JP2009150641A - 冷凍装置 - Google Patents

Abstract

【課題】超臨界域で作動する冷媒を使用して多段圧縮式冷凍サイクルを行う冷凍装置において、中間冷却器及び熱源側熱交換器として空気を熱源とする熱交換器を採用するとともに中間冷却器を熱源側熱交換器と一体化させることによって生じる中間冷却器の伝熱性能の低下やアイスアップ現象を抑える。
【解決手段】空気調和装置１は、二酸化炭素を冷媒として使用しており、二段圧縮式の圧縮機構２と、熱源側熱交換器４と、膨張機構５と、利用側熱交換器６と、前段側の圧縮要素２ｃから吐出された冷媒を後段側の圧縮要素２ｄに吸入させるための中間冷媒管８に設けられ前段側の圧縮要素から吐出されて後段側の圧縮要素に吸入される冷媒の冷却器として機能する中間冷却器７とを備えている。そして、中間冷却器７は、熱源側熱交換器４と一体化された熱交換器を構成しており、この熱交換器の上部に配置されている。
【選択図】図３

Description

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

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

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

この問題に対して、前段側の圧縮要素から吐出されて後段側の圧縮要素に吸入される冷媒の冷却器として機能する中間冷却器を前段側の圧縮要素から吐出された冷媒を後段側の圧縮要素に吸入させるための中間冷媒管に設けることで、後段側の圧縮要素に吸入される冷媒の温度を低くし、その結果、圧縮機の後段側の圧縮要素から吐出される冷媒の温度を低くして、室外熱交換器における放熱ロスを小さくすることが考えられる。しかも、中間冷却器として空気を熱源とする熱交換器を採用する場合には、機器の配置等を考慮して、室外熱交換器と一体化することが好ましい。

しかし、この空気調和装置では、超臨界域で作動する冷媒（ここでは、二酸化炭素）を使用しているため、中間冷却器内には臨界圧力よりも低い圧力の冷媒が流れ、室外熱交換器内には臨界圧力を超える圧力の冷媒が流れる冷凍サイクルが行われることがあり、この場合には、臨界圧力よりも低い圧力における冷媒の物性と臨界圧力を超える圧力における冷媒の物性との差異に起因して、中間冷却器の冷媒側の熱伝達率が室外熱交換器の冷媒側の熱伝達率に比べて低くなる傾向となるため、室外熱交換器と一体化することとの兼ね合いで、中間冷却器の伝熱性能の低下が生じるおそれがある。

また、この空気調和装置を、冷房運転と暖房運転とを切り換え可能に構成する場合には、加熱運転としての暖房運転時において、室外熱交換器が冷媒の加熱器として機能することになるため、熱源としての空気の温度が低い条件で暖房運転を行った際に、室外熱交換器に着霜が生じることから、室外熱交換器を冷媒の冷却器として機能させることで室外熱交換器の除霜を行う除霜運転を行う必要がある。

しかし、この空気調和装置では、中間冷却器及び室外熱交換器として空気を熱源とする熱交換器を採用し、かつ、中間冷却器を室外熱交換器と一体化させているため、室外熱交換器の除霜運転によって融解した水が中間冷却器に付着して凍結し、この氷が成長するという現象（以下、「アイスアップ現象」とする）が生じ、その結果、機器の信頼性の低下が生じるおそれがある。

本発明の課題は、超臨界域で作動する冷媒を使用して多段圧縮式冷凍サイクルを行う冷凍装置において、中間冷却器及び熱源側熱交換器として空気を熱源とする熱交換器を採用するとともに中間冷却器を熱源側熱交換器と一体化させることによって生じる中間冷却器の伝熱性能の低下やアイスアップ現象を抑えることにある。

第１の発明にかかる冷凍装置は、超臨界域で作動する冷媒を使用する冷凍装置であって、圧縮機構と、空気を熱源とする熱源側熱交換器と、冷媒を減圧する膨張機構と、利用側熱交換器と、中間冷却器とを備えている。圧縮機構は、複数の圧縮要素を有しており、複数の圧縮要素のうちの前段側の圧縮要素から吐出された冷媒を後段側の圧縮要素で順次圧縮するように構成されている。ここで、「圧縮機構」とは、複数の圧縮要素が一体に組み込まれた圧縮機や、単一の圧縮要素が組み込まれた圧縮機及び／又は複数の圧縮要素が組み込まれた圧縮機を複数台接続したものを含む構成を意味している。また、「複数の圧縮要素のうちの前段側の圧縮要素から吐出された冷媒を後段側の圧縮要素で順次圧縮する」とは、「前段側の圧縮要素」及び「後段側の圧縮要素」という直列に接続された２つの圧縮要素を含むことだけを意味しているのではなく、複数の圧縮要素が直列に接続されており、各圧縮要素間の関係が、上述の「前段側の圧縮要素」と「後段側の圧縮要素」との関係を有することを意味している。中間冷却器は、空気を熱源としており、前段側の圧縮要素から吐出された冷媒を後段側の圧縮要素に吸入させるための中間冷媒管に設けられ、前段側の圧縮要素から吐出されて後段側の圧縮要素に吸入される冷媒の冷却器として機能する。そして、中間冷却器は、熱源側熱交換器と一体化された熱交換器を構成しており、この熱交換器の上部に配置されている。

この冷凍装置では、超臨界域で作動する冷媒（ここでは、二酸化炭素）を使用しているため、中間冷却器内には臨界圧力よりも低い圧力の冷媒が流れ、熱源側熱交換器内には臨界圧力を超える圧力の冷媒が流れる冷凍サイクルが行われることがあり、この場合には、臨界圧力よりも低い圧力における冷媒の物性と臨界圧力を超える圧力における冷媒の物性（特に、熱伝導率や定圧比熱）との差異に起因して、中間冷却器の冷媒側の熱伝達率が熱源側熱交換器の冷媒側の熱伝達率に比べて低くなる傾向となる。このため、例えば、この冷凍装置を、側方から空気を吸い込んで上方に向かって空気を吹き出すように構成された熱源ユニットと利用ユニットとが接続された構成とした場合において、熱源となる空気の流速が小さい熱源ユニットの下部に熱源側熱交換器と一体化された中間冷却器を配置すると、中間冷却器を熱源ユニットの下部に配置することによる中間冷却器の空気側の熱伝達率の低下の影響と、中間冷却器の冷媒側の熱伝達率が熱源側熱交換器の冷媒側の熱伝達率に比べて低くなる影響とが重なり合って、中間冷却器の総括熱伝達率が低くなり、しかも、熱源側熱交換器と一体化することとの兼ね合いで中間冷却器の伝熱面積を大きくする程度にも限界があるため、中間冷却器の伝熱性能の低下が生じることになる。

また、この冷凍装置を、冷却運転と加熱運転とを切り換え可能に構成する場合には、加熱運転において、熱源側熱交換器が冷媒の加熱器として機能することになるため、熱源としての空気の温度が低い条件で加熱運転を行った際に、熱源側熱交換器に着霜が生じることから、熱源側熱交換器を冷媒の冷却器として機能させることで熱源側熱交換器の除霜を行う除霜運転を行う必要がある。この場合において、中間冷却器を熱源側熱交換器の下方に配置すると、熱源側熱交換器の除霜運転によって融解して熱源側熱交換器から滴下した水が中間冷却器に付着することによってアイスアップ現象が生じ易くなり、機器の信頼性の低下が生じるおそれがある。

そこで、この冷凍装置では、中間冷却器を熱源側熱交換器と一体化し、両者が一体化した熱交換器の上部に中間冷却器を配置するようにしている。

これにより、この冷凍装置では、熱源となる空気の流速が大きい熱源ユニットの上部に中間冷却器が配置されることになるため、中間冷却器の空気側の熱伝達率が高くなり、その結果、中間冷却器の総括熱伝達率の低下が抑えられて、中間冷却器の伝熱性能の低下を抑えることができる。また、除霜運転によって融解して熱源側熱交換器から滴下した水が中間冷却器に付着しにくくなるため、アイスアップ現象が抑えられて、機器の信頼性を向上させることができる。

第２の発明にかかる冷凍装置は、第１の発明にかかる冷凍装置において、中間冷却器は、熱源側熱交換器の上方に配置されている。

第３の発明にかかる冷凍装置は、第１の発明にかかる冷凍装置において、中間冷却器は、中間冷却器と熱源側熱交換器とが一体化した熱交換器の上部のうち熱源としての空気の流れ方向の風上側の部分である上側風上部に配置されている。

中間冷却器に流入する冷媒の温度は、熱源側熱交換器に流入する冷媒の温度よりも低いため、中間冷却器を流れる冷媒と熱源としての空気との間の温度差が熱源側熱交換器を流れる冷媒と熱源としての空気との間の温度差よりも確保しにくく、中間冷却器の伝熱性能の低下が生じやすい。

そこで、この冷凍装置では、中間冷却器を上側風上部に配置するようにしている。

これにより、この冷凍装置では、中間冷却器を流れる冷媒と熱源としての空気との温度差を大きくすることができるため、その結果、中間冷却器の伝熱性能を向上させることができる。

第４の発明にかかる冷凍装置は、第３の発明にかかる冷凍装置において、熱源側熱交換器は、高温の冷媒が流れる高温側伝熱流路と、低温の冷媒が流れる低温側伝熱流路とを有しており、低温側伝熱流路は、高温側伝熱流路よりも熱源としての空気の流れ方向の風上側に配置されている。

この冷凍装置では、低温側伝熱流路を高温側伝熱流路よりも風上側に配置しているため、高温の冷媒が高温の空気と熱交換し、かつ、低温の冷媒が低温の空気と熱交換するようになり、各伝熱流路における冷媒と空気との温度差が均一化されて、熱源側熱交換器の伝熱性能を向上させることができる。

第５の発明にかかる冷凍装置は、第４の発明にかかる冷凍装置において、熱源側熱交換器は、上下方向に多段に配置された複数の伝熱流路を有しており、高温側伝熱流路は、複数の伝熱流路のうち中間冷却器よりも熱源としての空気の流れ方向の風下側の部分である風下部に配置されており、低温側伝熱流路は、中間冷却器の下側、かつ、熱源としての空気の流れ方向の風上側の部分である下側風上部に配置されており、低温側伝熱流路の流路数は、高温側伝熱流路の流路数よりも少なくなっており、熱源側熱交換器は、高温側伝熱流路から低温側伝熱流路へ送られる冷媒が低温側伝熱流路の流路数になるように合流した後に、低温側伝熱流路に流入するように構成されている。

この冷凍装置では、中間冷却器が上側風上部に配置されているため、熱源側熱交換器を空気との熱交換に有利な風上部に配置するスペースが中間冷却器の下側の下側風上部に限定されることになるが、この下側風上部を高温の冷媒に比べて流路抵抗が小さい低温の冷媒が流れる低温側伝熱流路とし、かつ、高温側伝熱流路から送られる冷媒を合流させて低温側伝熱流路に流入させるようにしているため、低温側伝熱流路を流れる冷媒の流速を高めて低温側伝熱流路における熱伝達率を向上させて、熱源側熱交換器の伝熱性能をさらに向上させることができる。

第６の発明にかかる冷凍装置は、第１〜第５の発明のいずれかにかかる冷凍装置において、熱源側熱交換器及び中間冷却器は、フィンアンドチューブ型の熱交換器であり、中間冷却器は、伝熱フィンを共有することによって熱源側熱交換器と一体化されている。

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

以上の説明に述べたように、本発明によれば、以下の効果が得られる。

第１、第２、第６及び第７の発明では、中間冷却器の伝熱性能の低下を抑えることができる。また、アイスアップ現象が抑えられて、機器の信頼性を向上させることができる。

第３の発明では、中間冷却器の伝熱性能を向上させることができる。

第４の発明では、熱源側熱交換器の伝熱性能を向上させることができる。

第５の発明では、熱源側熱交換器の伝熱性能をさらに向上させることができる。

以下、図面に基づいて、本発明にかかる冷凍装置の実施形態について説明する。

（１）空気調和装置の構成
図１は、本発明にかかる冷凍装置の一実施形態としての空気調和装置１の概略構成図である。空気調和装置１は、冷房運転と暖房運転を切り換え可能に構成された冷媒回路１０を有し、超臨界域で作動する冷媒（ここでは、二酸化炭素）を使用して二段圧縮式冷凍サイクルを行う装置である。

空気調和装置１の冷媒回路１０は、主として、圧縮機構２と、切換機構３と、熱源側熱交換器４と、膨張機構５と、利用側熱交換器６と、中間冷却器７とを有している。

圧縮機構２は、本実施形態において、２つの圧縮要素で冷媒を二段圧縮する圧縮機２１から構成されている。圧縮機２１は、ケーシング２１ａ内に、圧縮機駆動モータ２１ｂと、駆動軸２１ｃと、圧縮要素２ｃ、２ｄとが収容された密閉式構造となっている。圧縮機駆動モータ２１ｂは、駆動軸２１ｃに連結されている。そして、この駆動軸２１ｃは、２つの圧縮要素２ｃ、２ｄに連結されている。すなわち、圧縮機２１は、２つの圧縮要素２ｃ、２ｄが単一の駆動軸２１ｃに連結されており、２つの圧縮要素２ｃ、２ｄがともに圧縮機駆動モータ２１ｂによって回転駆動される、いわゆる一軸二段圧縮構造となっている。圧縮要素２ｃ、２ｄは、本実施形態において、ロータリ式やスクロール式等の容積式の圧縮要素である。そして、圧縮機２１は、吸入管２ａから冷媒を吸入し、この吸入された冷媒を圧縮要素２ｃによって圧縮した後に中間冷媒管８に吐出し、中間冷媒管８に吐出された冷媒を圧縮要素２ｄに吸入させて冷媒をさらに圧縮した後に吐出管２ｂに吐出するように構成されている。ここで、中間冷媒管８は、圧縮要素２ｃの前段側に接続された圧縮要素２ｃから吐出された冷媒を、圧縮要素２ｃの後段側に接続された圧縮要素２ｄに吸入させるための冷媒管である。また、吐出管２ｂは、圧縮機構２から吐出された冷媒を切換機構３に送るための冷媒管であり、吐出管２ｂには、油分離機構４１と逆止機構４２とが設けられている。油分離機構４１は、圧縮機構２から吐出される冷媒に同伴する冷凍機油を冷媒から分離して圧縮機構２の吸入側へ戻す機構であり、主として、圧縮機構２から吐出される冷媒に同伴する冷凍機油を冷媒から分離する油分離器４１ａと、油分離器４１ａに接続されており冷媒から分離された冷凍機油を圧縮機構２の吸入管２ａに戻す油戻し管４１ｂとを有している。油戻し管４１ｂには、油戻し管４１ｂを流れる冷凍機油を減圧する減圧機構４１ｃが設けられている。減圧機構４１ｃは、本実施形態において、キャピラリチューブが使用されている。逆止機構４２は、圧縮機構２の吐出側から切換機構３への冷媒の流れを許容し、かつ、切換機構３から圧縮機構２の吐出側への冷媒の流れを遮断するための機構であり、本実施形態において、逆止弁が使用されている。

このように、圧縮機構２は、本実施形態において、２つの圧縮要素２ｃ、２ｄを有しており、これらの圧縮要素２ｃ、２ｄのうちの前段側の圧縮要素から吐出された冷媒を後段側の圧縮要素で順次圧縮するように構成されている。

切換機構３は、冷媒回路１０内における冷媒の流れの方向を切り換えるための機構であり、冷房運転時には、熱源側熱交換器４を圧縮機構２によって圧縮される冷媒の冷却器として、かつ、利用側熱交換器６を熱源側熱交換器４において冷却された冷媒の加熱器として機能させるために、圧縮機構２の吐出側と熱源側熱交換器４の一端とを接続するとともに圧縮機２１の吸入側と利用側熱交換器６とを接続し（図１の切換機構３の実線を参照、以下、この切換機構３の状態を「冷却運転状態」とする）、暖房運転時には、利用側熱交換器６を圧縮機構２によって圧縮される冷媒の冷却器として、かつ、熱源側熱交換器４を利用側熱交換器６において冷却された冷媒の加熱器として機能させるために、圧縮機構２の吐出側と利用側熱交換器６とを接続するとともに圧縮機構２の吸入側と熱源側熱交換器４の一端とを接続することが可能である（図１の切換機構３の破線を参照、以下、この切換機構３の状態を「加熱運転状態」とする）。本実施形態において、切換機構３は、圧縮機構２の吸入側、圧縮機構２の吐出側、熱源側熱交換器４及び利用側熱交換器６に接続された四路切換弁である。尚、切換機構３は、四路切換弁に限定されるものではなく、例えば、複数の電磁弁を組み合わせる等によって、上述と同様の冷媒の流れの方向を切り換える機能を有するように構成したものであってもよい。

このように、切換機構３は、冷媒回路１０を構成する圧縮機構２、熱源側熱交換器４、膨張機構５、及び利用側熱交換器６だけに着目すると、圧縮機構２、熱源側熱交換器４、膨張機構５、利用側熱交換器６の順に冷媒を循環させる冷却運転状態と、圧縮機構２、利用側熱交換器６、膨張機構５、熱源側熱交換器４の順に冷媒を循環させる加熱運転状態とを切り換えることができるように構成されている。

熱源側熱交換器４は、冷媒の冷却器又は加熱器として機能する熱交換器である。熱源側熱交換器４は、その一端が切換機構３に接続されており、その他端が膨張機構５に接続されている。熱源側熱交換器４は、空気を熱源（すなわち、冷却源又は加熱源）とする熱交換器であり、本実施形態において、フィンアンドチューブ型の熱交換器が使用されている。そして、熱源としての空気は、熱源側ファン４０によって熱源側熱交換器４に供給されるようになっている。尚、熱源側ファン４０は、ファン駆動モータ４０ａによって駆動される。

膨張機構５は、冷媒を減圧する機構であり、本実施形態において、電動膨張弁が使用されている。膨張機構５は、その一端が熱源側熱交換器４に接続され、その他端が利用側熱交換器６に接続されている。また、本実施形態において、膨張機構５は、冷房運転時には、熱源側熱交換器４において冷却された高圧の冷媒を利用側熱交換器６に送る前に減圧し、暖房運転時には、利用側熱交換器６において冷却された高圧の冷媒を熱源側熱交換器４に送る前に減圧する。

利用側熱交換器６は、冷媒の加熱器又は冷却器として機能する熱交換器である。利用側熱交換器６は、その一端が膨張機構５に接続されており、その他端が切換機構３に接続されている。尚、ここでは図示しないが、利用側熱交換器６には、利用側熱交換器６を流れる冷媒と熱交換を行う加熱源又は冷却源としての水や空気が供給されるようになっている。

中間冷却器７は、中間冷媒管８に設けられており、前段側の圧縮要素２ｃから吐出されて圧縮要素２ｄに吸入される冷媒の冷却器として機能する熱交換器である。中間冷却器７は、空気を熱源（すなわち、冷却源）とする熱交換器であり、本実施形態において、フィンアンドチューブ型の熱交換器が使用されている。そして、中間冷却器７は、熱源側熱交換器４と一体化されている。

次に、中間冷却器７が熱源側熱交換器４に一体化された構成について、両者の配置等も含めて、図２〜図４を用いて詳細に説明する。ここで、図２は、熱源ユニット１ａの外観斜視図（ファングリルを取り除いた状態）であり、図３は、熱源ユニット１ａの右板７４を取り除いた状態における熱源ユニット１ａの側面図であり、図４は、図３のＩ部分の拡大図である。尚、以下の説明における「左」及び「右」とは、前板７５側から熱源ユニット１ａを見た場合を基準とする。

まず、本実施形態において、空気調和装置１は、主として熱源側ファン４０、熱源側熱交換器４及び中間冷却器７が設けられた熱源ユニット１ａと、主として利用側熱交換器６が設けられた利用ユニット（図示せず）とが接続されることによって構成されている。そして、この熱源ユニット１ａは、側方から空気を吸い込んで上方に向かって空気を吹き出す、いわゆる、上吹きタイプのものであり、主として、ケーシング７１と、ケーシング７１の内部に配置される熱源側熱交換器４及び中間冷却器７等の冷媒回路構成部品や熱源側ファン４０等の機器とを有している。

ケーシング７１は、本実施形態において、略直方体形状の箱体であり、主として、ケーシング７１の天面を構成する天板７２と、ケーシング７１の外周面を構成する左板７３、右板７４、前板７５及び後板７６と、底板７７とから構成されている。天板７２は、主として、ケーシング７１の天面を構成する部材であり、本実施形態において、略中央に吹出開口７１ａが形成された平面視が略長方形状の板状部材である。天板７２には、吹出開口７１ａを上方から覆うようにファングリル７８が設けられている。左板７３は、主として、ケーシング７１の左面を構成する部材であり、本実施形態において、天板７２の左縁から下方に延びる側面視が略長方形状の板状部材である。左板７３には、上部を除くほぼ全体に吸入開口７３ａが形成されている。右板７４は、主として、ケーシング７１の右面を構成する部材であり、本実施形態において、天板７２の右縁から下方に延びる側面視が略長方形状の板状部材である。右板７４には、上部を除くほぼ全体に吸入開口７４ａが形成されている。前板７５は、主として、ケーシング７１の前面を構成する部材であり、本実施形態において、天板７２の前縁から下方向に順に配置された正面視が略長方形状の板状部材から構成されている。後板７６は、主として、ケーシング７１の後面を構成する部材であり、本実施形態において、天板７２の後縁から下方向に順に配置された正面視が略長方形状の板状部材から構成されている。後板７６には、上部を除くほぼ全体に吸入開口７６ａが形成されている。底板７７は、主として、ケーシング７１の底面を構成する部材であり、本実施形態において、平面視が略長方形状の板状部材である。

そして、中間冷却器７は、熱源側熱交換器４の上方に配置された状態で熱源側熱交換器４と一体化されており、底板７７上に配置されている。より具体的には、中間冷却器７は、伝熱フィンを共有することによって熱源側熱交換器４と一体化されている（図４参照）。また、熱源側熱交換器４及び中間冷却器７が一体化されたものは、本実施形態において、平面視が略Ｕ字形状の熱交換器パネル７０を形成しており、吸入開口７３ａ、７４ａ、７６ａに対向するように配置されている。また、熱源側ファン４０は、天板７２の吹出開口７１ａに対向し、かつ、熱源側熱交換器４及び中間冷却器７が一体化されたもの（すなわち、熱交換器パネル７０）の上側に配置されている。本実施形態において、熱源側ファン４０は、軸流ファンであり、ファン駆動モータ４０ａによって回転駆動することによって、吸入開口７３ａ、７４ａ、７６ａから熱源としての空気をケーシング７１内に吸い込んで、熱源側熱交換器４及び中間冷却器７を通過させた後に、吹出開口７１ａから上方に向けて吹き出すことができるようになっている（図３中の空気の流れを示す矢印を参照）。すなわち、熱源側ファン４０は、熱源側熱交換器４及び中間冷却器７の両方に熱源としての空気を供給するようになっている。尚、熱源ユニット１ａの外観形状や熱源側熱交換器４及び中間冷却器７が一体化されたもの（すなわち、熱交換器パネル７０）の形状は、上述のものに限定されるものではない。このように、中間冷却器７は、熱源側熱交換器４と一体化された熱交換器パネル７０を構成しており、この熱交換器パネル７０の上部に配置されている。

また、中間冷媒管８には、中間冷却器７をバイパスするように、中間冷却器バイパス管９が接続されている。この中間冷却器バイパス管９は、中間冷却器７を流れる冷媒の流量を制限する冷媒管である。そして、中間冷却器バイパス管９には、中間冷却器バイパス開閉弁１１が設けられている。中間冷却器バイパス開閉弁１１は、本実施形態において、電磁弁である。この中間冷却器バイパス開閉弁１１は、後述の除霜運転のような一時的な運転を行う場合を除いて、基本的には、切換機構３を冷却運転状態にしている際に閉め、切換機構３を加熱運転状態にしている際に開ける制御がなされる。すなわち、中間冷却器バイパス開閉弁１１は、冷房運転を行う際に閉め、暖房運転を行う際に開ける制御がなされる。

また、中間冷媒管８には、中間冷却器バイパス管９との接続部から中間冷却器７側の位置（すなわち、中間冷却器７の入口側の中間冷却器バイパス管９との接続部から中間冷却器７の出口側の接続部までの部分）に、冷却器開閉弁１２が設けられている。この冷却器開閉弁１２は、中間冷却器７を流れる冷媒の流量を制限する機構である。冷却器開閉弁１２は、本実施形態において、電磁弁である。この冷却器開閉弁１２は、後述の除霜運転のような一時的な運転を行う場合を除いて、基本的には、切換機構３を冷却運転状態にしている際に開け、切換機構３を加熱運転状態にしている際に閉める制御がなされる。すなわち、冷却器開閉弁１２は、冷房運転を行う際に開け、暖房運転を行う際に閉める制御がなされる。尚、冷却器開閉弁１２は、本実施形態において、中間冷却器７の入口側の位置に設けられているが、中間冷却器７の出口側の位置に設けられていてもよい。

また、中間冷媒管８には、前段側の圧縮要素２ｃの吐出側から後段側の圧縮要素２ｄの吸入側への冷媒の流れを許容し、かつ、後段側の圧縮要素２ｄの吐出側から前段側の圧縮要素２ｃへの冷媒の流れを遮断するための逆止機構１５が設けられている。逆止機構１５は、本実施形態において、逆止弁である。尚、逆止機構１５は、本実施形態において、中間冷媒管８の中間冷却器７の出口側から中間冷却器バイパス管９との接続部までの部分に設けられている。

さらに、空気調和装置１には、各種のセンサが設けられている。具体的には、熱源側熱交換器４には、熱源側熱交換器４を流れる冷媒の温度を検出する熱源側熱交温度センサ５１が設けられている。中間冷却器７の出口には、中間冷却器７の出口における冷媒の温度を検出する中間冷却器出口温度センサ５２が設けられている。空気調和装置１には、熱源側熱交換器４及び中間冷却器７の熱源としての空気の温度を検出する空気温度センサ５３が設けられている。また、空気調和装置１は、ここでは図示しないが、圧縮機構２、切換機構３、膨張機構５、熱源側ファン４０、中間冷却器バイパス開閉弁１１、冷却器開閉弁１２等の空気調和装置１を構成する各部の動作を制御する制御部を有している。

（２）空気調和装置の動作
次に、本実施形態の空気調和装置１の動作について、図１、図５〜図１１を用いて説明する。ここで、図５は、冷房運転時の冷凍サイクルが図示された圧力−エンタルピ線図であり、図６は、冷房運転時の冷凍サイクルが図示された温度−エントロピ線図であり、図７は、暖房運転時の冷凍サイクルが図示された圧力−エンタルピ線図であり、図８は、暖房運転時の冷凍サイクルが図示された温度−エントロピ線図であり、図９は、除霜運転のフローチャートであり、図１０は、除霜運転開始時における空気調和装置１内の冷媒の流れを示す図であり、図１１は、中間冷却器７の除霜が完了した後における空気調和装置１内の冷媒の流れを示す図である。尚、以下の冷房運転、暖房運転及び除霜運転における運転制御は、上述の制御部（図示せず）によって行われる。また、以下の説明において、「高圧」とは、冷凍サイクルにおける高圧（すなわち、図５、図６の点Ｄ、Ｄ’、Ｅにおける圧力や図７、図８の点Ｄ、Ｄ’、Ｆにおける圧力）を意味し、「低圧」とは、冷凍サイクルにおける低圧（すなわち、図５、図６の点Ａ、Ｆにおける圧力や図７、図８の点Ａ、Ｅにおける圧力）を意味し、「中間圧」とは、冷凍サイクルにおける中間圧（すなわち、図５〜図８の点Ｂ１、Ｃ１、Ｃ１’における圧力）を意味している。

＜冷房運転＞
冷房運転時は、切換機構３が図１の実線で示される冷却運転状態とされる。膨張機構５は、開度調節される。そして、切換機構３が冷却運転状態となるため、冷却器開閉弁１２が開けられ、また、中間冷却器バイパス管９の中間冷却器バイパス開閉弁１１が閉められることによって、中間冷却器７が冷却器として機能する状態とされる。

この冷媒回路１０の状態において、圧縮機構２を駆動すると、低圧の冷媒（図１、図５、図６の点Ａ参照）は、吸入管２ａから圧縮機構２に吸入され、まず、圧縮要素２ｃによって中間圧力まで圧縮された後に、中間冷媒管８に吐出される（図１、図５、図６の点Ｂ１参照）。この前段側の圧縮要素２ｃから吐出された中間圧の冷媒は、中間冷却器７において、冷却源としての空気と熱交換を行うことで冷却される（図１、図５、図６の点Ｃ１参照）。この中間冷却器７において冷却された冷媒は、次に、逆止機構１５を通過した後に圧縮要素２ｃの後段側に接続された圧縮要素２ｄに吸入されてさらに圧縮されて、圧縮機構２から吐出管２ｂに吐出される（図１、図５、図６の点Ｄ参照）。ここで、圧縮機構２から吐出された高圧の冷媒は、圧縮要素２ｃ、２ｄによる二段圧縮動作によって、臨界圧力（すなわち、図５に示される臨界点ＣＰにおける臨界圧力Ｐｃｐ）を超える圧力まで圧縮されている。そして、この圧縮機構２から吐出された高圧の冷媒は、油分離機構４１を構成する油分離器４１ａに流入し、同伴する冷凍機油が分離される。また、油分離器４１ａにおいて高圧の冷媒から分離された冷凍機油は、油分離機構４１を構成する油戻し管４１ｂに流入し、油戻し管４１ｂに設けられた減圧機構４１ｃで減圧された後に圧縮機構２の吸入管２ａに戻されて、再び、圧縮機構２に吸入される。次に、油分離機構４１において冷凍機油が分離された後の高圧の冷媒は、逆止機構４２及び切換機構３を通じて、冷媒の冷却器として機能する熱源側熱交換器４に送られる。そして、熱源側熱交換器４に送られた高圧の冷媒は、熱源側熱交換器４において、冷却源としての空気と熱交換を行って冷却される（図１、図５、図６の点Ｅ参照）。そして、熱源側熱交換器４において冷却された高圧の冷媒は、膨張機構５によって減圧されて低圧の気液二相状態の冷媒となり、冷媒の加熱器として機能する利用側熱交換器６に送られる（図１、図５、図６の点Ｆ参照）。そして、利用側熱交換器６に送られた低圧の気液二相状態の冷媒は、加熱源としての水又は空気と熱交換を行って加熱されて、蒸発することになる（図１、図５、図６の点Ａ参照）。そして、この利用側熱交換器６において加熱された低圧の冷媒は、切換機構３を経由して、再び、圧縮機構２に吸入される。このようにして、冷房運転が行われる。

このように、空気調和装置１では、圧縮要素２ｃから吐出された冷媒を圧縮要素２ｄに吸入させるための中間冷媒管８に中間冷却器７を設けるとともに、切換機構３を冷却運転状態にした冷房運転において、冷却器開閉弁１２を開け、また、中間冷却器バイパス管９の中間冷却器バイパス開閉弁１１を閉めることによって、中間冷却器７を冷却器として機能する状態にしているため、中間冷却器７を設けなかった場合（この場合には、図５、図６において、点Ａ→点Ｂ１→点Ｄ’→点Ｅ→点Ｆの順で冷凍サイクルが行われる）に比べて、圧縮要素２ｃの後段側の圧縮要素２ｄに吸入される冷媒の温度が低下し（図６の点Ｂ１、Ｃ１参照）、圧縮要素２ｄから吐出される冷媒の温度も低下することになる（図６の点Ｄ、Ｄ’参照）。このため、この空気調和装置１では、高圧の冷媒の冷却器として機能する熱源側熱交換器４において、中間冷却器７を設けなかった場合に比べて、冷却源としての水や空気と冷媒との温度差を小さくすることが可能になり、図６の点Ｂ１、Ｄ’、Ｄ、Ｃ１を結ぶことによって囲まれる面積に相当する分の放熱ロスを小さくできることから、運転効率を向上させることができる。

＜暖房運転＞
暖房運転時は、切換機構３が図１の破線で示される加熱運転状態とされる。膨張機構５は、開度調節される。そして、切換機構３が加熱運転状態となるため、冷却器開閉弁１２が閉められ、また、中間冷却器バイパス管９の中間冷却器バイパス開閉弁１１が開けられることによって、中間冷却器７が冷却器として機能しない状態とされる。

この冷媒回路１０の状態において、圧縮機構２を駆動すると、低圧の冷媒（図１、図７、図８の点Ａ参照）は、吸入管２ａから圧縮機構２に吸入され、まず、圧縮要素２ｃによって中間圧力まで圧縮された後に、中間冷媒管８に吐出される（図１、図７、図８の点Ｂ１参照）。この前段側の圧縮要素２ｃから吐出された中間圧の冷媒は、冷房運転時とは異なり、中間冷却器７を通過せずに（すなわち、冷却されることなく）、中間冷却器バイパス管９を通過して（図１、図７、図８の点Ｃ１参照）、圧縮要素２ｃの後段側に接続された圧縮要素２ｄに吸入されてさらに圧縮されて、圧縮機構２から吐出管２ｂに吐出される（図１、図７、図８の点Ｄ参照）。ここで、圧縮機構２から吐出された高圧の冷媒は、冷房運転時と同様、圧縮要素２ｃ、２ｄによる二段圧縮動作によって、臨界圧力（すなわち、図７に示される臨界点ＣＰにおける臨界圧力Ｐｃｐ）を超える圧力まで圧縮されている。そして、この圧縮機構２から吐出された高圧の冷媒は、油分離機構４１を構成する油分離器４１ａに流入し、同伴する冷凍機油が分離される。また、油分離器４１ａにおいて高圧の冷媒から分離された冷凍機油は、油分離機構４１を構成する油戻し管４１ｂに流入し、油戻し管４１ｂに設けられた減圧機構４１ｃで減圧された後に圧縮機構２の吸入管２ａに戻されて、再び、圧縮機構２に吸入される。次に、油分離機構４１において冷凍機油が分離された後の高圧の冷媒は、逆止機構４２及び切換機構３を通じて、冷媒の冷却器として機能する利用側熱交換器６に送られる。そして、利用側熱交換器６に送られた高圧の冷媒は、利用側熱交換器６において、冷却源としての水又は空気と熱交換を行って冷却される（図１、図７、図８の点Ｆ参照）。そして、利用側熱交換器６において冷却された高圧の冷媒は、膨張機構５によって減圧されて低圧の気液二相状態の冷媒となり、冷媒の加熱器として機能する熱源側熱交換器４に送られる（図１、図７、図８の点Ｅ参照）。そして、熱源側熱交換器４に送られた低圧の気液二相状態の冷媒は、加熱源としての空気と熱交換を行って加熱されて、蒸発することになる（図１、図７、図８の点Ａ参照）。そして、この熱源側熱交換器４において加熱された低圧の冷媒は、切換機構３を経由して、再び、圧縮機構２に吸入される。このようにして、暖房運転が行われる。

このように、空気調和装置１では、圧縮要素２ｃから吐出された冷媒を圧縮要素２ｄに吸入させるための中間冷媒管８に中間冷却器７を設けるとともに、切換機構３を加熱運転状態にした暖房運転において、冷却器開閉弁１２を閉め、また、中間冷却器バイパス管９の中間冷却器バイパス開閉弁１１を開けることによって、中間冷却器７を冷却器として機能しない状態にしているため、中間冷却器７だけを設けた場合や上述の冷房運転と同様に中間冷却器７を冷却器として機能させた場合（これら場合には、図７、図８において、点Ａ→点Ｂ１→点Ｃ１’→点Ｄ’→点Ｆ→点Ｅの順で冷凍サイクルが行われる）に比べて、圧縮機構２から吐出される冷媒の温度の低下が抑えられる（図８の点Ｄ、Ｄ’参照）。このため、この空気調和装置１では、中間冷却器７だけを設けた場合や上述の冷房運転と同様に中間冷却器７を冷却器として機能させた場合に比べて、外部への放熱を抑え、冷媒の冷却器として機能する利用側熱交換器６に供給される冷媒の温度の低下を抑えることが可能になり、図７の点Ｄと点Ｆとのエンタルピ差ｈと点Ｄ’と点Ｆとのエンタルピ差ｈ’との差に相当する分の加熱能力の低下を抑えて、運転効率の低下を防ぐことができる。

以上のように、空気調和装置１では、中間冷却器７だけでなく、冷却器開閉弁１２や中間冷却器バイパス管９を設けて、これらを用いて、切換機構３を冷却運転状態にしている際に中間冷却器７を冷却器として機能させ、切換機構３を加熱運転状態にしている際に中間冷却器７を冷却器として機能させないようにしている。このため、空気調和装置１では、冷却運転としての冷房運転時においては、圧縮機構２から吐出される冷媒の温度を低く抑えることができ、加熱運転としての暖房運転時においては、圧縮機構２から吐出される冷媒の温度の低下を抑えることができるようになり、冷房運転時においては、冷媒の冷却器として機能する熱源側熱交換器４における放熱ロスを小さくして、運転効率を向上させることができるとともに、暖房運転時には、冷媒の冷却器として機能する利用側熱交換器６に供給される冷媒の温度の低下を抑えることで加熱能力の低下を抑えて、運転効率の低下を防ぐことができる。

＜除霜運転＞
この空気調和装置１において、熱源側熱交換器４の熱源としての空気の温度が低い条件で暖房運転を行うと、冷媒の加熱器として機能する熱源側熱交換器４に着霜が生じ、これにより、熱源側熱交換器４の伝熱性能が低下するおそれがある。このため、熱源側熱交換器４の除霜を行う必要がある。

以下、本実施形態の除霜運転について、図９〜図１１を用いて詳細に説明する。

まず、ステップＳ１において、暖房運転時に熱源側熱交換器４に着霜が生じたかどうかを判定する。この判定は、熱源側熱交温度センサ５１により検出される熱源側熱交換器４を流れる冷媒の温度や暖房運転の積算時間に基づいて行われる。例えば、熱源側熱交温度センサ５１により検出される熱源側熱交換器４における冷媒の温度が着霜が生じる条件に相当する所定温度以下であることが検知された場合、又は、暖房運転の積算時間が所定時間以上経過した場合には、熱源側熱交換器４に着霜が生じているものと判定し、このような温度条件や時間条件に該当しない場合には、熱源側熱交換器４に着霜が生じていないものと判定するものである。ここで、所定温度や所定時間については、熱源としての空気の温度に依存するため、所定温度や所定時間を空気温度センサ５３により検出される空気の温度の関数として設定することが好ましい。また、熱源側熱交換器４の入口や出口に温度センサが設けられている場合には、熱源側熱交温度センサ５１により検出される冷媒の温度に代えて、これらの温度センサにより検出される冷媒の温度を温度条件の判定に使用してもよい。そして、ステップＳ１において、熱源側熱交換器４に着霜が生じているものと判定された場合には、ステップＳ２の処理に移行する。

次に、ステップＳ２において、除霜運転を開始する。この除霜運転は、切換機構３を加熱運転状態（すなわち、暖房運転）から冷却運転状態に切り換えることで熱源側熱交換器４を冷媒の冷却器として機能させる逆サイクル除霜運転である。しかも、本実施形態では、中間冷却器７として空気を熱源とする熱交換器を採用し、かつ、中間冷却器７を熱源側熱交換器４と一体化させていることから、中間冷却器７にも着霜が生じるおそれがあるため、熱源側熱交換器４だけでなく中間冷却器７にも冷媒を流して中間冷却器７の除霜を行う必要がある。そこで、除霜運転の開始時においては、上述の冷房運転と同様、切換機構３を加熱運転状態（すなわち、暖房運転）から冷却運転状態（すなわち、冷房運転）に切り換えることで熱源側熱交換器４を冷媒の冷却器として機能させるとともに、冷却器開閉弁１２を開け、また、中間冷却器バイパス開閉弁１１を閉めることによって、中間冷却器７を冷却器として機能させる運転を行う（図１０中の冷媒の流れを示す矢印を参照）。

次に、ステップＳ３において、中間冷却器７の除霜が完了したかどうかを判定する。ここで、中間冷却器７の除霜が完了したかどうかを判定するのは、上述のように、暖房運転の際、中間冷却器バイパス管９によって中間冷却器７を冷却器として機能させないようにしているため、中間冷却器７における着霜量が少なく、熱源側熱交換器４に比べて早く中間冷却器７の除霜が完了するからである。そして、この判定は、中間冷却器７の出口冷媒温度に基づいて行われる。例えば、中間冷却器出口温度センサ５２により検出される中間冷却器７の出口冷媒温度が所定温度以上であることが検知された場合には、中間冷却器７の除霜が完了したものと判定し、このような温度条件に該当しない場合には、中間冷却器７の除霜が完了していないものと判定するものである。このような中間冷却器７の出口冷媒温度に基づく判定により、中間冷却器７の除霜が完了したことの検知を確実に行うことができる。そして、ステップＳ３において、中間冷却器７の除霜が完了したものと判定された場合には、ステップＳ４の処理に移行する。

次に、ステップＳ４において、中間冷却器７及び熱源側熱交換器４を除霜する運転から熱源側熱交換器４のみを除霜する運転に移行する。このような中間冷却器７の除霜完了後の運転移行を行うのは、仮に、中間冷却器７の除霜が完了した後にも中間冷却器７に冷媒を流し続けると、中間冷却器７から外部へ放熱が行われて、後段側の圧縮要素２ｄに吸入される冷媒の温度が低下してしまい、その結果、圧縮機構２から吐出される冷媒の温度が低くなって、熱源側熱交換器４の除霜能力が低下するという問題が生じてしまうことから、このような問題が生じないようにするためである。そして、このステップＳ４における運転移行によって、逆サイクル除霜運転による熱源側熱交換器４の除霜を継続しながら、冷却器開閉弁１２を閉め、また、中間冷却器バイパス開閉弁１１を開けることによって、中間冷却器７を冷却器として機能させないようにした運転が行われる（図１１中の冷媒の流れを示す矢印を参照）。これにより、中間冷却器７から外部への放熱が行われないようになるため、後段側の圧縮要素２ｄに吸入される冷媒の温度が低くなるのを抑え、その結果、圧縮機構２から吐出される冷媒の温度が低くなるのを抑えて、熱源側熱交換器４の除霜能力が低下するのを抑えることができるようになる。

次に、ステップＳ５において、熱源側熱交換器４の除霜が完了したかどうかを判定する。この判定は、熱源側熱交温度センサ５１により検出される熱源側熱交換器４を流れる冷媒の温度や除霜運転の運転時間に基づいて行われる。例えば、熱源側熱交温度センサ５１により検出される熱源側熱交換器４における冷媒の温度が着霜がないとみなせる条件に相当する温度以上であることが検知された場合、又は、除霜運転が所定時間以上経過した場合には、熱源側熱交換器４の除霜が完了したものと判定し、このような温度条件や時間条件に該当しない場合には、熱源側熱交換器４の除霜が完了していないものと判定するものである。ここで、熱源側熱交換器４の入口や出口に温度センサが設けられている場合には、熱源側熱交温度センサ５１により検出される冷媒の温度に代えて、これらの温度センサにより検出される冷媒の温度を温度条件の判定に使用してもよい。そして、ステップＳ５において、熱源側熱交換器４の除霜が完了したものと判定された場合には、ステップＳ６の処理に移行して、除霜運転を終了し、再び、暖房運転を再開させる処理が行われる。より具体的には、切換機構３を冷却運転状態から冷却運転状態（すなわち、冷房運転）に切り換える処理等が行われる。

以上のように、空気調和装置１では、熱源側熱交換器４を冷媒の冷却器として機能させることで熱源側熱交換器４の除霜を行う除霜運転を行う際に、熱源側熱交換器４及び中間冷却器７に冷媒を流し、中間冷却器７の除霜が完了したことを検知した後に、中間冷却器バイパス管９を用いて、中間冷却器７に冷媒が流れないようにするものである。これにより、空気調和装置１では、除霜運転を行う際に、中間冷却器７の除霜も併せて行うとともに、中間冷却器７から外部へ放熱が行われることによって生じる除霜能力の低下を抑えることができ、また、除霜時間を短縮するのに寄与することができる。

ここで、空気調和装置１では、超臨界域で作動する冷媒（ここでは、二酸化炭素）を使用しているため、中間冷却器７内には臨界圧力Ｐｃｐ（二酸化炭素では、約７．３ＭＰａ）よりも低い中間圧の冷媒が流れ、冷媒の冷却器として機能する熱源側熱交換器４内には臨界圧力Ｐｃｐを超える高圧の冷媒が流れる冷房運転等の冷凍サイクルが行われることがあり（図５参照）、この場合には、図１２に示されるように、臨界圧力Ｐｃｐよりも低い圧力における冷媒の物性と臨界圧力Ｐｃｐを超える圧力における冷媒の物性（特に、熱伝導率や定圧比熱）との差異に起因して、中間冷却器７の冷媒側の熱伝達率が冷媒の冷却器として機能する熱源側熱交換器４の冷媒側の熱伝達率に比べて低くなる傾向となる。ここで、図１２は、６．５ＭＰａの二酸化炭素を所定の流路断面積を有する伝熱流路内に所定の質量流速で流す場合における熱伝達率の値（中間冷却器７の冷媒側の熱伝達率に対応）と、６．５ＭＰａの二酸化炭素と同一の伝熱流路及び質量流速の条件における１０ＭＰａの二酸化炭素の熱伝達率の値（熱源側熱交換器４の冷媒側の熱伝達率に対応）とを示しているが、これを見ると、冷媒の冷却器として機能する熱源側熱交換器４や中間冷却器７内を流れる冷媒の温度範囲（３５〜７０℃程度）において、６．５ＭＰａの二酸化炭素の熱伝達率の値が１０ＭＰａの二酸化炭素の熱伝達率の値よりも低いことがわかる。

このため、本実施形態の空気調和装置１の熱源ユニット１ａ（すなわち、側方から空気を吸い込んで上方に向かって空気を吹き出すように構成された熱源ユニット）において、仮に、中間冷却器７を熱源側熱交換器４の下方に配置された状態で熱源側熱交換器４と一体化すると、熱源となる空気の流速が小さい熱源ユニット１ａの下部に熱源側熱交換器４と一体化された中間冷却器７が配置されることになり、中間冷却器７を熱源ユニット１ａの下部に配置することによる中間冷却器７の空気側の熱伝達率の低下の影響と、中間冷却器７の冷媒側の熱伝達率が熱源側熱交換器４の冷媒側の熱伝達率に比べて低くなる影響とが重なり合って、中間冷却器７の総括熱伝達率が低くなり、しかも、熱源側熱交換器４と一体化することとの兼ね合いで中間冷却器７の伝熱面積を大きくする程度にも限界があるため、中間冷却器７の伝熱性能の低下が生じることになるが、本実施形態では、中間冷却器７を熱源側熱交換器４と一体化し、両者が一体化した熱交換器パネル７０の上部に中間冷却器７を配置するようにしているため（ここでは、中間冷却器７を熱源側熱交換器４の上方に配置された状態で熱源側熱交換器４と一体化するようにしているため）、熱源となる空気の流速が大きい熱源ユニット１ａの上部に中間冷却器７が配置されることになり、中間冷却器７の空気側の熱伝達率が高くなり、その結果、中間冷却器７の総括熱伝達率の低下が抑えられて、中間冷却器７の伝熱性能の低下を抑えることができる。

また、本実施形態の空気調和装置１において、仮に、中間冷却器７を熱源側熱交換器４の下方に配置された状態で熱源側熱交換器４と一体化すると、上述の除霜運転によって融解した水が中間冷却器７の表面に付着することによってアイスアップ現象が生じ易くなるのであるが、本実施形態では、中間冷却器７を熱源側熱交換器４と一体化し、両者が一体化した熱交換器パネル７０の上部に中間冷却器７を配置するようにしているため（ここでは、中間冷却器７を熱源側熱交換器４の上方に配置された状態で熱源側熱交換器４と一体化するようにしているため）、除霜運転によって融解して熱源側熱交換器４から滴下した水が中間冷却器７に付着しにくくなり、アイスアップ現象が抑えられて、機器の信頼性を向上させることができる。しかも、上述の除霜運転によって融解した水が中間冷却器７の表面に付着しにくくなることから、上述の除霜運転において、中間冷却器７の除霜時間を非常に短くすることができる。

（３）変形例１
上述の実施形態においては、１台の一軸二段圧縮構造の圧縮機２１によって、２つの圧縮要素２ｃ、２ｄのうちの前段側の圧縮要素から吐出された冷媒を後段側の圧縮要素で順次圧縮する二段圧縮式の圧縮機構２が構成されているが、図１３に示されるように、１つの圧縮要素が１つの圧縮機駆動モータによって回転駆動される単段圧縮構造の圧縮機を２台直列に接続することによって二段圧縮構造の圧縮機構２が構成されていてもよい。

ここで、圧縮機構２は、圧縮機２２と、圧縮機２３とを有している。圧縮機２２は、ケーシング２２ａ内に、圧縮機駆動モータ２２ｂと、駆動軸２２ｃと、圧縮要素２ｃとが収容された密閉式構造となっている。そして、圧縮機駆動モータ２２ｂは、駆動軸２２ｃに連結されており、駆動軸２２ｃは、圧縮要素２ｃに連結されている。また、圧縮機２３は、ケーシング２３ａ内に、圧縮機駆動モータ２３ｂと、駆動軸２３ｃと、圧縮要素２ｄとが収容された密閉式構造となっている。そして、圧縮機駆動モータ２３ｂは、駆動軸２３ｃに連結されており、駆動軸２３ｃは、圧縮要素２ｄに連結されている。そして、圧縮機構２は、上述の実施形態及びその変形例１、２と同様に、吸入管２ａから冷媒を吸入し、この吸入された冷媒を圧縮要素２ｃによって圧縮した後に中間冷媒管８に吐出し、中間冷媒管８に吐出された冷媒を圧縮要素２ｄに吸入させて冷媒をさらに圧縮した後に吐出管２ｂに吐出するように構成されている。

そして、この変形例１の構成においても、上述の実施形態と同様の作用効果を得ることができる。

（４）変形例２
上述の実施形態及びその変形例においては、図１や図１０等に示されるように、２つの圧縮要素２ｃ、２ｄのうちの前段側の圧縮要素から吐出された冷媒を後段側の圧縮要素で順次圧縮する二段圧縮式の圧縮機構２を採用しているが、図１４〜図１６に示されるように、３つの圧縮要素１０２ｃ、１０２ｄ、１０２ｅのうちの前段側の圧縮要素から吐出された冷媒を後段側の圧縮要素で順次圧縮する三段圧縮式の圧縮機構１０２を採用してもよい。

まず、図１４に示される三段圧縮式冷凍サイクルを行う空気調和装置１の構成について説明する。ここで、空気調和装置１は、上述の実施形態及びその変形例と同様、冷房運転と暖房運転を切り換え可能に構成された冷媒回路１１０を有し、超臨界域で作動する冷媒（ここでは、二酸化炭素）を使用している。空気調和装置１の冷媒回路１１０は、主として、三段圧縮式の圧縮機構１０２と、切換機構３と、熱源側熱交換器４と、膨張機構５と、利用側熱交換器６と、２つの中間冷却器７とを有している。次に、各機器について説明するが、熱源側熱交換器４、膨張機構５、利用側熱交換器６、及び、制御部（図示せず）については、上述の実施形態と同様であるため、ここでは説明を省略する。

図１４において、圧縮機構１０２は、１つの圧縮要素で冷媒を単段圧縮する圧縮機２４と、２つの圧縮要素で冷媒を二段圧縮する圧縮機２５とが直列に接続されることによって構成されている。圧縮機２４は、上述の変形例３における単段圧縮構造の圧縮機２２、２３と同様、ケーシング２４ａ内に、圧縮機駆動モータ２４ｂと、駆動軸２４ｃと、圧縮要素１０２ｃとが収容された密閉式構造となっている。そして、圧縮機駆動モータ２４ｂは、駆動軸２４ｃに連結されており、駆動軸２４ｃは、圧縮要素１０２ｃに連結されている。また、圧縮機２５は、上述の実施形態における二段圧縮構造の圧縮機２１と同様、ケーシング２５ａ内に、圧縮機駆動モータ２５ｃと、駆動軸２５ｃと、圧縮要素１０２ｄ、１０２ｅとが収容された密閉式構造となっている。そして、圧縮機駆動モータ２５ｂは、駆動軸２５ｃに連結されており、この駆動軸２５ｃは、２つの圧縮要素１０２ｄ、１０２ｅに連結されている。そして、圧縮機２４は、吸入管１０２ａから冷媒を吸入し、この吸入された冷媒を圧縮要素１０２ｃによって圧縮した後に、圧縮要素１０２ｃの後段側に接続された圧縮要素１０２ｄに吸入させるための中間冷媒管８に吐出するように構成されている。そして、圧縮機２５は、この中間冷媒管８に吐出された冷媒を圧縮要素１０２ｄに吸入させて冷媒をさらに圧縮した後に、圧縮要素１０２ｄの後段側に接続された圧縮要素１０２ｅに吸入させるための中間冷媒管８に吐出し、この中間冷媒管８に吐出された冷媒を圧縮要素１０２ｅに吸入させて冷媒をさらに圧縮した後に、吐出管１０２ｂに吐出するように構成されている。

また、図１４に示される構成（すなわち、単段圧縮式の圧縮機２４と二段圧縮式の圧縮機２５とが直列に接続された構成）に代えて、図１５に示されるように、二段圧縮式の圧縮機２６と単段圧縮式の圧縮機２７とが直列に接続された構成にしてもよい。この場合においても、圧縮機２６が圧縮要素１０２ｃ、１０２ｄを有し、圧縮機２７が圧縮要素１０２ｅを有しているため、図１４に示される構成と同様に、３つの圧縮要素１０２ｃ、１０２ｄ、１０２ｅが直列接続された構成が得られる。尚、圧縮機２６は、上述の実施形態における圧縮機２１と同様の構成であり、圧縮機２７は、上述の変形例１における圧縮機２２、２３と同様の構成であるため、圧縮要素１０２ｃ、１０２ｄ、１０２ｅを除く各部を示す符号をそれぞれ２６番台や２７番台に置き換えることとし、ここでは、説明を省略する。

さらに、図１４に示される構成（すなわち、単段圧縮式の圧縮機２５と二段圧縮式の圧縮機２４とが直列に接続された構成）に代えて、図１６に示されるように、３台の単段圧縮式の圧縮機２４、２８、２７が直列に接続された構成にしてもよい。この場合においても、圧縮機２４が圧縮要素１０２ｃを有し、圧縮機２８が圧縮要素１０２ｄを有し、圧縮機２７が圧縮要素１０２ｅを有しているため、図１４や図１５に示される構成と同様に、３つの圧縮要素１０２ｃ、１０２ｄ、１０２ｅが直列接続された構成が得られる。尚、圧縮機２４、２８は、上述の変形例１における圧縮機２２、２３と同様の構造であるため、圧縮要素１０２ｃ、１０２ｄを除く各部を示す符号をそれぞれ２４番台や２８番台に置き換えることとし、ここでは、説明を省略する。

このように、本変形例において、圧縮機構１０２は、３つの圧縮要素１０２ｃ、１０２ｄ、１０２ｅを有しており、これらの圧縮要素１０２ｃ、１０２ｄ、１０２ｅのうちの前段側の圧縮要素から吐出された冷媒を後段側の圧縮要素で順次圧縮するように構成されている。

中間冷却器７は、各中間冷媒管８に設けられている。すなわち、中間冷却器７の１つは、前段側の圧縮要素１０２ｃから吐出されて圧縮要素１０２ｄに吸入される冷媒の冷却器として機能する熱交換器として設けられ、もう１つの中間冷却器７は、前段側の圧縮要素１０２ｄから吐出されて圧縮要素１０２ｅに吸入される冷媒の冷却器として機能する熱交換器として設けられている。そして、これらの中間冷却器７についても、上述の実施形態と同様、熱源側熱交換器４の上方に配置された状態で熱源側熱交換器４と一体化されている（図２〜図４参照）。

また、各中間冷媒管８には、上述の実施形態と同様、中間冷却器７をバイパスするように、中間冷却器バイパス管９が接続されており、この中間冷却器バイパス管９には、切換機構３を冷却運転状態にしている際に閉め、切換機構３を加熱運転状態にしている際に開ける制御がなされる中間冷却器バイパス開閉弁１１が設けられている。

また、各中間冷媒管８には、上述の実施形態と同様、中間冷却器バイパス管９との接続部から中間冷却器７側の位置（すなわち、中間冷却器７の入口側の中間冷却器バイパス管９との接続部から中間冷却器７の出口側の接続部までの部分、及び、中間冷却器７の入口側の中間冷却器バイパス管９との接続部から中間冷却器７の出口側の接続部までの部分）に、切換機構３を冷却運転状態にしている際に開け、切換機構３を加熱運転状態にしている際に閉める制御がなされる冷却器開閉弁１２が設けられている。

さらに、空気調和装置１には、上述の実施形態と同様、熱源側熱交換器４を流れる冷媒の温度を検出する熱源側熱交温度センサ５１と、各中間冷却器７の出口における冷媒の温度を検出する中間冷却器出口温度センサ５２と、熱源側熱交換器４及び２つの中間冷却器７の熱源としての空気の温度を検出する空気温度センサ５３が設けられている。

次に、本変形例の空気調和装置１の動作について、図１４〜図２０を用いて説明する。ここで、図１７は、変形例２における冷房運転時の冷凍サイクルが図示された圧力−エンタルピ線図であり、図１８は、変形例２における冷房運転時の冷凍サイクルが図示された温度−エントロピ線図であり、図１９は、変形例２における暖房運転時の冷凍サイクルが図示された圧力−エンタルピ線図であり、図２０は、変形例２における暖房運転時の冷凍サイクルが図示された温度−エントロピ線図である。尚、以下の冷房運転、暖房運転及び除霜運転における運転制御は、上述の制御部（図示せず）によって行われる。また、以下の説明において、「高圧」とは、冷凍サイクルにおける高圧（すなわち、図１７、図１８の点Ｄ、Ｄ’、Ｅにおける圧力や図１９、図２０の点Ｄ、Ｄ’、Ｆにおける圧力）を意味し、「低圧」とは、冷凍サイクルにおける低圧（すなわち、図１７、図１８の点Ａ、Ｆにおける圧力や図１９、図２０の点Ａ、Ｅにおける圧力）を意味し、「中間圧」とは、冷凍サイクルにおける中間圧（すなわち、図１７〜図２０の点Ｂ１、Ｂ２、Ｂ２’、Ｃ１、Ｃ１’、Ｃ２、Ｃ２’における圧力）を意味している。

＜冷房運転＞
冷房運転時は、切換機構３が図１４〜図１６の実線で示される冷却運転状態とされる。
膨張機構５は、開度調節される。そして、切換機構３が冷却運転状態となるため、２つの冷却器開閉弁１２が開けられ、また、２つの中間冷却器バイパス管９の中間冷却器バイパス開閉弁１１が閉められることによって、２つの中間冷却器７が冷却器として機能する状態とされる。

この冷媒回路１１０の状態において、圧縮機構１０２を駆動すると、低圧の冷媒（図１４〜図１８の点Ａ参照）は、吸入管１０２ａから圧縮機構１０２に吸入され、まず、圧縮要素１０２ｃによって中間圧力まで圧縮された後に、中間冷媒管８に吐出される（図１４〜図１８の点Ｂ１参照）。この前段側の圧縮要素１０２ｃから吐出された中間圧の冷媒は、中間冷却器７において、冷却源としての水又は空気と熱交換を行うことで冷却される（図１４〜図１８の点Ｃ１参照）。この中間冷却器７において冷却された冷媒は、次に、逆止機構１５を通過した後に圧縮要素１０２ｃの後段側に接続された圧縮要素１０２ｄに吸入されて圧縮された後に、中間冷媒管８に吐出される（図１４〜図１８の点Ｂ２参照）。この前段側の圧縮要素１０２ｄから吐出された中間圧の冷媒は、中間冷却器７において、冷却源としての水又は空気と熱交換を行うことで冷却される（図１４〜図１８の点Ｃ２参照）。この中間冷却器７において冷却された冷媒は、次に、圧縮要素１０２ｄの後段側に接続された圧縮要素１０２ｅに吸入されてさらに圧縮された後に、圧縮機構１０２から吐出管１０２ｂに吐出される（図１４〜図１８の点Ｄ参照）。ここで、圧縮機構１０２から吐出された高圧の冷媒は、圧縮要素１０２ｃ、１０２ｄ、１０２ｅによる三段圧縮動作によって、臨界圧力（すなわち、図１７に示される臨界点ＣＰにおける臨界圧力Ｐｃｐ）を超える圧力まで圧縮されている。そして、この圧縮機構１０２から吐出された高圧の冷媒は、油分離機構４１を構成する油分離器４１ａに流入し、同伴する冷凍機油が分離される。また、油分離器４１ａにおいて高圧の冷媒から分離された冷凍機油は、油分離機構４１を構成する油戻し管４１ｂに流入し、油戻し管４１ｂに設けられた減圧機構４１ｃで減圧された後に圧縮機構１０２の吸入管１０２ａに戻されて、再び、圧縮機構１０２に吸入される。次に、油分離機構４１において冷凍機油が分離された後の高圧の冷媒は、逆止機構４２及び切換機構３を通じて、冷媒の冷却器として機能する熱源側熱交換器４に送られる。そして、熱源側熱交換器４に送られた高圧の冷媒は、熱源側熱交換器４において、冷却源としての空気と熱交換を行って冷却される（図１４〜図１８の点Ｅ参照）。そして、熱源側熱交換器４において冷却された高圧の冷媒は、膨張機構５によって減圧されて低圧の気液二相状態の冷媒となり、冷媒の加熱器として機能する利用側熱交換器６に送られる（図１４〜図１８の点Ｆ参照）。そして、利用側熱交換器６に送られた低圧の気液二相状態の冷媒は、加熱源としての水又は空気と熱交換を行って加熱されて、蒸発することになる（図１４〜図１８の点Ａ参照）。そして、この利用側熱交換器６において加熱された低圧の冷媒は、切換機構３を経由して、再び、圧縮機構１０２に吸入される。このようにして、冷房運転が行われる。

そして、本変形例の構成においては、圧縮要素１０２ｃから吐出された冷媒を圧縮要素１０２ｄに吸入させるための中間冷媒管８に中間冷却器７を設け、かつ、圧縮要素１０２ｄから吐出された冷媒を圧縮要素１０２ｅに吸入させるための中間冷媒管８に中間冷却器７を設けるとともに、切換機構３を冷却運転状態にした冷房運転において、２つの冷却器開閉弁１２を開け、また、２つの中間冷却器バイパス管９の中間冷却器バイパス開閉弁１１を閉めることによって、２つの中間冷却器７を冷却器として機能する状態にしているため、中間冷却器７を設けなかった場合（この場合には、図１７、図１８において、点Ａ→点Ｂ１→点Ｂ２’（Ｃ２’）→点Ｄ’→点Ｅ→点Ｆの順で冷凍サイクルが行われる）に比べて、圧縮要素１０２ｃの後段側の圧縮要素１０２ｄに吸入される冷媒の温度、及び、圧縮要素１０２ｄの後段側の圧縮要素１０２ｅに吸入される冷媒の温度が低下し（図１８の点Ｂ１、Ｃ１、Ｂ２、Ｃ２参照）、圧縮要素１０２ｅから吐出される冷媒の温度も低下することになる（図１８の点Ｄ、Ｄ’参照）。このため、本変形例の構成において、高圧の冷媒の冷却器として機能する熱源側熱交換器４において、中間冷却器７を設けなかった場合に比べて、冷却源としての水や空気と冷媒との温度差を小さくすることが可能になり、図１８の点Ｂ１、Ｂ２’（Ｃ２’）、Ｄ’、Ｄ、Ｃ２、Ｂ２、Ｃ１によって囲まれる面積に相当する分の放熱ロスを小さくできることから、運転効率を向上させることができる。しかも、この面積は、上述の実施形態及びその変形例１のような二段圧縮式冷凍サイクルにおける面積よりも大きくなるため、上述の実施形態及びその変形例１に比べて、さらに運転効率を向上させることができる。

＜暖房運転＞
暖房運転時は、切換機構３が図１４〜図１６の破線で示される加熱運転状態とされる。膨張機構５は、開度調節される。そして、切換機構３が加熱運転状態となるため、２つの冷却器開閉弁１２が閉められ、また、２つの中間冷却器バイパス管９の中間冷却器バイパス開閉弁１１が開けられることによって、２つの中間冷却器７が冷却器として機能しない状態とされる。

この冷媒回路１１０の状態において、圧縮機構１０２を駆動すると、低圧の冷媒（図１４〜図１６、図１９、図２０の点Ａ参照）は、吸入管１０２ａから圧縮機構１０２に吸入され、まず、圧縮要素１０２ｃによって中間圧力まで圧縮された後に、中間冷媒管８に吐出される（図１４〜図１６、図１９、図２０の点Ｂ１参照）。この前段側の圧縮要素１０２ｃから吐出された中間圧の冷媒は、冷房運転時とは異なり、中間冷却器７を通過せずに（すなわち、冷却されることなく）、中間冷却器バイパス管９を通過して（図１４〜図１６、図１９、図２０の点Ｃ１参照）、圧縮要素１０２ｃの後段側に接続された圧縮要素１０２ｄに吸入されてさらに圧縮された後に、中間冷媒管８に吐出される（図１４〜図１６、図１９、図２０の点Ｂ２参照）。この前段側の圧縮要素１０２ｄから吐出された中間圧の冷媒も、中間冷却器７を通過せずに（すなわち、冷却されることなく）、中間冷却器バイパス管９を通過して（図１４〜図１６、図１９、図２０の点Ｃ２参照）、圧縮要素１０２ｄの後段側に接続された圧縮要素１０２ｅに吸入されてさらに圧縮された後に、圧縮機構１０２から吐出管１０２ｂに吐出される（図１４〜図１６、図１９、図２０の点Ｄ参照）。ここで、圧縮機構１０２から吐出された高圧の冷媒は、冷房運転時と同様、圧縮要素１０２ｃ、１０２ｄ、１０２ｅによる三段圧縮動作によって、臨界圧力（すなわち、図１９に示される臨界点ＣＰにおける臨界圧力Ｐｃｐ）を超える圧力まで圧縮されている。そして、この圧縮機構１０２から吐出された高圧の冷媒は、油分離機構４１を構成する油分離器４１ａに流入し、同伴する冷凍機油が分離される。また、油分離器４１ａにおいて高圧の冷媒から分離された冷凍機油は、油分離機構４１を構成する油戻し管４１ｂに流入し、油戻し管４１ｂに設けられた減圧機構４１ｃで減圧された後に圧縮機構１０２の吸入管１０２ａに戻されて、再び、圧縮機構１０２に吸入される。そして、この圧縮機構１０２から吐出された高圧の冷媒は、油分離機構４１を構成する油分離器４１ａに流入し、同伴する冷凍機油が分離される。また、油分離器４１ａにおいて高圧の冷媒から分離された冷凍機油は、油分離機構４１を構成する油戻し管４１ｂに流入し、油戻し管４１ｂに設けられた減圧機構４１ｃで減圧された後に圧縮機構１０２の吸入管１０２ａに戻されて、再び、圧縮機構１０２に吸入される。次に、油分離機構４１において冷凍機油が分離された後の高圧の冷媒は、逆止機構４２及び切換機構３を通じて、逆止機構４２及び切換機構３を経由して、冷媒の冷却器として機能する利用側熱交換器６に送られて、冷却源としての水又は空気と熱交換を行って冷却される（図１４〜図１６、図１９、図２０の点Ｆ参照）。そして、利用側熱交換器６において冷却された高圧の冷媒は、膨張機構５によって減圧されて低圧の気液二相状態の冷媒となり、冷媒の加熱器として機能する熱源側熱交換器４に送られる（図１４〜図１６、図１９、図２０の点Ｅ参照）。そして、熱源側熱交換器４に送られた低圧の気液二相状態の冷媒は、加熱源としての水又は空気と熱交換を行って加熱されて、蒸発することになる（図１４〜図１６、図１９、図２０の点Ａ参照）。そして、この熱源側熱交換器４において加熱された低圧の冷媒は、切換機構３を経由して、再び、圧縮機構１０２に吸入される。このようにして、暖房運転が行われる。

そして、本変形例の構成においては、圧縮要素１０２ｃから吐出された冷媒を圧縮要素１０２ｄに吸入させるための中間冷媒管８に中間冷却器７を設け、かつ、圧縮要素１０２ｄから吐出された冷媒を圧縮要素１０２ｅに吸入させるための中間冷媒管８に中間冷却器７を設けるとともに、切換機構３を加熱運転状態にした暖房運転において、２つの冷却器開閉弁１２を閉め、また、２つの中間冷却器バイパス管９の中間冷却器バイパス開閉弁１１を開けることによって、２つの中間冷却器７を冷却器として機能しない状態にしているため、中間冷却器７だけを設けた場合や上述の冷房運転と同様に中間冷却器７を冷却器として機能させた場合（この場合には、図１９、図２０において、点Ａ→点Ｂ１→点Ｃ１’→点Ｂ２’→点Ｃ２’→点Ｄ’→点Ｆ→点Ｅの順で冷凍サイクルが行われる）に比べて、圧縮機構１０２から吐出される冷媒の温度の低下が抑えられる（図２０の点Ｄ、Ｄ’参照）。このため、本変形例の構成において、中間冷却器７だけを設けた場合や上述の冷房運転と同様に中間冷却器７を冷却器として機能させた場合に比べて、外部への放熱を抑え、冷媒の冷却器として機能する利用側熱交換器６に供給される冷媒の温度の低下を抑えることが可能になり、図１９の点Ｄと点Ｆとのエンタルピ差ｈと点Ｄ’と点Ｆとのエンタルピ差ｈ’との差に相当する分の加熱能力の低下を抑えることができるため、上述の実施形態及びその変形例１と同様、運転効率の低下を防ぐことができる。

以上のように、本変形例の構成では、２つの中間冷却器７だけでなく、２つの冷却器開閉弁１２や２つの中間冷却器バイパス管９を設けて、２つの冷却器開閉弁１２や２つの中間冷却器バイパス管９を用いて、切換機構３を冷却運転状態にしている際に中間冷却器７を冷却器として機能させ、切換機構３を加熱運転状態にしている際に中間冷却器７を冷却器として機能させないようにしている。このため、空気調和装置１では、冷却運転としての冷房運転時においては、圧縮機構１０２から吐出される冷媒の温度を低く抑えることができ、加熱運転としての暖房運転時においては、圧縮機構１０２から吐出される冷媒の温度の低下を抑えることができるようになり、冷房運転時においては、冷媒の冷却器として機能する熱源側熱交換器４における放熱ロスを小さくして、運転効率を向上させることができるとともに、暖房運転時には、冷媒の冷却器として機能する利用側熱交換器６に供給される冷媒の温度の低下を抑えることで加熱能力の低下を抑えて、運転効率の低下を防ぐことができる。

＜除霜運転＞
本変形例の空気調和装置１においても、熱源側熱交換器４の熱源としての空気の温度が低い条件で暖房運転を行うと、冷媒の加熱器として機能する熱源側熱交換器４に着霜が生じ、これにより、熱源側熱交換器４の伝熱性能が低下するおそれがある。このため、熱源側熱交換器４の除霜を行う必要がある。

このため、本変形例においても、上述の実施形態と同様の除霜運転（図９〜図１１及びその関連記載）を行う。以下、本変形例の除霜運転について、図１４〜図１６及び図９を用いて説明する。

まず、ステップＳ１において、暖房運転時に熱源側熱交換器４に着霜が生じたかどうかを判定する。この判定は、熱源側熱交温度センサ５１により検出される熱源側熱交換器４を流れる冷媒の温度や暖房運転の積算時間に基づいて行われる。そして、ステップＳ１において、熱源側熱交換器４に着霜が生じているものと判定された場合には、ステップＳ２の処理に移行する。

次に、ステップＳ２において、除霜運転を開始する。この除霜運転は、切換機構３を加熱運転状態（すなわち、暖房運転）から冷却運転状態に切り換えることで熱源側熱交換器４を冷媒の冷却器として機能させる逆サイクル除霜運転である。しかも、本変形例では、上述の実施形態と同様、中間冷却器７として空気を熱源とする熱交換器を採用し、かつ、２つの中間冷却器７を熱源側熱交換器４と一体化させていることから、これらの中間冷却器７にも着霜が生じるおそれがあるため、熱源側熱交換器４だけでなく中間冷却器７にも冷媒を流して中間冷却器７の除霜を行う必要がある。そこで、除霜運転の開始時においては、上述の冷房運転と同様、切換機構３を加熱運転状態（すなわち、暖房運転）から冷却運転状態（すなわち、冷房運転）に切り換えることで熱源側熱交換器４を冷媒の冷却器として機能させるとともに、冷却器開閉弁１２を開け、また、中間冷却器バイパス開閉弁１１を閉めることによって、中間冷却器７を冷却器として機能させる運転を行う。

次に、ステップＳ３において、中間冷却器７の除霜が完了したかどうかを判定する。そして、この判定は、各中間冷却器７の出口冷媒温度に基づいて行われる。このような中間冷却器７の出口冷媒温度に基づく判定により、中間冷却器７の除霜が完了したことの検知を確実に行うことができる。そして、ステップＳ３において、中間冷却器７の除霜が完了したものと判定された場合には、ステップＳ４の処理に移行する。

次に、ステップＳ４において、中間冷却器７及び熱源側熱交換器４を除霜する運転から熱源側熱交換器４のみを除霜する運転に移行する。そして、このステップＳ４における運転移行によって、逆サイクル除霜運転による熱源側熱交換器４の除霜を継続しながら、冷却器開閉弁１２を閉め、また、中間冷却器バイパス開閉弁１１を開けることによって、中間冷却器７を冷却器として機能させないようにした運転が行われる。これにより、中間冷却器７から外部への放熱が行われないようになるため、後段側の圧縮要素２ｄに吸入される冷媒の温度が低くなるのを抑え、その結果、圧縮機構２から吐出される冷媒の温度が低くなるのを抑えて、熱源側熱交換器４の除霜能力が低下するのを抑えることができるようになる。

次に、ステップＳ５において、熱源側熱交換器４の除霜が完了したかどうかを判定する。この判定は、熱源側熱交温度センサ５１により検出される熱源側熱交換器４を流れる冷媒の温度や除霜運転の運転時間に基づいて行われる。そして、ステップＳ５において、熱源側熱交換器４の除霜が完了したものと判定された場合には、ステップＳ６の処理に移行して、除霜運転を終了し、再び、暖房運転を再開させる処理が行われる。より具体的には、切換機構３を冷却運転状態から加熱運転状態（すなわち、暖房運転）に切り換える処理等が行われる。

以上のように、本変形例の空気調和装置１は、上述の実施形態と同様、熱源側熱交換器４を冷媒の冷却器として機能させることで熱源側熱交換器４の除霜を行う除霜運転を行う際に、熱源側熱交換器４及び中間冷却器７に冷媒を流し、中間冷却器７の除霜が完了したことを検知した後に、中間冷却器バイパス管９を用いて、中間冷却器７に冷媒が流れないようにするものであり、これにより、除霜運転を行う際に、中間冷却器７の除霜も併せて行うとともに、中間冷却器７から外部へ放熱が行われることによって生じる除霜能力の低下を抑えることができ、また、除霜時間を短縮するのに寄与することができる。

ここで、本変形例においても、超臨界域で作動する冷媒（ここでは、二酸化炭素）を使用しているため、中間冷却器７内には臨界圧力Ｐｃｐ（二酸化炭素では、約７．３ＭＰａ）よりも低い中間圧の冷媒が流れ、冷媒の冷却器として機能する熱源側熱交換器４内には臨界圧力Ｐｃｐを超える高圧の冷媒が流れる冷房運転等の冷凍サイクルが行われることがあり（図１７参照）、この場合には、臨界圧力Ｐｃｐよりも低い圧力における冷媒の物性と臨界圧力Ｐｃｐを超える圧力における冷媒の物性（特に、熱伝導率や定圧比熱）との差異に起因して、中間冷却器７の冷媒側の熱伝達率が冷媒の冷却器として機能する熱源側熱交換器４の冷媒側の熱伝達率に比べて低くなる傾向となる。これに対して、本変形例では、三段圧縮式の圧縮機構１０２を採用しているため、前段側の圧縮要素１０２ｃによって吐出された後に後段側の圧縮要素１０２ｄに吸入される冷媒の中間圧（図１７の点Ｂ１、Ｃ１参照）が臨界圧力Ｐｃｐよりも低くなっており、ここでは図示しないが、上述の実施形態における中間冷却器７を流れる冷媒の中間圧（図５の点Ｂ１、Ｃ１及び図１２参照）と同様、冷媒の冷却器として機能する熱源側熱交換器４や中間冷却器７内を流れる冷媒の温度範囲（３５〜７０℃程度）において、この中間冷却器７を流れる中間圧の冷媒の熱伝達率の値が熱源側熱交換器４を流れる高圧の冷媒の熱伝達率の値よりも低くなる。

このため、本変形例においても、中間冷却器７を熱源側熱交換器４と一体化し、両者が一体化した熱交換器パネル７０の上部に中間冷却器７を配置するようにしているため（ここでは、中間冷却器７を熱源側熱交換器４の上方に配置された状態で熱源側熱交換器４と一体化するようにしているため）、熱源となる空気の流速が大きい熱源ユニット１ａの上部に中間冷却器７が配置されることになり、中間冷却器７の空気側の熱伝達率が高くなり、その結果、中間冷却器７の総括熱伝達率の低下が抑えられて、中間冷却器７の伝熱性能の低下を抑えることができる。また、本変形例では、除霜運転によって融解して熱源側熱交換器４から滴下した水が中間冷却器７に付着しにくくなり、アイスアップ現象が抑えられて、機器の信頼性を向上させることができる。しかも、上述の除霜運転において、中間冷却器７の除霜時間を非常に短くすることができる。

（５）変形例３
上述の実施形態及びその変形例においては、図１、図１３〜図１６に示されるように、複数の圧縮要素で順次圧縮する多段圧縮式の圧縮機構２や圧縮機構１０２を一系統だけ有する構成としているが、例えば、能力の大きな利用側熱交換器６が接続される場合や複数の利用側熱交換器６が接続される場合等においては、多段圧縮式の圧縮機構２や圧縮機構１０２を複数系統並列に接続した並列多段圧縮式の圧縮機構を採用してもよい。

例えば、図２１に示されるように、上述の実施形態において、圧縮要素２０３ｃ、２０３ｄを有する二段圧縮式の第１圧縮機構２０３と圧縮要素２０４ｃ、２０４ｄを有する二段圧縮式の第２圧縮機構２０４とを並列に接続した構成を有する圧縮機構２０２を採用した冷媒回路２１０にすることができる。

第１圧縮機構２０３は、本変形例において、２つの圧縮要素２０３ｃ、２０３ｄで冷媒を二段圧縮する圧縮機２９から構成されており、圧縮機構２０２の吸入母管２０２ａから分岐された第１吸入枝管２０３ａ、及び、圧縮機構２０２の吐出母管２０２ｂに合流する第１吐出枝管２０３ｂに接続されている。第２圧縮機構２０４は、本変形例において、２つの圧縮要素２０４ｃ、２０４ｄで冷媒を二段圧縮する圧縮機３０から構成されており、圧縮機構２０２の吸入母管２０２ａから分岐された第２吸入枝管２０４ａ、及び、圧縮機構２０２の吐出母管２０２ｂに合流する第２吐出枝管２０４ｂに接続されている。尚、圧縮機２９、３０は、上述の実施形態における圧縮機２１と同様の構成であるため、圧縮要素２０３ｃ、２０３ｄ、２０４ｃ、２０４ｄを除く各部を示す符号をそれぞれ２９番台や３０番台に置き換えることとし、ここでは、説明を省略する。そして、圧縮機２９は、第１吸入枝管２０３ａから冷媒を吸入し、この吸入された冷媒を圧縮要素２０３ｃによって圧縮した後に中間冷媒管８を構成する第１入口側中間枝管８１に吐出し、第１入口側中間枝管８１に吐出された冷媒を中間冷媒管８を構成する中間母管８２及び第１出口側中間枝管８３を通じて圧縮要素２０３ｄに吸入させて冷媒をさらに圧縮した後に第１吐出枝管２０３ｂに吐出するように構成されている。圧縮機３０は、第１吸入枝管２０４ａから冷媒を吸入し、この吸入された冷媒を圧縮要素２０４ｃによって圧縮した後に中間冷媒管８を構成する第２入口側中間枝管８４に吐出し、第２入口側中間枝管８４に吐出された冷媒を中間冷媒管８を構成する中間母管８２及び第２出口側中間枝管８５を通じて圧縮要素２０４ｄに吸入させて冷媒をさらに圧縮した後に第２吐出枝管２０４ｂに吐出するように構成されている。中間冷媒管８は、本変形例において、圧縮要素２０３ｄ、２０４ｄの前段側に接続された圧縮要素２０３ｃ、２０４ｃから吐出された冷媒を、圧縮要素２０３ｃ、２０４ｃの後段側に接続された圧縮要素２０３ｄ、２０４ｄに吸入させるための冷媒管であり、主として、第１圧縮機構２０３の前段側の圧縮要素２０３ｃの吐出側に接続される第１入口側中間枝管８１と、第２圧縮機構２０４の前段側の圧縮要素２０４ｃの吐出側に接続される第２入口側中間枝管８４と、両入口側中間枝管８１、８４が合流する中間母管８２と、中間母管８２から分岐されて第１圧縮機構２０３の後段側の圧縮要素２０３ｄの吸入側に接続される第１出口側中間枝管８３と、中間母管８２から分岐されて第２圧縮機構２０４の後段側の圧縮要素２０４ｄの吸入側に接続される第２出口側中間枝管８５とを有している。また、吐出母管２０２ｂは、圧縮機構２０２から吐出された冷媒を切換機構３に送るための冷媒管であり、吐出母管２０２ｂに接続される第１吐出枝管２０３ｂには、第１油分離機構２４１と第１逆止機構２４２とが設けられており、吐出母管２０２ｂに接続される第２吐出枝管２０４ｂには、第２油分離機構２４３と第２逆止機構２４４とが設けられている。第１油分離機構２４１は、第１圧縮機構２０３から吐出される冷媒に同伴する冷凍機油を冷媒から分離して圧縮機構２０２の吸入側へ戻す機構であり、主として、第１圧縮機構２０３から吐出される冷媒に同伴する冷凍機油を冷媒から分離する第１油分離器２４１ａと、第１油分離器２４１ａに接続されており冷媒から分離された冷凍機油を圧縮機構２０２の吸入側に戻す第１油戻し管２４１ｂとを有している。第２油分離機構２４３は、第２圧縮機構２０４から吐出される冷媒に同伴する冷凍機油を冷媒から分離して圧縮機構２０２の吸入側へ戻す機構であり、主として、第２圧縮機構２０４から吐出される冷媒に同伴する冷凍機油を冷媒から分離する第２油分離器２４３ａと、第２油分離器２４３ａに接続されており冷媒から分離された冷凍機油を圧縮機構２０２の吸入側に戻す第２油戻し管２４３ｂとを有している。本変形例において、第１油戻し管２４１ｂは、第２吸入枝管２０４ａに接続されており、第２油戻し管２４３ｃは、第１吸入枝管２０３ａに接続されている。このため、第１圧縮機構２０３内に溜まった冷凍機油の量と第２圧縮機構２０４内に溜まった冷凍機油の量との間に偏りに起因して第１圧縮機構２０３から吐出される冷媒に同伴する冷凍機油の量と第２圧縮機構２０４から吐出される冷媒に同伴する冷凍機油の量との間に偏りが生じた場合であっても、圧縮機構２０３、２０４のうち冷凍機油の量が少ない方に冷凍機油が多く戻ることになり、第１圧縮機構２０３内に溜まった冷凍機油の量と第２圧縮機構２０４内に溜まった冷凍機油の量との間の偏りが解消されるようになっている。また、本変形例において、第１吸入枝管２０３ａは、第２油戻し管２４３ｂとの合流部から吸入母管２０２ａとの合流部までの間の部分が、吸入母管２０２ａとの合流部に向かって下り勾配になるように構成されており、第２吸入枝管２０４ａは、第１油戻し管２４１ｂとの合流部から吸入母管２０２ａとの合流部までの間の部分が、吸入母管２０２ａとの合流部に向かって下り勾配になるように構成されている。このため、圧縮機構２０３、２０４のいずれか一方が停止中であっても、運転中の圧縮機構に対応する油戻し管から停止中の圧縮機構に対応する吸入枝管に戻される冷凍機油は、吸入母管２０２ａに戻ることになり、運転中の圧縮機構の油切れが生じにくくなっている。油戻し管２４１ｂ、２４３ｂには、油戻し管２４１ｂ、２４３ｂを流れる冷凍機油を減圧する減圧機構２４１ｃ、２４３ｃが設けられている。逆止機構２４２、２４４は、圧縮機構２０３、２０４の吐出側から切換機構３への冷媒の流れを許容し、かつ、切換機構３から圧縮機構２０３、２０４の吐出側への冷媒の流れを遮断するための機構である。

このように、圧縮機構２０２は、本変形例において、２つの圧縮要素２０３ｃ、２０３ｄを有するとともにこれらの圧縮要素２０３ｃ、２０３ｄのうちの前段側の圧縮要素から吐出された冷媒を後段側の圧縮要素で順次圧縮するように構成された第１圧縮機構２０３と、２つの圧縮要素２０４ｃ、２０４ｄを有するとともにこれらの圧縮要素２０４ｃ、２０４ｄのうちの前段側の圧縮要素から吐出された冷媒を後段側の圧縮要素で順次圧縮するように構成された第２圧縮機構２０４とを並列に接続した構成となっている。

中間冷却器７は、本変形例において、中間冷媒管８を構成する中間母管８２に設けられており、第１圧縮機構２０３の前段側の圧縮要素２０３ｃから吐出された冷媒と第２圧縮機構２０４の前段側の圧縮要素２０４ｃから吐出された冷媒とが合流したものを冷却する熱交換器である。すなわち、中間冷却器７は、２つの圧縮機構２０３、２０４に共通の冷却器として機能するものとなっている。このため、多段圧縮式の圧縮機構２０３、２０４を複数系統並列に接続した並列多段圧縮式の圧縮機構２０２に対して中間冷却器７を設ける際の圧縮機構２０２周りの回路構成の簡素化が図られている。そして、本変形例の中間冷却器７についても、上述の実施形態と同様、熱源側熱交換器４の上方に配置された状態で熱源側熱交換器４と一体化されている（図２〜図４参照）。

また、中間冷媒管８を構成する第１入口側中間枝管８１には、第１圧縮機構２０３の前段側の圧縮要素２０３ｃの吐出側から中間母管８２側への冷媒の流れを許容し、かつ、中間母管８２側から前段側の圧縮要素２０３ｃの吐出側への冷媒の流れを遮断するための逆止機構８１ａが設けられており、中間冷媒管８を構成する第２入口側中間枝管８４には、第２圧縮機構２０３の前段側の圧縮要素２０４ｃの吐出側から中間母管８２側への冷媒の流れを許容し、かつ、中間母管８２側から前段側の圧縮要素２０４ｃの吐出側への冷媒の流れを遮断するための逆止機構８４ａが設けられている。本変形例においては、逆止機構８１ａ、８４ａとして逆止弁が使用されている。このため、圧縮機構２０３、２０４のいずれか一方が停止中であっても、運転中の圧縮機構の前段側の圧縮要素から吐出された冷媒が中間冷媒管８を通じて、停止中の圧縮機構の前段側の圧縮要素の吐出側に達するということが生じないため、運転中の圧縮機構の前段側の圧縮要素から吐出された冷媒が、停止中の圧縮機構の前段側の圧縮要素内を通じて圧縮機構２０２の吸入側に抜けて停止中の圧縮機構の冷凍機油が流出するということが生じなくなり、これにより、停止中の圧縮機構を起動する際の冷凍機油の不足が生じにくくなっている。尚、圧縮機構２０３、２０４間に運転の優先順位を設けている場合（例えば、第１圧縮機構２０３を優先的に運転する圧縮機構とする場合）には、上述の停止中の圧縮機構に該当することがあるのは、第２圧縮機構２０４に限られることになるため、この場合には、第２圧縮機構２０４に対応する逆止機構８４ａだけを設けるようにしてもよい。

また、上述のように、第１圧縮機構２０３を優先的に運転する圧縮機構とする場合においては、中間冷媒管８が圧縮機構２０３、２０４に共通に設けられているため、運転中の第１圧縮機構２０３に対応する前段側の圧縮要素２０３ｃから吐出された冷媒が中間冷媒管８の第２出口側中間枝管８５を通じて、停止中の第２圧縮機構２０４の後段側の圧縮要素２０４ｄの吸入側に達し、これにより、運転中の第１圧縮機構２０３の前段側の圧縮要素２０３ｃから吐出された冷媒が、停止中の第２圧縮機構２０４の後段側の圧縮要素２０４ｄ内を通じて圧縮機構２０２の吐出側に抜けて停止中の第２圧縮機構２０４の冷凍機油が流出して、停止中の第２圧縮機構２０４を起動する際の冷凍機油の不足が生じるおそれがある。そこで、本変形例では、第２出口側中間枝管８５に開閉弁８５ａを設け、第２圧縮機構２０４が停止中の場合には、この開閉弁８５ａによって第２出口側中間枝管８５内の冷媒の流れを遮断するようにしている。これにより、運転中の第１圧縮機構２０３の前段側の圧縮要素２０３ｃから吐出された冷媒が中間冷媒管８の第２出口側中間枝管８５を通じて、停止中の第２圧縮機構２０４の後段側の圧縮要素２０４ｄの吸入側に達することがなくなるため、運転中の第１圧縮機構２０３の前段側の圧縮要素２０３ｃから吐出された冷媒が、停止中の第２圧縮機構２０４の後段側の圧縮要素２０４ｄ内を通じて圧縮機構２０２の吐出側に抜けて停止中の第２圧縮機構２０４の冷凍機油が流出するということが生じなくなり、これにより、停止中の第２圧縮機構２０４を起動する際の冷凍機油の不足がさらに生じにくくなっている。尚、本変形例においては、開閉弁８５ａとして電磁弁が使用されている。

また、第１圧縮機構２０３を優先的に運転する圧縮機構とする場合においては、第１圧縮機構２０３の起動に続いて第２圧縮機構２０４を起動することになるが、この際、中間冷媒管８が圧縮機構２０３、２０４に共通に設けられているため、第２圧縮機構２０４の前段側の圧縮要素２０３ｃの吐出側の圧力及び後段側の圧縮要素２０３ｄの吸入側の圧力が、前段側の圧縮要素２０３ｃの吸入側の圧力及び後段側の圧縮要素２０３ｄの吐出側の圧力よりも高くなった状態から起動することになり、安定的に第２圧縮機構２０４を起動することが難しい。そこで、本変形例では、第２圧縮機構２０４の前段側の圧縮要素２０４ｃの吐出側と後段側の圧縮要素２０４ｄの吸入側とを接続する起動バイパス管８６を設けるとともに、この起動バイパス管８６に開閉弁８６ａを設け、第２圧縮機構２０４が停止中の場合には、この開閉弁８６ａによって起動バイパス管８６内の冷媒の流れを遮断し、かつ、開閉弁８５ａによって第２出口側中間枝管８５内の冷媒の流れを遮断するようにし、第２圧縮機構２０４を起動する際に、開閉弁８６ａによって起動バイパス管８６内に冷媒を流すことができる状態にすることで、第２圧縮機構２０４の前段側の圧縮要素２０４ｃから吐出される冷媒を第１圧縮機構２０３の前段側の圧縮要素２０４ｃから吐出される冷媒に合流させることなく、起動バイパス管８６を通じて後段側の圧縮要素２０４ｄに吸入させるようにして、圧縮機構２０２の運転状態が安定した時点（例えば、圧縮機構２０２の吸入圧力、吐出圧力及び中間圧力が安定した時点）で、開閉弁８５ａによって第２出口側中間枝管８５内に冷媒を流すことができる状態にし、かつ、開閉弁８６ａによって起動バイパス管８６内の冷媒の流れを遮断して、通常の冷房運転に移行することができるようになっている。尚、本変形例において、起動バイパス管８６は、その一端が第２出口側中間枝管８５の開閉弁８５ａと第２圧縮機構２０４の後段側の圧縮要素２０４ｄの吸入側との間に接続され、その他端が第２圧縮機構２０４の前段側の圧縮要素２０４ｃの吐出側と第２入口側中間枝管８４の逆止機構８４ａとの間に接続されており、第２圧縮機構２０４を起動する際に、第１圧縮機構２０３の中間圧部分の影響を受けにくい状態にできるようになっている。また、本変形例においては、開閉弁８６ａとして電磁弁が使用されている。

また、本変形例の空気調和装置１の冷房運転時、暖房運転時及び除霜運転時の動作は、圧縮機構２に代えて設けられた圧縮機構２０２によって、圧縮機構２０２周りの回路構成がやや複雑化したことによる変更点を除いては、上述の実施形態における動作（図１、図５〜図１１及びその関連記載）と基本的に同じであるため、ここでは、説明を省略する。

そして、この変形例３の構成においても、上述の実施形態と同様の作用効果を得ることができる。

また、ここでは、詳しい説明を省略するが、二段圧縮式の圧縮機構２０３、２０４に代えて、三段圧縮式（例えば、変形例２における圧縮機構１０２）等のような二段圧縮式よりも多段の圧縮機構を採用してもよいし、また、多段圧縮式の圧縮機構を３系統以上並列に接続した並列多段圧縮式の圧縮機構を採用してもよく、この場合においても、本変形例と同様の効果を得ることができる。

（６）変形例４
上述の実施形態及びその変形例においては、切換機構３によって冷房運転と暖房運転とを切換可能に構成された空気調和装置１において、中間冷却器７を熱源側熱交換器４と一体化し、両者が一体化した熱交換器パネル７０の上部に配置された空冷式の中間冷却器７（ここでは、熱源側熱交換器４の上方に配置された状態で熱源側熱交換器４と一体化された空冷式の中間冷却器７）及び中間冷却器バイパス管９を設けて、中間冷却器７及び中間冷却器バイパス管９を用いて、切換機構３を冷却運転状態にしている際に中間冷却器７を冷却器として機能させ、切換機構３を加熱運転状態にしている際に中間冷却器７を冷却器として機能させないようにすることで、冷房運転時においては、冷媒の冷却器として機能する熱源側熱交換器４における放熱ロスを小さくして、運転効率を向上させるとともに、暖房運転時には、外部への放熱を抑えて、加熱能力の低下を抑えるようにしているが、この構成に加えて、熱源側熱交換器４又は利用側熱交換器６において冷却された冷媒を分岐して後段側の圧縮要素２ｄに戻すための後段側インジェクション管をさらに設けるようにしてもよい。

例えば、図２２に示されるように、二段圧縮式の圧縮機構２が採用された上述の実施形態において、膨張機構５に代えてレシーバ入口膨張機構５ａ及びレシーバ出口膨張機構５ｂが設けられるとともに、ブリッジ回路１７、レシーバ１８、後段側インジェクション管１９、及び、エコノマイザ熱交換器２０が設けられた冷媒回路３１０にすることができる。

ブリッジ回路１７は、熱源側熱交換器４と利用側熱交換器６との間に設けられており、レシーバ１８の入口に接続されるレシーバ入口管１８ａ、及び、レシーバ１８の出口に接続されるレシーバ出口管１８ｂに接続されている。ブリッジ回路１７は、本変形例において、４つの逆止弁１７ａ、１７ｂ、１７ｃ、１７ｄを有している。そして、入口逆止弁１７ａは、熱源側熱交換器４からレシーバ入口管１８ａへの冷媒の流通のみを許容する逆止弁である。入口逆止弁１７ｂは、利用側熱交換器６からレシーバ入口管１８ａへの冷媒の流通のみを許容する逆止弁である。すなわち、入口逆止弁１７ａ、１７ｂは、熱源側熱交換器４及び利用側熱交換器６の一方からレシーバ入口管１８ａに冷媒を流通させる機能を有している。出口逆止弁１７ｃは、レシーバ出口管１８ｂから利用側熱交換器６への冷媒の流通のみを許容する逆止弁である。出口逆止弁１７ｄは、レシーバ出口管１８ｂから熱源側熱交換器４への冷媒の流通のみを許容する逆止弁である。すなわち、出口逆止弁１７ｃ、１７ｄは、レシーバ出口管１８ｂから熱源側熱交換器４及び利用側熱交換器６の他方に冷媒を流通させる機能を有している。

レシーバ入口膨張機構５ａは、レシーバ入口管１８ａに設けられた冷媒を減圧する機構であり、本変形例において、電動膨張弁が使用されている。また、本変形例において、レシーバ入口膨張機構５ａは、冷房運転時には、熱源側熱交換器４において冷却された高圧の冷媒を利用側熱交換器６に送る前に減圧し、暖房運転時には、利用側熱交換器６において冷却された高圧の冷媒を熱源側熱交換器４に送る前に減圧する。

レシーバ１８は、レシーバ入口膨張機構５ａで減圧された後の冷媒を一時的に溜めるために設けられた容器であり、その入口がレシーバ入口管１８ａに接続されており、その出口がレシーバ出口管１８ｂに接続されている。また、レシーバ１８には、レシーバ１８内から冷媒を抜き出して圧縮機構２の吸入管２ａ（すなわち、圧縮機構２の前段側の圧縮要素２ｃの吸入側）に戻すことが可能な吸入戻し管１８ｃが接続されている。この吸入戻し管１８ｃには、吸入戻し開閉弁１８ｄが設けられている。吸入戻し開閉弁１８ｄは、本変形例において、電磁弁である。

レシーバ出口膨張機構５ｂは、レシーバ出口管１８ｂに設けられた冷媒を減圧する機構であり、本変形例において、電動膨張弁が使用されている。また、本変形例において、レシーバ出口膨張機構５ｂは、冷房運転時には、レシーバ入口膨張機構５ａによって減圧された冷媒を利用側熱交換器６に送る前に低圧になるまでさらに減圧し、暖房運転時には、レシーバ入口膨張機構５ａによって減圧された冷媒を熱源側熱交換器４に送る前に低圧になるまでさらに減圧する。

このように、ブリッジ回路１７、レシーバ１８、レシーバ入口管１８ａ及びレシーバ出口管１８ｂによって、切換機構３を冷却運転状態にしている際には、熱源側熱交換器４において冷却された高圧の冷媒が、ブリッジ回路１７の入口逆止弁１７ａ、レシーバ入口管１８ａのレシーバ入口膨張機構５ａ、レシーバ１８、レシーバ出口管１８ｂのレシーバ出口膨張機構５ｂ及びブリッジ回路１７の出口逆止弁１７ｃを通じて、利用側熱交換器６に送ることができるようになっている。また、切換機構３を加熱運転状態にしている際には、利用側熱交換器６において冷却された高圧の冷媒が、ブリッジ回路１７の入口逆止弁１７ｂ、レシーバ入口管１８ａのレシーバ入口膨張機構５ａ、レシーバ１８、レシーバ出口管１８ｂのレシーバ出口膨張機構５ｂ及びブリッジ回路１７の出口逆止弁１７ｄを通じて、熱源側熱交換器６に送ることができるようになっている。

後段側インジェクション管１９は、熱源側熱交換器４又は利用側熱交換器６において冷却された冷媒を分岐して圧縮機構２の後段側の圧縮要素２ｄに戻す機能を有している。本変形例において、後段側インジェクション管１９は、レシーバ入口管１８ａを流れる冷媒を分岐して後段側の圧縮要素２ｄの吸入側に戻すように設けられている。より具体的には、後段側インジェクション管１９は、レシーバ入口管１８ａのレシーバ入口膨張機構５ａの上流側の位置（すなわち、切換機構３を冷却運転状態にしている際には、熱源側熱交換器４とレシーバ入口膨張機構５ａとの間、また、切換機構３を加熱運転状態にしている際には、利用側熱交換器６とレシーバ入口膨張機構５ａとの間）から冷媒を分岐して中間冷媒管８の中間冷却器７の下流側の位置に戻すように設けられている。この後段側インジェクション管１９には、開度制御が可能な後段側インジェクション弁１９ａが設けられている。後段側インジェクション弁１９ａは、本変形例において、電動膨張弁である。

エコノマイザ熱交換器２０は、熱源側熱交換器４又は利用側熱交換器６において冷却された冷媒と後段側インジェクション管１９を流れる冷媒（より具体的には、後段側インジェクション弁１９ａにおいて中間圧付近まで減圧された後の冷媒）との熱交換を行う熱交換器である。本変形例において、エコノマイザ熱交換器２０は、レシーバ入口管１８ａのレシーバ入口膨張機構５ａの上流側の位置（すなわち、切換機構３を冷却運転状態にしている際には、熱源側熱交換器４とレシーバ入口膨張機構５ａとの間、また、切換機構３を加熱運転状態にしている際には、利用側熱交換器６とレシーバ入口膨張機構５ａとの間）を流れる冷媒と後段側インジェクション管１９を流れる冷媒との熱交換を行うように設けられており、また、両冷媒が対向するように流れる流路を有している。また、本変形例において、エコノマイザ熱交換器２０は、レシーバ入口管１８ａの後段側インジェクション管１９の上流側に設けられている。このため、熱源側熱交換器４又は利用側熱交換器６において冷却された冷媒は、レシーバ入口管１８ａにおいて、エコノマイザ熱交換器２０において熱交換される前に後段側インジェクション管１９に分岐され、その後に、エコノマイザ熱交換器２０において、後段側インジェクション管１９を流れる冷媒と熱交換を行うことになる。

さらに、本変形例の空気調和装置１には、各種のセンサが設けられている。具体的には、中間冷媒管８又は圧縮機構２には、中間冷媒管８を流れる冷媒の圧力を検出する中間圧力センサ５４が設けられている。エコノマイザ熱交換器２０の後段側インジェクション管１９側の出口には、エコノマイザ熱交換器２０の後段側インジェクション管１９側の出口における冷媒の温度を検出するエコノマイザ出口温度センサ５５が設けられている。

次に、本変形例の空気調和装置１の動作について、図２２〜図２６を用いて説明する。ここで、図２３は、変形例４における冷房運転時の冷凍サイクルが図示された圧力−エンタルピ線図であり、図２４は、変形例４における冷房運転時の冷凍サイクルが図示された温度−エントロピ線図であり、図２５は、変形例４における暖房運転時の冷凍サイクルが図示された圧力−エンタルピ線図であり、図２６は、変形例４における暖房運転時の冷凍サイクルが図示された温度−エントロピ線図である。尚、以下の冷房運転、暖房運転及び除霜運転における運転制御は、上述の制御部（図示せず）によって行われる。また、以下の説明において、「高圧」とは、冷凍サイクルにおける高圧（すなわち、図２３、図２４の点Ｄ、Ｄ’、Ｅ、Ｈにおける圧力や図２５、図２６の点Ｄ、Ｄ’、Ｆ、Ｈにおける圧力）を意味し、「低圧」とは、冷凍サイクルにおける低圧（すなわち、図２３、図２４の点Ａ、Ｆ、Ｆ’における圧力や図２５、図２６の点Ａ、Ｅ、Ｅ’における圧力）を意味し、「中間圧」とは、冷凍サイクルにおける中間圧（すなわち、図２３〜図２６の点Ｂ１、Ｃ１、Ｇ、Ｊ、Ｋにおける圧力）を意味している。

＜冷房運転＞
冷房運転時は、切換機構３が図２２の実線で示される冷却運転状態とされる。レシーバ入口膨張機構５ａ及びレシーバ出口膨張機構５ｂは、開度調節される。そして、切換機構３が冷却運転状態となるため、冷却器開閉弁１２が開けられ、また、中間冷却器バイパス管９の中間冷却器バイパス開閉弁１１が閉められることによって、中間冷却器７が冷却器として機能する状態とされる。さらに、後段側インジェクション弁１９ａも、開度調節される。より具体的には、本変形例において、後段側インジェクション弁１９ａは、エコノマイザ熱交換器２０の後段側インジェクション管１９側の出口における冷媒の過熱度が目標値になるように開度調節される、いわゆる過熱度制御がなされるようになっている。本変形例において、エコノマイザ熱交換器２０の後段側インジェクション管１９側の出口における冷媒の過熱度は、中間圧力センサ５４により検出される中間圧を飽和温度に換算し、エコノマイザ出口温度センサ５５により検出される冷媒温度からこの冷媒の飽和温度値を差し引くことによって得られる。尚、本変形例では採用していないが、エコノマイザ熱交換器２０の後段側インジェクション管１９側の入口に温度センサを設けて、この温度センサにより検出される冷媒温度をエコノマイザ出口温度センサ５５により検出される冷媒温度から差し引くことによって、エコノマイザ熱交換器２０の後段側インジェクション管１９側の出口における冷媒の過熱度を得るようにしてもよい。

この冷媒回路３１０の状態において、圧縮機構２を駆動すると、低圧の冷媒（図２２〜図２４の点Ａ参照）は、吸入管２ａから圧縮機構２に吸入され、まず、圧縮要素２ｃによって中間圧力まで圧縮された後に、中間冷媒管８に吐出される（図２２〜図２４の点Ｂ１参照）。この前段側の圧縮要素２ｃから吐出された中間圧の冷媒は、中間冷却器７において、冷却源としての空気と熱交換を行うことで冷却される（図２２〜図２４の点Ｃ１参照）。この中間冷却器７において冷却された冷媒は、後段側インジェクション管１９から後段側の圧縮要素２ｄに戻される冷媒（図２２〜図２４の点Ｋ参照）と合流することでさらに冷却される（図２２〜図２４の点Ｇ参照）。次に、後段側インジェクション管１９から戻る冷媒と合流した中間圧の冷媒は、圧縮要素２ｃの後段側に接続された圧縮要素２ｄに吸入されてさらに圧縮されて、圧縮機構２から吐出管２ｂに吐出される（図２２〜図２４の点Ｄ参照）。ここで、圧縮機構２から吐出された高圧の冷媒は、圧縮要素２ｃ、２ｄによる二段圧縮動作によって、臨界圧力（すなわち、図２３に示される臨界点ＣＰにおける臨界圧力Ｐｃｐ）を超える圧力まで圧縮されている。そして、この圧縮機構２から吐出された高圧の冷媒は、切換機構３を経由して、冷媒の冷却器として機能する熱源側熱交換器４に送られて、冷却源としての空気と熱交換を行って冷却される（図２２〜図２４の点Ｅ参照）。そして、熱源側熱交換器４において冷却された高圧の冷媒は、ブリッジ回路１７の入口逆止弁１７ａを通じてレシーバ入口管１８ａに流入し、その一部が後段側インジェクション管１９に分岐される。そして、後段側インジェクション管１９を流れる冷媒は、後段側インジェクション弁１９ａにおいて中間圧付近まで減圧された後に、エコノマイザ熱交換器２０に送られる（図２２〜図２４の点Ｊ参照）。また、後段側インジェクション管１９に分岐された後のレシーバ入口管１８ａを流れる冷媒は、エコノマイザ熱交換器２０に流入し、後段側インジェクション管１９を流れる冷媒と熱交換を行って冷却される（図２２〜図２４の点Ｈ参照）。一方、後段側インジェクション管１９を流れる冷媒は、レシーバ入口管１８ａを流れる冷媒と熱交換を行って加熱されて（図２２〜図２４の点Ｋ参照）、上述のように、中間冷却器７において冷却された冷媒に合流することになる。そして、エコノマイザ熱交換器２０において冷却された高圧の冷媒は、レシーバ入口膨張機構５ａによって飽和圧力付近まで減圧されてレシーバ１８内に一時的に溜められる（図２２〜図２４の点Ｉ参照）。そして、レシーバ１８内に溜められた冷媒は、レシーバ出口管１８ｂに送られて、レシーバ出口膨張機構５ｂによって減圧されて低圧の気液二相状態の冷媒となり、ブリッジ回路１７の出口逆止弁１７ｃを通じて冷媒の加熱器として機能する利用側熱交換器６に送られる（図２２〜図２４の点Ｆ参照）。そして、利用側熱交換器６に送られた低圧の気液二相状態の冷媒は、加熱源としての水又は空気と熱交換を行って加熱されて、蒸発することになる（図２２〜図２４の点Ａ参照）。そして、この利用側熱交換器６において加熱された低圧の冷媒は、切換機構３を経由して、再び、圧縮機構２に吸入される。このようにして、冷房運転が行われる。

そして、本変形例の構成においては、上述の実施形態と同様、切換機構３を冷却運転状態にした冷房運転において、中間冷却器７を冷却器として機能する状態にしていることから、中間冷却器７を設けなかった場合に比べて、熱源側熱交換器４における放熱ロスを小さくできるようになっている。

しかも、本変形例の構成では、後段側インジェクション管１９を設けて熱源側熱交換器４から膨張機構５ａ、５ｂに送られる冷媒を分岐して後段側の圧縮要素２ｄに戻すようにしているため、中間冷却器７のような外部への放熱を行うことなく、後段側の圧縮要素２ｄに吸入される冷媒の温度をさらに低く抑えることができる（図２４の点Ｃ１、Ｇ参照）。これにより、圧縮機構２から吐出される冷媒の温度がさらに低く抑えられ（図２４の点Ｄ、Ｄ’参照）、後段側インジェクション管１９を設けていない場合に比べて、図２４の点Ｃ１、Ｄ’、Ｄ、Ｇを結ぶことによって囲まれる面積に相当する分の放熱ロスをさらに小さくできることから、運転効率をさらに向上させることができる。

また、本変形例の構成では、熱源側熱交換器４から膨張機構５ａ、５ｂに送られる冷媒と後段側インジェクション管１９を流れる冷媒との熱交換を行うエコノマイザ熱交換器２０をさらに設けているため、後段側インジェクション管１９を流れる冷媒によって熱源側熱交換器４から膨張機構５ａ、５ｂに送られる冷媒を冷却することができ（図２３、図２４の点Ｅ、点Ｈ参照）、後段側インジェクション管１９及びエコノマイザ熱交換器２０を設けない場合（この場合には、図２３、図２４において、点Ａ→点Ｂ１→点Ｃ１→点Ｄ’→点Ｅ→点Ｆ’の順で冷凍サイクルが行われる）に比べて、利用側熱交換器６における冷媒の単位流量当たりの冷却能力を高くすることができる。

＜暖房運転＞
暖房運転時は、切換機構３が図２２の破線で示される加熱運転状態とされる。レシーバ入口膨張機構５ａ及びレシーバ出口膨張機構５ｂは、開度調節される。そして、切換機構３が加熱運転状態となるため、冷却器開閉弁１２が閉められ、また、中間冷却器バイパス管９の中間冷却器バイパス開閉弁１１が開けられることによって、中間冷却器７が冷却器として機能しない状態とされる。さらに、後段側インジェクション弁１９ａも、冷房運転時と同様の過熱度制御によって開度調節される。

この冷媒回路３１０の状態において、圧縮機構２を駆動すると、低圧の冷媒（図２２、図２５、図２６の点Ａ参照）は、吸入管２ａから圧縮機構２に吸入され、まず、圧縮要素２ｃによって中間圧力まで圧縮された後に、中間冷媒管８に吐出される（図２２、図２５、図２６の点Ｂ１参照）。この前段側の圧縮要素２ｃから吐出された中間圧の冷媒は、冷房運転時とは異なり、中間冷却器７を通過せずに（すなわち、冷却されることなく）、中間冷却器バイパス管９を通過して（図２２、図２５、図２６の点Ｃ１参照）、後段側インジェクション管１９から後段側の圧縮要素２ｄに戻される冷媒（図２２、図２５、図２６の点Ｋ参照）と合流することで冷却される（図２２、図２５、図２６の点Ｇ参照）。次に、後段側インジェクション管１９から戻る冷媒と合流した中間圧の冷媒は、圧縮要素２ｃの後段側に接続された圧縮要素２ｄに吸入されてさらに圧縮されて、圧縮機構２から吐出管２ｂに吐出される（図２２、図２５、図２６の点Ｄ参照）。ここで、圧縮機構２から吐出された高圧の冷媒は、冷房運転時と同様、圧縮要素２ｃ、２ｄによる二段圧縮動作によって、臨界圧力（すなわち、図２５に示される臨界点ＣＰにおける臨界圧力Ｐｃｐ）を超える圧力まで圧縮されている。そして、この圧縮機構２から吐出された高圧の冷媒は、切換機構３を経由して、冷媒の冷却器として機能する利用側熱交換器６に送られて、冷却源としての空気と熱交換を行って冷却される（図２２、図２５、図２６の点Ｆ参照）。そして、利用側熱交換器６において冷却された高圧の冷媒は、ブリッジ回路１７の入口逆止弁１７ｂを通じてレシーバ入口管１８ａに流入し、その一部が後段側インジェクション管１９に分岐される。そして、後段側インジェクション管１９を流れる冷媒は、後段側インジェクション弁１９ａにおいて中間圧付近まで減圧された後に、エコノマイザ熱交換器２０に送られる（図２２、図２５、図２６の点Ｊ参照）。また、後段側インジェクション管１９に分岐された後のレシーバ入口管１８ａを流れる冷媒は、エコノマイザ熱交換器２０に流入し、後段側インジェクション管１９を流れる冷媒と熱交換を行って冷却される（図２２、図２５、図２６の点Ｈ参照）。一方、後段側インジェクション管１９を流れる冷媒は、レシーバ入口管１８ａを流れる冷媒と熱交換を行って加熱されて（図２２、図２５、図２６の点Ｋ参照）、上述のように、前段側の圧縮要素２ｃから吐出された中間圧の冷媒に合流することになる。そして、エコノマイザ熱交換器２０において冷却された高圧の冷媒は、レシーバ入口膨張機構５ａによって飽和圧力付近まで減圧されてレシーバ１８内に一時的に溜められる（図２２、図２５、図２６の点Ｉ参照）。そして、レシーバ１８内に溜められた冷媒は、レシーバ出口管１８ｂに送られて、レシーバ出口膨張機構５ｂによって減圧されて低圧の気液二相状態の冷媒となり、ブリッジ回路１７の出口逆止弁１７ｄを通じて冷媒の加熱器として機能する熱源側熱交換器４に送られる（図２２、図２５、図２６の点Ｅ参照）。そして、熱源側熱交換器４に送られた低圧の気液二相状態の冷媒は、加熱源としての水又は空気と熱交換を行って加熱されて、蒸発することになる（図２２、図２５、図２６の点Ａ参照）。そして、この熱源側熱交換器４において加熱された低圧の冷媒は、切換機構３を経由して、再び、圧縮機構２に吸入される。このようにして、暖房運転が行われる。

そして、本変形例の構成においては、上述の実施形態と同様、切換機構３を加熱運転状態にした暖房運転において、中間冷却器７を冷却器として機能させない状態にしていることから、中間冷却器７だけを設けた場合や上述の冷房運転と同様に中間冷却器７を冷却器として機能させた場合に比べて、外部への放熱を抑え、冷媒の冷却器として機能する利用側熱交換器６に供給される冷媒の温度の低下を抑えることが可能になり、加熱能力の低下を抑えて、運転効率の低下を防ぐことができるようになっている。

しかも、本変形例の構成では、後段側インジェクション管１９を設けて利用側熱交換器６から膨張機構５ａ、５ｂに送られる冷媒を分岐して後段側の圧縮要素２ｄに戻すようにしているため、圧縮機構２から吐出される冷媒の温度が低くなり（図２６の点Ｄ、点Ｄ’参照）、これによって、利用側熱交換器６における冷媒の単位流量当たりの加熱能力は小さくなるが（図２５の点Ｄ、点Ｄ’、点Ｆ参照）、後段側の圧縮要素２ｄから吐出される冷媒の流量は増加するため、利用側熱交換器６における加熱能力が確保されて、運転効率を向上させることができる。

また、本変形例の構成では、利用側熱交換器６から膨張機構５ａ、５ｂに送られる冷媒と後段側インジェクション管１９を流れる冷媒との熱交換を行うエコノマイザ熱交換器２０をさらに設けているため、利用側熱交換器６から膨張機構５ａ、５ｂに送られる冷媒によって後段側インジェクション管１９を流れる冷媒を加熱することができ（図２５、図２６の点Ｊ、点Ｋ参照）、後段側インジェクション管１９及びエコノマイザ熱交換器２０を設けない場合（この場合には、図２５、図２６において、点Ａ→点Ｂ１→点Ｃ１→点Ｄ’→点Ｆ→点Ｅ’の順で冷凍サイクルが行われる）に比べて、後段側の圧縮要素２ｄから吐出される冷媒の流量を増加させることができる。

また、冷房運転及び暖房運転に共通する利点として、本変形例の構成では、エコノマイザ熱交換器２０として、熱源側熱交換器４又は利用側熱交換器６から膨張機構５ａ、５ｂに送られる冷媒と後段側インジェクション管１９を流れる冷媒とが対向するように流れる流路を有する熱交換器を採用しているため、エコノマイザ熱交換器２０における熱源側熱交換器４又は利用側熱交換器６から膨張機構５ａ、５ｂに送られる冷媒と後段側インジェクション管１９を流れる冷媒との温度差を小さくすることができ、高い熱交換効率を得ることができる。また、本変形例の構成では、熱源側熱交換器４又は利用側熱交換器６から膨張機構５ａ、５ｂに送られる冷媒がエコノマイザ熱交換器２０において熱交換される前に熱源側熱交換器４又は利用側熱交換器６から膨張機構５ａ、５ｂに送られる冷媒を分岐するように後段側インジェクション管１９を設けているため、エコノマイザ熱交換器２０において後段側インジェクション管１９を流れる冷媒と熱交換を行う熱源側熱交換器４又は利用側熱交換器６から膨張機構５ａ、５ｂに送られる冷媒の流量を少なくすることができ、エコノマイザ熱交換器２０における交換熱量を小さくすることができ、エコノマイザ熱交換器２０のサイズを小さくすることができる。

＜除霜運転＞
この空気調和装置１において、熱源側熱交換器４の熱源としての空気の温度が低い条件で暖房運転を行うと、上述の実施形態及びその変形例と同様、冷媒の加熱器として機能する熱源側熱交換器４に着霜が生じ、これにより、熱源側熱交換器４の伝熱性能が低下するおそれがある。このため、熱源側熱交換器４の除霜を行う必要がある。

以下、本変形例の除霜運転について、図２７〜図３０を用いて詳細に説明する。

まず、ステップＳ１において、暖房運転時に熱源側熱交換器４に着霜が生じたかどうかを判定する。この判定は、熱源側熱交温度センサ５１により検出される熱源側熱交換器４を流れる冷媒の温度や暖房運転の積算時間に基づいて行われる。例えば、熱源側熱交温度センサ５１により検出される熱源側熱交換器４における冷媒の温度が着霜が生じる条件に相当する所定温度以下であることが検知された場合、又は、暖房運転の積算時間が所定時間以上経過した場合には、熱源側熱交換器４に着霜が生じているものと判定し、このような温度条件や時間条件に該当しない場合には、熱源側熱交換器４に着霜が生じていないものと判定するものである。ここで、所定温度や所定時間については、熱源としての空気の温度に依存するため、所定温度や所定時間を空気温度センサ５３により検出される空気の温度の関数として設定することが好ましい。また、熱源側熱交換器４の入口や出口に温度センサが設けられている場合には、熱源側熱交温度センサ５１により検出される冷媒の温度に代えて、これらの温度センサにより検出される冷媒の温度を温度条件の判定に使用してもよい。そして、ステップＳ１において、熱源側熱交換器４に着霜が生じているものと判定された場合には、ステップＳ２の処理に移行する。

次に、ステップＳ２において、除霜運転を開始する。この除霜運転は、切換機構３を加熱運転状態（すなわち、暖房運転）から冷却運転状態に切り換えることで熱源側熱交換器４を冷媒の冷却器として機能させる逆サイクル除霜運転である。しかも、上述の実施形態及びその変形例と同様に、熱源側熱交換器４だけでなく中間冷却器７にも冷媒を流して中間冷却器７の除霜を行う必要があるため、冷却器開閉弁１２を開け、また、中間冷却器バイパス開閉弁１１を閉めることによって、中間冷却器７を冷却器として機能させる運転を行う（図２８中の冷媒の流れを示す矢印を参照）。

一方、逆サイクル除霜運転を採用すると、利用側熱交換器６を冷媒の冷却器として機能させたいのにもかかわらず、利用側熱交換器６を冷媒の加熱器として機能させることになるため、利用側の温度低下が生じるという問題がある。また、逆サイクル除霜運転は、熱源としての空気の温度が低い条件における冷房運転であるため、冷凍サイクルの低圧が低くなり、前段側の圧縮要素２ｃから吸入される冷媒の流量が減少してしまう。そうすると、冷媒回路３１０を循環する冷媒の流量が減少し、熱源側熱交換器４を流れる冷媒の流量を確保できなくなるため、熱源側熱交換器４の除霜に時間がかかるという問題も生じる。

そこで、本変形例では、冷却器開閉弁１２を開け、また、中間冷却器バイパス開閉弁１１を閉めることによって、中間冷却器７を冷却器として機能させる運転を行うとともに、後段側インジェクション管１９を用いて、熱源側熱交換器４から利用側熱交換器６に送られる冷媒を後段側の圧縮要素２ｄに戻しながら逆サイクル除霜運転を行うようにしている（図２８中の冷媒の流れを示す矢印を参照）。しかも、本変形例においては、後段側インジェクション弁１９ａの開度を、逆サイクル除霜運転を行う直前の暖房運転時における後段側インジェクション弁１９ａの開度よりも大きくなるように開度制御を行っている。例えば、後段側インジェクション弁１９ａの全閉状態における開度を０％、かつ、全開状態における開度を１００％とし、暖房運転時に後段側インジェクション弁１９ａが５０％以下の開度範囲で制御されている場合には、このステップＳ２における後段側インジェクション弁１９ａは、７０％程度まで開度が大きくなるように制御され、ステップＳ３において、中間冷却器７の除霜が完了したと判定されるまで、その開度で固定される。

これにより、中間冷却器７の除霜を行い、そして、後段側インジェクション管１９を流れる冷媒の流量を増加させて利用側熱交換器６を流れる冷媒の流量を減らすとともに、後段側の圧縮要素２ｄにおいて処理する冷媒の流量を増加させて熱源側熱交換器４を流れる冷媒の流量を確保可能な逆サイクル除霜運転が実現されることになる。しかも、本変形例では、逆サイクル除霜運転を行う直前の暖房運転における後段側インジェクション弁１９ａの開度よりも大きくなるように開度制御を行っているため、利用側熱交換器６を流れる冷媒の流量をさらに減らしつつ、熱源側熱交換器４を流れる冷媒の流量をさらに増やすことができるようになっている。

尚、中間冷却器７の除霜が完了するまでの間においては、一時的ではあるが、中間冷却器７を流れる冷媒が凝縮してしまい、後段側の圧縮要素２ｄに吸入される冷媒が湿り状態となり、これにより、後段側の圧縮要素２ｄで湿り圧縮が生じて圧縮機構２が過負荷状態になるおそれがある。

そこで、本変形例では、ステップＳ７において、中間冷却器７において冷媒が凝縮したことを検知した場合に、ステップＳ８において、後段側インジェクション管１９を通じて後段側の圧縮要素２ｄに戻される冷媒の流量を減らす吸入湿り防止制御を行うようにしている。

ここで、ステップＳ７における中間冷却器７において冷媒が凝縮したかどうかの判定は、中間冷却器７の出口における冷媒の過熱度に基づいて行われる。例えば、中間冷却器７の出口における冷媒の過熱度がゼロ以下（すなわち、飽和状態）であることが検知された場合には、中間冷却器７において冷媒が凝縮しているものと判定し、このような過熱度条件に該当しない場合には、中間冷却器７において冷媒が凝縮していないものと判定するものである。尚、中間冷却器７の出口における冷媒の過熱度は、本変形例において、中間冷却器出口温度センサ５２により検出される中間冷却器７の出口における冷媒の温度から、中間圧力センサ５４により検出される中間冷媒管８を流れる冷媒の圧力を換算して得られる飽和温度を差し引くことによって得られる。また、ステップＳ８においては、後段側インジェクション弁１９ａの開度が小さくなるように制御することで、後段側インジェクション管１９を通じて後段側の圧縮要素２ｄに戻される冷媒の流量を減らすことになるが、本変形例では、中間冷却器７において冷媒が凝縮したことを検知する前の開度（ここでは、７０％程度）よりも小さい開度（例えば、全閉近く）なるように開度制御が行われる（図２９中の冷媒の流れを示す矢印を参照）。

これにより、中間冷却器７の除霜が完了するまでの間に中間冷却器７を流れる冷媒が凝縮した場合であっても、後段側インジェクション管１９を通じて後段側の圧縮要素２ｄに戻される冷媒の流量を一時的に減らし、中間冷却器７の除霜を継続しながら、後段側の圧縮要素２ｄに吸入される冷媒の湿りの程度を抑えて、後段側の圧縮要素２ｄで湿り圧縮が生じて圧縮機構２が過負荷状態になるのを抑えることができるようになっている。

次に、ステップＳ３において、中間冷却器７の除霜が完了したかどうかを判定する。ここで、中間冷却器７の除霜が完了したかどうかを判定するのは、上述のように、暖房運転の際、中間冷却器バイパス管９によって中間冷却器７を冷却器として機能させないようにしているため、中間冷却器７における着霜量が少なく、熱源側熱交換器４に比べて早く中間冷却器７の除霜が完了するからである。そして、この判定は、中間冷却器７の出口冷媒温度に基づいて行われる。例えば、中間冷却器出口温度センサ５２により検出される中間冷却器７の出口冷媒温度が所定温度以上であることが検知された場合には、中間冷却器７の除霜が完了したものと判定し、このような温度条件に該当しない場合には、中間冷却器７の除霜が完了していないものと判定するものである。このような中間冷却器７の出口冷媒温度に基づく判定により、中間冷却器７の除霜が完了したことの検知を確実に行うことができる。そして、ステップＳ３において、中間冷却器７の除霜が完了したものと判定された場合には、ステップＳ４の処理に移行する。

次に、ステップＳ４において、中間冷却器７及び熱源側熱交換器４を除霜する運転から熱源側熱交換器４のみを除霜する運転に移行する。このような中間冷却器７の除霜完了後の運転移行を行うのは、仮に、中間冷却器７の除霜が完了した後にも中間冷却器７に冷媒を流し続けると、中間冷却器７から外部へ放熱が行われて、後段側の圧縮要素２ｄに吸入される冷媒の温度が低下してしまい、その結果、圧縮機構２から吐出される冷媒の温度が低くなって、熱源側熱交換器４の除霜能力が低下するという問題が生じてしまうことから、このような問題が生じないようにするためである。そして、このステップＳ４における運転移行によって、逆サイクル除霜運転による熱源側熱交換器４の除霜を継続しながら、冷却器開閉弁１２を閉め、また、中間冷却器バイパス開閉弁１１を開けることによって、中間冷却器７を冷却器として機能させないようにした運転が行われる（図３０中の冷媒の流れを示す矢印を参照）。これにより、中間冷却器７から外部への放熱が行われないようになるため、後段側の圧縮要素２ｄに吸入される冷媒の温度が低くなるのを抑え、その結果、圧縮機構２から吐出される冷媒の温度が低くなるのを抑えて、熱源側熱交換器４の除霜能力が低下するのを抑えることができるようになる。

しかし、中間冷却器７の除霜が完了したことを検知した後に、中間冷却器バイパス管９を用いて（すなわち、冷却器開閉弁１２を閉め、また、中間冷却器バイパス開閉弁１１を開けて）、中間冷却器７に冷媒が流れないようにすると、後段側の圧縮要素２ｄに吸入される冷媒の温度が急激に上昇することになるため、後段側の圧縮要素２ｄに吸入される冷媒の密度が小さくなり、後段側の圧縮要素２ｄに吸入される冷媒の流量が減少する傾向になる。このため、中間冷却器７から外部への放熱を防ぐことによる除霜能力を高める作用と、熱源側熱交換器４を流れる冷媒の流量が減少することによる除霜能力を低下させる作用とのバランスで、熱源側熱交換器４の除霜能力が低下するのを抑える効果を十分に得られないおそれがある。

そこで、ステップＳ４では、中間冷却器バイパス管９を用いて、中間冷却器７に冷媒が流れないようにするとともに、後段側インジェクション弁１９ａの開度が大きくなるように制御することで、中間冷却器７から外部へ放熱を防ぐとともに、熱源側熱交換器４から利用側熱交換器６に送られる冷媒を後段側の圧縮要素２ｄに戻し、熱源側熱交換器４を流れる冷媒の流量を増加させるようにしている。ここで、後段側インジェクション弁１９ａの開度は、ステップＳ２において、逆サイクル除霜運転を行う直前の暖房運転時における後段側インジェクション弁１９ａの開度よりも大きな開度（ここでは、７０％程度）となっているが、このステップＳ４において、さらに大きな開度（例えば、全開近く）まで開ける制御が行われる。

次に、ステップＳ５において、熱源側熱交換器４の除霜が完了したかどうかを判定する。この判定は、熱源側熱交温度センサ５１により検出される熱源側熱交換器４を流れる冷媒の温度や除霜運転の運転時間に基づいて行われる。例えば、熱源側熱交温度センサ５１により検出される熱源側熱交換器４における冷媒の温度が着霜がないとみなせる条件に相当する温度以上であることが検知された場合、又は、除霜運転が所定時間以上経過した場合には、熱源側熱交換器４の除霜が完了したものと判定し、このような温度条件や時間条件に該当しない場合には、熱源側熱交換器４の除霜が完了していないものと判定するものである。ここで、熱源側熱交換器４の入口や出口に温度センサが設けられている場合には、熱源側熱交温度センサ５１により検出される冷媒の温度に代えて、これらの温度センサにより検出される冷媒の温度を温度条件の判定に使用してもよい。そして、ステップＳ５において、熱源側熱交換器４の除霜が完了したものと判定された場合には、ステップＳ６の処理に移行して、除霜運転を終了し、再び、暖房運転を再開させる処理が行われる。より具体的には、切換機構３を冷却運転状態から加熱運転状態（すなわち、暖房運転）に切り換える処理等が行われる。

以上のように、空気調和装置１においても、上述の実施形態及びその変形例と同様の効果が得られる。

しかも、本変形例では、切換機構３を冷却運転状態に切り換えることで熱源側熱交換器４の除霜を行う逆サイクル除霜運転を行う際に、後段側インジェクション管１９を用いて、熱源側熱交換器４から利用側熱交換器６に送られる冷媒を後段側の圧縮要素２ｄに戻すようにしており、中間冷却器７の除霜が完了したことを検知した後に、中間冷却器バイパス管９を用いて、中間冷却器７に冷媒が流れないようにするとともに、後段側インジェクション弁１９ａの開度が大きくなるように制御することで、中間冷却器７から外部へ放熱を防ぎ、そして、熱源側熱交換器４から利用側熱交換器６に送られる冷媒を後段側の圧縮要素２ｄに戻し、熱源側熱交換器４を流れる冷媒の流量を増加させて、熱源側熱交換器４の除霜能力の低下を抑えるようにしている。しかも、利用側熱交換器６を流れる冷媒の流量を減らすことができるようになっている。

これにより、本変形例では、逆サイクル除霜運転を行う際の除霜能力の低下を抑えることができる。また、逆サイクル除霜運転を行う際の利用側の温度低下を抑えることができる。

また、本変形例では、後段側インジェクション管１９が切換機構３を冷却運転状態にしている際に熱源側熱交換器４と膨張機構（ここでは、熱源側熱交換器４において冷却された高圧の冷媒を利用側熱交換器６に送る前に減圧するレシーバ入口膨張機構５ａ）との間から冷媒を分岐するように設けられているため、膨張機構によって減圧される前の圧力から後段側の圧縮要素２ｄの吸入側の圧力までの差圧を利用することができるため、後段側の圧縮要素２ｄに戻す冷媒の流量を増やし易くなり、利用側熱交換器６を流れる冷媒の流量をさらに減らしつつ、熱源側熱交換器４を流れる冷媒の流量をさらに増やすことができる。

また、本変形例では、切換機構３を冷却運転状態にしている際に熱源側熱交換器４から膨張機構（ここでは、熱源側熱交換器４において冷却された高圧の冷媒を利用側熱交換器６に送る前に減圧するレシーバ入口膨張機構５ａ）に送られる冷媒と後段側インジェクション管１９を流れる冷媒との熱交換を行うエコノマイザ熱交換器２０をさらに有しているため、後段側インジェクション管１９を流れる冷媒が熱源側熱交換器４から膨張機構に送られる冷媒と熱交換することによって加熱されて、後段側の圧縮要素２ｄに吸入される冷媒が湿り状態になるおそれが小さくできる。これにより、後段側の圧縮要素２ｄに戻す冷媒の流量を増やし易くなり、利用側熱交換器６を流れる冷媒の流量をさらに減らしつつ、熱源側熱交換器４を流れる冷媒の流量をさらに増やすことができる。

また、ここでは、詳しい説明を省略するが、二段圧縮式の圧縮機構２に代えて、三段圧縮式（例えば、変形例２における圧縮機構１０２）等のような二段圧縮式よりも多段の圧縮機構を採用してもよいし、また、二段圧縮式の圧縮機構２に代えて、変形例３における二段圧縮式の圧縮機構２０３、２０４を有する圧縮機構２０２を採用した冷媒回路４１０（図３１参照）にする等のように、圧縮機構を複数系統並列に接続した並列多段圧縮式の圧縮機構を採用してもよく、この場合においても、本変形例と同様の効果を得ることができる。また、本変形例の空気調和装置１では、レシーバ入口膨張機構５ａ、レシーバ出口膨張機構５ｂ、レシーバ１８、後段側インジェクション管１９、又は、エコノマイザ熱交換器２０に対する冷媒の流れ方向を、冷房運転及び暖房運転にかかわらず一定させるという観点から、ブリッジ回路１７を併せて採用しているが、例えば、冷房運転時又は暖房運転時のいずれか一方だけ後段側インジェクション管１９やエコノマイザ熱交換器２０を使用する等のように、レシーバ入口膨張機構５ａ、レシーバ出口膨張機構５ｂ、レシーバ１８、後段側インジェクション管１９、又は、エコノマイザ熱交換器２０に対する冷媒の流れ方向を冷房運転及び暖房運転にかかわらず一定させる必要がない場合には、ブリッジ回路１７を省略してもよい。

（７）変形例５
上述の変形例４における冷媒回路３１０（図２２参照）及び冷媒回路４１０（図３１参照）では、１つの利用側熱交換器６が接続された構成となっているが、複数の利用側熱交換器６を接続するとともに、これらの利用側熱交換器６を個別に発停させることができるように構成してもよい。

例えば、図３２に示されるように、二段圧縮式の圧縮機構２が採用された変形例４の冷媒回路３１０（図２２参照）において、２つの利用側熱交換器６が接続されるとともに、各利用側熱交換器６のブリッジ回路１７側端に対応して利用側膨張機構５ｃが設けられ、レシーバ出口管１８ｂに設けられていたレシーバ出口膨張機構５ｂが削除され、さらに、ブリッジ回路１７の出口逆止弁１７ｄに代えて、ブリッジ出口膨張機構５ｄが設けられた冷媒回路５１０にしたり、また、図３３に示されるように、並列二段圧縮式の圧縮機構２０２が採用された変形例４の冷媒回路４１０（図３１参照）において、２つの利用側熱交換器６が接続されるとともに、各利用側熱交換器６のブリッジ回路１７側端に対応して利用側膨張機構５ｃが設けられ、レシーバ出口管１８ｂに設けられていたレシーバ出口膨張機構５ｂが削除され、さらに、ブリッジ回路１７の出口逆止弁１７ｄに代えて、ブリッジ出口膨張機構５ｄが設けられた冷媒回路６１０にしてもよい。

そして、本変形例の構成においては、冷房運転時において、ブリッジ出口膨張機構５ｄが全閉状態にされる点と、変形例４におけるレシーバ出口膨張機構５ｂの代わりに、利用側膨張機構５ｃがレシーバ入口膨張機構５ａによって減圧された冷媒を利用側熱交換器６に送る前に低圧になるまでさらに減圧する動作を行う点とが、変形例４における冷房運転時や除霜運転時の動作と異なるが、その他の動作については、変形例４における冷房運転時や除霜運転時の動作（図２２〜図２４、図２７〜図３０及びその関連記載）と基本的に同じである。また、暖房運転時においては、各利用側熱交換器６を流れる冷媒の流量を制御するために利用側膨張機構５ｃの開度調節がなされる点と、変形例４におけるレシーバ出口膨張機構５ｂの代わりに、ブリッジ出口膨張機構５ｄがレシーバ入口膨張機構５ａによって減圧された冷媒を熱源側熱交換器４に送る前に低圧になるまでさらに減圧する動作を行う点とが、変形例４における暖房運転時の動作と異なるが、その他の動作については、変形例４における暖房運転時の動作（図２２、図２５、図２６及びその関連記載）と基本的に同じである。

そして、本変形例の構成においても、上述の変形例４と同様の作用効果を得ることができる。

また、ここでは、詳しい説明を省略するが、二段圧縮式の圧縮機構２、２０３、２０４に代えて、三段圧縮式（例えば、変形例２における圧縮機構１０２）等のような二段圧縮式よりも多段の圧縮機構を採用してもよい。

（８）変形例６
上述の実施形態及びその変形例においては、中間冷却器７を熱源側熱交換器４と一体化し、両者が一体化した熱交換器パネル７０の上部に中間冷却器７を配置するにあたり、図２及び図３に示されるように、中間冷却器７を熱源側熱交換器４の上方に配置された状態で熱源側熱交換器４と一体化するようにしているが、中間冷却器７に流入する冷媒の温度は、熱源側熱交換器４に流入する冷媒の温度よりも低いため、中間冷却器７を流れる冷媒と熱源としての空気との間の温度差が熱源側熱交換器４を流れる冷媒と熱源としての空気との間の温度差よりも確保しにくく、中間冷却器７の伝熱性能の低下が生じやすい傾向にある。

そこで、本変形例では、図３４に示されるように、熱交換器パネル７０の上部に中間冷却器７を配置するにあたり、熱交換器パネル７０の上部のうち熱源としての空気の流れ方向の風上側の部分である上側風上部に配置されるように（すなわち、空気の流れ方向の風下側の部分である風下部に配置されないように）している。

これにより、本変形例では、上述の実施形態及びその変形例における作用効果が得られるとともに、中間冷却器７を流れる冷媒と熱源としての空気との温度差を大きくすることができるため、その結果、中間冷却器７の伝熱性能を向上させることができる。

ここで、本変形例における熱交換器パネル７０として、熱源としての空気の流れ方向に対して複数列（ここでは、３列）で、かつ、上下方向に複数段（ここでは、１４段）の伝熱管が配列された構成を採用する場合には、例えば、図３５に示されるような、中間冷却器７の風下側に配置された２列７段（計１４本）の伝熱管を有する第１高温側伝熱流路７０ａと、第１高温側伝熱流路７０ａの下側に配置された２列７段（計１４本）の伝熱管を有する第２高温側伝熱流路７０ｂと、中間冷却器７の下側に配置された１列４段（計４本）の伝熱管を有する第１低温側伝熱流路７０ｃと、第１低温側伝熱流路７０ｃの下側に配置された１列４段（計４本）の伝熱管を有する第２低温側伝熱流路７０ｄと、第１低温側伝熱流路７０ｃの上側に配置された１列６段（計６本）の伝熱管を有する中間冷却伝熱流路７０ｅとを有する構成にすることができる。

このような伝熱流路７０ａ〜７０ｅを有する熱交換器パネル７０では、まず、前段側の圧縮要素から吐出された冷凍サイクルにおける中間圧の冷媒は、中間冷却伝熱流路７０ｅに流入して、熱源としての空気と熱交換を行って冷却された後に、後段側の圧縮要素に送られる。次に、後段側の圧縮要素から吐出された冷凍サイクルにおける高圧、かつ、高温の冷媒は、２つに分岐されて、第１及び第２高温側伝熱流路７０ａ、７０ｂに流入して、中間冷却伝熱流路７０ｅや低温側伝熱流路７０ｃ、７０ｄを通過した後の空気と熱交換を行って冷却される。そして、第１高温側伝熱流路７０ａにおいて冷却された冷媒は、第１低温側伝熱流路７０ｃに流入してさらに冷却され、第２高温側伝熱流路７０ｂにおいて冷却された冷媒は、第２低温側伝熱流路７０ｄに流入して、熱源としての空気と熱交換を行ってさらに冷却され、再び合流した後に、膨張機構等に送られる。

このように、図３５に示される熱交換器パネル７０では、中間冷却器７を構成する中間冷却伝熱流路７０ｅが、熱交換器パネル７０の上部のうち熱源としての空気の流れ方向の風上側の部分である上側風上部に配置されているだけでなく、熱源側熱交換器４が、後段側の圧縮要素から吐出された冷凍サイクルにおける高圧、かつ、高温の冷媒が流れる高温側伝熱流路７０ａ、７０ｂと、高温側伝熱流路７０ａ、７０ｂにおいて冷却された後の冷凍サイクルにおける高圧、かつ、低温の冷媒が流れる低温側伝熱流路７０ｃ、７０ｄとを有しており、低温側伝熱流路７０ｃ、７０ｄが、高温側伝熱流路７０ａ、７０ｂよりも熱源としての空気の流れ方向の風上側に配置されている（ここでは、高温側伝熱流路７０ａ、７０ｂが、熱交換器パネル７０のうち空気の流れ方向の風下側の部分である風下部に配置されており、低温側伝熱流路７０ｃ、７０ｄが、熱交換器パネル７０のうち中間冷却伝熱流路７０ｅの下側で、かつ、空気の流れ方向の風上側の部分である下側風上部に配置されている）。

このため、図３５に示される構成では、上述の作用効果に加えて、高温の冷媒が高温の空気と熱交換し、かつ、低温の冷媒が低温の空気と熱交換するようになり、各伝熱流路７０ａ〜７０ｄにおける冷媒と空気との温度差が均一化されて、熱源側熱交換器４の伝熱性能を向上させることができる。

（９）変形例７
上述の変形例６においては、中間冷却器７（より具体的には、中間冷却伝熱流路７０ｅ）が熱交換器パネル７０の上側風上部に配置されているため、熱源側熱交換器４（より具体的には、伝熱流路７０ａ〜７０ｄ）を空気との熱交換に有利な熱交換器パネル７０の風上部に配置するスペースが中間冷却器７の下側の下側風上部に限定されており、熱源側熱交換器４の伝熱性能の低下が生じやすい傾向にある。

そこで、本変形例では、図３６に示されるように、変形例６とは異なり、低温側伝熱流路の流路数を２つから１つに減らすことで高温側伝熱流路７０ａ、７０ｂの流路数（ここでは、２つ）よりも少なくし（すなわち、１列８段（計８本）の伝熱管を有する低温側伝熱流路７０ｆのみとし）、高温側伝熱流路７０ａ、７０ｂから低温側伝熱流路７０ｆへ送られる冷媒が低温側伝熱流路７０ｆの流路数（ここでは、１つ）になるように合流した後に、低温側伝熱流路７０ｆに流入するように構成された熱源側熱交換器４を採用している。

これにより、本変形例では、熱交換器パネル７０の下側風上部を高温の冷媒に比べて流路抵抗が小さい低温の冷媒が流れる低温側伝熱流路７０ｆとし、かつ、高温側伝熱流路７０ａ、７０ｂから送られる冷媒を合流させて低温側伝熱流路７０ｆに流入させるようにしているため、低温側伝熱流路７０ｆを流れる冷媒の流速を高めて低温側伝熱流路７０ｆにおける熱伝達率を向上させて、熱源側熱交換器４の伝熱性能をさらに向上させることができる。

ここで、本変形例における熱交換器パネル７０として、さらに、上下方向の段数を増加させた構成（ここでは、５６段）を採用する場合には、例えば、図３７に示されるような中間冷却器７の風下側に配置された２列４段（計８本）の伝熱管を有する４つの第１〜第４高温側伝熱流路１７０ａ〜１７０ｄと、第４高温側伝熱流路１７０ｄの下側に配置された２列６段（計１２本）の伝熱管を有する４つの第５〜第８高温側伝熱流路１７０ｅ〜１７０ｈと、第８高温側伝熱流路１７０ｈの下側に配置された２列８段（計１６本）の伝熱管を有する２つの第９及び第１０高温側伝熱流路１７０ｉ、１７０ｊと、中間冷却器７の下側に配置された１列６段（計６本）の伝熱管を有する２つの第１及び第２低温側伝熱流路１７０ｋ、１７０ｌと、第２低温側伝熱流路１７０ｌの下側に配置された１列８段（計８本）の伝熱管を有する３つの第３〜第５低温側伝熱流路１７０ｍ〜１７０ｏと、第１低温側伝熱流路１７０ｋの上側に配置された１列４段（計４本）の伝熱管を有する５つの第１〜第５中間冷却伝熱流路１７０ｐ〜１７０ｔとを有する構成にすることができる。

このような伝熱流路１７０ａ〜１７０ｔを有する熱交換器パネル７０では、まず、前段側の圧縮要素から吐出された冷凍サイクルにおける中間圧の冷媒は、５つに分岐されて、第１〜第５中間冷却伝熱流路１７０ｐ〜１７０ｔに流入して、熱源としての空気と熱交換を行って冷却され、再び合流した後に、後段側の圧縮要素に送られる。次に、後段側の圧縮要素から吐出された冷凍サイクルにおける高圧、かつ、高温の冷媒は、１０つに分岐されて、第１〜第１０高温側伝熱流路１７０ａ〜１７０ｊに流入して、中間冷却伝熱流路１７０ｐ〜１７０ｔや低温側伝熱流路１７０ｋ〜１７０ｏを通過した後の空気と熱交換を行って冷却される。そして、第１及び第２高温側伝熱流路１７０ａ、１７０ｂにおいて冷却された冷媒は、合流して第１低温側伝熱流路１７０ｋに送られ、第３及び第４高温側伝熱流路１７０ｃ、１７０ｄにおいて冷却された冷媒は、合流して第２低温側伝熱流路１７０ｌに送られ、第５及び第６高温側伝熱流路１７０ｅ、１７０ｆにおいて冷却された冷媒は、合流して第３低温側伝熱流路１７０ｍに送られ、第７及び第８高温側伝熱流路１７０ｇ、１７０ｈにおいて冷却された冷媒は、合流して第４低温側伝熱流路１７０ｎに送られ、第９及び第１０高温側伝熱流路１７０ｉ、１７０ｊにおいて冷却された冷媒は、合流して第５低温側伝熱流路１７０ｏに送られる（すなわち、流路数が１０つから５つに減少する）。そして、第１〜第５低温側伝熱流路１７０ｋ〜１７０ｏに送られた冷媒は、熱源としての空気と熱交換を行ってさらに冷却され、合流した後に、膨張機構等に送られる。

このように、図３７に示される熱交換器パネル７０では、図３６に示される構成における特徴に加えて、各高温側伝熱流路１７０ａ〜１７０ｊを構成する伝熱管の段数（すなわち、伝熱管の本数）が下方に向かうにつれて大きくなっており、また、各低温側伝熱流路１７０ｋ〜１７０ｏを構成する伝熱管の段数（すなわち、伝熱管の本数）も下方に向かうにつれて大きくなっており、空気の流速が大きく空気側の熱伝達率が高い熱交換器パネル７０の上部に配置された伝熱流路については、伝熱面積を小さくなるようにし、空気の流速が小さく空気側の熱伝達率が低い熱交換器パネル７０の下部に配置された伝熱流路については、伝熱面積が大きくなるようにしている。

このため、図３７に示される構成では、上述の作用効果に加えて、熱源側熱交換器４の上部と下部との間で伝熱性能のばらつきを生じにくくすることができる。

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

例えば、上述の実施形態及びその変形例において、利用側熱交換器６を流れる冷媒と熱交換を行う加熱源又は冷却源としての水やブラインを使用するとともに、利用側熱交換器６において熱交換された水やブラインと室内空気とを熱交換させる二次熱交換器を設けた、いわゆる、チラー型の空気調和装置に本発明を適用してもよい。

また、上述のチラータイプの空気調和装置の他の型式の冷凍装置であっても、冷却運転と加熱運転とを切り換え可能に構成された冷媒回路を有し、超臨界域で作動する冷媒を冷媒として使用して多段圧縮式冷凍サイクルを行うものであれば、本発明を適用可能である。また、冷房運転と暖房運転とが切換可能な空気調和装置ではなく、冷房専用タイプの空気調和装置等のような熱源側熱交換器の除霜運転が不要な冷凍装置に本発明を適用してもよい。この場合であっても、中間冷却器の伝熱性能の低下を防止する効果を得ることができる。

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

本発明を利用すれば、超臨界域で作動する冷媒を使用して多段圧縮式冷凍サイクルを行う冷凍装置において、中間冷却器及び熱源側熱交換器として空気を熱源とする熱交換器を採用するとともに中間冷却器を熱源側熱交換器と一体化させることによって生じる中間冷却器の伝熱性能の低下やアイスアップ現象を抑えることができるようになる。

本発明にかかる冷凍装置の一実施形態としての空気調和装置の概略構成図である。 熱源ユニットの外観斜視図（ファングリルを取り除いた状態）である。 熱源ユニットの右板を取り除いた状態における熱源ユニットの側面図である。 図３のＩ部分の拡大図である。 冷房運転時の冷凍サイクルが図示された圧力−エンタルピ線図である。 冷房運転時の冷凍サイクルが図示された温度−エントロピ線図である。 暖房運転時の冷凍サイクルが図示された圧力−エンタルピ線図である。 暖房運転時の冷凍サイクルが図示された温度−エントロピ線図である。 除霜運転のフローチャートである。 除霜運転開始時における空気調和装置内の冷媒の流れを示す図である。 中間冷却器の除霜が完了した後における空気調和装置内の冷媒の流れを示す図である。 臨界圧力よりも低い中間圧の二酸化炭素を伝熱流路内に流した場合の熱伝達率、及び、臨界圧力を超える高圧の二酸化炭素を伝熱流路内に流した場合の熱伝達率の特性を示す図である。 変形例１にかかる空気調和装置の概略構成図である。 変形例２にかかる空気調和装置の概略構成図である。 変形例２にかかる空気調和装置の概略構成図である。 変形例２にかかる空気調和装置の概略構成図である。 変形例２にかかる空気調和装置における冷房運転時の冷凍サイクルが図示された圧力−エンタルピ線図である。 変形例２にかかる空気調和装置における冷房運転時の冷凍サイクルが図示された温度−エントロピ線図である。 変形例２にかかる空気調和装置における暖房運転時の冷凍サイクルが図示された圧力−エンタルピ線図である。 変形例２にかかる空気調和装置における暖房運転時の冷凍サイクルが図示された温度−エントロピ線図である。 変形例３にかかる空気調和装置の概略構成図である。 変形例４にかかる空気調和装置の概略構成図である。 変形例４にかかる空気調和装置における冷房運転時の冷凍サイクルが図示された圧力−エンタルピ線図である。 変形例４にかかる空気調和装置における冷房運転時の冷凍サイクルが図示された温度−エントロピ線図である。 変形例４にかかる空気調和装置における暖房運転時の冷凍サイクルが図示された圧力−エンタルピ線図である。 変形例４にかかる空気調和装置における暖房運転時の冷凍サイクルが図示された温度−エントロピ線図である。 変形例４にかかる除霜運転のフローチャートである。 変形例４にかかる除霜運転開始時における空気調和装置内の冷媒の流れを示す図である。 変形例４にかかる除霜運転において、中間冷却器において冷媒が凝縮した場合における空気調和装置内の冷媒の流れを示す図である。 変形例４にかかる除霜運転において、中間冷却器の除霜が完了した後における空気調和装置内の冷媒の流れを示す図である。 変形例４にかかる空気調和装置の概略構成図である。 変形例５にかかる空気調和装置の概略構成図である。 変形例５にかかる空気調和装置の概略構成図である。 変形例６にかかる熱源ユニットの外観斜視図（ファングリルを取り除いた状態）である。 変形例６にかかる熱交換器パネルの伝熱流路を示す模式図である。 変形例７にかかる熱交換器パネルの伝熱流路を示す模式図である。 変形例７にかかる熱交換器パネルの伝熱流路を示す模式図である。

符号の説明

１ 空気調和装置（冷凍装置）
２、１０２、２０２ 圧縮機構
４ 熱源側熱交換器
５、５ａ、５ｂ、５ｃ、５ｄ 膨張機構
６ 利用側熱交換器
７ 中間冷却器
７０ 熱交換器パネル（熱交換器）
７０ａ〜７０ｆ、１７０ａ〜１７０ｔ 伝熱流路
７０ａ、７０ｂ、１７０ａ〜１７０ｊ 高温側伝熱流路
７０ｃ、７０ｄ、７０ｆ、１７０ｋ〜１７０ｏ 低温側伝熱流路

Claims (7)

1. 超臨界域で作動する冷媒を使用する冷凍装置であって、
   複数の圧縮要素を有しており、前記複数の圧縮要素のうちの前段側の圧縮要素から吐出された冷媒を後段側の圧縮要素で順次圧縮するように構成された圧縮機構（２、１０２、２０２）と、
   空気を熱源とする熱源側熱交換器（４）と、
   冷媒を減圧する膨張機構（５、５ａ、５ｂ、５ｃ、５ｄ）と、
   利用側熱交換器（６）と、
   空気を熱源としており、前記前段側の圧縮要素から吐出された冷媒を前記後段側の圧縮要素に吸入させるための中間冷媒管（８）に設けられ、前記前段側の圧縮要素から吐出されて前記後段側の圧縮要素に吸入される冷媒の冷却器として機能する中間冷却器（７）とを備え、
   前記中間冷却器は、前記熱源側熱交換器と一体化された熱交換器（７０）を構成しており、前記熱交換器の上部に配置されている、
   冷凍装置（１）。
2. 前記中間冷却器（７）は、前記熱源側熱交換器（４）の上方に配置されている、請求項１に記載の冷凍装置（１）。
3. 前記中間冷却器（７）は、前記熱交換器（７０）の上部のうち熱源としての空気の流れ方向の風上側の部分である上側風上部に配置されている、請求項１に記載の冷凍装置（１）。
4. 前記熱源側熱交換器（４）は、高温の冷媒が流れる高温側伝熱流路（７０ａ、７０ｂ、１７０ａ〜１７０ｊ）と、低温の冷媒が流れる低温側伝熱流路（７０ｃ、７０ｄ、７０ｆ、１７０ｋ〜１７０ｏ）とを有しており、
   前記低温側伝熱流路は、前記高温側伝熱流路よりも熱源としての空気の流れ方向の風上側に配置されている、
   請求項３に記載の冷凍装置（１）。
5. 前記熱源側熱交換器（４）は、上下方向に多段に配置された複数の伝熱流路（７０ａ〜７０ｄ、７０ｆ、１７０ａ〜１７０ｏ）を有しており、
   前記高温側伝熱流路（７０ａ、７０ｂ、１７０ａ〜１７０ｊ）は、前記複数の伝熱流路のうち前記中間冷却器（７）よりも熱源としての空気の流れ方向の風下側の部分である風下部に配置されており、
   前記低温側伝熱流路（７０ｃ、７０ｄ、７０ｆ、１７０ｋ〜１７０ｏ）は、前記中間冷却器の下側、かつ、熱源としての空気の流れ方向の風上側の部分である下側風上部に配置されており、
   前記低温側伝熱流路の流路数は、前記高温側伝熱流路の流路数よりも少なくなっており、
   前記熱源側熱交換器は、前記高温側伝熱流路から前記低温側伝熱流路へ送られる冷媒が前記低温側伝熱流路の流路数になるように合流した後に、前記低温側伝熱流路に流入するように構成されている、
   請求項４に記載の冷凍装置（１）。
6. 前記熱源側熱交換器（４）及び前記中間冷却器（７）は、フィンアンドチューブ型の熱交換器であり、
   前記中間冷却器は、前記熱源側熱交換器と伝熱フィンを共有することによって一体化されている、
   請求項１〜５のいずれかに記載の冷凍装置（１）。
7. 前記超臨界域で作動する冷媒は、二酸化炭素である、請求項１〜６のいずれかに記載の冷凍装置（１）。

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