CN102745039A - 制冷剂循环装置 - Google Patents

Abstract

本发明提供一种制冷剂循环装置，其在无法利用构成注气循环的热泵循环(10)的室内冷凝器(12)，将向空调对象空间吹出的送风空气的温度升温到目标温度TAO时，降低流入室内冷凝器(12)的送风空气的风量。这样，就会升高室内冷凝器(12)中的制冷剂冷凝温度，并且增大压缩机(11)的高段侧压缩行程的压缩功量，从而抑制向空调对象空间吹出的送风空气的加热能力不足。

Description

制冷剂循环装置

技术领域

本发明涉及一种使用了蒸气压缩式的制冷剂循环的制冷剂循环装置，可以有效地应用于车辆中。

背景技术

以往，已知有为了提高热泵循环(蒸气压缩式的制冷剂循环)的循环效率(COP)而使制冷剂多阶段地升压的多段升压式的热泵循环。

例如，专利文献1(JP 9-86149A对应USP5,704,219)中，公开过具备如下的压缩机的所谓注气循环(gas injection cycle)(节能器式制冷剂循环)，所述压缩机具有吸入制冷剂的吸入端口(port)、喷出制冷剂的喷出端口、以及使循环内的中间压制冷剂流入而与升压过程的制冷剂汇流的中间压端口。

该种注气循环的压缩机利用使低压制冷剂升压到中间压制冷剂的低段侧压缩行程、以及使中间压制冷剂升压到高压制冷剂的高段侧压缩行程这2个压缩行程，两阶段地使制冷剂升压。所以，通过将从中间压端口流入的中间压制冷剂的压力调整为恰当的值，就可以提高压缩机的压缩效率，实现循环效率的提高。

此外，专利文献1的注气循环适用于车辆用空调装置，在进行作为空调对象空间的车室内的制热时，使从压缩机中喷出的高温高压制冷剂与向车室内吹送的送风空气在利用侧热交换器(室内冷凝器)处热交换，将作为热交换对象流体的送风空气加热。

此外，在可以发挥出借助利用侧热交换器将送风空气的温度升高到对于车室内的制热所必需的目标温度的加热能力的正常运转时，调整使从利用侧热交换器中流出的制冷剂减压的高段侧膨胀阀的阀开度，以使循环效率达到最大。另一方面，在无法发挥借助利用侧热交换器将送风空气升温到目标温度的加热能力的能力不足时，使高段侧膨胀阀的阀开度比正常运转时增加。

这样，在正常运转时，在发挥高循环效率的同时运转循环，在能力不足时，使从压缩机的中间压端口流入的制冷剂流量(注气量)比正常运转时增加，以实现利用侧热交换器的加热能力的提高。

发明内容

鉴于上述方面，本发明的目的在于，在借助利用侧热交换器将热交换对象流体加热的制冷剂循环装置中，抑制利用侧热交换器中的热交换对象流体的加热能力不足。

为了达成上述目的，本发明的第一方式中，制冷剂循环装置具备：压缩机，其对从吸入端口吸入的低压制冷剂进行压缩并从喷出端口喷出高压制冷剂，并且具有使循环内的中间压制冷剂流入而与压缩过程的制冷剂汇流的中间压端口；利用侧热交换器，其使从喷出端口喷出的高压制冷剂与热交换对象流体热交换，并将热交换对象流体加热；高段侧减压部，其将从利用侧热交换器流出的高压制冷剂减压为中间压制冷剂；气液分离部，其将由高段侧减压部减压了的中间压制冷剂的气液加以分离，并使分离出的气相制冷剂向中间压端口侧流出；低段侧减压部，其将由气液分离部分离出的液相制冷剂减压为低压制冷剂；蒸发器，其使由低段侧减压部减压了的低压制冷剂蒸发，并向吸入端口侧流出；以及流量调整部，其调整流入利用侧热交换器的热交换对象流体的流量。此外，流量调整部在至少由利用侧热交换器进行了温度调整的热交换对象流体的温度达到热交换对象流体的目标温度以下时，降低流入利用侧热交换器的热交换对象流体的流量。

这样，由于在至少由利用侧热交换器进行了温度调整的热交换对象流体的温度达到热交换对象流体的目标温度以下时，降低流入利用侧热交换器的热交换对象流体的流量，因此利用侧热交换器中的制冷剂的散热量暂时减少。由此，制冷剂循环的循环平衡就会以使利用侧热交换器内的制冷剂压力上升的方式平衡。

所以，可以升高压缩机喷出制冷剂的温度，从而扩大流过利用侧热交换器的制冷剂的温度与流入利用侧热交换器的热交换对象流体的温差。此外，可以增加压缩机的从中间压端口到喷出端口的范围的压缩行程的压缩功量，可以增大利用侧热交换器的出入口间焓差。

其结果是，可以抑制利用侧热交换器的热交换对象流体的加热能力不足。

本发明中，所谓“至少由利用侧热交换器进行了温度调整的热交换对象流体”，其意义不仅是指仅由利用侧热交换器进行了温度调整的热交换对象流体，还包括由利用侧热交换器及其以外的温度调整部双方进行了温度调整的热交换对象流体。

例如是包括如下的热交换对象流体的意味，即，由蒸发器冷却，再由利用侧热交换器再加热的热交换对象流体；或者将由利用侧热交换器加热了的热交换对象流体与未由利用侧热交换器加热的热交换对象流体混合而得的热交换对象流体。

所以，本发明的所谓“在至少由利用侧热交换器进行了温度调整的热交换对象流体的温度达到热交换对象流体的目标温度以下时”，也可以表现为“作为制冷剂循环装置整体，在无法将借助利用侧热交换器升温到热交换对象流体的目标温度的热放出时”。

此外，所谓目标温度，其意味并不限定于控制上的目标值，还广泛包括作为制冷剂循环装置整体对进行了温度调整的热交换对象流体要求的温度。即，所谓“目标温度”，也可以表现为“对热交换对象流体要求的所需的温度”。

此外，在本发明的第二方式中，高段侧减压部也可以在至少由利用侧热交换器进行了温度调整的热交换对象流体的温度达到热交换对象流体的目标温度以下时，增加节流阀开度。

这样，由于通过使高段侧减压部增加节流阀开度，可以增加从压缩机的中间压端口流入的制冷剂流量(注气量)，因此可以进一步抑制利用侧热交换器中的热交换对象流体的加热能力不足。

在本发明的第三方式中，热交换对象流体也可以是向车室内吹送的送风空气。在该情况下，利用侧热交换器配置于形成送风空气的空气通路的壳体内，在壳体内，形成有使送风空气绕过利用侧热交换器流动的旁通通路，流量调整部也可以由对送风空气中的、穿过利用侧热交换器侧的送风空气的风量与穿过旁通通路侧的送风空气的风量的风量比例进行调整的空气混合风门构成。

此外，在本发明的第四方式中，也可以具备控制空气混合风门的动作的空气混合风门控制部。在该情况下，空气混合风门控制部也可以在至少由利用侧热交换器进行了温度调整的送风空气的温度达到送风空气的目标温度以下时，与由利用侧热交换器进行了温度调整的送风空气的温度高于送风空气的目标温度时相比，减慢空气混合风门的动作的响应性。

这样，在利用空气混合风门降低穿过利用侧热交换器侧的送风空气的风量时，减慢空气混合风门的动作的响应性，由此，就可以抑制制冷剂循环的循环平衡达到稳定之前的向车室内吹送的送风空气的温度的急剧的降低。其结果是，可以抑制车室内的舒适性的降低。

此外，本发明的第五方式的制冷剂循环装置也可以具备变更利用侧热交换器中的制冷剂与送风空气的热交换能力的热交换能力变更部。在该情况下，热交换能力变更部也可以在至少由利用侧热交换器进行了温度调整的送风空气的温度达到送风空气的目标温度以下时，降低热交换能力。

这样，在利用空气混合风门降低穿过利用侧热交换器侧的送风空气的风量时，降低利用侧热交换器的热交换能力，由此，就可以促进利用侧热交换器内的制冷剂压力的上升，可以抑制向车室内吹送的送风空气的温度的急剧的降低。

本发明的所谓“热交换能力”是指向利用侧热交换器吹送的送风空气在穿过利用侧热交换器前后的热量变化。穿过利用侧热交换器前后的热量变化越小，则热交换能力越低，穿过利用侧热交换器前后的热量变化越大，则热交换能力越高。

在本发明的第六方式中，也可以用向利用侧热交换器及旁通通路吹送送风空气的鼓风机来构成热交换能力变更部，在至少由利用侧热交换器进行了温度调整的送风空气的温度达到送风空气的目标温度以下时，利用鼓风机来降低穿过利用侧热交换器及旁通通路的送风空气的风量。

另外，在本发明的第七方式中，也可以用改变导入壳体内的车室外空气及车室内空气的导入比例的内外气调整部来构成热交换能力变更部，在至少由利用侧热交换器进行了温度调整的送风空气的温度达到送风空气的目标温度以下时，利用内外气调整部来增加车室内空气相对于车室外空气的导入比例。

在本发明的第八方式中，热交换对象流体也可以是向车室内吹送的送风空气。在该情况下，利用侧热交换器配置于形成送风空气的空气通路的壳体内，流量调整部也可以由向利用侧热交换器吹送送风空气的鼓风机构成。

另外，在本发明的第九方式中，制冷剂循环装置具备：压缩机，其对从吸入端口吸入的低压制冷剂进行压缩并从喷出端口喷出高压制冷剂，并且具有使循环内的中间压制冷剂流入而与压缩过程的制冷剂汇流的中间压端口；利用侧热交换器，其使从喷出端口喷出的高压制冷剂与热交换对象流体热交换，并将热交换对象流体加热；第二利用侧热交换器，其使制冷剂与热交换对象流体热交换，并向吸入端口侧流出；室外热交换器，其使制冷剂与外气热交换；第一减压部，其使从第一利用侧热交换器流出的制冷剂减压；第二减压部，其使流入室外热交换器的制冷剂减压；第三减压部，其使流入第二利用侧热交换器的制冷剂减压；气液分离部，其将从第一利用侧热交换器流出的制冷剂的气液分离；中间压制冷剂通路，其将由气液分离部分离出的气相制冷剂导向中间压端口，并与压缩过程的制冷剂汇流；储存器，其将流入压缩机的吸入端口的制冷剂的气液加以分离，并使分离出的气相制冷剂向压缩机的吸入端口侧流出；流量调整部，其调整流入利用侧热交换器的热交换对象流体的流量；以及制冷剂流路切换部，其切换制冷剂所循环的制冷剂流路。此外，制冷剂流路切换部在冷却热交换对象流体的冷却运转模式时，使从第一利用侧热交换器流出的制冷剂以第一减压部→气液分离部→室外热交换器→第三减压部→第二利用侧热交换器→储存器的顺序流动，在加热热交换对象流体的加热运转模式时，使从第一利用侧热交换器流出的制冷剂以第一减压部→气液分离部→第二减压部→室外热交换器→储存器的顺序流动，并且使由气液分离部分离出的气相制冷剂流入中间压制冷剂通路。流量调整部在加热运转模式时，且在至少由利用侧热交换器进行了温度调整的热交换对象流体的温度达到热交换对象流体的目标温度以下时，降低流入利用侧热交换器的热交换对象流体的流量。

这样，在加热热交换对象流体的加热运转模式时，可以抑制利用侧热交换器中的热交换对象流体的加热能力不足。此外，由于具备制冷剂流路切换部，因此还可以实现冷却热交换对象流体的冷却运转模式。

附图说明

图1是表示第一实施方式的热泵循环的制冷运转模式时的制冷剂流路的整体构成图。

图2是表示第一实施方式的热泵循环的制热运转模式时的制冷剂流路的整体构成图。

图3A是第一实施方式的气液分离器的外观立体图，图3B是第一实施方式的气液分离器的俯视图。

图4是表示第一实施方式的车辆用空调装置的控制处理的流程图。

图5是表示第一实施方式的热泵循环的制冷运转模式时的制冷剂的状态的莫里尔图。

图6是表示第一实施方式的热泵循环的第一除湿制热模式时的制冷剂的状态的莫里尔图。

图7是表示第一实施方式的热泵循环的第二除湿制热模式时的制冷剂的状态的莫里尔图。

图8是表示第一实施方式的热泵循环的第三除湿制热模式时的制冷剂的状态的莫里尔图。

图9是表示第一实施方式的热泵循环的第四除湿制热模式时的制冷剂的状态的莫里尔图。

图10是表示第一实施方式的制热运转模式时的控制处理的流程图。

图11是表示第一实施方式的制热运转模式时的过冷控制时的控制处理的流程图。

图12是表示第一实施方式的制热运转模式时的干度控制时的控制处理的流程图。

图13是表示第一实施方式的制热运转模式时的空气混合风量控制时的控制处理的流程图。

图14是表示第一实施方式的车辆用空调装置的控制处理的要部的流程图。

图15是表示第一实施方式的热泵循环的制热运转模式时的制冷剂的状态的莫里尔图。

图16A是说明第一实施方式的过冷控制时及干度控制时的送风空气的升温状态的说明图，图16B是说明第一实施方式的空气混合风量控制时的送风空气的升温状态的说明图。

图17是表示第一实施方式的伴随着过冷控制→干度控制→空气混合风量控制的转移的制冷剂的状态的图。

图18是表示第二实施方式的制热运转模式时的控制处理的流程图。

图19是表示第二实施方式的制热运转模式时的鼓风机风量控制时的控制处理的流程图。

图20是表示第三实施方式的制热运转模式时的控制处理的流程图。

图21是用于说明第一实施方式的空气混合风量控制开始时的空气混合风门开度、室内冷凝器的加热能力、以及吹出空气的温度的变化的图。

图22是表示第四实施方式的制热运转模式时的空气混合风量控制的控制处理的流程图。

图23是用于说明第四实施方式的空气混合风量控制开始时的空气混合风门开度、室内冷凝器的加热能力、以及吹出空气的温度的变化的图。

图24是表示第五实施方式的制热运转模式时的空气混合风量控制的控制处理的流程图。

图25是表示第六实施方式的制热运转模式时的空气混合风量控制的控制处理的流程图。

图26是表示比较例的热泵循环中的制冷剂的状态的莫里尔图。

图27是表示高段侧膨胀阀的阀开度与利用侧热交换器的加热能力的关系的曲线图。

具体实施方式

本发明的发明人针对以往技术发现了以下的情况。专利文献1的热泵循环中，在能力不足时即使增加高段侧膨胀阀的阀开度，有时也不能将利用侧热交换器的加热能力提高到目标值。所以，本发明人等对其原因进行了调查，结果判明，利用侧热交换器的入口侧制冷剂的焓与出口侧制冷剂的焓的焓差(以下称作“出入口间焓差”)减少是原因所在。

对该情况，使用图26、图27来说明比较例。图26是表示与后述的实施方式中说明的热泵循环相同的循环中的制冷剂的状态的莫里尔图，将与以往技术的正常运转时对应的制冷剂的状态用实线表示，将与以往技术的能力不足时对应的制冷剂的状态用虚线表示。

另外，图26中，用相同的符号来表示后述的实施方式中说明的莫里尔图中的相同的状态的制冷剂。此外，图27是表示高段侧膨胀阀的阀开度与利用侧热交换器的加热能力的关系的曲线图。

首先，如图26的实线所示，在正常运转时，调整高段侧膨胀阀的阀开度以使循环效率达到最大，将从中间压端口流入的中间压制冷剂的压力调整为恰当的值。这里，利用侧热交换器的加热能力由流过利用侧热交换器的制冷剂流量Gr与利用侧热交换器的出入口间焓差的乘积来定义。

所以，在该热泵循环中，为了提高正常运转时的循环效率，使从利用侧热交换器流出的制冷剂(图26的b点)成为过冷却液相制冷剂，以扩大利用侧热交换器的出入口间焓差(图26的Δi)。

从该正常运转时的状态起，一旦在能力不足时增加高段侧膨胀阀的开度，则从利用侧热交换器流出的制冷剂就会变为气液二相制冷剂(图26的b点→b’点)，利用侧热交换器的出入口间焓差减少，然而由于注气量增加，因此在相对于出入口间焓差的减少程度来说，注气量的增加程度大的范围中，可以提高利用侧热交换器的加热能力。

但是，一旦使注气量过度增加，则会如图26所示，中间压制冷剂的压力上升(图26的c1点→c1’点)，低段侧压缩行程中的喷出侧压力与吸入侧压力的压力差增加(图26的ΔP1→ΔP1’)，从而会有高段侧压缩行程的喷出侧压力与吸入侧压力的压力差减少的情况(图26的ΔP2→ΔP2’)。

这样，当高段侧压缩行程的压缩功量Lc2大幅度降低时(图26的Δic2→Δic2’)，利用侧热交换器的出入口间焓差的减少程度(图26的Δic2→Δic2’)就会超过注气量的增加程度，从而如图27的虚线区域所示，会有利用侧热交换器的加热能力反而降低的情况。

本发明是鉴于上述情况而完成的。

(第一实施方式)

利用图1～17，对本发明的第一实施方式进行说明。本实施方式中，将本发明的制冷剂循环装置应用于从行驶用电动机获得车辆行驶用的驱动力的电动车的车辆用空调装置1中。该制冷剂循环装置在车辆用空调装置1中起到对向作为空调对象空间的车室内吹送的送风空气进行冷却或加热的作用。所以，本实施方式的热交换对象流体为送风空气。

此外，制冷剂循环装置具备热泵循环(蒸气压缩式的制冷剂循环)10，热泵循环10构成为可以切换如下两个制冷剂回路，其一如图1的整体构成图所示，是将车室内制冷的制冷运转模式(冷却送风空气的冷却运转模式)或将车室内一边除湿一边制热的除湿制热运转模式(除湿运转模式)的制冷剂回路，其二如图2的整体构成图所示，是将车室内制热的制热运转模式(加热送风空气的加热运转模式)的制冷剂回路。

另外，在该热泵循环10中，作为制冷剂采用HFC系制冷剂(具体来说是R134a)，构成高压侧制冷剂压力Pd不会超过制冷剂的临界压力的蒸气压缩式的亚临界制冷剂循环。当然，也可以采用HFO系制冷剂(例如R1234yf)等。此外，在制冷剂中混入了用于润滑压缩机11的冷冻机油，冷冻机油的一部分与制冷剂一起在循环中循环。

热泵循环10的构成机器当中，压缩机11配置于车辆的发动机罩内，在热泵循环10中吸入制冷剂，将其压缩而喷出。该压缩机11是在形成其外壳的机罩的内部收容由固定容量型的压缩机构形成的低段侧压缩机构和高段侧压缩机构这2个压缩机构、以及对双方的压缩机构进行旋转驱动的电动机而构成的二段升压式的电动压缩机。

在压缩机11的机罩中，设有：吸入端口11a，其从机罩的外部向低段侧压缩机构吸入低压制冷剂；中间压端口11b，其使中间压制冷剂从机罩的外部向机罩的内部流入，与从低压变为高压的压缩过程的制冷剂汇流；以及喷出端口11c，其将从高段侧压缩机构中喷出的高压制冷剂向机罩的外部喷出。

更具体来说，中间压端口11b与低段侧压缩机构的制冷剂喷出口侧(即高段侧压缩机构的制冷剂吸入口侧)连接。另外，低段侧压缩机构及高段侧压缩机构可以采用涡旋式压缩机构、叶片式压缩机构、滚动活塞式压缩机构等各种形式的压缩机构。

电动机由从后述的空调控制装置40输出的控制信号来控制其动作(转速)，电动机可以采用交流电动机、直流电动机的任意一种形式。此外，利用该转速控制，可以变更压缩机11的制冷剂喷出能力。所以，本实施方式中，电动机构成压缩机11的喷出能力变更部。

而且，虽然在本实施方式中，采用了将2个压缩机构收容于1个机罩内的压缩机11，然而压缩机的形式并不限定于此。也就是说，只要可以使中间压制冷剂从中间压端口11b流入而与从低压变为高压的压缩过程的制冷剂汇流，则也可以是在机罩的内部收容1个固定容量型的压缩机构及驱动该压缩机构旋转的电动机而构成的电动压缩机。

此外，也可以如下构成，即，将2个压缩机串联，将配置于低段侧的低段侧压缩机的吸入口设为吸入端口11a，将配置于高段侧的高段侧压缩机的喷出口设为喷出端口11c，在连接低段侧压缩机的喷出口与高段侧压缩机的吸入口的连接部设置中间压端口11b，利用低段侧压缩机和高段侧压缩机双方，来构成1个二段升压式的压缩机11。

在压缩机11的喷出端口11c，连接着室内冷凝器12的制冷剂入口侧。室内冷凝器12配置于后述的车辆用空调装置1的室内空调组件30的空调箱31内，并作为使从压缩机11(具体来说是高段侧压缩机构)喷出的高温高压制冷剂散热的散热器发挥作用，是将穿过后述的室内蒸发器23的送风空气加热的利用侧热交换器(第一利用侧热交换器)。

在室内冷凝器12的制冷剂出口侧，连接着使从室内冷凝器12流出的高压制冷剂减压到中间压制冷剂的作为高段侧减压部(第一减压部)的高段侧膨胀阀13的入口侧。该高段侧膨胀阀13是具有可以变更节流阀开度地构成的阀体、及由改变该阀体的节流阀开度的步进电机构成的电动促动器而构成的电气式的可变节流机构。

更具体来说，在高段侧膨胀阀13中，当成为使制冷剂减压的节流状态时，会在节流通路面积以当量直径计为φ0.5～φ3mm的范围改变节流阀开度。此外，当使节流阀开度为全开时，也将节流通路面积以当量直径计确保为φ10mm左右，以使之不发挥制冷剂减压作用。而且，高段侧膨胀阀13由从空调控制装置40输出的控制信号来控制其动作。

在高段侧膨胀阀13的出口侧，连接着对从室内冷凝器12流出并由高段侧膨胀阀13减压了的中间压制冷剂的气液进行分离的作为气液分离部的气液分离器14的制冷剂流入端口14b。该气液分离器14是利用离心力的作用将制冷剂的气液分离的离心分离方式的构件。

对于气液分离器14的详细构成，使用图3A和图3B进行说明。而且，图3A是气液分离器14的示意性的外观立体图，图3B是从气液分离器14的上方侧看到的俯视图。另外，图3A中的上下的各箭头表示将气液分离器14搭载于车辆用空调装置1上的状态下的上下的各方向。

本实施方式的气液分离器14具有：沿上下方向延伸的近似空心有底圆筒状(截面为圆形)的主体部14a、形成有使中间压制冷剂流入的制冷剂流入口14e的制冷剂流入端口14b、形成有使分离出的气相制冷剂流出的气相制冷剂流出口14f的气相制冷剂流出端口14c、以及形成有使分离出的液相制冷剂流出的液相制冷剂流出口14g的液相制冷剂流出端口14d等。

主体部14a的直径被设定成相对于与各流入流出端口14b～14d连接的制冷剂配管的直径而言为1.5倍以上、3倍以下左右的直径，实现了作为气液分离器14整体的小型化。

更具体来说，本实施方式的气液分离器14(具体来说是主体部14a)的内容积被设定为小于如下得到的剩余制冷剂体积，即，从将封入循环的制冷剂量换算为液相时的封入制冷剂体积中，减去将为了使循环发挥最大能力而必需的制冷剂量换算为液相时的必需最大制冷剂体积，得到上述剩余制冷剂体积。由此，本实施方式的气液分离器14的内容积成为如下程度的容积，即：即使在循环中产生负载变动而使在循环中循环的制冷剂循环流量发生变动，实质上也无法存留剩余制冷剂的程度。

制冷剂流入端口14b与主体部14a的圆筒状侧面连接，如图3B所示，在从上方侧看气液分离器14时，制冷剂流入端口14b由沿主体部14a的截面圆形的外周的切线方向延伸的制冷剂配管构成。此外，制冷剂流入口14e形成于制冷剂流入端口14b中的与主体部14a相反一侧的端部。制冷剂流入端口14b不一定必须沿水平方向延伸，也可以具有上下方向的分量而延伸。

气相制冷剂流出端口14c与主体部14a的轴向上侧端面(上表面)连接，且由涵盖主体部14的内外并与主体部14a在同轴上延伸的制冷剂配管构成。此外，气相制冷剂流出口14f形成于气相制冷剂流出端口14c的上方侧端部，另一方面，下方侧端部被定位在制冷剂流入端口14b与主体部14a的连接部的下方侧。

液相制冷剂流出端口14d与主体部14a的轴向下侧端面(底面)连接，且由从主体部14a向下方侧并与主体部14a在同轴上延伸的制冷剂配管构成。此外，液相制冷剂流出口14g形成于液相制冷剂流出端口14d的下方侧端部。

所以，从制冷剂流入端口14b的制冷剂流入口14e流入的制冷剂沿着主体部14a的圆筒状内壁面盘旋流动，利用由该盘旋流产生的离心力的作用将制冷剂的气液分离。此外，分离出的液相制冷剂因重力的作用而向主体部14a的下方侧落下。

此后，被分离并向下方侧落下的液相制冷剂从液相制冷剂流出端口14d的液相制冷剂流出口14g流出，被分离出的气相制冷剂从气相制冷剂流出端口14c的气相制冷剂流出口14f流出。而且，虽然在图3中图示了将主体部14a的轴向下侧端面(底面)制成圆板状的例子，然而也可以将主体部14a的下方侧部位制成向下侧逐渐缩径的锥形，在该锥形的最下位部连接液相制冷剂流出端口14d。

另外，在气液分离器14的气相制冷剂流出端口14c，如图1、图2所示，经中间压制冷剂通路15而连接着压缩机11的中间压端口11b。在该中间压制冷剂通路15配置有中间压侧开闭阀16a。该中间压侧开闭阀16a是使中间压制冷剂通路15开闭的电磁阀，由从空调控制装置40输出的控制信号来控制其动作。

而且，中间压侧开闭阀16a兼具如下的作为止回阀的功能，即，在打开中间压制冷剂通路15时，仅容许制冷剂从气液分离器14的气相制冷剂出口向压缩机11的中间压端口11b侧流动。这样，在中间压侧开闭阀16a将中间压制冷剂通路15打开时，可以防止制冷剂从压缩机11侧向气液分离器14倒流。

此外，中间压侧开闭阀16a通过开闭中间压制冷剂通路15还起到切换循环构成(制冷剂流路)的作用。所以，本实施方式的中间压侧开闭阀16a构成切换在循环中循环的制冷剂的制冷剂流路的制冷剂流路切换部。

另一方面，在气液分离器14的液相制冷剂流出端口14d，连接着使由气液分离器14分离出的液相制冷剂减压为低压制冷剂的作为低段侧减压部(第二减压部)的低段侧固定节流阀17的入口侧，在低段侧固定节流阀17的出口侧，连接着室外热交换器20的制冷剂入口侧。作为该低段侧固定节流阀17，可以采用节流阀开度固定的喷嘴、小孔。

在喷嘴、小孔等固定节流阀中，由于节流通路面积急剧缩小或急剧扩大，因此可以伴随着上游侧与下游侧的压力差(出入口间压差)的变化，对穿过固定节流阀的制冷剂的流量及低段侧固定节流阀17上游侧制冷剂的干度进行自行调整(平衡)。

具体来说，在压力差比较大的情况下，随着需要在循环中循环的必需循环制冷剂流量减少，以使固定节流阀上游侧制冷剂的干度变大的方式进行平衡。另一方面，在压力差比较小的情况下，随着必需循环制冷剂流量增加，以使固定节流阀上游侧制冷剂的干度变小的方式进行平衡。

但是，如果低段侧固定节流阀17上游侧制冷剂的干度变大，则在使室外热交换器20作为对制冷剂发挥吸热作用的蒸发器发挥功能时，室外热交换器20的制冷剂的吸热量(冷冻能力)就会减少，循环的制冷系数(COP)恶化。

所以，本实施方式中，采用即使在制热运转模式时因循环的负载变动而使必需循环制冷剂流量变化、低段侧固定节流阀17上游侧制冷剂的干度X也为0.1以下的低段侧固定节流阀17，来抑制COP的恶化。也就是说，本实施方式的低段侧固定节流阀17中，在热泵循环10中产生了负载变动时所设想的范围中，即使制冷剂循环流量及低段侧固定节流阀17的出入口间压差发生变化，也可以将低段侧固定节流阀17上游侧制冷剂的干度X调整为0.1以下。

此外，在气液分离器14的液相制冷剂流出端口14d连接着固定节流阀迂回用通路18，该固定节流阀迂回用通路18使由气液分离器14分离出的液相制冷剂绕过低段侧固定节流阀17而导向室外热交换器20侧。在该固定节流阀迂回用通路18中，配置有对固定节流阀迂回用通路18进行开闭的低压侧开闭阀16b。低压侧开闭阀16b的基本的构成与中间压侧开闭阀16a相同，是利用从空调控制装置40输出的控制电压来控制其开闭动作的电磁阀。

另外，制冷剂穿过低压侧开闭阀16b时产生的压力损失相对于穿过低段侧固定节流阀17时产生的压力损失来说极小。所以，从室内冷凝器12流出的制冷剂在低压侧开闭阀16b打开的情况下经固定节流阀迂回用通路18侧流入室外热交换器20，在低压侧开闭阀16b关闭的情况下经低段侧固定节流阀17流入室外热交换器20。

这样，低压侧开闭阀16b就可以切换热泵循环10的制冷剂流路。所以，本实施方式的低压侧开闭阀16b与上述的中间压侧开闭阀16a一起构成制冷剂流路切换部。

而且，作为此种制冷剂流路切换部，也可以采用电气式的三通阀等，其对连接气液分离器14的液相制冷剂流出端口14d出口侧与低段侧固定节流阀17入口侧的制冷剂回路、以及连接液相制冷剂流出端口14d出口侧与固定节流阀迂回用通路18入口侧的制冷剂回路进行切换。

室外热交换器20配置于发动机罩内，使流过内部的制冷剂与从鼓风风扇21吹送的外气进行热交换。该室外热交换器20是如下的热交换器，即，至少在制热运转模式时，使低压制冷剂蒸发而作为发挥吸热作用的蒸发器发挥功能，在制冷运转模式等时，作为使高压制冷剂散热的散热器发挥功能。

在室外热交换器20的制冷剂出口侧，连接着作为第三减压部的制冷用膨胀阀22的制冷剂入口侧。制冷用膨胀阀22是在制冷运转模式等时使从室外热交换器20流出并流入室内蒸发器23的制冷剂减压的机构。该制冷用膨胀阀22的基本的构成与高段侧膨胀阀13相同，利用从空调控制装置40输出的控制信号来控制其动作。

在制冷用膨胀阀22的出口侧连接着室内蒸发器23的制冷剂入口侧。室内蒸发器23配置于室内空调组件30的空调箱31内的、室内冷凝器12的送风空气气流上游侧，其是一种在制冷运转模式、除湿制热运转模式等时通过使流过其内部的制冷剂蒸发而发挥吸热作用来冷却送风空气的蒸发器(第二利用侧热交换器)。

在室内蒸发器23的出口侧连接着储存器24的入口侧。储存器24是将流入其内部的制冷剂的气液加以分离而存留剩余制冷剂的低压侧气液分离器。此外，在储存器24的气相制冷剂出口连接着压缩机11的吸入端口11a。所以，室内蒸发器23被以向压缩机11的吸入端口11a侧流出的方式连接。

此外，在室外热交换器20的制冷剂出口侧连接着膨胀阀迂回用通路25，其使从室外热交换器20流出的制冷剂绕过制冷用膨胀阀22及室内蒸发器23并导向储存器24的入口侧。在该膨胀阀迂回用通路25中，配置有对膨胀阀迂回用通路25进行开闭的制冷用开闭阀16c。

制冷用开闭阀16c的基本的构成与低压侧开闭阀16b相同，利用从空调控制装置40输出的控制电压来控制其开闭动作。另外，在制冷剂穿过制冷用开闭阀16c时产生的压力损失相对于穿过制冷用膨胀阀22时产生的压力损失来说极小。

所以，从室外热交换器20流出的制冷剂在制冷用开闭阀16c打开的情况下，经膨胀阀迂回用通路25流入储存器24。此时，也可以将制冷用膨胀阀22的节流阀开度设为全闭。

另外，在制冷用开闭阀16c打开的情况下，经制冷用膨胀阀22流入室内蒸发器23。这样，制冷用开闭阀16c就可以切换热泵循环10的制冷剂流路。所以，本实施方式的制冷用开闭阀16c与中间压侧开闭阀16a及低压侧开闭阀16b一起构成制冷剂流路切换部。

下面，对室内空调组件30进行说明。室内空调组件30配置于车室内最前部的仪表盘(instrument panel)的内侧，具有形成室内空调组件30的外壳并且在其内部形成向车室内吹送的送风空气的空气通路的空调箱31。此外，在该空气通路中收容有鼓风机32、所述的室内冷凝器12、室内蒸发器23等。

在空调箱31的空气气流最上游侧配置有对车室内空气(内气)与车室外空气(外气)进行切换导入的内外气切换装置33。该内外气切换装置33是如下这样一种内外气调整部，即，通过利用内外气切换风门连续地调整向空调箱31内导入内气的内气导入口及导入外气的外气导入口的开口面积，使内气的风量与外气的风量的风量比例连续地变化。

在内外气切换装置33的空气气流下游侧，配置有将经内外气切换装置33吸入的空气向车室内吹送的鼓风机32。该鼓风机32是利用电动机驱动离心多叶片风扇(西洛克风扇)的电动鼓风机，由从空调控制装置40输出的控制电压控制转速(送风量)。

在鼓风机32的空气气流下游侧，所述的室内蒸发器23及室内冷凝器12相对于送风空气的流动而言被以室内蒸发器23→室内冷凝器12的顺序配置。换言之，室内蒸发器23相对于室内冷凝器12被配置于空气气流上游侧。

另外，在空调箱31内，设有使穿过室内蒸发器23后的送风空气绕过室内冷凝器12而流动的旁通通路35，在室内蒸发器23的空气气流下游侧、且室内冷凝器12的空气气流上游侧，配置有空气混合风门(air mixdoor)34。

本实施方式的空气混合风门34是如下这样一种流量调整部，即，通过调整穿过室内蒸发器23后的送风空气中的、穿过室内冷凝器12侧的送风空气的风量与穿过旁通通路35的风量的风量比例，由此来调整流入室内冷凝器12的送风空气的流量(风量)，空气混合风门34起到调整室内冷凝器12的热交换能力的作用。

另外，在室内冷凝器12及旁通通路35的空气气流下游侧设有汇流空间36，汇流空间36是在室内冷凝器12与制冷剂热交换而被加热的送风空气与穿过旁通通路35而未被加热的送风空气汇流的空间。

在空调箱31的空气气流最下游部，配置有将在汇流空间36汇流的送风空气向作为冷却对象空间的车室内吹出的开口孔。具体来说，作为该开口孔，设有：向车辆前面窗玻璃内侧面吹出空调风的除霜开口孔37a、向车室内的乘员的上半身吹出空调风的脸部开口孔37b、向乘员的脚下吹出空调风的脚部开口孔37c。

所以，空气混合风门34通过调整穿过室内冷凝器12的风量和穿过旁通通路35的风量的风量比例，从而对汇流空间36内的送风空气进行温度调整。而且，空气混合风门34由未图示的伺服电机驱动，该未图示的伺服电机由从空调控制装置40输出的控制信号控制动作。

此外，在除霜开口孔37a、脸部开口孔37b以及脚部开口孔37c的空气气流上游侧，分别配置有调整除霜开口孔37a的开口面积的除霜门38a、调整脸部开口孔37b的开口面积的脸部门38b、调整脚部开口孔37c的开口面积的脚部门38c。

所述除霜门38a、脸部门38b及脚部门38c对各开口孔37a～37c进行开闭，并构成切换吹出口模式的吹出口模式切换部，且借助连杆机构等由未图示的伺服电机驱动，该未图示的伺服电机由从空调控制装置40输出的控制信号控制其动作。

另外，除霜开口孔37a、脸部开口孔37b以及脚部开口孔37c的空气气流下游侧分别经形成空气通路的导管，与设于车室内的脸部吹出口、脚部吹出口及除霜吹出口连接。

而且，作为吹出口模式，有使脸部开口孔37b全开而从脸部吹出口向车室内乘员的上半身吹出空气的脸部模式、使脸部开口孔37b和脚部开口孔37c双方开口而向车室内乘员的上半身和脚下吹出空气的双向(バィレベル)模式、使脚部开口孔37c全开并且使除霜开口孔37a以小开度开口而主要从脚部吹出口吹出空气的脚部模式等。

下面，对本实施方式的电气控制部进行说明。空调控制装置40由包括CPU、ROM以及RAM等在内的众所周知的微机和其周边电路构成，基于存储于该ROM内的空调控制程序来进行各种运算、处理，并控制与输出侧连接的各种空调控制机器(压缩机11、制冷剂流路切换部16a～16c、鼓风机32等)的动作。

另外，在空调控制装置40的输入侧，连接着：检测车室内温度的内气传感器、检测外气温度的外气传感器、检测车室内的日照量的日照传感器、检测来自室内蒸发器23的流出空气温度(蒸发器温度)Te的蒸发器温度传感器、检测从压缩机11喷出的高压制冷剂压力的喷出压力传感器、检测从室内冷凝器12流出的制冷剂的温度的冷凝器温度传感器、检测吸入压缩机11的吸入制冷剂压力的吸入压力传感器等各种空调控制用的传感器组41。

此外，在空调控制装置40的输入侧，连接有配置于车室内前部的仪表盘附近的未图示的操作面板，输入来自设于该操作面板上的各种空调操作开关的操作信号。作为设于操作面板上的各种空调操作开关，具体来说，设有车辆用空调装置1的动作开关；设定车室内温度的车室内温度设定开关；选择制冷运转模式、除湿制热运转模式及制热运转模式的模式选择开关等。

而且，空调控制装置40是将控制与其输出侧连接的各种空调控制机器的动作的控制部一体化构成的装置，而控制各个控制对象机器的动作的结构(硬件及软件)构成控制各个控制对象机器的动作的控制部。

例如，在本实施方式中，控制压缩机11的电动机的动作的结构构成喷出能力控制部，控制制冷剂流路切换部16a～16c的动作的结构构成制冷剂流路控制部。此外，控制空气混合风门34用的伺服电机的结构，也就是控制空气混合风门34的动作的结构构成空气混合风门控制部40a。而且，也可以将喷出能力控制部、制冷剂流路控制部及空气混合风门控制部40a等相对于空调控制装置40作为分立的控制装置来构成。

下面，使用图4～图15，对上述构成的本实施方式的车辆用空调装置1的动作进行说明。图4是表示作为本实施方式的车辆用空调装置1的主程序的控制处理的流程图。当车辆用空调装置1的动作开关被接通(ON)时，该控制处理即开始。而且，各个流程图中的各控制步骤构成空调控制装置40所具有的各种功能实现部。

首先，在步骤S1中，进行标记、计时器等的初始化、以及上述的各种电动促动器的初始对位等初始化处理(initialize)而前进到步骤S2。在该步骤S1的初始化处理中，也有将标记或运算值中的上次的车辆用空调装置1的动作结束时存储的值加以维持的处理。

在步骤S2中，读入利用车室内温度设定开关设定的车室内的设定温度Tset、及利用模式选择开关选择的运转模式等操作面板的操作信号等后，前进到步骤S3。在步骤S3中，读入空调控制所用的车辆环境状态的信号，即，读入上述的空调控制用的传感器组41的检测信号后，前进到步骤S4。

在步骤S4中，算出从各种吹出口向车室内吹出的送风空气的目标吹出温度(目标温度)TAO后，前进到步骤S5。具体来说，在步骤S4中，本实施方式的目标吹出温度TAO是使用车室内设定温度Tset、由内气传感器检测出的车室内温度(内气温度)Tr、由外气传感器检测出的外气温度Tam、由日照传感器检出的日照量Ts而算出的。

在步骤S5中，确定鼓风机32的送风能力(送风量)后，前进到步骤S6。具体来说，在步骤S5中，基于在步骤S4中确定的目标吹出温度TAO，参照预先存储于空调控制装置40中的控制映射图，确定鼓风机32的风量(具体来说是对电动机施加的鼓风机电机电压)。

更具体来说，本实施方式中，在TAO的极低温度区域及极高温度区域中将鼓风机电机电压设为最大值附近的高电压，将鼓风机32的风量控制为最大风量附近。另外，当TAO从极低温度区域向中间温度区域上升时，就与TAO的上升对应地减小鼓风机电机电压，从而减小鼓风机32的风量。

此外，当TAO从极高温度区域向中间温度区域降低时，就与TAO的降低对应地减小鼓风机电机电压，从而减小鼓风机32的风量。另外，当TAO进入给定的中间温度区域内时，就将鼓风机电机电压设为最小值，从而将鼓风机32的风量设为最小值。

在步骤S6中，基于操作面板的模式选择开关的操作信号，确定运转模式。这样，在利用模式选择开关选择了制冷运转模式时，前进到步骤S7，在选择了除湿制热运转模式时，前进到步骤S8，此外，在选择了制热运转模式时，前进到步骤S9，执行各运转模式的控制处理。

在步骤S7～S9中，执行与各运转模式对应的控制处理，前进到步骤S10。对于这些步骤S7～S9的控制处理的详细内容将在后面叙述。

在步骤S10中，确定吸入口模式，即，确定内外气切换装置33的切换状态后，前进到步骤S11。在步骤S10中，基于TAO，参照预先存储于空调控制装置40中的控制映射图来确定吸入口模式。在本实施方式中，基本上以导入外气的外气模式为优先，然而在TAO为极低温度区域而想要获得高制冷性能等情况下，则选择导入内气的内气模式。

在步骤S11中，确定吹出口模式后前进到步骤S12。在步骤S11中，基于TAO，参照预先存储于空调控制装置40中的控制映射图来确定吹出口模式。在本实施方式中，随着TAO从高温区域向低温区域下降，将吹出口模式依次切换为脚部模式→双向模式→脸部模式。

在步骤S12中，为了获得在上述的步骤S6～S11中确定的控制状态，从空调控制装置40对与输出侧连接的各种控制对象机器输出控制信号及控制电压。在接下来的步骤S13中，在控制周期τ的期间待机，当判定经过了控制周期τ，则返回步骤S2。

如上所述，在图4所示的主程序中，反复进行检测信号及操作信号的读入→各控制对象机器的控制状态的确定→对各控制对象机器的控制信号及控制电压的输出，执行该主程序直至要求车辆用空调装置1的动作停止为止(例如动作开关被设为OFF)。下面，对步骤S7～S9中执行的各运转模式的详情进行说明。

(a)制冷运转模式

首先，对在步骤S7中执行的制冷运转模式进行说明。在制冷运转模式中，空调控制装置40将高段侧膨胀阀13设为全开状态，将制冷用膨胀阀22设为发挥减压作用的节流状态，此外，将中间压侧开闭阀16a设为闭阀状态，将低压侧开闭阀16b设为开阀状态，将制冷用开闭阀16c设为闭阀状态。

这样，在图4的步骤S12中，当对各控制对象机器输出控制信号或控制电压时，热泵循环10就会如图1的实线箭头所示被切换为制冷剂流动的制冷剂流路。以该制冷剂流路的构成，基于在控制步骤S4算出的目标吹出温度TAO及传感器组的检测信号，确定与空调控制装置40的输出侧连接的各种空调控制机器的动作状态。

例如，对于压缩机11的转速Nc(即向压缩机11的电动机输出的控制信号)，如下所示地确定。首先，基于目标吹出温度TAO，参照预先存储于空调控制装置40中的控制映射图，确定室内蒸发器23的目标蒸发器吹出温度TEO。为了防止室内蒸发器23的结霜，以达到比结霜温度(0℃)高的给定温度(本实施方式中为1℃)以上的方式来确定该目标蒸发器吹出温度TEO。

此后，基于该目标蒸发器吹出温度TEO与由蒸发器温度传感器检测出的来自室内蒸发器23的流出空气温度Te的偏差，使用反馈控制方法以使来自室内蒸发器23的流出空气温度Te接近目标蒸发器吹出温度TEO的方式，确定压缩机11的转速Nc。

另外，对于向制冷用膨胀阀22输出的控制信号，以使流入制冷用膨胀阀22的制冷剂的过冷却度接近目标过冷却度的方式来确定，其中，目标过冷却度是预先确定COP使其接近大致最大值的目标过冷却度。

另外，对于向空气混合风门34的伺服电机输出的控制信号，如下所示地确定。首先，利用以下的数学式F1，根据目标吹出温度TAO、来自室内蒸发器23的流出空气温度Te、室内冷凝器12中的制冷剂温度Th，算出目标开度SWd(％)，其中目标开度SWd(％)为穿过室内冷凝器12的风量与穿过旁通通路35的风量的风量比例(空气混合开度SW)的目标值。

SWd＝[TAO-(Te+α)]/[Th-(Te+α)]…F1

其中，数学式F1中的α表示修正系数。而且，室内冷凝器12中的制冷剂温度Th可以基于喷出压力传感器、以及冷凝器温度传感器的检测值来算出。或者，也可以设置检测室内冷凝器12的翅片温度的温度传感器，将该温度传感器的检测值作为制冷剂温度Th。

另外，对于数学式F1中表示的目标开度SWd，将使穿过室内蒸发器23后的送风空气的全部流量穿过室内冷凝器12的最大制热状态设为100％，将使穿过室内蒸发器23后的送风空气的全部流量穿过旁通通路35的最大制冷状态设为0％。

接下来，确定向空气混合风门34的伺服电机输出的控制信号，使得使用如以下的数学式F2中所示的反馈控制方法(本例中为比例控制(P控制))，以使穿过室内冷凝器12的风量与穿过旁通通路35的风量的风量比例达到目标开度SWd(％)。

u(t)＝u(t-1)+K(SWd-SW)…F2

其中，数学式F2中的u(t)表示本次的控制信号，u(t-1)表示上次的控制信号，K表示反馈增益，SW表示当前的空气混合开度(A/M开度)，SWd表示空气混合开度SW的目标开度。而且，在本实施方式中，无论热泵循环10的运转模式如何，都将反馈增益K设为一定。

具体来说，在制冷运转模式中，由于目标吹出温度TAO变小，因此将空气混合开度SW的目标开度SWd确定为最小开度(0％)附近。所以，对于向空气混合风门34的伺服电机输出的控制信号，以空气混合风门34将室内冷凝器12的空气通路闭塞、并使穿过室内蒸发器23后的送风空气的全部流量穿过旁通通路35的方式进行确定。

此后，将如上所述确定的控制信号等向各种空调控制机器输出。其后，在图4的步骤S6中，在每个给定控制周期中，反复进行上述的检测信号及操作信号的读入→目标吹出温度TAO的算出→各种空调控制机器的动作状态确定→控制电压及控制信号的输出这样的控制程序，直至运转模式被切换为除湿制热运转模式或者制热运转模式、或者直至通过操作面板的操作信号等要求车辆用空调装置的动作停止。

所以，在制冷运转模式的热泵循环10中，如图5的莫里尔图所示，从压缩机11的喷出端口11c喷出的高压制冷剂(图5的a₅点)流入室内冷凝器12。此时，由于空气混合风门34将室内冷凝器12的空气通路闭塞，因此流入室内冷凝器12的制冷剂基本上不向送风空气散热，而从室内冷凝器12流出。

从室内冷凝器12流出的制冷剂依照高段侧膨胀阀13→气液分离器14→低压侧开闭阀16b的顺序流入室外热交换器20。更具体来说，从室内冷凝器12流出的制冷剂由于高段侧膨胀阀13为全开状态，因此在高段侧膨胀阀13基本上不会被减压而流出，并从气液分离器14的制冷剂流入端口14b向气液分离器14内流入。

这里，在室内冷凝器12中，由于制冷剂基本上不会向送风空气散热，因此流入气液分离器14的制冷剂为气相状态。所以，不会有在气液分离器14中将制冷剂的气液分离的情况，气相制冷剂从液相制冷剂流出端口14d流出。此外，由于中间压侧开闭阀16a为闭阀状态，因此不会有气相制冷剂从气相制冷剂流出端口14c流出的情况。

由于低压侧开闭阀16b为开阀状态，因此从液相制冷剂流出端口14d流出的气相制冷剂不会向低段侧固定节流阀17侧流入，而是经固定节流阀迂回用通路18流入室外热交换器20。流入室外热交换器20的低压制冷剂与由鼓风风扇21吹送的外气进行热交换而散热(图5的a₅点→b₅点)。

由于制冷用开闭阀16c为闭阀状态，因此从室外热交换器20流出的制冷剂被等焓地减压膨胀(图5的b₅点→c₅点)，直至流入处于节流状态的制冷用膨胀阀22而成为低压制冷剂为止。此后，由制冷用膨胀阀22减压了的低压制冷剂流入室内蒸发器23，并从由鼓风机32吹送的送风空气中吸热而蒸发(图5的c₅点→d₅点)。这样，送风空气就被冷却。

从室内蒸发器23流出的制冷剂流入储存器24而被气液分离。此后，分离出的气相制冷剂被从压缩机11的吸入端口11a(图5的e₅点)吸入，然后依照低段侧压缩机构→高段侧压缩机构的顺序被再次压缩(图5的e₅点→a1₅点→a₅点)。

而且，图5中d₅点与e₅点不同的理由是因为，在从储存器24到压缩机11的吸入端口11a的制冷剂配管中流通的气相制冷剂产生了压力损失。所以，在理想的循环中，最好d₅点与e₅点一致。这在以下的莫里尔图中也是相同的。

如上所述，在制冷运转模式中，由于用空气混合风门34将室内冷凝器12的空气通路闭塞，因此可以将由室内蒸发器23冷却了的送风空气向车室内吹出。这样，就可以实现车室内的制冷。

另外，从上述的说明可以清楚地看到，在制冷运转模式(冷却运转模式)中，使从作为第一利用侧热交换器的室内冷凝器12流出的制冷剂经作为第一减压部的高段侧膨胀阀13及气液分离器14，依照室外热交换器20→作为第三减压部的制冷用膨胀阀22→作为第二利用侧热交换器的室内蒸发器23→储存器24的顺序流动。

(b)除湿制热运转模式

下面，对在步骤S8中执行的除湿制热运转模式进行说明。在除湿制热运转模式中，将高段侧膨胀阀13设为全开状态或节流状态，将制冷用膨胀阀22设为全开状态或节流状态，此外，将中间压侧开闭阀16a设为闭阀状态，将低压侧开闭阀16b设为开阀状态，将制冷用开闭阀16c设为闭阀状态。这样，热泵循环10就会如与制冷运转模式相同的图1的实线箭头所示被切换为制冷剂流动的制冷剂流路。

另外，对于压缩机11的转速Nc，以如下方式进行决定：利用反馈控制方法等使从压缩机11的喷出端口11c到高段侧膨胀阀13的入口侧的热泵循环10的高压侧制冷剂压力Pd接近目标高压TPd。该目标高压Td是基于目标吹出温度TAO，参照预先存储于空调控制装置40中的控制映射图，以使向车室内吹出的送风空气达到目标吹出温度TAO的方式确定的。

另外，在除湿制热运转模式中，由于基本上以使室内冷凝器12中的制冷剂温度Th接近目标吹出温度TAO的方式进行控制，因此将空气混合开度SW的目标开度SWd确定为最大开度(100％)。所以，对于向空气混合风门34的伺服电机输出的控制信号，以使空气混合风门34将旁通通路35闭塞，并使穿过室内蒸发器23后的送风空气的全部流量穿过室内冷凝器12的方式进行确定。

此外，在本实施方式的除湿制热模式中，根据设定温度与外气温度的温差，使高段侧膨胀阀13及制冷用膨胀阀22的节流阀开度变化。具体来说，随着前述的目标吹出温度TAO的上升，执行从第一除湿制热模式到第四除湿制热模式的4阶段的除湿制热模式。

(b)-1：第一除湿制热模式

在第一除湿制热模式中，将高段侧膨胀阀13设为全开状态，将制冷用膨胀阀22设为节流状态。所以，对于循环构成(制冷剂流路)而言，虽然与制冷运转模式完全相同，然而由于空气混合风门34是使室内冷凝器12的空气通路全开的最大开度(100％)，因此对于在循环中循环的制冷剂的状态来说如图6的莫里尔图所示那样变化。

即，如图6所示，从压缩机11的喷出端口11c喷出的高压制冷剂(图6的a₆点)流入室内冷凝器12，并与在室内蒸发器23中被冷却、除湿了的送风空气进行热交换而散热(图6的a₆点→b1₆点)。这样，送风空气被加热。

从室内冷凝器12流出的制冷剂与制冷运转模式同样，依照高段侧膨胀阀13→气液分离器14→低压侧开闭阀16b的顺序流动并流入室外热交换器20。此后，流入室外热交换器20的低压制冷剂与由鼓风风扇21吹送的外气进行热交换而散热(图6的b1₆点→b2₆点)。以后的动作与制冷运转模式相同。

如上所述，在第一除湿制热模式时，可以将由室内蒸发器23冷却并除湿了的送风空气在室内冷凝器12加热后向车室内吹出。这样，就可以实现车室内的除湿制热。

(b)-2：第二除湿制热模式

然后，在第一除湿制热模式的执行中，在目标吹出温度TAO高于预先设定的第一基准温度时，执行第二除湿制热模式。在第二除湿制热模式中，将高段侧膨胀阀13设为节流状态，将制冷用膨胀阀22的节流阀开度设为比第一除湿制热模式增加了的节流状态。所以，在第二除湿制热模式中，对于在循环中循环的制冷剂的状态来说，如图7的莫里尔图所示那样变化。

即，如图7所示，从压缩机11的喷出端口11c喷出的高压制冷剂(图7的a₇点)与第一除湿制热模式相同，流入室内冷凝器12，与在室内蒸发器23中被冷却、除湿了的送风空气进行热交换而散热(图7的a₇点→b1₇点)。这样，送风空气就被加热。

从室内冷凝器12流出的制冷剂由处于节流状态的高段侧膨胀阀13被等焓地减压(图7的b1₇点→b2₇点)，直至变为中间压制冷剂为止。由高段侧膨胀阀13减压了的中间压制冷剂依照气液分离器14→低压侧开闭阀16b的顺序流动而流入室外热交换器20。此后，流入室外热交换器20的低压制冷剂与由鼓风风扇21吹送的外气进行热交换而散热(图7的b2₇点→b3₇点)。以后的动作与制冷运转模式相同。

如上所述，在第二除湿制热模式中，与第一除湿制热模式时相同，可以将在室内蒸发器23中被冷却、除湿了的送风空气在室内冷凝器12中加热后向车室内吹出。这样，就可以实现车室内的除湿制热。

此时，在第二除湿制热模式中，由于将高段侧膨胀阀13设为节流状态，因此相对于第一除湿制热模式，可以降低流过室外热交换器20的制冷剂的温度。所以，可以缩小室外热交换器20中的制冷剂的温度与外气温度的温差，减少室外热交换器20中的制冷剂的散热量。

其结果是，可以增加室内冷凝器12中的制冷剂的散热量，与第一除湿制热模式相比可以提高室内冷凝器12的送风空气的加热能力。

(b)-3：第三除湿制热模式

接下来，在第二除湿制热模式的执行中，在目标吹出温度TAO高于预先设定的第二基准温度时，执行第三除湿制热模式。在第三除湿制热模式中，将高段侧膨胀阀13的节流阀开度设为比第二除湿制热模式缩小了的节流状态，使制冷用膨胀阀22的节流阀开度比第二除湿制热模式增加。所以，在第三除湿制热模式中，对于在循环中循环的制冷剂的状态来说，如图8的莫里尔图所示那样变化。

即，如图8所示，从压缩机11的喷出端口11c喷出的高压制冷剂(图8的a₈点)与第一、第二除湿制热模式同样，流入室内冷凝器12，与在室内蒸发器23中被冷却、除湿了的送风空气进行热交换而散热(图8的a₈点→b₈点)。这样，送风空气就被加热。

从室内冷凝器12流出的制冷剂由处于节流状态的高段侧膨胀阀13被等焓地减压(图8的b₈点→c1₈点)，直至变为温度低于外气温度的中间压制冷剂为止。由高段侧膨胀阀13减压了的中间压制冷剂依照气液分离器14→低压侧开闭阀16b的顺序流动而流入室外热交换器20。

此后，流入室外热交换器20的低压制冷剂与由鼓风风扇21吹送的外气进行热交换而散热(图8的c1₈点→c2₈点)。继而，从室外热交换器20流出的制冷剂在制冷用膨胀阀22中被等焓地减压(图8的c2₈点→c3₈点)，流入室内蒸发器23。以后的动作与制冷运转模式相同。

如上所述，在第三除湿制热模式中，与第一、第二除湿制热模式时同样，可以将在室内蒸发器23中被冷却、除湿了的送风空气在室内冷凝器12中加热后向车室内吹出。这样，就可以实现车室内的除湿制热。

此时，在第三除湿制热模式中，由于通过减小高段侧膨胀阀13的节流阀开度，使室外热交换器20作为蒸发器而发挥作用，因此相对于第二除湿制热模式而言，可以增加制冷剂从外气中吸收的吸热量，增加室内冷凝器12中的制冷剂的散热量。其结果是，与第二除湿制热模式相比，可以提高室内冷凝器12的送风空气的加热能力。

(b)-4：第四除湿制热模式

然后，在第三除湿制热模式的执行中，在目标吹出温度TAO高于预先设定的第三基准温度时，执行第四除湿制热模式。在第四除湿制热模式中，将高段侧膨胀阀13的节流阀开度设为比第三除湿制热模式缩小了的节流状态，将制冷用膨胀阀22设为全开状态。所以，在第四除湿制热模式中，对于在循环中循环的制冷剂的状态来说，如图9的莫里尔图所示那样变化。

即，如图9所示，从压缩机11的喷出端口11c喷出的高压制冷剂(图9的a₉点)与第一、第二除湿制热模式同样，流入室内冷凝器12，与在室内蒸发器23中被冷却、除湿了的送风空气进行热交换而散热(图9的a₉点→b₉点)。这样，送风空气就被加热。

从室内冷凝器12流出的制冷剂由处于节流状态的高段侧膨胀阀13被等焓地减压(图9的b₉点→c1₉点)，直至变为温度低于外气温度的低压制冷剂为止。由高段侧膨胀阀13减压了的中间压制冷剂依照气液分离器14→低压侧开闭阀16b的顺序流动而流入室外热交换器20。

此后，流入室外热交换器20的低压制冷剂与由鼓风风扇21吹送的外气进行热交换而散热(图9的c1₉点→c2₉点)。继而，由于制冷用膨胀阀22为全开状态，因此从室外热交换器20流出的制冷剂不被减压地流入室内蒸发器23。以后的动作与制冷运转模式相同。

如上所述，在第四除湿制热模式中，与第一～第三除湿制热模式时相同，可以将在室内蒸发器23中被冷却、除湿了的送风空气在室内冷凝器12中加热后向车室内吹出。这样，就可以实现车室内的除湿制热。

此时，在第四除湿制热模式中，与第三除湿制热模式相同，使室外热交换器20作为蒸发器发挥作用，并且与第三除湿制热模式相比缩小高段侧膨胀阀13的节流阀开度，因此可以降低室外热交换器20中的制冷剂蒸发温度。

所以，相对于第三除湿制热模式而言，可以扩大室外热交换器20中的制冷剂的温度与外气温度的温差，增加在室外热交换器20中制冷剂从外气吸收的吸热量。其结果是，与第三除湿制热模式相比，可以增加室内冷凝器12中的制冷剂的散热量，可以提高室内冷凝器12的送风空气的加热能力。

(c)制热运转模式

下面，使用图10～图15，对步骤S9中执行的制热运转模式的详情进行说明。而且，图10～图14是表示制热运转模式时执行的控制流程的流程图。首先，在图10的步骤S91中，确定制热运转模式中的各膨胀阀13、22、空气混合风门34、制冷剂流路切换部16a～16c等的控制状态。

具体来说，将高段侧膨胀阀13设为使制冷剂减压的节流状态，将制冷用膨胀阀22设为全闭状态，此外，将中间压侧开闭阀16a设为开阀状态，将低压侧开闭阀16b设为闭阀状态，将制冷用开闭阀16c设为开阀状态。

另外，对于压缩机11的转速Nc，以如下方式进行决定，即：利用反馈控制方法等使从压缩机11的喷出端口11c到高段侧膨胀阀13的入口侧的热泵循环10的高压侧制冷剂压力Pd接近目标高压TPd的方式。

另外，在制热运转模式中，由于基本上以使室内冷凝器12中的制冷剂温度Th接近目标吹出温度TAO的方式进行控制，因此将空气混合开度SW的目标开度SWd确定为最大开度(100％)。所以，对于向空气混合风门34的伺服电机输出的控制信号，以使空气混合风门34将旁通通路35闭塞、并使穿过室内蒸发器23后的送风空气的全部流量穿过室内冷凝器12的方式进行确定。

这样，在图4的步骤S12中，当对各控制对象机器输出控制信号或控制电压时，热泵循环10就如图2的实线所示被切换为制冷剂流动的制冷剂流路。

在接下来的步骤S92中，确定从压缩机11的喷出端口11c到高段侧膨胀阀13的入口侧的热泵循环10的高压侧制冷剂压力Pd的目标高压TPd，前进到步骤S93。该目标高压TPd是基于在图4的步骤S4中确定的目标吹出温度TAO，参照预先存储于空调控制装置40中的控制映射图，以使送风空气达到目标吹出温度TAO的方式确定的。

在步骤S93中，判定当前的压缩机11的转速Nc是否上升到根据压缩机11的耐久性预先确定的最大转速Ncmax，即，判定是否是Nc＝Ncmax。在步骤S93中，在不是Nc＝Ncmax的情况下，前进到步骤S94，执行过冷控制。另一方面，在Nc＝Ncmax的情况下，前进到步骤S95。

这里，对于在步骤S94中执行的过冷控制，使用图11的流程图进行说明。该过冷控制是在步骤S93中并非Nc＝Ncmax的情况下，即，在可以使压缩机11的制冷剂喷出能力比现在的能力进一步增加的情况下执行的控制。也就是说，是对应于上述的以往技术的正常控制的控制。

首先，在图11的步骤S941中，确定室内冷凝器12流出制冷剂的目标过冷却度TSC，前进到步骤S942。具体来说，该目标过冷却度TSC是基于室内冷凝器12流出制冷剂的温度及压力，以使循环效率(COP)达到最大的方式确定的。

在步骤S942中，判定基于室内冷凝器12流出制冷剂的温度及压力而算出的当前的室内冷凝器12流出制冷剂的过冷却度SC是否比目标过冷却度TSC低。在步骤S942中，在当前的过冷却度SC比目标过冷却度TSC低的情况下，前进到步骤S944，在当前的过冷却度SC不低于目标过冷却度TSC的情况下，前进到步骤S943。

这里，本实施方式的过冷却度SC是由当前的液相制冷剂的温度与相同压力的饱和液状态的制冷剂的温差的绝对值来定义的。所以，随着过冷却度SC的上升，实际的液相制冷剂的温度就会降低。于是，在步骤S943中，使高段侧膨胀阀13的阀开度相对于当前的阀开度增加预先设定的给定开度后返回步骤S98。这样，过冷却度SC就会降低而接近目标过冷却度TSC。

在步骤S944中，判定高段侧膨胀阀13的当前的阀开度是否比最小阀开度大。在步骤S944中，在高段侧膨胀阀13的当前的阀开度大于最小阀开度的情况下，前进到步骤S945，使高段侧膨胀阀13的阀开度相对于当前的阀开度减少预先设定的给定开度，返回步骤S98。这样，过冷却度SC就会上升，接近目标过冷却度TSC。

另一方面，在步骤S944中，在高段侧膨胀阀13的当前的阀开度不比最小阀开度大(即，当前的阀开度是最小阀开度)的情况下，由于无法比当前的值进一步减少阀开度，因此维持当前的阀开度，返回步骤S98。

也就是说，在步骤S94中执行的过冷控制中，在可以使压缩机11的制冷剂喷出能力比现在的能力进一步增加的情况下，通过调整高段侧膨胀阀13的阀开度而使过冷却度SC接近目标过冷却度TSC，由此来进行使循环效率接近最大的控制。

然后，在图10的步骤S95中，判定高段侧膨胀阀13的当前的阀开度是否比最大阀开度(全开状态)小。在步骤S95中，在高段侧膨胀阀13的当前的阀开度比最大阀开度小的情况下，前进到步骤S96，执行干度控制，在不比最大阀开度小(即，当前的阀开度是最大阀开度)的情况下，前进到步骤S97，执行空气混合风量控制(A/M风量控制)。

对于在步骤S96中执行的干度控制，使用图12的流程图进行说明。该干度控制是在可以通过使高段侧膨胀阀13的阀开度比当前的开度进一步增加从而可使室内冷凝器12流出制冷剂成为气液二相状态的情况下执行的控制。也就是说，对应于上述的以往技术的能力不足时执行的控制。

首先，在步骤S961中，判定当前的高压侧制冷剂压力Pd是否低于在步骤S92中确定的目标高压TPd。在步骤S961中，在判定为当前的高压侧制冷剂压力Pd低于目标高压TPd的情况下，前进到步骤S962，在判定为当前的高压侧制冷剂压力Pd不比目标高压TPd低(即，当前的高压侧制冷剂压力Pd是目标高压TPd以上)的情况下，前进到步骤S964。

在步骤S962中，判定高段侧膨胀阀13的当前的阀开度是否比最大阀开度(全开状态)小。在步骤S962中，在判定为高段侧膨胀阀13的当前的阀开度比最大阀开度小的情况下，前进到步骤S963，使高段侧膨胀阀13的阀开度相对于当前的阀开度增加预先设定的给定开度，然后返回步骤S98。

另一方面，在步骤S962中，在判定为高段侧膨胀阀13的当前的阀开度不比最大阀开度小(即，当前的阀开度是最大阀开度)的情况下，由于无法比现在的值进一步增加阀开度，因此维持当前的阀开度，返回步骤S98。

另外，在步骤S964中，判定高段侧膨胀阀13的当前的阀开度是否大于最小阀开度。在步骤S964中，在判定为高段侧膨胀阀13的当前的阀开度大于最小阀开度的情况下，前进到步骤S965，使高段侧膨胀阀13的阀开度相对于当前的阀开度减少预先确定的给定开度后，返回步骤S98。

另一方面，在步骤S964中，在判定为高段侧膨胀阀13的当前的阀开度不比最小阀开度大(即，当前的阀开度是最小阀开度)的情况下，由于无法比现在的值进一步减少阀开度，因此维持当前的阀开度，返回步骤S98。

也就是说，在步骤S96中执行的干度控制中，在无法使压缩机11的制冷剂喷出能力比当前的能力进一步增加的情况下，通过增加高段侧膨胀阀13的阀开度，增加室内冷凝器12流出制冷剂的干度，从而增加从压缩机11的中间压端口11b流入的制冷剂流量(注气量)，将送风空气升温到目标吹出温度TAO。

下面，使用图13的流程图，对图10的步骤S97中执行的空气混合风量控制进行说明。该空气混合风量控制是在如下的情况下执行的控制，即，压缩机11的转速Nc为最大转速Ncmax，并且高段侧膨胀阀13的当前的阀开度为最大阀开度的情况，也就是在压缩机11的转速控制及高段侧膨胀阀13的阀开度控制中，无法使送风空气升温到目标吹出温度TAO的情况。

首先，在步骤S971中，判定当前的高压侧制冷剂压力Pd是否高于在步骤S92中确定的目标高压TPd。在步骤S971中，在判定为当前的高压侧制冷剂压力Pd高于目标高压TPd的情况下，前进到步骤S972，在判定为当前的高压侧制冷剂压力Pd不在目标高压TPd以上的情况下，前进到步骤S974。

在步骤S972中，判定当前的空气混合风门34的开度SW是否比预先设定的基准开度大。该基准开度例如被确定为在制热运转模式时实际上可被设定的最小的空气混合开度(例如，50％)。而且，如果使空气混合风门34减小开度SW，则穿过旁通通路35的送风空气的风量就会增加，穿过室内冷凝器12的送风空气的风量减少，如果使空气混合风门34增加开度SW，则穿过旁通通路35的送风空气的风量就会减少，穿过室内冷凝器12的送风空气量增加。

在步骤S972中，在判定为当前的空气混合开度SW大于基准开度的情况下，前进到步骤S973，以使空气混合风门开度SW减少预先设定的给定开度的方式变更目标开度SWd，返回步骤S98。具体来说，在步骤S973中，将相对于用数学式F1算出的目标开度SWd来说小给定值的值变更为目标开度SWd’，以使空气混合风门开度SW接近变更后的目标开度SWd’的方式，利用反馈控制方法确定对空气混合风门34的伺服电机的控制信号。

另一方面，在步骤S972中，在判定为当前的空气混合开度SW不比基准开度大的情况下，相比于当前的值不减小空气混合开度SW，维持当前的开度SW，返回步骤S98。另外，在步骤S974中，使空气混合风门开度SW增加预先设定的给定开度，然后返回步骤S98。

此后，在图10的步骤S98中，以使高压侧制冷剂压力Pd接近目标高压TPd的方式，利用反馈控制方法确定压缩机11的转速Nc。对于压缩机11的转速Nc的确定，使用图14的流程图进行说明。首先，在步骤S981中，判定当前的高压侧制冷剂压力Pd是否比在步骤S92中确定的目标高压TPd低。

在步骤S981中，在判定为当前的高压侧制冷剂压力Pd低于目标高压TPd的情况下，前进到步骤S982，判定当前的压缩机11的转速Nc是否低于最大转速Ncmax。在步骤S982中，在判定为当前的压缩机11的转速Nc低于最大转速Ncmax时，前进到步骤S983，使压缩机11的转速Nc增加预先设定的给定转速，返回图4的步骤S10。

另一方面，在步骤S982中，在判定为当前的压缩机11的转速Nc不低于最大转速Ncmax(即，当前的压缩机11的转速是最大转速Ncmax)时，由于无法比当前的值进一步增加压缩机11的转速Nc，因此维持当前的转速Nc，返回图4的步骤S10。

另外，在步骤S981中，在判定为当前的高压侧制冷剂压力Pd不低于目标高压TPd的情况下，前进到步骤S984，使压缩机11的转速Nc减少预先设定的给定转速，返回图4的步骤S10。

在制热运转模式中，由于如上所述地执行控制流程，因此在热泵循环10中，制冷剂的状态如图15的莫里尔图所示那样变化。而且，在图15中，将过冷控制时的制冷剂的状态的变化用粗实线表示，将从过冷控制时转移到干度控制时的制冷剂的状态的变化用粗虚线表示，此外，将从干度控制转移到空气混合风量控制时的制冷剂的状态的变化用粗单点划线表示。

首先，若在制热运转模式时执行在控制步骤S94(图11)中说明的过冷控制，则从压缩机11的喷出端口11c喷出的高压制冷剂(图15的a₁₅点)就会流入室内冷凝器12。流入室内冷凝器12的制冷剂与由鼓风机32吹送而穿过室内蒸发器23的送风空气进行热交换而散热(图15的a₁₅点→b₁₅点)。这样，送风空气就被加热。

从室内冷凝器12流出的制冷剂在处于节流状态的高段侧膨胀阀13被等焓地减压膨胀(图15的b₁₅点→c1₁₅点)，直至变为中间压制冷剂为止。此后，由高段侧膨胀阀13减压了的中间压制冷剂在气液分离器14中被气液分离(图15的c1₁₅点→c2₁₅点、c1点→c3₁₅点)。

由于中间压侧开闭阀16a为开阀状态，因此在气液分离器14中分离出的气相制冷剂经中间压制冷剂通路15，流入压缩机11的中间压端口11b(图15的c2₁₅点→a2₁₅点)，与低段侧压缩机构喷出制冷剂(图15的a1₁₅点)汇流，并被吸入高段侧压缩机构。

另一方面，由于低压侧开闭阀16b为闭阀状态，因此在气液分离器14中分离出的液相制冷剂流入低段侧固定节流阀17而被等焓地减压膨胀(图15的c3₁₅点→c4₁₅点)，直至变为低压制冷剂为止。从低段侧固定节流阀17流出的制冷剂流入室外热交换器20，并与由鼓风风扇21吹送的外气进行热交换而吸热(图15的c4₁₅点→d₁₅点)。

由于制冷用开闭阀16c为开阀状态，因此从室外热交换器20流出的制冷剂经膨胀阀迂回用通路25，流入储存器24后被气液分离。此后，被分离出的气相制冷剂被从压缩机11的吸入端口11a(图15的e₁₅点)吸入而被再次压缩。另一方面，被分离出的液相制冷剂被作为并非为发挥循环所被要求的冷冻能力而必需的剩余制冷剂而存留在储存器24内。

所以，在制热运转模式时的过冷控制中，可以在室内冷凝器12中使从压缩机11中喷出的高温高压制冷剂所具有的热向送风空气放出，将加热了的室内送风空气向车室内吹出。这样，就可以实现车室内的制热。此时，在过冷控制中，以使室内冷凝器12流出制冷剂(图15的b₁₅点)成为过冷却液相制冷剂的方式进行控制，可以使循环效率接近最大。

此外，在过冷控制时，当即使将压缩机11的转速Nc增加到最大转速Nc，也无法在室内冷凝器12中发挥出使向车室内吹出的送风空气的温度上升到目标吹出温度TAO的加热能力时，从过冷控制转移到在控制步骤S96(图12)中说明了的干度控制。

当转移到干度控制时，制冷剂的状态即如图15的粗虚线所示那样变化。而且，在图15中，作为干度控制时的制冷剂的状态的符号，对与过冷控制相同的状态的制冷剂的符号加上“’”后表示。

在该干度控制中，由于使高段侧膨胀阀13的阀开度增加，使室内冷凝器12流出制冷剂的干度增加，因此室内冷凝器12流出制冷剂的状态向图15的b’₁₅点变化。此外，从压缩机11的中间压端口11b流入的制冷剂压力(图15的c2’₁₅点以外)以及从压缩机11的喷出端口11c喷出的制冷剂压力(图15的a’₁₅点以外)相对于过冷控制时来说上升。

所以，相对于过冷控制时，可以使压缩机11喷出制冷剂的温度上升，从而扩大流过室内冷凝器12的高压制冷剂的温度与流入室内冷凝器12的送风空气的温差，并且可以增加从压缩机11的中间压端口11b流入的气相制冷剂流量(注气量)。其结果是，在干度控制时，相对于过冷控制时，可以提高室内冷凝器12中的送风空气的加热能力。

但是，在干度控制中，虽然如上所述，有望向上增加室内冷凝器12中的加热能力，然而相对于过冷控制时，室内冷凝器12的出入口间焓差降低(图15的a₁₅点与b₁₅点的焓差→a’₁₅点与b’₁₅点的焓差)，因此当高段侧膨胀阀13的开度从一定的值起进一步增加时，就会有无法增加加热能力的情况。

所以，在本实施方式中，在干度控制时，在即使使高段侧膨胀阀13的阀开度增加到最大阀开度，也无法在室内冷凝器12中发挥出使向车室内吹出的送风空气的温度上升到目标吹出温度TAO的加热能力时，即，在干度控制时向车室内吹出的送风空气的温度达到目标吹出温度TAO以下时，就从干度控制转移到在控制步骤S97(图13)中说明的空气混合风量控制。

当转移到空气混合风量控制时，制冷剂的状态即如图15的粗单点划线所示那样变化。而且，在图15中，对与过冷控制相同的状态的制冷剂的符号加上“””后表示。

在该空气混合风量控制中，使空气混合风门34的开度SW减少，使穿过室内蒸发器23后的送风空气的一部分流入旁通通路35侧。这样，相对于过冷控制及干度控制时，流入室内冷凝器12的送风空气的风量减少，在室内冷凝器12中送风空气所吸收的吸热量、即在室内冷凝器12中制冷剂向送风空气放出的散热量暂时减少。

由此，实质上室内冷凝器12的热交换能力降低，热泵循环10的循环平衡以使室内冷凝器12内的制冷剂压力上升的方式取得平衡(图15的a”₁₅点、b”₁₅点)。所以，压缩机11喷出制冷剂的温度上升，从而可以扩大流过室内冷凝器12的制冷剂的温度与流入室内冷凝器12的送风空气的温差。

此外，可以增加压缩机11的高段侧压缩机构的压缩行程(即，以图15的a2’₁₅点→a”₁₅点表示的、从中间压端口11b到喷出端口11c的范围的压缩行程)的压缩功量，相对于干度控制，可以增大室内冷凝器12的出入口间焓差(图15的Δic2’₁₅→Δic2”₁₅)。

其结果是，在空气混合风量控制时，相对于干度控制时，可以提高室内冷凝器12的送风空气的加热能力。对于由该空气混合风量控制带来的加热能力的提高效果，使用图16A、图16B、图17进行说明。

而且，图16A、16B是使用了图1、图2的室内空调组件30部分的说明图。图16A表示过冷控制时及干度控制时，16B表示空气混合风量控制时。另外，图17是表示从过冷控制向干度控制转移时及从干度控制向空气混合风量控制转移时的、循环内的制冷剂的状态的变化的图。

如图16A所示，在过冷控制时及干度控制时，由于空气混合风门34达到将旁通通路35闭塞的最大开度(100％)，因此与向车室内吹出送风空气的各吹出口连通的汇流空间36内的送风空气温度(图16A的以虚线表示的区域的送风空气温度)是与在室内冷凝器12中被加热了的送风空气等同的温度。

另一方面，如图16B所示，在空气混合风量控制时，由于空气混合风门34的开度SW减少，因此汇流空间36内的送风空气温度(图16B的以虚线表示的区域的送风空气温度)是将在室内冷凝器12中被加热了的高温度的送风空气与穿过旁通通路35的低温度的送风空气混合后的温度。

此时，在空气混合风量控制时，如图17的图所示，可以增加在高段侧压缩机的吸入侧制冷剂与喷出侧制冷剂的焓差Δic2上乘以压缩机11喷出流量(Gr1+Gr2)而得的压缩功量的增加量的散热量。所以，可以使汇流空间36内的送风空气温度比过冷控制时或干度控制时上升。

也就是说，在本实施方式的空气混合风量控制时，相对于过冷控制时或干度控制时，可以在不减少流入汇流空间36的送风空气的风量的情况下，即，在不减少向车室内吹出的送风空气的风量的情况下，升高送风空气的温度，在这一点上极为有效。

(第二实施方式)

在本实施方式中，对相对于第一实施方式来说变更了制热运转模式(控制步骤S9)的控制形态的例子进行说明。具体来说，在本实施方式的步骤S9中，如图18、图19所示，执行鼓风机风量控制。而且，图18、图19是分别对应于第一实施方式的图10、图13的流程图，对进行与第一实施方式相同的控制处理的控制步骤，使用相同的符号。该做法在以下的流程图中也相同。

具体来说，在本实施方式的图18所示的步骤S9中，将第一实施方式的步骤S97变更为步骤S970，执行鼓风机风量控制。使用图19的流程图对该鼓风机风量控制进行说明。鼓风机风量控制是在无法用压缩机11的转速控制(过冷控制)及高段侧膨胀阀13的阀开度控制(干度控制)使送风空气升温到目标吹出温度TAO的情况下执行的控制。

首先，在步骤S971中，与第一实施方式相同，判定当前的高压侧制冷剂压力Pd是否高于在步骤S92中确定的目标高压TPd，在TPd＜Pd的情况下，前进到步骤S9721，在不是TPd＜Pd的情况下，前进到步骤S9741。

在步骤S9721中，判定在步骤S5中确定的当前的鼓风机32的风量(目标风量)是否大于最小风量。在步骤S9721中，在判定为当前的鼓风机32的目标风量大于最小风量的情况下，前进到步骤S9731，使鼓风机32的目标风量减少预先设定的给定风量后，返回图18的步骤S9701。

另一方面，在步骤S9721中，在判定为当前的鼓风机32的目标风量不大于最小风量(即，当前的鼓风机32的目标风量是最小风量)的情况下，由于无法比当前的值进一步降低鼓风机32的风量，因此维持当前的目标风量，返回步骤S9701。

另外，在步骤S9741中，使鼓风机32的目标风量增加预先设定的给定风量后，返回步骤S9701。此后，在步骤S9701中，将鼓风机32的目标风量变更为在步骤S970中确定的值。

其他的构成及动作与第一实施方式相同。所以，在本实施方式中，鼓风机32构成对流入室内冷凝器12的送风空气的流量(风量)进行调整的流量调整部，通过利用鼓风机风量控制来降低鼓风机32的风量，与过冷控制及干度控制相比，可以减少制冷剂在室内冷凝器12中向送风空气放出的散热量。

其结果是，虽然相对于第一实施方式的空气混合风量控制来说，向车室内吹出的送风空气的风量降低，然而相对于过冷控制及干度控制时来说，可以提高使从汇流空间36向车室内吹出的送风空气的温度上升的加热能力。

(第三实施方式)

在本实施方式中，对相对于第一实施方式来说如图20所示那样变更了制热运转模式(控制步骤S9)的控制形态的例子进行说明。而且，图20是对应于第一实施方式的图10的流程图。具体来说，在本实施方式的图20所示的步骤S9中，将第一实施方式的步骤S95变更为步骤S950。

在该步骤S950中，判定当前的空气混合风门34的开度SW是否比预先设定的基准开度(例如，50％)大。然后，在步骤S950中，在判定为当前的空气混合开度SW大于基准开度的情况下，前进到步骤S97，执行空气混合风量控制。

另一方面，在步骤S950中，在判定为当前的空气混合开度SW不大于基准开度的情况下，相比于当前的值并不减少空气混合开度SW而维持当前的开度SW，前进到步骤S96，执行干度控制。其他的构成及动作与第一实施方式相同。

所以，在本实施方式中，在过冷控制时，在即使将压缩机11的转速Nc增加到最大转速Nc，也无法在室内冷凝器12中发挥出使向车室内吹出的送风空气的温度升高到目标吹出温度TAO的加热能力时，在干度控制之前转移向空气混合风量控制。

此后，在空气混合风量控制时，在即使将空气混合开度SW减小到基准开度，也无法在室内冷凝器12中发挥出使向车室内吹出的送风空气的温度升高到目标吹出温度TAO的加热能力时，转移向干度控制。也就是说，在本实施方式中，相对于第一实施方式来说，改变了干度控制和空气混合风量控制的优先顺序。因此，即便使本实施方式的冷冻循环装置动作，也可以获得与第一实施方式相同的效果。

换言之，在第一实施方式中，空气混合风门(流量调整部)34在高段侧膨胀阀(高段侧减压部)13增加节流阀开度后，降低流入室内冷凝器(利用侧热交换器)12的送风空气(热交换对象流体)的流量，在本实施方式中，高段侧膨胀阀(高段侧减压部)13在空气混合风门(流量调整部)34降低流入室内冷凝器(利用侧热交换器)12的送风空气(热交换对象流体)的流量后，增加节流阀开度。

而且，在第二实施方式中，在向车室内吹出的送风空气的风量降低不成为问题的情况下，也可以与本实施方式相同，从过冷控制起，在干度控制之前转移向鼓风机风量控制。

(第四实施方式)

在本实施方式中，对相对于第一实施方式来说变更了制热运转模式中的空气混合风量控制(控制步骤S97)的控制形态的例子进行说明。

根据第一实施方式中说明的空气混合风量控制，通过减少空气混合开度SW，室内冷凝器12内的制冷剂压力就会上升，从而可以提高室内冷凝器12的加热能力。

这里，如图21所示，在空气混合风量控制时，在减少空气混合开度SW后，在热泵循环10的循环平衡稳定下来、且室内冷凝器12的送风空气的加热能力得到提高之前是需要时间的。在此期间(时间t1～时间t2)也会有穿过旁通通路35的低温空气的风量增加的情况，从而会有在汇流空间36中汇流的空气的温度降低而使向车室内吹出的吹出空气的温度急剧地降低的情况。该情况成为导致车室内的舒适性降低的要因。

所以，在本实施方式的空气混合风量控制中，在减少空气混合风门34的开度时，与空气混合风量控制的执行时以外相比，减慢空气混合风门34的响应性。

具体来说，在本实施方式中，如图22的流程图所示，在步骤S972中，在判定为当前的空气混合开度SW大于预先设定的基准开度(例如，50％)的情况下，前进到步骤S975，变更反馈增益K(参照数学式F2)。在该步骤S975中，设定使预先设定的反馈增益K减少了给定值后而得到的值作为本次的反馈增益K’(K＞K’)。

在接下来的步骤S973中，基于变更为相对于用数学式F1算出的目标开度SWd小给定值的值的目标开度SWd’、以及在步骤S975中设定的反馈增益K’，来确定对空气混合风门34的伺服电机的控制信号。

这样，空气混合开度SW就会减少。而且，在确定了对空气混合风门34的伺服电机的控制信号后，将在步骤S975中变更了的反馈增益K’再次设定为预先设定的反馈增益K。

其他的构成及动作与第一实施方式相同。所以，在本实施方式中，与第一实施方式相同，在空气混合风量控制时，相对于干度控制时来说，可以提高室内冷凝器12的送风空气的加热能力。

特别是，在本实施方式中，如图23的说明图所示，在空气混合风量控制中，在减少空气混合开度SW时，减慢空气混合风门34的动作的响应性(ΔT1→ΔT2、ΔT1＜ΔT2)。

这样，在空气混合风量控制时，即使减少了空气混合开度SW，也抑制穿过旁通通路35的低温空气的风量的急剧的增加，因此可以抑制向车室内吹出的吹出空气的温度的急剧的降低。其结果是，可以抑制空气混合风量控制时的车室内的舒适性的降低。而且，在第三实施方式中，也可以与本实施方式相同，在空气混合风量控制时减小反馈增益。

但是，虽然在本实施方式中，在制热运转模式的空气混合风量控制时，减慢空气混合风门34的动作的响应性，然而在变为制热运转模式时，最好与其他的运转模式相比减慢空气混合风门34的动作的响应性。该情况下，例如只要使制热运转模式时的空气混合风门34的控制的反馈增益比其他的运转模式时的空气混合风门34的控制的增益小即可。

如果对其理由进行说明，则是因为，在制热运转模式中，与其他的运转模式相比，在使流入室内冷凝器12的送风空气的风量变化时，热泵循环10的循环平衡达到稳定的时间有变长的趋势，在热泵循环10的循环平衡稳定之前的期间，向车室内吹出的吹出空气的温度很容易偏离目标吹出温度TAO。

而且，下面说明在制热运转模式以及其他运转模式时，改变流入室内冷凝器12的送风空气的风量时的热泵循环10的循环平衡达到稳定之前的时间存在不同的理由。

首先，在将中间压侧开闭阀16a设为闭阀状态的运转模式中，在室内蒸发器23中吸收的吸热量与压缩机11的压缩功量(动力)在室内冷凝器12及室外热交换器20中被放出。例如，如果减少流入室内冷凝器12的送风空气的风量，则本来在室内冷凝器12中放出的部分的热量就会在室外热交换器20中被放出。

由此，在将中间压侧开闭阀16a设为闭阀状态的运转模式中，即使改变了流入室内冷凝器12的送风空气的风量，也会因室内冷凝器12及室外热交换器20中的散热量的比例发生变化，而使热泵循环10的循环平衡不会大幅度变化。

与之不同，在将中间压侧开闭阀16a设为开阀状态的制热运转模式中，在室外热交换器20中吸收的吸热量与压缩机11中的压缩功量(动力)仅在室内冷凝器12中被放出。例如，如果减少流入室内冷凝器12的送风空气的风量，则因室内冷凝器12中的散热量降低，而使室内冷凝器12内的制冷剂压力上升，以使流入压缩机11的中间压端口11b的流量增加的方式改变热泵循环10的循环平衡。

由此，在将中间压侧开闭阀16a设为开阀状态的制热运转模式中，在改变流入室内冷凝器12的送风空气的风量时，热泵循环10的循环平衡会大幅度变化。

像这样，在制热运转模式中，由于与其他的运转模式相比，改变流入室内冷凝器12的送风空气的风量时热泵循环10的循环平衡大幅度变化，因此热泵循环10的循环平衡达到稳定为止的时间很容易变长。

(第五实施方式)

在本实施方式中，对相对于第四实施方式变更了制热运转模式中的空气混合风量控制(控制步骤S97)的控制形态的例子进行说明。在本实施方式的步骤S97中，为了进一步实现车室内的舒适性的提高，在减少空气混合开度SW时，减慢空气混合风门34的响应性，并且降低室内冷凝器12中的制冷剂与送风空气的热交换能力。

这里，在将室内冷凝器12中的制冷剂与送风空气的热交换能力(空气侧的热量变化)设为Qca时，可以用以下的数学式F3来表示热交换能力Qca。

Qca＝φc×Ca×Gca×(Tcr-Tca)…F3

其中，数学式F3中的φc表示室内冷凝器12的温度效率，Ca表示空气比热，Gca表示流入室内冷凝器12的空气的风量(流量)，Tcr表示室内冷凝器12内的制冷剂温度，Tca表示流入室内冷凝器12的空气的温度。

如数学式F3中所示，由于室内冷凝器12的热交换能力与流入室内冷凝器12的空气的风量Gca成比例地提高，因此可以通过减少鼓风机32的目标风量，来降低室内冷凝器12的热交换能力。

具体来说，在本实施方式中，如图24的流程图所示，在步骤S972中，在判定为当前的空气混合开度SW大于预先设定的基准开度(例如，50％)的情况下，前进到步骤S975，变更反馈增益K(参照数学式F2)。此后，在步骤S973中，基于目标开度SWd’及反馈增益K’，以使空气混合开度SW减少的方式，确定对空气混合风门34的伺服电机的控制信号。

继而，在步骤S976中，使鼓风机32的目标风量减小预先设定的给定风量后返回步骤S98。在当前的鼓风机32的目标风量为最小风量的情况下，由于无法比当前的值进一步降低鼓风机32的风量，因此维持当前的目标风量，返回步骤S98。

这里，虽然未图示，然而在减少空气混合开度SW后，在室内冷凝器12内的制冷剂压力超过给定的基准压力时，将鼓风机32的目标风量恢复到在步骤S976中减少之前的目标风量。而且，对于基准压力，只要在执行空气混合风量控制时，将热泵循环10的循环平衡稳定时的室内冷凝器12内的制冷剂压力设定为基准即可。

其他的构成及动作与第一实施方式相同。所以，在本实施方式中，可以获得与第四实施方式相同的效果。

此外，在本实施方式中，在减少空气混合开度SW时，减少鼓风机32的目标风量，降低室内冷凝器12的制冷剂与送风空气的热交换能力。由此，根据本实施方式的空气混合风量控制，室内冷凝器12内的制冷剂压力的上升得到促进，与第四实施方式相比可以提高室内冷凝器12的送风空气的加热能力。其结果是，可以更为有效地抑制空气混合风量控制时的车室内的舒适性的降低。而且，在本实施方式中，鼓风机32构成热交换能力变更部。

(第六实施方式)

在本实施方式中，说明相对于第五实施方式变更了制热运转模式中的空气混合风量控制(控制步骤S97)的控制形态的例子。在本实施方式的步骤S97中，在减少空气混合开度SW时，通过将温度高于外气的内气优先导入室内冷凝器12，来降低室内冷凝器12的制冷剂与送风空气的热交换能力。而且，在本实施方式中，内外气切换装置33构成热交换能力变更部。

这里，如第五实施方式中说明的数学式F3中所示，当流入室内冷凝器12的空气的温度Tca上升时，与室内冷凝器12内的制冷剂温度Tcr的温差就会缩小，室内冷凝器12的热交换能力降低。也就是说，通过升高向室内冷凝器12中流入的空气的温度Tca，可以降低室内冷凝器12的热交换能力Qca。

具体来说，在本实施方式中，如图25的流程图所示，在步骤S972中，在判定为当前的空气混合开度SW大于预先设定的基准开度(例如，50％)的情况下，前进到步骤S975，变更反馈增益K(参照数学式F2)。此后，在步骤S973中，基于目标开度SWd’及反馈增益K’，以使空气混合开度SW减少的方式，确定对空气混合风门34的伺服电机的控制信号。

继而，在步骤S977中，为了使温度高于外气的内气流入室内冷凝器12，以使导入空调箱31内的、内气相对于外气的导入比例(内气比例)增加的方式，确定内外气切换装置33的切换状态，返回步骤S98。

这里，虽然未图示，然而在减少空气混合开度SW后，在室内冷凝器12内的制冷剂压力超过给定的基准压力时，将内气相对于外气的导入比例恢复到步骤S977中增加之前的导入比例。而且，对于基准压力，只要在执行空气混合风量控制时，将热泵循环10的循环平衡达到稳定时的室内冷凝器12内的制冷剂压力设定为基准即可。

其他的构成及动作与第一实施方式相同。所以在本实施方式中，可以获得与第四实施方式相同的效果。另外，在本实施方式中，在减少空气混合开度SW时，增加温度比外气高的内气的导入比例，降低室内冷凝器12的制冷剂与送风空气的热交换能力。由此，利用本实施方式的空气混合风量控制，也可以获得与第五实施方式相同的效果。

而且，在空气混合风量控制时，也可以在减少空气混合开度SW时，减慢空气混合风门34的响应性，并且减少鼓风机32的目标风量，此外，增加导入空调箱31内的、内气相对于外气的导入比例。

(其他实施方式)

本发明并不限定于上述的实施方式，在不脱离本发明的主旨的范围内，可以如下所示地进行各种变形。

(1)虽然在上述的实施方式中，对将本发明的制冷剂循环装置应用于电动车用的车辆用空调装置1中的例子进行了说明，然而将本发明的制冷剂循环装置例如应用于如下的车辆中也是有效的，即，像从发动机(内燃机)及行驶用电动机获得行驶用的驱动力的混合动力车辆那样，有时发动机废热作为制热用热源来说不够充分的车辆。

此外，本发明的制冷剂循环装置例如也可以适用于固定型空调装置、低温贮存库、液体加热装置等中。此外，在应用于液体加热装置中的情况下，也可以采用液体-制冷剂热交换器作为利用侧热交换器，采用调整流入液体-制冷剂热交换器的液体流量的液体泵或流量调整阀作为流量调整部。

另外，虽然在上述的实施方式中，对可以通过切换制冷剂流路来实现各种运转模式的制冷剂循环装置进行了说明，然而只要是至少以注气循环(上述的实施方式中是制热运转模式)的制冷剂流路进行动作的循环，就可以获得本发明的利用侧热交换器的加热能力提高的效果。

(2)虽然在上述的实施方式中，对在图4的控制步骤S6中根据模式选择开关确定制冷运转模式、除湿制热运转模式及制热运转模式的例子进行了说明，然而各运转模式的确定并不限定于此。例如，也可以在相对于外气温度来说设定温度低的情况下确定执行制冷运转模式，在相对于外气温度来说设定温度高的情况下确定执行制热运转模式。

(3)虽然在上述的实施方式中，通过恰当地设定作为低段侧减压部(第二减压部)的低段侧固定节流阀17的流量特性，在制热运转模式时，将流入室外热交换器20的制冷剂的干度X设为0.1以下，然而低段侧减压部(第二减压部)并不限定于固定节流阀。

也就是说，作为低段侧减压部，也可以采用与高段侧膨胀阀13相同的构成的可变节流机构。在该情况下，空调控制装置40只要基于流入室外热交换器20的制冷剂的温度及压力等，检测流入室外热交换器20的制冷剂的干度X，以使该检测值为0.1以下的方式控制构成低段侧减压部的可变节流机构的开度即可。

(4)虽然在上述的实施方式中，对在除湿制热运转模式时随着目标吹出温度TAO的上升从第一除湿制热模式向第四除湿制热模式阶段性地切换的例子进行了说明，然而从第一除湿制热模式向第四除湿制热模式的切换并不限定于此。例如，也可以随着目标吹出温度TAO的增加，从第一除湿制热模式连续地向第四除湿制热模式切换。

即，只要随着目标吹出温度TAO的上升，使高段侧膨胀阀13缩小节流阀开度，而且增加制冷用膨胀阀22的节流阀开度即可。由于通过像这样改变高段侧膨胀阀13及制冷用膨胀阀22的节流阀开度，来调整室外热交换器20中的制冷剂的压力(温度)，因此可以将室外热交换器20自动地从作为散热器发挥作用的状态切换到作为蒸发器发挥作用的状态。

(5)虽然在上述的实施方式中，对通过比例控制(P控制)来确定向空气混合风门34的伺服电机输出的控制信号的例子进行了说明，然而并不限定于此，例如也可以通过PI控制或PID控制等反馈控制来确定。

(6)虽然在上述的第四～第六实施方式中，对如下的例子进行了说明，即，在制热运转模式及空气混合风量控制时，为了减慢空气混合风门34的动作的响应性，变更空气混合风门34的控制的反馈增益K，然而并不限定于此。例如，在制热运转模式及空气混合风量控制时，也可以不改变反馈增益K，而使对空气混合风门34的伺服电机输出的控制信号的控制周期比其他的控制对象机器长。这样也可以减慢空气混合风门34的动作的响应性。

Claims (9)

1.一种制冷剂循环装置，其特征在于，

具备：

压缩机(11)，其对从吸入端口(11a)吸入的低压制冷剂进行压缩并从喷出端口(11c)喷出高压制冷剂，并且具有使循环内的中间压制冷剂流入而与压缩过程的制冷剂汇流的中间压端口(11b)；

利用侧热交换器(12)，其使从所述喷出端口(11c)喷出的高压制冷剂与热交换对象流体热交换，并对所述热交换对象流体进行加热；

高段侧减压部(13)，其使从所述利用侧热交换器(12)流出的高压制冷剂减压为中间压制冷剂；

气液分离部(14)，其将由所述高段侧减压部(13)减压了的中间压制冷剂的气液加以分离，使分离出的气相制冷剂向所述中间压端口(11b)侧流出；

低段侧减压部(17)，其使由所述气液分离部(14)分离出的液相制冷剂减压为低压制冷剂；

蒸发器(20)，其使由所述低段侧减压部(17)减压了的低压制冷剂蒸发，并向所述吸入端口(11a)侧流出；以及

流量调整部(32、34)，其调整流入所述利用侧热交换器(12)的热交换对象流体的流量，

其中所述流量调整部(32、34)在至少由所述利用侧热交换器(12)进行了温度调整的所述热交换对象流体的温度达到所述热交换对象流体的目标温度(TAO)以下时，使流入所述利用侧热交换器(12)的热交换对象流体的流量降低。

2.根据权利要求1所述的制冷剂循环装置，其特征在于，

所述高段侧减压部(13)在至少由所述利用侧热交换器(12)进行了温度调整的所述热交换对象流体的温度达到所述热交换对象流体的目标温度(TAO)以下时，增加节流阀开度。

3.根据权利要求1所述的制冷剂循环装置，其特征在于，

所述制冷剂循环装置是适用于车辆用空调装置(1)的制冷剂循环装置，

所述热交换对象流体是向车室内吹送的送风空气，

所述利用侧热交换器(12)配置于形成所述送风空气的空气通路的壳体(31)内，

在所述壳体(31)内，形成有使所述送风空气绕过所述利用侧热交换器(12)流动的旁通通路(35)，

所述流量调整部由对所述送风空气中的、穿过所述利用侧热交换器(12)侧的送风空气的风量与穿过所述旁通通路(35)侧的送风空气的风量的风量比例进行调整的空气混合风门(34)构成。

4.根据权利要求3所述的制冷剂循环装置，其特征在于，

所述制冷剂循环装置具备控制所述空气混合风门(34)的动作的空气混合风门控制部(40a)，

所述空气混合风门控制部(40a)在至少由所述利用侧热交换器(12)进行了温度调整的所述送风空气的温度达到所述送风空气的目标温度(TAO)以下时，与由所述利用侧热交换器(12)进行了温度调整的所述送风空气的温度高于所述送风空气的目标温度(TAO)时相比，减慢所述空气混合风门(34)的动作的响应性。

5.根据权利要求4所述的制冷剂循环装置，其特征在于，

所述制冷剂循环装置具备变更所述利用侧热交换器(12)中的所述制冷剂与所述送风空气的热交换能力的热交换能力变更部(32、33)，

所述热交换能力变更部(32、33)在至少由所述利用侧热交换器(12)进行了温度调整的所述送风空气的温度达到所述送风空气的目标温度(TAO)以下时，降低所述热交换能力。

6.根据权利要求5所述的制冷剂循环装置，其特征在于，

所述热交换能力变更部由向所述利用侧热交换器(12)及所述旁通通路(35)吹送所述送风空气的鼓风机(32)构成，

所述鼓风机(32)在至少由所述利用侧热交换器(12)进行了温度调整的所述送风空气的温度达到所述送风空气的目标温度(TAO)以下时，降低穿过所述利用侧热交换器(12)及所述旁通通路(35)的所述送风空气的风量。

7.根据权利要求5所述的制冷剂循环装置，其特征在于，

所述热交换能力变更部由改变导入所述壳体(31)内的车室外空气及车室内空气的导入比例的内外气调整部(33)构成，

所述内外气调整部(33)在至少由所述利用侧热交换器(12)进行了温度调整的所述送风空气的温度达到所述送风空气的目标温度(TAO)以下时，增加所述车室内空气相对于所述车室外空气的导入比例。

8.根据权利要求1至7中任一项所述的制冷剂循环装置，其特征在于，

所述制冷剂循环装置是适用于车辆用空调装置(1)的制冷剂循环装置，

所述热交换对象流体是向车室内吹送的送风空气，

所述利用侧热交换器(12)配置于形成所述送风空气的空气通路的壳体(31)内，

所述流量调整部由向所述利用侧热交换器(12)吹送所述送风空气的鼓风机(32)构成。

9.一种制冷剂循环装置，其特征在于，

具备：

压缩机(11)，其对从吸入端口(11a)吸入的低压制冷剂进行压缩并从喷出端口(11c)喷出高压制冷剂，并且具有使循环内的中间压制冷剂流入而与压缩过程的制冷剂汇流的中间压端口(11b)；

利用侧热交换器(12)，其使从所述喷出端口(11c)喷出的高压制冷剂与热交换对象流体热交换，并对所述热交换对象流体进行加热；

第二利用侧热交换器(23)，其使制冷剂与所述热交换对象流体热交换，并向所述吸入端口(11a)侧流出；

室外热交换器(20)，其使制冷剂与外气热交换；

第一减压部(13)，其使从所述第一利用侧热交换器(12)流出的制冷剂减压；

第二减压部(17)，其使流入所述室外热交换器(20)的制冷剂减压；

第三减压部(22)，其使流入所述第二利用侧热交换器(23)的制冷剂减压；

气液分离部(14)，其将从所述第一利用侧热交换器(12)流出的制冷剂的气液加以分离；

中间压制冷剂通路(15)，其将由所述气液分离部(14)分离出的气相制冷剂导向所述中间压端口(11b)，并与压缩过程的制冷剂汇流；

储存器(24)，其将流入所述压缩机(11)的吸入端口(11a)的制冷剂的气液加以分离，并使分离出的气相制冷剂向所述压缩机(11)的吸入端口(11a)侧流出；

流量调整部(32、34)，其调整流入所述利用侧热交换器(12)的热交换对象流体的流量；以及

制冷剂流路切换部(16a、16b、16c)，其切换制冷剂所循环的制冷剂流路，

其中所述制冷剂流路切换部(16a、16b、16c)在冷却所述热交换对象流体的冷却运转模式时，使从所述第一利用侧热交换器(12)流出的制冷剂以所述第一减压部(13)→所述气液分离部(14)→所述室外热交换器(20)→所述第三减压部(22)→所述第二利用侧热交换器(23)→所述储存器(24)的顺序流动；在加热所述热交换对象流体的加热运转模式时，使从所述第一利用侧热交换器(12)流出的制冷剂以所述第一减压部(13)→所述气液分离部(14)→所述第二减压部(17)→所述室外热交换器(20)→所述储存器(24)的顺序流动，并且使由所述气液分离部(14)分离出的气相制冷剂流入所述中间压制冷剂通路(15)，

所述流量调整部(32、34)在所述加热运转模式时，且在至少由所述利用侧热交换器(12)进行了温度调整的所述热交换对象流体的温度达到所述热交换对象流体的目标温度(TAO)以下时，降低流入所述利用侧热交换器(12)的热交换对象流体的流量。

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