JP2019077398A - 車両用熱管理システム - Google Patents

Abstract

【課題】作動時に発熱を伴う車載機器の排熱を有効に利用可能な車両用熱管理システムを提供する。【解決手段】車室内に送風される送風空気を加熱するヒートポンプサイクル２と、車載機器５０〜５３の排熱を外気に放熱させる排熱用冷媒循環回路３とを備え、ヒートポンプサイクル２にてサイクル用冷媒と車載機器５０〜５３の排熱によって加熱された加熱空気とを熱交換させる排熱回収熱交換部６１ａおよび排熱用冷媒循環回路３にて排熱用冷媒と加熱空気とを熱交換させる排出熱交換部６１ｃを、サイクル用冷媒と排熱用冷媒との間の熱移動が可能な複合型熱交換器６１として一体的に構成する。さらに、車載機器５０〜５３と複合型熱交換器６１の少なくとも一部とを断熱筐体４の内部に収容する。これにより、車載機器５０〜５３の排熱を、加熱空気を介して、送風空気を加熱するために利用する。【選択図】図１

Description

本発明は、車両用熱管理システムに関するもので、電気自動車に用いて好適である。

従来、特許文献１に、車両走行用の駆動力を走行用電動モータから得る電気自動車に適用された車両用空調装置が開示されている。

特許文献１の車両用空調装置は、車室内へ送風される送風空気の加熱あるいは冷却を行う冷凍サイクル装置を備えている。この冷凍サイクル装置は、冷媒回路を切替可能に構成されている。そして、特許文献１の冷凍サイクル装置は、外気から吸熱した熱を熱源として送風空気を加熱する暖房モード時に、いわゆるガスインジェクションサイクルを構成する冷媒回路に切り替えられる。

ガスインジェクションサイクルは、圧縮機にて圧縮過程の冷媒にサイクル内で生成された中間圧気相冷媒を合流させるサイクル構成になっている。これにより、ガスインジェクションサイクルでは、圧縮機の圧縮効率を向上させて、サイクルの成績係数（ＣＯＰ）を向上させることができる。

つまり、特許文献１の車両用空調装置では、低外気温時のように高い暖房能力が要求される暖房モードであっても、冷凍サイクル装置をガスインジェクションサイクルに切り替えることによって、空調のために消費される電気エネルギの増加を抑制しようとしている。延いては、一回の充電当たりの電気自動車の走行距離が短くなってしまうことを抑制しようとしている。

特開２０１２−１８１００５号公報

ところで、電気自動車は、バッテリ、充電機、電力制御ユニット、走行用電動モータ等のように、作動時に発熱を伴う車載機器を備えている。しかしながら、特許文献１では、これらの車載機器の排熱を車室内の暖房等に有効に利用する点について記載されていない。換言すると、特許文献１には、車載機器の排熱を有効に利用可能な車両用熱管理システムについて開示されていない。

本発明は、上記点に鑑み、作動時に発熱を伴う車載機器の排熱を有効に利用可能な車両用熱管理システムを提供することを目的とする。

上記目的を達成するため、請求項１に記載の発明は、作動時に発熱を伴う車載機器（５０〜５３）の排熱を熱源として熱交換対象流体を加熱可能なヒートポンプサイクル（２）と、排熱用冷媒を介して排熱を外気に放熱させる排熱用冷媒循環回路（３）と、を備え、
ヒートポンプサイクルは、排熱によって加熱された加熱空気とヒートポンプサイクルを循環するサイクル用冷媒とを熱交換させる排熱回収熱交換部（６１ａ）を有し、排熱用冷媒循環回路は、加熱空気と排熱用冷媒とを熱交換させる排出熱交換部（６１ｃ）を有し、
排熱回収熱交換部および排出熱交換部は、サイクル用冷媒と排熱用冷媒との間の熱移動が可能な複合型熱交換器（６１）として一体的に構成されている車両用熱管理システムである。

これによれば、ヒートポンプサイクル（２）が排熱回収熱交換部（６１ａ）を有しているので、車載機器（５０〜５３）の排熱を、熱交換対象流体を加熱するための熱源として利用することができる。さらに、排熱用冷媒循環回路（３）が排出熱交換部（６１ｃ）を有しているので、車載機器（５０〜５３）の排熱を、熱交換対象流体を加熱するための熱源として利用する必要がない場合には、排熱を外気に放熱させることができる。

また、排熱回収熱交換部（６１ａ）および排出熱交換部（６１ｃ）が、サイクル用冷媒と排熱用冷媒との間の熱移動が可能な複合型熱交換器（６１）として一体的に構成されている。従って、熱交換対象流体を加熱する際に、排熱用冷媒に蓄えられている排熱も熱源として利用することができる。

すなわち、本請求項に記載の発明によれば、作動時に発熱を伴う車載機器の排熱を有効に利用可能な車両用熱管理システムを提供することができる。

なお、この欄および特許請求の範囲に記載した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実施形態の車両用熱管理システムの全体構成図である。 第１実施形態のヒートポンプサイクルの全体構成図である。 第１実施形態の複合型熱交換器の外観斜視図である。 第１実施形態の複合型熱交換器の分解斜視図である。 第１実施形態の複合型熱交換器のサイクル用冷媒チューブの拡大外観斜視図である。 第１実施形態の複合型熱交換器のサイクル用冷媒チューブの拡大分解斜視図である。 第１実施形態の複合型熱交換器の排熱用冷媒チューブの拡大外観斜視図である。 第１実施形態の複合型熱交換器の排熱用冷媒チューブの拡大分解斜視図である。 第１実施形態の複合型熱交換器の熱交換フィンの拡大外観斜視図である。 第１実施形態の複合型熱交換器の積層構造を説明するための説明図である。 第１実施形態の車両用熱管理システムの配置態様を説明するための説明図である。 第１実施形態の車両用熱管理システムの電気制御部を示すブロック図である。 第１実施形態の車両用熱管理システムの制御フローの概略を示す説明図である。 第１実施形態のヒートポンプサイクルにおける第２暖房モード時の冷媒の状態の変化を示す模式的なモリエル線図である。 第２実施形態の車両用熱管理システムの配置態様を説明するための説明図である。 第３実施形態の車両用熱管理システムの配置態様を説明するための説明図である。 第４実施形態の車両用熱管理システムの全体構成図である。 第５実施形態の車両用熱管理システムの全体構成図である。 第６実施形態のヒートポンプサイクルの全体構成図である。 第７実施形態の車両用熱管理システムの全体構成図である。 第８実施形態の車両用熱管理システムの全体構成図である。 第９実施形態の複合型熱交換器のサイクル用冷媒チューブの拡大分解斜視図である。 第１０実施形態の複合型熱交換器のサイクル用冷媒チューブの拡大分解斜視図である。 第１１実施形態の複合型熱交換器の分解斜視図である。

（第１実施形態）
図１〜図１４を用いて、本発明の第１実施形態について説明する。本実施形態では、本発明に係る車両用熱管理システム１を、走行用の駆動力を走行用電動モータ５３から得る電気自動車に適用している。車両用熱管理システム１は、電気自動車において、車室内の空調を行う機能を果たすとともに、作動時に発熱を伴う各種の車載機器の排熱を外気に放熱させる機能を果たす。

車両用熱管理システム１は、車室内の空調を行う空調用の運転モードとして、冷房モード、除湿暖房モード、第１暖房モード、第２暖房モードを切り替えることができる。

冷房モードは、送風空気を冷却して車室内へ吹き出す運転モードである。除湿暖房モードは、冷却して除湿された送風空気を再加熱して車室内へ吹き出す運転モードである。第１暖房モードは、送風空気を加熱して車室内へ吹き出す運転モードである。第２暖房モードは、第１暖房モードよりも高い加熱能力で、送風空気を加熱して車室内へ吹き出す運転モードである。

車両用熱管理システム１は、図１に示すように、ヒートポンプサイクル２、排熱用冷媒循環回路３、断熱筐体４、ダクト５、室内空調ユニット３０等を備えている。なお、図１では、図示の明確化のために、ヒートポンプサイクル２の一部の構成機器の図示を省略している。

ヒートポンプサイクル２は、空調対象空間である車室内へ送風される送風空気の温度を調整する蒸気圧縮式の冷凍サイクル装置である。従って、本実施形態の車両用熱管理システム１の熱交換対象流体は、送風空気である。ヒートポンプサイクル２は、上述した車両用熱管理システム１の空調用の運転モードに応じて冷媒回路を切り替えることができる。

ヒートポンプサイクル２では、冷媒としてＨＦＣ系冷媒（具体的には、Ｒ１３４ａ）を採用しており、高圧側冷媒圧力が冷媒の臨界圧力を超えない亜臨界冷凍サイクルを構成している。以下の説明では、説明の明確化のために、ヒートポンプサイクル２を循環する冷媒をサイクル用冷媒と記載する。

さらに、サイクル用冷媒には、圧縮機１１を潤滑するための冷凍機油が混入されており、冷凍機油の一部はサイクル用冷媒とともにサイクルを循環している。

次に、図２を用いて、ヒートポンプサイクル２の詳細構成を説明する。圧縮機１１は、ヒートポンプサイクル２において、サイクル用冷媒を圧縮して吐出する二段昇圧式の電動圧縮機である。圧縮機１１は、その外殻を形成するハウジングの内部に、低段側圧縮機構と高段側圧縮機構との２つの圧縮機構、および双方の圧縮機構を回転駆動する電動モータを収容して構成されたものである。圧縮機１１は、後述する制御装置９０から出力される制御信号によって、その作動が制御される。

圧縮機１１には、吸入ポート１１ａ、中間圧ポート１１ｂ、吐出ポート１１ｃが設けられている。吸入ポート１１ａは、ハウジングの外部から低段側圧縮機構へ低圧のサイクル用冷媒を吸入するための吸入口である。吐出ポート１１ｃは、高段側圧縮機構から吐出された高圧のサイクル用冷媒をハウジングの外部へ吐出させる吐出口である。

中間圧ポート１１ｂは、ハウジングの外部から中間圧のサイクル用冷媒を流入させて、低圧から高圧へ圧縮過程のサイクル用冷媒に合流させるための中間圧吸入口である。つまり、中間圧ポート１１ｂは、ハウジングの内部で低段側圧縮機構の吐出口側および高段側圧縮機構の吸入口側に接続されている。

圧縮機１１の吐出ポート１１ｃには、室内凝縮器１２の冷媒入口側が接続されている。室内凝縮器１２は、後述する室内空調ユニット３０のケーシング３１内に配置されている。室内凝縮器１２は、少なくとも暖房モード時および除湿暖房モード時に内部を流通する高圧のサイクル用冷媒と、後述する室内蒸発器２３を通過した送風空気とを熱交換させて、送風空気を加熱する加熱用熱交換器である。

室内凝縮器１２の冷媒出口側には、高段側膨張弁１３の入口側が接続されている。高段側膨張弁１３は、室内凝縮器１２から流出した高圧のサイクル用冷媒を中間圧となるまで減圧させるものである。より具体的には、高段側膨張弁１３は、変位することによって絞り通路面積を変化させる弁体と、この弁体を変位させる電動アクチュエータ（具体的には、ステッピングモータ）とを有して構成される電気式の可変絞り機構である。

さらに、ヒートポンプサイクル２では、後述するように、冷房用膨張弁２２を備えている。冷房用膨張弁２２の基本的構成は、高段側膨張弁１３と同様である。高段側膨張弁１３および冷房用膨張弁２２は、弁開度を全開にすることで流量調整作用および冷媒減圧作用を殆ど発揮することなく単なる冷媒通路として機能する全開機能、および弁開度を全閉にすることで冷媒通路を閉塞する全閉機能を有している。

高段側膨張弁１３および冷房用膨張弁２２は、この全開機能および全閉機能によって、上述した各運転モードに応じた冷媒回路を切り替える。つまり、高段側膨張弁１３および冷房用膨張弁２２は、ヒートポンプサイクル２の冷媒回路切替部としての機能を兼ね備えている。高段側膨張弁１３および冷房用膨張弁２２は、制御装置９０から出力される制御信号（具体的には、制御パルス）によって、その作動が制御される。

高段側膨張弁１３の出口側には、気液分離器１４の流入ポート１４ａが接続されている。気液分離器１４は、高段側膨張弁１３から流出したサイクル用冷媒の気液を分離する気液分離部である。本実施形態では、気液分離器１４として、遠心力の作用によって冷媒の気液を分離する遠心分離方式のものであって、分離された冷媒を殆ど内部に蓄えることなく外部へ流出させる比較的内容積の小さいものを採用している。

気液分離器１４には、分離された気相冷媒を流出させる気相流出ポート１４ｂ、分離された液相冷媒を流出させる第１液相流出ポート１４ｃおよび第２液相流出ポート１４ｄが設けられている。

気相流出ポート１４ｂには、中間圧気相冷媒通路１５ａが接続されている。中間圧気相冷媒通路１５ａには、中間圧固定絞り１７ｂが配置されている。中間圧固定絞り１７ｂは、中間圧気相冷媒通路１５ａを流通するサイクル用冷媒を減圧させる減圧部であるとともに、この冷媒の流量を調整する流量調整部である。このような中間圧固定絞り１７ｂとしては、オリフィス、キャピラリチューブ等を採用することができる。

第１液相流出ポート１４ｃには、中間圧液相冷媒通路１５ｂが接続されている。中間圧液相冷媒通路１５ｂには、回収用膨張弁６０が配置されている。

回収用膨張弁６０は、後述する複合型熱交換器６１の排熱回収熱交換部６１ａの出口側のサイクル用冷媒（すなわち、圧縮機１１の中間圧ポート１１ｂへ流入するサイクル用冷媒）の過熱度が予め定めた基準過熱度に近づくように絞り開度を変化させる可変絞り機構である。

このような回収用膨張弁６０としては、排熱回収熱交換部６１ａの出口側のサイクル用冷媒の温度および圧力に応じて変形する変形部材（具体的には、ダイヤフラム）を有する感温部と、変形部材の変形に連動して絞り開度を変化させる機械的機構とを備える温度式膨張弁を採用することができる。

複合型熱交換器６１の排熱回収熱交換部６１ａは、第２暖房モード時に、内部を流通するサイクル用冷媒と、車載機器５０〜５３の排熱によって加熱された加熱空気とを熱交換させる熱交換部である。複合型熱交換器６１の詳細構成については後述する。

中間圧気相冷媒通路１５ａの出口側および中間圧液相冷媒通路１５ｂの出口側には、合流部１５ｃが接続されている。合流部１５ｃは、中間圧気相冷媒通路１５ａから流出したサイクル用冷媒の流れと中間圧液相冷媒通路１５ｂから流出したサイクル用冷媒の流れとを合流させるものである。

合流部１５ｃは、互いに連通する３つの流入出口を有する三方継手構造のものである。そして、合流部１５ｃでは、３つの流入出口のうち２つを冷媒流入口とし、残りの１つを冷媒流出口としている。

合流部１５ｃの冷媒流出口には、入口側中間圧冷媒通路１５ｄが接続されている。入口側中間圧冷媒通路１５ｄには、回収用開閉弁１６ａが配置されている。回収用開閉弁１６ａは、入口側中間圧冷媒通路１５ｄに配置されて、入口側中間圧冷媒通路１５ｄを開閉する電磁弁である。回収用開閉弁１６ａは、制御装置９０から出力される制御電圧によって、その作動が制御される。

ここで、前述の如く、回収用膨張弁６０では、排熱回収熱交換部６１ａの出口側のサイクル用冷媒の過熱度が基準過熱度に近づくように絞り開度を変化させる。このため、入口側中間圧冷媒通路１５ｄを流通するサイクル用冷媒は、液相状態あるいは比較的乾き度の低い気液二相状態となる。従って、回収用開閉弁１６ａは、液相状態あるいは気液二相状態のサイクル用冷媒が流通する冷媒通路に配置されている。

さらに、ヒートポンプサイクル２では、後述するように、低圧側開閉弁１６ｂおよび冷房用開閉弁１６ｃを備えている。低圧側開閉弁１６ｂおよび冷房用開閉弁１６ｃの基本的構成は、回収用開閉弁１６ａと同様である。

そして、回収用開閉弁１６ａ、低圧側開閉弁１６ｂ、および冷房用開閉弁１６ｃは、冷媒通路を開閉することによって、上述した各運転モードに応じた冷媒回路を切り替える。つまり、回収用開閉弁１６ａ、低圧側開閉弁１６ｂ、および冷房用開閉弁１６ｃは、高段側膨張弁１３および冷房用膨張弁２２とともに、ヒートポンプサイクル２の冷媒回路切替部としての機能を果たす。

これらの冷媒回路切替部のうち、回収用開閉弁１６ａは、サイクル用冷媒を排熱回収熱交換部６１ａへ流入させる冷媒回路とサイクル用冷媒を排熱回収熱交換部６１ａへ流入させない冷媒回路とを切り替えるため冷媒回路切替部である。

入口側中間圧冷媒通路１５ｄの出口側には、排熱回収熱交換部６１ａの冷媒入口側が接続されている。さらに、排熱回収熱交換部６１ａの冷媒出口には、出口側中間圧冷媒通路１５ｅを介して、圧縮機１１の中間圧ポート１１ｂ側が接続されている。

また、気液分離器１４の第２液相流出ポート１４ｄには、低段側固定絞り１７ａを介して、空調用室外熱交換器２０の冷媒入口側が接続されている。低段側固定絞り１７ａは、第２液相流出ポート１４ｄから流出したサイクル用冷媒を減圧させる減圧部であるとともに、この冷媒の流量を調整する流量調整部である。低段側固定絞り１７ａの基本的構成は、中間圧固定絞り１７ｂと同様である。

さらに、第２液相流出ポート１４ｄには、気液分離器１４にて分離された液相のサイクル用冷媒を、低段側固定絞り１７ａを迂回させて空調用室外熱交換器２０の冷媒入口側へ導く固定絞り迂回通路１８が接続されている。固定絞り迂回通路１８には、固定絞り迂回通路１８を開閉する低圧側開閉弁１６ｂが配置されている。

ここで、第２液相流出ポート１４ｄから流出したサイクル用冷媒が低圧側開閉弁１６ｂを通過する際に生じる圧力損失は、サイクル用冷媒が低段側固定絞り１７ａを通過する際に生じる圧力損失に対して極めて小さい。

従って、制御装置９０が低圧側開閉弁１６ｂを開いた際には、第２液相流出ポート１４ｄから流出したサイクル用冷媒のほぼ全流量が、固定絞り迂回通路１８を介して空調用室外熱交換器２０へ流入する。一方、制御装置９０が低圧側開閉弁１６ｂを閉じた際には、第２液相流出ポート１４ｄから流出したサイクル用冷媒は、低段側固定絞り１７ａにて減圧されて空調用室外熱交換器２０へ流入する。

空調用室外熱交換器２０は、内部を流通するサイクル用冷媒と外気ファン２１から送風された外気とを熱交換させる熱交換器である。空調用室外熱交換器２０は、少なくとも冷房モード時には、高圧のサイクル用冷媒を放熱させる放熱器として機能し、少なくとも第１暖房モード時および第２暖房モード時には、低圧のサイクル用冷媒を蒸発させる蒸発器として機能する熱交換器である。

外気ファン２１は、空調用室外熱交換器２０へ向けて外気を送風する電動送風機である。外気ファン２１は、制御装置９０から出力される制御電圧によって、回転数（すなわち、送風能力）が制御される。外気ファン２１は、空調用室外熱交換器２０へ外気を送ることができれば、吸込方式のものであってもよいし、吹出方式のものであってもよい。

空調用室外熱交換器２０の冷媒出口には、冷房用膨張弁２２を介して、室内蒸発器２３の冷媒入口側が接続されている。冷房用膨脹弁２２は、少なくとも冷房モード時に、空調用室外熱交換器２０から流出したサイクル用冷媒を低圧となるまで減圧させる電気式の可変絞り機構である。

室内蒸発器２３は、室内空調ユニット３０のケーシング３１内であって、室内凝縮器１２の送風空気流れ上流側に配置されている。室内蒸発器２３は、少なくとも冷房モード時および除湿暖房モードに、内部を流通する低圧のサイクル用冷媒と空調用送風機３２から送風された送風空気とを熱交換させ、サイクル用冷媒を蒸発させて吸熱作用を発揮させることによって、送風空気を冷却する冷却用熱交換器である。

室内蒸発器２３の冷媒出口には、アキュムレータ２４の入口側が接続されている。アキュムレータ２４は、内部に流入したサイクル用冷媒の気液を分離して、サイクルの余剰冷媒を液相冷媒として蓄える低圧側気液分離器である。アキュムレータ２４の気相冷媒出口には、圧縮機１１の吸入ポート１１ａが接続されている。

さらに、空調用室外熱交換器２０のサイクル用冷媒の出口には、空調用室外熱交換器２０から流出したサイクル用冷媒を、冷房用膨張弁２２および室内蒸発器２３を迂回させて、アキュムレータ２４の入口側へ導く蒸発器迂回通路２５が接続されている。蒸発器迂回通路２５には、蒸発器迂回通路２５を開閉する冷房用開閉弁１６ｃが配置されている。

次に、排熱用冷媒循環回路３について説明する。排熱用冷媒循環回路３は、車載機器５０〜５３の排熱を外気に放熱させるためのサーモサイフォンである。排熱用冷媒循環回路３では、冷媒としてヒートポンプサイクル２を循環する冷媒と同種の冷媒（本実施形態では、Ｒ１３４ａ）を採用している。以下の説明では、説明の明確化のために、排熱用冷媒循環回路３を循環する冷媒を排熱用冷媒と記載する。

サーモサイフォンは、高温の空気中に配置されて冷媒を蒸発させる蒸発用熱交換部と、低温の空気中に配置されて冷媒を凝縮させる凝縮用熱交換部とを有し、これらの熱交換部同士を閉ループ状に（すなわち、環状に）接続することによって構成される。そして、高温の空気と低温の空気との温度差によって回路内の冷媒に比重差を生じさせ、重力の作用によって冷媒を自然循環させて、冷媒とともに熱を移送する熱移送回路である。

排熱用冷媒循環回路３は、図１に示すように、複合型熱交換器６１の排出熱交換部６１ｃ、熱廃棄室外熱交換器６３、排熱用開閉弁６５等を有している。

排出熱交換部６１ｃは、内部を流通する液相状態あるいは気液二相状態の排熱用冷媒と、車載機器５０〜５３の排熱によって加熱された加熱空気とを熱交換させて、排熱用冷媒を蒸発させる蒸発用熱交換部である。つまり、排出熱交換部６１ｃは、加熱空気を介して、排熱用冷媒に車載機器５０〜５３の排熱を吸熱させる熱交換部である。

熱廃棄室外熱交換器６３は、内部を流通する気相状態の排熱用冷媒と、外気ファン６７から送風された外気とを熱交換させて、排熱用冷媒を凝縮させる凝縮用熱交換部である。つまり、熱廃棄室外熱交換器６３は、排熱用冷媒が吸熱した車載機器５０〜５３の排熱を外気に放熱させる熱交換部である。

外気ファン６７は、熱廃棄室外熱交換器６３へ向けて外気を送風する電動送風機である。外気ファン６７は、制御装置９０から出力される制御電圧によって、回転数（すなわち、送風能力）が制御される。外気ファン６７の基本的構成は、空調用室外熱交換器２０へ向けて外気を送風する外気ファン２１と同様である。

排出熱交換部６１ｃおよび熱廃棄室外熱交換器６３は、気相用冷媒配管６２および液相用冷媒配管６４によって接続されている。気相用冷媒配管６２は、排出熱交換部６１ｃの冷媒出口側と熱廃棄室外熱交換器６３の冷媒入口側とを接続する冷媒配管である。液相用冷媒配管６４は、熱廃棄室外熱交換器６３の冷媒出口側と排出熱交換部６１ｃの冷媒入口側とを接続する冷媒配管である。

液相用冷媒配管６４は、気相用冷媒配管６２よりも下方側に配置されている。このため、廃棄熱室外熱交換器６３にて凝縮した液相状態の排熱用冷媒は、重力の作用によって下方側に配置された液相用冷媒配管６４へ流出する。

排熱用開閉弁６５は、液相用冷媒配管６４を開閉することによって排熱用冷媒の循環を遮断する冷媒循環遮断部である。従って、排熱用開閉弁６５は、液相状態あるいは気液二相状態の冷媒が流通する冷媒通路に配置されている。排熱用開閉弁６５は、制御装置９０から出力される制御電圧によって、その作動が制御される電磁弁である。

次に、図３〜図１０を用いて、複合型熱交換器６１の詳細構成について説明する。なお、各図面における上下の各矢印は、車両用熱管理システム１を電気自動車に搭載した状態における上下の各方向を示している。

複合型熱交換器６１は、ヒートポンプサイクル２にてサイクル用冷媒と加熱空気とを熱交換させる排熱回収熱交換部６１ａと、排熱用冷媒循環回路３にて排熱用冷媒と加熱空気とを熱交換させる排出熱交換部６１ｃとを一体的に構成した熱交換器である。複合型熱交換器６１は、サイクル用冷媒と排熱用冷媒との間の熱移動が可能に構成されている。

複合型熱交換器６１の排熱回収熱交換部６１ａおよび排出熱交換部６１ｃは、いわゆるタンクアンドチューブ型の熱交換器構造になっている。

ここで、冷媒と空気とを熱交換させるタンクアンドチューブ型の熱交換器は、冷媒を流通させる複数の冷媒チューブ、複数の冷媒チューブを流通する冷媒の分配あるいは集合を行うための空間を形成する冷媒タンク等を有している。そして、一定方向に互いに間隔を開けて積層配置された冷媒チューブを流通する冷媒と、隣り合う冷媒チューブ間に形成された空気通路を流通する空気とを熱交換させる構造になっている。

このため、排熱回収熱交換部６１ａは、図３、図４に示すように、風下側サイクル用冷媒タンク７０、風上側サイクル用冷媒タンク７１、複数のサイクル用冷媒チューブ７２等を有している。

複数のサイクル用冷媒チューブ７２は、サイクル用冷媒を流通させる冷媒通路を形成する冷媒チューブである。複数のサイクル用冷媒チューブ７２は、一定方向に互いに間隔を開けて積層配置されている。

サイクル用冷媒チューブ７２は、図５、図６に示すように、板面に凹凸部が形成された一対の金属製の板状部材（本実施形態では、第１板状部材７２ａおよび第２板状部材７２ｂ）を張り合わせることによって形成された、いわゆるプレートチューブである。サイクル用冷媒チューブ７２の内部には、上下方向に延びる断面扁平形状の冷媒通路が、加熱空気の流れ方向に沿って２列に設けられている。

ここで、本実施形態では、図５に示すように、サイクル用冷媒チューブ７２の内部に形成される冷媒通路のうち、最上流部を形成して、サイクル用冷媒を上方側から下方側へ流す部位を上流側通路部７２ｃとする。また、サイクル用冷媒チューブ７２の内部に形成される冷媒通路のうち、最下流部を形成して、サイクル用冷媒を下方側から上方側へ流す部位を下流側通路部７２ｄとする。

上流側通路部７２ｃと下流側通路部７２ｄは、下方側で連通している。下流側通路部７２ｄは、上流側通路部７２ｃよりも、加熱空気の流れ方向風上側に配置されている。

また、上流側通路部７２ｃおよび下流側通路部７２ｄの内部には、インナープレート７２ｅが配置されている。インナープレート７２ｅは、断面が方形波状に折り曲げられた金属製の板状部材である。インナープレート７２ｅは、サイクル用冷媒が上流側通路部７２ｃおよび下流側通路部７２ｄ内を均等に流れるように冷媒通路を複数の細管通路に区画するとともに、サイクル用冷媒チューブ７２の強度を向上させる機能を果たす。

また、図３、図４に示す風下側サイクル用冷媒タンク７０は、複数のサイクル用冷媒チューブ７２に対して冷媒を分配する分配空間を形成する金属製の有底筒状部材である。風下側サイクル用冷媒タンク７０は、サイクル用冷媒チューブ７２の積層方向に延びる形状に形成されている。

風下側サイクル用冷媒タンク７０の長手方向一端部に形成された冷媒入口７０ａには、回収用開閉弁１６ａの出口側が接続されている。さらに、風下側サイクル用冷媒タンク７０は、サイクル用冷媒チューブ７２の上流側通路部７２ｃの上方側に形成される冷媒入口部に接続されている。

風上側サイクル用冷媒タンク７１は、複数のサイクル用冷媒チューブ７２から流出した冷媒を集合させる集合空間を形成する金属製の有底筒状部材である。風上側サイクル用冷媒タンク７１は、サイクル用冷媒チューブ７２の積層方向に延びる形状に形成されている。

風上側サイクル用冷媒タンク７１は、サイクル用冷媒チューブ７２の下流側通路部７２ｄの上方側に形成される冷媒出口部に接続されている。さらに、風上側サイクル用冷媒タンク７１の長手方向一端部に形成された冷媒出口７１ａには、圧縮機１１の中間圧ポート１１ｂ側が接続されている。

従って、排熱回収熱交換部６１ａでは、風下側サイクル用冷媒タンク７０にて分配されたサイクル用冷媒が、各サイクル用冷媒チューブ７２の上流側通路部７２ｃへ流入する。上流側通路部７２ｃへ流入したサイクル用冷媒は、上方側から下方側へ流れる。上流側通路部７２ｃを流通したサイクル用冷媒は、サイクル用冷媒チューブ７２の下方側で流れ方向を転向させて（すなわち、Ｕターンさせて）、下流側通路部７２ｄへ流入する。

下流側通路部７２ｄへ流入したサイクル用冷媒は、下流側通路部７２ｄを下方側から上方側へ流れる。下流側通路部７２ｄから流出したサイクル用冷媒は、風上側サイクル用冷媒タンク７１内に集合する。排熱回収熱交換部６１ａでは、そして、サイクル用冷媒が上流側通路部７２ｃおよび下流側通路部７２ｄを通過する際に、サイクル用冷媒チューブ７２の外部を流通する加熱空気と熱交換する。

一方、排出熱交換部６１ｃは、図３、図４に示すように、入口側排熱用冷媒タンク７３、出口側排熱用冷媒タンク７４、複数の排熱用冷媒チューブ７５等を有している。

複数の排熱用冷媒チューブ７５は、排熱用冷媒を流通させる冷媒通路を形成する冷媒チューブである。複数の排熱用冷媒チューブ７５は、サイクル用冷媒チューブ７２と同じ方向に互いに間隔を開けて積層配置されている。

より詳細には、サイクル用冷媒チューブ７２と排熱用冷媒チューブ７５は、交互に積層配置されている。従って、複合型熱交換器６１における加熱空気の空気通路は、隣り合うサイクル用冷媒チューブ７２と排熱用冷媒チューブ７５との間に形成される。

排熱用冷媒チューブ７５は、サイクル用冷媒チューブ７２と同様のプレートチューブである。排熱用冷媒チューブ７５は、図７、８に示すように、板面に凹凸部が形成された一対の金属製の板状部材（本実施形態では、第１板状部材７５ａおよび第２板状部材７５ｂ）を張り合わせることによって形成されている。

排熱用冷媒チューブ７５の内部には、図７に示すように、上下方向に延びる断面扁平形状の冷媒通路７５ｃが形成されている。この冷媒通路７５ｃは、排熱用冷媒を下方側から上方側へ流すように形成されている。排熱用冷媒チューブ７５の内部に形成される冷媒通路には、サイクル用冷媒チューブ７２と同様のインナープレート７５ｅが配置されている。

また、図３、図４に示す入口側排熱用冷媒タンク７３は、複数の排熱用冷媒チューブ７５に対して冷媒を分配する分配空間を形成する金属製の有底筒状部材である。入口側排熱用冷媒タンク７３は、サイクル用冷媒チューブ７２および排熱用冷媒チューブ７５の積層方向に延びる形状に形成されている。

入口側排熱用冷媒タンク７３の長手方向一端部に形成された冷媒入口には、排熱用開閉弁６５の出口側が接続されている。さらに、入口側排熱用冷媒タンク７３は、排熱用冷媒チューブ７５の下方側に形成される冷媒入口部に接続されている。

出口側排熱用冷媒タンク７４は、複数の排熱用冷媒チューブ７５から流出した冷媒を集合させる集合空間を形成する金属製の有底筒状部材である。出口側排熱用冷媒タンク７４は、サイクル用冷媒チューブ７２および排熱用冷媒チューブ７５の積層方向に延びる形状に形成されている。

出口側排熱用冷媒タンク７４は、複数の排熱用冷媒チューブ７５の上方側に設けられた冷媒出口部に接続されている。さらに、出口側排熱用冷媒タンク７４の長手方向一端部に形成された冷媒出口には、廃棄熱室外熱交換器６３の冷媒入口側に接続されている。

従って、排出熱交換部６１ｃでは、入口側排熱用冷媒タンク７３にて分配された排熱用冷媒が、各排熱用冷媒チューブ７５の冷媒通路７５ｃへ流入して下方側から上方側へ流れる。冷媒通路７５ｃから流出した排熱用冷媒は、出口側排熱用冷媒タンク７４に集合する。そして、排出熱交換部６１ｃでは、排熱用冷媒が冷媒通路７５ｃを通過する際に、排熱用冷媒チューブ７５の外部を流通する加熱空気と熱交換する。

また、複合型熱交換器６１では、サイクル用冷媒チューブ７２と排熱用冷媒チューブ７５との間に形成される空気通路に、図９に示す熱交換フィン６１ｂを配置している。熱交換フィン６１ｂは、排熱回収熱交換部６１ａにおけるサイクル用冷媒と加熱空気との熱交換を促進させるとともに、排出熱交換部６１ｃにおける排熱用冷媒と加熱空気との熱交換を促進させる部材である。

熱交換フィン６１ｂは、薄板状金属を波状に曲げ成形したコルゲートフィンである。熱交換フィン６１ｂには鎧窓状のルーバ７６が形成されている。ルーバ７６は、熱交換フィン６１ｂの平面部の一部を切り起こすことによって形成されている。ルーバ７６は、空気通路を流通する加熱空気の流れを蛇行させて温度境界層の成長を抑制することによって、熱伝達率を向上させるものである。

そして、複合型熱交換器６１では、熱交換フィン６１ｂが、サイクル用冷媒チューブ７２および排熱用冷媒チューブ７５の双方にろう付け接合されて、双方に接触していることによって、熱交換フィン６１ｂを介して、サイクル用冷媒と排熱用冷媒との間の熱移動が可能となっている。

さらに、本実施形態の複合型熱交換器６１では、図１０に示すように、積層方向両端部を除くと、…熱交換フィン６１ｂ→サイクル用冷媒チューブ７２→熱交換フィン６１ｂ→排熱用冷媒チューブ７５…の順が繰り返されるように、サイクル用冷媒チューブ７２、排熱用冷媒チューブ７５および熱交換フィン６１ｂが規則的に積層配置されている。

換言すると、本実施形態の複合型熱交換器６１では、積層方向両端部に配置されるものを除くサイクル用冷媒チューブ７２の積層方向両側に熱交換フィン６１ｂが配置され、かつ、積層方向両端部に配置されるものを除く排熱用冷媒チューブ７５の積層方向両側に熱交換フィン６１ｂが配置されるように、サイクル用冷媒チューブ７２、排熱用冷媒チューブ７５および熱交換フィン６１ｂが規則的に積層配置されている。

また、複合型熱交換器６１では、図３、図４に示すように、サイクル用冷媒チューブ７２、排熱用冷媒チューブ７５、および熱交換フィン６１ｂの積層方向両端部には、複合型熱交換器６１全体としての強度を向上させる補強部材としての金属製のサイドプレート７７が配置されている。

上述した複合型熱交換器６１の各構成部品は、いずれも伝熱性に優れる同種の金属（本実施形態では、アルミニウム合金）で形成されている。そして、複合型熱交換器６１は、これらの各構成部材が、ろう付け接合にて一体化されることによって製造される。

次に、ダクト５について説明する。ダクト５は、車載機器５０〜５３の排熱によって加熱された加熱空気を集合させて、車載機器５０〜５３側から複合型熱交換器６１の熱交換フィン６１ｂが配置された空気通路側へ導く加熱空気用通路を形成するものである。ダクト５は、絶縁体である樹脂にて形成されている。

ダクト５内の加熱空気用通路には、車載機器５０〜５３、および循環用送風機５５が配置されている。本実施形態では、車載機器として、バッテリ５０、充電発電機５１、電力制御ユニット５２、走行用電動モータ５３が配置されている。つまり、本実施形態の車載機器は、電気自動車に搭載され、電力が供給されることによって作動し、作動時に発熱を伴う電気式の車載機器である。

バッテリ５０は、充放電が可能な二次電池である。本実施形態では、バッテリ５０としてリチウムイオン電池を採用している。バッテリ５０は、充電された電力を走行用電動モータ５３等の電気式の車載機器に供給する。

ここで、この種のバッテリ５０では、低温になると化学反応が進みにくく充放電の関して充分な性能を得にくい。一方、高温になると劣化が進行しやすくなる。そこで、本実施形態では、バッテリ５０の使用可能温度帯を、バッテリ５０が充分な性能を発揮できる温度帯として、１０℃〜４０℃に設定している。従って、本実施形態のバッテリ５０の使用可能温度帯の最高温度は４０℃に設定されている。

充電発電機５１は、発電した電力をバッテリ５０へ充電する充電装置である。充電発電機５１についても充分な性能を発揮可能な使用可能温度帯が設定されている。充電発電機５１の使用可能温度帯の最高温度は、バッテリ５０の使用可能温度帯の最高温度よりも高い値に設定されている。

電力制御ユニット５２は、バッテリ５０から各種電気式の車載機器へ供給される電力の分配を司る電力分配装置である。電力制御ユニット５２についても充分な性能を発揮可能な使用可能温度帯が設定されている。電力制御ユニット５２の使用可能温度帯の最高温度は、充電発電機５１の使用可能温度帯の最高温度よりも高い値に設定されている。

走行用電動モータ５３は、車両走行用の駆動力を出力するものである。走行用電動モータ５３についても充分な性能を発揮可能な使用可能温度帯が設定されている。走行用電動モータ５３の使用可能温度帯の最高温度は、電力制御ユニット５２の使用可能温度帯の最高温度よりも高い値に設定されている。

循環用送風機５５は、車載機器５０〜５３にて加熱された加熱空気を吸い込んで複合型熱交換器６１の空気通路側へ向けて送風するものである。循環用送風機５５は、制御装置９０から出力される制御電圧によって、回転数（すなわち、送風能力）が制御される電動送風機である。

また、ダクト５には、それぞれの車載機器５０〜５３にて加熱される空気を吸入する複数の吸入口５６ａ〜５６ｄが形成されている。複数の吸入口５６ａ〜５６ｄは、対応する車載機器５０〜５３の発熱量に応じて開口面積および通風抵抗が異なっている。このため、それぞれの吸入口５６ａ〜５６ｄから吸入される空気量は異なっている。

次に、断熱筐体４について説明する。断熱筐体４は、車載機器５０〜５３、および複合型熱交換器６１の少なくとも一部を収容する内部空間を形成する筐体である。断熱筐体４は、内部と外部との熱移動を抑制させた断熱構造を有している。具体的には、断熱筐体４は、断熱性に優れる樹脂で形成されている。さらに、断熱筐体４は、内部空間内に外気が侵入しないように、あるいは、内部空間内の空気が外部に漏れないように、ある程度の密閉性を有している。

断熱筐体４の内部空間には、車載機器５０〜５３等に加えて、図１に示すように、ダクト５、循環用送風機５５、ヒートポンプサイクル２の一部の構成機器、排熱用冷媒循環回路３の一部の構成機器が収容されている。一方、ヒートポンプサイクル２の室内凝縮器１２、空調用室外熱交換器２０、および室内蒸発器２３、並びに、排熱用冷媒循環回路３の廃棄熱室外熱交換器６３は、断熱筐体４の外部に配置されている。

従って、循環用送風機５５は、断熱筐体４の内部空間内の空気を吸入口５６ａ〜５６ｄを介してダクト５の加熱空気用通路内へ吸入し、複合型熱交換器６１の空気通路から流出した加熱空気を内部空間内へ吹き出している。つまり、循環用送風機５５は、図１の白抜き細破線矢印に示すように、断熱筐体４の内部空間内で空気を循環させている。

次に、室内空調ユニット３０について説明する。室内空調ユニット３０は、車両用熱管理システム１において、ヒートポンプサイクル２によって温度調整された送風空気を車室内の適切な箇所へ吹き出すための空気通路を形成するものである。室内空調ユニット３０は、その外殻を形成するケーシング３１の内部に形成される空気通路に、空調用送風機３２、室内蒸発器２３、室内凝縮器１２等を収容したものである。

ケーシング３１は、車室内に送風される送風空気の空気通路を形成するもので、ある程度の弾性を有し、強度的にも優れた樹脂（具体的には、ポリプロピレン）にて成形されている。ケーシング３１の送風空気流れ最上流側には、内外気切替装置３３が配置されている。内外気切替装置３３は、ケーシング３１内へ内気（車室内空気）と外気（車室外空気）とを切替導入するものである。

内外気切替装置３３は、ケーシング３１内へ内気を導入させる内気導入口および外気を導入させる外気導入口の開口面積を、内外気切替ドアによって連続的に調整して、内気の導入風量と外気の導入風量との導入割合を変化させることができる。内外気切替ドアは、内外気切替ドア用の電動アクチュエータによって駆動される。この電動アクチュエータは、制御装置９０から出力される制御信号によって、その作動が制御される。

内外気切替装置３３の送風空気流れ下流側には、空調用送風機３２が配置されている。空調用送風機３２は、内外気切替装置３３を介して吸入した空気を車室内へ向けて送風する機能を果たす。空調用送風機３２は、遠心多翼ファンを電動モータにて駆動する電動送風機である。空調用送風機３２は、制御装置９０から出力される制御電圧によって、回転数（すなわち、送風能力）が制御される。

空調用送風機３２の送風空気流れ下流側には、室内蒸発器２３および室内凝縮器１２が、送風空気の流れに対して、この順に配置されている。つまり、室内蒸発器２３は、室内凝縮器１２よりも送風空気流れ上流側に配置されている。また、ケーシング３１内には、室内蒸発器２３を通過した送風空気を、室内凝縮器１２を迂回させて下流側へ流す冷風バイパス通路３５が形成されている。

室内蒸発器２３の送風空気流れ下流側であって、かつ、室内凝縮器１２の送風空気流れ上流側には、エアミックスドア３４が配置されている。エアミックスドア３４は、室内蒸発器２３を通過後の送風空気のうち、室内凝縮器１２を通過させる風量と冷風バイパス通路３５を通過させる風量との風量割合を調整するものである。

エアミックスドア３４は、エアミックスドア駆動用の電動アクチュエータによって駆動される。この電動アクチュエータは、制御装置９０から出力される制御信号によって、その作動が制御される。

室内凝縮器１２の送風空気流れ下流側には、室内凝縮器１２にて加熱された送風空気と冷風バイパス通路３５を通過して室内凝縮器１２にて加熱されていない送風空気とを混合させる混合空間３６が設けられている。さらに、ケーシング３１の送風空気流れ最下流部には、混合空間３６にて混合された送風空気（空調風）を、車室内へ吹き出す開口穴が配置されている。

この開口穴としては、フェイス開口穴、フット開口穴、およびデフロスタ開口穴（いずれも図示せず）が設けられている。フェイス開口穴は、車室内の乗員の上半身に向けて空調風を吹き出すための開口穴である。フット開口穴は、乗員の足元に向けて空調風を吹き出すための開口穴である。デフロスタ開口穴は、車両前面窓ガラス内側面に向けて空調風を吹き出すための開口穴である。

これらのフェイス開口穴、フット開口穴、およびデフロスタ開口穴は、それぞれ空気通路を形成するダクトを介して、車室内に設けられたフェイス吹出口、フット吹出口およびデフロスタ吹出口（いずれも図示せず）に接続されている。

従って、エアミックスドア３４が、室内凝縮器１２を通過させる風量と冷風バイパス通路３５を通過させる風量との風量割合を調整することによって、混合空間３６にて混合される空調風の温度が調整される。そして、各吹出口から車室内へ吹き出される送風空気（空調風）の温度が調整される。

また、フェイス開口穴、フット開口穴、およびデフロスタ開口穴の送風空気流れ上流側には、それぞれ、フェイス開口穴の開口面積を調整するフェイスドア、フット開口穴の開口面積を調整するフットドア、デフロスタ開口穴の開口面積を調整するデフロスタドア（いずれも図示せず）が配置されている。

これらのフェイスドア、フットドア、デフロスタドアは、空調風が吹き出される吹出口を切り替える吹出モード切替装置を構成するものである。フェイスドア、フットドア、デフロスタドアは、リンク機構等を介して、吹出口モードドア駆動用の電動アクチュエータに連結されて連動して回転操作される。この電動アクチュエータは、制御装置９０から出力される制御信号によって、その作動が制御される。

次に、図１１を用いて、電気自動車に搭載された際の車両用熱管理システム１の配置態様を説明する。なお、図１１では、図示の明確化のため、ヒートポンプサイクル２、排熱用冷媒循環回路３、室内空調ユニット３０等の構成機器の一部の図示を省略している。

図１１に示すように、本実施形態の電気自動車では、車室８０の前方に駆動用装置室８１が設けられている。駆動用装置室８１は、車両走行用の駆動力を出力する駆動用装置（例えば、走行用電動モータ５３）の少なくとも一部が配置される空間である。

車室８０と駆動用装置室８１は、隔壁８２によって仕切られている。隔壁８２は、内燃機関（エンジン）から車両走行用の駆動力を得る通常のエンジン車両において、ダッシュパネル、あるいはファイアウォールと呼ばれる防音防火用の隔壁部材に対応するものである。

断熱筐体４は、駆動用装置室８１内に配置されている。このため、断熱筐体４に収容された車載機器５０〜５３、ダクト５、循環用送風機５５、ヒートポンプサイクル２の一部の構成機器、排熱用冷媒循環回路３の一部の構成機器も駆動用装置室８１内に配置されている。

ヒートポンプサイクル２の空調用室外熱交換器２０および排熱用冷媒循環回路３の廃棄熱室外熱交換器６３は、駆動用装置室８１内であって、断熱筐体４の外部の車両前方側に配置されている。従って、本実施形態の電気自動車では、車両走行時に、空調用室外熱交換器２０および廃棄熱室外熱交換器６３に対して、走行風（すなわち、外気）を当てることができる。

また、空調用室外熱交換器２０および廃棄熱室外熱交換器６３は、外気の流れ方向に対して並列的に配置されている。ここで、図１１では、空調用室外熱交換器２０および廃棄熱室外熱交換器６３が、上下方向に並んで配置された例を図示しているが、もちろん、空調用室外熱交換器２０および廃棄熱室外熱交換器６３が、左右方向に配置されていてもよい。

また、室内空調ユニット３０は、車室８０内の最前部の計器盤（すなわち、インストルメントパネル）の内側に配置されている。このため、室内空調ユニット３０のケーシング３１内に収容されたヒートポンプサイクル２の室内凝縮器１２、室内蒸発器２３等も、車室８０内に配置されている。

さらに、駆動用装置室８１あるいは断熱筐体４の内部には、車載機器５０〜５３よりも発熱量の少ない車載機器、その他の車両構成機器（いずれも図示せず。）等が配置されている。

次に、図１２を用いて、車両用熱管理システム１の電気制御部について説明する。制御装置９０は、ＣＰＵ、ＲＯＭおよびＲＡＭ等を含む周知のマイクロコンピュータとその周辺回路から構成されている。制御装置９０は、ＲＯＭに記憶された制御プログラムに基づいて各種演算、処理を行い、出力側に接続された各種制御対象機器の作動を制御する。

制御装置９０の入力側には、図１２に示すように、内気温センサ９１ａ、外気温センサ９１ｂ、日射センサ９１ｃ、高圧センサ９１ｄ、蒸発器温度センサ９１ｅ、空調風温度センサ９１ｆ、筐体内温度センサ９１ｇ、第１〜第４車載機器温度センサ９１ｈ〜９１ｋ等の等の制御用のセンサ群が接続されている。制御装置９０には、これらの制御用のセンサ群の検出信号が入力される。

内気温センサ９１ａは、車室内温度（内気温）Ｔｒを検出する内気温検出部である。外気温センサ９１ｂは、車室外温度（外気温）Ｔａｍを検出する外気温検出部である。日射センサ９１ｃは、車室内へ照射される日射量Ａｓを検出する日射量検出部である。高圧センサ９１ｄは、圧縮機１１の吐出口側から高段側膨張弁１３または冷房用膨張弁２２の入口側へ至る冷媒流路内のサイクル用冷媒の圧力である高圧側サイクル用冷媒圧力Ｐｄを検出する冷媒圧力検出部である。

蒸発器温度センサ９１ｅは、室内蒸発器２３におけるサイクル用冷媒の冷媒蒸発温度（蒸発器温度）Ｔｅｆｉｎを検出する蒸発器温度検出部である。空調風温度センサ９１ｆは、混合空間３６から車室内へ送風される送風空気温度ＴＡＶを検出する空調風温度検出部である。

筐体内温度センサ９１ｇは、断熱筐体４の内部空間内の空気の筐体内温度Ｔｉｎｓの温度を検出する筐体内温度検出部である。ここで、筐体内温度センサ９１ｇとして、内部空間内の複数の箇所の温度を検出する複数の温度センサを設け、これらの複数の温度センサの検出値の平均値を筐体内温度Ｔｉｎｓとしてもよい。

第１車載機器温度センサ９１ｈは、バッテリ５０の第１車載機器温度Ｔｖｅ１を検出する第１車載機器温度検出部である。第２車載機器温度センサ９１ｉは、充電発電機５１の第２車載機器温度Ｔｖｅ２を検出する第２車載機器温度検出部である。第３車載機器温度センサ９１ｊは、電力制御ユニット５２の第３車載機器温度Ｔｖｅ３を検出する第３車載機器温度検出部である。第４車載機器温度センサ９１ｋは、走行用電動モータ５３の第４車載機器温度Ｔｖｅ４を検出する第４車載機器温度検出部である。

ここで、第１〜第４車載機器温度センサ９１ｈ〜９１ｋについても、筐体内温度センサ９１ｇと同様に、それぞれ対応する車載機器の複数の箇所の温度を検出する複数の温度センサを設け、これらの複数の温度センサの検出値の平均値をそれぞれ第１〜第４車載機器温度Ｔｖｅ１〜Ｔｖｅ４としてもよい。

さらに、制御装置９０の入力側には、車室内前部の計器盤付近に配置された操作パネル９２が接続されている。制御装置９０には、操作パネル９２に設けられた各種操作スイッチからの操作信号が入力される。

操作パネル９２に設けられた各種操作スイッチとしては、空調作動スイッチ、風量設定スイッチ、温度設定スイッチ等がある。空調作動スイッチは、乗員が車室内の空調を行うことを要求するための空調作動要求部である。風量設定スイッチは、乗員が空調用送風機３２の風量をマニュアル設定するための風量設定部である。温度設定スイッチは、車室内の設定温度Ｔｓｅｔを設定するための温度設定部である。

ここで、制御装置９０は、出力側に接続された各種制御対象機器の作動を制御する制御部が一体的に構成されたものである。従って、制御装置９０のうち、それぞれの制御対象機器の作動を制御する構成（ハードウェアおよびソフトウェア）が、それぞれの制御対象機器の作動を制御する制御部を構成している。

例えば、制御装置９０のうち、ヒートポンプサイクル２の圧縮機１１の作動を制御する構成（ハードウェアおよびソフトウエア）は、圧縮機制御部を構成している。もちろん、これらの各制御部をそれぞれ別体の制御装置で構成してもよい。

次に、上記構成における本実施形態の車両用熱管理システム１の作動について説明する。前述の如く、車両用熱管理システム１は、電気自動車において、車室内の空調を行う機能を果たすとともに、作動時に発熱を伴う各種の車載機器５０〜５３の排熱を外気に放熱させる機能を果たす。つまり、車両用熱管理システム１の制御装置９０は、車室内の温度を乗員の所望の温度に調整するとともに、車載機器５０〜５３の温度を使用可能温度帯の範囲内に維持するように各種制御対象機器の作動を制御している。

図１３に、制御装置９０が実行する制御フローの概略を示す。この制御フローでは、車両のシステム全体が起動（スタート）すると、初期化のために、ヒートポンプサイクル２の回収用開閉弁１６ａを閉じるとともに、排熱用冷媒循環回路３の排熱用開閉弁６５を閉じる（図１３のステップＳ１）。

続いて、車両が起動時、アイドル時、あるいは走行時であるかといった現在の車両の運転状態を決定する（図１３のステップＳ２）。このような車両の運転状態の決定は、制御装置９０に接続された制御用のセンサ群の検出信号に基づいて行われる。続いて、空調運転を行うか否かが判定される（図１３のステップＳ３）。本実施形態では、操作パネル９２の空調作動スイッチが投入（ＯＮ）されている場合に、空調運転を行うと判定する。

ステップＳ３にて空調運転を行うと判定された場合には、車室内の空調を行うための制御を実行する。この制御では、空調用の運転モードを選択し（図１３のステップＳ４）、選択された運転モードに応じて、ヒートポンプサイクル２等の作動を制御する（図１３のステップＳ５〜Ｓ８）。

また、この制御フローでは、ステップＳ３の判定結果によらず、車載機器５０〜５３の排熱を外気に放熱させるための制御を実行する。この制御では、各車載機器５０〜５３の温度が、それぞれの使用可能温度帯に維持されるように、排熱用冷媒循環回路３の排熱用開閉弁６５の開閉制御が行われる（図１３のステップＳ９）。

そして、車両のシステム全体が停止されるまで、ステップＳ２に戻り、再び同様の制御フローが繰り返される。車両のシステム全体が停止された場合は、車両用熱管理システム１も停止する（図１３のステップＳ１０）。

次に、図１３のステップＳ４〜Ｓ８にて実行される車室内の空調を行うための制御について詳細に説明する。

この制御では、制御装置９０が、制御用のセンサ群の検出信号および操作パネル９２からの操作信号に基づいて、車室内へ送風される送風空気の目標吹出温度ＴＡＯを算出する。目標吹出温度ＴＡＯは、以下数式Ｆ１によって算出される。
ＴＡＯ＝Ｋｓｅｔ×Ｔｓｅｔ−Ｋｒ×Ｔｒ−Ｋａｍ×Ｔａｍ−Ｋｓ×Ａｓ＋Ｃ…（Ｆ１）
なお、Ｔｓｅｔは、温度設定スイッチによって設定された設定温度である。Ｔｒは、内気温センサ９１ａによって検出された内気温である。Ｔａｍは、外気温センサ９１ｂによって検出された外気温である。Ａｓは、日射センサ９１ｃによって検出された日射量である。Ｋｓｅｔ、Ｋｒ、Ｋａｍ、Ｋｓは制御ゲインであり、Ｃは補正用の定数である。

さらに、制御装置９０は、目標吹出温度ＴＡＯ、検出信号、および操作信号に基づいて、運転モードを切り替える。以下に、各運転モードにおける詳細作動を説明する。

（ａ）冷房モード
冷房モードでは、制御装置９０が、高段側膨張弁１３を全開状態とし、冷房用膨張弁２２を冷媒減圧作用を発揮する絞り状態とする。さらに、制御装置９０は、回収用開閉弁１６ａを閉じ、低圧側開閉弁１６ｂを開き、冷房用開閉弁１６ｃを閉じる。

これにより、冷房モードのヒートポンプサイクル２では、圧縮機１１の吐出ポート１１ｃ（→室内凝縮器１２→高段側膨張弁１３）→気液分離器１４→低圧側開閉弁１６ｂ→空調用室外熱交換器２０→冷房用膨張弁２２→室内蒸発器２３→アキュムレータ２４→圧縮機１１の吸入ポート１１ａの順にサイクル用冷媒が循環するサイクルが構成される。

このサイクル構成で、制御装置９０は、出力側に接続された各種制御対象機器へ出力される制御信号等を決定して、各種制御対象機器の作動を制御する。

例えば、制御装置９０は、蒸発器温度センサ９１ｅによって検出された冷媒蒸発温度Ｔｅｆｉｎが目標蒸発温度ＴＥＯとなるように圧縮機１１へ出力される制御信号を決定する。目標蒸発温度ＴＥＯは、目標吹出温度ＴＡＯに基づいて、予め制御装置９０に記憶された冷房モード用の制御マップを参照して決定される。

具体的には、この制御マップでは、空調風温度センサ９１ｆによって検出された送風空気温度ＴＡＶが目標吹出温度ＴＡＯに近づくように、目標吹出温度ＴＡＯの上昇に伴って目標蒸発温度ＴＥＯを上昇させる。さらに、目標蒸発温度ＴＥＯは、室内蒸発器２３の着霜を抑制可能な範囲（具体的には、１℃以上）の値に決定される。

また、制御装置９０は、目標吹出温度ＴＡＯに基づいて、予め制御装置９０に記憶された制御マップを参照して空調用送風機３２へ出力される制御電圧を決定する。具体的には、この制御マップでは、目標吹出温度ＴＡＯの極低温域（最大冷房域）および極高温域（最大暖房域）で空調用送風機３２の送風量を最大とし、中間温度域に近づくに伴って送風量を減少させる。

また、制御装置９０は、冷房用膨脹弁２２へ流入する冷媒の過冷却度が、目標過冷却度に近づくように冷房用膨張弁２２へ出力される制御信号を決定する。目標過冷却度は、サイクルの成績係数（ＣＯＰ）が極大値に近づくように決定される。

また、制御装置９０は、冷風バイパス通路３５を全開として室内凝縮器１２側の通風路を閉塞するように、エアミックスドア駆動用の電動アクチュエータへ出力される制御信号を決定する。また、制御装置９０は、その他の各種制御対象機器へ出力される制御信号等を適宜決定する。この際、上述したステップＳ２で決定した車両の運転状態に応じて制御信号等が補正される。

そして、制御装置９０は、上記の如く決定された制御信号等を各種制御対象機器へ出力する。その後、空調運転の停止が要求されるまで、所定の制御周期毎に、上述の検出信号および操作信号の読み込み→目標吹出温度ＴＡＯの算出→各種制御対象機器へ出力される制御信号等の決定→制御信号等の出力といった制御ルーチンが繰り返される。なお、このような制御ルーチンの繰り返しは、他の運転モード時にも同様に行われる。

このため、冷房モードのヒートポンプサイクル２では、空調用室外熱交換器２０を凝縮器として機能させ、室内蒸発器２３を蒸発器として機能させる蒸気圧縮式の冷凍サイクルが構成される。そして、室内蒸発器２３にてサイクル用冷媒が蒸発する際に送風空気から吸熱した熱を空調用室外熱交換器２０にて外気に放熱させることができる。これにより、送風空気を冷却することができる。

従って、冷房モードでは、室内蒸発器２３にて冷却された送風空気を車室内に吹き出すことによって、車室内の冷房を行うことができる。

ここで、冷房モードのヒートポンプサイクル２では、サイクル用冷媒が複合型熱交換器６１の排熱回収熱交換部６１ａへ流入しない冷媒回路に切り替えられる。従って、複合型熱交換器６１では、サイクル用冷媒と加熱空気との熱交換、およびサイクル用冷媒と排熱用冷媒との熱交換が行われない。そのため、冷房モードは、循環用送風機５５の作動状態および排熱用開閉弁６５の開閉状態の影響を受けることなく実行することができる。

（ｂ）除湿暖房モード
除湿暖房モードでは、制御装置９０が、高段側膨張弁１３を絞り状態とし、冷房用膨張弁２２を絞り状態とする。さらに、制御装置９０は、回収用開閉弁１６ａを閉じ、低圧側開閉弁１６ｂを開き、冷房用開閉弁１６ｃを閉じる。

これにより、除湿暖房モードのヒートポンプサイクル２では、圧縮機１１の吐出ポート１１ｃ→室内凝縮器１２→高段側膨張弁１３→気液分離器１４→低圧側開閉弁１６ｂ→空調用室外熱交換器２０→冷房用膨張弁２２→室内蒸発器２３→アキュムレータ２４→圧縮機１１の吸入ポート１１ａの順にサイクル用冷媒が循環するサイクルが構成される。

このサイクル構成で、制御装置９０は、出力側に接続された各種制御対象機器へ出力される制御信号等を決定して、各種制御対象機器の作動を制御する。

例えば、制御装置９０は、高圧センサ９１ｄによって検出された高圧側サイクル用冷媒圧力Ｐｄが目標高圧ＰＣＯとなるように圧縮機１１へ出力される制御信号を決定する。目標高圧ＰＣＯは、目標吹出温度ＴＡＯに基づいて、予め制御装置９０に記憶された暖房モード用の制御マップを参照して決定される。

具体的には、この制御マップでは、送風空気温度ＴＡＶが目標吹出温度ＴＡＯに近づくように、目標吹出温度ＴＡＯの上昇に伴って目標高圧ＰＣＯを上昇させる。

また、制御装置９０は、冷房モードと同様に、空調用送風機３２へ出力される制御電圧を決定する。

また、制御装置９０は、目標吹出温度ＴＡＯ等に基づいて、予め制御装置９０に記憶されている除湿暖房モード用の制御マップを参照して、冷房モードと同様に、ＣＯＰが極大値に近づくように高段側膨張弁１３および冷房用膨張弁２２の作動を制御する。より具体的には、空調制御装置は、目標吹出温度ＴＡＯの上昇に伴って、高段側膨張弁１３の絞り開度を減少させ、冷房用膨張弁２２の絞り開度を増加させる。

また、制御装置９０は、冷風バイパス通路３５を閉塞して室内凝縮器１２側の通風路が全開となるように、エアミックスドア駆動用の電動アクチュエータへ出力される制御信号を決定する。また、制御装置９０は、その他の各種制御対象機器へ出力される制御信号等を適宜決定する。

このため、除湿暖房モードのヒートポンプサイクル２では、室内凝縮器１２が凝縮器として機能し、室内蒸発器２３が蒸発器として機能する蒸気圧縮式の冷凍サイクルが構成される。

さらに、空調用室外熱交換器２０におけるサイクル用冷媒の飽和温度が外気温Ｔａｍよりも高い場合には、空調用室外熱交換器２０は凝縮器として機能する。一方、空調用室外熱交換器２０におけるサイクル用冷媒の飽和温度が外気温Ｔａｍよりも低い場合には、空調用室外熱交換器２０は蒸発器として機能する。

そして、空調用室外熱交換器２０におけるサイクル用冷媒の飽和温度が外気温Ｔａｍよりも高い場合には、目標吹出温度ＴＡＯの上昇に伴って空調用室外熱交換器２０におけるサイクル用冷媒の飽和温度を低下させる。これにより、空調用室外熱交換器２０におけるサイクル用冷媒の放熱量を減少させて、室内凝縮器１２におけるサイクル用冷媒の放熱量を増加させることができるので、送風空気の加熱能力を向上させることができる。

また、空調用室外熱交換器２０におけるサイクル用冷媒の飽和温度が外気温Ｔａｍよりも低い場合には、目標吹出温度ＴＡＯの上昇に伴って空調用室外熱交換器２０におけるサイクル用冷媒の飽和温度を低下させる。これにより、空調用室外熱交換器２０におけるサイクル用冷媒の吸熱量を増加させて、室内凝縮器１２におけるサイクル用冷媒の放熱量を増加させることができるので、送風空気の加熱能力を向上させることができる。

従って、除湿暖房モードでは、室内蒸発器２３にて冷却されて除湿された送風空気を、室内凝縮器１２にて再加熱して車室内に吹き出すことによって、車室内の除湿暖房を行うことができる。さらに、除湿暖房モードのヒートポンプサイクル２では、高段側膨張弁１３および冷房用膨張弁２２の絞り開度を調整することによって、室内凝縮器１２における送風空気の加熱能力を調整することができる。

ここで、除湿暖房モードのヒートポンプサイクル２では、サイクル用冷媒が複合型熱交換器６１の排熱回収熱交換部６１ａへ流入しない冷媒回路に切り替えられる。従って、複合型熱交換器６１では、サイクル用冷媒と加熱空気との熱交換、およびサイクル用冷媒と排熱用冷媒との熱交換が行われない。そのため、除湿暖房モードは、循環用送風機５５の作動状態および排熱用開閉弁６５の開閉状態の影響を受けることなく実行される。

（ｃ）第１暖房モード
第１暖房モードでは、制御装置９０が、高段側膨張弁１３を絞り状態とし、冷房用膨張弁２２を全閉状態とする。さらに、制御装置９０は、回収用開閉弁１６ａを閉じ、低圧側開閉弁１６ｂを開き、冷房用開閉弁１６ｃを開く。

これにより、第１暖房モードのヒートポンプサイクル２では、圧縮機１１の吐出ポート１１ｃ→室内凝縮器１２→高段側膨張弁１３→気液分離器１４→低圧側開閉弁１６ｂ→空調用室外熱交換器２０→冷房用開閉弁１６ｃ→アキュムレータ２４→圧縮機１１の吸入ポート１１ａの順にサイクル用冷媒が循環するサイクルが構成される。

このサイクル構成で、制御装置９０は、出力側に接続された各種制御対象機器へ出力される制御信号等を決定して、各種制御対象機器の作動を制御する。

例えば、制御装置９０は、除湿暖房モードと同様に、圧縮機１１へ出力される制御信号、および空調用送風機３２へ出力される制御電圧を決定する。また、制御装置９０は、高段側膨張弁１３へ流入する冷媒の過冷却度が、目標過冷却度に近づくように高段側膨張弁１３へ出力される制御信号を決定する。目標過冷却度は、ＣＯＰが極大値に近づくように決定される。

また、制御装置９０は、除湿暖房モードと同様に、冷風バイパス通路３５を閉塞して室内凝縮器１２側の通風路が全開となるように、エアミックスドア駆動用の電動アクチュエータへ出力される制御信号を決定する。また、制御装置９０は、その他の各種制御対象機器へ出力される制御信号等を適宜決定する。

このため、第１暖房モードのヒートポンプサイクル２では、室内凝縮器１２が凝縮器として機能し、空調用室外熱交換器２０が蒸発器として機能する蒸気圧縮式の冷凍サイクルが構成される。そして、空調用室外熱交換器２０にてサイクル用冷媒が蒸発する際に外気から吸入した熱を室内凝縮器１２にて送風空気に放熱させることができる。これにより、送風空気を加熱することができる。

従って、第１暖房モードでは、室内凝縮器１２にて加熱された送風空気を車室内に吹き出すことによって、車室内の暖房を行うことができる。

ここで、第１暖房モードのヒートポンプサイクル２では、サイクル用冷媒が複合型熱交換器６１の排熱回収熱交換部６１ａへ流入しない冷媒回路に切り替えられる。従って、複合型熱交換器６１では、サイクル用冷媒と加熱空気との熱交換、およびサイクル用冷媒と排熱用冷媒との熱交換が行われない。そのため、第１暖房モードは、循環用送風機５５の作動状態および排熱用開閉弁６５の開閉状態の影響を受けることなく実行される。

（ｄ）第２暖房モード
第２暖房モードは、第１暖房モードよりも高い加熱能力で送風空気を加熱する運転モードである。第２暖房モードでは、制御装置９０が、ダクト５内の加熱空気用通路に配置された循環用送風機５５を予め定めた基準送風能力を発揮するように作動させている。

また、第２暖房モードでは、制御装置９０が、高段側膨張弁１３を絞り状態とし、冷房用膨張弁２２を全閉状態とする。さらに、制御装置９０は、回収用開閉弁１６ａを開き、低圧側開閉弁１６ｂを閉じ、冷房用開閉弁１６ｃを開く。

これにより、第２暖房モードのヒートポンプサイクル２では、圧縮機１１の吐出ポート１１ｃ→室内凝縮器１２→高段側膨張弁１３→気液分離器１４→中間圧固定絞り１７ｂおよび回収用膨張弁６０→回収用開閉弁１６ａ→複合型熱交換器６１の排熱回収熱交換部６１ａ→圧縮機１１の中間圧ポート１１ｂの順にサイクル用冷媒が循環するとともに、気液分離器１４→低段側固定絞り１７ａ→空調用室外熱交換器２０→冷房用開閉弁１６ｃ→アキュムレータ２４→圧縮機１１の吸入ポート１１ａの順にサイクル用冷媒が循環するサイクルが構成される。

このサイクル構成で、制御装置９０は、出力側に接続された各種制御対象機器へ出力される制御信号等を決定して、各種制御対象機器の作動を制御する。

例えば、制御装置９０は、除湿暖房モードと同様に、圧縮機１１へ出力される制御信号、空調用送風機３２へ出力される制御電圧、および高段側膨張弁１３へ出力される制御信号を決定する。

また、制御装置９０は、第１暖房モードと同様に、冷風バイパス通路３５を閉塞して室内凝縮器１２側の通風路が全開となるように、エアミックスドア駆動用の電動アクチュエータへ出力される制御信号を決定する。また、制御装置９０は、その他の各種制御対象機器へ出力される制御信号等を適宜決定する。

第２暖房モードでは、回収用開閉弁１６ａが開いているので、複合型熱交換器６１の排熱回収熱交換部６１ａへサイクル用冷媒が流入する。さらに、排熱回収熱交換部６１ａから流出したサイクル用冷媒は、圧縮機１１の中間圧ポート１１ｂ側へ流出する。このため、第２暖房モードのヒートポンプサイクル２では、ガスインジェクションサイクルが構成される。そして、図１４の模式的なモリエル線図に示すように冷媒の状態が変化する。

より詳細には、圧縮機１１から吐出されたサイクル用冷媒（図１４のａ点）は、室内凝縮器１２へ流入する。第２暖房モードでは、エアミックスドア３４が室内凝縮器１２側の通風路を全開としているので、室内凝縮器１２へ流入したサイクル用冷媒は、空調用送風機３２から送風された送風空気と熱交換し、放熱して凝縮する（図１４のａ点→ｂ点）。これにより、送風空気が加熱される。

ここで、室内凝縮器１２におけるサイクル用冷媒の凝縮温度は、８０℃程度まで上昇することがある。また、第２運転モードの送風空気の加熱能力Ｑｈは、図１４のａ点における冷媒のエンタルピからｂ点における冷媒のエンタルピを減算したエンタルピ差で表すことができる。

室内凝縮器１２にて凝縮したサイクル用冷媒は、高段側膨張弁１３へ流入して中間圧冷媒となるまで減圧される（図１４のｂ点→ｃ点）。

高段側膨張弁１３から流出したサイクル用冷媒は、気液分離器１４へ流入して気液分離される。気液分離器１４の第１液相流出ポート１４ｃから流出した液相状態のサイクル用冷媒は、回収用膨張弁６０にて減圧される。この際、回収用膨張弁６０の絞り開度は、排熱回収熱交換部６１ａの出口側のサイクル用冷媒（図１４のｅ点）の過熱度が基準過熱度に近づくように調整される。

気液分離器１４の気相流出ポート１４ｂから流出した気相状態のサイクル用冷媒は、中間圧固定絞り１７ｂにて減圧される。これにより、気相流出ポート１４ｂから流出したサイクル用冷媒は、回収用膨張弁６０から流出した冷媒と同等の圧力となる。

回収用膨張弁６０から流出したサイクル用冷媒と中間圧固定絞り１７ｂから流出したサイクル用冷媒は、合流部１５ｃにて合流して、比較的乾き度の低い気液二相状態となる（図１４のｄ点）。

なお、図１４の破線は、気液分離器１４の第１液相流出ポート１４ｃから流出した液相状態のサイクル用冷媒が減圧する様子、および気相流出ポート１４ｂから流出した気相状態のサイクル用冷媒が減圧する様子を模式的に示したものである。従って、実際の冷媒が破線に沿って減圧するものではない。

合流部１５ｃから流出したサイクル用冷媒は、排熱回収熱交換部６１ａへ流入する。この際、排熱回収熱交換部６１ａを流通するサイクル用冷媒の圧力は、中間圧固定絞り１７ｂおよび回収用膨張弁６０の減圧作用によって、加熱空気の温度に対応するサイクル用冷媒の飽和圧力よりも低くなる。つまり、本実施形態の中間圧固定絞り１７ｂおよび回収用膨張弁６０は、回収用減圧部を構成している。

従って、排熱回収熱交換部６１ａへ流入したサイクル用冷媒は、循環用送風機５５から送風された加熱空気から吸熱して蒸発し、過熱度を有する気相冷媒となる。（図１４のｄ点→ｅ点）。

ここで、排熱回収熱交換部６１ａにおけるサイクル用冷媒の蒸発温度は、２０℃〜３０℃程度となる。また、排熱回収熱交換部６１ａにてサイクル用冷媒が加熱空気から吸熱した排熱回収熱量Ｑｒｅは、図１４のｅ点における冷媒のエンタルピからｄ点における冷媒のエンタルピを減算したエンタルピ差で表すことができる。

排熱回収熱交換部６１ａから流出したサイクル用冷媒は、圧縮機１１の中間圧ポート１１ｂから吸入される。圧縮機１１の中間圧ポート１１ｂから吸入されたサイクル用冷媒は、圧縮機１１の低段側圧縮機構から吐出された中間圧冷媒と合流して（図１４のｆ点）、高段側圧縮機構にて圧縮される（図１４のｆ点→ａ点）。

一方、気液分離器１４の第２液相流出ポート１４ｄから流出した液相状態のサイクル用冷媒（図１４のｃ１点）は、低段側固定絞り１７ａにて減圧されて低圧冷媒となる（図１４のｃ１点→ｇ点）。

低段側固定絞り１７ａから流出したサイクル用冷媒は、空調用室外熱交換器２０へ流入する。空調用室外熱交換器２０へ流入したサイクル用冷媒は、外気から吸熱して蒸発する（図１４のｇ点→ｈ点）。

ここで、空調用室外熱交換器２０におけるサイクル用冷媒の蒸発温度は、２℃以下に低下する。また、空調用室外熱交換器２０にてサイクル用冷媒が外気から吸熱した外気吸熱量Ｑｏｕｔは、図１４のｈ点における冷媒のエンタルピからｇ点における冷媒のエンタルピを減算したエンタルピ差で表すことができる。

空調用室外熱交換器２０から流出したサイクル用冷媒は、アキュムレータ２４へ流入して気液分離される。アキュムレータ２４にて分離された気相状態のサイクル用冷媒は、圧縮機１１の吸入ポート１１ａから吸入される。圧縮機１１の吸入ポート１１ａから吸入された冷媒は、低段側圧縮機構にて圧縮されて（図１４のｈ点→ｉ点）、中間圧ポート１１ｂから流入した冷媒と合流する（図１４のｆ点）。

従って、第２暖房モードでは、室内凝縮器１２にて加熱された送風空気を車室内に吹き出すことによって、車室内の暖房を行うことができる。

さらに、第２暖房モードでは、ガスインジェクションサイクルが構成されるので、サイクルのＣＯＰを向上させることができる。これに加えて、第２暖房モードでは、サイクル用冷媒が空調用室外熱交換器２０にて外気から吸熱した熱に加えて、排熱回収熱交換部６１ａにて加熱空気から吸熱した熱を熱源として送風空気を加熱することができる。これにより、第１暖房モードよりも送風空気の加熱能力を向上させることができる。

次に、図１３のステップＳ９にて実行される車載機器５０〜５３の排熱を外気に放熱させるための制御について詳細に説明する。

この制御では、制御装置９０が、制御用のセンサ群によって検出された検出信号に基づいて、排熱用冷媒循環回路３の排熱用開閉弁６５の開閉制御および循環用送風機５５の作動制御を行う。

具体的には、制御装置９０は、第１〜第４車載機器温度センサ９１ｈ〜９１ｋによって検出された第１〜第４車載機器温度Ｔｖｅ１〜Ｔｖｅ４の少なくとも１つが、対応する車載機器５０〜５３の使用可能温度帯の範囲内で設定された基準上限温度よりも高くなっている際に、排熱用開閉弁６５を開くとともに、循環用送風機５５を予め定めた基準送風能力を発揮するように作動させる。

また、制御装置９０は、第１〜第４車載機器温度Ｔｖｅ１〜Ｔｖｅ４の少なくとも１つが、対応する車載機器５０〜５３の使用可能温度帯の範囲内で設定された基準下限温度よりも低くなっている際に、排熱用開閉弁６５を閉じる。ここで、循環用送風機５５は、車両のシステム全体の起動後から常時作動させるようにしてもよい。このため、排熱用開閉弁６５を閉じた際に、循環用送風機５５を停止させる必要はない。

そして、制御装置９０が、排熱用開閉弁６５を開き、循環用送風機５５を作動させると、断熱筐体４の内部空間内の空気が、ダクト５の複数の吸入口５６ａ〜５６ｄを介してダクト５の加熱空気用通路内へ吸入される。この際、各吸入口５６ａ〜５６ｄから吸入された空気が各車載機器５０〜５３から吸熱して加熱空気となる。これにより、各車載機器５０〜５３が冷却される。

加熱空気は、ダクト５の加熱空気用通路を流通して、複合型熱交換器６１のサイクル用冷媒チューブ７２と排熱用冷媒チューブ７５との間に形成される空気通路に導かれる。そして、加熱空気は、複合型熱交換器６１の空気通路を流通する際に、複合型熱交換器６１の排出熱交換部６１ｃ内の排熱用冷媒と熱交換する。これにより、排熱用冷媒が加熱空気から吸熱して蒸発し、加熱空気が冷却される。

ここで、上述した第２暖房モードでは、加熱空気は、複合型熱交換器６１の空気通路を流通する際に、複合型熱交換器６１の排熱回収熱交換部６１ａ内のサイクル用冷媒とも熱交換する。従って、第２暖房モードでは、サイクル用冷媒が加熱空気から吸熱して、加熱空気が効果的に冷却される。

冷却された加熱空気は、複合型熱交換器６１の空気通路から断熱筐体４の内部空間内に放出される。内部空間内に放出された空気は、内部空間内で内部循環して、再び各吸入口５６ａ〜５６ｄから吸入される。

一方、排出熱交換部６１ｃにて気化して密度の低下した排熱用冷媒は、排熱用開閉弁６５が開いているので、気相用冷媒配管６２を介して廃棄熱室外熱交換器６３へ流入する。廃棄熱室外熱交換器６３へ流入した気相状態の排熱用冷媒は、外気と熱交換して凝縮する。凝縮して密度の上昇した排熱用冷媒は、気相用冷媒配管６２よりも下方側に配置された液相用冷媒配管６４を流れて再び排出熱交換部６１ｃへ流入する。

このように、制御装置９０が、排熱用開閉弁６５を開き、循環用送風機５５を作動させると、排熱用冷媒循環回路３にて排熱用冷媒を自然循環させることができる。そして、排熱用冷媒の相変化を利用して高温側の熱を低温側へ効率的に移送するサーモサイフォンを構成することができる。これにより、車載機器５０〜５３の排熱を外気に放熱させることができる。

さらに、制御装置９０が、排熱用開閉弁６５を断続的に開閉作動させて、サーモサイフォンを断続的に作動させることにより、車載機器５０〜５３の温度を、それぞれの使用可能温度帯に維持することができる。

本実施形態の車両用熱管理システム１は、上記の如く作動するので、以下に記載するような優れた効果を得ることができる。

すなわち、本実施形態の車両用熱管理システム１によれば、ヒートポンプサイクル２が排熱回収熱交換部６１ａを有しているので、第２暖房モード時に、車載機器５０〜５３の排熱を、熱交換対象流体である送風空気を加熱するための熱源として利用することができる。従って、第２暖房モード時に、高い加熱能力（すなわち、高い暖房能力）を発揮することができる。

より詳細には、従来技術のように排熱回収熱交換部６１ａを有していない一般的なヒートポンプサイクルでは、送風空気を加熱する熱源として、外気から吸熱した熱（図１４では、Ｑｏｕｔに対応）、および圧縮機１１の圧縮仕事による熱（図１４では、Ｑｃｏｍｐに対応）を利用することしかできない。このことは、ガスインジェクションサイクルを構成するサイクルであったとしても同様である。

これに対して、本実施形態のヒートポンプサイクル２では、空調用室外熱交換器２０にて外気から吸熱した熱（図１４のＱｏｕｔ）、および圧縮機１１の圧縮仕事による熱（図１４のＱｃｏｍｐ）に加えて、排熱回収熱交換部６１ａにて加熱空気から吸熱した熱（図１４のＱｒｅ）を、送風空気を加熱する熱源として利用することができる。

この際、サイクル用冷媒が外気から吸熱した熱（図１４のＱｏｕｔ）と加熱空気から吸熱した熱（図１４のＱｒｅ）は、互いに相殺されることのない、独立した熱源として利用することができる。

つまり、本実施形態のヒートポンプサイクル２の第２暖房モード時における送風空気の加熱能力（すなわち、暖房能力）Ｑｈは、以下数式Ｆ２で表すことができる。
Ｑｈ＝Ｑｏｕｔ＋Ｑｒｅ＋Ｑｃｏｍｐ…（Ｆ２）
従って、本実施形態の車両用熱管理システム１によれば、第２暖房モード時に、車載機器５０〜５３の排熱を、熱交換対象流体である送風空気を加熱するための熱源として有効に利用することができる。その結果、高い暖房能力を発揮することができる。

このため、本発明者らの検討によれば、本実施形態の車両用熱管理システム１では、冬季の極低外気温時（例えば、外気温が−１５℃程度となる運転条件時）であっても、車室内の充分な暖房を実現できることが確認されている。

さらに、本実施形態の車両用熱管理システム１では、排熱用冷媒循環回路３が排出熱交換部６１ｃを有しているので、車載機器５０〜５３の排熱を、送風空気を加熱するための熱源として利用する必要のない場合には、この排熱を外気に放熱させることができる。

また、排熱回収熱交換部６１ａおよび排出熱交換部６１ｃが、サイクル用冷媒と排熱用冷媒との間の熱移動が可能な複合型熱交換器６１として一体的に構成されている。従って、送風空気を加熱する際に、排熱用冷媒に蓄えられている排熱も熱源として無駄なく利用することができる。

すなわち、本実施形態の車両用熱管理システム１によれば、車載機器５０〜５３の排熱を、送風空気を加熱するために有効に利用することができる。これによれば、車室内の空調のために消費される電気エネルギを低減させることができる。従って、本実施形態の車両用熱管理システム１を、電気自動車に適用することで、一回の充電当たりの走行距離を延ばすことができる。

さらに、本実施形態の複合型熱交換器６１は、排熱回収熱交換部６１ａのサイクル用冷媒チューブ７２、および排出熱交換部６１ｃの排熱用冷媒チューブ７５の双方に接合された熱交換フィン６１ｂを有している。従って、簡素な構成で、サイクル用冷媒と排熱用冷媒との間の熱移動を実現することができる。

また、本実施形態の車両用熱管理システム１では、車載機器５０〜５３、複合型熱交換器６１等を、断熱構造を有する断熱筐体４の内部空間に配置している。

これによれば、送風空気を加熱するために利用可能な車載機器５０〜５３の排熱が断熱筐体４の外部に放熱されてしまうことを抑制することができる。従って、車載機器５０〜５３の排熱を、排熱回収熱交換部６１ａにて送風空気を加熱するために効率的に回収することができる。一方、不要な排熱については、断熱筐体４の外部へ放熱することで放熱された排熱が再び断熱筐体４の内部空間内に進入してしまうことを抑制することができる。

さらに、第２暖房モード時の排熱回収熱交換部６１ａにおけるサイクル用冷媒の蒸発温度は２０℃〜３０℃程度となるので、排熱回収熱交換部６１ａにて冷却された加熱空気の温度も同程度となる。従って、排熱回収熱交換部６１ａにて冷却された空気を断熱筐体４内で循環させて車載機器５０〜５３の冷却に用いることで、車載機器５０〜５３をマイルドに冷却することができる。

より詳細には、排熱回収熱交換部６１ａにて冷却された２０℃〜３０℃程度の空気を、車載機器５０〜５３の冷却に用いることで、車載機器５０〜５３の温度が使用可能温度帯より下回ってしまうことを抑制することができる。従って、車載機器５０〜５３の急激な温度変化（いわゆる、ヒートショック）や結露の発生を抑制することができ、車載機器５０〜５３の長寿命化、高性能化、高出力化を図ることができる。

これに加えて、車載機器５０〜５３、複合型熱交換器６１等を、密閉性を有する断熱筐体４の内部空間に配置しているので、車載機器５０〜５３、複合型熱交換器６１等の防水を図ることができる。さらに、騒音や振動を発生する車載機器を断熱筐体４の内部空間信号に配置することで、車室内の乗員に騒音や振動が伝達されてしまうことを抑制することができる。

また、本実施形態の車両用熱管理システム１では、断熱筐体４の内部空間に配置されて、加熱空気を流通させる加熱空気用通路を形成するダクト５を備えている。そして、加熱空気用通路内に、車載機器５０〜５３を配置している。これによれば、車載機器５０〜５３にて加熱された加熱空気を集合させて、複合型熱交換器６１の空気通路へ導くことができるので、車載機器５０〜５３の排熱をより一層効率的に回収することができる。

さらに、ダクト５には、それぞれの車載機器５０〜５３の排熱によって加熱される空気を吸入する複数の吸入口５６ａ〜５６ｄが形成されている。これによれば、それぞれの吸入口５６ａ〜５６ｄの開口面積あるいは通風抵抗を、対応する車載機器５０〜５３の発熱量等に応じて変化させておくことで、車載機器５０〜５３の温度を、それぞれの使用可能温度帯に調整しやすい。

また、本実施形態の車両用熱管理システム１では、空調用室外熱交換器２０および熱廃棄室外熱交換器６３を、駆動用装置室８１内であって断熱筐体４の外部に配置している。これによれば、ヒートポンプサイクル２では、空調用室外熱交換器２０にて、サイクル用冷媒を確実に外気と熱交換させることができる。排熱用冷媒循環回路３では、熱廃棄室外熱交換器６３にて、排熱用冷媒を確実に外気と熱交換させることができる。

さらに、空調用室外熱交換器２０および熱廃棄室外熱交換器６３を、駆動用装置室８１内に配置しているので、空調用室外熱交換器２０および熱廃棄室外熱交換器６３を車載機器５０〜５３から比較的近い位置に配置することができる。従って、車両用熱管理システム１全体としての大型化を抑制することができる。

また、本実施形態の車両用熱管理システム１では、空調用室外熱交換器２０および熱廃棄室外熱交換器６３を、外気の流れ方向に対して並列的に配置している。これによれば、それぞれの熱交換器の熱交換面積等を調整することで、空調用室外熱交換器２０におけるサイクル用冷媒の放熱量と、熱廃棄室外熱交換器６３における排熱用冷媒の放熱量とを個別に、かつ、適切に調整することができる。

また、本実施形態のヒートポンプサイクル２では、中間圧固定絞り１７ｂおよび回収用膨張弁６０の減圧作用によって、排熱回収熱交換部６１ａへ流入するサイクル用冷媒を、液相状態あるいは気液二相状態としている。さらに、排熱回収熱交換部６１ａを流通するサイクル用冷媒の圧力を、加熱空気の温度に対応するサイクル用冷媒の飽和圧力よりも低い圧力にしている。

これによれば、排熱回収熱交換部６１ａにてサイクル用冷媒を確実に蒸発させることができる。従って、サイクル用冷媒の蒸発潜熱によって、加熱空気の有する熱をサイクル用冷媒に効率的に吸熱させることができる。

さらに、回収用膨張弁６０の減圧作用によって、圧縮機１１の中間圧ポート１１ｂへ流入させるサイクル用冷媒を比較的過熱度の低い気相状態とすることができる。これによれば、中間圧ポート１１ｂへ流入させるサイクル用冷媒の密度低下を抑制することができるので、ガスインジェクションサイクルを構成したことによる圧縮機１１の圧縮効率の向上効果を充分に得ることができる。

また、本実施形態のヒートポンプサイクル２は、冷媒回路切替部としての回収用開閉弁１６ａを有しているので、必要に応じて第１暖房モードの冷媒回路と第２暖房モードの冷媒回路とを切り替えることができる。従って、本実施形態の車両用熱管理システム１では、車載機器５０〜５３の排熱を、必要に応じて送風空気を加熱するために利用することができる。

さらに、回収用開閉弁１６ａが、液相状態あるいは気液二相状態のサイクル用冷媒が流通する冷媒通路に配置されているので、気相流体が流通する冷媒通路に配置される開閉弁のように、圧力損失の低減のために通路断面積の大きいものを採用する必要がない。従って、回収用開閉弁１６ａを小型化させて、車両用熱管理システム１全体としての小型化を図ることができる。

また、本実施形態の排熱用冷媒循環回路３は、サーモサイフォンを構成している。従って、排熱用冷媒の蒸発潜熱を利用して、効率的な熱移送を行うことができる。さらに、排熱用冷媒循環回路３では、冷却水等を循環させる熱媒体回路のように水ポンプを必要とすることなく冷媒を循環させることができる。従って、排熱用冷媒循環回路３を小型化させて、車両用熱管理システム１全体としての小型化を図ることができる。

また、本実施形態の排熱用冷媒循環回路３は、冷媒循環遮断部としての排熱用開閉弁６５を有しているので、必要に応じて液相用冷媒配管６４を開閉することができる。従って、本実施形態の車両用熱管理システム１では、車載機器５０〜５３の排熱を、必要に応じて外気に放熱させることができる。

さらに、排熱用開閉弁６５が、液相状態の排熱用冷媒が流通する液相用冷媒配管６４に配置されているので、気相状態の排熱用冷媒が流通する冷媒通路に配置される開閉弁のように、圧力損失の低減のために通路断面積の大きいものを採用する必要がない。従って、排熱用開閉弁６５を小型化させて、車両用熱管理システム１全体としての小型化を図ることができる。

また、本実施形態の複合型熱交換器６１の排熱回収熱交換部６１ａでは、サイクル用冷媒チューブ７２の下流側通路部７２ｄにて、サイクル用冷媒を下方側から上方側へ向かって流すようにするとともに、下流側通路部７２ｄを、上流側通路部７２ｃよりも加熱空気流れの風上側に配置している。

これによれば、下流側通路部７２ｄにて、サイクル用冷媒を比較的温度の高い上流側の加熱空気と熱交換させて効率的に蒸発させることができる。そして、蒸発させて密度低下したサイクル用冷媒を下方側から上方側へ流すので、サイクル用冷媒チューブ７２内にサイクル用冷媒が滞留してしまうことを抑制することができる。

さらに、このサイクル用冷媒チューブ７２では、冷媒通路を２列に形成して、サイクル用冷媒の流れ方向をＵターンさせている。これによれば、冷媒通路を１列に形成する場合よりもサイクル用冷媒チューブ７２の通路断面積を低減させることができるので、サイクル用冷媒の流速を増加させて熱交換能力を向上させることができるとともに、排熱回収熱交換部６１ａ内に冷凍機油が滞留してしまうことを抑制することができる。

また、本実施形態の複合型熱交換器６１の排出熱交換部６１ｃでは、排熱用冷媒チューブ７５にて、排熱用冷媒の流れ方向を転向させることなく、排熱用冷媒を下方側から上方側へ向かって流すようにしている。

これによれば、排熱用冷媒チューブ７５の通路断面積の低減を抑制して、排熱用冷媒が排熱用冷媒チューブ７５内を流通する際に生じる圧力損失を低減させることができる。従って、排熱用冷媒を自然循環させるサーモサイフォンであっても、排熱用冷媒の循環流量の低減を招くことなく排熱用冷媒を充分に循環させることができる。

（第２実施形態）
本実施形態では、第１実施形態に対して、図１５に示すように、電気自動車に搭載された際の車両用熱管理システム１の配置態様を変更した例を説明する。なお、図１５は、第１実施形態で説明した図１１に対応する図面である。図１５では、第１実施形態と同一もしくは均等部分には同一の符号を付している。このことは、以下の図面でも同様である。

具体的には、本実施形態では、外気ファン６７を廃止し、空調用室外熱交換器２０および廃棄熱室外熱交換器６３を、外気の流れ方向に対して直列的に配置している。そして、廃棄熱室外熱交換器６３→空調用室外熱交換器２０の順に外気を流すようにしている。

その他の車両用熱管理システム１の構成および作動は、第１実施形態と同様である。車両用熱管理システム１は、本実施形態のように配置されていても、第１実施形態と同様の効果を得ることができる。

さらに、本実施形態では、外気ファン６７を廃止しているので、駆動用装置室８１内のスペースを有効に活用することができる。

また、本実施形態では、廃棄熱室外熱交換器６３を空調用室外熱交換器２０に対して、外気流れ上流側に配置した例を説明したが、空調用室外熱交換器２０を廃棄熱室外熱交換器６３に対して、外気流れ上流側に配置してもよい。より好ましくは、サイクル用冷媒および排熱用冷媒のうち低い温度帯の冷媒が流通する室外熱交換器を、外気流れ上流側に配置すればよい。

（第３実施形態）
本実施形態では、第１実施形態に対して、図１６に示すように、電気自動車に搭載された際の車両用熱管理システム１の配置態様を変更した例を説明する。

具体的には、本実施形態では、少なくともヒートポンプサイクル２のうち複合型熱交換器６１の熱交換フィン６１ｂが配置された空気通路、および排出熱交換部６１ｃを断熱筐体４の内部空間に収容している。そして、ヒートポンプサイクル２のその他の構成機器を断熱筐体４の外部に配置している。

その他の車両用熱管理システム１の構成および作動は、第１実施形態と同様である。車両用熱管理システム１は、本実施形態のように配置されていても、第１実施形態と同様の効果を得ることができる。

さらに、本実施形態では、断熱筐体４の内部空間に収容されるヒートポンプサイクル２の構成機器を低減させているので、断熱筐体４の容積を縮小させることができる。つまり、断熱筐体４を小型化させることができる。従って、駆動用装置室８１内のスペースを有効に活用することができる。例えば、車両前方側から流入した外気が駆動用装置室８１内を貫流できるように、各車両構成機器を駆動用装置室８１内に配置することができる。

また、本実施形態では、複合型熱交換器６１の一部を断熱筐体４の内部空間に収容した例を説明したが、もちろん複合型熱交換器６１の全部を断熱筐体４の内部空間に収容してもよい。さらに、断熱筐体４の大型化を招かない範囲で、ヒートポンプサイクル２のその他の構成機器を断熱筐体４の内部空間に収容してもよい。

（第４実施形態）
本実施形態では、第１実施形態に対して、図１７に示すように、ダクト５の構成、およびダクト５の加熱空気用通路内に配置される車載機器５０〜５３の配置態様を変更した例を説明する。なお、図１７は、第１実施形態で説明した図１に対応する図面である。

具体的には、本実施形態のダクト５には、車載機器５０〜５３にて加熱される空気を吸入する１つの吸入口５６が形成されている。さらに、車載機器５０〜５３は、使用可能温度帯の最高温度が低いものから順に、吸入口５６の近くに配置されている。

本実施形態では、バッテリ５０→充電発電機５１→電力制御ユニット５２→走行用電動モータ５３の順に、吸入口５６の近くに配置されている。従って、吸入口５６から吸入された空気は、バッテリ５０→充電発電機５１→電力制御ユニット５２→走行用電動モータ５３の順に、それぞれの排熱を吸熱する。

その他の車両用熱管理システム１の構成および作動は、第１実施形態と同様である。車両用熱管理システム１は、本実施形態のダクト５を採用しても、第１実施形態と同様の効果を得ることができる。

さらに、本実施形態のように、１つの吸入口５６しか設けられていないダクト５を採用しても、温度の低い空気にて、使用可能温度帯の最高温度が低い車載機器から順に効率的に冷却することができる。従って、車載機器５０〜５３の温度を、それぞれの使用可能温度帯に維持することができる。

（第５実施形態）
本実施形態では、第４実施形態に対して、図１８に示すように、ダクト５の構成を変更した例を説明する。

具体的には、本実施形態のダクト５の加熱空気用通路は循環流路になっている。より詳細には、本実施形態の加熱用空気通路では、循環用送風機５５の空気流れ下流側に、複合型熱交換器６１の空気通路が接続されている。複合型熱交換器６１の空気通路の空気流れ下流側には、第４実施形態と同様に、車載機器５０〜５３が使用可能温度帯の最高温度が低いものから順に並んで配置されている。

そして、加熱用空気通路の車載機器５０〜５３の下流側には、循環用送風機５５の吸入側が直接接続されている。従って、ダクト５の加熱空気用通路を循環する空気が、断熱筐体４の内部空間内に漏れ出すことはない。さらに、断熱筐体４の内部空間内の空気が、ダクト５の加熱空気用通路へ流入することもない。

その他の車両用熱管理システム１の構成および作動は、第４実施形態と同様である。車両用熱管理システム１は、本実施形態のダクト５を採用しても、第１実施形態と同様の効果を得ることができる。

さらに、本実施形態にように、循環型の加熱空気用通路が形成されたダクト５を採用しても、第４実施形態と同様に、複合型熱交換器６１にて冷却された温度の低い空気にて、使用可能温度帯の最高温度が低い車載機器から順に効率的に冷却することができる。従って、車載機器５０〜５３の温度を、それぞれの使用可能温度帯に維持することができる。

また、本実施形態では、ダクト５として、断熱構造を有するものを採用してもよい。これによれば、車載機器５０〜５３の排熱が外気に放熱されてしまうことを、より一層効果的に抑制することができる。そして、車載機器５０〜５３の排熱を送風空気を加熱するために利用することができる。

（第６実施形態）
本実施形態では、第１実施形態に対して、図１９に示すヒートポンプサイクル１０２を採用した例を説明する。ヒートポンプサイクル１０２は、第１実施形態で説明したヒートポンプサイクル２と同様に、空調用の運転モードに応じて冷媒回路を切り替えることができる。

ヒートポンプサイクル１０２では、ガスインジェクションサイクルが構成されない。このため、ヒートポンプサイクル１０２では、サイクル用冷媒を圧縮して吐出する圧縮機１１１として、単段昇圧式の電動圧縮機を採用している。圧縮機１１１は、制御装置９０から出力される制御信号によって、その作動が制御される。

圧縮機１１１の吐出ポート１１１ｃには、室内凝縮器１２の冷媒入口側が接続されている。室内凝縮器１２の冷媒出口側には、分岐部１５ｆが接続されている。分岐部１５ｆは、室内凝縮器１２から流出した冷媒の流れを分岐するものである。分岐部１５ｆは、第１実施形態で説明した合流部１５ｃと同様の三方継手構造のものである。分岐部１５ｆでは、３つの流入出口のうち１つを冷媒流入口とし、残りの２つを冷媒流出口としている。

分岐部１５ｆの一方の冷媒流出口には、高段側膨張弁１３を介して、空調用室外熱交換器２０の冷媒入口側が接続されている。空調用室外熱交換器２０の冷媒出口には、冷房用膨張弁２２を介して、室内蒸発器２３の冷媒入口側が接続されている。室内蒸発器２３の冷媒出口には、アキュムレータ２４の入口側が接続されている。アキュムレータ２４の気相冷媒出口には、圧縮機１１の吸入ポート１１１ａが接続されている。

さらに、空調用室外熱交換器２０の冷媒出口には、空調用室外熱交換器２０から流出したサイクル用冷媒を、冷房用膨張弁２２および室内蒸発器２３を迂回させて、アキュムレータ２４の入口側へ導く蒸発器迂回通路２５が接続されている。蒸発器迂回通路２５には、冷房用開閉弁１６ｃが配置されている。

分岐部１５ｆの他方の冷媒流出口には、入口側分岐冷媒通路１５ｇが接続されている。入口側分岐冷媒通路１５ｇには、回収用開閉弁１６ａおよび回収用膨張弁６０が配置されている。本実施形態では、図１９に示すように、分岐冷媒通路１５ｇにおける冷媒流れ方向に対して、回収用開閉弁１６ａ→回収用膨張弁６０の順に配置しているが、逆に回収用膨張弁６０→回収用開閉弁１６ａの順に配置されていてもよい。

回収用膨張弁６０は、複合型熱交換器６１の排熱回収熱交換部６１ａの出口側のサイクル用冷媒の過熱度が予め定めた基準過熱度に近づくように絞り開度を変化させる。入口側分岐冷媒通路１５ｇの出口側には、排熱回収熱交換部６１ａの冷媒入口側が接続されている。さらに、排熱回収熱交換部６１ａの冷媒出口には、出口側分岐冷媒通路１５ｈを介して、アキュムレータ２４の入口側が接続されている。

また、ヒートポンプサイクル１０２では、気液分離器１４、低圧側開閉弁１６ｂ、低段側固定絞り１７ａ等が廃止されている。その他のヒートポンプサイクル１０２の構成は、第１実施形態で説明したヒートポンプサイクル２と同様である。

次に、上記構成における本実施形態の車両用熱管理システム１の作動について説明する。まず、本実施形態の制御装置９０が実行する車室内の空調を行うための制御について説明する。制御装置９０は、第１実施形態と同様に、目標吹出温度ＴＡＯ、検出信号、および操作信号に基づいて、各運転モードを切り替える。以下に、各運転モードにおける詳細作動を説明する。

（ａ）冷房モード
冷房モードでは、制御装置９０が、高段側膨張弁１３を全開状態とし、冷房用膨張弁２２を冷媒減圧作用を発揮する絞り状態とする。さらに、制御装置９０は、回収用開閉弁１６ａを閉じ、冷房用開閉弁１６ｃを閉じる。

これにより、冷房モードのヒートポンプサイクル１０２では、圧縮機１１１の吐出ポート１１１ｃ（→室内凝縮器１２→高段側膨張弁１３）→空調用室外熱交換器２０→冷房用膨張弁２２→室内蒸発器２３→アキュムレータ２４→圧縮機１１１の吸入ポート１１１ａの順にサイクル用冷媒が循環するサイクルが構成される。

このサイクル構成で、制御装置９０は、第１実施形態と同様に、出力側に接続された各種制御対象機器へ出力される制御信号等を決定して、各種制御対象機器の作動を制御する。

従って、本実施形態の冷房モードでは、第１実施形態と同様に、室内蒸発器２３にて冷却された送風空気を車室内に吹き出すことによって、車室内の冷房を行うことができる。

（ｂ）除湿暖房モード
除湿暖房モードでは、制御装置９０が、高段側膨張弁１３を絞り状態とし、冷房用膨張弁２２を絞り状態とする。さらに、制御装置９０は、回収用開閉弁１６ａを閉じ、冷房用開閉弁１６ｃを閉じる。

これにより、除湿暖房モードのヒートポンプサイクル２では、圧縮機１１１の吐出ポート１１１ｃ→室内凝縮器１２→高段側膨張弁１３→空調用室外熱交換器２０→冷房用膨張弁２２→室内蒸発器２３→アキュムレータ２４→圧縮機１１１の吸入ポート１１１ａの順にサイクル用冷媒が循環するサイクルが構成される。

このサイクル構成で、制御装置９０は、第１実施形態と同様に、出力側に接続された各種制御対象機器へ出力される制御信号等を決定して、各種制御対象機器の作動を制御する。

従って、本実施形態の除湿暖房モードでは、第１実施形態と同様に、室内蒸発器２３にて冷却されて除湿された送風空気を、室内凝縮器１２にて再加熱して車室内に吹き出すことによって、車室内の除湿暖房を行うことができる。

（ｃ）第１暖房モード
第１暖房モードでは、制御装置９０が、高段側膨張弁１３を絞り状態とし、冷房用膨張弁２２を全閉状態とする。さらに、制御装置９０は、回収用開閉弁１６ａを閉じ、冷房用開閉弁１６ｃを開く。

これにより、第１暖房モードのヒートポンプサイクル１０２では、圧縮機１１の吐出ポート１１１ｃ→室内凝縮器１２→高段側膨張弁１３→空調用室外熱交換器２０→冷房用開閉弁１６ｃ→アキュムレータ２４→圧縮機１１１の吸入ポート１１１ａの順にサイクル用冷媒が循環するサイクルが構成される。

このサイクル構成で、制御装置９０は、第１実施形態と同様に、出力側に接続された各種制御対象機器へ出力される制御信号等を決定して、各種制御対象機器の作動を制御する。

従って、本実施形態の第１暖房モードでは、第１実施形態と同様に、室内凝縮器１２にて加熱された送風空気を車室内に吹き出すことによって、車室内の暖房を行うことができる。

（ｄ）第２暖房モード
第２暖房モードでは、制御装置９０が、ダクト５内の加熱空気用通路に配置された循環用送風機５５を予め定めた基準送風能力を発揮するように作動させている。また、第２暖房モードでは、制御装置９０が、高段側膨張弁１３を絞り状態とし、冷房用膨張弁２２を全閉状態とする。さらに、制御装置９０は、回収用開閉弁１６ａを開き、冷房用開閉弁１６ｃを開く。

これにより、第２暖房モードのヒートポンプサイクル２では、圧縮機１１の吐出ポート１１ｃ→室内凝縮器１２→分岐部１５ｆ→高段側膨張弁１３→空調用室外熱交換器２０→冷房用開閉弁１６ｃ→アキュムレータ２４→圧縮機１１の吸入ポート１１ａの順にサイクル用冷媒が循環するとともに、分岐部１５ｆ→回収用開閉弁１６ａ→回収用膨張弁６０→複合型熱交換器６１の排熱回収熱交換部６１ａ→アキュムレータ２４→圧縮機１１の吸入ポート１１ａの順にサイクル用冷媒が循環するサイクルが構成される。

つまり、空調用室外熱交換器２０および排熱回収熱交換部６１ａが、サイクル用冷媒の流れに対して並列的に接続された蒸気圧縮式の冷凍サイクルが構成される。

このサイクル構成で、制御装置９０は、第１実施形態と同様に、出力側に接続された各種制御対象機器へ出力される制御信号等を決定して、各種制御対象機器の作動を制御する。

従って、本実施形態の第１暖房モードでは、室内凝縮器１２にて加熱された送風空気を車室内に吹き出すことによって、車室内の暖房を行うことができる。

さらに、第２暖房モードでは、空調用室外熱交換器２０および排熱回収熱交換部６１ａが並列的に接続されているので、サイクル用冷媒が空調用室外熱交換器２０にて外気から吸熱した熱、および排熱回収熱交換部６１ａにて加熱空気から吸熱した熱を熱源として送風空気を加熱することができる。従って、第１暖房モードよりも送風空気の加熱能力を向上させることができる。

その他の車両用熱管理システム１の構成および作動は、第１実施形態と同様である。従って、ヒートポンプサイクル１０２を備える車両用熱管理システム１であっても、第１実施形態と同様に、車載機器５０〜５３の排熱を、送風空気を加熱するために有効に利用することができる。

（第７実施形態）
本実施形態では、第１実施形態に対して、図２０に示すように、排熱用冷媒循環回路３の構成を変更した例を説明する。具体的には、本実施形態では、排熱用開閉弁６５に代えて、排熱用冷媒ポンプ６８を採用している。

排熱用冷媒ポンプ６８は、液相用冷媒配管６４に配置されて、廃棄熱室外熱交換器６３から流出した液相状態の排熱用冷媒を複合型熱交換器６１の排出熱交換部６１ｃへ向けて圧送する電動式のポンプである。排熱用冷媒ポンプ６８は、制御装置９０から出力される制御電圧によって、回転数（すなわち、圧送能力）が制御される。

さらに、排熱用冷媒ポンプ６８は、停止時に排熱用冷媒が内部を流通することを禁止する機能を有している。従って、排熱用冷媒ポンプ６８は、排熱用冷媒の循環を遮断する冷媒循環遮断部としての機能を兼ね備えている。

また、本実施形態の制御装置９０は、廃棄熱室外熱交換器６３にて車載機器５０〜５３の排熱を外気に放熱させる際に、排熱用冷媒ポンプ６８を作動させる。

制御装置９０が、排熱用冷媒ポンプ６８を作動させると、廃棄熱室外熱交換器６３にて凝縮した排熱用冷媒が、排出熱交換部６１ｃへ圧送される。排出熱交換部６１ｃへ流入した排熱用冷媒は、加熱空気から吸熱して蒸発する。その他の車両用熱管理システム１の構成および作動は、第１実施形態と同様である。車両用熱管理システム１は、本実施形態の排熱用冷媒循環回路３を採用しても、第１実施形態と同様の効果を得ることができる。

さらに、本実施形態の排熱用冷媒循環回路３では、排熱用冷媒ポンプ６８を液相用冷媒配管６４に配置している。従って、排熱用冷媒ポンプ６８が気相状態の排熱用冷媒を噛み込むことなく、液相冷媒の排熱用冷媒を排出熱交換部６１ｃへ確実に圧送できる。また、車載機器５０〜５３の発熱量に応じて排熱用冷媒ポンプ６８の圧送能力を変化させることによって、より一層適切に車載機器５０〜５３を冷却することができる。

（第８実施形態）
本実施形態では、第１実施形態に対して、図２１に示すように、排熱用冷媒循環回路３の構成を変更した例を説明する。具体的には、本実施形態では、排熱用開閉弁６５に代えて、排熱用圧縮機６９ａおよび排熱用膨張弁６９ｂを採用している。

排熱用圧縮機６９ａは、気相用冷媒配管６２に配置されて、排出熱交換部６１ｃから流出した気相状態の排熱用冷媒を圧縮して吐出する電動圧縮機である。排熱用圧縮機６９ａの基本的構成は、第６実施形態で説明した圧縮機１１１と同様である。

排熱用圧縮機６９ａは、停止時に排熱用冷媒が内部を流通することを禁止する機能を有している。従って、排熱用圧縮機６９ａは、排熱用冷媒の循環を遮断する冷媒循環遮断部としての機能を兼ね備えている。

排熱用膨張弁６９ｂは、液相用冷媒配管６４に配置されて、廃棄熱室外熱交換器６３から流出した液相状態の排熱用冷媒を減圧させる温度式膨張弁である。排熱用膨張弁６９ｂの基本的構成は、回収用膨張弁６０と同様である。排熱用膨張弁６９ｂは、排出熱交換部６１ｃの出口側の排熱用冷媒の過熱度が予め定めた基準過熱度に近づくように絞り開度を変化させる。

つまり、本実施形態の排熱用冷媒循環回路３では、排出熱交換部６１ｃにて排熱用冷媒を蒸発させて加熱空気から吸熱した熱を、廃棄熱室外熱交換器６３にて外気に放熱させて排熱用冷媒を凝縮させる蒸気圧縮式の冷凍サイクルが構成されている。また、本実施形態の制御装置９０は、廃棄熱室外熱交換器６３にて車載機器５０〜５３の排熱を外気に放熱させる際に、排熱用圧縮機６９ａを作動させる。

制御装置９０が、排熱用圧縮機６９ａを作動させると、排熱用圧縮機６９ａは、排出熱交換部６１ｃから流出した気相状態の排熱用冷媒を吸入し、圧縮して吐出する。排熱用圧縮機６９ａから吐出された冷媒は、廃棄熱室外熱交換器６３にて外気と熱交換して放熱して凝縮する。

廃棄熱室外熱交換器６３にて凝縮した液相状態の排熱用冷媒は、排熱用膨張弁６９ｂにて減圧される。この際、排熱用膨張弁６９ｂの絞り開度は、排出熱交換部６１ｃの出口側の排熱用冷媒の過熱度が基準過熱度に近づくように調整される。排熱用膨張弁６９ｂにて減圧された排熱用冷媒は、排出熱交換部６１ｃへ流入する。

排出熱交換部６１ｃへ流入した冷媒は、加熱空気から吸熱した蒸発する。排出熱交換部６１ｃから流出した気相状態の排熱用冷媒は、再び排熱用圧縮機６９ａに吸入されて圧縮される。その他の車両用熱管理システム１の構成および作動は、第１実施形態と同様である。車両用熱管理システム１は、本実施形態の排熱用冷媒循環回路３を採用しても、第１実施形態と同様の効果を得ることができる。

さらに、本実施形態の排熱用冷媒循環回路３では、蒸気圧縮式の冷凍サイクルが構成されており、排出熱交換部６１ｃを蒸発器として機能させるので、加熱空気を確実に冷却して、車載機器５０〜５３を冷却することができる。また、車載機器５０〜５３の発熱量に応じて排熱用圧縮機６９ａの吐出能力を変化させることによって、より一層適切に車載機器５０〜５３を冷却することができる。

（第９実施形態）
本実施形態では、第１実施形態に対して、図２２に示すように、複合型熱交換器６１のサイクル用冷媒チューブ７２の構成を変更した例を説明する。なお、図２２は、第１実施形態で説明した図６に対応する図面である。

本実施形態のサイクル用冷媒チューブ７２では、下流側通路部７２ｄの通路断面積が上流側通路部７２ｃの通路断面積よりも大きく形成されている。つまり、本実施形態のサイクル用冷媒チューブ７２内に形成される冷媒通路の通路断面積は、冷媒流れ下流側に向かって拡大している。

その他の車両用熱管理システム１の構成および作動は、第１実施形態と同様である。車両用熱管理システム１は、本実施形態の複合型熱交換器６１を採用しても、第１実施形態と同様の効果を得ることができる。

さらに、本実施形態の複合型熱交換器６１では、サイクル用冷媒チューブ７２の通路断面積が、冷媒流れ下流側に向かって拡大している。これによれば、蒸発させたサイクル用冷媒がサイクル用冷媒チューブ７２を流通する際に生じる圧力損失を低減させることができる。

（第１０実施形態）
本実施形態では、第１実施形態に対して、図２３に示すように、複合型熱交換器６１のサイクル用冷媒チューブ７２の構成を変更した例を説明する。本実施形態のサイクル用冷媒チューブ７２では、上下方向に延びる断面扁平形状の冷媒通路を、加熱空気の流れ方向に沿って３列に設けている。

より詳細には、本実施形態のサイクル用冷媒チューブ７２では、上流側通路部７２ｃにてサイクル用冷媒を下方側から上方側へ流すようにしている。さらに、上流側通路部７２ｃから流出したサイクル用冷媒を上方側から下方側へ流す中間側通路部７２ｆを設けている。また、下流側通路部７２ｄでは、中間側通路部７２ｆから流出したサイクル用冷媒を下方側から上方側へ流している。

つまり、本実施形態のサイクル用冷媒チューブ７２では、サイクル用冷媒の流れ方向をＮ字を描くように２回転向させている。

また、中間側通路部７２ｆの通路断面積は、上流側通路部７２ｃの通路断面積よりも大きく形成されている。さらに、下流側通路部７２ｄの通路断面積は、中間側通路部７２ｆの通路断面積よりも大きく形成されている。つまり、本実施形態のサイクル用冷媒チューブ７２内に形成される冷媒通路の通路断面積は、冷媒流れ下流側に向かって拡大している。

その他の車両用熱管理システム１の構成および作動は、第１実施形態と同様である。車両用熱管理システム１は、本実施形態の複合型熱交換器６１を採用しても、第１実施形態と同様の効果を得ることができる。

さらに、本実施形態の複合型熱交換器６１においても、第９実施形態と同様に、蒸発させたサイクル用冷媒がサイクル用冷媒チューブ７２を流通する際に生じる圧力損失を低減させることができる。また、サイクル用冷媒の流速を増加させてより一層、熱交換能力を向上させることができる。

（第１１実施形態）
本実施形態では、第１実施形態に対して、排熱回収熱交換部６１ａのパス構成を変更した例を説明する。ここで、熱交換器におけるパスとは、熱交換器内に形成された所定の空間から別の空間へ向かって、同一方向に冷媒を流すチューブ群によって形成される冷媒流路と定義することができる。

例えば、タンクアンドチューブ型の熱交換器では、タンク内に形成された同一の分配空間から同一の集合空間へ向かって、同一方向に冷媒を流すチューブ群によって形成される冷媒流路がパスに該当する。従って、パスを形成するチューブの本数が増加するに伴って、当該パスの合計通路断面積は増加する。

本実施形態の複合型熱交換器６１では、第１実施形態で説明した風下側サイクル用冷媒タンク７０の長手方向一端部に、回収用開閉弁１６ａから流出したサイクル用冷媒を流入させる冷媒入口７０ａが形成されている。また、風下側サイクル用冷媒タンク７０の長手方向他端部に、圧縮機１１の中間圧ポート１１ｂ側へサイクル用冷媒を流出させる冷媒出口７０ｂが形成されている。

さらに、風下側サイクル用冷媒タンク７０の内部には、セパレータ７０ｃが配置されている。セパレータ７０ｃは、風下側サイクル用冷媒タンク７０の内部空間を、冷媒入口７０ａに連通する入口側内部空間７０ｄと、冷媒出口７０ｂに連通する出口側内部空間７０ｅとに仕切っている。

このため、本実施形態の排熱回収熱交換部６１ａでは、入口側内部空間７０ｄに接続されるサイクル用冷媒チューブ７２群によって、図２４に示すように、入口側内部空間７０ｄから風上側サイクル用冷媒タンク７１の内部空間へ向かって、同一方向に冷媒を流す入口側パス７２１が形成されている。

さらに、出口側内部空間７０ｅに接続されるサイクル用冷媒チューブ７２群によって、図２４に示すように、風上側サイクル用冷媒タンク７１の内部空間から出口側内部空間７０ｅへ向かって、同一方向へ冷媒を流す出口側パス７２２が形成されている。つまり、本実施形態のサイクル用冷媒チューブ７２は２つのパスを形成している。

また、本実施形態のセパレータ７０ｃは、入口側内部空間７０ｄが、出口側内部空間７０ｅよりも小さくなるように配置されている。より具体的には、セパレータ７０ｃは、入口側内部空間７０ｄの容積が風下側サイクル用冷媒タンク７０の内部空間の３０％〜３３％程度となるように、配置されている。

このため、出口側内部空間７０ｅに連通するように接続されて、出口側パス７２２を形成するサイクル用冷媒チューブ７２の本数は、入口側内部空間７０ｄに連通するように接続されて、入口側パス７２１を形成するサイクル用冷媒チューブ７２の本数よりも多くなっている。

その結果、出口側パス７２２を形成するサイクル用冷媒チューブ７２群の合計通路断面積は、入口側パス７２１を形成するサイクル用冷媒チューブ７２群の合計通路断面積よりも大きくなっている。つまり、パスを形成するサイクル用チューブ７２の合計通路断面積は、冷媒流れ下流側に向かって拡大している。

その他の車両用熱管理システム１の構成および作動は、第１実施形態と同様である。車両用熱管理システム１は、本実施形態の複合型熱交換器６１を採用しても、第１実施形態と同様の効果を得ることができる。

さらに、本実施形態の複合型熱交換器６１では、パスを形成するサイクル用冷媒チューブ７２の合計通路断面積が、冷媒流れ下流側に向かって拡大している。これによれば、第１０実施形態と同様に、蒸発させたサイクル用冷媒がサイクル用冷媒チューブ７２を流通する際に生じる圧力損失を低減させることができる。

（他の実施形態）
本発明は、上述の実施形態に限定されることなく、本発明の趣旨を逸脱しない範囲内で、以下のように種々変形可能である。

（１）上述の実施形態では、車両用熱管理システム１を、電気自動車に適用した例を説明したが、車両用熱管理システム１の適用はこれに限定されない。車両用熱管理システム１は、通常のエンジン車両と比較して、走行用駆動源の発熱量が少なく、暖房用等の熱源を確保しにくい車両に適用して有効である。

例えば、内燃機関および走行用電動モータの双方から車両走行用の駆動力を得るハイブリッド車両（商用電源から充電可能な、いわゆるプラグインハイブリッド車両を含む。）や、燃料電池を搭載した燃料電池車両に適用して有効である。

また、上述の実施形態では、熱交換対象流体が送風空気である例について説明したが、熱交換対象流体はこれに限定されない。例えば、熱交換対象流体は、給湯水等であってもよい。

（２）上述の実施形態では、空調用の運転モードを切替可能に構成された車両用熱管理システム１について説明したが、車載機器の排熱を有効に利用するために空調用の運転モードの切り替えは必須ではない。すなわち、少なくとも第２暖房モードを実行可能であれば上述したように車載機器５０〜５３の排熱を有効に利用することができる。さらに、上述の実施形態で説明した以外の運転モードに切替可能としてもよい。

従って、ヒートポンプサイクル２、１０２についても冷媒回路を切替可能に構成されたものに限定されない
さらに、ヒートポンプサイクル２、１０２が、上述の実施形態で説明した回路構成とは異なる回路構成に切り替えられるものであってもよい。例えば、冷房モード時、除湿暖房モード、第１暖房モード時にガスインジェクションサイクルを構成する冷媒回路に切り替えられるものであってもよい。また、冷房モード時、あるいは除湿暖房モード時に車載機器５０〜５３の排熱を回収して利用するようになっていてもよい。

（３）ヒートポンプサイクル２、１０２を構成する各構成機器は、上述の実施形態に開示されたものに限定されない。

上述の第１実施形態等では、圧縮機１１として、２つの圧縮機構を１つのハウジング内に収容した二段昇圧式の電動圧縮機を採用した例を説明したが、圧縮機の形式はこれに限定されない。

例えば、中間圧ポート１１ｂから中間圧のサイクル用冷媒を流入させて、低圧から高圧へ圧縮される過程のサイクル用冷媒に合流させることが可能であれば、ハウジングの内部に、１つの固定容量型の圧縮機構、および１つの圧縮機構を回転駆動する電動モータを収容して構成された電動圧縮機であってもよい。

この他にも、２つの圧縮機を直列に接続して、低段側に配置される低段側圧縮機の吸入口を吸入ポート１１ａとし、高段側に配置される高段側圧縮機の吐出口を吐出ポート１１ｃとする。さらに、低段側圧縮機の吐出口と高段側圧縮機との吸入口とを接続する接続部に中間圧ポート１１ｂを設ける。このように、低段側圧縮機と高段側圧縮機との２つの圧縮機を用いて、１つの二段昇圧式の圧縮機を構成してもよい。

また、上述の第１実施形態等では、固定絞り迂回通路１８に冷媒回路切替部としての低圧側開閉弁１６ｂを配置した例を説明したが、冷媒回路切替部はこれに限定されない。

例えば、冷媒回路切替部として、気液分離器１４の第２液相流出ポート１４ｄと低段側固定絞り１７ａとを接続する冷媒回路、および第２液相流出ポート１４ｄと固定絞り迂回通路１８とを接続する冷媒回路を切り替える電気式の三方弁を採用してもよい。さらに、低段側固定絞り１７ａとして、高段側膨張弁１３等と同様の全開機能付きの可変絞り機構を採用して、低圧側開閉弁１６ｂおよび固定絞り迂回通路１８を廃止してもよい。

また、上述の実施形態では、回収用開閉弁１６ａおよび排熱用開閉弁６５等の開閉弁の詳細構成について言及していないが、これらの開閉弁として、非通電時に冷媒通路を閉じる、いわゆるノーマルクローズ型の電磁弁を採用してもよい。これによれば、図１３を用いて説明した制御フローのステップＳ１における制御を容易に実行することができる。

また、上述の実施形態では、サイクル用冷媒として、Ｒ１３４ａを採用した例を説明したが、冷媒はこれに限定されない。例えば、ＨＦＯ系冷媒（Ｒ１２３４ｙｆ、ＨＦＯ−１２３４ｚｅ、ＨＦＯ−１２３４ｚｄ）、Ｒ６００ａ、Ｒ４１０Ａ、Ｒ４０４Ａ、Ｒ３２、Ｒ４０７Ｃ等を採用してもよい。また、これらの冷媒のうち複数種を混合させた混合冷媒等を採用してもよい。排熱用冷媒についても同様である。

さらに、ヒートポンプサイクル２の冷媒として、二酸化炭素を採用し、圧縮機１１から吐出された冷媒の圧力が、冷媒の臨界圧力以上となる超臨界冷凍サイクルを構成してもよい。

（４）排熱用冷媒循環回路３を構成する各構成機器は、上述の実施形態に開示されたものに限定されない。

上述の第１実施形態等では、ヒートポンプサイクル２の空調用室外熱交換器２０へ向けて外気を送風する外気ファン２１と、排熱用冷媒循環回路３の熱廃棄室外熱交換器６３へ向けて外気を送風する外気ファン６７とを別体としているが、第２実施形態のように、共通する外気ファンから双方の室外熱交換器へ外気を送風してもよい。

また、上述の実施形態では、排熱用冷媒として、サイクル用冷媒と同種の冷媒を採用した例を説明したが、異なる種類の冷媒を採用してもよい。例えば、サーモサイフォンを構成する排熱用冷媒循環回路３では、アルコール等の熱媒体を採用してもよい。

（５）複合型熱交換器６１の詳細構成は、上述の実施形態に開示されたものに限定されない。

上述の実施形態では、サイクル用冷媒チューブ７２および排熱用冷媒チューブ７５として、プレートチューブを採用した例を説明したが、押し出し成型等によって形成された多穴管を採用してもよい。

また、上述の実施形態では、図１０で説明したように、サイクル用冷媒チューブ７２、排熱用冷媒チューブ７５および熱交換フィン６１ｂを規則的に積層配置することによって、熱交換フィン６１ｂを介してサイクル用冷媒と排熱用冷媒との間の熱移動を実現しているが、サイクル用冷媒チューブ７２、排熱用冷媒チューブ７５および熱交換フィン６１ｂの配置はこれに限定されない。

例えば、サイクル用冷媒チューブ７２と排熱用冷媒チューブ７５とを直接接触させるように接合することによって、サイクル用冷媒と排熱用冷媒との間の熱移動を実現してもよい。そして、サイクル用冷媒チューブ７２と排熱用冷媒チューブ７５とを直接接合した接合体を間隔を開けて積層配置し、隣り合う接合体同士の間に熱交換フィン６１ｂを配置してもよい。

より具体的には、積層方向両端部を除くと、…熱交換フィン６１ｂ→サイクル用冷媒チューブ７２→排熱用冷媒チューブ７５…の順、あるいは、…熱交換フィン６１ｂ→排熱用冷媒チューブ７５→サイクル用冷媒チューブ７２…の順が繰り返されるように、サイクル用冷媒チューブ７２、排熱用冷媒チューブ７５および熱交換フィン６１ｂを規則的に積層配置してもよい。

（６）ダクト５の詳細構成は、上述の実施形態に開示されたものに限定されない。

上述の実施形態では、ダクト５の加熱空気用通路内に一つの循環用送風機５５を配置した例を説明したが、循環用送風機５５は複数配置されていてもよい。そして、例えば、第１実施形態のように複数の吸入口５６ａ〜５６ｄが形成されたダクト５において、それぞれの吸入口５６ａ〜５６ｄから吸入される空気量を調整するために、それぞれの吸入口５６ａ〜５６ｄに専用の循環用送風機５５を配置してもよい。

（７）上述の実施形態では、車載機器としてバッテリ５０、充電発電機５１、電力制御ユニット５２、走行用電動モータ５３を採用した例を説明したが、車載機器はこれに限定されない。例えば、発熱量が異なる車載機器に限定されることなく、互いに発熱量が同等の複数の車載機器を採用してもよいし、互いに使用可能温度帯が同等の複数の車載機器を採用してもよい。

さらに、上述の実施形態では、車載機器５０〜５３が充分な性能を発揮できるように使用可能温度帯を設定した例を説明したが、使用可能温度帯の設定はこれに限定されない。例えば、車載機器５０〜５３の信頼性を確保できることを優先して使用可能温度帯を決定してもよい。

（８）また、上記各実施形態に開示された手段は、実施可能な範囲で適宜組み合わせてもよい。

例えば、第３〜第５実施形態の車両用熱管理システム１において、第２実施形態のように、空調用室外熱交換器２０および廃棄熱室外熱交換器６３を、外気の流れ方向に対して直列的に配置してもよい。

例えば、第６実施形態で説明したヒートポンプサイクル１０２を、第２〜第５実施形態の車両用熱管理システム１に適用してもよい。

例えば、第７、第８実施形態で説明した排熱用冷媒循環回路３を、第２〜第６実施形態の車両用熱管理システム１に適用してもよい。

例えば、第９〜第１１実施形態で説明した複合型熱交換器６１を、第２〜第８実施形態の車両用熱管理システム１に適用してもよい。

１ 車両用熱管理システム
２ ヒートポンプサイクル
３ 排熱用冷媒循環回路
４ 断熱筐体
５ ダクト
６１ 複合型熱交換器
６１ａ 排熱回収熱交換部
６１ｂ 排出熱交換部
６１ｃ 熱交換フィン

Claims (15)

1. 作動時に発熱を伴う車載機器（５０〜５３）の排熱を熱源として熱交換対象流体を加熱可能なヒートポンプサイクル（２）と、
   排熱用冷媒を介して前記排熱を外気に放熱させる排熱用冷媒循環回路（３）と、を備え、
   前記ヒートポンプサイクルは、前記排熱によって加熱された加熱空気と前記ヒートポンプサイクルを循環するサイクル用冷媒とを熱交換させる排熱回収熱交換部（６１ａ）を有し、
   前記排熱用冷媒循環回路は、前記加熱空気と前記排熱用冷媒とを熱交換させる排出熱交換部（６１ｃ）を有し、
   前記排熱回収熱交換部および前記排出熱交換部は、前記サイクル用冷媒と前記排熱用冷媒との間の熱移動が可能な複合型熱交換器（６１）として一体的に構成されている車両用熱管理システム。
2. 前記複合型熱交換器は、前記サイクル用冷媒と前記加熱空気との熱交換を促進させるとともに、前記排熱用冷媒と前記加熱空気との熱交換を促進させる熱交換フィン（６１ｂ）を有し、
   前記熱交換フィンは、前記サイクル用冷媒と前記排熱用冷媒との間の熱移動が可能となるように前記排熱回収熱交換部および前記排出熱交換部の双方に接触している請求項１に記載の車両用熱管理システム。
3. 前記車載機器、および前記複合型熱交換器の少なくとも一部は、断熱構造を有する断熱筐体（４）の内部空間に配置されている請求項１または２に記載の車両用熱管理システム。
4. さらに、前記内部空間に配置されて前記加熱空気を流通させるダクト（５）を備え、
   前記車載機器は、前記ダクト内に配置されている請求項３に記載の車両用熱管理システム。
5. 前記車載機器は、複数設けられており、
   前記ダクトは、それぞれの前記車載機器の排熱によって加熱される空気を吸入する複数の吸入口（５６ａ〜５６ｄ）を有している請求項４に記載の車両用熱管理システム。
6. 前記車載機器は、複数設けられており、
   前記ダクトは、空気を吸入する吸入口（５６）を有し、
   複数の前記車載機器は、予め設定された使用可能温度帯の最高温度が低いものから順に、前記吸入口の近くに配置されている請求項４に記載の車両用熱管理システム。
7. 前記ヒートポンプサイクルは、前記サイクル用冷媒を外気と熱交換させて凝縮させる空調用室外熱交換器（２０）を有し、
   前記排熱用冷媒循環回路は、前記排出熱交換部にて気化させた前記排熱用冷媒を外気と熱交換させることによって凝縮させる熱廃棄室外熱交換器（６３）を有し、
   前記室外熱交換器および前記熱廃棄室外熱交換器は、いずれも前記断熱筐体の外部に配置されている請求項３ないし６のいずれか１つに記載の車両用熱管理システム。
8. 前記室外熱交換器および前記熱廃棄室外熱交換器は、前記外気の流れ方向に対して並列的に配置されている請求項７に記載の車両用熱管理システム。
9. 前記排熱回収熱交換部へ流入する前記サイクル用冷媒は、液相状態あるいは気液二相状態であり、
   前記ヒートポンプサイクルは、前記排熱回収熱交換部を流通する前記サイクル用冷媒の圧力を、前記加熱空気の温度に対応する前記サイクル用冷媒の飽和圧力よりも低くなるまで減圧させる回収用減圧部（１７ｂ、６０）を有している請求項１ないし８のいずれか１つに記載の車両用熱管理システム。
10. 前記排熱回収熱交換部は、前記サイクル用冷媒を流通させるサイクル用冷媒チューブ（７２）を有し、
    前記サイクル用冷媒チューブ内に形成される冷媒通路の最下流部を形成する下流側通路部（７２ｄ）は、前記サイクル用冷媒を下方側から上方側へ向かって流すように配置されており、
    前記下流側通路部の少なくとも一部は、前記冷媒通路の他の部位よりも前記加熱空気流れの風上側に配置されている請求項１ないし９いずれか１つに記載の車両用熱管理システム。
11. 前記サイクル用冷媒チューブ内に形成される冷媒通路の通路断面積は、冷媒流れ下流側に向かって拡大している請求項１０に記載の車両用熱管理システム。
12. 前記サイクル用冷媒チューブ（７２）は複数設けられており、
    前記複数のサイクル用冷媒チューブのうち、前記排熱回収熱交換部内に形成された所定の空間から別の空間へ向かって同一方向に冷媒を流すチューブ群によって形成される冷媒流路をパスと定義したときに、
    前記複数のサイクル用冷媒チューブは、複数の前記パスを形成しており、
    前記パスを形成する前記サイクル用冷媒チューブ（７２）の合計通路断面積は、冷媒流れ下流側に向かって拡大している請求項１０に記載の車両用熱管理システム。
13. 前記排出熱交換部は、前記排熱用冷媒を流通させる排熱用冷媒チューブ（７５）を有し、
    前記排熱用冷媒チューブは、下方側から上方側へ向かって前記排熱用冷媒が流れるように配置されている請求項１ないし１２のいずれか１つに記載の車両用熱管理システム。
14. 前記ヒートポンプサイクルは、前記サイクル用冷媒を前記排熱回収熱交換部へ流入させる冷媒回路と前記サイクル用冷媒を前記排熱回収熱交換部へ流入させない冷媒回路とを切り替える冷媒回路切替部（１６ａ）を有している請求項１ないし１３のいずれか１つに記載の車両用熱管理システム。
15. 前記排熱用冷媒循環回路は、前記排熱用冷媒の循環を遮断する冷媒循環遮断部（６５、６８、６９ａ）を有している請求項１ないし１４のいずれか１つに記載の車両用熱管理システム。

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