JP2010156493A - 冷暖同時運転型空気調和装置 - Google Patents

Abstract

【課題】冷暖同時運転型空気調和装置において、高い運転効率が得られるようにする。
【解決手段】空気調和装置１は、圧縮機構２と熱源側熱交換器４と利用側熱交換器６ａ、６ｂ、６ｃとを有する冷暖同時運転型空気調和装置であり、圧縮機構２は、前段側の圧縮要素２ａから吐出された冷媒を後段側の圧縮要素２ｂで順次圧縮するように構成されており、熱源側熱交換器４は、冷媒の放熱器として機能することを要求される放熱運転状態である場合に冷媒の放熱器として機能し、かつ、冷媒の蒸発器として機能することを要求される蒸発運転状態である場合に冷媒の蒸発器として機能する主熱源側熱交換器４ａと、放熱運転状態である場合に前段側の圧縮要素２ａから吐出された後で後段側の圧縮要素２ｂに吸入される前の冷媒を冷却する中間冷却器として機能し、かつ、蒸発運転状態である場合に冷媒の蒸発器として機能する副熱源側熱交換器４ｂとを有している。
【選択図】図１

Description

本発明は、冷暖同時運転型空気調和装置に関する。

従来より、特許文献１に示されるように、圧縮機構と熱源側熱交換器と複数の利用側熱交換器とを含んでおり、複数の利用側熱交換器を個別に冷媒の蒸発器又は放熱器として機能させる切り換えが可能で、かつ、複数の利用側熱交換器全体の空調負荷に応じて熱源側熱交換器を冷媒の蒸発器又は放熱器として機能させる切り換えが可能な冷暖同時運転型空気調和装置がある。
特開平１−１２７８６６号公報

このような冷暖同時運転型空気調和装置において、超臨界域で作動する冷媒を使用する場合等のように、冷凍サイクルにおける高圧が非常に高くなる場合には、圧縮機構として直列に接続された複数の圧縮要素を有する多段圧縮式の構成を採用することが考えられるが、この場合には、低段側の圧縮要素から吐出された冷媒が後段側の圧縮要素に吸入されてさらに圧縮されるため、後段側の圧縮要素から吐出される冷媒の温度が高くなり、例えば、冷媒の放熱器として機能する熱源側熱交換器において、熱源としての空気や水と冷媒との間の温度差が大きくなってしまい、高い運転効率が得られにくいという問題がある。

本発明の課題は、冷暖同時運転型空気調和装置において、高い運転効率が得られるようにすることにある。

第１の発明にかかる冷暖同時運転型空気調和装置は、圧縮機構と熱源側熱交換器と複数の利用側熱交換器とを含んでおり、複数の利用側熱交換器を個別に冷媒の蒸発器又は放熱器として機能させる切り換えが可能で、かつ、複数の利用側熱交換器全体の空調負荷に応じて熱源側熱交換器を冷媒の蒸発器又は放熱器として機能させる切り換えが可能な冷暖同時運転型空気調和装置において、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おり、熱源側熱交換器は、複数の利用側熱交換器全体の空調負荷が熱源側熱交換器に対して冷媒の放熱器として機能することを要求する放熱運転状態である場合に冷媒の放熱器として機能し、かつ、複数の利用側熱交換器全体の空調負荷が熱源側熱交換器に対して冷媒の蒸発器として機能することを要求する蒸発運転状態である場合に冷媒の蒸発器として機能する主熱源側熱交換器と、放熱運転状態である場合に前段側の圧縮要素から吐出された後で後段側の圧縮要素に吸入される前の冷媒を冷却する中間冷却器として機能し、かつ、蒸発運転状態である場合に冷媒の蒸発器として機能する１以上の副熱源側熱交換器とを有している。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。

冷暖同時運転型空気調和装置において、圧縮機構として直列に接続された複数の圧縮要素を有する多段圧縮式の構成を採用する場合には、冷凍サイクルにおける中間圧の冷媒を冷却するための中間冷却器を設けることが考えられるが、このとき、複数の利用側熱交換器の全て又は多くが冷媒の蒸発器として機能する冷房主体の運転を行う等のように、複数の利用側熱交換器全体の空調負荷が熱源側熱交換器に対して冷媒の放熱器として機能することを要求する放熱運転状態である場合には、中間冷却器によって圧縮機構から吐出される冷凍サイクルにおける高圧の冷媒の温度を低くすることができ、冷房主体の運転等に有利であるが、複数の利用側熱交換器の全て又は多くが冷媒の凝縮器として機能する暖房主体の運転を行う等のように、複数の利用側熱交換器全体の空調負荷が熱源側熱交換器に対して冷媒の蒸発器として機能することを要求する蒸発運転状態である場合には、暖房に利用できる熱が中間冷却器によってロスするという問題があり、暖房主体の運転等に不利である。

そこで、この冷暖同時運転型空気調和装置では、圧縮機構として直列に接続された複数の圧縮要素を有する多段圧縮式の構成を採用するのに際して、熱源側熱交換器を主熱源側熱交換器と１以上の副熱源側熱交換器とに分割した上で、主熱源側熱交換器については、放熱運転状態である場合に冷媒の放熱器として機能させ、かつ、蒸発運転状態である場合に冷媒の蒸発器として機能させるようにし、１以上の副熱源側熱交換器については、放熱運転状態である場合に前段側の圧縮要素から吐出された後で後段側の圧縮要素に吸入される前の冷媒を冷却する中間冷却器として機能させ、かつ、蒸発運転状態である場合に冷媒の蒸発器として機能させるようにしている。

これにより、放熱運転状態である場合には、熱源側熱交換器とは別に中間冷却器を設ける場合と同様に、圧縮機構から吐出される冷凍サイクルにおける高圧の冷媒の温度を低くすることで高い運転効率が得られるようになり、蒸発運転状態である場合には、熱源側熱交換器とは別に中間冷却器を設ける場合とは異なり、上記の熱ロスの問題を生じないようにするとともに、冷媒の蒸発器として有効利用することができる。特に、蒸発運転状態における運転効率が向上するとともに、熱源側熱交換器とは別に中間冷却器を設ける場合とは異なり、上記の熱ロスを考慮して中間冷却器の伝熱面積を小さくする必要がなくなり、放熱運転状態における最適な中間冷却器（ここでは、副熱源側熱交換器）の伝熱面積を選定することができるようになるため、放熱運転状態における運転効率も向上し、したがって、放熱運転状態及び蒸発運転状態のいずれにおいても、高い運転効率を得ることができる。

第２の発明にかかる冷暖同時運転型空気調和装置は、第１の発明にかかる冷暖同時運転型空気調和装置において、熱源側熱交換器に対して要求される冷媒の放熱器又は蒸発器としての熱負荷が小さい負荷均衡運転状態である場合には、主熱源側熱交換器が冷媒の放熱器として機能し、かつ、１以上の副熱源側熱交換器が冷媒の蒸発器として機能する。

複数の利用側熱交換器のうち冷媒の蒸発器として機能する利用側熱交換器の冷房負荷と冷媒の放熱器として機能する利用側熱交換器の暖房負荷とが均衡する等のように、熱源側熱交換器に対して要求される冷媒の放熱器又は蒸発器としての熱負荷が小さい負荷均衡運転状態になる場合があるが、このような負荷均衡運転状態である場合には、このような小さな熱負荷を処理するように熱源側熱交換器を機能させる必要がある。

そこで、この冷暖同時運転型空気調和装置では、負荷均衡運転状態である場合に、主熱源側熱交換器を冷媒の放熱器として機能させ、かつ、１以上の副熱源側熱交換器を冷媒の蒸発器として機能させるようにしている。

これにより、主熱源側熱交換器と１以上の副熱源側熱交換器との間で冷媒の放熱負荷と蒸発負荷とを相殺できるようになるため、熱源側熱交換器全体として小さな熱負荷を処理することができるようになり、したがって、負荷均衡運転状態における運転を確実に行うことができる。

第３の発明にかかる冷暖同時運転型空気調和装置は、第１又は第２の発明にかかる冷暖同時運転型空気調和装置において、利用側熱交換器と熱源側熱交換器との間には、熱源側熱交換器と利用側熱交換器との間を流れる冷媒を等エントロピ的に膨張させる膨張装置が、熱源側熱交換器から利用側熱交換器へ向かって冷媒が流れる場合、及び、利用側熱交換器から熱源側熱交換器へ向かって冷媒が流れる場合のいずれにおいても膨張装置の入口から冷媒が流入するように整流する整流回路を介して設けられている。

この冷暖同時運転型空気調和装置では、放熱運転状態及び蒸発運転状態のいずれにおいても、膨張装置によって成績係数を高めるとともにエネルギー回収を行うことができるため、放熱運転状態及び蒸発運転状態における運転効率をさらに向上させることができる。

第４の発明にかかる冷暖同時運転型空気調和装置は、第１〜第３の発明のいずれかにかかる冷暖同時運転型空気調和装置において、熱源側熱交換器と利用側熱交換器との間には、熱源側熱交換器と利用側熱交換器との間を流れる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が接続されている。

この冷暖同時運転型空気調和装置では、後段側の圧縮要素に冷凍サイクルにおける中間圧の冷媒を戻す中間圧インジェクションを行うことができるため、運転効率をさらに向上させることができる。

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の発明では、放熱運転状態である場合には、熱源側熱交換器とは別に中間冷却器を設ける場合と同様に、圧縮機構から吐出される冷凍サイクルにおける高圧の冷媒の温度を低くすることで高い運転効率が得られるようになり、蒸発運転状態である場合には、熱源側熱交換器とは別に中間冷却器を設ける場合とは異なり、上記の熱ロスの問題を生じないようにするとともに、冷媒の蒸発器として有効利用することができる。特に、蒸発運転状態における運転効率が向上するとともに、熱源側熱交換器とは別に中間冷却器を設ける場合とは異なり、上記の熱ロスを考慮して中間冷却器の伝熱面積を小さくする必要がなくなり、放熱運転状態における最適な中間冷却器（ここでは、副熱源側熱交換器）の伝熱面積を選定することができるようになるため、放熱運転状態における運転効率も向上し、したがって、放熱運転状態及び蒸発運転状態のいずれにおいても、高い運転効率を得ることができる。

第２の発明では、主熱源側熱交換器と１以上の副熱源側熱交換器との間で冷媒の放熱負荷と蒸発負荷とを相殺できるようになるため、熱源側熱交換器全体として小さな熱負荷を処理することができるようになり、したがって、負荷均衡運転状態における運転を確実に行うことができる。

第３の発明では、放熱運転状態及び蒸発運転状態のいずれにおいても、膨張装置によって成績係数を高めるとともにエネルギー回収を行うことができるため、放熱運転状態及び蒸発運転状態における運転効率をさらに向上させることができる。

第４の発明では、後段側の圧縮要素に冷凍サイクルにおける中間圧の冷媒を戻す中間圧インジェクションを行うことができるため、運転効率をさらに向上させることができる。

以下、図面に基づいて、本発明にかかる冷暖同時運転型空気調和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、本発明の一実施形態にかかる冷暖同時運転型の空気調和装置１の概略構成図である。空気調和装置１は、圧縮機構２と、熱源側熱交換器４と、複数（ここでは、３つ）の利用側熱交換器６ａ、６ｂ、６ｃとを主として含む蒸気圧縮式の冷媒回路３０を有しており、複数の利用側熱交換器６ａ、６ｂ、６ｃが個別に冷媒の蒸発器又は放熱器として機能させる切り換えが可能で、かつ、複数の利用側熱交換器６ａ、６ｂ、６ｃ全体の空調負荷に応じて熱源側熱交換器４を冷媒の蒸発器又は放熱器として機能させる切り換えが可能な冷暖同時運転型空気調和装置である。この冷媒回路３０には、超臨界域で作動する冷媒（ここでは、二酸化炭素）が封入されている。

圧縮機構２は、複数（ここでは、２つ）の圧縮要素２ａ、２ｂを有しており、これらの圧縮要素２ａ、２ｂのうちの前段側の圧縮要素２ａから吐出された冷媒を後段側の圧縮要素２ｂで順次圧縮するように構成されている。具体的には、圧縮機構２は、前段側の圧縮要素２ａで冷凍サイクルにおける低圧の冷媒を冷凍サイクルにおける中間圧まで圧縮する単段圧縮構造の圧縮機２１と、後段側の圧縮要素２ｂで冷凍サイクルにおける中間圧の冷媒を冷凍サイクルにおける高圧まで圧縮する単段圧縮構造の圧縮機２２と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２ａ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。また、圧縮機２２は、ケーシング２２ａ内に、圧縮機駆動モータ２２ｂと、駆動軸２２ｃと、圧縮要素２ｂ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２２ｂは、駆動軸２２ｃに連結されている。圧縮要素２ａ、２ｂは、本変形例において、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。これにより、冷凍サイクルにおける低圧の冷媒は、吸入管７を通じて圧縮機２１に吸入されて圧縮要素２ａによって冷凍サイクルにおける中間圧まで圧縮された後に、中間冷媒管８に吐出され、中間冷媒管８に吐出された冷凍サイクルにおける中間圧の冷媒は、圧縮機２２の圧縮要素２ｂに吸入されて、さらに冷凍サイクルにおける高圧まで圧縮された後に、吐出管９に吐出されるようになっている。尚、圧縮機構２としては、上述のような単段圧縮構造の圧縮機を２台直列接続した構成に限定されず、例えば、単一のケーシング内に２つの圧縮要素２ａ、２ｂが一体に組み込まれた二段圧縮構造の圧縮機によって構成してもよい。

熱源側熱交換器４は、冷媒と室外空気等との熱交換を行うことで冷媒の放熱器又は蒸発器として機能する熱交換器であり、ここでは、主熱源側熱交換器４ａと副熱源側熱交換器４ｂとに分割された構造となっている。主熱源側熱交換器４ａの液側と副熱源側熱交換器４ｂの液側とは、熱源側熱交換器４と利用側熱交換器６ａ、６ｂ、６ｃとを接続する液冷媒管１０の一部を構成する熱源側液冷媒分岐管１０ａ、１０ｂを通じて接続されている。熱源側液冷媒分岐管１０ａには、主熱源側膨張機構５ａが設けられており、熱源側液冷媒分岐管１０ａには、副熱源側膨張機構５ｂが設けられている。熱源側膨張機構５ａ、５ｂは、ここでは、いずれも電動膨張弁によって構成されている。

圧縮機構２及び熱源側熱交換器４には、第１熱源側切換機構３が接続されている。第１熱源側切換機構３は、冷媒回路３０内における冷媒の流れの方向を切り換えるための機構（より具体的には、利用側熱交換器６ａ、６ｂ、６ｃ全体の空調負荷が熱源側熱交換器４に対して冷媒の放熱器として機能することを要求する放熱運転状態である場合に対応する主放熱運転切換状態と、利用側熱交換器６ａ、６ｂ、６ｃ全体の空調負荷が熱源側熱交換器４に対して冷媒の蒸発器として機能することを要求する蒸発運転状態である場合に対応する主蒸発運転切換状態とを切り換えるための機構）であり、ここでは、四路切換弁によって構成されている。第１熱源側切換機構３の第１ポート３ａは、吐出管９を通じて圧縮機構２の吐出側（より具体的には、圧縮機２２の吐出側）に接続されており、第１熱源側切換機構３の第２ポート３ｂは、熱源側ガス冷媒管１１を通じて熱源側熱交換器４のガス側（より具体的には、主熱源側熱交換器４ａのガス側）に接続されており、第１熱源側切換機構３の第３ポート３ｃは、吸入管７を通じて圧縮機構２の吸入側（より具体的には、圧縮機２１の吸入側）に接続されており、第１熱源側切換機構３の第４ポート３ｄは、吸入管７に接続されているキャピラリチューブ３ｅを通じて圧縮機構２の吸入側（より具体的には、圧縮機２１の吸入側）に接続されている。そして、第１熱源側切換機構３は、第１ポート３ａと第２ポート３ｂとを接続するとともに第３ポート３ｃと第４ポート３ｄとを接続（放熱運転切換状態に対応、図１の第１熱源側切換機構３の実線を参照）したり、第２ポート３ｂと第３ポート３ｃとを接続するとともに第１ポート３ａと第４ポート３ｄとを接続（蒸発運転切換状態に対応、図１の第１熱源側切換機構３の破線を参照）する切り換えを行うことが可能である。尚、第１熱源側切換機構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。

利用側熱交換器６ａ、６ｂ、６ｃは、冷媒と室内空気等との熱交換を行うことで冷媒の蒸発器又は放熱器として機能する熱交換器である。利用側熱交換器６ａ、６ｂ、６ｃの各液側には、液冷媒管１０の一部を構成する利用側液冷媒分岐管１０ｄ、１０ｅ、１０ｆが接続されており、利用側熱交換器６ａ、６ｂ、６ｃの各ガス側には、利用側ガス冷媒管１２ａ、１２ｂ、１２ｃが接続されている。利用側液冷媒分岐管１０ｄには、利用側膨張機構１３ａが設けられており、利用側液冷媒分岐管１０ｅには、利用側膨張機構１３ｂが設けられており、利用側液冷媒分岐管１０ｆには、利用側膨張機構１３ｃが設けられている。利用側膨張機構１３ａ、１３ｂ、１３ｃは、ここでは、いずれも電動膨張弁によって構成されている。そして、熱源側液冷媒分岐管１０ａ、１０ｂと利用側液冷媒分岐管１０ｄ、１０ｅ、１０ｆとは、液冷媒合流管１０ｇを通じて接続されており、液冷媒合流管１０ｇとともに液冷媒管１０を構成している。

吐出管９には、圧縮機構２から吐出された冷凍サイクルにおける高圧の冷媒を、第１熱源側切換機構３を通じることなく、利用側熱交換器６ａ、６ｂ、６ｃに送る高圧ガス冷媒管１４が接続されている。高圧ガス冷媒管１４は、吐出管９から分岐される高圧ガス冷媒合流管１４ａと、各利用側熱交換器６ａ、６ｂ、６ｃに対応する高圧ガス冷媒分岐管１４ｂ、１４ｃ、１４ｄとを有している。

吸入管７には、利用側熱交換器６ａ、６ｂ、６ｃにおいて蒸発した冷凍サイクルにおける低圧の冷媒を、第１熱源側切換機構３を通じることなく、圧縮機構２の吸入側（より具体的には、圧縮機２１の吸入側）に送る低圧ガス冷媒管１５が接続されている。低圧ガス冷媒管１５は、吸入管７から分岐される低圧ガス冷媒合流管１５ａと、各利用側熱交換器６ａ、６ｂ、６ｃに対応する低圧ガス冷媒分岐管１５ｂ、１５ｃ、１５ｄとを有している。

各利用側ガス冷媒管１２ａ、１２ｂ、１２ｃには、利用側切換機構１６、１７、１８が接続されている。利用側切換機構１６、１７、１８は、利用側熱交換器６ａ、６ｂ、６ｃを個別に冷媒の蒸発器又は放熱器として機能させる切り換えを行うための機構であり、ここでは、三方弁によって構成されている。利用側切換機構１６、１７、１８の各第１ポート１６ａ、１７ａ、１８ａは、利用側ガス冷媒管１２ａ、１２ｂ、１２ｃに接続されており、利用側切換機構１６、１７、１８の各第２ポート１６ｂ、１７ｂ、１８ｂは、低圧ガス冷媒分岐管１５ｂ、１５ｃ、１５ｄに接続されており、利用側切換機構１６、１７、１８の各第３ポート１６ｃ、１７ｃ、１８ｃは、高圧ガス冷媒分岐管１４ｂ、１４ｃ、１４ｄに接続されている。そして、利用側切換機構１６、１７、１８は、各第１ポート１６ａ、１７ａ、１８ａと各第２ポート１６ｂ、１７ｂ、１８ｂとを接続する冷房運転切換状態（図１の利用側切換機構１６、１７、１８の実線を参照）と、各第１ポート１６ａ、１７ａ、１８ａと各第３ポート１６ｃ、１７ｃ、１８ｃとを接続する暖房運転切換状態（図１の利用側切換機構１６、１７、１８の破線を参照）とを切り換えることが可能である。尚、利用側切換機構１６、１７、１８は、三方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。

副熱源側熱交換器４ｂは、熱源側液冷媒分岐管１０ｂだけでなく、中間冷媒管８にも接続されている。より具体的には、副熱源側熱交換器４ｂのガス側は、中間冷媒管８の一部を構成する第１中間冷媒管８ａの一端に接続されており、副熱源側熱交換器４ｂの液側は、熱源側液冷媒分岐管１０ｂだけでなく、中間冷媒管８の一部を構成する第２中間冷媒管８ｂの一端に接続されている。ここでは、第２中間冷媒管８ｂと熱源側液冷媒分岐管１０ｂとは、副熱源側熱交換器４ｂ側の部分が共通になっており、副熱源側膨張機構５ｂは、第２中間冷媒管８ｂと熱源側液冷媒分岐管１０ｂとの分岐位置よりも液冷媒合流管１０ｇ側の位置に設けられている。第２中間冷媒管８ｂの他端は、圧縮機構２の後段側の圧縮要素２ｂ（より具体的には、圧縮機２２の吸入側）に接続されている。また、第２中間冷媒管８ｂには、副熱源側熱交換器４ｂ側から後段側の圧縮要素２ｂ側への流れを許容し、かつ、後段側の圧縮要素２ｂ側から副熱源側熱交換器４ｂ側への流れを遮断する逆止機構８ｃが設けられている。逆止機構８ｃは、ここでは、逆止弁によって構成されている。

第１中間冷媒管８ａの他端には、第２熱源側切換機構１９が接続されている。第２熱源側切換機構１９は、熱源側熱交換器４を構成する副熱源側熱交換器４ｂを冷媒の蒸発器として機能させる副蒸発運転切換状態と、熱源側熱交換器４を構成する副熱源側熱交換器４ｂを前段側の圧縮要素２ａから吐出された後で後段側の圧縮要素２ｂに吸入される前の冷媒を冷却する中間冷却器として機能させる中間冷却運転切換状態とを切り換えるための機構であり、ここでは、四路切換弁によって構成されている。第２熱源側切換機構１９の第１ポート１９ａは、圧縮機構２の前段側の圧縮要素２ａ（より具体的には、圧縮機２１）によって圧縮された冷凍サイクルにおける中間圧の冷媒が吐出される中間吐出管８ｄを通じて前段側の圧縮要素２ａの吐出側に接続されており、第２熱源側切換機構１９の第２ポート１９ｂは、第１中間冷媒管８ａを通じて熱源側熱交換器４のガス側（より具体的には、副熱源側熱交換器４ｂのガス側）に接続されており、第２熱源側切換機構１９の第３ポート１９ｃは、低圧ガス冷媒管１５（より具体的には、低圧ガス冷媒合流管１５ａ）に接続されている第１吸入戻し管２０を通じて圧縮機構２の吸入側（より具体的には、圧縮機２１の吸入側）に接続されており、第２熱源側切換機構１９の第４ポート１９ｄは、中間冷媒管８（より具体的には、第２中間冷媒管８ｂ）に接続されている副熱源側熱交換器バイパス管２４を通じて第２中間冷媒管８ｂのうち逆止機構８ｃが設けられた部分から圧縮機構２の後段側の圧縮要素２ｂ（より具体的には、圧縮機２２の吸入側）に至るまでの間の部分に接続されている。そして、第２熱源側切換機構１９は、第１ポート１９ａと第２ポート１９ｂとを接続するとともに第３ポート１９ｃと第４ポート１９ｄとを接続（中間冷却運転切換状態に対応、図１の第２熱源側切換機構１９の実線を参照）したり、第２ポート１９ｂと第３ポート１９ｃとを接続するとともに第１ポート１９ｃと第４ポート１９ｄとを接続（副蒸発運転切換状態に対応、図１の第２熱源側切換機構１９の破線を参照）する切り換えを行うことが可能である。尚、第２熱源側切換機構１９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。また、副熱源側熱交換器バイパス管２４には、第２熱源側切換機構１９の第４ポート１９ｄ側から後段側の圧縮要素２ｂ側への流れを許容し、かつ、後段側の圧縮要素２ｂ側から第２熱源側切換機構１９の第４ポート１９ｄ側への流れを遮断する逆止機構２４ａが設けられている。

以上のように、本実施形態の空気調和装置１は、圧縮機構２と熱源側熱交換器４と複数（ここでは、２つ）の利用側熱交換器６ａ、６ｂ、６ｃとを含んでおり、利用側熱交換器６ａ、６ｂ、６ｃを個別に冷媒の蒸発器又は放熱器として機能させる切り換えが可能で（より具体的には、利用側切換機構１６、１７、１８の各第１ポート１６ａ、１７ａ、１８ａと各第２ポート１６ｂ、１７ｂ、１８ｂとを接続する冷房運転切換状態と、各利用側切換機構１６、１７、１８の各第１ポート１６ａ、１７ａ、１８ａと各第３ポート１６ｃ、１７ｃ、１８ｃとを接続する暖房運転切換状態との切り換えが可能で）、かつ、利用側熱交換器６ａ、６ｂ、６ｃ全体の空調負荷に応じて熱源側熱交換器４を冷媒の蒸発器又は放熱器として機能させる切り換えが可能な（より具体的には、第１熱源側切換機構３の第１ポート３ａと第２ポート３ｂとを接続するとともに第３ポート３ｃと第４ポート３ｄとを接続する主放熱運転切換状態と、第１熱源側切換機構３の第２ポート３ｂと第３ポート３ｃとを接続するとともに第１ポート３ａと第４ポート３ｄとを接続する主蒸発運転切換状態との切り換えが可能な）冷暖同時運転型空気調和装置であり、そして、圧縮機構２を、複数（ここでは、２つ）の圧縮要素２ａ、２ｂを有し、圧縮要素２ａ、２ｂのうちの前段側の圧縮要素２ａから吐出された冷媒を後段側の圧縮要素２ｂで順次圧縮するように構成するものとし、このように、圧縮機構２として直列に接続された圧縮要素２ａ、２ｂを有する多段圧縮式の構成を採用するのに際して、熱源側熱交換器４を主熱源側熱交換器４ａと１以上（ここでは、１つ）の副熱源側熱交換器４ｂとに分割した上で、主熱源側熱交換器４ａについては、利用側熱交換器６ａ、６ｂ、６ｃ全体の空調負荷が熱源側熱交換器４に対して冷媒の放熱器として機能することを要求する放熱運転状態である場合（すなわち、第１熱源側切換機構３が主放熱運転切換状態である場合）に冷媒の放熱器として機能させ、かつ、利用側熱交換器６ａ、６ｂ、６ｃ全体の空調負荷が熱源側熱交換器４に対して冷媒の蒸発器として機能することを要求する蒸発運転状態である場合（すなわち、第１熱源側切換機構３が主放熱運転切換状態である場合）に冷媒の蒸発器として機能させ、副熱源側熱交換器４ｂについては、放熱運転状態である場合に前段側の圧縮要素２ａから吐出された後で後段側の圧縮要素２ｂに吸入される前の冷媒を冷却する中間冷却器として機能させ（より具体的には、第２熱源側切換機構１９の第１ポート１９ａと第２ポート１９ｂとを接続するとともに第３ポート１９ｃと第４ポート１９ｄとを接続する中間冷却運転切換状態に切り換え）、かつ、蒸発運転状態である場合に冷媒の蒸発器として機能させるようにしている（より具体的には、第２熱源側切換機構１９の第２ポート１９ｂと第３ポート１９ｃとを接続するとともに第１ポート１９ａと第４ポート１９ｄとを接続する副蒸発運転切換状態に切り換えるようにしている）。

また、本実施形態の空気調和装置１では、利用側熱交換器６ａ、６ｂ、６ｃのうち冷媒の蒸発器として機能する利用側熱交換器の冷房負荷と冷媒の放熱器として機能する利用側熱交換器の暖房負荷とが均衡する等のように、熱源側熱交換器４に対して要求される冷媒の放熱器又は蒸発器としての熱負荷が小さい負荷均衡運転状態になる場合に、主熱源側熱交換器４ａを冷媒の放熱器として機能させ、かつ、副熱源側熱交換器４ｂを冷媒の蒸発器として機能させるようにしている（より具体的には、第１熱源側切換機構３を主放熱運転切換状態に切り換え、かつ、第２熱源側切換機構１９を副蒸発運転切換状態に切り換えるようにしている）。

（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の動作について説明する。

本実施形態の空気調和装置１の運転モードは、利用側熱交換器６ａ、６ｂ、６ｃの全て又は一部を冷媒の蒸発器として機能させて冷房を行い（すなわち、冷媒の放熱器として機能して暖房を行っている利用側熱交換器が存在しない）全冷房運転モードと、利用側熱交換器６ａ、６ｂ、６ｃの全て又は一部を冷媒の放熱器として機能させて暖房を行う（すなわち、冷媒の蒸発器として機能させて冷房を行っている利用側熱交換器が存在しない）全暖房運転モードと、利用側熱交換器６ａ、６ｂ、６ｃの一部を冷媒の蒸発器として機能させて冷房を行い、かつ、残りの利用側熱交換器の全て又は一部を冷媒の放熱器として機能させて暖房を行う冷暖同時運転モードとがある。また、冷暖同時運転モードには、利用側熱交換器６ａ、６ｂ、６ｃ全体の冷房負荷が暖房負荷よりも大きい状態にある冷房主体運転と、利用側熱交換器６ａ、６ｂ、６ｃ全体の暖房負荷が冷房負荷よりも大きい状態にある暖房主体運転と、利用側熱交換器６ａ、６ｂ、６ｃ全体の冷房負荷と暖房負荷とが均衡した状態にある冷暖均衡運転とがある。

＜全冷房運転モード＞
ここでは、利用側熱交換器６ａ、６ｂ、６ｃのうち利用側熱交換器６ａ、６ｂを冷媒の蒸発器として機能させて冷房を行い、利用側熱交換器６ｃの運転を停止する場合を例に挙げて、全冷房運転モードにおける動作を説明する（図２参照）。

まず、全冷房運転モードでは、利用側熱交換器６ａ、６ｂ、６ｃ全体の空調負荷（すなわち、冷房負荷と暖房負荷との合計）が熱源側熱交換器４に対して冷媒の放熱器として機能することを要求する放熱運転状態に対応しているため、第１熱源側切換機構３は、図２の実線で示される主放熱運転切換状態に切り換えられ、第２熱源側切換機構１９は、図２の実線で示される中間冷却運転切換状態に切り換えられている。また、主熱源側膨張機構５ａは、開状態に制御されており、副熱源側膨張機構５ｂは、閉状態に制御されている。尚、上述のように、利用側熱交換器６ａ、６ｂを冷媒の蒸発器として機能させて冷房を行い、利用側熱交換器６ｃの運転を停止する状態であるため、利用側膨張機構１３ａ、１３ｂは、開状態に制御されており、利用側膨張機構１３ｃは、閉状態に制御されており、利用側切換機構１６、１７は、図２の実線で示される冷房運転切換状態に切り換えられている。

このような冷媒回路３０の状態（冷媒の流れについては、図２の冷媒回路３０に付された矢印を参照）において、冷凍サイクルにおける低圧の冷媒は、吸入管７から圧縮機構２（より具体的には、圧縮機２１）に吸入される。この圧縮機２１に吸入された冷凍サイクルにおける低圧の冷媒は、前段側の圧縮要素２ａにおいて冷凍サイクルにおける中間圧まで圧縮された後に、中間冷媒管８（より具体的には、中間吐出管８ｄ）に吐出される。この前段側の圧縮要素２ａから吐出された冷凍サイクルにおける中間圧の冷媒は、第２熱源側切換機構１９及び第１中間冷媒管８ａを通じて、副熱源側熱交換器４ｂに送られる。この副熱源側熱交換器４ｂに送られた冷凍サイクルにおける中間圧の冷媒は、中間冷却器として機能する副熱源側熱交換器４ｂにおいて室外空気等と熱交換を行って冷却される。この副熱源側熱交換器４ｂにおいて冷却された冷凍サイクルにおける中間圧の冷媒は、第２中間冷媒管８ｂを通じて、圧縮要素２ａの後段側に接続された圧縮要素２ｂを有する圧縮機２２に吸入される。この圧縮機２２に吸入された冷凍サイクルにおける中間圧の冷媒は、後段側の圧縮要素２ｂにおいて冷凍サイクルにおける高圧まで圧縮されて、圧縮機構２（より具体的には、圧縮機２２）から吐出管９に吐出される。ここで、圧縮機構２から吐出された冷凍サイクルにおける高圧の冷媒は、圧縮要素２ａ、２ｂによる二段圧縮動作によって、冷媒の臨界圧力を超える圧力まで圧縮されている。この圧縮機構２から吐出された冷凍サイクルにおける高圧の冷媒は、第１熱源側切換機構３を通じて、主熱源側熱交換器４ａに送られる。この主熱源側熱交換器４ａに送られた冷凍サイクルにおける高圧の冷媒は、冷媒の放熱器として機能する主熱源側熱交換器４ａにおいて、室外空気等と熱交換を行って放熱する。この主熱源側熱交換器４ａにおいて放熱した冷凍サイクルにおける高圧の冷媒は、主熱源側膨張機構５ａにおいて減圧される。この主熱源側膨張機構５ａにおいて減圧された冷媒は、液冷媒管１０を通じて、利用側膨張機構１３ａ、１３ｂに送られる。これらの利用側膨張機構１３ａ、１３ｂに送られた冷媒は、各利用側膨張機構１３ａ、１３ｂにおいて減圧されて冷凍サイクルにおける低圧の気液二相状態の冷媒になる。この各利用側膨張機構１３ａ、１３ｂにおいて減圧された冷凍サイクルにおける低圧の冷媒は、利用側膨張機構１３ａ、１３ｂに対応する利用側熱交換器６ａ、６ｂに送られる。これらの利用側熱交換器６ａ、６ｂに送られた冷凍サイクルにおける低圧の冷媒は、冷媒の蒸発器として機能する各利用側熱交換器６ａ、６ｂにおいて室内空気等と熱交換を行って蒸発する。これらの利用側熱交換器６ａ、６ｂにおいて蒸発した冷凍サイクルにおける低圧の冷媒は、利用側切換機構１６、１７、低圧ガス冷媒管１５及び吸入管７を通じて、再び、圧縮機構２に吸入される。このようにして、全冷房運転モードにおける動作が行われる。

＜全暖房運転モード＞
ここでは、利用側熱交換器６ａ、６ｂ、６ｃのうち利用側熱交換器６ａ、６ｂを冷媒の放熱器として機能させて暖房を行い、利用側熱交換器６ｃの運転を停止する場合を例に挙げて、全暖房運転モードにおける動作を説明する（図３参照）。

まず、全暖房運転モードでは、利用側熱交換器６ａ、６ｂ、６ｃ全体の空調負荷（すなわち、冷房負荷と暖房負荷との合計）が熱源側熱交換器４に対して冷媒の蒸発器として機能することを要求する蒸発運転状態に対応しているため、第１熱源側切換機構３は、図３の破線で示される主蒸発運転切換状態に切り換えられ、第２熱源側切換機構１９は、図３の破線で示される副蒸発運転切換状態に切り換えられている。また、主熱源側膨張機構５ａ及び副熱源側膨張機構５ｂは、開状態に制御されている。尚、上述のように、利用側熱交換器６ａ、６ｂを冷媒の放熱器として機能させて暖房を行い、利用側熱交換器６ｃの運転を停止する状態であるため、利用側膨張機構１３ａ、１３ｂは、開状態に制御されており、利用側膨張機構１３ｃは、閉状態に制御されており、利用側切換機構１６、１７は、図３の破線で示される暖房運転切換状態に切り換えられている。

このような冷媒回路３０の状態（冷媒の流れについては、図３の冷媒回路３０に付された矢印を参照）において、冷凍サイクルにおける低圧の冷媒は、吸入管７から圧縮機構２（より具体的には、圧縮機２１）に吸入される。この圧縮機２１に吸入された冷凍サイクルにおける低圧の冷媒は、前段側の圧縮要素２ａにおいて冷凍サイクルにおける中間圧まで圧縮された後に、中間冷媒管８（より具体的には、中間吐出管８ｄ）に吐出される。この前段側の圧縮要素２ａから吐出された冷凍サイクルにおける中間圧の冷媒は、第２熱源側切換機構１９、副熱源側熱交換器バイパス管２４及び第２中間冷媒管８ｂを通じて（すなわち、副熱源側熱交換器４ｂを通じることなく）、圧縮要素２ａの後段側に接続された圧縮要素２ｂを有する圧縮機２２に吸入される。この圧縮機２２に吸入された冷凍サイクルにおける中間圧の冷媒は、後段側の圧縮要素２ｂにおいて冷凍サイクルにおける高圧まで圧縮されて、圧縮機構２（より具体的には、圧縮機２２）から吐出管９に吐出される。ここで、圧縮機構２から吐出された冷凍サイクルにおける高圧の冷媒は、圧縮要素２ａ、２ｂによる二段圧縮動作によって、冷媒の臨界圧力を超える圧力まで圧縮されている。この圧縮機構２から吐出された冷凍サイクルにおける高圧の冷媒は、高圧ガス冷媒管１４及び利用側切換機構１６、１７を通じて（すなわち、第１熱源側切換機構３を通じることなく）、利用側熱交換器６ａ、６ｂに送られる。これらの利用側熱交換器６ａ、６ｂに送られた冷凍サイクルにおける高圧の冷媒は、冷媒の放熱器として機能する各利用側熱交換器６ａ、６ｂにおいて室内空気等と熱交換を行って放熱する。この各利用側熱交換器６ａ、６ｂにおいて放熱した冷凍サイクルにおける高圧の冷媒は、利用側膨張機構１３ａ、１３ｂに送られる。これらの利用側膨張機構１３ａ、１３ｂに送られた冷凍サイクルにおける高圧の冷媒は、各利用側膨張機構１３ａ、１３ｂにおいて減圧される。これらの利用側膨張機構１３ａ、１３ｂにおいて減圧された冷媒は、液冷媒管１０を通じて、主熱源側膨張機構５ａ及び副熱源側膨張機構５ｂに送られる。これらの主熱源側膨張機構５ａ及び副熱源側膨張機構５ｂに送られた冷媒は、各熱源側膨張機構５ａ、５ｂにおいて減圧されて冷凍サイクルにおける低圧の気液二相状態の冷媒になる。主熱源側膨張機構５ａにおいて減圧された冷凍サイクルにおける低圧の冷媒は、主熱源側熱交換器４ａに送られ、副熱源側膨張機構５ｂにおいて減圧された冷凍サイクルにおける低圧の冷媒は、副熱源側熱交換器４ｂに送られる。この主熱源側熱交換器４ａに送られた冷凍サイクルにおける低圧の冷媒は、冷媒の蒸発器として機能する主熱源側熱交換器４ａにおいて、室外空気等と熱交換を行って蒸発し、この副熱源側熱交換器４ｂに送られた冷凍サイクルにおける低圧の冷媒は、冷媒の蒸発器として機能する副熱源側熱交換器４ｂにおいて、室外空気等と熱交換を行って蒸発する。この主熱源側熱交換器４ａにおいて蒸発した冷凍サイクルにおける低圧の冷媒は、第１熱源側切換機構３及び吸入管７を通じて、この副熱源側熱交換器４ｂにおいて蒸発した冷凍サイクルにおける低圧の冷媒は、第１中間冷媒管８ａ、第２熱源側切換機構１９及び第１吸入戻し管２０を通じて、再び、圧縮機構２に吸入される。このようにして、全暖房運転モードにおける動作が行われる。

＜冷暖同時運転モード＞
次に、冷暖同時運転モードについて、冷房主体運転、暖房主体運転及び冷暖均衡運転の３つの運転に分けて説明する。

−冷房主体運転−
ここでは、利用側熱交換器６ａ、６ｂ、６ｃのうち利用側熱交換器６ａ、６ｂを冷媒の蒸発器として機能させて冷房を行い、利用側熱交換器６ｃを冷媒の放熱器として機能させて暖房を行う場合を例に挙げて、冷暖同時運転モードの冷房主体運転における動作を説明する（図４参照）。

まず、冷暖同時運転モードの冷房主体運転では、全冷房運転モードと同様に、利用側熱交換器６ａ、６ｂ、６ｃ全体の空調負荷（すなわち、冷房負荷と暖房負荷との合計）が熱源側熱交換器４に対して冷媒の放熱器として機能することを要求する放熱運転状態に対応しているため、第１熱源側切換機構３は、図４の実線で示される主放熱運転切換状態に切り換えられ、第２熱源側切換機構１９は、図４の実線で示される中間冷却運転切換状態に切り換えられている。また、主熱源側膨張機構５ａは、開状態に制御されており、副熱源側膨張機構５ｂは、閉状態に制御されている。尚、上述のように、利用側熱交換器６ａ、６ｂを冷媒の蒸発器として機能させて冷房を行い、利用側熱交換器６ｃを冷媒の放熱器として機能させて暖房を行う状態であるため、利用側膨張機構１３ａ、１３ｂ、１３ｃは、開状態に制御されており、利用側切換機構１６、１７は、図４の実線で示される冷房運転切換状態に切り換えられており、利用側切換機構１８は、図４の破線で示される暖房運転切換状態に切り換えられている。

このような冷媒回路３０の状態（冷媒の流れについては、図４の冷媒回路３０に付された矢印を参照）において、冷凍サイクルにおける低圧の冷媒は、吸入管７から圧縮機構２（より具体的には、圧縮機２１）に吸入される。この圧縮機２１に吸入された冷凍サイクルにおける低圧の冷媒は、前段側の圧縮要素２ａにおいて冷凍サイクルにおける中間圧まで圧縮された後に、中間冷媒管８（より具体的には、中間吐出管８ｄ）に吐出される。この前段側の圧縮要素２ａから吐出された冷凍サイクルにおける中間圧の冷媒は、第２熱源側切換機構１９及び第１中間冷媒管８ａを通じて、副熱源側熱交換器４ｂに送られる。この副熱源側熱交換器４ｂに送られた冷凍サイクルにおける中間圧の冷媒は、中間冷却器として機能する副熱源側熱交換器４ｂにおいて室外空気等と熱交換を行って冷却される。この副熱源側熱交換器４ｂにおいて冷却された冷凍サイクルにおける中間圧の冷媒は、第２中間冷媒管８ｂを通じて、圧縮要素２ａの後段側に接続された圧縮要素２ｂを有する圧縮機２２に吸入される。この圧縮機２２に吸入された冷凍サイクルにおける中間圧の冷媒は、後段側の圧縮要素２ｂにおいて冷凍サイクルにおける高圧まで圧縮されて、圧縮機構２（より具体的には、圧縮機２２）から吐出管９に吐出される。ここで、圧縮機構２から吐出された冷凍サイクルにおける高圧の冷媒は、圧縮要素２ａ、２ｂによる二段圧縮動作によって、冷媒の臨界圧力を超える圧力まで圧縮されている。この圧縮機構２から吐出された冷凍サイクルにおける高圧の冷媒は、その一部が、第１熱源側切換機構３を通じて、主熱源側熱交換器４ａに送られ、その残りが、高圧ガス冷媒管１４及び利用側切換機構１８を通じて、利用側熱交換器６ｃに送られる。そして、主熱源側熱交換器４ａに送られた冷凍サイクルにおける高圧の冷媒は、冷媒の放熱器として機能する主熱源側熱交換器４ａにおいて、室外空気等と熱交換を行って放熱する。この主熱源側熱交換器４ａにおいて放熱した冷凍サイクルにおける高圧の冷媒は、主熱源側膨張機構５ａにおいて減圧される。一方、利用側熱交換器６ｃに送られた冷凍サイクルにおける高圧の冷媒は、冷媒の放熱器として機能する利用側熱交換器６ｃにおいて室内空気等と熱交換を行って放熱する。この利用側熱交換器６ｃにおいて放熱した冷凍サイクルにおける高圧の冷媒は、利用側膨張機構１３ｃに送られる。この利用側膨張機構１３ｃに送られた冷凍サイクルにおける高圧の冷媒は、利用側膨張機構１３ｃにおいて減圧される。この利用側膨張機構１３ｃにおいて減圧された冷媒は、液冷媒管１０（より具体的には、液冷媒合流管１０ｇ）において、主熱源側膨張機構５ａにおいて減圧された冷媒に合流する。この液冷媒合流管１０ｇにおいて合流した冷媒は、利用側膨張機構１３ａ、１３ｂに送られる。これらの利用側膨張機構１３ａ、１３ｂに送られた冷媒は、各利用側膨張機構１３ａ、１３ｂにおいて減圧されて冷凍サイクルにおける低圧の気液二相状態の冷媒になる。この各利用側膨張機構１３ａ、１３ｂにおいて減圧された冷凍サイクルにおける低圧の冷媒は、利用側膨張機構１３ａ、１３ｂに対応する利用側熱交換器６ａ、６ｂに送られる。これらの利用側熱交換器６ａ、６ｂに送られた冷凍サイクルにおける低圧の冷媒は、冷媒の蒸発器として機能する各利用側熱交換器６ａ、６ｂにおいて室内空気等と熱交換を行って蒸発する。これらの利用側熱交換器６ａ、６ｂにおいて蒸発した冷凍サイクルにおける低圧の冷媒は、利用側切換機構１６、１７、低圧ガス冷媒管１５及び吸入管７を通じて、再び、圧縮機構２に吸入される。このようにして、冷暖同時運転モードの冷房主体運転における動作が行われる。

−暖房主体運転−
ここでは、利用側熱交換器６ａ、６ｂ、６ｃのうち利用側熱交換器６ａ、６ｂを冷媒の放熱器として機能させて暖房を行い、利用側熱交換器６ｃを冷媒の蒸発器として機能させて冷房を行う場合を例に挙げて、冷暖同時運転モードの暖房主体運転における動作を説明する（図５参照）。

まず、冷暖同時運転モードの暖房主体運転では、全暖房運転モードと同様に、利用側熱交換器６ａ、６ｂ、６ｃ全体の空調負荷（すなわち、冷房負荷と暖房負荷との合計）が熱源側熱交換器４に対して冷媒の蒸発器として機能することを要求する蒸発運転状態に対応しているため、第１熱源側切換機構３は、図５の破線で示される主蒸発運転切換状態に切り換えられ、第２熱源側切換機構１９は、図５の破線で示される副蒸発運転切換状態に切り換えられている。また、主熱源側膨張機構５ａ及び副熱源側膨張機構５ｂは、開状態に制御されている。尚、上述のように、利用側熱交換器６ａ、６ｂを冷媒の放熱器として機能させて暖房を行い、利用側熱交換器６ｃを冷媒の蒸発器として機能させて冷房を行う状態であるため、利用側膨張機構１３ａ、１３ｂ、１３ｃは、開状態に制御されており、利用側膨張機構１３ｃは、閉状態に制御されており、利用側切換機構１６、１７は、図５の破線で示される暖房運転切換状態に切り換えられており、利用側切換機構１８は、図５の実線で示される冷房運転切換状態に切り換えられている。

このような冷媒回路３０の状態（冷媒の流れについては、図５の冷媒回路３０に付された矢印を参照）において、冷凍サイクルにおける低圧の冷媒は、吸入管７から圧縮機構２（より具体的には、圧縮機２１）に吸入される。この圧縮機２１に吸入された冷凍サイクルにおける低圧の冷媒は、前段側の圧縮要素２ａにおいて冷凍サイクルにおける中間圧まで圧縮された後に、中間冷媒管８（より具体的には、中間吐出管８ｄ）に吐出される。この前段側の圧縮要素２ａから吐出された冷凍サイクルにおける中間圧の冷媒は、第２熱源側切換機構１９、副熱源側熱交換器バイパス管２４及び第２中間冷媒管８ｂを通じて（すなわち、副熱源側熱交換器４ｂを通じることなく）、圧縮要素２ａの後段側に接続された圧縮要素２ｂを有する圧縮機２２に吸入される。この圧縮機２２に吸入された冷凍サイクルにおける中間圧の冷媒は、後段側の圧縮要素２ｂにおいて冷凍サイクルにおける高圧まで圧縮されて、圧縮機構２（より具体的には、圧縮機２２）から吐出管９に吐出される。ここで、圧縮機構２から吐出された冷凍サイクルにおける高圧の冷媒は、圧縮要素２ａ、２ｂによる二段圧縮動作によって、冷媒の臨界圧力を超える圧力まで圧縮されている。この圧縮機構２から吐出された冷凍サイクルにおける高圧の冷媒は、高圧ガス冷媒管１４及び利用側切換機構１６、１７を通じて、利用側切換機構１６、１７に対応する利用側熱交換器６ａ、６ｂに送られる。これらの利用側熱交換器６ａ、６ｂに送られた冷凍サイクルにおける高圧の冷媒は、冷媒の放熱器として機能する各利用側熱交換器６ａ、６ｂにおいて室内空気等と熱交換を行って放熱する。この各利用側熱交換器６ａ、６ｂにおいて放熱した冷凍サイクルにおける高圧の冷媒は、利用側膨張機構１３ａ、１３ｂに送られる。これらの利用側膨張機構１３ａ、１３ｂに送られた冷凍サイクルにおける高圧の冷媒は、各利用側膨張機構１３ａ、１３ｂにおいて減圧される。これらの利用側膨張機構１３ａ、１３ｂにおいて減圧された冷媒は、その一部が、液冷媒管１０を通じて、主熱源側膨張機構５ａ及び副熱源側膨張機構５ｂに送られ、その残りが、液冷媒管１０（より具体的には、液冷媒合流管１０ｇ）から分岐されて利用側膨張機構１３ｂに送られる。そして、これらの主熱源側膨張機構５ａ及び副熱源側膨張機構５ｂに送られた冷媒は、各熱源側膨張機構５ａ、５ｂにおいて減圧されて冷凍サイクルにおける低圧の気液二相状態の冷媒になる。主熱源側膨張機構５ａにおいて減圧された冷凍サイクルにおける低圧の冷媒は、主熱源側熱交換器４ａに送られ、副熱源側膨張機構５ｂにおいて減圧された冷凍サイクルにおける低圧の冷媒は、副熱源側熱交換器４ｂに送られる。この主熱源側熱交換器４ａに送られた冷凍サイクルにおける低圧の冷媒は、冷媒の蒸発器として機能する主熱源側熱交換器４ａにおいて、室外空気等と熱交換を行って蒸発し、この副熱源側熱交換器４ｂに送られた冷凍サイクルにおける低圧の冷媒は、冷媒の蒸発器として機能する副熱源側熱交換器４ｂにおいて、室外空気等と熱交換を行って蒸発する。一方、利用側膨張機構１３ｃに送られた冷媒は、利用側膨張機構１３ｃにおいて減圧されて冷凍サイクルにおける低圧の気液二相状態の冷媒になる。この利用側膨張機構１３ｃにおいて減圧された冷凍サイクルにおける低圧の冷媒は、利用側膨張機構１３ｃに対応する利用側熱交換器６ｃに送られる。この利用側熱交換器６ｃに送られた冷凍サイクルにおける低圧の冷媒は、冷媒の蒸発器として機能する利用側熱交換器６ｃにおいて室内空気等と熱交換を行って蒸発する。この利用側熱交換器６ｃにおいて蒸発した冷凍サイクルにおける低圧の冷媒は、利用側切換機構１８、低圧ガス冷媒管１５及び吸入管７を通じて、また、主熱源側熱交換器４ａにおいて蒸発した冷凍サイクルにおける低圧の冷媒は、第１熱源側切換機構３及び吸入管７を通じて、さらに、副熱源側熱交換器４ｂにおいて蒸発した冷凍サイクルにおける低圧の冷媒は、第１中間冷媒管８ａ、第２熱源側切換機構１９及び第１吸入戻し管２０を通じて、再び、圧縮機構２に吸入される。このようにして、冷暖同時運転モードの暖房主体運転における動作が行われる。

−冷暖均衡運転−
ここでは、利用側熱交換器６ａ、６ｂ、６ｃのうち利用側熱交換器６ａを冷媒の放熱器として機能させて暖房を行い、利用側熱交換器６ｂの運転を停止し、利用側熱交換器６ｃを冷媒の蒸発器として機能させて冷房を行う場合を例に挙げて、冷暖同時運転モードの冷暖均衡運転における動作を説明する（図６参照）。

まず、冷暖同時運転モードの冷暖均衡運転では、上述の冷暖同時運転モードの冷房主体運転や暖房主体運転とは異なり、熱源側熱交換器４に対して要求される冷媒の放熱器又は蒸発器としての熱負荷が小さい負荷均衡運転状態に対応しているため、第１熱源側切換機構３は、図６の実線で示される主放熱運転切換状態に切り換えられ、第２熱源側切換機構１９は、図６の破線で示される副蒸発運転切換状態に切り換えられている。また、主熱源側膨張機構５ａ及び副熱源側膨張機構５ｂは、開状態に制御されている。尚、上述のように、利用側熱交換器６ａを冷媒の放熱器として機能させて暖房を行い、利用側熱交換器６ｂの運転を停止し、利用側熱交換器６ｃを冷媒の蒸発器として機能させて冷房を行う状態であるため、利用側膨張機構１３ａ、１３ｃは、開状態に制御されており、利用側膨張機構１３ｂは、閉状態に制御されており、利用側切換機構１６は、図６の破線で示される暖房運転切換状態に切り換えられており、利用側切換機構１８は、図６の実線で示される冷房運転切換状態に切り換えられている。

このような冷媒回路３０の状態（冷媒の流れについては、図６の冷媒回路３０に付された矢印を参照）において、冷凍サイクルにおける低圧の冷媒は、吸入管７から圧縮機構２（より具体的には、圧縮機２１）に吸入される。この圧縮機２１に吸入された冷凍サイクルにおける低圧の冷媒は、前段側の圧縮要素２ａにおいて冷凍サイクルにおける中間圧まで圧縮された後に、中間冷媒管８（より具体的には、中間吐出管８ｄ）に吐出される。この前段側の圧縮要素２ａから吐出された冷凍サイクルにおける中間圧の冷媒は、第２熱源側切換機構１９、副熱源側熱交換器バイパス管２４及び第２中間冷媒管８ｂを通じて（すなわち、副熱源側熱交換器４ｂを通じることなく）、圧縮要素２ａの後段側に接続された圧縮要素２ｂを有する圧縮機２２に吸入される。この圧縮機２２に吸入された冷凍サイクルにおける中間圧の冷媒は、後段側の圧縮要素２ｂにおいて冷凍サイクルにおける高圧まで圧縮されて、圧縮機構２（より具体的には、圧縮機２２）から吐出管９に吐出される。ここで、圧縮機構２から吐出された冷凍サイクルにおける高圧の冷媒は、圧縮要素２ａ、２ｂによる二段圧縮動作によって、冷媒の臨界圧力を超える圧力まで圧縮されている。この圧縮機構２から吐出された冷凍サイクルにおける高圧の冷媒は、その一部が、第１熱源側切換機構３を通じて、主熱源側熱交換器４ａに送られ、その残りが、高圧ガス冷媒管１４及び利用側切換機構１６を通じて、利用側熱交換器６ａに送られる。そして、主熱源側熱交換器４ａに送られた冷凍サイクルにおける高圧の冷媒は、冷媒の放熱器として機能する主熱源側熱交換器４ａにおいて、室外空気等と熱交換を行って放熱する。この主熱源側熱交換器４ａにおいて放熱した冷凍サイクルにおける高圧の冷媒は、主熱源側膨張機構５ａにおいて減圧される。この主熱源側膨張機構５ａに送られた冷凍サイクルにおける高圧の冷媒は、主熱源側膨張機構５ａにおいて減圧される。この主熱源側膨張機構５ａにおいて減圧された冷媒は、液冷媒管１０（より具体的には、熱源側液冷媒分岐管１０ａ、１０ｂ）を通じて、副熱源側膨張機構５ｂに送られる。この副熱源側膨張機構５ｂに送られた冷媒は、副熱源側膨張機構５ｂにおいて減圧されて冷凍サイクルにおける低圧の気液二相状態の冷媒になる。この副熱源側膨張機構５ｂにおいて減圧された冷凍サイクルにおける低圧の冷媒は、副熱源側熱交換器４ｂに送られる。この副熱源側熱交換器４ｂに送られた冷凍サイクルにおける低圧の冷媒は、冷媒の蒸発器として機能する副熱源側熱交換器４ｂにおいて室外空気等と熱交換を行って蒸発する。一方、利用側熱交換器６ａに送られた冷凍サイクルにおける高圧の冷媒は、冷媒の放熱器として機能する利用側熱交換器６ａにおいて室内空気等と熱交換を行って放熱する。この利用側熱交換器６ａにおいて放熱した冷凍サイクルにおける高圧の冷媒は、利用側膨張機構１３ａに送られる。この利用側膨張機構１３ａに送られた冷凍サイクルにおける高圧の冷媒は、利用側膨張機構１３ａにおいて減圧される。この利用側膨張機構１３ａにおいて減圧された冷媒は、液冷媒管１０（より具体的には、液冷媒合流管１０ｇ）を通じて、利用側膨張機構１３ｃに送られる。この利用側膨張機構１３ｃに送られた冷媒は、利用側膨張機構１３ｃにおいて減圧されて冷凍サイクルにおける低圧の気液二相状態の冷媒になる。この利用側膨張機構１３ｃにおいて減圧された低圧の冷媒は、利用側熱交換器６ｃに送られる。この利用側熱交換器６ｃに送られた冷凍サイクルにおける低圧の冷媒は、冷媒の蒸発器として機能する利用側熱交換器６ｃにおいて室内空気等と熱交換を行って蒸発する。この利用側熱交換器６ｃにおいて蒸発した冷凍サイクルにおける低圧の冷媒は、利用側切換機構１８、低圧ガス冷媒管１５及び吸入管７を通じて、副熱源側熱交換器４ｂにおいて蒸発した冷凍サイクルにおける低圧の冷媒は、第１中間冷媒管８ａ、第２熱源側切換機構１９及び第１吸入戻し管２０を通じて、再び、圧縮機構２に吸入される。このようにして、冷暖同時運転モードの冷暖均衡運転における動作が行われる。

以上のように、本実施形態の空気調和装置１では、全冷房運転モードや冷暖同時運転モードの冷房主体運転のような放熱運転状態である場合には、副熱源側熱交換器４ｂを中間冷却器として機能させることによって、圧縮機構として直列に接続された複数の圧縮要素を有する多段圧縮式の構成を採用するとともに中間冷却器を熱源側熱交換器とは別に設ける場合と同様に、圧縮機構２から吐出される冷凍サイクルにおける高圧の冷媒の温度を低くすることで高い運転効率が得られるようになり、全暖房運転モードや冷暖同時運転モードの暖房主体運転のような蒸発運転状態である場合には、副熱源側熱交換器４ｂを主熱源側熱交換器４ａとともに冷媒の蒸発器として機能させることによって、圧縮機構として直列に接続された複数の圧縮要素を有する多段圧縮式の構成を採用するとともに熱源側熱交換器とは別に中間冷却器を設ける場合とは異なり、暖房に利用できる熱が中間冷却器によってロスするという問題を生じないようにするとともに、冷媒の蒸発器として有効利用することができる。特に、蒸発運転状態における運転効率が向上するとともに、熱源側熱交換器４とは別に中間冷却器を設ける場合とは異なり、上記の熱ロスを考慮して中間冷却器の伝熱面積を小さくする必要がなくなり、放熱運転状態における最適な中間冷却器（ここでは、副熱源側熱交換器４ｂ）の伝熱面積を選定することができるようになるため、放熱運転状態における運転効率も向上し、したがって、放熱運転状態及び蒸発運転状態のいずれにおいても、高い運転効率を得ることができる。

また、本実施形態の空気調和装置１では、冷暖同時運転モードの冷暖均衡運転のような熱源側熱交換器４に対して要求される冷媒の放熱器又は蒸発器としての熱負荷が小さい負荷均衡運転状態である場合には、主熱源側熱交換器４ａと副熱源側熱交換器４ｂとの間で冷媒の放熱負荷と蒸発負荷とを相殺できるようになるため、熱源側熱交換器４全体として小さな熱負荷を処理することができるようになり、したがって、負荷均衡運転状態における運転を確実に行うことができる。

（３）変形例１
上述の実施形態の構成において、熱源側熱交換器４と利用側熱交換器６ａ、６ｂ、６ｃとの間に、熱源側熱交換器４と利用側熱交換器６ａ、６ｂ、６ｃとの間を流れる冷媒を後段側の圧縮要素２ｂに戻すための後段側インジェクション管を接続するようにしてもよい。

例えば、図７に示されるように、上述の実施形態における冷媒回路３０（図１参照）において、液冷媒管１０の液冷媒合流管１０ｇにエコノマイザ熱交換器２６及び第１後段側インジェクション管２５を設けた冷媒回路１３０にしてもよい。

エコノマイザ熱交換器２６は、放熱運転状態である場合（すなわち、全冷房運転モードや冷暖同時運転モードの冷房主体運転）には熱源側熱交換器４から利用側熱交換器６ａ、６ｂ、６ｃに、蒸発運転状態である場合（すなわち、全暖房運転モードや冷暖同時運転モードの暖房主体運転）には利用側熱交換器６ａ、６ｂ、６ｃから熱源側熱交換器４に送られる冷媒を、第１後段側インジェクション管２５を通じて後段側の圧縮要素２ｂに戻される冷凍サイクルにおける中間圧の冷媒によって冷却する熱交換器である。第１後段側インジェクション管２５には、開度制御が可能な第１後段側インジェクション弁２５ａがエコノマイザ熱交換器２６の上流側に設けられており、液冷媒合流管１０ｇから分岐された冷媒を冷凍サイクルにおける中間圧まで減圧するようになっている。第１後段側インジェクション弁２５ａは、本変形例において、電動膨張弁である。

そして、本変形例の構成においても、上述の実施形態と同様の作用効果を得ることができる。しかも、本変形例の構成においては、放熱運転状態や蒸発運転状態である場合に、第１後段側インジェクション管２５及びエコノマイザ熱交換器２６によって、後段側の圧縮要素２ｂに中間圧の冷媒を戻す中間圧インジェクションを行うことができるため、運転効率をさらに向上させることができる。

（４）変形例２
上述の実施形態の構成において、熱源側熱交換器４と利用側熱交換器６ａ、６ｂ、６ｃとの間に熱源側熱交換器４と利用側熱交換器６ａ、６ｂ、６ｃとの間を流れる冷媒を等エントロピ的に膨張させる膨張装置を設けるようにしてもよい。

例えば、図８に示されるように、上述の実施形態における冷媒回路３０（図１参照）において、熱源側熱交換器４と利用側熱交換器６ａ、６ｂ、６ｃとの間を流れる冷媒を等エントロピ的に膨張させる膨張装置２７を、熱源側熱交換器４から利用側熱交換器６ａ、６ｂ、６ｃへ向かって冷媒が流れる場合、及び、利用側熱交換器６ａ、６ｂ、６ｃから熱源側熱交換器４へ向かって冷媒が流れる場合のいずれにおいても膨張装置２７の入口から冷媒が流入するように整流する整流回路としてのブリッジ回路２８を介して、液冷媒管１０の液冷媒合流管１０ｇに設けた冷媒回路２３０にしてもよい。

ブリッジ回路２８は、熱源側熱交換器４と利用側熱交換器６ａ、６ｂ、６ｃとの間に設けられており、熱源側熱交換器４と利用側熱交換器６ａ、６ｂ、６ｃとの間を流れる冷媒を一時的に溜めるためのレシーバ２９の入口に接続されるレシーバ入口管３１、及び、レシーバ２９の出口に接続されるレシーバ出口管３２に接続されている。ブリッジ回路２８は、４つの逆止弁２８ａ、２８ｂ、２８ｃ、２８ｄを有している。そして、入口逆止弁２８ａは、熱源側熱交換器４からレシーバ入口管３１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２８ｂは、利用側熱交換器６ａ、６ｂ、６ｃからレシーバ入口管３１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２８ａ、２８ｂは、熱源側熱交換器４及び利用側熱交換器６ａ、６ｂ、６ｃの一方からレシーバ入口管３１に冷媒を流通させる機能を有している。出口逆止弁２８ｃは、レシーバ出口管３２から利用側熱交換器６ａ、６ｂ、６ｃ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２８ｄは、レシーバ出口管３２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２８ｃ、２８ｄは、レシーバ出口管３２から熱源側熱交換器４及び利用側熱交換器６ａ、６ｂ、６ｃの他方に冷媒を流通させる機能を有している。尚、本変形例においては、整流回路としてブリッジ回路２８が採用されているが、四路切換弁や複数の電磁弁を組み合わせて同様の機能を果たすことができるように構成してもよい。

レシーバ２９には、レシーバ２９内から冷媒を抜き出して圧縮機構２の吸入側（より具体的には、圧縮機２１の吸入側）に戻すことが可能な第２吸入戻し管３３が接続されている。この第２吸入戻し管３３には、第２吸入戻し弁３３ａが設けられている。第２吸入戻し弁３３ａは、本変形例において、電動膨張弁である。

そして、本変形例の構成においても、上述の実施形態と同様の作用効果を得ることができる。しかも、本変形例の構成においては、放熱運転状態である場合（すなわち、全冷房運転モードや冷暖同時運転モードの冷房主体運転）に整流回路としてのブリッジ回路２８を介して第１熱源側膨張機構５ａ、膨張装置２７、レシーバ２９、利用側膨張機構６ａ、６ｂ、６ｃの順に冷媒回路２３０を冷媒が流れ、そして、蒸発運転状態である場合（すなわち、全暖房運転モードや冷暖同時運転モードの暖房主体運転）に整流回路としてのブリッジ回路２８を介して利用側膨張機構６ａ、６ｂ、６ｃ、レシーバ２９、第１熱源側膨張機構５ａの順に冷媒回路２３０を冷媒が流れることで、放熱運転状態や蒸発運転状態である場合のいずれにおいても、冷媒が冷凍サイクルにおける高圧から低圧に減圧される過程において、膨張装置２７による等エントロピ的な冷媒の減圧が行われて、これにより、成績係数を高めるとともにエネルギー回収を行うことができるため、放熱運転状態及び蒸発運転状態における運転効率をさらに高めることができる。

（５）変形例３
上述の変形例２の構成において、膨張装置２７の出口に位置するレシーバ２９を気液分離器として機能させ、レシーバ２９において気液分離されたガス冷媒を後段側の圧縮要素２ｂに戻す後段側インジェクション管を接続するようにして、放熱運転状態及び蒸発運転状態において、気液分離器としてのレシーバ２９による中間圧インジェクションを行うようにしてもよい。

例えば、図９に示されるように、上述の変形例２における冷媒回路２３０（図８参照）において、レシーバ２９に第２吸入戻し管３３に変えて、第２後段側インジェクション管３４を接続するようにして、気液分離器としてのレシーバ２９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３３０にしてもよい。

第２後段側インジェクション管３４は、レシーバ２９から冷媒を抜き出して圧縮機構２の後段側の圧縮要素２ｂ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２９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２ａの吸入側）とを接続するように設けられている。

そして、本変形例の構成においても、上述の変形例２と同様の作用効果を得ることができる。しかも、本変形例の構成においては、放熱運転状態である場合（すなわち、全冷房運転モードや冷暖同時運転モードの冷房主体運転）や蒸発運転状態である場合（すなわち、全暖房運転モードや冷暖同時運転モードの暖房主体運転）に、膨張装置２７の出口に接続されたレシーバ２９を気液分離器として機能させ、このレシーバ２９において気液分離されたガス冷媒を、第２後段側インジェクション管３４を通じて、後段側の圧縮要素２ｂに戻す中間圧インジェクションを行うことができるため、運転効率をさらに向上させることができる。

（６）変形例４
上述の変形例２の構成において、上述の変形例１の構成に採用された第１後段側インジェクション管２５及びエコノマイザ熱交換器２６を設けるようにしてもよい。

例えば、図１０に示されるように、上述の変形例２における冷媒回路２３０（図８参照）において、レシーバ入口管３１に第１後段側インジェクション管２５及びエコノマイザ熱交換器２６を設けた冷媒回路４３０にしてもよい。

ここで、第１後段側インジェクション管２５及びエコノマイザ熱交換器２６は、膨張装置２７の上流側に設けられている。尚、第１後段側インジェクション管２５及びエコノマイザ熱交換器２６は、液冷媒合流管１０ｇではなく、レシーバ入口管３１に設けられている点を除いては、上述の変形例１における第１後段側インジェクション管２５及びエコノマイザ熱交換器２６と同様の構成である。

そして、本変形例の構成においては、上述の変形例１と同様の作用効果及び変形例２と同様の作用効果の両方を得ることができる。

（７）変形例５
上述の実施形態及びその変形例１〜４の構成において、全冷房運転モードに高圧ガス冷媒管１４を低圧ガス冷媒管１５に連通させるための構成を設けるようにしてもよい。

例えば、図１１に示されるように、上述の変形例４における冷媒回路４３０（図１０参照）において、高圧ガス冷媒管１４に第３熱源側切換機構３５を設けた冷媒回路５３０にしてもよい。

第３熱源側切換機構３５は、全冷房運転モード（すなわち、高圧ガス冷媒管１４を通じて圧縮機構２から吐出された冷凍サイクルにおける高圧の冷媒を利用側熱交換器６ａ、６ｂ、６ｃに送らない運転）には、高圧ガス冷媒管１４を低圧ガス冷媒管１５に連通させ、かつ、全暖房運転モード及び冷暖同時運転モード（すなわち、高圧ガス冷媒管１４を通じて圧縮機構２から吐出された冷凍サイクルにおける高圧の冷媒を利用側熱交換器６ａ、６ｂ、６ｃに送られる運転）には、高圧ガス冷媒管１４を低圧ガス冷媒管１５に連通させないように切り換えることが可能な四路切換弁であり、その第１ポート３５ａは高圧ガス冷媒合流管１４ａの吐出管９側の部分を通じて圧縮機構２の吐出側に接続されており、その第２ポート３５ｂはキャピラリチューブ３５ｅを通じて圧縮機構２の吸入側に接続されており、その第３ポート３５ｃは吸入管７を通じて圧縮機構２の吸入側に接続されており、その第４ポート３５ｄは高圧ガス冷媒合流管１４ａの利用側熱交換器６ａ、６ｂ、６ｃ側の部分に接続されている。そして、第３熱源側切換機構３５は、上述のように、第１ポート３５ａと第２ポート３５ｂとを接続するとともに第３ポート３５ｃと第４ポート３５ｄとを接続（図１１の第３熱源側切換機構３５の実線を参照）したり、第２ポート３５ｂと第３ポート３５ｃとを接続するとともに第１ポート３５ａと第４ポート３５ｄとを接続（図１１の第３熱源側切換機構３５の破線を参照）する切り換えを行うことが可能である。尚、第３熱源側切換機構３５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。

そして、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１〜４と同様の作用効果を得ることができる。しかも、本変形例の構成においては、全冷房運転モードにおいて、高圧ガス冷媒管１４を低圧ガス冷媒管１５に連通させることができるため、高圧ガス冷媒管１４に冷凍サイクルにおける高圧の冷媒が寝込んだ状態になるのを防ぐことができ、運転効率の向上に寄与することができる。

（８）変形例６
上述の実施形態及びその変形例１〜５の構成において、全冷房運転モードや冷暖同時運転モードにおいて、利用側熱交換器６ａ、６ｂ、６ｃに送られる冷媒を過冷却状態になるように冷却することを目的として、過冷却熱交換器を設けるようにしてもよい。

例えば、図１２に示されるように、上述の変形例５における冷媒回路５３０（図１１参照）において、低圧ガス冷媒管１５（ここでは、低圧ガス冷媒合流管１５ａ）を流れる冷凍サイクルにおける低圧の冷媒によって、液冷媒管１０（ここでは、液冷媒合流管１０ｇ）を流れる冷媒を冷却する過冷却熱交換器３６を設けた冷媒回路６３０にしてもよい。

そして、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１〜５と同様の作用効果を得ることができる。しかも、本変形例の構成においては、全冷房運転モードや冷暖同時運転モードにおいて、利用側熱交換器６ａ、６ｂ、６ｃに送られる冷媒を過冷却状態になるように冷却することができるため、運転効率の向上に寄与することができる。

（９）変形例７
上述の実施形態及びその変形例１〜６では、二段圧縮式の圧縮機構２を採用しているが、三段圧縮式等のような、さらに多段の圧縮機構を採用してもよい。

例えば、図１３に示されるように、上述の変形例５における冷媒回路５３０（図１１参照）において、圧縮機構２を構成する圧縮機２１、２２と同様の単段圧縮構造の圧縮機２１、２２、２３を直列に接続した三段圧縮式の圧縮機構１０２を採用し、熱源側熱交換器１０４を主熱源側熱交換器４ａと１以上（ここでは、２つ）の副熱源側熱交換器４ｂ、４ｃとに分割した上で、主熱源側熱交換器４ａについては、上述の実施形態及びその変形例１〜６と同様に、利用側熱交換器６ａ、６ｂ、６ｃ全体の空調負荷が熱源側熱交換器１０４に対して冷媒の放熱器として機能することを要求する放熱運転状態である場合（すなわち、第１熱源側切換機構３が主放熱運転切換状態である場合）に冷媒の放熱器として機能させ、かつ、利用側熱交換器６ａ、６ｂ、６ｃ全体の空調負荷が熱源側熱交換器１０４に対して冷媒の蒸発器として機能することを要求する蒸発運転状態である場合（すなわち、第１熱源側切換機構３が主放熱運転切換状態である場合）に冷媒の蒸発器として機能させるようにし、副熱源側熱交換器４ｂについては、放熱運転状態である場合に前段側の圧縮要素２ａから吐出された後で後段側の圧縮要素２ｂに吸入される前の冷媒を冷却する中間冷却器として機能させ（より具体的には、第２熱源側切換機構１９の第１ポート１９ａと第２ポート１９ｂとを接続するとともに第３ポート１９ｃと第４ポート１９ｄとを接続する中間冷却運転切換状態に切り換え）、かつ、蒸発運転状態である場合に冷媒の蒸発器として機能させるようにし（より具体的には、第２熱源側切換機構１９の第２ポート１９ｂと第３ポート１９ｃとを接続するとともに第１ポート１９ａと第４ポート１９ｄとを接続する副蒸発運転切換状態に切り換えるようにしている）、副熱源側熱交換器４ｃについては、放熱運転状態である場合に前段側の圧縮要素２ｂから吐出された後で後段側の圧縮要素２ｃに吸入される前の冷媒を冷却する中間冷却器として機能させ（より具体的には、第２熱源側切換機構１１９の第１ポート１１９ａと第２ポート１１９ｂとを接続するとともに第３ポート１１９ｃと第４ポート１１９ｄとを接続する中間冷却運転切換状態に切り換え）、かつ、蒸発運転状態である場合に冷媒の蒸発器として機能させるようにしてもよい（より具体的には、第２熱源側切換機構１１９の第２ポート１１９ｂと第３ポート１１９ｃとを接続するとともに第１ポート１１９ａと第４ポート１１９ｄとを接続する副蒸発運転切換状態に切り換えるようにしている）。

また、本変形例の空気調和装置１では、利用側熱交換器６ａ、６ｂ、６ｃのうち冷媒の蒸発器として機能する利用側熱交換器の冷房負荷と冷媒の放熱器として機能する利用側熱交換器の暖房負荷とが均衡する等のように、熱源側熱交換器４に対して要求される冷媒の放熱器又は蒸発器としての熱負荷が小さい負荷均衡運転状態になる場合に、主熱源側熱交換器４ａを冷媒の放熱器として機能させ、かつ、副熱源側熱交換器４ｂ、４ｃを冷媒の蒸発器として機能させるようにしている（より具体的には、第１熱源側切換機構３を主放熱運転切換状態に切り換え、かつ、第２熱源側切換機構１９、１１９を副蒸発運転切換状態に切り換えるようにしている）。

ここで、副熱源側熱交換器４ｃの液側は、副熱源側熱交換器４ｂと同様、液冷媒管１０の一部を構成する熱源側液冷媒分岐管１０ｃに接続されており、熱源側液冷媒分岐管１０ｃには、副熱源側膨張機構５ｃが設けられている。また、副熱源側熱交換器４ｃは、副熱源側熱交換器４ｂと同様、熱源側液冷媒分岐管１０ｃだけでなく、中間冷媒管１０８にも接続されている。より具体的には、副熱源側熱交換器４ｃのガス側は、中間冷媒管１０８の一部を構成する第１中間冷媒管１０８ａの一端に接続されており、副熱源側熱交換器４ｃの液側は、熱源側液冷媒分岐管１０ｃだけでなく、中間冷媒管１０８の一部を構成する第２中間冷媒管１０８ｂの一端に接続されている。ここでは、第２中間冷媒管１０８ｂと熱源側液冷媒分岐管１０ｃとは、副熱源側熱交換器４ｃ側の部分が共通になっており、副熱源側膨張機構５ｃは、第２中間冷媒管１０８ｂと熱源側液冷媒分岐管１０ｃとの分岐位置よりも液冷媒合流管１０ｇ側の位置に設けられている。第２中間冷媒管１０８ｂの他端は、圧縮機構１０２の後段側の圧縮要素２ｃ（より具体的には、圧縮機２３の吸入側）に接続されている。また、第２中間冷媒管１０８ｂには、副熱源側熱交換器４ｃ側から後段側の圧縮要素２ｃ側への流れを許容し、かつ、後段側の圧縮要素２ｃ側から副熱源側熱交換器４ｃ側への流れを遮断する逆止機構１０８ｃが設けられている。そして、第１中間冷媒管１０８ａの他端には、第２熱源側切換機構１１９が接続されている。第２熱源側切換機構１１９は、第２熱源側切換機構１９と同様、熱源側熱交換器４を構成する副熱源側熱交換器４ｃを冷媒の蒸発器として機能させる副蒸発運転切換状態と、熱源側熱交換器４を構成する副熱源側熱交換器４ｃを前段側の圧縮要素２ｂから吐出された後で後段側の圧縮要素２ｃに吸入される前の冷媒を冷却する中間冷却器として機能させる中間冷却運転切換状態とを切り換えるための機構である。そして、第２熱源側切換機構１１９の第１ポート１１９ａは、圧縮機構１０２の前段側の圧縮要素２ｂ（より具体的には、圧縮機２２）によって圧縮された冷凍サイクルにおける中間圧の冷媒が吐出される中間吐出管１０８ｄを通じて前段側の圧縮要素２ｂの吐出側に接続されており、第２熱源側切換機構１１９の第２ポート１１９ｂは、第１中間冷媒管１０８ａを通じて熱源側熱交換器４のガス側（より具体的には、副熱源側熱交換器４ｃのガス側）に接続されており、第２熱源側切換機構１１９の第３ポート１１９ｃは、低圧ガス冷媒管１５（より具体的には、低圧ガス冷媒合流管１５ａ）に接続されている第１吸入戻し管１２０を通じて圧縮機構２の吸入側（より具体的には、圧縮機２３の吸入側）に接続されており、第２熱源側切換機構１１９の第４ポート１１９ｄは、中間冷媒管１０８（より具体的には、第２中間冷媒管１０８ｂ）に接続されている副熱源側熱交換器バイパス管１２４を通じて第２中間冷媒管１０８ｂのうち逆止機構１０８ｃが設けられた部分から圧縮機構２の後段側の圧縮要素２ｃ（より具体的には、圧縮機２３の吸入側）に至るまでの間の部分に接続されている。そして、第２熱源側切換機構１１９は、第１ポート１１９ａと第２ポート１１９ｂとを接続するとともに第３ポート１１９ｃと第４ポート１１９ｄとを接続（中間冷却運転切換状態に対応、図１３の第２熱源側切換機構１１９の実線を参照）したり、第２ポート１１９ｂと第３ポート１１９ｃとを接続するとともに第１ポート１１９ｃと第４ポート１１９ｄとを接続（副蒸発運転切換状態に対応、図１３の第２熱源側切換機構１１９の破線を参照）する切り換えを行うことが可能である。また、副熱源側熱交換器バイパス管１２４には、第２熱源側切換機構１１９の第４ポート１１９ｄ側から後段側の圧縮要素２ｃ側への流れを許容し、かつ、後段側の圧縮要素２ｃ側から第２熱源側切換機構１１９の第４ポート１１９ｄ側への流れを遮断する逆止機構１２４ａが設けられている。

そして、本変形例の構成においては、三段圧縮式の圧縮機構１０２を採用していることから、熱源側熱交換器４を主熱源側熱交換器４ａと２つの副熱源側熱交換器４ｂ、４ｃとに分割し、各副熱源側熱交換器４ｂ、４ｃに対応する第２熱源側切換機構１１９等の構成を有している点が、上述の実施形態及びその変形例１〜６と異なるものの、この点を除いては、上述の実施形態及びその変形例１〜６と同様の作用効果を得ることができる。

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

例えば、上述の実施形態及びその変形例では、利用側熱交換器は３つであるが、これに限定されず、４つ以上であってもよい。

本発明を利用すれば、冷暖同時運転型空気調和装置において、高い運転効率を得ることができる。

本発明の一実施形態にかかる冷暖同時運転型空気調和装置の概略構成図である。 全冷房運転モードにおける動作を説明する概略構成図である。 全暖房運転モードにおける動作を説明する概略構成図である。 冷暖同時運転モードの冷房主体運転における動作を説明する概略構成図である。 冷暖同時運転モードの暖房主体運転における動作を説明する概略構成図である。 冷暖同時運転モードの冷暖均衡運転における動作を説明する概略構成図である。 変形例１にかかる冷暖同時運転型空気調和装置の概略構成図である。 変形例２にかかる冷暖同時運転型空気調和装置の概略構成図である。 変形例３にかかる冷暖同時運転型空気調和装置の概略構成図である。 変形例４にかかる冷暖同時運転型空気調和装置の概略構成図である。 変形例５にかかる冷暖同時運転型空気調和装置の概略構成図である。 変形例６にかかる冷暖同時運転型空気調和装置の概略構成図である。 変形例７にかかる冷暖同時運転型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（冷暖同時運転型空気調和装置）
２、１０２ 圧縮機構
４、１０４ 熱源側熱交換器
４ａ 主熱源側熱交換器
４ｂ、４ｃ 副熱源側熱交換器
６ａ、６ｂ、６ｃ 利用側熱交換器
２７ 膨張装置
２８ ブリッジ回路（整流回路）
２５、３４ 後段側インジェクション管

Claims (4)

1. 圧縮機構（２、１０２）と熱源側熱交換器（４、１０４）と複数の利用側熱交換器（６ａ、６ｂ、６ｃ）とを含んでおり、前記複数の利用側熱交換器を個別に冷媒の蒸発器又は放熱器として機能させる切り換えが可能で、かつ、前記複数の利用側熱交換器全体の空調負荷に応じて前記熱源側熱交換器を冷媒の蒸発器又は放熱器として機能させる切り換えが可能な冷暖同時運転型空気調和装置において、
   前記圧縮機構は、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ており、
   前記熱源側熱交換器は、前記複数の利用側熱交換器全体の空調負荷が前記熱源側熱交換器に対して冷媒の放熱器として機能することを要求する放熱運転状態である場合に冷媒の放熱器として機能し、かつ、前記複数の利用側熱交換器全体の空調負荷が前記熱源側熱交換器に対して冷媒の蒸発器として機能することを要求する蒸発運転状態である場合に冷媒の蒸発器として機能する主熱源側熱交換器（４ａ）と、前記放熱運転状態である場合に前記前段側の圧縮要素から吐出された後で前記後段側の圧縮要素に吸入される前の冷媒を冷却する中間冷却器として機能し、かつ、前記蒸発運転状態である場合に冷媒の蒸発器として機能する１以上の副熱源側熱交換器（４ｂ、４ｃ）とを有している、
   冷暖同時運転型空気調和装置（１）。
2. 前記熱源側熱交換器（４、１０４）に対して要求される冷媒の放熱器又は蒸発器としての熱負荷が小さい負荷均衡運転状態である場合には、前記主熱源側熱交換器（４ａ）が冷媒の放熱器として機能し、かつ、前記１以上の副熱源側熱交換器（４ｂ、４ｃ）が冷媒の蒸発器として機能する、請求項１に記載の冷暖同時運転型空気調和装置（１）。
3. 前記利用側熱交換器（６ａ、６ｂ、６ｃ）と前記熱源側熱交換器（４、１０４）との間には、前記熱源側熱交換器と前記利用側熱交換器との間を流れる冷媒を等エントロピ的に膨張させる膨張装置（２７）が、前記熱源側熱交換器から前記利用側熱交換器へ向かって冷媒が流れる場合、及び、前記利用側熱交換器から前記熱源側熱交換器へ向かって冷媒が流れる場合のいずれにおいても前記膨張装置の入口から冷媒が流入するように整流する整流回路（２８）を介して設けられている、請求項１又は２に記載の冷暖同時運転型空気調和装置（１）。
4. 前記利用側熱交換器（６ａ、６ｂ、６ｃ）と前記熱源側熱交換器（４、１０４）との間には、前記熱源側熱交換器と前記利用側熱交換器との間を流れる冷媒を前記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（２５、３４）が接続されている、請求項１〜３のいずれかに記載の冷暖同時運転型空気調和装置（１）。

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