JP2007278624A - ヒートポンプサイクル - Google Patents

Abstract

【課題】ヒートポンプの効率を向上する。
【解決手段】第１熱源として冷媒を吸引して圧縮する圧縮機１と、圧縮機１から吐出される高圧冷媒にて冷却水の加熱を行う第１水冷媒熱交換器２と、冷却水にて空調用空気の加熱を行う第１温水ヒータ５９と、第１水冷媒熱交換器２から流出する高圧冷媒にて第２流体の加熱を行う第２水冷媒熱交換器３と、第２流体にて空調用空気の加熱を行う第２温水ヒータ６０と、第２水冷媒熱交換器３から流出する高圧冷媒を減圧する膨張弁７、１０と、膨張弁７、１０にて減圧された低圧冷媒を蒸発させる低圧側熱交換器４、８とを備えている。
これによれば、本実施形態のように第１流体がエンジン冷却水であり定常時で高水温状態にあっても、第２温水ヒータ６０を用いて第２流体に排熱することができることより、ヒートポンプの効率を向上させることができる。
【選択図】図１

Description

本発明は、低温側の熱を高温側に移動させるヒートポンプサイクルに関するものである。

ヒートポンプサイクルの従来技術の一つとして、下記特許文献１に示されるように、第１高圧側熱交換器、および第１高圧側熱交換器から流出した高圧冷媒が第１高圧側熱交換器にて熱交換する第１流体より温度の低い第２流体との間で熱交換を行う第２高圧側熱交換器を設けたものがある。

これにより、取り出すことができる熱量は、第１高圧側熱交換器にて取り出すことができる熱量と第２高圧側熱交換器にて取り出すことができる熱量との和となるので、ヒートポンプから取り出すことができる熱量（エンタルピ）が減少してヒートポンプの成績係数ＣＯＰが悪化してしまうことを防止している。また、下記特許文献１の第４実施形態には、室内熱交換器を冷房時においては蒸発器（低圧側熱交換器）として機能し、暖房時には放熱器（高圧側熱交換器）として機能する車両用空調装置が示されている。
特開２００２−９８４３０号公報

しかしながら、上記したように蒸発器と放熱器とを兼用した車両用空調装置においては、冷房運転もしくは除湿運転から暖房運転に切り替わった直後において、冷房運転時もしくは除湿運転時に室内熱交換器の表面に付着していた凝縮水が加熱されて蒸発してしまうため、蒸発した水蒸気が暖房用の加熱空気と共に車室内に吹き出してしまい、車両窓ガラスが曇ってしまうという問題点がある。

また図５は、従来のヒートポンプのｐ（圧力）−ｈ（比エンタルピ）線図である。図５に示すように、高圧側熱交換器２が高圧冷媒とエンジン冷却水とを熱交換させる水冷媒熱交換器２で１つのみの場合、比較的冷却水水温の高い定常時のヒートポンプ効率が悪いという問題点がある。なお、図５中の１は圧縮機、４は低圧側熱交換器、１０は減圧手段である。

本発明の目的は、ヒートポンプの効率を向上することのできるヒートポンプサイクルを提供することにある。また、本発明の他の目的は、上記したような窓曇りを防止するとともにヒートポンプの効率を向上することのできるヒートポンプサイクルを提供することにある。

本発明は上記目的を達成するために、請求項１ないし請求項１０に記載の技術的手段を採用する。すなわち、請求項１に記載の発明では、冷媒を吸引して圧縮する圧縮機（１）と、
圧縮機（１）から吐出される高圧冷媒を熱源として第１循環流路（Ｗ１）を循環する第１流体の加熱を行う第１高圧側熱交換器（２）と、
第１流体にて第３流体の加熱を行う第１加熱用熱交換器（５９）と、
第１高圧側熱交換器（２）から流出する高圧冷媒を熱源として第２循環流路（Ｗ２）を循環する第２流体の加熱を行う第２高圧側熱交換器（３）と、
第２流体にて第３流体の加熱を行う第２加熱用熱交換器（６０）と、
第２高圧側熱交換器（３）から流出する高圧冷媒を減圧する減圧手段（７、１０）と、
減圧手段（７、１０）にて減圧された低圧冷媒を蒸発させる低圧側熱交換器（４、８）とを備えることを特徴としている。

この請求項１に記載の発明によれば、例えば第１流体がエンジン冷却水であり定常時で高水温状態にあっても、第２加熱用熱交換器（６０）を用いて第２流体に排熱することができることより、ヒートポンプの効率を向上させることができる。

また、このヒートポンプサイクルを車両用ヒートポンプ式空調装置に適用した場合、第１、第２高圧側熱交換器（２、３）が第１、第２ヒータコア（２、３）となり、低圧側熱交換器（８）がエバポレータ（８）となって加熱用熱交換器と冷却用熱交換器とを別々に構成することができる。

このため、冷房運転もしくは除湿運転から暖房運転に切り替えた直後においても、冷房運転時もしくは除湿運転時にエバポレータ（８）の表面に付着していた凝縮水を加熱するようなことが無くなるため、蒸発した水蒸気が暖房用の加熱空気と共に車室内に吹き出して車両窓ガラスが曇ってしまうというような問題を無くすことができる。

また、請求項２に記載の発明では、請求項１に記載のヒートポンプサイクルにおいて、第３流体の流れにおいて、第１加熱用熱交換器（５９）を第２加熱用熱交換器（６０）の下流側に配設したことを特徴としている。この請求項２に記載の発明によれば、第１高圧側熱交換器（２）の方が第２高圧側熱交換器（３）よりも冷媒流れ上流側にあることより、第１高圧側熱交換器（２）で加熱される第１流体の方が第２高圧側熱交換器（３）で加熱される第２流体よりも高い温度となる。

よって、当然高い温度の第１流体が流通する第１加熱用熱交換器（５９）の方が、第２流体が流通する第２加熱用熱交換器（６０）よりも温度が高くなるため、第３流体の加熱を行ううえで上流側に第２加熱用熱交換器（６０）、下流側にそれよりも温度の高い第１加熱用熱交換器（５９）を配置することで第３流体との熱交換効率（つまり加熱効率）を良くすることができる。

また、請求項３に記載の発明では、請求項１または請求項２に記載のヒートポンプサイクルにおいて、第１高圧側熱交換器（２）と第２高圧側熱交換器（３）との少なくとも両冷媒側流路（２ａ、３ａ）を一体にして形成したことを特徴としている。この請求項３に記載の発明によれば、第１高圧側熱交換器（２）と第２高圧側熱交換器（３）とをコンパクトで無駄無く構成できるうえ、第１高圧側熱交換器（２）と第２高圧側熱交換器（３）との間の接続配管やその接続作業なども無くすことができることからコストを抑えることができる。

また、請求項４に記載の発明では、請求項１ないし請求項３のうちいずれか１項に記載のヒートポンプサイクルにおいて、高圧側の冷媒圧力が冷媒の臨界圧力を越える超臨界ヒートポンプサイクルであることを特徴としている。この請求項４に記載の発明によれば、高圧側の冷媒温度が例えば１５０℃と高い温度が得られることより、このヒートポンプサイクルを用いた装置の効率を良くすることができる。また、高圧側の冷媒温度が高いことより、暖房のみならず、車両走行用エンジンや燃料電池ユニットの冷却水の加熱などに用いれば効率良く暖機を行うことができる。

また、請求項５に記載の発明では、請求項１ないし請求項４のうちいずれか１項に記載のヒートポンプサイクルにおいて、冷媒が二酸化炭素（ＣＯ_２）であることを特徴としている。この請求項８に記載の発明によれば、具体的には二酸化炭素（ＣＯ_２）冷媒が実施容易である。

また、請求項６に記載の発明では、請求項１ないし請求項５のうちいずれか１項に記載のヒートポンプサイクルにおいて、さらに、第１循環流路（Ｗ１）内に配設された他の熱源（５２）を備えることを特徴としている。この請求項６に記載の発明によれば、主となる第１流体が循環する第１循環流路（Ｗ１）内に、例えば車両走行用のエンジンや燃料電池のＦＣスタック（燃料電池と冷却手段とで構成した燃料電池ユニット）などといった他の熱源（５２）を加えることで、第３流体との熱交換効率（つまり加熱効率）を良くすることができる。

また、請求項７に記載の発明では、請求項１ないし請求項５のうちいずれか１項に記載のヒートポンプサイクルにおいて、さらに、第２循環流路（Ｗ２）内に配設された他の熱源（６２）を備えることを特徴としている。この請求項７に記載の発明によれば、従となる第２流体が循環する第２循環流路（Ｗ２）内に、例えばハイブリッド車のインバータなどといった他の熱源（６２）を加えることで、第３流体との熱交換効率（つまり加熱効率）を良くすることができる。

また、請求項８に記載の発明では、請求項１ないし請求項５のうちいずれか１項に記載のヒートポンプサイクルにおいて、高圧冷媒を第1の熱源として、
さらに、第１循環流路（Ｗ１）内に配設された第２の熱源（５２）と、
第２循環流路（Ｗ２）内に配設された第３の熱源（６２）とを備え、
第２の熱源（５２）から供給する熱量は、第３の熱源（６２）から供給する熱量よりも多くしたことを特徴としている。この請求項８に記載の発明によれば、第３流体の加熱を行ううえで下流側の第１加熱用熱交換器（５９）の方が上流側の第２加熱用熱交換器（６０）よりも温度が高くなることより、第３流体との熱交換効率（つまり加熱効率）を良くすることができる。

また、請求項９に記載の発明では、請求項１ないし請求項８のうちいずれか１項に記載のヒートポンプサイクルを用いたヒートポンプ式空調装置であり、
第３流体が空気であることを特徴としている。この請求項９に記載の発明によれば、ヒートポンプサイクルの成績係数（ＣＯＰ）が悪化するのを防止しつつ、室内や車室内を即効で効率良く暖房を行うことができる。

また、請求項１０に記載の発明では、請求項１ないし請求項５のうちいずれか１項に記載のヒートポンプサイクルを用いた車両用ヒートポンプ式空調装置であり、
高圧冷媒を第1の熱源として、
さらに、第１循環流路（Ｗ１）内に配設された第２の熱源（５２）を備え、
第２の熱源（５２）は車両走行用のエンジン（５２）であり、
第１循環流路（Ｗ１）はエンジン（５２）の冷却水回路（Ｗ１）であり、
第３流体が空気であり、
低圧側熱交換器（８）は第３流体としての空気を冷却するよう構成されていることを特徴としている。

この請求項１０に記載の発明によれば、圧縮機（１）より吐出される高温冷媒の熱（超臨界ヒートポンプサイクルでは例えば１５０℃）は、エンジン（５２）を含む冷却水回路（Ｗ１）の冷却水温度（例えば８５℃）まで冷却水に熱を捨てることができるため、ガスクーラとなる室外熱交換器（４）の放熱負荷が低減されてサイクルの効率が向上する。

また、エンジン（５２）の起動時には、圧縮機（１）からの排熱で第１流体であるエンジン冷却水を加熱することでエンジン（５２）を暖機して車両の燃費を向上させることができる。なお、第２の熱源（５２）は燃料電池のＦＣスタック（５２）、第１循環流路（Ｗ１）はＦＣスタック（５２）の冷却水回路（Ｗ１）であっても良い。なお、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。

（第１実施形態）
以下、本発明の第１実施形態について添付した図１ないし図３を用いて詳細に説明する。図１は、本発明を適用した第１実施形態のヒートポンプサイクルを示す模式図である。本実施形態は、本発明のヒートポンプサイクルを車両用のヒートポンプ式空調装置に適用したものであり、補助暖房機能を有する冷凍サイクルの効率向上を狙ったものである。

本実施形態では、冷媒回路Ｒと、第１流体としてのエンジン冷却水が循環する第１循環流路Ｗ１と、第２流体としての水が循環する第２循環流路Ｗ２とを有する。これら循環流路Ｗ１、Ｗ２は、本実施形態では完全に独立しているが、部分的に連絡していても良い。第１流体としてのエンジン冷却水と第２流体としての水とは、温水とも呼ばれる。

まずは冷媒回路Ｒの流れに沿って構成を説明する。図１中の圧縮機１は、冷媒回路Ｒの低圧側から冷媒を吸入して圧縮し、高圧側に吐出する。第１水冷媒熱交換器（第１高圧側熱交換器）２は圧縮機１から吐出される高温高圧冷媒と冷却水回路（第１循環流路）Ｗ１を循環する冷却水とを熱交換させるものである。また、第２水冷媒熱交換器（第２高圧側熱交換器）３は、第１高圧側熱交換器２から流出する高圧冷媒と第２循環流路Ｗ２を循環する第２流体としての水とを熱交換させるものである。

図２は、本発明の一実施形態における第１、第２水冷媒熱交換器２、３を示す斜視図であり、それぞれの冷媒側流路２ａ、３ａを一体にして形成したものである。両水冷媒熱交換器２、３とも、冷媒が流通する冷媒側流路２ａ、３ａと温水が流通する温水側流路２ｂ、３ｂとを有しており、この冷媒側流路と温水側流路とを熱的に接合させて熱交換するようにしたものであるが、本実施形態では図２に示すように、それぞれの冷媒側流路２ａ、３ａを連続する流路管によって提供することで一体にして形成したものを使っている。

電気式の暖房用膨張弁（減圧手段）１０は、暖房時に第２水冷媒熱交換器３から流出する高圧冷媒を減圧するものである。なお、冷房時には並列に配設した冷房用バイパス弁１１を開として冷媒をバイパスさせて暖房用膨張弁１０で減圧しないようにする。低圧側熱交換器（蒸発器）としての室外熱交換器４は、暖房時に暖房用膨張弁１０で減圧された低圧冷媒を蒸発させて外気から熱を吸収し、冷房時には高圧側熱交換器（放熱器）の１つとして外気に放熱するガスクーラとなる。

図１中の電動ファン１５は、室外熱交換器４や後述するラジエータ５４に外気を供給するものである。室外熱交換器４の下流側には暖房時と冷房時とで冷媒供給方向を切り換える三方弁５が配設されている。まず、実線で示す暖房時の冷媒流れに従うと、三方弁５からの冷媒はアキュムレータ（気液分離手段）９に供給される。

アキュムレータ９は、室外熱交換器４から流出する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１の吸入側に流出するとともに、ヒートポンプ中の余剰冷媒を液冷媒として蓄えるものである。また、冷房時の三方弁５からの冷媒流れは、破線で示すようになる。電気式の冷房用膨張弁（減圧手段）７は、冷房時に室外熱交換器４から流出する高圧冷媒を減圧するものである。

低圧側熱交換器（蒸発器）としてのエバポレータ８は、冷房時に冷房用膨張弁７で減圧された低圧冷媒を蒸発させ、車室内に吹き出す第３流体としての空調用空気から吸熱してこれを冷却するものである。エバポレータ８を流出した冷媒は暖房時と同様に、アキュムレータ９を通って圧縮機１に吸引され、上記の暖房時もしくは冷房時の循環を繰り返す。

なお、アキュムレータ９と圧縮機１との間に配設された熱回収手段としての内部熱交換器６は、冷房時に放熱器としての室外熱交換器４から流出して流路６ａを流通する高圧冷媒と、エバポレータ８から流出して流路６ｂを流通して圧縮機１に吸引される低圧冷媒とを熱交換させるものである。なお、本実施形態では、冷媒に二酸化炭素（ＣＯ_２）冷媒を用いており、高圧側の冷媒圧力が冷媒の臨界圧力を越える超臨界ヒートポンプサイクルとなっている。

次に、第１水冷媒熱交換器２で加熱される冷却水回路Ｗ１について説明する。図１中の第２熱源としての車両走行用のエンジン５２は、冷却水を加熱して温水として供給する。冷却水回路Ｗ１には、第１、２ウォータポンプ５３、５６が設けられ、冷却水（温水）を循環させる。

第１ウォータポンプ５３は、エンジン５２に直結した水路に設けられている。第２ォータポンプ５３は、後述する第１温水ヒータ５９に直結し、エンジン５２と第１温水ヒータ５９との間の水路に設けられている。ラジエータ５４は、エンジン５２から流出する冷却水を冷却するものである。バイパス回路５１は、エンジン５２から流出した冷却水を、ラジエータ５４を迂回させてエンジン５２に戻すための回路である。

そして、冷却水温度に応じて流量を調節するサーモスタットなどの流量調整弁５５により、バイパス回路５１に流通させる冷却水量とラジエータ５４に流通させる冷却水量とを調節して冷却水温度を適正温度に調節している。第１加熱用熱交換器としての第１温水ヒータ５９は、エンジン５２の稼動によって加熱された冷却水（温水）を熱源として、車室内に吹き出す第３流体としての空調用空気を加熱するものである。冷却水回路Ｗ１の途中であって、第１ウォータポンプ５３と第１温水ヒータ５９との間の水路には、補助暖房機能として先の第１水冷媒熱交換器２が接続されている。

なお、エンジン５２から流出した冷却水を、第１温水ヒータ５９を迂回させてエンジン５２に戻すバイパス回路５７と、このバイパス回路５７に流れる流量と第１温水ヒータ５９に流れる流量とを調節する流量調節弁５８とを設けている。

また、本実施形態では別の補助暖房機能として、先の第２水冷媒熱交換器３で加熱された第２流体が循環する第２循環流路Ｗ２を備えている。図１中の第２加熱用熱交換器としての第２温水ヒータ６０は、第２水冷媒熱交換器３で加熱された第２流体としての水で車室内に吹き出す第３流体としての空調用空気を加熱する。また第３ウォータポンプ６１は、第２流体としての水を循環させるものである。

次に、エバポレータ８や第１、第２温水ヒータ５９、６０が収納された車両用空調装置の室内空調ユニットの概要構成について説明する。室内空調ユニットは通常、車室内前部の計器盤内側に搭載されている。室内空調ユニットの空調ケースは、車室内へ向かって送風される空気の通路を構成するものであり、この空調ケース内に空気冷却手段としてのエバポレータ８が設置されている。

空調ケースにおいて、エバポレータ８の上流側には、送風手段としてのブロワユニットが配置されており、ブロワユニットには遠心多翼式の送風ファンと、この送風ファンを駆動する駆動用モータとで構成されたブロワ１２が備えられている。送風ファンの吸入側には、内外気切替箱が配置されており、この内外気切替箱内の内外気切替ドアによって外気（車室外空気）導入口もしくは内気（車室内空気）導入口が切り替え開閉される。図１中のモータ１３は、内外気切替ドアを切替駆動するものである。

また、空調ケース内で、エバポレータ８の下流側にはエアミックスドアが配置され、このエアミックスドアの下流側に先の空気加熱手段としての第１、第２温水ヒータ５９、６０が設置されている。なお、本実施形態の特徴の一つとして、第１温水ヒータ５９が第２温水ヒータ６０の空気流れ下流側となるように並設している。そして、これら第１、第２温水ヒータ５９、６０の側方（実際には上方部）には、第１、第２温水ヒータ５９、６０をバイパスして空気（冷風）を流すバイパス通路としての冷風バイパス通路が形成されている。

エアミックスドアは、図１では回動可能な板状ドアとなっており、第１、第２温水ヒータ５９、６０を通過して再加熱される冷風と、冷風バイパス通路をそのまま通過する冷風との風量割合を調節するものであって、この冷温風の風量割合の調節により車室内への吹出空気温度を調節するようになっている。従って、エアミックスドア７は車室内への吹出空気の温度調節手段となっている。なお、図１中のモータ１４は、エアミックスドアを駆動するものである。

第１、第２温水ヒータ５９、６０で加熱された温風と、冷風バイパス通路からの冷風とを空気混合部としての図示しないエアミックスチャンバー部で混合して、所望温度の空気を作り出すようになっている。更に、空調ケース内でそのエアミックスチャンバー部の下流側には、図示しない吹出モード切替部と各吹出開口部とが構成されている。

すなわち、車両フロントガラス内面に空気を吹き出すデフロスタ開口部と、車室内乗員の上半身側に向けて空気を吹き出すフェイス開口部と、車室内乗員の足元に向けて空気を吹き出すフット開口部とが形成されており、これらの吹出開口部を図示しない吹出モードドアとしてのデフロスタドア、フェイスドア、フットドアによって開閉するようになっている。そして、これらの作動は全て制御手段としての空調制御装置（空調ＥＣＵ）２０で制御されるようになっている。次に、上述した本実施形態のヒートポンプ式空調装置の作動を説明する。

１．暖房運転
エンジン５２から流出する冷却水の温度が所定温度（暖房を行うのに充分な温度）未満であるときには、圧縮機１→第１水冷媒熱交換器２（２ａ）→第２水冷媒熱交換器３（３ａ）→暖房用膨張弁１０→室外熱交換器４→三方弁５→アキュムレータ９→圧縮機１の順で冷媒を循環させる。

これに対して温水側は、第１水冷媒熱交換器２（２ｂ）→第１温水ヒータ５９→第２ウォータポンプ５６→流量調節弁５８→バイパス回路５７→第１水冷媒熱交換器２（２ｂ）の順で冷却水を循環させるとともに、第２水冷媒熱交換器３（３ｂ）→第２温水ヒータ６０→第３ウォータポンプ６１→第２水冷媒熱交換器３（３ｂ）の順で第２流体を循環させる。

これにより、ヒートポンプサイクルで生成された熱の一部は、第１、第２水冷媒熱交換器２、３にて冷却水と第２流体とに与えられて第１、第２温水ヒータ５９、６０から車室内に吹き出す空気中に放出される。このとき、第１温水ヒータ５９は、第２温水ヒータ６０にて加熱された後の空気と熱交換することになるが、第１温水ヒータ５９の冷却水温度は、第２温水ヒータ６０の第２流体温度よりも高いので、第２温水ヒータ６０にて加熱された後の空気を第１温水ヒータ５９にて更に加熱することができる。

図３は、図１のヒートポンプサイクルのｐ（圧力）−ｈ（比エンタルピ）線図である。上記のことより、本実施形態に係るヒートポンプサイクルでは、ヒートポンプサイクルから取り出すことができる熱量（エンタルピ）が減少してヒートポンプの成績係数（ＣＯＰ）が悪化してしまうことを防止しつつ、車室内に吹き出す空気の温度を早期に上昇させることができる。

また、エンジン５２の熱が第１温水ヒータ５９（空調装置）側に奪われしまうことを防止できるので、エンジン５２の暖機運転を早期に完了させることができる。そして、エンジン５２から流出する冷却水の温度が、第１温水ヒータ５９から流出する冷却水温度以上となったときには、圧縮機１（ヒートポンプサイクル）を停止するとともに、流量調節弁５８を作動させてエンジン５２から第１温水ヒータ５９に冷却水（温水）を供給する。

なお、本実施形態では、エンジン５２から流出する冷却水の温度が、第１温水ヒータ５９から流出する冷却水温度以上となったときには、エンジン５２の廃熱のみで暖房を行ったが、本実施形態はこれに限定されるものではなく、エンジン５２の廃熱とヒートポンプサイクルの両者で暖房を行って良い。

また、本実施形態ではエンジン５２の始動時に、エンジン５２側と第１水冷媒熱交換器２側とを流量調節弁５８で分離させたが、エンジン５２の始動時からエンジン５２側と第１水冷媒熱交換器２側とが連通するように流量調節弁５８を作動させておき、ヒートポンプサイクルで暖房を行いつつエンジン冷却水を加熱してエンジン５２の暖機を早めるようにしても良い。

２．冷房運転
冷房運転時には、圧縮機１→第１水冷媒熱交換器２（２ａ）→第２水冷媒熱交換器３（３ａ）→冷房用バイパス弁１１→室外熱交換器４→三方弁５→内部熱交換器６（６ａ）→冷房用膨張弁７→エバポレータ８→アキュムレータ９→内部熱交換器６（６ｂ）→圧縮機１の順で冷媒を循環させる。

一方、室内空調ユニットの空調ケース内では、エアミックスドアにて第１、第２温水ヒータ５９、６０のコア面（空気が通過する部位）を閉じて、エバポレータ８にて冷却された空気がエンジン５２の廃熱によって加熱されることを防止した状態で、冷却水をエンジン５２→第１水冷媒熱交換器２（２ｂ）→第１温水ヒータ５９→第２ウォータポンプ５６→流量調節弁５８→エンジン５２の順に循環させ、第２循環流路Ｗ２側は循環を停止させる。

なお、本実施形態では車両走行用のエンジン５２を第２熱源としたが、第２熱源は水素と酸素とを化学反応させることによって電力を発生させる燃料電池のＦＣスタック（燃料電池と冷却手段とで構成した燃料電池ユニット）などであっても良い。また、本実施形態では車両車室内の冷暖房を行う空調装置として構成したが、暖房だけを行う暖房装置として構成しても良いし、車両用ではなく、定置式の空調装置や暖房装置として構成しても良い。

次に、本実施形態での特徴と、その効果について述べる。まず、冷媒を吸引して圧縮する圧縮機１と、圧縮機１から吐出される高圧冷媒を熱源として冷却水回路Ｗ１を循環する冷却水の加熱を行う第１水冷媒熱交換器２と、冷却水にて空調用空気の加熱を行う第１温水ヒータ５９と、第１水冷媒熱交換器２から流出する高圧冷媒を熱源として第２循環流路Ｗ２を循環する第２流体としての水の加熱を行う第２水冷媒熱交換器３と、第２流体としての水にて空調用空気の加熱を行う第２温水ヒータ６０と、第２水冷媒熱交換器３から流出する高圧冷媒を減圧する膨張弁７、１０と、膨張弁７、１０にて減圧された低圧冷媒を蒸発させる低圧側熱交換器４、８とを備えている。

これによれば、本実施形態のように第１流体がエンジン冷却水であり定常時で高水温状態にあっても、第２温水ヒータ６０を用いて第２流体に排熱することができることより、ヒートポンプの効率を向上させることができる。また、このヒートポンプサイクルを車両用ヒートポンプ式空調装置に適用した場合、第１、第２水冷媒熱交換器２、３が第１、第２温水ヒータコア２、３となり、低圧側熱交換器８がエバポレータ８となって加熱用熱交換器と冷却用熱交換器とを別々に構成することができる。

このため、冷房運転もしくは除湿運転から暖房運転に切り替えた直後においても、冷房運転時もしくは除湿運転時にエバポレータ８の表面に付着していた凝縮水を加熱するようなことが無くなるため、蒸発した水蒸気が暖房用の加熱空気と共に車室内に吹き出して車両窓ガラスが曇ってしまうというような問題を無くすことができる。

また、空調用空気の流れにおいて、第１温水ヒータ５９を第２温水ヒータ６０の下流側に配設している。これによれば、第１水冷媒熱交換器２の方が第２水冷媒熱交換器３よりも冷媒流れ上流側にあることより、第１水冷媒熱交換器２で加熱される冷却水の方が第２水冷媒熱交換器３で加熱される第２流体よりも高い温度となる。

よって、当然高い温度の冷却水が流通する第１温水ヒータ５９の方が、第２流体が流通する第２温水ヒータ６０よりも温度が高くなるため、空調用空気の加熱を行ううえで上流側に第２温水ヒータ６０、下流側にそれよりも温度の高い第１温水ヒータ５９を配置することで空調用空気との熱交換効率（つまり加熱効率）を良くすることができる。

また、第１水冷媒熱交換器２と第２水冷媒熱交換器３との少なくとも両冷媒側流路２ａ、３ａを一体にして形成している。これによれば、第１水冷媒熱交換器２と第２水冷媒熱交換器３とをコンパクトで無駄無く構成できるうえ、第１水冷媒熱交換器２と第２水冷媒熱交換器３との間の接続配管やその接続作業なども無くすことができることからコストを抑えることができる。

また、高圧側の冷媒圧力が冷媒の臨界圧力を越える超臨界ヒートポンプサイクルである。これによれば、高圧側の冷媒温度が例えば１５０℃と高い温度が得られることより、このヒートポンプサイクルを用いた装置の効率を良くすることができる。また、高圧側の冷媒温度が高いことより、暖房のみならず、車両走行用エンジンや燃料電池ユニットの冷却水の加熱などに用いれば効率良く暖機を行うことができる。また、冷媒が二酸化炭素（ＣＯ_２）である。これによれば、具体的には二酸化炭素（ＣＯ_２）冷媒が実施容易である。

またさらに、冷却水回路Ｗ１内に第２熱源５２を配設している。これによれば、主となる冷却水が循環する第１循環流路Ｗ１内に、例えば車両走行用のエンジンや燃料電池のＦＣスタック（燃料電池と冷却手段とで構成した燃料電池ユニット）などといった第２熱源５２を加えることで、空調用空気との熱交換効率（つまり加熱効率）を良くすることができる。

また、上記のヒートポンプサイクルを用いたヒートポンプ式空調装置であり、第３流体が空気である。これによれば、ヒートポンプサイクルの成績係数（ＣＯＰ）が悪化するのを防止しつつ、室内や車室内を即効で効率良く暖房を行うことができる。

また、上記のヒートポンプサイクルを用いた車両用ヒートポンプ式空調装置であり、高圧冷媒を第1の熱源として、さらに、第１循環流路内に配設された第２の熱源５２を備え、第２の熱源５２は車両走行用のエンジン５２であり、第１循環流路はエンジン５２の冷却水回路Ｗ１であり、第３流体が空気であり、エバポレータ８は第３流体としての空調用空気を冷却するようにしている。

これによれば、圧縮機１より吐出される高温冷媒の熱（超臨界ヒートポンプサイクルでは例えば１５０℃）は、エンジン５２を含む冷却水回路Ｗ１の冷却水温度（例えば８５℃）まで冷却水に熱を捨てることができるため、ガスクーラとなる室外熱交換器４の放熱負荷が低減されてサイクルの効率が向上する。また、エンジン５２の起動時には、圧縮機１からの排熱で第１流体であるエンジン冷却水を加熱することでエンジン５２を暖機して車両の燃費を向上させることができる。

（第２実施形態）
図４は、本発明を適用した第２実施形態のヒートポンプサイクルを示す模式図である。上述した第１実施形態との相違点を中心に本実施形態を説明する。本実施形態では、第２流体が循環する第２循環流路Ｗ２内に第３熱源６２を配設している。

第３熱源６２は、具体的にハイブリッド車のインバータなど排熱を出す電子部品などの補機であり、その補機を第２循環流路Ｗ２内に配置してその排熱を回収するようにしたものである。ちなみに図４中の６３は、補機用のラジエータである。これによれば、従となる第２流体が循環する第２循環流路Ｗ２内に第３熱源６２を加えることで、空調用空気との熱交換効率（つまり加熱効率）を良くすることができる。

また、第２熱源（例えばエンジン）５２から供給する熱量は、第３熱源（例えばインバータ）６２から供給する熱量よりも多くしている。これによれば、空調用空気の加熱を行ううえで下流側の第１温水ヒータ５９の方が上流側の第２温水ヒータ６０よりも温度が高くなることより、空調用空気との熱交換効率（つまり加熱効率）を良くすることができる。

またさらに、第２循環流路Ｗ２内に配設された他の熱源６２を備えている。これによれば、従となる第２流体が循環する第２循環流路Ｗ２内に、例えばハイブリッド車のインバータなどといった他の熱源６２を加えることで、第３流体との熱交換効率（つまり加熱効率）を良くすることができる。

また、高圧冷媒を第1の熱源として、さらに、冷却水回路Ｗ１内に配設されたエンジン５２と、第２循環流路Ｗ２内に配設されたインバータ６２とを備え、エンジン５２から供給する熱量は、インバータ６２から供給する熱量よりも多くしている。これによれば、空調用空気の加熱を行ううえで下流側の第１温水ヒータ５９の方が上流側の第２温水ヒータ６０よりも温度が高くなることより、空調用空気との熱交換効率（つまり加熱効率）を良くすることができる。

（その他の実施形態）
上述の第１、２実施形態では、第２熱源５２にエンジン５２、第３熱源にインバータ６２を使用したが、本発明はこれに限定されるものではなく、他の燃焼装置、燃料電池のＦＣスタック、その他の発熱体を熱源としても良い。

本発明を適用した第１実施形態のヒートポンプサイクルを示す模式図である。 本発明の一実施形態における第１、第２水冷媒熱交換器２、３を示す斜視図であり、それぞれの冷媒側流路２ａ、３ａを一体にして形成したものである。 図１のヒートポンプサイクルのｐ（圧力）−ｈ（比エンタルピ）線図である。 本発明を適用した第２実施形態のヒートポンプサイクルを示す模式図である。 従来のヒートポンプサイクルのｐ（圧力）−ｈ（比エンタルピ）線図である。

符号の説明

１…圧縮機
２…第１水冷媒熱交換器（第１高圧側熱交換器）
２ａ…冷媒側流路
３…第２水冷媒熱交換器（第２高圧側熱交換器）
３ａ…冷媒側流路
４…室外熱交換器（低圧側熱交換器）
７…冷房用膨張弁（減圧手段）
８…エバポレータ（低圧側熱交換器）
１０…暖房用膨張弁（減圧手段）
５２…エンジン（第２熱源）
５９…第１温水ヒータ（第１加熱用熱交換器）
６０…第２温水ヒータ（第２加熱用熱交換器）
６２…インバータ（第３熱源）
Ｗ１…冷却水回路（第１循環流路）
Ｗ２…第２循環流路

Claims (10)

1. 冷媒を吸引して圧縮する圧縮機（１）と、
   前記圧縮機（１）から吐出される高圧冷媒を熱源として第１循環流路（Ｗ１）を循環する第１流体の加熱を行う第１高圧側熱交換器（２）と、
   前記第１流体にて第３流体の加熱を行う第１加熱用熱交換器（５９）と、
   前記第１高圧側熱交換器（２）から流出する高圧冷媒を熱源として第２循環流路（Ｗ２）を循環する第２流体の加熱を行う第２高圧側熱交換器（３）と、
   前記第２流体にて前記第３流体の加熱を行う第２加熱用熱交換器（６０）と、
   前記第２高圧側熱交換器（３）から流出する高圧冷媒を減圧する減圧手段（７、１０）と、
   前記減圧手段（７、１０）にて減圧された低圧冷媒を蒸発させる低圧側熱交換器（４、８）とを備えることを特徴とするヒートポンプサイクル。
2. 前記第３流体の流れにおいて、前記第１加熱用熱交換器（５９）を前記第２加熱用熱交換器（６０）の下流側に配設したことを特徴とする請求項１に記載のヒートポンプサイクル。
3. 前記第１高圧側熱交換器（２）と前記第２高圧側熱交換器（３）との少なくとも両冷媒側流路（２ａ、３ａ）を一体にして形成したことを特徴とする請求項１または請求項２に記載のヒートポンプサイクル。
4. 高圧側の冷媒圧力が冷媒の臨界圧力を越える超臨界ヒートポンプサイクルであることを特徴とする請求項１ないし請求項３のうちいずれか１項に記載のヒートポンプサイクル。
5. 前記冷媒が二酸化炭素（ＣＯ_２）であることを特徴とする請求項１ないし請求項４のうちいずれか１項に記載のヒートポンプサイクル。
6. さらに、前記第１循環流路（Ｗ１）内に配設された他の熱源（５２）を備えることを特徴とする請求項１ないし請求項５のうちいずれか１項に記載のヒートポンプサイクル。
7. さらに、前記第２循環流路（Ｗ２）内に配設された他の熱源（６２）を備えることを特徴とする請求項１ないし請求項５のうちいずれか１項に記載のヒートポンプサイクル。
8. 前記高圧冷媒を第1の熱源として、
   さらに、前記第１循環流路（Ｗ１）内に配設された第２の熱源（５２）と、
   前記第２循環流路（Ｗ２）内に配設された第３の熱源（６２）とを備え、
   前記第２の熱源（５２）から供給する熱量は、前記第３の熱源（６２）から供給する熱量よりも多くしたことを特徴とする請求項１ないし請求項５のうちいずれか１項に記載のヒートポンプサイクル。
9. 請求項１ないし請求項８のうちいずれか１項に記載のヒートポンプサイクルを用いたヒートポンプ式空調装置であり、
   前記第３流体が空気であることを特徴とするヒートポンプ式空調装置。
10. 請求項１ないし請求項５のうちいずれか１項に記載のヒートポンプサイクルを用いた車両用ヒートポンプ式空調装置であり、
    前記高圧冷媒を第1の熱源として、
    さらに、前記第１循環流路（Ｗ１）内に配設された第２の熱源（５２）を備え、
    前記第２の熱源（５２）は車両走行用のエンジン（５２）であり、
    前記第１循環流路（Ｗ１）は前記エンジン（５２）の冷却水回路（Ｗ１）であり、
    前記第３流体が空気であり、
    前記低圧側熱交換器（８）は前記第３流体としての空気を冷却するよう構成されていることを特徴とする車両用ヒートポンプ式空調装置。

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