JP4277373B2 - ヒートポンプサイクル - Google Patents

Description

【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９−２６４６２２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、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（３１、３２）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（３１、３２）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（３１、３２）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、
前記室内熱交換器として、冷媒流れに対して直列に連結された第１室内熱交換器（３１）と第２室内熱交換器（３２）とが設けられ、
暖房運転時に前記第１室内熱交換器（３１）が冷媒流れ上流側に位置し、前記第２室内熱交換器（３２）が冷媒流れ下流側に位置するようになっており、
また、前記第１、第２室内熱交換器（３１、３２）は前記吹出空気の流れに対して直列に配設され、前記第２室内熱交換器（３２）が前記吹出空気の流れの上流側に位置し、前記第１室内熱交換器（３１）が前記吹出空気の流れの下流側に位置するようになっており、
さらに、前記暖房運転時に、前記第２室内熱交換器（３２）のうち冷媒入口側部位を通過した前記吹出空気の流れが前記第１室内熱交換器（３１）のうち冷媒入口側部位を通過するとともに、前記第２室内熱交換器（３２）のうち冷媒出口側部位を通過した前記吹出空気の流れが前記第１室内熱交換器（３１）のうち冷媒出口側部位を通過するように、前記第１、第２室内熱交換器（３１、３２）相互の冷媒入口側部位及び冷媒出口側部位の位置関係が設定され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、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（３１、３２）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（３１、３２）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（３１、３２）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、
前記室内熱交換器として、冷媒流れに対して直列に連結された第１室内熱交換器（３１）と第２室内熱交換器（３２）とが設けられ、
暖房運転時に前記第１室内熱交換器（３１）が冷媒流れ上流側に位置し、前記第２室内熱交換器（３２）が冷媒流れ下流側に位置するようになっており、
また、前記第１、第２室内熱交換器（３１、３２）は前記吹出空気の流れに対して直列に配設され、前記第２室内熱交換器（３２）が前記吹出空気の流れの上流側に位置し、前記第１室内熱交換器（３１）が前記吹出空気の流れの下流側に位置するようになっており、
さらに、前記暖房運転時に、前記第２室内熱交換器（３２）のうち冷媒入口側部位を通過した前記吹出空気の流れが前記第１室内熱交換器（３１）のうち冷媒入口側部位を通過するとともに、前記第２室内熱交換器（３２）のうち冷媒出口側部位を通過した前記吹出空気の流れが前記第１室内熱交換器（３１）のうち冷媒出口側部位を通過するように、前記第１、第２室内熱交換器（３１、３２）相互の冷媒入口側部位及び冷媒出口側部位の位置関係が設定されており、
前記暖房運転時において、前記減圧弁（５０、６００）の開度は、冷媒流れ上流側に位置する前記第１室内熱交換器（３１）の冷媒出口から冷媒流れ下流側に位置する前記第２室内熱交換器（３２）の冷媒入口まで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、６００）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、６００）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、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（３１、３２）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（３１、３２）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（３１、３２）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（６７）と、
前記室内熱交換器（３１、３２）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（６４）と、
暖房運転時において、前記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（Ｓ２３０）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（Ｓ２６０）とを有し、
前記室内熱交換器として、冷媒流れに対して直列に連結された第１室内熱交換器（３１）と第２室内熱交換器（３２）とが設けられ、
前記暖房運転時に前記第１室内熱交換器（３１）が冷媒流れ上流側に位置し、前記第２室内熱交換器（３２）が冷媒流れ下流側に位置するようになっており、
また、前記第１、第２室内熱交換器（３１、３２）は前記吹出空気の流れに対して直列に配設され、前記第２室内熱交換器（３２）が前記吹出空気の流れの上流側に位置し、前記第１室内熱交換器（３１）が前記吹出空気の流れの下流側に位置するようになっており、
さらに、前記暖房運転時に、前記第２室内熱交換器（３２）のうち冷媒入口側部位を通過した前記吹出空気の流れが前記第１室内熱交換器（３１）のうち冷媒入口側部位を通過するとともに、前記第２室内熱交換器（３２）のうち冷媒出口側部位を通過した前記吹出空気の流れが前記第１室内熱交換器（３１）のうち冷媒出口側部位を通過するように、前記第１、第２室内熱交換器（３１、３２）相互の冷媒入口側部位及び冷媒出口側部位の位置関係が設定されてい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４に記載の発明では、請求項３に記載のヒートポンプサイクルにおいて、前記目標圧力決定手段（Ｓ２３０）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、前記第１、第２室内熱交換器（３１、３２）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５に記載の発明では、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（３１、３２）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（３１、３２）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（３１、３２）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（６７）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（Ｓ２３０）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、
前記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、前記冷房運転時においては、前記圧縮機（１０）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、Ｓ２６０）とを有し、
前記室内熱交換器として、冷媒流れに対して直列に連結された第１室内熱交換器（３１）と第２室内熱交換器（３２）とが設けられ、
前記暖房運転時に前記第１室内熱交換器（３１）が冷媒流れ上流側に位置し、前記第２室内熱交換器（３２）が冷媒流れ下流側に位置するようになっており、
また、前記第１、第２室内熱交換器（３１、３２）は前記吹出空気の流れに対して直列に配設され、前記第２室内熱交換器（３２）が前記吹出空気の流れの上流側に位置し、前記第１室内熱交換器（３１）が前記吹出空気の流れの下流側に位置するようになっており、
さらに、前記暖房運転時に、前記第２室内熱交換器（３２）のうち冷媒入口側部位を通過した前記吹出空気の流れが前記第１室内熱交換器（３１）のうち冷媒入口側部位を通過するとともに、前記第２室内熱交換器（３２）のうち冷媒出口側部位を通過した前記吹出空気の流れが前記第１室内熱交換器（３１）のうち冷媒出口側部位を通過するように、前記第１、第２室内熱交換器（３１、３２）相互の冷媒入口側部位及び冷媒出口側部位の位置関係が設定されてい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、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（３１、３２）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（３１、３２）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（３１、３２）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（６７）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（Ｓ１１０）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（Ｓ１４０、Ｓ８６０）とを有し、
前記室内熱交換器として、冷媒流れに対して直列に連結された第１室内熱交換器（３１）と第２室内熱交換器（３２）とが設けられ、
前記暖房運転時に前記第１室内熱交換器（３１）が冷媒流れ上流側に位置し、前記第２室内熱交換器（３２）が冷媒流れ下流側に位置するようになっており、
また、前記第１、第２室内熱交換器（３１、３２）は前記吹出空気の流れに対して直列に配設され、前記第２室内熱交換器（３２）が前記吹出空気の流れの上流側に位置し、前記第１室内熱交換器（３１）が前記吹出空気の流れの下流側に位置するようになっており、
さらに、前記暖房運転時に、前記第２室内熱交換器（３２）のうち冷媒入口側部位を通過した前記吹出空気の流れが前記第１室内熱交換器（３１）のうち冷媒入口側部位を通過するとともに、前記第２室内熱交換器（３２）のうち冷媒出口側部位を通過した前記吹出空気の流れが前記第１室内熱交換器（３１）のうち冷媒出口側部位を通過するように、前記第１、第２室内熱交換器（３１、３２）相互の冷媒入口側部位及び冷媒出口側部位の位置関係が設定されてい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、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（３１、３２）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（３１、３２）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（３１、３２）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（６７）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（Ｓ１１０）とを有し、
前記室内熱交換器として、冷媒流れに対して直列に連結された第１室内熱交換器（３１）と第２室内熱交換器（３２）とが設けられ、
暖房運転時に前記第１室内熱交換器（３１）が冷媒流れ上流側に位置し、前記第２室内熱交換器（３２）が冷媒流れ下流側に位置するようになっており、
また、前記第１、第２室内熱交換器（３１、３２）は前記吹出空気の流れに対して直列に配設され、前記第２室内熱交換器（３２）が前記吹出空気の流れの上流側に位置し、前記第１室内熱交換器（３１）が前記吹出空気の流れの下流側に位置するようになっており、
さらに、前記暖房運転時に、前記第２室内熱交換器（３２）のうち冷媒入口側部位を通過した前記吹出空気の流れが前記第１室内熱交換器（３１）のうち冷媒入口側部位を通過するとともに、前記第２室内熱交換器（３２）のうち冷媒出口側部位を通過した前記吹出空気の流れが前記第１室内熱交換器（３１）のうち冷媒出口側部位を通過するように、前記第１、第２室内熱交換器（３１、３２）相互の冷媒入口側部位及び冷媒出口側部位の位置関係が設定されており、
前記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、前記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。
【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８に記載の発明では、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において、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９に記載の発明では、請求項１ないし８のいずれか１つに記載のヒートポンプサイクルと、
前記吹出空気が車室内へ向かって流れる空気通路を形成するとともに前記第１、第２室内熱交換器（３１、３２）が配設される空調ケーシング（３０）とを備えるヒートポンプサイクル式車両用空調装置を特徴とする。
【００２６】
請求項１０に記載の発明では、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と冷媒とを熱交換する室内熱交換器（３０１〜３０４）と、
車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（３０１〜３０４）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（３０１〜３０４）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（３０１〜３０４）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、
前記室内熱交換器として、冷媒流れに対して直列に連結された４個の室内熱交換器（３０１〜３０４）が設けられ、
前記４個の室内熱交換器（３０１〜３０４）は暖房運転時に第１室内熱交換器（３０１）、第２室内熱交換器（３０２）、第３室内熱交換器（３０３）及び第４室内熱交換器（３０４）の順に冷媒が流れるようになっており、
前記４個の室内熱交換器（３０１〜３０４）のうち、前記暖房運転時に冷媒流れ上流側に位置する前記第１、第２室内熱交換器（３０１、３０２）が前記第１通路（１０１）に設けられ、前記暖房運転時に冷媒流れ下流側に位置する前記第３、第４室内熱交換器（３０３、３０４）が前記第２通路（１０２）に設けられ、
前記第１通路（１０１）において前記吹出空気の流れの上流側に前記第２室内熱交換器（３０２）が位置し、前記吹出空気の流れの下流側に前記第１室内熱交換器（３０１）が位置し、
前記第２通路（１０２）において前記吹出空気の流れの上流側に前記第４室内熱交換器（３０４）が位置し、前記吹出空気の流れの下流側に前記第３室内熱交換器（３０３）が位置し、
前記暖房運転時に、前記第１通路（１０１）において前記第２室内熱交換器（３０２）のうち冷媒入口側部位を通過した前記吹出空気の流れが前記第１室内熱交換器（３０１）のうち冷媒入口側部位を通過するとともに、前記第２室内熱交換器（３０２）のうち冷媒出口側部位を通過した前記吹出空気の流れが前記第１室内熱交換器（３０１）のうち冷媒出口側部位を通過するように、前記第１、第２室内熱交換器（３０１、３０２）相互の冷媒入口側部位及び冷媒出口側部位の位置関係が設定されており、
前記暖房運転時に、前記第２通路（１０２）において前記第４室内熱交換器（３０４）のうち冷媒入口側部位を通過した前記吹出空気の流れが前記第３内熱交換器（３０３）のうち冷媒入口側部位を通過するとともに、前記第４室内熱交換器（３０４）のうち冷媒出口側部位を通過した前記吹出空気の流れが前記第３室内熱交換器（３０３）のうち冷媒出口側部位を通過するように、前記第３、第４内熱交換器（３０３、３０４）相互の冷媒入口側部位及び冷媒出口側部位の位置関係が設定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、請求項１１に記載の発明のごとく、請求項１０に記載のヒートポンプサイクル式車両用空調装置において、前記第１、第２室内熱交換器（３０１、３０２）及び前記第３、第４内熱交換器（３０３、３０４）のいずれか一方を、前記第１、第２通路（１０１、１０２）から反対側の通路に突き出すように配設してもよい。
【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（ＣＯ₂）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３３内に配設されている。
【００３３】
なお、図１中、４０は両室内熱交換器３１、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２０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、ＥＣＵ６０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（Ｓ２３０）。
【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風量に固定して、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３２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５００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６００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６１７が閉じた状態の密閉空間６１２内体積に対して、約６００ｋｇ／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６１８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１ＭＰａ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／ｍ³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５１１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５１４内の圧力による力との差によって決定する。なお、５２０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５００、６００の作動を述べる。密閉空間６１２内には、約６００ｋｇ／ｍ³ の密度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６００ｋｇ／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６．８ＭＰａである。
【００９９】
したがって、空間６１５の圧力が６．８ＭＰａ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４０℃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６１８によって閉止され、また、空間６１５の圧力が１０．７ＭＰａ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１０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／ｍ³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１０℃の過冷却度を有する状態（図１９の太い実線η_max）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５００、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（６０２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／ｓｅｃ）、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、Ｌ₃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ＣＯＰ（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ＣＯＰ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６４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９ＭＰａ〜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２８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）、ブロワ電圧及び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５３０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、５３５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５３２ａ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５３６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５３７の変位は、弁体５３６と反対側からダイヤフラム５３７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、１１ＭＰａ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５３５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、５３３ａ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５４０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３０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３０１、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、１０２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３０３、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３０３、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３０１〜３０４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から反対側の通路に突き出すように配設してよい。
【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。

Claims (11)

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と冷媒とを熱交換する室内熱交換器（３１、３２）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（３１、３２）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（３１、３２）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、
   前記室内熱交換器として、冷媒流れに対して直列に連結された第１室内熱交換器（３１）と第２室内熱交換器（３２）とが設けられ、
   暖房運転時に前記第１室内熱交換器（３１）が冷媒流れ上流側に位置し、前記第２室内熱交換器（３２）が冷媒流れ下流側に位置するようになっており、
   また、前記第１、第２室内熱交換器（３１、３２）は前記吹出空気の流れに対して直列に配設され、前記第２室内熱交換器（３２）が前記吹出空気の流れの上流側に位置し、前記第１室内熱交換器（３１）が前記吹出空気の流れの下流側に位置するようになっており、
   さらに、前記暖房運転時に、前記第２室内熱交換器（３２）のうち冷媒入口側部位を通過した前記吹出空気の流れが前記第１室内熱交換器（３１）のうち冷媒入口側部位を通過するとともに、前記第２室内熱交換器（３２）のうち冷媒出口側部位を通過した前記吹出空気の流れが前記第１室内熱交換器（３１）のうち冷媒出口側部位を通過するように、前記第１、第２室内熱交換器（３１、３２）相互の冷媒入口側部位及び冷媒出口側部位の位置関係が設定されていることを特徴とするヒートポンプサイクル。
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と冷媒とを熱交換する室内熱交換器（３１、３２）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（３１、３２）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（３１、３２）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、
   前記室内熱交換器として、冷媒流れに対して直列に連結された第１室内熱交換器（３１）と第２室内熱交換器（３２）とが設けられ、
   暖房運転時に前記第１室内熱交換器（３１）が冷媒流れ上流側に位置し、前記第２室内熱交換器（３２）が冷媒流れ下流側に位置するようになっており、
   また、前記第１、第２室内熱交換器（３１、３２）は前記吹出空気の流れに対して直列に配設され、前記第２室内熱交換器（３２）が前記吹出空気の流れの上流側に位置し、前記第１室内熱交換器（３１）が前記吹出空気の流れの下流側に位置するようになっており、
   さらに、前記暖房運転時に、前記第２室内熱交換器（３２）のうち冷媒入口側部位を通過した前記吹出空気の流れが前記第１室内熱交換器（３１）のうち冷媒入口側部位を通過するとともに、前記第２室内熱交換器（３２）のうち冷媒出口側部位を通過した前記吹出空気の流れが前記第１室内熱交換器（３１）のうち冷媒出口側部位を通過するように、前記第１、第２室内熱交換器（３１、３２）相互の冷媒入口側部位及び冷媒出口側部位の位置関係が設定されており、
   前記暖房運転時において、前記減圧弁（５０、６００）の開度は、冷媒流れ上流側に位置する前記第１室内熱交換器（３１）の冷媒出口から冷媒流れ下流側に位置する前記第２室内熱交換器（３２）の冷媒入口まで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. 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（３１、３２）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（３１、３２）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（３１、３２）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（６７）と、
   前記室内熱交換器（３１、３２）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（６４）と、
   暖房運転時において、前記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（Ｓ２３０）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（Ｓ２６０）とを有し、
   前記室内熱交換器として、冷媒流れに対して直列に連結された第１室内熱交換器（３１）と第２室内熱交換器（３２）とが設けられ、
   前記暖房運転時に前記第１室内熱交換器（３１）が冷媒流れ上流側に位置し、前記第２室内熱交換器（３２）が冷媒流れ下流側に位置するようになっており、
   また、前記第１、第２室内熱交換器（３１、３２）は前記吹出空気の流れに対して直列に配設され、前記第２室内熱交換器（３２）が前記吹出空気の流れの上流側に位置し、前記第１室内熱交換器（３１）が前記吹出空気の流れの下流側に位置するようになっており、
   さらに、前記暖房運転時に、前記第２室内熱交換器（３２）のうち冷媒入口側部位を通過した前記吹出空気の流れが前記第１室内熱交換器（３１）のうち冷媒入口側部位を通過するとともに、前記第２室内熱交換器（３２）のうち冷媒出口側部位を通過した前記吹出空気の流れが前記第１室内熱交換器（３１）のうち冷媒出口側部位を通過するように、前記第１、第２室内熱交換器（３１、３２）相互の冷媒入口側部位及び冷媒出口側部位の位置関係が設定されていることを特徴とするヒートポンプサイクル。
4. 前記目標圧力決定手段（Ｓ２３０）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、前記第１、第２室内熱交換器（３１、３２）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. 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（３１、３２）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（３１、３２）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（３１、３２）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（６７）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（Ｓ２３０）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、
   前記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、前記冷房運転時においては、前記圧縮機（１０）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、Ｓ２６０）とを有し、
   前記室内熱交換器として、冷媒流れに対して直列に連結された第１室内熱交換器（３１）と第２室内熱交換器（３２）とが設けられ、
   前記暖房運転時に前記第１室内熱交換器（３１）が冷媒流れ上流側に位置し、前記第２室内熱交換器（３２）が冷媒流れ下流側に位置するようになっており、
   また、前記第１、第２室内熱交換器（３１、３２）は前記吹出空気の流れに対して直列に配設され、前記第２室内熱交換器（３２）が前記吹出空気の流れの上流側に位置し、前記第１室内熱交換器（３１）が前記吹出空気の流れの下流側に位置するようになっており、
   さらに、前記暖房運転時に、前記第２室内熱交換器（３２）のうち冷媒入口側部位を通過した前記吹出空気の流れが前記第１室内熱交換器（３１）のうち冷媒入口側部位を通過するとともに、前記第２室内熱交換器（３２）のうち冷媒出口側部位を通過した前記吹出空気の流れが前記第１室内熱交換器（３１）のうち冷媒出口側部位を通過するように、前記第１、第２室内熱交換器（３１、３２）相互の冷媒入口側部位及び冷媒出口側部位の位置関係が設定されていることを特徴とするヒートポンプサイクル。
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（３１、３２）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（３１、３２）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（３１、３２）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（６７）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（Ｓ１１０）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（Ｓ１４０、Ｓ８６０）とを有し、
   前記室内熱交換器として、冷媒流れに対して直列に連結された第１室内熱交換器（３１）と第２室内熱交換器（３２）とが設けられ、
   前記暖房運転時に前記第１室内熱交換器（３１）が冷媒流れ上流側に位置し、前記第２室内熱交換器（３２）が冷媒流れ下流側に位置するようになっており、
   また、前記第１、第２室内熱交換器（３１、３２）は前記吹出空気の流れに対して直列に配設され、前記第２室内熱交換器（３２）が前記吹出空気の流れの上流側に位置し、前記第１室内熱交換器（３１）が前記吹出空気の流れの下流側に位置するようになっており、
   さらに、前記暖房運転時に、前記第２室内熱交換器（３２）のうち冷媒入口側部位を通過した前記吹出空気の流れが前記第１室内熱交換器（３１）のうち冷媒入口側部位を通過するとともに、前記第２室内熱交換器（３２）のうち冷媒出口側部位を通過した前記吹出空気の流れが前記第１室内熱交換器（３１）のうち冷媒出口側部位を通過するように、前記第１、第２室内熱交換器（３１、３２）相互の冷媒入口側部位及び冷媒出口側部位の位置関係が設定されていることを特徴とするヒートポンプサイクル。
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（３１、３２）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（３１、３２）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（３１、３２）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（６７）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（Ｓ１１０）とを有し、
   前記室内熱交換器として、冷媒流れに対して直列に連結された第１室内熱交換器（３１）と第２室内熱交換器（３２）とが設けられ、
   暖房運転時に前記第１室内熱交換器（３１）が冷媒流れ上流側に位置し、前記第２室内熱交換器（３２）が冷媒流れ下流側に位置するようになっており、
   また、前記第１、第２室内熱交換器（３１、３２）は前記吹出空気の流れに対して直列に配設され、前記第２室内熱交換器（３２）が前記吹出空気の流れの上流側に位置し、前記第１室内熱交換器（３１）が前記吹出空気の流れの下流側に位置するようになっており、
   さらに、前記暖房運転時に、前記第２室内熱交換器（３２）のうち冷媒入口側部位を通過した前記吹出空気の流れが前記第１室内熱交換器（３１）のうち冷媒入口側部位を通過するとともに、前記第２室内熱交換器（３２）のうち冷媒出口側部位を通過した前記吹出空気の流れが前記第１室内熱交換器（３１）のうち冷媒出口側部位を通過するように、前記第１、第２室内熱交換器（３１、３２）相互の冷媒入口側部位及び冷媒出口側部位の位置関係が設定されており、
   前記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、前記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. 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１ないし８のいずれか１つに記載のヒートポンプサイクルと、
   前記吹出空気が車室内へ向かって流れる空気通路を形成するとともに前記第１、第２室内熱交換器（３１、３２）が配設される空調ケーシング（３０）とを備え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. 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と冷媒とを熱交換する室内熱交換器（３０１〜３０４）と、
    車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（３０１〜３０４）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（３０１〜３０４）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（３０１〜３０４）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、
    前記室内熱交換器として、冷媒流れに対して直列に連結された４個の室内熱交換器（３０１〜３０４）が設けられ、
    前記４個の室内熱交換器（３０１〜３０４）は暖房運転時に第１室内熱交換器（３０１）、第２室内熱交換器（３０２）、第３室内熱交換器（３０３）及び第４室内熱交換器（３０４）の順に冷媒が流れるようになっており、
    前記４個の室内熱交換器（３０１〜３０４）のうち、前記暖房運転時に冷媒流れ上流側に位置する前記第１、第２室内熱交換器（３０１、３０２）が前記第１通路（１０１）に設けられ、前記暖房運転時に冷媒流れ下流側に位置する前記第３、第４室内熱交換器（３０３、３０４）が前記第２通路（１０２）に設けられ、
    前記第１通路（１０１）において前記吹出空気の流れの上流側に前記第２室内熱交換器（３０２）が位置し、前記吹出空気の流れの下流側に前記第１室内熱交換器（３０１）が位置し、
    前記第２通路（１０２）において前記吹出空気の流れの上流側に前記第４室内熱交換器（３０４）が位置し、前記吹出空気の流れの下流側に前記第３室内熱交換器（３０３）が位置し、
    前記暖房運転時に、前記第１通路（１０１）において前記第２室内熱交換器（３０２）のうち冷媒入口側部位を通過した前記吹出空気の流れが前記第１室内熱交換器（３０１）のうち冷媒入口側部位を通過するとともに、前記第２室内熱交換器（３０２）のうち冷媒出口側部位を通過した前記吹出空気の流れが前記第１室内熱交換器（３０１）のうち冷媒出口側部位を通過するように、前記第１、第２室内熱交換器（３０１、３０２）相互の冷媒入口側部位及び冷媒出口側部位の位置関係が設定されており、
    前記暖房運転時に、前記第２通路（１０２）において前記第４室内熱交換器（３０４）のうち冷媒入口側部位を通過した前記吹出空気の流れが前記第３内熱交換器（３０３）のうち冷媒入口側部位を通過するとともに、前記第４室内熱交換器（３０４）のうち冷媒出口側部位を通過した前記吹出空気の流れが前記第３室内熱交換器（３０３）のうち冷媒出口側部位を通過するように、前記第３、第４内熱交換器（３０３、３０４）相互の冷媒入口側部位及び冷媒出口側部位の位置関係が設定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. 前記第１、第２室内熱交換器（３０１、３０２）及び前記第３、第４内熱交換器（３０３、３０４）のいずれか一方が、前記第１、第２通路（１０１、１０２）から反対側の通路に突き出すように配設されていることを特徴とする請求項１０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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