CN108698477A - 车用空调装置 - Google Patents

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Abstract

本发明提供一种热泵式的车用空调装置，能够改善切换到利用辅助加热装置单独加热时的舒适性。车用空调装置具备用于对从空气通路(3)提供给车厢内的空气进行加热的加热介质循环回路(23)，控制器在制热模式下，在切换到仅利用加热介质循环回路(23)对车厢内进行制热时，进行如下的切换时控制：在停止压缩机(2)之前使加热介质循环回路(23)的制热能力增大，并根据该加热介质循环回路(23)的制热能力的增大，使散热器(4)的制热能力相应地下降。

Description

车用空调装置
技术领域
本发明涉及在车辆的车厢内进行空气调节的热泵式空调装置，尤其涉及适合用于混合动力汽车或电动汽车的车用空调装置。
背景技术
近年来，由于环境问题越来越受瞩目，混合动力汽车和电动汽车正在普及。作为能够适用于这种车辆的空调装置，开发出了如下的装置(参照例如专利文献1)，其具备：由车辆的电池进行供电来压缩并排出制冷剂的压缩机、设置在使提供给车厢内的空气进行流通的空气通路中并使制冷剂散热的散热器、设置在空气通路中并使制冷剂吸热的吸热器、以及设置在车厢外并使制冷剂散热或吸热的室外热交换器，该空调装置在制热模式、除湿制热或除湿制冷模式和制冷模式各个模式之间进行切换来进行运转，其中，制热模式是使从压缩机排出的制冷剂在散热器处散热，并使在该散热器处散热后的制冷剂在室外热交换器处吸热，除湿制热或除湿制冷模式是使从压缩机排出的制冷剂在散热器处散热，并使在散热器处散热后的制冷剂在吸热器处吸热，制冷模式是使从压缩机排出的制冷剂在室外热交换器处散热并在吸热器处吸热。
专利文献1中，在空气通路中还设有作为辅助加热装置的加热介质-空气热交换器，在散热器的制热能力无法满足制热模式时所要求的能力时，使经由电池供电的电热器加热后的加热介质在加热介质-空气热交换器中循环，从而对提供给车厢内的空气进行加热，以补足制热能力不够的部分。
现有技术文献
专利文献
专利文献1：日本专利特开2014－213765号公报
发明内容
发明所要解决的技术问题
这里，例如在由于室外热交换器上结霜而导致散热器的制热能力下降的情况下，需要停止压缩机而切换到由辅助加热装置单独进行制热。这种情况下，例如当辅助加热装置的加热和压缩机的停止同时开始时，送到车厢内的空气的温度会向着下降的方向变动。
本申请的图10示出了上述专利文献1的图10所示的装置中发生的送风温度变动的情况。图中的TGQ表示要求散热器具备的制热能力，Qhp表示散热器实际产生的制热能力即HP实际能力，Qhtr表示辅助加热装置实际产生的制热能力即HTR实际能力。TCO表示根据送到车厢内的空气温度的目标值即目标送风温度计算出的散热器温度的目标值即目标散热器温度，TCI表示散热器的温度(经过散热器后的空气的温度)，Thtr表示辅助加热装置的温度(辅助加热器温度)，NC表示压缩机转速。
图10中，HP运转下所示的范围表示压缩机运转从而利用散热器对车厢内进行制热的状态(辅助加热装置停止运转)，辅助加热器单独运转下所示的范围表示仅利用辅助加热装置对车厢内进行制热的状态，在HP运转下所示的范围内，将Qhp设为要求能力TGQ，在辅助加热器单独运转下所示的范围内，将Qhtr设为要求能力TGQ。
在图10的HP运转的状态下因室外热交换器结霜等原因而导致压缩机停止(NC＝0)且同时辅助加热装置开始加热的情况下，图中Qhp所示的HP实际能力急速减小，但辅助加热装置的温度Thtr并没有立即上升，Qhtr所示的HTR实际能力也没有立即增大，因此经过散热器吹向车厢内的空气的温度即散热器温度TCI会大幅下降，从而导致给乘车人员带来不适感。
本发明是为了解决上述现有技术的问题而完成的，其目的是在所谓热泵式车用空调装置中，改善在切换到辅助加热装置单独进行加热时的舒适性。
解决技术问题所采用的技术方案
本发明的车用空调装置的特征在于，包括：对制冷剂进行压缩的压缩机；使提供给车厢内的空气进行流通的空气通路；使制冷剂散热用于对从空气通路提供给车厢内的空气进行加热的散热器；设置在车厢外并使制冷剂吸热的室外热交换器；以及控制装置，利用该控制装置执行如下的制热模式：使从压缩机排出的制冷剂在散热器处散热，散热后的该制冷剂经过降压后在室外热交换器处吸热，从而对车厢内进行制热，该车用空调装置还具备用于对从空气通路提供给车厢内的空气进行加热的辅助加热装置，控制装置在制热模式下，在切换到仅利用辅助加热装置对车厢内制热之际执行如下的切换时控制：在压缩机停止以前增大辅助加热装置的制热能力，并根据该辅助加热装置的制热能力增大来降低散热器的制热能力。
第二项发明的车用空调装置是在上述发明中，控制装置在制热模式下，计算所要求的散热器的制热能力即要求能力TGQ，并且在切换时控制中，将辅助加热装置的要求能力TGQhtr设为要求能力TGQ。
第三项发明的车用空调装置是在上述发明中，控制装置使辅助加热装置的要求能力TGQhtr逐渐增大至要求能力TGQ。
第四项发明的车用空调装置是在第二项或第三项的发明中，控制装置在制热模式下，基于向车厢内送出的空气温度的目标值即目标出风温度来计算高压压力的目标值，并基于该目标值和高压压力、要求能力TGQ来控制压缩机的转速，而且在切换时控制中，从要求能力TGQ减去辅助加热装置实际产生的制热能力即HTR实际能力Qhtr。
第五项发明的车用空调装置是在上述发明中，控制装置在制热模式下，至少基于要求能力TGQ进行前馈运算，从而计算出压缩机的目标转速的F/F操作量TGNChff，基于目标值和高压压力进行反馈运算，从而计算出压缩机的目标转速的F/B操作量TGNChfb，将这些F/F操作量TGNChff和F/B操作量TGNChfb相加，计算出压缩机的目标转速TGNCh，并且在切换时控制中，基于从要求能力TGQ减去HTR实际能力Qhtr后的值(TGQ-Qhtr)来计算F/F操作量TGNChff。
第六项发明的车用空调装置是在上述各发明中，控制装置在切换时控制中，根据辅助加热装置的热容量，在散热器的制热能力开始下降之前使辅助加热装置的制热能力开始增大。
第七项发明的车用空调装置是在上述各发明中，控制装置在室外热交换器上的结霜加重、压缩机的运转效率下降、散热器发生吸热中的任意一个条件成立时，开始切换时控制。
第八项发明的车用空调装置是在上述发明中，控制装置在切换时控制中，当所要求的散热器的制热能力即要求能力TGQ与辅助加热装置实际产生的制热能力即HTR实际能力Qhtr之差(TGQ-Qhtr)降低到规定值以下、散热器实际产生的制热能力即HP实际能力Qhp降低到规定值以下、压缩机的目标转速TGNCh降低到规定值以下中的任意一个条件成立时，停止压缩机。
第九项发明的车用空调装置是在第七项或第八项的发明中，控制装置在制热模式下，当切换时控制开始的条件没有一个成立时，执行协调控制，利用辅助加热装置的加热来补足散热器的制热能力不足的部分。
发明效果
根据本发明，车用空调装置包括：对制冷剂进行压缩的压缩机；使提供给车厢内的空气进行流通的空气通路；使制冷剂散热用于对从空气通路提供给车厢内的空气进行加热的散热器；设置在车厢外并使制冷剂吸热的室外热交换器；以及控制装置，利用该控制装置执行如下的制热模式：使从压缩机排出的制冷剂在散热器处散热，散热后的该制冷剂经过降压后在室外热交换器处吸热，从而对车厢内进行制热，该车用空调装置还具备用于对从空气通路提供给车厢内的空气进行加热的辅助加热装置，控制装置在制热模式下，在切换到仅利用辅助加热装置对车厢内制热之际执行如下的切换时控制：在压缩机停止以前增大辅助加热装置的制热能力，并根据该辅助加热装置的制热能力增大来降低散热器的制热能力，因此，在切换到利用辅助加热装置单独进行制热之际，能够防止或抑制在辅助加热装置的制热能力增大之前，散热器的制热能力急剧减小从而导致送出到车厢内的空气温度向大幅下降的方向变动的情况发生，能够改善乘车人员的舒适性。
这种情况下，第二项发明的控制装置在切换时控制中，将辅助加热装置的要求能力TGQhtr设为制热模式下所要求的散热器的制热能力即要求能力TGQ，从而能够使辅助加热装置的制热能力迅速增大。
尤其是像第三项发明那样使辅助加热装置的要求能力TGQhtr逐渐增大到要求能力TGQ时，能够抑制辅助加热装置的制热能力急剧增大，能够更加有效地抑制送出到车厢内的空气温度急剧变动。
具体而言，第四项发明中的控制装置在制热模式下，基于送出到车厢内的空气温度的目标值即目标出风温度来计算高压压力的目标值，基于该目标值和高压压力、要求能力TGQ来控制压缩机的转速，并且在切换时控制中，从要求能力TGQ减去辅助加热装置实际产生的制热能力即HTR实际能力Qhtr，从而能够实现散热器的制热能力随着辅助加热装置的制热能力增大而相应地减小。
这种情况下，如第五项发明那样控制装置在制热模式下，至少基于要求能力TGQ通过前馈运算来计算压缩机的目标转速的F/F操作量TGNChff，基于目标值和高压压力通过反馈运算来计算压缩机的目标转速的F/B操作量TGNChfb，通过将这些F/F操作量TGNChff和F/B操作量TGNChfb相加，计算出压缩机的目标转速TGNCh，并且在切换时控制中，基于从要求能力TGQ减去HTR实际能力Qhtr后的值(TGQ-Qhtr)来计算F/F操作量TGNChff，从而能够对辅助加热装置的制热能力增大灵敏地作出响应，使压缩机的转速迅速下降，从而能够实现更加准确且令人舒适的切换时控制。
另外，如第六项发明那样，控制装置在切换时控制中，根据辅助加热装置的热容量，在散热器的制热能力开始下降之前使辅助加热装置的制热能力开始增大，从而对于热容量较大的辅助加热装置的响应延迟也能顺利地进行应对。
另外，如第七项发明那样，控制器装置在室外热交换器的结霜加重、压缩机的运转效率下降、散热器发生吸热中的任意一个条件成立的情况下，开始上述切换时控制，如第九项发明那样，在这些开始切换时控制的条件都不成立时，执行协调控制，利用辅助加热装置的加热来补足散热器的制热能力不足的部分，从而能够准确地实现散热器与辅助加热装置协调制热和辅助加热装置单独制热之间的切换。
这种情况下，如第八项发明那样，控制装置在切换时控制中，当所要求的散热器的制热能力即要求能力TGQ与辅助加热装置实际产生的制热能力即HTR实际能力Qhtr之差(TGQ-Qhtr)降低到规定值以下、散热器实际产生的制热能力即HP实际能力Qhp降低到规定值以下、压缩机的目标转速TGNCh降低到规定值以下中的任意一个条件成立时，停止压缩机，从而能够确切地切换到利用辅助加热装置单独进行制热。
附图说明
图1是适用本发明的一个实施方式的车用空调装置的结构图。
图2是图1的车用空调装置的控制器的电气回路的框图。
图3是图1的车用空调装置的空气通路部分的放大图。
图4是图2的控制器的压缩机控制相关的控制框图。
图5是说明图2的控制器所进行的制热模式的流程图。
图6是说明图5的散热器和加热介质循环回路(辅助加热装置)所进行的协调控制的时序图。
图7是说明图5的协调控制的另一例的流程图。
图8是说明图2的控制器所进行的制热模式下的切换时控制的时序图。
图9是说明图2的控制器所进行的制热模式下的切换时控制的另一例的时序图。
图10是说明从由散热器进行制热切换到由辅助加热装置单独进行制热时的现有技术的情况的时序图。
具体实施方式
以下，对于本发明的一实施方式，基于附图进行详细说明。
图1表示本发明的一个实施例的车用空调装置1的结构图。在该情况下，适用本发明的实施例的车辆是没有发动机(内燃机)的电动汽车(EV)，其利用电池中所充的电力来驱动行驶用的电动机进行行驶(均未图示)，本发明的车用空调装置1也是利用电池的电力进行驱动。
即，实施例的车用空调装置1在无法利用发动机废热进行制热的电动汽车中，利用制冷剂回路通过热泵运转来进行制热，还选择性地执行除湿制热或除湿制冷、制冷等各种运转模式。另外，车辆不限于电动汽车，本发明对于同时使用发动机和行驶用电动机的所谓混合动力汽车也是有效的。此外，本发明也能够适用于利用发动机来行驶的普通汽车。
实施例的车用空调装置1对电动汽车的车厢内的空气进行调节(制热、制冷、除湿和换气)，由未图示的车辆电池进行供电从而压缩制冷剂并升压的电动式压缩机2、设置于供车厢内空气进行通气循环的HVAC单元10的空气通路3内且使压缩机2排出的高温高压的制冷剂向车厢内散热的散热器4(室内热交换器)、由制热时使制冷剂减压膨胀的电子膨胀阀构成的室外膨胀阀6(ECCV)、为了在制冷时起到散热器的功能并在制热时起到蒸发器的功能而使制冷剂与外部空气之间进行热交换的室外热交换器7、由使制冷剂减压膨胀的电子膨胀阀(也可以是机械式膨胀阀)构成的室内膨胀阀8、设置于空气通路3内并在制冷时和除湿制热时使制冷剂从车厢内外吸热的吸热器9(另一个室内热交换器)、调节吸热器9的蒸发能力的蒸发能力控制阀11、以及集液器12等通过制冷剂配管13依次连接，从而构成制冷剂回路R。
另外，室外热交换器7设置在车厢外，该室外热交换器7中设有在车辆停止时使外部空气和制冷剂进行热交换的室外送风机15。另外，室外热交换器7在制冷剂的下游侧依次设有集管部14(储液罐)和过冷却部16，从室外热交换器7出来的制冷剂配管13A经由在制冷时打开的电磁阀17(开闭阀)连接至集管部14，过冷却部16的出口经由止回阀18连接至室内膨胀阀8。该集管部14和过冷却部16在结构上构成室外热交换器7的一部分，止回阀18到室内膨胀阀8侧作为正向。
止回阀18和室内膨胀阀8之间的制冷剂配管13B与从位于吸热器9的出口侧的蒸发能力控制阀11出来的制冷剂配管13C有热交换的关系，两者构成内部热交换器19。从而，经过制冷剂配管13B流入室内膨胀阀8的制冷剂被通过吸热器9后又经过蒸发能力控制阀11的低温制冷剂所冷却(过冷却)。
从室外热交换器7出来的制冷剂配管13A发生分岔，分岔后的制冷剂配管13D经由在制热时打开的电磁阀21(开闭阀)被连通并连接至内部热交换器19下游侧的制冷剂配管13C。而且，散热器4出口侧的制冷剂配管13E在室外膨胀阀6的跟前发生分岔，该分岔后的制冷剂配管13F经由在除湿时打开的电磁阀22(开闭阀)被连通并连接至止回阀18下游侧的制冷剂配管13B。
在吸热器9的空气上游侧的空气通路3中，形成有内部空气吸入口和外部空气吸入口各个吸入口(图1中代表性地示出了吸入口25)，在该吸入口25设有吸入切换阻尼器26，用于在车厢内的空气即内部空气(内部空气循环模式)与车厢外的空气即外部空气(外部空气导入模式)之间切换要导入到空气通路3内的空气。而且，在该吸入切换阻尼器26的空气下游侧，设有用于将导入的内部空气或外部空气输送至空气通路3的室内送风机(鼓风机)27。
图1中，23是实施例的车用空调装置1中设置的作为辅助加热装置的加热介质循环回路。该加热介质循环回路23具备构成循环装置的循环泵30、加热介质电热器35(PTC加热器)、以及针对空气通路3中的空气流通设置的加热介质-空气热交换器40，该加热介质-空气热交换器40在实施例中是设置在散热器4的空气上游侧的空气通路3内，这些构件通过加热介质配管23A依次连接成环状。该加热介质循环回路23内循环的加热介质采用例如水、HFO-1234yf之类的制冷剂、冷却液等。
当循环泵30运转从而对加热介质电热器35通电而发热时，被该加热介质电热器35加热的加热介质(高温的加热介质)在加热介质-空气热交换器40中循环，由此，对空气流路3中的经过吸热器9后将流入散热器4的空气进行加热。控制器32在如后文所述地判断为制热模式下散热器4的制热能力不足的情况下，或者在判断为需要停止散热器4的制热而切换到利用加热介质循环回路23(加热介质-空气热交换器40)单独进行制热的情况下，对加热介质电热器35通电使其发热，并通过循环泵30的运转，利用加热介质循环回路23的加热介质-空气热交换器40进行加热。
即，该热交换器循环回路23的加热介质-空气热交换器40成为所谓的加热器芯，补足车厢内的制热，或者代替散热器4对车厢内进行制热。另外，通过采用上述加热介质循环回路23，能够提高乘车人员的用电安全性。
加热介质-空气热交换器40和散热器4的空气上游侧的空气通路3内设有用于调节内部空气或外部空气到散热器4的流通程度的空气混合阻尼器28。散热器4的空气下游侧的空气通路3中还形成有足部通风、通风、除霜的各出风口(图1中代表性地示出出风口29)，该出风口29设有对从上述各出风口送出空气进行切换控制的出风口切换阻尼器31。
接着，图2中的32是作为由具有处理器的微型计算机构成的控制装置的控制器(ECU)，该控制器32的输入端连接有：检测车辆的外部气温Tam的外部气温传感器33、检测压缩机2的吸入制冷剂温度Ts的吸入温度传感器45、检测从吸入口25吸入到空气通路3内的温度的HVAC吸入温度传感器36、检测车厢内的空气(内部空气)的温度的内部气温传感器37、检测车厢内的空气湿度的内部空气湿度传感器38、检测车厢内的二氧化碳浓度的车厢内CO2浓度传感器39、检测从出风口29送出到车厢内的空气的温度的送风温度传感器41、检测压缩机2的排出制冷剂压力Pd的排出压力传感器42、检测压缩机2的排出制冷剂温度的排出温度传感器43、检测压缩机2的吸入制冷剂压力Ps的吸入压力传感器44、检测散热器4的温度TCI(实施例中经过散热器4后吹向出风口29的空气的温度)的散热器温度传感器46、检测散热器4的制冷剂压力PCI(散热器4内或从散热器4出来的制冷剂的压力。制冷剂回路R的高压压力)的散热器压力传感器47、检测吸热器9的温度Te(吸热器9自身或经过吸热器9冷却后的空气的温度)的吸热器温度传感器48、检测吸热器9的制冷剂压力(吸热器9内或从吸热器9出来的制冷剂的压力)的吸热器压力传感器49、用于检测车厢内的日照量的例如光传感器式的日照传感器51、用于检测车辆的移动速度(车速VSP)的车速传感器52、用于设定温度和运转模式的切换的空调操作部53、检测室外热交换器7的温度(室外热交换器7的制冷剂蒸发温度TXO)的室外热交换器温度传感器54、检测室外热交换器7的制冷剂压力的室外热交换器压力传感器56各自的输出。
控制器32的输入端还连接有检测加热介质循环回路23的加热介质电热器34的温度的加热介质电热器温度传感器50、检测加热介质-空气热交换器40的温度(以下称为辅助加热器温度Thtr)的加热介质-空气热交换器温度传感器55各自的输出。此外，还对控制器32输入车辆上搭载的所述电池的充电量即电池余量的相关信息。
另一方面，控制器32的输出端与上述压缩机2、室外送风机15、室内送风机(鼓风机)27、吸入切换阻尼器26、空气混合阻尼器28、出风口切换阻尼器31、室外膨胀阀6、室内膨胀阀8、各电磁阀22、17、21、循环泵30、加热介质电热器35及蒸发能力控制阀11相连接。由此，控制器32基于各传感器的输出和从空调操作部53输入的设定，对这些构件进行控制。
下面，对具有上述结构的实施例的车用空调装置1的动作进行说明。实施例中，控制器32在大致分为制热模式、除湿制热模式、内部循环模式、除湿制冷模式、制冷模式的各运转模式之间进行切换。首先，对各运转模式下制冷剂的流动情况进行说明。
(1)制热模式
通过控制器32或对空调操作部53的手动操作而选择了制热模式时，控制器32打开电磁阀21，关闭电磁阀17、电磁阀22。然后，压缩机2和各送风机15、27运转，空气混合阻尼器28变成使从室内送风机27送出的空气在加热介质-空气热交换器40和散热器4中流通的状态。由此，从压缩机2排出的高温高压的气体制冷剂流入散热器4。由于散热器4中有空气通路3内的空气流通，因此空气通路3内的空气在被加热介质-空气热交换器40加热后(加热介质循环回路23工作的情况下)，再被散热器4内的高温制冷剂加热。另一方面，散热器4内的制冷剂被空气夺取热量而冷却，从而冷凝液化。
散热器4内发生了液化的制冷剂经过制冷剂配管13E到达室外膨胀阀6，在该处减压后流入室外热交换器7。流入室外热交换器7的制冷剂蒸发，通过车辆行驶或从室外送风机15送来的外部空气中汲取热量(热泵)。然后，从室外热交换器7流出的低温制冷剂经过制冷剂配管13D和电磁阀21后，从制冷剂配管13C进入集液器12，在此处发生气液分离后，气体制冷剂被吸入压缩机2，这样的循环重复进行。被加热介质-空气热交换器40或散热器4加热后的空气从出风口29吹出，因此能够对车厢内进行制热。
控制器32根据由后述的目标出风温度TAO计算出的目标散热器温度TCO(散热器4的温度的目标值)而计算出目标散热器压力PCO(散热器4的压力PCI的目标值。高压压力的目标值)，基于该目标散热器压力PCO和散热器压力传感器47检测出的散热器4的制冷剂压力(散热器压力PCI。制冷剂回路R的高压压力)，控制压缩机2的转速NC，并且基于散热器温度传感器46检测出的散热器4的温度(散热器温度TCI)和散热器压力传感器47检测出的散热器压力PCI，控制室外膨胀阀6的阀门开度，由此来控制散热器4的出口处的制冷剂的过冷却度SC。上述目标散热器温度TCO基本上满足TCO＝TAO，但在控制上设有规定的限制。
(2)除湿制热模式
接下来，在除湿制热模式下，控制器32在上述制热模式的状态下打开电磁阀22。从而，经过散热器4在制冷剂配管13E中流动的冷凝制冷剂的一部分被分流，经过电磁阀22后通过制冷剂配管13F和13B，再经过内部热交换器19到达室内膨胀阀8。制冷剂在室内膨胀阀8处减压之后，流入吸热器9并蒸发。此时的吸热作用使得从室内送风机27送出的空气中的水分在吸热器9处凝结并附着，因此空气被冷却且实现除湿。
在吸热器9处蒸发后的制冷剂经过蒸发能力控制阀11和内部热交换器19，在制冷剂配管13C中与来自制冷剂配管13D的制冷剂汇流，然后经过集液器12被压缩机2吸入，这样的循环重复进行。被吸热器9除湿后的空气在通过散热器4的过程中再次被加热，因此能够对车厢内进行除湿制热。
控制器32基于由目标散热器温度TCO计算出的目标散热器压力PCO和散热器压力传感器47检测出的散热器压力PCI(制冷剂回路R的高压压力)来控制压缩机2的转速NC，并且基于吸热器温度传感器48检测出的吸热器9的温度(吸热器温度Te)来控制室外膨胀阀6的阀门开度。
(3)内部循环模式
接下来，在内部循环模式下，控制器32在上述除湿制热模式的状态下关闭室外膨胀阀6(全闭)。即，该内部循环模式可以说是在除湿制热模式下控制室外膨胀阀6使该室外膨胀阀6全闭的状态，因此内部循环模式也可以作为除湿制热模式的一部分。
但是，通过关闭室外膨胀阀6，制冷剂被阻止流入室外热交换器7，因此，经过散热器4在制冷剂配管13E中流动的冷凝制冷剂会经过电磁阀22全部流入制冷剂配管13F。然后，在制冷剂配管13F中流动的制冷剂将通过制冷剂配管13B并经过内部热交换器19后到达室内膨胀阀8。制冷剂在室内膨胀阀8处减压之后，流入吸热器9并蒸发。此时的吸热作用使得从室内送风机27送出的空气中的水分在吸热器9处凝结并附着，因此空气被冷却且实现除湿。
在吸热器9处蒸发后的制冷剂经过蒸发能力控制阀11和内部热交换器19在制冷剂配管13C中流动，然后经过集液器12被压缩机2吸入，这样的循环重复进行。在吸热器9处除湿后的空气在通过散热器4的过程中再次被加热，从而能够对车厢内进行除湿制热，但在该内部循环模式下，制冷剂是在位于车厢内侧的空气通路3内的散热器4(散热)与吸热器9(吸热)之间循环，因此无法从外部空气汲取热量，从而发挥的是压缩机2所消耗的动力加上吸热器9的吸热量后得到的制热能力。由于发挥除湿作用的吸热器9中流过全部的制冷剂的量，因此与上述除湿制热模式相比，除湿能力更高，但其制热能力变低。
控制器32基于吸热器9的温度或前述制冷剂回路R的高压压力来控制压缩机2的转速。此时，控制器32选择根据吸热器9的温度Te计算得到的压缩机目标转速和根据高压压力PCI计算得到的压缩机的目标转速中较低的一方来控制压缩机2。
(4)除湿制冷模式
接下来，在除湿制冷模式下，控制器32打开电磁阀17，关闭电磁阀21、电磁阀22。然后，压缩机2和各送风机15、27运转，空气混合阻尼器28变成使从室内送风机27送出的空气在加热介质-空气热交换器40和散热器4中流通的状态。由此，从压缩机2排出的高温高压的气体制冷剂流入散热器4。由于散热器4中有空气通路3内的空气流通，因此空气通路3内的空气被散热器4内的高温制冷剂加热(加热介质循环回路23停止工作)，而散热器4内的制冷剂因热量被空气夺取而冷却，从而冷凝液化。
从散热器4出来的制冷剂经过制冷剂配管13E到达室外膨胀阀6，并经由被控制在打开状态下的室外膨胀阀6而流入室外热交换器7。流入室外热交换器7的制冷剂在此处通过车辆行驶或利用室外送风机15送来的外部空气得到空冷，从而冷凝。从室外热交换器7出来的制冷剂从制冷剂配管13A经过电磁阀17后依次流入集管部14和过冷却部16。制冷剂在此被过冷却。
从室外热交换器7的过冷却部16出来的制冷剂经过止回阀18进入制冷剂配管13B，在经过内部热交换器19后到达室内膨胀阀8。制冷剂在室内膨胀阀8处减压之后，流入吸热器9并蒸发。此时的吸热作用使得从室内送风机27送出的空气中的水分在吸热器9处凝结并附着，因此空气被冷却且实现除湿。
在吸热器9中蒸发后的制冷剂经过蒸发能力控制阀11和内部热交换器19后，再经由制冷剂配管13C到达集液器12，然后被压缩机2吸入，这样的循环重复进行。被吸热器9冷却并除湿后的空气在通过散热器4的过程中再次被加热(散热能力低于制热时)，因此能够对车厢内进行除湿制冷。
控制器32基于吸热器温度传感器48检测出的吸热器9的温度(吸热器温度Te)来控制压缩机2的转速，并且基于上述制冷剂回路R的高压压力(散热器压力PCI)来控制室外膨胀阀6的阀门开度，从而控制散热器4的制冷剂压力(散热器压力PCI)。
(5)制冷模式
接下来，在制冷模式下，控制器32在上述除湿制冷模式的状态下使室外膨胀阀6的阀门开度全开。控制器32控制空气混合阻尼器28，调整从室内送风机27送出并通过吸热器9之后的空气通路3内的空气在加热介质-空气热交换器40和散热器4中流通的比例。
由此，从压缩机2排出的高温高压的气体制冷剂从制冷剂配管13G流入散热器4，并且从散热器4出来的制冷剂经过制冷剂配管13E到达室外膨胀阀6。此时，由于室外膨胀阀6全开，因此制冷剂通过室外膨胀阀6后直接流入室外热交换器7，在室外热交换器7中因车辆行驶或通过室外送风机15送来的外部空气进行空冷，从而冷凝液化。从室外热交换器7出来的制冷剂从制冷剂配管13A经过电磁阀17后依次流入集管部14和过冷却部16。制冷剂在此被过冷却。
从室外热交换器7的过冷却部16出来的制冷剂经过止回阀18进入制冷剂配管13B，在经过内部热交换器19后到达室内膨胀阀8。制冷剂在室内膨胀阀8处减压之后，流入吸热器9并蒸发。此时的吸热作用使从室内送风机27送来的空气冷却。
在吸热器9中蒸发后的制冷剂经过蒸发能力控制阀11和内部热交换器19后，再经由制冷剂配管13C到达集液器12，然后被压缩机2吸入，这样的循环重复进行。在吸热器9处冷却并除湿后的空气从出风口29送出到车厢内(一部分通过散热器4进行热交换)，因此能够对车厢内进行制冷。在该制冷模式下，控制器32基于吸热器温度传感器48检测出的吸热器9的温度(吸热器温度Te)来控制压缩机2的转速。控制器32根据外部气温或目标出风温度来选择上述各运转模式并切换。
(6)制热模式下的压缩机和加热介质循环回路的控制
接下来，使用图3～图9，对上述制热模式下控制器32对压缩机2和加热介质循环回路23的控制进行说明。
(6-1)基于高压压力计算压缩机的目标转速TGNCh
控制器32根据下式(1)来计算目标出风温度TAO。该目标出风温度TAO是从出风口29送出到车厢内的空气温度的目标值。
TAO＝(Tset-Tin)×K+Tbal(f(Tset、SUN、Tam))
··式(1)
这里，Tset是在空调操作部53所设定的车厢内的设定温度，Tin是内部气温传感器37检测出的车厢内空气的温度，K是系数，Tbal是根据设定温度Tset、日照传感器51检测出的日照量SUN、外部气温传感器33检测出的外部气温Tam计算出的平衡值。一般而言，外部气温Tam越低，该目标出风温度TAO越高，且随着外部气温Tam的上升而下降。控制器32根据该目标送风温度TAO计算出目标散热器温度TCO。
接下来，图4是控制器32决定制热模式用的压缩机2的目标转速(压缩机目标转速)TGNCh的控制框图。控制器32的F/F(前馈)操作量运算部58基于所要求的散热器4的制热能力即后述的要求能力TGQ、流入到空气通路3内的空气的体积风量Ga(根据室内送风机27的鼓风机电压BLV的目标值或当前的鼓风机电压BLV来计算)、从外部气温传感器33得到的外部气温Tam、散热器4的温度目标值即上述的目标散热器温度TCO、散热器4的压力目标值即目标散热器压力PCO进行前馈运算，从而计算出压缩机目标转速的F/F操作量TGNChff。
输入到该F/F操作量运算部58的要求能力TGQ在后述的切换时控制中被替换成(TGQ-Qhtr)。该替换由图4的切换部63进行。向该切换部63输入与门64的输出，该与门64采用以下结构：在后述的HP停止判定标记fHPstp置位为“1”且后述的HP停止标记fHPstpPrs复位为“0”时(切换时控制)，将要求能力TGQ减去辅助加热装置实际产生的制热能力即HTR实际能力Qhtr(将在后文说明)后的值(TGQ-Qhtr)输出到F/F操作量运算部58，在除此以外的情况下输出要求能力TGQ到F/F操作量运算部58。
因而，在HP停止判定标记fHPstp置位为“1”且后述的HP停止标记fHPstpPrs复位为“0”时(切换时控制)，F/F操作量运算部58基于(TGQ-Qhtr)、体积风量Ga、外部气温Tam、目标散热器温度TCO、目标散热器压力PCO进行前馈运算，从而计算出压缩机目标转速的F/F操作量TGNChff，在除此以外(切换时控制以外)的情况下，基于要求能力TGQ、体积风量Ga、外部气温Tam、目标散热器温度TCO、目标散热器压力PCO进行前馈运算，从而计算出压缩机目标转速TGNCh的F/F操作量TGNChff，关于切换时控制和HTR实际能力Qhtr，将在后文中详细阐述。
上述目标散热器压力PCO由目标值运算部59基于散热器4出口的过冷却度SC的目标值即目标过冷却度TGSC和目标散热器温度TCO来计算。此外，F/B(反馈)操作量运算部60基于该目标散热器压力PCO和散热器4的制冷剂压力即散热器压力PCI(高压压力)进行反馈运算，从而计算压缩机目标转速的F/B操作量TGNChfb。然后，利用加法器61将F/F操作量运算部58计算出的F/F操作量TGNChff与F/B操作量运算部60计算出的TGNChfb相加，通过限值设定部62限制了控制上限值和控制下限值之后，决定其为压缩机目标转速TGNCh。在制热模式下，控制器32基于上述压缩机目标转速TGNCh来控制压缩机2的转速NC。
(6-2)能力运算
下面，参照图5、图6的流程图，对制热模式下控制器32的具体控制的一例进行说明。该实施例中，控制器32使压缩机2以其转速NC达到该条件下的最大转速的方式运转，利用加热介质循环回路23(加热介质-空气热交换器40)的加热来补足散热器4的制热能力不足的部分。即，控制器32在图5的步骤S1中判断是否车用空调装置1中的由制冷剂回路R构成的热泵(图5中用HP表示)发生故障而作出了故障判定，在发生了故障(N)的情况下，在步骤S14中使热泵(压缩机2)停止。
在步骤S1中没有作出故障判定而是正常(Y)的情况下，前进至步骤S2，判断车用空调装置1的当前运转模式是否是制热模式，在制热模式以外(N)的情况下，切换到其它运转模式，在制热模式(Y)的情况下，前进至步骤S3。在该步骤S3中，控制器32使用下述的式(2)、式(3)、式(4)、式(5)、式(6)，计算出所要求的散热器4的制热能力即要求能力TGQ(kW)、散热器4的最大制热能力的推算值即HP最大能力推算值Qmax(kW)、散热器4和加热介质循环回路23(包括加热介质-空气热交换器40。下同)实际产生的总制热能力即总能力Qtotal(kW)、加热介质循环回路23实际产生的制热能力即前述的HTR实际能力Qhtr(kW)、以及散热器4实际产生的制热能力即HP实际能力Qhp(kW)。
TGQ＝(TCO-Te)×Cpa×实际Ga×γaTe×1.16··式(2)
Qmax＝f(Tam、Ga、NCmax、Thtr-Te)··式(3)
Qtotal＝(TCI-Te)×Cpa×实际Ga×(SW/100)×γaTe×1.16··式(4)
Qhtr＝(Thtr-Te)×Cpa×实际Ga×(SW/100)×γaTe×1.16··式(5)
Qhp＝(TCI-Thtr)×Cpa×实际Ga×(SW/100)×γaTe×1.16··式(6)
图3中示出了要求能力TGQ、总能力Qotal、HP实际能力Qhp和HTR实际能力Qhtr的关系。Te表示吸热器温度，Cpa表示空气的定压比热[kJ/m3·K]，实际Ga表示空气通路3中流通的空气的实际风量(实际系统风量m3/s)，γaTe表示空气比重，1.16是使单位统一的系数，NCmax表示压缩机2在该条件下的最大转速，Thtr表示加热介质-空气热交换器40的温度即辅助加热器温度，TCI表示散热器温度，SW表示空气混合阻尼器28的开度。
控制器32还使用下述的式(7)、式(8)，计算要求能力TGQ与HP最大能力推算值Qmax之差ΔQmax、要求能力TGQ与总能力Qtotal之差ΔQtotal。
ΔQmax＝TGQ-Qmax··式(7)
ΔQtotal＝TGQ-Qtotal··式(8)
接着，控制器32在步骤S4中进行因室外热交换器7结霜等导致热泵(压缩机2)停止的判定(HP停止判定)。该HP停止判定的详细情况将在后文阐述，在判定为热泵(压缩机2)停止的情况下，控制器32使HP停止判定标记fHPstp置位为“1”，在没有判定为停止的情况下，使HP停止判定标记fHPstp复位为“0”。
这里，若步骤S4中没有判定为热泵(压缩机2)停止(N，HP工作)，则本实施例中，控制器32使压缩机2在其转速NC达到该条件下的最大转速的方式运转。然后，前进至步骤S5，执行热泵(HP)的散热器4和加热介质循环回路23的协调控制(图5中用HP+辅助加热器协调控制来表示)。
(6-3)散热器和加热介质循环回路的协调控制
图6中示出实施例的协调控制。控制器32在图6的流程图的步骤S8中进行实际能力的判定。该实际能力的判定在实施例中是判定压缩机2的转速NC为最大转速、制冷剂回路R的高压压力(散热器压力PCI)稳定、ΔQtotal在规定值以上这些条件全都成立的状态是否经过了规定时间(例如30秒等)，若现在是压缩机2刚启动不久，则控制器32在步骤S8得到“N”的结果而前进至步骤S10，接着进行MAX能力的判定。
该MAX能力的判定会从压缩机2刚启动不久开始执行，直到高压压力稳定为止(步骤S8为N的情况)，在实施例中，是判定要求能力TGQ与HP最大能力推算值Qmax之差ΔQmax(＝TCG-Qmax)是否在规定值以上(相对于要求能力TGQ，散热器4的最大制热能力(推算值)不足的状态)，在小于规定值的状态持续规定时间(例如30秒等)的情况下，即散热器4的最大制热能力(推算值)满足了要求能力TGQ或者基本满足的情况下(N)，前进至步骤S12，使加热介质循环回路23的加热介质电热器35不通电(PTC停止)，加热介质循环回路23(辅助加热装置)的要求能力TGQhtr为零(0)。
压缩机2启动时，当步骤S10中要求能力TGQ与HP最大能力推算值Qmax之差ΔQmax(＝TGQ-Qmax)在规定值以上(相对于要求能力TGQ，散热器4的最大制热能力(推算值)不足的状态下)的情况下(Y)，控制器32前进至步骤S11，将加热介质循环回路23的要求能力TGQhtr的F/F(前馈)值Qaff设为ΔQmax，将F/B(反馈)值Qafb设为零。
然后，前进至步骤S7，控制器32计算加热介质循环回路23的要求能力TGQhtr。在该步骤S7中，控制器32使用下述的式(9)，计算加热介质循环回路23的要求能力TGQhtr。
TGQhtr＝(Qaff+Qafb)/Φ··式(9)
Φ是加热介质循环回路23(加热介质电热器35)的温度效率(加热器温度效率)。
另外，压缩机2达到最大转速之后，在步骤S8中要求能力TGQ与总能力Qtotal之差ΔQtotal小于规定值(N)且前进至步骤S10后要求能力TGQ与HP最大能力推算值Qmax之差ΔQmax在规定值以上的情况下，控制器32也会从步骤S11前进至步骤S7，并利用上式(9)计算加热介质循环回路23的要求能力TGQhtr。即，步骤S11中，Qaff＝ΔQmax，Qafb＝0，因此控制器32在步骤S7中将加热介质循环回路23的要求能力TGQhtr设为ΔQmax/Φ，并基于该要求能力TGQhtr来控制加热介质电热器35的通电。
另一方面，在步骤S8中，压缩机2的转速NC为最大转速且制冷剂回路R的高压压力(散热器压力PCI)稳定且ΔQtotal在规定值以上的状态经过了规定时间的情况下(Y)，控制器32前进至步骤S9，将加热介质循环回路23的要求能力TGQhtr的F/F值Qaff设为ΔQmax，将F/B值Qafb设为ΔQtotal，然后前进至步骤S7计算加热介质循环回路23的要求能力TGQhtr。即，步骤S9中，Qaff＝ΔQmax，Qafb＝Qtotal，因此控制器32在步骤S7中将加热介质循环回路23的要求能力TGQhtr设为(ΔQmax+ΔQtotal)/Φ，并基于该要求能力TGQhtr来控制加热介质电热器35的通电。
通过上述热泵(制冷剂回路R)的散热器4加热和加热介质循环回路23加热的协调控制，控制器32在压缩机2的转速NC达到最大转速的状态下，利用加热介质循环回路23(加热介质-空气热交换器40)的加热来补足散热器4的制热能力不足的部分。
控制器32如上所述地以Qaff＝ΔQmax、Qafb＝0来进行要求能力TGQhtr＝Qmax/Φ的F/F控制，并以Qaff＝ΔQmax、Qafb＝ΔQtotal来进行要求能力TGQhtr＝(Qmax+Qtotal)/Φ的F/B控制，但通过该F/B控制，散热器4和加热介质循环回路23(加热介质-空气热交换器40)实际产生的总制热能力即总能力Qtotal被控制在要求能力TGQ。
(6-4)散热器和加热介质循环回路的另一种协调控制
接下来，图7示出控制器32在制热模式下的协调控制的另一流程图。该图中，与图6相同的标号所示的步骤进行相同的控制。这种情况下，从步骤S5、步骤S9、步骤S11前进至步骤S7a，然后前进至步骤S7b。
图7的步骤S7a中，控制器32根据各步骤S5、步骤S9、步骤S11中所决定的加热介质循环回路23的要求能力TGQHtr的F/F值Qaff与F/B值Qafb之和(Qaff+Qafb)，使用下式(10)倒算出辅助加热器温度Thtr(加热介质-空气热交换器40的温度)的目标值即目标辅助加热器温度THO。
THO＝(Qaff+Qafb)/(Cpa×实际Ga×γaTe×1.16)+Te··式(10)
然后，控制器32在步骤S7b中，计算加热介质循环回路23的要求能力TGQhtr，但在实施例中的情况下，控制器32基于步骤S7a中倒算出的目标辅助加热器温度THO与加热介质-空气热交换器温度传感器55检测出的辅助加热器温度Thtr的偏差e进行PID运算，从而计算出加热介质循环回路23的要求能力TGQhtr，基于计算出的要求能力TGQhtr来控制加热介质电热器35的通电，由此，进行反馈(F/B)控制以使辅助加热器温度Thtr跟踪目标辅助加热器温度THO。
(6-5)HP停止判定
接着，对图5的步骤S4中的HP停止判定进行说明。该HP停止判定是对以下说明的3个条件进行判定。
(6-5-1)因室外热交换器7的结霜加重而进行的HP停止判定
若室外热交换器7的结霜增大，则即使制冷剂回路R的压缩机2运转，也无法从外部空气吸热(热泵)，且运转效率显著降低。因此，实施例中，
(A)(TCO-TCI)≥规定值(规定的较大值。例如5deg)且ΔTXO≥规定值(规定的较大值。例如10deg)的状态经过的规定时间(例如30sec)，
(B)ΔTXO≥规定值(比上述(A)要小的值。例如5deg)的状态持续了规定时间(比上述(A)要长的时间。例如60min)，当(A)和(B)这两个条件中的任一个成立时，判定室外热交换器7的结霜在加重。
上述(TCO-TCI)是目标散热器温度TCO与散热器温度TCI之差，ΔTXO是没有结霜时的室外热交换器7的制冷剂蒸发温度TXObase与当前的制冷剂蒸发温度TXO之差即结霜判定值(ΔTXO＝TXObase-TXO)，也就是室外热交换器7的结霜程度(结霜率)。即，上述(A)中散热器温度TCI低于目标散热器温度TCO且结霜率(ΔTXO)扩大的状态时，(B)中结霜率(ΔTXO)稍小程度扩大的状态持续了较长时间时，无论哪种情况都表示室外热交换器7的结霜在加重。
(6-5-2)因Ts进行的HP停止判定
当压缩机2的吸入制冷剂温度Ts降低，压缩机2的转速NC降低时，压缩机2的运转效率下降，可靠性也下降。因此，实施例中，
(C)Ts≤规定值(规定的较小值。例如-25℃)且NC≤规定值(规定的较小值。例如1000rpm)的状态经过了规定时间(例如30sec)这一条件成立时，判定压缩机2的运转效率下降。
(6-5-3)因散热器4的吸热而进行的HP停止判定
当室外热交换器7的结霜加重时，与外部空气进行热交换的热交换器效率会下降，因此从外部空气吸热的吸热量下降，从而散热器4所产生的制热能力也下降。另外，当外部气温下降时，吸入到压缩机2内的制冷剂的密度下降，因此这种情况下也会导致散热器4所产生的制热能力下降。另一方面，如前文所述，加热介质循环回路23是以补充散热器4的制热能力不足的部分的方式进行运转，因此当散热器4的制热能力下降时，有可能发生加热介质循环回路23的制热能力高于散热器4的制热能力的情况。
在该情况下，尤其是像实施例那样在散热器4的空气上游侧设置加热介质循环回路23的加热介质-空气热交换器40，则会发生散热器4从经过加热介质-空气热交换器40加热后流入散热器4的空气吸热的现象。一旦发生这样的吸热现象，总能力Qtotal将下降，无法再满足要求能力TGQ，从而无法使车厢内的制热令人舒适，还会浪费压缩机2的动力反而消耗多余的电力来产生散热器4的制热能力，从而导致TotalCOP下降。因此，实施例中，
(D)对加热介质循环回路23的加热介质电热器35进行通电且压缩机2的转速NC≤规定值(规定的较小值。例如2000rpm)且(Qtotal-加热介质循环回路23的消耗电力)≤规定值(规定的较小值。例如200W)或TotalCOP＜规定值(例如1)这一条件成立时，判定为散热器4发生了吸热。
另外，TotalCOP＝(Qtotal-加热介质循环回路23的消耗电力)/压缩机2的消耗电力。
(6-6)切换时控制
控制器32在步骤S4中当上述(A)～(D)中的任一条件成立时，判定为使热泵(压缩机2)停止。若步骤S4中判定为使热泵(压缩机2)停止，则控制器32将HP停止判定标记fHPstp置位为“1”，并前进至步骤S6(Y，HP停止，fHPstp＝1)，开始切换时控制。
该切换时控制中，首先在步骤S6进行压缩机2的停止处理结束判定(HP停止处理结束判定)。该步骤S6中的HP停止处理结束判定在HP停止标记fHPstpPrs复位为“0”时，前进至步骤S13，在HP停止标记fHPstpPrs置位为“1”时(Y，HP停止处理结束)，前进至步骤S14，使热泵(压缩机2)停止。
(6-6-1)计算压缩机2的转速和加热介质循环回路23的要求能力
在前进至步骤S6的阶段中，HP停止标记fHPstpPrs复位为“0”(N,HP停止处理过程中)，因此控制器32前进至步骤S13进行HP停止处理运算。该HP停止处理运算中，控制器32首先将加热介质循环回路23的要求能力TGQhtr设为TGQ(TGQhtr＝TGQ)。由于HP停止判定标记fHPstp＝1且HP停止标记fHPstpPrs＝0，因此，图4中的切换部63将输入到F/F操作量运算部58的要求能力TGQ替换为(TGQ-Qhtr)。
通过将加热介质循环回路23的要求能力TGQhtr设为要求能力TGQ，加热介质循环回路23(加热介质-空气热交换器40)实际产生的制热能力即HTR实际能力Qhtr逐渐向要求能力TGQ增大。另一方面，通过将输入到F/F操作量运算部58的要求能力TGQ替换为(TGQ-Qhtr)，F/F操作量TGNChff将减少HTR实际能力Qhtr所增大的部分，压缩机目标转速TGNCh下降，因此，散热器4实际产生的制热能力即HP实际能力Qhp也随着HTR实际能力Qhtr的增大而下降。
图8表示该切换时控制中的各能力、温度与压缩机2的转速的时序图。图中的“HP运转”所示的范围表示上述的散热器4和加热介质循环回路23的协调控制的范围，但在实施例中，加热介质循环回路23是停止的(TGQhtr＝0，Qhtr＝0)。这种状态下，当图5的步骤S4中HP停止判定标记fHPstp置位为“1”时，开始进行切换时控制。图中，“HP→辅助加热器切换中”所示的范围是切换时控制的范围。
在该切换时控制中，如前文所述，加热介质循环回路23的要求能力TGQhtr变为要求能力TGQ(图中垂直上升的虚线)，因此HTR实际能力Qhtr也上升，但实际上由于加热介质循环回路23的热容量较大，因此在经过了图中“辅助加热器的响应延迟”所示的延迟时间后HTR实际能力Qhtr才开始上升(辅助加热器温度Thtr也一样)。
此时，输入到图4的F/F操作量运算部58的要求能力TGQ被替换为(TGQ-Qhtr)，因此，在该响应延迟的期间内维持TGQ不变，这与考虑了加热介质循环回路23的热容量而进行的预运转的效果是一样的。在该响应延迟的期间之后，随着HTR实际能力Qhtr增大，HP实际能力Qhp下降，因此，如图8所示，可知散热器温度传感器46检测出的散热器温度TCI不变或基本不变。此时，实施例中向F/F操作量运算部58输入(TGQ-Qhtr)。从而，压缩机2的转速NC对于加热介质循环回路23的制热能力增大能够灵敏地作出响应而迅速地下降，因此，能够有效地消除送到车厢内的送风温度的变动。
(6-6-2)HP完全停止判定
控制器32在图5的步骤S13中进行HP完全停止判定。实施例中，这种情况下的HP旋转停止判定的条件是下述的(E)～(G)中是否有一个条件成立：
(E)所要求的散热器4的制热能力即要求能力TGQ与加热介质循环回路23实际产生的制热能力即HTR实际能力Qhtr之差(TGQ-Qhtr)≤规定值(规定的较小值。例如300W)，
(F)散热器4实际产生的制热能力即HP实际能力Qhp≤规定值(规定的较小值。例如300W)，
(G)压缩机2的目标转速TGNCh≤规定值(规定的较小值。例如800rpm)，当这些(E)～(G)中的任意一个条件成立时，控制器32将HP停止标记fHPstpPrs置位为“1”。
若该HP停止标记fHPstpPrs置位为“1”，则控制器32结束切换时处理，从图5的步骤S6前进至步骤S14，停止热泵(压缩机2)。由此，之后仅由加热介质循环回路23进行制热。图8中的“辅助加热器单独运转”所示的范围表示利用该加热介质循环回路23单独进行制热的范围。另外，在下一次步骤S4中使HP停止判定标记fHPstp复位为“0”之前，HP停止标记fHPstpPrs维持置位为“1”的状态。
如上所述，控制器32在制热模式下切换到仅利用加热介质循环23对车厢内进行制热时，在停止压缩机2之前增大加热介质循环回路23的制热能力，并使散热器4的制热能力随着该加热介质循环回路23的制热能力增大而下降，以此方式来执行切换时控制，因此，在切换到加热介质循环回路23单独进行制热时，在加热介质循环回路23的制热能力增大之前散热器4的制热能力急剧减小从而导致送到车厢内的空气温度向大幅下降的方向变动的情况得到防止或者抑制，能够改善乘车人员的舒适性。
这种情况下，控制器32在进行切换时控制时，将加热介质循环回路23的要求能力TGQhtr设为制热模式下所要求的散热器4的制热能力即要求能力TGQ，因此能够使加热介质循环回路23的制热能力迅速增大。
具体而言，控制器32在制热模式下，基于送到车厢内的空气温度的目标值即目标送风温度TAO，计算高压压力的目标值(目标散热器压力PCO)，基于该目标值和高压压力(散热器压力PCI)、要求能力TGQ，控制压缩机2的转速NC，并且在切换时控制中，从要求能力TGQ减去加热介质循环回路23实际产生的制热能力即HTR实际能力Qhtr，因此能够实现散热器4的制热能力随着加热介质循环回路23的制热能力增大而减小。
这种情况下，控制器32在制热模式下，至少基于要求能力TGQ通过前馈运算来计算压缩机2的目标转速TGNCh的F/F操作量TGNChff，基于目标值(目标散热器压力PCO)和高压压力(散热器压力PCI)通过反馈运算来计算压缩机2的目标转速TGNCh的F/B操作量TGNChfb，通过将这些F/F操作量TGNChff和F/B操作量TGNChfb相加，计算出压缩机2的目标转速TGNCh，并且在切换时控制中，基于从要求能力TGQ减去HTR实际能力Qhtr后的值(TGQ-Qhtr)来计算F/F操作量TGNChff，因此能够使压缩机2的转速NC对于加热介质循环回路23的制热能力增大灵敏地作出响应而迅速下降，从而能够实现更加准确且令人舒适的切换时控制。
另外，控制器32在室外热交换器7的结霜加重、压缩机2的运转效率下降、散热器4发生吸热中的任意一个条件成立的情况下，开始上述切换时控制，在这些开始切换时控制的条件都不成立时，执行协调控制，利用加热介质循环回路23的加热来补足散热器4的制热能力不足的部分，因此能够准确地地实现散热器4与加热介质循环回路23协调制热和加热介质循环回路23单独制热之间的切换。
这种情况下，控制器32在切换时控制中，在所要求的散热器4的制热能力即要求能力TGQ与加热介质循环回路23实际产生的制热能力即HTR实际能力Qhtr之差(TGQ-Qhtr)下降到规定值以下、散热器4实际产生的制热能力即HP实际能力Qhp下降到规定值以下、压缩机2的目标转速TGNCh下降到规定值以下中的任意一个条件成立的情况下，停止压缩机2，因此能够准确地切换到加热介质循环回路23单独进行制热。
图1的实施例中，利用加热介质循环回路23来构成辅助加热装置，但并不限于此，也可以用PTC加热器来构成辅助加热装置。这种情况下，在空气通路3中配置PTC加热器以代替图1的加热介质-空气热交换器40。该PTC(Positive Temperature Coefficient：正温度系数)加热器由于其特性，流入该PTC加热器的空气温度较低时才能发挥其性能(电阻值不会变大)，因此像实施例那样设置在散热器4的空气上游侧是有效的。
图9表示上述PTC加热器配置在空气通路3中的情况下切换时控制中的各能力、温度和压缩机2的转速的时序图。PTC加热器配置在空气通路3中的情况下，由于热容量小于上述实施例的加热介质循环回路23，因此，“辅助加热器的响应延迟”所示的延迟时间要短于图8的情况。其他都与图8的情况相同。
上述实施例中，在切换时控制开始的同时将加热介质循环回路23(或PTC加热器)的要求能力TGQhtr设为要求能力TGQ，但并不限于此，也可以如图8、图9中倾斜的虚线所示那样，使加热介质循环回路23(或PTC加热器)的要求能力TGQhtr逐渐增大到要求能力TGQ。具体而言，使其以规定的上升速度增大，或者有一阶滞后地上升到TGQ。
若使加热介质循环回路23(或PTC加热器)的要求能力TGQhtr逐渐增大到要求能力TGQ，则能够抑制加热介质循环回路23(PTC加热器)的制热能力急剧增大，能够更加有效地抑制送出到车厢内的空气温度急剧变动。
另外，在加热介质循环回路23等热容量较大的辅助加热装置的情况下，也可以设置预运转期间，在此期间，控制器32进行切换时控制之际根据辅助加热装置的热容量，在散热器4的制热能力开始下降之前使辅助加热装置的制热能力开始增大。由此，即使在没有像实施例那样基于(TGQ-Qhtr)计算F/F操作量TGNChff的情况下，也能够顺利地应对热容量较大的辅助加热装置的响应延迟。
另外，上述实施例中将图4的输入F/F操作量运算部58的要求能力TGQ在切换时控制下替换为(TGQ-Qhtr)，但在第四项发明和第五项发明以外的发明中，也可以不进行替换。这是因为在不进行替换的情况下，通过在压缩机2停止之前使加热介质循环回路23的制热能力增大，从而根据该加热介质循环回路23的制热能力增大，使图4的F/B操作量运算部60的反馈运算向着压缩机2的转速NC下降从而散热器4的制热能力下降的方向进行作用。
但是，反馈运算时，只有加热介质循环回路23的制热产生影响之后才会使压缩机2的转速NC下降，因此其结果是出风温度可能会暂时上升。因此，像实施例那样将(TGQ-Qhtr)输入到F/F操作量运算部58时，能够灵敏地对加热介质循环回路23的制热能力增大作出响应。由此，压缩机2的转速NC迅速下降，因此能够有效地消除送出到车厢内的出风温度变动(暂时上升)。
此外，实施例中对于在制热模式、除湿制热模式、内部循环模式、除湿制冷模式、制冷模式各个运转模式之间进行切换来运行的车用空调装置1适用了本发明，但并不限于此，本发明对于仅进行制热模式的空调装置也是有效的。
而且，上述各实施例中说明的制冷剂回路R的结构和各数值并不是对其的限定，在不脱离本发明主旨的范围内可以进行各种变更。
标号说明
1 车用空调装置
2 压缩机
3 空气通路
4 散热器
6 室外膨胀阀
7 室外热交换器
8 室内膨胀阀
9 吸热器
17、20、21、22 电磁阀
23 加热介质循环回路(辅助加热装置)
26 吸入切换阻尼器
27 室内送风机(鼓风机)
28 空气混合阻尼器
30 循环泵
32 控制器(控制装置)
35 加热介质电热器(电热器)
40 加热介质-空气热交换器(辅助加热装置)
R 制冷剂回路。

Claims (9)

1.一种车用空调装置，其特征在于，包括：
压缩制冷剂的压缩机；
使提供给车厢内的空气进行流通的空气通路；
使制冷剂散热并对从所述空气通路提供给所述车厢内的空气进行加热的散热器；
设置于所述车厢外并使制冷剂吸热的室外热交换器；以及
控制装置，
所述车用空调装置利用该控制装置执行如下的制热模式：使从所述压缩机排出的制冷剂在所述散热器中散热，散热后的该制冷剂经过减压后在所述室外热交换器处吸热，从而对所述车厢内进行制热，
该车用空调装置还具备用于对从所述空气通路提供给所述车厢内的空气进行加热的辅助加热装置，
所述控制装置在所述制热模式下，在切换到仅利用所述辅助加热装置对所述车厢内进行制热时执行如下的切换时控制：在所述压缩机停止之前，使所述辅助加热装置的制热能力增大，并使所述散热器的制热能力随着该辅助加热装置的制热能力的增大而相应地减小。
2.如权利要求1所述的车用空调装置，其特征在于，
所述控制装置在所述制热模式下，计算所要求的所述散热器的制热能力即要求能力TGQ，
在所述切换时控制中，将所述辅助加热装置的要求能力TGQhtr设为所述要求能力TGQ。
3.如权利要求2所述的车用空调装置，其特征在于，
所述控制装置使所述辅助加热装置的要求能力TGQhtr逐渐增大至所述要求能力TGQ。
4.如权利要求2或3所述的车用空调装置，其特征在于，
所述控制装置在所述制热模式下，基于送出到所述车厢内的空气温度的目标值即目标出风温度，计算高压压力的目标值，并基于该目标值和高压压力、所述要求能力TGQ，控制所述压缩机的转速，
并且在所述切换时控制中，从所述要求能力TGQ减去所述辅助加热装置实际产生的制热能力即HTR实际能力Qhtr。
5.如权利要求4所述的车用空调装置，其特征在于，
所述控制装置在所述制热模式下，通过至少基于所述要求能力TGQ进行前馈运算，计算出所述压缩机的目标转速的F/F操作量TGNChff，并通过基于所述目标值和高压压力进行反馈运算，计算出所述压缩机的目标转速的F/B操作量TGNChfb，将这些F/F操作量TGNChff和F/B操作量TGNChfb相加，从而计算出所述压缩机的目标转速TGNCh，
在所述切换时控制中，基于从所述要求能力TGQ减去所述HTR实际能力Qhtr后的值(TGQ-Qhtr)，来计算所述F/F操作量TGNChff。
6.如权利要求1至5的任一项所述的车用空调装置，其特征在于，
所述控制装置在所述切换时控制中，根据所述辅助加热装置的热容量，在所述散热器的制热能力开始下降之前，使所述辅助加热装置的制热能力开始增大。
7.如权利要求1至6的任一项所述的车用空调装置，其特征在于，
所述控制装置在所述室外热交换器上的结霜加重、所述压缩机的运转效率下降、所述散热器发生吸热中的任意一个条件成立时，开始所述切换时控制。
8.如权利要求7所述的车用空调装置，其特征在于，
所述控制装置在所述切换时控制中，当所要求的所述散热器的制热能力即要求能力TGQ与所述辅助加热装置实际产生的制热能力即HTR实际能力Qhtr之差(TGQ-Qhtr)降低到规定值以下、所述散热器实际产生的制热能力即HP实际能力Qhp降低到规定值以下、所述压缩机的目标转速TGNCh降低到规定值以下中的任意一个条件成立时，停止所述压缩机。
9.如权利要求7或8所述的车用空调装置，其特征在于，
所述控制装置在所述制热模式下，在开始所述切换时控制的条件都不成立的情况下执行协调控制，利用所述辅助加热装置的加热来补足所述散热器的制热能力不足的部分。
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