[0001] 本发明涉及一种制冷装置，特别是涉及一种具有能够切换制冷运转与加热运转的制冷剂回路，并且进行多级压缩式冷冻循环的制冷装置。

[0002] 现有技术中，作为具有能够切换制冷运转与加热运转的制冷剂回路且进行多级压缩式冷冻循环的制冷装置一个例子，有专利文献1中所示的空调装置，它具有能够切换制冷运转与制暖运转的制冷剂回路，且进行二级压缩式冷冻循环。该空调装置主要包括：具有被串联连接的两个压缩部件的压缩机；用来切换制冷运转与制暖运转的四相切换阀；室外热交换器；以及室内热交换器。

[0003] 专利文献1：特开2007-232263号公报

[0004] 第1发明涉及的制冷装置包括：压缩机构、具有作为制冷剂的散热器或者蒸发器功能的热源侧热交换器、具有用作制冷剂的蒸发器或者散热器功能的利用侧热交换器、切换机构、以及中间热交换器。压缩机构具有多个压缩部件，并且使用后级侧压缩部件依次压缩从多个压缩部件中的前级侧压缩部件排出的制冷剂。此处所说的“压缩机构”包括通过连接多台压缩机而形成的压缩机构，压缩机包括多个压缩部件被组装成一体而构成的压缩机、以及组装单一压缩部件而构成的压缩机以及/或者组装多个压缩部件而构成的压缩机。此外，“用后级侧压缩部件依次压缩从多个压缩部件中的前级侧压缩部件排出的制冷剂”并非仅指包括“前级侧压缩部件”及“后级侧压缩部件”被串联连接的两个压缩部件，而是指多个压缩部件被串联连接，并且各个压缩部件间的关系具有上述的“前级侧压缩部件”与“后级侧压缩部件”的关系。切换机构用来切换使制冷剂依次在压缩机构、具有用作制冷剂的散热器功能的热源侧热交换器、具有用作制冷剂的蒸发器功能的利用侧热交换器中循环的冷却运转状态；以及使制冷剂依次在压缩机构、具有用作制冷剂的散热器功能的利用侧热交换器、具有用作制冷剂的蒸发器功能的热源侧热交换器中循环的加热运转状态。中间热交换器在切换机构切换成冷却运转状态时，能够用作从前级侧压缩部件排出然后被吸入后级侧压缩部件中的制冷剂的冷却器，在切换机构切换成加热运转状态时，能够用作在利用侧热交换器中散热后的制冷剂的蒸发器。

[0005] 在现有的空调装置中，从压缩机的低级压缩部件排出的制冷剂被吸入压缩机的后级侧压缩部件然后被进一步压缩，因此，从压缩机的后级侧压缩部件排出的制冷剂的温度升高，例如，在具有用作制冷剂的散热器功能的室外热交换器中，作为热源的空气和水与制冷剂之间的温差增大，室外热交换器中的散热损失增大，因此，存在难以获得高运转效率这样的问题。

[0006] 为了解决这个问题，如该制冷装置那样，在设置具有用作从前级侧压缩部件排出然后被吸入后级侧压缩部件的制冷剂的冷却器功能的中间热交换器的情况下，被吸入后级侧压缩部件的制冷剂的温度变低，因此，与未设置中间热交换器的方式相比，能够降低最终从压缩机构排出的制冷剂的温度。这样，在冷却运转时，具有用作制冷剂的散热器功能的热源侧热交换器中的散热损失减少，因此，能够提高冷却运转时的运转效率。

[0007] 但是，在加热运转时，在未设置具有用作从前级侧压缩部件排出然后被吸入后级侧压缩部件的制冷剂的冷却器功能的中间热交换器的情况下，在加热运转时，由于设置了中间热交换器，因此，在利用侧热交换器中能够利用的热量就会从中间热交换器散热到外部，这样，利用侧热交换器中的加热能力降低，加热运转时的运转效率就会下降。

[0008] 与此相反，例如，设置用来旁通中间热交换器的中间热交换器旁通管，并且，在加热运转时，使用该中间热交换器旁通管进行旁通，从而使从前级侧压缩部件排出然后被吸入后级侧压缩部件的制冷剂在中间热交换器中未被冷却，从而变成不使用中间热交换器的状态，这样，在加热运转状态下，能够防止利用侧热交换器中的加热能力下降，从而使加热运转时的运转效率不会降低。

[0009] 但是，如果在加热运转时变成不使用中间热交换器的状态，那么，中间热交换器就会按照作为仅在冷却运转时使用的热交换器的方式而设置，因此，中间热交换器就变成在加热运转时不使用的仪器。

[0010] 因此，在该制冷装置中，在切换机构切换成冷却运转状态时，使中间热交换器能够用作冷却器，在切换机构切换成加热运转状态时，使其能够用作在利用侧热交换器中散热后的制冷剂的蒸发器。因此，在该制冷装置中，在冷却运转时，能够降低从压缩机构排出的制冷剂的温度，在加热运转时，能够提高制冷剂的蒸发能力，同时能够防止从中间热交换器向外部散热。

[0011] 这样，在该制冷装置中，在冷却运转时，具有用作制冷剂的散热器功能的热源侧热交换器中的散热损失减少，能够提高冷却运转时的运转效率，在加热运转时，有效地利用中间热交换器，并且抑制利用侧热交换器中的加热能力的下降，从而能够防止加热运转时的运转效率降低。

[0012] 对于第2发明涉及的制冷装置，在第1发明涉及的制冷装置中，中间热交换器被设置在用来将从前级侧压缩部件排出的制冷剂吸入后级侧压缩部件中的中间制冷剂管中，中间制冷剂管与使中间热交换器旁通的中间热交换器旁通管连接，它还包括：用来连接中间热交换器的一端和压缩机构的吸入一侧的吸入返回管；用来连接利用侧热交换器和热源侧热交换器之间与中间热交换器的另一端的中间热交换器返回管。

[0013] 在该制冷装置中，在冷却运转时，利用中间热交换器能够冷却流经中间制冷剂管的中间压制冷剂，在加热运转时，利用中间热交换器旁通管使中间热交换器旁通，使流经中间制冷剂管的中间压制冷剂旁通，并且利用吸入返回管及中间热交换器返回管，将在利用侧热交换器中被冷却的制冷剂的一部分导入中间热交换器中然后使其蒸发，返回压缩机构的吸入一侧。

[0014] 对于第3发明涉及的制冷装置，在第2发明涉及的制冷装置中，在切换机构切换成冷却运转状态的运转开始时，通过所述中间热交换器旁通管使从所述前级侧压缩部件排出的制冷剂吸入所述后级侧压缩部件，并且通过所述吸入返回管连接中间热交换器和压缩机构的吸入一侧。

[0015] 在该制冷装置中，在切换机构切换成冷却运转状态的运转开始时，通过中间热交换器旁通管使从前级侧压缩部件排出的制冷剂吸入后级侧压缩部件，并且通过吸入返回管连接中间热交换器和压缩机构的吸入一侧，因此，在切换机构切换成冷却运转状态的运转开始前，即使液体制冷剂积存在中间热交换器内，也能将该液体制冷剂排出至中间热交换器外。这样，在切换机构切换成冷却运转状态的运转开始时，就能避免发生液体制冷剂积存在中间热交换器内的状态，不会发生因液体制冷剂积存在中间热交换器内而引起的后级侧压缩部件中的液体压缩，能够通过中间热交换器将从前级侧压缩部件排出的制冷剂吸入后级侧压缩部件中。

[0016] 对于第4发明涉及的制冷装置，在第2或者第3发明涉及的制冷装置中，在中间热交换器返回管中设有流量调节阀。

[0017] 在该制冷装置中，在冷却运转时能够防止制冷剂流入中间热交换器返回管中，并且在加热运转时，能够切实地进行流经热源侧热交换器的制冷剂的流量和流经中间热交换器的制冷剂的流量的分配。

[0018] 对于第5发明设计的制冷装置，在第1～第4发明中任意一个所涉及的制冷装置中，在热源侧热交换器和利用侧热交换器之间，使流经热源侧热交换器和利用侧热交换器之间的制冷剂等熵膨胀的膨胀装置借助整流电路被连接，在制冷剂从热源侧热交换器流向利用侧热交换器的情况下、以及制冷剂从利用侧热交换器流向热源侧热交换器的情况下，也对其进行整流从而使制冷剂从膨胀装置的入口流入。

[0019] 在该制冷装置中，由于在冷却运转时及加热运转时的任意一个运转时，利用膨胀装置都能提高成绩系数并且进行能量回收，因此，能够进一步提高冷却运转时及加热运转时的运转效率。

[0020] 对于第6发明涉及的空调装置，在第5发明的制冷装置中，在膨胀装置的出口连接进行制冷剂的气液分离的气液分离器，在气液分离器中连接用来使在气液分离器中被分离的气体制冷剂返回后级侧压缩部件的后级侧喷射管。

[0021] 在该制冷装置中，由于能够进行使中间压的制冷剂返回后级侧压缩部件的中间压喷射，因此，能够进一步提高运转效率。附图说明

[0022] 图1是作为本发明涉及的制冷装置的一个实施方式的空调装置的构造概图。

[0023] 图2是制冷运转时空调装置内的制冷剂的流动情况的示意图。

[0024] 图3是制冷运转时的冷冻循环的压力-焓线图。

[0025] 图4是制冷运转时的冷冻循环的温度-熵线图。

[0026] 图5是制暖运转时空调装置内的制冷剂的流动情况的示意图。

[0027] 图6是制暖运转时的冷冻循环的压力-焓线图。

[0028] 图7是制暖运转时的冷冻循环的温度-熵线图。

[0029] 图8是制冷开始控制的流程图。

[0030] 图9是表示制冷开始控制时空调装置内的制冷剂的流动情况的示意图。

[0031] 图10是变形例1中的空调装置的构造概图。

[0032] 图11是热源单元的外观斜视图(拆下风扇罩时)。

[0033] 图12是拆下热源单元的右面板时的热源单元的侧面图。

[0034] 图13表示比临界压力低的中间压二氧化碳流经传热流路内时的热传导率、以及超过临界压力的高压二氧化碳流经传热流路内时的热传导率的特性。

[0035] 图14是变形例3中的空调装置的构造概图。

[0036] 图15是变形例3中的空调装置制冷运转时的冷冻循环的压力-焓线图。

[0037] 图16是变形例3中的空调装置制冷运转时的冷冻循环的温度-熵线图。

[0038] 图17是变形例3中的空调装置制暖运转时的冷冻循环的压力-焓线图。

[0039] 图18是变形例3中的空调装置制暖运转时的冷冻循环的温度-熵线图。

[0040] 图19是变形例4中的空调装置的构造概图。

[0041] 图20是变形例4中的空调装置制暖运转时的冷冻循环的压力-焓线图。

[0042] 图21是变形例4中的空调装置制暖运转时的冷冻循环的温度-熵线图。

[0043] 图22是变形例5中的空调装置的构造概图。

[0044] 图23是变形例5中的空调装置制冷运转时的冷冻循环的压力-焓线图。

[0045] 图24是变形例5中的空调装置制冷运转时的冷冻循环的温度-熵线图。

[0046] 图25是变形例6中的空调装置的构造概图。

[0047] 图26是变形例7中的空调装置的构造概图。

[0048] 图27是变形例8中的空调装置的构造概图。

[0049] 图28是变形例9中的空调装置的构造概图。

[0050] 图29是变形例10中的空调装置的构造概图。

[0051] 图30是变形例11中的空调装置的构造概图。

[0052] 图31是变形例11中的空调装置的构造概图。

[0053] 图32是变形例12中的空调装置的构造概图。

[0054] 图33是变形例13中的空调装置的构造概图。

[0055] 符号说明

[0056] 1：空调装置(制冷装置)

[0057] 2、102、202、302：压缩机构

[0058] 3：切换机构

[0059] 4：热源侧热交换器

[0060] 6：利用侧热交换器

[0061] 7、307：中间热交换器

[0062] 8、308：中间制冷剂管

[0063] 9、309：中间热交换器旁通管

[0064] 92、392：第2吸入返回管

[0065] 94、394：中间热交换器返回管

[0066] 94b、394b：中间热交换器返回阀(流量调节阀)

[0067] 97：膨胀装置

[0068] 17：整流回路(桥路)

[0069] 18：储液器(存储器)(气液分离器)

[0070] 18c：第2后级侧喷射管

[0071] 下面，根据附图，对本发明涉及的制冷装置的实施方式进行说明。

[0072] (1)空调装置的构造

[0073] 图1是作为本发明的制冷装置的一个实施方式的空调装置1的构造概图。空调装置1具有能够切换制冷运转和制暖运转的制冷剂管路10，它使用在超临界区工作的制冷剂(此处为二氧化碳)进行二级压缩式冷冻循环。

[0074] 空调装置1的制冷剂管路10主要包括：压缩机构2；切换机构3；热源侧热交换器4；桥路17；储液器18；第1膨胀机构5a；第2膨胀机构5b；利用侧热交换器6；以及中间热交换器7。

[0075] 在本实施方式中，压缩机构2由使用两个压缩部件对制冷剂进行二级压缩的压缩机21构成。压缩机21采用一种在机壳21a内收纳压缩机驱动电机21b、驱动轴21c以及压缩部件2c、2d的密闭式构造。压缩机驱动电机21b与驱动轴21c连结。该驱动轴21c与两个压缩部件2c、2d连结。即，压缩机21采用一种所谓的一轴二级压缩构造：两个压缩部件2c、2d与一个驱动轴21c连结，两个压缩部件2c、2d均被压缩机驱动电机21b旋转驱动。在本实施方式中，压缩部件2c、2d是旋转式或者涡旋式等容积式压缩部件。压缩机21从吸入管2a吸入制冷剂，利用压缩部件2c压缩该被吸入的制冷剂，然后向中间制冷剂管8排出，将被排出至中间制冷剂管8的制冷剂吸入压缩部件2d中继续压缩制冷剂，然后向排出管2b排出。此处，中间制冷剂管8是用来将从与压缩部件2b的前级连接的压缩部件2c排出的冷冻循环中的中间压制冷剂吸入与压缩部件2c的后级连接的压缩部件2d中的制冷剂管。此外，排出管2b是用来将从压缩机构2排出的制冷剂送往切换机构3的制冷剂管，在排出管2b中设置油分离机构41和单向机构42。油分离机构41用来将与制冷剂一道从压缩机构2中排出的冷冻机油从制冷剂中分离出来然后使其返回压缩机构2的吸入一侧，它主要包括：将与制冷剂一道从压缩机构2中排出的冷冻机油从制冷剂中分离出来的油分离器41a；与油分离器41a连接且使从制冷剂中被分离的冷冻机油返回压缩机构2的吸入管
2a的油返回管41b。在油返回管41b中设置对流经油返回管41b的冷冻机油进行减压的减压机构41c。在本实施方式中，减压机构41c使用毛细管。单向机构42用来容许制冷剂从压缩机构2的排出一侧流向作为散热器的热源侧热交换器4，并且用来阻断制冷剂从作为散热器的热源侧热交换器4流向压缩机构2的排出一侧，在本实施方式中使用单向阀。

[0076] 在本实施方式中，压缩机构2具有两个压缩部件2c、2d，用后级侧压缩部件依次压缩从这些压缩部件2c、2d中的前级侧压缩部件排出的制冷剂。

[0077] 切换机构3用来切换制冷剂管路10内的制冷剂流向，为了在制冷运转时使热源侧热交换器4能够用作被压缩机构2所压缩的制冷剂的散热器，并且使利用侧热交换器6能够用作在热源侧热交换器4中被冷却的制冷剂的蒸发器，可以连接压缩机构2的排出一侧与热源侧热交换器4的一端，同时连接压缩机21的吸入一侧与利用侧热交换器6(参照图1的切换机构3的实线，以下，该切换机构3的状态为“制冷运转状态”)，为了在制暖运转时使利用侧热交换器6能够用作被压缩机构2所压缩的制冷剂的散热器，并且使热源侧热交换器4能够用作在利用侧热交换器6中被冷却的制冷剂的蒸发器，可以连接压缩机构2的排出一侧与利用侧热交换器6，同时连接压缩机构2的吸入一侧与热源侧热交换器4的一端(参照图1的切换机构3的虚线，以下，该切换机构3的状态为“加热运转状态”)。在本实施方式中，切换机构3是与压缩机构2的吸入一侧、压缩机构2的排出一侧、热源侧热交换器4以及利用侧热交换器6连接的四相切换阀。此外，切换机构3并非局限于四相切换阀，例如也可以通过组合多个电磁阀，使其具有与上述同样的切换制冷剂流向的功能。

[0078] 于是，如果仅着眼于构成制冷剂管路10的压缩机构2、热源侧热交换器4以及利用侧热交换器6，那么，切换机构3能够切换以下两种状态：使制冷剂依次在压缩机构2、具有用作制冷剂的散热器功能的热源侧热交换器4、具有用作制冷剂的蒸发器功能的利用侧热交换器6中循环的制冷运转状态；以及使制冷剂依次在压缩机构2、具有用作制冷剂的散热器功能的利用侧热交换器6、具有用作制冷剂的蒸发器功能热源侧热交换器4中循环的加热运转状态。

[0079] 热源侧热交换器4是具有用作制冷剂的散热器或者蒸发器功能的热交换器。热源侧热交换器4的一端与切换机构3连接，另一端通过桥路17与第1膨胀机构5a连接。此外，此处图中并未表示，但是，向热源侧热交换器4供给作为与流经热源侧热交换器4的制冷剂进行热交换的冷却源的水和空气。

[0080] 桥路17被设置在热源侧热交换器4和利用侧热交换器6之间，并且和与储液器18的入口连接的储液器入口管18a、以及与储液器18的出口连接的储液器出口管18b连接。在本实施方式中，桥路17具有4个单向阀17a、17b、17c和17d。入口单向阀17a是仅容许制冷剂从热源侧热交换器4流经储液器入口管18a的单向阀。入口单向阀17b是仅容许制冷剂从利用侧热交换器6流经储液器入口管18a的单向阀。即，入口单向阀17a、17b具有使制冷剂从热源侧热交换器4和利用侧热交换器6中的一个流经储液器入口管18a的功能。
出口单向阀17c是仅容许制冷剂从储液器出口管18b流经利用侧热交换器6的单向阀。出口单向阀17d是仅容许制冷剂从储液器出口管18b流经热源侧热交换器4的单向阀。即，出口单向阀17c、17d具有使制冷剂从储液器出口管18b流经热源侧热交换器4和利用侧热交换器6中的另一个的功能。

[0081] 第1膨胀机构5a是设在储液器入口管18a中的用来对制冷剂进行减压的机构，在本实施方式中使用了电动膨胀阀。此外，在本实施方式中，在制冷运转时，将在热源侧热交换器4中被冷却的高压制冷剂借助储液器18送往利用侧热交换器6之前，第1膨胀机构5a对其进行减压至制冷剂的饱和压力附近，在制暖运转时，将在利用侧热交换器6中被冷却的高压制冷剂借助储液器18送往热源侧热交换器4之前，第1膨胀机构5a对其进行减压至制冷剂的饱和压力附近。

[0082] 储液器18是为了暂时储存被第1膨胀机构5a减压后的制冷剂而设的容器，从而能够储存在制冷运转和制暖运转之间因在制冷剂管路10中的制冷剂的循环量各异等的运转状态而产生的剩余制冷剂，其入口与储液器入口管18a连接，其出口与储液器出口管18b连接。此外，在储液器18中连接从储液器18内挑出制冷剂然后使其能够返回压缩机构2的吸入管2a(即，压缩机构2的前级侧压缩部件2c的吸入一侧)的第1吸入返回管18f。在该第1吸入返回管18f中设有第1吸入返回开关阀18g。在本实施方式中，第1吸入返回开关阀18g是电磁阀。

[0083] 第2膨胀机构5b是设在储液器出口管18b中的用来对制冷剂进行减压的机构，在本实施方式中使用了电动膨胀阀。此外，在本实施方式中，在制冷运转时，在将被第1膨胀机构5a减压后的制冷剂借助储液器18送往利用侧热交换器6之前，第2膨胀机构5b继续对其进行减压，直至变成冷冻循环中的低压，在制暖运转时，在将被第1膨胀机构5a减压后的制冷剂借助储液器18送往热源侧热交换器4之前，第2膨胀机构5b继续对其进行减压，直至变成冷冻循环中的低压。

[0084] 利用侧热交换器6是具有用作制冷剂的蒸发器或者散热器功能的热交换器。利用侧热交换器6的一端借助桥路与第1膨胀机构5a连接，另一端与切换机构3连接。此外，此处图中并未表示，向利用侧热交换器6供给作为与流经利用侧热交换器6的制冷剂进行热交换的加热源的水和空气。

[0085] 于是，在本实施方式中，利用桥路17、储液器18、储液器入口管18a及储液器出口管18b，当切换机构3变成冷却运转状态时，就能将在热源侧热交换器4中被冷却的高压制冷剂通过桥路17的入口单向阀17a、储液器入口管18a的第1膨胀机构5a、储液器18、储液器出口管18b的第2膨胀机构5b以及桥路17的出口单向阀17c送往利用侧热交换器6。此外，当切换机构3变成加热运转状态时，就能将在利用侧热交换器6中被冷却的高压制冷剂通过桥路17的入口单向阀17b、储液器入口管18a的第1膨胀机构5a、储液器18、储液器出口管18b的第2膨胀机构5b以及桥路17的出口单向阀17d送往热源侧热交换器4。

[0086] 中间热交换器7被设置在中间制冷剂管8中，它是一种能够用作从前级侧压缩部件2c排出然后吸入压缩部件2d中的制冷剂的冷却器，或者能够用作在利用侧热交换器6中散热的制冷剂的蒸发器的热交换器。此外，此处图中并未表示，向中间热交换器7供给作为与流经中间热交换器7的制冷剂进行热交换的冷却源的水和空气。于是，中间热交换器7并非使用在制冷剂管路10中循环的制冷剂，在这一点上，它是能够使用外部热源的冷却器。

[0087] 此外，中间制冷剂管8与中间热交换器旁通管9连接，从而旁通中间热交换器7。该中间热交换器旁通管9是限制流经中间热交换器7的制冷剂的流量的制冷剂管。在中间热交换器旁通管9中设有中间热交换器旁通关闭阀11。在本实施方式中，中间热交换器旁通开关阀11是电磁阀。在本实施方式中，除了进行后述的制冷开始控制这样的暂时运转之外，该中间热交换器旁通开关阀11基本上在切换机构3切换成冷却运转状态时被控制关闭，在切换机构3切换成加热运转状态时被控制打开。即，中间热交换器旁通开关阀11在进行制冷运转时被控制关闭，在进行制暖运转时被控制打开。

[0088] 此外，在中间制冷剂管8中，在从与中间热交换器旁通管9的前级侧压缩部件2c侧端的连接部至中间热交换器7的前级侧压缩部件2c侧端的部分设置中间热交换器开关阀12。该中间热交换器开关阀12用来限制流经中间热交换器7的制冷剂的流量。在本实施方式中，中间热交换器开关阀12是电磁阀。在本实施方式中，除了进行后述的制冷开始控制这样的暂时运转之外，该中间热交换器开关阀12基本上在切换机构3切换成冷却运转状态时被控制打开，在切换机构3切换成加热运转状态时被控制关闭。即，中间热交换器开关阀12在进行制冷运转时被控制打开，在进行制暖运转时被控制关闭。

[0089] 此外，在中间制冷剂管8中设有单向机构15，用来容许制冷剂从前级侧压缩部件2c的排出一侧流向后级侧压缩部件2d的吸入一侧，并且用来阻断制冷剂从后级侧压缩部件2d的吸入一侧流向前级侧压缩部件2c的排出一侧。在本实施方式中，单向机构15是单向阀。此外，在本实施方式中，单向机构15被设置在从中间制冷剂管8的中间热交换器7的后级侧压缩部件2d侧端至与中间热交换器旁通管9的后级侧压缩部件2d侧端的连接部的部分。

[0090] 中间热交换器7的一端(此处是前级侧压缩部件2c侧端)与第2吸入返回管92连接，中间热交换器7的另一端(此处是后级侧压缩部件2d侧端)与中间热交换器返回管94连接。该第2吸入返回管92是在通过中间热交换器旁通管9使从前级侧压缩部件2c排出的制冷剂吸入后级侧压缩部件2d中的状态时，用来连接中间热交换器7的一端和压缩机构2的吸入一侧(此处是吸入管2a)的制冷剂管。此外，该中间热交换器返回管94是在通过中间热交换器旁通管9使从前级侧压缩部件2c排出的制冷剂吸入后级侧压缩部件2d中的状态时，并且在切换机构3切换成加热运转状态时，用来连接利用侧热交换器6和热源侧热交换器4之间(此处是将制冷剂减压变成冷冻循环中的低压的第2膨胀机构5b和作为蒸发器的热源侧热交换器4之间)和中间热交换器7的另一端的制冷剂管。在本实施方式中，第2吸入返回管92的一端与从中间制冷剂管8的中间热交换器旁通管9的前级侧压缩部件2c侧端的连接部至中间热交换器7的前级侧压缩部件2c侧端的部分连接，另一端与压缩机构2的吸入一侧(此处是吸入管2a)连接。此外，中间热交换器返回管94的一端与第2膨胀机构5b至热源侧热交换器4的部分连接，另一端与从中间制冷剂管8的中间热交换器7的前级侧压缩部件2c侧端至单向机构15的部分连接。在第2吸入返回管92中设有第2吸入返回开关阀92a，在中间热交换器返回管94中设有中间热交换器返回开关阀
94a。在本实施方式中，第2吸入返回开关阀92a以及中间热交换器返回开关阀94a是电磁阀。在本实施方式中，除了进行后述的制冷开始控制这样的暂时运转之外，该第2吸入返回开关阀92a基本上在切换机构3切换成冷却运转状态时被控制关闭，在切换机构3切换成加热运转状态时被控制打开。此外，包括进行后述的制冷开始控制这样的暂时运转的情况，中间热交换器返回开关阀94a在切换机构3切换成冷却运转状态时被控制关闭，在切换机构3切换成加热运转状态时被控制打开。

[0091] 于是，在本实施方式中，主要利用中间热交换器旁通管9、第2吸入返回管92及中间热交换器返回管94，在制冷运转时，利用中间热交换器7就能冷却流经中间制冷剂管8的中间压制冷剂，在制暖运转时，利用中间热交换器旁通管9使中间热交换器7旁通，能够旁通流经中间制冷剂管8的中间压制冷剂，并且，利用第2吸入返回管92及中间热交换器返回管94，将在利用侧热交换器6中被冷却的制冷剂的一部分导入中间热交换器7中然后使其蒸发，并返回压缩机构2的吸入一侧。

[0092] 此外，此处图中并未表示，空调装置1具有用来控制构成空调装置1的压缩机构2、切换机构3、膨胀机构5a、5b、中间热交换器旁通开关阀11、中间热交换器开关阀12、第1吸入返回开关阀18g、第2吸入返回开关阀92a、以及中间热交换器返回开关阀94a等各个部分的操作的控制部。

[0093] (2)空调装置的操作

[0094] 下面，使用图1～图9，对本实施方式的空调装置1的操作进行说明。此处，图2是制冷运转时空调装置1内的制冷剂的流动情况的示意图，图3是制冷运转时的冷冻循环的压力-焓线图，图4是制冷运转时的冷冻循环的温度-熵线图，图5是制暖运转时空调装置1内的制冷剂的流动情况的示意图，图6是制暖运转时的冷冻循环的压力-焓线图，图7是制暖运转时的冷冻循环的温度-熵线图，图8是制冷开始控制的流程图，图9是制冷开始控制时空调装置1内的制冷剂的流动情况的示意图。此外，以下的制冷运转和制暖运转中的运转控制及制冷开始控制是通过上述控制部(图中未示)来进行的。此外，在以下的说明中，“高压”表示冷冻循环中的高压(即，图3、4中的点D、D’、E的压力和图6、7中的点D、D’、F的压力)，“低压”表示冷冻循环中的低压(即，图3、4中的点A、F的压力和图6、7中的点A、E、V的压力)，“中间压力”表示冷冻循环中的中间压(即，图3、4中的点B1、C1的压力和图6、7中的点B1、C1、C1’的压力)。

[0095] (制冷运转)

[0096] 在制冷运转时，切换机构3被切换成图1及图2的实线所示的冷却运转状态。第1膨胀机构5a及第2膨胀机构5b的开度被调节。由于切换机构3变成冷却运转状态，因此，中间制冷剂管8的中间热交换器开关阀12被打开，中间热交换器旁通管9的中间热交换器旁通开关阀11被关闭，于是，中间热交换器7就变成能够用作冷却器的状态，并且，第2吸入返回管92的第2吸入返回开关阀92a被关闭，于是，中间热交换器7和压缩机构2的吸入一侧处于未被连接的状态(但是，后述的制冷开始控制时除外)，或者，中间热交换器返回管94的中间热交换器返回开关阀94a被关闭，于是，利用侧热交换器6和热源侧热交换器4之间和中间热交换器7处于未被连接的状态。

[0097] 在该制冷剂管路10的状态下，低压的制冷剂(参照图1～图4中的点A)从吸入管2a被吸入压缩机构2中，首先，被压缩部件2c压缩至中间压力后，向中间制冷剂管8排出(参照图1～图4中的点B)。从该前级侧压缩部件2c中排出的中间压制冷剂在中间热交换器7中与作为冷却源的水和空气进行热交换从而被冷却(参照图1～图4中的点C1)。接着，在该中间热交换器7中被冷却的制冷剂被吸入与压缩部件2c的后级连接的压缩部件
2d中并被进一步压缩，从压缩机构2向排出管2b排出(参照图1～图4中的点D)。此处，从压缩机构2排出的高压制冷剂根据压缩部件2c、2d的二级压缩操作被压缩至超过临界压力(即，图3所示的临界点CP中的临界压力Pcp)的压力。从该压缩机构2排出的高压制冷剂流入构成油分离机构41的油分离器41a，其中的冷冻机油被分离。此外，在油分离器
41a中从高压制冷剂中被分离出来的冷冻机油流入构成油分离机构41的油返回管41b，被设在油返回管41b中的减压机构41c减压后返回压缩机构2的吸入管2a，再次被吸入压缩机构2中。接着，在油分离机构41中，其中的冷冻机油被分离出去后的高压制冷剂通过单向机构42及切换机构3，被送往能够用作制冷剂的散热器的热源侧热交换器4。被送往热源侧热交换器4的高压制冷剂在热源侧热交换器4中与作为冷却源的水和空气进行热交换从而被冷却(参照图2～图4中的点E)。在热源侧热交换器4中被冷却的高压制冷剂通过桥路17的入口单向阀17a流入储液器入口管18a，被第1膨胀机构5a减压至饱和压力附近，然后被暂时储存在储液器18内(参照图1及图2中的点I)。接着，被储存在储液器18内的制冷剂被送往储液器出口管18b，被第2膨胀机构5b减压后变成低压的气液两相状态的制冷剂，通过桥路17的出口单向阀17c，被送往能够用作制冷剂的蒸发器的利用侧热交换器6(参照图1～图4中的点F)。被送往利用侧热交换器6的低压的气液两相状态的制冷剂与作为加热源的水和空气进行热交换从而被加热，然后蒸发(参照图1～图4中的点A)。在该利用侧热交换器6中被加热的低压制冷剂经由切换机构3，再次被吸入压缩机构2中。采用上述这种方式进行制冷运转。

[0098] 于是，在本实施方式的空调装置1中，在用来将从压缩部件2c排出的制冷剂吸入压缩部件2d中的中间制冷剂管8中设置中间热交换器7，并且在制冷运转中，打开中间热交换器开关阀12，或者关闭中间热交换器旁通管9的中间热交换器旁通开关阀11，这样。中间热交换器7就变成具有用作冷却器功能的状态，因此，与未设置中间热交换器7的情况(在此情况下，在图3、图4中按照点A→点B1→点D’→E→点F的顺序进行冷冻循环)相比，被吸入压缩部件2c的后级侧压缩部件2d中的制冷剂的温度下降(参照图4中的点B1、C1)，从压缩部件2d排出的制冷剂的温度也会下降(参照图4中的点D、D’)。因此，在该空调装置1中，在具有用作高压制冷剂的散热器功能的热源侧热交换器4中，与未设置中间热交换器7的情况相比，不仅能够缩小作为冷却源的水和空气与制冷剂的温差，而且能够减少相当于连结图4中的点B1、D’、D、C1所构成的面积大小的散热损失，因此能够提高运转效率。

[0099] (制暖运转)

[0100] 在制热运转时，切换机构3变成如图1及图5的虚线所示的加热运转状态。第1膨胀机构5a及第2膨胀机构5b的开度被调节。由于切换机构3变成加热运转状态，因此，中间制冷剂管8的中间热交换器开关阀12被关闭，中间热交换器旁通管9的中间热交换器旁通开关阀11被打开，于是，中间热交换器7就变成不能用作冷却器的状态。而且，由于切换机构3变成加热运转状态，因此，第2吸入返回管92的第2吸入返回开关阀92a被打开，于是，中间热交换器7和压缩机构2的吸入一侧变成被连接的状态，或者中间热交换器返回管94的中间热交换器返回开关阀94a被打开，于是，利用侧热交换器6和热源侧热交换器4之间和中间热交换器7变成被连接的状态。

[0101] 在该制冷剂管路10的状态下，低压制冷剂(参照图1、图5～图7中的点A)从吸入管2a被吸入压缩机构2中，首先，被压缩部件2c压缩至中间压力后，被排出至中间制冷剂管8(参照图1、图5～图7中的点B1)。与制冷运转时不同，从该前级侧压缩部件2c中排出的中间压制冷剂并不通过中间热交换器7(即，未被冷却)，而是通过中间热交换器旁通管9(参照图1、图5～图7中的点C1)，被吸入与压缩部件2c的后级连接的压缩部件2d中然后被继续压缩，从压缩机构2向排出管2b排出(参照图1、图5～图7中的点D)。此处，与制冷运转时同样，从压缩机构2排出的高压制冷剂根据压缩部件2c、2d的二级压缩操作被压缩至超过临界压力(即，图6所示的临界点CP中的临界压力Pcp)的压力。从该压缩机构2排出的高压制冷剂流入构成油分离机构41的油分离器41a，其中的冷冻机油被分离出来。此外，在油分离器41a中从高压制冷剂中被分离出来的冷冻机油流入构成油分离机构41的油返回管41b，被设在油返回管41b中的减压机构41c减压后返回压缩机构2的吸入管2a，再次被吸入压缩机构2中。接着，在油分离机构41中，夹杂在其中的冷冻机油被分离出去后的高压制冷剂通过单向机构42及切换机构3，被送往具有用作制冷剂的散热器功能的利用侧热交换器6，与作为冷却源的水和空气进行热交换从而被冷却(参照图1、图5～图7中的点F)。在利用侧热交换器6中被冷却的高压制冷剂通过桥路17的入口单向阀17b流入储液器入口管18a，被第1膨胀机构5a减压至饱和压力附近后被暂时储存在储液器18内(参照图1及图5中的点I)。被储存在储液器18内的制冷剂被送往储液器出口管18b，被第2膨胀机构5b减压后变成低压的气液两相状态的制冷剂，通过桥路17的出口单向阀17d被送往具有用作制冷剂的蒸发器功能的热源侧热交换器4，并且通过中间热交换器返回管94，也被送往具有用作制冷剂的蒸发器功能的中间热交换器7(参照图1、图5～图7中的点E)。被送往热源侧热交换器4的低压的气液两相状态的制冷剂与作为加热源的水和空气进行热交换从而被加热，然后蒸发(参照图1、图5～图7中的点A)。被送往中间热交换器7的低压的气液两相状态的制冷剂也与作为加热源的水和空气进行热交换从而被加热，然后蒸发(参照图1、图5～图7中的点V)。在该热源侧热交换器4中被加热并蒸发的低压的制冷剂经由切换机构3，再次被吸入压缩机构2中。此外，在该中间热交换器7中被加热并蒸发的低压的制冷剂通过第2吸入返回管92，再次被吸入压缩机构2中。
采用上述这种方式进行制暖运转。

[0102] 于是，在本实施方式的空调装置1中，在切换机构3变成加热运转状态的制暖运转中，关闭中间热交换器开关阀12，或者打开中间热交换器旁通开关阀11，这样，中间热交换器7就变成不具有用作冷却器功能的状态，因此，与仅设置了中间热交换器7的情况、以及与上述制冷运转同样使中间热交换器7能够用作冷却器的情况(在这些情况下，在图6、图7中按照点A→点B1→点C1’→点D’→点F→点E的顺序进行冷冻循环)相比，从压缩机构2中被排出的制冷剂的温度下降得以控制(参照图7中的点D、D’)。因此，在该空调装置1中，与仅设置了中间热交换器7的情况、以及与上述制冷运转同样使中间热交换器7能够用作冷却器的情况相比，不仅能够抑制向外部的散热，抑制被供给具有用作制冷剂的散热器功能的利用侧热交换器6的制冷剂的温度下降，而且能够抑制相当于图7中的点D与点F的焓差以及点D’与点F的焓差两者之差的加热能力的下降，从而能够防止运转效率的下降。

[0103] 而且，在本实施方式的空调装置1中，在切换机构3变成加热运转状态的制暖运转中，并非不使用中间热交换器7使其变成不能用作冷却器的状态，而是与热源侧热交换器4一同，使中间热交换器7具有用作在利用侧热交换器7中散热后的制冷剂的蒸发器的功能，并且在制暖运转时也使用，通过抑制从中间热交换器7向外部的散热，同时提高制暖运转时制冷剂的蒸发能力，增加在制冷剂管路10内循环的制冷剂的流量等，从而抑制利用侧热交换器4中的加热能力下降。这样，在本实施方式的空调装置1中，在制冷运转时，具有用作制冷剂的散热器功能的热源侧热交换器4中的散热损失减少，能够提高制暖运转时的运转效率，在制暖运转时，能够有效地利用中间热交换器7，并且能够抑制利用侧热交换器
4中的加热能力下降，使制暖运转时的运转效率不会降低。

[0104] (制冷开始控制)

[0105] 在上述的中间热交换器7中，在空调装置1停止时等情况下，液体制冷剂有可能积存，如果在液体制冷剂积存在中间热交换器7中的状态下开始上述的制冷运转，那么，积存在中间热交换器7中的液体制冷剂就会被吸入后级侧压缩部件2d中，因此，在后级侧压缩部件2d中发生液体压缩，压缩机构2的可靠性就会受到破坏。

[0106] 因此，在本实施方式中，在开始上述的制冷运转时进行制冷开始控制，使其变成通过中间热交换器旁通管9将从前级侧压缩部件2c排出的制冷剂吸入后级侧压缩部件2d中的状态，并且，通过第2吸入返回管92连接中间热交换器7和压缩机构2的吸入一侧。

[0107] 下面，使用图8和图9，对本实施方式的制冷开始控制进行说明。

[0108] 首先，在步骤S1中，如果发出制冷运转开始的指令，则进入步骤S2的操作各种阀的处理。

[0109] 其次，在步骤S2中，将开关阀11、12、92a的开关状态切换成制冷剂返回状态：通过中间热交换器旁通管9将从前级侧压缩部件2c排出的制冷剂吸入后级侧压缩部件2d中，并且通过第2吸入返回管92使中间热交换器7和压缩机构2的吸入一侧连接。具体来讲，打开中间热交换器旁通开关阀11，关闭中间热交换器开关阀12。于是，通过中间热交换器旁通管9，就会产生从前级侧压缩部件2c排出的制冷剂并不通过中间热交换器7而是被吸入后级侧压缩部件2d中的制冷剂流。即，中间热交换器7变成不能用作冷却器的状态，并且变成通过中间热交换器旁通管9从前级侧压缩部件2c排出的制冷剂被吸入后级侧压缩部件2d中的状态(参照图9)。在这种状态下，打开第2吸入返回开关阀92a。于是，中间热交换器7和压缩机构2的吸入一侧被第2吸入返回管92连接，中间热交换器7(更加具体地来讲，是包括中间热交换器7的中间热交换器开关阀12和单向机构15之间的部分)中的制冷剂的压力下降至冷冻循环中的低压附近，变成能够将中间热交换器7内的制冷剂排出至压缩机构2的吸入一侧的状态(参照图9)。

[0110] 接着，在步骤S3中，将步骤S2中的开关阀11、12、92a的开关状态(即，制冷剂返回状态)保持规定时间。这样，即使在空调装置1停止时等情况下，液体制冷剂积存在中间热交换器7内，积存在中间热交换器7内的液体制冷剂也会减压蒸发，不会被吸入后级侧压缩部件2d中，而是被排出至中间热交换器7外(更加具体地来讲，是压缩机构2的吸入一侧)，被吸入压缩机构2(此处是前级侧压缩部件2c)中。此处，规定时间被设定成能够将积存在中间热交换器7内的液体制冷剂排出至中间热交换器7外的时间。

[0111] 下面，在步骤S4中，将开关阀11、12、92a的开关状态切换成制冷剂不返回状态：通过中间热交换器7将从前级侧压缩部件2c排出的制冷剂吸入后级侧压缩部件2d中，并且不通过第2吸入返回管92使中间热交换器7和压缩机构2的吸入一侧连接。即，切换成上述制冷运转时的阀11、12、92a的开关状态，结束制冷开始控制。具体来讲，关闭第2吸入返回开关阀92a。于是就变成中间热交换器7内的制冷剂不会流出压缩机构2的吸入一侧的状态。在这种状态下，打开中间热交换器开关阀12，关闭中间热交换器旁通开关阀11。于是就变成中间热交换器7能够用作冷却器的状态。

[0112] 这样，在该空调装置1中，在制冷运转开始时，不会发生液体制冷剂积存在中间热交换器7内而引起的后级侧压缩部件2d中的液体压缩，能够提高压缩机构2的可靠性。

[0113] (3)变形例1

[0114] 在上述实施方式中，通过改变开关阀11、12、92a的开关状态，在制冷运转和制冷开始控制之间进行切换，即，切换制冷剂不返回状态和制冷剂返回状态，但是，如图10所示，也可以取代开关阀11、12、92a，设置能够切换制冷剂不返回状态和制冷剂返回状态的中间热交换器切换阀93，形成制冷剂管路110。

[0115] 此处，中间热交换器切换阀93是能够切换制冷剂不返回状态和制冷剂返回状态的阀，在本变形例中，它是与中间制冷剂管8的前级侧压缩部件2c的排出一侧、中间制冷剂管8的中间热交换器7的入口一侧、中间热交换器旁通管9的前级侧压缩部件2c侧端、第2吸入返回管92的中间热交换器7侧端连接的四相切换阀。此外，在中间热交换器旁通管
9中设有单向机构9a，用来容许制冷剂从前级侧压缩部件2c的排出一侧流向后级侧压缩部件2d的吸入一侧，并且容许制冷剂从后级侧压缩部件2d的吸入一侧流向前级侧压缩部件
2c的排出一侧和压缩机构2的吸入一侧。在本变形例中，单向机构9a是单向阀。

[0116] 在本变形例中，将省略详细的说明，但是，将中间热交换器切换阀93切换成通过中间热交换器7将从前级侧压缩部件2c排出的制冷剂吸入后级侧压缩部件2d中，并且不通过第2吸入返回管92使中间热交换器7和压缩机构2的吸入一侧连接的制冷剂不返回状态(参照图10的中间热交换器切换阀93的实线)，从而能够进行与上述实施方式同样的制冷运转，将中间热交换器切换阀93切换成通过中间热交换器旁通管9将从前级侧压缩部件2c排出的制冷剂吸入后级侧压缩部件2d中，并且通过第2吸入返回管92使中间热交换器7和压缩机构2的吸入一侧连接的制冷剂返回状态(参照图10的中间热交换器切换阀93的虚线)，从而能够进行与上述实施方式同样的制暖运转和制冷开始控制。

[0117] 在本变形例的构造中，也能获得与上述实施方式同样的作用效果。而且，在本变形例中，通过中间热交换器切换阀93，能够切换制冷剂不返回状态和制冷剂返回状态，因此，与采用通过上述实施方式所述的多个阀11、12、92a来切换制冷剂不返回状态和制冷剂返回状态的构造的方式相比，能够减少阀的数量。此外，与使用电磁阀的方式相比，压缩损失也减少，因此，能够抑制冷冻循环中的中间压的下降，也能抑制运转效率的下降。

[0118] (变形例2)

[0119] 在上述实施方式及其变形例中，采用一种将中间热交换器7及热源侧热交换器4作为以空气作为热源(即冷却源或者加热源)的热交换器，然后通过共用的热源端风扇40(后述)向两个热交换器4、7供给作为热源的空气的构造。

[0120] 例如，在空调装置1采用一种主要设有热源端风扇40、热源侧热交换器4和中间热交换器7的热源单元1a；以及主要设有利用侧热交换器6的利用单元(图中未示)被连接的构造的情况下，采用图11及图12所示的热源单元1a。此处，图11是热源单元1a的外观斜视图(拆下风扇罩的状态)，图12是拆下热源单元1a的右面板时热源单元1a的侧面图。此外，以下的说明中的“左”和“右”以从前面板24一侧观察热源单元1a时为基准。

[0121] 构成本变形例的空调装置1的热源单元1a是从侧方吸入空气然后向上方吹出空气的所谓上吹式，它主要包括：机壳71、在机壳71的内部配置的热源侧热交换器4和中间热交换器7等制冷剂管路构件和热源端风扇40等部件。

[0122] 在本变形例中，机壳71是略呈长方体的箱体，它主要由构成机壳71的顶板72、构成机壳71的外周面的左面板73、右面板74、前面板75、后面板76、以及底板77构成。顶板72主要是构成机壳71的顶面的部件，在本变形例中，它是在大致中央位置形成吹出开口71a的平视略呈长方形的板状部件。在顶板72上设有从上方覆盖吹出开口71a的风扇罩
78。左面板73主要是构成机壳71的左面的部件，在本变形例中，从顶板72的左边缘向下方延伸的侧视略呈长方形的板状部件。在左面板73上，在除上部以外的大致整个部分形成吸入开口73a。右面板74主要是构成机壳71的右面的部件，在本变形例中，从顶板72的右边缘向下方延伸的侧视略呈长方形的板状部件。在右面板74上，在除上部以外的大致整个部分形成吸入开口74a。前面板75主要是构成机壳71的前面的部件，在本变形例中，它由从顶板72的前边缘向下方依次配置的从正面看略呈长方形的板状部件构成。后面板76主要是构成机壳71的后面的部件，在本变形例中，它由从顶板72的后边缘向下方依次配置的从正面看略呈长方形的板状部件构成。在后面板76上，在除上部以外的大致整个部分形成吸入开口76a。底板77主要是构成机壳71的底面的部件，在本变形例中，它是平视略呈长方形的板状部件。

[0123] 在本变形例中，中间热交换器7在被配置在热源侧热交换器4的上方的状态下与热源侧热交换器4形成一体，并且被配置在底板77上。更加具体地来讲，中间热交换器7通过共用传热风扇与热源侧热交换器4形成一体。此外，热源侧热交换器4及中间热交换器7形成一体的部分，在本变形例中按照形成平视略呈U字形状的热交换器面板，与吸入开口73a、74a、76a相向的方式而设。此外，热源端风扇40与顶板72的吹出开口71a相向，并且被配置在热源侧热交换器4及中间热交换器7形成一体的部分(即，热交换器面板)的上侧。在本变形例中，热源端风扇40是轴流风扇，它通过风扇驱动电机40a而旋转驱动，这样就能从吸入开口73a、74a、76a将作为热源的空气吸入机壳71内，使其通过热源侧热交换器4及中间热交换器7后，从吹出开口71a朝着上方吹出(参照图12中表示空气流向的箭头)。即，热源端风扇40向热源侧热交换器4及中间热交换器7两者供给作为热源的空气。此外，热源单元1a的外观形状和热源侧热交换器4及中间热交换器7形成一体的部分(即，热交换器面板)的形状并非局限于上述。这样，中间热交换器7构成与热源侧热交换器4形成一体的热交换器面板，并且被配置在该热交换器面板的上部。

[0124] 此处，将中间热交换器7与热源侧热交换器4形成一体，在两者形成一体的热交换器面板的上部配置中间热交换器7的原因在于，是考虑了本变形例的空调装置1使用在超临界区工作的制冷剂(此处是二氧化碳)这一点，以及热源单元1a采用从侧方吸入空气然后朝着上方吹出空气的类型这一点。如果详细地说明这一点，那么，如下所示。在制冷运转时，有时进行制冷运转等的冷冻循环：比临界压力Pcp(在二氧化碳中，大约为7.3MPa)低的中间压制冷剂流经作为冷却器的中间热交换器7内，超过临界压力Pcp的高压制冷剂流经能够用作制冷剂的散热器的热源侧热交换器4内(参照图3)，在此情况下，如图13所示，因比临界压力Pcp低的压力中的制冷剂的物性和超过临界压力Pcp的压力中的制冷剂的物性(特别是热传导率和定压比热)的差异，与作为制冷剂的散热器的热源侧热交换器4在制冷剂中的热传导率相比，作为冷却器的中间热交换器7在制冷剂中的热传导率呈下降的趋势。此处，图13表示使6.5MPa的二氧化碳按照规定的质量流速流经具有规定的流路断面积的传热流路内时的热传导率的数值(与作为冷却器的中间热交换器7在制冷剂中的热传导率对应)；以及与6.5MPa的二氧化碳相同的传热流路及质量流速的条件下10MPa的二氧化碳的热传导率的数值(与作为散热器的热源侧热交换器4在制冷剂中的热传导率对应)，由该数值可知，在流经具有用作制冷剂的散热器功能的热源侧热交换器4和具有用作制冷剂的冷却器功能的中间热交换器7内的制冷剂的温度范围(35～70℃左右)，6.5MPa的二氧化碳的热传导率的数值比10MPa的二氧化碳的热传导率的数值低。因此，在本变形例的空调装置1的热源单元1a(即，从侧方吸入空气然后朝着上方吹出空气的热源单元)中，如果在被配置在热源侧热交换器4下方的状态下使中间热交换器7与热源侧热交换器4形成一体，那么，就在作为热源的空气的流速小的热源单元1a的下部配置与热源侧热交换器4形成一体的中间热交换器7，受到因将中间热交换器7配置在热源单元1a的下部而导致中间热交换器7在空气中的热传导率下降的影响、以及中间热交换器7在制冷剂中的热传导率与热源侧热交换器4在制冷剂中的热传导率相比变低的影响的双重影响，中间热交换器7的热传导性能下降。

[0125] 在这种热源单元1a中，在制暖运转时，使用中间热交换器旁通管9进行旁通，以使从前级侧压缩部件2c排出然后被吸入后级侧压缩部件2d中的制冷剂不在中间热交换器7中被冷却，使其变成不使用中间热交换器7的状态，那么，考虑制冷运转时的热传导率，被配置在作为热源的空气的流速最大的位置的中间热交换器7在制暖运转时就没有任何租用，其最大的缺点就是不能有效地利用中间热交换器72。

[0126] 但是，在本变形例中，与上述实施方式及其变形例同样，在制暖运转时，使用中间热交换器旁通管9进行旁通，以使从前级侧压缩部件2c排出然后被吸入后级侧压缩部件2d中的制冷剂不在中间热交换器7中被冷却，并且使中间热交换器7能够用作制冷剂的蒸发器，这样就有助于提高制暖运转时的蒸发能力。

[0127] (5)变形例3

[0128] 在上述实施方式及其变形例中，在能够通过切换机构3切换制冷运转和制暖运转而构成的进行二级压缩式冷冻循环的空调装置1中，设置具有用作从前级侧压缩部件2c排出然后被吸入后级侧压缩部件2d中的制冷剂的冷却器功能的中间热交换器7、以旁通中间热交换器7的方式与中间制冷剂管8连接的中间热交换器旁通管9、用来连接中间热交换器7的一端和压缩机构2的吸入一侧的第2吸入返回管92、以及用来连接利用侧热交换器6和热源侧热交换器4之间与中间热交换器7的另一端的中间热交换器返回管94，除了这种构造，也可以进行第1后级侧喷射管19及节能器热交换器20的中间压喷射。

[0129] 例如，如图14所示，在采用二级压缩式的压缩机构2的上述实施方式的制冷剂管路10(参照图1)中，设置第1后级侧喷射管19及节能器热交换器20，从而能够形成制冷剂管路210。

[0130] 第1后级侧喷射管19具有将流经热源侧热交换器4和利用侧热交换器6之间的制冷剂分流然后返回压缩机构2的后级侧压缩部件2d的功能。在本变形例中，第1后级侧喷射管19按照将流经储液器入口管18a的制冷剂分流然后使其返回后级侧压缩部件2d的吸入一侧的方式设置。更加具体地来讲，第1后级侧喷射管19按照从储液器入口管18a的第1膨胀机构5a的上流一侧的位置(即，当切换机构3变成冷却运转状态时，热源侧热交换器4和第1膨胀机构5a之间)对制冷剂进行分流，然后使其返回中间制冷剂管8的中间热交换器7的下流一侧的位置的方式设置。此外，在该第1后级侧喷射管19中设有能够控制其开度的第1后级喷射阀19a。在本变形例中，第1后级喷射阀19a是电动膨胀阀。

[0131] 节能器热交换器20是进行流经热源侧热交换器4和利用侧热交换器6之间的制冷剂与流经第1后级侧喷射管19的制冷剂(更加具体地来讲，在第1后级喷射阀19a中被减压至中间压附近后的制冷剂)的热交换的热交换器。在本变形例中，节能器热交换器20按照对流经储液器入口管18a的第1膨胀机构5a的上流一侧的位置(即，当切换机构3变成冷却运转状态时，热源侧热交换器4和第1膨胀机构5a之间)的制冷剂与流经第1后级侧喷射管19的制冷剂进行热交换的方式而设，而且，具有两个制冷剂相向流动的流路。在本变形例中，节能器热交换器20被设置在第1后级侧喷射管19从储液器入口管18a分支的位置的下流一侧。因此，流经热源侧热交换器4和利用侧热交换器6之间的制冷剂在储液器入口管18a中，在节能器热交换器20中被热交换之前被第1后级侧喷射管19分支，然后在节能器热交换器20中，与流经第1后级侧喷射管19的制冷剂进行热交换。

[0132] 于是，当切换机构3变成冷却运转状态时，通过桥路17的入口单向阀17a、节能器热交换器20、储液器入口管18a的第1膨胀机构5a、储液器18、储液器出口管18b的第2膨胀机构5b以及桥路17的出口单向阀17c，就能将在热源侧热交换器4中被冷却的高压制冷剂送往利用侧热交换器6。此外，当切换机构3变成加热运转状态时，通过桥路17的入口单向阀17b、节能器热交换器20、储液器入口管18a的第1膨胀机构5a、储液器18、储液器出口管18b的第2膨胀机构5b以及桥路17的出口单向阀17d，就能将在利用侧热交换器6中被冷却的高压制冷剂送往热源侧热交换器4。

[0133] 在本变形例中，在中间制冷剂管8或者压缩机构2中设有检测出流经中间制冷剂管8的制冷剂压力的中间压力传感器54。在节能器热交换器20的第1后级侧喷射管19侧的出口设置检测出节能器热交换器20的第1后级侧喷射管19侧的出口中的制冷剂温度的节能器出口温度传感器55。

[0134] 下面，使用图14～图18，对本变形例的空调装置1的操作进行说明。此处，图15是制冷运转时的冷冻循环的压力-焓线图，图16是制冷运转时的冷冻循环的温度-熵线图，图17是制暖运转时的冷冻循环的压力-焓线图，图18是制暖运转时的冷冻循环的温度-熵线图。此处，制冷开始控制与上述实施方式相同，因此，此处省略其说明。此外，以下的制冷运转和制暖运转(也包括此处未说明的制冷开始控制)中的运转控制是通过上述实施方式中的控制部(图中未示)来进行的。在以下的说明中，“高压”是指冷冻循环中的高压(即，图15、16中的点D、D’、E、H的压力及图17、18中的点D、D’、F、H的压力)，“低压”是指冷冻循环中的低压(即，图15、16中的点A、F的压力及图17、18中的点A、E、V的压力)，“中间压”是指冷冻循环中的中间压(即，图15～18中的点B1、C1、G、J、K的压力)。

[0135] (制冷运转)

[0136] 在制冷运转时，切换机构3变成图14的实线所示的冷却运转状态。第1膨胀机构5a和第2膨胀机构5b的开度被调节。此外，第1后级喷射阀19a的开度也被调节。更加具体地来讲，第1后级喷射阀19a被实施开度调节的所谓过热度控制，从而使节能器热交换器
20的第1后级侧喷射管19一侧的出口中的制冷剂的过热度变成目标值。在本变形例中，节能器热交换器20的第1后级侧喷射管19一侧的出口中的制冷剂的过热度通过将中间压力传感器54检测出来的中间压换算成饱和温度，从节能器出口温度传感器55检测出来的制冷剂温度中减去该制冷剂的饱和温度值而获得。此外，在本变形例中并未采用，但是，也可以在节能器热交换器20的第1后级侧喷射管19一侧的入口设置温度传感器，从节能器出口温度传感器55检测出来的制冷剂温度中减去由该温度传感器检测出来的制冷剂温度，从而得到节能器热交换器20的第1后级侧喷射管19一侧的出口中的制冷剂的过热度。
此外，第1后级喷射阀19a的开度调节并非局限于过热度控制，例如，也可以根据制冷剂管路10中的制冷剂循环量等使其打开规定开度。由于切换机构3变成冷却运转状态，因此，中间制冷剂管8的中间热交换器开关阀12被打开，中间热交换器旁通管9的中间热交换器旁通开关阀11被关闭，这样，中间热交换器7就变成能够用作冷却器的状态，并且，第2吸入返回管92的第2吸入返回开关阀92a被关闭，这样中间热交换器7和压缩机构2的吸入一侧就变成未被连接的状态(但是，制冷开始控制时除外)。此外，中间热交换器返回管94的中间热交换器返回开关阀94a被关闭，这样，利用侧热交换器6和热源侧热交换器4之间与中间热交换器7就变成未被连接的状态。

[0137] 在该制冷剂管路210的状态下，低压的制冷剂(参照图14～图16中的点A)从吸入管2a被吸入压缩机构2中，首先，被压缩部件2c压缩至中间压力后，向中间制冷剂管8排出(参照图14～图16中的点B1)。从该前级侧压缩部件2c被排出的中间压制冷剂在中间热交换器7中与作为冷却源的水和空气进行热交换从而被冷却(参照图14～图16中的点C1)。在该中间热交换器7中被冷却的制冷剂与从第1后级侧喷射管19返回后级压缩机构2d的制冷剂(参照图14～图16中的点K)合流，被进一步冷却(参照图14～图16中的点G)。接着，与从第1后级侧喷射管19返回的制冷剂合流后(即，进行节能器热交换器20的中间压喷射)的中间压制冷剂被吸入与压缩部件2c的后级连接的压缩部件2d中被进一步压缩，从压缩机构2排出至排出管2b(参照图14～图16中的点D)。此处，从压缩机构2排出的高压制冷剂根据压缩部件2c、2d的二级压缩操作被压缩至超过临界压力(即，图15所示的临界点CP中的临界压力Pcp)的压力。从该压缩机构2排出的高压制冷剂流入构成油分离机构41的油分离器41a，其中的冷冻机油被分离出去。此外，在油分离器41a中从高压制冷剂中被分离出来的冷冻机油流入构成油分离机构41的油返回管41b，被设在油返回管41b中的减压机构41c减压后返回压缩机构2的吸入管2a，再次被吸入压缩机构2。接着，在油分离机构41中冷冻机油被分离出去后的高压制冷剂通过单向机构42及切换机构
3，被送往具有用作制冷剂的散热器功能的热源侧热交换器4。被送往热源侧热交换器4的高压制冷剂在热源侧热交换器4中，与作为冷却源的水和空气进行热交换从而被冷却(参照图14～图16中的点E)。在热源侧热交换器4中被冷却的高压制冷剂通过桥路17的入口单向阀17a后流入储液器入口管18a，其一部分被第1后级侧喷射管19分流。流经第1后级侧喷射管19的制冷剂在第1后级喷射阀19a中被减压至中间压附近后，被送往节能器热交换器20(参照图14～图16中的点J)。此外，被第1后级侧喷射管19分流后的制冷剂流入节能器热交换器20，与流经第1后级侧喷射管19的制冷剂进行热交换后被冷却(参照图14～图16中的点H)。流经第1后级侧喷射管19的制冷剂与在具有用作散热器功能的热源侧热交换器4中被冷却的高压制冷剂进行热交换后被加热(参照图14～图16中的点K)，然后如上所述，与从前级侧压缩部件2c排出的中间压制冷剂合流。在节能器热交换器20中被冷却的高压制冷剂被第1膨胀机构5a减压至饱和压力附近，然后被暂时储存在储液器18内(参照图14中的点I)。被储存在储液器18内的制冷剂被送往储液器出口管
18b，被第2膨胀机构5b减压后变成低压的气液两相状态的制冷剂，通过桥路17的出口单向阀17c被送往具有用作制冷剂的蒸发器功能的利用侧热交换器6(参照图14～图16中的点F)。被送往利用侧热交换器6的低压的气液两相状态的制冷剂与作为加热源的水和空气进行热交换从而被加热，然后蒸发(参照图14～图16中的点A)。在该利用侧热交换器
6中被加热的低压制冷剂经由切换机构3再次被吸入压缩机构2。采用上述这种方式进行制冷运转。

[0138] 在本变形例的构造中，与上述变形例2同样，由于在切换机构3切换成冷却运转状态时的制冷运转中，将中间热交换器7变成能够用作冷却器的状态，因此，与未设置中间热交换器7的方式相比，能够减少热源侧热交换器4中的散热损失。

[0139] 而且，在本变形例的构造中，设置第1后级侧喷射管19及节能器热交换器20，对从热源侧热交换器4被送往膨胀机构5a、5b的制冷剂进行分流然后使其返回后级侧压缩部件2d，因此，不会向中间热交换器7这样的外部散热，能够进一步降低被吸入后级侧压缩部件
2d中的制冷剂的温度(参照图16中的点C1、G)。这样，从压缩机构2排出的制冷剂的温度被进一步降低(参照图16中的点D、D’)，与未设置第1后级侧喷射管19的方式相比，能够进一步减少相当于连结图16中的点C1、D’、D、G所构成的面积大小的散热损失，因此能够进一步提高运转效率。

[0140] 此外，在本变形例2中，与上述变形例同样，在切换机构3切换成冷却运转状态的制冷运转开始时，由于通过中间热交换器旁通管9，将从前级侧压缩部件2c排出的制冷剂吸入后级侧压缩部件2d中，并且，通过第2吸入返回管92连接中间热交换器7和压缩机构2的吸入一侧，因此，在切换机构2切换成冷却运转状态的运转开始前，即使液体制冷剂积存在中间热交换器7内，也能将该液体制冷剂排出至中间热交换器7外，这样，在切换机构3切换成冷却运转状态的运转开始时，就能避免发生液体制冷剂积存在中间热交换器7内的状态，不会发生因液体制冷剂积存在中间热交换器7内而产生的后级侧压缩部件2d中的液体压缩，能够提高压缩机构2的可靠性。

[0141] (制暖控制)

[0142] 在制暖运转时，切换机构3变成如图14的虚线所示的加热运转状态。此外，第1膨胀机构5a及第2膨胀机构5b的开度被调节。此外，第1后级喷射阀19a被实施与上述制冷运转同样的开度调节。由于切换机构3变成加热运转状态，因此，中间制冷剂管8的中间热交换器开关阀12被关闭，中间热交换器旁通管9的中间热交换器旁通开关阀11被打开，这样中间热交换器7就变成不能用作冷却器的状态。而且，由于切换机构3变成加热运转状态，因此，第2吸入返回管92的第2吸入返回开关阀92a被打开，这样就变成使中间热交换器7和压缩机构2的吸入一侧连接的状态，或者，中间热交换器返回管94的中间热交换器返回开关阀94a被打开，这样就变成利用侧热交换器6和热源侧热交换器4之间与中间热交换器7被连接的状态。

[0143] 在该制冷剂管路210的状态下，低压制冷剂(参照图14、图17、图18中的点A)从吸入管2a被吸入压缩机构2中，首先，被压缩部件2c压缩至中间压力后，被向中间制冷剂管8排出(参照图14、图17、图18中的点B1)。与制冷运转时不同，从该前级侧压缩部件2c排出的中间压制冷剂并不通过中间热交换器7(即，未被冷却)，而是通过中间热交换器旁通管9(参照图14、图17、图18中的点C1)，然后与从第1后级侧喷射管19返回后级压缩机构2d的制冷剂(参照图14、图17、图18中的点K)合流从而被冷却(参照图14、图17、图18中的点G)。接着，与从第1后级侧喷射管19返回的制冷剂合流后的中间压制冷剂被吸入与压缩部件2c的后级连接的压缩部件2d中，并被进一步压缩，然后从压缩机构2向排出管2b排出(参照图14、图17、图18中的点D)。此处，与制冷运转时同样，从压缩机构2排出的高压制冷剂根据压缩部件2c、2d的二级压缩操作，被压缩变成超过临界压力(即，图
17所示的临界点CP中的临界压力Pcp)的压力。接着，从该压缩机构2排出的高压制冷剂流入构成油分离机构41的油分离器41a，其中的冷冻机油被分离出去。此外，在油分离器
41a中从高压制冷剂中被分离出来的冷冻机油流入构成油分离机构41的油返回管41b，被设在油返回管41b中的减压机构41c减压后返回压缩机构2的吸入管2a，再次被吸入压缩机构2。接着，在油分离机构41中冷冻机油被分离出去后的高压制冷剂通过单向机构42及切换机构3，被送往具有用作制冷剂的散热器功能的利用侧热交换器6，与作为冷却源的水和空气进行热交换从而被冷却(参照图14、图17、图18中的点F)。在利用侧热交换器6中被冷却的高压制冷剂通过桥路17的入口单向阀17b后流入储液器入口管18a，其一部分被第1后级侧喷射管19分流。流经第1后级侧喷射管19的制冷剂在第1后级喷射阀19a中被减压至中间压附近后，被送往节能器热交换器20(参照图14、图17、图18中的点J)。此外，被第1后级侧喷射管19分流后的制冷剂流入节能器热交换器20，与流经第1后级侧喷射管19的制冷剂进行热交换后被冷却(参照图14、图17、图18中的点H)。流经第1后级侧喷射管19的制冷剂与在具有用作散热器功能的热源侧热交换器4中被冷却的高压制冷剂进行热交换后被加热(参照图14、图17、图18中的点K)，然后如上所述，与从前级侧压缩部件2c排出的中间压制冷剂合流。在节能器热交换器20中被冷却的高压制冷剂被第1膨胀机构5a减压至饱和压力附近，然后被暂时储存在储液器18内(参照图14中的点I)。
被储存在储液器18内的制冷剂被送往储液器出口管18b，被第2膨胀机构5b减压后变成低压的气液两相状态的制冷剂，通过桥路17的出口单向阀17d被送往具有用作制冷剂的蒸发器功能的热源侧热交换器4，并且通过中间热交换器返回管94，被送往具有用作制冷剂的蒸发器功能的中间热交换器7(参照图14、图17、图18中的点E)。被送往热源侧热交换器4的低压的气液两相状态的制冷剂与作为加热源的水和空气进行热交换从而被加热，然后蒸发(参照图14、图17、图18中的点A)。此外，被送往中间热交换器7的低压的气液两相状态的制冷剂与作为加热源的水和空气进行热交换从而被加热，然后蒸发(参照图14、图17、图18中的点V)。在该热源侧热交换器4中被加热后蒸发的低压制冷剂经由切换机构3，再次被吸入压缩机构2。此外，在该中间热交换器7中被加热后蒸发的低压制冷剂通过第2吸入返回管92，再次被吸入压缩机构2。采用上述这种方式进行制暖运转。

[0144] 在本变形例的构造中，与上述变形例2同样，在切换机构3切换成加热运转状态时的制暖运转中，与仅设置中间热交换器7的方式以及与上述制冷运转同样使中间热交换器7具有用作冷却器功能的方式相比，能够抑制向外部的散热，抑制加热能力的下降，从而防止运转效率降低。

[0145] 而且，在本变形例的构造中，与制冷运转时同样，设置第1后级侧喷射管19及节能器热交换器20，对从热源侧热交换器4被送往膨胀机构5a、5b的制冷剂进行分流然后使其返回后级侧压缩部件2d，因此，不会进行向中间热交换器7这样的外部散热，能够进一步降低被吸入后级侧压缩部件2d中的制冷剂的温度(参照图18中的点B1、G)。这样，从压缩机构2排出的制冷剂的温度被进一步降低(参照图18中的点D、D’)，与未设置第1后级侧喷射管19的方式相比，能够进一步减少相当于连结图18中的点B1、D’、D、G所构成的面积大小的散热损失，因此能够进一步提高运转效率。

[0146] 此外，在本变形例的构造中，与上述实施方式同样，制冷运转时，具有用作制冷剂的散热器功能的热源侧热交换器4中的散热损失减少，能够提高制冷运转时的运转效率，在制暖运转时，中间热交换器7被有效地利用，并且能够防止利用侧热交换器4中的加热能力下降，使制暖运转时的运转效率不会下降。

[0147] 此外，制冷运转及制暖运转的共同优点在于，在本变形例的构造中，作为节能器热交换器20，采用了具有从热源侧热交换器4或者利用侧热交换器6被送往膨胀机构5a、5b的制冷剂和流经后级侧喷射管19的制冷剂相向流动的流路的热交换器，因此，能够缩小从节能器热交换器20中的热源侧热交换器4或者利用侧热交换器6被送往膨胀机构5a、5b的制冷剂和流经后级侧喷射管19的制冷剂的温差，并且能够获得高的热交换效率。

[0148] 此外，在本变形例中，根据开关阀11、12、92a的开关状态，在制冷运转和制冷开始控制之间进行切换，即，切换制冷剂不返回状态和制冷剂返回状态，但是，如上述变形例1所示，也可以取代开关阀11、12、92a，设置能够切换制冷剂不返回状态和制冷剂返回状态的中间热交换器切换阀93。

[0149] 而且，在采用变形例2的热源单元1a的构造的情况下，能够获得尤其有利的效果。

[0150] (6)变形例4

[0151] 在上述变形例3中的制冷剂管路210(参照图14)中，如上所述，在切换机构3切换成冷却运转状态时的制冷运转以及切换机构3切换成加热运转状态时的制暖运转中的一个运转时，也进行节能器热交换器20的中间压喷射，这样，使从后级侧压缩部件2d排出的制冷剂的温度降低，并且减少压缩机构2的动力消耗，提高运转效率。由于在冷冻循环中的中间压上升至临界压力附近的条件下也能使用节能器热交换器20的中间压喷射，因此，如上述实施方式及其变形例中的制冷剂管路10、110、210(参照图1、10、14)所示，在具有一个利用侧热交换器6的构造中，在使用在超临界区工作的制冷剂的情况下特别有利。

[0152] 但是，为了进行与多个空调空间的空调负荷对应的制冷和制暖等，采用具有相互并联连接的多个利用侧热交换器6的构造，并且，为了通过控制流经各个利用侧热交换器6的制冷剂的流量，从而能够获得在各个利用侧热交换器6中所需的冷冻负荷，有时采用一种在作为气液分离器的储液器18和利用侧热交换器6之间与各个利用侧热交换器6对应地设置利用方膨胀机构5c的构造。

[0153] 例如，图中并未表示其详细情况，有一种方法是在上述变形例3中的具有桥路17的制冷剂管路210(参照图14)中，设置相互并联连接的若干(此处是两个)利用侧热交换器6，并且，在作为气液分离器的储液器18(更加具体地来讲是桥路17)和利用侧热交换器6之间，与各个利用侧热交换器6对应地设置利用方膨胀机构5c(参照图19)，删除在储液器出口管18b中所设置的第2膨胀机构5b，或者取代桥路17的出口单向阀17d，设置在制暖运转时将制冷剂减压至冷冻循环中的低压的第3膨胀机构。

[0154] 在这种构造中，也如切换机构3变成冷却运转状态下的制冷运转那样，在作为散热器的热源侧热交换器4中被冷却后，并不在作为热源端膨胀机构的第1膨胀机构5a以外进行大规模的减压操作，能够利用冷冻循环中的高压至冷冻循环中的中间压附近的压力差，在这种条件下，与上述变形例3同样，节能器热交换器20的中间压喷射有用。

[0155] 但是，如切换机构3变成加热运转状态下的制暖运转那样，为了获得在作为散热器的各个利用侧热交换器6中所需的冷冻负荷，各个利用方膨胀机构5c控制流经作为散热器的各个利用侧热交换器6的制冷剂的流量，流经作为散热器的各个利用侧热交换器6的制冷剂的流量，大概由通过在作为散热器的各个利用侧热交换器6的下流一侧且节能器热交换器20的上流一侧所设置的利用方膨胀机构5c的开度控制对制冷剂的减压操作所决定，在这种条件下，各个利用方膨胀机构5c的开度控制对制冷剂的减压程度不仅因流经作为散热器的各个利用侧热交换器6的制冷剂的流量，而且因多个作为散热器的利用侧热交换器6之间的流量分配的状态而发生变化，有时在多个利用方膨胀机构5c之间出现减压程度差别很大的状态，以及发生利用方膨胀机构5c中的减压程度较大的情况，因此，节能器热交换器20的入口中的制冷剂的压力有可能下降，在这种情况下，节能器热交换器20中的交换热量(即，流经第1后级侧喷射管19的制冷剂的流量)有可能减少，导致难以使用。特别是在这种空调装置1通过连接配管连接主要包括压缩机构2、热源侧热交换器4及储液器18的热源单元；以及主要包括利用侧热交换器6的利用单元从而构成作为分体式空调装置的情况下，根据利用单元及热源单元的配置，该联络配管有可能变得非常长，因此，除了受到其压力损失产生的影响外，节能器热交换器20的入口中的制冷剂的压力进一步下降。在节能器热交换器20的入口中的制冷剂的压力有可能下降的情况下，只要是气液分离器压力比临界压力低的压力，那么，在气液分离器压力和冷冻循环中的中间压(此处是流经中间制冷剂管8的制冷剂的压力)的压力差小的条件下也能使用的气液分离器的中间压喷射就有用。

[0156] 因此，在本变形例中，如图19所示，为了能够将储液器18用作气液分离器来进行中间压喷射，在储液器18中连接第2后级侧喷射管18c，从而形成制冷剂管路310，在制冷运转时，进行节能器热交换器20的中间压喷射，在制暖运转时，进行作为气液分离器的储液器18的中间压喷射。

[0157] 此外，第2后级侧喷射管18c是能够进行从储液器18中取出制冷剂然后将其送回压缩机构2的后级侧压缩部件2d的中间压喷射的制冷剂管，在本变形例中，按照连接储液器18的上部和中间制冷剂管8(即，压缩机构2的后级侧压缩部件2d的吸入一侧)的方式设置。在该第2后级侧喷射管18c中设有第2后级喷射开关阀18d和第2后级喷射单向机构18e。第2后级喷射开关阀18d是能够进行开关操作的阀，在本变形例中是电磁阀。第2后级喷射单向机构18e用来容许制冷剂从储液器18流向后级侧压缩部件2d，并且阻断制冷剂从后级侧压缩部件2d流向储液器18，在本变形例中使用单向阀。此外，第2后级侧喷射管18c和第1吸入返回管18f在储液器18一侧的部分形成一体。此外，第2后级侧喷射管18c和第1后级侧喷射管19在中间制冷剂管8一侧的部分形成一体。此外，在本变形例中，利用方膨胀机构5c是电动膨胀阀。在本变形例中，如上所述，在制冷运转时使用第1后级侧喷射管19及节能器热交换器20，在制暖运转时使用第2后级侧喷射管18c，因此，无论是在制冷运转还是制暖运转时，不必使制冷剂朝着节能器热交换器20的流向固定，因此，省略桥路17，从而简化制冷剂管路310的构造。

[0158] 下面，使用图19、图15、图16、图20、图21，对本变形例的空调装置1的操作进行说明。此处，图20是制暖运转时的冷冻循环的压力-焓线图，图21是制暖运转时的冷冻循环的温度-熵线图。此处，制冷开始控制与上述实施方式相同，因此，此处省略其说明。对于本变形例中的制冷运转时的冷冻循环，使用图15、图16进行说明。此外，以下的制冷运转和制暖运转中的运转控制(也包括此处未说明的制冷开始控制)是通过上述实施方式中的控制部(图中未示)来进行的。在以下的说明中，“高压”是指冷冻循环中的高压(即，图15、图16中的点D、D’、E、H的压力及图20、图21中的点D、D’、F的压力)，“低压”是指冷冻循环中的低压(即，图15、图16中的点A、F的压力及图20、图21中的点A、E、V的压力)，“中间压”是指冷冻循环中的中间压(即，图15、图16中的点B1、C1、G、J、K的压力及图20、图21中的点B1、C1、G、I、L、M的压力)。

[0159] (制冷运转)

[0160] 在制冷运转时，切换机构3被切换成图19的实线所示的冷却运转状态。作为热源端膨胀机构的第1膨胀机构5a及利用方膨胀机构5c的开度被调节。由于切换机构3变成冷却运转状态，因此，中间制冷剂管8的中间热交换器开关阀12被打开，中间热交换器旁通管9的中间热交换器旁通开关阀11被关闭，于是，中间热交换器7就变成能够用作冷却器的状态，并且，第2吸入返回管92的第2吸入返回开关阀92a被关闭，于是，中间热交换器7和压缩机构2的吸入一侧处于未被连接的状态(但是，后述的制冷开始控制时除外)，或者，中间热交换器返回管94的中间热交换器返回开关阀94a被关闭，于是，利用侧热交换器
6和热源侧热交换器4之间和中间热交换器7处于未被连接的状态。此外，在切换机构3切换成冷却运转状态时，并不进行作为气液分离器的储液器18的中间压喷射，而是进行通过第1后级侧喷射管19使在节能器热交换器20中被加热的制冷剂返回后级侧压缩部件2d的节能器热交换器20的中间压喷射。更加具体地来讲，第2后级喷射开关阀18d处于关闭状态，第1后级喷射阀19a被实施与上述变形例3同样的开度调节。

[0161] 在该制冷剂管路310的状态下，低压的制冷剂(参照图19、图15、图16中的点A)从吸入管2a被吸入压缩机构2中，首先，被压缩部件2c压缩至中间压力后，向中间制冷剂管8排出(参照图19、图15、图16中的点B1)。从该前级侧压缩部件2c排出的中间压制冷剂在中间热交换器7中与作为冷却源的水和空气进行热交换从而被冷却(参照图19、图15、图16中点C1)。在该中间热交换器7中被冷却的制冷剂与从第1后级侧喷射管19返回后级压缩机构2d的制冷剂(参照图19、图15、图16中的点K)合流从而被进一步冷却(参照图19、图15、图16中点G)。接着，与从第1后级侧喷射管19返回的制冷剂合流后(即，进行节能器热交换器20的中间压喷射)的中间压制冷剂被吸入与压缩部件2c的后级连接的压缩部件2d中，并被进一步压缩，从压缩机构2排出至排出管2b(参照图19、图15、图16的点D)。此处，从压缩机构2中排出的高压制冷剂根据压缩部件2c、2d的二级压缩操作被压缩至超过临界压力(即，图15所示的临界点CP中的临界压力Pcp)的压力。从该压缩机构2排出的高压制冷剂经由切换机构3，被送往具有用作制冷剂的散热器功能的热源侧热交换器4，与作为冷却源的水和空气进行热交换后被冷却(参照图19、图15、图16中的点E)。在作为散热器的热源侧热交换器4中被冷却的高压制冷剂的一部分被第1后级侧喷射管19分流。流经第1后级侧喷射管19的制冷剂在第1后级喷射阀19a中被减压至中间压附近后，被送往节能器热交换器20(参照图19、图15、图16中的点J)。此外，被第1后级侧喷射管19分流后的制冷剂流入节能器热交换器20，与流经第1后级侧喷射管19的制冷剂进行热交换后被冷却(参照图19、图15、图16中的点H)。流经第1后级侧喷射管19的制冷剂与在具有用作散热器功能的热源侧热交换器4中被冷却的高压制冷剂进行热交换后被加热(参照图19、图15、图16中点K)，然后如上所述，与从前级侧压缩部件2c排出的中间压制冷剂合流。在节能器热交换器20中被冷却的高压制冷剂被第1膨胀机构5a减压至饱和压力附近，然后被暂时储存在储液器18内(参照图19、图15、图16中的点I)。被储存在储液器18内的制冷剂被送往利用方膨胀机构5c，被利用方膨胀机构5c减压后变成低压的气液两相状态的制冷剂，被送往具有用作制冷剂的蒸发器功能的利用侧热交换器6(参照图19、图15、图16中的点F)。被送往作为蒸发器的利用侧热交换器6的低压的气液两相状态的制冷剂与作为加热源的水和空气进行热交换后被加热，然后蒸发(参照图19、图15、图16中的点A)。在该作为蒸发器的利用侧热交换器6中被加热的低压制冷剂经由切换机构3再次被吸入压缩机构2。采用上述这种方式进行制冷运转。

[0162] (制暖运转)

[0163] 在制暖运转时，切换机构3变成如图19的虚线所示的加热运转状态。作为热源端膨胀机构的第1膨胀机构5a及利用方膨胀机构5c的开度被调节。由于切换机构3变成加热运转状态，因此，中间制冷剂管8的中间热交换器开关阀12被关闭，中间热交换器旁通管9的中间热交换器旁通开关阀11被打开，于是，中间热交换器7就变成不能用作冷却器的状态。而且，由于切换机构3变成加热运转状态，因此，第2吸入返回管92的第2吸入返回开关阀92a被打开，于是，变成使中间热交换器7和压缩机构2的吸入一侧连接的状态，或者中间热交换器返回管94的中间热交换器返回开关阀94a被打开，于是，利用侧热交换器6和热源侧热交换器4之间和中间热交换器7变成被连接的状态。此外，在切换机构3切换成加热运转状态时，并不进行节能器热交换器20的中间压喷射，而是进行通过第2后级侧喷射管18c使制冷剂从作为气液分离器的储液器18返回后级侧压缩部件2d的储液器18的中间压喷射。更加具体地来讲，第2后级喷射开关阀18d处于打开状态，第1后级喷射阀
19a处于完全关闭状态。

[0164] 在该制冷剂管路310的状态下，低压制冷剂(参照图19～图21中的点A)从吸入管2a被吸入压缩机构2中，首先，被压缩部件2c压缩至中间压力后，被排出至中间制冷剂管8(参照图19～图21中的点B1)。与制冷运转时不同，从该前级侧压缩部件2c排出的中间压制冷剂并不通过中间热交换器7(即，未被冷却)，而是通过中间热交换器旁通管9(参照图19～图21中的点C1)，与从储液器18通过第2后级侧喷射管18c返回后级压缩机构2d的制冷剂(参照图19～图21中的点M)合流从而被冷却(参照图19～图21中的点G)。
接着，与从第2后级侧喷射管18c返回的制冷剂合流后(即，进行作为气液分离器的储液器
18的中间压喷射)的中间压制冷剂被吸入与压缩部件2c的后级连接的压缩部件2d，被进一步压缩，然后从压缩机构2向排出管2b排出(参照图19～图21中的点D)。此处，与制冷运转时同样，从压缩机构2排出的高压制冷剂根据压缩部件2c、2d的二级压缩操作被压缩至超过临界压力(即，图20所示的临界点CP中的临界压力Pcp)的压力。从该压缩机构
2排出的高压制冷剂经由切换机构3，被送往具有用作制冷剂的散热器功能的利用侧热交换器6，与作为冷却源的水和空气进行热交换后被冷却(参照图19～图21中的点F)。在作为散热器的利用侧热交换器6中被冷却的高压制冷剂被利用方膨胀机构5c减压至中间压后，被储存在储液器18内并且进行气液分离(参照图19～图21中的点I、L、M)。在储液器18中被气液分离后的气体制冷剂被第2后级侧喷射管18c从储液器18的上部排出，如上所述，与从前级侧压缩部件2c排出的中间压制冷剂合流。被储存在储液器18内的液体制冷剂被第1膨胀机构5a减压后变成低压的气液两相状态的制冷剂，被送往具有用作制冷剂的蒸发器功能的热源侧热交换器4，并且，通过中间热交换器返回管94，也被送往具有用作制冷剂的蒸发器功能的中间热交换器7(参照图19～图21中的点E)。被送往热源侧热交换器4的低压的气液两相状态的制冷剂与作为加热源的水和空气进行热交换从而被加热，然后蒸发(参照图19～图21中的点A)。被送往中间热交换器7的低压的气液两相状态的制冷剂也与作为加热源的水和空气进行热交换从而被加热，然后蒸发(参照图19～图21中的点V)。在该热源侧热交换器4中被加热并蒸发的低压的制冷剂经由切换机构3，再次被吸入压缩机构2中。此外，在该中间热交换器7中被加热并蒸发的低压的制冷剂通过第2吸入返回管92，再次被吸入压缩机构2中。采用上述这种方式进行制暖运转。

[0165] 在本变形例的构造中，在制暖运转时，取代节能器热交换器20的中间压喷射而进行作为气液分离器的储液器18的中间压喷射，这一点与变形例3不同，对于其它的方面，能够获得与变形例3同样的作用效果。

[0166] 此外，在本变形例中，根据开关阀11、12、92a的开关状态，在制冷运转和制冷开始控制之间进行切换，即，切换制冷剂不返回状态和制冷剂返回状态，但是，如上述变形例1所示，也可以取代开关阀11、12、92a，设置能够切换制冷剂不返回状态和制冷剂返回状态的中间热交换器切换阀93。

[0167] 而且，在采用变形例2的热源单元1a的构造的情况下，能够获得尤其有利的效果。

[0168] (7)变形例5

[0169] 在上述变形例4中的制冷剂管路310(参照图19)中，为了进行与多个空调空间的空调负荷对应的制冷和制暖等，采用具有相互并联连接的多个利用侧热交换器6的构造，并且，为了通过控制流经各个利用侧热交换器6的制冷剂的流量，从而能够获得在各个利用侧热交换器6中所需的冷冻负荷，采用一种在储液器18和利用侧热交换器6之间与各个利用侧热交换器6对应而设置利用方膨胀机构5c的构造。在这种构造中，在制冷运转时，被第1膨胀机构5a减压至饱和压力附近然后被暂时储存在储液器18内的制冷剂(参照图19中的点I)被分配给各个利用方膨胀机构5c，但是，如果从储液器18被送往各个利用方膨胀机构5c的制冷剂是气液两相状态，那么，在向各个利用方膨胀机构5c分配时就有可能产生偏流，因此，最好尽可能地使从储液器18被送往各个利用方膨胀机构5c的制冷剂处于过冷却状态。

[0170] 因此，在本变形例中，如图22所示，在上述变形例4中的制冷剂管路310中，在储液器18和利用方膨胀机构5c之间设置过冷却热交换器96及第3吸入返回管95，形成制冷剂管路410。

[0171] 过冷却热交换器96是对从储液器18被送往利用方膨胀机构5c的制冷剂进行冷却的热交换器。更加具体地来讲，过冷却热交换器96是在制冷运转时，进行与对从储液器18被送往利用方膨胀机构5c的制冷剂的一部分进行分流然后使其返回压缩机构2的吸入一侧(即，作为蒸发器的利用侧热交换器6和压缩机构2之间的吸入管2a)的流经第3吸入返回管95的制冷剂的热交换的热交换器，它具有两个制冷剂相向流动的流路。此处，第
3吸入返回管95是对从作为散热器的热源侧热交换器4被送往膨胀机构5c的制冷剂进行分流然后使其返回压缩机构2的吸入一侧(即吸入管2a)的制冷剂管。在该第3吸入返回管95中设有能够控制其开度的第3吸入返回阀95a，在过冷却热交换器96中，进行从储液器18被送往利用方膨胀机构5c的制冷剂与在第3吸入返回阀95a中被减压至低压附近后的流经第3吸入返回管95的制冷剂的热交换。在本变形例中，第3吸入返回阀95a是电动膨胀阀。此外，在吸入管2a或者压缩机构2中设有检测出流经压缩机构2的吸入一侧的制冷剂压力的吸入压力传感器60。在过冷却热交换器96的第3吸入返回管95一侧的出口设有检测出过冷却热交换器96的第3吸入返回管95一侧的出口中的制冷剂温度的过冷却热交换出口温度传感器59。

[0172] 下面，使用图22～图24、图20、图21对本变形例的空调装置1的操作进行说明。此处，图23是制冷运转时的冷冻循环的压力-焓线图，图24是制冷运转时的冷冻循环的温度-熵线图。此处，制冷开始控制与上述实施方式相同，因此，此处省略其说明。对于本变形例中的制暖运转时的冷冻循环，使用图20、图21进行说明。此外，以下的制冷运转和制暖运转中的运转控制(也包括此处未说明的制冷开始控制)是通过上述实施方式中的控制部(图中未示)来进行的。在以下的说明中，“高压”是指冷冻循环中的高压(即，图23、图24中的点D、E、I、R的压力及图20、图21中的点D、D’、F的压力)，“低压”是指冷冻循环中的低压(即，图23、图24中的点A、F、F、S’、U的压力及图20、图21中的点A、E、V的压力)，“中间压”是指冷冻循环中的中间压(即，图23、图24中的点B1、C1、G、J、K的压力及图20、图21中的点B1、C1、G、I、L、M的压力)。

[0173] (制冷运转)

[0174] 在制冷运转时，切换机构3被切换成图22的实线所示的冷却运转状态。作为热源端膨胀机构的第1膨胀机构5a及利用方膨胀机构5c的开度被调节。由于切换机构3变成冷却运转状态，因此，中间制冷剂管8的中间热交换器开关阀12被打开，中间热交换器旁通管9的中间热交换器旁通开关阀11被关闭，于是，中间热交换器7就变成能够用作冷却器的状态，并且，第2吸入返回管92的第2吸入返回开关阀92a被关闭，于是，中间热交换器7和压缩机构2的吸入一侧变成未被连接的状态(但是，后述的制冷开始控制时除外)，或者，中间热交换器返回管94的中间热交换器返回开关阀94a被关闭，于是，利用侧热交换器
6和热源侧热交换器4之间和中间热交换器7变成未被连接的状态。此外，在切换机构3切换成冷却运转状态时，并不进行作为气液分离器的储液器18的中间压喷射，而是进行通过第1后级侧喷射管19使在节能器热交换器20中被加热的制冷剂返回后级侧压缩部件2d的节能器热交换器20的中间压喷射。更加具体地来讲，第2后级喷射开关阀18d处于关闭状态，第1后级喷射阀19a被实施与上述变形例3同样的开度调节。

[0175] 此外，在切换机构3切换成冷却运转状态时，使用过冷却热交换器96，因此，第3吸入返回阀95a的开度也被调节。更加具体地来讲，在本变形例中，第3吸入返回阀95a被实施开度调节的所谓过热度控制，从而使过冷却热交换器96的第3吸入返回管95一侧的出口中的制冷剂的过热度变成目标值。在本变形例中，过冷却热交换器96的第3吸入返回管95一侧的出口中的制冷剂的过热度通过将吸入压力传感器60检测出来的低压换算成饱和温度，从过冷却热交换出口温度传感器59检测出来的制冷剂温度中减去该制冷剂的饱和温度值而获得。此外，在本变形例中并未采用，但是，也可以在过冷却热交换器96的第3吸入返回管95一侧的入口设置温度传感器，从过冷却热交换出口温度传感器59检测出来的制冷剂温度中减去由该温度传感器检测出来的制冷剂温度，从而得到过冷却热交换器96的第3吸入返回管95一侧的出口中的制冷剂的过热度。此外，第3吸入返回阀95a的开度调节并非局限于过热度控制，例如，也可以根据制冷剂管路410中的制冷剂循环量等使其打开规定开度。

[0176] 在该制冷剂管路410的状态下，低压制冷剂(参照图22～图24中的点A)从吸入管2a被吸入压缩机构2中，首先，被压缩部件2c压缩至中间压力后，被排出至中间制冷剂管8(参照图22～图24中的点B1)。从该前级侧压缩部件2c排出的中间压制冷剂在中间热交换器7中，与作为冷却源的水和空气进行热交换从而被冷却(参照图22～图24中的点C1)。在该中间热交换器7中被冷却的制冷剂与从第1后级侧喷射管19返回后级压缩机构2d的制冷剂(参照图22～图24中的点K)合流从而被进一步冷却(参照图22～图24中的点G)。接着，与从第1后级侧喷射管19返回的制冷剂合流后(即，进行节能器热交换器20的中间压喷射)的中间压制冷剂被吸入与压缩部件2c的后级连接的压缩部件2d中，并被进一步压缩，从压缩机构2排出至排出管2b(参照图22～图24中的点D)。此处，从压缩机构2排出的高压制冷剂根据压缩部件2c、2d的二级压缩操作被压缩至超过临界压力(即，图23所示的临界点CP中的临界压力Pcp)的压力。从该压缩机构2排出的高压制冷剂经由切换机构3，被送往具有用作制冷剂的散热器功能的热源侧热交换器4，与作为冷却源的水和空气进行热交换后被冷却(参照图22～图24中的点E)。在作为散热器的热源侧热交换器4中被冷却的高压制冷剂的一部分被第1后级侧喷射管19分流。流经第1后级侧喷射管19的制冷剂在第1后级喷射阀19a中被减压至中间压附近后，被送往节能器热交换器20(参照图22～图24中的点J)。此外，被第1后级侧喷射管19分流后的制冷剂流入节能器热交换器20，与流经第1后级侧喷射管19的制冷剂进行热交换后被冷却(参照图20～图22中的点H)。流经第1后级侧喷射管19的制冷剂与在具有用作散热器功能的热源侧热交换器4中被冷却的高压制冷剂进行热交换后被加热(参照图22～图24中的点K)，然后如上所述，与从前级侧压缩部件2c排出的中间压制冷剂合流。在节能器热交换器20中被冷却的高压制冷剂被第1膨胀机构5a减压至饱和压力附近，然后被暂时储存在储液器18内(参照图22～图24中的点I)。被储存在储液器18内的制冷剂的一部分被第3吸入返回管95分流。流经第3吸入返回管95的制冷剂在第3吸入返回阀95a中被减压至低压附近后，被送往过冷却热交换器96(参照图20～图22中的点S)。此外，被第3吸入返回管95分流后的制冷剂流入过冷却热交换器96，与流经第3吸入返回管95的制冷剂进行热交换后被进一步冷却(参照图22～图24中的点R)。流经第3吸入返回管95的制冷剂与在节能器热交换器20中被冷却的高压制冷剂进行热交换后被加热(参照图22～图
24中的点U)，然后与流经压缩机构2的吸入一侧(此处是吸入管2a)的制冷剂合流。在该过冷却热交换器96中被冷却的制冷剂被送往利用方膨胀机构5c，被利用方膨胀机构5c减压后变成低压的气液两相状态的制冷剂，被送往具有用作制冷剂的蒸发器功能的利用侧热交换器6(参照图22～图24中的点F)。被送往作为蒸发器的利用侧热交换器6的低压的气液两相状态的制冷剂与作为加热源的水和空气进行热交换后被加热，并且蒸发(参照图
22～图24中的点A)。在该作为蒸发器的利用侧热交换器6中被加热并蒸发的低压制冷剂经由切换机构3，再次被吸入压缩机构2。采用上述这种方式进行制冷运转。

[0177] (制暖运转)

[0178] 在制暖运转时，切换机构3变成如图22的虚线所示的加热运转状态。作为热源端膨胀机构的第1膨胀机构5a及利用方膨胀机构5c的开度被调节。由于切换机构3变成加热运转状态，因此，中间制冷剂管8的中间热交换器开关阀12被关闭，中间热交换器旁通管9的中间热交换器旁通开关阀11被打开，于是，中间热交换器7就变成不能用作冷却器的状态。而且，由于切换机构3变成加热运转状态，因此，第2吸入返回管92的第2吸入返回开关阀92a被打开，于是，变成使中间热交换器7和压缩机构2的吸入一侧连接的状态，或者中间热交换器返回管94的中间热交换器返回开关阀94a被打开，于是，利用侧热交换器6和热源侧热交换器4之间和中间热交换器7变成被连接的状态。此外，在切换机构3切换成加热运转状态时，并不进行节能器热交换器20的中间压喷射，而是进行通过第2后级侧喷射管18c使制冷剂从作为气液分离器的储液器18返回后级侧压缩部件2d的储液器18的中间压喷射。更加具体地来讲，第2后级喷射开关阀18d处于打开状态，第1后级喷射阀
19a处于完全关闭状态。在切换机构3切换成加热运转状态时，不使用过冷却热交换器96，因此，第3吸入返回阀95a也处于完全关闭状态。

[0179] 在该制冷剂管路410的状态下，低压制冷剂(参照图22、图20、图21中的点A)从吸入管2a被吸入压缩机构2中，首先，被压缩部件2c压缩至中间压力后，被排出至中间制冷剂管8(参照图22、图20、图21中的点B1)。与制冷运转时不同，从该前级侧压缩部件2c排出的中间压制冷剂并不通过中间热交换器7(即，未被冷却)，而是通过中间热交换器旁通管9(参照图22、图20、图21中的点C1)，与从储液器18通过第2后级侧喷射管18c返回后级压缩机构2d的制冷剂(参照图22、图20、图21中的点M)合流从而被冷却(参照图22、图20、图21中的点G)。接着，与从第2后级侧喷射管18c返回的制冷剂合流后(即，进行作为气液分离器的储液器18的中间压喷射)的中间压制冷剂被吸入与压缩部件2c的后级连接的压缩部件2d后被进一步压缩，然后从压缩机构2向排出管2b排出(参照图22、图20、图21中的点D)。此处，与制冷运转时同样，从压缩机构2排出的高压制冷剂根据压缩部件2c、2d的二级压缩操作被压缩至超过临界压力(即，图20所示的临界点CP中的临界压力Pcp)的压力。从该压缩机构2排出的高压制冷剂经由切换机构3，被送往具有用作制冷剂的散热器功能的利用侧热交换器6，与作为冷却源的水和空气进行热交换后被冷却(参照图22、图20、图21中的点F)。在作为散热器的利用侧热交换器6中被冷却的高压制冷剂被利用方膨胀机构5c减压至中间压后，被储存在储液器18内并且进行气液分离(参照图22、图20、图21中的点I、L、M)。在储液器18中被气液分离后的气体制冷剂被第2后级侧喷射管18c从储液器18的上部排出，如上所述，与从前级侧压缩部件2c排出的中间压制冷剂合流。被储存在储液器18内的液体制冷剂被第1膨胀机构5a减压后变成低压的气液两相状态的制冷剂，被送往具有用作制冷剂的蒸发器功能的热源侧热交换器4，并且，通过中间热交换器返回管94，也被送往具有用作制冷剂的蒸发器功能的中间热交换器7(参照图22、图20、图21中的点E)。被送往热源侧热交换器4的低压的气液两相状态的制冷剂与作为加热源的水和空气进行热交换从而被加热，然后蒸发(参照图22、图20、图21中的点A)。被送往中间热交换器7的低压的气液两相状态的制冷剂也与作为加热源的水和空气进行热交换从而被加热，然后蒸发(参照图22、图20、图21中的点V)。在该热源侧热交换器4中被加热并蒸发的低压的制冷剂经由切换机构3，再次被吸入压缩机构2中。此外，在该中间热交换器7中被加热并蒸发的低压的制冷剂通过第2吸入返回管92，再次被吸入压缩机构2中。采用上述这种方式进行制暖运转。

[0180] 在本变形例的构造中，能够获得与上述变形例5同样的作用效果，并且，在制冷运转时，利用过冷却热交换器96能够将从储液器18被送往利用方膨胀机构5c的制冷剂(参照图22～图24中的点I)冷却至过冷却状态(参照图23、图24、中的点I、R)，因此，能够减少在向各个利用方膨胀机构5c分配时产生的偏流的可能性。

[0181] 此外，在本变形例中，根据开关阀11、12、92a的开关状态，在制冷运转和制冷开始控制之间进行切换，即，切换制冷剂不返回状态和制冷剂返回状态，但是，如上述变形例1所示，也可以取代开关阀11、12、92a，设置能够切换制冷剂不返回状态和制冷剂返回状态的中间热交换器切换阀93。

[0182] 而且，在采用变形例2的热源单元1a的构造的情况下，能够获得尤其有利的效果。

[0183] (8)变形例6

[0184] 在上述实施方式及其变形例中，由一台一轴二级压缩构造的压缩机21构成用后级侧压缩部件依次压缩从两个压缩部件2c、2d中的前级侧压缩部件所排出的制冷剂的二级压缩式的压缩机构2，但是，也可以采用比二级压缩式多的三级压缩式等多级压缩机构，或者，也可以将多台通过组装单一压缩部件而构成的压缩机以及/或者通过组装多个压缩部件而构成的压缩机串联连接从而构成多级压缩机构。此外，如连接多个利用侧热交换器6等情况那样，在必须增大压缩机构能力的情况下，也可以采用通过并列连接两个系统以上的多级压缩式的压缩机构而构成的并列多级压缩形的压缩机构。

[0185] 例如，也可以如图25所示，在上述变形例5中的制冷剂管路410(参照图22)中，取代二级压缩式的压缩机构2，采用并列连接二级压缩式的压缩机构103、104的压缩机构102，形成制冷剂管路510。

[0186] 在本变形例中，第1压缩机构103由用2个压缩部件103c、103d对制冷剂进行二级压缩的压缩机29构成，它与从压缩机构102的吸入主管102a分支的第1吸入支管103a、以及和压缩机构102的排出主管102b汇合的第1排出支管103b连接。在本变形例中，第2压缩机构104由用2个压缩部件104c、104d对制冷剂进行二级压缩的压缩机30构成，它与从压缩机构102的吸入主管102a分支的第2吸入支管104a、以及和压缩机构102的排出主管102b汇合的第2排出支管104b连接。此外，压缩机29、30的构造与上述实施方式及其变形例中的压缩机21同样，因此，将表示除压缩部件103c、103d、104c、104d以外的各个部分的符号分别置换成数字29和数字30，此处，省略其说明。压缩机29从第1吸入支管103a吸入制冷剂，用压缩部件103c压缩该被吸入的制冷剂后，向构成中间制冷剂管8的第1入口侧中间支管81排出，使向第1入口侧中间支管81排出的制冷剂通过构成中间制冷剂管8的中间主管82及第1出口侧中间支管83后吸入压缩部件103d中，然后进一步压缩制冷剂后向第1排出支管103b排出。压缩机30从第1吸入支管104a吸入制冷剂，用压缩部件104c压缩该被吸入的制冷剂后，向构成中间制冷剂管8的第2入口侧中间支管84排出，使向第2入口侧中间支管84排出的制冷剂通过构成中间制冷剂管8的中间主管82以及第2出口侧中间支管85后吸入压缩部件104d中，然后进一步压缩制冷剂后向第2排出支管104b排出。
在本变形例中，中间制冷剂管8是用来将从与压缩部件103d、104d的前级连接的压缩部件
103c、104c排出的制冷剂吸入与压缩部件103c、104c的后级连接的压缩部件103d、104d中的制冷剂管，主要包括：与第1压缩机构103的前级侧压缩部件103c的排出一侧连接的第
1入口侧中间支管81、与第2压缩机构104的前级侧压缩部件104c的排出一侧连接的第2入口侧中间支管84、两个入口侧中间支管81、84汇合的中间主管82、从中间主管82分支然后与第1压缩机构103的后级侧压缩部件103d的吸入一侧连接的第1出口侧中间支管83、以及从中间主管82分支然后与第2压缩机构104的后级侧压缩部件104d的吸入一侧连接的第2出口侧中间支管85。此外，排出主管102b是用来将从压缩机构102排出的制冷剂送往切换机构3的制冷剂管，在与排出主管102b连接的第1排出支管103b中设有第1油分离机构141和第1单向机构142，在与排出主管102b连接的第2排出支管104b中设有第2油分离机构143和第2单向机构144。第1油分离机构141用来将从第1压缩机构103排出的制冷剂中所夹杂的冷冻机油从制冷剂中分离出来然后送回压缩机构102的吸入一侧，主要包括：将从第1压缩机构103排出的制冷剂中所夹杂的冷冻机油从制冷剂中分离出来的第1油分离器141a、与第1油分离器141a连接且将从制冷剂中被分离出来的冷冻机油送回压缩机构102的吸入一侧的第1油返回管141b。第2油分离机构143用来将从第2压缩机构104排出的制冷剂中所夹杂的冷冻机油从制冷剂中分离出来然后送回压缩机构102的吸入一侧，主要包括：将从第2压缩机构104排出的制冷剂中所夹杂的冷冻机油从制冷剂中分离出来的第2油分离器143a、与第2油分离器143a连接且将从制冷剂中被分离出来的冷冻机油送回压缩机构102的吸入一侧的第2油返回管143b。在本变形例中，第1油返回管
141b与第2吸入支管104a连接，第2油返回管143c与第1吸入支管103a连接。因此，因在储存在第1压缩机构103内的冷冻机油的油量与储存在第2压缩机构104内的冷冻机油的油量之间出现偏差，从而导致从第1压缩机构103排出的制冷剂中所夹杂的冷冻机油的油量与从第2压缩机构104排出的制冷剂中所夹杂的冷冻机油的油量之间产生偏差，在这种情况下，冷冻机油也会更多地返回压缩机构103、104中冷冻机油的油量少的一个，从而消除储存在第1压缩机构103内的冷冻机油的油量与储存在第2压缩机构104内的冷冻机油的油量之间的偏差。此外，在本变形例中，第1吸入支管103a按照与第2油返回管143b的汇合部至与吸入主管102a的汇合部之间的部分朝着与吸入主管102a的汇合部呈下降坡度的方式构成，第2吸入支管104a按照与第1油返回管141b的汇合部至与吸入主管102a的汇合部之间的部分朝着与吸入主管102a的汇合部呈下降坡度的方式构成。因此，即使压缩机构103、104中的任意一个处于停止状态，从与正在运转的压缩机构对应的油返回管返回与处于停止状态的压缩机构对应的吸入支管的冷冻机油也会返回吸入主管102a，不易发生正在运转的压缩机构的机油耗尽的情况。在油返回管141b、143b中设有对流经油返回管
141b、143b的冷冻机油进行减压的减压机构141c、143c。单向机构142、144是用来容许制冷剂从压缩机构103、104的排出一侧流向切换机构3，且阻断制冷剂从切换机构3流向压缩机构103、104的排出一侧的机构。

[0187] 于是，在本变形例中，压缩机构102通过并列连接以下部件构成：具有两个压缩部件103c、103d并且按照用后级侧压缩部件依次压缩从这些压缩部件103c、103d中的前级侧压缩部件排出的制冷剂的方式而构成的第1压缩机构103；具有两个压缩部件104c、104d并且按照用后级侧压缩部件依次压缩从这些压缩部件104c、104d中的前级侧压缩部件排出的制冷剂的方式而构成的第2压缩机构104。

[0188] 在本变形例中，中间热交换器7被设置在构成中间制冷剂管8的中间主管82中，它是对从第1压缩机构103的前级侧压缩部件103c排出的制冷剂与从第2压缩机构104的前级侧压缩部件104c排出的制冷剂汇合后的制冷剂进行冷却的热交换器。即，中间热交换器7具有能够在2个压缩机构103、104中通用的冷却器的功能。因此，与通过并联连接多系统的多级压缩式的压缩机构103、104而构成的并列多级压缩式的压缩机构102相比，能够简化设置中间热交换器7时压缩机构102周围的电路构造。

[0189] 此外，在构成中间制冷剂管8的第1入口侧中间支管81中设有单向机构81a，用来容许制冷剂从第1压缩机构103的前级侧压缩部件103c的排出一侧流向中间主管82一侧，并且阻断制冷剂从中间主管82一侧流向前级侧压缩部件103c的排出一侧，在构成中间制冷剂管8的第2入口侧中间支管84中设有单向机构84a，用来容许制冷剂从第2压缩机构103的前级侧压缩部件104c的排出一侧流向中间主管82一侧，并且阻断制冷剂从中间主管82一侧流向前级侧压缩部件104c的排出一侧。在本变形例中，作为单向机构81a、84a使用单向阀。因此，即使压缩机构103、104中的任意一个处于停止状态，也不会发生从正在运转的压缩机构的前级侧压缩部件排出的制冷剂通过中间制冷剂管8然后到达处于停止状态的压缩机构的前级侧压缩部件的排出一侧的状况，因此，不会发生从正在运转的压缩机构的前级侧压缩部件排出的制冷剂通过处于停止状态的压缩机构的前级侧压缩部件然后到达压缩机构102的吸入一侧，处于停止状态的压缩机构的冷冻机油流出的状况，于是，在启动处于停止状态的压缩机构时，不易发生冷冻机油不足的情况。此外，在压缩机构103、104之间设置运转的优先顺序的情况下(例如，在将第1压缩机构103作为优先运转的压缩机构的情况下)，符合上述处于停止状态的压缩机构仅局限于第2压缩机构104，因此，在此情况下，也可以仅设置与第2压缩机构104对应的单向机构84a。

[0190] 此外，如上所述，在将第1压缩机构103作为优先运转的压缩机构的情况下，中间制冷剂管8按照在压缩机构103、104中通用的方式设置，因此，从与正在运转的第1压缩机构103对应的前级侧压缩部件103c排出的制冷剂通过中间制冷剂管8的第2出侧中间支管85，到达处于停止状态的第2压缩机构104的后级侧压缩部件104d的吸入一侧，这样，从正在运转的第1压缩机构103的前级侧压缩部件103c排出的制冷剂通过处于停止状态的第2压缩机构104的后级侧压缩部件104d内，然后到达压缩机构102的排出一侧，导致处于停止状态的第2压缩机构104的冷冻机油流出，当启动处于停止状态的第2压缩机构104时，有可能发生冷冻机油不足的情况。因此，在本变形例中，在第2出口侧中间支管85中设置开关阀85a，在第2压缩机构104处于停止状态的情况下，利用该开关阀85a阻断第
2出口侧中间支管85内的制冷剂的流动。这样，从正在运转的第1压缩机构103的前级侧压缩部件103c排出的制冷剂就无法通过中间制冷剂管8的第2出口侧中间支管85而到达处于停止状态的第2压缩机构104的后级侧压缩部件104d的吸入一侧，因此，不易发生从正在运转的第1压缩机构103的前级侧压缩部件103c排出的制冷剂通过处于停止状态的第2压缩机构104的后级侧压缩部件104d内，然后到达压缩机构102的排出一侧，导致处于停止状态的第2压缩机构104的冷冻机油流出这样的情况，这样，当启动处于停止状态的第2压缩机构104时也不易发生冷冻机油不足的情况。此外，在变形例中，作为开关阀85a使用了电磁阀。

[0191] 此外，在将第1压缩机构103作为优先运转的压缩机构的情况下，在第1压缩机构103的启动后，接着启动第2压缩机构104，但是，此时，中间制冷剂管8按照在压缩机构103、104中通用的方式设置，因此，在从第2压缩机构104的前级侧压缩部件103c的排出一侧的压力以及后级侧压缩部件103d的吸入一侧的压力变得比前级侧压缩部件103c的吸入一侧的压力以及后级侧压缩部件103d的排出一侧的压力高的状态下启动，难以稳定地启动第2压缩机构104。因此，在本变形例中，设置用来连接第2压缩机构104的前级侧压缩部件104c的排出一侧与后级侧压缩部件104d的吸入一侧的启动旁通管86，并且在该启动旁通管86中设置开关阀86a，在第2压缩机构104处于停止状态的情况下，利用该开关阀
86a阻断启动旁通管86内的制冷剂的流动，并且，利用开关阀85a阻断第2出口侧中间支管
85内的制冷剂的流动，当启动第2压缩机构104时，利用开关阀86a能够使制冷剂流经启动旁通管86内，从而使从第2压缩机构104的前级侧压缩部件104c排出的制冷剂不与从第1压缩机构103的前级侧压缩部件104c排出的制冷剂合流，而是通过启动旁通管86使其吸入后级侧压缩部件104d中，在压缩机构102的运转状态稳定的时刻(例如，压缩机构
102的吸入压力、排出压力以及中间压力稳定的时刻)，利用开关阀85a能够使制冷剂流经第2出口侧中间支管85内，并且，利用开关阀86a阻断启动旁通管86内的制冷剂的流动，从而使其能够进入通常的制冷运转。此外，在本变形例中，启动旁通管86的一端与第2出口侧中间支管85的开关阀85a以及第2压缩机构104的后级侧压缩部件104d的吸入一侧之间连接，另一端与第2压缩机构104的前级侧压缩部件104c的排出一侧以及第2入口侧中间支管84的单向机构84a之间连接，当启动第2压缩机构104时，能够使其变成不易受到第1压缩机构103的中间压部分的影响的状态。此外，在本变形例中，作为开关阀86a使用了电磁阀。

[0192] 此外，对于本变形例的空调装置1的制冷运转和制暖运转时的操作，除了因取代压缩机构2而设的压缩机构102，压缩机构102周围的电路构造变得略为复杂而进行更改这一点之外，其余基本与上述变形例5中的操作(图22～图24、图20、图21及其相关记载)相同，因此，此处省略其说明。

[0193] 在本变形例的构造中，也能获得与上述变形例5相同的作用效果。

[0194] 此外，在本变形例中，根据开关阀11、12、92a的开关状态，在制冷运转和制冷开始控制之间进行切换，即，切换制冷剂不返回状态和制冷剂返回状态，但是，如上述变形例1所示，也可以取代开关阀11、12、92a，设置能够切换制冷剂不返回状态和制冷剂返回状态的中间热交换器切换阀93。

[0195] 而且，在采用变形例2的热源单元1a的构造的情况下，能够获得尤其有利的效果。

[0196] (9)变形例7

[0197] 在上述实施方式及其变形例中，由一台一轴二级压缩构造的压缩机21构成用后级侧压缩部件依次压缩从前级侧压缩部件所排出的制冷剂的二级压缩式的压缩机构2，或者通过并联连接两台一轴二级压缩构的压缩机29、30，从而构成用后级侧压缩部件依次压缩从前级侧压缩部件所排出的制冷剂的二级压缩式的压缩机构102，但是，也可以通过串联连接单级压缩构造的压缩机22、23，从而构成用后级侧压缩部件依次压缩从前级侧压缩部件所排出的制冷剂的二级压缩式的压缩机构。

[0198] 例如，如图26所示，在上述变形例1中的制冷剂管路110(参照图10)中，也可以取代由一轴二级压缩构造的压缩机21构成的压缩机构2，采用并联连接单级压缩构造的压缩机22、23而构成的压缩机构202，从而形成制冷剂管路610。

[0199] 在本变形例中，压缩机构202由利用作为前级侧压缩部件的压缩部件2c来压缩制冷剂的压缩机22；和利用作为后级侧压缩部件的压缩部件2d来压缩制冷剂的压缩机22构成。压缩机22采用一种在机壳22a内收纳压缩机驱动电机22b、驱动轴22c以及压缩部件2c的密闭式构造。压缩机驱动电机22b与驱动轴22c连结。压缩机23采用一种在机壳23a内收纳压缩机驱动电机23b、驱动轴23c以及压缩部件2d的密闭式构造。压缩机驱动电机23b与驱动轴23c连结。在本变形例中，压缩部件2c、2d是旋转式或者涡旋式等容积式压缩部件。压缩机202从吸入管2a吸入制冷剂，利用压缩机22的压缩部件2c压缩该被吸入的制冷剂，然后向中间制冷剂管8排出，将被排出至中间制冷剂管8的制冷剂吸入压缩机23的压缩部件2d中继续压缩制冷剂，然后向排出管2b排出。

[0200] 此外，对于本变形例的空调装置1的制冷运转和制暖运转等的操作，除压缩机构2被替换成压缩机构202这一点之外，其余基本与上述变形例1中的操作(图10、图1～图9及其相关记载)相同，因此，此处省略其说明。

[0201] 在本变形例的构造中，也能获得与上述变形例1等同样的作用效果。

[0202] (10)变形例8

[0203] 在上述实施方式及其变形例中，在中间热交换器返回管94中设有由电磁阀构成的中间热交换器返回开关阀94a，在切换机构3切换成冷却运转状态时它被控制关闭，在切换机构3切换成加热运转状态时它被控制打开，但是，也可以取代该中间热交换器返回开关阀94a，设置流量调节阀，在制暖运转时能够控制流经能够用作制冷剂的蒸发器的中间热交换器7的制冷剂的流量。

[0204] 例如，也可以如图27所示，在上述变形例7中的制冷剂管路610(参照图26)中，取代中间热交换器返回开关阀94a，设置作为流量调节阀的中间热交换器返回阀94b，从而形成制冷剂管路710。在本变形例中，作为中间热交换器返回阀94b使用了能够调节开度的电动膨胀阀。此外，在设置中间热交换器返回阀94b时，在连接热源侧热交换器4和桥路17之间的制冷剂管18h(更加具体地来讲，制冷剂管18h中的中间热交换器返回管94的分支位置和热源侧热交换器4之间的部分)中设置在储液器入口管18a中所设的第1膨胀机构5a，从而来确保中间热交换器返回阀94b的前后差压，或者，在连接桥路17和利用侧热交换器6之间的制冷剂管18i中设置在储液器出口管18b中所设的第2膨胀机构5b，从而使储液器18中的制冷剂的压力变成冷冻循环中的中间压。

[0205] 在本变形例中，在制冷运转时，制冷剂通过桥路17，按照第1膨胀机构5a、储液器18、第2膨胀机构5b的顺序流经制冷剂管路710，在制暖运转时，通过桥路17，按照第2膨胀机构5b、储液器18、第1膨胀机构5a的顺序流经制冷剂管路710，这一点与上述变形例7不同(在变形例7中，在制冷运转及制暖运转中的一个运转时，制冷剂都按照第1膨胀机构
5a、储液器、第2膨胀机构5b的顺序流经制冷剂管路610)，除这一点之外，能够获得与上述变形例7相同的作用效果。而且，在本变形例的构造中，在中间热交换器返回管94中设有作为流量调整阀的中间热交换器返回阀94b，因此，不仅能够在制冷运转时防止制冷剂流入中间热交换器返回阀94，而且能够在加热运转时切实地分配流经热源侧热交换器4的制冷剂的流量和流经中间热交换器7的制冷剂的流量。

[0206] (11)变形例9

[0207] 在上述实施方式及其变形例的构造中，也可以在热源侧热交换器4和利用侧热交换器6之间设置使流经热源侧热交换器4和利用侧热交换器6的制冷剂等熵膨胀的膨胀装置。

[0208] 例如，也可以如图28所示，在上述变形例8中的制冷剂管路710(参照图27)中，在储液器入口管18a中设置使制冷剂等熵膨胀的膨胀装置97，从而形成制冷剂管路810。即，在本变形例中，膨胀装置97借助作为整流电路的桥路17被连接，整流电路进行整流，从而在制冷剂从热源侧热交换器4流向利用侧热交换器6以及制冷剂从利用侧热交换器6流向热源侧热交换器4的任意一种情况下，都使制冷剂从膨胀装置97的入口流入。在本变形例中，作为膨胀装置97使用了离心式和容积式的膨胀机。此外，在本变形例中，作为整流电路采用了桥路17，但是，组合使用四相切换阀和多个电磁阀，也能发挥同样的功能。

[0209] 在本变形例的构造中，也能获得与上述变形例8等同样的作用效果。而且，在本变形例的构造中，在制冷运转时，制冷剂通过作为整流电路的桥路17，按照第1膨胀机构5a、膨胀装置97、储液器18、第2膨胀机构5b的顺序流经制冷剂管路810，在制暖运转时，制冷剂通过作为整流电路的桥路17，按照第2膨胀机构5b、储液器18、第1膨胀机构5a的顺序流经制冷剂管路810，于是，在制冷运转及制暖运转中的一个运转时，在制冷剂从冷冻循环中的高压被减压成低压的过程中，利用膨胀装置97进行制冷剂的等熵减压(即，在制冷运转时，以图3及图4为例，点F一边向低焓一侧和低熵一侧移动，一边对制冷剂进行减压，在制暖运转时，以图6及图7为例，点E一边向低焓一侧和低熵一侧移动，一边对制冷剂进行减压)，这样就能提高成绩系数同时进行能量回收，因此，能够进一步提高制冷运转时以及制暖运转时的运转效率。此外，在本变形例中，也可以在制冷运转时，通过进行增大膨胀装置97的下流一侧的第2膨胀机构5b的开度的控制和打开第1吸入返回阀18g的控制等，或者，在制冷运转时，通过进行增大膨胀装置97的下流一侧的第1膨胀机构5a的开度的控制和打开第1吸入返回阀18g的控制等，增大膨胀装置97中的减压幅度，最大限度地提高运转效率。

[0210] (12)变形例10

[0211] 在上述变形例9的构造中，也可以使位于膨胀装置97的出口位置的储液器18具有作为气液分离器的功能，连接使在储液器18中被气液分离后的气体制冷剂返回后级侧压缩部件2d的后级侧喷射管，这样，在制冷运转时及制暖运转时，进行作为气液分离器的储液器18的中间压喷射。

[0212] 例如，也可以如图29所示，在上述变形例9中的制冷剂管路810(参照图28)中，在储液器18中连接第2后级侧喷射管18c，这样，能够进行作为气液分离器的储液器18的中间压喷射，从而形成制冷剂管路910。

[0213] 第2后级侧喷射管18c是能够进行从储液器18中排出制冷剂然后使其返回压缩机构202的后级侧压缩部件2d的中间压喷射的制冷剂管，在本变形例中，按照连接储液器18的上部和中间制冷剂管8(即，压缩机构202的后级侧压缩部件2d的吸入一侧)的方式设置。在该第2后级侧喷射管18c中设有第2后级喷射开关阀18d和第2后级喷射单向机构18e。第2后级喷射开关阀18d能够进行开关操作，在本变形例中，它是电磁阀。第2后级喷射单向机构18e用来容许制冷剂从储液器18流向后级侧压缩部件2d，并且容许制冷剂从后级侧压缩部件2d流向储液器18，在本变形例中，使用单向阀。此外，第2后级侧喷射管
18c和第1吸入返回管18f在储液器18一侧的部分形成一体。

[0214] 在本变形例的构造中，也能获得与上述变形例9同样的作用效果。而且，在本变形例的构造中，在制冷运转及制暖运转时的一个运转时，使与膨胀装置9的出口连接的储液器18具有用作气液分离器的功能，进行使在该储液器18中被气液分离后的气体制冷剂通过第2后级侧喷射管18c返回后级侧压缩部件2d的中间压喷射(即，以图20及图21为例，进行从点I经由点M到达点G的行程)，这样就能降低被吸入后级侧压缩部件2d的冷冻循环中的中间压的制冷剂的温度，因此，能够进一步提高运转效率。

[0215] (13)变形例11

[0216] 在上述变形例7～10中，为了进行与多个空调空间的空调负荷对应的制冷和制暖，也可以采用一种具有被并联连接的多个利用侧热交换器6的构造。

[0217] 例如，也可以如图30及图31所示，在上述变形例9、10的制冷剂管路810、910(参照图28及图29)中具有被并联连接的多个(此处是两个)利用侧热交换器6，从而形成制冷剂管路1010、1110。此处，在设置多个利用侧热交换器6时，为了通过控制流经各个利用侧热交换器6的制冷剂的流量，从而能够获得在各个利用侧热交换器6中所需的冷冻负荷，也可以取代第2膨胀机构5b，在储液器18和利用侧热交换器6之间，与各个利用侧热交换器6对应(即，在制冷剂管18i中的被各个利用侧热交换器6分支的部分)地设置利用方膨胀机构5c。

[0218] 在本变形例的构造中，也能获得与上述变形例9、10等同样的作用效果。

[0219] (14)变形例12

[0220] 在上述变形例7～11中，为了对被送往利用侧热交换器6和热源侧热交换器4的制冷剂进行冷却使其变成过冷却状态，也可以设置过冷却器。

[0221] 例如，也可以如图32所示，在上述变形例11中的制冷剂管路1010(参照图30)中，在储液器出口管18b中设置过冷却热交换器96，并且在从储液器入口管18a经由储液器18至储液器出口管18b之间(此处是储液器18)设置第3吸入返回管95，从而形成制冷剂管路1210。

[0222] 过冷却热交换器96是对在制冷运转时从储液器18经由多个(此处是两个)利用方膨胀机构5c被送往各个利用侧热交换器6的制冷剂进行冷却，以及对在制暖运转时从储液器18经由第1膨胀机构5a及中间热交换器返回阀94b被送往热源侧热交换器4以及中间热交换器7的制冷剂进行冷却的热交换器。更加具体地来讲，过冷却热交换器96是进行与从储液器18返回压缩机构2的吸入一侧(即吸入管2a)的流经第3吸入返回管95的制冷剂的热交换的热交换器。在第3吸入返回管95中设有能够控制其开度的第3吸入返回阀95a，在过冷却热交换器96中，在制冷运转时，进行从储液器18被送往利用方膨胀机构5c的制冷剂与在第3吸入返回阀95a中被减压至低压附近后的流经第3吸入返回管95的制冷剂的热交换，并且进行从储液器18被送往第1膨胀机构5a及中间热交换器返回阀94b的制冷剂与在第3吸入返回阀95a中被减压至低压附近后的流经第3吸入返回管95的制冷剂的热交换。在本变形例中，第3吸入返回阀95a是电动膨胀阀。此外，第3吸入返回管
95和第1吸入返回管18f在储液器18一侧的部分形成一体。

[0223] 在本变形例的构造中，也能获得与上述变形例11等同样的作用效果。而且，在本变形例的构造中，由于能够在制冷运转时将从储液器18被送往各个利用方膨胀机构5c的制冷剂变成过冷却状态，或者在制暖运转时将从储液器18被送往第1膨胀机构5a及中间热交换器返回阀94b的制冷剂变成过冷却状态(即，以图23及图24为例，进行从点I至点R的行程)，这样，在制冷运转时，能够减少向各个利用方膨胀机构5c分配时可能产生的偏流，在制暖运转时，能够减少向第1膨胀机构5a及中间热交换器返回阀94b分配时可能产生的偏流。

[0224] (15)变形例13

[0225] 在上述实施方式及其变形例中，采用了二级压缩式的压缩机构2、102、202，但是，也可以采用三级压缩式等多级压缩机构。

[0226] 例如，也可以如图33所示，在上述变形例11中的制冷剂管路1010(参照图30)中，采用通过串联连接与构成压缩机构202的压缩机构22、23同样的单级压缩构造的压缩机25、26而构成的三级压缩式的压缩机构302，在连接第1级压缩机25的排出端和第2级压缩机26的吸入端的中间制冷剂管8中设置与上述实施方式以及其变形例同样的中间热交换器7、中间热交换器旁通管9、第2吸入返回管92、中间热交换器切换阀93、以及中间热交换器返回阀94，而且，在连接第2级压缩机26的吸入端和第3级压缩机27的中间制冷剂管
308中设置与中间热交换器7、中间热交换器旁通管9、第2吸入返回管92、中间热交换器切换阀93、以及中间热交换器返回阀94同样的中间热交换器307、中间热交换器旁通管309、第2吸入返回管392、中间热交换器切换阀393、以及中间热交换器返回阀394。

[0227] 在本变形例的构造中，采用了三级压缩式的压缩机构302，因此，在制冷运转时，将中间热交换器切换阀93、393切换成制冷剂不返回状态，从而使中间热交换器7、307具有用作冷冻循环中的中间压制冷剂(从前级侧压缩部件302排出后被送往其后级侧压缩部件302d的制冷剂，以及从前级侧压缩部件303c排出后被送往其后级侧压缩部件302e的制冷剂)的冷却器的功能，在制暖运转时，将中间热交换器切换阀93、393切换成制冷剂返回状态，从而使中间热交换器7、307具有用作冷冻循环中的低压制冷剂(在利用侧热交换器6中散热后的制冷剂)的蒸发器的功能，这一点与上述变形例11等不同，但是，除这一点之外，能够获得与上述变形例11等同样的作用效果。

[0228] (16)其它的实施方式

[0229] 以上，根据附图，对本发明的实施方式及其变形例进行了说明，但是，具体的构造并非局限于这些实施方式及其变形例，在不脱离发明主旨的范围内能够进行更改。

[0230] 例如，在上述实施方式及其变形例中，使用作为与流经利用侧热交换器6的制冷剂进行热交换的加热源或者冷却源的水和盐水，并且设置对在利用侧热交换器6中被热交换的水和盐水与室内空气进行热交换的二次热交换器，本发明也可应用在这种制冷式的空调装置中。

[0231] 此外，对于上述制冷式空调装置的其它类型的制冷装置，只要使用在超临界区工作的制冷剂作为制冷剂来进行多级压缩式冷冻循环，那么，也能应用本发明。

[0232] 此外，在超临界区工作的制冷剂并非局限于二氧化碳，也可以使用乙烯、乙烷和氧化氮等。

[0233] 工业实用性

[0234] 利用本发明，在具有能够切换冷却运转和加热运转的制冷剂管路，进行多级压缩式冷冻循环的制冷装置中，能够获得高的运转效率。