这种为常见制冷剂设计的制冷设备在现有技术中已被公开。
例如，该种制冷设备在EP 0 180 904 A2中已被公开。

由现有技术出发，本发明的任务为，提供一种可以最佳地适应于 不同的工作环境制冷设备。
对于前述类型的制冷设备而言，按照发明提供的解决方案是，制 冷剂循环带有至少两个制冷剂压缩机，这两个制冷剂压缩机可以为了 压缩主质量流而单独接通，制冷剂压缩机中的至少两个分别具有至少 一个辅压缩机级，可将辅压缩机级中的每一个选择用作压缩主质量流 的制冷剂或压缩辅质量流的制冷剂，并且提供了控制单元，利用该控 制单元可以在第一工作模式中根据工作条件而接通一些这样的辅压缩 机级以用来压缩来自辅质量流的制冷剂，以使膨胀制冷装置可以液化 主物料流量并减小其热熵。
本发明解决方案的优点在于，由于辅压缩机级具有可灵活多变的 接通性，所以能够使主质量流的液化和焓的减小适应于不同的工作条 件，并始终保持在最佳区域中。
特别有利的是，膨胀制冷装置将主质量流的焓至少降低10％。
更具优点的是，膨胀制冷装置将主质量流的焓至少降低20％。如 果第一工作模式相当于例如以二氧化碳为制冷剂的超临界工作，则使 用该制冷设备是尤其具有优势的。
这种超临界工作可以理解为，被压缩到高压的制冷剂在高压侧的 热交换器内不能冷却到相当于经过制冷剂沸点曲线和饱和曲线的等温 线的温度，而只能冷却到分布于沸点曲线和饱和曲线外的等温线的温 度，从而制冷剂不能被液化。
此外在一尤其具有优点的实施例中，膨胀制冷装置使主质量流达 到一种热力学状态，其压力和焓低于焓-压力图表中饱和曲线或沸点曲 线的最大的压力和焓。
受膨胀制冷装置影响的主质量流的热力学状态优选接近焓-压力 图表中的沸点曲线，特别是基本位于沸点曲线上，对于焓来说，该焓 应低于各压力下的对应于沸点曲线的焓。
基本上可以以任意形式构造膨胀制冷装置。
但是特别有优势的解决方案为，膨胀制冷装置具有将膨胀制冷剂 膨胀到中间压力的膨胀阀，并且可以通过接通合适数量的辅压缩机级 来调节膨胀制冷装置的中间压力。
此外还可以比如让膨胀制冷装置只是用于构成辅质量流的制冷剂 的膨胀。
如果膨胀制冷装置的膨胀阀可以将主质量流和辅质量流的制冷剂 膨胀到中间压力，则还具有优点。
关于液态制冷剂的容器的配置到目前没有进一步的说明。特别有 优势的解决方案为，让膨胀制冷装置集成用于主质量流液态制冷剂的 容器，由此可以简化本发明的制冷设备。
一个结构上特别优化的解决方案为，膨胀阀将主质量流和辅质量 流的膨胀的制冷剂引导入容器中，该容器构成了主质量流的液态制冷 剂的存储器，在其上方存在一气体空间，形成辅质量流的制冷剂由该 气体空间流出，所以使部分制冷剂气化并由此使主质量流冷却或甚至 于深冷。
在根据本发明的另一具有优点的实施例中，在第二工作模式中， 膨胀制冷装置为关闭状态并且不引起对主质量流的冷却。
也就是说，在这种状态下不会形成制冷剂的辅质量流，并且本发 明的制冷设备可以以传统的方式通过形式全部为主质量流的制冷剂的 循环运转。
在符合目的的制冷设备的第二工作模式中，所有的辅压缩机级都 将主质量流的制冷剂进行压缩。
另外，在本发明的制冷设备的第二工作模式中，用于主质量流的 液态制冷剂的容器处于高压下。
特别在一实施例中，第二工作模式相当于制冷设备的欠临界工作 方式。
对于本发明，这种欠临界工作方式可理解为，在高压侧的热交换 器可以将压缩到高压的制冷剂强冷却，使得制冷剂转入热力学状态， 即在饱和曲线或沸点曲线的下方，也就是说位于液体和气体共存的区 域内，并通过高压侧热交换器对制冷剂进行液化而实现冷却。
为了使该发明的制冷设备一直运转于最佳工作条件，特别是达到 需要的制冷功率，控制单元应该根据需要的制冷功率控制制冷剂压缩 机，就是说，制冷剂压缩机可作转速调节和/或可以开关调节。
尤其符合目的的是，控制单元可以根据所需制冷功率单独开关制 冷剂压缩机，就是说通过单独开关在制冷剂循环中的至少两个制冷剂 压缩机，这样能使压缩机功率同所需制冷功率相匹配，从而使本发明 的制冷设备始终最佳地运转。
关于相对于各自主压缩机级的辅压缩机级的设计，到此还无进一 步的说明。如果将每个带有辅压缩机级的制冷剂压缩机设计为，在该 制冷剂压缩机中，辅质量流制冷剂由辅压缩机级压缩的质量流最大程 度地对应于主质量流制冷剂由主压缩机级压缩的质量流，则是特别具 有优点的。
此外，通过控制单元提供的、可以调节辅质量流和中间压力的可 能性可以实现下述优点：将带有辅压缩机级的制冷剂压缩机设计为， 不同制冷剂压缩机的辅压缩机级压缩不同的辅质量流制冷剂的质量 流。
由此，通过合适地选择用于压缩辅质量流制冷剂而提供的辅压缩 机级、特别是通过合适地组合为不同质量流而提供的辅压缩机级而可 以实现待压缩的辅质量流的更多变化，而不必更改主压缩机级的功率。
对于在超临界区域中工作的制冷设备来说，由于在制冷剂的压缩 过程中必须产生十分大的压差，所以带有辅压缩机级的制冷剂压缩机 优选为活塞式压缩机。
对于该种活塞式压缩机，按照目的可将每个带有辅压缩机级的制 冷剂压缩机设计为，该制冷剂压缩机具有至少一个气缸用于辅压缩机 级和至少一个气缸用于主压缩机级。
如果在这种带有主压缩机级的制冷剂压缩机中用于主压缩机级的 气缸数量多于用于辅压缩机级的气缸数量，则这样的制冷剂压缩机的 实现是非常有益的。
此外由于辅质量流的可变调节性，本发明的制冷设备特别有益的 方案为，在带有辅压缩机级的制冷剂压缩机中，不同的制冷剂压缩机 的辅压缩机级具有不同的气缸容积，由此，即使在不同的辅压缩机级 的组合中，也可以为辅质量流的气缸容积提供较大的选择范围。
此外在另一针对多样性的合适解决方案中，对于每个带有辅压缩 机级的制冷剂压缩机，相对于至少一个其他的带有辅压缩机级的制冷 剂压缩机来说，辅压缩机级气缸容积关于主压缩机级气缸容积的比例 关系是不同的，由此不仅辅压缩机级的气缸容积通过彼此适当的选择 和组合可以达到最大变化范围，而且主压缩机级的气缸容积也是如此。
在本发明的制冷设备的另一具有优点的实施例中，在第一种工作 模式中，用于液化制冷剂的容器在中间压力下工作，并且在高压侧的 冷却制冷剂的热交换器和液化制冷剂的容器间提供了辅助膨胀单元， 其带有膨胀机构以及其后安装的热交换器，其中热交换器用于提供制 冷功率。因为在辅助膨胀单元中的汽化温度高于设定值，所以借助该 膨胀单元可进一步优化本发明制冷设备的热力学效率，其前提是，让 可支配的制冷功率能够例如为了实施空间制冷或空间温湿调节而处于 较高的温度水平。
特别在前述所有实施例中，在超临界工作条件下可达到本质改善 的热力学效率。除此之外，在确定了压缩机气缸工作容积的情况下， 制冷功率得以提高，并且同环境温度相关的功率特性曲线较平缓，其 可对制冷设备的调节特性产生积极影响。
在超临界工作条件下具有较高经济性的理由是，与膨胀单元的吸 入侧的热交换器相比，辅质量流的汽化在较高的压力下进行。这改善 了热力效率，因为减少了对于确定的制冷功率所需的能源消耗。
特别是，通过主质量流和辅质量流的膨胀以及辅质量流的吸取， 实现了从饱和压力到沸点曲线或饱和曲线的主质量流的制冷剂冷却。 这样可以提高用于汽化和过加热的焓差。焓差的增加成百分比地高于 为压缩辅质量流而必须耗费的压缩机功率。在制冷设备的整个气缸工 作容积不变的前提下，这除了可以改善前述工作效率外，还可以提高 制冷功率。
此外，在本发明的制冷设备中，当制冷剂压缩机具有将进入室和 排出室基本热绝缘的气缸头时，使用二氧化碳作为制冷剂尤其具有优 点，这样一来，通过压缩到高压时制冷剂的加热以及由此随同的排出 室的加热而导致吸入制冷剂的进入室基本不被加热、并且不会对压缩 机功率产生不利的影响。
为了能够将辅压缩机级用于压缩主质量流或用于压缩辅质量流， 原则上可考虑安装控制阀，控制阀可为辅压缩机级提供主质量流制冷 剂或辅质量流的制冷剂。
一结构上特别简单的解决方案为，提供将辅压缩机级的进入室同 主压缩机级的低压接口相连接的止回阀，这样一来，在辅质量流中断 时，辅压缩机级可以强制压缩主质量流的制冷剂。
特别简单的解决方案为，止回阀将辅压缩机级进入室同主压缩机 级进入室相连接。
另一具有优点的解决方案为，止回阀安装在各制冷剂压缩机的阀 门板上。该解决方案优点在于，总归用来安装阀门的阀门板必然还要 单独设置额外的止回阀，这样使止回阀的安装变得特别简便。
特别适宜的是，在气缸壳体内低压接口和止回阀间具有连接管道， 并且该管道以与进口通道相一致的方式模制在气缸壳体内，该进口通 道为主压缩机级提供通过低压接口而导入的制冷剂。

本发明的特点和优点见下面的描述以及几个实施例的示意图。附 图中：
图1：本发明制冷设备的第一实施例示意图；
图2：第一实施例采用的带有主压缩机级和辅压缩机级的制冷剂 压缩机的示意图；
图3：可根据第一实施例实现的欠临界循环过程及可能与本发明 不相符的超临界循环过程的压力[P]-焓[h]图；
图4：可以利用发明方案第一实施例实施的具有发明意义的循环 过程在超临界区域中的压力[P]-焓[h]图，其中，被压缩至高压的制冷剂 膨胀到中间压力、同时焓通过辅质量流的吸出而减小；
图5：本发明制冷设备的第二实施例的制冷剂压缩机示意图；
图6：本发明制冷设备的第三实施例的示意图；
图7：本发明制冷设备的制冷剂压缩机的第一优选实施例的气缸 头透视图；
图8：图7所示气缸头的底侧朝上时气缸头透视图；
图9：本发明制冷设备的制冷剂压缩机的第二优选实施例的局部 剖视图；
图10：图9所示的制冷剂压缩机第二实施例的阀门板透视图。

在图1中给出的制冷设备的实施例包括整体以10标识的制冷剂循 环，该制冷剂循环安装有多个、例如三个12a到12c制冷剂压缩机，它 们的高压接口14a到c同制冷剂循环10的高压管道16相连接。
高压管道16引导至热交换器18的高压侧，该热交换器可通过例 如冷却介质流20对压缩到高压PH的制冷剂进行冷却，其中冷却介质 优选为在热交换器18中流动的环境空气。
也可考虑使用例如水或其他类似物替代空气作为冷却介质。
另外一条高压管道22从热交换器18引导到膨胀阀24和同膨胀阀 并联的旁通阀26，这两个阀门都通入容器28，该容器的构造为含有用 于液态制冷剂的容器30，在该容器内始终存在液态制冷剂的容积32， 其在制冷剂循环10中作为液态制冷剂的缓冲容积，后面会对其单独描 述描述。
管道34从容器30引导到膨胀单元40，例如四个并联的膨胀单元 40a到40d。
管道34以如下方式同容器30相连接，即该管道基本只将液态制 冷剂引导至膨胀单元40，同时可以已知的方式使膨胀单元运转尤其调 节，因为液态制冷剂的膨胀始终基本不含气体成分。
被供有液态制冷剂的膨胀单元40的调节同已有的制冷设备的调 节方式相一致。
每个膨胀单元40带有断流阀42、用于液态制冷剂膨胀的膨胀阀 44和低压侧的热交换器46，该热交换器由于膨胀的制冷剂而释放制冷 功率，如箭头48所示。
并联的膨胀单元40的热交换器46与共同的低压管道50相连接， 该低压管道通向制冷剂压缩机12a至12c的低压接口52a到52c。
所有贯穿膨胀单元40的制冷剂分质量流54a，54b，54c和54d的总 和由低压管道50所收集并形成制冷剂循环10的主质量流56，该主质 量流在自身侧又分流为分质量流58a，58b和58c，这些分质量流通过低 压接口52a到52c被制冷剂压缩机12a到12c所吸取并被压缩到高压 PH，从而可以穿过制冷剂压缩机12的高压接口14a到14c而再度流出。
由于部分质量流54a到54d由管道34流出，那么主质量流56也 流过同容器30相连接的管道34，其后又被分成部分质量流54a到54d。
如图2所示，例如每个制冷剂压缩机12构造为活塞式压缩机并包 括带有例如四个气缸62a到62d的气缸壳体，在这些气缸中通过活塞 64a到d的振荡而将制冷剂进行压缩。
在这样构造的本发明制冷剂压缩机12的一种中，并不是所有的的 气缸62a到62d以统一的压缩机级工作，而是比如气缸62a到62c共同 构成主压缩机级66，这三个气缸62a到62c在主压缩机级中平行工作， 即所有三个气缸62a到62c通过各自的低压接口52将制冷剂吸入并将 压缩到高压PH的制冷剂输出到各自的高压接口14。
此外，同其他主压缩机级的气缸一同被驱动电机68以相同方式驱 动的气缸62d作为单独的辅压缩机级70而得以驱动，其出口也同样同 高压接口14相连接，从而能够通过辅助接口72或低压接口52吸取制 冷剂。
在最简单的情况中，在位于辅助接口72和低压接口52间的连接 管道74内提供止回阀76，如果辅助接口72处的压力高于低压接口52 处的压力，则该止回阀将连接管道74封闭，由此如果辅助接口72中 的制冷剂的压力高于低压接口52处的压力，则连接管道74始终是封 闭的，并以此而使辅压缩机级70通过辅助接口72吸取制冷剂。当然 也可以安装一个控制阀门。
如果辅助接口72被封闭或者被阻塞，则不能通过其吸取制冷剂， 从而止回阀76打开并且辅压缩机级70如同主压缩级66一样，通过低 压接口52而吸取制冷剂并将其压缩到高压PH。
如图1所示，制冷剂压缩机12a到12c的辅助接口72a到72c分 别通过截止阀80a到80c与分流管路82相连接，该分流管路通入容器 28内，并且能够将汽化的制冷剂由容器28的汽室84引导出。
由容器28的分流管路82导出的汽化的制冷剂由此形成辅质量流 86，该辅质量流由分流管路82分流到辅压缩机级70，以便由辅压缩机 级将其压缩到高压PH。
在此期间可通过每个单独的截止阀80a到80c的开启和关闭而控 制辅质量流86。
为了控制制冷设备，提供了整体以90标识的控制单元，该控制单 元可单独控制单个的截止阀80a到80c。
如果所有截止阀80a到80c关闭，则无辅质量流86通过分流管路 82并且就不会发生辅压缩机级70对辅质量流86的压缩，这样的话在 整个制冷剂循环10内只有主质量流56被所有的气缸62压缩并膨胀。
如果截止阀80a到80c中的一个或所有都打开，则辅质量流86流 过分流管路82并导入辅压缩机级70，这些辅压缩机级通过打开的截止 阀80a到80c同分流管路82相连接，从而使得辅质量流86被各个制冷 剂压缩机12的相应辅压缩机级70所压缩，所以辅质量流86不仅流过 高压管道16也流过高压侧热交换器18，并额外流至主质量流56，并 且通过另外的高压管道22流入容器28，其中在容器28中实施了主质 量流56和辅质量流86间的分离，即主质量流56通过管道34被导引 到膨胀单元40，而辅质量流86通过分流管路82被导引到相应的辅压 缩机级70并在此期间不通过膨胀单元40。
这种构造的尤其以二氧化碳(CO2)作为制冷剂的制冷设备可以以 如下工作方式工作：
如果压缩到高压PH的制冷剂在高压侧的热交换器18中被足够的 冷却，则制冷设备工作在所谓的欠临界循环过程中。以二氧化碳作为 制冷剂的前提是，引导至高压侧热交换器18的冷却介质20的温度大 约在数量级23℃或以下。在这种情况下，被压缩到高压PH的制冷剂 的冷却将导致其自身被液化，从而控制单元90将旁通阀26打开并且 液态制冷剂通过其他的高压管道22直接导入用于液态制冷剂的容器30 中。
如果控制单元90将膨胀单元40接通，即截止阀42a到42d打开， 那么该液态制冷剂形成通过管道34而分配到单个膨胀单元40的主质 量流56。
每个膨胀单元40a到d的激活同各个低压侧热交换器46区域是否 应该具备制冷功率48有关。
在单个的膨胀单元40a到40d中膨胀的制冷剂通过低压管道50被 导引到单个制冷剂压缩机12a到c的单个低压接口52a到52c。
在此期间，控制单元90并未将所有的制冷剂压缩机12a到12c驱 动到满功率工作，而是或者让12a到12c中的某个制冷剂压缩机以满功 率得以驱动，或者让某个或所有的制冷剂压缩机以部分功率得以驱动， 也就是说各自的驱动电机68以减小的转速而得以驱动。当然也可以实 现下述内容，即如果只有部分的膨胀单元40a到40d应该为各自的热交 换器46提供冷却功率，那么可以在控制单元90侧将12a到12c的某个 制冷剂压缩机单独完全关闭。
另外，在欠临界工作条件下，控制单元90将截止阀80a到80c关 闭，这样一来，在所有的制冷剂压缩机12a到12c中的辅压缩机级70通 过各自的回止阀76从主质量流56中吸入制冷剂并压缩到高压PH。
这种对于欠临界工作条件的循环过程在图3中以虚线表示，点A 的状态代表了来自主质量流56的制冷剂通过各制冷剂压缩机12开始 得到压缩，点B的状态代表了压缩终止。
从点B的状态到点C的状态实现了在被压缩到高压PH之下的制 冷剂的冷却，点C大约位于作为制冷剂的二氧化碳的饱和曲线或沸点 曲线96上。
被继续冷却的、在热交换器18中液化的制冷剂可以在该状态下被 导入单个的膨胀单元40，其中通过每个膨胀单元40的膨胀阀44而缓 和制冷剂的恒焓，这在压力减小的同时导致温度降低，从而达到图3 中D点状态。
从D点状态出发可通过在各自的低压侧热交换器46内的焓的增加 而提供冷却功率，直到重新达到A点状态，A点状态相关于焓和压力 而表示了通过低压管道50导入制冷剂压缩机12的低压接口52的制冷 剂。
如果不具备可以将制冷剂温度冷却到数量级23℃的冷却介质，而 是只有可将制冷剂冷却到较高温度、如31℃以上的冷却介质，则在图 1的冷却设备中、在旁通阀26被打开并且膨胀阀24失效的情况下，只 有所谓的超临界循环过程(图3所示实线)是可能的，在超临界循环 过程中，须将制冷剂压缩到相当于图3中点B′的较高压力的状态，其 中随后的在高压侧热交换器18中的冷却导致达到图3中C′点的状态， 该状态在饱和曲线96之外。
在图3中C′点的制冷剂的状态同前一致为气体状态。通过单个 的膨胀单元40中的相应的制冷剂的恒焓的缓和可达到图3中D′点的 状态，其中结果可能为，膨胀单元40的膨胀阀44被导入气态制冷剂 并将气体制冷剂膨胀。气态制冷剂的该种形式的膨胀须遵循其他的调 节特性，目前已知的用于膨胀阀44的调节特性不适用此处。
因此在制冷设备的超临界工作状态中，不遵循图3所显示的从A 点通过B′点到C′和D′然后回A点的循环过程，而是控制单元90 将旁通阀26关闭，然后激活膨胀阀24，这样一来，通过其他高压管道 22进入到容器28中的制冷剂通过膨胀阀24膨胀到对应于图4中Z状 态的中间压力PZ。此外，在该中间压力PZ下，通过对制冷剂的汽化 可以使温度降低直到容器28中出现主质量流56的液态制冷剂，其状 态相当于图4中沸点曲线96上C点的状态，同时也减少了焓。
为了能够从图4中的C′点状态达到C点状态，需要先在容器28 内给定中间压力PZ并通过将汽化制冷剂吸出而稳定该中间压，其中被 汽化的制冷剂送出必须从容器气体室84导出的辅质量流86，从而将中 间压力PZ保持在需要的水平。
在C点的状态值比沸点曲线96的、通过主质量流的汽化而形成的 制冷剂的焓值[h]的最大值98小20％还多，其中，图4中C点的状态或 者基本位于沸点曲线上，也可能在额外冷却中、比如借助被膨胀了的 主质量流流过的热交换器，使焓值稍微小于C点状态的焓值。
为此，控制单元90必须将截止阀80a到80c的至少一部分或全部 打开，以便为了保持容器28内的中间压力而通过辅压缩机级70将制 冷剂从辅助流86吸取并压缩到高压PH。
在此期间，主质量流56的制冷剂可以通过管道34导入单个的膨 胀单元42a到42c，并且，通过膨胀阀44在膨胀单元40中的恒焓的缓 和达到图4中的D点状态，在该状态中，在各个低压侧热交换器46中 在焓增加到A点状态的过程中可给出制冷功率48，比较图3可知，提 供的制冷功率大于对应超临界循环过程的图3中点A、B′、C′、D ′的状态。
本发明方案的优点在于，可根据使用的制冷剂的等温曲线分布而 优化选择高压PH，而无需考虑再安排膨胀。
此外，通过辅质量流的适当变化也可优化中间压力PZ，即主质量 流的焓的降低应该成百分比地高于辅质量流所需的输送容积占压缩机 总输送容积的比例，这样一来，通过辅质量流的压缩造成的输送容积 的损失可通过主质量流的焓的减少得到过度补偿。
在图4中以点划线的形式给出了通过辅质量流86的压缩来保证中 间压力PZ的循环过程，并且该循环过程从点Z状态随着汽化制冷剂渐 增的焓延伸到点A＂状态，并从点A＂状态又延伸到位于高压PH的点B＂ 状态，之后从点B＂状态到点C′状态并从点C′状态到点Z状态。
对于图4给出的超临界循环过程的在点A、B′、C′、C和D的 中间状态，如果欲将中间压力最佳调整，则积累的辅质量流86同主质 量流56的比例不恒定，而是根据在制冷剂循环10中开启的膨胀单元 的数量和引导至高压侧热交换器18中的冷却介质20的温度的高低来 变化。
为了在不同的工作条件达到相当于最佳工作条件下的中间压力 PZ以及将该中间压力PZ保持的辅质量流86通过辅压缩机级70而压 缩，将制冷剂压缩机12的辅压缩机级70设计为，在通过所有的膨胀 单元40得到最大制冷功率并且冷却介质20具有最高温度的情况下仍 然能够实现更加优化的超临界工作，并且让期间积累的、用来把中间 压力PZ保持在合适水平的辅质量流86能够被所有激活的辅压缩机级 70压缩到高压PH。
如果想从该工作状态出发获得更有利的工作条件，则可以让控制 单元90将一个或多个制冷剂压缩机12的驱动电机68的转速减小，或 者关闭其中一个制冷剂压缩机12，这样既可以去除该制冷剂压缩机12 的主压缩机级的压缩功率，也可去除辅压缩机级70的压缩功率。
但是如果工作条件进一步改变，比如冷却介质20的温度较低，则 辅质量流86也改变，因为这样必须减少制冷剂的汽化，以将图4中C 点状态的液体制冷剂保持在合适的中间压PZ。
这种情况下，控制单元90可以通过关闭一个或两个截止阀80a到 80c以使辅压缩机级70的压缩功率同所需的较小辅质量流86相匹配， 并且在容器28内保持最佳的中间压PZ。
接下来，同截止阀80相连接的辅压缩机级70吸取相应低压接口 52的制冷剂并对来自各主质量流56的制冷剂进行压缩。
同时，本发明的方案可以通过无关于主压缩机级66的压缩功率 的、辅压缩机级70a到70c的用于压缩辅质量流86所需的压缩功率的 匹配而达到中间压PZ的最佳匹配。
原则上可将制冷剂压缩机12a到12c相同构造，这样的话每个主 压缩机级66和每个辅压缩机级70可提供相同的压缩机功率。
但是为了匹配于不同的工作条件，如果将制冷剂压缩机12a到12c 构造为，比如第二制冷剂压缩机的压缩功率是第一制冷剂压缩机的两 倍，而第三是第二的两倍，这种双倍的关系同时针对主压缩机级66和 辅压缩机级70，则是更具优势的。
由此就可以通过第一制冷剂压缩机、第二制冷剂压缩机和第三制 冷剂压缩机的不同组合而达到是第一制冷剂压缩机压缩功率不同倍数 的压缩功率，比如，需要第一制冷剂压缩机的两倍功率，则可以通过 单独使用第二制冷剂压缩机实现，第一制冷剂压缩机的三倍压缩功率 可以通过使用第一和第二制冷剂压缩机而实现，四倍制冷功率可通过 使用第三制冷剂压缩机而实现，五倍制冷功率可联合使用第三制冷剂 压缩机与第一制冷剂压缩机而实现，以及七倍压缩功率可通过将三台 压缩机共同使用而实现。
关于辅压缩机级70的压缩功率还存在其它变化的可能性，比如， 如果使用所有三个制冷剂压缩机12a到12c，则为辅质量流86可提供 辅压缩机级70的最大功率，这相当于第一制冷剂压缩机七倍的压缩功 率。
另外也可以考虑，用前面所描述的类似方法，通过打开截止阀80 并将单个制冷剂压缩机12的单个辅压缩机级70与用于压缩辅质量流 86的分流管道82连接，来实现是第一制冷剂压缩机辅压缩机级70的 压缩功率任意整数倍数的压缩功率。
在图5所示的本发明制冷设备的第二实施例中，例如将制冷剂压 缩机12′构造为，其具有两个辅压缩机级7O1und 7O2，这两个辅压 缩机级分别带有各自的辅助接口7O1和7O2。
例如，气缸62c构成了辅压缩机级7O2，气缸62d构成了辅压缩机 级7O1，而气缸62a和62b构成了主压缩机级66。
鉴于为压缩辅质量流提供的压缩功率，其中一个制冷剂压缩机12 或全部制冷剂压缩机12的这种结构还提供了更大的多样性，因为每个 单个的辅压缩机级7O1和7O2可以通过相应的截止阀的打开有选择地 单独或者全部与分流管道相连接、或者用于将主质量流56的制冷剂进 行压缩。
另外，本发明制冷装置的第二实施例对应于第一实施例，因此可 以完全引用本发明制冷装置第一实施例的描述内容。
图6中的本发明制冷装置的第三实施例也是以第一实施例为基 础，由于相同的部分采用了相同的附图标记，因此关于其描述可以完 全引用本发明制冷装置第一实施例的描述内容。
在第三实施例中，同旁通阀26和膨胀单元24被并联了辅膨胀单 元100。
辅膨胀单元100在自身侧带有截止阀102、膨胀阀104和用于提 供通过箭头108标识的制冷功率的高压侧热交换单元106。
利用辅膨胀单元也可以对来自高压管道22的制冷剂进行膨胀和 获取对外的制冷功率，其中将制冷剂只膨胀到容器28中的中间压力 PZ。
同时，在超临界工作中，可以额外驱动在高温水平下工作的热交 换器106并由此提高制冷装置的工作效率。
期间在辅膨胀单元100中膨胀的制冷剂对于主质量流56没有冷却 作用、而且必须通过辅质量流86导出并通过辅压缩机级70重新压缩。
此外本发明制冷装置的第三实施例的运作类似于第一实施例，所 以关于功能也可完全采用第一实施例的描述内容。
关于制冷剂压缩机的结构至今还没有进一步的说明。所以可例如 采用常见的活塞式压缩机作为制冷剂压缩机。
如果在该种制冷剂压缩机的第一优选实施例中使用如图7和图8 给出的气缸头110则特别具有优点，气缸头110在本情况中用于两个 气缸并带有排出室112以及通过间隔区114由排出室112分出的第一 进入室116和第二进入室118，这两个进入室又通过间隔壁120隔开。
其中，进入室116被分配了主压缩机级66的气缸62，而进入室 118被分配了辅压缩机级70的气缸70。
因此还给进入室118直接配置了用于附加接口72的连接法兰122， 而进入室116通过壳体上的通常的进气管道将制冷剂导入。
此外，排出室112也带有用于高压接口14的连接法兰124。
在本发明的制冷剂压缩机中，为了使进入室116和118吸入的制 冷剂尽量少地被流入排出室112的的制冷剂所加热，通过两个在气缸 头110高度的基本范围内彼此分离分布的隔离壁126和128而形成了 间隔区114，间隔区114将排出室从进入室116和118分离出来，在隔 离壁126与128之间构成了空区130，该空区将两个隔离壁126和128 彼此相对隔离，同时使排出室112相对于进入室116和118热绝缘。
两个隔离壁126和128基本上只是在间隔区132相连，间隔区132 直接邻接在气缸头110的底面134上。
如果辅压缩机级70的进入室118通过辅助接口72不将制冷剂导 入，那么优选把止回阀76安装在中间壁120上，从而可以以简单的方 式从进入室116中吸入制冷剂。
如图9和图10，在本发明制冷设备的第二优选实施例中，其中气 缸头110′中间壁120′上不安装止回阀76，而将止回阀176安装在阀 门板140上，该阀门板位于气缸壳体142上并在自身侧支承气缸头110 ′。
此外阀门板140带有附加开孔144，该附加开孔同样设有在气缸 壳体142内安装的、从进入管道148分流的连接管道174，并且该附加 开孔通入用于辅压缩机级70的气缸62的进入室118中。
开孔144通过止回阀176的阀瓣178可关闭，阀瓣178被安装在 阀门板140的朝向进入室118的侧面上并且另外通过把手180固定。
将引导至低压接口52的制冷剂通过进入管道148提供给主压缩机 级66的进入室116，其中在阀门板140上带有与进入管道148相同配 置的开孔150，通过该开孔从进入管道148向进入室116导入制冷剂。
如图10所示，这样就可以以简单的方式实现下述内容，即在阀门 板140上不仅可以为主压缩机级66的进入口152和辅压缩机级70的 进入口154配置图10中不能直接见到的进入阀，并且还可以在阀门板 140上配置相应的排出阀156和158，而且还可以以同样方式安装优选 与排出阀156和158相同结构的止回阀176，这样就可以以简单的方式 安装该止回阀，并且该止回阀也可以根据其阀门特征曲线利用和排出 阀156、158相同的方式而得以优化。