于储罐18内并进行气液分离(参照图34、图38～图40的点I、点L及点M)。另外，在储罐18中气液分离后的制冷剂气体被第一后级侧喷射管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喷出的中压制冷剂合流。此外，积存于储罐18内的液体制冷剂被第一膨胀机构5a减压而形成为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(参照图34、图38～图40的点E)。此外，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交换器4中与被热源侧风扇40供给的作为加热源的空气进行热交换而被加热，从而进行蒸发(参照图34、图38～图40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。就这样，进行制热运转。

这样，在本变形例的空气调节装置1中，与上述变形例1的制热运转相同地使中间热交换器7处于作为冷却器不起作用的状态，并设置第一后级侧喷射管18c，以使从利用侧热交换器4输送到膨胀机构5a、膨胀机构5c的制冷剂分支并返回到后级侧的压缩元件2d，因此，与上述变形例1相同，不进行朝外部的散热，能将吸入后级侧的压缩元件2d的制冷剂的温度抑制得较低(参照图40的点C、点G、点G′)。藉此，从压缩机构2喷出的制冷剂的温度变低，且利用侧热交换器6的制冷剂的单位流量的加热能力变小(参照图40的点D、点D′、点F)，但由于从后级侧的压缩元件2d喷出的制冷剂的流量增加，因此能抑制利用侧热交换器6的加热能力的降低，其结果是，能减少压缩机构2的动力消耗，并提高运转效率。

(除霜运转)

在上述实施方式中，由于采用通过将切换机构3切换到冷却运转状态来进行热源侧热交换器4的除霜的逆循环除霜运转，因此，尽管欲使利用侧热交换器6作为制冷剂的散热器起作用，但利用侧热交换器6却作为制冷剂的蒸发器起作用，从而存在产生利用侧的温度降低这样的问题。另外，在作为热源的空气的温度较低的条件下，逆循环除霜运转是以不使中间热交换器7作为冷却器起作用的状态进行的制冷运转，因此，制冷循环的低压变低，使从前级侧的压缩元件2c吸入的制冷剂的流量减少。这样的话，在制冷剂回路10中循环的制冷剂的流量便会减少，不能确保在热源侧热交换器4中流动的制冷剂的流量，因此，还会产生热源侧热交换器4的除霜很费时间这样的问题。此外，在本变形例的结构中，也存在这样的问题。

因此，在本变形例中，在图12所示的步骤S2中，在进行逆循环除霜运转时，与上述变形例2相同，使中间热交换器7处于作为冷却器不起作用的状态，并使用第二后级侧喷射管19(即，使第二后级侧喷射管阀19a处于打开状态，进行基于节能热交换器20的中压喷射)，以一边使从热源侧热交换器4朝利用侧热交换器6输送的制冷剂返回到后级侧的压缩元件2d，一边进行逆循环除霜运转(参照图41)。在此，第二后级侧喷射阀19a进行与上述变形例2相同的开度调节。而且，在该步骤S2中，使用第二吸入返回管95(即，使第二吸入返回阀95a处于打开状态)，一边使从热源侧热交换器4朝利用侧热交换器6输送的制冷剂返回到压缩机构2的吸入侧，一边进行逆循环除霜运转(参照图41)。在此，对第二吸入返回阀95a的开度进行控制，以使其比制冷运转时第二吸入返回阀95a的开度大。例如，将第二吸入返回阀95a的全闭状态的开度设为0％，且将全开状态的开度设为100％，在制冷运转时第二吸入返回阀95a被控制在50％以下的开度区域的情况下，控制该步骤S2的第二吸入返回阀95a以使开度增大到70％左右，在步骤S3中，固定于该开度直至判定为热源侧热交换器4的除霜完成。

藉此，以不使中间热交换器7作为冷却器起作用的状态，进行伴随着基于作为节能热交换器20的中压喷射的制冷运转(图41～图43所示的按点A→点B、点C→点G→点D→点E→点H→点I→点R→点F的顺序进行的制冷循环)，来防止从中间热交换器7朝外部进行散热的情况(即，能防止相当于通过连结图43的点G、点D、点D′及点G′而围住的面积的部分的散热)，抑制热源侧热交换器4的除霜能力的降低(这点与上述实施方式的除霜运转相同)，并与上述变形例2相同，能减少在利用侧热交换器6中流动的制冷剂的流量，且确保在热源侧热交换器中流动的制冷剂的流量，藉此，在进行逆循环除霜运转时，能抑制利用侧的温度降低，并缩短热源侧热交换器4的除霜时间。由于本变形例的除霜运转的其他步骤S1、步骤S3、步骤S4与上述实施方式的除霜运转相同，在此省略其说明。

而且，在本变形例中，使制冷剂通过第二吸入返回管95返回到压缩机构2的吸入侧，并能通过第二吸入返回阀95a的开度控制来控制通过第二吸入返回管95而返回的制冷剂的流量，因此，例如，如上所述，通过进行开度控制以使除霜运转时第二吸入返回阀95a的开度比制冷运转时第二吸入返回阀95a的开度大，来大幅度增加返回后级侧的压缩元件2d的制冷剂的流量，藉此，能进一步减少在利用侧热交换器6中流动的制冷剂的流量，并进一步增加在热源侧热交换器4中流动的制冷剂的流量。这样，在本变形例中，由于在逆循环除霜运转时也使制冷剂通过第二吸入返回管95返回到压缩机构2的吸入侧，因此，除了上述变形例2的作用效果以外，还能进一步提高抑制利用侧的温度降低的效果。

(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构成了二级压缩式的压缩机构2，该二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喷出的制冷剂在后级侧的压缩元件依次压缩，但也可采用三级压缩式等那样的比二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44所示，也可以是在上述变形例3的制冷剂回路310中(参照图34)采用将二级压缩式的压缩机构103、104并联连接的压缩机构102以替代二级压缩式的压缩机构2的制冷剂回路410。

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将制冷剂二级压缩的压缩机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的喷出母管102b合流的第一喷出支管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将制冷剂二级压缩的压缩机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的喷出母管102b合流的第二喷出支管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，喷出到构成中间制冷剂管8的第一入口侧中间支管81，并使被喷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，喷出到第一喷出支管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，喷出到构成中间制冷剂管8的第二入口侧中间支管84，并使被喷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，喷出到第二喷出支管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喷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的喷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的喷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，喷出母管102b是用于将从压缩机构102喷出的制冷剂输送到切换机构3的制冷剂管，在与喷出母管102b连接的第一喷出支管103b上，设有第一油分离机构141和第一止回机构142，在与喷出母管102b连接的第二喷出支管104b上，设有第二油分离机构143和第二止回机构144。第一油分离机构141是将伴随着从第一压缩机构103喷出的制冷剂的制冷机油从制冷剂分离并朝压缩机构102的吸入侧返回的机构，主要具有：将伴随着从第一压缩机构103喷出的制冷剂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连接并将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是将伴随着从第二压缩机构104喷出的制冷剂的制冷机油从制冷剂分离并朝压缩机构102的吸入侧返回的机构，主要具有：将伴随着从第二压缩机构104喷出的制冷剂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连接并将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喷出的制冷剂的制冷机油的量与伴随着从第二压缩机构104喷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。止回机构142、144是用于容许从压缩机构103、104的喷出侧朝切换机构3的制冷剂的流动，且切断从切换机构3朝压缩机构103、104的喷出侧的制冷剂的流动的机构。

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喷出的制冷剂在后级侧的压缩元件依次压缩，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喷出的制冷剂在后级侧的压缩元件依次压缩。

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喷出的制冷剂与从第二压缩机构104的前级侧的压缩元件104c喷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上设有止回机构81a，该止回机构81a用于容许从第一压缩机构103的前级侧的压缩元件103c的喷出侧朝中间母管82侧的制冷剂的流动，且切断从中间母管82侧朝前级侧的压缩元件103c的喷出侧的制冷剂的流动，在构成中间制冷剂管8的第二入口侧中间支管84上设有止回机构84a，该止回机构84a用于容许从第二压缩机构103的前级侧的压缩元件104c的喷出侧朝中间母管82侧的制冷剂的流动，且切断从中间母管82侧朝前级侧的压缩元件104c的喷出侧的制冷剂的流动。在本变形例中，作为止回机构81a、84a，使用止回阀。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喷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喷出侧这样的情况，所以不产生从运转中的压缩机构的前级侧的压缩元件喷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的止回机构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喷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喷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的喷出侧，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来切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喷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喷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的喷出侧，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103c的喷出侧的压力及后级侧的压缩元件103d的吸入侧的压力比前级侧的压缩元件103c的吸入侧的压力及后级侧的压缩元件103d的喷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的喷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切断启动分流管86a内的制冷剂的流动，且利用开闭阀85a切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喷出的制冷剂不与从第一压缩机构103的后级侧的压缩元件103c喷出的制冷剂合流，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、喷射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切断启动分流管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。在本变形例中，启动分流管86的一端连接于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，另一端连接于第二压缩机构104的前级侧的压缩元件104c的喷出侧与第二入口侧中间支管84的止回机构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的中压部分的影响的状态。另外，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，本变形例的空气调节装置1的制冷运转、制热运转、除霜运转的动作与上述变形例3的动作(图34～图43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，但具体结构并不限于上述实施方式及其变形例，在不脱离本发明的思想的范围内可适当改变。

例如，也可将本发明应用于所谓的冷水机型空气调节装置，该冷水机型空气调节装置是在上述实施方式及其变形例中，使用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、盐水，并设置使在利用侧热交换器6中进行了热交换的水、盐水与室内空气热交换的二次热交换器。

此外，即使是上述冷水机型的空气调节装置以外的形式的冷冻装置，只要是具有以能切换冷却运转和加热运转的形态构成的制冷剂回路，并将在超临界域工作的制冷剂作为制冷剂来使用并进行多级压缩式制冷循环的装置，则也能应用本发明。

另外，作为在超临界域工作的制冷剂，并不限定于二氧化碳，也可使用乙烯、乙烷、氮氧化物等。

工业上的可利用性

若使用本发明，则在具有以能切换冷却运转和加热运转的形态构成的制冷剂回路，并使用在超临界域工作的制冷剂来进行多级压缩式制冷循环的冷冻装置中，能高效率地进行逆循环除霜运转。

(符号说明)

1    空气调节装置(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

18c  第一后级侧喷射管

19   第二后级侧喷射管

Claims (2)

1.一种冷冻装置，是使用在超临界域工作的制冷剂的冷冻装置，其特征在于，包括：

压缩机构(2、102)，该压缩机构(2、102)具有多个压缩元件，采用将从所述多个压缩元件中的前级侧的压缩元件喷出的制冷剂以后级侧的压缩元件依次压缩的结构；

热源侧热交换器(4)，该热源侧热交换器(4)是将空气作为热源的热交换器，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)用于切换冷却运转状态和加热运转状态，在所述冷却运转状态按所述压缩机构、所述热源侧热交换器、所述利用侧热交换器的顺序使制冷剂循环，在所述加热运转状态按所述压缩机构、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；

中间热交换器(7)，该中间热交换器(7)是与所述热源侧热交换器一体化的将空气作为热源的热交换器，设于用来使从所述前级侧的压缩元件喷出的制冷剂吸入到所述后级侧的压缩元件的中间制冷剂管(8)，并作为从所述前级侧的压缩元件喷出而被吸入到所述后级侧的压缩元件的制冷剂的冷却器起作用；

中间热交换器旁通管(9)，该中间热交换器旁通管(9)连接于所述中间制冷剂管以绕过所述中间热交换器；

储罐(18)，该储罐(18)积存根据在制冷循环和制热循环之间制冷回路(10)的制冷剂的循环量不同这样的运转状态而产生的剩余制冷剂；

后级侧喷射管(19)，该后级侧喷射管(19)用于使在所述热源侧热交换器(4)或所述利用侧热交换器(6)中散热后的制冷剂分支并返回到所述后级侧的压缩元件；以及

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)中散热后的制冷剂与在所述后级侧喷射管(19)中流动的制冷剂进行热交换，

所述中间热交换器配置于所述热源侧热交换器的上方，并且所述中间热交换器通过共用导热肋片而与所述热源侧热交换器一体化，

在通过将所述切换机构切换到所述冷却运转状态来进行所述热源侧热交换器的除霜的逆循环除霜运转中，使用所述中间热交换器旁通管，以使制冷剂不流入所述中间热交换器，

在进行所述逆循环除霜运转时，使用所述后级侧喷射管，使从所述热源侧热交换器送往所述利用侧热交换器的制冷剂返回到所述后级侧的压缩元件。

2.如权利要求1所述的冷冻装置(1)，其特征在于，在所述超临界域工作的制冷剂是二氧化碳。

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