"冷媒を低圧から高圧まで圧縮する主圧縮機と、前記主圧縮機から吐出された前記冷媒の熱を放散する放熱器と、前記放熱器を通過した前記冷媒を減圧する膨張機と、前記膨張機より流出された前記冷媒が蒸発する蒸発器と、前記蒸発器と前記主圧縮機の吸入側とを接続する吸入配管に一端が接続され、他端が前記主圧縮機の圧縮過程の中途に接続された副圧縮経路と、前記副圧縮経路に設けられ、前記蒸発器から流出した低圧の前記冷媒の一部を中間圧まで圧縮し、前記主圧縮機の圧縮過程の中途にインジェクションする副圧縮機と、前記膨張機と前記副圧縮機とを接続し、前記膨張機によって前記冷媒が減圧される際に発生する動力を前記副圧縮機に伝達する駆動軸と、を備えた冷凍サイクル装置であって、当該冷凍サイクル装置の設定可能な運転範囲の中で運転効率が最大となる条件における、前記放熱器から流出した前記冷媒の密度をDE、前記蒸発器から流出した前記冷媒の密度をDC、前記膨張機に流入する前記冷媒の比エンタルピをhE、前記膨張機から流出した前記冷媒の比エンタルピをhF、前記主圧縮機が吸入する前記冷媒の比エンタルピをhA、及び、前記主圧縮機の前記圧縮過程の中途における前記冷媒の比エンタルピをhBと定義した場合、前記副圧縮機の行程容積VCを前記膨張機の行程容積VEで割った値である設計容積比VC/VEが、DE/DC×hE-hF/hB-hAよりも所定値だけ小さく設定されている冷凍サイクル装置。請求項1に記載の冷凍サイクル装置は、空気調和装置に用いられる冷凍サイクル装置であり、前記放熱器及び前記蒸発器は、空気と前記冷媒とが熱交換する熱交換器であって、当該冷凍サイクル装置の設定可能な運転範囲の中で運転効率が最大となる条件とは、前記放熱器の周囲温度が最も低く、かつ前記蒸発器の周囲温度が最も高くなる運転状態である冷凍サイクル装置。請求項2に記載の冷凍サイクル装置は、冷暖房可能な冷凍サイクル装置であり、前記設計容積比VC/VEが、暖房運転時のDE/DC×hE-hF/hB-hA以下で、冷房運転時のDE/DC×hE-hF/hB-hA以上に設定されている冷凍サイクル装置。前記主圧縮機の前記副圧縮経路の接続位置における前記冷媒の中間圧が、当該冷凍サイクル装置の設定可能な運転範囲の中で運転効率が最大となる条件における低圧と高圧の相乗平均値より小さく設定されている請求項1~請求項3のいずれか一項に記載の冷凍サイクル装置。前記設計容積比VC/VEを2.5以下とした請求項1~請求項4のいずれか一項に記載の冷凍サイクル装置。前記設計容積比VC/VEを1以上とした請求項1~請求項5のいずれか一項に記載の冷凍サイクル装置。前記膨張機と前記放熱器の間に設けられ前記膨張機に流入する冷媒を減圧する予膨張弁と、前記副圧縮機の吐出側配管と前記吸入配管とを接続するバイパス経路と、前記バイパス経路に設けられ、前記バイパス経路を流れる冷媒の流量を調整するバイパス弁と、前記予膨張弁の開度及び前記バイパス弁の開度を制御する制御装置と、を備えた請求項1~請求項6のいずれか一項に記載の冷凍サイクル装置。前記制御装置は、前記予膨張弁の開度と前記バイパス弁の開度を制御して前記冷媒の高圧側圧力を調整する請求項7に記載の冷凍サイクル装置。前記制御装置は、前記予膨張弁の開度と前記バイパス弁の開度を制御して、主圧縮機から吐出される前記冷媒の温度を調整する請求項7に記載の冷凍サイクル装置。前記バイパス経路における前記吸入配管側の端部は、前記副圧縮経路と前記吸入配管との接続部から前記主圧縮機までの間の前記吸入配管に接続されている請求項7~請求項9のいずれか一項に記載の冷凍サイクル装置。前記冷媒として二酸化炭素を用いる請求項1~請求項10のいずれか一項に記載の冷凍サイクル装置。ところが、上記特許文献1には、実際の運転状態での密度比が設計容積比より小さい場合には、膨張機をバイパスするバイパス流路に冷媒を流すことで、最良な高圧側圧力に調整できる構成や制御方法が記載されているが、バイパス弁を流れる冷媒は絞り損失によって等エンタルピ変化をすることになる。すると、膨張機で膨張エネルギーを回収しつつ、等エントロピ変化をすることによって得られる冷凍効果が増加する効果が減少してしまうという課題があった。また、膨張機をバイパスする量が大きい場合は、膨張機回転数が低く摺動部での潤滑状態が悪化し、膨張機の回転数が極端に小さくなると膨張機の経路内に油が滞留し圧縮機内の油枯渇や、再起動時の冷媒寝込み起動などにより信頼性が低下するという課題があった。また、上記特許文献2では、膨張機をバイパスしないことにより上記の課題を解決しようとしているが、副圧縮機の入口にバイパス弁を設けているため、圧力損失により副圧縮機入口の圧力が低下してその分圧縮動力が増加するため、運転効率が向上する効果が減少してしまうという課題があった。さらに、上記特許文献2には、膨張機と副圧縮機と主圧縮機の仕様を如何に設定すれば冷凍サイクル装置の全運転範囲で高性能を実現できるかについて、記載されていない。本発明は、上述のような課題を解決するためになされたもので、密度比一定の制約により最良な高圧側圧力に調整することが困難である場合でも、広い運転範囲において高効率に動力回収を常に行ない、高効率な運転が実現可能な冷凍サイクル装置を提供することを目的としている。本発明に係る冷凍サイクル装置は、冷媒を低圧から高圧まで圧縮する主圧縮機と、前記主圧縮機から吐出された前記冷媒の熱を放散する放熱器と、前記放熱器を通過した前記冷媒を減圧する膨張機と、前記膨張機より流出された前記冷媒が蒸発する蒸発器と、前記蒸発器と前記主圧縮機の吸入側とを接続する吸入配管に一端が接続され、他端が前記主圧縮機の圧縮過程の中途に接続された副圧縮経路と、前記副圧縮経路に設けられ、前記蒸発器から流出した低圧の前記冷媒の一部を中間圧まで圧縮し、前記主圧縮機の圧縮過程の中途にインジェクションする副圧縮機と、前記膨張機と前記副圧縮機とを接続し、前記膨張機によって前記冷媒が減圧される際に発生する動力を前記副圧縮機に伝達する駆動軸と、を備えた冷凍サイクル装置であって、当該冷凍サイクル装置の設定可能な運転範囲の中で運転効率が最大となる条件における、前記放熱器から流出した前記冷媒の密度をDE、前記蒸発器から流出した前記冷媒の密度をDC、前記膨張機に流入する前記冷媒の比エンタルピをhE、前記膨張機から流出した前記冷媒の比エンタルピをhF、前記主圧縮機が吸入する前記冷媒の比エンタルピをhA、及び、前記主圧縮機の前記圧縮過程の中途における前記冷媒の比エンタルピをhBと定義した場合、前記副圧縮機の行程容積VCを前記膨張機の行程容積VEで割った値である設計容積比VC/VEが、DE/DC×hE-hF/hB-hAよりも所定値だけ小さく設定されているものである。本発明に係る冷凍サイクル装置によれば、密度比一定の制約により最良な高圧側圧力に調整することが困難である場合であっても、広い運転範囲において高効率に動力回収を行ない、効率の良い運転が実現できる。実施の形態.図1は、本発明の実施の形態に係る冷凍サイクル装置100の冷媒回路図である。図2は、この冷凍サイクル装置100に搭載された主圧縮機1の断面構成を示す概略縦断面図である。図3は、この冷凍サイクル装置100の冷房運転時における冷媒の変遷を示すP-h線図である。図4は、この冷凍サイクル装置100の暖房運転時における冷媒の変遷を示すP-h線図である。図5は、この冷凍サイクル装置100の制御装置83が行なう制御処理の流れを示すフローチャートである。図6は、この冷凍サイクル装置100の中間圧バイパス弁9と予膨張弁6の連携制御を示す動作説明図である。以下、図1~図6に基づいて、冷凍サイクル装置100の回路構成及び動作について説明する。なお、図1を含め、以下の図面では各構成部材の大きさの関係が実際のものとは異なる場合がある。また、図1を含め、以下の図面において、同一の符号を付したものは、同一又はこれに相当するものであり、このことは明細書の全文において共通することとする。さらに、明細書全文に表わされている構成要素の形態は、あくまでも例示であって、これらの記載に限定されるものではない。冷凍サイクル装置100は、主圧縮機1と、室外熱交換器4と、膨張機7と、室内熱交換器21と、副圧縮機2と、を少なくとも有している。また、冷凍サイクル装置100は、冷媒流路切替装置である第1四方弁3、冷媒流路切替装置である第2四方弁5、予膨張弁6、アキュームレータ8、中間圧バイパス弁9、逆止弁10を有している。さらに、冷凍サイクル装置100は、冷凍サイクル装置100の全体の制御を統制する制御装置83を有している。主圧縮機1はモーター102を備えたものであり、モーター102は駆動軸であるシャフト103を介して圧縮部に接続されている。つまり、主圧縮機1は、モーター102の駆動力によって、吸入した冷媒を圧縮して高温高圧の状態にするものである。この主圧縮機1は、例えば容量制御可能なインバータ圧縮機などで構成するとよい。なお、主圧縮機1の詳細については図2に基づいて後述するものとする。室外熱交換器4は、冷房運転時には内部の冷媒が熱を放熱する放熱器として、暖房運転時には内部の冷媒が蒸発する蒸発器として機能するものである。室外熱交換器4は、例えば図示省略の送風機から供給される空気と冷媒との間で熱交換を行なうようになっている。この室外熱交換器4は、例えば冷媒を通過させる伝熱管及びその伝熱管を流れる冷媒と外気との間の伝熱面積を大きくするためのフィンを有し、冷媒と空気外気との間で熱交換を行なうように構成されている。室外熱交換器4は、暖房運転時においては蒸発器として機能し、冷媒を蒸発させてガス気体化させる。場合によっては、室外熱交換器4は、冷媒を完全にガス化、気化させず、液体とガスとの二相混合気液二相冷媒の状態にすることもある。一方、室外熱交換器4は、冷房運転時においては放熱器として機能する。なお、放熱過程において臨界圧力以下で動作する冷媒は放熱過程で凝縮するため、放熱過程に用いられる熱交換器を凝縮器やガスクーラー等と称する場合がある。しかしながら、本実施の形態では、冷媒の種類にかかわらず、放熱過程に用いられる熱交換器を放熱器と称することとする。室内熱交換器21は、冷房運転時には内部の冷媒が蒸発する蒸発器として、暖房運転時には内部の冷媒が熱を放散する放熱器として機能するものである。室内熱交換器21は、例えば図示省略の送風機から供給される空気と冷媒との間で熱交換を行なうようになっている。この室内熱交換器21は、例えば冷媒を通過させる伝熱管及び伝熱管を流れる冷媒と空気との間の伝熱面積を大きくするためのフィンを有し、冷媒と室内空気と間での熱交換を行なうように構成されている。室内熱交換器21は、冷房運転時においては蒸発器として機能し、冷媒を蒸発させてガス気体化させる。一方、室内熱交換器21は、暖房運転時においては放熱器として機能する。膨張機7は、内部を通過する冷媒を減圧するものである。冷媒が減圧されたときに発生する動力は、駆動軸43を介して副圧縮機2に伝達されるようになっている。副圧縮機2は、膨張機7と駆動軸43で接続されており、膨張機7によって冷媒が減圧される際に発生する動力によって駆動して冷媒を圧縮するものである。本実施の形態に係る冷凍サイクル装置100には、主圧縮機1の吸入配管32と主圧縮機1の圧縮過程中途とを接続する副圧縮経路31が設けられており、副圧縮機2はこの副圧縮経路31に設けられている。つまり、副圧縮機2は、吸入側が主圧縮機1と並列に接続され、吐出側が主圧縮機1の圧縮過程に接続されている。これら膨張機7及び副圧縮機2は、容積式であり、例えばスクロール式等の形態をとる。第1四方弁3は、主圧縮機1の吐出配管35に設けられており、運転モードによって冷媒の流れの方向を切り換える機能を有している。第1四方弁3は、切り換えられることで室外熱交換器4と主圧縮機1、室内熱交換器21とアキュームレータ8を接続したり、室内熱交換器21と主圧縮機1、室外熱交換器4とアキュームレータ8を接続したりするようになっている。すなわち、第1四方弁3は、制御装置83の指示に基づいて、冷暖房に係る運転モードに対応した切り替えを行なって冷媒の流路を切り替えるようにしている。第2四方弁5は、運転モードによって膨張機7を、室外熱交換器4や室内熱交換器21に接続させるものである。第2四方弁5は、切り換えられることで室外熱交換器4と予膨張弁6、室内熱交換器21と膨張機7を接続したり、室内熱交換器21と予膨張弁6、室外熱交換器4と膨張機7を接続したりするようになっている。すなわち、第2四方弁5は、制御装置83の指示に基づいて、冷暖房に係る運転モードに対応した切り替えを行なって冷媒の流路を切り替えるようにしている。冷房運転時には、第1四方弁3は、主圧縮機1から室外熱交換器4へ冷媒が流れ、室内熱交換器21からアキュームレータ8へ冷媒が流れるように切り替えられ、第2四方弁5は、室外熱交換器4から予膨張弁6、膨張機7を通って室内熱交換器21へ冷媒が流れるように切り替えられる。一方、暖房運転時には、第1四方弁3は、主圧縮機1から室内熱交換器21へ冷媒が流れ、室外熱交換器4からアキュームレータ8へ冷媒が流れるように切り替えられ、第2四方弁5は、室内熱交換器21から予膨張弁6、膨張機7を通って室外熱交換器4へ冷媒が流れるように切り替えられる。第2四方弁5により、膨張機7を通過する冷媒の方向は、冷房運転時、暖房運転時によらず、同一方向になる。予膨張弁6は、膨張機7の上流側に設けられ、冷媒を減圧して膨張させるものであり、開度が可変に制御可能なもの、例えば電子式膨張弁等で構成するとよい。この予膨張弁6は、具体的には第2四方弁5と膨張機7の入口との間の冷媒流路34つまり、放熱器室外熱交換器4又は室内熱交換器21の冷媒流出側と膨張機7の冷媒流入側の間に設けられ、膨張機7に流入する冷媒の圧力を調整するようになっている。アキュームレータ8は、主圧縮機1の吸入側に設けられ、冷凍サイクル装置100に異常が発生した時や運転制御の変更の際に伴う運転状態の過渡応答時において、液冷媒を貯留して主圧縮機1への液バックを防ぐ機能を有している。つまり、アキュームレータ8は、冷凍サイクル装置100の冷媒回路中の過剰な冷媒を貯留したり、主圧縮機1及び副圧縮機2に冷媒液が多量に戻って主圧縮機1が破損したりするのを防止する働きがある。中間圧バイパス弁9は、副圧縮機2と主圧縮機1の間の副圧縮経路31より分岐し、主圧縮機1の吸入配管32に至るバイパス経路33に設けられ、バイパス経路33を流れる冷媒流量を調整するものである。なお、バイパス経路33の他端副圧縮経路31の接続端と反対側の端部は、吸入配管32から副圧縮経路31が分岐する位置と主圧縮機1との間に接続されている。つまり、バイパス経路33は、副圧縮機2の吐出配管副圧縮機2と主圧縮機1の間の副圧縮経路31と主圧縮機の吸入配管32とを接続するものである。中間圧バイパス弁9は、開度が可変に制御可能なもの、例えば電子式膨張弁等で構成するとよい。この中間圧バイパス弁9の開度を調整することで、副圧縮機2の吐出圧力である中間圧を調整することができる。逆止弁10は、副圧縮機2の副圧縮経路31に設けられ、主圧縮機1に流入する冷媒の流れる方向を一方向副圧縮機2から主圧縮機1に向かっての方向に整えるものである。この逆止弁10を設けることにより、副圧縮機2の吐出圧力が主圧縮機1の圧縮室108の圧力より低くなったときに、冷媒が逆流することを防止できる。制御装置83は、主圧縮機1の駆動周波数、室外熱交換器4及び室内熱交換器21近傍に設けられる図示省略の送風機の回転数、第1四方弁3の切り替え、第2四方弁5の切り替え、予膨張弁6の開度、中間圧バイパス弁9の開度等を制御する。なお、本実施の形態では、冷凍サイクル装置100が冷媒として二酸化炭素を用いているものとして説明する。二酸化炭素は、従来のフロン系冷媒と比較して、オゾン層破壊係数がゼロであり、地球温暖化係数が小さいという特性を有している。ただし、本実施の形態に係る冷凍サイクル装置100に用いられる冷媒は、二酸化炭素に限定されるものではない。冷凍サイクル装置100では、主圧縮機1、副圧縮機2、第1四方弁3、第2四方弁5、室外熱交換器4、予膨張弁6、膨張機7、アキュームレータ8、中間圧バイパス弁9、及び、逆止弁10が室外機81に収容されている。また、冷凍サイクル装置100では、制御装置83も室外機81に収容されている。さらに、冷凍サイクル装置100では、室内熱交換器21が室内機82に収容されている。図1では、1台の室外機81室外熱交換器4に1台の室内機82室内熱交換器21を液管36及びガス管37で接続した状態を例に示しているが、室外機81及び室内機82の接続台数を特に限定するものではない。また、冷凍サイクル装置100には温度センサー温度センサー51、温度センサー52、温度センサー53が設けられている。これらの温度センサーで検出された温度情報は、制御装置83に送られ、冷凍サイクル装置100の構成機器の制御に利用されることになる。温度センサー51は、主圧縮機1の吐出配管35に設けられ、主圧縮機1の吐出温度つまり、主圧縮機1から吐出される冷媒の温度を検知するものであり、例えばサーミスター等で構成するとよい。温度センサー52は、室外熱交換器4の近傍例えば外表面に設けられ、室外熱交換器4に流入する空気の温度を検知するものであり、例えばサーミスター等で構成するとよい。温度センサー53は、室内熱交換器21の近傍例えば外表面に設けられ、室内熱交換器21に流入する空気の温度を検知するものであり、例えばサーミスター等で構成するとよい。なお、温度センサー51、温度センサー52、温度センサー53の設置位置を図1に示す位置に限定するものではない。例えば、温度センサー51であれば、主圧縮機1から吐出された冷媒の温度を検知できる位置に設置すればよく、温度センサー52であれば、室外熱交換器4周辺の空気の温度を検知できる位置に設置すればよく、温度センサー53であれば、室内熱交換器21周辺の空気の温度を検知できる位置に設置すればよい。次に、図2に基づいて、主圧縮機1の構成及び動作について説明する。主圧縮機1は、主圧縮機1の外郭を構成するシェル101の内部に、駆動源であるモーター102や、モーター102によって回転駆動される駆動軸であるシャフト103、シャフト103に先端部に取り付けられ、シャフト103とともに回転駆動する揺動スクロール104、揺動スクロール104の上側に配置され、揺動スクロール104の渦巻体と噛み合う渦巻体が形成されている固定スクロール105等が収納され、構成されている。また、シェル101には、吸入配管32に接続される流入配管106、吐出配管35に接続される流出配管112、及び、副圧縮経路31に接続されるインジェクション配管114が連接されている。シェル101の内部であって、揺動スクロール104及び固定スクロール105の渦巻体の最外周部には、流入配管106と導通している低圧空間107が形成されている。シェル101の内部上方には、流出配管112と導通している高圧空間111が形成されている。揺動スクロール104の渦巻体と固定スクロールの渦巻体との間には、相対的に容積が変化する圧縮室が複数形成される例えば、図1に示す圧縮室108、圧縮室109。圧縮室109は、揺動スクロール104及び固定スクロール105の略中央部に形成される圧縮室を示している。圧縮室108は、圧縮室109より外側の圧縮過程中間に形成される圧縮室を示している。固定スクロール105の略中央部には、圧縮室109と高圧空間111とを導通する流出ポート110が設けられている。固定スクロール105の圧縮過程中間部には、圧縮室108とインジェクション配管114とを導通するインジェクションポート113が設けられている。また、シェル101内には、揺動スクロール104の偏心旋回運動中における自転運動を阻止するための図示省略のオルダムリングが配設されている。このオルダムリングは、揺動スクロール104の自転運動を阻止するとともに、公転運動を可能とする機能を果たすようになっている。なお、固定スクロール105は、シェル101内に固定されている。また、揺動スクロール104は、固定スクロール105に対して自転することなく公転運動を行なうようになっている。さらに、モーター102は、シェル101内部に固着保持された固定子と、固定子の内周面側に回転可能に配設され、シャフト103に固定された回転子と、で少なくとも構成されている。固定子は、通電されることによって回転子を回転駆動させる機能を有している。回転子は、固定子に通電がされることにより回転駆動し、シャフト103を回転させる機能を有している。主圧縮機1の動作について簡単に説明する。モーター102に通電されると、モーター102を構成している固定子と回転子とにトルクが発生し、シャフト103が回転する。シャフト103の先端部には揺動スクロール104が装着されており、揺動スクロール104が公転運動を行なう。揺動スクロール104の旋回運動とともに圧縮室が中心に向かって容積を減少させながら移動し、冷媒が圧縮される。副圧縮機2で圧縮され吐出された冷媒は、副圧縮経路31、逆止弁10を通る。この冷媒は、その後、インジェクション配管114から主圧縮機1に流入する。一方、吸入配管32を通る冷媒は、流入配管106から主圧縮機1に流入する。流入配管106から流入した冷媒は、低圧空間107に流入し、圧縮室に閉じ込められ、漸次圧縮される。そして、圧縮室が圧縮過程の中間位置である圧縮室108に至ると、インジェクションポート113から圧縮室108に冷媒が流入する。すなわち、インジェクション配管114から流入した冷媒と、流入配管106から流入した冷媒とが、圧縮室108で混合されることになる。その後、混合された冷媒は漸次圧縮されて圧縮室109に至る。圧縮室109に至った冷媒は、流出ポート110及び高圧空間111を経由した後、流出配管112を介してシェル101外へ吐出され、吐出配管35を導通することになる。続いて、冷凍サイクル装置100の運転動作について説明する。<冷房運転モード>まず、冷凍サイクル装置100が実行する冷房運転時の動作について図1及び図3を参照しながら説明する。なお、図1で示す記号A~Gは、図3で示す記号A~Gに対応している。また、冷房運転モードでは、第1四方弁3及び第2四方弁5が図1に実線で示されている状態に制御される。ここで、冷凍サイクル装置100の冷媒回路等における圧力の高低については、基準となる圧力との関係により定まるものではなく、主圧縮機1や副圧縮機2での昇圧、予膨張弁6や膨張機7の減圧等によりできる相対的な圧力を高圧、低圧として表わすものとする。また、温度の高低についても同様であるものとする。冷房運転時では、まず、主圧縮機1及び副圧縮機2に吸入された低圧の冷媒が吸入される。副圧縮機2に吸入された低圧の冷媒は、副圧縮機2で圧縮されて中圧の冷媒になる状態Aから状態B。副圧縮機2で圧縮された中圧の冷媒は、副圧縮機2から吐出され、副圧縮経路31及びインジェクション配管114を介して主圧縮機1に導入される。中圧の冷媒は、主圧縮機1に吸入された冷媒と混合し、主圧縮機1でさらに圧縮され高温高圧の冷媒になる状態Bから状態C。主圧縮機1で圧縮された高温高圧の冷媒は、主圧縮機1から吐出され、第1四方弁3を通過して、室外熱交換器4に流入する。室外熱交換器4に流入した冷媒は、室外熱交換器4に供給される室外空気と熱交換することで熱を放散し、室外空気に熱を伝達して低温高圧の冷媒となる状態Cから状態D。この低温高圧の冷媒は、室外熱交換器4から流出し、第2四方弁5を通過して、予膨張弁6を通過する。低温高圧の冷媒は、予膨張弁6を通過する際に減圧される状態Dから状態E。予膨張弁6で減圧された冷媒は、膨張機7に吸入される。膨張機7に吸入された冷媒は、減圧されて低温となり、乾き度が低い状態の冷媒になる状態Eから状態F。このとき、膨張機7では、冷媒の減圧に伴って動力が発生することになる。この動力は、駆動軸43によって回収されて、副圧縮機2に伝達され、副圧縮機2による冷媒の圧縮に使用される。膨張機7で減圧された冷媒は、膨張機7から吐出され、第2四方弁5を通過した後、室外機81から流出する。室外機81から流出した冷媒は、液管36を流れて、室内機82に流入する。室内機82に流入した冷媒は、室内熱交換器21に流入し、室内熱交換器21に供給される室内空気から吸熱して蒸発し、低圧のまま、乾き度が高い状態の冷媒になる状態Fから状態G。これにより、室内空気が冷却されることになる。この冷媒は、室内熱交換器21から流出し、さらに室内機82からも流出し、ガス管37を流れて、室外機81に流入する。室外機81に流入した冷媒は、第1四方弁3を通過して、アキュームレータ8に流入した後、再び主圧縮機1及び副圧縮機2に吸入される。冷凍サイクル装置100は、上述した動作を繰り返すことで、室内の空気の熱が室外の空気へ伝達されて、室内を冷房することになる。<暖房運転モード>冷凍サイクル装置100が実行する暖房運転時の動作について図1及び図4を参照しながら説明する。なお、図1で示す記号A~Gは、図4で示す記号A~Gに対応している。また、暖房運転モードでは、第1四方弁3及び第2四方弁5が図1に破線で示されている状態に制御される。暖房運転時では、まず、主圧縮機1及び副圧縮機2に吸入された低圧の冷媒が吸入される。副圧縮機2に吸入された低圧の冷媒は、副圧縮機2で圧縮されて中圧の冷媒になる状態Aから状態B。副圧縮機2で圧縮された中圧の冷媒は、副圧縮機2から吐出され、副圧縮経路31及びインジェクション配管114を介して主圧縮機1に導入される。中圧の冷媒は、主圧縮機1に吸入された冷媒と混合し、主圧縮機1でさらに圧縮され高温高圧の冷媒になる状態Bから状態G。主圧縮機1で圧縮された高温高圧の冷媒は、主圧縮機1から吐出され、第1四方弁3を通過して、室外機81から流出する。室外機81から流出した冷媒は、ガス管37を流れて室内機82に流入する。室内機82に流入した冷媒は、室内熱交換器21に流入し、室内熱交換器21に供給される室内空気と熱交換することで熱を放散し、室内空気に熱を伝達して低温高圧の冷媒となる状態Gから状態F。これにより、室内空気が加熱されることになる。この低温高圧の冷媒は、室内熱交換器21から流出し、さらに室内機82を流出し、液管36を流れて室外機81に流入する。室外機81に流入した冷媒は、第2四方弁5を通過して、予膨張弁6を通過する。低温高圧の冷媒は、予膨張弁6を通過する際に減圧される状態Fから状態E。予膨張弁6で減圧された冷媒は、膨張機7に吸入される。膨張機7に吸入された冷媒は、減圧されて低温となり、乾き度が低い状態の冷媒になる状態Eから状態D。このとき、膨張機7では、冷媒の減圧に伴って動力が発生することになる。この動力は、駆動軸43によって回収されて、副圧縮機2に伝達され、副圧縮機2による冷媒の圧縮に使用される。膨張機7で減圧された冷媒は、膨張機7から吐出され、第2四方弁5を通過した後、室外熱交換器4に流入する。室外熱交換器4に流入した冷媒は、室外熱交換器4に供給される室外空気から吸熱して蒸発し、低圧のまま、乾き度が高い状態の冷媒になる状態Dから状態C。この冷媒は、室外熱交換器4から流出し、第1四方弁3を通過して、アキュームレータ8に流入した後、再び主圧縮機1及び副圧縮機2に吸入される。冷凍サイクル装置100は、上述した動作を繰り返すことで、室外の空気の熱が室内の空気へ伝達されて、室内を暖房することになる。副圧縮機と膨張機を流れる冷媒流量の説明ここで、副圧縮機2と膨張機7の冷媒流量について説明する。膨張機7を流れる冷媒流量をGE、副圧縮機2を流れる冷媒流量をGCとする。また、主圧縮機1と副圧縮機2を流れる合計の冷媒流量のうち、副圧縮機2へ流れる冷媒流量の割合分流比とするをWとすると、GEとGCの関係は下記式1のようになる。GC=W×GE...1よって、副圧縮機2の行程容積をVC、膨張機7の行程容積をVE、副圧縮機2の流入冷媒密度をDC、膨張機7の流入冷媒密度をDEとすると、密度比一定の制約は下記式2のように表わされる。VC/VE/W=DE/DC...2換言すると、設計容積比VC/VEは、下記式3のように表わされる。VC/VE=DE/DC×W...3また、分流比Wは、膨張機7での回収動力と、副圧縮機2での圧縮動力がおよそ等しくなるように定めればよい。すなわち、膨張機7の入口比エンタルピをhE、出口比エンタルピをhF、副圧縮機2の入口比エンタルピをhA、出口比エンタルピをhBとすれば、下記式4を満たすように分流比Wを定めればよい。hE-hF=W×hB-hA...4インジェクションの効果冷凍サイクル装置100は、低圧の冷媒の一部を副圧縮機2で中間圧まで圧縮してから主圧縮機1にインジェクションしているので、副圧縮機2の圧縮動力分だけ主圧縮機1の電気入力を低減することができる。密度比が合わないときの説明次に、実際の運転状態での密度比DE/DCが、設計時に想定した容積比VC/VE/Wと異なる場合の冷房運転について説明する。[DE/DC>VC/VE/Wでの冷房運転]まず、実際の運転状態での密度比DE/DCが、設計時に想定した容積比VC/VE/Wより大きい冷房運転の場合について説明する。この場合には、密度比一定の制約のため、膨張機7の入口冷媒密度DEが小さくなるように、冷凍サイクルは高圧側圧力を低下させた状態でバランスしようとする。ところが、高圧側圧力が望ましい圧力より低下した状態では運転効率が低下してしまう。このため、中間圧バイパス弁9が全閉状態でなければ、中間圧バイパス弁9を閉方向に操作し、中間圧を上昇させて副圧縮機2の必要圧縮動力を増加させる。そうすると、膨張機7の回転数が減少しようとするので、膨張機7の入口密度が増加する方向に冷凍サイクルがバランスしようとする。あるいは、中間圧バイパス弁9が全閉状態であれば、予膨張弁6を閉方向に操作し、図7に示すように膨張機7に流入する冷媒を膨張させ状態Dから状態E2、冷媒密度を低下させる。そうすると、膨張機7の入口密度が増加する方向に冷凍サイクルがバランスしようとする。なお、図7には、冷凍サイクル装置100が実行する冷房運転時に予膨張弁6を閉じる動作をさせた場合における冷媒の変遷を示すP-h線図を示している。すなわち、DE/DC>VC/VE/Wでの冷房運転の場合、冷凍サイクル装置100では、中間圧バイパス弁9を閉めるもしくは予膨張弁6を閉めるように制御することにより、高圧側圧力を上昇させる方向に冷凍サイクルをバランスさせるようにしている。このため、冷凍サイクル装置100においては、高圧側圧力を上昇させ、望ましい圧力に調整でき、なおかつ膨張機7をバイパスする冷媒がないため、効率の良い運転が実現することになる。なお、高圧側圧力は、主圧縮機1の流出口から予膨張弁6までの圧力を意味し、この位置における圧力であれば任意である。[DE/DC<VC/VE/Wでの冷房運転]次に、実際の運転状態での密度比DE/ECが、設計時に想定した容積比VC/VE/Wより小さい冷房運転の場合について説明する。この場合には、密度比一定の制約のため、膨張機7の入口冷媒密度DEが大きくなるように、冷凍サイクルは高圧側圧力を上昇させた状態でバランスしようとする。ところが、高圧側圧力が望ましい圧力より上昇した状態では運転効率が低下してしまう。このため、予膨張弁6が全開状態でなければ、予膨張弁6を開方向に操作し、膨張機7に流入する冷媒を膨張しないようにさせ、冷媒密度を上昇させる。そうすると、膨張機7の入口密度が減少する方向に冷凍サイクルがバランスしようとする。あるいは、予膨張弁6が全開状態であれば、中間圧バイパス弁9を開方向に操作する。このときの冷凍サイクルの動きを図8で説明する。なお、図8は、冷凍サイクル装置100が実行する冷房運転時に中間圧バイパス弁9を開く動作をさせた場合における冷媒の変遷を示すP-h線図を示している。副圧縮機2ではアキュームレータ8から流出した冷媒を中間圧まで圧縮する状態Gから状態B。副圧縮機2から吐出した冷媒の一部は逆止弁10を通って主圧縮機1にインジェクションされる。また、副圧縮機2から吐出した冷媒の残りは、中間圧バイパス弁9を通り、主圧縮機1の吸入配管32を流れる冷媒と合流する状態A2。主圧縮機1に吸入された状態A2の冷媒は、中間圧まで圧縮されインジェクションされた冷媒と混合し、さらに圧縮される状態C2。そうすると、中間圧を低下させて副圧縮機2の必要圧縮動力が減少し、膨張機7の回転数が増加しようとするので、膨張機7の入口密度が減少する方向に冷凍サイクルがバランスしようとする。すなわち、DE/DC<VC/VE/Wでの冷房運転の場合、冷凍サイクル装置100では、予膨張弁6を開くもしくは中間圧バイパス弁9を開くように制御することにより、高圧側圧力を低下させる方向に冷凍サイクルをバランスさせるようにしている。このため、冷凍サイクル装置100においては、高圧側圧力を低下させ、望ましい圧力に調整でき、なおかつ膨張機7をバイパスする冷媒がないため、効率の良い運転が実現することになる。[DE/DC≠VC/VE/Wでの暖房運転]実際の運転状態での密度比DE/DCが、設計時に想定した容積比VC/VE/Wと異なる暖房運転の場合があるが、冷房運転時と同様に副圧縮機2及び膨張機7の動作を制御するようになっているため説明を省略する。次に、中間圧バイパス弁9と予膨張弁6の具体的な操作方法として、制御装置83が実行する制御の処理の流れについて図5に示すフローチャートに基づいて説明する。冷凍サイクル装置100は、高圧側圧力と吐出温度との相関関係を利用して、計測するには高コストなセンサーが必要な高圧側圧力によらず、比較的安価に計測が可能な吐出温度により中間圧バイパス弁9及び予膨張弁6の制御を実行することを特徴としている。冷凍サイクル装置100の運転時において、最適な高圧側圧力は、常に一定ではない。そこで、冷凍サイクル装置100では、温度センサー52で検知する外気温度や、温度センサー53で検知する室内温度等のデータを予めテーブルとして制御装置83に搭載されているROM等の記憶手段に記憶している。そして、制御装置83は、記憶手段に記憶されているデータから目標吐出温度を決定するステップ201。次に、制御装置83には、温度センサー51からの検出値吐出温度が取り込まれるステップ202。制御装置83は、ステップ201で決定した目標吐出温度とステップ202で取り込んだ吐出温度とを比較するステップ203。吐出温度が目標吐出温度より低い場合にはステップ203;Yes、高圧側圧力が最適な高圧側圧力より低い傾向にあるため、制御装置83は、まず、中間圧バイパス弁9が全閉となっているか否かを判定するステップ204。中間圧バイパス弁9が全閉である場合にはステップ204;yes、制御装置83は、予膨張弁6を閉方向に操作しステップ205、膨張機7に流入する冷媒を減圧し、冷媒密度を低下させ、高圧側圧力及び吐出温度を上昇させる。また、中間圧バイパス弁9が全閉でない場合にはステップ204;No、制御装置83は、中間圧バイパス弁9を閉方向に操作しステップ206、中間圧を上昇させて副圧縮機2の必要圧縮動力を増加させ、高圧側圧力及び吐出温度を上昇させる。逆に、吐出温度が目標吐出温度より高い場合にはステップ203;No、高圧側圧力が最適な圧力より高い傾向にあるため、制御装置83は、まず、予膨張弁6が全開となっているか否かを判定するステップ207。予膨張弁6が全開である場合にはステップ207;yes、制御装置83は、中間圧バイパス弁9を開方向に操作しステップ208、中間圧を低下させて副圧縮機2の必要圧縮動力を減少させ、高圧側圧力及び吐出温度を低下させる。また、予膨張弁6が全開でない場合にはステップ207;No、制御装置83は、予膨張弁6を開方向に操作しステップ209、膨張機7に流入する冷媒を減圧しないようにすることで、高圧側圧力及び吐出温度を低下させる。以上のステップの後、ステップ201に戻り、以降ステップ201からステップ209まで繰り返す。このような制御を実行することにより、図6に示すような中間圧バイパス弁9と予膨張弁6とを連携させた制御が実現することになる。具体的には、制御装置83は、高圧側圧力が低く中間圧バイパス弁の開度が最低開度であるときは予膨張弁6を操作し、高圧側圧力が高く予膨張弁6の開度が最高開度であるときは中間圧バイパス弁9を操作することをもって、高圧側圧力を調整している。なお、図6では、横軸が高圧側圧力の高低を、縦軸上方が予膨張弁6の開度を、縦軸下方が中間圧バイパス弁9の開度を、それぞれ示している。以上説明したように予膨張弁6及び中間圧バイパス弁9の開度を制御することにより、冷凍サイクル装置100の高効率な運転を実現することが可能となる。しかしながら、予膨張弁6での圧力差が大きい場合や、中間圧バイパス弁9を流れる流量が大きい場合は、回収すべき動力が減少するため、冷凍サイクル装置100の運転効率が低下することがある。このため、以下では、広い運転範囲において高効率に動力回収を常に行なうことができ、冷凍サイクル装置100の運転効率を高効率に維持できる設計容積比VC/VEについて検討する。図10~図12は、本発明の実施の形態に係る主圧縮機の一例における設計容積比と運転効率との関係を示す特性図である。また、図10~図12は、運転効率をCOP改善率として示しており、Aに設計容積比とCOP改善率との相関関係を示している。このCOP改善率は、膨張機7及び副圧縮機2を用いず、膨張弁を用いて図1に示した冷媒回路を構成した冷凍サイクル装置のCOPを基準に示している。また、図10~図12のBでは、主圧縮機1の圧縮部揺動スクロール104及び固定スクロール105断面図において、インジェクションポート113の位置を示している。また、図10はインジェクションポートの位置が早い主圧縮機1を示しており、図11はインジェクションポートの位置が中間の主圧縮機1を示しており、図12はインジェクションポートの位置が遅い主圧縮機1を示している。ここで、インジェクションポート113の位置が早い、中間及び遅いとは、圧縮室108にインジェクションポート113が開口するまでの回転角度が小さいほど早いとなり、大きいほど遅いということを意味している。図10~図12に示すように、冷房運転時及び暖房運転時の双方において、COP改善率が最大となる設計容積比VC/VEを見いだすことができる。設計容積比VC/VEは、所望の高圧側圧力において上記の式2が成立している箇所である。密度比一定の制約によって高圧側圧力が所望の範囲から外れた場合、図10~図12の白抜き矢印で示すように、予膨張弁6による冷媒の膨張や、中間圧バイパス弁9及びバイパス経路33による冷媒のバイパスにより、高圧側圧力を所望の圧力範囲に制御し、冷凍サイクル装置100の運転効率を高効率に維持することとなる。また、図10~図12より、冷房運転時及び暖房運転時の双方において、設計容積比VC/VDを大きくしていったときのCOP改善率の低下が、設計容積比VC/VDを小さくしていったときのCOP改善率の低下よりも大きいことがわかる。このことより、冷房運転時及び暖房運転時の双方においてCOP改善率を大きくするには、設計容積比VC/VEを、COP改善率が最大となるときの値よりも所定値だけ小さく設定してやればよいことがわかる。COP改善率が最大になる運転条件は、冷房運転と暖房運転では同じ設計容積比VC/VEであるので、冷房運転と暖房運転を含めて、放熱器の周囲温度が最も低くなり、かつ、蒸発器の周囲温度が最も高くなる条件である。このため、副圧縮機2及び膨張機7の設計容積比VC/VEを、このようなCOP改善率が最大となる運転条件における設計容積比VC/VEよりも所定値だけ小さく設定してやればよい。換言すると、式4より、分流比Wは下記式5のように表すことができる。W=hE-hF/hB-hA...5このため、副圧縮機2及び膨張機7の設計容積比VC/VEは、上記式3,5より、下記式6のように表すことができる。VC/VE=DE/DC×hE-hF/hB-hA...6つまり、COP改善率が最大となる運転条件におけるDE/DC×hE-hF/hB-hAを求め、この値よりも副圧縮機2及び膨張機7の設計容積比VC/VEが所定値だけ小さくなるように、副圧縮機2及び膨張機7の設計容積比VC/VEを設定してやればよい。このように副圧縮機2及び膨張機7の設計容積比VC/VEを設定することにより、密度比一定の制約により最良な高圧側圧力に調整することが困難である場合でも、広い運転範囲において高効率に動力回収を行なうことができ、冷凍サイクル装置100の運転効率を高効率に維持できる。ここで、図10~図12からわかるように、インジェクションポート113の位置によって、COP改善率が最大となる設計容積比VC/VEが異なることがわかる。より詳しくは、インジェクションポート113の位置が遅いほど、COP改善率が最大となる設計容積比VC/VEが小さくなっている。また、インジェクションポート113の位置によって、主圧縮機1の圧縮過程の中途である中間圧も変化する。このため、インジェクションポート113の位置も考慮して副圧縮機2及び膨張機7の設計容積比VC/VEを設定することにより、より高効率に冷凍サイクル装置100を運転することが可能となる。図13は、本発明の実施の形態に係る主圧縮機のインジェクションポート位置の違いによる冷房条件での設計容積比と中間圧との関係を示す特性図である。なお、図13は、低圧を基準1として、中間圧及び高圧を示している。中間圧とは、主圧縮機1の圧縮室108に副圧縮機2から冷媒がインジェクションされ、圧縮室108とインジェクションポート113の経路が閉じられた後の圧縮室108内の圧力である。この図13には、図10~図12に示した主圧縮機1に対応して、早い、中間及び遅いという3本の右上がりの曲線が示されている。これらは設計容積比VC/VEによって定まる分流比W分の冷媒が副圧縮機2から主圧縮機1の圧縮室108に確実にすべてインジェクションされたとした場合の中間圧である。また、図13には、右下がりの曲線が示されている。これは設計容積比VC/VEによって定まる分流比W分の冷媒が副圧縮機2より吐出される際の吐出圧力である。インジェクションポート113の位置での閉込み後の中間圧を示す右上がりの曲線と副圧縮機2で圧縮される圧力である右下がりの曲線との交点より左側で、右上がりの曲線と右下がりの曲線で区画される領域が、運転可能な中間圧となる。例えば、図13に示す閉込み後の中間圧の曲線を例にとると、遅いという右上がりの曲線との交点より、設計容積比VC/VEを1とした場合、図12に示す主圧縮機1の閉込み後の中間圧は約2.2となる。図13の破線は、高圧と低圧の相乗平均を示してある。設計容積比VC/VEが変化するとインジェクション流量が変化するため中間圧も変化する。設計容積比VC/VE=0での右上がり曲線の値が、インジェクション流量がゼロの場合の中間圧を示しており、これがそれぞれのインジェクションポートの位置の中間圧を示している。インジェクションポートの位置が中間の場合の中間圧は、高圧と低圧の相乗平均に概ね一致するようにした。図13からわかるように、インジェクションポート113の位置が遅いほど、閉込み後の中間圧が増大することがわかる。これは、インジェクションポート113の位置が遅いほど、圧縮室108の容積が減少するため、インジェクションされる冷媒の流量が相対的に増大するためである。閉込み後の中間圧が大きすぎると、以下の理由により、副圧縮機2から主圧縮機1へインジェクションできなくなり、高圧が制御できずに増大して運転効率が低下する可能性がある。また、図13の右上がりの曲線と右下がりの曲線の交点では、副圧縮機2の吐出圧力と主圧縮機1のインジェクションポート113の位置での閉込み後の中間圧が一致しており、COP改善率が最大となる。つまり、膨張機7での回収動力と副圧縮機2での圧縮動力とがおよそ等しくなるとして、式4を示した。しかしながら、厳密には、式4で示した出口比エンタルピhBは、副圧縮機2の出口比エンタルピではなく、主圧縮機1の圧縮過程の中途つまり、副圧縮機2からインジェクションされた位置における比エンタルピを示すものである。このため、副圧縮機2の出口比エンタルピをhB’とすると、式4のhB-hAは、下記式7のようになる。hB-hA=hB’-hAα≧hB’-hA...7すなわち、主圧縮機1の入口から圧縮過程の中途までのエンタルピの差は、副圧縮機2の入口から出口までのエンタルピ差より大きく、その要因は、副圧縮機2から吐出された冷媒を主圧縮機1にインジェクションするための所要動力αに相当する部分である。つまり、厳密には、膨張機7での回収動力は、副圧縮機2での圧縮動力と釣り合うわけではなく、副圧縮機2での圧縮動力と、副圧縮機2の主圧縮機1への流入仕事の和が釣り合う。このため、閉込み後の中間圧が大きすぎると副圧縮機2の主圧縮機1への流入仕事が増大し、副圧縮機2から主圧縮機1へインジェクションできなくなる。図14は、図10~図12に示した冷房条件における設計容積比とCOP改善率との関係に図13の結果を反映させたものである。図14に太線で示す上に凸の3本の曲線が、左から遅い、中間、早い場合のCOP改善率である。破線は、これら各曲線の頂点の包絡線である。この包絡線も最大値を有する曲線上に凸の曲線となっている。図14から、インジェクションポート113の位置が中間から遅い側へ向かうにしたがって、COP改善率が低下することがわかる。これは、インジェクションポート113の位置が中間から遅い側へ向かうにしたがって、インジェクション流量が多くなり、圧力損失によって冷媒を主圧縮機1にインジェクションするための所要動力αに相当する部分が大きくなるからである。また、インジェクションポート113の位置が中間よりも早い側へ向かうにしたがって、COP改善率が低下することがわかる。これは、インジェクションポート113の位置が中間よりも早い側へ向かうにしたがって、インジェクションポート113の形成位置により、副圧縮機2から主圧縮機1へ冷媒をインジェクションしづらくなってくるためである。所要動力αに相当する部分は不確定要素が大きいため、中間から早い側の方にインジェクションポート113の位置を定める方が好ましい。また、図15は、本発明の実施の形態に係る主圧縮機のインジェクションポート位置の違いによる暖房条件での設計容積比と中間圧との関係を示す特性図であり、図16は、図10~図12に示した暖房条件における設計容積比とCOP改善率との関係に図15の結果を反映させたものである。暖房条件においても、冷房条件と同様に、インジェクションポート113の位置が中間から遅い側へ向かうにしたがって、COP改善率が低下することがわかる。冷房条件と同様、インジェクションポート113の位置が中間から遅い側へ向かうにしたがって、インジェクション流量が多くなり、圧力損失によって冷媒を主圧縮機1にインジェクションするための所要動力αに相当する部分が大きくなるからである。また、インジェクションポート113の位置が中間よりも早い側へ向かうにしたがって、COP改善率が低下することがわかる。冷房条件と同様、インジェクションポート113の位置が中間よりも早い側へ向かうにしたがって、インジェクションポート113の形成位置により、副圧縮機2から主圧縮機1へ冷媒をインジェクションしづらくなってくるためである。所要動力αに相当する部分は不確定要素が大きいため、暖房条件においても、冷房条件と同様、中間から早い側の方にインジェクションポート113の位置を定める方が好ましい。本実施の形態では、主圧縮機1にインジェクションするための所要動力が大きくなりすぎないように、つまり、閉込み後の中間圧が大きくなりすぎないように、インジェクションポート113の位置及び設計容積比VC/VEを決定している。具体的には、設定可能な運転範囲の中でCOP改善率が最大となる運転条件における高圧主圧縮機1の吐出圧力と低圧主圧縮機1の吸入圧力の相乗平均値以下となるように、中間圧より詳しくは、閉込み後の中間圧を設定している。そして、この中間圧となるように、インジェクションポート113の位置及び設計容積比VC/VEを決定している。このように、主圧縮機1にインジェクションするための所要動力が大きくなりすぎないようにすることにより、つまり、閉込み後の中間圧が大きくなりすぎないようにすることにより、より高効率に冷凍サイクル装置100を運転することが可能となる。また、一般的に、高圧と低圧の相乗平均値以下に中圧を設定すると、冷凍サイクル装置を高効率に運転できるとされている。このため、設定可能な運転範囲の中でCOP改善率が最大となる運転条件における高圧主圧縮機1の吐出圧力と低圧主圧縮機1の吸入圧力の相乗平均値以下となるように中間圧より詳しくは、閉込み後の中間圧を設定することで、さらに高効率に冷凍サイクル装置100を運転することが可能となる。また、閉込み後の中間圧が大きくなりすぎると、インジェクション後の主圧縮機1の圧縮過程中間圧から高圧までの圧縮過程において過圧縮が発生して主圧縮機1の電気入力が増大し、冷凍サイクル装置100の運転効率が低下する可能性もある。このため、副圧縮機2の主圧縮機1への流入仕事による運転効率の低下に加え、過圧縮による運転効率の低下も考慮して設計容積比VC/VEを設定することにより、さらに高効率に冷凍サイクル装置100を運転することが可能となる。図14及び図16に示すように、インジェクションポート位置が遅いとCOPが低下するため、設計容積比VC/VEを1から2.5の間に設定すると、冷凍サイクル装置の運転範囲内で高COPを実現できる。以上、本実施の形態に係る冷凍サイクル装置100においては、設定可能な運転条件の中でCOP改善率が最大となる運転条件のDE/DC×hE-hF/hB-hAを求め、この値よりも副圧縮機2及び膨張機7の設計容積比VC/VEが所定値だけ小さくなるように、副圧縮機2及び膨張機7の設計容積比VC/VEを設定している。このため、密度比一定の制約により最良な高圧側圧力に調整することが困難である場合でも、広い運転範囲において高効率に動力回収を行なうことができ、冷凍サイクル装置100の運転効率を高効率に維持できる。また、本実施の形態に係る冷凍サイクル装置100においては、主圧縮機1にインジェクションするための所要動力が大きくなりすぎないように、つまり、閉込み後の中間圧が大きくなりすぎないように、インジェクションポート113の位置及び設計容積比VC/VEを決定している。具体的には、設定可能な運転範囲の中でCOP改善率が最大となる運転条件における高圧主圧縮機1の吐出圧力と低圧主圧縮機1の吸入圧力の相乗平均値以下となるように、中間圧より詳しくは、閉込み後の中間圧を設定している。そして、この中間圧となるように、インジェクションポート113の位置及び設計容積比VC/VEを決定している。このため、より高効率に冷凍サイクル装置100を運転することができる。また、本実施の形態に係る冷凍サイクル装置100においては、設計容積比VC/VEを1から2.5の間に設定しているので、さらに高効率に冷凍サイクル装置100を運転することができる。また、本実施の形態に係る冷凍サイクル装置100においては、中間圧バイパス弁9と予膨張弁6の開度操作により、望ましい高圧側圧力に調整し、なおかつ膨張機7をバイパスさせることなく動力回収を確実に行なうようになっている。このため、さらに高効率に冷凍サイクル装置100を運転することができる。また、本実施の形態に係る冷凍サイクル装置100においては、膨張機7をバイパスする量が大きい場合に懸念される、膨張機7の回転数が低く、摺動部での潤滑状態悪化、膨張さらには膨張機7の経路内に油が滞留することによる圧縮機内の油枯渇、再起動時の冷媒寝込み起動など、といった信頼性低下に繋がる現象を低減することもできる。また、本実施の形態に係る冷凍サイクル装置100においては、膨張機バイパス弁が不要であるため、膨張機バイパス弁で冷媒を膨張させる際に発生する絞り損失がないため、蒸発器での冷凍効果の減少を小さくすることができる。また、本実施の形態に係る冷凍サイクル装置100においては、副圧縮機2が冷媒の圧縮をほとんどできないような場合でも、循環している冷媒の一部を副圧縮機2に流入させるようにしている。このため、冷凍サイクル装置100では、循環している冷媒の全量を流入させている場合と比較しても、副圧縮機2が冷媒の流路抵抗となって性能を低下させることがない。副圧縮機2が冷媒の圧縮をほとんどできないような場合とは、例えば、外気温度が低い冷房運転や、室内温度が低い暖房運転など、高圧側圧力と低圧側圧力の差が小さく、膨張機7の回収動力が極端に小さくなる場合である。また、本実施の形態に係る冷凍サイクル装置100においては、駆動源のある主圧縮機1と、膨張機7の動力により駆動する副圧縮機2と、に圧縮機能が分割されて構成されている。したがって、冷凍サイクル装置100によれば、構造設計や機能設計も分割できるため、駆動源膨張機圧縮機一体集約機と比較して設計上または製造上の課題が少ない。なお、本実施の形態に係る冷凍サイクル装置100においては、中間圧バイパス弁9と予膨張弁6の開度操作の目標値を主圧縮機1の吐出温度としているが、主圧縮機1の吐出配管35に圧力センサーを設け、吐出圧力により制御してもよい。また、本実施の形態に係る冷凍サイクル装置100においては、中間圧バイパス弁9と予膨張弁6の開度操作の目標値を主圧縮機1の吐出温度としているが、冷房運転時に蒸発器として機能する室内熱交換器21の冷媒出口の過熱度を目標値にしてもよい。この場合は、膨張機7の出口から、主圧縮機1または副圧縮機2の間の冷媒配管上に設置する低圧側圧力を検知する圧力センサーからの情報と、室内熱交換器21の冷媒出口温度を検知する温度センサーからの情報と、を基に、制御装置83にあらかじめROM等にテーブルとして記憶しておき、目標過熱度を決定するとよい。また、室内機82に制御装置を設けて目標過熱度を設定してもよい。この場合、室内機82と室外機81との通信により目標過熱度を制御装置83に無線又は有線で送信するようにするとよい。さらに、高圧側圧力と蒸発器との過熱度の関係は、高圧側圧力が高いほど過熱度も大きくなり、高圧側圧力が低いほど過熱度も小さくなるため、図5のフローチャートにおいてステップ203の吐出温度を過熱度に置き換えた制御とすればよい。また、本実施の形態に係る冷凍サイクル装置100においては、中間圧バイパス弁9と予膨張弁6の開度操作の目標値を主圧縮機1の吐出温度としているが、暖房運転時に放熱器として機能する室内熱交換器21の冷媒出口の過冷却度を目標値にしてもよい。ここで、本実施の形態に係る冷凍サイクル装置100は冷媒として二酸化炭素を用いている場合を示しているが、このような冷媒を用いた場合、放熱器の空気温度が高いとき、従来のフロン系冷媒のように高圧側で凝縮を伴わず超臨界サイクルとなるため飽和圧力と温度から過冷却度を算出することができない。そこで、図9に示すように、臨界点でのエンタルピを基準に擬似飽和圧力と擬似飽和温度Tcを設定し、冷媒の温度Tcoとの差を擬似過冷却度Tscとして用いればよい下記式8参照。Tsc=Tc-Tco...8また、高圧側圧力と放熱器の過熱度との関係は、高圧側圧力が高いほど過冷却度も大きくなり、高圧側圧力が低いほど過冷却度も小さくなるため、図5のフローチャートにおいてステップ203の吐出温度を過冷却度に置き換えた制御とすればよい。また、本実施の形態に係る冷凍サイクル装置100においては、副圧縮機2で圧縮された冷媒を主圧縮機1の圧縮室108にインジェクションするようにしているが、例えば主圧縮機1の圧縮機構を二段圧縮として、低段側圧縮室と後段側圧縮室をつなぐ経路にインジェクションするようにしてもよい。さらに、主圧縮機1を複数の圧縮機で二段圧縮する構成としてもよい。また、本実施の形態に係る冷凍サイクル装置100においては、室外熱交換器4及び室内熱交換器21は、空気と熱交換する熱交換器とした場合を例に説明したが、これに限定するものではなく、水やブラインなど、他の熱媒体と熱交換をする熱交換器としてもよい。また、本実施の形態に係る冷凍サイクル装置100においては、冷暖房に係る運転モードに対応した冷媒流路の切り替えを、第1四方弁3及び第2四方弁5によって行なっている場合を例に説明したが、これに限定するものではなく、例えば二方弁、三方弁または逆止弁などによって、冷媒流路の切り替えを行う構成としてもよい。"