JP2012172917A - 冷却装置 - Google Patents

Abstract

【課題】発熱源の過冷却を防止でき、圧力損失の低減および圧縮機の消費電力の低減を可能とする、冷却装置を提供する。
【解決手段】ＨＶ機器熱源３１を冷却する冷却装置１は、冷媒を循環させるための圧縮機１２と、冷媒を凝縮するための凝縮器１４と、凝縮器１４によって凝縮された冷媒を減圧する膨張弁１６と、膨張弁１６によって減圧された冷媒を蒸発させるための蒸発器１８と、凝縮器１４の出口から膨張弁１６の入口へ向かう冷媒が流通する冷媒通路２２と、を備える。冷媒通路２２は、冷媒通路２２の一部を形成する通路形成部２６を含む。冷却装置１はさらに、通路形成部２６と並列に接続された第二通路と、第二通路上に設けられ、凝縮器１４からの冷媒を用いてＨＶ機器熱源３１を冷却するための冷却部３０と、第二通路の冷却部３０に対し上流側に配置された膨張弁３３と、を備える。
【選択図】図１

Description

本発明は、冷却装置に関し、特に、蒸気圧縮式冷凍サイクルを利用して発熱源を冷却する冷却装置に関する。

近年、環境問題対策の一つとして、モータの駆動力により走行するハイブリッド車、燃料電池車、電気自動車などが注目されている。このような車両において、モータ、ジェネレータ、インバータ、コンバータおよびバッテリなどの電気機器は、電力の授受によって発熱する。そのため、これらの電気機器を冷却する必要がある。

そこで、車両用空調装置として使用される蒸気圧縮式冷凍サイクルを利用して、発熱体を冷却する技術が提案されている。たとえば特開平１１−２３０８１号公報（特許文献１）には、冷凍サイクルの中間圧力の冷媒が発熱機器を冷却するように構成された冷却器と、この冷却器の上流側および下流側にそれぞれ配置され、外部信号により弁開度が制御可能な電気膨張弁を設け、中間圧力の冷媒で発熱機器の冷却を行なう装置が開示されている。特開２００５−９０８６２号公報（特許文献２）には、空調用の冷凍サイクルの減圧器、蒸発器および圧縮機をバイパスするバイパス通路に、発熱体を冷却するための発熱体冷却手段を設けた、冷却システムが開示されている。

特開２００７−６９７３３号公報（特許文献３）には、膨張弁から圧縮機へ至る冷媒通路に、空調用の空気と熱交換する熱交換器と、発熱体と熱交換する熱交換器と、を並列に配置し、空調装置用の冷媒を利用して発熱体を冷却するシステムが開示されている。特開２００１−３０９５０６号公報（特許文献４）には、車両走行モータを駆動制御するインバータ回路部の冷却部材に車両空調用冷凍サイクル装置の冷媒を還流させ、空調空気流の冷却が不要な場合に車両空調用冷凍サイクル装置のエバポレータによる空調空気流の冷却を抑止する、冷却システムが開示されている。

特開平１１−２３０８１号公報 特開２００５−９０８６２号公報 特開２００７−６９７３３号公報 特開２００１−３０９５０６号公報

特許文献１〜３に開示されている冷却装置では、電気機器などの発熱源を冷却するための冷却経路が蒸気圧縮式冷凍サイクル内に組み入れられており、発熱源を冷却するとき、冷凍サイクルの冷媒の全てが発熱源を冷却する冷媒経路に導入される。そのため、発熱源の過冷却、冷媒の流通に係る圧力損失の増大、圧縮機の消費電力の増加などが発生する問題があった。

本発明は上記の課題に鑑みてなされたものであり、その主たる目的は、発熱源の過冷却を防止でき、圧力損失の低減および圧縮機の消費電力の低減を可能とする、冷却装置を提供することである。

本発明に係る冷却装置は、発熱源を冷却する冷却装置であって、冷媒を循環させるための圧縮機と、冷媒を凝縮するための凝縮器と、凝縮器によって凝縮された冷媒を減圧する第一減圧器と、第一減圧器によって減圧された冷媒を蒸発させるための蒸発器と、凝縮器の出口から第一減圧器の入口へ向かう冷媒が流通する第一通路と、を備える。第一通路は、第一通路の一部を形成する通路形成部を含む。冷却装置はさらに、通路形成部と並列に接続された第二通路と、第二通路上に設けられ、凝縮器からの冷媒を用いて発熱源を冷却するための冷却部と、第二通路の冷却部に対し上流側に配置された第二減圧器と、を備える。

上記冷却装置において好ましくは、通路形成部に配置され、通路形成部を流れる冷媒の流量と第二通路を流れる冷媒の流量とを調節する、流量調整弁を備える。

上記冷却装置において好ましくは、第一通路に配置された他の凝縮器を備え、通路形成部は、凝縮器と他の凝縮器との間に設けられる。

上記冷却装置において好ましくは、凝縮器は、冷媒から熱を放出させる放熱能力が他の凝縮器よりも高い。

上記冷却装置において好ましくは、冷却部から他の凝縮器に向けて流通する冷媒の圧力を上昇させる昇圧機を備える。

上記冷却装置において好ましくは、発熱源とは異なる他の発熱源と、昇圧機から他の凝縮器に向けて流通する冷媒の経路上に設けられ、冷媒を用いて他の発熱源を冷却するための他の冷却部と、を備える。

本発明の冷却装置によると、発熱源の過冷却を防止することができ、加えて、圧力損失と圧縮機の消費電力とを低減することができる。

実施の形態１の冷却装置の構成を示す模式図である。 実施の形態１の蒸気圧縮式冷凍サイクルの冷媒の状態を示すモリエル線図である。 流量調整弁の開度制御の概略を示す図である。 実施の形態２の冷却装置の構成を示す模式図である。 実施の形態２の蒸気圧縮式冷凍サイクルの冷媒の状態を示すモリエル線図である。 実施の形態３の冷却装置の構成を示す模式図である。 実施の形態３の蒸気圧縮式冷凍サイクルの冷媒の状態を示すモリエル線図である。 実施の形態４の冷却装置の構成を示す模式図である。 実施の形態４の蒸気圧縮式冷凍サイクルの冷媒の状態を示すモリエル線図である。

以下、図面に基づいてこの発明の実施の形態を説明する。なお、以下の図面において、同一または相当する部分には同一の参照番号を付し、その説明は繰返さない。

（実施の形態１）
図１は、実施の形態１の冷却装置１の構成を示す模式図である。図１に示すように、冷却装置１は、蒸気圧縮式冷凍サイクル１０を備える。蒸気圧縮式冷凍サイクル１０は、たとえば、車両の車内の冷房を行なうために、車両に搭載される。蒸気圧縮式冷凍サイクル１０を用いた冷房は、たとえば、冷房を行なうためのスイッチがオンされた場合、または、自動的に車両の室内の温度を設定温度になるように調整する自動制御モードが選択されており、かつ、車室内の温度が設定温度よりも高い場合に行なわれる。

蒸気圧縮式冷凍サイクル１０は、圧縮機１２と、凝縮器１４と、減圧器の一例としての膨張弁１６と、蒸発器１８と、を含む。蒸気圧縮式冷凍サイクル１０はまた、圧縮機１２と凝縮器１４とを連通する冷媒通路２１と、凝縮器１４と膨張弁１６とを連通する第一通路としての冷媒通路２２と、膨張弁１６と蒸発器１８とを連通する冷媒通路２３と、蒸発器１８と圧縮機１２とを連通する冷媒通路２４と、を含む。蒸気圧縮式冷凍サイクル１０は、圧縮機１２、凝縮器１４、膨張弁１６および蒸発器１８が、冷媒通路２１〜２４によって連結されて構成される。

圧縮機１２は、車両に搭載されたモータまたはエンジンを動力源として作動し、冷媒ガスを断熱的に圧縮して過熱状態冷媒ガスとする。圧縮機１２は、作動時に蒸発器１８から冷媒通路２４を経由して流通する気相冷媒を吸入圧縮して、冷媒通路２１に吐出する。圧縮機１２は、冷媒通路２１に冷媒を吐出することで、蒸気圧縮式冷凍サイクル１０に冷媒を循環させる。

凝縮器１４は、圧縮機１２において圧縮された過熱状態冷媒ガスを、外部媒体へ等圧的に放熱させて冷媒液とする。圧縮機１２から吐出された気相冷媒は、凝縮器１４において周囲に放熱し冷却されることによって、凝縮（液化）する。凝縮器１４は、冷媒を流通するチューブと、チューブ内を流通する冷媒と凝縮器１４の周囲の空気との間で熱交換するためのフィンと、を含む。凝縮器１４は、車両の走行によって発生する自然の通風によって供給された冷却風と冷媒との間で、熱交換を行なう。凝縮器１４における熱交換によって、冷媒の温度は低下し冷媒は液化する。

膨張弁１６は、冷媒通路２２を流通する高圧の液相冷媒を小さな孔から噴射させることにより膨張させて、低温・低圧の霧状冷媒に変化させる。膨張弁１６は、凝縮器１４によって凝縮された冷媒液を減圧して、気液混合状態の湿り蒸気とする。膨張弁１６は、後述する膨張弁３３とは異なる、冷媒通路２２を流通する冷媒液を減圧するための第一減圧器として機能する。なお減圧器は、絞り膨張する膨張弁１６，３３に限られず、毛細管であってもよい。

蒸発器１８は、その内部を流通する霧状冷媒が気化することによって、蒸発器１８に接触するように導入された周囲の空気の熱を吸収する。蒸発器１８は、膨張弁１６によって減圧された冷媒を用いて、冷媒の湿り蒸気が蒸発して冷媒ガスとなる際の気化熱を、被冷却部としての車両の室内の空気から吸収して、車両の室内の冷房を行なう。熱が蒸発器１８に吸収されることによって温度が低下した空気が車両の室内に再び戻されることによって、車両の室内の冷房が行なわれる。冷媒は、蒸発器１８において周囲から吸熱し加熱される。

蒸発器１８は、冷媒を流通するチューブと、チューブ内を流通する冷媒と蒸発器１８の周囲の空気との間で熱交換するためのフィンと、を含む。チューブ内には、湿り蒸気状態の冷媒が流通する。冷媒は、チューブ内を流通する際に、フィンを経由して車両の室内の空気の熱を蒸発潜熱として吸収することによって蒸発し、さらに顕熱によって過熱蒸気になる。気化した冷媒は、冷媒通路２４を経由して圧縮機１２へ流通する。圧縮機１２は、蒸発器１８から流通する冷媒を圧縮する。

冷媒通路２１は、冷媒を圧縮機１２から凝縮器１４に流通させるための通路である。冷媒は、冷媒通路２１を経由して、圧縮機１２の出口から凝縮器１４の入口へ向かって流通する。冷媒通路２２は、冷媒を凝縮器１４から膨張弁１６に流通させるための通路である。冷媒は、冷媒通路２２を経由して、凝縮器１４の出口から膨張弁１６の入口へ向かって流通する。冷媒通路２３は、冷媒を膨張弁１６から蒸発器１８に流通させるための通路である。冷媒は、冷媒通路２３を経由して、膨張弁１６の出口から蒸発器１８の入口へ向かって流通する。冷媒通路２４は、冷媒を蒸発器１８から圧縮機１２に流通させるための通路である。冷媒は、冷媒通路２４を経由して、蒸発器１８の出口から圧縮機１２の入口へ向かって流通する。

蒸気圧縮式冷凍サイクル１０内を、図１に示すＡ点、Ｂ点、Ｃ点、Ｅ点およびＦ点を順に通過するように冷媒が流れ、圧縮機１２と凝縮器１４と膨張弁１６と蒸発器１８とに冷媒が循環する。冷媒は、圧縮機１２と凝縮器１４と膨張弁１６と蒸発器１８とが冷媒通路２１〜２４によって順次接続された冷媒循環流路を通って、蒸気圧縮式冷凍サイクル１０内を循環する。

なお、蒸気圧縮式冷凍サイクル１０の冷媒としては、たとえば二酸化炭素、プロパンやイソブタンなどの炭化水素、アンモニアまたは水などを用いることができる。

凝縮器１４から膨張弁１６へ向かって流れる冷媒が流通する冷媒通路２２は、通路形成部２６を含む。通路形成部２６は、冷媒通路２２の一部を形成する。図１に示すＣ点は、通路形成部２６の上流側の端部、すなわち凝縮器１４に近接する側の通路形成部２６の端部を示す。図１に示すＥ点は、通路形成部２６の下流側の端部、すなわち膨張弁１６に近接する側の通路形成部の端部を示す。

冷却装置１は、通路形成部２６と並列に接続された、第二通路を備える。第二通路上には、冷却部３０が設けられている。冷却部３０は、凝縮器１４から膨張弁１６に向けて流通する冷媒の経路上に設けられている。冷却部３０は、車両に搭載される電気機器であるＨＶ機器熱源３１と、冷媒が流通する配管である冷却通路３２とを含む。ＨＶ機器熱源３１は、発熱源の一例である。上記第二通路は、冷却通路３２を含む。上記第二通路はまた、冷媒が流通する配管である冷媒通路３４，３５および３６を含む。第二通路の、冷却部３０に対し上流側には、第一減圧器（膨張弁１６）とは異なる第二減圧器としての膨張弁３３が配置されている。膨張弁３３は、膨張弁１６と同様に、凝縮器１４から出た高圧の液相冷媒を膨張させ、冷媒の温度と圧力とを低下させる。

図１に示すＣ点からＥ点へ向かって通路形成部２６と並列に冷媒が流れる第二通路は、膨張弁３３よりも上流側（凝縮器１４に近接する側）の冷媒通路３４と、膨張弁３３と冷却部３０との間の冷媒通路３５と、冷却部３０に含まれる冷却通路３２と、冷却部３０よりも下流側（膨張弁１６に近接する側）の冷媒通路３６と、に分割されている。冷媒通路３４，３５は、Ｃ点から冷却部３０に冷媒を流通させるための通路である。冷媒通路３６は、冷却部３０からＥ点に冷媒を流通させるための通路である。Ｃ点は、冷媒通路２２と冷媒通路３４との分岐点であり、Ｅ点は、冷媒通路２２と冷媒通路３６との分岐点である。

凝縮器１４から出てＣ点において分岐し第二通路を流れる冷媒は、冷媒通路３４、膨張弁３３、冷媒通路３５を経由して、冷却部３０へ向かって流通する。冷却部３０へ流通し、冷却通路３２を経由して流れる冷媒は、発熱源としてのＨＶ機器熱源３１から熱を奪って、ＨＶ機器熱源３１を冷却させる。冷却部３０は、凝縮器１４から出て膨張弁３３で減圧された低温低圧の冷媒を用いて、ＨＶ機器熱源３１を冷却する。冷媒はさらに、冷媒通路３６を経由して冷却部３０からＥ点へ向かって流通し、冷媒通路２２を経由して膨張弁１６へ至る。冷却通路３２の上流側の端部は、冷媒通路３５に接続される。冷却通路３２の下流側の端部は、冷媒通路３６に接続される。

冷却部３０は、冷却通路３２においてＨＶ機器熱源３１と冷媒との間で熱交換が可能な構造を有するように設けられる。本実施の形態においては、冷却部３０は、たとえば、ＨＶ機器熱源３１の筐体に冷却通路３２の外周面が直接接触するように形成された冷却通路３２を有する。冷却通路３２は、ＨＶ機器熱源３１の筐体と隣接する部分を有する。当該部分において、冷却通路３２を流通する冷媒と、ＨＶ機器熱源３１との間で、熱交換が可能となる。

ＨＶ機器熱源３１は、蒸気圧縮式冷凍サイクル１０の凝縮器１４から膨張弁１６に至る冷媒の経路の一部を形成する冷却通路３２の外周面に直接接続されて、冷却される。冷却通路３２の外部にＨＶ機器熱源３１が配置されるので、冷却通路３２の内部を流通する冷媒の流れにＨＶ機器熱源３１が干渉することはない。そのため、蒸気圧縮式冷凍サイクル１０の圧力損失は増大しないので、圧縮機１２の動力を増大させることなく、ＨＶ機器熱源３１を冷却することができる。

代替的には、冷却部３０は、ＨＶ機器熱源３１と冷却通路３２との間に介在して配置された任意の公知のヒートパイプを備えてもよい。この場合ＨＶ機器熱源３１は、冷却通路３２の外周面にヒートパイプを介して接続され、ＨＶ機器熱源３１から冷却通路３２へヒートパイプを経由して熱伝達することにより、冷却される。ＨＶ機器熱源３１をヒートパイプの加熱部とし冷却通路３２をヒートパイプの冷却部とすることで、冷却通路３２とＨＶ機器熱源３１との間の熱伝達効率が高められるので、ＨＶ機器熱源３１の冷却効率を向上できる。たとえばウィック式のヒートパイプを使用することができる。

ヒートパイプによってＨＶ機器熱源３１から冷却通路３２へ確実に熱伝達することができるので、ＨＶ機器熱源３１と冷却通路３２との間に距離があってもよく、ＨＶ機器熱源３１に冷却通路３２を接触させるために冷却通路３２を複雑に配置する必要がない。その結果、ＨＶ機器熱源３１の配置の自由度を向上することができる。

ＨＶ機器熱源３１は、電力の授受によって発熱する電気機器を含む。電気機器は、たとえば、直流電力を交流電力に変換するためのインバータ、回転電機であるモータジェネレータ、蓄電装置であるバッテリ、バッテリの電圧を昇圧させるためのコンバータ、バッテリの電圧を降圧するためのＤＣ／ＤＣコンバータなどの、少なくともいずれか一つを含む。バッテリは、リチウムイオン電池あるいはニッケル水素電池等の二次電池である。バッテリに代えてキャパシタが用いられてもよい。

図２は、実施の形態１の蒸気圧縮式冷凍サイクル１０の冷媒の状態を示すモリエル線図である。図２中の横軸は、冷媒の比エンタルピー（単位：ｋＪ／ｋｇ）を示し、縦軸は、冷媒の絶対圧力（単位：ＭＰａ）を示す。図中の曲線は、冷媒の飽和蒸気線および飽和液線である。図２中には、凝縮器１４の出口の冷媒通路２２からＣ点を経由して冷媒通路３４へ流入し、膨張弁３３において膨張した後に冷媒通路３５を流通し、ＨＶ機器熱源３１を冷却し、冷媒通路３６からＥ点を経由して膨張弁１６の入口の冷媒通路２２へ戻る、蒸気圧縮式冷凍サイクル１０中の各点（すなわち図１に示すＡ、Ｂ，Ｃ，Ｄ，ＥおよびＦ点）における冷媒の熱力学状態が示される。

図２に示すように、圧縮機１２に吸入された過熱蒸気状態の冷媒（Ａ点）は、圧縮機１２において等比エントロピー線に沿って断熱圧縮される。圧縮するに従って冷媒の圧力と温度とが上昇し、高温高圧の過熱度の大きい過熱蒸気になって（Ｂ点）、冷媒は凝縮器１４へと流れる。凝縮器１４へ入った高圧の冷媒蒸気は、凝縮器１４において冷却され、等圧のまま過熱蒸気から乾き飽和蒸気になり、凝縮潜熱を放出し徐々に液化して気液混合状態の湿り蒸気になり、冷媒の全部が凝縮すると飽和液になり、さらに顕熱を放出して過冷却液になる（Ｃ点）。

液化した冷媒は、冷媒通路３４を経由して膨張弁３３に流入する。膨張弁３３において、過冷却液状態の冷媒は絞り膨張され、冷媒の比エンタルピーは変化せず温度と圧力とが低下する（Ｄ点）。膨張弁３３において温度が下げられた冷媒は、冷媒通路３５を経由して冷却部３０の冷却通路３２へ流れ、ＨＶ機器熱源３１を冷却する。ＨＶ機器熱源３１との熱交換により、冷媒の過冷却度が小さくなり、過冷却液の状態の冷媒の温度が上昇して、液冷媒の飽和温度に近づく（Ｅ点）。

その後冷媒は、膨張弁１６に流入する。膨張弁１６において、過冷却液状態の冷媒は絞り膨張され、比エンタルピーは変化せず温度と圧力とが低下して、低温低圧の気液混合状態の湿り蒸気となる（Ｆ点）。膨張弁１６から出た湿り蒸気状態の冷媒は、蒸発器１８において、外部から熱を吸収して蒸発潜熱によって等圧のまま蒸発する。全ての冷媒が乾き飽和蒸気になると、さらに顕熱によって冷媒蒸気は温度上昇して、過熱蒸気となり（Ａ点）、圧縮機１２に吸入される。冷媒はこのようなサイクルに従って、圧縮、凝縮、絞り膨張、蒸発の状態変化を連続的に繰り返す。

なお、上述した蒸気圧縮式冷凍サイクルの説明では、理論冷凍サイクルについて説明しているが、実際の蒸気圧縮式冷凍サイクル１０では、圧縮機１２における損失、冷媒の圧力損失および熱損失を考慮する必要があるのは勿論である。

蒸気圧縮式冷凍サイクル１０の運転中に、冷媒は、蒸発器１８において気化熱を車両の室内の空気から吸収して、車室内の冷房を行なう。加えて、凝縮器１４から出た高圧の液冷媒がＣ点において分岐して、冷媒の一部がＨＶ機器熱源３１へ流通し、ＨＶ機器熱源３１と熱交換することでＨＶ機器熱源３１を冷却する。冷却装置１は、車両に搭載された発熱源であるＨＶ機器熱源３１を、車両の室内の空調用の蒸気圧縮式冷凍サイクル１０を利用して、冷却する。

蒸発器１８において被冷却部を冷却するために設けられた蒸気圧縮式冷凍サイクル１０を利用して、ＨＶ機器熱源３１の冷却が行なわれるので、ＨＶ機器熱源３１の冷却のために、専用の水循環ポンプまたは冷却ファンなどの機器を設ける必要はない。そのため、ＨＶ機器熱源３１の冷却装置１のために必要な構成を低減でき、装置構成を単純にできるので、冷却装置１の製造コストを低減することができる。加えて、ＨＶ機器熱源３１の冷却のためにポンプや冷却ファンなどの動力源を運転する必要がなく、動力源を運転するための消費動力を必要としない。したがって、ＨＶ機器熱源３１の冷却のための消費動力を低減することができる。

膨張弁３３で膨張することにより温度が低下した冷媒を使用してＨＶ機器熱源３１を冷却できるので、ＨＶ機器熱源３１をより効率よく冷却できる。膨張弁３３の仕様を最適に選定することにより、冷却部３０でＨＶ機器熱源３１を冷却する冷媒の温度を任意に調整することができる。したがって、ＨＶ機器熱源３１の冷却に適したより低い温度の冷媒を冷却部３０に供給して、ＨＶ機器熱源３１を冷却することができる。

凝縮器１４の出口から膨張弁１６の入口へ向かう冷媒が流通する経路として、冷却部３０を通過しない経路である通路形成部２６と、冷却部３０を経由してＨＶ機器熱源３１を冷却する冷媒の経路である第二通路と、が並列に設けられる。そのため、凝縮器１４から流出した冷媒の一部のみが、冷却部３０へ流れる。ＨＶ機器熱源３１の冷却のために必要な量の冷媒を冷却部３０へ流通させ、ＨＶ機器熱源３１は適切に冷却される。したがって、ＨＶ機器熱源３１が過冷却されることを防止できる。全ての冷媒が冷却部３０に流れないので、冷却部３０を経由する冷媒の流通に係る圧力損失を低減することができ、それに伴い、冷媒を循環させるための圧縮機１２の運転に必要な消費電力を低減することができる。

冷媒は、凝縮器１４において過冷却液になるまで冷却され、ＨＶ機器熱源３１から顕熱を受けて飽和温度をわずかに下回る温度にまで加熱される。その後膨張弁１６を通過することで、冷媒は低温低圧の湿り蒸気になる。膨張弁１６の出口において、冷媒は、車両の室内の冷房のために本来必要とされる温度および圧力を有する。凝縮器１４は、冷媒を十分に冷却できる程度に、その放熱能力が定められている。

膨張弁１６を通過した後の低温低圧の冷媒をＨＶ機器熱源３１の冷却に使用すると、蒸発器１８における車室内の空気の冷却能力が減少して、車室用の冷房能力が低下する。これに対し、本実施の形態の冷却装置１では、凝縮器１４において冷媒を十分な過冷却状態にまで冷却し、凝縮器１４の出口の高圧の冷媒をＨＶ機器熱源３１の冷却に使用する。そのため、車室内の空気を冷却する冷房の能力に影響を与えることなく、ＨＶ機器熱源３１を冷却することができる。なお、ＨＶ機器熱源３１を冷却するために必要とされる温度は、少なくともＨＶ機器熱源３１の温度範囲として目標となる温度範囲の上限値よりも低い温度であることが望ましい。

凝縮器１４の仕様（すなわち、凝縮器１４のサイズまたは放熱性能）は、凝縮器１４を通過した後の液相冷媒の温度が車室内の冷房のために必要とされる温度よりも低下するように、定められる。凝縮器１４の仕様は、ＨＶ機器熱源３１を冷却しない場合の蒸気圧縮式冷凍サイクルの凝縮器よりも、冷媒がＨＶ機器熱源３１から受け取ると想定される熱量分だけ大きい放熱量を有するように、定められる。このような仕様の凝縮器１４を備える冷却装置１は、車両の室内の冷房性能を維持しつつ、圧縮機１２の動力を増加させることなく、ＨＶ機器熱源３１を適切に冷却できる。

図１に戻って、冷却装置１は、流量調整弁２８を備える。流量調整弁２８は、凝縮器１４から膨張弁１６へ向かう冷媒通路２２に設けられている。流量調整弁２８は、冷媒通路２２の一部を形成する通路形成部２６に配置されている。流量調整弁２８は、その弁開度を変動させ、通路形成部２６を流れる冷媒の圧力損失を増減させることにより、通路形成部２６を流れる冷媒の流量と、冷却通路３２を含む第二通路を流れる冷媒の流量と、を任意に調節する。

たとえば、流量調整弁２８を全閉にして弁開度を０％にすると、凝縮器１４を出た冷媒の全量がＣ点から冷媒通路３４へ流入する。流量調整弁２８の弁開度を大きくすれば、凝縮器１４から冷媒通路２２へ流れる冷媒のうち、通路形成部２６を経由して膨張弁１６へ直接流れる流量が大きくなり、冷媒通路３４，３５を経由して冷却通路３２へ流れＨＶ機器熱源３１を冷却する冷媒の流量が小さくなる。流量調整弁２８の弁開度を小さくすれば、凝縮器１４から冷媒通路２２へ流れる冷媒のうち、通路形成部２６を経由して膨張弁１６へ直接流れる流量が小さくなり、冷却通路３２を経由して流れＨＶ機器熱源３１を冷却する冷媒の流量が大きくなる。

流量調整弁２８の弁開度を大きくするとＨＶ機器熱源３１を冷却する冷媒の流量が小さくなり、ＨＶ機器熱源３１の冷却能力が低下する。流量調整弁２８の弁開度を小さくするとＨＶ機器熱源３１を冷却する冷媒の流量が大きくなり、ＨＶ機器熱源３１の冷却能力が向上する。流量調整弁２８を使用して、ＨＶ機器熱源３１に流れる冷媒の量を最適に調節できるので、ＨＶ機器熱源３１の過冷却を確実に防止することができ、加えて、第二通路の冷媒の流通に係る圧力損失および冷媒を循環させるための圧縮機１２の消費電力を、確実に低減することができる。

流量調整弁２８の弁開度調整に係る制御の一例について、以下に説明する。図３は、流量調整弁２８の開度制御の概略を示す図である。図３のグラフ（Ａ）〜（Ｄ）に示す横軸は、時間を示す。グラフ（Ａ）の縦軸は、流量調整弁２８がステッピングモータを用いた電気式膨張弁である場合の弁開度を示す。グラフ（Ｂ）の縦軸は、流量調整弁２８が温度の変動により開閉動作する温度式膨張弁である場合の弁開度を示す。グラフ（Ｃ）の縦軸は、ＨＶ機器熱源３１の温度を示す。グラフ（Ｄ）の縦軸は、ＨＶ機器熱源３１の出入口温度差を示す。

冷媒が冷却部３０を経由して流通することで、ＨＶ機器熱源３１は冷却される。流量調整弁２８の弁開度調整は、たとえば、ＨＶ機器熱源３１の温度、またはＨＶ機器熱源３１の出口温度と入口温度との温度差を監視することにより、行なわれる。たとえばグラフ（Ｃ）を参照して、ＨＶ機器熱源３１の温度を継続的に計測する温度センサを設け、ＨＶ機器熱源３１の温度を監視する。またたとえば、グラフ（Ｄ）を参照して、ＨＶ機器熱源３１の入口温度と出口温度とを計測する温度センサを設け、ＨＶ機器熱源３１の出入口の温度差を監視する。

ＨＶ機器熱源３１の温度が目標温度を上回る、または、ＨＶ機器熱源３１の出入口温度差が目標温度差（たとえば３〜５℃）を上回ると、グラフ（Ａ）およびグラフ（Ｂ）に示すように、流量調整弁２８の開度を小さくする。流量調整弁２８の開度を絞ることにより、上述した通り、冷媒通路３４，３５を経由して冷却部３０へ流れる冷媒の流量が大きくなるので、ＨＶ機器熱源３１をより効果的に冷却できる。その結果、グラフ（Ｃ）に示すようにＨＶ機器熱源３１の温度を低下させて目標温度以下にすることができ、または、グラフ（Ｄ）に示すようにＨＶ機器熱源３１の出入口温度差を小さくして目標温度差以下にすることができる。

このように、流量調整弁２８の弁開度を最適に調整することで、ＨＶ機器熱源３１を適切な温度範囲に保つために必要な放熱能力を得られる量の冷媒を確保し、ＨＶ機器熱源３１を適切に冷却することができる。したがって、ＨＶ機器熱源３１が過熱して損傷する不具合の発生を、確実に抑制することができる。

（実施の形態２）
図４は、実施の形態２の冷却装置１の構成を示す模式図である。実施の形態２の冷却装置１は、凝縮器１４と膨張弁１６とを連結する冷媒通路２２に、凝縮器１４と異なる他の凝縮器としての凝縮器１５が配置されている点で、実施の形態１と異なっている。

実施の形態２の冷却装置１は、第一の凝縮器としての凝縮器１４と、第二の凝縮器としての凝縮器１５と、を備える。凝縮器１５が設けられるので、冷媒通路２２は、凝縮器１５よりも上流側（凝縮器１４に近接する側）の冷媒通路２２ａと、凝縮器１５よりも下流側（膨張弁１６に近接する側）の冷媒通路２２ｂと、に二分割されている。蒸気圧縮式冷凍サイクル１０において、圧縮機１２から吐出された高圧の冷媒は、凝縮器１４と凝縮器１５との両方によって凝縮される。

冷媒通路２２の一部を形成する通路形成部２６は、凝縮器１４と凝縮器１５との間の、冷媒通路２２ａに設けられている。冷却通路３２を含むＨＶ機器熱源３１の冷却系である第二通路は、通路形成部２６と並列に配置されている。凝縮器１４から直接凝縮器１５へ流れる冷媒の経路と、凝縮器１４から冷却部３０を経由して凝縮器１５へ流れる冷媒の経路と、を並列に設け、一部の冷媒のみを冷却部３０へ流通させることで、ＨＶ機器熱源３１の冷却系に冷媒が流れる際の圧力損失を低減することができる。

図５は、実施の形態２の蒸気圧縮式冷凍サイクル１０の冷媒の状態を示すモリエル線図である。図５中の横軸は、冷媒の比エンタルピー（単位：ｋＪ／ｋｇ）を示し、縦軸は、冷媒の絶対圧力（単位：ＭＰａ）を示す。図中の曲線は、冷媒の飽和蒸気線および飽和液線である。図５中には、凝縮器１４の出口の冷媒通路２２ａからＣ点を経由して冷媒通路３４へ流入し、膨張弁３３において膨張した後に冷媒通路３５を流通し、ＨＶ機器熱源３１を冷却し、冷媒通路３６からＥ点を経由して凝縮器１５の入口の冷媒通路２２ａへ戻る、蒸気圧縮式冷凍サイクル１０中の各点（すなわちＡ、Ｂ，Ｃ，Ｄ，Ｅ，ＧおよびＦ点）における冷媒の熱力学状態が示される。

実施の形態２の蒸気圧縮式冷凍サイクル１０は、凝縮器１４から膨張弁１６へ至る系統を除いて、実施の形態１と同じである。つまり、図２に示すモリエル線図におけるＥ点からＦ点、Ａ点を経由してＢ点へ至る冷媒の状態と、図５に示すモリエル線図におけるＧ点からＦ点、Ａ点を経由してＢ点へ至る冷媒の状態と、は同じである。そのため、実施の形態２の蒸気圧縮式冷凍サイクル１０に特有の、Ｂ点からＧ点へ至る冷媒の状態について、以下に説明する。

圧縮機１２によって断熱圧縮された高温高圧の過熱蒸気状態の冷媒（Ｂ点）は、凝縮器１４において冷却される。冷媒は、等圧のまま顕熱を放出して過熱蒸気から乾き飽和蒸気になり、凝縮潜熱を放出し徐々に液化して気液混合状態の湿り蒸気になり、冷媒の全部が凝縮して飽和液になる（Ｃ点）。

凝縮器１４から流出した飽和液状態の冷媒は、Ｃ点から冷媒通路３４を経由して膨張弁３３に流入する。膨張弁３３において、過冷却液状態の冷媒は絞り膨張され、冷媒の比エンタルピーは変化せず温度と圧力とが低下して、飽和液と飽和蒸気とが混合した湿り蒸気となる（Ｄ点）。膨張弁３３において温度が下げられた冷媒は、冷媒通路３５を経由して冷却部３０の冷却通路３２へ流れ、ＨＶ機器熱源３１を冷却する。ＨＶ機器熱源３１との熱交換により、冷媒が加熱され、冷媒の乾き度が増大する。ＨＶ機器熱源３１から潜熱を受け取って一部の冷媒が気化することにより、湿り蒸気状態の冷媒中に含まれる飽和蒸気の割合が増加する（Ｅ点）。

その後冷媒は、凝縮器１５に流入する。冷媒の湿り蒸気は、凝縮器１５において再度凝縮され、冷媒の全部が凝縮すると飽和液になり、さらに顕熱を放出して過冷却された過冷却液になる（Ｇ点）。その後膨張弁１６を通過することで、冷媒は低温低圧の湿り蒸気になる（Ｆ点）。

凝縮器１５において十分に冷媒を冷却することにより、膨張弁１６の出口において、冷媒は、車両の室内の冷房のために本来必要とされる温度および圧力を有する。そのため、蒸発器１８において冷媒が蒸発するときに外部から受け取る熱量を十分に大きくすることができる。このように、冷媒を十分に冷却できる凝縮器１５の放熱能力を定めることにより、車室内の空気を冷却する冷房の能力に影響を与えることなく、ＨＶ機器熱源３１を冷却することができる。したがって、ＨＶ機器熱源３１の冷却能力と、車室用の冷房能力との両方を、確実に確保することができる。

実施の形態１の蒸気圧縮式冷凍サイクル１０では、圧縮機１２と膨張弁１６との間に凝縮器１４が配置され、凝縮器１４において冷媒を飽和液の状態からさらに冷却し、冷媒が所定の過冷却度を有するまで冷却する必要があった。過冷却液の状態の冷媒を冷却すると、冷媒の温度が大気温度に近づき、冷媒の冷却効率が低下するので、凝縮器１４の容量を増大させる必要がある。その結果、凝縮器１４のサイズが増大し、車載用の冷却装置１として不利になるという問題がある。一方、車両へ搭載するために凝縮器１４を小型化すると、凝縮器１４の放熱能力も小さくなり、その結果、膨張弁１６の出口における冷媒の温度を十分に低くできず、車室用の冷房能力が不足する虞がある。

これに対し、実施の形態２の蒸気圧縮式冷凍サイクル１０では、圧縮機１２と膨張弁１６との間に二段の凝縮器１４，１５を配置し、ＨＶ機器熱源３１の冷却系が凝縮器１４と凝縮器１５との間に設けられる。凝縮器１４では、図５に示すように、冷媒を飽和液の状態にまで冷却すればよい。ＨＶ機器熱源３１から蒸発潜熱を受け取り一部気化した湿り蒸気の状態の冷媒は、凝縮器１５で再度冷却される。湿り蒸気状態の冷媒を凝縮させ完全に飽和液にするまで、冷媒は一定の温度で状態変化する。凝縮器１５はさらに、車両の室内の冷房のために必要な程度の過冷却度にまで、冷媒を冷却する。そのため、実施の形態１と比較して、冷媒の過冷却度を大きくする必要がなく、凝縮器１４，１５の容量を低減することができる。したがって、車室用の冷房能力を確保でき、かつ、凝縮器１４，１５のサイズを低減できるので小型化され車載用に有利な、冷却装置１を得ることができる。

凝縮器１４からＨＶ機器熱源３１へ流れる冷媒は、ＨＶ機器熱源３１を冷却するときに、ＨＶ機器熱源３１から熱を受け取り加熱される。ＨＶ機器熱源３１において冷媒が飽和蒸気温度以上に加熱され冷媒の全量が気化すると、冷媒とＨＶ機器熱源３１との熱交換量が減少してＨＶ機器熱源３１を効率よく冷却できなくなり、また冷媒が配管内を流れる際の圧力損失が増大する。そのため、ＨＶ機器熱源３１を冷却した後に冷媒の全量が気化しない程度に、凝縮器１４において十分に冷媒を冷却するのが望ましい。

具体的には、凝縮器１４の出口における冷媒の状態を飽和液に近づけ、典型的には凝縮器１４の出口において冷媒が飽和液線上にある状態にする。このように冷媒を十分に冷却できる能力を凝縮器１４が有する結果、凝縮器１４の冷媒から熱を放出させる放熱能力は、凝縮器１５の放熱能力よりも高くなる。放熱能力が相対的に大きい凝縮器１４において冷媒を十分に冷却することにより、ＨＶ機器熱源３１から熱を受け取った冷媒を湿り蒸気の状態に留めることができ、冷媒とＨＶ機器熱源３１との熱交換量の減少を回避できるので、ＨＶ機器熱源３１を十分に効率よく冷却することができる。ＨＶ機器熱源３１を冷却した後の湿り蒸気の状態の冷媒は、凝縮器１５において効率よく再度冷却され、飽和温度を下回る過冷却液の状態にまで冷却される。したがって、車室用の冷房能力とＨＶ機器熱源３１の冷却能力との両方を確保した、冷却装置１を提供することができる。

（実施の形態３）
図６は、実施の形態３の冷却装置１の構成を示す模式図である。実施の形態３の冷却装置１は、実施の形態２と比較して、エジェクタ３８を備える点で異なっている。エジェクタ３８は、膨張弁３３を通過する前の高圧の冷媒を駆動流とし、膨張弁３３を通過し冷却部３０においてＨＶ機器熱源３１を冷却した後の冷媒を二次流とし、駆動流と二次流とを混合して、冷却部３０から凝縮器１５へ向けて流通する低圧の冷媒の圧力を上昇させる昇圧機として機能する。

具体的には、図６に示すように、エジェクタ３８には、膨張弁３３の入口側の冷媒通路３４から分岐した冷媒通路３７が接続される。エジェクタ３８にはまた、冷却部３０を通過して凝縮器１５へ向かう冷媒の流路である冷媒通路３６が接続される。冷媒通路３７からエジェクタ３８へ流入した高圧の冷媒を駆動流としてノズルから噴出させ、駆動流の噴出によりエジェクタ３８内部に生じる負圧と駆動流の粘性とによって冷媒通路３６から冷媒をエジェクタ３８内に吸引する。エジェクタ３８の内部で、冷媒通路３７から流入した冷媒と冷媒通路３６から流入した冷媒とが完全に混合し、その後ディフューザを通過することによって圧力を高められて、冷媒通路３９に放出される。膨張弁３３を通過して圧力が低下した冷媒は、エジェクタ３８で昇圧されて、凝縮器１５へ流れる。

図７は、実施の形態３の蒸気圧縮式冷凍サイクル１０の冷媒の状態を示すモリエル線図である。図７中の横軸は、冷媒の比エンタルピー（単位：ｋＪ／ｋｇ）を示し、縦軸は、冷媒の絶対圧力（単位：ＭＰａ）を示す。図中の曲線は、冷媒の飽和蒸気線および飽和液線である。図７中には、凝縮器１４の出口の冷媒通路２２ａからＣ点を経由して冷媒通路３４へ流入し、膨張弁３３において膨張した後に冷媒通路３５を流通し、ＨＶ機器熱源３１を冷却した後にエジェクタ３８で昇圧され、冷媒通路３９からＥ点を経由して凝縮器１５の入口の冷媒通路２２ａへ戻る、蒸気圧縮式冷凍サイクル１０中の各点（すなわちＡ、Ｂ，Ｃ，Ｄ，Ｈ，Ｅ，ＧおよびＦ点）における冷媒の熱力学状態が示される。

実施の形態３の蒸気圧縮式冷凍サイクル１０は、凝縮器１４から膨張弁１６へ至る系統を除いて、実施の形態２と同じである。つまり、図５に示すモリエル線図におけるＦ点からＡ点、Ｂ点を経由してＣ点へ至る冷媒の状態と、図７に示すモリエル線図におけるＦ点からＡ点、Ｂ点を経由してＣ点へ至る冷媒の状態と、は同じである。そのため、実施の形態３の蒸気圧縮式冷凍サイクル１０に特有の、Ｃ点からＦ点へ至る冷媒の状態について、以下に説明する。

凝縮器１４から流出した飽和液状態の冷媒は、Ｃ点から冷媒通路３４を経由して膨張弁３３に流入する。膨張弁３３において、過冷却液状態の冷媒は絞り膨張され、冷媒の比エンタルピーは変化せず温度と圧力とが低下して、飽和液と飽和蒸気とが混合した湿り蒸気となる（Ｄ点）。膨張弁３３において温度が下げられた冷媒は、冷媒通路３５を経由して冷却部３０の冷却通路３２へ流れ、ＨＶ機器熱源３１を冷却する。ＨＶ機器熱源３１との熱交換により、冷媒が加熱され、冷媒の乾き度が増大する。ＨＶ機器熱源３１から潜熱を受け取って一部の冷媒が気化することにより、湿り蒸気状態の冷媒中に含まれる飽和蒸気の割合が増加する（Ｈ点）。

冷却部３０において温められた冷媒は、エジェクタ３８で昇圧される。凝縮器１４出口の高圧冷媒を冷媒通路３７からエジェクタ３８へ供給し、膨張弁３３を通過して圧力が低下した低圧冷媒を冷媒通路３６からエジェクタ３８へ供給することにより、低圧冷媒が昇圧され、かつ低圧冷媒の温度が上昇する。エジェクタ３８は、高圧冷媒を駆動ガスとし低圧冷媒を吸込ガスとすることで、高圧冷媒と低圧冷媒との差圧を利用して低圧冷媒をエジェクタ３８に導入し、低圧冷媒の圧力を上昇させ、より圧力の高い中圧冷媒を吐出する（Ｅ点）。

低圧冷媒を昇圧するための昇圧機としてエジェクタ３８が使用されるので、消費動力を必要とするコンプレッサを駆動させて冷媒を昇圧させる必要がない。そのため、消費動力の増加を回避することができる。エジェクタ３８は、ノズルとディフューザとが組み合わされた簡単な構造であって、運動する部分を有しないために、耐久性および信頼性に優れた昇圧機を提供することができる。

その後冷媒は、凝縮器１５に流入する。エジェクタ３８を通過して圧力が高められた冷媒の湿り蒸気は、凝縮器１５において再度凝縮され、冷媒の全部が凝縮すると飽和液になり、さらに顕熱を放出して過冷却された過冷却液になる（Ｇ点）。その後膨張弁１６を通過することで、冷媒は低温低圧の湿り蒸気になる（Ｆ点）。

凝縮器１５では、冷媒から外気へ放熱することで、外気と冷媒間とで熱交換されて冷媒が冷却される。このとき、冷媒圧力が低いと、外気との温度差が小さくなり、凝縮器１５の外気への放熱能力が低下する。冷媒を凝縮器１５で十分に冷却できなければ、蒸発器１８において外部から受け取る熱量を十分大きくできず、車室内の空気を冷却する冷房の能力が低下する虞がある。そこで、冷却部３０でＨＶ機器熱源３１を冷却した後の低圧冷媒をエジェクタ３８によって昇圧することで、凝縮器１５に入る冷媒を昇温することができる。これにより、凝縮器１５の放熱能力の低下を回避し、凝縮器１５の効率を向上することができる。したがって、凝縮器１５において冷媒を十分に冷却できるので、冷房能力の低下を防止することができる。

（実施の形態４）
図８は、実施の形態４の冷却装置１の構成を示す模式図である。実施の形態４の冷却装置１は、エジェクタ３８で昇圧された冷媒の経路である冷媒通路３９上に、上述した冷却部３０とは異なる他の冷却部としての冷却部４０が設けられている点で、実施の形態３と異なっている。冷却部４０は、エジェクタ３８と凝縮器１５との間の、エジェクタ３８から凝縮器１５に向けて流通する冷媒の経路上に設けられている。

冷却部４０は、車両に搭載される電気機器であるＨＶ機器熱源４１と、冷媒が流通する配管である冷却通路４２とを含む。ＨＶ機器熱源４１は、ＨＶ機器熱源３１と異なる他の発熱源の一例である。エジェクタ３８から図８に示すＥ点へ向かう冷媒の経路は、冷却部４０よりも上流側（エジェクタ３８に近接する側）の冷媒通路３９ａと、冷却部４０に含まれる冷却通路４２と、冷却部４０よりも下流側（Ｅ点に近接する側）の冷媒通路３９ｂと、に分割されている。

エジェクタ３８から出て冷媒通路３９ａを経由して冷却部４０へ流通し、冷却通路４２を経由して流れる冷媒は、発熱源としてのＨＶ機器熱源４１から熱を奪って、ＨＶ機器熱源４１を冷却させる。冷却部４０は、エジェクタ３８から吐出された中圧冷媒を用いて、ＨＶ機器熱源４１を冷却する。冷媒はさらに、冷媒通路３９ｂを経由して冷却部４０からＥ点へ向かって流通し、冷媒通路２２ａを経由して凝縮器１５へ至る。冷却通路４２の上流側の端部は、冷媒通路３９ａに接続される。冷却通路４２の下流側の端部は、冷媒通路３９ｂに接続される。

冷却部４０は、冷却部３０と同様に、冷却通路４２においてＨＶ機器熱源４１と冷媒との間で熱交換が可能な構造を有するように設けられる。ＨＶ機器熱源４１の筐体に冷却通路４２の外周面が直接接触してもよく、または、ＨＶ機器熱源４１と冷却通路４２の外周面との間にヒートパイプを介在させてもよい。冷却通路４２の外部にＨＶ機器熱源４１が配置され、冷却通路４２内の冷媒の流れにＨＶ機器熱源４１が干渉せず蒸気圧縮式冷凍サイクル１０の圧力損失は増大しないので、圧縮機１２の動力を増大させることなく、ＨＶ機器熱源４１を冷却することができる。

図９は、実施の形態４の蒸気圧縮式冷凍サイクル１０の冷媒の状態を示すモリエル線図である。図９中の横軸は、冷媒の比エンタルピー（単位：ｋＪ／ｋｇ）を示し、縦軸は、冷媒の絶対圧力（単位：ＭＰａ）を示す。図中の曲線は、冷媒の飽和蒸気線および飽和液線である。図９中には、凝縮器１４の出口の冷媒通路２２ａからＣ点を経由して冷媒通路３４へ流入し、膨張弁３３において膨張した後に冷媒通路３５を流通し、ＨＶ機器熱源３１を冷却した後にエジェクタ３８で昇圧され、さらにＨＶ機器熱源４１を冷却し、冷媒通路３９からＥ点を経由して凝縮器１５の入口の冷媒通路２２ａへ戻る、蒸気圧縮式冷凍サイクル１０中の各点（すなわちＡ、Ｂ，Ｃ，Ｄ，Ｈ，Ｉ，Ｅ，ＧおよびＦ点）における冷媒の熱力学状態が示される。

実施の形態４の蒸気圧縮式冷凍サイクル１０は、エジェクタ３８から凝縮器１５へ至る系統を除いて、実施の形態３と同じである。つまり、図７に示すモリエル線図におけるＧ点からＦ点、Ａ点、Ｂ点、Ｃ点、Ｄ点を経由してＨ点へ至る冷媒の状態と、図９に示すモリエル線図におけるＧ点からＦ点、Ａ点、Ｂ点、Ｃ点、Ｄ点を経由してＨ点へ至る冷媒の状態と、は同じである。そのため、実施の形態４の蒸気圧縮式冷凍サイクル１０に特有の、Ｈ点からＧ点へ至る冷媒の状態について、以下に説明する。

エジェクタ３８に、凝縮器１４出口の高圧冷媒が冷媒通路３７から供給され、膨張弁３３を通過して圧力が低下した低圧冷媒（Ｈ点）が冷媒通路３６から供給されて、低圧冷媒は昇圧され、より圧力の高い中圧冷媒がエジェクタ３８から吐出される（Ｉ点）。エジェクタ３８で昇圧された冷媒は、冷媒通路３９ａを経由して冷却部４０の冷却通路４２へ流れ、ＨＶ機器熱源４１を冷却する。ＨＶ機器熱源４１との熱交換により、冷媒が加熱され、冷媒の乾き度が増大する。ＨＶ機器熱源４１から潜熱を受け取って一部の冷媒が気化することにより、湿り蒸気状態の冷媒のうち飽和液が減少し飽和蒸気が増加する（Ｅ点）。

その後冷媒は、凝縮器１５に流入する。ＨＶ機器熱源４１を冷却した後の冷媒の湿り蒸気は、凝縮器１５において再度凝縮され、冷媒の全部が凝縮すると飽和液になり、さらに顕熱を放出して過冷却された過冷却液になる（Ｇ点）。

蒸気圧縮式冷凍サイクル１０を利用してＨＶ機器熱源３１およびＨＶ機器熱源４１の両方の冷却が行なわれるので、ＨＶ機器熱源３１，４１の冷却のために専用の機器を設ける必要はない。そのため、ＨＶ機器熱源３１，４１の冷却のために必要な構成を低減できるので、冷却装置１の製造コストを低減することができる。加えて、ＨＶ機器熱源３１の冷却のためにポンプや冷却ファンなどの動力源を運転する必要がなく、ＨＶ機器熱源３１，４１の冷却のための消費動力を低減することができる。

ＨＶ機器熱源４１の冷却に適した温度は、ＨＶ機器熱源３１の冷却に適した温度よりも高い。このようなＨＶ機器熱源４１は、たとえば、トランスアクスルであってもよい。トランスアクスルを冷却し過ぎると、トランスアクスル内部のＡＴＦ（Automatic Transaxle Fluid）の粘度が大きくなるので、燃費の悪化につながる。トランスアクスルは、モータジェネレータおよびＰＣＵ（Power Control Unit）よりも高温域で、必要な熱量だけ冷却することが望ましい。実施の形態４の冷却装置１を使用することで、膨張弁３３で膨張した後の低温の冷媒でＨＶ機器熱源３１を冷却し、エジェクタ３８から吐出され温度が上昇した冷媒でＨＶ機器熱源４１を冷却することができる。

膨張弁３３とエジェクタ３８との仕様を最適に選定することにより、冷却部３０でＨＶ機器熱源３１を冷却する冷媒の温度と、冷却部４０でＨＶ機器熱源４１を冷却する冷媒の温度と、を任意に調整することができる。したがって、冷却に適した温度が互いに異なるＨＶ機器熱源３１，４１を、各々の最適な温度で同時に冷却することができる。

なお、実施の形態１〜４においては、ＨＶ機器熱源３１，４１を例として車両に搭載された電気機器を冷却する冷却装置１について説明した。電気機器としては、少なくとも作動によって熱を発生させる電気機器であれば、インバータ、モータジェネレータ、トランスアクスルなどの例示された電気機器に限定されるものではなく、任意の電気機器であってもよい。冷却の対象となる電気機器が複数個ある場合においては、複数の電気機器は、冷却の目標となる温度範囲が共通していることが望ましい。冷却の目標となる温度範囲は、電気機器を作動させる温度環境として適切な温度範囲である。

さらに、本発明の冷却装置１により冷却される発熱源は、車両に搭載された電気機器に限られず、熱を発生する任意の機器、または任意の機器の発熱する一部分であってもよい。

以上のように本発明の実施の形態について説明を行なったが、各実施の形態の構成を適宜組合せてもよい。また、今回開示された実施の形態はすべての点で例示であって、制限的なものではないと考えられるべきである。この発明の範囲は上記した説明ではなくて特許請求の範囲によって示され、特許請求の範囲と均等の意味、および範囲内でのすべての変更が含まれることが意図される。

本発明の冷却装置は、モータジェネレータおよびインバータなどの電気機器を搭載するハイブリッド車、燃料電池車、電気自動車などの車両における、車内の冷房を行なうための蒸気圧縮式冷凍サイクルを使用した電気機器の冷却に、特に有利に適用され得る。

１ 冷却装置、１０ 蒸気圧縮式冷凍サイクル、１２ 圧縮機、１４，１５ 凝縮器、１６，３３ 膨張弁、１８ 蒸発器、２１，２２，２２ａ，２２ｂ，２３，２４，３４，３５，３６，３７，３９，３９ａ，３９ｂ 冷媒通路、２６ 通路形成部、２８ 流量調整弁、３０，４０ 冷却部、３１，４１ ＨＶ機器熱源、３２，４２ 冷却通路、３８ エジェクタ。

Claims (6)

1. 発熱源を冷却する冷却装置であって、
   冷媒を循環させるための圧縮機と、
   前記冷媒を凝縮するための凝縮器と、
   前記凝縮器によって凝縮された前記冷媒を減圧する第一減圧器と、
   前記第一減圧器によって減圧された前記冷媒を蒸発させるための蒸発器と、
   前記凝縮器の出口から前記第一減圧器の入口へ向かう前記冷媒が流通する第一通路と、を備え、
   前記第一通路は、前記第一通路の一部を形成する通路形成部を含み、さらに、
   前記通路形成部と並列に接続された第二通路と、
   前記第二通路上に設けられ、前記凝縮器からの前記冷媒を用いて前記発熱源を冷却するための冷却部と、
   前記第二通路の前記冷却部に対し上流側に配置された第二減圧器と、を備える、冷却装置。
2. 前記通路形成部に配置され、前記通路形成部を流れる前記冷媒の流量と前記第二通路を流れる前記冷媒の流量とを調節する、流量調整弁を備える、請求項１に記載の冷却装置。
3. 前記第一通路に配置された他の凝縮器を備え、
   前記通路形成部は、前記凝縮器と前記他の凝縮器との間に設けられる、請求項１または請求項２に記載の冷却装置。
4. 前記凝縮器は、前記冷媒から熱を放出させる放熱能力が前記他の凝縮器よりも高い、請求項３に記載の冷却装置。
5. 前記冷却部から前記他の凝縮器に向けて流通する前記冷媒の圧力を上昇させる昇圧機を備える、請求項３または請求項４に記載の冷却装置。
6. 前記発熱源とは異なる他の発熱源と、
   前記昇圧機から前記他の凝縮器に向けて流通する前記冷媒の経路上に設けられ、前記冷媒を用いて前記他の発熱源を冷却するための他の冷却部と、を備える、請求項５に記載の冷却装置。

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