JP2009204244A - 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、運転効率の向上を図る。
【解決手段】空気調和装置１は、二酸化炭素を冷媒として使用しており、二段圧縮式の圧縮機構２と、放熱器と、膨張弁と、蒸発器と、第１後段側インジェクション管１９と、エコノマイザ熱交換器２０と、深冷熱交換器とを備えている。第１後段側インジェクション管１９は、冷媒を減圧する後段側インジェクション弁１９ａを有しており、放熱器から膨張弁に送られる冷媒を分岐して後段側の圧縮要素２ｄに戻す冷媒管である。エコノマイザ熱交換器２０は、放熱器から膨張弁に送られる冷媒と第１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。深冷熱交換器は、エコノマイザ熱交換器２０から膨張弁に送られる冷媒を冷却する。
【選択図】図１

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、直列に接続された前後段２つの圧縮要素を有する圧縮機と、室外熱交換器と、室内熱交換器と、室外熱交換器と室内熱交換器との間を流れる冷媒を気液分離する気液分離器と、気液分離器から冷媒を後段側の圧縮要素に戻すための後段側インジェクション管とを有している。
特開２００７−２３２２６３号公報

上述の空気調和装置においては、圧縮機の後段側の圧縮要素から吐出された後に室外熱交換器と室内熱交換器との間を流れる冷媒の一部を、後段側インジェクション管を通じて気液分離器から後段側の圧縮要素に戻すことによって、圧縮機の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中間圧力の冷媒と合流させる中間圧インジェクションを行い、後段側の圧縮要素から吐出される冷媒の温度を低下させるとともに、圧縮機の消費動力を減らし、運転効率の向上を図るようにしている。

しかし、このような構成において、圧縮機から吐出される冷媒の圧力が高くなり、気液分離器における冷媒の圧力である気液分離器圧力が臨界圧力よりも高い圧力まで上昇して、気液分離器内の冷媒をガス冷媒と液冷媒に分離することが困難な状況になると、気液分離器から後段側の圧縮要素に戻す中間圧インジェクションを行えなくなり、運転効率の向上を図ることができない場合が生じるおそれがある。

この問題に対して、特許文献１に示されるように、圧縮機から吐出される冷媒の圧力が高くならないようにして、気液分離器圧力が臨界圧力よりも低くなるようにすることも考えられるが、冷媒の放熱器として機能する室外熱交換器や室内熱交換器の冷却源となる水や空気の温度と冷媒として使用される二酸化炭素の臨界温度（約３１℃）との大小関係を考慮すると、空気調和装置の設置環境等によっては、圧縮機から吐出される冷媒の圧力が高くならざるを得ない場合もあるため、気液分離器圧力が臨界圧力よりも高い圧力まで上昇するのを完全に防ぐことはできず、気液分離器を用いた中間圧インジェクションを行えない場合が生じうる。このため、気液分離器圧力が臨界圧力よりも高い圧力まで上昇するような運転条件であっても、運転効率の向上を図ることができるようにすることが望まれる。

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、運転効率の向上を図ることにある。

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、放熱器と、蒸発器と、放熱器から蒸発器に送られる冷媒を減圧する膨張弁と、後段側インジェクション管と、エコノマイザ熱交換器と、深冷熱交換器とを備えている。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。後段側インジェクション管は、冷媒を減圧する後段側インジェクション弁を有しており、放熱器から膨張弁に送られる冷媒を分岐して後段側の圧縮要素に戻す冷媒管である。エコノマイザ熱交換器は、放熱器から膨張弁に送られる冷媒と後段側インジェクション管を流れる冷媒との熱交換を行う。深冷熱交換器は、エコノマイザ熱交換器から膨張弁に送られる冷媒を冷却する。

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、中間圧インジェクションを採用する場合には、気液分離器における冷媒の圧力である気液分離器圧力が臨界圧力よりも高い圧力まで上昇して、気液分離器内の冷媒をガス冷媒と液冷媒に分離することが困難な状況になるおそれを考慮して、気液分離器による中間圧インジェクションに代えて、エコノマイザ熱交換器による中間圧インジェクションを採用することが考えられる。

ここで、このエコノマイザ熱交換器による中間圧インジェクションでは、後段側インジェクション弁によって、後段側インジェクション管を流れる冷凍サイクルにおける高圧の冷媒を後段側の圧縮要素に吸入される冷媒の圧力である冷凍サイクルにおける中間圧付近まで減圧し、この中間圧付近まで減圧された冷媒によって、放熱器から膨張弁に送られる冷媒をエコノマイザ熱交換器において冷却するものであり、このエコノマイザ熱交換器によって冷却された冷媒は、膨張弁によって、冷凍サイクルにおける低圧付近まで減圧されることになる。そして、この膨張弁による減圧操作は、等エンタルピ膨張（冷媒のエンタルピが一定のままで圧力が低下する膨張）であるため、冷凍サイクルにおける理想的な減圧操作である等エントロピ膨張（冷媒のエントロピが一定のままで圧力が低下する膨張）とは異なり、減圧操作の前後で冷媒のエントロピが増加することに起因する熱ロス（以下、「膨張弁による膨張ロス」とする）が生じることになる。そして、膨張弁による膨張ロスは、圧縮機構における消費動力を増加させることにつながり、これにより、冷凍サイクルの成績係数や運転効率が低下することになるため、膨張弁による膨張ロスを極力減らすことが望ましい。しかし、エコノマイザ熱交換器によって冷却された後に膨張弁に送られる冷媒は、後段側インジェクション弁によって中間圧付近まで減圧された冷媒の温度に応じた温度レベルまで冷却されているに過ぎず、冷却の程度が十分ではないため、膨張弁における膨張ロスが大きいという問題がある。しかも、二酸化炭素等のような超臨界域で作動する冷媒を使用する場合には、Ｒ２２やＲ４１０Ａ等のような臨界圧力よりも十分に低い圧力域で作動する冷媒を使用する場合に比べて、冷媒の温度変化に対するエントロピ変化が大きいという特性を有していることから、膨張弁による膨張ロスが大きくなり、冷凍サイクルの成績係数や運転効率に対する影響が大きいため、膨張弁による膨張ロスを減らすことは、冷凍サイクルの成績係数や運転効率の向上という観点で非常に重要である。

そこで、この冷凍装置では、エコノマイザ熱交換器による中間圧インジェクションを行うにあたり、エコノマイザ熱交換器から膨張弁に送られる冷媒の温度が高いという問題、及び、二酸化炭素等のような超臨界域で作動する冷媒を使用する場合における冷媒の温度変化に対するエントロピ変化が大きいという特性を考慮して、エコノマイザ熱交換器から膨張弁に送られる冷媒を冷却する深冷熱交換器を設けるようにしている。このため、放熱器から膨張弁に送られる冷媒がエコノマイザ熱交換器によって冷却された後にさらに深冷熱交換器によって冷却されることになるため、深冷熱交換器を設けない場合に比べて、膨張弁によって減圧される冷媒の温度が低下し、その結果、膨張弁による膨張ロスが大幅に低減されることになる。尚、Ｒ２２やＲ４１０Ａ等のような臨界圧力よりも十分に低い圧力域で作動する冷媒を使用する場合においても、エコノマイザ熱交換器から膨張弁に送られる冷媒を冷却する深冷熱交換器を設けるようにすれば、深冷熱交換器を設けない場合に比べて、膨張弁による膨張ロスは低減されるものの、二酸化炭素等のような超臨界域で作動する冷媒を使用する場合に比べて、冷媒の温度変化に対するエントロピ変化が非常に小さいことから、膨張弁による膨張ロスが低減される程度が非常に小さく、深冷熱交換器の追加によるコストアップというデメリットのほうが大きいと考えられる。

このように、この冷凍装置では、エコノマイザ熱交換器による中間圧インジェクションを行うことで、冷凍サイクルの中間圧が臨界圧力付近まで上昇するような場合であっても、後段側の圧縮要素から吐出される冷媒の温度を低下させるとともに、圧縮機構の消費動力を減らし、運転効率の向上を図れるようにし、しかも、エコノマイザ熱交換器から膨張弁に送られる冷媒の温度が高いという問題、及び、二酸化炭素等のような超臨界域で作動する冷媒を使用する場合における冷媒の温度変化に対するエントロピ変化が大きいという特性を考慮して、エコノマイザ熱交換器から膨張弁に送られる冷媒を冷却する深冷熱交換器を設けるようにすることで、膨張弁による膨張ロスを減らし、冷凍サイクルの成績係数や運転効率をさらに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、放熱器から蒸発器に送られる冷媒を分岐して圧縮機構の吸入側に戻す吸入戻し管をさらに備えており、深冷熱交換器は、エコノマイザ熱交換器から膨張弁に送られる冷媒と吸入戻し管を流れる冷媒との熱交換を行う熱交換器である。

この冷凍装置では、深冷熱交換器として、エコノマイザ熱交換器から膨張弁に送られる冷媒と吸入戻し管を流れる冷媒との熱交換を行う熱交換器を使用していることから、冷凍サイクルにおいて最も温度が低くなる低圧の冷媒を冷却源として使用することになるため、外部の冷却源を必要とせず、しかも、放熱器から膨張弁に送られる冷媒を、後段側インジェクション管を流れる冷媒のような比較的温度が高い冷媒によって冷却した後に、後段側インジェクション管を流れる冷媒よりも温度が低い吸入戻し管を流れる冷媒によってさらに冷却することができることから、放熱器から膨張弁に送られる冷媒を冷却源の温度レベルに応じて効率的に冷却することができ、十分な深冷効果を得ることができる。

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、深冷熱交換器は、エコノマイザ熱交換器から膨張弁に送られる冷媒と圧縮機構の吸入側を流れる冷媒との熱交換を行う熱交換器である。

この冷凍装置では、深冷熱交換器として、エコノマイザ熱交換器から膨張弁に送られる冷媒と圧縮機構の吸入側を流れる冷媒との熱交換を行う熱交換器を使用していることから、冷凍サイクルにおいて最も温度が低くなる低圧の冷媒を冷却源として使用することになるため、外部の冷却源を必要とせず、しかも、放熱器から膨張弁に送られる冷媒を、後段側インジェクション管を流れる冷媒のような比較的温度が高い冷媒によって冷却した後に、後段側インジェクション管を流れる冷媒よりも温度が低い圧縮機構の吸入側を流れる冷媒によってさらに冷却することができることから、放熱器から膨張弁に送られる冷媒を冷却源の温度レベルに応じて効率的に冷却することができ、十分な深冷効果を得ることができる。

第４の発明にかかる冷凍装置は、第１〜第３の発明のいずれかにかかる冷凍装置において、膨張弁は、深冷熱交換器から蒸発器に送られる冷媒を減圧する第１の膨張弁であり、エコノマイザ熱交換器から深冷熱交換器に送られる冷媒を減圧する第２の膨張弁と、第２の膨張弁から深冷熱交換器に送られる冷媒を溜めるレシーバとをさらに備えている。

この冷凍装置では、運転状態に応じて発生する余剰冷媒を溜めることができるように、第１及び第２の膨張弁によって２段階に減圧できるようにするとともに、第１及び第２の膨張弁間にレシーバを設けて余剰冷媒を溜めることができるように構成されたものであるが、このような構成においても、レシーバに溜められた冷媒が深冷熱交換器によって冷却されることになるため、冷凍サイクルにおける低圧付近まで冷媒を減圧する第１の膨張弁による膨張ロスを減らし、冷凍サイクルの成績係数や運転効率をさらに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１〜第４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又は第５の発明では、エコノマイザ熱交換器による中間圧インジェクションを行うことで、冷凍サイクルの中間圧が臨界圧力付近まで上昇するような場合であっても、後段側の圧縮要素から吐出される冷媒の温度を低下させるとともに、圧縮機構の消費動力を減らし、運転効率の向上を図れるようにし、しかも、エコノマイザ熱交換器から膨張弁に送られる冷媒の温度が高いという問題、及び、二酸化炭素等のような超臨界域で作動する冷媒を使用する場合における冷媒の温度変化に対するエントロピ変化が大きいという特性を考慮して、エコノマイザ熱交換器から膨張弁に送られる冷媒を冷却する深冷熱交換器を設けるようにすることで、膨張弁による膨張ロスを減らし、冷凍サイクルの成績係数や運転効率をさらに向上させることができる。

第２又は第３の発明では、冷凍サイクルにおいて最も温度が低くなる低圧の冷媒を冷却源として使用することになるため、外部の冷却源を必要とせず、しかも、放熱器から膨張弁に送られる冷媒を冷却源の温度レベルに応じて効率的に冷却することができ、十分な深冷効果を得ることができる。

第４の発明では、運転状態に応じて発生する余剰冷媒を溜めることができるように、第１及び第２の膨張弁によって２段階に減圧できるようにするとともに、第１及び第２の膨張弁間にレシーバを設けて余剰冷媒を溜めることができるように構成されたものにおいて、冷凍サイクルにおける低圧付近まで冷媒を減圧する第１の膨張弁による膨張ロスを減らし、冷凍サイクルの成績係数や運転効率をさらに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１〜第４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、冷房運転が可能となるよう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、熱源側熱交換器４と、膨張機構５、第１後段側インジェクション管１９と、エコノマイザ熱交換器２０と、利用側熱交換器６と、過冷却熱交換器９６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から吐出された冷凍サイクルにおける中間圧の冷媒を、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放熱器としての熱源側熱交換器４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の吐出側から放熱器としての熱源側熱交換器４への冷媒の流れを許容し、かつ、放熱器としての熱源側熱交換器４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。

熱源側熱交換器４は、冷媒の放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、その一端が圧縮機構２に接続されており、その他端がエコノマイザ熱交換器２０及び過冷却熱交換器９６を介して膨張機構５に接続されている。尚、ここでは図示しないが、熱源側熱交換器４には、熱源側熱交換器４を流れる冷媒と熱交換を行う冷却源として水や空気が供給されるようになっている。

膨張機構５は、放熱器としての熱源側熱交換器４から蒸発器としての利用側熱交換器６に送られる冷媒を減圧する機構であり、本実施形態において、膨張弁の一種である電動膨張弁が使用されている。膨張機構５は、その一端が過冷却熱交換器９６及びエコノマイザ熱交換器２０を介して熱源側熱交換器４に接続され、その他端が利用側熱交換器６に接続されている。また、本実施形態において、膨張機構５は、放熱器としての熱源側熱交換器４において冷却された高圧の冷媒を蒸発器としての利用側熱交換器６に送る前に冷凍サイクルにおける低圧付近まで減圧する。

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

第１後段側インジェクション管１９は、放熱器としての熱源側熱交換器４から膨張機構５に送られる冷媒を分岐して後段側の圧縮要素２ｄに戻す冷媒管である。本実施形態において、第１後段側インジェクション管１９は、放熱器としての熱源側熱交換器４から深冷熱交換器としての過冷却熱交換器９６に送られる冷媒を分岐するように設けられている。より具体的には、第１後段側インジェクション管１９は、エコノマイザ熱交換器２０の上流側の位置（すなわち、放熱器としての熱源側熱交換器４とエコノマイザ熱交換器２０との間）から冷媒を分岐して中間冷媒管８に戻すように設けられている。この第１後段側インジェクション管１９には、開度制御が可能な第１後段側インジェクション弁１９ａが設けられている。第１後段側インジェクション弁１９ａは、本実施形態において、電動膨張弁である。

エコノマイザ熱交換器２０は、放熱器としての熱源側熱交換器４から膨張機構５に送られる冷媒と第１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、第１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。本実施形態において、エコノマイザ熱交換器２０は、過冷却熱交換器９６の上流側の位置（すなわち、第１後段側インジェクション管１９が分岐される位置と過冷却熱交換器９６との間）を流れる冷媒と第１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、本実施形態において、エコノマイザ熱交換器２０は、第１後段側インジェクション管１９が分岐される位置よりも下流側に設けられている。このため、放熱器としての熱源側熱交換器４において冷却された冷媒は、エコノマイザ熱交換器２０を通過する前に第１後段側インジェクション管１９に分岐され、エコノマイザ熱交換器２０において、第１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。

過冷却熱交換器９６は、エコノマイザ熱交換器２０から膨張機構５に送られる冷媒を冷却する深冷熱交換器として機能する熱交換器である。より具体的には、過冷却熱交換器９６は、エコノマイザ熱交換器２０から膨張機構５に送られる冷媒と放熱器としての熱源側熱交換器４から蒸発器としての利用側熱交換器６に送られる冷媒を分岐して圧縮機構２の吸入側（すなわち、蒸発器としての利用側熱交換器６と圧縮機構２との間の吸入管２ａ）に戻す第１吸入戻し管９５を流れる冷媒との熱交換を行う熱交換器である。本実施形態において、過冷却熱交換器９６は、エコノマイザ熱交換器２０の下流側の位置（すなわち、エコノマイザ熱交換器２０と膨張機構５との間）を流れる冷媒と第１吸入戻し管９５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。ここで、第１吸入戻し管９５は、放熱器としての熱源側熱交換器４から膨張機構５に送られる冷媒を分岐して圧縮機構２の吸入側（すなわち、吸入管２ａ）に戻す冷媒管である。本実施形態において、第１吸入戻し管９５は、エコノマイザ熱交換器２０から深冷熱交換器としての過冷却熱交換器９６に送られる冷媒を分岐するように設けられている。この第１吸入戻し管９５には、開度制御が可能な第１吸入戻し弁９５ａが設けられており、過冷却熱交換器９６において、エコノマイザ熱交換器２０から膨張機構５に送られる冷媒と第１吸入戻し弁９５ａにおいて低圧付近まで減圧された後の第１吸入戻し管９５を流れる冷媒との熱交換を行うようになっている。第１吸入戻し弁９５ａは、本実施形態において、電動膨張弁である。

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、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。吸入管２ａ又は圧縮機構２には、圧縮機構２の吸入側を流れる冷媒の圧力を検出する吸入圧力センサ６０が設けられている。エコノマイザ熱交換器２０の第１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の第１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。深冷熱交換器としての過冷却熱交換器９６の第１吸入戻し管９５側の出口には、深冷熱交換器としての過冷却熱交換器９６の第１吸入戻し管９５側の出口における冷媒の温度を検出する過冷却熱交出口温度センサ５９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、膨張機構５、第１後段側インジェクション弁１９ａ、第１吸入戻し弁９５ａ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３を用いて説明する。ここで、図２は、冷房運転時の冷凍サイクルが図示された圧力−エンタルピ線図であり、図３は、冷房運転時の冷凍サイクルが図示された温度−エントロピ線図である。尚、以下の冷房運転における運転制御は、上述の制御部（図示せず）によって行われる。また、以下の説明において、「高圧」とは、冷凍サイクルにおける高圧（すなわち、図２、図３の点Ｄ、Ｄ’、Ｅ、Ｈ、Ｒにおける圧力）を意味し、「低圧」とは、冷凍サイクルにおける低圧（すなわち、図２、図３の点Ａ、Ｆ、Ｆ’、Ｓ、Ｕにおける圧力）を意味し、「中間圧」とは、冷凍サイクルにおける中間圧（すなわち、図２、図３の点Ｂ１、Ｇ、Ｊ、Ｋにおける圧力）を意味している。

冷房運転時は、膨張機構５は、開度調節される。また、第１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、本実施形態において、第１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の第１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。本実施形態において、エコノマイザ熱交換器２０の第１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、本実施形態では採用していないが、エコノマイザ熱交換器２０の第１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の第１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。また、第１後段側インジェクション弁１９ａの開度調節は、過熱度制御に限られるものではなく、例えば、冷媒回路１０における冷媒循環量等に応じて所定開度だけ開けるようにするものであってもよい。さらに、第１吸入戻し弁９５ａも、開度調節される。より具体的には、本実施形態において、第１吸入戻し弁９５ａは、深冷熱交換器としての過冷却熱交換器９６の第１吸入戻し管９５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。本実施形態において、深冷熱交換器としての過冷却熱交換器９６の第１吸入戻し管９５側の出口における冷媒の過熱度は、吸入圧力センサ６０により検出される低圧を飽和温度に換算し、過冷却熱交出口温度センサ５９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、本実施形態では採用していないが、深冷熱交換器としての過冷却熱交換器９６の第１吸入戻し管９５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過冷却熱交出口温度センサ５９により検出される冷媒温度から差し引くことによって、深冷熱交換器としての過冷却熱交換器９６の第１吸入戻し管９５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。また、第１吸入戻し弁９５ａの開度調節は、過熱度制御に限られるものではなく、例えば、冷媒回路１０における冷媒循環量等に応じて所定開度だけ開けるようにするものであってもよい。

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３の点Ａ参照）は、吸入管２ａから圧縮機構２に吸入され、まず、圧縮要素２ｃによって中間圧力まで圧縮された後に、中間冷媒管８に吐出される（図１〜図３の点Ｂ１参照）。この前段側の圧縮要素２ｃから吐出された中間圧の冷媒は、第１後段側インジェクション管１９から後段側の圧縮機構２ｄに戻される冷媒（図１〜図３の点Ｋ参照）と合流することで冷却される（図１〜図３の点Ｇ参照）。次に、第１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１〜図３の点Ｄ参照）。ここで、圧縮機構２から吐出された高圧の冷媒は、圧縮要素２ｃ、２ｄによる二段圧縮動作によって、臨界圧力（すなわち、図２に示される臨界点ＣＰにおける臨界圧力Ｐｃｐ）を超える圧力まで圧縮されている。そして、この圧縮機構２から吐出された高圧の冷媒は、冷媒の放熱器として機能する熱源側熱交換器４に送られて、冷却源としての水や空気と熱交換を行って冷却される（図１〜図３の点Ｅ参照）。そして、放熱器としての熱源側熱交換器４において冷却された高圧の冷媒は、その一部が第１後段側インジェクション管１９に分岐される。そして、第１後段側インジェクション管１９を流れる冷媒は、第１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１〜３の点Ｊ参照）。また、第１後段側インジェクション管１９に分岐された後の冷媒は、エコノマイザ熱交換器２０に流入し、第１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１〜３の点Ｈ参照）。一方、第１後段側インジェクション管１９を流れる冷媒は、放熱器としての熱源側熱交換器４において冷却された高圧の冷媒と熱交換を行って加熱されて（図１〜図３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、その一部が第１吸入戻し管９５に分岐される。そして、第１吸入戻し管９５を流れる冷媒は、第１吸入戻し弁９５ａにおいて低圧付近まで減圧された後に、深冷熱交換器としての過冷却熱交換器９６に送られる（図１〜３の点Ｓ参照）。また、第１吸入戻し管９５に分岐された後の冷媒は、深冷熱交換器としての過冷却熱交換器９６に流入し、第１吸入戻し管９５を流れる冷媒と熱交換を行ってさらに冷却される（図１〜３の点Ｒ参照）。一方、第１吸入戻し管９５を流れる冷媒は、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と熱交換を行って加熱されて（図１〜図３の点Ｕ参照）、圧縮機構２の吸入側（ここでは、吸入管２ａ）を流れる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後にさらに過冷却熱交換器９６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、冷媒の蒸発器として機能する利用側熱交換器６に送られる（図１〜図３の点Ｆ参照）。そして、蒸発器としての利用側熱交換器６に送られた低圧の気液二相状態の冷媒は、加熱源としての水や空気と熱交換を行って加熱されて、蒸発することになる（図１〜図３の点Ａ参照）。そして、この蒸発器としての利用側熱交換器６において加熱され蒸発した低圧の冷媒は、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、本実施形態の空気調和装置１では、超臨界域で作動する冷媒（ここでは、二酸化炭素）を使用して二段圧縮式冷凍サイクルを行うことを考慮して、エコノマイザ熱交換器２０による中間圧インジェクションを採用するようにしている。このため、気液分離器による中間圧インジェクションを採用する場合とは異なり、気液分離器における冷媒の圧力である気液分離器圧力が臨界圧力よりも高い圧力まで上昇して、気液分離器内の冷媒をガス冷媒と液冷媒に分離することが困難な状況になるおそれを考慮する必要がなくなるため、冷凍サイクルの中間圧（ここでは、中間冷媒管８における圧力）が臨界圧力付近まで上昇するような場合であっても、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３の点Ｂ１、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低く抑えられ（図３の点Ｄ、Ｄ’参照）、第１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３の点Ｂ１、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小さくできることから、圧縮機構２の消費動力を減らし、運転効率を向上させることができるようになっている。

しかも、本実施形態の空気調和装置１では、エコノマイザ熱交換器２０による中間圧インジェクションを行うにあたり、二酸化炭素等のような超臨界域で作動する冷媒を使用する場合における冷媒の温度変化に対するエントロピ変化が大きいという特性を考慮して、エコノマイザ熱交換器２０から膨張機構５に送られる冷媒を冷却する深冷熱交換器としての過冷却熱交換器９６を設けるようにすることで、冷凍サイクルにおける低圧付近まで冷媒を減圧する膨張機構５による膨張ロス（冷凍サイクルにおける低圧付近まで冷媒を減圧する膨張機構５による減圧操作の前後で冷媒のエントロピが増加することに起因する熱ロスであり、以下、「膨張弁による膨張ロス」とする）を減らし、冷凍サイクルの成績係数や運転効率をさらに向上させることができるようになっている。

このことについて、図１〜図４を用いて詳細に説明する。ここで、図４は、Ｒ４１０Ａを使用した冷凍サイクルが図示された圧力−エントロピ線図である。尚、図４では、図３に図示されている点Ｙ、Ｙ’を図示すると、点Ｆ、Ｆ’に重なった状態で図示されることになるため、ここでは図示を省略している。

まず、エコノマイザ熱交換器２０による中間圧インジェクションでは、第１後段側インジェクション管１９によって、第１後段側インジェクション管１９を流れる冷凍サイクルにおける高圧の冷媒を後段側の圧縮要素２ｄに吸入される冷媒の圧力である冷凍サイクルにおける中間圧付近まで減圧し、この中間圧付近まで減圧された冷媒によって、放熱器としての熱源側熱交換器４から膨張機構５に送られる冷媒をエコノマイザ熱交換器２０において冷却するものであり、このエコノマイザ熱交換器２０によって冷却された冷媒は、膨張機構５によって、冷凍サイクルにおける低圧付近まで減圧されることになる。そして、この膨張機構５による減圧操作は、等エンタルピ膨張（冷媒のエンタルピが一定のままで圧力が低下する膨張、すなわち、図２、３の点Ｒから点Ｆへの変化）であるため、冷凍サイクルにおける理想的な減圧操作である等エントロピ膨張（冷媒のエントロピが一定のままで圧力が低下する膨張、すなわち、図３の点Ｒから点Ｙへの変化）とは異なり、膨張弁（ここでは、膨張機構５）による膨張ロスが生じることになる。そして、膨張弁による膨張ロスは、圧縮機構２における消費動力を増加させることにつながり、これにより、冷凍サイクルの成績係数や運転効率が低下することになるため、膨張弁による膨張ロスを極力減らすことが望ましい。

ここで、本実施形態における膨張弁による膨張ロスを含む４つの場合における膨張弁による膨張ロスを求めると、以下のようになる。尚、以下の膨張弁による膨張ロスを求めるにあたり、冷媒として二酸化炭素を使用する場合（図３参照）及びＲ４１０Ａを使用する場合（図４参照）のいずれにおいても、蒸発器としての利用側熱交換器６における蒸発温度が０℃（図３、４の点Ｆ参照）及び圧縮機構２の吸入側における冷媒の温度が１０℃（図３、４の点Ａ参照）となる運転条件において、放熱器としての熱源側熱交換器４の出口における高圧の冷媒の温度を４０℃（図３、４の点Ｅ参照）とし、エコノマイザ熱交換器２０による冷却温度幅を５℃分（図３、４の点Ｅから点Ｈへの変化）とし、深冷熱交換器としての過冷却熱交換器９６による冷却温度幅を５℃分（図３、４の点Ｈから点Ｒへの変化）とし、第１吸入戻し管９５から圧縮機構２の吸入側に戻る冷媒の温度を蒸発器としての利用側熱交換器６の出口における温度と同じ（図３、４の点Ａ参照）とした場合を想定するものとする。

このような前提において、本実施形態における膨張弁による膨張ロスは、図３に示されるように、点Ｒ（膨張機構５に流入するエコノマイザ熱交換器２０及び深冷熱交換器としての過冷却熱交換器９６によって冷却された後の高圧の冷媒を示す）と、点Ｆ（膨張機構５によって、エコノマイザ熱交換器２０及び深冷熱交換器としての過冷却熱交換器９６によって冷却された後の高圧の冷媒を等エンタルピ膨張させた後の低圧の冷媒を示す）と、点Ｙ（膨張機構５に流入するエコノマイザ熱交換器２０及び深冷熱交換器としての過冷却熱交換器９６によって冷却された後の高圧の冷媒を等エントロピ膨張させたものと仮定した場合の低圧の冷媒を示す）とを結ぶことによって囲まれる略直角三角形状の部分の面積に相当し、その値は１．３３ｋＪ／ｋｇ℃となる。

また、本実施形態において、深冷熱交換器としての過冷却熱交換器９６を設けなかった場合（すなわち、エコノマイザ熱交換器２０及び第１後段側インジェクション管１９のみを設けた場合）には、図２、３に示されるように、冷媒回路全体としては、点Ａ→点Ｂ１→点Ｄ→点Ｅ→点Ｈ→点Ｆ’→点Ａの順で変化する深冷熱交換器としての過冷却熱交換器９６による冷却を伴わない冷凍サイクルが行われることになり、この場合における膨張弁による膨張ロスは、図３に示されるように、点Ｈ（膨張機構５に流入するエコノマイザ熱交換器２０のみによって冷却された後の高圧の冷媒を示す）と、点Ｆ’（膨張機構５によって、エコノマイザ熱交換器２０のみによって冷却された後の高圧の冷媒を等エンタルピ膨張させた後の低圧の冷媒を示す）と、点Ｙ’（膨張機構５に流入するエコノマイザ熱交換器２０のみによって冷却された後の高圧の冷媒を等エントロピ膨張させたものと仮定した場合の低圧の冷媒を示す）とを結ぶことによって囲まれる略直角三角形状の部分の面積に相当し、その値は１．７５ｋＪ／ｋｇ℃となる。

また、冷媒としてＲ４１０Ａを使用した場合において、本実施形態と同様、エコノマイザ熱交換器２０の下流側に深冷熱交換器としての過冷却熱交換器９６を設けた場合における膨張弁による膨張ロスは、図４に示されるように、点Ｒ（膨張機構５に流入するエコノマイザ熱交換器２０及び深冷熱交換器としての過冷却熱交換器９６によって冷却された後の高圧の冷媒を示す）と、点Ｆ（膨張機構５によって、エコノマイザ熱交換器２０及び深冷熱交換器としての過冷却熱交換器９６によって冷却された後の高圧の冷媒を等エンタルピ膨張させた後の低圧の冷媒を示す）と、点Ｙ（膨張機構５に流入するエコノマイザ熱交換器２０及び深冷熱交換器としての過冷却熱交換器９６によって冷却された後の高圧の冷媒を等エントロピ膨張させたものと仮定した場合の低圧の冷媒を示す）とを結ぶことによって囲まれる略直角三角形状の部分の面積に相当し、その値は０．３９ｋＪ／ｋｇ℃となる。

さらに、冷媒としてＲ４１０Ａを使用した場合において、深冷熱交換器としての過冷却熱交換器９６を設けなかった場合（すなわち、エコノマイザ熱交換器２０及び第１後段側インジェクション管１９のみを設けた場合）には、図４に示されるように、冷媒回路全体としては、点Ａ→点Ｂ１→点Ｄ→点Ｅ→点Ｈ→点Ｆ’→点Ａの順で変化する深冷熱交換器としての過冷却熱交換器９６による冷却を伴わない冷凍サイクルが行われることになり、この場合における膨張弁による膨張ロスは、図４に示されるように、点Ｈ（膨張機構５に流入するエコノマイザ熱交換器２０のみによって冷却された後の高圧の冷媒を示す）と、点Ｆ’（膨張機構５によって、エコノマイザ熱交換器２０のみによって冷却された後の高圧の冷媒を等エンタルピ膨張させた後の低圧の冷媒を示す）と、点Ｙ’（膨張機構５に流入するエコノマイザ熱交換器２０のみによって冷却された後の高圧の冷媒を等エントロピ膨張させたものと仮定した場合の低圧の冷媒を示す）とを結ぶことによって囲まれる略直角三角形状の部分の面積に相当し、その値は０．４４ｋＪ／ｋｇ℃となる。

そして、これらの膨張弁による膨張ロスの値から、冷媒として二酸化炭素を使用した場合においては、深冷熱交換器としての過冷却熱交換器９６を設けなかった場合（すなわち、エコノマイザ熱交換器２０及び第１後段側インジェクション管１９のみを設けた場合）に比べて、エコノマイザ熱交換器２０の下流側に深冷熱交換器としての過冷却熱交換器９６を設けた場合のほうが、膨張弁による膨張ロスが小さく、その差は、０．４２ｋＪ／ｋｇ℃であり、また、冷媒としてＲ４１０Ａを使用した場合においても、深冷熱交換器としての過冷却熱交換器９６を設けなかった場合（すなわち、エコノマイザ熱交換器２０及び第１後段側インジェクション管１９のみを設けた場合）に比べて、エコノマイザ熱交換器２０の下流に深冷熱交換器としての過冷却熱交換器９６を設けた場合のほうが、膨張弁による膨張ロスが小さいが、その差は、０．０５ｋＪ／ｋｇ℃であることがわかる。そして、冷媒として二酸化炭素を使用した場合には、冷媒としてＲ４１０Ａを使用した場合に比べて、膨張弁による膨張ロスの値自体が４倍程度大きく、また、冷媒として二酸化炭素を使用した場合、及び、Ｒ４１０Ａを使用した場合のいずれにおいても、深冷熱交換器としての過冷却熱交換器９６を設けなかった場合（すなわち、エコノマイザ熱交換器２０及び第１後段側インジェクション管１９のみを設けた場合）よりもエコノマイザ熱交換器２０の下流側に深冷熱交換器としての過冷却熱交換器９６を設けた場合のほうが膨張弁による膨張ロスは低減されるが、その膨張弁による膨張ロスの低減の程度は、Ｒ４１０Ａを使用した場合に比べて冷媒として二酸化炭素を使用した場合のほうが８倍程度大きいことがわかる。

そして、このことは、深冷熱交換器としての過冷却熱交換器９６を設けなかった場合（すなわち、エコノマイザ熱交換器２０及び第１後段側インジェクション管１９のみを設けた場合）におけるエコノマイザ熱交換器２０によって冷却された後に膨張機構５に送られる冷媒は、第１後段側インジェクション弁１９ａによって中間圧付近まで減圧された冷媒の温度に応じた温度レベルまで冷却されているに過ぎず、冷却の程度が十分ではないことに起因するものであり、エコノマイザ熱交換器２０の下流側に深冷熱交換器としての過冷却熱交換器９６を設けるかどうかが膨張弁（ここでは、膨張機構５）による膨張ロスに影響を及ぼすこと、そして、二酸化炭素のような超臨界域で作動する冷媒を使用する場合（図３参照）には、Ｒ４１０Ａのような臨界圧力よりも十分に低い圧力域で作動する冷媒を使用する場合（図４参照）に比べて、冷媒の温度変化に対するエントロピ変化が大きいという特性を有していることに起因するものであり、冷媒としてＲ２２やＲ４１０Ａ等のような臨界圧力よりも十分に低い圧力域で作動する冷媒を使用する場合には、エコノマイザ熱交換器２０の下流側に深冷熱交換器としての過冷却熱交換器９６を設けるかどうかが膨張弁による膨張ロスに及ぼす影響は小さいが、冷媒として二酸化炭素等のような超臨界域で作動する冷媒を使用する場合には、エコノマイザ熱交換器２０の下流側に深冷熱交換器としての過冷却熱交換器９６を設けるかどうかが膨張弁による膨張ロスに及ぼす影響は大きく、冷凍サイクルの成績係数や運転効率に対する影響が大きいことを意味している。すなわち、二酸化炭素等のような超臨界域で作動する冷媒を使用して二段圧縮式冷凍サイクルを行う空気調和装置１において、エコノマイザ熱交換器２０による中間圧インジェクションを行うにあたり、膨張弁（ここでは、膨張機構５）による膨張ロスを減らすことは、冷凍サイクルの成績係数や運転効率の向上という観点で非常に重要であることがわかる。

そこで、本実施形態の空気調和装置１では、エコノマイザ熱交換器２０による中間圧インジェクションを行うにあたり、エコノマイザ熱交換器２０から膨張機構５に送られる冷媒の温度が高いという問題、及び、二酸化炭素等のような超臨界域で作動する冷媒を使用する場合における冷媒の温度変化に対するエントロピ変化が大きいという特性（図３参照）を考慮して、上述のように、エコノマイザ熱交換器２０から膨張機構５に送られる冷媒を冷却する深冷熱交換器としての過冷却熱交換器９６を設けるようにしている。このため、放熱器としての熱源側熱交換器４から膨張機構５に送られる冷媒がエコノマイザ熱交換器２０によって冷却された後にさらに深冷熱交換器としての過冷却熱交換器９６によって冷却されることになるため、深冷熱交換器としての過冷却熱交換器９６を設けない場合に比べて、膨張機構５によって減圧される冷媒の温度が低下し、その結果、膨張弁（ここでは、膨張機構５）による膨張ロスが大幅に低減されることになる。尚、Ｒ２２やＲ４１０Ａ等のような臨界圧力よりも十分に低い圧力域で作動する冷媒を使用する場合（図４参照）においても、エコノマイザ熱交換器２０から膨張機構５に送られる冷媒を冷却する深冷熱交換器としての過冷却熱交換器９６を設けるようにすれば、深冷熱交換器としての過冷却熱交換器９６を設けない場合に比べて、膨張弁による膨張ロスは低減されるものの、二酸化炭素等のような超臨界域で作動する冷媒を使用する場合（図３参照）に比べて、冷媒の温度変化に対するエントロピ変化が非常に小さいことから、膨張弁による膨張ロスが低減される程度が非常に小さく、深冷熱交換器としての過冷却熱交換器９６の追加によるコストアップというデメリットのほうが大きいと考えられる。

また、本実施形態のように、深冷熱交換器として、エコノマイザ熱交換器２０から膨張機構５に送られる冷媒と、放熱器としての熱源側熱交換器４から蒸発器としての利用側熱交換器６に送られる冷媒を分岐して圧縮機構２の吸入側に戻す第１吸入戻し管９５を流れる冷媒との熱交換を行う過冷却熱交換器９６を使用する場合には、冷凍サイクルにおいて最も温度が低くなる低圧の冷媒（図２、図３の点Ｓ、点Ｕ参照）を冷却源として使用することになるため、外部の冷却源を必要とせず、しかも、放熱器としての熱源側熱交換器４から膨張機構５に送られる冷媒を、第１後段側インジェクション管１９を流れる冷媒のような比較的温度が高い冷媒によって冷却した後に、第１後段側インジェクション管１９を流れる冷媒よりも温度が低い第１吸入戻し管９５を流れる冷媒によってさらに冷却することができることから、放熱器としての熱源側熱交換器４から膨張機構５に送られる冷媒を冷却源の温度レベルに応じて効率的に冷却することができ、十分な深冷効果を得ることができる。しかも、本実施形態では、過冷却熱交換器９６として、放熱器としての熱源側熱交換器４（より具体的には、エコノマイザ熱交換器２０）から膨張機構５に送られる冷媒と圧縮機構２の吸入側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、過冷却熱交換器９６における放熱器としての熱源側熱交換器４から膨張機構５に送られる冷媒と第１吸入戻し管９５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、深冷効果をさらに高めることができる。

また、本実施形態の空気調和装置１では、エコノマイザ熱交換器２０として、放熱器としての熱源側熱交換器４から膨張機構５に送られる冷媒と第１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における放熱器としての熱源側熱交換器４から膨張機構５に送られる冷媒と第１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。

（３）変形例１
上述の実施形態においては、エコノマイザ熱交換器２０の下流側に設けられる深冷熱交換器として過冷却熱交換器９６を設けるようにしているが、深冷熱交換器としては、過冷却熱交換器９６に限定されるものではなく、例えば、図５に示されるように、過冷却熱交換器９６及び過冷却熱交換器９６の冷却源としての第１吸入戻し管９５に代えて、エコノマイザ熱交換器２０の下流側に、エコノマイザ熱交換器２０から膨張機構５に送られる冷媒と圧縮機構２の吸入側（ここでは、蒸発器としての利用側熱交換器６と圧縮機構２との間の吸入管２ａ）を流れる冷媒との熱交換を行う液ガス熱交換器９０を設けた冷媒回路１１０にしてもよい。

尚、本変形例では、液ガス熱交換器９０は、エコノマイザ熱交換器２０の下流側の位置（すなわち、エコノマイザ熱交換器２０と膨張機構５の間）を流れる冷媒と圧縮機構２の吸入側を流れる冷媒とが対向するように流れる流路を有している。

次に、本変形例の構成における冷房運転時の動作について、図５〜図７を用いて説明する。ここで、図６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７は、冷房運転時の冷凍サイクルが図示された温度−エントロピ線図である。尚、以下の冷房運転における運転制御は、上述の実施形態における制御部（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７、図８の点Ｄ、Ｄ’、Ｅ、Ｈ、Ｎ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７、図８の点Ａ、Ｆ、Ｆ’、Ｑ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７、図８の点Ｂ１、Ｇ、Ｊ、Ｋにおける圧力）を意味している。

冷房運転時は、膨張機構５は、開度調節される。また、第１後段側インジェクション弁１９ａは、上述の実施形態と同様の開度調節がなされる。

この冷媒回路１１０の状態において、圧縮機構２を駆動すると、低圧の冷媒（図５〜図７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５〜図７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、第１後段側インジェクション管１９から後段側の圧縮機構２ｄに戻される冷媒（図５〜図７の点Ｋ参照）と合流することで冷却される（図５〜図７の点Ｇ参照）。次に、第１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５〜図７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６に示される臨界点ＣＰにおける臨界圧力Ｐｃｐ）を超える圧力まで圧縮されている。そして、この圧縮機構２から吐出された高圧の冷媒は、冷媒の放熱器として機能する熱源側熱交換器４に送られて、冷却源としての水や空気と熱交換を行って冷却される（図５〜図７の点Ｅ参照）。そして、放熱器としての熱源側熱交換器４において冷却された高圧の冷媒は、その一部が第１後段側インジェクション管１９に分岐される。そして、第１後段側インジェクション管１９を流れる冷媒は、第１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５〜７の点Ｊ参照）。また、第１後段側インジェクション管１９に分岐された後の冷媒は、エコノマイザ熱交換器２０に流入し、第１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５〜７の点Ｈ参照）。一方、第１後段側インジェクション管１９を流れる冷媒は、放熱器としての熱源側熱交換器４において冷却された高圧の冷媒と熱交換を行って加熱されて（図５〜図７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、深冷熱交換器としての液ガス熱交換器９０に送られて、圧縮機構２の吸入側（ここでは、吸入管２ａ）を流れる冷媒と熱交換を行って冷却される（図５〜図７の点Ｎ参照）。そして、エコノマイザ熱交換器２０において冷却された後にさらに液ガス熱交換器９０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、冷媒の蒸発器として機能する利用側熱交換器６に送られる（図５〜図７の点Ｆ参照）。そして、蒸発器としての利用側熱交換器６に送られた低圧の気液二相状態の冷媒は、加熱源としての水や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５〜図７の点Ｑ参照）。そして、この蒸発器としての利用側熱交換器６において加熱され蒸発した低圧の冷媒は、深冷熱交換器としての液ガス熱交換器９０において、エコノマイザ熱交換器２０から膨張機構５に送られる冷媒と熱交換を行って加熱された後に、圧縮機構２に吸入される（図５〜図７の点Ａ参照）。このようにして、冷房運転が行われる。

このように、本変形例の構成においても、上述の実施形態と同様、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ことを考慮して、エコノマイザ熱交換器２０による中間圧インジェクションを採用するようにしている。このため、気液分離器による中間圧インジェクションを採用する場合とは異なり、気液分離器における冷媒の圧力である気液分離器圧力が臨界圧力よりも高い圧力まで上昇して、気液分離器内の冷媒をガス冷媒と液冷媒に分離することが困難な状況になるおそれを考慮する必要がなくなるため、冷凍サイクルの中間圧（ここでは、中間冷媒管８における圧力）が臨界圧力付近まで上昇するような場合であっても、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７の点Ｂ１、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低く抑えられ（図７の点Ｄ、Ｄ’参照）、第１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７の点Ｂ１、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小さくできることから、圧縮機構２の消費動力を減らし、運転効率を向上させる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、エコノマイザ熱交換器２０による中間圧インジェクションを行うにあたり、二酸化炭素等のような超臨界域で作動する冷媒を使用する場合における冷媒の温度変化に対するエントロピ変化が大きいという特性を考慮して、エコノマイザ熱交換器２０から膨張機構５に送られる冷媒を冷却する深冷熱交換器としての液ガス熱交換器９０を設けるようにすることで、上述の実施形態と同様、冷凍サイクルにおける低圧付近まで冷媒を減圧する膨張機構５による膨張ロス（冷凍サイクルにおける低圧付近まで冷媒を減圧する膨張機構５による減圧操作の前後で冷媒のエントロピが増加することに起因する熱ロスであり、以下、「膨張弁による膨張ロス」とする）を減らし、冷凍サイクルの成績係数や運転効率をさらに向上させることができるようになっている。

このことについて、図５〜図８を用いて詳細に説明する。ここで、図８は、Ｒ４１０Ａを使用した冷凍サイクルが図示された圧力−エントロピ線図である。尚、図８では、図７に図示されている点Ｙ、Ｙ’を図示すると、点Ｆ、Ｆ’に重なった状態で図示されることになるため、ここでは図示を省略している。

まず、エコノマイザ熱交換器２０による中間圧インジェクションでは、第１後段側インジェクション管１９によって、第１後段側インジェクション管１９を流れる冷凍サイクルにおける高圧の冷媒を後段側の圧縮要素２ｄに吸入される冷媒の圧力である冷凍サイクルにおける中間圧付近まで減圧し、この中間圧付近まで減圧された冷媒によって、放熱器としての熱源側熱交換器４から膨張機構５に送られる冷媒をエコノマイザ熱交換器２０において冷却するものであり、このエコノマイザ熱交換器２０によって冷却された冷媒は、膨張機構５によって、冷凍サイクルにおける低圧付近まで減圧されることになる。そして、この膨張機構５による減圧操作は、等エンタルピ膨張（冷媒のエンタルピが一定のままで圧力が低下する膨張、すなわち、図６、７の点Ｎから点Ｆへの変化）であるため、冷凍サイクルにおける理想的な減圧操作である等エントロピ膨張（冷媒のエントロピが一定のままで圧力が低下する膨張、すなわち、図７の点Ｎから点Ｙへの変化）とは異なり、膨張弁（ここでは、膨張機構５）による膨張ロスが生じることになる。そして、膨張弁による膨張ロスは、圧縮機構２における消費動力を増加させることにつながり、これにより、冷凍サイクルの成績係数や運転効率が低下することになるため、膨張弁による膨張ロスを極力減らすことが望ましい。

ここで、本変形例における膨張弁による膨張ロスを含む４つの場合における膨張弁による膨張ロスを求めると、以下のようになる。尚、以下の膨張弁による膨張ロスを求めるにあたり、冷媒として二酸化炭素を使用する場合（図７参照）及びＲ４１０Ａを使用する場合（図８参照）のいずれにおいても、蒸発器としての利用側熱交換器６における蒸発温度が０℃（図７、８の点Ｆ参照）及び圧縮機構２の吸入側における冷媒の温度が１０℃（図７、８の点Ａ参照）となる運転条件において、放熱器としての熱源側熱交換器４の出口における高圧の冷媒の温度を４０℃（図７、８の点Ｅ参照）とし、エコノマイザ熱交換器２０による冷却温度幅を５℃分（図７、８の点Ｅから点Ｈへの変化）とし、深冷熱交換器としての液ガス熱交換器９０による冷却温度幅を５℃分（図７、８の点Ｈから点Ｎへの変化）とした場合を想定するものとする。

このような前提において、本変形例における膨張弁による膨張ロスは、図７に示されるように、点Ｎ（膨張機構５に流入するエコノマイザ熱交換器２０及び深冷熱交換器としての液ガス熱交換器９０によって冷却された後の高圧の冷媒を示す）と、点Ｆ（膨張機構５によって、エコノマイザ熱交換器２０及び深冷熱交換器としての液ガス熱交換器９０によって冷却された後の高圧の冷媒を等エンタルピ膨張させた後の低圧の冷媒を示す）と、点Ｙ（膨張機構５に流入するエコノマイザ熱交換器２０及び深冷熱交換器としての液ガス熱交換器９０によって冷却された後の高圧の冷媒を等エントロピ膨張させたものと仮定した場合の低圧の冷媒を示す）とを結ぶことによって囲まれる略直角三角形状の部分の面積に相当し、その値は１．３３ｋＪ／ｋｇ℃となる。

また、本変形例において、深冷熱交換器としての液ガス熱交換器９０を設けなかった場合（すなわち、エコノマイザ熱交換器２０及び第１後段側インジェクション管１９のみを設けた場合）には、図７、８に示されるように、冷媒回路全体としては、点Ａ→点Ｂ１→点Ｄ→点Ｅ→点Ｈ→点Ｆ’→点Ａの順で変化する深冷熱交換器としての液ガス熱交換器９０による冷却を伴わない冷凍サイクルが行われることになり、この場合における膨張弁による膨張ロスは、図７に示されるように、点Ｈ（膨張機構５に流入するエコノマイザ熱交換器２０のみによって冷却された後の高圧の冷媒を示す）と、点Ｆ’（膨張機構５によって、エコノマイザ熱交換器２０のみによって冷却された後の高圧の冷媒を等エンタルピ膨張させた後の低圧の冷媒を示す）と、点Ｙ’（膨張機構５に流入するエコノマイザ熱交換器２０のみによって冷却された後の高圧の冷媒を等エントロピ膨張させたものと仮定した場合の低圧の冷媒を示す）とを結ぶことによって囲まれる略直角三角形状の部分の面積に相当し、その値は１．７５ｋＪ／ｋｇ℃となる。

また、冷媒としてＲ４１０Ａを使用した場合において、本変形例と同様、エコノマイザ熱交換器２０の下流側に深冷熱交換器としての液ガス熱交換器９０を設けた場合における膨張弁による膨張ロスは、図８に示されるように、点Ｎ（膨張機構５に流入するエコノマイザ熱交換器２０及び深冷熱交換器としての液ガス熱交換器９０によって冷却された後の高圧の冷媒を示す）と、点Ｆ（膨張機構５によって、エコノマイザ熱交換器２０及び深冷熱交換器としての液ガス熱交換器９０によって冷却された後の高圧の冷媒を等エンタルピ膨張させた後の低圧の冷媒を示す）と、点Ｙ（膨張機構５に流入するエコノマイザ熱交換器２０及び深冷熱交換器としての液ガス熱交換器９０によって冷却された後の高圧の冷媒を等エントロピ膨張させたものと仮定した場合の低圧の冷媒を示す）とを結ぶことによって囲まれる略直角三角形状の部分の面積に相当し、その値は０．３９ｋＪ／ｋｇ℃となる。

さらに、冷媒としてＲ４１０Ａを使用した場合において、深冷熱交換器としての液ガス熱交換器９０を設けなかった場合（すなわち、エコノマイザ熱交換器２０及び第１後段側インジェクション管１９のみを設けた場合）には、図８に示されるように、冷媒回路全体としては、点Ａ→点Ｂ１→点Ｄ→点Ｅ→点Ｈ→点Ｆ’→点Ａの順で変化する深冷熱交換器としての液ガス熱交換器９０による冷却を伴わない冷凍サイクルが行われることになり、この場合における膨張弁による膨張ロスは、図８に示されるように、点Ｈ（膨張機構５に流入するエコノマイザ熱交換器２０のみによって冷却された後の高圧の冷媒を示す）と、点Ｆ’（膨張機構５によって、エコノマイザ熱交換器２０のみによって冷却された後の高圧の冷媒を等エンタルピ膨張させた後の低圧の冷媒を示す）と、点Ｙ’（膨張機構５に流入するエコノマイザ熱交換器２０のみによって冷却された後の高圧の冷媒を等エントロピ膨張させたものと仮定した場合の低圧の冷媒を示す）とを結ぶことによって囲まれる略直角三角形状の部分の面積に相当し、その値は０．４４ｋＪ／ｋｇ℃となる。

そして、これらの膨張弁による膨張ロスの値から、上述の実施形態と同様、冷媒として二酸化炭素を使用した場合には、冷媒としてＲ４１０Ａを使用した場合に比べて、膨張弁による膨張ロスの値自体が４倍程度大きく、また、冷媒として二酸化炭素を使用した場合、及び、Ｒ４１０Ａを使用した場合のいずれにおいても、深冷熱交換器としての液ガス熱交換器９０を設けなかった場合（すなわち、エコノマイザ熱交換器２０及び第１後段側インジェクション管１９のみを設けた場合）よりもエコノマイザ熱交換器２０の下流側に深冷熱交換器としての液ガス熱交換器９０を設けた場合のほうが膨張弁による膨張ロスは低減されるが、その膨張弁による膨張ロスの低減の程度は、Ｒ４１０Ａを使用した場合に比べて冷媒として二酸化炭素を使用した場合のほうが８倍程度大きいことがわかる。

そして、このことは、深冷熱交換器としての液ガス熱交換器９０を設けなかった場合（すなわち、エコノマイザ熱交換器２０及び第１後段側インジェクション管１９のみを設けた場合）におけるエコノマイザ熱交換器２０によって冷却された後に膨張機構５に送られる冷媒は、第１後段側インジェクション弁１９ａによって中間圧付近まで減圧された冷媒の温度に応じた温度レベルまで冷却されているに過ぎず、冷却の程度が十分ではないことに起因するものであり、エコノマイザ熱交換器２０の下流側に深冷熱交換器としての液ガス熱交換器９０を設けるかどうかが膨張弁（ここでは、膨張機構５）による膨張ロスに影響を及ぼすこと、そして、二酸化炭素のような超臨界域で作動する冷媒を使用する場合（図７参照）には、Ｒ４１０Ａのような臨界圧力よりも十分に低い圧力域で作動する冷媒を使用する場合（図８参照）に比べて、冷媒の温度変化に対するエントロピ変化が大きいという特性を有していることに起因するものであり、冷媒としてＲ２２やＲ４１０Ａ等のような臨界圧力よりも十分に低い圧力域で作動する冷媒を使用する場合には、エコノマイザ熱交換器２０の下流側に深冷熱交換器としての液ガス熱交換器９０を設けるかどうかが膨張弁による膨張ロスに及ぼす影響は小さいが、冷媒として二酸化炭素等のような超臨界域で作動する冷媒を使用する場合には、エコノマイザ熱交換器２０の下流側に深冷熱交換器としての液ガス熱交換器９０を設けるかどうかが膨張弁による膨張ロスに及ぼす影響は大きく、冷凍サイクルの成績係数や運転効率に対する影響が大きいことを意味している。すなわち、二酸化炭素等のような超臨界域で作動する冷媒を使用して二段圧縮式冷凍サイクルを行う空気調和装置１において、エコノマイザ熱交換器２０による中間圧インジェクションを行うにあたり、膨張弁（ここでは、膨張機構５）による膨張ロスを減らすことは、冷凍サイクルの成績係数や運転効率の向上という観点で非常に重要であることがわかる。

そこで、本変形例の空気調和装置１では、エコノマイザ熱交換器２０による中間圧インジェクションを行うにあたり、エコノマイザ熱交換器２０から膨張機構５に送られる冷媒の温度が高いという問題、及び、二酸化炭素等のような超臨界域で作動する冷媒を使用する場合における冷媒の温度変化に対するエントロピ変化が大きいという特性（図７参照）を考慮して、上述のように、エコノマイザ熱交換器２０から膨張機構５に送られる冷媒を冷却する深冷熱交換器としての液ガス熱交換器９０を設けるようにしている。このため、放熱器としての熱源側熱交換器４から膨張機構５に送られる冷媒がエコノマイザ熱交換器２０によって冷却された後にさらに深冷熱交換器としての液ガス熱交換器９０によって冷却されることになるため、深冷熱交換器としての液ガス熱交換器９０を設けない場合に比べて、膨張機構５によって減圧される冷媒の温度が低下し、その結果、膨張弁（ここでは、膨張機構５）による膨張ロスが大幅に低減されることになる。尚、Ｒ２２やＲ４１０Ａ等のような臨界圧力よりも十分に低い圧力域で作動する冷媒を使用する場合（図８参照）においても、エコノマイザ熱交換器２０から膨張機構５に送られる冷媒を冷却する深冷熱交換器としての液ガス熱交換器９０を設けるようにすれば、深冷熱交換器としての液ガス熱交換器９０を設けない場合に比べて、膨張弁による膨張ロスは低減されるものの、二酸化炭素等のような超臨界域で作動する冷媒を使用する場合（図７参照）に比べて、冷媒の温度変化に対するエントロピ変化が非常に小さいことから、膨張弁による膨張ロスが低減される程度が非常に小さく、深冷熱交換器としての液ガス熱交換器９０の追加によるコストアップというデメリットのほうが大きいと考えられる。

このように、本変形例の構成においても、上述の実施形態における深冷熱交換器としての過冷却熱交換器９６を設けた場合と同様、深冷熱交換器としての液ガス熱交換器９０を設けることで、膨張弁（ここでは、膨張機構５）による膨張ロスを減らし、冷凍サイクルの成績係数や運転効率をさらに向上させることができる。

また、本変形例のように、深冷熱交換器として、エコノマイザ熱交換器２０から膨張機構５に送られる冷媒と圧縮機構２の吸入側を流れる冷媒との熱交換を行う液ガス熱交換器９０を使用する場合には、上述の実施形態における過冷却熱交換器９６を使用した場合と同様、冷凍サイクルにおいて最も温度が低くなる低圧の冷媒（図７、図８の点Ｆ、点Ｑ参照）を冷却源として使用することになるため、外部の冷却源を必要とせず、しかも、放熱器としての熱源側熱交換器４から膨張機構５に送られる冷媒を、第１後段側インジェクション管１９を流れる中間圧の冷媒のような比較的温度が高い冷媒によって冷却した後に、第１後段側インジェクション管１９を流れる冷媒よりも温度が低い第１吸入戻し管９５を流れる冷媒によってさらに冷却することができることから、放熱器としての熱源側熱交換器４から膨張機構５に送られる冷媒を冷却源の温度レベルに応じて効率的に冷却することができ、十分な深冷効果を得ることができる。しかも、本変形例では、液ガス熱交換器９０として、放熱器としての熱源側熱交換器４（より具体的には、エコノマイザ熱交換器２０）から膨張機構５に送られる冷媒と圧縮機構２の吸入側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、液ガス熱交換器９０における放熱器としての熱源側熱交換器４から膨張機構５に送られる冷媒と圧縮機構２の吸入側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、深冷効果をさらに高めることができる。

（４）変形例２
上述の実施形態及びその変形例においては、エコノマイザ熱交換器２０の下流側に設けられる深冷熱交換器として過冷却熱交換器９６又は液ガス熱交換器９０を設けるようにしているが、図９に示されるように、深冷熱交換器として過冷却熱交換器９６及び液ガス熱交換器９０の両方を設けた冷媒回路２１０にしてもよい。

尚、本変形例では、エコノマイザ熱交換器２０の下流側に液ガス熱交換器９０を設け、液ガス熱交換器９０の下流側に過冷却熱交換器９６を設けるようにしているが、これに限定されず、過冷却熱交換器９６の下流側に液ガス熱交換器９０を設けるようにしてもよい。また、本変形例では、第１吸入戻し管９５の圧縮機構２の吸入側への戻し位置を、圧縮機構２の吸入側を流れる冷媒が液ガス熱交換器９０に流入する前の位置としているが、これに限定されず、圧縮機構２の吸入側を流れる冷媒が液ガス熱交換器９０に流出した後の位置としてもよい。

次に、本変形例の構成における冷房運転時の動作について、図９〜図１１を用いて説明する。ここで、図１０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１１は、冷房運転時の冷凍サイクルが図示された温度−エントロピ線図である。尚、以下の冷房運転における運転制御は、上述の実施形態における制御部（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１０、図１１の点Ｄ、Ｄ’、Ｅ、Ｈ、Ｎ、Ｒ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１０、図１１の点Ａ、Ｆ、Ｆ’、Ｑ、Ｓ、Ｕ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１０、図１１の点Ｂ１、Ｇ、Ｊ、Ｋにおける圧力）を意味している。

冷房運転時は、膨張機構５は、開度調節される。また、第１後段側インジェクション弁１９ａは、上述の実施形態と同様の開度調節がなされる。さらに、第１吸入戻し弁９５ａも、上述の実施形態と同様の開度調節がなされる。

この冷媒回路２１０の状態において、圧縮機構２を駆動すると、低圧の冷媒（図９〜図１１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９〜図１１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、第１後段側インジェクション管１９から後段側の圧縮機構２ｄに戻される冷媒（図９〜図１１の点Ｋ参照）と合流することで冷却される（図９〜図１１の点Ｇ参照）。次に、第１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９〜図１１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１０に示される臨界点ＣＰにおける臨界圧力Ｐｃｐ）を超える圧力まで圧縮されている。そして、この圧縮機構２から吐出された高圧の冷媒は、冷媒の放熱器として機能する熱源側熱交換器４に送られて、冷却源としての水や空気と熱交換を行って冷却される（図９〜図１１の点Ｅ参照）。そして、放熱器としての熱源側熱交換器４において冷却された高圧の冷媒は、その一部が第１後段側インジェクション管１９に分岐される。そして、第１後段側インジェクション管１９を流れる冷媒は、第１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９〜１１の点Ｊ参照）。また、第１後段側インジェクション管１９に分岐された後の冷媒は、エコノマイザ熱交換器２０に流入し、第１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９〜１１の点Ｈ参照）。一方、第１後段側インジェクション管１９を流れる冷媒は、放熱器としての熱源側熱交換器４において冷却された高圧の冷媒と熱交換を行って加熱されて（図９〜図１１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、深冷熱交換器としての液ガス熱交換器９０に送られて、圧縮機構２の吸入側（ここでは、吸入管２ａ）を流れる冷媒と熱交換を行って冷却される（図９〜図１１の点Ｎ参照）。そして、エコノマイザ熱交換器２０において冷却された後にさらに液ガス熱交換器９０において冷却された高圧の冷媒は、その一部が第１吸入戻し管９５に分岐される。そして、第１吸入戻し管９５を流れる冷媒は、第１吸入戻し弁９５ａにおいて低圧付近まで減圧された後に、もう一つの深冷熱交換器としての過冷却熱交換器９６に送られる（図９〜１１の点Ｓ参照）。また、第１吸入戻し管９５に分岐された後の冷媒は、深冷熱交換器としての過冷却熱交換器９６に流入し、第１吸入戻し管９５を流れる冷媒と熱交換を行ってさらに冷却される（図９〜１１の点Ｒ参照）。一方、第１吸入戻し管９５を流れる冷媒は、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と熱交換を行って加熱されて（図９〜図１１の点Ｕ参照）、圧縮機構２の吸入側（ここでは、吸入管２ａ）を流れる冷媒（ここでは、液ガス熱交換器９０に流入する前の低圧の冷媒）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後にさらに液ガス熱交換器９０及び過冷却熱交換器９６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、冷媒の蒸発器として機能する利用側熱交換器６に送られる（図９〜図１１の点Ｆ参照）。そして、蒸発器としての利用側熱交換器６に送られた低圧の気液二相状態の冷媒は、加熱源としての水や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９〜図１１の点Ｑ参照）。そして、この蒸発器としての利用側熱交換器６において加熱され蒸発した低圧の冷媒は、深冷熱交換器としての液ガス熱交換器９０において、エコノマイザ熱交換器２０から膨張機構５に送られる冷媒と熱交換を行って加熱された後に、圧縮機構２に吸入される（図９〜図１１の点Ａ参照）。このようにして、冷房運転が行われる。

このように、本変形例の構成においても、上述の実施形態及びその変形例と同様、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ことを考慮して、エコノマイザ熱交換器２０による中間圧インジェクションを採用するようにしている。このため、気液分離器による中間圧インジェクションを採用する場合とは異なり、気液分離器における冷媒の圧力である気液分離器圧力が臨界圧力よりも高い圧力まで上昇して、気液分離器内の冷媒をガス冷媒と液冷媒に分離することが困難な状況になるおそれを考慮する必要がなくなるため、冷凍サイクルの中間圧（ここでは、中間冷媒管８における圧力）が臨界圧力付近まで上昇するような場合であっても、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１１の点Ｂ１、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低く抑えられ（図１１の点Ｄ、Ｄ’参照）、第１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１１の点Ｂ１、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小さくできることから、圧縮機構２の消費動力を減らし、運転効率を向上させる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、エコノマイザ熱交換器２０による中間圧インジェクションを行うにあたり、二酸化炭素等のような超臨界域で作動する冷媒を使用する場合における冷媒の温度変化に対するエントロピ変化が大きいという特性を考慮して、エコノマイザ熱交換器２０から膨張機構５に送られる冷媒を冷却する深冷熱交換器としての液ガス熱交換器９０及び過冷却熱交換器９６を設けるようにすることで、上述の実施形態及びその変形例と同様、冷凍サイクルにおける低圧付近まで冷媒を減圧する膨張機構５による膨張ロス（冷凍サイクルにおける低圧付近まで冷媒を減圧する膨張機構５による減圧操作の前後で冷媒のエントロピが増加することに起因する熱ロスであり、以下、「膨張弁による膨張ロス」とする）を減らし、冷凍サイクルの成績係数や運転効率をさらに向上させることができるようになっている。

このことについて、図９〜図１２を用いて詳細に説明する。ここで、図１２は、Ｒ４１０Ａを使用した冷凍サイクルが図示された圧力−エントロピ線図である。尚、図１２では、図１１に図示されている点Ｙ、Ｙ’を図示すると、点Ｆ、Ｆ’に重なった状態で図示されることになるため、ここでは図示を省略している。

まず、エコノマイザ熱交換器２０による中間圧インジェクションでは、第１後段側インジェクション管１９によって、第１後段側インジェクション管１９を流れる冷凍サイクルにおける高圧の冷媒を後段側の圧縮要素２ｄに吸入される冷媒の圧力である冷凍サイクルにおける中間圧付近まで減圧し、この中間圧付近まで減圧された冷媒によって、放熱器としての熱源側熱交換器４から膨張機構５に送られる冷媒をエコノマイザ熱交換器２０において冷却するものであり、このエコノマイザ熱交換器２０によって冷却された冷媒は、膨張機構５によって、冷凍サイクルにおける低圧付近まで減圧されることになる。そして、この膨張機構５による減圧操作は、等エンタルピ膨張（冷媒のエンタルピが一定のままで圧力が低下する膨張、すなわち、図１０、１１の点Ｒから点Ｆへの変化）であるため、冷凍サイクルにおける理想的な減圧操作である等エントロピ膨張（冷媒のエントロピが一定のままで圧力が低下する膨張、すなわち、図１１の点Ｒから点Ｙへの変化）とは異なり、膨張弁（ここでは、膨張機構５）による膨張ロスが生じることになる。そして、膨張弁による膨張ロスは、圧縮機構２における消費動力を増加させることにつながり、これにより、冷凍サイクルの成績係数や運転効率が低下することになるため、膨張弁による膨張ロスを極力減らすことが望ましい。

ここで、本変形例における膨張弁による膨張ロスを含む４つの場合における膨張弁による膨張ロスを求めると、以下のようになる。尚、以下の膨張弁による膨張ロスを求めるにあたり、冷媒として二酸化炭素を使用する場合（図１１参照）及びＲ４１０Ａを使用する場合（図１２参照）のいずれにおいても、蒸発器としての利用側熱交換器６における蒸発温度が０℃（図１１、１２の点Ｆ参照）及び圧縮機構２の吸入側における冷媒の温度が１０℃（図１１、１２の点Ａ参照）となる運転条件において、放熱器としての熱源側熱交換器４の出口における高圧の冷媒の温度を４０℃（図１１、１２の点Ｅ参照）とし、エコノマイザ熱交換器２０による冷却温度幅を５℃分（図１１、１２の点Ｅから点Ｈへの変化）とし、深冷熱交換器としての液ガス熱交換器９０による冷却温度幅を５℃分（図１１、１２の点Ｈから点Ｎへの変化）とし、もう一つの深冷熱交換器としての過冷却熱交換器９６による冷却温度幅を５℃分（図１１、１２の点Ｎから点Ｒへの変化）とし、第１吸入戻し管９５から圧縮機構２の吸入側に戻る冷媒の温度を蒸発器としての利用側熱交換器６の出口における温度と同じ（図１１、１２の点Ｑ参照）とした場合を想定するものとする。

このような前提において、本変形例における膨張弁による膨張ロスは、図１１に示されるように、点Ｒ（膨張機構５に流入するエコノマイザ熱交換器２０及び深冷熱交換器としての液ガス熱交換器９０及び過冷却熱交換器９６によって冷却された後の高圧の冷媒を示す）と、点Ｆ（膨張機構５によって、エコノマイザ熱交換器２０及び深冷熱交換器としての液ガス熱交換器９０及び過冷却熱交換器９６によって冷却された後の高圧の冷媒を等エンタルピ膨張させた後の低圧の冷媒を示す）と、点Ｙ（膨張機構５に流入するエコノマイザ熱交換器２０及び深冷熱交換器としての液ガス熱交換器９０及び過冷却熱交換器９６によって冷却された後の高圧の冷媒を等エントロピ膨張させたものと仮定した場合の低圧の冷媒を示す）とを結ぶことによって囲まれる略直角三角形状の部分の面積に相当し、その値は０．８７ｋＪ／ｋｇ℃となる。

また、本変形例において、深冷熱交換器としての液ガス熱交換器９０及び過冷却熱交換器９６を設けなかった場合（すなわち、エコノマイザ熱交換器２０及び第１後段側インジェクション管１９のみを設けた場合）には、図１１、１２に示されるように、冷媒回路全体としては、点Ａ→点Ｂ１→点Ｄ→点Ｅ→点Ｈ→点Ｆ’→点Ａの順で変化する深冷熱交換器としての液ガス熱交換器９０及び過冷却熱交換器９６による冷却を伴わない冷凍サイクルが行われることになり、この場合における膨張弁による膨張ロスは、図１１に示されるように、点Ｈ（膨張機構５に流入するエコノマイザ熱交換器２０のみによって冷却された後の高圧の冷媒を示す）と、点Ｆ’（膨張機構５によって、エコノマイザ熱交換器２０のみによって冷却された後の高圧の冷媒を等エンタルピ膨張させた後の低圧の冷媒を示す）と、点Ｙ’（膨張機構５に流入するエコノマイザ熱交換器２０のみによって冷却された後の高圧の冷媒を等エントロピ膨張させたものと仮定した場合の低圧の冷媒を示す）とを結ぶことによって囲まれる略直角三角形状の部分の面積に相当し、その値は１．７５ｋＪ／ｋｇ℃となる。

また、冷媒としてＲ４１０Ａを使用した場合において、本変形例と同様、エコノマイザ熱交換器２０の下流側に深冷熱交換器としての液ガス熱交換器９０及び過冷却熱交換器９６を設けた場合における膨張弁による膨張ロスは、図１２に示されるように、点Ｒ（膨張機構５に流入するエコノマイザ熱交換器２０及び深冷熱交換器としての液ガス熱交換器９０及び過冷却熱交換器９６によって冷却された後の高圧の冷媒を示す）と、点Ｆ（膨張機構５によって、エコノマイザ熱交換器２０及び深冷熱交換器としての液ガス熱交換器９０及び過冷却熱交換器９６によって冷却された後の高圧の冷媒を等エンタルピ膨張させた後の低圧の冷媒を示す）と、点Ｙ（膨張機構５に流入するエコノマイザ熱交換器２０及び深冷熱交換器としての液ガス熱交換器９０及び過冷却熱交換器９６によって冷却された後の高圧の冷媒を等エントロピ膨張させたものと仮定した場合の低圧の冷媒を示す）とを結ぶことによって囲まれる略直角三角形状の部分の面積に相当し、その値は０．２２ｋＪ／ｋｇ℃となる。

さらに、冷媒としてＲ４１０Ａを使用した場合において、深冷熱交換器としての液ガス熱交換器９０及び過冷却熱交換器９６を設けなかった場合（すなわち、エコノマイザ熱交換器２０及び第１後段側インジェクション管１９のみを設けた場合）には、図１２に示されるように、冷媒回路全体としては、点Ａ→点Ｂ１→点Ｄ→点Ｅ→点Ｈ→点Ｆ’→点Ａの順で変化する深冷熱交換器としての液ガス熱交換器９０及び過冷却熱交換器９６による冷却を伴わない冷凍サイクルが行われることになり、この場合における膨張弁による膨張ロスは、図１２に示されるように、点Ｈ（膨張機構５に流入するエコノマイザ熱交換器２０のみによって冷却された後の高圧の冷媒を示す）と、点Ｆ’（膨張機構５によって、エコノマイザ熱交換器２０のみによって冷却された後の高圧の冷媒を等エンタルピ膨張させた後の低圧の冷媒を示す）と、点Ｙ’（膨張機構５に流入するエコノマイザ熱交換器２０のみによって冷却された後の高圧の冷媒を等エントロピ膨張させたものと仮定した場合の低圧の冷媒を示す）とを結ぶことによって囲まれる略直角三角形状の部分の面積に相当し、その値は０．４４ｋＪ／ｋｇ℃となる。

そして、これらの膨張弁による膨張ロスの値から、上述の実施形態及びその変形例と同様、冷媒として二酸化炭素を使用した場合には、冷媒としてＲ４１０Ａを使用した場合に比べて、膨張弁による膨張ロスの値自体が４倍程度大きく、また、冷媒として二酸化炭素を使用した場合、及び、Ｒ４１０Ａを使用した場合のいずれにおいても、深冷熱交換器としての液ガス熱交換器９０及び過冷却熱交換器９６を設けなかった場合（すなわち、エコノマイザ熱交換器２０及び第１後段側インジェクション管１９のみを設けた場合）よりもエコノマイザ熱交換器２０の下流側に深冷熱交換器としての液ガス熱交換器９０及び過冷却熱交換器９６を設けた場合のほうが膨張弁による膨張ロスは低減されるが、その膨張弁による膨張ロスの低減の程度は、Ｒ４１０Ａを使用した場合に比べて冷媒として二酸化炭素を使用した場合のほうが４倍程度大きいことがわかる。

そして、このことは、深冷熱交換器としての液ガス熱交換器９０及び過冷却熱交換器９６を設けなかった場合（すなわち、エコノマイザ熱交換器２０及び第１後段側インジェクション管１９のみを設けた場合）におけるエコノマイザ熱交換器２０によって冷却された後に膨張機構５に送られる冷媒は、第１後段側インジェクション弁１９ａによって中間圧付近まで減圧された冷媒の温度に応じた温度レベルまで冷却されているに過ぎず、冷却の程度が十分ではないことに起因するものであり、エコノマイザ熱交換器２０の下流側に深冷熱交換器としての液ガス熱交換器９０及び過冷却熱交換器９６を設けるかどうかが膨張弁（ここでは、膨張機構５）による膨張ロスに影響を及ぼすこと、そして、二酸化炭素のような超臨界域で作動する冷媒を使用する場合（図１１参照）には、Ｒ４１０Ａのような臨界圧力よりも十分に低い圧力域で作動する冷媒を使用する場合（図１２参照）に比べて、冷媒の温度変化に対するエントロピ変化が大きいという特性を有していることに起因するものであり、冷媒としてＲ２２やＲ４１０Ａ等のような臨界圧力よりも十分に低い圧力域で作動する冷媒を使用する場合には、エコノマイザ熱交換器２０の下流側に深冷熱交換器としての液ガス熱交換器９０及び過冷却熱交換器９６を設けるかどうかが膨張弁による膨張ロスに及ぼす影響は小さいが、冷媒として二酸化炭素等のような超臨界域で作動する冷媒を使用する場合には、エコノマイザ熱交換器２０の下流側に深冷熱交換器としての液ガス熱交換器９０及び過冷却熱交換器９６を設けるかどうかが膨張弁による膨張ロスに及ぼす影響は大きく、冷凍サイクルの成績係数や運転効率に対する影響が大きいことを意味している。すなわち、二酸化炭素等のような超臨界域で作動する冷媒を使用して二段圧縮式冷凍サイクルを行う空気調和装置１において、エコノマイザ熱交換器２０による中間圧インジェクションを行うにあたり、膨張弁（ここでは、膨張機構５）による膨張ロスを減らすことは、冷凍サイクルの成績係数や運転効率の向上という観点で非常に重要であることがわかる。

そこで、本変形例の空気調和装置１では、エコノマイザ熱交換器２０による中間圧インジェクションを行うにあたり、エコノマイザ熱交換器２０から膨張機構５に送られる冷媒の温度が高いという問題、及び、二酸化炭素等のような超臨界域で作動する冷媒を使用する場合における冷媒の温度変化に対するエントロピ変化が大きいという特性（図１１参照）を考慮して、上述のように、エコノマイザ熱交換器２０から膨張機構５に送られる冷媒を冷却する深冷熱交換器としての液ガス熱交換器９０及び過冷却熱交換器９６を設けるようにしている。このため、放熱器としての熱源側熱交換器４から膨張機構５に送られる冷媒がエコノマイザ熱交換器２０によって冷却された後にさらに深冷熱交換器としての液ガス熱交換器９０及び過冷却熱交換器９６によって冷却されることになるため、深冷熱交換器としての液ガス熱交換器９０及び過冷却熱交換器９６を設けない場合に比べて、膨張機構５によって減圧される冷媒の温度が低下し、その結果、膨張弁（ここでは、膨張機構５）による膨張ロスが大幅に低減されることになる。尚、Ｒ２２やＲ４１０Ａ等のような臨界圧力よりも十分に低い圧力域で作動する冷媒を使用する場合（図１２参照）においても、エコノマイザ熱交換器２０から膨張機構５に送られる冷媒を冷却する深冷熱交換器としての液ガス熱交換器９０を設けるようにすれば、深冷熱交換器としての液ガス熱交換器９０を設けない場合に比べて、膨張弁による膨張ロスは低減されるものの、二酸化炭素等のような超臨界域で作動する冷媒を使用する場合（図１１参照）に比べて、冷媒の温度変化に対するエントロピ変化が非常に小さいことから、膨張弁による膨張ロスが低減される程度が非常に小さく、深冷熱交換器としての液ガス熱交換器９０及び過冷却熱交換器９６の追加によるコストアップというデメリットのほうが大きいと考えられる。

このように、本変形例の構成においては、深冷熱交換器としての液ガス熱交換器９０及び過冷却熱交換器９６の両方を設けることで、上述の実施形態及びその変形例における深冷熱交換器としての液ガス熱交換器９０及び過冷却熱交換器９６の一方を設けた場合よりも、膨張弁（ここでは、膨張機構５）による膨張ロスを減らし、冷凍サイクルの成績係数や運転効率をさらに向上させることができる。

（６）変形例３
上述の実施形態及びその変形例においては、超臨界域で作動する冷媒を使用しており冷房運転が可能に構成された二段圧縮式冷凍サイクルを行う空気調和装置１において、放熱器としての熱源側熱交換器４から膨張機構５に送られる冷媒を分岐して後段側の圧縮要素２ｄに戻す第１後段側インジェクション管１９、及び、放熱器としての熱源側熱交換器４から膨張機構５に送られる冷媒と第１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を設けるとともに、エコノマイザ熱交換器２０の下流側に深冷熱交換器としての液ガス熱交換器９０、及び／又は、過冷却熱交換器９６を設けるようにしているが、この構成に加えて、冷房運転と暖房運転とを切換可能な構成にしてもよい。

例えば、図１３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の冷媒回路１０（図１参照）において、冷房運転と暖房運転とを切換可能にするための切換機構３が設けられ、そして、膨張機構５に代えて第１膨張機構５ａ及び第２膨張機構５ｂが設けられるとともに、ブリッジ回路１７、及び、レシーバ１８が設けられた冷媒回路３１０にすることができる。

切換機構３は、冷媒回路３１０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から吐出される冷媒の放熱器として、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蒸発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１３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から吐出される冷媒の放熱器として、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蒸発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１３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）。本変形例において、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、圧縮機構２、熱源側熱交換器４、エコノマイザ熱交換器２０、第１膨張機構５ａ、過冷却熱交換器９６、第２膨張機構５ｂ、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、エコノマイザ熱交換器２０、第１膨張機構５ａ、過冷却熱交換器９６、第２膨張機構５ｂ、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。

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。

第１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、第１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エコノマイザ熱交換器２０、レシーバ１８及び過冷却熱交換器９６を介して利用側熱交換器６に送る前に冷媒の飽和圧力付近まで減圧し、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エコノマイザ熱交換器２０、レシーバ１８及び過冷却熱交換器９６を介して熱源側熱交換器４に送る前に冷媒の飽和圧力付近まで減圧する。

レシーバ１８は、冷房運転と暖房運転との間で冷媒回路３１０における冷媒の循環量が異なる等の運転状態に応じて発生する余剰冷媒を溜めることができるように、第１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第２吸入戻し管１８ｆが接続されている。この第２吸入戻し管１８ｆには、第２吸入戻し開閉弁１８ｇが設けられている。第２吸入戻し開閉弁１８ｇは、本変形例において、電磁弁である。また、第１吸入戻し管９５と第２吸入戻し管１８ｆとは、圧縮機構２の吸入側の部分が一体となっている。

第２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、第２膨張機構５ｂは、冷房運転時には、第１膨張機構５ａによって減圧された冷媒を過冷却熱交換器９６及びレシーバ１８を介して利用側熱交換器６に送る前に冷凍サイクルにおける低圧になるまでさらに減圧し、暖房運転時には、第１膨張機構５ａによって減圧された冷媒を過冷却熱交換器９６及びレシーバ１８を介して熱源側熱交換器４に送る前に冷凍サイクルにおける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、エコノマイザ熱交換器２０、レシーバ入口管１８ａの第１膨張機構５ａ、レシーバ１８、深冷熱交換器としての過冷却熱交換器９６、レシーバ出口管１８ｂの第２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、エコノマイザ熱交換器２０、レシーバ入口管１８ａの第１膨張機構５ａ、レシーバ１８、深冷熱交換器としての過冷却熱交換器９６、レシーバ出口管１８ｂの第２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。

そして、本変形例においては、エコノマイザ熱交換器２０が、冷房運転時に放熱器として機能する熱源側熱交換器４又は暖房運転時に放熱器として機能する利用側熱交換器６から第１膨張機構５ａに送られる冷媒と第１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、過冷却熱交換器９６が、冷房運転時及び暖房運転時の両方において、エコノマイザ熱交換器２０から冷凍サイクルにおける低圧まで冷媒を減圧する第２膨張機構５ｂに送られる冷媒を冷却するように設けられている。すなわち、本変形例においても、エコノマイザ熱交換器２０による中間圧インジェクションを行うにあたり、エコノマイザ熱交換器２０から第２膨張機構５ｂに送られる冷媒の温度が高いという問題、及び、二酸化炭素等のような超臨界域で作動する冷媒を使用する場合における冷媒の温度変化に対するエントロピ変化が大きいという特性を考慮して、エコノマイザ熱交換器２０から第２膨張機構５ｂに送られる冷媒を冷却する深冷熱交換器としての過冷却熱交換器９６が設けられていることになる。

次に、本変形例の空気調和装置１の動作について、図１３及び図１４を用いて説明する。ここで、本変形例における冷房運転時の冷凍サイクルについては、図１４を用いて説明し、暖房運転時の冷凍サイクルについては、図１４における点Ｅと点Ｆとを入れ替えることによって代用して説明するものとする。尚、以下の冷房運転や暖房運転における運転制御は、上述の実施形態における制御部（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１４の点Ｄ、Ｄ’、Ｅ、Ｈ、Ｉ、Ｒ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１４の点Ａ、Ｆ、Ｆ’、Ｓ、Ｕ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１４の点Ｂ１、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１３の実線で示される冷却運転状態とされる。また、第１膨張機構５ａ及び第２膨張機構５ｂは、開度調節される。さらに、第１後段側インジェクション弁１９ａ及び第１吸入戻し弁９５ａは、上述の実施形態と同様の開度調節がなされる。

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１３、図１４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１３、図１４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、第１後段側インジェクション管１９から後段側の圧縮機構２ｄに戻される冷媒（図１３、図１４の点Ｋ参照）と合流することで冷却される（図１３、図１４の点Ｇ参照）。次に、第１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１３、図１４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１４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、冷媒の放熱器として機能する熱源側熱交換器４に送られて、冷却源としての水や空気と熱交換を行って冷却される（図１３、図１４の点Ｅ参照）。そして、放熱器としての熱源側熱交換器４において冷却された高圧の冷媒は、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、その一部が第１後段側インジェクション管１９に分岐される。そして、第１後段側インジェクション管１９を流れる冷媒は、第１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１３、図１４の点Ｊ参照）。また、第１後段側インジェクション管１９に分岐された後の冷媒は、エコノマイザ熱交換器２０に流入し、第１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１３、図１４の点Ｈ参照）。一方、第１後段側インジェクション管１９を流れる冷媒は、放熱器としての熱源側熱交換器４において冷却された高圧の冷媒と熱交換を行って加熱されて（図１３、図１４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、第１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１３、図１４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、その一部が第１吸入戻し管９５に分岐される。そして、第１吸入戻し管９５を流れる冷媒は、第１吸入戻し弁９５ａにおいて低圧付近まで減圧された後に、深冷熱交換器としての過冷却熱交換器９６に送られる（図１３、図１４の点Ｓ参照）。また、第１吸入戻し管９５に分岐された後の冷媒は、深冷熱交換器としての過冷却熱交換器９６に流入し、第１吸入戻し管９５を流れる冷媒と熱交換を行ってさらに冷却される（図１３、図１４の点Ｒ参照）。一方、第１吸入戻し管９５を流れる冷媒は、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と熱交換を行って加熱されて（図１３、図１４の点Ｕ参照）、圧縮機構２の吸入側（ここでは、吸入管２ａ）を流れる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後にさらに過冷却熱交換器９６において冷却された高圧の冷媒は、第２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、冷媒の蒸発器として機能する利用側熱交換器６に送られる（図１３、図１４の点Ｆ参照）。そして、蒸発器としての利用側熱交換器６に送られた低圧の気液二相状態の冷媒は、加熱源としての水や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１３、図１４の点Ａ参照）。そして、この蒸発器としての利用側熱交換器６において加熱され蒸発した低圧の冷媒は、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、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を第１膨張機構５ａによって飽和圧力付近まで減圧し、この冷媒をレシーバ１８内に一時的に溜められた後ではあるが、レシーバ１８内に溜められた高圧の冷媒を深冷熱交換器としての過冷却熱交換器９６によってさらに冷却した後に、第２膨張機構５ｂによって冷凍サイクルにおける低圧まで冷媒を減圧するようにしているため、上述の実施形態と同様、膨張弁（ここでは、第２膨張機構５ｂ）による膨張ロスを減らし、冷凍サイクルの成績係数や運転効率をさらに向上させる効果を得ることができる。

＜暖房運転＞
暖房運転時は、切換機構３が図９の破線で示される加熱運転状態とされる。また、第１膨張機構５ａ及び第２膨張機構５ｂは、開度調節される。さらに、第１後段側インジェクション弁１９ａ及び第１吸入戻し弁９５ａは、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１３、図１４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１３、図１４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、第１後段側インジェクション管１９から後段側の圧縮機構２ｄに戻される冷媒（図１３、図１４の点Ｋ参照）と合流することで冷却される（図１３、図１４の点Ｇ参照）。次に、第１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１３、図１４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１４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、冷媒の放熱器として機能する利用側熱交換器６に送られて、冷却源としての水や空気と熱交換を行って冷却される（図１３、図１４の点Ｅを点Ｆに読み替えて参照）。そして、放熱器としての利用側熱交換器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、その一部が第１後段側インジェクション管１９に分岐される。そして、第１後段側インジェクション管１９を流れる冷媒は、第１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１３、図１４の点Ｊ参照）。また、第１後段側インジェクション管１９に分岐された後の冷媒は、エコノマイザ熱交換器２０に流入し、第１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１３、図１４の点Ｈ参照）。一方、第１後段側インジェクション管１９を流れる冷媒は、放熱器としての利用側熱交換器６において冷却された高圧の冷媒と熱交換を行って加熱されて（図１３、図１４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、第１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１３、図１４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、その一部が第１吸入戻し管９５に分岐される。そして、第１吸入戻し管９５を流れる冷媒は、第１吸入戻し弁９５ａにおいて低圧付近まで減圧された後に、深冷熱交換器としての過冷却熱交換器９６に送られる（図１３、図１４の点Ｓ参照）。また、第１吸入戻し管９５に分岐された後の冷媒は、深冷熱交換器としての過冷却熱交換器９６に流入し、第１吸入戻し管９５を流れる冷媒と熱交換を行ってさらに冷却される（図１３、図１４の点Ｒ参照）。一方、第１吸入戻し管９５を流れる冷媒は、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と熱交換を行って加熱されて（図１３、図１４の点Ｕ参照）、圧縮機構２の吸入側（ここでは、吸入管２ａ）を流れる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後にさらに過冷却熱交換器９６において冷却された高圧の冷媒は、第２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、冷媒の蒸発器として機能する熱源側熱交換器４に送られる（図１３、図１４の点Ｆを点Ｅに読み替えて参照）。そして、蒸発器としての熱源側熱交換器４に送られた低圧の気液二相状態の冷媒は、加熱源としての水や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１３、図１４の点Ａ参照）。そして、この蒸発器としての熱源側熱交換器４において加熱され蒸発した低圧の冷媒は、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、暖房運転においても冷房運転と同様の運転が行われることになるため、暖房運転においても、冷房運転と同様、膨張弁（ここでは、第２膨張機構５ｂ）による膨張ロスを減らし、冷凍サイクルの成績係数や運転効率をさらに向上させる効果を得ることができる。

また、本変形例では、深冷熱交換器として、過冷却熱交換器９６を使用した例を説明したが、上述の変形例１、２のように、過冷却熱交換器９６に代えて液ガス熱交換器９０を使用したり、過冷却熱交換器９６とともに液ガス熱交換器９０を使用してもよい。

（７）変形例４
上述の変形例３における冷媒回路３１０（図１３参照）においては、上述のように、切換機構３を冷却運転状態にする冷房運転及び切換機構３を加熱運転状態にする暖房運転のいずれにおいても、エコノマイザ熱交換器２０による中間圧インジェクションを行うことで、後段側の圧縮要素２ｄから吐出される冷媒の温度を低下させるとともに、圧縮機構２の消費動力を減らし、運転効率の向上を図るようにしている。そして、エコノマイザ熱交換器２０による中間圧インジェクションは、冷凍サイクルにおける中間圧が臨界圧力付近まで上昇した条件においても使用可能であることから、上述の実施形態及びその変形例における冷媒回路１０、１１０、２１０、３１０（図１、５、９、１３参照）のように、１つの利用側熱交換器６を有する構成では、超臨界域で作動する冷媒を使用する場合には、有利であると考えられる。

しかし、複数の空調空間の空調負荷に応じた冷房や暖房を行うこと等を目的として、互いに並列に接続された複数の利用側熱交換器６を有する構成にするとともに、各利用側熱交換器６を流れる冷媒の流量を制御して各利用側熱交換器６において必要とされる冷凍負荷を得ることができるようにするために、気液分離器としてのレシーバ１８と利用側熱交換器６との間において各利用側熱交換器６に対応するように利用側膨張機構５ｃを設ける場合がある。

例えば、詳細は図示しないが、上述の変形例３におけるブリッジ回路１７を有する冷媒回路３１０（図１３参照）において、互いが並列に接続された複数（ここでは、２つ）の利用側熱交換器６を設けるとともに、気液分離器としてのレシーバ１８（より具体的には、ブリッジ回路１７）と利用側熱交換器６との間において各利用側熱交換器６に対応するように利用側膨張機構５ｃを設け（図１５参照）、レシーバ出口管１８ｂに設けられていた第２膨張機構５ｂを削除し、また、ブリッジ回路１７の出口逆止弁１７ｄに代えて、暖房運転時に冷凍サイクルにおける低圧まで冷媒を減圧する第３膨張機構を設けることが考えられる。

そして、このような構成においても、切換機構３を冷却運転状態にする冷房運転のように、放熱器としての熱源側熱交換器４において冷却された後に熱源側膨張機構としての第１膨張機構５ａ以外に大幅な減圧操作が行われることなく、冷凍サイクルにおける高圧から冷凍サイクルの中間圧付近までの圧力差を利用できる条件においては、上述の変形例２と同様、エコノマイザ熱交換器２０による中間圧インジェクションが有利である。

しかし、切換機構３を加熱運転状態にする暖房運転のように、各利用側膨張機構５ｃが放熱器としての各利用側熱交換器６において必要とされる冷凍負荷が得られるように放熱器としての各利用側熱交換器６を流れる冷媒の流量を制御しており、放熱器としての各利用側熱交換器６を通過する冷媒の流量が、放熱器としての各利用側熱交換器６の下流側でかつエコノマイザ熱交換器２０の上流側に設けられた利用側膨張機構５ｃの開度制御による冷媒の減圧操作によって概ね決定される条件においては、各利用側膨張機構５ｃの開度制御による冷媒の減圧の程度が、放熱器としての各利用側熱交換器６を流れる冷媒の流量だけでなく、複数の放熱器としての利用側熱交換器６間の流量分配の状態によって変動することになり、複数の利用側膨張機構５ｃ間で減圧の程度が大きく異なる状態が生じたり、利用側膨張機構５ｃにおける減圧の程度が比較的大きくなったりする場合があるため、エコノマイザ熱交換器２０の入口における冷媒の圧力が低くなるおそれがあり、このような場合には、エコノマイザ熱交換器２０における交換熱量（すなわち、第１後段側インジェクション管１９を流れる冷媒の流量）が小さくなってしまい使用が困難になるおそれがある。特に、このような空気調和装置１を、主として圧縮機構２、熱源側熱交換器４及びレシーバ１８を含む熱源ユニットと、主として利用側熱交換器６を含む利用ユニットとが連絡配管によって接続されたセパレート型の空気調和装置として構成する場合には、利用ユニット及び熱源ユニットの配置によっては、この連絡配管が非常に長くなることがあり得るため、その圧力損失による影響も加わり、エコノマイザ熱交換器２０の入口における冷媒の圧力がさらに低下することになる。そして、エコノマイザ熱交換器２０の入口における冷媒の圧力が低下するおそれがある場合には、気液分離器圧力が臨界圧力よりも低い圧力であれば気液分離器圧力と冷凍サイクルにおける中間圧（ここでは、中間冷媒管８を流れる冷媒の圧力）との圧力差が小さい条件であっても使用可能な気液分離器による中間圧インジェクションが有利である。

そこで、本変形例では、図１５に示されるように、レシーバ１８を気液分離器として機能させて中間圧インジェクションを行うことができるようにするために、レシーバ１８に第２後段側インジェクション管１８ｃを接続するようにして、冷房運転時には、エコノマイザ熱交換器２０による中間圧インジェクションを行い、暖房運転時には、気液分離器としてのレシーバ１８による中間圧インジェクションを行うことが可能な冷媒回路４１０としている。

しかし、このような冷房運転と暖房運転との間で２つの中間圧インジェクションの手法を使い分ける場合には、冷房運転時には、レシーバ１８における冷媒の圧力も比較的高い圧力で維持されることから、レシーバ１８の下流側に深冷熱交換器としての過冷却熱交換器９６を設けることで、冷凍サイクルにおける低圧まで冷媒を減圧する膨張弁（ここでは、利用側膨張機構５ｃ）による膨張ロスを減らす効果が大きくなるが、暖房運転時には、エコノマイザ熱交換器２０を使用しないことから、冷房運転時のようなエコノマイザ熱交換器２０から膨張弁（ここでは、熱源側膨張機構としての第１膨張機構５ａ）に送られる冷媒の温度が高いという問題が生じず、また、利用側膨張機構５ｃによる冷媒の減圧操作によって気液分離器としてのレシーバ１８における気液分離器圧力が低くなるため、レシーバ１８の下流側に深冷熱交換器としての過冷却熱交換器９６を設けたとしても、冷凍サイクルにおける低圧まで冷媒を減圧する膨張弁（ここでは、熱源側膨張機構としての第１膨張機構５ａ）による膨張ロスを減らす効果も小さい。このため、本変形例では、過冷却熱交換器９６を冷房運転時のみに使用することとし、これにより、エコノマイザ熱交換器２０や過冷却熱交換器９６への冷媒の流通方向を冷房運転及び暖房運転を問わず一定にする必要がなくなるため、ブリッジ回路１７を省略して、冷媒回路４１０の構成を簡単なものとしている。

尚、第２後段側インジェクション管１８ｃは、レシーバ１８から冷媒を抜き出して圧縮機構２の後段側の圧縮要素２ｄに戻す中間圧インジェクションを行うことが可能な冷媒管であり、本変形例において、レシーバ１８の上部と中間冷媒管８（すなわち、圧縮機構２の後段側の圧縮要素２ｄの吸入側）とを接続するように設けられている。この第２後段側インジェクション管１８ｃには、第２後段側インジェクション開閉弁１８ｄと第２後段側インジェクション逆止機構１８ｅとが設けられている。第２後段側インジェクション開閉弁１８ｄは、開閉動作が可能な弁であり、本変形例において、電磁弁である。第２後段側インジェクション逆止機構１８ｅは、レシーバ１８から後段側の圧縮要素２ｄへの冷媒の流れを許容し、かつ、後段側の圧縮要素２ｄからレシーバ１８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。尚、第２後段側インジェクション管１８ｃと第２吸入戻し管１８ｆとは、レシーバ１８側の部分が一体となっている。また、第２後段側インジェクション管１８ｃと第１後段側インジェクション管１９とは、中間冷媒管８側の部分が一体となっている。また、本変形例において、利用側膨張機構５ｃは、電動膨張弁である。

次に、本変形例の空気調和装置１の動作について、図１５、図１４及び図１６を用いて説明する。ここで、図１６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る。また、本変形例における冷房運転時の冷凍サイクルについては、図１４を用いて説明するものとする。尚、以下の冷房運転及び暖房運転における運転制御は、上述の実施形態における制御部（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１４の点Ｄ、Ｄ’、Ｅ、Ｈ、Ｉ、Ｒや図１６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１４の点Ａ、Ｆ、Ｆ’、Ｓや図１６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１４の点Ｂ１、Ｇ、Ｊ、Ｋや図１６の点Ｂ１、Ｇ、Ｉ、Ｌ、Ｍ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１５の実線で示される冷却運転状態とされる。熱源側膨張機構としての第１膨張機構５ａ及び利用側膨張機構５ｃは、開度調節される。そして、切換機構３を冷却運転状態にしている際には、気液分離器としてのレシーバ１８による中間圧インジェクションを行わずに、第１後段側インジェクション管１９を通じて、エコノマイザ熱交換器２０において加熱された冷媒を後段側の圧縮要素２ｄに戻すエコノマイザ熱交換器２０による中間圧インジェクションを行うようにしている。より具体的には、第２後段側インジェクション開閉弁１８ｄは閉状態にされて、第１後段側インジェクション弁１９ａは、上述の実施形態と同様の開度調節がなされる。また、切換機構３を冷却運転状態にしている際には、過冷却熱交換器９６を使用するため、第１吸入戻し弁９５ａについても、上述の実施形態と同様の開度調節がなされる。

この冷媒回路４１０の状態において、圧縮機構２を駆動すると、低圧の冷媒（図１５、図１４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１５、図１４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、第１後段側インジェクション管１９から後段側の圧縮機構２ｄに戻される冷媒（図１５、図１４の点Ｋ参照）と合流することで冷却される（図１５、図１４の点Ｇ参照）。次に、第１後段側インジェクション管１９から戻る冷媒と合流した（すなわち、エコノマイザ熱交換器２０による中間圧インジェクションが行われた）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１５、図１４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１４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、冷媒の放熱器として機能する熱源側熱交換器４に送られて、冷却源としての水や空気と熱交換を行って冷却される（図１５、図１４の点Ｅ参照）。そして、放熱器としての熱源側熱交換器４において冷却された高圧の冷媒は、その一部が第１後段側インジェクション管１９に分岐される。そして、第１後段側インジェクション管１９を流れる冷媒は、第１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１５、図１４の点Ｊ参照）。また、第１後段側インジェクション管１９に分岐された後の冷媒は、エコノマイザ熱交換器２０に流入し、第１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１５、図１４の点Ｈ参照）。一方、第１後段側インジェクション管１９を流れる冷媒は、放熱器としての熱源側熱交換器４において冷却された高圧の冷媒と熱交換を行って加熱されて（図１５、図１４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、第１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１５、図１４の点Ｉ参照）。そして、レシーバ１８内に溜められた冷媒は、その一部が第１吸入戻し管９５に分岐される。そして、第１吸入戻し管９５を流れる冷媒は、第１吸入戻し弁９５ａにおいて低圧付近まで減圧された後に、深冷熱交換器としての過冷却熱交換器９６に送られる（図１５、図１４の点Ｓ参照）。また、第１吸入戻し管９５に分岐された後の冷媒は、深冷熱交換器としての過冷却熱交換器９６に流入し、第１吸入戻し管９５を流れる冷媒と熱交換を行ってさらに冷却される（図１５、図１４の点Ｒ参照）。一方、第１吸入戻し管９５を流れる冷媒は、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と熱交換を行って加熱されて（図１５、図１４の点Ｕ参照）、圧縮機構２の吸入側（ここでは、吸入管２ａ）を流れる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後にさらに過冷却熱交換器９６において冷却された高圧の冷媒は、利用側膨張機構５ｃに送られて、利用側膨張機構５ｃによって減圧されて低圧の気液二相状態の冷媒となり、冷媒の蒸発器として機能する利用側熱交換器６に送られる（図１５、図１４の点Ｆ参照）。そして、蒸発器としての利用側熱交換器６に送られた低圧の気液二相状態の冷媒は、加熱源としての水や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１５、図１４の点Ａ参照）。そして、この蒸発器としての利用側熱交換器６において加熱され蒸発した低圧の冷媒は、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、本変形例の空気調和装置１では、切換機構３を冷却運転状態にする冷房運転においては、放熱器としての熱源側熱交換器４の下流側かつ熱源側膨張機構としての第１膨張機構５ａの上流側における冷媒の圧力が高いままで保たれており、冷凍サイクルにおける高圧から冷凍サイクルにおける中間圧付近までの圧力差を利用できる条件であるため、エコノマイザ熱交換器２０による中間圧インジェクションを使用する運転を行うことで、後段側の圧縮要素２ｄに戻される冷媒の流量が極力確保されるようにして、中間圧インジェクションによる運転効率の向上を最大限に図れるとともに、上述の実施形態と同様、膨張弁（ここでは、利用側膨張機構５ｃ）による膨張ロスを減らし、冷凍サイクルの成績係数や運転効率をさらに向上させる効果を得ることができる。

＜暖房運転＞
暖房運転時は、切換機構３が図１５の破線で示される加熱運転状態とされる。熱源側膨張機構としての第１膨張機構５ａ及び利用側膨張機構５ｃは、開度調節される。そして、切換機構３を加熱運転状態にしている際には、エコノマイザ熱交換器２０による中間圧インジェクションを行わずに、第２後段側インジェクション管１８ｃを通じて、気液分離器としてのレシーバ１８から冷媒を後段側の圧縮要素２ｄに戻すレシーバ１８による中間圧インジェクションを行うようにしている。より具体的には、第２後段側インジェクション開閉弁１８ｄが開状態にされて、第１後段側インジェクション弁１９ａが全閉状態にされる。また、切換機構３を加熱運転状態にしている際には、過冷却熱交換器９６を使用しないため、第１吸入戻し弁９５ａについても全閉状態にされる。

この冷媒回路４１０の状態において、圧縮機構２を駆動すると、低圧の冷媒（図１５、図１６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１５、図１６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、レシーバ１８から第２後段側インジェクション管１８ｃを通じて後段側の圧縮機構２ｄに戻される冷媒（図１５、図１６の点Ｍ参照）と合流することで冷却される（図１５、図１６の点Ｇ参照）。次に、第２後段側インジェクション管１８ｃから戻る冷媒と合流した（すなわち、気液分離器としてのレシーバ１８による中間圧インジェクションが行われた）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１５、図１６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１６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、冷媒の放熱器として機能する利用側熱交換器６に送られて、冷却源としての水や空気と熱交換を行って冷却される（図１５、図１６の点Ｆ参照）。そして、放熱器としての利用側熱交換器６において冷却された高圧の冷媒は、利用側膨張機構５ｃによって中間圧付近まで減圧された後に、レシーバ１８内に一時的に溜められるとともに気液分離が行われる（図１５、図１６の点Ｉ、Ｌ、Ｍ参照）。そして、レシーバ１８において気液分離されたガス冷媒は、第２後段側インジェクション管１８ｃによってレシーバ１８の上部から抜き出されて、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、レシーバ１８内に溜められた液冷媒は、第１膨張機構５ａによって減圧されて低圧の気液二相状態の冷媒となり、冷媒の蒸発器として機能する熱源側熱交換器４に送られる（図１５、図１６の点Ｅ参照）。そして、蒸発器としての熱源側熱交換器４に送られた低圧の気液二相状態の冷媒は、加熱源としての水や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１５、図１６の点Ａ参照）。そして、この蒸発器としての熱源側熱交換器４において加熱され蒸発した低圧の冷媒は、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、本変形例の空気調和装置１では、切換機構３を加熱運転状態にする暖房運転においては、利用側膨張機構５ｃの下流側における冷媒の圧力が低くなるおそれがあり、気液分離器圧力と冷凍サイクルにおける中間圧との圧力差が小さい条件であるため、気液分離器としてのレシーバ１８による中間圧インジェクションを使用する運転を行うことで、後段側の圧縮要素２ｄに戻される冷媒の流量が極力確保されるようにして、中間圧インジェクションによる運転効率の向上を最大限に図れるようになっている。

また、本変形例では、深冷熱交換器として、過冷却熱交換器９６を使用した例を説明したが、上述の変形例１、２のように、過冷却熱交換器９６に代えて液ガス熱交換器９０を使用したり、過冷却熱交換器９６とともに液ガス熱交換器９０を使用してもよい。

（８）変形例５
上述の変形例４における冷媒回路４１０（図１５参照）においては、エコノマイザ熱交換器２０による中間圧インジェクションや気液分離器としてのレシーバ１８による中間圧インジェクションを行うことで、後段側の圧縮要素２ｄから吐出される冷媒の温度を低下させるとともに、圧縮機構２の消費動力を減らし、運転効率の向上を図るようにし、しかも、エコノマイザ熱交換器２０の下流側に深冷熱交換器としての過冷却熱交換器９６を設けることで、膨張弁（ここでは、利用側膨張機構５ｃ）による膨張ロスを減らし、冷凍サイクルの成績係数や運転効率をさらに向上させる効果を得ることができるようになっているが、この構成に加えて、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に前段側の圧縮要素２ｃから吐出されて後段側の圧縮要素２ｄに吸入される冷媒の冷却器として機能する中間冷却器７をさらに設けるようにしてもよい。

例えば、図１７に示されるように、上述の変形例４における冷媒回路４１０（図１５参照）において、中間冷却器７及び中間冷却器バイパス管９が設けられた冷媒回路５１０にすることができる。

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、水や空気を熱源（すなわち、冷却源）とする熱交換器である。このように、中間冷却器７は、冷媒回路５１０を循環する冷媒を用いたものではないという意味で、外部熱源を用いた冷却器ということができる。

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、本変形例において、電磁弁である。この中間冷却器バイパス開閉弁１１は、本変形例において、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、本変形例において、電磁弁である。この冷却器開閉弁１２は、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、本変形例において、中間冷却器７の入口側の位置に設けられている。

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、本変形例において、逆止弁である。尚、逆止機構１５は、本変形例において、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。

そして、中間冷却器７及び中間冷却器バイパス管９は、いずれも第１後段側インジェクション管１９及び第２後段側インジェクション管１８ｃの上流側（すなわち、前段側の圧縮要素２ｃと第１後段側インジェクション管１９及び第２後段側インジェクション管１８ｃとの間）に位置するように設けられている。

次に、本変形例の空気調和装置１の動作について、図１７、図１８、図１６を用いて説明する。ここで、図１８は、本変形例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。また、本変形例における暖房運転時の冷凍サイクルについては、図１６を用いて説明するものとする。尚、以下の冷房運転及び暖房運転における運転制御は、上述の実施形態における制御部（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１８の点Ｄ、Ｅ、Ｈ、Ｉ、Ｒや図１６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１８の点Ａ、Ｆ、Ｓ、Ｕや図１６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１８の点Ｂ１、Ｃ１、Ｇ、Ｊ、Ｋや図１６の点Ｂ１、Ｇ、Ｉ、Ｌ、Ｍ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１７の実線で示される冷却運転状態とされる。熱源側膨張機構としての第１膨張機構５ａ及び利用側膨張機構５ｃは、開度調節される。そして、切換機構３を冷却運転状態にしている際には、気液分離器としてのレシーバ１８による中間圧インジェクションを行わずに、第１後段側インジェクション管１９を通じて、エコノマイザ熱交換器２０において加熱された冷媒を後段側の圧縮要素２ｄに戻すエコノマイザ熱交換器２０による中間圧インジェクションを行うようにしている。より具体的には、第２後段側インジェクション開閉弁１８ｄは閉状態にされて、第１後段側インジェクション弁１９ａは、上述の実施形態と同様の開度調節がなされる。また、切換機構３を冷却運転状態にしている際には、過冷却熱交換器９６を使用するため、第１吸入戻し弁９５ａについても、上述の実施形態と同様の開度調節がなされる。さらに、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５１０の状態において、圧縮機構２を駆動すると、低圧の冷媒（図１７、図１８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１７、図１８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、冷却源としての水や空気と熱交換を行うことで冷却される（図１７、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、第１後段側インジェクション管１９から後段側の圧縮機構２ｄに戻される冷媒（図１７、図１８の点Ｋ参照）と合流することでさらに冷却される（図１７、図１８の点Ｇ参照）。次に、第１後段側インジェクション管１９から戻る冷媒と合流した（すなわち、エコノマイザ熱交換器２０による中間圧インジェクションが行われた）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１７、図１８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１８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、冷媒の放熱器として機能する熱源側熱交換器４に送られて、冷却源としての水や空気と熱交換を行って冷却される（図１７、図１８の点Ｅ参照）。そして、放熱器としての熱源側熱交換器４において冷却された高圧の冷媒は、その一部が第１後段側インジェクション管１９に分岐される。そして、第１後段側インジェクション管１９を流れる冷媒は、第１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１７、図１８の点Ｊ参照）。また、第１後段側インジェクション管１９に分岐された後の冷媒は、エコノマイザ熱交換器２０に流入し、第１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１７、図１８の点Ｈ参照）。一方、第１後段側インジェクション管１９を流れる冷媒は、放熱器としての熱源側熱交換器４において冷却された高圧の冷媒と熱交換を行って加熱されて（図１７、図１８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、第１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１７、図１８の点Ｉ参照）。そして、レシーバ１８内に溜められた冷媒は、その一部が第１吸入戻し管９５に分岐される。そして、第１吸入戻し管９５を流れる冷媒は、第１吸入戻し弁９５ａにおいて低圧付近まで減圧された後に、深冷熱交換器としての過冷却熱交換器９６に送られる（図１７、図１８の点Ｓ参照）。また、第１吸入戻し管９５に分岐された後の冷媒は、深冷熱交換器としての過冷却熱交換器９６に流入し、第１吸入戻し管９５を流れる冷媒と熱交換を行ってさらに冷却される（図１７、図１８の点Ｒ参照）。一方、第１吸入戻し管９５を流れる冷媒は、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と熱交換を行って加熱されて（図１７、図１８の点Ｕ参照）、圧縮機構２の吸入側（ここでは、吸入管２ａ）を流れる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後にさらに過冷却熱交換器９６において冷却された高圧の冷媒は、利用側膨張機構５ｃに送られて、利用側膨張機構５ｃによって減圧されて低圧の気液二相状態の冷媒となり、冷媒の蒸発器として機能する利用側熱交換器６に送られる（図１７、図１８の点Ｆ参照）。そして、蒸発器としての利用側熱交換器６に送られた低圧の気液二相状態の冷媒は、加熱源としての水や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１７、図１８の点Ａ参照）。そして、この蒸発器としての利用側熱交換器６において加熱され蒸発した低圧の冷媒は、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、エコノマイザ熱交換器２０及び第１後段側インジェクション管１９を用いた中間インジェクションに加えて、中間冷却器７による後段側の圧縮要素２ｄに吸入される冷媒の冷却により、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ため（図１８の点Ｃ１、Ｇ参照）、上述の変形例４における効果に加えて、圧縮機構２から吐出される冷媒の温度をさらに低く抑えることができる（図１８の点Ｄ参照）。これにより、圧縮機構２の消費動力をさらに減らし、運転効率の向上をさらに図ることができる。

＜暖房運転＞
暖房運転時は、切換機構３が図１７の破線で示される加熱運転状態とされる。熱源側膨張機構としての第１膨張機構５ａ及び利用側膨張機構５ｃは、開度調節される。そして、切換機構３を加熱運転状態にしている際には、エコノマイザ熱交換器２０による中間圧インジェクションを行わずに、第２後段側インジェクション管１８ｃを通じて、気液分離器としてのレシーバ１８から冷媒を後段側の圧縮要素２ｄに戻すレシーバ１８による中間圧インジェクションを行うようにしている。より具体的には、第２後段側インジェクション開閉弁１８ｄが開状態にされて、第１後段側インジェクション弁１９ａが全閉状態にされる。また、切換機構３を加熱運転状態にしている際には、過冷却熱交換器９６を使用しないため、第１吸入戻し弁９５ａについても全閉状態にされる。さらに、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５１０の状態において、圧縮機構２を駆動すると、低圧の冷媒（図１７、図１６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１７、図１６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１７の点Ｃ１参照）、レシーバ１８から第２後段側インジェクション管１８ｃを通じて後段側の圧縮機構２ｄに戻される冷媒（図１７、図１６の点Ｍ参照）と合流することで冷却される（図１７、図１６の点Ｇ参照）。次に、第２後段側インジェクション管１８ｃから戻る冷媒と合流した（すなわち、気液分離器としてのレシーバ１８による中間圧インジェクションが行われた）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１７、図１６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１６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、冷媒の放熱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や水と熱交換を行って冷却される（図１７、図１６の点Ｆ参照）。そして、放熱器としての利用側熱交換器６において冷却された高圧の冷媒は、利用側膨張機構５ｃによって中間圧付近まで減圧された後に、レシーバ１８内に一時的に溜められるとともに気液分離が行われる（図１７、図１６の点Ｉ、Ｌ、Ｍ参照）。そして、レシーバ１８において気液分離されたガス冷媒は、第２後段側インジェクション管１８ｃによってレシーバ１８の上部から抜き出されて、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、レシーバ１８内に溜められた液冷媒は、第１膨張機構５ａによって減圧されて低圧の気液二相状態の冷媒となり、冷媒の蒸発器として機能する熱源側熱交換器４に送られる（図１７、図１６の点Ｅ参照）。そして、蒸発器としての熱源側熱交換器４に送られた低圧の気液二相状態の冷媒は、加熱源としての水や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１７、図１６の点Ａ参照）。そして、この蒸発器としての熱源側熱交換器４において加熱され蒸発した低圧の冷媒は、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、上述の変形例４と同様に、レシーバ１８及び第１後段側インジェクション管１９を用いた中間インジェクションによって、後段側の圧縮要素２ｄに吸入される冷媒の温度を低く抑えることができるため、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る。しかし、冷房運転時とは異なり、中間冷却器７を冷却器として機能させない状態にして、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、中間冷却器７による外部への放熱ロスを抑えて、放熱器としての利用側熱交換器６における加熱能力の低下を抑えるようにしている。

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

例えば、図１９に示されるように、上述の変形例５における冷媒回路５１０（図１７参照）において、二段圧縮式の圧縮機構２に代えて、二段圧縮式の圧縮機構１０３、１０４を並列に接続した圧縮機構１０２を採用した冷媒回路６１０にしてもよい。

第１圧縮機構１０３は、本変形例において、２つの圧縮要素１０３ｃ、１０３ｄで冷媒を二段圧縮する圧縮機２９から構成されており、圧縮機構１０２の吸入母管１０２ａから分岐された第１吸入枝管１０３ａ、及び、圧縮機構１０２の吐出母管１０２ｂに合流する第１吐出枝管１０３ｂに接続されている。第２圧縮機構１０４は、本変形例において、２つの圧縮要素１０４ｃ、１０４ｄで冷媒を二段圧縮する圧縮機３０から構成されており、圧縮機構１０２の吸入母管１０２ａから分岐された第２吸入枝管１０４ａ、及び、圧縮機構１０２の吐出母管１０２ｂに合流する第２吐出枝管１０４ｂに接続されている。尚、圧縮機２９、３０は、上述の実施形態及びその変形例における圧縮機２１と同様の構成であるため、圧縮要素１０３ｃ、１０３ｄ、１０４ｃ、１０４ｄを除く各部を示す符号をそれぞれ２９番台や３０番台に置き換えることとし、ここでは、説明を省略する。そして、圧縮機２９は、第１吸入枝管１０３ａから冷媒を吸入し、この吸入された冷媒を圧縮要素１０３ｃによって圧縮した後に中間冷媒管８を構成する第１入口側中間枝管８１に吐出し、第１入口側中間枝管８１に吐出された冷媒を中間冷媒管８を構成する中間母管８２及び第１出口側中間枝管８３を通じて圧縮要素１０３ｄに吸入させて冷媒をさらに圧縮した後に第１吐出枝管１０３ｂに吐出するように構成されている。圧縮機３０は、第１吸入枝管１０４ａから冷媒を吸入し、この吸入された冷媒を圧縮要素１０４ｃによって圧縮した後に中間冷媒管８を構成する第２入口側中間枝管８４に吐出し、第２入口側中間枝管８４に吐出された冷媒を中間冷媒管８を構成する中間母管８２及び第２出口側中間枝管８５を通じて圧縮要素１０４ｄに吸入させて冷媒をさらに圧縮した後に第２吐出枝管１０４ｂに吐出するように構成されている。中間冷媒管８は、本変形例において、圧縮要素１０３ｄ、１０４ｄの前段側に接続された圧縮要素１０３ｃ、１０４ｃから吐出された冷媒を、圧縮要素１０３ｃ、１０４ｃの後段側に接続された圧縮要素１０３ｄ、１０４ｄに吸入させるための冷媒管であり、主として、第１圧縮機構１０３の前段側の圧縮要素１０３ｃの吐出側に接続される第１入口側中間枝管８１と、第２圧縮機構１０４の前段側の圧縮要素１０４ｃの吐出側に接続される第２入口側中間枝管８４と、両入口側中間枝管８１、８４が合流する中間母管８２と、中間母管８２から分岐されて第１圧縮機構１０３の後段側の圧縮要素１０３ｄの吸入側に接続される第１出口側中間枝管８３と、中間母管８２から分岐されて第２圧縮機構１０４の後段側の圧縮要素１０４ｄの吸入側に接続される第２出口側中間枝管８５とを有している。また、吐出母管１０２ｂは、圧縮機構１０２から吐出された冷媒を切換機構３に送るための冷媒管であり、吐出母管１０２ｂに接続される第１吐出枝管１０３ｂには、第１油分離機構１４１と第１逆止機構１４２とが設けられており、吐出母管１０２ｂに接続される第２吐出枝管１０４ｂには、第２油分離機構１４３と第２逆止機構１４４とが設けられている。第１油分離機構１４１は、第１圧縮機構１０３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１０２の吸入側へ戻す機構であり、主として、第１圧縮機構１０３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１４１ａと、第１油分離器１４１ａ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１０２の吸入側に戻す第１油戻し管１４１ｂとを有している。第２油分離機構１４３は、第２圧縮機構１０４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１０２の吸入側へ戻す機構であり、主として、第２圧縮機構１０４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１４３ａと、第２油分離器１４３ａ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１０２の吸入側に戻す第２油戻し管１４３ｂとを有している。本変形例において、第１油戻し管１４１ｂは、第２吸入枝管１０４ａに接続されており、第２油戻し管１４３ｃは、第１吸入枝管１０３ａに接続されている。このため、第１圧縮機構１０３内に溜まった冷凍機油の量と第２圧縮機構１０４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１０３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１０４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１０３、１０４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１０３内に溜まった冷凍機油の量と第２圧縮機構１０４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１０３ａは、第２油戻し管１４３ｂとの合流部から吸入母管１０２ａとの合流部までの間の部分が、吸入母管１０２ａ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１０４ａは、第１油戻し管１４１ｂとの合流部から吸入母管１０２ａとの合流部までの間の部分が、吸入母管１０２ａ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１０３、１０４のいずれか一方が停止中であっても、運転中の圧縮機構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１０２ａ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１４１ｂ、１４３ｂには、油戻し管１４１ｂ、１４３ｂを流れる冷凍機油を減圧する減圧機構１４１ｃ、１４３ｃが設けられている。逆止機構１４２、１４４は、圧縮機構１０３、１０４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１０３、１０４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１０２は、本変形例において、２つの圧縮要素１０３ｃ、１０３ｄを有するとともにこれらの圧縮要素１０３ｃ、１０３ｄのうちの前段側の圧縮要素から吐出された冷媒を後段側の圧縮要素で順次圧縮するように構成された第１圧縮機構１０３と、２つの圧縮要素１０４ｃ、１０４ｄを有するとともにこれらの圧縮要素１０４ｃ、１０４ｄのうちの前段側の圧縮要素から吐出された冷媒を後段側の圧縮要素で順次圧縮するように構成された第２圧縮機構１０４とを並列に接続した構成となっている。

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

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

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

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

また、本変形例の空気調和装置１の冷房運転や暖房運転等の動作は、圧縮機構２に代えて設けられた圧縮機構１０２によって、圧縮機構１０２周りの回路構成がやや複雑化したことによる変更点を除いては、上述の変形例５における動作（図１７、図１８、図１６及びその関連記載）と基本的に同じであるため、ここでは、説明を省略する。

そして、本変形例の構成においても、上述の変形例５と同様の作用効果を得ることができる。

また、本変形例では、深冷熱交換器として、過冷却熱交換器９６を使用しているが、上述の変形例１、２のように、過冷却熱交換器９６に代えて液ガス熱交換器９０を使用したり、過冷却熱交換器９６とともに液ガス熱交換器９０を使用してもよい。

（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は、エコノマイザ熱交換器２０の冷却源となる冷媒が流れる第１後段側インジェクション管１９が、エコノマイザ熱交換器２０の上流側の位置から分岐されているが、エコノマイザ熱交換器２０の下流側の位置から分岐するようにしてもよい。また、上述の実施形態及びその変形例においては、過冷却熱交換器９６の冷却源となる冷媒が流れる第１吸入戻し管９５が、過冷却熱交換器９６の上流側の位置から分岐されているが、過冷却熱交換器９６の下流側の位置から分岐するようにしてもよい。

また、上述の実施形態及びその変形例において、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、超臨界域で作動する冷媒を冷媒として使用して多段圧縮式冷凍サイクルを行うものであれば、本発明を適用可能である。

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

本発明を利用すれば、超臨界域で作動する冷媒を使用して多段圧縮式冷凍サイクルを行う冷凍装置において、運転効率の向上を図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。 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。 Ｒ４１０Ａを使用した冷凍サイクルが図示された圧力−エントロピ線図である。 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１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１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。 Ｒ４１０Ａを使用した冷凍サイクルが図示された圧力−エントロピ線図である。 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。 Ｒ４１０Ａを使用した冷凍サイクルが図示された圧力−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３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６にかかる空気調和装置の概略構成図である。

符号の説明

１ 空気調和装置（冷凍装置）
２、１０２ 圧縮機構
４ 熱源側熱交換器（放熱器、蒸発器）
５ 膨張機構（膨張弁）
５ａ 第１膨張機構（第２の膨張弁）
５ｂ 第２膨張機構（膨張弁、第１の膨張弁）
５ｃ 利用側膨張機構（膨張弁、第１の膨張弁）
６ 利用側熱交換器（蒸発器、放熱器）
１９ 第１後段側インジェクション管
１９ａ 第１後段側インジェクション弁
２０ エコノマイザ熱交換器
９０ 液ガス熱交換器（深冷熱交換器）
９５ 第１吸入戻し管（吸入戻し管）
９６ 過冷却熱交換器（深冷熱交換器）

Claims (5)

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）と、
   放熱器（４、６）と、
   蒸発器（６、４）と、
   前記放熱器から前記蒸発器に送られる冷媒を減圧する膨張弁（５、５ｂ、５ｃ）と、
   冷媒を減圧する後段側インジェクション弁を有しており、前記放熱器から前記膨張弁に送られる冷媒を分岐して前記後段側の圧縮要素に戻す後段側インジェクション管（１９）と、
   前記放熱器から前記膨張弁に送られる冷媒と前記後段側インジェクション管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）と、
   前記エコノマイザ熱交換器から前記膨張弁に送られる冷媒を冷却する深冷熱交換器（９０、９６）と、
   を備えた冷凍装置（１）。
2. 前記放熱器（４、６）から前記蒸発器（６、４）に送られる冷媒を分岐して前記圧縮機構（２）の吸入側に戻す吸入戻し管（９５）をさらに備えており、
   前記深冷熱交換器（９６）は、前記エコノマイザ熱交換器（２０）から前記膨張弁（５、５ｂ、５ｃ）に送られる冷媒と前記吸入戻し管（９５）を流れる冷媒との熱交換を行う熱交換器である、
   請求項１に記載の冷凍装置（１）。
3. 前記深冷熱交換器（９０）は、前記エコノマイザ熱交換器（２０）から前記膨張弁（５、５ｂ、５ｃ）に送られる冷媒と前記圧縮機構（２）の吸入側を流れる冷媒との熱交換を行う熱交換器である、
   請求項１に記載の冷凍装置（１）。
4. 前記膨張弁（５ｂ、５ｃ）は、前記深冷熱交換器（９０、９５）から前記蒸発器（６）に送られる冷媒を減圧する第１の膨張弁であり、
   前記エコノマイザ熱交換器（２０）から前記深冷熱交換器に送られる冷媒を減圧する第２の膨張弁（５ａ）と、前記第２の膨張弁から前記深冷熱交換器に送られる冷媒を溜めるレシーバ（１８）とをさらに備えている、
   請求項２又は３に記載の冷凍装置（１）。
5. 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１〜４のいずれかに記載の冷凍装置（１）。

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