CN103348198B - 热泵循环装置 - Google Patents

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Abstract

一种应用于空气调节装置(1)的热泵循环装置，能够在冷却操作模式、加热操作模式和除湿-加热操作模式之间切换操作模式，其中，该热泵循环装置被构造成能够将高压侧降压装置(13)和低压侧降压装置(16b，17，18)设置成处于节流状态和全开状态。以这种方式，热泵循环装置通过简单的结构实现冷却、加热和除湿-加热，而不需要基于空气调节装置的操作模式设置从压缩机(11)延伸至外部热交换器(20)的单独的制冷剂流动通道。

Description

热泵循环装置
相关申请的交叉引用
本申请基于2011年2月11日递交的日本专利申请No.2011-027992和2012年1月27日递交的日本专利申请No.2012-015130，通过引用将这两个日本专利申请的全部内容结合于此。
技术领域
本公开内容涉及可以有效地应用于车辆的制冷循环的热泵循环装置。
背景技术
近年来被广泛使用的电动车辆不再设置有用于输出使车辆行驶的驱动力的发动机(内燃机)，因此在加热车厢内部时不能利用发动机的废热作为热源。因而，作为应用于电动车辆的车用空气调节装置，通过采用从热泵循环装置(蒸汽压缩类型制冷循环)的电动压缩机排出的高温高压制冷剂加热车辆的内部的空气调节装置是已知的(例如，参见专利文献1，2)
在这种空气调节装置中，当热泵循环装置的热负荷增加和由电动压缩机消耗的电量增加时，如在外部空气温度低时进行的加热操作中一样，用于使车辆行驶的电动马达可以消耗的电量减少。因此，在该情况中，车辆的行驶距离将变短。
因而，在专利文献2中，所谓的注气循环(节约的制冷循环)装置用作热泵循环装置，从而提高该循环的性能系数(COP)，由此电动压缩机的功耗降低。
例如，专利文献2的热泵循环装置设置有：散热器，用于使从电动压缩机的排出端口排出且具有高温高压的制冷剂散发热量；高压侧降压装置和低压侧降压装置，用于降低流出散热器的制冷剂的压力，从而在两个步骤中膨胀制冷剂；气液分离器，用于分离由高压侧降压装置降低压力的中间压力制冷剂的气体和液体；以及蒸发器，用于蒸发由低压侧降压装置降低压力的低压制冷剂，从而使低压制冷剂执行吸热作用。
由气液分离器分离的气相制冷剂与从压缩机的中间压力端口排出的压缩过程中的制冷剂混合。进一步，流出蒸发器的低压制冷剂由蓄能器分离成气体和液体，分离的气相制冷剂被从压缩机的吸入端口吸入。以这种方式，构成注气循环。
进一步，在专利文献2中，在构成注气循环的热泵循环装置中，通过在构成注气循环的热泵循环装置中切换该循环的制冷剂流动通道，实现冷却、加热、和除湿-加热三种操作模式。
具体地，通过根据空气调节装置的操作模式控制用于在外部空气和制冷剂之间交换热量的外部热交换器中的热交换量(吸热量和散热量)，实现各个操作模式。
例如，在冷却操作中，通过在外部热交换器中将由制冷剂保持的热量散发至外部空气，确保蒸发器中的制冷剂的吸热量，从而将吹送空气冷却至目标温度，而在加热操作中，通过在外部热交换器中从外部空气吸收热量，确保散热器中的散热量，从而将吹送空气加热至目标温度。
现有技术文献
专利文献
专利文献1：JP-B2-3331765
专利文献2：JP-B2-3257361
然而，当试图像专利文献2一样在构成注气循环的热泵循环装置中实现冷却、加热和除湿-加热三种操作模式时，循环结构变得复杂。因而，在其中热泵循环装置应用于车辆的空气调节装置时，将空气调节装置安装在车辆中的简易性可能受到损害。
例如，在专利文献2中描述的热泵循环装置中，为了使外部热交换器根据对应的操作模式用作吸热器或散热器，从压缩机延伸至外部热交换器的制冷剂流动通道由以下分离的制冷剂流动通道构成：用于使制冷剂流过高压侧降压装置和低压侧降压装置的流动通道；和用于使制冷剂以旁通高压侧降压装置和低压侧降压装置二者的方式流动的流动通道，从而该热泵循环装置的结构是复杂的。
发明内容
本公开内容的目标是通过简单的循环结构中在具有注气循环的热泵循环装置中实现冷却、加热、和除湿-加热。
根据本公开内容的第一示例，一种热泵循环装置能够将操作模式切换至冷却操作模式、加热操作模式和除湿-加热操作模式，并且能够应用于空气调节装置。该热泵循环装置包括：吸取、压缩和排出制冷剂的压缩机；第一使用侧热交换器，用于使从压缩机的排出端口排出的高压制冷剂与将被吹入将被空气调节的空间的空气交换热量，或者与用于加热所述空气的加热介质交换热量；第一降压部，被构造以降低流出第一使用侧热交换器的制冷剂的压力；气液分离部，用于分离已经通过第一降压部的制冷剂的气体和液体；第二降压部，被构造以降低由气液分离部分离的液相制冷剂的压力；外部热交换器，用于使通过第二降压部的制冷剂与外部空气交换热量；第二使用侧热交换器，用于使制冷剂与将被吹入所述空间中的空气交换热量并使制冷剂向着压缩机的吸入端口流出；第三降压部，用于降低流入第二使用侧热交换器的制冷剂的压力；中间压力制冷剂通道，用于将由气液分离部分离的气相制冷剂引导至设置在压缩机中的中间压力端口，从而将气相制冷剂与压缩机的压缩过程中的制冷剂混合；和制冷剂流动通道切换装置，用于切换在该热泵循环装置中循环的制冷剂的制冷剂流动通道。在该热泵循环装置中，第一降压部和第二降压部中的每一个被构造为不仅能够被设置成处于节流状态，而且能够被设置成处于全开状态，在节流状态中第一降压部和第二降压部中的每一个进行降压操作，在全开状态中第一降压部和第二降压部中的每一个不进行降压操作。
根据该示例，至少不需要根据空气调节装置的操作模式单独地设置从压缩机延伸至外部热交换器的制冷剂流动通道，但是可以通过改变第一降压部和第二降压部的状态，以根据各个操作模式，如冷却、加热和除湿-加热操作模式调节外部热交换器中制冷剂和外部空气之间的热交换量(吸热量和散热量)。
因而，在构成注气循环的热泵循环装置中，可以通过简单的循环结构实现冷却、加热和除湿-加热操作模式。
根据本公开内容的第二示例的热泵循环装置，在加热操作模式中，第一降压部和第二降压部二者都被设置成处于节流状态。相反，在冷却操作模式中，第一降压部和第二降压部二者都被设置成处于全开状态，并且在加湿-加热操作模式中，第一降压部和第二降压部中的至少一个被设置成处于全开状态。
以这种方式，通过根据对应的操作模式改变第一降压部和第二降压部的状态，可以在外部热交换器中的制冷剂和外部空气之间恰当地进行热交换，并且因此可以通过简单的循环结构实现冷却、加热和除湿-加热操作模式。
根据本公开内容的第三示例的热泵循环装置，在加热操作模式中，制冷剂流动通道切换装置引起从压缩机排出的制冷剂顺序地流过第一使用侧热交换器→第一降压部→气液分离部→第二降压部→外部热交换器，并引起由气液分离部分离的气相制冷剂流入中间压力制冷剂通道。而且，在冷却操作模式中，制冷剂流动通道切换装置引起从压缩机排出的制冷剂顺序地流过第一降压部→气液分离部→第二降压部→外部热交换器→第三降压部→第二使用侧热交换器，以及在除湿-加热操作模式中，制冷剂流动通道切换装置引起从压缩机排出的制冷剂顺序地流过第一使用侧热交换器→第一降压部→气液分离部→第二降压部→外部热交换器→第三降压部→第二使用侧热交换器。
在该情况中，在加热操作模式中，由从压缩机的排出端口排出并具有高温高压的制冷剂保持的热量在第一使用侧热交换器中散发至吹送空气中或用于加热吹送空气的加热介质中，以便可以加热将被空气调节的空间。
进一步，在冷却操作模式中，吹送空气在第二使用侧热交换器中被冷却，以便可以冷却将被空气调节的空间。再进一步，在除湿-加热操作模式中，吹送空气在第二使用侧热交换器中被冷却，并且吹送空气在第一使用侧热交换器中被加热，以便可以除湿和加热将被空气调节的空间。
而且，根据本公开内容的第四示例的热泵循环装置，制冷剂流动通道切换装置可以被构造以包括用于打开和关闭中间压力制冷剂通道的中间压力侧打开/关闭阀。在该情况中，通过使用中间压力侧打开/关闭阀打开和关闭中间压力制冷剂通道，可以在注气循环和正常循环(一步压缩循环)之间切换热泵循环装置。
本发明人发现在冷却操作模式和除湿-加热操作模式中，其中中间压力制冷剂通道关闭的正常循环比通过打开中间压力制冷剂通道实现的注气循环更合适。
例如，在根据本公开内容的第五示例的热泵循环装置中，中间压力侧打开/关闭阀可以被构造成在第一降压部和第二降压部二者都被设置成处于节流状态时打开中间压力制冷剂通道，并且在第一降压部和第二降压部中的至少一个被设置成处于全开状态时关闭中间压力制冷剂通道。
据此，在加热操作模式中，中间压力制冷剂通道打开，从而将热泵循环装置切换至注气循环，以便可以提高该热泵循环装置的性能系数(COP)。
进一步，在冷却操作模式中，中间压力制冷剂通道被关闭，从而将热泵循环装置切换至正常循环，以便可以减少压缩机的浪费的能量消耗。
再进一步，在除湿-加热操作模式中，中间压力制冷剂通道关闭，从而将热泵循环装置切换至正常循环，使得没有必要考虑由流过中间压力制冷剂通道的制冷剂的流量引起的内部冷凝器的散热量的变化，并且可以适当地调节吹送空气的温度。
在本公开内容的第六示例的热泵循环装置中，中间压力侧打开/关闭阀可以是压差打开/关闭阀，该压差打开/关闭阀根据第一降压部和第二降压部中在除湿-加热操作模式中被设置成处于全开状态的第二降压部的前后之间的压力差打开和关闭。
以这种方式，如果中间压力侧打开/关闭阀由结合在除湿-加热操作模式中被设置成处于全开状态的降压部打开和关闭的压差打开/关闭阀构成，则通过简单的结构和简单的控制技术可以实现注气循环和正常循环之间的切换。
而且，根据本公开内容的第七示例的热泵循环装置，第一降压部和第二降压部中的一个可以由能够改变节流开口度的可变节流机构构成，第三降压部可以由能够改变节流开口度的可变节流机构构成。此外，在除湿-加热操作模式中，第一降压部和第二降压部中的另一个可以被设置成处于全开状态，并且第一降压部和第二降压部中的所述一个的节流开口度可以根据将被吹入所述空间中的空气的目标温度的增加被改变以减小，并且第三降压部的节流开口度可以根据将被吹入所述空间中的空气的目标温度的增加被改变以增加。
据此，在除湿-加热操作模式中，可以根据被吹入将被空气调节的空间中的空气的目标温度的变化调节外部热交换器中的散热量和吸热量，以便可以恰当地调节第一使用侧热交换器中的制冷剂的散热量和第二使用侧热交换器中的制冷剂的吸热量。
因而，可以精细地调节在除湿-加热操作模式中被吹入将被空气调节的空间中的空气的温度。
而且，在根据本公开内容的第七示例的热泵循环装置中，在除湿-加热操作模式中，中间压力制冷剂通道可以由中间压力侧打开/关闭阀关闭。
根据本公开内容的第八示例的热泵循环装置，第一降压部和第二降压部中的至少一个可以包括具有固定节流开口度的固定节流阀、制冷剂在旁通固定节流阀的同时从其中流过的固定节流阀旁路通道、和用于打开和关闭固定节流阀旁路通道的通道打开/关闭阀。
更特别地，如在本公开内容的第九示例的热泵循环装置中一样，第一降压部可以由能够改变节流开口度的可变节流机构构成，以及第二降压部可以由具有固定节流开口度的固定节流阀、制冷剂通过其旁通固定节流阀的固定节流阀旁路通道、和用于打开和关闭固定节流阀旁路通道的通道打开/关闭阀构成。
以这种方式，如果第一降压部由可变节流机构构成，则在通过注气循环实现热泵循环时，可以通过第一降压部将流入气液分离部中的制冷剂的压力降低至期望的中间压力。
在这里，当固定节流阀用作第二降压部的构成元件时，具体地，希望采用喷嘴或节流孔。这是由于下述原因：在这些固定节流阀中，节流通道的面积突然缩小或突然扩大，使得可以根据上游侧和下游侧之间的压力差(出口和进口之间的压力差)的变化容易地调节流过固定节流阀的制冷剂的流量和流入固定节流阀的制冷剂的干度X。换句话说，希望的是第二降压部被构造成包括其中节流通道面积突然缩小和扩大的固定节流阀。
而且，根据本公开内容的第十示例的热泵循环装置可以设置有蓄能器，该蓄能器用于分离流向压缩机的吸入端口的制冷剂的气体和液体，并用于引起分离的气相制冷剂流入压缩机的吸入端口侧。在该情况中，气液分离部可以具有液相制冷剂出口，刚刚分离之后的液相制冷剂通过该液相制冷剂出口流出而不储存在气液分离部中。
据此，气液分离部被构造成使分离的液相制冷剂不再留在其中而是流出液相制冷剂出口，使得气液分离部不用作储存分离的液相制冷剂的结构。因而，气液分离部的尺寸可以减小，并且可以改善将构成注气循环的热泵循环装置安装在车辆中的简易性。
进一步，即使在热泵循环装置中引起载荷变化，可以使蓄能器用作储存变为过剩的制冷剂的结构，以便该热泵循环装置可以稳定地运行。
根据本公开内容的第十一示例的热泵循环装置可以设置有蓄能器，该蓄能器用于分离流向压缩机的吸入端口的制冷剂的气体和液体，并用于引起分离的气相制冷剂流入压缩机的吸入端口侧，并且气液分离部可以具有液相制冷剂出口，刚刚分离之后的液相制冷剂通过该液相制冷剂出口流出。
据此，气液分离部具有液相制冷剂出口，刚刚分离之后的液相制冷剂通过该液相制冷剂出口流出，使得气液分离部不用作储存分离的液相制冷剂的部分。因而，气液分离部的尺寸可以减小，并且因此可以改善将构成注气循环的热泵循环装置安装在车辆中的简易性，并且该热泵循环装置可以稳定地运行。
在这里，“刚刚分离之后的液相制冷剂”的含义包括由气液分离部分离并具有沿流出气液分离器的方向的速度分量的液相制冷剂，或其中施加至液相制冷剂的用于气液分离的作用力大于重力的液相制冷剂(例如，在离心分离型气液分离器的情况中，其中施加至液相制冷剂的用于气液分离的离心力大于重力的液相制冷剂)。换句话说，“刚刚分离之后的液相制冷剂”不包括仅具有在气液分离部的给定空间中循环的速度分量的液相制冷剂。
根据本公开内容的第十二示例的热泵循环装置可以设置有蓄能器，该蓄能器用于分离流向压缩机的吸入端口的制冷剂的气体和液体，并用于引起分离的气相制冷剂流入压缩机的吸入端口侧，并且气液分离部可以具有液相制冷剂出口，刚刚分离之后的液相制冷剂通过该液相制冷剂出口流出。而且，气液分离部的内部体积小于过剩制冷剂的体积，过剩制冷剂的体积是通过从注入该热泵循环装置中的制冷剂的量转变成液相制冷剂时注入的制冷剂的体积中减去该热泵循环装置执行最大容量所必须的制冷剂的量转变成液相制冷剂的必要的最大制冷剂体积获得的。
根据该示例，气液分离部的内部体积小于过剩制冷剂的体积，以便可以减小气液分离部的尺寸，并且因此可以改善将构成注气循环的热泵循环装置安装在车辆中的简易性，并且该热泵循环装置可以稳定地运行。
而且，根据本公开内容的第十三示例的热泵循环装置，气液分离部可以是离心分离型气液分离器，其中制冷剂的气体和液体通过离心力分离。在该情况中，能够容易地形成其中分离的液相制冷剂流出液相制冷剂出口而不储存在其中的气液分离部、具有使刚刚分离之后的液相制冷剂通过其流出的液相制冷剂出口的气液分离部、或者其中内部体积小于过剩制冷剂体积的气液分离部。
当制冷剂的流速增加时，像这样的离心分离型的气液分离器的气液分离性能增强，因此有效地应用于在相对高的负荷下高频地运行的热泵循环装置。
进一步，根据本公开内容的第十四示例的热泵循环装置，液相制冷剂出口可以定位在由气液分离部分离的气相制冷剂通过其流出气相制冷剂出口的下侧，并且气相制冷剂的一部分可以与液相制冷剂一起流出。据此，通过利用重力作用和气相制冷剂的背压，可以使液相制冷剂有效地流出液相制冷剂出口。
根据本公开内容的第十五示例的热泵循环装置，液相制冷剂出口可以由根据气液分离部中的液相制冷剂的液位的高度移位的浮阀打开和关闭。据此，浮阀在液相制冷剂开始留存在气液分离部中的同时打开液相制冷剂出口，从而可以实现液相制冷剂基本上不留存在其中的气液分离部。
根据本公开内容的第十六示例的热泵循环装置，气液分离部可以是表面张力型气液分离器，其中通过利用液相制冷剂的表面张力分离制冷剂的气体和液体。当制冷剂的流速降低时，像这种表面张力类型的气液分离器的气液分离性能增强，因此被有效地应用于在相对低的负荷下高频地运行的热泵循环装置。
根据本公开内容的第十七示例的热泵循环装置，流入外部热交换器的制冷剂的干度可以是0.1或更小。这可以使外部热交换器中的液相制冷剂蒸发，并且使液相制冷剂可靠地进行吸热作用。
根据本公开内容的第十八示例的热泵循环装置，第一使用侧热交换器可以由其中从压缩机的排出端口排出的高压制冷剂与吹送空气交换热量的热交换器构成。可替换地，根据本公开内容的第十九示例的热泵循环装置，第一使用侧热交换器可以由其中从压缩机的排出端口排出的高压制冷剂与用于加热吹送空气的加热介质交换热量的热交换器构成。
根据本公开内容的第二十示例的热泵循环装置，在加热操作模式中，由第一使用侧热交换器加热的吹送空气可以被吹向将被空气调节的空间。在该情况中，由从压缩机的排出端口排出且具有高温高压的制冷剂保持的热量散发至吹送空气，从而可以可靠地加热将被空气调节的空间。
本公开内容的第二十一示例的热泵循环装置可以设置有用于调节第一使用侧热交换器的热交换容量的热交换容量调节部，并且在冷却操作模式中，通过热交换容量调节部，第一使用侧热交换器中的热交换容量可以减小，并且由第二使用侧热交换器冷却的吹送空气可以被吹向将被空气调节的空间。
根据本公开内容的第二十二示例的热泵循环装置，第二使用侧热交换器可以相对于第一使用侧热交换器设置在吹送空气流的上游侧，并且在除湿-加热操作模式中，由第二使用侧热交换器冷却的吹送空气可以被第一使用侧热交换器加热并可以被吹向将被空气调节的空间。
附图说明
通过接下来参照附图的详细描述，本公开内容的上述目标和其它目标和特征以及优点将变得更加清楚。
图1是用于示出第一实施例的热泵循环装置的冷却操作模式中的制冷剂流动通道的总体结构示意图。
图2是用于示出第一实施例的热泵循环装置的第一加热模式中的制冷剂流动通道的总体结构示意图。
图3是用于示出第一实施例的热泵循环装置的第二加热模式中的制冷剂流动通道的总体结构示意图。
图4(a)是第一实施例的气液分离器的透视图，图4(b)是第一实施例的气液分离器的顶视图。
图5(a)和5(b)是用于示出第一实施例的中间压力侧打开/关闭阀的操作的图示。
图6(a)是用于示出由喷嘴或节流孔构成的低压侧固定节流阀的流动特性的曲线图，图6(b)是用于示出由毛细管构成的低压侧固定节流阀的流动特性的曲线图。
图7是用于示出第一实施例的热泵循环装置的冷却操作模式中的制冷剂的状态的莫里尔图。
图8是用于示出第一实施例的热泵循环装置的第一加热模式中的制冷剂的状态的莫里尔图。
图9是用于示出第一实施例的热泵循环装置的第二加热模式中的制冷剂的状态的莫里尔图。
图10是用于示出第一实施例的热泵循环装置的第一除湿-加热模式中的制冷剂的状态的莫里尔图。
图11是用于示出第一实施例的热泵循环装置的第二除湿-加热模式中的制冷剂的状态的莫里尔图。
图12是用于示出第一实施例的热泵循环装置的第三除湿-加热模式中的制冷剂的状态的莫里尔图。
图13是用于示出第一实施例的热泵循环装置的第四除湿-加热模式中的制冷剂的状态的莫里尔图。
图14(a)是第二实施例的气液分离器的轴向剖视图，图14(b)是沿图14(a)中的A-A线截取的剖视图。
图15是第三实施例的气液分离器的纵向剖视图。
图16是用于示出第三实施例的气液分离器的修改示例的纵向剖视图。
图17是第四实施例的气液分离器的轴向截面图。
图18是用于示出第五实施例的热泵循环装置的总体结构示意图。
图19(a)和19(b)是用于示出第六实施例的中间压力侧打开/关闭阀的操作的图示。
图20是用于示出第六实施例的热泵循环装置的冷却操作模式中的制冷剂流动通道的总体结构示意图。
图21是用于示出第六实施例的热泵循环装置的加热操作模式中的制冷剂流动通道的总体结构示意图。
具体实施方式
(第一实施例)
将参照图1至图13描述本公开内容的第一实施例。在本实施例中，本公开内容的热泵循环装置10应用于电动车辆的车用空气调节装置1，该电动车辆获得来自电动牵引马达的用于使车辆行驶的驱动力。热泵循环装置10在车用空气调节装置1中执行冷却或加热将被吹入将被空气调节的空间的车厢中的吹送空气的功能。
因而，本公开内容的热泵循环装置10构造为在冷却操作模式或除湿-加热操作模式(除湿操作模式)的制冷剂回路和加热操作模式的制冷剂回路之间进行切换，冷却操作模式用于冷却车辆的内部，除湿-加热操作模式(除湿操作模式)用于除湿和加热车辆的内部，如图1中的总体结构示意图所示，加热操作模式用于加热车辆的内部，如图2和图3中的总体结构示意图所示。
进一步，在热泵循环装置10中，如稍后将被描述的那样，作为加热操作模式，可以执行在外部空气温度极其低时(例如，当外部空气温度是0℃或更低时)执行的第一加热模式(图2)和在执行普通加热操作时的第二加热模式(图3)。在这里，在图1至图3中，每个操作模式中的制冷剂的流动由实线箭头指示。
热泵循环装置10采用HFC基制冷剂(具体地，R134a)作为制冷剂并构成蒸汽压缩类型的亚临界制冷循环，其中高压侧制冷剂压力不大于制冷剂的亚临界压力。当然，可以采用HFO基制冷剂(例如，R1234yf)。制冷剂与用于润滑压缩机11的冷冻机油混合，并且冷冻机油的一部分与制冷剂一起在该循环中循环。
在这方面，将被注入的制冷剂的量被设置为通过将预定过剩量添加至最大循环流量所获得的量，该最大循环流量是在使热泵循环装置10输送最大制冷量的高负荷操作的循环中进行循环所必须的流量。通过考虑下述事实确定该过剩量：注入该循环中的制冷剂将会由于多年的使用而经由用于连接热泵循环装置10的各个构成部件的橡胶管或连接部泄漏到外面。
在热泵循环装置10的构成部件中，压缩机11是设置在车辆的发动机罩中并吸入、压缩和排出热泵循环装置10中的制冷剂的部件。压缩机11是两级升压型电动压缩机，其中两个压缩机构和用于转动地驱动这两个压缩机构的电动马达被容纳在用于形成外壳的壳体中，这两个压缩机构是低压侧压缩机构和高压侧压缩机构，低压侧压缩机构和高压侧压缩机构中的每一个由固定排量型压缩机构构成。
在压缩机11的壳体中形成有吸入端口11a、中间压力端口11b和排出端口11c，低压制冷剂通过吸入端口11a被从壳体的外面吸入低压侧压缩机构中，中间压力制冷剂从壳体的外面通过中间压力端口11b进入壳体中并与压缩过程中的制冷剂混合，从高压侧压缩机构排出的高压制冷剂通过排出端口11c排出到壳体的外面。
更具体地，中间压力端口11b连接至低压侧压缩机构的制冷剂排出出口侧(也就是说，高压侧压缩机构的制冷剂吸入进口侧。进一步，作为低压侧压缩机构和高压侧压缩机构可以采用各种类型的压缩机构，如漩涡形压缩机构、叶片型压缩机构和转动活塞型压缩机构。
关于电动马达，可以采用其操作(转数)由从稍后将被描述的空气调节控制单元(ECU)40输出的控制信号控制的电动马达，可以是交流马达或直流马达。通过控制电动马达的转数改变压缩机11A的制冷剂排出容量。因而，电动马达构成压缩机11的排出容量改变部。
在这方面，本实施例采用其中两个压缩机构被容纳在一个壳体中的压缩机11，但压缩机的类型不限于此。换句话说，如果中间压力制冷剂可以从中间压力端口11b流入电动压缩机中并且可以与压缩过程中的制冷剂混合，则由一个固定排量型压缩机构和用于转动地驱动该压缩机构的电动马达(它们二者都被容纳在一个壳体中)构成的电动压缩机可以用作压缩机11。
连接至压缩机11的排出端口11c的是内部冷凝器12的制冷剂进口侧。内部冷凝器12是散热器(第一使用侧热交换器)，其设置在稍后将被描述的车用空气调节装置1的内部空气调节单元30的空气调节外壳31中，并且使从压缩机11(具体地，高压侧压缩机构)排出的高压制冷剂散发热量，从而加热将被吹入车厢中的空气，该空气已经通过稍后将被描述的内部蒸发器23。
连接至内部冷凝器12的制冷剂出口侧的是作为高压侧降压装置(第一降压部)的高压侧膨胀阀13的进口侧，高压侧降压装置(第一降压部)能够降低流出内部冷凝器12的高压制冷剂的压力，直到高压制冷剂变为中间压力制冷剂。高压侧膨胀阀13是由阀体制成并被构造为可以改变节流开口度的电动可变节流机构，和由步进马达制成用于改变阀体的节流开口度的电动致动器。
高压侧膨胀阀13被构造为设置在节流状态和全开状态，在节流状态中高压侧膨胀阀13进行降压操作，在全开状态中高压侧膨胀阀13不进行降压操作。更具体地，在高压侧膨胀阀13中，在降低制冷剂的压力时，在其中节流通道面积在等效直径变为从到的范围内改变节流开口度。进一步，当节流开口度为全开时，也能够确保等效直径为约的节流通道面积，因此抑制降低制冷剂的压力的操作。而且，还能够将节流开口度置于全闭状态，因此关闭从外部热交换器20到内部蒸发器23的制冷剂通道。在这方面，高压侧膨胀阀13的操作由从空气调节控制单元40输出的控制信号控制。
连接至高压侧膨胀阀13的出口侧的是气液分离器14的制冷剂流入端口14b，气液分离器14作为气液分离部，用于分离流出内部冷凝器12并且压力由高压侧膨胀阀13降低的中间压力制冷剂的气体和液体。气液分离器14属于离心分离型，其中通过离心力的作用分离制冷剂的气体和液体。
将采用图4(a)和图4(b)描述气液分离器14的详细结构。图4(a)是气液分离器14的示意性外部透视图，图4(b)是当从气液分离器14的上方观看时气液分离器14的顶视图。图4(a)和图4(b)中的上下箭头分别表明在气液分离器14安装在车用空气调节装置1中的状态中的顶部方向和底部方向。这对其它附图来说是相同的。
本实施例的气液分离器14包括：主体部14a，主体部14a沿垂直方向延伸并近似形成为具有封闭端的中空圆筒的形状(具有圆形截面)；具有制冷剂进口14e的制冷剂流入端口14b，中间压力制冷剂通过制冷剂进口14e流入；具有气相制冷剂出口14f的气相制冷剂流出端口14c，分离的气相制冷剂通过气相制冷剂出口14f流出；以及具有液相制冷剂出口14g的液相制冷剂流出端口14d，分离的液相制冷剂通过液相制冷剂出口14g流出。
主体部14a的直径被设置为一值，该值是将各个制冷剂流入端口14b连接至制冷剂流出端口14d的制冷剂导管的直径的约1.5倍或更多倍至约3.0倍或更小倍，从而减小气液分离器14的整体尺寸。
更具体地，气液分离器14(具体地，主体部14a)的内部体积被设置为小于过剩制冷剂的体积，过剩制冷剂的体积是通过从当注入该循环中的制冷剂的体积被转换成液相时所注入的制冷剂的体积中减去当该循环发挥最大容量所必须的制冷剂的体积转换成液相时制冷剂的最大必要体积而获得的。
为此原因，本实施例的气液分离器14的内部体积如此小，以至于不能充分地接收过剩的制冷剂，即使在该循环中引起载荷变化，从而改变在该循环中循环的制冷剂的循环流量。
制冷剂流入端口14b连接至主体部14a的圆筒形侧面，并且如图4(b)所示，由制冷剂导管构成，当从上方观看气液分离器14时，制冷剂导管沿主体部14a的圆形截面的外圆周的切向方向延伸。进一步，制冷剂进口14e形成在与制冷剂流入端口14b的主体部14a相反的端部中。在这里，制冷剂流入端口14b不一定需要沿水平方向延伸，而是可以以具有沿垂直方向的分量的方式延伸。
气相制冷剂流出端口14c连接至主体部14a的沿轴向方向的上端面(顶面)，并由与主体部14a同轴地在主体部14a的外侧和内侧延伸的制冷剂导管构成。进一步，气相制冷剂出口14f形成在气相制冷剂流出端口14c的上端部中，而气相制冷剂流出端口14c的下端部定位在比制冷剂流入端口14b和主体部14a的连接部低的一侧。
液相制冷剂流出端口14d连接至主体部14a的沿轴向方向的下端面(底面)，并由从主体部14a向下并与主体部14a同轴地延伸的制冷剂导管构成。进一步，液相制冷剂出口14g形成在液相制冷剂流出端口14d的下端部中。
因而，流入制冷剂流入端口14b的制冷剂进口14e的制冷剂沿着主体部14a的圆筒形内壁面以漩涡形式流动，并且该制冷剂的气体和液体通过由该涡流产生的离心力的作用而分离。进一步，分离的液相制冷剂通过重力作用下落到主体部14a的下侧。
随后，分离的并下落到所述下侧的液相制冷剂流出液相制冷剂流出端口14d的液相制冷剂出口14g，并且分离的气相制冷剂流出气相制冷剂流出端口14c的气相制冷剂出口14f。在这里，在图4(a)中示出了一种示例，其中主体部14a的沿轴向方向的下端面(底面)形成圆盘形状。然而，主体部14a的下部可以形成锥形形状，其中下部的直径向着下侧逐渐减小，并且液相制冷剂流出端口14d可以连接至锥形形状的最下部。
进一步，如图1至图3所示，压缩机11的中间压力端口11b经由中间压力制冷剂通道15连接至气液分离器14的气相制冷剂流出端口14c。中间压力制冷剂通道15具有设置在其中的中间压力侧打开/关闭阀16a。中间压力侧打开/关闭阀16a是用于打开和关闭中间压力制冷剂通道15的电磁阀并且其动作由从空气调节控制单元40输出的控制信号控制。
中间压力侧打开/关闭阀16a还具有止回阀的功能，用于在中间压力制冷剂通道15打开时允许制冷剂从气液分离器14的气相制冷剂出口仅仅流动至压缩机11的中间压力端口11b。以这种方式，当中间压力侧打开/关闭阀16a打开中间压力制冷剂通道15时，可以防止制冷剂从压缩机11侧向回流动至气液分离器14。
进一步，中间压力侧打开/关闭阀16a可以通过打开和关闭中间压力制冷剂通道15执行切换循环结构(制冷剂流动通道)的功能。因而，本实施例的中间压力侧打开/关闭阀16a构成用于切换在该循环中循环的制冷剂的制冷剂流动通道的制冷剂流动通道切换装置。
本实施例的中间压力侧打开/关闭阀16a被构造成结合稍后将被描述的低压侧降压装置的状态(节流状态，全开状态)打开和关闭中间压力制冷剂通道15。
具体地，如图5(a)所示，中间压力侧打开/关闭阀16a被构造为在低压侧降压装置的低压侧打开/关闭阀16b关闭从而将低压侧降压装置置于节流状态时打开中间压力制冷剂通道15。而且，如图5(b)所示，中间压力侧打开/关闭阀16a被构造成在低压侧降压装置的低压侧打开/关闭阀16b打开从而将低压侧降压装置置于全开状态时打开中间压力制冷剂通道15。在这里，图5(a)示出中间压力侧打开/关闭阀16a打开时的操作，而图5(b)示出低压侧打开/关闭阀16b关闭时的操作。
另一方面，连接至气液分离器14的液相制冷剂流出端口14d的是能够降低流出气液分离器14的制冷剂的压力的低压侧降压装置(第二降压部)的进口侧，而连接至低压侧降压装置的出口侧的是外部热交换器20的制冷剂进口侧。
本实施例的低压侧降压装置由下述组件构成：低压侧固定节流阀17，用于降低由气液分离器14分离的液相制冷剂的压力，直到液相制冷剂变为低压制冷剂；固定节流阀旁路通道18，用于使由气液分离器14分离的液相制冷剂旁通(绕过)低压侧固定节流阀17，从而将液相制冷剂引导至外部热交换器20侧；和低压侧打开/关闭阀16b，作为用于打开和关闭固定节流阀旁路通道18的通道打开/关闭阀。低压侧打开/关闭阀16b的基本结构与中间压力侧打开/关闭阀16a相同，并且是其打开/关闭操作由从空气调节控制单元40输出的控制电压(控制信号)控制的电磁阀。
在这里，在制冷剂通过低压侧打开/关闭阀16b时引起的压力损失比制冷剂通过低压侧固定节流阀17时引起的压力损失小很多。因而，在低压侧打开/关闭阀16b打开的情况中，流出内部冷凝器12的制冷剂经由固定节流阀旁路通道18侧流入外部热交换器20，而在低压侧打开/关闭阀16b关闭的情况中，流出内部冷凝器12的制冷剂经由低压侧固定节流阀17流入外部热交换器20。
以这种方式，通过打开和关闭低压侧打开/关闭阀16b，低压侧降压装置可以改变至其中低压侧降压装置进行降压操作的节流状态，以及改变至其中低压侧降压装置不进行降压操作的全开状态。在这方面，作为低压侧打开/关闭阀16b可以采用电动三通阀，用于在将气液分离器14的液相制冷剂流出端口14d的出口侧连接至低压侧固定节流阀17的进口侧的制冷剂回路和用于将液相制冷剂流出端口14d的出口侧连接至固定节流阀旁路通道18的进口侧的制冷剂回路之间切换。
作为低压侧固定节流阀17，可以采用具有固定节流开口度的喷嘴或节流孔。在诸如喷嘴和节流孔之类的固定节流阀中，节流通道的面积突然减小或突然增加，使得通过固定节流阀的制冷剂的流量和低压侧固定节流阀17的上游侧的制冷剂的干度X可以随着上游侧和下游侧之间的压力差(进口侧和出口侧之间的压力差)的变化而自我调节(平衡)。
具体地，在压力差相对大的情况中，通过固定节流阀的制冷剂的流量和固定节流阀的上游侧的制冷剂的干度X以下述方式被平衡，即固定节流阀的上游侧的制冷剂的干度X随着在该循环中循环所需要的必要循环制冷剂流量减小而变大。另一方面，在压力差相对小的情况中，通过固定节流阀的制冷剂的流量和固定节流阀的上游侧的制冷剂的干度X以下述方式被平衡，即固定节流阀的上游侧的制冷剂的干度X随着在该循环中循环所需要的必要循环制冷剂流量增加而变小。
然而，如果低压侧固定节流阀17的上游侧的制冷剂的干度变大，当外部热交换器20用作使制冷剂进行吸热作用的蒸发器时，外部热交换器20中的制冷剂的吸热量(制冷量)降低，因此该循环的性能系数(COP)恶化。
因而，本实施例采用这样一种低压侧固定节流阀17，其中即使必要循环制冷剂流量由于加热操作模式的循环中的载荷变化而改变，如图6(a)所示，低压侧固定节流阀17的上游侧的制冷剂的干度X变为0.1或更小，从而防止COP恶化。图6(a)是本实施例的低压侧固定节流阀17的流量特性示意图(节流特性示意图)，并示出在加热操作模式中制冷剂循环流量Q相对于低压侧固定节流阀17的上游侧的制冷剂的干度X的变化。
换句话说，本实施例的低压侧固定节流阀17以这样一种方式被调节，使得当在热泵循环装置10中引起载荷变化时，即使制冷剂循环流量Q以及低压侧固定节流阀17的出口和进口之间的压力差在所考虑的范围内变化，如图6(a)中的阴影区域所示，低压侧固定节流阀17的上游侧的制冷剂的干度X变为0.1或更小。
在这里，可以设想采用毛细管，而不是喷嘴或节流孔，作为低压侧固定节流阀17，但希望的是，由于下述原因，采用喷嘴或节流孔作为低压侧固定节流阀17。
图6(b)是在毛细管用作低压侧固定节流阀17的情况中的流量特性示意图(节流特性示意图)，并示出在加热操作模式中制冷剂循环流量Q相对于低压侧固定节流阀17的上游侧的制冷剂的干度X的变化。
如图6(b)所示，在毛细管中，制冷剂循环流量Q相对于低压侧固定节流阀17的上游侧的制冷剂的干度X的变化小于喷嘴或节流孔中的变化，并且因此低压侧固定节流阀17的上游侧的制冷剂的干度容易变大。换句话说，当毛细管用作低压侧固定节流阀17时，在制冷剂循环流量以及低压侧固定节流阀17的进口和出口之间的压力差在热泵循环装置10中引起载荷变化时所考虑的范围内变化时，如图6(b)中的阴影区域所示，则难以将低压侧固定节流阀17的上游侧的制冷剂的干度X调节为0.1或更小。
返回图1至图3，外部热交换器20是设置在发动机罩中并使得通过它自身的低压制冷剂与从鼓风机21吹送的外部空气交换热量的热交换器。外部热交换器20是这样的热交换器，其在第一和第二加热模式中用作用于蒸发低压制冷剂从而进行吸热作用的蒸发器，且在冷却操作模式等中用作使高压制冷剂散发热量的散热器。
连接至外部热交换器20的制冷剂出口侧的是作为第三降压部的冷却膨胀阀22的制冷剂进口侧。冷却膨胀阀22是在冷却操作模式等中调节流出外部热交换器20的制冷剂的压力从而降低流入内部蒸发器23的制冷剂的压力的阀。冷却膨胀阀22的基本结构与高压侧膨胀阀13相同，并且其动作由从空气调节控制单元40输出的控制信号控制。
连接至冷却膨胀阀22的出口侧的是内部热交换器23的制冷剂进口侧。内部热交换器23是蒸发器(第二使用侧热交换器)，其设置在被吹入内部空气调节单元30的空气调节外壳31的内部冷凝器12的车厢中的空气流的上游侧，并在冷却操作模式、除湿-加热操作模式等中蒸发通过它自己的制冷剂，从而冷却将被吹入车厢中的空气。
连接至内部热交换器23的出口侧的是蓄能器24的进口侧。蓄能器24是分离流入它自身中的制冷剂的气体和液体并储存过剩制冷剂的低压侧气液分离器。进一步，连接至蓄能器24的气相制冷剂的出口侧的是压缩机11的吸入端口11a。因而，内部热交换器23连接至蓄能器24以使制冷剂流出至压缩机11的吸入端口11a侧。
进一步，连接至外部热交换器20的制冷剂出口侧的是膨胀阀旁路通道25，其用于使流出外部热交换器20的制冷剂旁通冷却膨胀阀22和内部蒸发器23，从而将制冷剂引导至蓄能器24的进口侧。膨胀阀旁路通道25具有设置在其中的冷却打开/关闭阀16c，以便冷却打开/关闭阀16c打开和关闭膨胀阀旁路通道25。
冷却打开/关闭阀16c的基本结构与中间压力侧打开/关闭阀16a相同，并且其打开/关闭动作由从空气调节控制单元40输出的控制电压(控制信号)控制。进一步，在制冷剂通过冷却打开/关闭阀16c时引起的压力损失比在制冷剂通过冷却膨胀阀22时引起的压力损失小很多。
因而，在冷却打开/关闭阀16c打开的情况中，流出外部热交换器20的制冷剂经由膨胀阀旁路通道25流入蓄能器24。此时，冷却膨胀阀22的节流开口可以完全关闭。进一步，在冷却打开/关闭阀16c关闭的情况中，流出外部热交换器20的制冷剂经由冷却膨胀阀22流入内部蒸发器23。以这种方式，冷却打开/关闭阀16c可以切换热泵循环装置10的制冷剂流动通道。因而，本实施例的冷却打开/关闭阀16c与中间压力侧打开/关闭阀16a一起构成制冷剂流动通道切换装置。
接下来，将描述内部空气调节单元30。内部空气调节单元30具有空气调节外壳31，空气调节外壳31布置在设置在车厢的最前部处的仪表板内并形成内部空气调节单元30的外壳，并且在空气调节外壳31中形成将被吹入车厢中的空气的空气通道。容纳在空气通道中的是上文已经描述的鼓风机32、内部冷凝器12和内部蒸发器23。
设置在空气调节外壳31的气流的最上游侧的是用于切换和引入车厢中的空气(内部空气)和外部空气的内部/外部空气切换部33。内部/外部空气切换部33是通过内部/外部空气切换门连续地调节用于将内部空气引入空气调节外壳31中的内部空气引入端口的开口面积和用于将外部空气引入空气调节外壳31中的外部空气引入端口的开口面积的部分，从而连续地改变内部空气的体积和外部空气的体积的空气体积比。
设置在内部/外部空气切换部33的气流的下游侧的是用于将经由内部/外部空气切换部33吸入的空气吹送到车厢内部的鼓风机32。鼓风机32是用于通过电动马达驱动离心多叶片式风扇(西罗克风扇)的电动鼓风机，并且其转数(空气量)由从空气调节单元40输出的控制电压控制。
相对于将被吹入车厢中的空气流顺序地设置在上文已经描述的鼓风机32、内部蒸发器23和内部冷凝器12的气流的下游侧是内部蒸发器23→内部冷凝器12。换句话说，内部蒸发器23相对于内部冷凝器12设置在气流的上游侧。
进一步，设置在空气调节外壳31中的是用于使通过内部蒸发器23之后的吹送空气旁通内部冷凝器12的旁路通道35，空气混合门34设置在内部蒸发器23的气流的下游侧和内部冷凝器12的气流的上游侧。
空气混合门34是热交换容量调节部，其用于调节通过内部蒸发器23的吹送空气中的将要通过内部冷凝器12的空气体积与将通过旁路通道35的空气体积的空气体积比，从而调节内部冷凝器12的热交换容量。空气混合门34由伺服马达(未示出)驱动，该伺服马达的操作由从空气调节控制单元40输出的控制信号控制。
进一步，设置在内部冷凝器12和旁路通道35的气流的下游侧的是混合空间36，与内部冷凝器12中的制冷剂交换热量且因此被加热的将被吹入车厢中的空气和通过旁路通道35且因此未被加热的将被吹入车厢中的空气在混合空间36中混合。
设置在空气调节外壳31的气流的最下游侧的是开口孔，在混合空间36中混合的吹送空气通过开口孔被吹出到车厢的将被冷却的空间的内部。具体地，作为开口孔，形成用于将被空气调节过的空气吹出到车厢的前窗玻璃的除霜开口孔37a、用于将被空气调节过的空气吹出至车厢中的乘客的上半身体的面部开口孔37b、和用于将被空气调节过的空气吹出至乘客的脚部的脚部开口孔37c。
因而，通过由空气混合门34调节将通过内部冷凝器12的空气体积与将通过旁路通道35的空气体积的空气体积比，可以调节混合空间36中的吹送空气的温度。空气混合门34由伺服马达(未示出)驱动，该伺服马达的操作由从空气调节控制单元40输出的控制信号控制。
进一步，分别设置在除霜开口孔37a、面部开口孔37b和脚部开口孔37c的气流的上游侧的是用于调节除霜开口孔37a的开口面积的除霜门38a、用于调节面部开口孔37b的开口面积的面部门38b、和用于调节脚部开口孔37c的开口面积的脚部门38c。
这些除霜门38a、面部门38b和脚部门38c构成用于切换开口孔模式的开口孔模式切换部。这些除霜门38a、面部门38b和脚部门38由伺服马达(未示出)驱动，该伺服马达的操作由从空气调节控制单元40输出的控制信号经由连杆机构等控制。
进一步，经由形成对应的空气通道的导管分别连接在除霜开口孔37a、面部开口孔37b和脚部开口孔37c的气流的下游侧的是设置在车厢中的除霜风口、面部风口和脚部风口。
接下来，将描述本实施例的电动控制部分。空气调节控制单元40由包括CPU、ROM和RAM及其外围电路的公知的微计算机构成，并基于ROM中存储的空气调节控制程序进行多种操作和处理，且控制连接至其输出侧的多种空气调节装置(压缩机11，高压侧膨胀阀13，低压侧降压装置的低压侧打开/关闭阀16b，制冷剂流动通道切换装置16a，16c，以及鼓风机32)的操作。
进一步，连接至空气调节控制单元40的输入侧的是用于空气调节的一组多种传感器41，如用于检测车辆内的温度的内部空气传感器，用于检测外部空气温度的外部空气传感器，用于检测车厢内的太阳辐射量的太阳辐射传感器，用于检测从内部蒸发器23吹出的空气的温度(蒸发器温度)的蒸发器温度传感器，用于检测从压缩机11吹出的高压制冷剂的压力的排出压力传感器，以及用于检测被吸入压缩机11中的制冷剂的压力的吸入压力传感器。
进一步，连接至空气调节控制单元40的入出侧的是在车厢的前面靠近仪表板设置的操作面板(未示出)，来自设置在操作面板中的多种空气调节操作开关的操作信号输入至空气调节控制单元40。设置在操作面板中的多种空气调节操作开关具体地包括用于启动车用空气调节装置1的开关、用于设置车厢内温度的车厢内温度设置开关、以及冷却操作模式和加热操作模式的选择开关。
空气调节控制单元40是这样一种单元，其中用于控制连接至空气调节控制单元40的输出侧的空气调节控制部件的操作的控制部件被一体地构成，并且用于控制将被控制的各个部件的操作的结构(硬件和软件)构成用于控制将被控制的各个部件的操作的控制部件。
例如，在本实施例中，用于控制压缩机11的电动马达的操作的结构(硬件和软件)构成排出容量控制部，用于控制制冷剂流动通道切换装置16a至16c的操作的结构(硬件和软件)构成制冷剂流动通道控制部件。当然，排出容量控制部和制冷剂流动通道控制部可以相对于空气调节控制单元40被构造为单独的控制装置。
接下来，将描述本实施例的车用空气调节装置1在上述结构中的操作。在本实施例的车用空气调节装置1中，如上所述，操作模式可以被切换至用于冷却车厢的内部的冷却操作模式、用于加热车厢的内部的加热操作模式、以及用于除湿和加热车厢的内部的除湿-加热操作模式。以下将描述各个操作模式中的操作。
(a)冷却操作模式
当在操作面板的操作开关接通的状态中由选择开关选择冷却操作模式时，冷却操作模式开始。在冷却操作模式中，空气调节控制单元40将高压侧膨胀阀13置于其中高压侧膨胀阀13不进行降压操作的全开状态，将冷却膨胀阀22置于其中冷却膨胀阀22进行降压操作的节流状态，以及将冷却打开/关闭阀16c置于关闭状态。
进一步，空气调节控制单元40使低压侧打开/关闭阀16b进入打开状态，从而使低压侧降压装置进入其中低压侧降压装置不进行降压操作的全开状态，并且与低压侧打开/关闭阀16b的状态协作使中间压力侧打开/关闭阀16a进入关闭状态。以这种方式，热泵循环装置10被切换至制冷剂在其中以由图1中的实线箭头示出的方式流动的制冷剂流动通道。
在该制冷剂流动通道的结构中，空气调节控制单元40读取用于空气调节的该组传感器41的检测信号和操作面板的操作信号。空气调节控制单元40基于检测信号和操作信号的值计算将被吹出到车厢的内部的空气的目标温度的目标空气温度TAO。进一步，空气调节控制单元40基于计算出的目标空气温度TAO和该组传感器41的检测信号确定连接至空气调节控制单元40的输出侧的各个空气调节控制部件的操作状态。
例如，以下述方式确定压缩机11的制冷剂排出容量，也就是说，将被输出至压缩机11的电动马达的控制信号。首先，参照之前储存在空气调节控制单元40中的控制图，基于目标空气温度TAO确定内部蒸发器23的蒸发器目标空气温度TEO。
随后，基于蒸发器目标空气温度TEO和由蒸发器温度传感器检测的从内部蒸发器23中吹出的空气的温度之间的差异，使用反馈技术以使得从内部蒸发器23中吹出的空气的温度接近蒸发器目标空气温度TEO，从而确定将被输出至压缩机11的电动马达的控制信号。
进一步，确定将被输出至冷却膨胀阀22的控制信号，使得流入冷却膨胀阀22中的制冷剂的过冷度接近目标过冷度，目标过冷度是以使COP接近几乎最大值的方式被确定的。进一步，确定将被输出至空气混合门34的伺服马达的控制信号，使得空气混合门34关闭内部冷凝器12的空气通道，从而使通过内部蒸发器23之后的吹送空气的全部流量通过旁路通道35。
随后，上述确定的控制信号被输出到多种空气调节控制部件。随后，在车用空气调节装置的操作通过操作面板被要求停止之前，以具有预定控制周期的间隔进行下述控制程序：读取检测信号和操作信号→计算目标空气温度TAO→确定各种空气调节控制部件中的每一个的操作状态→输出控制电压和控制信号。在其它操作模式中以相同的方式重复执行这样的控制程序。
因而，在冷却操作模式的热泵循环装置10中，如图7中的莫里尔图所示，从压缩机11的排出端口11c排出的高压制冷剂(图7中的点a6)流入内部冷凝器12。此时，由于空气混合门34关闭内部冷凝器12的空气通道，因此流入内部冷凝器12的制冷剂几乎不将热量散发到将被吹出到车厢中的空气并且流出内部冷凝器12。
流出内部冷凝器12的制冷剂顺序地流过高压侧膨胀阀13→气液分离器14→低压侧打开/关闭阀16b，且随后流入外部热交换器20。更详细地说，由于高压侧膨胀阀13处于全开状态，因此流出内部冷凝器12的制冷剂的压力几乎未被高压侧膨胀阀13降低，且从高压侧膨胀阀13流出，并从气液分离器14的制冷剂流入端口14b流入气液分离器14。
在这里，如上所述，确定冷却膨胀阀22的节流开口度，使得流入冷却膨胀阀22的制冷剂的过冷度接近目标过冷度，从而使得流入气液分离器14的制冷剂处于具有该过冷度的液相状态。因而，制冷剂的气体和液体在气液分离器14中未彼此分离，且液相制冷剂流出液相制冷剂流出端口14d。进一步，由于中间压力侧打开/关闭阀16a处于关闭状态，因此液相制冷剂不流出气相制冷剂流出端口14c。
由于低压侧降压装置处于全开状态，因此流出液相制冷剂流出端口14d的液相制冷剂的压力几乎未在低压侧降压装置中降低并从低压侧降压装置流出，且随后流入外部热交换器20。换句话说，由于低压侧打开/关闭阀16b在低压侧降压装置中处于打开状态，因此液相制冷剂不流入低压侧固定节流阀17侧，而是经由固定节流阀旁路通道18流入外部热交换器20中。流入外部热交换器20的低压制冷剂与从鼓风机21吹送的外部空气交换热量，从而将热量散发至外部空气(图7中点a6→点b6)。
由于冷却打开/关闭阀16c处于关闭状态，因此流出外部热交换器20的制冷剂流入被设置为节流状态的冷却膨胀阀22，并且被降低压力且以等焓方式膨胀，直到制冷剂变为低压制冷剂(图7中点b6→点c6)。随后，压力由冷却膨胀阀22降低的低压制冷剂例如内部蒸发器23并从由鼓风机32吹入车厢中的空气吸收热量，从而被蒸发(图7中点c6→点d6)。以这种方式，将被吹入车厢中的空气被冷却。
流出内部蒸发器23的制冷剂流入蓄能器24并分离成气体和液体。分离的气相制冷剂被从压缩机11的吸入端口11a吸入(图7中的点e6)，且随后按顺序地在低压侧压缩机构→高压侧压缩机构(图7中点e6→点a16→点a6)中再次被压缩。另一方面，分离的液相制冷剂作为过剩的制冷剂储存在蓄能器24中。在这里，过剩的制冷剂是不需要在该循环中的发挥所需要的制冷能力的制冷剂。
图7中的点d6与点e6的差异是由在从蓄能器24延伸至压缩机11的吸入端口11a的制冷剂导管中流动的气相制冷剂的压力损失和气相制冷剂从外部(外部空气)吸收的热量的量引起的。因而，希望的是，在理想的循环中点d6与点e6相同。对下文将描述的其它莫里尔图来说都是如此。
如上所述，在冷却操作模式中，内部冷凝器12的空气通道由空气混合门34关闭，以便由内部蒸发器23冷却的吹送空气可以被吹出到车厢的内部。以这种方式，能够冷却车厢的内部。
进一步，如从上文描述清楚的是，在冷却操作模式中，使流出第一使用侧热交换器的内部冷凝器12的制冷剂顺序地流过处于全开状态的高压侧膨胀阀13→气液分离器14→处于全开状态的低压侧降压装置→外部热交换器20→第三降压部的冷却膨胀阀22→第二使用侧热交换器的内部蒸发器23。
在这里，将描述在冷却操作模式中使中间压力侧打开/关闭阀16a处于关闭状态的原因。在冷却操作模式中，如上所述，高压侧膨胀阀13和低压侧降压装置二者都处于其中不进行降压操作的全开状态。为此原因，如果在中间压力侧打开/关闭阀16a处于打开状态的状态下实现注气循环，则仅重复地进行使得从压缩机11的排出端口11c排出的气相制冷剂顺序地流过内部冷凝器12→中间压力制冷剂通道15→中间压力端口11b并且再次被压缩的循环，使得注气循环在车辆的内部的冷却过程中不能有效地发挥作用，而只是无用地消耗压缩机11的能量。这样，在本实施例中，为了减少压缩机11的能量的无用消耗，中间压力侧打开/关闭阀16a在冷却操作模式中处于关闭状态。
(b)加热操作模式
接下来，将描述加热操作模式。如上所述，在本实施例的热泵循环装置10中，可以进行作为加热操作模式的第一加热模式和第二加热模式。首先，当在车用空气调节装置1的启动开关接通的状态下由选择开关选择加热操作模式时，加热操作模式启动。
当加热操作模式启动时，空气调节控制单元40读取用于空气调节控制的该组传感器41的检测信号和操作面板的操作信号并确定压缩机11的制冷剂排出容量(压缩机11的转数)。进一步，根据所确定的转数进行第一加热模式或第二加热模式。
(b)-1：第一加热模式
首先，将描述第一加热模式。当进行第一加热模式时，空气调节控制单元40使高压侧膨胀阀13进入节流状态，使冷却膨胀阀22进入全闭状态，并使冷却打开/关闭阀16c进入打开状态。
进一步，空气调节控制单元40使低压侧打开/关闭阀16b进入关闭状态，从而使低压侧降压装置进入其中低压侧降压装置进行降压操作的节流状态，随后结合低压侧打开/关闭阀16b的状态使中间压力侧打开/关闭阀16a进入打开状态。以这种方式，热泵循环装置10被切换至制冷剂在其中以由图2中的实线箭头示出的方式流动的制冷剂流动通道。
在这种制冷剂流动通道结构(循环结构)中，如冷却操作模式的情况一样，空气调节控制单元40读取用于空气调节控制的该组传感器41的检测信号和操作面板的操作信号，并基于目标空气温度TAO和该组传感器的检测信号确定连接至空气调节控制单元40的输出侧的各种空气调节控制部件的操作状态。
在第一加热模式中，确定将被输出至高压侧膨胀阀13的控制信号，以使得高压侧膨胀阀13的节流开口度变成对于第一加热模式的预定的给定开口度。进一步，确定将被输出至空气混合门34的伺服马达的控制信号，以使得空气混合门34关闭旁路通道35，从而使通过内部蒸发器23之后的吹送空气的全部流量通过内部冷凝器12。
因而，在第一加热模式的热泵循环装置10中，如图8中的莫里尔图所示，从压缩机11的排出端口11c排出的高压制冷剂(图8中的点a7)流入内部冷凝器12。流入内部冷凝器12的制冷剂与从鼓风机32吹出并通过内部蒸发器23的将被吹入车厢中的空气交换热量，从而散发热量(图8中点a7→点b7)。以这种方式，将被吹入车厢中的空气被加热。
流出内部冷凝器12的制冷剂由处于节流状态的高压侧膨胀阀13以等焓方式降低压力并膨胀，直到制冷剂变为中间压力制冷剂(图7中点b7→点c17)。压力由高压侧膨胀阀13降低的中间压力制冷剂由气液分离器14分离成气体和液体(图8中点c7→点c27，点c7→点c37)。
由于中间压力打开/关闭阀16a处于打开状态，因此由气液分离器14分离的气相制冷剂经由中间压力制冷剂通道15流入压缩机11的中间压力端口11b(图8中点c27→点a27)，并与从低压侧压缩机构排出的制冷剂混合(图8中点a17)，且随后被高压侧压缩机构吸入。
另一方面，由于低压侧降压装置处于节流状态，因此由气液分离器14分离的液相制冷剂由低压侧降压装置降低压力，直到制冷剂变为低压制冷剂，并且随后流入外部热交换器20。换句话说，在低压侧降压装置中，由于低压侧打开/关闭阀16b处于关闭状态，因此液相制冷剂流入低压侧固定节流阀17并被以等焓方式降低压力和膨胀，直到制冷剂变为低压制冷剂(图8中点c37→点c47)。流出低压侧固定节流阀17的制冷剂流入外部热交换器20并与从鼓风机21吹送的外部空气交换热量，从而吸收热量(图8中点c47→点d7)。
由于冷却打开/关闭阀16c处于打开状态，因此流出外部热交换器20的制冷剂经由膨胀阀旁路通道25流入蓄能器24并分离成气体和液体。分离的气相制冷剂被从压缩机11的吸入端口11a(图8中点e7)吸入并再次被压缩。另一方面，分离的液相制冷剂作为过剩的制冷剂储存在蓄能器24中，过剩的制冷剂是该循环不需要用其发挥所需要的制冷能力的制冷剂。
如上所述，在第一加热模式中，由从压缩机11排出的制冷剂保持的热量可以散发到内部冷凝器12中的将被吹入车厢中的空气，被加热的、将被吹入车厢中的空气可以被吹出至车厢的内部。以这种方式，可以加热车厢的内部。
再进一步，可以在第一加热模式中构成注气循环(节约式制冷循环)，其中压力由低压侧固定节流阀17降低的低压制冷剂被从压缩机11的吸入端口11a吸入，并且其中压力由高压侧膨胀阀13降低的中间压力制冷剂流入中间压力端口11b，从而在升压过程中与低压制冷剂混合。
因而，通过使高压侧压缩机构吸取具有低温的混合制冷剂，可以改善高压侧压缩机构的压缩效率，并且可以减小所吸入的制冷剂的压力与低压侧压缩机构和高压侧压缩机构中的排出制冷剂的压力之间的压力差，从而可以改善两个压缩机构中的压缩效率。结果，总体上可以改善热泵循环装置10的COP。
进一步，如从上文描述将明白的那样，在第一加热模式中，使流出第一使用侧热交换器的内部冷凝器12的制冷剂顺序地流过处于节流状态的高压侧膨胀阀13→气液分离器14→处于节流状态的低压侧降压装置→外部热交换器20→蓄能器24，并且使由气液分离器14分离的气相制冷剂顺序地流过中间压力制冷剂通道15→压缩机11的中间压力端口11b。
(b)-2：第二加热模式
接下来，将描述第二加热模式。当进行第二加热模式时，空气调节控制单元40使高压侧膨胀阀13进入其中高压侧膨胀阀13进行降压操作的节流状态，使冷却膨胀阀22进入全闭状态，并且使冷却打开/关闭阀16c进入打开状态。
进一步，空气调节控制单元40使低压侧打开/关闭阀16b处于打开状态，从而使低压侧降压装置处于其中低压侧降压装置不进行降压操作的全开状态，并且与低压侧打开/关闭阀16b的状态结合使中间压力侧打开/关闭阀16a进入关闭状态。热泵循环装置10被切换至制冷剂在其中以由图3中的实线箭头示出的方式流动的制冷剂流动通道。
在这种制冷剂流动通道结构(循环结构)中，如冷却操作模式的情况一样，空气调节控制单元40读取用于空气调节控制的该组传感器41的检测信号和操作面板的操作信号，并基于目标空气温度TAO和该组传感器的检测信号确定连接至空气调节控制单元40的输出侧的各种空气调节控制部件的操作状态。
在第二加热模式中，确定将被输出至高压侧膨胀阀13的控制信号，以使得高压侧膨胀阀13的节流开口度变成对于第二加热模式预定的给定开口度。进一步，确定将被输出至空气混合门34的伺服马达的控制信号，以使得空气混合门34关闭旁路通道35，从而使通过内部蒸发器23之后的吹送空气的全部流量通过内部冷凝器12。
因而，在第一加热模式的热泵循环装置10中，如图9中的莫里尔图所示，从压缩机11的排出端口11c排出的高压制冷剂(图9中的点a8)流入内部冷凝器12并与将被吹入车厢中的空气交换热量，从而散发热量(图9中点a8→点b8)，如与第二加热模式的情况一样。以这种方式，将被吹入车厢中的空气被加热。
流出内部冷凝器12的制冷剂由处于节流状态的高压侧膨胀阀13以等焓方式降压和膨胀，直到制冷剂变为低压制冷剂(图9中点b8→点c8)且随后流入气液分离器14。此时，由于中间压力侧打开/关闭阀16a处于关闭状态，因此流入气液分离器14的制冷剂未被分离成气体和液体，而是流出液相制冷剂流出端口14d。
另一方面，由于低压侧降压装置处于全开状态，因此由气液分离器14分离的液相制冷剂几乎不被低压侧降压装置降低压力并且从低压侧降压装置流出，且随后流入外部热交换器20。换句话说，由于低压侧打开/关闭阀16b处于打开状态，因此在低压侧降压装置中，液相制冷剂不流入低压侧固定节流阀17，而是经由固定节流阀旁路通道18流入外部热交换器20。流入外部热交换器20的制冷剂与从鼓风机21吹送的外部空气交换热量，从而吸收热量(图9中点c8→点d8)。该顺序操作与第一加热模式中相同。
如上所述，在第二加热模式中，由从压缩机11排出的制冷剂保持的热量在内部冷凝器12中可以散发到将被吹入车厢中的空气中，并且因此已经被加热的、将被吹入车厢中的空气可以被吹出至车厢的内部。以这种方式，可以加热车厢的内部。
在这里，将描述在加热负荷相对低的情况中，例如，在外部温度高的情况中，通过代替第一加热模式执行第二加热模式产生的效果。在第一加热模式，如上所述，可以构成注气循环，以便总体上可以改善热泵循环装置10的COP。
换句话说，理论上，如果压缩机11的转数相同，则在第一加热模式中可以比在第二加热模式中产生更高的加热性能。换句话说，产生相同的加热性能所需要的压缩机11的转数(制冷剂排出容量)在第二加热模式中变为低于第一加热模式。
然而，压缩机构具有最大效率转数，其中压缩效率变为最大(峰值)，并且具有当转数变为低于最大效率转数时压缩效率变得非常低的特性。为此原因，在加热负荷相对低的情况中，当压缩机11以低于最大效率转数的转数运转时，在第一加热模式中，相反，COP在一些情况中降低。
因而，在本实施例中，假设最大效率转数是基础转数，在压缩机11的转数在第一加热模式的执行期间变为低于该基础转数的情况中，第一加热模式被切换至第二加热模式，而在第二加热模式的执行期间当转数变为高于通过将预定量添加至该基础转数所获得的转数的情况中，第二加热模式被切换至第一加热模式。
以这种方式，在第一加热模式和第二加热模式中选择能够实现较高的COP的操作模式。因而，即使在第一加热模式的执行期间当压缩机11的转数变为低于该基础转数的情况中，通过将第一加热模式切换至第二加热模式，总体上可以改善热泵循环装置10的COP。
(c)除湿-加热操作模式
接下来，将描述除湿-加热操作模式。当在冷却操作模式中由车厢温度设置开关设置的设定温度高于外部空气温度时，执行除湿-加热操作模式。
当进行除湿-加热操作模式时，空气调节控制单元40使高压侧膨胀阀13进入全开状态或节流状态，使冷却膨胀阀22进入全开状态或节流状态，并且使冷却打开/关闭阀16c进入关闭状态。
进一步，空气调节控制单元40使低压侧打开/关闭阀16b进入打开状态，从而使低压侧降压装置进入其中低压侧降压装置不进行降压操作的全开状态，并且结合低压侧打开/关闭阀16b的状态使中间压力侧打开/关闭阀16a进入关闭状态。以这种方式，与冷却操作模式的情况一样，热泵循环装置10被切换至制冷剂如由图1中的实线箭头所示那样流动的制冷剂通道。
因而，与冷却操作模式的情况一样，除湿-加热操作模式中的制冷剂通道对应于权利要求中的第一操作模式中的制冷剂通道。进一步，确定将被输出至空气混合门34的伺服马达的控制信号，使得空气混合门34关闭旁路通道35，从而使通过内部蒸发器23之后的吹送空气的全部流量通过内部冷凝器12。
进一步，在本实施例的除湿-加热操作模式中，根据设定温度和外部空气温度之间的温度差改变高压侧膨胀阀13的节流开口度和冷却膨胀阀22的节流开口度。具体地，当目标空气温度TAO增加时，高压侧膨胀阀13的节流开口度减小，冷却膨胀阀22的节流开口度增加，从而进行除湿-加热操作模式的从第一除湿-加热模式到第四除湿-加热模式的以下四个步骤。
(c)-1：第一除湿-加热模式
在第一除湿-加热模式中，空气调节控制单元40使高压侧膨胀阀13进入全开状态并使冷却膨胀阀22进入节流状态。因而，虽然循环结构(制冷剂流动通道)与冷却操作模式中完全相同，但空气混合门34完全打开内部冷凝器12的空气通道，以便在该循环中循环的制冷剂的状态如由图10中的莫里尔图所示那样改变。
也就是说，如图10所示，流出压缩机11的排出端口11c(图10中点a9)的高压制冷剂流入内部冷凝器12并与在内部蒸发器23中被冷却并被除湿的将被吹入车厢中的空气交换热量，从而散发热量(图10中点a9→点b19)。以这种方式，将被吹入车厢中的空气被加热。
与冷却操作模式的情况一样，从内部冷凝器12流出的制冷剂顺序地流过高压侧膨胀阀13→气液分离器14→低压侧降压装置的低压侧打开/关闭阀16b，随后流入外部热交换器20。流入外部热交换器20的低压制冷剂与从鼓风机21吹送的外部空气交换热量，从而散发热量(图10中点b19→点b29)。后续操作与冷却操作模式中相同。
如上所述，在第一除湿-加热模式中，由内部蒸发器23冷却和除湿的将被吹入车厢中的空气可以由内部冷凝器12加热并且可以被吹入车厢中。以这种方式，车厢的内部可以被除湿和加热。
(c)-2：第二除湿-加热模式
接下来，当目标空气温度TAO在第一除湿-加热模式的执行期间变为高于预定的第一基础温度时，进行第二除湿-加热模式。在第二除湿-加热模式中，空气调节控制单元40使高压侧膨胀阀13进入节流状态，并使冷却膨胀阀22的节流开口进入其中节流开口度大于第一除湿-加热模式的节流状态。因而，在第二除湿-加热模式中，在该循环中循环的制冷剂的状态如由图11中的莫里尔图所示那样改变。
也就是说，如图11所示，与第一除湿-加热模式的情况一样，流出压缩机11的排出端口11c的(图11中点a10)的高压制冷剂流入内部冷凝器12，并与已经在内部蒸发器23中被冷却和除湿的将被吹入车厢中的空气交换热量，从而散发热量(图11中点a10→点b110)。以这种方式，将被吹入车厢中的空气被加热。
流出内部冷凝器12的制冷剂的压力由处于节流状态的高压侧膨胀阀13以等焓方式降低，直到制冷剂变为中间压力制冷剂(图11中点b110→点b210)。压力由高压侧膨胀阀13降低的中间压力制冷剂顺序地流过气液分离器14→低压侧降压装置的低压侧打开/关闭阀16b，随后流入外部热交换器20。
随后，流入外部热交换器20的低压制冷剂与从鼓风机21吹送的外部空气交换热量，从而散发热量(图11中点b210→点b310)。后续的操作与冷却操作模式中相同。
如上所述，在第二除湿-加热模式中，与第一除湿-加热模式中一样，已经由内部蒸发器23冷却和除湿的将被吹入车厢中的空气可以由内部冷凝器12加热并且可以被吹入车厢的内部。以这种方式，车厢的内部可以被除湿和加热。
此时，在第二除湿-加热模式中，高压侧膨胀阀13处于节流状态，使得流入外部热交换器20中的制冷剂的温度可以低于第一除湿-加热模式中的温度。因而，外部热交换器20中的制冷剂的温度和外部空气温度之间的温度差可以降低，因此在外部热交换器20中从制冷剂散发的热量的量可以减少。
结果，内部冷凝器12中的制冷剂的量可以增加，并且因此使从内部冷凝器12吹出的温度高于第一除湿-加热模式中的温度。
(c)-3：第三除湿-加热模式
接下来，当目标空气温度TAO在第二除湿-加热模式的执行期间变为高于预定的第二基础温度时，进行第三除湿-加热模式。在第三除湿-加热模式中，空气调节控制单元40使高压侧膨胀阀13的节流开口进入其中节流开口度小于第二除湿-加热模式中的节流开口度的节流状态，并且使冷却膨胀阀22的节流开口度大于第二除湿-加热模式中的节流开口度。因而，在第三除湿-加热模式中，在该循环中循环的制冷剂的状态如由图12中的莫里尔图所示那样改变。
也就是说，如图12所示，与第一和第二除湿-加热模式的情况一样，流出压缩机11的排出端口11c的(图12中点a11)的高压制冷剂流入内部冷凝器12，并与已经在内部蒸发器23中被冷却和除湿的将被吹入车厢中的空气交换热量，从而散发热量(图12中点a11→点b11)。以这种方式，将被吹入车厢中的空气被加热。
流出内部冷凝器12的制冷剂的压力由处于节流状态的高压侧膨胀阀13以等焓方式降低，直到制冷剂变为温度低于外部空气温度的中间压力制冷剂(图12中点b11→点c111)。压力由高压侧膨胀阀13降低的中间压力制冷剂顺序地流过气液分离器14→低压侧降压装置的低压侧打开/关闭阀16b，随后流入外部热交换器20。
随后，流入外部热交换器20的低压制冷剂与从鼓风机21吹送的外部空气交换热量，从而散发热量(图12中点c111→点c211)。此外，流出外部热交换器20的制冷剂的压力由冷却膨胀阀22以等焓方式降低(图12中点c211→点c311)，且随后流入内部蒸发器23。后续的操作与冷却操作模式中相同。
如上所述，在第三除湿-加热模式中，与第一和第二除湿-加热模式的情况一样，已经由内部蒸发器23冷却和除湿的将被吹入车厢中的空气可以由内部冷凝器12加热并且可以被吹入车厢的内部。以这种方式，车厢的内部可以被除湿和加热。
此时，在第三除湿-加热模式中，外部热交换器20通过减小高压侧膨胀阀13的节流开口度而作为蒸发器操作，使得内部冷凝器12中的制冷剂的量可以大于第二除湿-加热模式中的量。结果，可以使从内部冷凝器12吹出的温度高于第二除湿-加热模式中的温度。
(c)-4：第四除湿-加热模式
接下来，当目标空气温度TAO在第三除湿-加热模式的执行期间变为高于预定的第三基础温度时，进行第四除湿-加热模式。在第四除湿-加热模式中，空气调节控制单元40使高压侧膨胀阀13的节流开口进入其中节流开口度小于第三除湿-加热模式中的节流开口度的节流状态，并且使冷却膨胀阀22进入全开状态。因而，在第四除湿-加热模式中，在该循环中循环的制冷剂的状态如由图13中的莫里尔图所示那样改变。
也就是说，如图13所示，与第一和第二除湿-加热模式的情况一样，从压缩机11的排出端口11c(图13中的点a12)排出的高压制冷剂流入内部冷凝器12，并与已经在内部蒸发器23中被冷却和除湿的将被吹入车厢中的空气交换热量，从而散发热量(图13中点a12→点b12)。以这种方式，将被吹入车厢中的空气被加热。
流出内部冷凝器12的制冷剂的压力由处于节流状态的高压侧膨胀阀13以等焓方式降低，直到制冷剂变为温度低于外部空气温度的低压制冷剂(图13中点b12→点c112)。压力由高压侧膨胀阀13降低的中间压力制冷剂顺序地流过气液分离器14→低压侧降压装置的低压侧打开/关闭阀16b，随后流入外部热交换器20。
随后，流入外部热交换器20的低压制冷剂与从鼓风机21吹送的外部空气交换热量，从而吸收热量(图13中点c112→点c212)。进一步，由于冷却膨胀阀22处于全开状态，因此流出外部热交换器20的制冷剂的压力未降低且流入内部蒸发器23。后续的操作与冷却操作模式中相同。
如上所述，在第四除湿-加热模式中，与第一至第三除湿-加热模式的情况一样，已经由内部蒸发器23冷却和除湿的将被吹入车厢中的空气可以由内部冷凝器12加热并且可以被吹入车厢的内部。以这种方式，车厢的内部可以被除湿和加热。
此时，在第四除湿-加热模式中，与第三除湿-加热模式的情况一样，外部热交换器20作为蒸发器操作，并且高压侧膨胀阀13的节流开口度小于第三除湿-加热模式中的节流开口度，使得外部热交换器20中的制冷剂蒸发温度可以降低。因而，外部热交换器20的制冷剂的温度和外部空气温度之间的温度差可以大于第三除湿-加热模式中的温度差，并且因此可以增加内部冷凝器12中的制冷剂的量。
结果，可以使从内部冷凝器12吹出的温度高于第三除湿-加热模式中的温度。
在这里，将描述在除湿-加热操作模式中使中间压力打开/关闭阀16a处于关闭状态的原因。在除湿-加热操作模式中实现注气循环的情况中，流过中间压力通道15的制冷剂的流量由气液分离器14中的制冷剂压力和压缩机11的中间压力端口11b中的制冷剂压力之间的压力差改变。内部冷凝器12中的制冷剂的散热量由流过中间压力通道15的制冷剂的流量改变，这使得难以调节吹送空气的温度。因而，为了恰当地调节吹送空气的温度，循环结构和各种控制装置是复杂的。
特别是，与本实施例的除湿-加热操作模式的情况一样，在其中根据目标空气温度TAO改变高压侧膨胀阀13的节流开口度和冷却膨胀阀22的节流开口度的情况中，当在其中中间压力打开/关闭阀16a处于打开状态的情况中实现注气循环时，目标空气温度TAO和流过中间压力制冷剂通道15的制冷剂的流量成相反的关系，这使得难以调节吹送空气的温度。
例如，在第一至第四除湿-加热模式中，在目标空气温度TAO最低时进行的第一除湿-加热模式中，高压侧膨胀阀13处于全开状态，从而气液分离器14中的制冷剂压力和压缩机11的中间压力端口11b中的制冷剂压力之间的压力差变为最大。结果，流过中间压力制冷剂通道15的制冷剂的流量增加，并且因此内部冷凝器12中的散热量增加，这使得难以降低吹送空气的温度。
进一步，在第一至第四除湿-加热模式中，在目标空气温度TAO高时进行的第四除湿-加热模式中，高压侧膨胀阀13处于节流状态，从而气液分离器14中的制冷剂压力和压缩机11的中间压力端口11b中的制冷剂压力之间的压力差变为最小。结果，流过中间压力制冷剂通道15的制冷剂的流量减小，因此内部冷凝器12中的散热量减小，这使得难以升高吹送空气的温度。
这样，在本实施例中，为了防止调节吹送空气的温度时的循环结构和控制变得复杂，在除湿-加热操作模式中使中间压力侧打开/关闭阀16a处于关闭状态。
进一步，在除湿-加热操作模式中使低压侧降压装置处于其中低压侧降压装置不进行降压操作的全开状态的原因如下：在其中低压侧降压装置处于节流状态的情况中，外部热交换器20中的吸热量和散热量的调节范围受到限制，这使得难以精细地调节吹送空气的温度。
这样，在本实施例的除湿-加热操作模式中，中间压力侧打开/关闭阀16a处于关闭状态，并且进一步，低压侧降压装置处于其中低压侧降压装置不进行降压操作的全开状态，这因此防止调节吹送空气的温度时的循环结构和控制变得复杂，并且实现吹送空气的精细温度调节。
在本实施例的上述车用空气调节装置1中，构成第一降压部的高压侧膨胀阀13和构成第二降压部的低压侧降压装置二者都被设置处于其中不进行降压操作的全开状态。因此，不通过根据车用空气调节装置1的对应的操作模式设置从压缩机11延伸至外部热交换器20的制冷剂通道作为对应的单独的制冷剂通道，而是通过改变高压侧膨胀阀13和低压侧降压装置的状态(节流状态，全开状态)，可以根据对应的操作模式调节在外部热交换器20中制冷剂和外部空气之间的热交换量(吸热量和散热量)。
因而，在构成注气循环的热泵循环装置中，可以通过简单的循环结构实现冷却、加热、以及除湿-加热操作。
进一步，本实施例设置有用于打开/关闭中间压力制冷剂通道15的中间压力侧打开/关闭阀16a，以便可以通过使用中间压力侧打开/关闭阀16a打开和关闭中间压力制冷剂通道15而在注气循环和正常循环(一步压缩循环)之间切换热泵循环装置。
再进一步，本实施例采用这样的结构，其中在冷却操作模式和除湿-加热操作模式中，通过采用中间压力侧打开/关闭阀16a关闭中间压力制冷剂通道15而将热泵循环装置10切换至正常循环。
以这种方式，当采用其中通过在冷却操作模式中关闭中间压力制冷剂通道15而将热泵循环装置10切换至正常循环的结构时，可以减少压缩机11的无用能量消耗。
再进一步，当采用其中在除湿-加热操作模式中通过关闭中间压力制冷剂通道15而将热泵循环装置10切换至正常循环的结构时，可以容易地调节内部冷凝器12中的制冷剂的散热量，并且因此可以通过简单的结构实现吹送空气的合适的温度调节。
特别是，本实施例采用其中在除湿-加热操作模式中根据目标空气温度TAO改变高压侧膨胀阀13的节流开口度和冷却膨胀阀22的节流开口度的结构，使得内部冷凝器12中的制冷剂的散热量和内部蒸发器23中的制冷剂的吸热量可以被适当地调节，并且因此可以通过简单的结构实现吹送空气的精细温度调节。
进一步，在加热操作模式中，通过采用中间压力侧打开/关闭阀16a打开中间压力制冷剂通道15而将热泵循环装置10切换至注气循环，以便可以改善该循环的性能系数(COP)。
再进一步，在像本实施例一样应用于电动车辆的车用空气调节装置1中，发动机的废热不能像安装有内燃机的车辆一样用于加热车厢的内部。因而，像本实施例的热泵循环装置10一样，在加热操作模式在不采用加热负荷的情况下非常有效地实现高的COP。
再进一步，在本实施例的热泵循环装置10中，离心分离型的气液分离器14用作气液分离部，并且使气液分离器14的内部体积小于过剩制冷剂的体积，以便可以减小气液分离部的尺寸，因此可以改善将整个热泵循环装置10安装在车辆中的简易性。而且，即使在该循环中引起载荷变化，变为过剩的制冷剂可以储存在蓄能器24中，并且因此该循环可以稳定地运行。
再进一步，在本实施例的热泵循环装置10中，具有图6(a)中示出的流动特性的固定节流阀用作低压侧降压装置(第二降压部)的低压侧固定节流阀17，使得在加热操作模式中，可以使其干度X是0.1或更小的制冷剂流入外部热交换器20中，并且因此可以确定地进行吸热操作。
由本实施例的热泵循环装置10采用的离心分离型气液分离器14的气液分离性能随着制冷剂的的流速的增加而增强，使得气液分离器14可以有效地应用于以相对低的负荷高频地运行的热泵循环装置10。
(第二实施例)
在本实施例中，将描述其中与第一实施例相比气液分离部被改变的示例。具体地，在本实施例中，其中通过采用液相制冷剂的表面张力分离制冷剂的气体和液体的表面张力类型的气液分离器54用作气液分离部。将通过采用图14(a)和14(b)描述表面张力类型的气液分离器54的详细结构。图14(a)是沿气液分离器54的轴向方向的截面图，图14(b)是沿图14(a)中的线A-A截取的截面图。
与第一实施例的气液分离器14的情况一样，本实施例的气液分离器54由在垂直方向延伸并几乎形成具有封闭端的中空圆筒的形状(具有圆形截面)的主体部54a、具有形成在其中的制冷剂进口54e的制冷剂流入端口54b、具有形成在其中的气相制冷剂出口54f的气相制冷剂流出端口54c、以及具有形成在其中的液相制冷剂出口54g的液相制冷剂流出端口54d构成。
主体部54a由在垂直方向上可以分开的两部分构成，并接收冲击板54h和粘附板54i，从制冷剂流入端口54b流出的制冷剂冲击在冲击板54h上，液相制冷剂通过该液相制冷剂的表面张力粘附到粘附板54i上。冲击板54h的外径形成为其尺寸小于主体部54a的内径，并且其中心部形成向上渐缩的锥体(伞状)形状。
如图14(b)所示，粘附板54i是通过将弯曲成波状形状的板进一步弯曲成圆筒形状(当从轴向方向观看时)而形成的。进一步，冲击板54h被设置成与主体部54a同轴，并且从冲击板54h的外圆周端部从冲击板54h向下延伸。
在本实施例中，通过以这种方式将被弯曲成波状形状的板弯曲成圆筒形状，粘附板54i的表面积增加，从而改善气液分离性能。进一步，为了增加粘附板54i的表面积，可以进行在粘附板54i中形成通孔的钻孔处理或在粘附板54i的表面形成凹部和凸出部的凹凸处理。
制冷剂流入端口54b连接至主体部54a沿轴向方向的上端面(顶面)，并由从主体部54a向上并与主体部54a同轴的制冷剂导管构成。进一步，制冷剂进口54e形成在制冷剂流入端口54b的上端部中。
气相制冷剂流出端口54c连接至主体部54a沿轴向方向的下端面(底面)，并由在主体部54a的内部和外部与主体部54a同轴地延伸的制冷剂导管构成。进一步，气相制冷剂出口54f形成在气相制冷剂流出端口54c的下端部中。另一方面，气相制冷剂流出端口54c的上端部定位在粘附板54i的上端部的上方和冲击板54h的正下方。
液相制冷剂流出端口54d连接至主体部54a的圆柱形侧面，并且液相制冷剂出口54g形成在主体部54a的与液相制冷剂流出端口54d相反的端部中。
因而，从制冷剂流入端口54b流入的制冷剂冲击在冲击板54h上，因此其流速降低并且随后流动至冲击板54h的外圆周侧的粘附板54i侧。进一步，流至粘附板54i侧的制冷剂沿着粘附板54i向下移动。此时，液相制冷剂通过该液相制冷剂的表面张力粘附至粘附板54i，从而制冷剂的气体和液体彼此分离。
进一步，分离的液相制冷剂通过重力作用下落至主体部54a之下。被分离且向下下落的液相制冷剂流出液相制冷剂流出端口54d的液相制冷剂出口54g，分离的气相制冷剂流出气相制冷剂流出端口54c的气相制冷剂出口54f。
进一步，气液分离器54的其它大致尺寸与第一实施例的气液分离器14相同，并且气液分离器54的内部体积被设置为小于过剩制冷剂的体积。以这种方式，气液分离器54的总体尺寸减小。热泵循环装置10的其它结构与第一实施例相同。
因而，同样在本实施例的车用空气调节装置1中，可以通过切换高压侧膨胀阀13和低压侧降压装置的状态并且通过切换热泵循环装置10的制冷剂通道实现各种循环结构，从而可以产生与第一实施例相同的效果，如车厢内部的适当冷却、加热、以及除湿-加热。
进一步，在本实施例的热泵循环装置10中，表面张力类型的气液分离器54用作气液分离部，并且内部体积形成为小于过剩制冷剂的体积，使得可以减小气液分离器的尺寸，因此可以改善将整个热泵循环装置10安装在车辆中的简易性。
用在本实施例的热泵循环装置10中的表面张力类型的气液分离器54的气液分离性能随着制冷剂的流速减小而增加。因而，表面张力类型的气液分离器54可以有效地应用于以相对低的负荷高频地运行的热泵循环装置10。
(第三实施例)
在本实施例中，将描述其中与第一实施例相比气液分离部的构造被改变的示例。具体地，在本实施例中，其中使分离的液相制冷剂不再保留在其中而是流出的离心分离型的气液分离器55用作气液分离部。
将采用图15描述本实施例的气液分离器55的具体结构。图15是沿气液分离器55的轴向方向的截面图。气液分离器55是通过加工多个圆筒形制冷剂导管而形成的，并由极其简单的结构构成，使得制冷剂不再保留在其中而是流出。
具体地，气液分离器55由下述导管构成：具有供中间压力制冷剂流入的制冷剂进口55e的制冷剂流入导管55a；具有制冷剂出口55f的气相制冷剂流出导管55b，分离的气相制冷剂通过制冷剂出口55f流出；具有液相制冷剂出口55g的液相制冷剂流出导管55c，分离的液相制冷剂通过液相制冷剂出口55g流出；以及连接导管55d，用于将制冷剂流入导管55a连接至气相制冷剂流出导管55b。
制冷剂流入导管55a形成沿水平方向延伸的形状并在其一端侧设置有制冷剂进口55e，中间压力制冷剂通过制冷剂进口55e流入。进一步，设置在制冷剂流入导管55a内部的是涡流产生构件55h，该涡流产生构件是通过扭转沿制冷剂流入导管55a的纵向方向延伸的板状构件形成的。
气相制冷剂流出导管55b与制冷剂流入导管55a同轴地延伸，并且它的一个端部的直径减小，并且所述一个端部插入制冷剂流入导管55a的另一个端部中。进一步，形成在气相制冷剂流出导管55b的另一端侧的是制冷剂出口55f，分离的气相制冷剂通过制冷剂出口55f流出。液相制冷剂流出导管55c沿垂直方向延伸并具有形成在其下端侧的液相制冷剂出口55g。
连接导管55d具有直径减小的两个端部，并且两个端部的内圆周面通过钎焊等结合至制冷剂流入导管55a的外圆周面和气相制冷剂流出导管55b的外圆周面。进一步，连接导管55d具有液相制冷剂流出导管55c，刚刚分离之后的液相制冷剂流出液相制冷剂流出导管55c，液相制冷剂流出导管55c连接至连接导管55d的圆柱形外圆周面，使得液相制冷剂流出导管55c沿连接导管55d的径向方向延伸。
因而，从形成在制冷剂流入导管55a的一个端侧上的制冷剂进口55e流入的制冷剂形成漩涡并且沿着涡流产生构件55h流动，制冷剂的气体和液体通过由这种涡流的作用产生的离心力的作用彼此分离。与气相制冷剂分离的液相制冷剂经由制冷剂流入导管55a的另一个端侧的内圆周面和气相制冷剂流出导管55b的直径减小的一个端部的外圆周面之间的间隙流动至连接导管55d的内圆周侧。
流动至连接导管55d的内圆周侧的液相制冷剂流出液相制冷剂流出导管55c的液相制冷剂出口55g。另一方面，分离的气相制冷剂流出气相流出导管55b的气相出口55f。
简言之，在气液分离器55中，分离的液相制冷剂不再保留在其中，而是流出液相制冷剂流出导管55c。换句话说，在气液分离器55中，刚刚分离之后的液相制冷剂流出液相制冷剂出口55g。这里，“刚刚分离之后的液相制冷剂”包括具有沿流出气液分离器55的方向的速度分量的液相制冷剂，或其中施加至制冷剂以将制冷剂分离成气体和液体的离心力变为大于重力的液相制冷剂。
进一步，与第一和第二实施例的气液分离器14、54相比，气液分离器55不具有储存分离的液相制冷剂的功能，使得气液分离器55的内部体积被设置为比过剩的制冷剂的体积小很多。
热泵循环装置10的其它结构与第一实施例相同。因而，同样在本实施例的车用空气调节装置1中，通过切换高压侧膨胀阀13和低压侧降压装置的状态并且通过切换热泵循环装置10的制冷剂通道，可以实现各种循环结构，并且可以产生与第一实施例相同的效果，例如车厢内部的适当冷却、加热、以及除湿-加热。
进一步，在本实施例的热泵循环装置10中，属于离心分离型且使分离的液相制冷剂不再留在其中而是从其流出的气液分离器55用作气液分离部，使得可以减小气液分离部的尺寸，因此可以改善将整个热泵循环装置10安装在车辆中的简易性。
在本实施例中，如图15所示，已经了描述了下述示例：即，气液分离器55的制冷剂流入导管55a和气相流出导管55b设置成沿水平方向延伸，并且液相流出导管55c设置成沿垂直方向延伸，从而液相制冷剂出口55g定位在气液分离器55的最下部。然而，本实施例的气液分离器55的布置不限于此。
简言之，在本实施例的气液分离器55中，刚刚分离之后的制冷剂流出液相制冷剂出口55g，使得不管布置方向如何，制冷剂都可以分离成气体和液体，并且液相制冷剂可以不再留在气液分离器55中而是流出气液分离器55。
进一步，在本实施例中已经了这种一种示例，其中为了使流入制冷剂流入导管55a的中间压力制冷剂形成漩涡，涡流产生构件55h设置在制冷剂流入导管55a中，但是可以通过使用其它结构使流入制冷剂流入导管55a的中间压力制冷剂的流动形成漩涡。例如，如图16所示，制冷剂流入导管55a可以具有形成在其中的螺旋形槽55i。
更具体地，螺旋形槽55i形成为从制冷剂流入导管55a的外圆周侧向内圆周侧突出并且从制冷剂流入导管55a的一端侧螺旋地连接至另一端侧。图16是用于示出本实施例的气液分离器55的修改示例的图并且对应于图15。进一步，在图16中，与图15中的部件相同或等同的部件由相同的附图标记表示。
(第四实施例)
与第一实施例中的气液分离器14相比，如图17所示，本实施例的气液分离器14还设置有根据气液分离器14中的液相制冷剂的液位的高度移位的浮阀14h，并且内部体积进一步减小。图17是本实施例的气液分离器14沿轴向方向的截面图，与图4(a)和4(b)中的部件相同或等同的部件由相同的附图标记表示。
具体地，本实施例的气液分离器14的浮阀14h由具有比液相制冷剂小的比重的树脂制成，并且甚至在少量液相制冷剂留在气液分离器14中时通过浮力浮起，从而打开液相制冷剂出口14g(具体地，液相制冷剂流出端口14d的上端部)。
进一步，在本实施例的气液分离器14中，不仅液相制冷剂出口14g定位在气液分离器14的最下部中，而且它的内部体积被制成为小于第一实施例中的内部体积，使得当浮阀14h打开液相制冷剂出口14g时，气相制冷剂的一部分与液相制冷剂一起流出液相制冷剂出口14g。
因而，在本实施例的气液分离器14中，当浮阀14h打开液相制冷剂出口14g时，通过利用重力作用和气相制冷剂的背压，可以使液相制冷剂有效地流出液相制冷剂出口14g。
简言之，本实施例的气液分离器14以下述方式构成：即，浮阀14h在液相制冷剂开始留在气液分离器14中的同时打开液相制冷剂出口56g，从而使分离的液相制冷剂不再留在其中，而是流出液相制冷剂出口14g。
即使像本实施例的气液分离器14一样，气相制冷剂的一部分与液相制冷剂一起流出液相制冷剂出口14g，由于如图6(a)中描述的那样设置低压侧固定节流阀17的流量特性，因此该循环的COP总体上没有减小。
热泵循环装置10的其它结构与第一实施例相同。因而，同样在本实施例的车用空气调节装置1中，通过切换高压侧膨胀阀13和低压侧降压装置的状态并且通过切换热泵循环装置10的制冷剂通道，可以实现各种循环结构，并且可以产生与第一实施例相同的效果，如车厢内部的适当冷却、加热、以及除湿-加热。
进一步，在本实施例的热泵循环装置10中采用离心分离型的气液分离器14，其中浮阀用作气液分离部，并且其中内部体积减小，以便可以减小气液分离部的尺寸，因此可以改善将整个热泵循环装置10安装在车辆中的简易性。
在本实施例中已经了这种一种示例，其中将浮阀添加至离心分离型的气液分离部。然而，当然，可以采用其中将浮阀添加至第二实施例中描述的表面张力类型气液分离器54或添加至其它类型的气液分离器(例如，冲击型气液分离器)构成的气液分离器。
进一步，在第二和第三实施例中描述的气液分离器54、55中，为了使液相制冷剂有效地流出气液分离器54、55，气相制冷剂的一部分可以与液相制冷剂一起流出液相制冷剂出口54g、55g。
(第五实施例)
在本实施例中将描述其中与第一实施例相比热泵循环装置10的循环结构被改变的示例。本实施例的热泵循环装置10被以这样一种方式构成，使得从压缩机11的排出端口11c排出的高压制冷剂的热量不直接散发至吹送空气，而是经由由防冻剂等制成的加热介质散发至吹送空气。
具体地，如由图18中的总体结构示意图所示，热泵循环装置10设置有制冷剂散热器52，制冷剂散热器52用于将从压缩机11的排出端口11c排出的高压制冷剂的热量散发至加热介质，用于加热吹送空气。
进一步，在内部空气调节单元30中设置有加热热交换器12，加热热交换器12用于将由制冷剂散热器52加热的加热介质的热量散发至吹送空气，从而加热吹送空气。加热热交换器12经由加热介质循环回路50连接至制冷剂散热器52，从而使加热介质通过设置在加热介质循环回路50中的压力泵51加压输送到该加热热交换器12。
以这种方式构成的热泵循环装置10被构造成使得制冷剂散热器52设置在内部空气调节单元30外面，因此可以在不改变当前的内部空气调节单元30的内部结构的情况下应用本公开内容的热泵循环装置10。这在降低构成空气调节装置的系统的成本方面是有效的。
(第六实施例)
在本实施例中将描述其中与第一实施例相比中间压力打开/关闭阀16a的结构被改变的示例。在本实施例中，中间压力打开/关闭阀16a由压差打开/关闭阀构成，压差打开/关闭阀用于根据低压侧降压装置的低压侧固定节流阀17前后的压力差打开和关闭中间压力制冷剂通道15。
本实施例的中间压力打开/关闭阀16a由压差打开/关闭阀构成，该压差打开/关闭阀用于在低压侧固定节流阀17前后的压力差是给定的设定压力α或更大时关闭中间压力制冷剂通道15。
具体地，如图19(a)所示，中间压力打开/关闭阀16a以下述方式构造而成：即，当低压侧降压装置的低压侧打开/关闭阀16b关闭，并且低压侧固定节流阀17前后之间的压力差增加且是给定的设定压力α或更大时，中间压力打开/关闭阀16a打开中间压力制冷剂通道15。
进一步，如图19(b)所示，中间压力打开/关闭阀16a被以下述方式构造而成：即，当低压侧降压装置的低压侧打开/关闭阀16b打开，并且低压侧固定节流阀17前后之间的压力差降低且小于给定的设定压力α时，中间压力打开/关闭阀16a关闭中间压力制冷剂通道15。图19(a)示出中间压力打开/关闭阀16a打开时的操作，图19(b)示出中间压力打开/关闭阀16a关闭时的操作。
在本实施例的以这种方式构成的热泵循环装置10中，在其中低压侧打开/关闭阀16b进入打开状态从而使低压侧降压装置进入低压侧降压装置不进行降压操作的全开状态的冷却操作模式和除湿-加热操作模式中，使低压侧固定节流阀17前后之间的压力差小于设定压力α，并且中间压力打开/关闭阀16a关闭。以这种方式，如由图20中的总体结构示意图(实线箭头)所示，热泵循环装置10被切换至其中制冷剂不在中间压力制冷剂通道15中流动的正常循环的制冷剂流动通道。
进一步，在本实施例的所构造的热泵循环装置10中，在其中低压侧打开/关闭阀16b进入关闭状态从而使低压侧降压装置进入低压侧降压装置进行降压操作的节流状态的加热操作模式中，使低压侧固定节流阀17前后之间的压力差为设定压力α或更大，并且中间压力打开/关闭阀16a打开。以这种方式，如由图21中的总体结构示意图(实线箭头)所示，热泵循环装置10被切换至其中制冷剂在中间压力制冷剂通道15中流动的注气循环的制冷剂流动通道。
当中间压力打开/关闭阀16a像本实施例一样由压差打开/关闭阀构成时，可以通过简单的结构和简单的控制技术实现注气循环和正常循环之间的切换。
(其它实施例)
本公开内容不限于上文所描述的实施例，而是可以在不偏离本公开内容的要旨的范围内以下述方式进行各种更改。
(1)在上述实施例中已经描述了本公开内容的热泵循环装置10应用于车用空气调节装置1的示例，但本公开内容的应用不限于此。本公开内容可以应用于例如固定式空气调节装置和低温储存装置。
(2)在上述实施例中已经描述了热泵循环装置10，其通过切换高压侧膨胀阀13和低压侧降压装置的状态并且通过切换热泵循环装置10的制冷剂流动通道而能够实现多种操作模式，但本公开内容不限于此。热泵循环装置10可以被构造成实现加热操作模式、冷却操作模式和除湿-加热操作模式至少三种操作模式。当然，以这种方式构成以在每种操作模式中进行多种操作模式的热泵循环装置10在吹送空气的适当温度控制方面是有效的。
(3)在上述实施例中已经描述了其中在加热操作模式中根据压缩机11的转数进行第一加热模式和第二加热模式之间的切换的示例，但第一加热模式和第二加热模式之间的切换不限于此。换句话说，关于第一加热模式和第二加热模式之间的切换，仅需要将加热操作模式切换至第一和第二加热模式中能够产生更高的COP的加热模式。
例如，在其中外部空气温度的检测值是预定的基础外部空气温度(例如，0℃)或更低的情况中，可以基于外部空气温度传感器的检测值进行第一加热模式，而在外部空气温度的检测值高于所述预定的基础外部空气温度的情况中，可以基于外部空气温度传感器的检测值进行第二加热模式。
(4)在上述实施例中已经描述了其中在冷却操作模式、加热操作模式和除湿-加热操作模式中的各个操作模式中空气调节控制单元40启动空气混合门34以关闭内部冷凝器12的空气通道或旁路通道35的示例，但空气混合门34的操作不限于此。
也就是说，空气混合门34可以打开内部冷凝器12的空气通道和旁路通道35二者。换句话说，空气混合门34可以调节通过内部冷凝器12的空气体积与通过旁路通道35的空气体积的空气体积比，从而调节被从混合空间36吹入车厢中的吹送空气的温度。这种温度控制在简单地和精细地调节将被吹入车厢中的空气的温度方面是有效的。
(5)如在各个实施例中所描述的那样，已经描述了这样的示例，其中高压侧降压装置(第一降压部)由由可变节流机构构成的高压侧膨胀阀13构成，并且其中低压侧降压装置(第二降压部)由低压侧固定节流阀17构成。然而，任何种类的降压部可以应用于高压侧降压装置(第一降压部)和低压侧降压装置(第二降压部)，只要降压部至少可以设置其中该降压部进行降压操作的节流状态和其中该降压部不进行降压操作的全开状态。
例如，高压侧降压装置(第一降压部)和低压侧降压装置(第二降压部)都可以由与高压侧膨胀阀13(具有全开功能的可变节流机构)相同的结构构成。
进一步，高压侧降压装置(第一降压部)和低压侧降压装置(第二降压部)都可以由固定节流阀、用于旁通固定节流阀的旁路通道、和用于打开/关闭旁路通道的通道打开/关闭阀构成。
再进一步，高压侧降压装置(第一降压部)可以由固定节流阀、用于旁通固定节流阀的旁路通道、和用于打开/关闭旁路通道的通道打开/关闭阀构成，而低压侧降压装置(第二降压部)可以由可变节流机构构成。
在其中高压侧降压装置由可变节流机构构成的情况中，该结构是有效的，因为在由热泵循环装置10实现气体注入时，流入气液分离器14、54、55的制冷剂的压力可以降低至期望的中间压力。
再进一步，在其中低压侧降压装置由可变节流机构构成的情况中，希望设置流量特性，使得流入外部热交换器20的制冷剂的干度X在加热操作模式变为0.1或更小。在该情况中，仅必要的是，空气调节单元40基于流入外部热交换器20中的制冷剂的温度和压力来检测流入外部热交换器20中的制冷剂的干度X，并控制用于构成低压侧降压装置的可变节流机构的开口度，使得干度X的检测值变为0.1或更小。
(6)在上述实施例中已经描述了在除湿-加热操作模式中根据目标空气温度TAO的增加将第一除湿-加热模式逐步地切换至第四除湿-加热模式的示例，但从第一除湿-加热模式至第四除湿-加热模式的切换不限于此。例如，第一除湿-加热模式可以根据目标空气温度TAO的增加连续地切换至第四除湿-加热模式。
也就是说，仅需要根据目标空气温度TAO的增加逐渐地减小高压侧膨胀阀13的节流开口度和逐渐地增加冷却膨胀阀22的节流开口度。通过改变高压侧膨胀阀13和冷却膨胀阀22的节流开口度，可以调节外部热交换器20中的制冷剂的压力(温度)，并且因此外部热交换器20可以自动地从其中外部热交换器20作为散热器操作的状态改变至其中外部热交换器20作为蒸发器操作的状态。
(7)如在各个实施例中所描述的那样，为了在空气调节装置1的各个操作模式中实现吹送空气的精细温度调节，希望的是中间压力制冷剂通道15设置有中间压力侧打开/关闭阀16a，但其结构不限于此。可以通过不包括中间压力侧打开/关闭阀16a的简单结构实现各个操作模式。
(8)希望的是在各个实施例中描述的各个气液分离器14、54、55应用于热泵循环装置10，当其结构不限于此。能够储存变为过剩的制冷剂的气液分离器可以应用于热泵循环装置10。
在各个实施例中，在冷却操作模式中，采用用于使从压缩机11排出的制冷剂通过内部冷凝器12和制冷剂散热器52的制冷剂流动通道。然而，在冷却操作模式中，制冷剂的热量可以在外部热交换器20中散发到外部空气，并且因此可以采用不使制冷剂通过内部冷凝器12和制冷剂散热器52的制冷剂流动通道。
(10)在各个实施例中采用其中蓄能器24设置在热泵循环装置10中的内部蒸发器23的出口侧的结构，但其结构不限于此。例如，在热泵循环装置10设置有能够储存变为过剩的制冷剂的气液分离器的情况中，可以取消蓄能器24。以这种方式，可以简化循环结构。
虽然已经参照实施例描述了本公开内容，但应当理解，本公开内容不限于所述实施例和结构。本公开内容包括在等同范围之内的多种修改示例和变化。此外，各种组合和模式，以及仅包括添加到其上的一个元件或一个或多个或更少的元件的其它组合和模式，也落入本公开内容的保护范围和本公开内容的概念范围之内。

Claims (22)

1.一种热泵循环装置，能够将操作模式切换至冷却操作模式、加热操作模式和除湿-加热操作模式，并且能够应用于空气调节装置(1)，该热泵循环装置包括：
吸取、压缩和排出制冷剂的压缩机(11)；
第一使用侧热交换器(12，52)，用于使从压缩机(11)的排出端口(11c)排出的高压制冷剂与将被吹入要被空气调节的空间的空气交换热量，或者与用于加热所述空气的加热介质交换热量；
第一降压部(13)，被构造以降低流出第一使用侧热交换器(12，52)的制冷剂的压力；
气液分离部(14，54，55)，用于分离已经通过第一降压部(13)的制冷剂的气体和液体；
第二降压部(16b，17，18)，被构造以降低由气液分离部(14，54，55)分离的液相制冷剂的压力；
外部热交换器(20)，用于使通过第二降压部(16b，17，18)的制冷剂与外部空气交换热量；
第二使用侧热交换器(23)，用于使制冷剂与将被吹入所述空间中的空气交换热量并使制冷剂向着压缩机(11)的吸入端口(11a)流出；
第三降压部(22)，用于降低流入第二使用侧热交换器(23)的制冷剂的压力；
中间压力制冷剂通道(15)，用于将由气液分离部(14，54，55)分离的气相制冷剂引导至设置在压缩机(11)中的中间压力端口(11b)，从而将气相制冷剂与压缩机(11)的压缩过程中的制冷剂混合；和
制冷剂流动通道切换装置(16a，16c)，用于切换在该热泵循环装置中循环的制冷剂的制冷剂流动通道，
其中第一降压部(13)和第二降压部(16b，17，18)中的每一个被构造为不仅能够被设置成处于节流状态，而且能够被设置成处于全开状态，在节流状态中第一降压部(13)和第二降压部(16b，17，18)中的每一个进行降压操作，在全开状态中第一降压部(13)和第二降压部(16b，17，18)中的每一个不进行降压操作；
其中，在加热操作模式中，第一降压部(13)和第二降压部(16b，17，18)二者都被设置成处于节流状态，
在冷却操作模式中，第一降压部(13)和第二降压部(16b，17，18)二者都被设置成处于全开状态，以及
在除湿-加热操作模式中，第一降压部(13)和第二降压部(16b，17，18)中的至少一个被设置成处于全开状态。
2.根据权利要求1所述的热泵循环装置，其中
在加热操作模式中，制冷剂流动通道切换装置(16a，16c)使得从压缩机(11)排出的制冷剂顺序地流过第一使用侧热交换器(12，52)→第一降压部(13)→气液分离部(14，54，55)→第二降压部(17)→外部热交换器(20)，并使得由气液分离部(14，54，55)分离的气相制冷剂流入中间压力制冷剂通道(15)中，
在冷却操作模式中，制冷剂流动通道切换装置(16a，16c)使得从压缩机(11)排出的制冷剂顺序地流过第一降压部(13)→气液分离部(14，54，55)→第二降压部(17)→外部热交换器(20)→第三降压部(22)→第二使用侧热交换器(23)，以及
在除湿-加热操作模式中，制冷剂流动通道切换装置(16a，16c)使得从压缩机(11)排出的制冷剂顺序地流过第一使用侧热交换器(12，52)→第一降压部(13)→气液分离部(14，54，55)→第二降压部(17)→外部热交换器(20)→第三降压部(22)→第二使用侧热交换器(23)。
3.根据权利要求1所述的热泵循环装置，其中
制冷剂流动通道切换装置(16a，16c)包括用于打开和关闭中间压力制冷剂通道(15)的中间压力侧打开/关闭阀(16a)。
4.根据权利要求3所述的热泵循环装置，其中
中间压力侧打开/关闭阀(16a)被构造成在第一降压部(13)和第二降压部(16b，17，18)二者都被设置成处于节流状态时打开中间压力制冷剂通道(15)，并且在第一降压部(13)和第二降压部(16b，17，18)中的至少一个被设置成处于全开状态时关闭中间压力制冷剂通道(15)。
5.根据权利要求4所述的热泵循环装置，其中
中间压力侧打开/关闭阀(16a)是压差打开/关闭阀，该压差打开/关闭阀根据第一降压部(13)和第二降压部(16b，17，18)中在除湿-加热操作模式中被设置成处于全开状态的第二降压部(16b，17，18)的前后之间的压力差打开和关闭。
6.根据权利要求1-5中任一项所述的热泵循环装置，其中
第一降压部(13)和第二降压部(16b，17，18)中的一个由能够改变节流开口度的可变节流机构构成，
第三降压部(22)由能够改变节流开口度的可变节流机构构成，以及
在除湿-加热操作模式中，第一降压部(13)和第二降压部(16b，17，18)中的另一个被设置成处于全开状态，并且第一降压部(13)和第二降压部(16b，17，18)中的所述一个的节流开口度根据被吹入所述空间中的空气的目标温度的增加被改变以减小，并且第三降压部(22)的节流开口度根据被吹入所述空间中的空气的目标温度的增加被改变以增加。
7.根据权利要求1-5中任一项所述的热泵循环装置，其中
第一降压部(13)和第二降压部(16b，17，18)中的至少一个包括：
具有固定节流开口度的固定节流阀(17)；
固定节流阀旁路通道(18)，制冷剂流过固定节流阀旁路通道的同时旁通固定节流阀(17)；和
用于打开和关闭固定节流阀旁路通道(18)的通道打开/关闭阀(16b)。
8.根据权利要求1-5中任一项所述的热泵循环装置，其中
第一降压部(13)由能够改变节流开口度的可变节流机构构成，以及
第二降压部(16b，17，18)由具有固定节流开口度的固定节流阀(17)、制冷剂通过其旁通固定节流阀(17)的固定节流阀旁路通道(18)、和用于打开和关闭固定节流阀旁路通道(18)的通道打开/关闭阀(16b)构成。
9.根据权利要求1-5中任一项所述的热泵循环装置，还包括
蓄能器(24)，用于分离流向压缩机(11)的吸入端口(11a)的制冷剂的气体和液体，并用于使得分离的气相制冷剂流入压缩机(11)的吸入端口(11a)侧，其中
气液分离部(14，54，55)被构造成使分离的液相制冷剂不再保留在其中而是流出气液分离部(14，54，55)的液相制冷剂出口(14g，54g，55g)。
10.根据权利要求1-5中任一项所述的热泵循环装置，还包括
蓄能器(24)，用于分离流向压缩机(11)的吸入端口(11a)的制冷剂的气体和液体，并用于使得分离的气相制冷剂流入压缩机(11)的吸入端口(11a)侧，
其中气液分离部(14，55)具有液相制冷剂出口(14g，55g)，刚刚分离之后的液相制冷剂通过该液相制冷剂出口(14g，55g)流出。
11.根据权利要求1-5中任一项所述的热泵循环装置，还包括
蓄能器(24)，用于分离流向压缩机(11)的吸入端口(11a)的制冷剂的气体和液体，并用于使得分离的气相制冷剂流入压缩机(11)的吸入端口(11a)侧，其中
气液分离部(14，55)具有液相制冷剂出口(14g，54g，55g)，刚刚分离之后的液相制冷剂通过该液相制冷剂出口(14g，54g，55g)流出，并且
气液分离部(14，54，55)的内部体积小于过剩制冷剂的体积，过剩制冷剂的体积是通过从注入该热泵循环装置中的制冷剂的量转变成液相制冷剂时注入的制冷剂的体积中减去该热泵循环装置执行最大容量所必需的制冷剂的量转变成液相制冷剂时的必要最大制冷剂体积而获得的。
12.根据权利要求9所述的热泵循环装置，其中
气液分离部是离心分离型气液分离器(14，55)，离心分离型气液分离器中制冷剂的气体和液体通过离心力分离。
13.根据权利要求9所述的热泵循环装置，其中
液相制冷剂出口(14g，55g)比气相制冷剂出口(14f，55f)定位在更下侧，由气液分离部(14，55)分离的气相制冷剂通过气相制冷剂出口(14f，55f)流出，并且液相制冷剂出口(14g，55g)使气相制冷剂的一部分与液相制冷剂一起流出。
14.根据权利要求11所述的热泵循环装置，其中
液相制冷剂出口(14g)由根据气液分离部(14)中的液相制冷剂的液位的高度移位的浮阀(14h)打开和关闭。
15.根据权利要求11所述的热泵循环装置，其中
气液分离部是表面张力型气液分离器(54)，表面张力型气液分离器中通过采用液相制冷剂的表面张力分离制冷剂的气体和液体。
16.根据权利要求1-5中任一项所述的热泵循环装置，其中
在加热操作模式中流入外部热交换器(20)的制冷剂的干度(X)是0.1或更小。
17.根据权利要求1-5中任一项所述的热泵循环装置，其中
第一使用侧热交换器(12)是其中从压缩机(11)的排出端口(11c)排出的高压制冷剂与将被吹入所述空间中的空气交换热量的热交换器。
18.根据权利要求1-5中任一项所述的热泵循环装置，其中
第一使用侧热交换器(52)是其中从压缩机(11)的排出端口(11c)排出的高压制冷剂与用于加热所述空气的加热介质交换热量的热交换器。
19.根据权利要求17所述的热泵循环装置，其中
在加热操作模式中，由第一使用侧热交换器(12)加热的空气被吹向要被空气调节的空间。
20.根据权利要求17所述的热泵循环装置，还包括
用于调节第一使用侧热交换器(12)的热交换容量的热交换容量调节部(34)，其中
在冷却操作模式中，热交换容量调节部(34)减小第一使用侧热交换器(12)中的热交换容量，使得由第二使用侧热交换器(23)冷却的空气被吹向要被空气调节的空间。
21.根据权利要求17所述的热泵循环装置，其中
第二使用侧热交换器(23)在空气流中设置在第一使用侧热交换器(12)的上游侧，并且
在除湿-加热操作模式中，由第二使用侧热交换器(23)冷却的空气被第一使用侧热交换器(12)加热并被吹向要被空气调节的空间。
22.根据权利要求16所述的热泵循环装置，其中
第二降压部是由喷嘴或节流孔制成的固定节流阀。
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