JP2000146329A - ヒ―トポンプサイクル - Google Patents

ヒ―トポンプサイクル

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Abstract

(57)【要約】 【課題】 ヒートポンプサイクルにおいて、暖房運転時
に成績係数の悪化を防止する。 【解決手段】 室内熱交換器３０を２つに分割するとと
もに、暖房運転時に冷媒流れ上流側に位置する第１室内
熱交換器３１を、空調ケーシング３３内において、第２
室内熱交換器３２より吹出空気流れ下流側に配設する。
また、暖房運転時と冷房運転時とで電気式膨張弁５０の
制御を各運転モードにおいて最適化を図る。これによ
り、吹出空気の温度範囲の下限側温度が上昇するので、
高圧側圧力を上昇させることなく、吹出空気の温度を上
昇させることができるとともに、成績係数の悪化を防止
しつつ、吹出空気の温度を上昇させることができる。

Description

【発明の詳細な説明】
【０００１】
【発明の属する技術分野】本発明は、圧縮機の吐出圧
（高圧側圧力）が冷媒の臨界圧力を越えるとともに、冷
暖房切換可能なヒートポンプサイクルに関するもので、
冷媒として二酸化炭素（ＣＯ2）を用いたものに適用し
て有効である。
【０００２】
【従来の技術】二酸化炭素（ＣＯ2）を冷媒とする蒸気
圧縮式冷凍サイクル（以下、このサイクルをＣＯ2サイ
クルと呼ぶ。）として、出願人は特開平９−２６４６２
２号公報に記載の発明を出願している。
【０００３】すなわち、ＣＯ2サイクルにおいて冷凍能
力を増大させるためには、高圧側圧力を上昇させる必要
があるが、単純に高圧側圧力を上昇させると、成績係数
（ＣＯＰ）が悪化してしまう。一方、成績係数が最大
（極大）となる高圧側圧力は、放熱器出口側の冷媒温度
によって一義的に決定される。
【０００４】そこで、上記公報では、放熱器出口側の冷
媒温度に基づいて放熱器出口側の冷媒温度を制御するこ
とにより、成績係数を高く維持しながら冷凍能力の制御
を行っている。
【０００５】
【発明が解決しようとする課題】ところで、上記公報に
記載の発明は、主に冷房運転時（冷凍能力）を考慮して
なされた発明であるので、冷暖房切換可能なヒートポン
プサイクルに単純に適用すると、以下に述べる問題が発
生してしまう。
【０００６】すなわち、冷房運転時において成績係数が
最大となる高圧側圧力と、暖房運転時において成績係数
が最大となる高圧側圧力とは一致しない。このため、冷
房運転時の制御を単純に暖房運転に適用すると、暖房運
転時に成績係数が悪化してしまう。
【０００７】ところで、ＣＯ2サイクルの高圧側では、
冷媒は超臨界状態であるので、凝縮しない。このため、
放熱器内は、冷媒入口側から冷媒出口側に向かうほど、
温度が低下するような温度分布を有することとなるの
で、室内に吹き出す吹出空気の温度は、ほぼ放熱器の平
均温度となる。
【０００８】したがって、吹出空気の温度を上昇させる
には、放熱器の冷媒入口での冷媒温度を上昇させて放熱
器の平均温度を上昇させる必要がある。このため、圧縮
機の吐出圧を上昇させる必要があるので、成績係数の悪
化を招くおそれが高い。
【０００９】本発明は、上記点に鑑み、ヒートポンプサ
イクルにおいて、暖房運転時に成績係数の悪化を防止す
ることを目的とする。
【００１０】
【課題を解決するための手段】本発明は、上記目的を達
成するために、以下の技術的手段を用いる。請求項１に
記載の発明では、複数個の室内熱交換器（３０）のうち
吹出空気流れ下流側に位置する室内熱交換器（３１）
が、暖房運転時には冷媒流れ上流側に位置していること
を特徴とする。
【００１１】これにより、１つの熱交換器にて室内熱交
換器を構成した場合に比べて、後述するように、吹出空
気の温度範囲の下限側温度が上昇するので、高圧側圧力
を上昇させることなく、吹出空気の温度を上昇させるこ
とができる。したがって、圧縮機（１０）の圧縮仕事が
増大することを防止できるので、成績係数の悪化を防止
しつつ、吹出空気の温度を上昇させることができる。
【００１２】また、１つの熱交換器にて室内熱交換器を
構成した場合に比べて、後述するように、吹出空気と室
内熱交換器（３０）との温度差を大きく維持することが
できるので、室内熱交換器（３０）から吹出空気に与え
ることができる熱量（エンタルピ）を増大させることが
できる。
【００１３】請求項２に記載の発明では、暖房運転時に
おいて、減圧弁（５０、６００）の開度は、複数個の室
内熱交換器（３０）のうち冷媒流れ最上流側に位置する
室内熱交換器（３１）の冷媒出口から冷媒流れ最下流に
位置する室内熱交換器（３２）の冷媒入口までのいずれ
かの部位における冷媒温度に基づいて制御されることを
特徴とする。
【００１４】これにより、暖房運転時においては、比較
的高い温度の冷媒温度に基づいて減圧弁（５０、６０
０）の開度を制御することができるので、後述するよう
に、冷房運転時と暖房運転時とで減圧弁（５０、６０
０）の制御を等しくしても、圧縮機（１０）の吐出圧が
高くなるようにヒートポンプサイクルを制御することが
できる。
【００１５】したがって、ヒートポンプサイクルの成績
係数が悪化することを抑制しつつ、暖房能力不足を防止
することができるとともに、冷房運転時と暖房運転時と
で減圧弁（５０、６００）の制御を等しくして、減圧弁
（５０、６００）の制御を簡素化することができる。
【００１６】請求項３に記載の発明では、暖房運転時に
おいて、流入空気温度検出手段（６４）によって検出さ
れた流入空気温度、及び前記設定手段（６７）により設
定された設定温度に基づいて、成績係数が最大となるよ
うに目標圧力を決定するとともに、圧縮機（１０）の吐
出圧が前記目標圧力となるように減圧弁（５０）の開度
を制御することを特徴とする。
【００１７】これにより、ヒートポンプサイクルの成績
係数が悪化することを抑制して暖房運転を行うことがで
きる。
【００１８】請求項５に記載の発明では、暖房運転時に
おいて、温度設定手段（６７）により設定された設定温
度に基づいて、成績係数が最大となるように第１目標圧
力を決定する第１目標圧力決定手段（Ｓ２１０）と、冷
房運転時において、温度設定手段（６７）により設定さ
れた設定温度に基づいて、成績係数が最大となるように
第２目標圧力を決定する第２目標圧力決定手段（Ｓ１１
０）とを有し、暖房運転時においては、圧縮機（１０）
の吐出圧が前記第１目標圧力となるように減圧弁（５
０）の開度を制御し、冷房運転時においては、圧縮機
（１０）の吐出圧が第２目標圧力となるように減圧弁
（５０）の開度を制御することを特徴とする。
【００１９】これにより、冷房運転時及び暖房運転時に
おいても、成績係数を低下させることなくヒートポンプ
サイクルを運転することができる。
【００２０】請求項６に記載の発明では、冷房運転時に
おいて、温度設定手段（６７）により設定された設定温
度に基づいて、成績係数が最大となるように目標圧力を
決定する目標圧力決定手段（Ｓ１１０）を有し、暖房運
転時においては、圧縮機（１０）の吐出圧が９ＭＰａ以
上、１１ＭＰａ以下となるように減圧弁（５０）の開度
を制御し、冷房運転時においては、圧縮機（１０）の吐
出圧が目標圧力となるように減圧弁（５０）の開度を制
御することを特徴とする。
【００２１】これにより、冷房運転時及び暖房運転時に
おいても、後述するように、成績係数を低下させること
なくヒートポンプサイクルを運転することができる。
【００２２】請求項７に記載の発明では、暖房運転時に
おいては、圧縮機（１０）の吐出圧が９ＭＰａ以上、１
１ＭＰａ以下の所定圧力に維持されるように減圧弁（５
０）の開度を制御し、冷房運転時においては、圧縮機
（１０）の吐出圧が目標圧力となるように減圧弁（５
０）の開度を制御することを特徴とする。
【００２３】これにより、冷房運転時及び暖房運転時に
おいても、後述するように、成績係数を低下させること
なくヒートポンプサイクルを運転することができる。
【００２４】請求項９に記載の発明では、室内熱交換器
（３０）を収納するとともに、車室内空気と車室外空気
とを切り換えて吸入して、その吸入した空気を車室内に
吹き出す空気通路（１０２）を形成する空調ケーシング
（１００）を有し、複数個の室内熱交換器（３０）は、
冷媒流れに対して直列に連結され、さらに、複数個の室
内熱交換器（３０）のうち前記吹出空気流れ上流側に位
置する室内熱交換器（３０４）が、暖房運転時には冷媒
流れ下流側に位置していることを特徴とする。
【００２５】これにより、第２通路（１０２）に外気を
流通させたときに、冷媒流れ下流側に位置する室内熱交
換器（３０）を流通する冷媒の温度が低下しても、冷媒
と空気との温度差を大きくすることができるので、吹出
空気に与えることができる熱量を増大させることができ
る。
【００２６】請求項１０、１１に記載の発明では、空調
ケーシング（１００）には、車室内空気を吸入して再び
車室内に吹き出す第１通路（１０１）、及び車室内空気
と車室外空気とを切り換えて吸入して、その吸入した空
気を車室内に吹き出す第２通路（１０２）が設けられ、
複数個の室内熱交換器（３０）は、冷媒流れに対して直
列に連結され、さらに、複数個の室内熱交換器（３０）
のうち、暖房運転時における冷媒流れ下流側の室内熱交
換器（３０３、３０４）の少なくとも一部が第２通路
（１０２）に配置されていることを特徴とする。
【００２７】これにより、第２通路（１０２）に外気を
流通させたときに、第２通路（１０２）内に位置する室
内熱交換器（３０）を流通する冷媒の温度が低下して
も、冷媒と空気との温度差を大きくすることができるの
で、吹出空気に与えることができる熱量を増大させるこ
とができる。
【００２８】なお、両通路（１０１、１０２）各々に配
設された複数個の室内熱交換器（３０）は、請求項１１
に記載のごとく、各通路（１０１、１０２）における吹
出空気流れ上流側に位置する室内熱交換器（３０２、３
０４）が、暖房運転時には冷媒流れ下流側に位置するよ
うにすることが望ましい。
【００２９】因みに、上記各手段の括弧内の符号は、後
述する実施形態に記載の具体的手段との対応関係を示す
一例である。
【００３０】
【発明の実施の形態】（第１実施形態）本実施形態は、
本発明に係るヒートポンプサイクルを二酸化炭素（ＣＯ
2）を冷媒とする車両用空調装置に適用したものであ
り、図１は本実施形態に係るヒートポンプサイクルの模
式図である。
【００３１】１０は冷媒の臨界圧力以上まで冷媒を圧縮
して吐出する圧縮機であり、この圧縮機１０は、圧縮機
１０を駆動する電動モータ（図示せず）と一体化された
電動圧縮機である。２０は室外空気と冷媒とを熱交換さ
せる室外熱交換器であり、３１、３２は室内に吹き出す
吹出空気と冷媒とを熱交換する第１、２室内熱交換器で
ある。なお、両室内熱交換器３１、３２を総称するとき
は、室内熱交換器３０と表記する。
【００３２】そして、両室内熱交換器３１、３２は、図
２に示すように、暖房運転時の冷媒流れにおいて、第１
室内熱交換器３１が第２室内熱交換器３２より冷媒流れ
上流側に位置するように直列に連結されているととも
に、第１室内熱交換器３１が第２室内熱交換器３２より
吹出空気流れ下流側に位置するように空調ケーシング３
３内に配設されている。
【００３３】なお、図１中、４０は両室内熱交換器３
１、３２に向けて空気（吹出空気）を送風する遠心式送
風機である。
【００３４】また、室内熱交換器３０と室外熱交換器２
０とを結ぶ冷媒通路２１には、冷媒を減圧するととも
に、開度を調節することによって圧縮機１０の吐出圧を
制御する電気式膨張弁（減圧器）５０が配設されてお
り、この電気式膨張弁５０（以下、膨張弁５０と略
す。）は、電子制御装置（ＥＣＵ）６０により制御され
る。
【００３５】ところで、６１は、冷媒通路２１のうち室
外熱交換器２０と膨張弁５０との間の冷媒通路２１ａ内
の冷媒温度を検出する第１温度センサ（温度検出手段）
であり、６２は冷媒通路２１ａ内の冷媒圧力を検出する
第１圧力センサ（第１圧力検出手段）であり、６３は、
冷媒通路２１のうち室内熱交換器３０と膨張弁５０との
間の冷媒通路２１ｂ内の冷媒圧力を検出する第２圧力セ
ンサ（第２圧力検出手段）である。
【００３６】また、６４は室内熱交換器３０（第２室内
熱交換器３２）と熱交換する前の吹出空気の温度を検出
する第２温度センサ（流入空気温度検出手段）であり、
６５は室内熱交換器３０（第１室内熱交換器３１）と熱
交換をした後の吹出空気の温度を検出する第３温度セン
サ（吹出空気温度検出手段）であり、６６は室内空気の
温度を検出する第４温度センサ（室温検出手段）であ
り、６７は使用者（乗員）が希望する室内温度を設定す
る温度設定手段である。
【００３７】そして、各センサ６１〜６６の検出値、温
度設定手段６７により設定された設定温度、及び遠心式
送風機４０を駆動する電動モータ（図示せず）への印加
電圧（ブロワ電圧）がＥＣＵ６０に入力されており、Ｅ
ＣＵ６０は、これら入力値に基づいて予め設定されたプ
ログラムに従って膨張弁５０の開度、圧縮機１０の回転
数及び電磁四方弁（切換弁）７０を制御する。
【００３８】なお、電磁四方弁７０（以下、四方弁７０
と略す。）は、圧縮機１０から吐出した冷媒を室内熱交
換器３０側に向けて流通させる場合と室外熱交換器２０
側に向けて流通させる場合とを切り換えるものである。
【００３９】また、８０はＣＯ2サイクル内を循環する
冷媒を蓄えるとともに、内部に流入した冷媒を気相冷媒
と液相冷媒とに分離して気相冷媒を圧縮機１０の吸入側
に向けて流出するアキュムレータ（気液分離手段）であ
る。
【００４０】次に、本実施形態の作動を述べる。
【００４１】１．冷房運転時（図３参照） 圧縮機１０から吐出した冷媒は、室外熱交換器２０にて
冷却された後、膨張弁５０にて減圧されて室内熱交換器
３０にて吹出空気から熱を奪って蒸発して吹出空気を冷
却するとともに、アキュムレータ８０を経由して圧縮機
１０に吸入され、再び吐出される。
【００４２】このとき、室外熱交換器２０出口側の冷媒
圧力（高圧側圧力）は、室外熱交換器２０出口側の冷媒
温度（第１温度センサ６１の検出温度）に基づいて膨張
弁５０により制御される。以下、図４に示すフローチャ
ートに基づいて膨張弁５０の制御作動の詳細を述べる。
【００４３】先ず、第１温度センサ６１の検出温度を読
み込み（Ｓ１００）、図５に示す冷媒温度と冷媒圧力と
の関係から冷房目標圧力（第２目標圧力）を決定する
（Ｓ１１０）。
【００４４】なお、図５に示すグラフ（以下、このグラ
フを冷房時最適制御線と呼ぶ。）は、冷房運転時におい
て、室外熱交換器２０出口側の冷媒温度に対して成績係
数が最大となる室外熱交換器２０出口側の冷媒圧力を示
すものである。
【００４５】次に、第１圧力センサ６２の検出圧力を読
み込み（Ｓ１２０）、この検出圧力と冷房目標圧力とを
比較する（Ｓ１３０）。そして、検出圧力が冷房目標圧
力より大きい場合には、膨張弁５０の開度を増大させて
高圧側圧力（吐出圧）を低下させ、検出圧力が冷房目標
圧力より小さい場合には、膨張弁５０の開度を縮小させ
て高圧側圧力（吐出圧）を上昇させる（Ｓ１４０）。な
お、検出圧力と冷房目標圧力が等しい場合には、現状の
開度を維持する。その後、Ｓ１００に戻り、Ｓ１００〜
Ｓ１４０を繰り返す。
【００４６】２．暖房運転時（図１参照） 圧縮機１０から吐出した冷媒は、室内熱交換器３０にて
吹出空気を加熱するとともに自らは冷却された後、膨張
弁５０にて減圧されて室外熱交換器２０にて外気から熱
を奪って蒸発するとともに、アキュムレータ８０を経由
して圧縮機１０に吸入され、再び吐出される。
【００４７】このとき、室内熱交換器３０出口側の冷媒
圧力（高圧側圧力）は、流入空気温度（第２温度センサ
６４の検出温度）、設定温度及び室内空気温度（第４温
度センサ６６の検出温度）に基づいて決定された目標吹
出空気温度、並びにブロワ電圧から求められる室内熱交
換器３０と熱交換する前の吹出空気の風量に基づいて決
定される暖房目標圧力となるように制御される。
【００４８】以下、図６に示すフローチャートに基づい
て膨張弁５０の制御作動の詳細を述べる。
【００４９】先ず、設定温度及び室内空気温度を読み込
むとともに（Ｓ２００）、その読み込んだ設定温度及び
室内空気温度に基づいて、目標とする吹出空気温度（目
標吹出空気温度）を決定する（Ｓ２１０）。
【００５０】そして、流入空気温度及びブロワ電圧（吹
出空気の風量）を読み込むとともに（Ｓ２２０）、流入
空気温度及びブロワ電圧、並びにＳ２１０で決定された
目標吹出空気温度に基づいて、図示しないマップに従っ
て暖房目標圧力（第１目標圧力）を決定する（Ｓ２３
０）。
【００５１】次に、第２圧力センサ６３の検出圧力を読
み込み（Ｓ２４０）、この検出圧力と暖房目標圧力とを
比較する（Ｓ２５０）。そして、検出圧力が暖房目標圧
力より大きい場合には、膨張弁５０の開度を増大させて
高圧側圧力（吐出圧）を低下させ、検出圧力が暖房目標
圧力より小さい場合には、膨張弁５０の開度を縮小させ
て高圧側圧力（吐出圧）を上昇させる（Ｓ２６０）。な
お、検出圧力と暖房目標圧力が等しい場合には、現状の
開度を維持する。その後、Ｓ２００に戻り、Ｓ２００〜
Ｓ２６０を繰り返す。
【００５２】なお、本実施形態では、圧縮機１０の回転
数は、第３温度センサ６５の検出温度（以下、この検出
温度を検出吹出空気温度と呼ぶ。）と目標吹出空気温度
とが略一致するように制御される。具体的には、検出吹
出温度が目標吹出空気温度より低いときには回転数を増
大させ、一方、検出吹出温度が目標吹出空気温度より高
いときには回転数を減少させる。
【００５３】次に、暖房目標圧力について述べる。
【００５４】実際に室内に吹き出す空気の温度は、高圧
側圧力（吐出圧）の上昇に応じて上昇変化するのに対し
て、成績係数（ＣＯＰ）は高圧側圧力に対して、図７に
示すように、最大値（１つの極大値）を有するように変
化する。また、成績係数が最大値となる高圧側圧力は、
流入空気温度及び吹出空気の風量によって変化する。
【００５５】そこで、本実施形態では、流入空気温度、
吹出空気の風量（ブロワ電圧）及び目標吹出空気温度に
基づいて、成績係数が最大となるように暖房目標圧力を
決定している。
【００５６】なお、ここで言う「成績係数が最大」と
は、厳密に最大（極大）となる場合のみを意味するもの
ではなく、成績係数の最大値（極大値）に対して圧力換
算で±１ＭＰａの幅を有するものである。
【００５７】ところで、図８に示すＣＯ2のモリエル線
図の実線ａは、流入空気温度及び吹出空気の風量を一定
とし、目標吹出空気温度が一定となるように圧縮機１０
の回転数及び膨張弁５０の開度を制御した場合におい
て、高圧側圧力を変化させたときの室内熱交換器３０
（第２熱交換器３２）出口側の冷媒温度の変化を示す軌
跡であり、本図から明らかなように、高圧側圧力が上昇
すると、これに連動して室内熱交換器３０（第１室内熱
交換器３１）入口側と室内熱交換器３０（第２室内熱交
換器３２）出口側との冷媒温度差及びエンタルピ差が増
大していることが判る。
【００５８】また、図８の実線ｂは、吹出空気の風量及
びその他条件を実線ａと同様にして流入空気温度を上昇
させたときの室内熱交換器３０出口側の冷媒温度の変化
を示す軌跡であり、実線ｃは吹出空気の風量を実線ａと
同様にして流入空気温度を低下させたときの室内熱交換
器３０出口側の冷媒温度の変化を示す軌跡である。
【００５９】これら軌跡ａ〜ｃからも明らかなように、
目標吹出空気温度が一定であっても、高圧側圧力及び室
内熱交換器３０出口側の冷媒温度は大きく変化する。
【００６０】次に、本実施形態の特徴を述べる。
【００６１】ＣＯ2サイクルでは、圧縮機１０の吐出側
から膨張弁５０の流入側までの間に存在する冷媒（以
下、この冷媒を高圧側冷媒と呼ぶ。）は、凝縮しないた
め、図８に示すように、高圧冷媒の温度は、圧縮機１０
の吐出側から膨張弁５０の流入側に向けて低下するよう
に変化する。
【００６２】このため、例えば１つの熱交換器により室
内熱交換器が構成されている場合において、暖房運転時
における室内熱交換器は、図９（ａ）に示すように、室
内熱交換器の冷媒入口から出口に向けて温度が低下する
ような温度分布を有するので、室内熱交換器を通過した
空調ケーシング３３を流通する吹出空気も、室内熱交換
器の温度分布に沿うような温度分布を有する。
【００６３】したがって、１つの熱交換器により室内熱
交換器が構成されている場合には、吹出空気は、室内熱
交換器の冷媒入口側の冷媒温度に対応する吹出空気温度
から室内熱交換器の冷媒出口側の冷媒温度に対応する吹
出空気温度までの温度範囲を有することとなる。
【００６４】一方、本実施形態では、吹出空気流れ下流
側に位置する第１室内熱交換器３１が、暖房運転時には
冷媒流れ上流側に位置しているので、吹出空気は、図９
（ｂ）に示すように、第１室内熱交換器３１の冷媒入口
側の冷媒温度に対応する吹出空気温度から第１室内熱交
換器の冷媒出口側の冷媒温度に対応する吹出空気温度ま
での温度範囲となる。
【００６５】したがって、本実施形態では、１つの熱交
換器にて室内熱交換器を構成した場合に比べて、吹出空
気の温度範囲の下限側温度が上昇するので、高圧側圧力
を上昇させることなく、吹出空気の温度を上昇させるこ
とができる。延いては、圧縮機１０の圧縮仕事が増大す
ることを防止できるので、成績係数の悪化を防止しつ
つ、吹出空気の温度を上昇させることができる。
【００６６】ところで、暖房運転時に吹出空気が室内熱
交換器を通過する過程においては、吹出空気は空気流れ
下流側に向かうほど加熱されて温度が上昇するので、室
内熱交換器を通過する過程のうち空気流れ下流側に向か
うほど、吹出空気と室内熱交換器との温度差が小さくな
り、熱交換量が低下していく。
【００６７】このため、仮に、室内熱交換器３０が１つ
の熱交換器にて構成されている場合には、図１０（ａ）
に示すように、室内熱交換器を通過する過程のうち空気
流れ下流側に向かうほど、吹出空気と室内熱交換器との
温度差が小さくなるので、下流側に向かうほど熱交換量
が低下していく。
【００６８】一方、本実施形態のごとく、吹出空気流れ
下流側に位置する第１室外熱交換器３１が、暖房運転時
には冷媒流れ上流側に位置するようにすれば、図１０
（ｂ）に示すように、１つの熱交換器にて室内熱交換器
を構成した場合に比べて、吹出空気と室内熱交換器３０
との温度差を大きく維持することができるので、図１１
に示すように、室内熱交換器３０から吹出空気に与える
ことができる熱量（エンタルピ）をδＱだけ増大させる
ことができる。
【００６９】また、本実施形態では、暖房運転時におけ
る膨張弁５０の制御と、冷房運転時における膨張弁５０
の制御とを別個に有しているとともに、それぞれの制御
を最適化しているので、暖房運転及び冷房運転のいずれ
の運転時においてもＣＯ2サイクルを効率良く運転する
ことができる。
【００７０】（第２実施形態）上述の実施形態では、流
入空気温度、吹出空気の風量（ブロワ電圧）及び目標吹
出空気温度に基づいて、成績係数が最大となるように暖
房目標圧力を決定したが、本実施形態は、図１２に示す
ように、吹出空気の風量（ブロワ電圧）を最も運転頻度
の高い吹出空気に固定して、暖房目標圧力を決定するパ
ラメータとして吹出空気の風量を廃止したものである。
【００７１】これにより、膨張弁５０の制御が簡素化さ
れるので、膨張弁５０の制御応答性を向上させることが
できる。
【００７２】以下、図１３に示すフローチャートに基づ
いて本実施形態に係る膨張弁５０の制御作動の詳細を述
べる。
【００７３】先ず、設定温度及び室内空気温度を読み込
むとともに（Ｓ３００）、その読み込んだ設定温度及び
室内空気温度に基づいて、目標とする吹出空気温度（目
標吹出空気温度）を決定する（Ｓ３１０）。
【００７４】そして、流入空気温度を読み込むとともに
（Ｓ３２０）、流入空気温度及びＳ３１０で決定された
目標吹出空気温度に基づいて、図示しないマップに従っ
て暖房目標圧力を決定する（Ｓ３３０）。
【００７５】次に、第２圧力センサ６３の検出圧力を読
み込み（Ｓ３４０）、この検出圧力と暖房目標圧力とを
比較する（Ｓ３５０）。そして、検出圧力が暖房目標圧
力より大きい場合には、膨張弁５０の開度を増大させて
高圧側圧力（吐出圧）を低下させ、検出圧力が暖房目標
圧力より小さい場合には、膨張弁５０の開度を縮小させ
て高圧側圧力（吐出圧）を上昇させる（Ｓ３６０）。な
お、検出圧力と暖房目標圧力が等しい場合には、現状の
開度を維持する。その後、Ｓ３００に戻り、Ｓ３００〜
Ｓ３６０を繰り返す。
【００７６】（第３実施形態）上述の実施形態では、冷
房運転時と暖房運転時とで膨張弁５０の制御作動を相違
させるとともに、各運転状態ごとに制御の最適化を図っ
たが、本実施形態は、成績係数の悪化を抑制しつつ、冷
房運転時の膨張弁５０の制御と暖房運転時の膨張弁５０
の制御とを同一化して膨張弁５０の制御の簡素化を図っ
たものである。図１４は本実施形態に係るＣＯ2サイク
ルの模式図であり、本実施形態では、第１実施形態に係
るＣＯ2サイクル（図１参照）に対して、第２温度セン
サ６４を廃止するとともに、第１室内熱交換器３１の冷
媒出口側と第２室内熱交換器３２の冷媒入口側とを結ぶ
冷媒配管３４を流通する冷媒の温度を検出する第５温度
センサ（中間冷媒温度検出手段）６８を設けたものであ
る。
【００７７】以下、図１５に示すフローチャートに基づ
いて本実施形態に膨張弁５０の制御作動の詳細を述べ
る。
【００７８】先ず、冷房運転時においては第１温度セン
サ６１の検出温度を読み込み、暖房運転時においては第
５温度センサ６８の検出温度を読み込み（Ｓ４００）、
図５に示す冷媒温度と冷媒圧力との関係から目標圧力を
決定する（Ｓ４１０）。
【００７９】次に、冷房運転時においては第１圧力セン
サ６２の検出圧力を読み込み、暖房運転時においては第
２圧力センサ６３の検出圧力を読み込み（Ｓ４２０）、
この検出圧力と目標圧力とを比較する（Ｓ４３０）。
【００８０】そして、検出圧力が目標圧力より大きい場
合には、膨張弁５０の開度を増大させて高圧側圧力（吐
出圧）を低下させ、検出圧力が目標圧力より小さい場合
には、膨張弁５０の開度を縮小させて高圧側圧力（吐出
圧）を上昇させる（Ｓ４４０）。なお、検出圧力と冷房
目標圧力が等しい場合には、現状の開度を維持する。そ
の後、Ｓ４００に戻り、Ｓ４００〜Ｓ４４０を繰り返
す。
【００８１】次に、本実施形態の特徴を述べる。
【００８２】ところで、ヒートポンプサイクルにおいて
高圧側とは、冷房時においては室外熱交換器２０側を意
味し、暖房時においては室内熱交換器３０側を意味して
いるので、膨張弁５０入口での冷媒温度、すなわち冷房
運転時にあっては室外熱交換器２０出口側の冷媒温度、
暖房運転時にあっては室内熱交換器３０（第２室内熱交
換器３２）出口側の冷媒温度は、一致しない。
【００８３】つまり、冷房運転時における膨張弁５０入
口での冷媒温度は、夏場等の温度が高いときの外気温度
以上であるのに対して、暖房運転時における膨張弁５０
入口での冷媒温度は、冬場等の温度が低いときの内気温
度以上であるので、膨張弁５０入口での冷媒温度は、暖
房運転時の方が冷房運転時より低くなってしまう。
【００８４】ここで、仮に冷房運転時と暖房運転時とで
膨張弁５０の制御を等しくすると、暖房運転時における
膨張弁５０入口側の冷媒温度が冷房運転時における膨張
弁５０入口側の冷媒温度より低くなるので、図５に示す
ように、暖房運転時における吐出圧が冷房運転時におけ
る吐出圧より低くなってしまい、十分な暖房能力を得る
ことができなくなってしまう。
【００８５】そこで、本実施形態ごとく、暖房運転時に
おいては、第１室内熱交換器３１と第２室内熱交換器３
２との間で冷媒温度を検出すれば、冷房運転時に比べて
高い冷媒温度を検出することができるので、冷房運転時
と暖房運転時とで膨張弁５０の制御を等しくしても、圧
縮機１０の吐出圧が高くなるようにＣＯ2サイクルを制
御することができる。
【００８６】したがって、ＣＯ2サイクルの成績係数が
悪化することを抑制しつつ、暖房能力不足を防止するこ
とができるとともに、冷房運転時と暖房運転時とで膨張
弁５０の制御を等しくして膨張弁５０の制御を簡素化す
ることができる。
【００８７】（第４実施形態）本実施形態は、電気式の
膨張弁５０に代えて、図１６に示すように、機械式の膨
張弁５００、６００にてヒートポンプサイクルを構成し
たものである。
【００８８】ここで、膨張弁６００は、暖房運転時に第
１室内熱交換器３１の冷媒出口側と第２室内室内熱交換
器３２の冷媒入口側との間に存在する冷媒の温度に基づ
いて高圧側圧力を制御するとともに、室内熱交換器３０
（第２熱交換器３２）を流出した冷媒を減圧し、一方、
膨張弁５００は、冷房運転時に室外熱交換器２０出口側
の冷媒温度に基づいて高圧側圧力制御するとともに、室
外熱交換器２０を流出した冷媒を減圧するものである。
【００８９】なお、５００ａは暖房運転時に膨張弁５０
０を迂回させて冷媒を流通させるバイパス通路であり、
５００ｂは冷房運転時に冷媒が膨張弁５００を迂回して
流通することを防止する逆止弁である。
【００９０】また。６００ａは冷房運転時に膨張弁６０
０を迂回させて冷媒を流通させるバイパス通路であり、
６００ｂは暖房運転時に冷媒が膨張弁６００を迂回して
流通することを防止する逆止弁である。
【００９１】図１７は膨張弁６００の模式図であり、図
１７中、球面状の弁カバー６１０とダイヤフラム６１１
とにより密閉空間６１２が形成されており、この密閉空
間６１２内には、冷媒（ＣＯ2）が、後述する弁口６１
７が閉じた状態の密閉空間６１２内体積に対して、約６
００ｋｇ／ｍ3の密度で封入されている。
【００９２】なお、６０２は冷媒配管３４の一部を構成
するもので、密閉空間６１２内の冷媒圧力は、冷媒配管
３４を流通する冷媒の温度（第１室内熱交換器３１の冷
媒出口側と第２室内室内熱交換器３２の冷媒入口側との
間に存在する冷媒の温度）を感知して変化する。
【００９３】６１４は、冷媒入口側の空間６１５と冷媒
出口側の空間６１６とを仕切る隔壁部であり、この隔壁
部６１４には、両区間６１５、６１６を連通させる弁口
６１７が開口している。そして、弁口６１７の開度は、
ダイヤフラム６１１の変位に機械的に連動して可動する
弁体６１８によって調節される。
【００９４】このとき、密閉空間６１２内の圧力は、ダ
イヤフラム６１１を介して弁口６１７を閉じる向きの力
を弁体６１８に作用させ、一方、コイルバネ（弾性部
材）６２０は弁口６１７を閉じる向きの弾性力を弁体６
１８に作用させている。したがって、弁口６１７の開度
は、コイルバネ６２０の弾性力及び密閉空間６１２内の
圧力による力の和と空間６１５内の圧力による力との差
によって決定する。
【００９５】なお、６２１はコイルバネ６２０の初期荷
重を調整するスペーサで、このスペーサ６２１によって
弁体６１８に所定の初期荷重が作用するように調整され
ている。因みに、本実施形態では、コイルバネ６２０の
初期荷重は、ダイヤフラム６１１での圧力換算で約１Ｍ
Ｐａである。
【００９６】また、図１８は、膨張弁５００の模式図で
あり、冷媒配管３４の一部を構成する６０２以外は、膨
張弁６００と同じである。すなわち、５１０は球面状の
弁カバーであり、５１１は弁カバー５１０と共に密閉空
間５１２を形成するダイヤフラムである。この密閉空間
５１２内には、冷媒が弁口５１７が閉じた状態の密閉空
間５１２内体積に対して、約６００ｋｇ／ｍ 3の密度で
封入されている。
【００９７】５１６は、冷媒流入側の空間５１４と冷媒
流出側の空間５１５とを仕切る隔壁部であり、この隔壁
部５１６には、両空間５１４、５１５とを連通させる弁
口５１７が開口している。５１８は、ダイヤフラム５１
１の変位に機械的に連動して弁口５１７の開度を調節す
る弁体であり、５１９は、弁口５１７を閉じる向きの弾
性力を弁体５１８に作用させるコイルバネ（弾性部材）
であり、弁口５１７の開度は、コイルバネ５１９の弾性
力及び密閉空間５１２内の圧力による力の和と空間５１
４内の圧力による力との差によって決定する。なお、５
２０はコイルスプリング５１９の初期荷重を調整するス
ペーサで、その初期荷重は膨張弁６００と同じである。
【００９８】次に、膨張弁６００を例に、両膨張弁５０
０、６００の作動を述べる。密閉空間６１２内には、約
６００ｋｇ／ｍ3で冷媒が封入されているので、密閉空
間６１２の内圧と温度とは、図１９に示される６００ｋ
ｇ／ｍ3の等密度線に沿って変化する。したがって、例
えば密閉空間６１２内温度が２０℃の場合には、その内
圧は約５．８ＭＰａである。また、弁体６１８には、密
閉空間６１２の内圧とコイルバネ６２０の初期荷重とが
同時に作用しているので、その作用圧力は約６．８ＭＰ
ａである。
【００９９】したがって、空間６１５の圧力が６．８Ｍ
Ｐａ以下の場合には、弁口６１７は弁体６１８によって
閉止され、また、空間６１５の圧力が６．８ＭＰａを越
えると、弁口６１７は開弁する。
【０１００】同様に、例えば密閉空間６１２内温度が４
０℃の場合には、密閉空間６１２の内圧は図１９より約
９．７ＭＰａであり、弁体６１８に作用する作用力は約
１０．７ＭＰａである。したがって、空間６１５の圧力
が１０．７ＭＰａ以下の場合には、弁口６１７は弁体６
１８によって閉止され、また、空間６１５の圧力が１
０．７ＭＰａを越えると、弁口６１７は開弁する。
【０１０１】次に、本実施形態の特徴を述べる。
【０１０２】ところで、超臨界域での６００ｋｇ／ｍ3
の等密度線によって関係付けられる冷媒温度と冷媒圧力
との関係は、図５に示すマップと略一致する。このた
め、冷房運転時においては、膨張弁５００は、圧縮機１
０の吐出圧を第１実施形態に係るＣＯ2サイクルと同様
に、高い成績係数を維持しながらＣＯ2サイクルを制御
する。
【０１０３】なお、臨界圧力以下では、６００ｋｇ／ｍ
3の等密度線は、図５に示すマップとのズレが大きくな
るが、凝縮域なので密閉空間６１２の内圧は、飽和液線
ＳＬに沿って変化する。そして、コイルバネ６２０によ
って弁体６１８に初期荷重が与えられているので、約１
０℃の過冷却度を有する状態（図１９の太い実線
ηma x）に制御される。したがって、臨界圧力以下であ
っても、ＣＯ2サイクルが効率良く制御される。
【０１０４】一方、暖房運転時においては、第３実施形
態と同様に、冷房運転時に比べて高い冷媒温度に基づい
て吐出圧を制御するので、同様な構造を有する膨張弁５
００、６００にて冷房運転時及び暖房運転時を制御する
ことができる。したがって、ＣＯ2サイクルの成績係数
が悪化することを抑制しつつ、暖房能力不足を防止する
ことができる。
【０１０５】ところで、本実施形態では、冷房運転時用
の膨張弁５００と暖房運転時用の膨張弁６００とを各々
有しているので、膨張弁６００の密閉空間６１２内の封
入冷媒密度を膨張弁５００より大きくすれば、室内熱交
換器３０（第２熱交換器３２）出口側の冷媒温度に基づ
いて高圧側圧力を制御することができる。
【０１０６】しかし、この手段では、例えば夏場等の外
気温度が高く、膨張弁６００を使用していないとき（６
０２に冷媒が流通していないとき）に、密閉空間６１２
の内圧が上昇し、ダイヤフラム６１１が破損するおそれ
がある。
【０１０７】これに対して、本実施形態では、密閉空間
６１２内の封入冷媒密度を小さくすることができるの
で、密閉空間６１２の内圧が過度に上昇することを防止
でき、ダイヤフラム６１１の破損を防止できる。
【０１０８】（第５実施形態）本実施形態は、暖房運転
時において、室内熱交換器３０の温度分布が均一になら
ないことを積極的に利用したものである。
【０１０９】すなわち、図２０に示すように、空調ケー
シング３３のうち室内熱交換器３０（第１室内熱交換器
３１）の空気流れ下流側を仕切板３５によって複数（本
実施形態では２つ）に仕切るとともに、温度の高い吹出
空気が得られ部位には、乗員足下に空気を吹き出す吹出
口３６を形成し、温度の低い吹出空気が得られ部位に
は、乗員の上半身に向けて空気を吹き出す吹出口３７を
形成している。
【０１１０】（第６実施形態）上述の実施形態に係る第
１、２室内熱交換器３１、３２は、図２１（ａ）に示す
ように、冷媒が一方向のみに向けて流通する、いわゆる
全パス型の熱交換器であったが、図２１（ｂ）に示すよ
うに、Ｕターン型の熱交換器でもよい。
【０１１１】（第７実施形態）本実施形態は、暖房運転
時においては、暖房目標圧力（圧縮機１０の吐出圧）が
９ＭＰａ以上、１１ＭＰａ以下となるように膨張弁５０
の開度を制御するようにしたものである。なお、冷房運
転時においては、第１実施形態と同様な手法にて冷房目
標圧力を制御する。
【０１１２】以下、暖房目標圧力を９〜１１ＭＰａに保
持する理由について述べる。暖房運転時では室外熱交換
器２０が蒸発器として機能するので、外気温度の低下に
応じて低圧側圧力（室内熱交換器２０内圧力）が低下
し、例えば外気温度を約−２０℃とすると低圧側圧力は
約１．６ＭＰａとなる。したがって、暖房運転時では、
圧縮比（高圧側圧力／低圧側圧力）を約７程度とした状
態で圧縮機１０を運転することとなり、冷房運転時の圧
縮比（約４以下）に比べ大きな圧縮比で圧縮機１０を運
転することになる。
【０１１３】ところで、図２２は圧縮機の全断熱効率と
圧縮機を駆動する電動モータのモータ効率との積（以
下、この積を圧縮機効率と呼ぶ。）と圧縮比との関係を
示したグラフであり、図２２から明らかなように、一般
的に圧縮比が大きくなるほど圧縮機効率が低下している
のが判る。なお、全断熱効率とは、圧縮機が断熱圧縮す
るとした場合における、圧縮機のポンプ仕事（出力）と
圧縮機に与えたエネルギ（入力）との比を言い、通常、
全断熱効率は１以下である。
【０１１４】また、暖房運転時では、外気温度が−１０
℃〜−２０℃以下の低温になると、低圧側圧力が冷房運
転時より低くなるため、高圧側圧力が冷房運転時と同様
に変化しても、冷房運転時に比べて圧縮比が大きく変化
する。このため、暖房運転時では、冷房運転時に比べて
高圧側圧力の変化に対する圧縮機効率が大きく変化する
ため、暖房運転時のＣＯＰは、冷房運転時のＣＯＰより
圧縮機効率の影響を大きく受けることとなる。
【０１１５】次に、ＣＯ2サイクル側から決まるＣＯＰ
極大値について説明する。一般的に、車両用空調装置で
は、暖房運転時に窓ガラスが曇ることを防止するため
に、一定量の車室外空気（以下、外気と略す。）を車室
内空気（以下、内気と略す。）に混合しながら空調装置
を運転している。このため、流入空気温度は外気温度及
び内気温度の影響を受けるが、ここでは説明を簡単にす
るために、内気温は一定とし、外気温度に応じて流入空
気温度が変化するものと仮定するとともに、ある外気温
度においては、吹出空気温度（暖房能力）及び風量が一
定であると仮定する。
【０１１６】ここで、図２３は、上記仮定条件におい
て、高圧側圧力を変化させたときの室内熱交換器３０
（放熱器）入口側の冷媒圧力（圧縮機１０の吐出圧）の
変化を示す軌跡Ｌ1と室内熱交換器３０（放熱器）出口
側の冷媒圧力の変化を示す軌跡Ｌ2とをモリエル線図
（ｐ−ｈ線図）上に描いたものである。
【０１１７】そして、この図２３から明らかなように、
室内熱交換器３０（放熱器）入口側の冷媒圧力が高くな
るほど、圧縮機１０の圧縮仕事が増大して室内熱交換器
３０（放熱器）入口側における冷媒の比エンタルピが大
きくなっていく（軌跡Ｌ1参照）。一方、室内熱交換器
３０（放熱器）出口側における比エンタルピは、以下に
述べる理由により高圧側圧力が低くなるほど大きくな
り、逆に高圧側圧力が高くなるほど、小さくなっていく
（軌跡Ｌ2参照）。
【０１１８】すなわち、仮にＣＯ2サイクルが、図２３
のａ−ｂ−ｃ−ｄで示すように、室内熱交換器３０の入
口側と出口側とにおける冷媒の比エンタルピ差がＨｂ
（Ｊ／ｋｇ）、循環冷媒質量流量がｇｂ（ｋｇ）、高圧
側圧力がＰｂ（ＭＰａ）でバランスしていたとする（以
下、この状態をサイクルｂと呼ぶ。）。
【０１１９】そして、サイクルｂの状態から高圧側圧力
がＰｂ（ＭＰａ）からＰａ（ＭＰａ）に上昇すると、室
内熱交換器３０の入口側と出口側とにおける冷媒の比エ
ンタルピ差がＨａ（Ｊ／ｋｇ）まで上昇するとととも
に、循環冷媒質量流量がｇｂ（ｋｇ／ｓｅｃ）からｇａ
（ｋｇ／ｓｅｃ）に変化してＣＯ2サイクルがバランス
する（以下、この状態をサイクルａと呼ぶ。）。
【０１２０】このとき、暖房能力を一定と（仮定）して
いるので、Ｈｂ×ｇｂ＝Ｈａ×ｇａが成り立つ。また、
吹出空気温度を一定と（仮定）しているので、室内熱交
換器３０（放熱器）の平均温度は、高圧側圧力の変化に
よらず一定となる。一方、高圧側圧力が上昇すると、室
内熱交換器３０の入口側での冷媒温度が上昇するので、
サイクルａでは、この温度上昇分を相殺するように、室
内熱交換器３０の出口側での冷媒温度が（サイクルｂに
比べて）低下することとなり、室内熱交換器３０（放熱
器）出口側における比エンタルピは、高圧側圧力が低く
なるほど大きくなる。
【０１２１】また、室内熱交換器３０出口側における冷
媒圧力の変化を示す軌跡Ｌ2は、図２２に示すように下
に凸の曲線であるので、その変曲点Ｐ1において暖房運
転時におけるＣＯＰが極大となる。なお、図２３中、Ｌ
3は冷房時最適制御線を示しており、図２３から明らか
なように、室内熱交換器３０出口側における冷媒温度が
等しくても、冷房運転時におけるＣＯＰが最大となる圧
力点Ｐ2と、暖房運転時におけるＣＯＰが最大となる圧
力点Ｐ1とは異なることが判る。
【０１２２】そして、実際のＣＯ2サイクルのＣＯＰ
（以下、このＣＯＰを実ＣＯＰと呼ぶ。）は、図２３の
説明で述べたようにＣＯ2サイクルの挙動から決まるＣ
ＯＰ（以下、このＣＯＰをサイクルＣＯＰと呼ぶ。）と
圧縮機効率（図２２参照）との積によって決定される。
【０１２３】なお、図２４の太い実線は、外気温度を−
１０℃とし、内気温度２５℃とし、吹出空気温度５０℃
とした場合の実ＣＯＰを示しており、太い破線は外気温
度を−１０℃とし、内気温度２５℃とし、吹出空気温度
４５℃とした場合の実ＣＯＰを示している。また、細い
実線は、外気温度を−１０℃とし、内気温度２５℃と
し、吹出空気温度５０℃とした場合のサイクルＣＯＰを
示しており、細い破線は外気温度を−１０℃とし、内気
温度２５℃とし、吹出空気温度４５℃とした場合のサイ
クルＣＯＰを示している。
【０１２４】そして、図２３から明らかなように、実Ｃ
ＯＰが最大となる圧力より高圧側圧力が低い領域では、
圧縮機効率が高いためサイクルＣＯＰに比べてＣＯＰの
低下が緩和され、一方、高圧側圧力が実ＣＯＰが最大と
なる圧力より高い領域では、圧縮機効率も低下するた
め、実ＣＯＰの低下も大きくなっていることが判る。
【０１２５】また、吹出空気温度を高くするには、室内
熱交換器３０（放熱器）の平均温度を高くする必要があ
るので、室内熱交換器３０（放熱器）出口側の冷媒温度
が高くなり、室内熱交換器３０（放熱器）出口側におけ
る冷媒圧力の変化を示す軌跡Ｌ2が高温側に移動する。
したがって、暖房運転時においてＣＯＰ最大となる高圧
側圧力もこれに呼応して上昇していく。
【０１２６】次に、外気温度の変化と実ＣＯＰの変化に
ついて考察する。
【０１２７】外気温度が低下していくと、室外熱交換器
２０（蒸発器）の温度低下とともに室外熱交換器２０内
圧力（低圧側圧力）が低くなるので、外気温度が低下す
るほど、圧縮機１０の圧縮比が大きくなる。つまり、外
気温度が低下するほど、圧縮比が大きくなるので、圧縮
機効率が低下していく。一方、流入空気温度が低くなる
と、これに呼応して吹出空気温度も低下しようとする
が、前述の仮定により、吹出空気温度は略一定に維持さ
れるので、室内熱交換器３０（放熱器）入口側の冷媒温
度が上昇し、吹出空気温度の低下が防止される。
【０１２８】このとき、室内熱交換器３０（放熱器）入
口側の冷媒温度は上昇するものの、流入空気温度が低い
ので、室内熱交換器３０（放熱器）出口側の冷媒温度が
低くなり、室内熱交換器３０（放熱器）の平均温度が略
一定に維持される。したがって、サイクルＣＯＰの最大
値における高圧側圧力は、図８、２３に示すように、外
気温度が低下するほど、低下していく。
【０１２９】そして、以上に述べた考察をまとめたのが
図２５に示すグラフであり、このグラフは、全風量一定
（外気導入量が全風量の１／４、内気循環量が全風量の
３／４）、内気温２５℃として、外気温度０℃、−１０
℃、−２０℃の時の吹出空気温度に対する実ＣＯＰが最
大となる高圧側圧力を示したものである。また、図２６
は、実ＣＯＰの最大値（極大値）に対して実ＣＯＰが３
％低下することを許容した場合の高圧側圧力を示すグラ
フである。
【０１３０】そして、図２５、２６から明らかなよう
に、流入空気温度、吹出空気の風量（ブロワ電圧）及び
目標吹出空気温度に基づいて、暖房目標圧力を９ＭＰａ
〜１１ＭＰａに維持すれば、実用上、暖房能力不足を来
すことなく、実ＣＯＰを高く維持しながら暖房運転を行
うことができる。
【０１３１】なお、図２５、２６から明らかなように、
吹出空気温度を高くするには、室内熱交換器３０（放熱
器）の平均温度を上昇させる必要があるため、実ＣＯＰ
が最大となる高圧側圧力が上昇し、吹出空気温度を一定
とした状態で外気温度（流入気空気温度）が低下する
と、圧縮機効率が低下して図２５、２６に示すグラフの
傾きが大きくなる。
【０１３２】（第８実施形態）本実施形態は、図２７に
示すように、流入空気温度を検出する第２温度センサ６
４を廃止するとともに、吹出空気の風量（ブロワ電圧）
及び目標吹出空気温度に基づいて、暖房目標圧力を９Ｍ
Ｐａ〜１１ＭＰａに維持するようにしたものである。こ
れにより、第７実施形態と同様に、実用上、暖房能力不
足を来すことなく、実ＣＯＰを高く維持しながら暖房運
転を行うことができる。そして、本実施形態では、流入
空気温度を検出していないため、暖房目標圧力は、図２
８の太い実線（以下、この太い実線を暖房時制御曲線と
呼ぶ。）で示されるように、流入空気温度によらず、目
標とする吹出風量及び吹出空気温度に基づいて制御され
る。なお、図２８は図２６のグラフ（図２８の細い線）
に暖房時制御曲線を加えたものである。
【０１３３】因みに、図２９は本実施形態における暖房
運転時の膨張弁５０の制御作動を示すフローチャートで
あり、以下、図２９に示すフローチャートについて説明
する。
【０１３４】先ず、設定温度及び室内空気温度を読み込
むとともに（Ｓ８００）、その読み込んだ設定温度及び
室内空気温度に基づいて、目標とする吹出空気温度（目
標吹出空気温度）を決定する（Ｓ８１０）。
【０１３５】そして、ブロワ電圧（吹出空気の風量）を
読み込むとともに（Ｓ８２０）、ロワ電圧及びＳ８１０
で決定された目標吹出空気温度に基づいて、暖房時制御
曲線から暖房目標圧力を決定する（Ｓ８３０）。
【０１３６】次に、第２圧力センサ６３の検出圧力を読
み込み（Ｓ８４０）、この検出圧力と暖房目標圧力とを
比較する（Ｓ８５０）。そして、検出圧力が暖房目標圧
力より大きい場合には、膨張弁５０の開度を増大させて
高圧側圧力（吐出圧）を低下させ、検出圧力が暖房目標
圧力より小さい場合には、膨張弁５０の開度を縮小させ
て高圧側圧力（吐出圧）を上昇させる（Ｓ８６０）。な
お、検出圧力と暖房目標圧力が等しい場合には、現状の
開度を維持する。その後、Ｓ８００に戻り、Ｓ８００〜
Ｓ８６０を繰り返す。
【０１３７】なお、本実施形態では、圧縮機１０の回転
数は、検出吹出空気温度と目標吹出空気温度とが略一致
するように制御される。具体的には、検出吹出温度が目
標吹出空気温度より低いときには回転数を増大させ、一
方、検出吹出温度が目標吹出空気温度より高いときには
回転数を減少させる。
【０１３８】（第９実施形態）本実施形態は、暖房運転
時においては、外気温度及び設定温度等によらず、常に
高圧側圧力を９ＭＰａ以上、１１ＭＰａ以下の所定圧力
（本実施形態では、１０ＭＰａ）となるように制御する
ものである。
【０１３９】すなわち、図３０は本実施形態に係るヒー
トポンプサイクルの模式図であり、機械式の膨張弁５３
０以外は、第４実施形態（図１６参照）と同じであるの
で、本実施形態では、膨張弁５３０の構造及び作動につ
いてのみ説明する。図３１は膨張弁５３０の模式図であ
り、５３１は冷媒通路を構成するとともに、冷媒流入口
５３２及び冷媒流出口５３３が形成されたハウジングで
ある。５３４は冷媒流入口５３２側の空間５３２ａと冷
媒流出口５３３側の空間とを仕切る隔壁部であり、５３
５は隔壁部５３４を貫通して両空間５３２ａ、５３３ａ
を連通させる弁口である。
【０１４０】５３６は弁口５３５の開度を調節する球状
の弁体であり、５３７は高圧側の冷媒圧力（空間５３２
ａ内圧力）に応じて変位可動する薄膜状のダイヤフラム
（圧力応動部材）であり、このダイヤフラム５３７の変
位は、連接棒（コネクティングロッド）５３８を介して
弁体５３６に伝達される。
【０１４１】ここで、ダイヤフラム５３７のうち弁体５
３６側には、弁口５３５の開度が大きくなる向きに弁体
５３６（連接棒５３８）が変位するように高圧側の冷媒
圧力（空間５３２ａ内圧力）が作用し、一方、ダイヤフ
ラム５３７のうち弁体５３６と反対側には、弁口５３５
の開度が小さくなる向きに弁体５３６（連接棒５３８）
が変位するように大気圧とコイルスプリング５３９の弾
性力が作用している。
【０１４２】なお、５３７ａは高圧側の冷媒圧力（空間
５３２ａ内圧力）をダイヤフラム５３７に導く圧力導入
口であり、５３９ａはコイルスプリング５３９の弾性力
を調節するバネ押えであり、５３９ｂは大気圧を導入す
る呼吸穴である。
【０１４３】次に、膨張弁５３０の作動について述べ
る。
【０１４４】弁口５３５の開度は、ダイヤフラム５３７
の変位によって決定されるものであり、ダイヤフラム５
３７の変位は、弁体５３６と反対側からダイヤフラム５
３７に作用する大気圧及びコイルスプリング５３９の弾
性力による力（以下、この力を閉弁力と呼ぶ。）と弁体
５３７側からダイヤフラム５３７に作用する高圧側圧力
（空間５３２ａ内の圧力）による力（以下、この力を開
弁力と呼ぶ。）との釣り合いで決定される。
【０１４５】そこで、高圧側圧力が９ＭＰａ以上、１１
ＭＰａ以下の所定圧力（本実施形態では、１０ＭＰａ）
のときに、弁口５３５が閉じた状態（開度０の状態）と
すれば、高圧側圧力が所定圧力を越えたときには弁口５
３５が開き、逆に、高圧側圧力が所定圧力以下となった
ときには弁口５３５が閉じるので、高圧側圧力が図３２
の太い実線に示すように、約１０ＭＰａに維持される。
【０１４６】（第１０実施形態）本実施形態は、図３３
に示すように、第９実施形態に係る膨張弁５３０の隔壁
部５３４に弁口５３５とは別に、両空間５３２ａ、５３
３ａを連通させるとともに、弁口５３５に比べて十分に
大きな圧力損失を有すブリードポート５４０を設けたも
のである。
【０１４７】次に、本実施形態の特徴を述べる。第８実
施形態において述べたように、膨張弁５３０は、高圧側
圧力が所定圧力（１０ＭＰａ）を越えるまで全閉状態が
維持される。このため、ヒートポンプサイクルの起動時
において、圧縮機１０が稼働しても、高圧側圧力が所定
圧力（１０ＭＰａ）を越えるまでは、ヒートポンプサイ
クル内を冷媒が循環せず、低圧側（室外熱交換器２０
側）に残留する冷媒が高圧側（室内熱交換器３０側）に
移動する。
【０１４８】このとき、外気温度が低いと、高圧側に移
動した冷媒が凝縮してしまうので、高圧側圧力が上昇し
難く、膨張弁５３０が閉じた状態が継続する。このた
め、低圧側に残留する冷媒が次第に減少していくので、
圧縮機１０を稼働しつつけても高圧側圧力が殆ど上昇し
なくなり、ヒートポンプサイクルが暖房能力を発揮する
ことができなってしまう。
【０１４９】これに対して、本実施形態のごとく、両空
間５３２ａ、５３３ａを連通させるブリードポート５４
０を設ければ、冷媒を循環させることができるので、低
圧側に残留する冷媒が次第に減少していくことを抑制で
きるので、ヒートポンプサイクルが暖房能力を発揮する
ことができなってしまうことを防止できる。
【０１５０】（第１１実施形態）本実施形態は、図３４
に示すように、車室内空気（以下、内気と呼ぶ。）を吸
入して再び車室内に吹き出す第１通路（内気専用通路）
１０１、及び内気と車室外空気（以下、外気と略す。）
とを切り換えて吸入して、その吸入した空気を車室内に
吹き出す第２通路１０２を有する内外気二層流型の空調
ケーシング１００を有する車両用空調装置に本発明を適
用したものである。
【０１５１】そして、本実施形態に係る室内熱交換器３
０は、４個の室内熱交換器３０１〜３０４を冷媒流れに
対して直列に配設したもので、暖房運転時における冷媒
流れ上流側から順に、符号を付した。このため、４個の
室内熱交換器３０１〜３０４のうち、暖房運転時におけ
る冷媒流れ上流側に位置する２つの室内熱交換器３０
１、３０２が第１通路１０１内に配置され、暖房運転時
における冷媒流れ下流側に位置する２個の室内熱交換器
３０３、３０４が第２通路１０２に配置されていること
となる。
【０１５２】そしてさらに、第１、２通路１０１、１０
２各々に配設された室内熱交換器３０１〜３０４）は、
各通路１０１、１０２における吹出空気流れ上流側に位
置する室内熱交換器３０２、３０４が、暖房運転時には
冷媒流れ下流側に位置するように構成されている。
【０１５３】次に、本実施形態の特徴を述べる。
【０１５４】内外気二層流型の空調ケーシング１００と
は、湿度の低い外気を吸入することにより窓ガラスが曇
ることを防止（防曇性を確保）しながら、内気を吸入す
ることにより暖房能力が過度に低下すること防止するこ
とを目的としたものである。
【０１５５】一方、ＣＯ2サイクルのごとく、高圧側圧
力が冷媒の臨界圧力以上となる超臨界ヒートポンプサイ
クルでは、暖房運転時においては図９（ａ）に示すよう
に、室内熱交換器３０（室内熱交換器３０１）の冷媒入
口側から（室内熱交換器３０４の）冷媒出口側に向かう
ほど、冷媒温度が低下していく。このため、仮に室内熱
交換器３０１〜３０４に流入する空気の温度が等しいな
らば、冷媒流れ下流側に位置する室内熱交換器３０３、
３０４ほど、冷媒と空気との温度差が小さくなるので、
吹出空気に与えることができる熱量が小さくなる。
【０１５６】これに対して、本実施形態のごとく、４個
の室内熱交換器３０１〜３０４のうち、暖房運転時にお
ける冷媒流れ下流側に位置する２個の室内熱交換器３０
３、３０４を第２通路１０２に配置しておけば、第２通
路１０２に外気を流通させたときに、室内熱交換器３０
３、３０４を流通する冷媒の温度が低下しても、図３５
の実線に示すように、冷媒と空気との温度差を大きくす
ることができるので、吹出空気に与えることができる熱
量を増大させることができる。
【０１５７】なお、第２通路１０２にも内気が流通する
ときには、図３５の破線に示すように、冷媒と空気との
温度差が小さくなるので、吹出空気に与えることができ
る熱量が小さくなる。
【０１５８】また、第１、２通路１０１、１０２各々に
配設された室内熱交換器３０１〜３０４）は、各通路１
０１、１０２における吹出空気流れ上流側に位置する室
内熱交換器３０２、３０４が、暖房運転時には冷媒流れ
下流側に位置するように構成されているので、第１実施
形態で述べたように、各室内熱交換器３０１〜３０４か
ら吹出空気に与えることができる熱量を増大させること
ができる。
【０１５９】（その他の実施形態）上述の実施形態で
は、二酸化炭素を冷媒として用いたが、本発明はこれに
限定されるものではなく、エチレン、エタン、酸化窒素
等の吐出圧が冷媒の超臨界域で使用される冷媒であれば
よい。
【０１６０】また、第１、２実施形態では、第２温度セ
ンサ６４により流入空気温度を検出していたが、第２温
度センサ６４を廃止するとともに、室外温度を検出する
室外温度センサ（室内温度検出手段）を設け、このこの
室外温度センサ、室内空気の温度（第４温度センサ６６
の検出温度）及び内気と外気との風量割合から流入空気
温度を推定してもよい。
【０１６１】また、第１１実施形態では、室内熱交換器
３０１〜３０４は、それぞれ第１通路１０１、第２通路
１０２に設定されていたが、室内熱交換器３０１〜３０
４の能力が十分に確保されている場合には、図３６に示
すように、室内熱交換器３０１〜３０４のいずれかを第
１、２通路１０１、１０２渡って配設してよい。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明の第１実施形態における暖房運転時のヒ
ートポンプサイクルの模式図である。
【図２】本発明の実施形態に係る室内熱交換器の拡大図
である。
【図３】本発明の第１実施形態における冷房運転時のヒ
ートポンプサイクルの模式図である。
【図４】冷房運転時における膨張弁の制御フローチャー
トである。
【図５】冷媒温度と冷媒圧力との関係を示すマップであ
る。
【図６】暖房運転時における膨張弁の制御フローチャー
トである。
【図７】成績係数と高圧側圧力との関係を示すグラフで
ある。
【図８】二酸化炭素のモリエル線図である。
【図９】冷媒入口からの距離と温度との関係を示すグラ
フである。
【図１０】空気流れと温度との関係を示すグラフであ
る。
【図１１】二酸化炭素のモリエル線図である。
【図１２】本発明の第２実施形態に係るヒートポンプサ
イクルの模式図である。
【図１３】本発明の第２実施形態における膨張弁の制御
フローチャートである。
【図１４】本発明の第３実施形態に係るヒートポンプサ
イクルの模式図である。
【図１５】本発明の第３実施形態における膨張弁の制御
フローチャートである。
【図１６】本発明の第４実施形態に係るヒートポンプサ
イクルの模式図である。
【図１７】本発明の第４実施形態における膨張弁の模式
図である。
【図１８】本発明の第４実施形態における膨張弁の模式
図である。
【図１９】二酸化炭素のモリエル線図である。
【図２０】本発明の第５実施形態に係る空調ケーシング
の模式図である。
【図２１】本発明の第５実施形態に係る室内熱交換器の
正面図である。
【図２２】圧縮機効率と圧縮比との関係を示すグラフで
ある。
【図２３】二酸化炭素のモリエル線図である。
【図２４】高圧側圧力とＣＯＰとの関係を示すグラフで
ある。
【図２５】吹出空気温度と高圧側圧力との関係を示すグ
ラフである。
【図２６】ＣＯＰ３％低下を考慮したときの吹出空気温
度と高圧側圧力との関係を示すグラフである。
【図２７】本発明の第８実施形態に係るヒートポンプサ
イクルの模式図である。
【図２８】本発明の第８実施形態における吹出空気温度
と高圧側圧力との関係を示すグラフである。
【図２９】本発明の第８実施形態における膨張弁の制御
フローチャートである。
【図３０】本発明の第９実施形態に係るヒートポンプサ
イクルの模式図である。
【図３１】本発明の第９実施形態に係る膨張弁の断面図
である。
【図３２】本発明の第９実施形態における吹出空気温度
と高圧側圧力との関係を示すグラフである。
【図３３】本発明の第１０実施形態に係る膨張弁の断面
図である。
【図３４】本発明の第１１実施形態におけるヒートポン
プサイクル式空調装置の模式図である。
【図３５】冷媒及び空気の温度変化を示すグラフであ
る。
【図３６】本発明の第１１実施形態の変形例の説明図で
ある。
【符号の説明】
１０…圧縮機、２０…室外熱交換器、３０…室内熱交換
器、５０…電気式膨張弁（減圧弁）、６０…電子制御装
置。
───────────────────────────────────────────────────── フロントページの続き (72)発明者 木村 成秀 愛知県西尾市下羽角町岩谷14番地 株式会 社日本自動車部品総合研究所内 (72)発明者 西田 伸 愛知県刈谷市昭和町１丁目１番地 株式会 社デンソー内 (72)発明者 堀田 忠資 愛知県西尾市下羽角町岩谷14番地 株式会 社日本自動車部品総合研究所内 (72)発明者 山口 素弘 愛知県刈谷市昭和町１丁目１番地 株式会 社デンソー内

Claims (11)

    【特許請求の範囲】
  1. 【請求項１】 圧縮機（１０）の吐出圧が冷媒の臨界圧
    力を越えるとともに、冷暖房切換可能なヒートポンプサ
    イクルであって、 室内に吹き出す吹出空気の流れに対して直列に配設さ
    れ、前記吹出空気と冷媒とを熱交換する複数個の室内熱
    交換器（３０）と、 室外空気と冷媒とを熱交換させる室外熱交換器（２０）
    と、 前記室外熱交換器（２０）と前記室内熱交換器（３０）
    とを結ぶ冷媒通路（２１）に設けられ、冷媒を減圧する
    減圧弁（５０）と、 前記圧縮機（１０）から吐出した冷媒を前記室内熱交換
    器（３０）側に向けて流通させる場合と前記室外熱交換
    器（２０）側に向けて流通させる場合とを切り換える切
    換弁（７０）とを有し、 前記複数個の室内熱交換器（３０）は、冷媒流れに対し
    て直列に連結され、 さらに、前記複数個の室内熱交換器（３０）のうち前記
    吹出空気流れ下流側に位置する室内熱交換器（３１）
    が、暖房運転時には冷媒流れ上流側に位置していること
    を特徴とするヒートポンプサイクル。
  2. 【請求項２】 圧縮機（１０）の吐出圧が冷媒の臨界圧
    力を越えるとともに、冷暖房切換可能なヒートポンプサ
    イクルであって、 室内に吹き出す吹出空気の流れに対して直列に配設さ
    れ、冷媒と前記吹出空気とを熱交換する複数個の室内熱
    交換器（３０）と、 室外空気と冷媒とを熱交換させる室外熱交換器（２０）
    と、 前記室外熱交換器（２０）と前記室内熱交換器（３０）
    とを結ぶ冷媒通路（２１）に設けられ、冷媒を減圧する
    減圧弁（５０、６００）と、 前記圧縮機（１０）から吐出した冷媒を前記室内熱交換
    器（３０）側に向けて流通させる場合と前記室外熱交換
    器（２０）側に向けて流通させる場合とを切り換える切
    換弁（７０）とを有し、 前記複数個の室内熱交換器（３０）は、冷媒流れに対し
    て直列に連結され、 暖房運転時において、前記減圧弁（５０、６００）の開
    度は、前記複数個の室内熱交換器（３０）のうち冷媒流
    れ最上流側に位置する室内熱交換器（３１）の冷媒出口
    から冷媒流れ最下流に位置する室内熱交換器（３２）の
    冷媒入口までのいずれかの部位における冷媒温度に基づ
    いて制御されることを特徴とするヒートポンプサイク
    ル。
  3. 【請求項３】 圧縮機（１０）の吐出圧が冷媒の臨界圧
    力を越えるとともに、冷暖房切換可能なヒートポンプサ
    イクルであって、 室内に吹き出す吹出空気の流れに対して直列に配設さ
    れ、前記吹出空気と冷媒とを熱交換する複数個の室内熱
    交換器（３０）と、 室外空気と冷媒とを熱交換させる室外熱交換器（２０）
    と、 前記室外熱交換器（２０）と前記室内熱交換器（３０）
    とを結ぶ冷媒通路（２１）に設けられ、冷媒を減圧する
    減圧弁（５０）と、 前記圧縮機（１０）から吐出した冷媒を前記室内熱交換
    器（３０）側に向けて流通させる場合と前記室外熱交換
    器（２０）側に向けて流通させる場合とを切り換える切
    換弁（７０）と、 使用者が希望する室内温度を設定する温度設定手段（６
    ７）と、 前記複数個の室内熱交換器（３０）と熱交換する前の前
    記吹出空気の温度を検出する流入空気温度検出手段（６
    ４）と、 暖房運転時において、前記流入空気温度検出手段（６
    ４）によって検出された流入空気温度、及び前記温度設
    定手段（６７）により設定された設定温度に基づいて、
    成績係数が最大となるように目標圧力を決定する目標圧
    力決定手段（Ｓ１１０）と、 前記圧縮機（１０）の吐出圧が前記目標圧力となるよう
    に前記減圧弁（５０）の開度を制御する制御手段（Ｓ１
    ４０）とを有することを特徴とするヒートポンプサイク
    ル。
  4. 【請求項４】 前記目標圧力決定手段（Ｓ１１０）は、
    前記流入空気温度、前記設定温度及び成績係数に加え
    て、前記複数個の室内熱交換器（３０）と熱交換する前
    記吹出空気の風量に基づいて前記目標圧力を決定するこ
    とを特徴とする請求項３に記載のヒートポンプサイク
    ル。
  5. 【請求項５】 圧縮機（１０）の吐出圧が冷媒の臨界圧
    力を越えるとともに、冷暖房切換可能なヒートポンプサ
    イクルであって、 室内に吹き出す吹出空気と冷媒とを熱交換する室内熱交
    換器（３０）と、 室外空気と冷媒とを熱交換させる室外熱交換器（２０）
    と、 前記室外熱交換器（２０）と前記室内熱交換器（３０）
    とを結ぶ冷媒通路（２１）に設けられ、冷媒を減圧する
    減圧弁（５０）と、 前記圧縮機（１０）から吐出した冷媒を前記室内熱交換
    器（３０）側に向けて流通させる場合と前記室外熱交換
    器（２０）側に向けて流通させる場合とを切り換える切
    換弁（７０）と、 使用者が希望する室内温度を設定する温度設定手段（６
    ７）と、 暖房運転時において、前記温度設定手段（６７）により
    設定された設定温度に基づいて、成績係数が最大となる
    ように第１目標圧力を決定する第１目標圧力決定手段
    （Ｓ２１０）と、 冷房運転時において、前記温度設定手段（６７）により
    設定された設定温度に基づいて、成績係数が最大となる
    ように第２目標圧力を決定する第２目標圧力決定手段
    （Ｓ１１０）と、 暖房運転時においては、前記圧縮機（１０）の吐出圧が
    前記第１目標圧力となるように前記減圧弁（５０）の開
    度を制御し、冷房運転時においては、前記圧縮機（１
    ０）の吐出圧が前記第２目標圧力となるように前記減圧
    弁（５０）の開度を制御する制御手段（Ｓ１４０、Ｓ２
    ６０）とを有することを特徴とするヒートポンプサイク
    ル。
  6. 【請求項６】 圧縮機（１０）の吐出圧が冷媒の臨界圧
    力を越えるとともに、冷暖房切換可能なヒートポンプサ
    イクルであって、 室内に吹き出す吹出空気と冷媒とを熱交換する室内熱交
    換器（３０）と、 室外空気と冷媒とを熱交換させる室外熱交換器（２０）
    と、 前記室外熱交換器（２０）と前記室内熱交換器（３０）
    とを結ぶ冷媒通路（２１）に設けられ、冷媒を減圧する
    減圧弁（５０）と、 前記圧縮機（１０）から吐出した冷媒を前記室内熱交換
    器（３０）側に向けて流通させる場合と前記室外熱交換
    器（２０）側に向けて流通させる場合とを切り換える切
    換弁（７０）と、 使用者が希望する室内温度を設定する温度設定手段（６
    ７）と、 冷房運転時において、前記温度設定手段（６７）により
    設定された設定温度に基づいて、成績係数が最大となる
    ように目標圧力を決定する目標圧力決定手段（Ｓ１１
    ０）と、 暖房運転時においては、前記圧縮機（１０）の吐出圧が
    ９ＭＰａ以上、１１ＭＰａ以下となるように前記減圧弁
    （５０）の開度を制御し、冷房運転時においては、前記
    圧縮機（１０）の吐出圧が前記目標圧力となるように前
    記減圧弁（５０）の開度を制御する制御手段（Ｓ１４
    ０、Ｓ８６０）とを有することを特徴とするヒートポン
    プサイクル。
  7. 【請求項７】 圧縮機（１０）の吐出圧が冷媒の臨界圧
    力を越えるとともに、冷暖房切換可能なヒートポンプサ
    イクルであって、 室内に吹き出す吹出空気と冷媒とを熱交換する室内熱交
    換器（３０）と、 室外空気と冷媒とを熱交換させる室外熱交換器（２０）
    と、 前記室外熱交換器（２０）と前記室内熱交換器（３０）
    とを結ぶ冷媒通路（２１）に設けられ、冷媒を減圧する
    減圧弁（５０）と、 前記圧縮機（１０）から吐出した冷媒を前記室内熱交換
    器（３０）側に向けて流通させる場合と前記室外熱交換
    器（２０）側に向けて流通させる場合とを切り換える切
    換弁（７０）と、 使用者が希望する室内温度を設定する温度設定手段（６
    ７）と、 冷房運転時において、前記温度設定手段（６７）により
    設定された設定温度に基づいて、成績係数が最大となる
    ように目標圧力を決定する目標圧力決定手段（Ｓ１１
    ０）とを有し、 暖房運転時においては、前記圧縮機（１０）の吐出圧が
    ９ＭＰａ以上、１１ＭＰａ以下の所定圧力に維持される
    ように前記減圧弁（５０）の開度を制御し、冷房運転時
    においては、前記圧縮機（１０）の吐出圧が前記目標圧
    力となるように前記減圧弁（５０）の開度を制御するこ
    とを特徴とするヒートポンプサイクル。
  8. 【請求項８】 冷媒として二酸化炭素を用いたことを特
    徴とする請求項１ないし７のいずれか１つに記載のヒー
    トポンプサイクル。
  9. 【請求項９】 圧縮機（１０）の吐出圧が冷媒の臨界圧
    力を越えるとともに、冷暖房切換可能なヒートポンプサ
    イクル式車両用空調装置であって、 室内に吹き出す吹出空気の流れに対して直列に配設さ
    れ、前記吹出空気と冷媒とを熱交換する複数個の室内熱
    交換器（３０）と、 室外空気と冷媒とを熱交換させる室外熱交換器（２０）
    と、 前記室外熱交換器（２０）と前記室内熱交換器（３０）
    とを結ぶ冷媒通路（２１）に設けられ、冷媒を減圧する
    減圧弁（５０）と、 前記圧縮機（１０）から吐出した冷媒を前記室内熱交換
    器（３０）側に向けて流通させる場合と前記室外熱交換
    器（２０）側に向けて流通させる場合とを切り換える切
    換弁（７０）と、 前記室内熱交換器（３０）を収納するとともに、車室内
    空気と車室外空気とを切り換えて吸入して、その吸入し
    た空気を車室内に吹き出す空気通路（１０２）を形成す
    る空調ケーシング（１００）とを有し、 前記複数個の室内熱交換器（３０）は、冷媒流れに対し
    て直列に連結され、 さらに、前記複数個の室内熱交換器（３０）のうち前記
    吹出空気流れ上流側に位置する室内熱交換器（３０４）
    が、暖房運転時には冷媒流れ下流側に位置していること
    を特徴とするヒートポンプサイクル式車両用空調装置。
  10. 【請求項１０】 圧縮機（１０）の吐出圧が冷媒の臨界
    圧力を越えるとともに、冷暖房切換可能なヒートポンプ
    サイクル式車両用空調装置であって、 車室内に吹き出す吹出空気の流れに対して直列に配設さ
    れ、前記吹出空気と冷媒とを熱交換する複数個の室内熱
    交換器（３０）と、 車室外空気と冷媒とを熱交換させる室外熱交換器（２
    ０）と、 前記室外熱交換器（２０）と前記室内熱交換器（３０）
    とを結ぶ冷媒通路（１）に設けられ、冷媒を減圧する減
    圧弁（５０）と、 前記圧縮機（１０）から吐出した冷媒を前記室内熱交換
    器（３０）側に向けて流通させる場合と前記室外熱交換
    器（２０）側に向けて流通させる場合とを切り換える切
    換弁（７０）と、 前記室内熱交換器（３０）を収納するとともに、前記吹
    出空気の通路を形成する空調ケーシング（１００）とを
    有し、 前記空調ケーシング（１００）には、車室内空気を吸入
    して再び車室内に吹き出す第１通路（１０１）、及び車
    室内空気と車室外空気とを切り換えて吸入して、その吸
    入した空気を車室内に吹き出す第２通路（１０２）が設
    けられ、 前記複数個の室内熱交換器（３０）は、冷媒流れに対し
    て直列に連結され、 さらに、前記複数個の室内熱交換器（３０）のうち、暖
    房運転時における冷媒流れ下流側の室内熱交換器（３０
    ３、３０４）の少なくとも一部が前記第２通路（１０
    ２）に配置されていることを特徴とするヒートポンプサ
    イクル式車両用空調装置。
  11. 【請求項１１】 前記室内熱交換器（３０）は、前記両
    通路（１０１、１０２）それぞれに複数個ずつ配設され
    ており、 前記両通路（１０１、１０２）各々に配設された複数個
    の前記室内熱交換器（３０）は、前記各通路（１０１、
    １０２）における前記吹出空気流れ上流側に位置する室
    内熱交換器（３０２、３０４）が、暖房運転時には冷媒
    流れ下流側に位置していることを特徴とする請求項９に
    記載のヒートポンプサイクル式車両用空調装置。
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