DE19939028A1

DE19939028A1 - Wärmepumpenkreislaufsystem

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Publication number: DE19939028A1
Application number: DE19939028A
Authority: DE
Inventors: Shin Nishida; Yukikatsu Ozaki; Naruhide Kimura; Tadashi Hotta; Motohiro Yamaguchi
Original assignee: Denso Corp
Current assignee: Denso Corp
Priority date: 1998-08-24
Filing date: 1999-08-18
Publication date: 2000-03-02
Anticipated expiration: 2019-08-19
Also published as: US6230506B1; JP2000146329A; JP4277373B2; DE19939028B4

Abstract

Die Erfindung betrifft ein Wärmepumpenkreislaufsystem, welches zwischen einem Kühlbetrieb und einem Heizbetrieb für eine (Fahrgast)Zelle umschaltbar ist und einen ersten internen Wärmetauscher (31) und einen zweiten internen Wärmetauscher (32) aufweist, die in einem Klimatisierungsgehäuse (33) angeordnet sind. Der erste interne Wärmetauscher ist in dem Klimatisierungsgehäuse auf einer stromabwärtigen Seite des zweiten internen Wärmetauschers angeordnet und in Reihe geschaltet in bezug auf die Strömungsrichtung von Kühlmittel. Der erste interne Wärmetauscher befindet sich stromaufwärts vom zweiten internen Wärmetauscher in bezug auf die Strömungsrichtung von Kühlmittel während des Heizbetriebs. In dem Wärmepumpenkreislaufsystem wird ein Expansionsventil (50) derart gesteuert, daß der Wirkungsgrad bei jedem Betrieb ungefähr maximal wird. Während des Heizbetriebs des Wärmepumpenkreislaufsystems kann damit eine untere Grenztemperatur von Luft, die ausgehend von den internen Wärmetauschern geblasen wird, derart erhöht werden, daß die Temperatur der in die (Fahrgast)Zelle geblasenen Luft erhöht wird, während der Wirkungsgrad verbessert ist.

Description

Die vorliegende Erfindung betrifft ein Wärmepumpenkreislauf system, in welchem der Druck eines Kühlmittels bzw. Kältemit tels, das aus einem Verdichter ausgetragen wird, den kriti schen Druck übersteigt und Kohlendioxid (CO₂) als Kühlmittel verwendet wird. Das Wärmepumpenkreislaufsystem kann einen Kühlvorgang und einen Heizvorgang ausführen.

Ein Dampfverdichtungskältekreislauf unter Verwendung von Koh lendioxid (CO₂) als Kühlmittel (nachfolgend als "CO₂-Kälte kreislauf" bezeichnet), ist in der JP-A-9-264622, lautend auf die Anmelderin der vorliegenden Erfindung, offenbart. Um das Kühlvermögen des CO₂-Kältekreislaufs zu verbessern, muß der Druck des hochdruckseitigen Kühlmittels erhöht werden. Wenn der Druck des hochdruckseitigen Kühlmittels lediglich erhöht wird, wird jedoch der Wirkungsgrad des CO₂-Kältekreislaufs ver schlechtert. Beim herkömmlichen CO₂-Kältekreislauf wird die Kühlmitteltemperatur auf der Auslaßseite eines Kühlers derart gesteuert, daß das Kühlvermögen des CO₂-Kältekreislaufs gesteu ert wird, während der Wirkungsgrad des CO₂-Kältekreislaufs höher wird. Die Erhöhung der Kühlfähigkeit des CO₂-Kältekreis laufs ist jedoch nicht auf andere Kreisläufe anwendbar. Wenn beispielsweise der CO₂-Kältekreislauf auf ein Wärmepumpenkreis laufsystem angewendet wird, welches in der Lage ist, wahlweise umzuschalten zwischen einem Kühlvorgang bzw. -betrieb und einem Heizvorgang bzw. -betrieb, entspricht der Druck des hochdruckseitigen Kühlmittels, wenn der Wirkungsgrad während des Kühlvorgangs ein Maximum einnimmt, nicht dem Druck des hochdruckseitigen Kühlmittels, wenn der Wirkungsgrad während des Heizvorgangs ein Maximum einnimmt. Wenn folglich die Steuerung des Kühlvorgangs einfach auf den Heizvorgang im her kömmlichen CO₂-Kältekreislauf angewendet wird, wird der Wir kungsgrad während des Heizvorgangs verschlechtert bzw. beein trächtigt.

In dem CO₂-Kältekreislauf befindet sich das CO₂-Kühlmittel außerdem in einem superkritischen Zustand auf der Hochdruck seite und das CO₂-Kühlmittel wird im Kühler nicht verdichtet. Wenn CO₂-Kühlmittel von der Kühlmitteleinlaßseite in Richtung auf die Kühlmittelauslaßseite in dem Kühler fließt bzw. strömt, wird die Temperatur des CO₂-Kühlmittels allmählich erniedrigt. Die Temperatur der Luft, welche in die Fahrgast zelle geblasen wird, entspricht damit ungefähr der mittleren Kühlertemperatur. Um die Temperatur der in die Fahrgastzelle während des Heizvorgangs geblasenen Luft zu erhöhen, muß die Temperatur des CO₂-Kühlmittels auf der Kühlmitteleinlaßseite des Kühlers derart erhöht werden, daß die mittlere Temperatur der Luft, welche den Kühler durchsetzt, erhöht wird. Da es nicht erforderlich ist, den Druck des CO₂-Kühlmittels, das vom Verdichter des CO₂-Kältekreislaufs ausgetragen wird, zu erhö hen, kann in diesem Fall der Wirkungsgrad des CO₂-Kältekreis laufs nicht erniedrigt bzw. beeinträchtigt werden.

Angesichts der vorstehend angeführten Probleme besteht eine Aufgabe der vorliegenden Erfindung darin, ein Wärmepumpen kreislaufsystem zu schaffen, welches einen Kühlvorgang und einen Heizvorgang für einen Raum bzw. eine Zelle durchführen kann, während verhindert wird, daß das Leistungsvermögen wäh rend des Heizvorgangs verschlechtert bzw. verringert wird.

Eine weitere Aufgabe der vorliegenden Erfindung besteht darin, ein Wärmepumpenkreislaufsystem zu schaffen, welches eine ver besserte Heizfähigkeit aufweist, während der Wirkungsgrad im Heizbetrieb verbessert ist.

Gelöst wird diese Aufgabe durch die Merkmale der unabhängigen Ansprüche. Vorteilhafte Weiterbildungen der Erfindung sind in den Unteransprüchen angegeben.

In Übereinstimmung mit der Erfindung umfaßt ein Wärmepumpen kreislaufsystem demnach einen Verdichter zum Verdichten von Kühlmittel, ein Gehäuse zum darin Ausbilden eines Luftdurch lasses, durch welchen Luft in Richtung auf einen Raum bzw. eine (Fahrgast)Zelle strömt, einen ersten Wärmetauscher, der in dem Gehäuse zur Durchführung eines Wärmeaustausches zwi schen Luft im Gehäuse und dem darin strömenden Kühlmittel aus führt, einen zweiten Wärmetauscher, der außerhalb des Gehäuses angeordnet ist, um einen Wärmeaustausch zwischen der Luft außerhalb des Gehäuses und dem darin strömenden Kühlmittel auszuführen, ein Kühlmittelrohr, welches einen Kühlmittel durchlaß bildet, durch welches Kühlmittel in dem ersten Wärme tauscher und Kühlmittel in dem zweiten Wärmetauscher mitein ander in Verbindung stehen, ein Expansionsventil, das in dem Kühlmitteldurchlaß zum Reduzieren des Kühlmitteldrucks ange ordnet ist, und eine Schalteinheit zum Umschalten der Verbin dung zwischen einem Auslaßanschluß des Verdichters und einem Einlaß des ersten Wärmetauschers sowie in Verbindung stehend zwischen dem Austragauslaß des Verdichters und einem Einlaß des zweiten Wärmetauschers. Bei diesem Wärmepumpenkreislauf system trägt der. Verdichter Kühlmittel mit einem höheren Druck als dem kritischen Druck aus, wobei der erste Wärmetauscher mehrere Wärmetauschabschnitte aufweist, die in Reihe relativ zu einer Strömungsrichtung von Luft angeordnet sind bzw. geschaltet, welche durch den Luftdurchlaß strömt, wobei die ersten Wärmetauschabschnitte des ersten Wärmetauschers relativ zu einer Strömungsrichtung von darin strömendem Kühlungsmittel in Reihe geschaltet sind, und wobei einer der ersten Wärme tauschabschnitte auf einer am weitesten stromabwärtig liegen den Seite relativ zur Luftströmungsrichtung auf einer am wei testen stromaufwärtigen Seite relativ zu der Strömungsrichtung von Kühlmittel während des Heizvorgangs zu liegen kommt. Eine untere Grenztemperatur von Luft, die ausgehend von dem ersten Wärmetauscher geblasen wird, kann dadurch erhöht werden, und die Temperatur von Luft, die von bzw. aus dem ersten Wärmetau scher in die Zelle (Fahrgastzelle) bzw. den Raum eingetragen wird, kann erhöht werden.

Bevorzugt wird das Expansionsventil auf Grundlage der Kühlmit teltemperatur in einer beliebigen Position von einem Kühlmit telauslaß an einem am weitesten stromaufwärtig liegenden Wär metauschabschnitt und einem Kühlmittelauslaß von einem am wei testen stromabwärtig liegenden Wärmetauschabschnitt relativ zu der Kühlmittelströmungsrichtung während des Heizvorgangs gesteuert. Der Öffnungsgrad des Expansionsventils kann damit auf Grundlage einer relativ hohen Kühlmitteltemperatur gesteu ert werden, und das Wärmepumpenkreislaufsystem wird derart gesteuert, daß die Austragtemperatur des Verdichters selbst dann höher wird, wenn die Steuerung des Expansionsventils wäh rend des Heizvorgangs dieselbe ist wie während des Kühlvor gangs. Die Steuerung des Expansionsventils kann damit in ein facher Weise durchgeführt werden, während das Wärmepumpen kreislaufsystem verhindert, daß das Heizvermögen und der Wir kungsgrad beeinträchtigt bzw. verschlechtert werden.

Das Wärmepumpenkreislaufsystem umfaßt außerdem eine Steuerein heit zum Steuern des Öffnungsgrads des Expansionsventils gemäß einer bevorzugten Weiterbildung. Die Steuereinheit umfaßt eine Temperatureinstelleinheit zum Einstellen der Temperatur in der Zelle (Fahrgastzelle) bzw. dem Raum, einen Lufttemperatursen sor zum Ermitteln einer Lufttemperatur, bevor die Luft in den ersten Wärmetauscher strömt, und eine Ziel- bzw. Solldrucker mittlungseinheit zum Ermitteln eines Ziel- bzw. Solldrucks eines Kühlmittels, welches vom Austragauslaß des Verdichters während des Heizvorgangs auf Grundlage der Temperatur ausge tragen wird, die durch den Lufttemperatursensor ermittelt wird, und der Temperatur, die durch die Temperatureinstellein heit eingestellt ist, so daß der Wirkungsgrad ungefähr maximal wird. In dem Wärmepumpenkreislaufsystem steuert die Steuerein heit den Öffnungsgrad des Expansionsventils derart, daß der Druck des Kühlmittels, welches von bzw. aus dem Verdichter ausgetragen wird, den Solldruck einnimmt. Das Wärmepumpen kreislaufsystem vermag damit den Heizvorgang durchzuführen, während verhindert wird, daß der Wirkungsgrad beeinträchtigt bzw. verschlechtert wird.

Andererseits umfaßt die Steuereinheit eine erste Ziel- bzw. Solldruckermittlungseinheit zum Ermitteln eines ersten Ziel- bzw. Solldrucks von Kühlmittel, welches aus dem Verdichter während des Heizvorgangs auf Grundlage der Temperatur ausge tragen wird, die durch die Temperatureinstelleinheit derart eingestellt ist, so daß der Wirkungsgrad maximal wird, und eine zweite Soll- bzw. Zieldruckermittlungseinheit zum Ermit teln eines zweiten Soll- bzw. Zieldrucks von Kühlmittel, wel ches aus dem Verdichter während des Kühlvorgangs ausgetragen wird, auf Grundlage der Temperatur, welche durch die Tempera tureinstelleinheit eingestellt ist, so daß der Wirkungsgrad maximal wird. In dem Wärmepumpenkreislaufsystem steuert die Steuereinheit den Öffnungsgrad des Expansionsventils derart, daß der Druck von Kühlmittel, welches aus dem Verdichter aus getragen wird, während des Heizvorgangs den ersten Solldruck einnimmt, und das Kühlmittel, welches aus dem Verdichter aus getragen wird, während des Kühlvorgangs den zweiten Solldruck einnimmt. Das Wärmepumpenkreislaufsystem vermag damit sowohl einen Heizvorgang als auch einen Kühlvorgang ohne Verringerung des Wirkungsgrads durchzuführen. Der Öffnungsgrad des Expan sionsventils wird außerdem derart gesteuert, daß der erste Solldruck sich in einem Bereich von 9 MPa bis 11 MPa befindet. Das Wärmepumpenkreislaufsystem kann damit betrieben werden, während der Wirkungsgrad in etwa maximal ist.

Nachfolgend wird die Erfindung anhand der Zeichnungen bei spielhaft näher erläutert; es zeigen:

Fig. 1 eine schematische Ansicht eines Wärmepumpenkreislauf systems während des Heizvorgangs in Übereinstimmung mit einer ersten bevorzugten Ausführungsform der vor liegenden Erfindung,

Fig. 2 eine vergrößerte Ansicht eines inneren bzw. innenlie genden Wärmetauschers gemäß der ersten Ausführungs form,

Fig. 3 eine schematische Ansicht des Wärmepumpenkreislauf systems während eines Kühlvorgangs in Übereinstimmung mit der ersten Ausführungsform,

Fig. 4 ein Flußdiagramm betreffend das Steuern des Expan sionsventils des Wärmepumpenkreislaufsystems während des Kühlvorgangs in Übereinstimmung mit der ersten Ausführungsform,

Fig. 5 eine Kurvendarstellung der Beziehung zwischen der Kühlmitteltemperatur und dem Kühlmitteldruck auf einer Auslaßseite eines äußeren bzw. außenliegenden Wärme tauschers, wenn der Wirkungsgrad des Wärmepumpenkreis laufsystems während des Kühlvorgangs ein Maximum ein nimmt,

Fig. 6 ein Flußdiagramm zur Erläuterung des Steuerungsvor gangs des Expansionsventils des Wärmepumpenkreislauf systems während des Heizvorgangs in Übereinstimmung mit der ersten Ausführungsform,

Fig. 7 eine Kurvendarstellung der Beziehung zwischen dem Wir kungsgrad des Wärmepumpenkreislaufsystems und den Druck eines hochdruckseitigen Kühlmittels während des Heizvorgangs in Übereinstimmung mit der ersten Ausfüh rungsform,

Fig. 8 ein Mollier-Diagramm von CO₂-Kühlmittel des Wärmepum penkreislaufsystems in Übereinstimmung mit der ersten Ausführungsform,

Fig. 9A eine Kurvendarstellung der Temperaturverteilung eines einzigen inneren bzw. internen Wärmetauschers und Fig. 9B eine Kurvendarstellung der Temperaturverteilung eines ersten und zweiten internen Wärmetauschers gemäß der ersten Ausführungsform,

Fig. 10A eine Kurvendarstellung der Beziehung zwischen der Tem peratur und einer Luftströmung in dem einzigen inter nen Wärmetauscher und Fig. 10B eine Kurvendarstellung der Temperatur und einer Luftströmung in den ersten und zweiten Wärmetauschern gemäß der ersten Ausfüh rungsform,

Fig. 11 ein weiteres Mollier-Diagramm des CO₂-Kühlmittels des Wärmepumpenkreislaufsystems in Übereinstimmung mit der ersten Ausführungsform,

Fig. 12 eine schematische Ansicht eines Wärmepumpenkreislauf systems während des Heizvorgangs in Übereinstimmung mit einer zweiten bevorzugten Ausführungsform der vor liegenden Erfindung,

Fig. 13 ein Flußdiagramm betreffend die Steuerung eines Expan sionsventils des Wärmepumpenkreislaufsystems während des Heizvorgangs in Übereinstimmung mit der zweiten Ausführungsform,

Fig. 14 eine schematische Ansicht eines Wärmepumpenkreislauf systems während des Heizvorgangs in Übereinstimmung mit einer dritten bevorzugten Ausführungsform der vor liegenden Erfindung,

Fig. 15 ein Flußdiagramm betreffend die Steuerung eines Expan sionsventils des Wärmepumpenkreislaufsystems in Über einstimmung mit der dritten Ausführungsform,

Fig. 16 eine schematische Ansicht eines Wärmepumpenkreislauf systems während des Heizvorgangs in Übereinstimmung mit einer vierten bevorzugten Ausführungsform der vor liegenden Erfindung,

Fig. 17 eine schematische Ansicht eines Expansionsventils des Wärmepumpenkreislaufsystems in Übereinstimmung mit der vierten Ausführungsform,

Fig. 18 eine schematische Ansicht eines weiteren Expansions ventils des Wärmepumpenkreislaufsystems in Überein stimmung mit der vierten Ausführungsform,

Fig. 19 ein Mollier-Diagramm des CO₂-Kühlmittels des Wärmepum penkreislaufsystems in Übereinstimmung mit der vierten Ausführungsform,

Fig. 20 eine schematische Ansicht einer Klimaanlage in Über einstimmung mit einer fünften bevorzugten Ausführungs form der vorliegenden Erfindung,

Fig. 21A, 21B schematische Voransichten, jeweils unter Dar stellung eines internen Wärmetauschers bzw. eines Wär metauschers vom internen Typ in Übereinstimmung mit einer sechsten bevorzugten Ausführungsform der vorlie genden Erfindung,

Fig. 22 eine Kurvendarstellung der Beziehung zwischen der Ver dichtungswirkung und dem Verdichtungsverhältnis in Übereinstimmung mit einer siebten bevorzugten Ausfüh rungsform der vorliegenden Erfindung,

Fig. 23 ein Mollier-Diagramm des CO₂-Kühlmittels eines Wärme pumpenkreislaufsystems gemäß der siebten Ausführungs form,

Fig. 24 eine Kurvendarstellung der Beziehung zwischen dem Wir kungsgrad (COP) des Wärmepumpenkreislaufsystems und einem Kühlmitteldruck auf der Einlaßseite (Hochdruck seite) eines internen Wärmetauschers in Übereinstim mung mit der siebten Ausführungsform,

Fig. 25 eine Kurvendarstellung der Beziehung zwischen der Tem peratur von Luft, welche von dem internen Wärmetau scher geblasen wird, der Außenlufttemperatur und dem Kühlmitteldruck am Einlaß des internen Wärmetauschers in Übereinstimmung mit der siebten Ausführungsform,

Fig. 26 eine Kurvendarstellung der Beziehung zwischen der Tem peratur von Luft, welche vom internen Wärmetauscher geblasen wird, der Außenlufttemperatur und dem Kühl mitteldruck am Einlaß des internen Wärmetauschers, wenn der Wirkungsgrad ausgehend von einem maximalen Wert um 3% verringert ist in Übereinstimmung mit der siebten Ausführungsform,

Fig. 27 eine schematische Ansicht eines Wärmepumpenkreislauf systems während des Heizvorgangs in Übereinstimmung mit einer achten bevorzugten Ausführungsform der vor liegenden Erfindung,

Fig. 28 eine Kurvendarstellung der Beziehung zwischen der Tem peratur von Luft, die von einem internen Wärmetauscher geblasen wird und einem Kühlmitteldruck am Einlaß des internen Wärmetauschers in Übereinstimmung mit der achten Ausführungsform,

Fig. 29 ein Flußdiagramm betreffend die Steuerung eines Expan sionsventils des Wärmepumpenkreislaufsystems in Über einstimmung mit der achten Ausführungsform,

Fig. 30 eine schematische Ansicht eines Wärmepumpenkreislauf systems während des Heizvorgangs in Übereinstimmung mit einer neunten bevorzugten Ausführungsform der vor liegenden Erfindung,

Fig. 31 eine schematische Schnittansicht eines Expansionsven tils des Wärmepumpenkreislaufsystems in Übereinstim mung mit der neunten Ausführungsform,

Fig. 32 eine Kurvendarstellung der Beziehung zwischen der Tem peratur von Luft, die von einem internen Wärmetauscher geblasen wird und den Kühlmitteldruck am Einlaß des internen Wärmetauschers in Übereinstimmung mit der neunten Ausführungsform,

Fig. 33 eine schematische Schnittansicht eines Expansionsven tils in Übereinstimmung mit einer zehnten bevorzugten Ausführungsform,

Fig. 34 eine schematische Ansicht eines Wärmepumpenkreislauf systems während des Heizvorgangs in Übereinstimmung mit einer elften bevorzugten Ausführungsform der vor liegenden Erfindung,

Fig. 35 eine Kurvendarstellung der Temperaturänderung des Kühlmittels und einer Temperaturänderung von Luft in Übereinstimmung mit der elften Ausführungsform, und

Fig. 36A und 36B schematische Ansichten von Modifikationen des Wärmepumpenkreislaufsystems gemäß der elften Ausfüh rungsform.

Eine erste bevorzugte Ausführungsform der vorliegenden Erfin dung wird nunmehr unter bezug auf Fig. 1 bis 11 erläutert. Bei der ersten Ausführungsform ist eine Wärmepumpenkreislaufsystem gemäß der vorliegenden Erfindung als typisches Beispiel auf eine Fahrzeug-Klimaanlage angewendet, und zwar unter Nutzung von CO₂ als Kühlmittel. Fig. 1 zeigt eine schematische Ansicht des Wärmepumpenkreislaufsystems. In Fig. 1 verdichtet ein Ver dichter 10 Kühlmittel auf einen Druck gleich oder höher als der kritische Druck und trägt das verdichtete Kühlmittel aus. Bei der ersten Ausführungsform gemäß der vorliegenden Erfin dung ist der Verdichter 10 integral mit einem (nicht gezeig ten) Motor zum Antreiben des Verdichters 10 versehen. Ein außenliegender bzw. externer Wärmetauscher 20 ist in dem Wär mepumpenkreislaufsystem derart angeordnet, daß Kühlmittel und Luft außerhalb einer Fahrgastzelle des Fahrzeugs in den exter nen Wärmetauscher 20 zum Wärmetausch gebracht werden. Anderer seits wird in die Fahrgastzelle zu leitende Luft zum Wärme tausch mit Kühlmittel in ersten und zweiten inneren bzw. internen Wärmetauschern 31, 32 gebracht. Sowohl der erste interne Wärmetauscher 31 als auch der zweite interne Wärmetau scher 32 sind vorliegend insgesamt als interner Wärmetauscher 30 bezeichnet. Wie in Fig. 2 gezeigt, ist der erste interne Wärmetauscher 31 auf der stromaufwärtigen Kühlmittelseite des zweiten internen Wärmetauschers 32 bezüglich einer Kühlmittel strömungsrichtung während des Heizvorgangs angeordnet. Außer dem sind der erste interne Wärmetauscher 31 und der zweite Wärmetauscher 32 innerhalb eines Klimatisierungsgehäuses 33 derart angeordnet, daß der erste interne Wärmetauscher 31 auf der stromabwärtigen Seite vom zweiten internen Wärmetauscher 32 bezogen auf die Luftströmungsrichtung zu liegen kommt. Luft wird in Richtung auf die ersten und zweiten internen Wärmetau scher 31, 32 durch ein Gebläse 40 vom Zentrifugaltyp geblasen, wie in Fig. 1 gezeigt.

Wie in Fig. 1 gezeigt, ist außerdem ein Expansionsventil 50 (d. h. eine Dekomprimiereinheit) zum Steuern des Drucks des Kühlmittels, das aus dem Verdichter 10 ausgetragen wird, in einem Kühlmitteldurchlaß 21 angeordnet, welcher den internen Wärmetauscher 30 mit dem externen Wärmetauscher 20 verbindet. Durch Steuern des Öffnungsgrads des Expansionsventils 50 wird Kühlmittel auf einen vorbestimmten Druck dekomprimiert und der Druck des aus dem Verdichter 10 ausgetragenen Kühlmittels kann gesteuert werden. Das Expansionsventil 50 wird durch eine elektronische Steuereinheit (ECU) 60 gesteuert.

Ein erster Temperatursensor 61 ermittelt die Temperatur des Kühlmittels in einem Kühlmitteldurchlaß 21a des Kühlmittel durchlasses 21 zwischen dem externen Wärmetauscher 20 und dem Expansionsventil 50, und ein erster Drucksensor 62 ermittelt den Druck des Kühlmittels in dem Kühlmitteldurchlaß 21a zwi schen dem externen Wärmetauscher 20 und dem Expansionsventil 50. Außerdem ermittelt ein zweiter Drucksensor 63 den Druck des Kühlmittels in einem Kühlmitteldurchlaß 21b des Kühlmit teldurchlasses 21 zwischen dem internen Wärmetauscher 30 und dem Expansionsventil 50. Ein zweiter Temperatursensor 64 ist in dem Klimatisierungsgehäuse 33 auf der luftstromaufwärtigen Seite des zweiten internen Wärmetauschers 32 angeordnet, um die Temperatur von Luft zu ermitteln, unmittelbar bevor sie in den zweiten internen Wärmetauscher 32 geleitet wird. Ein drit ter Temperatursensor 65 ist angeordnet bzw. vorgesehen, um die Temperatur von Luft zu ermitteln, nachdem sie den ersten internen Wärmetauscher 31 durchsetzt bzw. durchströmt hat, und ein vierter Temperatursensor 66 ist angeordnet bzw. vorgese hen, um die Temperatur in der Fahrgastzelle zu ermitteln. Eine gewünschte Temperatur der Fahrgastzelle wird in einer Tempera tureinstelleinheit 67 durch einen Fahrgast bzw. den Fahrer eingestellt bzw. gewählt. Jeder Ist- bzw. Ermittlungswert der Sensoren 61 bis 66, die Solltemperatur, eingestellt durch die bzw. mittels der Temperatureinstelleinheit 67 und die Spannung (Vb), die an einen (nicht gezeigten) Elektromotor angelegt ist, um das Zentrifugalgebläse 40 anzutreiben, werden in die ECU 60 eingegeben. Die ECU 60 steuert den Öffnungsgrad des Expansionsventils 50, die Drehzahl des Verdichters 10 und ein elektromagnetisches Vierwegeventil 70 auf Grundlage von Ein gangssignalen in Übereinstimmung mit einem vorab eingestellten bzw. gewählten Programm.

Das Vierwegeventil 70 schaltet den Kühlmittelstrom vom Ver dichter 10 um. Das heißt, ein Kühlmittelstrom bzw. eine Kühl mittelströmung vom Austraganschluß des Verdichters 10 zum internen Wärmetauscher 30 und ein Kühlmittelstrom bzw. eine Kühlmittelströmung von dem Austraganschluß des Verdichters 10 zu dem externen Wärmetauscher 20 werden durch das Vierwegeven til 70 umgeschaltet. In dem CO₂-Kältekreislauf zirkulierendes bzw. umgewälztes Kühlmittel wird in einem Akkumulator bzw. Sammelbehälter 80 gespeichert bzw. bevorratet. Kühlmittel im Akkumulator 80 wird in gasförmiges Kühlmittel und flüssiges Kühlmittel getrennt, und das getrennte Kühlmittel wird in eine Kühlmittelansaugseite des Verdichters 10 geleitet.

Als nächstes wird die Arbeitsweise des Wärmepumpenkreislauf systems in Übereinstimmung mit der ersten Ausführungsform der vorliegenden Erfindung näher erläutert.

(1) KÜHLVORGANG

Während des Kühlvorgangs bzw. des Kühlbetriebs wird, wie in Fig. 3 gezeigt, von bzw. aus dem Verdichter 10 ausgetragenes Kühlmittel in dem externen Wärmetauscher 20 abgekühlt, im Expansionsventil 50 dekomprimiert, im internen Wärmetauscher 30 durch Absorbieren von Wärme aus Luft in dem Klimatisie rungsgehäuse 33 verdampft und in den Verdichter 10 gesaugt, nachdem es den Akkumulator 80 durchlaufen hat. Daraufhin wird Luft, welche den internen Wärmetauscher 30 durchsetzt, während des Kühlvorgangs abgekühlt. In diesem Fall wird der Druck des Kühlmittels (d. h., des hochdruckseitigen Kühlmittels) auf der Auslaßseite des externen Wärmetauschers 20 durch das Expan sionsventil 50 auf Grundlage der Kühlmitteltemperatur auf der Auslaßseite des externen Wärmetauschers 20, ermittelt durch den ersten Temperatursensor 61 gesteuert.

Die Steuerung des Expansionsventils 50 wird nunmehr auf Grund lage des in Fig. 4 gezeigten Flußdiagramms näher erläutert. Zunächst wird die durch den ersten Temperatursensor 61 ermit telte Temperatur im Schritt S100 eingegeben. Daraufhin wird ein Ziel- bzw. Solldruck während des Kühlvorgangs aus der Beziehung zwischen der Kühlmitteltemperatur und dem Kühlmit teldruck ermittelt, wie in Fig. 5 gezeigt, und zwar im Schritt S100. Die in Fig. 5 gezeigte Kurve stellt eine geeignete Steu erkurve bzw. -linie während des Kühlvorgangs dar; d. h., sie zeigt den Kühlmitteldruck auf der Auslaßseite des externen Wärmetauschers 20, wobei bzw. wenn der Wirkungsgrad maximal wird, relativ zur Kühlmitteltemperatur auf der Auslaßseite des externen Wärmetauschers 20.

Als nächstes wird der durch den ersten Drucksensor 62 ermit telte Druck im Schritt S120 eingegeben und der ermittelte bzw. Ist-Druck, ermittelt durch den ersten Drucksensor 62, und der ermittelte Solldruck während des Kühlvorgangs werden im Schritt S130 verglichen. Wenn der ermittelte Druck, ermittelt durch den ersten Drucksensor 62 größer als der Solldruck wäh rend des Kühlvorgangs ist, wird der Öffnungsgrad des Expan sionsventils 50 derart erhöht bzw. vergrößert, daß der Druck von Kühlmittel (d. h. des hochdruckseitigen Kühlmittels), aus getragen von bzw. aus dem externen Wärmetauscher 20 im Schritt S140 verringert wird. Andererseits ist der ermittelte Druck, ermittelt durch den ersten Drucksensor 62 kleiner als der Solldruck während des Kühlvorgangs und der Öffnungsgrad des Expansionsventils 50 wird derart verringert, daß der Druck von Kühlmittel, ausgetragen von bzw. aus dem externen Wärmetau scher 20 erniedrigt wird, und zwar im Schritt S140. Wenn der durch den ersten Drucksensor 62 ermittelte Druck gleich dem Solldruck während des Kühlvorgangs ist, wird der Öffnungsgrad des Expansionsventils 50 im Schritt S140 beibehalten. Darauf hin kehrt das Programm zum Schritt S100 zurück und wiederholt die Vorgänge gemäß den Schritten S100 bis S140.

(2) HEIZVORGANG

Während des Heizvorgangs wird, wie in Fig. 1 gezeigt, von bzw. aus dem Verdichter 10 ausgetragenes Kühlmittel im internen Wärmetauscher 30 derart abgekühlt, daß den internen Wärmetau scher 30 durchsetzende bzw. durchströmende Luft erwärmt wird. Daraufhin wird Kühlmittel von bzw. aus dem internen Wärmetau scher 30 im Expansionsventil 50 dekomprimiert, im externen Wärmetauscher 20 durch Absorbieren von Wärme von der Außenluft verdampft und in den Verdichter 10 gesaugt, nachdem es den Akkumulator 80 durchsetzt hat. Während des Heizvorgangs wird der Druck des Kühlmittels (d. h. des hochdruckseitigen Kühlmit tels) auf der Auslaßseite des internen Wärmetauschers 30 so gesteuert, daß er zum Solldruck wird, der auf Grundlage der Sollufttemperatur der Fahrgastzelle und der Luftmenge ermit telt wird, die in den internen Wärmetauscher 30 geleitet wird. Die Sollufttemperatur der Fahrgastzelle wird auf Grundlage der durch den zweiten Temperatursensor 64 ermittelten Temperatur, eine Solltemperatur, eingestellt durch die Temperatureinstell einheit 67, und die Temperatur ermittelt, die durch den vier ten Temperatursensor 66 ermittelt wird. Die Luftmenge, die in den internen Wärmetauscher 30 geleitet werden soll, wird auf Grundlage der Spannung (Vb) ermittelt, die an den Gebläsemotor des Gebläses 40 anzulegen ist.

Als nächstes wird die Steuerung des elektrischen Expansions ventils 50 während des Heizvorgangs im einzelnen auf Grundlage des in Fig. 6 gezeigten Flußdiagramms erläutert. Zunächst wer den die Solltemperatur (Tset), eingestellt durch die Tempera tureinstelleinheit 67 und die Temperatur (Tr) innerhalb der Fahrgastzelle im Schritt S200 eingegeben. Als nächstes wird im Schritt S210 die Sollufttemperatur (TAO) der Fahrgastzelle im Schritt S210 auf Grundlage der Solltemperatur (Tset) und der Temperatur (Tr) der Fahrgastzelle ermittelt. Als nächstes wer den die Lufttemperatur, ermittelt durch den zweiten Tempera tursensor 64 und die Spannung (Vb), angelegt an den Motor des Gebläses 40, im Schritt S220 eingegeben, und der Solldruck während des Heizvorgangs wird auf Grundlage der Lufttempera tur, ermittelt durch den zweiten Temperatursensor 64, der Spannung (Vb) und der Sollufttemperatur (TAO) in Übereinstim mung mit einem vorbestimmten Verzeichnis (nicht gezeigt) im Schritt S230 berechnet. Der durch den zweiten Drucksensor 63 ermittelte Druck wird im Schritt S240 eingegeben und der ermittelte Druck und der Solldruck des Kühlmittels werden im Schritt S250 verglichen. Als nächstes wird der Öffnungsgrad des Expansionsventils 50 auf Grundlage des ermittelten Drucks und des Kühlmittel-Solldrucks im Schritt S260 gesteuert. Das heißt, wenn der ermittelte Druck des Kühlmittels größer ist als der Solldruck des Kühlmittels, wird der Öffnungsgrad des elektrischen Expansionsventils 50 derart vergrößert, so daß der Druck des Kühlmittels, das aus dem internen Wärmetauscher 30 ausgetragen wird, verringert wird. Wenn andererseits der ermittelte Druck des Kühlmittels geringer bzw. kleiner als der Solldruck des Kühlmittels ist, wird der Öffnungsgrad des elek trischen Expansionsventils 50 derart verringert, daß der Druck des Kühlmittels, welches aus dem internen Wärmetauscher 30 ausgetragen wird, erhöht wird. Wenn der ermittelte Druck des Kühlmittels gleich dem Solldruck des Kühlmittels ist, wird der Öffnungsgrad des Expansionsventils 50 beibehalten. Daraufhin kehrt das Programm zum Schritt S200 zurück und wiederholt die Vorgänge gemäß den Schritten S200 bis S260.

Bei der ersten Ausführungsform wird außerdem die Drehzahl des Verdichters 10 derart gesteuert, daß die durch den dritten Temperatursensor 65 ermittelte Temperatur ungefähr gleich der Sollufttemperatur ist. Das heißt, wenn die durch den dritten Temperatursensor 65 ermittelte Temperatur niedriger als die Solltemperatur ist, wird die Drehzahl des Verdichters 10 erhöht. Wenn andererseits die durch den dritten Temperatursen sor 65 ermittelte Temperatur höher als die Solltemperatur ist, wird die Drehzahl des Verdichters verringert.

Als nächstes wird der Solldruck des Kühlmittels (des hoch druckseitigen Kühlmittels) auf der Auslaßseite des internen Wärmetauschers 30 während des Heizvorgangs erläutert. Während des Heizvorgangs wird die Temperatur der Luft, die in die Fahrgastzelle geblasen wird, in Übereinstimmung mit einer Erhöhung des Drucks des Kühlmittels erhöht, das aus dem inter nen Wärmetauscher 30 ausgetragen wird. Wie in Fig. 7 gezeigt, wird der Wirkungsgrad (COP) auf einen maximalen Wert relativ zum Kühlmitteldruck des internen Wärmetauschers 30 während des Heizvorgangs geändert. Der Kühlmitteldruck, bei dem der Wir kungsgrad (COP) maximal wird, wird außerdem durch die Tempera tur der Luft geändert, die in den internen Wärmetauscher 30 strömt, und durch die Luftmenge, die in den internen Wärmetau scher 30 geleitet wird. Bei der ersten erfindungsgemäßen Aus führungsform wird demnach der Solldruck des hochseitigen Kühl mittels auf der Auslaßseite des internen Wärmetauschers 30 während des Heizvorgangs auf Grundlage der Temperatur der Luft, die in den internen Wärmetauscher 30 strömt, der Luft menge (d. h. der Gebläsespannung Vb), die in den internen Wär metauscher 30 strömt, und der Sollufttemperatur (TAO) ermit telt. Die Aussage, daß der Wirkungsgrad maximal wird, bezeich net vorliegend keinen strikten Maximalpunkt. Das heißt, der Solldruck wird so berechnet, daß er einen Änderungsbereich von ±1 MPa relativ zum maximalen Punkt des Wirkungsgrads aufweist.

Fig. 8 zeigt ein Mollier-Diagramm des CO₂-Kühlmittels im Wärme pumpenkreislaufsystem. In Fig. 8 bezeichnet eine durchgezogene Linie "a" eine Ortskurve einer Temperaturänderung des Kühlmit tels auf der Auslaßseite des internen Wärmetauschers 30 (d. h., des zweiten internen Wärmetauschers 32), wenn der Druck des Kühlmittels, das aus dem internen Wärmetauscher ausgetragen wird (d. h. aus dem zweiten internen Wärmetauscher 32) geändert wird, und zwar in dem Fall, daß die Drehzahl des Verdichters 10 und der Öffnungsgrad des Expansionsventils 50 so gesteuert werden, daß die Temperatur und Menge der Luft, die in den internen Wärmetauscher 30 strömt, konstant gemacht werden, und die Sollufttemperatur konstant wird. Wie in Fig. 8 durch die durchgezogene Linie "a" gezeigt, werden, wenn der Druck des Kühlmittels, das aus dem internen Wärmetauscher 30 (d. h. dem zweiten internen Wärmetauscher 32) ausgetragen wird, erhöht wird, eine Enthalpie-Differenz und eine Temperaturdifferenz zwischen dem Kühlmittel auf der Einlaßseite des internen Wär metauschers 30 (d. h. des ersten internen Wärmetauschers 31) und des Kühlmittels auf der Auslaßseite des internen Wärmetau schers 30 (d. h. des zweiten internen Wärmetauschers 32) erhöht. Selbst dann, wenn die Sollufttemperatur konstant ist, können der Druck und die Temperatur des Kühlmittels auf der Auslaßseite des internen Wärmetauschers 30 stark geändert wer den.

In Fig. 8 handelt es sich bei der durchgezogenen Linie "b" um eine Ortskurve der Temperaturänderung des Kühlmittels auf der Auslaßseite des internen Wärmetauschers 30 (d. h. des zweiten internen Wärmetauschers 32), wenn die Temperatur der Luft, welche in den internen Wärmetauscher 30 strömt, erhöht wird, wenn die Luftmenge, die in den internen Wärmetauscher 30 strömt, konstant gemacht wird. Die durchgezogene Linie "c" in Fig. 8 ist eine Ortskurve einer Temperaturänderung des Kühl mittels auf der Auslaßseite des internen Wärmetauschers (d. h., des zweiten internen Wärmetauschers 32), wenn die Temperatur der Luft, die in den internen Wärmetauscher 30 strömt, verrin gert wird, wenn die Luftmenge, die in den internen Wärmetau scher 30 strömt, konstant gemacht wird.

In Übereinstimmung mit der ersten Ausführungsform der vorlie genden Erfindung wird Kühlmittel (nachfolgend wird auf das Kühlmittel als "hochdruckseitiges Kühlmittel" bezug genommen), welches von der Austragseite des Verdichters 10 zu einer Ansaugseite des Expansionsventils 50 strömt, nicht konden siert, wie in Fig. 8 gezeigt. Die Temperatur des hochdrucksei tigen Kühlmittels wird damit geändert, um von der Austragseite des Verdichters 10 in Richtung auf die Ansaugseite des Expan sionsventils 50 verringert zu werden.

In dem Fall, daß der interne Wärmetauscher durch einen einzi gen Wärmetauscher gebildet ist, hat der interne Wärmetauscher demnach die in Fig. 9A gezeigte Temperaturverteilung während des Heizvorgangs. Wie in Fig. 9A gezeigt, heißt dies, daß die Temperatur des Kühlmittels vom Kühlmitteleinlaß des internen Wärmetauschers in Richtung auf den Kühlmittelauslaß verringert wird. Wenn die Distanz vom Einlaß des internen Wärmetauschers länger wird, wird die Temperatur des Kühlmittels niedriger. Wenn der interne Wärmetauscher durch einen einzigen Wärmetau scher gebildet ist, weist die den internen Wärmetauscher im Klimatisierungsgehäuse 33 durchsetzende Luft deshalb eine Tem peraturverteilung entsprechend der Temperaturverteilung des internen Wärmetauschers auf.

In Übereinstimmung mit der ersten Ausführungsform der vorlie genden Erfindung besteht der interne Wärmetauscher 30 aus dem ersten internen Wärmetauscher 31, dem zweiten internen Wärme tauscher 32, wobei der erste interne Wärmetauscher 31 (H1) auf der stromaufwärtigen Seite des zweiten internen Wärmetauschers 32 (H2), bezogen auf die Kühlmittelströmungsrichtung beim Heizvorgang, angeordnet ist. Die Temperatur der Luft, welche den internen Wärmetauscher 30 durchsetzt, hat demnach einen Temperaturverteilungsbereich zwischen einer Lufttemperatur entsprechend der Temperatur des Kühlmittels auf der Einlaß seite des ersten Wärmetauschers 31 und der Lufttemperatur ent sprechend der Temperatur des Kühlmittels auf der Auslaßseite des ersten internen Wärmetauschers 31. Im Vergleich zu dem internen Wärmetauscher, der durch einen einzigen Wärmetauscher gebildet ist, wird damit eine niedrige Grenztemperatur bzw. grenzseitige Temperatur innerhalb des Temperaturverteilungs bereichs erhöht, wodurch die Temperatur der Luft, die von dem internen Wärmetauscher 30 geblasen wird, erhöht wird, ohne den Druck des hochdruckseitigen Kühlmittels zu erhöhen. Folglich kann verhindert werden, daß der Verdichtungsvorgang des Ver dichters 10 erhöht wird und der Wirkungsgrad verschlechtert wird, während die Temperatur der Luft, die ausgehend vom internen Wärmetauscher 30 geblasen wird, während des Heizvor gangs erhöht wird.

Während des Heizvorgangs wird, den internen Wärmetauscher 30 durchsetzende Luft erwärmt, und die erwärmte Lufttemperatur wird erhöht, wenn die Luft in stromabwärtiger Richtung strömt. Wenn den internen Wärmetauscher 30 durchsetzende Luftstromab wärts strömt, wird deshalb die Temperaturdifferenz zwischen dem Kühlmittel, welches durch den internen Wärmetauscher 30 strömt, und der Luft, welche den internen Wärmetauscher 30 durchsetzt, kleiner und die Wärmetauschmenge zwischen Luft und Kühlmittel im internen Wärmetauscher 30 wird kleiner.

Wenn der interne Wärmetauscher durch einen einzigen Wärmetau scher gebildet ist, wird die Temperaturdifferenz zwischen der Temperatur (Tair) der Luft, welche den internen Wärmetauscher durchsetezt, und dem internen Wärmetauscher (Th) kleiner als die Luft, die in stromabwärtiger Richtung strömt, wie in Fig. 10A gezeigt. In diesem Fall wird deshalb die Wärmetauschmenge zwischen Luft und Kühlmittel ebenfalls kleiner, wenn die Luft stromabwärts im internen Wärmetauscher strömt.

In Übereinstimmung mit der ersten Ausführungsform der vorlie genden Erfindung umfaßt der interne Wärmetauscher 30 jedoch die ersten und zweiten Wärmetauscher 31, 32 und der erste interne Wärmetauscher 31, der auf der luftstromabwärtigen Seite des zweiten internen Wärmetauschers 32 angeordnet ist, ist auf der kühlmittelstromaufwärtigen Seite des zweiten internen Wärmetauschers 32 während des Heizvorgangs angeord net. Im Vergleich zu dem Wärmetauscher mit einem einzigen internen Wärmetauscher kann damit die Temperaturdifferenz zwi schen der Temperatur (Tair) von Luft, welche den internen Wär metauscher 30 durchsetzt, und derjenigen, welche die ersten und zweiten Wärmetauscher 31, 32 (Th1, Th2) durchsetzt, in einem vorbestimmten Bereich gehalten werden. Wie in Fig. 11 gezeigt, wird damit die Wärmemenge (Enthalpie), welche auf Luft übertragen wird, welche den internen Wärmetauscher 30 (Ht) durchsetzt, welche die ersten und zweiten internen Wärme tauscher 31, 32 enthält, um δQ erhöht im Vergleich zu dem Wär metauscher (Hs) mit einzigem internen Wärmetauscher.

In Übereinstimmung mit der ersten Ausführungsform der vorlie genden Erfindung werden demnach die Steuerung des Expansions ventils 50 während des Heizvorgangs und die Steuerung des Expansionsventils 50 während des Kühlvorgangs bevorzugt unab hängig durchgeführt. Selbst während eines beliebigen Heizvor gangs und Kühlvorgangs kann damit der CO₂-Kältekreislauf des Wärmepumpenkreislaufsystems in wirksamer Weise ausgeführt wer den.

Eine zweite bevorzugte Ausführungsform der vorliegenden Erfin dung wird nunmehr unter bezug auf Fig. 12 und 13 erläutert. Bei der vorstehend erläuterten ersten Ausführungsform der vor liegenden Erfindung wird der Solldruck des Kühlmittels (des hochdruckseitigen Kühlmittels) am Auslaß des internen Wärme tauschers 30 während des Heizvorgangs auf Grundlage der Tempe ratur und der Menge (Vb) von Luft, die im internen Wärmetau scher 30 strömt, und der Sollufttemperatur (TAO) ermittelt, so daß der Wirkungsgrad des CO₂-Kältekreislaufs ungefähr maximal wird. Bei der zweiten Ausführungsform gemäß der vorliegenden -Erfindung ist die Spannung (Vb), die an den Gebläsemotor des Gebläses 40 angelegt ist, auf einen allgemeinen üblichen Wert derart festgelegt, daß die Menge von Luft, welche in den Wär metauscher 30 strömt, auf einen allgemein üblichen Wert einge stellt ist, und ein Detektor zum Ermitteln der Spannung (Vb) kann damit entfallen, wie in Fig. 12 gezeigt. Das heißt, der Solldruck des Kühlmittels auf der Auslaßseite des internen Wärmetauschers 30 während des Heizvorgangs wird nicht auf Grundlage der Luftmenge ermittelt, die in den internen Wärme tauscher 30 strömt. Bei der zweiten Ausführungsform gestaltet sich deshalb die Steuerung des Expansionsventils 50 einfach und das Leistungsvermögen des Expansionsventils 50, anspre chend auf den Steuervorgang, kann verbessert werden.

Als nächstes wird der Steuervorgang des Expansionsventils 50 während des Heizvorgangs im einzelnen erläutert. Wie in Fig. 13 gezeigt, werden zunächst die Solltemperatur (Tset), einge stellt durch die Temperatureinstelleinheit 67 und die Tempera tur (Tr) innerhalb der Fahrgastzelle in die ECU 60 im Schritt S300 eingegeben. Als nächstes wird im Schritt S310 die Sollufttemperatur (TAO) der Fahrgastzelle auf Grundlage der Solltemperatur (Tset) und der Temperatur (Tr) innerhalb der Fahrgastzelle ermittelt. Als nächstes wird die durch den zwei ten Temperatursensor 64 ermittelte Temperatur in die ECU 60 im Schritt S320 eingegeben und der Solldruck während des Heizvor gangs wird auf Grundlage eines vorbestimmten Verzeichnisses (nicht gezeigt) im Schritt 5330 berechnet. Der durch den zwei ten Drucksensor 63 ermittelte Druck wird außerdem im Schritt 340 eingegeben, und der ermittelte Druck und der Solldruck des Kühlmittels werden im Schritt S350 verglichen. Als nächstes wird der Öffnungsgrad des Expansionsventils 50 auf Grundlage des ermittelten Drucks und des Solldrucks des Kühlmittels wäh rend des Heizvorgangs im Schritt S360 gesteuert. Das heißt, wenn der ermittelte Kühlmitteldruck größer als der Kühlmittel solldruck ist, wird der Öffnungsgrad des elektrischen Expan sionsventils derart vergrößert, daß der Druck von Kühlmittel, welches von dem internen Wärmetauscher 30 ausgetragen wird, erhöht wird. Wenn andererseits der ermittelte Kühlmitteldruck kleiner als der Kühlmittelsolldruck ist, wird der Öffnungsgrad des elektrischen Expansionsventils 50 derart verkleinert bzw. verringert, daß der Druck des Kühlmittels, welches aus dem in ternen Wärmetauscher 30 ausgetragen wird, erhöht wird. Wenn der ermittelte Kühlmitteldruck gleich dem Sollkühlmitteldruck ist, wird der Öffnungsgrad des Expansionsventils 50 beibehal ten. Daraufhin kehrt das Programm zum Schritt S300 zurück und wiederholt die Vorgänge gemäß den Schritten S300-S360.

Bei der zweiten Ausführungsform der vorliegenden Erfindung entsprechen die übrigen Bauteile denjenigen gemäß der ersten Ausführungsform, weshalb sich ihre Erläuterung erübrigt. Bei der zweiten Ausführungsform kann damit eine ähnliche Wirkung erzielt werden wie bei der vorstehend erläuterten ersten Aus führungsform.

Eine dritte bevorzugte Ausführungsform der vorliegenden Erfin dung wird nunmehr unter bezug auf Fig. 14 und 15 erläutert. Bei den vorstehend abgehandelten ersten und zweiten Ausfüh rungsformen wird die Steuerung des Expansionsventils 50 wäh rend des Heizvorgangs unterschiedlich von der Steuerung des Expansionsventils 50 während des Kühlvorgangs durchgeführt, so daß der Betrieb des Wärmepumpenkreislaufsystems in geeigneter Weise gesteuert wird. Bei der dritten Ausführungsform werden die Steuerung des Expansionsventils 50 während des Kühlvor gangs und die Steuerung des Expansionsventils 50 während des Heizvorgangs unter Verwendung desselben Steuerverfahrens durchgeführt, so daß sich die Steuerung des Expansionsventils 50 einfach gestaltet.

Fig. 14 zeigt eine schematische Ansicht eines CO₂-Kältekreis laufs eines Wärmepumpenkreislaufsystems gemäß der dritten Aus führungsform. Wie in Fig. 14 gezeigt, ist der zweite Tempera tursensor 64, der vorstehend erläutert ist, weggelassen, und ein fünfter Temperatursensor 68 ist vorgesehen, um die Tempe ratur des Kühlmittels zu ermitteln, welches in dem Kühlmittel rohr 34 strömt, welches die Kühlmittelauslaßseite des ersten internen Wärmetauschers 31 mit der Kühlmitteleinlaßseite des zweiten internen Wärmetauschers 32 verbindet.

Die Steuerung des Expansionsventils 50 der dritten Ausfüh rungsform wird nunmehr auf Grundlage des in Fig. 15 gezeigten Flußdiagramms erläutert. Zunächst wird im Schritt S400 die Kühlmitteltemperatur, ermittelt durch den ersten Temperatur sensor 61 während des Kühlvorgangs, eingegeben oder die Kühl mitteltemperatur, ermittelt durch den fünften Temperatursensor 68, wird während des Heizvorgangs eingegeben. Als nächstes wird im Schritt S410 ein Solldruck auf Grundlage der Beziehung zwischen der Kühlmitteltemperatur und dem Kühlmitteldruck, wie in Fig. 5 gezeigt, beispielsweise ermittelt. Im Schritt S420 wird der durch den ersten Drucksensor 62 ermittelte Druck wäh rend des Kühlvorgangs eingegeben und der durch den zweiten Drucksensor 63 ermittelte Druck wird während es Heizvorgangs eingegeben. Daraufhin werden der ermittelte Druck und der Solldruck im Schritt S430 verglichen und der Öffnungsgrad des Expansionsventils wird in Übereinstimmung mit dem ermittelten Druck und dem Solldruck gesteuert. Das heißt, wenn der ermit telte Druck größer als der Solldruck ist, wird der Öffnungs grad des Expansionsventils 50 vergrößert bzw. erhöht. Der Druck des Kühlmittels, welches von dem internen Wärmetauscher 30 ausgetragen wird, wird demnach während des Heizvorgangs verringert, und der Druck des Kühlmittels, welches von dem externen Wärmetauscher 20 ausgetragen wird, wird während des Kühlvorgangs verringert. Wenn andererseits der ermittelte Druck kleiner als der Solldruck ist, wird der Öffnungsgrad des Expansionsventils 50 verringert. Der Druck des Kühlmittels, welches von bzw. aus dem internen Wärmetauscher 30 ausgetragen wird, wird deshalb während des Heizvorgangs erhöht, und der Druck des Kühlmittels, welches von bzw. aus dem externen Wär metauscher 20 ausgetragen wird, wird während des Kühlvorgangs in dem Wärmepumpenkreislaufsystem erhöht. Daraufhin kehrt das Programm zum Schritt S400 zurück und die Schritte S400-S440 werden wiederholt.

In Übereinstimmung mit der dritten Ausführungsform der vorlie genden Erfindung bezeichnet die Hochdruckseite des Wärmepum penkreislaufsystems die Kühlmittelseite des externen Wärmetau schers 20 während des Kühlvorgangs und die Hochdruckseite bezeichnet die Kühlmittelseite des internen Wärmetauschers 30 während des Heizvorgangs. Die Temperatur des Kühlmittels auf der Einlaßseite des Expansionsventils 50 während des Kühlvor gangs ist damit nicht gleich zu derjenigen während des Heiz vorgangs. Das heißt, während des Kühlvorgangs handelt es sich bei der Temperatur auf der Einlaßseite des Expansionsventils 50 um die Temperatur des Kühlmittels auf der Auslaßseite des externen Wärmetauschers 20. Während des Heizvorgangs handelt es sich andererseits bei der Temperatur auf der Einlaßseite des Expansionsventils 50 um die Temperatur des Kühlmittels auf der Auslaßseite des internen Wärmetauschers 30. Während des Kühlvorgangs ist demnach die Temperatur des Kühlmittels auf der Einlaßseite des Expansionsventils 50 gleich oder höher als die Außenlufttemperatur, wenn die Außenlufttemperatur im Som mer hoch ist. Während des Heizvorgangs ist die Temperatur des Kühlmittels auf der Einlaßseite des Expansionsventils 50 gleich oder höher als die Innentemperatur der Fahrgastzelle, wenn die Außentemperatur im Winter niedrig ist. Die Temperatur des Kühlmittels auf der Einlaßseite des Expansionsventils 50 wird damit während des Heizvorgangs niedrigerer als diejenige während des Kühlvorgangs.

Wenn die Steuerung des Expansionsventils 50 so durchgeführt wird, daß sie während des Kühlvorgangs und des Heizvorgangs einfach gleich ist, wird der Druck des Kühlmittels auf der Einlaßseite des Expansionsventils 50 während des Heizvorgangs niedriger als derjenige während des Kühlvorgangs. Während des Heizvorgangs wird damit die Heizfähigkeit des internen Wärme tauschers 30 verringert.

Da jedoch in Übereinstimmung mit der dritten Ausführungsform der vorliegenden Erfindung die Temperatur des Kühlmittels zwi schen dem ersten internen Wärmetauscher 31 und dem zweiten in ternen Wärmetauscher 32 durch den fünften Temperatursensor 68 während des Heizvorgangs ermittelt wird, ist die Kühlmittel temperatur, ermittelt durch den fünften Temperatursensor 68 höher als die Kühlmitteltemperatur auf der Einlaßseite des Expansionsventils 50. Selbst dann, wenn die Steuerung des Expansionsventils 50 während des Heizvorgangs so durchgeführt wird, daß sie gleich zu derjenigen während des Kühlvorgangs ist, kann damit der CO₂-Kältekreislauf des Wärmepumpenkreis laufsystems derart gesteuert werden, daß der Austragdruck des Verdichters 10 während des Heizvorgangs höher wird. Infolge davon kann beim Wärmepumpenkreislaufsystem gemäß der dritten Ausführungsform die Steuerung des Expansionsventils 50 einfach ausgeführt werden, während sowohl der Wirkungsgrad des CO₂-Käl tekreislaufs wie das Heizvermögen während des Heizvorgangs verbessert sind.

Eine vierte bevorzugte Ausführungsform der vorliegenden Erfin dung wird nunmehr unter bezug auf Fig. 16 bis 19 erläutert. Bei den vorstehend erläuterten ersten bis dritten Ausführungs formen wird das Expansionsventil 50 verwendet. Bei der vierten Ausführungsform werden anstelle des Expansionsventils 50 mechanische Expansionsventile 500, 600 in dem Wärmepumpen kreislaufsystem verwendet. Während des Heizvorgangs steuert das Expansionsventil 600 den Kühlmittel kreislauf auf der Aus laßseite des internen Wärmetauschers 30 auf Grundlage der Tem peratur des Kühlmittels zwischen der Kühlmittelauslaßseite des ersten internen Wärmetauschers 31 und der Kühlmitteleinlaß seite des zweiten internen Wärmetauschers 32 und verringert den Druck, der aus dem internen Wärmetauscher 30 (d. h., dem zweiten Wärmetauscher 32) ausgetragen wird. Während des Kühl vorgangs steuert das Expansionsventil 500 andererseits den Kühlmitteldruck auf der Auslaßseite des externen Wärmetau schers 20 auf Grundlage der Temperatur des Kühlmittels auf der Auslaßseite des externen Wärmetauschers 20 und verringert und den Druck des Kühlmittels, das aus der externen Wärmetauscher 20 ausgetragen wird.

Während des Heizvorgangs umgeht das Kühlmittel das Expansions ventil 500 durch einen Umgehungsdurchlaß 500a. Ein Sicher heitsventil 500b ist in dem Umgehungsdurchlaß 500a angeordnet, um zu verhindern, daß Kühlmittel das Expansionsventil 500 wäh rend des Kühlvorgangs umgeht. In ähnlicher Weise umgeht wäh rend des Kühlvorgangs das Kühlmittel das Expansionsventil 600 durch einen Umgehungsdurchlaß 600a. Ein Sicherheitsventil ist in dem Umgehungsdurchlaß 600a angeordnet, so daß verhindert wird, daß Kühlmittel das Expansionsventil 600 während des Heizvorgangs umgeht.

Fig. 17 zeigt eine schematische Ansicht des Expansionsventils 600. Wie in Fig. 17 gezeigt, ist ein abgedichteter Raum 612 durch eine Ventilabdeckung 610 mit Kugeloberfläche und eine Membran 611 gebildet. CO₂-Kühlmittel ist in dem abgedichteten Raum 612 mit einer Dichte von 600 kg/m³ dicht eingeschlossen, wenn der Ventilanschluß 617 geschlossen ist. Ein Kühlmittel durchlaß 602 des Expansionsventils 600 bildet einen Teil des Kühlmitteldurchlasses des Kühlmittelrohrs 34. Der Kühlmittel druck innerhalb des abgedichteten Raums 612 wird durch Erfas sen der Temperatur des Kühlmittels geändert, welches durch das Kühlmittelrohr 34 strömt, und zwar zwischen dem Kühlmittelaus laß des ersten internen Wärmetauschers 31 und dem Kühlmittel einlaß des zweiten internen Wärmetauschers 32.

Ein kühlmitteleinlaßseitiger Raum 615 und ein kühlmittelaus laßseitiger Raum 616 des Expansionsventils 600 sind durch einen Trennwandabschnitt 614 unterteilt bzw. getrennt und der Ventilanschluß bzw. die Ventilöffnung 617, durch welchen bzw. welche beide Räume 615, 616 miteinander in Verbindung stehen, ist im Trennwandabschnitt 614 gebildet. Der Öffnungsgrad der Ventilöffnung 617 wird durch einen Ventilkörper 1618 einge stellt, der mechanisch betriebsmäßig mit einer Bewegung der Membran 611 verbunden ist.

Der Druck innerhalb des abgedichteten Raums 612 wird an den Ventilkörper 618 in einer Richtung zum Schließen der Ventil öffnung 617 angelegt, und der elastische Druck einer Schrau benfeder 620 ist an den Ventilkörper 618 in der Richtung zum Schließen der Ventilöffnung 617 angelegt. Der Öffnungsgrad der Ventilöffnung 617 ist gleich die Differenz zwischen einer Kraft aufgrund des Drucks im kühlmitteleinlaßseitigen Raum 617 und der Summe der elastischen Kraft der Schraubenfeder 620 und einer Kraft auf Grund des Drucks des abgedichteten Raums 612 festgelegt.

Die anfängliche Last der Schraubenfeder 620 ist durch einen Abstandhalter 621 derart eingestellt, so daß eine vorbestimmte Anfangslast, angelegt an den Ventilkörper 618, durch den Abstandhalter 621 eingestellt wird. Bei der vierten Ausfüh rungsform gemäß der vorliegenden Erfindung beträgt die Anfangslast der Schraubenfeder 620 etwa 1 MPa, berechnet durch den Druck der Membran 611.

Fig. 18 zeigt eine schematische Ansicht des mechanischen Expansionsventils 500. Der Aufbau des Expansionsventils 500 ist ähnlich zu demjenigen des Expansionsventils 600, mit Aus nahme des Kühlmitteldurchlasses 602, welcher einen Teil des Kühlmittelrohrs bzw. -schlauches 34 bildet. Das heißt, wie in Fig. 18 gezeigt, ist ein abgedichteter Raum 512 durch eine Ventilabdeckung 510 mit Kugeloberfläche und eine Membran 511 gebildet. CO₂-Kühlmittel ist in dem abgedichteten Raum 512 mit einer Dichte von etwa 600 kg/m³ dicht eingeschlossen, wenn eine Ventilöffnung bzw. ein Ventilanschluß 517 geschlossen ist. Ein kühlmitteleinlaßseitiger Raum 514 und ein kühlmittelauslaßsei tiger Raum 515 des Expansionsventils sind durch einen Trenn wandabschnitt 516 getrennt bzw. unterteilt, und eine Ventil öffnung 517, durch welche die beiden Räume 514, 515 miteinan der in Verbindung stehen, ist im Trennwandabschnitt 514 gebil det. Der Öffnungsgrad der Ventilöffnung 517 wird durch einen Ventilkörper 518 eingestellt, der mit einer Bewegung der Mem bran 511 mechanisch betriebsmäßig verbunden ist.

Der Druck innerhalb des abgedichteten Raums 512 wird an den Ventilkörper 518 in einer Richtung zum Schließen der Ventil öffnung 517 angelegt, und die elastische Kraft einer Schrau benfeder 519 wird an den Ventilkörper 518 in die Richtung zum Schließen der Ventilöffnung 517 angelegt. Der Öffnungsgrad der Ventilöffnung 517 ist deshalb festgelegt durch die Differenz zwischen einer Kraft aufgrund des Drucks innerhalb des Raums 517 und der Summe aus der elastischen Kraft der Schraubenfeder 519 und der Kraft aufgrund des Drucks des abgedichteten Raums 512.

Eine Anfangslast der Schraubenfeder 520 ist durch einen Abstandhalter 520 derart eingestellt, daß eine vorbestimmte Anfangskraft, angelegt an den Ventilkörper 518, durch den Abstandhalter 520 eingestellt ist.

Der Betrieb des mechanischen Expansionsventils 500 verläuft ähnlich wie derjenige des mechanischen Expansionsventils 600. Deshalb wird nunmehr lediglich der Betrieb des Expansionsven tils 600 näher erläutert. Bei der vierten Ausführungsform der vorliegenden Erfindung ist CO₂-Kühlmittel im abgedichteten Raum 612 mit etwa 600 kg/m³ dicht eingeschlossen. Der Druck und die Temperatur des abgedichteten Raums 612 werden entlang einer Isochoren-Linie von 600 kg/m³ in Fig. 19 geändert. Wenn die Temperatur innerhalb des abgedichteten Raums 612 beispiels weise 20°C beträgt, beträgt der Druck innerhalb des abgedich teten Raums 612 ungefähr 5,8 MPa. Da der Druck innerhalb des abgedichteten Raums 612 und die Anfangslast der Schraubenfeder 620 gleichzeitig an den Ventilkörper 618 angelegt werden, beträgt die an den Ventilkörper 618 angelegte Kraft ungefähr 6,8 MPa. Wenn der Druck des Raums 615 kleiner als 6,8 MPa ist, wird die Ventilöffnung 617 durch den Ventilkörper 618 geschlossen. Wenn andererseits der Druck des Raums 615 größer als 6,8 MPa ist, wird die Ventilöffnung 617 durch den Ventil körper 618 geöffnet.

Wenn die Temperatur innerhalb des abgedichteten Raums 612 bei spielsweise 40°C beträgt, beträgt der Druck innerhalb des abgedichteten Raums 612 ungefähr 9,7 MPa. Da der Druck inner halb des abgedichteten Raums 612 und die Anfangslast der Schraubenfeder 620 an den Ventilkörper 618 gleichzeitig ange legt werden, beträgt die an den Ventilkörper 618 angelegte Kraft ungefähr 10,7 MPa. Wenn der Druck des Raums 615 gleich oder kleiner als 10,7 MPa ist, wird damit die Ventilöffnung 617 durch den Ventilkörper 618 geschlossen. Wenn andererseits der Druck des Raums 617 größer als 10,7 MPa ist, wird die Ven tilöffnung 617 durch den Ventilkörper 618 geöffnet.

In Übereinstimmung mit der vierten Ausführungsform der vorlie genden Erfindung entspricht die Beziehung zwischen der Kühl mitteltemperatur und dem Kühlmitteldruck auf einer isocoren Linie von 600 kg/m³ im kritischen Bereich ungefähr dem in Fig. 5 gezeigten Kurvenverlauf. Während des Kühlvorgangs steuert demnach das Expansionsventil 500 den Austragdruck des Verdich ters 10, während das CO₂-Kühlmittel mit einem ausreichenden Wirkungsgrad geführt ist. Unter kritischer Temperatur ist die Isochoren-Linie von 600 kg/m³ in bezug auf den Kurvenverlauf von Fig. 5 stark verschoben. Das heißt, weil dieser Fall im Kondensationsbereich für das Kühlmittel liegt, wird der Innen druck des abgedichteten Raums 612 entlang der Sättigungsflüs sigkeitslinie SL in Fig. 19 geändert. Da aufgrund der an den Ventilkörper 618 durch die Schraubenfeder 620 angelegte Anfangslast wird der CO₂-Kältekreislauf durch die durchgezogene Linie ηmax in Fig. 19 gesteuert, die einen Überkühlungsgrad von etwa 10°C hat bzw. einem solchen Grad entspricht. Selbst dann, wenn der Druck des CO₂-Kühlmittels niedriger als der kri tische Druck ist, kann damit der CO₂-Kältekreislauf in wirk samer Weise gesteuert werden.

Während des Heizvorgangs kann andererseits der Druck des Kühl mittels, das aus dem internen Wärmetauscher 30 ausgetragen wird, auf Grundlage einer Kühlmitteltemperatur gesteuert wird, die höher ist als diejenige während des Kühlvorgangs, und zwar in ähnlicher Weise wie bei der dritten Ausführungsform. Der Kühlvorgang und der Heizvorgang können damit durch die Expan sionsventile 500, 600 gesteuert werden, die denselben Aufbau aufweisen. Das Wärmepumpenkreislaufsystem gemäß der vierten Ausführungsform vermag dadurch sowohl die Heizleistung bzw. Heizfähigkeit wie den Wirkungsgrad des CO₂-Kältekreislaufs unter Verwendung der Expansionsventile 500, 600 zu verbessern.

Der Druck des Kühlmittels auf der Auslaßseite des internen Wärmetauschers 30 (d. h., des zweiten internen Wärmetauschers 32), kann außerdem auf Grundlage der Kühlmitteltemperatur in dem Kühlmittelrohr 34 zwischen den ersten und zweiten internen Wärmetauschern 31, 32 gesteuert werden. Damit ist es möglich, die Dichte des Kühlmittels, welche im abgedichteten Raum 612 dicht eingeschlossen ist, zu verringern, wodurch verhindert wird, daß der Innendruck des abgedichteten Raums 612 übermäßig erhöht wird, so daß verhindert wird, daß die Membran 611 beschädigt wird. Durch Erhöhen der Dichte des Kühlmittels, welches im abgedichteten Raum 612 des Expansionsventils 600 eingeschlossen ist, anstatt derjenigen des Expansionsventils 500, kann der Druck des Kühlmittels auf der Auslaßseite des internen Wärmetauschers 30 (d. h., des zweiten internen Wärme tauschers 32) während des Heizvorgangs auf Grundlage der Kühl mitteltemperatur auf der Auslaßseite des zweiten internen Wär metauschers 32 gesteuert werden.

Eine fünfte bevorzugte Ausführungsform der vorliegenden Erfin dung wird nunmehr unter bezug auf Fig. 20 erläutert. Bei der fünften Ausführungsform wird die gleichmäßige Temperaturver teilung des internen Wärmetauschers 30 während des Heizvor gangs hauptsächlich ausgenutzt. Das heißt, wie in Fig. 20 gezeigt, ist eine Trennplatte 35 in dem Klimatisierungsgehäuse 33 so angeordnet, daß ein luftstromabwärtiger Durchlaß des ersten internen Wärmetauschers 31 in mehrere Luftdurchlässe (beispielsweise - zwei Luftdurchlässe bei der fünften Ausfüh rungsform) unterteilt ist. Ein erster Luftauslaß 36 zum Blasen von Luft in Richtung auf den Fußbereich eines Fahrgasts bzw. Fahrers in der Fahrgastzelle ist im Klimatisierungsgehäuse 33 in einer Position gebildet, wo Luft hoher Temperatur ausgehend vom internen Wärmetauscher 30 strömt, und ein zweiter Luftaus laß 37 zum Blasen von Luft in Richtung auf den oberen Bereich des Fahrgasts bzw. Fahrers in der Fahrgastzelle ist im Klima tisierungsgehäuse 33 in einer Position gebildet, wo Luft nied riger Temperatur ausgehend vom internen Wärmetauscher 30 strömt.

Eine sechste bevorzugte Ausführungsform der vorliegenden Erfindung wird nunmehr unter bezug auf Fig. 21A, 21B erläu tert. Bei den vorstehend erläuterten Ausführungsformen der vorliegenden Erfindung handelt es sich sowohl beim ersten wie beim zweiten internen Wärmetauscher 31, 32 um einen Einwege- Typ, bei welchem Kühlmittel in einer Richtung strömt, wie in Fig. 21A gezeigt. Bei der sechsten Ausführungsform gemäß der vorliegenden Erfindung handelt es sich bei jedem der ersten und zweiten internen Wärmetauscher 31, 32 um solche vom U- Kehre-Typ, bei welchem Kühlmittel U-förmig strömt, wie in Fig. 21B durch eine durchgezogene Linie gezeigt.

Eine siebte bevorzugte Ausführungsform der vorliegenden Erfin dung wird nunmehr unter bezug auf Fig. 22 bis 26 erläutert. Bei der siebten Ausführungsform der vorliegenden Erfindung wird der Öffnungsgrad des Expansionsventils 50 derart gesteu ert, daß der Solldruck des Kühlmittels (des hochdruckseitigen Kühlmittels), welches aus dem Verdichter 10 während des Heiz vorgangs ausgetragen wird, in einem Bereich von 9 MPa bis 11 MPa zu liegen kommt. Während des Kühlvorgangs wird anderer seits der Solldruck des Kühlmittels (des hochdruckseitigen Kühlmittels), welches von dem Verdichter 10 ausgetragen wird, in ähnlicher Weise wie bei der vorstehend erläuterten ersten Ausführungsform gesteuert.

Der Grund, weshalb der Solldruck des Kühlmittels, welches aus dem Verdichter 10 ausgetragen wird, auf den Bereich von 9 MPa bis 11 MPa während des Heizvorgangs eingestellt ist, wird nun mehr erläutert. Da während des Heizvorgangs der externe Wärme tauscher 20 als Verdampfer verwendet werden kann, wird der Druck des Kühlmittels (d. h. des niedrigdruckseitigen Kühlmit tels) im externen Wärmetauscher 20 in Übereinstimmung mit einer Verringerung der Außenlufttemperatur (Tout) verringert. Wenn beispielsweise die Außenlufttemperatur (Tout) ungefähr -20°C beträgt, beträgt der Druck des Kühlmittels im externen Wärmetauscher 20 ungefähr 1,6 MPa. Während des Heizvorgangs muß der Verdichter 10 deshalb mit einem Verdichtungsverhältnis von 7 betrieben werden. Bei dem Verdichtungsverhältnis handelt es sich um ein Verhältnis des Drucks des hochdruckseitigen Kühlmittels zum Druck des niedrigdruckseitigen Kühlmittels. Das Verdichtungsverhältnis von ungefähr 7 während des Heizvor gangs ist größer als das Verdichtungsverhältnis während des Kühlvorgangs. Während des Kühlvorgangs ist das Verdichtungs verhältnis ungefähr gleich 4 oder niedriger.

Fig. 22 zeigt die Beziehung zwischen dem Verdichtungsverhält nis und der Verdichterwirkung bzw. dem Verdichterwirkungsgrad. Bei der Verdichterwirkung handelt es sich um das Produkt aus der vollständigen Isolationswirkung des Verdichters 10 mit der Motorwirkung des elektrischen Motors zum Antreiben des Ver dichters 10. Wie in Fig. 22 gezeigt, wird die Verdichterwir kung verringert, wenn das Verdichtungsverhältnis größer wird. Bei der vollständigen Isolationswirkung des Verdichters 10 handelt es sich um das Verhältnis der Ausgangsleistung von bzw. aus dem Verdichter 10 zu der Eingangsleistung des Ver dichters 10, wenn der Verdichter 10 eine wärmeisolierte Ver dichtung durchführt. Die vollständige Isolationswirkung des Verdichters 10 ist üblicherweise gleich 1 oder niedriger als 1.

Wenn die Außenlufttemperatur im Bereich von -10°C bis -20°C während des Heizvorgangs liegt, wird der Druck des niedrig druckseitigen Kühlmittels niedriger als derjenige während des Kühlvorgangs. Selbst dann, wenn während des Heizvorgangs der Druck des hochdruckseitigen Kühlmittels in ähnlicher Weise geändert wird wie derjenige beim Kühlvorgang, bleibt deshalb das Verdichtungsverhältnis im wesentlichen ungeändert im Ver gleich zum Verdichtungsverhältnis während des Kühlvorgangs. Während des Heizvorgangs wird deshalb die Verdichterwirkung relativ zur Änderung des Drucks des hochdruckseitigen Kühlmit tels stark geändert im Vergleich zum Kühlvorgang. Der Wir kungsgrad (COP) des CO₂-Kältekreislaufs während des Heizvor gangs wird damit durch die Verdichterwirkung stark beeinflußt im Vergleich zum Kühlvorgang.

Der maximale Wert des Wirkungsgrads (COP), ermittelt von bzw. für den CO₂-Kältekreislauf, wird nunmehr erläutert. In einer Fahrzeug-Klimaanlage wird üblicherweise ein Klimatisierungs vorgang durchgeführt, indem eine vorbestimmte Menge von Außen luft (d. h. der Luft außerhalb der Fahrgastzelle) in die Innen luft (d. h. die Luft innerhalb der Fahrgastzelle) derart gemischt wird, daß verhindert wird, daß die Windschutzscheibe während des Heizvorgangs beschlägt. Die Temperatur der Luft, welche in den internen Wärmetauscher 30 strömt, ist deshalb relativ zu der Temperatur der Innenluft und der Temperatur der Außenluft. Für eine einfache Erläuterung der Auswirkung der Außenluft wird deshalb angenommen, daß die Temperatur der Innenluft konstant ist und daß die Temperatur der Luft, welche in den internen Wärmetauscher 30 strömt, in Übereinstimmung mit der Temperatur der Außenluft geändert wird. Außerdem wird angenommen, daß die Temperatur der Luft, welche in die Fahr gastzelle geblasen wird, und die Menge der Luft, welche in die Fahrgastzelle geblasen wird, relativ zu einer vorbestimmten Temperatur der Außenluft konstant sind. Bei den vorstehend erläuterten Annahmen für den Heizvorgangs sind die Ortskurve L1, welche eine Änderung des Drucks des Kühlmittels auf der Einlaßseite des internen Wärmetauschers 30 zeigt, und die Ortskurve, L2, welche eine Änderung des Drucks des Kühlmittels auf der Auslaßseite des internen Wärmetauschers 30 zeigt, in dem Mollier-Diagramm von Fig. 23 aufgetragen. Demnach wird, wie durch die Ortskurve L1 in Fig. 23 gezeigt, wenn der Druck des Kühlmittels auf der Einlaßseite des internen Wärmetau schers 30 höher wird, das Verdichtungsausmaß des Verdichters 10 erhöht und die Enthalpie des Kühlmittels auf der Einlaß seite des internen Wärmetauschers 30 (d. h. des Kühlers) wird höher. Wie durch die Ortskurve L2 in Fig. 23 gezeigt, wird andererseits die Enthalpie des Kühlmittels auf der Auslaßseite des internen Wärmetauschers 30 (d. h. des Kühlers) höher, wenn der Druck des hochdruckseitigen Kühlmittels niedriger wird, und die Enthalpie des Kühlmittels auf der Auslaßseite des internen Wärmetauschers 30 (d. h. Kühlers) wird niedriger, wenn der Druck des hochdruckseitigen Kühlmittels höher wird.

Das heißt, wenn, wie in Fig. 23 durch die Linie a-b-c-d gezeigt, der CO₂-Kältekreislauf sich in einem Zustand befindet, in welchem die Enthalpie-Differenz des Kühlmittels zwischen dem Einlaß und dem Auslaß des internen Wärmetauschers 30 Hb (J/kg) beträgt, die zirkulierende Kühlmittelströmungsmenge gb (kg) beträgt, und der Druck des hochdruckseitigen Kühlmittels Pb (MPa) beträgt, wird der CO₂-Kältekreislauf als "Kreislauf b" bezeichnet. Wenn der Druck des hochdruckseitigen Kühlmittels ausgehend von Pb (MPa) auf Pa (MPa) ausgehend vom Zyklus b erhöht wird, wird die Enthalpie-Differenz des Kühlmittels zwi schen dem Einlaß und dem Auslaß des internen Wärmetauschers 30 auf Ha (J/kg) erhöht, und die zirkulierende Kühlmittelmenge wird ausgehend von der Menge gb (kg/s) in eine Menge ga (kg/s) geändert. Dieser Zustand wird als "Zyklus a" bezeichnet.

Da in diesem Fall die Temperatur der Luft, welche in die Fahr gastzelle geblasen wird, konstant ist, d. h., weil die Heiz kapazität für die Fahrgastzelle als konstant angenommen wird, kann das Verhältnis Hb × gb = Ha × ga erhalten werden. Wenn ferner die Temperatur der Luft, welche in die Fahrgastzelle geblasen wird, als konstant angenommen wird, wird die mittlere Temperatur des internen Wärmetauschers 30 konstant, ohne mit einer Änderung des Drucks des hochdruckseitigen Kühlmittels geändert zu werden. Wenn der Druck des hochdruckseitigen Kühl mittels erhöht wird, wird die Temperatur des Kühlmittels auf der Einlaßseite des internen Wärmetauschers 30 erhöht. Im "Kreislauf a" wird deshalb die Temperatur des Kühlmittels auf der Auslaßseite des internen Wärmetauschers 30 im Vergleich zu dem "Kreislauf b" erniedrigt, und die Enthalpie des Kühlmit tels auf der Auslaßseite des internen Wärmetauschers 30 wird größer, wenn der Druck des hochdruckseitigen Kühlmittels nied riger wird.

Die Ortskurve L2, welche die Druckänderung des Kühlmittels auf der Auslaßseite des internen Wärmetauschers 30 wiedergibt, ist eine abwärtsverlaufende gebogene Linie, wie in Fig. 22 gezeigt. Im Wendepunkt P1 der Ortskurve L2 während des Heiz vorgangs wird deshalb der Wirkungsgrad (COP) des CO₂-Kälte kreislaufs maximal.

In Fig. 23 zeigt die Ortskurve L3 die geeignetste Steuerlinie während des Kühlvorgangs. Selbst dann, wenn die Temperatur des Kühlmittels auf der Auslaßseite des internen Wärmetauschers 30 konstant ist, ist der Druckpunkt P2, in welchem der Wirkungs grad des CO₂-Kältekreislaufs während des Kühlvorgangs maximal wird, unerschiedlich von dem Druckpunkt, in welchem der Wir kungsgrad des CO₂-Kältekreislaufs während des Heizvorgangs maximal wird.

Der tatsächliche Wirkungsgrad (d. h. der tatsächliche COP) des CO₂-Kältekreislaufs ist bestimmt durch das Produkt des Wir kungsgrads (d. h. des Kreislauf-Wirkungsgrads), ermittelt aus dem Zustand des CO₂-Kältekreislaufs in Fig. 23, mit der Ver dichterwirkung in Fig. 22.

In Fig. 24 bezeichnet die durchgezogene Linie C1 den tatsäch lichen Wirkungsgrad, wenn die Temperatur der Außenluft -10°C beträgt, die Temperatur der Innenluft 25°C beträgt, und die Temperatur der Luft, die ausgehend vom internen Wärmetauscher 30 geblasen wird, 50°C beträgt. Die strichpunktierte Linie C2 zeigt den tatsächlichen COP, wenn die Temperatur der Außenluft -10°C beträgt, die Temperatur der Innenluft 25°C beträgt, und die Temperatur der Luft, welche ausgehend vom internen Wärme tauscher 30 geblasen wird, 45°C beträgt. Andererseits bezeich net die durchgezogene Linie W1 den Kreislauf-COP ohne Addieren bzw. Berücksichtigen der Verdichterwirkung, wenn die Tempera tur der Außenluft -10°C beträgt, die Temperatur der Innenluft 25°C beträgt, und die Temperatur der ausgehend vom internen Wärmetauscher 30 geblasenen Luft 50°C beträgt. Die strichpunk tierte Linie W2 zeigt den Kreislauf-COP ohne Addieren bzw. Berücksichtigen der Verdichterwirkung, wenn die Temperatur der Außenluft -10°C beträgt, die Temperatur der Innenluft 25°C beträgt, und die Temperatur der ausgehend vom internen Wärme tauscher 30 geblasenen Luft 45°C beträgt.

Wie in Fig. 24 gezeigt, ist in einem Niedrigdruckbereich, in welchem der Druck des hochdruckseitigen Kühlmittels niedriger als der Druck ist, bei welchem der tatsächliche bzw. aktuelle COP maximal wird, die Verdichterwirkung des Verdichters 10 groß und der tatsächliche COP wird in dem Niedrigdruckbereich im Vergleich zu dem Kreislauf-COP langsam verringert. In einem Hochdruckbereich, in welchem der Druck des hochdruckseitigen Kühlmittels höher ist als der Druck, in welchem der tatsäch liche COP maximal wird, wird andererseits die Verdichterwir kung verringert, und der tatsächliche COP wird in dem Hoch druckbereich im Vergleich zu dem Kreislauf-COP stark verrin gert.

Um die Temperatur der Luft, welche in die Fahrgastzelle gebla sen wird, zu erhöhen, ist es erforderlich, die mittlere Tempe ratur des internen Wärmetauschers 30 (Kühler) zu erhöhen. In dem Fall, daß die Temperatur des Kühlmittels auf der Auslaß seite des internen Wärmetauschers 30 höher wird, wird deshalb die Ortskurve L2, welche die Änderung des Kühlmittels auf der Auslaßseite des internen Wärmetauschers 30 wiedergibt, in Richtung auf die Hochtemperaturseite verschoben. Während des Heizvorgangs wird deshalb der Druck des Kühlmittels, wenn der tatsächliche COP während des Heizvorgangs maximal wird, bei einer Bewegung der Ortskurve L2 erhöht.

Als nächstes werden die Änderung der Temperatur der Außenluft, die Änderung des tatsächlichen COP, erläutert. Wenn die Tempe ratur der Außenluft während des Heizvorgangs niedriger wird, wird die Temperatur des externen Wärmetauschers 203385 00070 552 001000280000000200012000285912327400040 0002019939028 00004 23266OL< (d. h. des Verdampfers) niedriger. Da in diesem Fall das Verdichtungsver hältnis des Verdichters 10 größer wird, wenn die Temperatur der Außenluft niedriger wird, wird die Verdichterwirkung ver ringert. Wenn andererseits die Temperatur der Luft, welche in den internen Wärmetauscher 30 strömt, niedriger wird, wird die Temperatur der Luft, welche ausgehend vom internen Wärmetau scher 30 geblasen wird, ebenfalls erniedrigt. Da die Tempera tur der Luft, welche ausgehend vom internen Wärmetauscher 30 geblasen wird, ungefähr konstant eingestellt ist, wird die Temperatur des Kühlmittels auf der Einlaßseite des internen Wärmetauschers 30 derart erhöht, daß die Erhöhung der Tempera tur der Luft, welche ausgehend vom internen Wärmetauscher 30 geblasen wird, verhindert wird. Selbst dann, wenn die Tempera tur des Kühlmittels auf der Einlaßseite des internen Wärmetau schers 30 erhöht wird, wird die Temperatur des Kühlmittels auf der Auslaßseite des internen Wärmetauschers 30 (Kühler) zu diesem Zeitpunkt niedriger, weil die Temperatur der Luft, wel che in den internen Wärmetauscher 30 strömt, niedrig ist. Die mittlere Temperatur des internen Wärmetauschers 30 kann damit ungefähr auf einem konstanten Wert gehalten werden. Infolge davon wird der Druck des hochdruckseitigen Kühlmittels, wenn der Zyklus-COP maximal wird, verringert, wenn die Temperatur der Außenluft verringert wird. Fig. 25 zeigt die Beziehungen zwischen der Temperatur der Luft, welche ausgehend vom internen Wärmetauscher 30 geblasen wird, und dem Druck des hochdruckseitigen Kühlmittels, wenn der tatsächliche COP maximal wird, wenn die Temperatur (Tout) der Außenluft 0°C, -10°C und -20°C beträgt. In Fig. 25 ist die Temperatur der Innenluft auf eine konstante Temperatur von 25°C eingestellt und die gesamte Luftmenge ist konstant einge stellt. Ein Verhältnis der Menge der Außenlufttemperatur zur gesamten Luftmenge beträgt 1/4 und das Verhältnis der Menge der Innenluft zur gesamten Luftmenge beträgt 3/4. Fig. 26 zeigt außerdem die Beziehung zwischen der Temperatur der Luft, welche ausgehend vom internen Wärmetauscher 30 geblasen wird, und dem Druck des hochdruckseitigen Kühlmittels, wenn der tat sächliche COP auf einen Wert niedriger als der maximale Wert in einem Bereich von 3% des maximalen Werts eingestellt wird, wenn die Temperatur der Außenluft 0°C, -10°C und -20°C beträgt. Wie in Fig. 25 gezeigt, kann während des Heizvor gangs, wenn die Solltemperatur des Kühlmittels (hochdrucksei tiges Kühlmittel) auf der Einlaßseite des internen Wärmetau schers 30 in einen Bereich von 9 MPa bis 11 MPa in Überein stimmung mit der Temperatur und der Luftmenge (Gebläsespan nung) von Luft, welche in den Wärmetauscher 30 strömt, und der Sollufttemperatur (TAO) eingestellt ist, der Heizvorgang mit ausreichender Heizkapazität bzw. -fähigkeit durchgeführt wer den, während der tatsächliche COP auf einem hohen Wert gehal ten ist. Ein achte bevorzugte Ausführungsform der vorliegenden Erfin dung wird nunmehr unter bezug auf Fig. 27 bis 29 erläutert. Wie in Fig. 27 gezeigt, ist in der achten Ausführungsform der zweite Temperatursensor 64 zum Ermitteln der Temperatur der Luft, bevor sie in den internen Wärmetauscher 30 strömt, wie bei der vorstehend erläuterten ersten Ausführungsform, wegge lassen. Bei der achten Ausführungsform wird der Solldruck des hochdruckseitigen Kühlmittels deshalb so eingestellt, daß er im Bereich von 9 MPa bis 11 MPa auf Grundlage der Luftmenge (der Gebläsespannung Vb) und der Sollufttemperatur (TAO) bei behalten ist. Ähnlich wie bei der vorstehend erläuterten sieb ten Ausführungsform der vorliegenden Erfindung kann deshalb der Heizvorgang mit ausreichender Heizkapazität bzw. -fähig keit durchgeführt werden, während der tatsächliche COP auf einem hohen Wert gehalten ist. Da bei der achten Ausführungsform der vorliegenden Erfindung die Temperatur von Luft, welche in den internen Wärmetauscher 30 strömt, nicht ermittelt wird, wird der Solldruck des hoch druckseitigen Kühlmittels mit der Temperatur der Luft nicht geändert, welche in den internen Wärmetauscher 30 strömt, wie in Fig. 28 durch die durchgezogene Linie Tc gezeigt, sondern auf Grundlage der Luftmenge, welche in den internen Wärmetau scher 30 fließt, und der Temperatur der Luft gesteuert, welche in die Fahrgastzelle geblasen wird. In Fig. 28 sind die Linien neben der durchgezogenen Linie Tc zu Vergleichszwecken mit der Kurve in Fig. 26 aufgetragen. Als nächstes wird die Arbeitsweise des Expansionsventils 50 während des Heizvorgangs in Übereinstimmung mit der achten Ausführungsform unter bezug auf Fig. 29 erläutert. Wie in Fig. 29 gezeigt, werden zunächst die Solltemperatur (Tset), einge stellt durch die Temperatureinstelleinheit 67, und die Tempe ratur (Tr) im Innern der Fahrgastzelle in die ECU 60 im Schritt 800 eingegeben. Als nächstes wird im Schritt S810 die Sollufttemperatur (TAO) der Fahrgastzelle auf Grundlage der Solltemperatur (Tset) und der Temperatur (Tr) innerhalb der Fahrgastzelle ermittelt. Als nächstes wird im Schritt S820 die Gebläsespannung (Vb) in die ECU 60 eingegeben, und der Soll druck während des Heizvorgangs wird auf Grundlage der Gebläse spannung (d. h. der Luftmenge) und der Sollufttemperatur (TAO) berechnet. Im Schritt S840 wird der durch den zweiten Druck sensor 63 ermittelte Druck eingegeben, und der ermittelte Druck und der Solldruck des Kühlmittels werden im Schritt S850 verglichen. Als nächstes wird der Öffnungsgrad des Expansions ventils 50 auf Grundlage des ermittelten Drucks und des Soll drucks des Kühlmittels während des Heizvorgangs im Schritt S860 gesteuert. Das heißt, wenn der ermittelte Druck des Kühl mittels größer als der Solldruck des Kühlmittels ist, wird der Öffnungsgrad des elektrischen Expansionsventils 50 derart erhöht bzw. vergrößert, daß der Druck des Kühlmittels, welches aus dem Verdichter 10 ausgetragen wird, verringert, wird. Wenn andererseits der ermittelte Druck des Kühlmittels kleiner als der Solldruck des Kühlmittels ist, wird der Öffnungsgrad des elektrischen Expansionsventils 50 derart verringert, daß der Druck des Kühlmittels, welches aus dem Verdichter 10 ausgetra gen wird, erhöht wird. Wenn der ermittelte Druck des Kühlmit tels gleich dem Solldruck des Kühlmittels ist, wird der Öff nungsgrad des Expansionsventils 50 beibehalten. Daraufhin kehrt das Programm zum Schritt S800 zurück und wiederholt die Vorgänge gemäß den Schritten S800 bis S860. Bei der achten bevorzugten Ausführungsform der vorliegenden Erfindung wird die Drehzahl des Verdichters 10 derart gesteu ert, daß die ermittelte Temperatur der Luft, welche in die Fahrgastzelle geblasen wird, ungefähr der Sollufttemperatur (TAO) entspricht. Das heißt, wenn die ermittelte Temperatur der Luft, welche in die Fahrgastzelle geblasen wird, niedriger als die Sollufttemperatur ist, wird die Drehzahl des Verdich ters 10 erhöht. Wenn andererseits die ermittelte Temperatur der Luft, welche in die Fahrgastzelle geblasen wird, höher ist als die Sollufttemperatur, wird die Drehzahl des Verdichters 10 erniedrigt. Eine neunte bevorzugte Ausführungsform der vorliegenden Erfin dung wird nunmehr unter bezug auf Fig. 30 bis 32 erläutert. In der neunten Ausführungsform der vorliegenden Erfindung wird der Druck des hochdruckseitigen Kühlmittels auf einen vorbe stimmten Druck innerhalb des Bereichs von 9 MPa bis 11 MPa gesteuert, ohne in Beziehung zu der Außenlufttemperatur (Tout) und der Solltemperatur (Tset) gesetzt zu sein. Fig. 30 zeigt eine schematische Ansicht eines Wärmepumpenkreislaufsystems gemäß der neunten Ausführungsform. In der neunten Ausführungs form sind Bestandteile ähnlich zu denjenigen der vierten Aus führungsform mit denselben Bezugsziffern bezeichnet und ihre Erläuterung erübrigt sich damit. Bei der neunten Ausführungs form werden der Aufbau und die Arbeitsweise einen Expansions ventils 530 hauptsächlich erläutert. Wie in Fig. 31 gezeigt, umfaßt ein Gehäuse 531, welches einen Kühlmitteldurchlaß bil det, einen Kühlmitteleinlaßanschluß 532 und einen Kühlmittel auslaßanschluß 533. Ein erster Raum 532a, welcher mit dem Kühlmitteleinlaßanschluß 532 in Verbindung steht, und ein zweiter Raum 533a, welcher mit dem Kühlmittelauslaßanschluß 533 in Verbindung steht, sind durch einen Trennwandabschnitt 534 getrennt bzw. unterteilt. Eine Ventilöffnung 535 ist in dem Trennwandabschnitt 535 vorgesehen, um durch den Trennwand abschnitt 535 derart zu verlaufen bzw. diesen zu durchsetzen, daß die ersten und zweiten Räume 532a, 533a durch die Ventil öffnung 535 miteinander in Verbindung stehen. Der Öffnungsgrad der Ventilöffnung 535 wird durch einen kugel förmigen Ventilkörper 536 eingestellt, und eine dünnschicht artige Membran 537 wird in Übereinstimmung mit dem Innendruck (d. h. dem Druck des hochdruckseitigen Kühlmittels) des ersten Raums 532a verstellt. Die Verstellung bzw. Verschiebung der Membran 537 wird auf den Ventilkörper 536 mittels einer Ver bindungsstange 538 übertragen. Der Druck des hochdruckseitigen Kühlmittels, d. h. der Innendruck des ersten Raums 532a wird an die Membran 537 derart angelegt, daß der Ventilkörper 536 und die Verbindungsstange 538 in einer Richtung zur Erhöhung des Öffnungsgrads der Ventilöffnung 535 bewegt werden. Anderer seits werden der Atmosphärendruck und die elastische Kraft einer Schraubenfeder 539 an die Membran 537 derart angelegt, daß der Ventilkörper 536 und die Verbindungsstange 538 in einer Richtung zur Verringerung des Öffnungsgrads der Ventil öffnung 535 bewegt werden. Der Innendruck des ersten Raums 532a wird durch eine Druckein leitöffnung 537a an die Membran 537 angelegt. Die elastische Kraft der Schraubenfeder 539 ist durch ein Federgewicht 539a eingestellt und Luft wird von einem Luftloch 539b eingeleitet. Als nächstes wird die Arbeitsweise des Expansionsventils 530 in Übereinstimmung mit der neunten Ausführungsform der vorlie genden Erfindung erläutert. Der Öffnungsgrad der Ventilöffnung 535 ist durch die Verschiebung der Membran 537 festgelegt und die Verschiebung der Membran 537 ist auf Grundlage des Gleich gewichts zwischen der Ventilschließkraft aufgrund des Luft drucks und der elastischen Kraft der Schraubenfeder 539 und der Ventilöffnungskraft aufgrund des Innendrucks (d. h., des Drucks des hochdruckseitigen Kühlmittels) des ersten Raums 532a bestimmt. Wenn das Expansionsventil 530 derart eingestellt ist, daß die Ventilöffnung 535 geschlossen ist, wenn der Druck des hoch druckseitigen Kühlmittels einen vorbestimmten Druck höher als 9 MPa und niedriger als 11 NPa einnimmt, wird die Ventilöff nung 535 geöffnet, wenn der Druck des hochdruckseitigen Kühl mittels größer als der vorbestimmte Druck ist, und die Ventil öffnung 535 wird geschlossen, wenn der Druck des hochdrucksei tigen Kühlmittels niedriger als der vorbestimmte Druck ist. Bei der neunten Ausführungsform der vorliegenden Erfindung kann deshalb der Druck des hochdruckseitigen Kühlmittels unge fähr auf 10 MPa gehalten werden, wie in Fig. 32 durch die durchgezogene Linie Tc gezeigt. Eine zehnte bevorzugte Ausführungsform der vorliegenden Erfin dung wird nunmehr unter bezug auf Fig. 33 erläutert. Bei der zehnten Ausführungsform der vorliegenden Erfindung sind Bau teile ähnliches Aufbaus wie diejenige des Expansionsventils 530 gemäß der neunten Ausführungsform mit denselben Bezugszif fern erläutert bezeichnet und ihre Erläuterung erübrigt sich damit. Bei einem Expansionsventil 530A gemäß der zehnten Aus führungsform der vorliegenden Erfindung ist mit Ausnahme der Ventilöffnung 535 des Expansionsventils 530, erläutert bei der neunten Ausführungsform, eine Entlüftungsöffnung 540 in der Trennwand 534 derart vorgesehen, daß der erste Raum und der zweite Raum 532a, 533a miteinander durch die Ausgleichöffnung 540 miteinander in Verbindung stehen. In der Entlüftungsöff nung 540 wird ein ausreichend großer Druckverlust im Vergleich zu der Ventilöffnung 535 erzeugt. Bei der vorstehend erläuterten zehnten Ausführungsform wird das Expansionsventil 530 im Schließzustand für die Ventilöff nung 535 gehalten, bis der Druck des hochdruckseitigen Kühl mittels auf einen vorbestimmten Druck erhöht ist (beispiels weise auf 10 MPa). Zu einem Startzeitpunkt des Wärmepumpen kreislaufsystems gemäß der achten Ausführungsform zirkuliert Kühlmittel in dem Wärmepumpenkreislaufsystem selbst dann nicht, wenn der Verdichter 10 sich in Betrieb befindet, bis der Druck des hochdruckseitigen Kühlmittels größer als der vorbestimmte Druck (beispielsweise 10 MPa) ist und daß auf der Niedrigdruckseite verbleibende Kühlmittel (beispielsweise auf der Seite des externen Wärmetauschers 20) bewegt sich in die Hochdruckseite (beispielsweise die Seite des internen Wärme tauschers 30). Wenn in diesem Fall die Temperatur der Außen luft niedrig ist, wird Kühlmittel, welches in die Hochdruck seite bewegt wurde, kondensiert. Der Druck des Kühlmittels in der Hochdruckseite wird kaum erhöht, und der Schließzustand der Ventilöffnung 535 wird im Expansionsventil 530 fortge setzt. Die Menge des in der Niedrigdruckseite verbleibenden Kühlmittels wird damit allmählich verringert und der Druck des Kühlmittels auf der Hochdruckseite wird selbst dann kaum erhöht, wenn der Verdichter 10 arbeitet. Infolge davon kann das Heizvermögen des Wärmepumpenkreislaufsystems nicht verbes sert werden. In Übereinstimmung mit der zehnten Ausführungsform der vorlie genden Erfindung ist die Ausgleichöffnung 540, durch welche die ersten und zweiten Räume 532a, 533a miteinander in Verbin dung stehen, in der Trennwand 534 vorgesehen. Das Kühlmittel zirkuliert deshalb durch die Ausgleichöffnung 540 selbst dann, wenn die Ventilöffnung 535 verschlossen ist, und es kann ver hindert werden, daß die Menge des Kühlmittels, welches in der Niedrigdruckseite verbleibt, allmählich verringert wird. Das Wärmepumpenkreislaufsystem gemäß der zehnten Ausführungsform stellt deshalb eine ausreichende Heizfähigkeit zur Verfügung. Eine elfte bevorzugte Ausführungsform der vorliegenden Erfin dung wird nunmehr unter bezug auf Fig. 34 und 35 erläutert. Bei der elften Ausführungsform der vorliegenden Erfindung sind diejenigen Bestandteile ähnlich zu denjenigen der vorstehend erläuterten ersten Ausführungsform mit denselben Bezugsziffern bezeichnet und ihre Erläuterung erübrigt sich. Bei der elften Ausführungsform ist ein Luftdurchlaß in einem Klimatisierungs gehäuse 100 in einem ersten Durchlaß 101, durch welchen Innen luft in die Fahrgastzelle erneut geblasen wird, und einen zweiten Durchlaß 102 unterteilt, durch welchen ausgewählte Innenluft oder Außenluft in die Fahrgastzelle geblasen wird. In einer Fahrzeug-Klimaanlage mit dem Klimatisierungsgehäuse 100, in welchem die ersten und zweiten Durchlässe 101, 102 voneinander getrennt werden können, kann deshalb eine Innen/Außen-Dippelschicht-Strömungsbetriebsart eingestellt werden. Bei der elften Ausführungsform der vorliegenden Erfindung umfaßt der interne Wärmetauscher 30 vier interne Wärmetauscher 301, 302, 303, 304, die miteinander in Reihe relativ zu bzw. in bezug auf die Kühlmittelströmungsrichtung verbunden sind. Das heißt, Kühlmittel strömt durch die vier internen Wärmetau scher 301, 302, 303 und 304 in dieser Abfolge. Beide internen Wärmetauscher 301, 302, die auf der kühlmittelstromaufwärtigen Seite während des Heizvorgangs angeordnet sind, sind im ersten Durchlaß 101 angeordnet. Andererseits sind beide der internen Wärmetauscher 303, 304, die auf der stromaufwärtigen Seite während des Heizvorgangs angeordnet sind, im zweiten Durchlaß 102 angeordnet. Der interne Wärmetauscher 302 ist außerdem auf einer luftstromaufwärtigen Seite ausgehend vom internen Wärme tauscher 301 in der Luftströmungsrichtung innerhalb des ersten Durchlasses 101 angeordnet, und der interne Wärmetauscher 304 ist auf der luftstromaufwärtigen Seite ausgehend vom internen Wärmetauscher 303 in der Luftströmungsrichtung innerhalb des zweiten Durchlasses 102 angeordnet. In Übereinstimmung mit der elften Ausführungsform der vorlie genden Erfindung verhindert während einer Innen/Außendoppelströmungsbetriebsart des Heizbetriebs die Fahrzeug-Klimaanlage, daß die Windschutzscheibe beschlagt, und zwar durch Einleiten von Außenluft, während sie außerdem ver hindert, daß das Heizvermögen für die Fahrgastzelle aufgrund der eingeleiteten Außenluft verringert wird. Andererseits wird in den Wärmepumpenkreisluftsystem unter Ver wendung des CO₂-Kühlmittels, wenn der Druck des hochdruckseiti gen Kühlmittels größer als der kritische Druck ist, die Tempe ratur des Kühlmittels verringert, wenn Kühlmittel ausgehend von der Kühlmitteleinlaßseite des internen Wärmetauschers 301 in Richtung auf die Kühlmittelauslaßseite des internen Wärme tauschers 304 strömt. Wenn die Temperatur von Luft, welche in die internen Wärmetauscher 301, 302, 303, 304 strömt, gleich ist, wird deshalb eine Temperaturdifferenz zwischen Luft und Kühlmittel in den internen Wärmetauschern 303, 304, die an einer kühlmittelstromaufwärtigen Seite angeordnet sind, klei ner, und die vom Kühlmittel in die Luft übertragene Wärmemenge in den interne Wärmetauschern 303, 304 wird ebenfalls kleiner. In Übereinstimmung mit der elften Ausführungsform der vorlie genden Erfindung sind beide internen Wärmetauscher 303, 304, die während eines Heizvorgangs innerhalb der vier Wärmetau scher 301 bis 304 auf der kühlmittelstromabwärtigen Seite angeordnet sind, im zweiten Durchlaß 102 angeordnet, und Außenluft strömt durch den zweiten Durchlaß 102. Wenn die Tem peratur des durch die internen Wärmetauscher 303, 304 strömen den Kühlmittels niedrig ist, kann damit die Temperaturdiffe renz zwischen dem Kühlmittel und der Außenluft im zweiten Durchlaß 102 größer gemacht werden, wie in Fig. 35 durch durchgezogene Linien gezeigt. Die vom Kühlmittel auf die Luft übertragene Wärmemenge kann damit im zweiten Durchlaß 102 ver größert werden. Wenn ausschließlich Innenluft durch den zwei ten Durchlaß 102 strömt, wird die Temperaturdifferenz zwischen dem Kühlmittel und der Innenluft im zweiten Durchlaß 102 klei ner, wie in Fig. 35 durch strichpunktierte Linien gezeigt. Außerdem ist der interne Wärmetauscher 302 auf der luftstrom aufwärtigen Seite des internen Wärmetauschers 301 im ersten Durchlaß 101 auf einer kühlmittelstromabwärtigen Seite des internen Wärmetauschers 301 angeordnet, und der interne Wärme tauscher 301 auf der luftstromaufwärtigen Seite des internen Wärmetauschers 303 im zweiten Durchlaß 102 ist auf der kühl mittelstromabwärtigen Seite des internen Wärmetauschers 303 angeordnet. Die auf die Luft übertragene Wärmemenge kann damit zusätzlich erhöht werden. Obwohl die vorliegende Erfindung in Verbindung mit bevorzugten Ausführungsformen sowie unter Bezugnahme auf die beiliegenden Zeichnungen vollständig erläutert wurde, erschließen sich dem Fachmann zahlreiche Abwandlungen und Modifikationen. Beispielsweise wird bei jeder der vorstehend erläuterten Aus führungsformen CO₂-Kühlmittel im Wärmepumpenkreislaufsystem verwendet. Es kann jedoch ein anderen Kühlmittel, wie etwa Ethylen, Ethan und Stickoxid, verwendet werden. Bei den vorstehend erläuterten ersten und zweiten Ausführungs formen wird die Temperatur von Luft, welche in den internen Wärmetauscher 30 strömt, durch den zweiten Temperatursensor 64 ermittelt. Der zweite Temperatursensor 64 kann jedoch auch weggelassen sein. In diesem Fall kann ein Außenlufttemperatur sensor zum Ermitteln der Temperatur der Außenluft vorgesehen sein, und die Temperatur von Luft, welche in den internen Wär metauscher 30 strömt, kann aus der Außenlufttemperatur gewon nen werden, welche durch den Außenlufttemperatursensor ermit telt wird, der Innenlufttemperatur, welche durch den vierten Temperatursensor 66 und aus einem Strömungsverhältnis zwischen der Innenluft und der Außenluft ermittelt wird. Bei der vorstehend erläuterten elften Ausführungsform gemäß der vorliegenden Erfindung sind interne Wärmetauscher 301, 302 im ersten Durchlaß 101 angeordnet, und die internen Wärmetau scher 303, 304 sind im zweiten Durchlaß 102 angeordnet. Um das Wärmeübertragungsvermögen der internen Wärmetauscher 301 bis 304 zu verbessern, kann jedoch zumindest einer der internen Wärmetauscher 301 bis 304 über sowohl den ersten wie den zwei ten Durchlässen 101, 102 angeordnet sein, wie in Fig. 36A, 36B gezeigt. Derartige Abwandlungen und Modifikationen liegen im Umfang der vorliegenden Erfindung, welche durch die anliegenden Ansprüche festgelegt ist.

Claims

1. Wärmepumpenkreislaufsystem zum wahlweise Einstellen eines Kühlbetriebs und eines Heizbetriebs für eine (Fahr gast)Zelle, wobei das Wärmepumpenkreislaufsystem aufweist:
Einen Verdichter (10) zum Verdichten von Kühlmittel, wobei der Verdichter einen Austraganschluß zum Austragen von Kühlmittel mit einem Druck höher als dem kritischen Druck aufweist,
ein Gehäuse (33) zum darin Bilden eines Luftdurchlasses, durch welchen Luft in die (Fahrgast) Zelle strömt,
einen ersten Wärmetauscher (30), der in dem Gehäuse zum Durchführen eines Wärmeaustausches zwischen Luft innerhalb des Gehäuses und darin strömendem Kühlmittel angeordnet ist, wobei der erste Wärmetauscher mehrere erste Wärme tauschabschnitte (31, 32) aufweist, die in Reihe in bezug auf eine Strömungsrichtung von Luft angeordnet ist, die durch den Luftdurchlaß strömt,
einen zweiten Wärmetauscher (20), der außerhalb des Gehäu ses angeordnet ist, um einen Wärmeaustausch zwischen Luft außerhalb des Gehäuses und darin strömendem Kühlmittel durchzuführen,
ein Kühlmittelrohr zur Ausbildung eines Kühlmitteldurch lasses (21), durch welchen Kühlmittel in dem ersten Wärme tauscher und Kühlmittel in dem zweiten Wärmetauscher mit einander in Verbindung stehen,
ein Expansionsventil (50, 500, 530, 600), das in dem Kühl mitteldurchlaß zum Verringern des Kühlmitteldrucks ange ordnet ist, und
eine Umschalteinheit (70) zum Umschalten einer Verbindung zwischen dem Austraganschluß des Verdichters und einem Einlaß des ersten Wärmetauschers und eine Verbindung zwi schen dem Wärmetauscheranschluß des Verdichters und einem Einlaß des zweiten Wärmetauschers, wobei:
Die ersten Wärmetauschabschnitte des ersten Wärmetauschers in bezug auf die Strömungsrichtung von darin strömendem Kühlungsmittel in Reihe geschaltet sind, und
einer der ersten Wärmetauschabschnitte, der in bezug auf die Luftströmungsrichtung am weitesten stromabwärts zu liegen kommt, auf einer am weitesten stromaufwärts gelege nen Seite in bezug auf die Strömungsrichtung von Kühlmit tel während des Heizbetriebs angeordnet ist.

2. Wärmepumpenkreislaufsystem nach Anspruch 1, wobei:
Die ersten Wärmetauschabschnitte einen am weitesten strom aufwärts gelegenen Wärmetauschabschnitt (31) und einen am weitesten stromabwärts gelegenen Wärmetauschabschnitt (32) in bezug auf die Strömungsrichtung vom Kühlmittel während des Heizvorgangs aufweisen, und
das Expansionsventil auf Grundlage der Temperatur von Kühlmittel in einer beliebigen Position von einem Kühlmit telauslaß des am weitesten stromaufwärtig gelegenen Wärme tauschabschnitts und einem Kühlmitteleinlaß des am weite sten stromabwärts gelegenen Wärmetauschabschnitts während des Heizvorgangs gesteuert ist.

3. Wärmepumpenkreislaufsystem nach Anspruch 1, außerdem auf weisend:
Eine Steuereinheit (60) zum Steuern des Öffnungsgrads des Expansionsventils, wobei:
Die Steuereinheit eine Temperatureinstelleinheit (67) zum Einstellen der Temperatur der (Fahrgast) Zelle, einen Einlaßlufttemperatursensor (64) zum Ermitteln der Temperatur der Luft, bevor diese in den ersten Wärmetau scher strömt, und
eine Solldruckermittlungseinrichtung (S230, S330) zum Ermitteln eines Solldrucks von Kühlmittel aufweist, das aus dem Austraganschluß des Verdichters ausgetragen wird, während des Heizbetriebs auf Grundlage der Temperatur, ermittelt durch den Einlaßtemperatursensor und die Tempe ratur, die durch die Temperatureinstelleinheit eingestellt ist, so daß der Wirkungsgrad maximal wird, und
die Steuereinheit den Öffnungsgrad des Expansionsventils derart steuert, daß der Druck des aus dem Verdichter aus getragenen Kühlmittels gleich dem Solldruck wird.

4. Wärmepumpenkreislaufsystem nach Anspruch 3, wobei die Solldruckermittlungseinrichtung den Solldruck während des Heizvorgangs auf Grundlage der Temperatur ermittelt, die durch den Einlaßtemperatursensor ermittelt wird, der Tem peratur, die durch die Temperatureinstelleinheit einge stellt ist, einer Luftmenge, die in den ersten Wärmetau scher strömt, und den Wirkungsgrad.

5. Wärmepumpenkreislaufsystem nach Anspruch 1, außerdem auf weisend:
Eine Steuereinheit (60) zum steuern des Öffnungsgrads des Expansionsventils, wobei die Steuereinheit aufweist:
Eine Temperatureinstelleinheit (67) zum Einstellen der Temperatur der (Fahrgast) Zelle,
eine erste Solldruckermittlungseinrichtung (S210) zum Ermitteln eines ersten Solldrucks des Kühlmittels, das aus dem Verdichter während des Heizvorgangs ausgetragen wird, auf Grundlage der Temperatur, welche durch die Temperatur einstelleinheit eingestellt ist, so daß der Wirkungsgrad ungefähr maximal wird, und
eine zweite Solldruckermittlungseinrichtung (S110) zum Ermitteln eines zweiten Solldrucks des Kühlmittels, das aus dem Verdichter während des Kühlvorgangs ausgetragen wird, auf Grundlage der Temperatur, die durch die Tempera tureinstelleinheit eingestellt ist, so daß der Wirkungs grad ungefähr maximal wird, und
wobei die Steuereinheit den Öffnungsgrad des Expansions ventils derart steuert, daß der Druck des Kühlmittels, welches aus dem Verdichter ausgetragen wird, gleich dem ersten Solldruck während des Heizbetriebs wird, und daß der Druck des Kühlmittels, welches aus dem Verdichter aus getragen wird, während des Kühlbetriebs gleich dem zweiten Solldruck wird.

6. Wärmepumpenkreislaufsystem nach Anspruch 5, wobei der erste Solldruck im Bereich von 9 MPa bis 11 NPa liegt.

7. Wärmepumpenkreislaufsystem nach einem der Ansprüche 1 bis 6, wobei es sich bei dem Kühlmittel um Kohlendioxid han delt.

8. Wärmepumpenkreislaufsystem nach einem der Ansprüche 1 bis 7, wobei es sich bei dem Expansionsventil um ein elektri sches Expansionsventil handelt.

9. Wärmepumpenkreislaufsystem nach einem der Ansprüche 1 bis 7, wobei es sich bei dem Expansionsventil um ein mechani sches Expansionsventil handelt.

10. Wärmepumpenkreislaufsystem zum wahlweisen Einstellen eines Kühlbetriebs und eines Heizbetriebs für eine (Fahr gast) Zelle, wobei das Wärmepumpenkreislaufsystem aufweist:
Einen Verdichter (10) zum Verdichten von Kühlmittel, wobei der Verdichter einen Austraganschluß zum Austragen von Kühlmittel mit einem Druck höher als dem kritischen Druck aufweist,
ein Gehäuse (33) zum darin Bilden eines Luftdurchlasses, durch welchen Luft in die (Fahrgast) Zelle strömt,
einen ersten Wärmetauscher (30), der in dem Gehäuse zum Durchführen eines Wärmeaustausches zwischen Luft innerhalb des Gehäuses und darin strömendem Kühlmittel angeordnet ist, wobei der erste Wärmetauscher mehrere erste Wärme tauschabschnitte (31, 32) aufweist, die in Reihe in bezug auf eine Strömungsrichtung von Luft angeordnet ist, die durch den Luftdurchlaß strömt,
einen zweiten Wärmetauscher (20), der außerhalb des Gehäu ses zum Durchführen eines Wärmeaustausches zwischen Luft außerhalb des Gehäuses und darin strömendem Kühlmittel angeordnet ist,
ein Kühlmittelrohr, welches einen Kühlmitteldurchlaß (21) bildet, durch welchen Kühlmittel in dem ersten Wärmetau scher und Kühlmittel in dem zweiten Wärmetauscher mitein ander in Verbindung stehen,
ein Expansionsventil (50, 500, 530, 600), das in dem Kühl mitteldurchlaß zum Verringern des Kühlmitteldrucks ange ordnet ist, und
eine Schalteinheit (70) zum Umschalten einer Verbindung zwischen dem Austraganschluß des Verdichters und einem Einlaß des ersten Wärmetauschers und eine Verbindung zwi schen dem Austraganschluß des Verdichters und einem Einlaß des zweiten Wärmetauschers, und
eine Steuereinheit (60) zum Steuern des Öffnungsgrads des Expansionsventils, wobei die Steuereinheit aufweist:
Eine Temperatureinstelleinheit (67) zum Einstellen der Temperatur der (Fahrgast) Zelle,
einen Einlaßlufttemperatursensor (64) zum Ermitteln der Temperatur von Luft, bevor diese in den ersten Wärmetau scher strömt, und
eine Solldruckermittlungseinrichtung (S230, S330) zum Ermitteln des Solldrucks von Kühlmittel, welches von der Austragöffnung des Verdichters während des Heizbetriebs ausgetragen wird, auf Grundlage der Temperatur, die durch den Einlaßtemperatursensor ermittelt wird, und der Tempe ratur, die durch die Temperatureinstelleinheit eingestellt ist, so daß der Wirkungsgrad ungefähr maximal wird, und wobei
die Steuereinheit den Öffnungsgrad des Expansionsventils derart steuert, daß der Druck des Kühlmittels, welches aus dem Verdichter ausgetragen wird, gleich dem Solldruck wird.

11. Wärmepumpenkreislaufsystem nach Anspruch 10, wobei die Solldruckermittlungseinrichtung den Solldruck während des Heizvorgangs auf Grundlage der Temperatur ermittelt, die durch den Einlaßlufttemperatursensor ermittelt wird, der Temperatureinstelleinheit, die durch die Einstelleinheit eingestellt ist, einer Luftmenge, die in den ersten Wärme tauscher strömt, und des Wirkungsgrads.

12. Wärmepumpenkreislaufsystem zum wahlweise Einstellen eines Kühlbetriebs und eines Heizbetriebs für eine (Fahr gast) Zelle, wobei das Wärmepumpenkreislaufsystem aufweist:
Einen Verdichter (10) zum Verdichten von Kühlmittel, wobei der Verdichter einen Austraganschluß zum Austragen von Kühlmittel mit einem Druck höher als dem kritischen Druck aufweist,
ein Gehäuse (33) zum darin Bilden eines Luftdurchlasses, durch welchen Luft in die (Fahrgast)Zelle strömt, einen ersten Wärmetauscher (30), der in dem Gehäuse zum Durchführen eines Wärmeaustausches zwischen Luft innerhalb des Gehäuses und darin strömendem Kühlmittel angeordnet ist, wobei der erste Wärmetauscher mehrere erste Wärme tauschabschnitte (31, 32) aufweist, die der bezug auf eine Strömungsrichtung von Luft, die durch den Luftdurchlaß strömt, in Reihe geschaltet sind,
einen zweiten Wärmetauscher (20), der außerhalb des Gehäu ses zum Durchführen eines Wärmeaustausches zwischen Luft außerhalb des Gehäuses und dem darin strömenden Kühlmittel angeordnet ist,
ein Kühlmittelrohr, welches einen Kühlmitteldurchlaß (21), durch welchen Kühlmittel in dem ersten Wärmetauscher und Kühlmittel in dem zweiten Wärmetauscher miteinander in Verbindung stehen,
ein Expansionsventil (50, 500, 530, 600), das in dem Kühl mitteldurchlaß zum Verringern des Kühlmitteldrucks ange ordnet ist,
eine Schalteinheit (70) zum Umschalten einer Verbindung zwischen dem Austraganschluß des Verdichters und einem Einlaß des ersten Wärmetauschers und einer Verbindung zwi schen dem Austraganschluß des Verdichters und einem Einlaß des zweiten Wärmetauschers, und
eine Steuereinheit (60) zum Steuern des Öffnungsgrads des Expansionsventils, wobei die Steuereinheit aufweist:
Eine Temperatureinstelleinheit (67) zum Einstellen der Temperatur der (Fahrgast) Zelle,
eine erste Solldruckermittlungseinrichtung (S210) zum Ermitteln eines ersten Solldrucks von Kühlmittel, das aus dem Verdichter während des Heizvorgangs ausgetragen wird, auf Grundlage der Temperatur, die durch die Temperaturein stelleinheit eingestellt ist, so daß der Wirkungsgrad ungefähr maximal wird, und
eine zweite Solldruckermittlungseinrichtung (S110) zum Ermitteln eines zweiten Solldrucks von Kühlmittel, welches aus dem Verdichter während des Kühlbetriebs ausgetragen wird, auf Grundlage der Temperatur, die durch die Tempera tureinstelleinheit eingestellt ist, so daß der Wirkungs grad ungefähr maximal wird, und wobei
die Steuereinheit den Öffnungsgrad des Expansionsventils derart steuert, daß der Druck des Kühlmittels, welches auf dem Verdichter ausgetragen wird, gleich dem Solldruck wäh rend des Heizbetriebs wird, und daß der Druck des Kühlmit tels, welches aus dem Verdichter ausgetragen wird, gleich dem zweiten Solldruck während des Kühlbetriebs wird.

13. Wärmepumpenkreislaufsystem nach Anspruch 12, wobei der erste Solldruck im Bereich von 9 MPa bis 11 MPa liegt.

14. Klimaanlage zum wahlweisen Einstellen eines Kühlbetriebs und eines Heizbetriebs für eine Fahrgastzelle eines Fahr zeugs, wobei die Klimaanlage aufweist:
Einen Verdichter (10) zum Verdichten von Kühlmittel, wobei der Verdichter einen Austraganschluß zum Austragen von Kühlmittel mit einem Druck höher als dem kritischen Druck aufweist,
ein Gehäuse (33) zum darin Bilden eines Luftdurchlasses, durch welchen wahlweise Luft in der (Fahrgast) Zelle und Luft außerhalb der (Fahrgast) Zelle in die (Fahrgast) Zelle geblasen wird,
einen ersten Wärmetauscher (30), der in dem Gehäuse zum Durchführen eines Wärmeaustausches zwischen Luft in dem Gehäuse und darin strömendem Kühlmittel angeordnet ist, wobei der erste Wärmetauscher mehrere erste Wärmetausch abschnitte (31, 32) aufweist, die in bezug auf die Strö mungsrichtung von Luft, welche durch den Luftdurchlaß strömt, in Reihe geschaltet sind,
einen zweiten Wärmetauscher (20), der außerhalb des Gehäu ses angeordnet ist, um einen Wärmeaustausch zwischen Luft außerhalb der Fahrgastzelle und darin strömendem Kühlmit tel angeordnet ist,
ein Kühlmittelrohr, welches einen Kühlmitteldurchlaß (21) bildet, durch welchen Kühlmittel in dem ersten Wärmetau scher und Kühlmittel in dem zweiten Wärmetauscher mitein ander in Verbindung stehen,
ein Expansionsventil (50, 500, 530, 600), das in dem Kühl mitteldurchlaß zum Verringern des Kühlmitteldrucks ange ordnet ist, und
eine Schalteinheit (70) zum Umschalten einer Verbindung zwischen dem Austraganschluß des Verdichters und einem Einlaß des ersten Wärmetauschers und eine Verbindung zwi schen dem Austraganschluß des Verdichters und einem Einlaß des zweiten Wärmetauschers, wobei:
Die ersten Wärmetauschabschnitte des ersten Wärmetauschers in bezug auf die Strömungsrichtung von darin strömendem Kühlmittel in Reihe geschaltet sind, und
einer der ersten Wärmetauschabschnitte, auf einer stromab wärtigen Seite in Bezug auf zur Luftströmungsrichtung auf einer stromaufwärtigen Seite in Bezug auf zur Strömungs richtung von Kühlmittel während des Heizbetriebs angeord net ist.

15. Wärmepumpenkreislaufsystem nach Anspruch 14, wobei das Expansionsventil derart gesteuert ist, daß der Druck von Kühlmittel, welches aus der Austragöffnung des Verdichters ausgetragen wird, im Bereich von 9 MPa bis 11 MPa während des Heizbetriebs liegt.

16. Klimaanlage zum wahlweise Einstellen eines Kühlbetriebs und eines Heizbetriebs für eine Fahrgastzelle eines Fahr zeugs, wobei die Klimaanlage aufweist:
Einen Verdichter (10) zum Verdichten von Kühlmittel, wobei der Verdichter eine Austragöffnung zum Austragen von Kühl mittel mit einem Druck höher als dem kritischen Druck auf weist,
ein Gehäuse (100) zum darin Bilden eines ersten Luftdurch lasses (101), durch welchen Luft innerhalb der Fahrgast zelle in Richtung auf die Fahrgastzelle strömt, und eines zweiten Luftdurchlasses (102), durch welchen wahlweise eingeleitete Luft in der Fahrgastzelle und Luft außerhalb der Fahrgastzelle in Richtung auf die Fahrgastzelle strömt,
einen ersten Wärmetauscher (30), der in dem Gehäuse zum Durchführen eines Wärmeaustausches zwischen Luft innerhalb des Gehäuses und darin strömendem Kühlmittel angeordnet ist, wobei der erste Wärmetauscher mehrere erste Wärme tauschabschnitte aufweist, die in bezug auf die Strömungs richtung eines durch den ersten Wärmetauscher strömenden Kühlmittels in Reihe geschaltet sind,
einen zweiten Wärmetauscher (20), der außerhalb des Gehäu ses angeordnet ist, um einen Wärmeaustausch zwischen Luft außerhalb der Fahrgastzelle und darin strömendem Kühlmit tel durchzuführen,
ein Kühlmittelrohr, welches einen Kühlmitteldurchlaß (21) bildet, durch welches Kühlmittel in dem ersten Wärmetau scher und Kühlmittel in dem zweiten Wärmetauscher mitein ander in Verbindung stehen,
ein Expansionsventil (50), welches in dem Kühlmitteldurch laß zum Verringern von Kühlmitteldruck angeordnet ist, und eine Schalteinheit (70) zum Umschalten einer Verbindung zwischen dem Austraganschluß des Verdichters und einem Einlaß des ersten Wärmetauschers und eine Verbindung zwi schen dem Austraganschluß des Verdichters und einem Einlaß des zweiten Wärmetauschers, wobei:
Die Wärmetauschabschnitte des ersten Wärmetauschers einen kühlmittelstromabwärtigen Abschnitt (303, 304) in der Strömungsrichtung des Kühlmittels während des Heizbetriebs aufweisen, und
zumindest ein Teil des kühlmittelstromabwärtigen Abschnitts in dem zweiten Luftdurchlaß angeordnet ist.

17. Klimaanlage nach Anspruch 16, wobei:
Die Wärmetauschabschnitte des ersten Wärmetauschers in mehrere erste Abschnitte (301, 302) unterteilt sind, die im ersten Luftdurchlaß angeordnet sind, und in mehrere zweite Abschnitte (303, 304), die im zweiten Luftdurchlaß angeordnet sind,
mehrere erste Abschnitte in dem ersten Luftdurchlaß derart angeordnet sind, daß einer der Abschnitte, der am weite sten stromabwärtige Abschnitte in Bezug auf zur Luftströ mungsrichtung auf einer am weitesten stromaufwärtigen Seite der ersten Abschnitte relativ zur Strömungsrichtung von Kühlmittel während des Heizbetriebs angeordnet sind, und
die mehreren zweiten Abschnitte in einem zweiten Luft durchlaß derart angeordnet sind, daß einer der zweiten Abschnitte, der relativ zu der Luftströmungsrichtung am weitesten stromabwärts gelegene auf einer am weitesten stromaufwärts gelegenen Seite der zweiten Abschnitte rela tiv zur Strömungsrichtung des Kühlmittels während des Heizbetriebs angeordnet ist.

18. Klimaanlage nach Anspruch 16 oder 17, außerdem aufweisend:
Eine Steuereinheit (60) zum Steuern des Öffnungsgrads des Expansionsventils, wobei die Steuereinheit aufweist:
Eine Temperatureinstelleinheit (67) zum Einstellen der Temperatur der (Fahrgast) Zelle,
eine erste Solldruckermittlungseinrichtung (S210) zum Ermitteln eines ersten Solldrucks von Kühlmittel, das aus dem Verdichter während des Heizbetriebs ausgetragen wird, auf Grundlage der Temperatur, welche durch die Temperatur einstelleinheit eingestellt ist, so daß der Wirkungsgrad ungefähr maximal wird, und
eine zweite Solldruckermittlungseinrichtung (S110) zum Ermitteln eines zweiten Solldrucks von Kühlmittel, das aus dem Verdichter während des Kühlbetriebs ausgetragen wird auf Grundlage der Temperatur, welche durch die Temperatur einstelleinheit eingestellt ist, so daß der Wirkungsgrad ungefähr maximal wird, und
die Steuereinheit den Öffnungsgrad des Expansionsventils derart steuert, daß der Druck des vom Verdichter ausgetra genen Kühlmittels gleich dem ersten Solldruck während des Heizbetriebs wird, und der Druck des Kühlmittels, ausge tragen vom ersten Verdichter, gleich dem zweiten Solldruck während des Kühlbetriebs wird.

19. Klimaanlage nach Anspruch 18, wobei der erste Solldruck im Bereich von 9 MPa bis 11 MPa liegt.