JP5821756B2 - 冷凍サイクル装置 - Google Patents

Description

本発明は、蒸気圧縮式の冷凍サイクルを用いた冷凍サイクル装置に関するもので、車両用の冷凍サイクル装置に適用して有効である。

従来、ヒートポンプサイクル（蒸気圧縮式の冷凍サイクル）のサイクル効率（ＣＯＰ）を向上させるために冷媒を多段階に昇圧させる多段昇圧式のヒートポンプサイクルが知られている。

例えば、特許文献１には、冷媒を吸入する吸入ポート、冷媒を吐出する吐出ポート、および、サイクル内の中間圧冷媒を流入させて昇圧過程の冷媒に合流させる中間圧ポートを有する圧縮機を備える、いわゆるガスインジェクションサイクル（エコノマイザ式冷凍サイクル）が開示されている。

この種のガスインジェクションサイクルの圧縮機は、低圧冷媒を中間圧冷媒となるまで昇圧させる低段側圧縮行程、および、中間圧冷媒を高圧冷媒となるまで昇圧させる高段側圧縮行程の２つの圧縮行程にて、冷媒を二段階に昇圧させている。従って、中間圧ポートから流入する中間圧冷媒の圧力を適切な値に調整することで、圧縮機の圧縮効率を向上させて、サイクル効率の向上を図ることができる。

さらに、特許文献１のガスインジェクションサイクルは、車両用空調装置に適用されており、空調対象空間である車室内の暖房を行う際には、圧縮機から吐出された高温高圧冷媒と車室内へ送風される送風空気とを利用側熱交換器（室内凝縮器）にて熱交換させて、熱交換対象流体である送風空気を加熱している。

そして、利用側熱交換器にて送風空気の温度を車室内の暖房に必要となる目標温度まで昇温させる加熱能力を発揮できる通常運転時には、サイクル効率が最大となるように利用側熱交換器から流出した冷媒を減圧させる高段側膨張弁の弁開度を調整している。一方、利用側熱交換器にて送風空気を目標温度まで昇温させる加熱能力を発揮できない能力不足時には、高段側膨張弁の弁開度を通常運転時よりも増加させている。

これにより、通常運転時には高いサイクル効率を発揮させながらサイクルを運転し、能力不足時には、圧縮機の中間圧ポートから流入させる冷媒流量（ガスインジェクション量）を通常運転時よりも増加させて、利用側熱交換器における加熱能力の向上を図ろうとしている。

特開平９−８６１４９号公報

ところが、特許文献１のヒートポンプサイクルにて、能力不足時に高段側膨張弁の弁開度を増加させても、利用側熱交換器における加熱能力が狙い通りに向上しないことがあった。そこで、本発明者らが、その原因について調査したところ、利用側熱交換器における入口側冷媒のエンタルピと出口側冷媒のエンタルピとのエンタルピ差（以下、出入口間エンタルピ差という）が減少してしまうことが原因であると判明した。

このことを、図２６、図２７を用いて説明する。なお、図２６は、後述する実施形態で説明するヒートポンプサイクル１０と同様のサイクルにおける冷媒の状態を示すモリエル線図であり、従来技術の通常運転時に対応する冷媒の状態を実線で示し、従来技術の能力不足時に対応する冷媒の状態を破線で示している。

また、図２６では、後述する実施形態にて説明するモリエル線図における同様の状態の冷媒を、同一の符号を用いて表している。さらに、図２７は、高段側膨張弁の弁開度と利用側熱交換器における加熱能力との関係を示すグラフである。

まず、図２６の実線に示すように、通常運転時には、サイクル効率が最大となるように高段側膨張弁の弁開度が調整されて、中間圧ポートから流入する中間圧冷媒の圧力が適切な値に調整される。ここで、利用側熱交換器における加熱能力は、利用側熱交換器を流れる冷媒流量Ｇｒと利用側熱交換器における出入口間エンタルピ差との積で定義される。

そこで、このヒートポンプサイクルでは、通常運転時のサイクル効率を向上させるために、利用側熱交換器から流出する冷媒（図２６のｂ点）が過冷却液相冷媒となるようにして、利用側熱交換器における出入口間エンタルピ差（図２６のΔｉ）を拡大させている。

この通常運転時の状態から、能力不足時に高段側膨張弁の開度を増加させると、利用側熱交換器から流出する冷媒が気液二相冷媒となり（図２６のｂ点→ｂ’点）、利用側熱交換器における出入口間エンタルピ差が減少してしまうものの、ガスインジェクション量が増加するので、出入口間エンタルピ差の減少度合に対して、ガスインジェクション量の増加度合が大きい範囲では、利用側熱交換器の加熱能力を向上させることができる。

ところが、ガスインジェクション量の増加させて過ぎてしまうと、図２６に示すように、中間圧冷媒の圧力が上昇して（図２６のｃ１点→ｃ１’点）、低段側圧縮行程における吐出側圧力と吸入側圧力との圧力差が増加し（図２６のΔＰ１→ΔＰ１’）、高段側圧縮行程における吐出側圧力と吸入側圧力との圧力差が減少してしまうことがある（図２６のΔＰ２→ΔＰ２’）。

これにより、高段側圧縮行程における圧縮仕事量Ｌｃ２が大きく低下してしまうと（図２６のΔｉｃ２→Δｉｃ２’）、利用側熱交換器における出入口間エンタルピ差の減少度合（図２６のΔｉｃ２→Δｉｃ２’）が、ガスインジェクション量の増加度合を上回ってしまい、図２７のハッチング領域に示すように、利用側熱交換器における加熱能力が却って低下してしまうことがあった。

上記点に鑑み、本発明は、利用側熱交換器にて熱交換対象流体を加熱する冷凍サイクル装置において、利用側熱交換器における熱交換対象流体の加熱能力不足を抑制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に記載の発明では、吸入ポート（１１ａ）から吸入した低圧冷媒を圧縮して吐出ポート（１１ｃ）から高圧冷媒を吐出するとともに、サイクル内の中間圧冷媒を流入させて圧縮過程の冷媒に合流させる中間圧ポート（１１ｂ）を有する圧縮機（１１）と、吐出ポート（１１ｃ）から吐出された高圧冷媒と熱交換対象流体とを熱交換させて、熱交換対象流体を加熱する利用側熱交換器（１２）と、利用側熱交換器（１２）から流出した高圧冷媒を中間圧冷媒となるまで減圧させる高段側減圧手段（１３）と、高段側減圧手段（１３）にて減圧された中間圧冷媒の気液を分離し、分離された気相冷媒を中間圧ポート（１１ｂ）側へ流出させる気液分離手段（１４）と、気液分離手段（１４）にて分離された液相冷媒を低圧冷媒となるまで減圧させる低段側減圧手段（１７）と、低段側減圧手段（１７）にて減圧された低圧冷媒を蒸発させて、吸入ポート（１１ａ）側へ流出させる蒸発器（２０）と、利用側熱交換器（１２）へ流入する熱交換対象流体の流量を調整する流量調整手段（３２、３４）と、流量調整手段（３２、３４）の作動を制御する制御装置（４０）とを備え、
利用側熱交換器（１２）により熱交換対象流体を加熱する加熱運転モード時には、利用側熱交換器（１２）から流出した冷媒を、高段側減圧手段（１３）→気液分離手段（１４）→低段側減圧手段（１７）→蒸発器（２０）を通過して吸入ポート（１１ａ）へ向かって流すとともに、気液分離手段（１４）にて分離された気相冷媒を中間圧ポート（１１ｂ）へ向かって流し、
流量調整手段（３２、３４）は、加熱運転モード時であって、少なくとも利用側熱交換器（１２）にて温度調整された熱交換対象流体の温度が熱交換対象流体の目標温度（ＴＡＯ）以下となった際に制御装置（４０）により制御されて、利用側熱交換器（１２）へ流入する熱交換対象流体の流量を低下させる冷凍サイクル装置を特徴とする。

これによれば、少なくとも利用側熱交換器（１２）にて温度調整された熱交換対象流体の温度が、熱交換対象流体の目標温度（ＴＡＯ）以下となった際に、利用側熱交換器（１２）へ流入する熱交換対象流体の流量を低下させるので、利用側熱交換器（１２）における冷媒の放熱量が一時的に減少する。このため、冷凍サイクルのサイクルバランスが、利用側熱交換器（１２）内の冷媒圧力が上昇するようにバランスする。

従って、圧縮機（１１）吐出冷媒の温度を上昇させて、利用側熱交換器（１２）を流通する冷媒の温度と利用側熱交換器（１２）へ流入する熱交換対象流体との温度差を拡大できる。さらに、圧縮機（１１）の中間圧ポート（１１ｂ）から吐出ポート（１１ｃ）へ至る範囲の圧縮行程の圧縮仕事量を増加させることができ、利用側熱交換器（１２）における出入口間エンタルピ差を増大させることができる。

その結果、利用側熱交換器（１２）における熱交換対象流体の加熱能力不足を抑制することができる。

なお、請求項に記載された「少なくとも利用側熱交換器（１２）にて温度調整された熱交換対象流体」とは、利用側熱交換器（１２）のみによって温度調整（加熱）された熱交換対象流体のみを意味するものではなく、利用側熱交換器（１２）およびこれ以外の温度調整手段の双方によって温度調整された熱交換対象流体を含む意味である。

例えば、蒸発器にて冷却され、さらに利用側熱交換器（１２）にて再加熱された熱交換対象流体、あるいは、利用側熱交換器（１２）にて加熱された熱交換対象流体と利用側熱交換器（１２）にて加熱されていない熱交換対象流体とを混合させた熱交換対象流体を含む意味である。

従って、請求項に記載された「少なくとも利用側熱交換器（１２）にて温度調整された熱交換対象流体の温度が熱交換対象流体の目標温度（ＴＡＯ）以下となった際に、」とは、「冷凍サイクル装置全体として、利用側熱交換器（１２）にて熱交換対象流体の目標温度（ＴＡＯ）まで昇温させる熱を放熱することができない際に、」と表現することもできる。

さらに、目標温度とは、制御上の目標値に限定されるものではなく、冷凍サイクル装置全体として温度調整された熱交換対象流体に要求される温度を広く含む意味である。すなわち、「目標温度」とは、「熱交換対象流体に要求される所望の温度」と表現することもできる。

請求項２に記載の発明では、請求項１に記載の冷凍サイクル装置において、さらに、高段側減圧手段（１３）は、少なくとも利用側熱交換器（１２）にて温度調整された熱交換対象流体の温度が熱交換対象流体の目標温度（ＴＡＯ）以下となった際に、絞り開度を増加させることを特徴とする。

これによれば、高段側減圧手段（１３）が絞り開度を増加させることによって、圧縮機（１１）の中間圧ポート（１１ｂ）から流入させる冷媒流量（ガスインジェクション量）を増加させることができるので、より一層、利用側熱交換器（１２）における熱交換対象流体の加熱能力不足を抑制することができる。

請求項３に記載の発明のように、車両用空調装置（１）に適用される請求項１または２に記載の冷凍サイクル装置であって、熱交換対象流体は、車室内へ送風される送風空気であり、利用側熱交換器（１２）は、送風空気の空気通路を形成するケーシング（３１）内に配置されており、ケーシング（３１）内には、利用側熱交換器（１２）を迂回させて送風空気を流すバイパス通路（３５）が形成されており、流量調整手段は、送風空気のうち、利用側熱交換器（１２）側を通過する送風空気の風量とバイパス通路（３５）側を通過する送風空気の風量との風量割合を調整するエアミックスドア（３４）で構成されていてもよい。

ところで、前述のように、冷凍サイクルのサイクルバランスは、利用側熱交換器（１２）へ流入する送風空気（熱交換対象流体）の風量を低下させると、利用側熱交換器（１２）内の冷媒圧力が上昇するようにバランスするが、冷凍サイクルのサイクルバランスが安定するまでに時間を要する。

請求項３に記載の発明の如く、流量調整手段をエアミックスドア（３４）で構成し、エアミックスドア（３４）により利用側熱交換器（１２）側を通過する送風空気の風量を低下させると、バイパス通路（３５）側を通過する送風空気の風量が増加することから、冷凍サイクルのサイクルバランスが安定するまでの間（過渡期）に、車室内へ送風する送風空気の温度の急激な低下が生じ易くなり、車室内の快適性の低下が懸念される。

そこで、請求項４に記載の発明では、請求項３に記載の冷凍サイクル装置において、制御装置（４０）は、エアミックスドア（３４）の作動を制御するエアミックスドア制御手段（４０ａ）を備え、エアミックスドア制御手段（４０ａ）は、少なくとも利用側熱交換器（１２）にて温度調整された送風空気の温度が送風空気の目標温度（ＴＡＯ）以下となった際に、利用側熱交換器（１２）にて温度調整された送風空気の温度が送風空気の目標温度（ＴＡＯ）よりも高い際に比べて、エアミックスドア（３４）の作動の応答性を遅らせることを特徴とする。

これによれば、エアミックスドア（３４）により利用側熱交換器（１２）側を通過する送風空気の風量を低下させる際に、エアミックスドア（３４）の作動の応答性を遅らせることで、冷凍サイクルのサイクルバランスが安定するまでの間における車室内へ送風する送風空気の温度の急激な低下を抑制することができる。この結果、車室内の快適性の低下を抑制することができる。

さらに、請求項５に記載の発明では、請求項４に記載の冷凍サイクル装置において、利用側熱交換器（１２）における冷媒と送風空気との熱交換能力を変更する熱交換能力変更手段（３２、３３）を備え、熱交換能力変更手段（３２、３３）は、少なくとも利用側熱交換器（１２）にて温度調整された送風空気の温度が送風空気の目標温度（ＴＡＯ）以下となった際に、熱交換能力を低下させることを特徴とする。

これによれば、エアミックスドア（３４）により利用側熱交換器（１２）側を通過する送風空気の風量を低下させる際に、利用側熱交換器（１２）における熱交換能力を低下させることで、利用側熱交換器（１２）内の冷媒圧力の上昇を促進することができ、車室内へ送風する送風空気の温度の急激な低下を抑制することができる。

なお、請求項に記載された「熱交換能力」とは、利用側熱交換器（１２）に送風される送風空気の利用側熱交換器（１２）を通過前後の熱量変化であり、熱交換能力は、利用側熱交換器（１２）を通過前後の熱量変化が小さい程低く、利用側熱交換器（１２）を通過前後の熱量変化が大きい程高くなる。

請求項６に記載の発明のように、請求項５に記載の冷凍サイクル装置において、熱交換能力変更手段を、利用側熱交換器（１２）およびバイパス通路（３５）へ向けて送風空気を送風する送風機（３２）で構成し、少なくとも利用側熱交換器（１２）にて温度調整された送風空気の温度が送風空気の目標温度（ＴＡＯ）以下となった際に、送風機（３２）により利用側熱交換器（１２）およびバイパス通路（３５）を通過する送風空気の風量を低下させるようにしてもよい。

また、請求項７に記載の発明のように、請求項５または６に記載の冷凍サイクル装置において、熱交換能力変更手段を、ケーシング（３１）内に導入する車室外空気および車室内空気の導入割合を変化させる内外気調整手段（３３）で構成し、少なくとも利用側熱交換器（１２）にて温度調整された送風空気の温度が送風空気の目標温度（ＴＡＯ）以下となった際に、内外気調整手段（３３）により車室外空気に対する車室内空気の導入割合を増加させるようにしてもよい。

請求項８に記載の発明のように、車両用空調装置（１）に適用される請求項１ないし７のいずれか１つに記載の冷凍サイクル装置であって、熱交換対象流体は、車室内へ送風される送風空気であり、利用側熱交換器（１２）は、送風空気の空気通路を形成するケーシング（３１）内に配置されており、流量調整手段は、利用側熱交換器（１２）へ向けて送風空気を送風する送風機（３２）で構成されていてもよい。

また、請求項９に記載の発明では、吸入ポート（１１ａ）から吸入した低圧冷媒を圧縮して吐出ポート（１１ｃ）から高圧冷媒を吐出するとともに、サイクル内の中間圧冷媒を流入させて圧縮過程の冷媒に合流させる中間圧ポート（１１ｂ）を有する圧縮機（１１）と、吐出ポート（１１ｃ）から吐出された高圧冷媒と熱交換対象流体とを熱交換させて、熱交換対象流体を加熱する利用側熱交換器（１２）と、冷媒を熱交換対象流体と熱交換させて、吸入ポート（１１ａ）側へ流出させる第２利用側熱交換器（２３）と、冷媒と外気とを熱交換させる室外熱交換器（２０）と、第１利用側熱交換器（１２）から流出した冷媒を減圧させる第１減圧手段（１３）と、室外熱交換器（２０）へ流入する冷媒を減圧させる第２減圧手段（１７）と、第２利用側熱交換器（２３）へ流入する冷媒を減圧させる第３減圧手段（２２）と、第１利用側熱交換器（１２）から流出した冷媒の気液を分離する気液分離手段（１４）と、気液分離手段（１４）にて分離された気相冷媒を、中間圧ポート（１１ｂ）へ導いて、圧縮過程の冷媒に合流させる中間圧冷媒通路（１５）と、圧縮機（１１）の吸入ポート（１１ａ）へ流入する冷媒の気液を分離して、分離された気相冷媒を圧縮機（１１）の吸入ポート（１１ａ）側へ流出させるアキュムレータ（２４）と、利用側熱交換器（１２）へ流入する熱交換対象流体の流量を調整する流量調整手段（３２、３４）と、冷媒が循環する冷媒流路を切り替える冷媒流路切替手段（１６ａ、１６ｂ、１６ｃ）と、流量調整手段（３２、３４）および冷媒流路切替手段（１６ａ〜１６ｃ）の作動を制御する制御装置（４０）とを備え、
冷媒流路切替手段（１６ａ〜１６ｃ）は、熱交換対象流体を冷却する冷却運転モード時には、制御装置（４０）により制御されて、第１利用側熱交換器（１２）から流出した冷媒を、第１減圧手段（１３）→気液分離手段（１４）→室外熱交換器（２０）→第３減圧手段（２２）→第２利用側熱交換器（２３）→アキュムレータ（２４）の順に流し、熱交換対象流体を加熱する加熱運転モード時には、制御装置（４０）により制御されて、第１利用側熱交換器（１２）から流出した冷媒を、第１減圧手段（１３）→気液分離手段（１４）→第２減圧手段（１７）→室外熱交換器（２０）→アキュムレータ（２４）の順に流すとともに、気液分離手段（１４）にて分離された気相冷媒を中間圧冷媒通路（１５）へ流入させ、
流量調整手段（３２、３４）は、加熱運転モード時であって、少なくとも利用側熱交換器（１２）にて温度調整された熱交換対象流体の温度が熱交換対象流体の目標温度（ＴＡＯ）以下となった際に制御装置（４０）により制御されて、利用側熱交換器（１２）へ流入する熱交換対象流体の流量を低下させる冷凍サイクル装置を特徴とする。

これによれば、熱交換対象流体を加熱する加熱運転モード時には、請求項１に記載の発明と同様に、利用側熱交換器（１２）における熱交換対象流体の加熱能力不足を抑制することができる。さらに、冷媒流路切替手段（１６ａ〜１６ｃ）を備えているので、熱交換対象流体を冷却する冷却運転モードを実現することもできる。

なお、この欄および特許請求の範囲で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実施形態のヒートポンプサイクルの冷房運転モード時の冷媒流路を示す全体構成図である。 第１実施形態のヒートポンプサイクルの暖房運転モード時の冷媒流路を示す全体構成図である。 （ａ）は、第１実施形態の気液分離器の外観斜視図であり、（ｂ）は、上面図である。 第１実施形態の車両用空調装置の制御処理を示すフローチャートである。 第１実施形態のヒートポンプサイクルの冷房運転モード時における冷媒の状態を示すモリエル線図である。 第１実施形態のヒートポンプサイクルの第１除湿暖房モード時における冷媒の状態を示すモリエル線図である。 第１実施形態のヒートポンプサイクルの第２除湿暖房モード時における冷媒の状態を示すモリエル線図である。 第１実施形態のヒートポンプサイクルの第３除湿暖房モード時における冷媒の状態を示すモリエル線図である。 第１実施形態のヒートポンプサイクルの第４除湿暖房モード時における冷媒の状態を示すモリエル線図である。 第１実施形態の暖房運転モード時における制御処理を示すフローチャートである。 第１実施形態の暖房運転モード時のサブクール制御時おける制御処理を示すフローチャートである。 第１実施形態の暖房運転モード時の乾き度制御時における制御処理を示すフローチャートである。 第１実施形態の暖房運転モード時のエアミックス風量制御時における制御処理を示すフローチャートである。 第１実施形態の車両用空調装置の制御処理の要部を示すフローチャートである。 第１実施形態のヒートポンプサイクルの暖房運転モード時における冷媒の状態を示すモリエル線図である。 （ａ）は、第１実施形態のサブクール制御時および乾き度制御時の送風空気の昇温状態を説明する説明図で、（ｂ）は、第１実施形態のエアミックス風量制御時の送風空気の昇温状態を説明する説明図である。 第１実施形態のサブクール制御→乾き度制御→エアミックス風量制御への移行に伴う冷媒の状態を示す図表である。 第２実施形態の暖房運転モード時における制御処理を示すフローチャートである。 第２実施形態の暖房運転モード時の送風機風量制御時における制御処理を示すフローチャートである。 第３実施形態の暖房運転モード時における制御処理を示すフローチャートである。 第１実施形態のエアミックス風量制御開始時のエアミックスドア開度、室内凝縮器の加熱能力、および吹出空気の温度の変化を説明するための説明図である。 第４実施形態の暖房運転モード時のエアミックス風量制御における制御処理を示すフローチャートである。 第４実施形態のエアミックス風量制御開始時のエアミックスドア開度、室内凝縮器の加熱能力、および吹出空気の温度の変化を説明するための説明図である。 第５実施形態の暖房運転モード時のエアミックス風量制御における制御処理を示すフローチャートである。 第６実施形態の暖房運転モード時のエアミックス風量制御における制御処理を示すフローチャートである。 従来技術のヒートポンプサイクルにおける冷媒の状態を示すモリエル線図である。 高段側膨張弁の弁開度と利用側熱交換器における加熱能力との関係を示すグラフである。

（第１実施形態）
図１〜１７により、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、本発明の冷凍サイクル装置を走行用電動モータから車両走行用の駆動力を得る電気自動車の車両用空調装置１に適用している。この冷凍サイクル装置は、車両用空調装置１において、空調対象空間である車室内へ送風される送風空気を冷却あるいは加熱する機能を果たす。従って、本実施形態の熱交換対象流体は送風空気である。

さらに、冷凍サイクル装置は、ヒートポンプサイクル（蒸気圧縮式の冷凍サイクル）１０を備えており、ヒートポンプサイクル１０は、図１の全体構成図に示すように、車室内を冷房する冷房運転モード（送風空気を冷却する冷却運転モード）あるいは車室内を除湿しながら暖房する除湿暖房運転モード（除湿運転モード）の冷媒回路、および、図２の全体構成図に示すように、車室内を暖房する暖房運転モード（送風空気を加熱する加熱運転モード）の冷媒回路を切替可能に構成されている。

また、このヒートポンプサイクル１０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Ｐｄが冷媒の臨界圧力を超えない蒸気圧縮式の亜臨界冷凍サイクルを構成している。もちろん、ＨＦＯ系冷媒（例えば、Ｒ１２３４ｙｆ）等を採用してもよい。さらに、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、冷凍機油の一部は冷媒とともにサイクルを循環している。

ヒートポンプサイクル１０の構成機器のうち、圧縮機１１は、車両のボンネット内に配置され、ヒートポンプサイクル１０において冷媒を吸入し、圧縮して吐出するものである。この圧縮機１１は、その外殻を形成するハウジングの内部に、固定容量型の圧縮機構からなる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二段昇圧式の電動圧縮機である。

圧縮機１１のハウジングには、ハウジングの外部から低段側圧縮機構へ低圧冷媒を吸入させる吸入ポート１１ａ、ハウジングの外部からハウジングの内部へ中間圧冷媒を流入させて低圧から高圧への圧縮過程の冷媒に合流させる中間圧ポート１１ｂ、および、高段側圧縮機構から吐出された高圧冷媒をハウジングの外部へ吐出させる吐出ポート１１ｃが設けられている。

より具体的には、中間圧ポート１１ｂは、低段側圧縮機構の冷媒吐出口側（すなわち、高段側圧縮機構の冷媒吸入口側）に接続されている。また、低段側圧縮機構および高段側圧縮機は、スクロール型圧縮機構、ベーン型圧縮機構、ローリングピストン型圧縮機構等の各種形式のものを採用することができる。

電動モータは、後述する空調制御装置４０から出力される制御信号によって、その作動（回転数）が制御されるもので、交流モータ、直流モータのいずれの形式を採用してもよい。そして、この回転数制御によって、圧縮機１１の冷媒吐出能力が変更される。従って、本実施形態では、電動モータが圧縮機１１の吐出能力変更手段を構成している。

なお、本実施形態では、２つの圧縮機構を１つのハウジング内に収容した圧縮機１１を採用しているが、圧縮機の形式はこれに限定されない。つまり、中間圧ポート１１ｂから中間圧冷媒を流入させて低圧から高圧への圧縮過程の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こ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。

さらに、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とし、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、低段側圧縮機と高段側圧縮機との双方によって、１つの二段昇圧式の圧縮機１１を構成してもよい。

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、後述する車両用空調装置１の室内空調ユニット３０の空調ケース３１内に配置され、圧縮機１１（具体的には、高段側圧縮機構）から吐出された高温高圧冷媒を放熱させる放熱器として機能し、後述する室内蒸発器２３を通過した送風空気を加熱する利用側熱交換器（第１利用側熱交換器）である。

室内凝縮器１２の冷媒出口側には、室内凝縮器１２から流出した高圧冷媒を中間圧冷媒となるまで減圧させる高段側減圧手段（第１減圧手段）としての高段側膨張弁１３の入口側が接続されている。この高段側膨張弁１３は、絞り開度を変更可能に構成された弁体と、この弁体の絞り開度を変化させるステッピングモータからなる電動アクチュエ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。

より具体的には、高段側膨張弁１３では、冷媒を減圧させる絞り状態となると、絞り通路面積が相当直径φ０．５〜φ３ｍｍとなる範囲で絞り開度を変化させる。さらに、絞り開度を全開とすると、絞り通路面積を相当直径φ１０ｍｍ程度確保して、冷媒減圧作用を発揮させないようにすることもできる。なお、高段側膨張弁１３は、空調制御装置４０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。

高段側膨張弁１３の出口側には、室内凝縮器１２から流出して高段側膨張弁１３にて減圧された中間圧冷媒の気液を分離する気液分離手段としての気液分離器１４の冷媒流入ポート１４ｂが接続されている。この気液分離器１４は、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る。

気液分離器１４の詳細構成については、図３を用いて説明する。なお、図３（ａ）は、気液分離器１４の模式的な外観斜視図であり、図３（ｂ）は、気液分離器１４の上方側から見た上面図である。また、図３における上下の各矢印は、気液分離器１４を車両用空調装置１に搭載した状態における上下の各方向を示している。

本実施形態の気液分離器１４は、上下方向に延びる略中空有底円筒状（断面円形状）の本体部１４ａ、中間圧冷媒を流入させる冷媒流入口１４ｅが形成された冷媒流入ポート１４ｂ、分離された気相冷媒を流出させる気相冷媒流出口１４ｆが形成された気相冷媒流出ポート１４ｃ、および、分離された液相冷媒を流出させる液相冷媒流出口１４ｇが形成された液相冷媒流出ポート１４ｄ等を有して構成されている。

本体部１４ａの直径は、各流入出ポート１４ｂ〜１４ｄに接続される冷媒配管の直径に対して、１．５倍以上、３倍以下程度の径に設定されており、気液分離器１４全体としての小型化を図っている。

より詳細には、本実施形態の気液分離器１４（具体的には、本体部１４ａ）の内容積は、サイクルに封入される冷媒量を液相に換算した際の封入冷媒体積から、サイクルが最大能力を発揮するために必要な冷媒量を液相に換算した際の必要最大冷媒体積を減算した余剰冷媒体積よりも小さく設定されている。このため、本実施形態の気液分離器１４の内容積は、サイクルに負荷変動が生じてサイクルを循環する冷媒循環流量が変動しても、実質的に余剰冷媒を溜めることができない程度の容積になっている。

冷媒流入ポート１４ｂは、本体部１４ａの円筒状側面に接続されており、図３（ｂ）に示すように、気液分離器１４を上方側から見たときに、本体部１４ａの断面円形状の外周の接線方向に延びる冷媒配管によって構成されている。さらに、冷媒流入口１４ｅは、冷媒流入ポート１４ｂのうち本体部１４ａの反対側端部に形成されている。なお、冷媒流入ポート１４ｂは、必ずしも水平方向に延びている必要はなく、上下方向の成分を有して延びていてもよい。

気相冷媒流出ポート１４ｃは、本体部１４ａの軸方向上側端面（上面）に接続されており、本体部１４ａの内外に亘って本体部１４ａと同軸上に延びる冷媒配管によって構成されている。さらに、気相冷媒流出口１４ｆは、気相冷媒流出ポート１４ｃの上方側端部に形成され、一方、下方側端部は、冷媒流入ポート１４ｂと本体部１４ａとの接続部よりも下方側に位置付けられている。

液相冷媒流出ポート１４ｄは、本体部１４ａの軸方向下側端面（底面）に接続されており、本体部１４ａから下方側へ向かって、本体部１４ａと同軸上に延びる冷媒配管によって構成されている。さらに、液相冷媒流出口１４ｇは、液相冷媒流出ポート１４ｄの下方側端部に形成されている。

従って、冷媒流入ポート１４ｂの冷媒流入口１４ｅから流入した冷媒は、本体部１４ａの円筒状内壁面に沿って旋回して流れ、この旋回流によって生じる遠心力の作用によって冷媒の気液が分離される。さらに、分離された液相冷媒が、重力の作用によって本体部１４ａの下方側に落下する。

そして、分離されて下方側に落下した液相冷媒は液相冷媒流出ポート１４ｄの液相冷媒流出口１４ｇから流出し、分離された気相冷媒は気相冷媒流出ポート１４ｃの気相冷媒流出口１４ｆから流出する。なお、図３では、本体部１４ａの軸方向下側端面（底面）を円板状に形成した例を図示しているが、本体部１４ａの下方側部位を下側に向かって徐々に縮径するテーパ形状に形成し、このテーパ形状の最下位部に液相冷媒流出ポート１４ｄを接続してもよい。

また、気液分離器１４の気相冷媒流出ポート１４ｃには、図１、図２に示すように、中間圧冷媒通路１５を介して、圧縮機１１の中間圧ポート１１ｂが接続されている。この中間圧冷媒通路１５には、中間圧側開閉弁１６ａが配置されている。この中間圧側開閉弁１６ａは中間圧冷媒通路１５を開閉する電磁弁であり、空調制御装置４０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。

なお、中間圧側開閉弁１６ａは、中間圧冷媒通路１５を開いた際に気液分離器１４の気相冷媒出口から圧縮機１１の中間圧ポート１１ｂ側へ冷媒が流れることのみを許容する逆止弁としての機能を兼ね備えている。これにより、中間圧側開閉弁１６ａが中間圧冷媒通路１５を開いた際に、圧縮機１１側から気液分離器１４へ冷媒が逆流することが防止される。

さらに、中間圧側開閉弁１６ａは、中間圧冷媒通路１５を開閉することによって、サイクル構成（冷媒流路）を切り替える機能を果たす。従って、本実施形態の中間圧側開閉弁１６ａは、サイクルを循環する冷媒の冷媒流路を切り替える冷媒流路切替手段を構成している。

一方、気液分離器１４の液相冷媒流出ポート１４ｄには、気液分離器１４にて分離された液相冷媒を低圧冷媒となるまで減圧させる低段側減圧手段（第２減圧手段）としての低段側固定絞り１７の入口側が接続され、低段側固定絞り１７の出口側には、室外熱交換器２０の冷媒入口側が接続されている。この低段側固定絞り１７としては、絞り開度が固定されたノズル、オリフィスを採用できる。

ノズル、オリフィス等の固定絞りでは、絞り通路面積が急縮小あるいは急拡大するので、上流側と下流側との圧力差（出入口間差圧）の変化に伴って、固定絞りを通過する冷媒の流量および低段側固定絞り１７上流側冷媒の乾き度を自己調整（バランス）することができる。

具体的には、圧力差が比較的大きい場合には、サイクルを循環させる必要のある必要循環冷媒流量が減少するに伴って、固定絞り上流側冷媒の乾き度が大きくなるようにバランスする。一方、圧力差が比較的小さい場合には、必要循環冷媒流量が増加するに伴って、固定絞り上流側冷媒の乾き度が小さくなるようにバランスする。

ところが、低段側固定絞り１７上流側冷媒の乾き度が大きくなってしまうと、室外熱交換器２０が冷媒に吸熱作用を発揮させる蒸発器として機能する際に、室外熱交換器２０における冷媒の吸熱量（冷凍能力）が減ってサイクルの成績係数（ＣＯＰ）が悪化してしまう。

そこで、本実施形態では、暖房運転モード時にサイクルの負荷変動によって必要循環冷媒流量が変化しても、低段側固定絞り１７上流側冷媒の乾き度Ｘが０．１以下となる低段側固定絞り１７を採用し、ＣＯＰの悪化を抑制している。つまり、本実施形態の低段側固定絞り１７では、ヒートポンプサイクル１０に負荷変動が生じた際に想定される範囲で、冷媒循環流量および低段側固定絞り１７の出入口間差圧が変化しても、低段側固定絞り１７上流側冷媒の乾き度Ｘが０．１以下に調整される。

さらに、気液分離器１４の液相冷媒流出ポート１４ｄには、気液分離器１４にて分離された液相冷媒を低段側固定絞り１７を迂回させて室外熱交換器２０側へ導く固定絞り迂回用通路１８が接続されている。この固定絞り迂回用通路１８には、固定絞り迂回用通路１８を開閉する低圧側開閉弁１６ｂが配置されている。低圧側開閉弁１６ｂの基本的構成は、中間圧側開閉弁１６ａと同等であり、空調制御装置４０から出力される制御電圧によって、その開閉作動が制御される電磁弁である。

また、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、低段側固定絞り１７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、室内凝縮器１２から流出した冷媒は、低圧側開閉弁１６ｂが開いている場合には固定絞り迂回用通路１８側を介して室外熱交換器２０へ流入し、低圧側開閉弁１６ｂが閉じている場合には低段側固定絞り１７を介して室外熱交換器２０へ流入する。

これにより、低圧側開閉弁１６ｂは、ヒートポンプサイクル１０の冷媒流路を切り替えることができる。従って、本実施形態の低圧側開閉弁１６ｂは、上述の中間圧側開閉弁１６ａとともに冷媒流路切替手段を構成している。

なお、このような冷媒流路切替手段としては、気液分離器１４の液相冷媒流出ポート１４ｄ出口側と低段側固定絞り１７入口側とを接続する冷媒回路および液相冷媒流出ポート１４ｄ出口側と固定絞り迂回用通路１８入口側とを接続する冷媒回路を切り替える電気式の三方弁等を採用してもよい。

室外熱交換器２０は、ボンネット内に配置されて、内部を流通する冷媒と送風ファン２１から送風された外気とを熱交換させるものである。この室外熱交換器２０は、少なくとも暖房運転モード時には、低圧冷媒を蒸発させて吸熱作用を発揮させる蒸発器として機能し、冷房運転モード時等には、高圧冷媒を放熱させる放熱器として機能する熱交換器である。

室外熱交換器２０の冷媒出口側には、第３減圧手段としての冷房用膨張弁２２の冷媒入口側が接続されている。冷房用膨張弁２２は、冷房運転モード時等に室外熱交換器２０から流出し、室内蒸発器２３へ流入する冷媒を減圧させるものである。この冷房用膨張弁２２の基本的構成は、高段側膨張弁１３と同様であり、空調制御装置４０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。

冷房用膨張弁２２の出口側には、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は、室内空調ユニット３０の空調ケース３１内のうち、室内凝縮器１２の送風空気流れ上流側に配置され、冷房運転モード時、除湿暖房運転モード等にその内部を流通する冷媒を蒸発させて吸熱作用を発揮させることにより送風空気を冷却する蒸発器（第２利用側熱交換器）である。

室内蒸発器２３の出口側には、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、その内部に流入した冷媒の気液を分離して余剰冷媒を蓄える低圧側気液分離器である。さらに、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。従って、室内蒸発器２３は、圧縮機１１の吸入ポート１１ａ側へ流出させるように接続されている。

さらに、室外熱交換器２０の冷媒出口側には、室外熱交換器２０から流出した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の入口側へ導く膨張弁迂回用通路２５が接続されている。この膨張弁迂回用通路２５には、膨張弁迂回用通路２５を開閉する冷房用開閉弁１６ｃが配置されている。

冷房用開閉弁１６ｃの基本的構成は、低圧側開閉弁１６ｂと同様であり、空調制御装置４０から出力される制御電圧によって、その開閉作動が制御される。また、冷媒が冷房用開閉弁１６ｃを通過する際に生じる圧力損失は、冷房用膨張弁２２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、室外熱交換器２０から流出した冷媒は、冷房用開閉弁１６ｃが開いている場合には膨張弁迂回用通路２５を介してアキュムレータ２４へ流入する。この際、冷房用膨張弁２２の絞り開度を全閉としてもよい。

また、冷房用開閉弁１６ｃが閉じている場合には冷房用膨張弁２２を介して室内蒸発器２３へ流入する。これにより、冷房用開閉弁１６ｃは、ヒートポンプサイクル１０の冷媒流路を切り替えることができる。従って、本実施形態の冷房用開閉弁１６ｃは、中間圧側開閉弁１６ａおよび低圧側開閉弁１６ｂとともに冷媒流路切替手段を構成している。

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、車室内最前部の計器盤（インストルメントパネル）の内側に配置されて、室内空調ユニット３０の外殻を形成するとともに、その内部に車室内に送風される送風空気の空気通路を形成する空調ケース３１を有している。そして、この空気通路に送風機３２、前述の室内凝縮器１２、室内蒸発器２３等が収容されている。

空調ケース３１の空気流れ最上流側には、車室内空気（内気）と車室外空気（外気）とを切替導入する内外気切替装置３３が配置されている。この内外気切替装置３３は、空調ケース３１内に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、内気の風量と外気の風量との風量割合を連続的に変化させる内外気調整手段である。

内外気切替装置３３の空気流れ下流側には、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送風機３２が配置されている。この送風機３２は、遠心多翼ファン（シロッコファン）を電動モータにて駆動する電動送風機であって、空調制御装置４０から出力される制御電圧によって回転数（送風量）が制御される。

送風機３２の空気流れ下流側には、前述の室内蒸発器２３および室内凝縮器１２が、送風空気の流れに対して、室内蒸発器２３→室内凝縮器１２の順に配置されている。換言すると、室内蒸発器２３は、室内凝縮器１２に対して、空気流れ上流側に配置されている。

また、空調ケース３１内には、室内蒸発器２３通過後の送風空気を、室内凝縮器１２を迂回して流すバイパス通路３５が設けられており、室内蒸発器２３の空気流れ下流側であって、かつ、室内凝縮器１２の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。

本実施形態のエアミックスドア３４は、室内蒸発器２３通過後の送風空気のうち、室内凝縮器１２側を通過する送風空気の風量とバイパス通路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、室内凝縮器１２へ流入する送風空気の流量（風量）を調整する流量調整手段であり、室内凝縮器１２の熱交換能力を調整する機能を果たす。

また、室内凝縮器１２およびバイパス通路３５の空気流れ下流側には、室内凝縮器１２にて冷媒と熱交換して加熱された送風空気とバイパス通路３５を通過して加熱されていない送風空気が合流する合流空間３６が設けられている。

空調ケース３１の空気流れ最下流部には、合流空間３６にて合流した送風空気を、冷却対象空間である車室内へ吹き出す開口穴が配置されている。具体的には、この開口穴としては、車両前面窓ガラス内側面に向けて空調風を吹き出すデフロスタ開口穴３７ａ、車室内の乗員の上半身に向けて空調風を吹き出すフェイス開口穴３７ｂ、乗員の足元に向けて空調風を吹き出すフット開口穴３７ｃが設けられている。

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、合流空間３６内の送風空気が温度調整される。なお、エアミックスドア３４は、空調制御装置４０から出力される制御信号によって作動が制御される図示しないサーボモータによって駆動される。

さらに、デフロスタ開口穴３７ａ、フェイス開口穴３７ｂおよびフット開口穴３７ｃの空気流れ上流側には、それぞれ、デフロスタ開口穴３７ａの開口面積を調整するデフロスタドア３８ａ、フェイス開口穴３７ｂの開口面積を調整するフェイスドア３８ｂ、フット開口穴３７ｃの開口面積を調整するフットドア３８ｃが配置されている。

これらのデフロスタドア３８ａ、フェイスドア３８ｂおよびフットドア３８ｃは、各開口穴３７ａ〜３７ｃを開閉して、吹出口モードを切り替える吹出口モード切替手段を構成するものであって、リンク機構等を介して、空調制御装置４０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図示しないサーボモータによって駆動される。

また、デフロスタ開口穴３７ａ、フェイス開口穴３７ｂおよびフット開口穴３７ｃの空気流れ下流側は、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に接続されている。

なお、吹出口モードとしては、フェイス開口穴３７ｂを全開してフェイス吹出口から車室内乗員の上半身に向けて空気を吹き出すフェイスモード、フェイス開口穴３７ｂとフット開口穴３７ｃの両方を開口して車室内乗員の上半身と足元に向けて空気を吹き出すバイレベルモード、フット開口穴３７ｃを全開するとともにデフロスタ開口穴３７ａを小開度だけ開口して、フット吹出口から主に空気を吹き出すフットモード等がある。

次に、本実施形態の電気制御部について説明する。空調制御装置４０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、そのＲＯＭ内に記憶された空調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空調制御機器（圧縮機１１、冷媒流路切替手段１６ａ〜１６ｃ、送風機３２等）の作動を制御する。

また、空調制御装置４０の入力側には、車室内温度を検出する内気センサ、外気温を検出する外気センサ、車室内の日射量を検出する日射センサ、室内蒸発器２３からの流出空気温度（蒸発器温度）Ｔｅを検出する蒸発器温度センサ、圧縮機１１から吐出された高圧冷媒圧力を検出する吐出圧センサ、室内凝縮器１２から流出した冷媒の温度を検出する凝縮器温度センサ、圧縮機１１へ吸入される吸入冷媒圧力を検出する吸入圧センサ等の種々の空調制御用のセンサ群４１が接続されている。

さらに、空調制御装置４０の入力側には、車室内前部の計器盤付近に配置された図示しない操作パネルが接続され、この操作パネルに設けられた各種空調操作スイッチからの操作信号が入力される。操作パネルに設けられた各種空調操作スイッチとしては、具体的に、車両用空調装置１の作動スイッチ、車室内温度を設定する車室内温度設定スイッチ、冷房運転モード、除湿暖房運転モードおよび暖房運転モードを選択するモード選択スイッチ等が設けられている。

なお、空調制御装置４０は、その出力側に接続された各種空調制御機器の作動を制御する制御手段が一体に構成されたものであるが、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手段を構成している。

例えば、本実施形態では、圧縮機１１の電動モータの作動を制御する構成が吐出能力制御手段を構成し、冷媒流路切替手段１６ａ〜１６ｃの作動を制御する構成が冷媒流路制御手段を構成する。さらに、エアミックスドア３４用のサーボモータを制御する構成、つまり、エアミックスドア３４の作動を制御する構成が、エアミックスドア制御手段４０ａを構成している。なお、吐出能力制御手段、冷媒流路制御手段およびエアミックスドア制御手段４０ａ等を空調制御装置４０に対して別体の制御装置として構成してもよい。

次に、図４〜図１５を用いて、上記構成における本実施形態の車両用空調装置１の作動を説明する。図４は、本実施形態の車両用空調装置１のメインルーチンとしての制御処理を示すフローチャートである。この制御処理は、車両用空調装置１の作動スイッチが投入（ＯＮ）されるとスタートする。なお、各図面のフローチャートにおける各制御ステップは、空調制御装置４０が有する各種の機能実現手段を構成している。

まず、ステップＳ１では、フラグ、タイマ等の初期化、および、上述した各種電動アクチュエータの初期位置合わせ等のイニシャライズ（初期化処理）が行われてステップＳ２へ進む。このステップＳ１の初期化処理では、フラグや演算値のうち、前回の車両用空調装置１の作動終了時に記憶された値が維持されるものもある。

ステップＳ２では、車室内温度設定スイッチによって設定された車室内の設定温度Ｔｓｅｔ、モード選択スイッチによって選択された運転モード等の操作パネルの操作信号等を読み込んでステップＳ３へ進む。ステップＳ３では、空調制御に用いられる車両環境状態の信号、すなわち上述の空調制御用のセンサ群４１の検出信号を読み込んでステップＳ４へ進む。

ステップＳ４では、各種吹出口から車室内へ吹き出される送風空気の目標吹出温度（目標温度）ＴＡＯを算出してステップＳ５へ進む。具体的には、ステップＳ４では、本実施形態の目標吹出温度ＴＡＯは、車室内設定温度Ｔｓｅｔ、内気センサによって検出された車室内温度（内気温）Ｔｒ、外気センサによって検出された外気温Ｔａｍ、日射センサによって検出された日射量Ｔｓを用いて算出される。

ステップＳ５では、送風機３２の送風能力（送風量）を決定してステップＳ６へ進む。具体的には、ステップＳ５では、ステップＳ４にて決定された目標吹出温度ＴＡＯに基づいて、予め空調制御装置４０に記憶された制御マップを参照して、送風機３２の風量（具体的には、電動モータに印加するブロワモータ電圧）を決定する。

より詳細には、本実施形態では、ＴＡＯの極低温域および極高温域でブロワモータ電圧を最大値付近の高電圧にして、送風機３２の風量を最大風量付近に制御する。また、ＴＡＯが極低温域から中間温度域に向かって上昇すると、ＴＡＯの上昇に応じてブロワモータ電圧を減少させて、送風機３２の風量を減少させる。

さらに、ＴＡＯが極高温域から中間温度域に向かって低下すると、ＴＡＯの低下に応じてブロワモータ電圧を減少させて、送風機３２の風量を減少させる。また、ＴＡＯが所定の中間温度域内に入ると、ブロワモータ電圧を最小値にして送風機３２の風量を最小値にする。

ステップＳ６では、操作パネルのモード選択スイッチの操作信号に基づいて、運転モードを決定する。そして、モード選択スイッチによって冷房運転モードが選択されている際にはステップＳ７へ進み、除湿暖房運転モードが選択されている際にはステップＳ８へ進み、さらに、暖房運転モードが選択されている際にはステップＳ９へ進み、各運転モードの制御処理が実行される。

ステップＳ７〜Ｓ９では、各運転モードに応じた制御処理が実行されて、ステップＳ１０へ進む。これらのステップＳ７〜Ｓ９の制御処理の詳細内容については後述する。

ステップＳ１０では、吸込口モード、すなわち内外気切替装置３３の切替状態が決定されてステップＳ１１へ進む。ステップＳ１０では、ＴＡＯに基づいて、予め空調制御装置４０に記憶された制御マップを参照して吸込口モードを決定する。本実施形態では、基本的に外気を導入する外気モードが優先されるが、ＴＡＯが極低温域となって高い冷房性能を得たい場合等に内気を導入する内気モードが選択される。

ステップＳ１１では、吹出口モードが決定されてステップＳ１２へ進む。ステップＳ１１では、ＴＡＯに基づいて、予め空調制御装置４０に記憶された制御マップを参照して吹出口モードを決定する。本実施形態では、ＴＡＯが高温域から低温域へと下降するに伴って、吹出口モードをフットモード→バイレベルモード→フェイスモードへと順次切り替える。

ステップＳ１２では、上述のステップＳ６〜Ｓ１１にて決定された制御状態が得られるように、空調制御装置４０から出力側に接続された各種制御対象機器に対して、制御信号および制御電圧が出力される。続くステップＳ１３では、制御周期τの間待機し、制御周期τの経過を判定するとステップＳ２に戻るようになっている。

以上の如く、図４に示すメインルーチンでは、検出信号および操作信号の読み込み→各制御対象機器の制御状態の決定→各制御対象機器に対する制御信号および制御電圧の出力を繰り返し、このメインルーチンは、車両用空調装置１の作動停止が要求される（例えば、作動スイッチがＯＦＦされる）まで実行される。次に、ステップＳ７〜Ｓ９にて実行される各運転モードの詳細について説明する。

（ａ）冷房運転モード
まず、ステップＳ７にて実行される冷房運転モードについて説明する。冷房運転モードでは、空調制御装置４０が、高段側膨張弁１３を全開状態とし、冷房用膨張弁２２を減圧作用を発揮する絞り状態とし、さらに、中間圧側開閉弁１６ａを閉弁状態とし、低圧側開閉弁１６ｂを開弁状態とし、冷房用開閉弁１６ｃを閉弁状態とする。

これにより、図４のステップＳ１２にて、各制御対象機器に制御信号あるいは制御電圧が出力されると、ヒートポンプサイクル１０は、図１の実線矢印に示すように冷媒が流れる冷媒流路に切り替えられる。この冷媒流路の構成で、制御ステップＳ４で算出された目標吹出温度ＴＡＯおよびセンサ群の検出信号に基づいて、空調制御装置４０の出力側に接続された各種空調制御機器の作動状態を決定する。

例えば、圧縮機１１の回転数Ｎｃ（すなわち圧縮機１１の電動モータに出力される制御信号）については、次のように決定される。まず、目標吹出温度ＴＡＯに基づいて、予め空調制御装置４０に記憶された制御マップを参照して、室内蒸発器２３の目標蒸発器吹出温度ＴＥＯを決定する。この目標蒸発器吹出温度ＴＥＯは、室内蒸発器２３の着霜を防止するため、着霜温度（０℃）よりも高い所定温度（本実施形態では、１℃）以上となるように決定される。

そして、この目標蒸発器吹出温度ＴＥＯと蒸発器温度センサによって検出された室内蒸発器２３からの流出空気温度Ｔｅとの偏差に基づいて、フィードバック制御手法を用いて室内蒸発器２３からの流出空気温度Ｔｅが目標蒸発器吹出温度ＴＥＯに近づくように、圧縮機１１の回転数Ｎｃが決定される。

また、冷房用膨張弁２２へ出力される制御信号については、冷房用膨張弁２２へ流入する冷媒の過冷却度が、ＣＯＰを略最大値に近づくように予め決定された目標過冷却度に近づくように決定される。

また、エアミックスドア３４のサーボモータへ出力される制御信号については、次のように決定される。まず、以下の数式Ｆ１により、目標吹出温度ＴＡＯ、室内蒸発器２３からの流出空気温度Ｔｅ、室内凝縮器１２における冷媒温度Ｔｈから、室内凝縮器１２を通過させる風量とバイパス通路３５を通過させる風量との風量割合（エアミックス開度ＳＷ）の目標値となる目標開度ＳＷｄ［％］を算出する。

ＳＷｄ＝｛ＴＡＯ−（Ｔｅ＋α）｝／｛Ｔｈ−（Ｔｅ＋α）｝…Ｆ１
但し、数式Ｆ１におけるαが補正係数を示している。なお、室内凝縮器１２における冷媒温度Ｔｈは、吐出圧センサ、および凝縮器温度センサの検出値に基づいて算出することができる。勿論、室内凝縮器１２のフィン温度を検出する温度センサを設けて、当該温度センサの検出値を冷媒温度Ｔｈとしてもよい。

また、数式Ｆ１で示す目標開度ＳＷｄは、室内蒸発器２３通過後の送風空気の全流量を室内凝縮器１２に通過させる最大暖房状態を１００％、室内蒸発器２３通過後の送風空気の全流量をバイパス通路３５に通過させる最大冷房状態を０％としている。

続いて、以下の数式Ｆ２で示すようなフィードバック制御手法（本例では比例制御（Ｐ制御））を用いて室内凝縮器１２を通過させる風量とバイパス通路３５を通過させる風量との風量割合が目標開度ＳＷｄ［％］となるようにエアミックスドア３４のサーボモータへ出力される制御信号を決定する。

ｕ（ｔ）＝ｕ（ｔ−１）＋Ｋ（ＳＷｄ−ＳＷ）…Ｆ２
但し、数式Ｆ２におけるｕ（ｔ）が今回の制御信号、ｕ（ｔ−１）が前回の制御信号、Ｋがフィードバックゲイン、ＳＷが現在のエアミックス開度（Ａ／Ｍ開度）、ＳＷｄがエアミックス開度ＳＷの目標開度を示している。なお、本実施形態では、フィードバックゲインＫをヒートポンプサイクル１０の運転モードに関わらず一定としている。

具体的には、冷房運運転モードでは、目標吹出温度ＴＡＯが小さくなることから、エアミックス開度ＳＷの目標開度ＳＷｄが最小開度（０％）付近に決定される。従って、エアミックスドア３４のサーボモータへ出力される制御信号については、エアミックスドア３４が室内凝縮器１２の空気通路を閉塞し、室内蒸発器２３通過後の送風空気の全流量がバイパス通路３５を通過するように決定される。

そして、上記の如く決定された制御信号等を各種空調制御機器へ出力する。その後、図４のステップＳ６にて運転モードが除湿暖房運転モードあるいは暖房運転モードに切り替えられるまで、あるいは、操作パネルの操作信号等によって車両用空調装置の作動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→各種空調制御機器の作動状態決定→制御電圧および制御信号の出力といった制御ルーチンが繰り返される。

従って、冷房運転モードのヒートポンプサイクル１０では、図５のモリエル線図に示すように、圧縮機１１の吐出ポート１１ｃから吐出された高圧冷媒（図５のａ₅点）が室内凝縮器１２へ流入する。この際、エアミックスドア３４が室内凝縮器１２の空気通路を閉塞しているので、室内凝縮器１２へ流入した冷媒は殆ど送風空気へ放熱することなく、室内凝縮器１２から流出していく。

室内凝縮器１２から流出した冷媒は、高段側膨張弁１３→気液分離器１４→低圧側開閉弁１６ｂの順に流れて室外熱交換器２０へ流入する。より詳細には、室内凝縮器１２から流出した冷媒は、高段側膨張弁１３が全開状態となっているので、高段側膨張弁１３にて殆ど減圧されることなく流出し、気液分離器１４の冷媒流入ポート１４ｂから気液分離器１４内へ流入する。

ここで、室内凝縮器１２では、冷媒は殆ど送風空気へ放熱することがないので、気液分離器１４へ流入する冷媒は気相状態。従って、気液分離器１４では冷媒の気液が分離されることなく、気相冷媒が液相冷媒流出ポート１４ｄから流出していく。さらに、中間圧側開閉弁１６ａが閉弁状態となっているので、気相冷媒流出ポート１４ｃから気相冷媒が流出することはない。

液相冷媒流出ポート１４ｄから流出した気相冷媒は、低圧側開閉弁１６ｂが開弁状態となっているので、低段側固定絞り１７側へ流入することなく固定絞り迂回用通路１８を介して室外熱交換器２０へ流入する。室外熱交換器２０へ流入した低圧冷媒は、送風ファン２１から送風された外気と熱交換して放熱する（図５のａ₅点→ｂ₅点）。

室外熱交換器２０から流出した冷媒は、冷房用開閉弁１６ｃが閉弁状態となっているので、絞り状態となっている冷房用膨張弁２２へ流入して低圧冷媒となるまで、等エンタルピ的に減圧膨脹される（図５のｂ₅点→ｃ₅点）。そして、冷房用膨張弁２２にて減圧された低圧冷媒は、室内蒸発器２３へ流入し、送風機３２から送風された送風空気から吸熱して蒸発する（図５のｃ₅点→ｄ₅点）。これにより、送風空気が冷却される。

室内蒸発器２３から流出した冷媒は、アキュムレータ２４へ流入して気液分離される。そして、分離された気相冷媒が圧縮機１１の吸入ポート１１ａ（図５のｅ₅点）から吸入されて低段側圧縮機構→高段側圧縮機構の順に再び圧縮される（図５のｅ₅点→ａ１₅点→ａ₅点）。

なお、図５においてｄ₅点とｅ₅点が異なっている理由は、アキュムレータ２４から圧縮機１１の吸入ポート１１ａへ至る冷媒配管を流通する気相冷媒には圧力損失が生じるからである。従って、理想的なサイクルでは、ｄ₅点とｅ₅点が一致していることが望ましい。このことは、以下のモリエル線図においても同様である。

以上の如く、冷房運転モードでは、エアミックスドア３４にて室内凝縮器１２の空気通路を閉塞しているので、室内蒸発器２３にて冷却された送風空気を車室内へ吹き出すことができる。これにより、車室内の冷房を実現することができる。

また、上記の説明から明らかなように、冷房運転モード（冷却運転モード）では、第１利用側熱交換器である室内凝縮器１２から流出した冷媒を、第１減圧手段である高段側膨張弁１３および気液分離器１４を介して、室外熱交換器２０→第３減圧手段である冷房用膨張弁２２→第２利用側熱交換器である室内蒸発器２３→アキュムレータ２４の順に流している。

（ｂ）除湿暖房運転モード
次に、ステップＳ８にて実行される除湿暖房運転モードについて説明する。除湿暖房運転モードでは、高段側膨張弁１３を全開状態あるいは絞り状態とし、冷房用膨張弁２２を全開状態あるいは絞り状態とし、さらに、中間圧側開閉弁１６ａを閉弁状態とし、低圧側開閉弁１６ｂを開弁状態とし、冷房用開閉弁１６ｃを閉弁状態とする。これにより、ヒートポンプサイクル１０は、冷房運転モードと同様の図１の実線矢印に示すように冷媒が流れる冷媒流路に切り替えられる。

また、圧縮機１１の回転数Ｎｃについては、圧縮機１１の吐出ポート１１ｃから高段側膨張弁１３の入口側へ至るヒートポンプサイクル１０の高圧側冷媒圧力Ｐｄが、フィードバック制御手法等によって目標高圧ＴＰｄに近づくように決定される。この目標高圧Ｔｄは、目標吹出温度ＴＡＯに基づいて、予め空調制御装置４０に記憶された制御マップを参照して、車室内へ吹き出される送風空気が目標吹出温度ＴＡＯとなるように決定される。

また、除湿暖房運転モードでは、基本的に室内凝縮器１２における冷媒温度Ｔｈが目標吹出温度ＴＡＯに近づくように制御されることから、エアミックス開度ＳＷの目標開度ＳＷｄが最大開度（１００％）に決定される。従って、エアミックスドア３４のサーボモータへ出力される制御信号については、エアミックスドア３４がバイパス通路３５を閉塞し、室内蒸発器２３通過後の送風空気の全流量が室内凝縮器１２を通過するように決定される。

さらに、本実施形態の除湿暖房モードでは、設定温度と外気温との温度差に応じて、高段側膨張弁１３および冷房用膨張弁２２の絞り開度を変化させている。具体的には、前述した目標吹出温度ＴＡＯの上昇に伴って、第１除湿暖房モードから第４除湿暖房モードの４段階の除湿暖房モードを実行する。

（ｂ）−１：第１除湿暖房モード
第１除湿暖房モードでは、高段側膨張弁１３を全開状態とし、冷房用膨張弁２２を絞り状態とする。従って、サイクル構成（冷媒流路）については、冷房運転モードと全く同様となるものの、エアミックスドア３４が室内凝縮器１２の空気通路を全開する最大開度（１００％）となっているので、サイクルを循環する冷媒の状態については図６のモリエル線図に示すように変化する。

すなわち、図６に示すように、圧縮機１１の吐出ポート１１ｃから吐出された高圧冷媒（図６のａ₆点）は、室内凝縮器１２へ流入して、室内蒸発器２３にて冷却されて除湿された送風空気と熱交換して放熱する（図６のａ₆点→ｂ１₆点）。これにより、送風空気が加熱される。

室内凝縮器１２から流出した冷媒は、冷房運転モードと同様に、高段側膨張弁１３→気液分離器１４→低圧側開閉弁１６ｂの順に流れて室外熱交換器２０へ流入する。そして、室外熱交換器２０へ流入した低圧冷媒は、送風ファン２１から送風された外気と熱交換して放熱する（図６のｂ１₆→ｂ２₆点）。以降の作動は冷房運転モードと同様である。

以上の如く、第１除湿暖房モード時には、室内蒸発器２３にて冷却され除湿された送風空気を、室内凝縮器１２にて加熱して車室内へ吹き出すことができる。これにより、車室内の除湿暖房を実現することができる。

（ｂ）−２：第２除湿暖房モード
次に、第１除湿暖房モードの実行中に、目標吹出温度ＴＡＯが予め定めた第１基準温度よりも高くなった際には、第２除湿暖房モードが実行される。第２除湿暖房モードでは、高段側膨張弁１３を絞り状態とし、冷房用膨張弁２２の絞り開度を第１除湿暖房モードよりも増加させた絞り状態とする。従って、第２除湿暖房モードでは、サイクルを循環する冷媒の状態については図７のモリエル線図に示すように変化する。

すなわち、図７に示すように、圧縮機１１の吐出ポート１１ｃから吐出された高圧冷媒（図７のａ₇点）は、第１除湿暖房モードと同様に、室内凝縮器１２へ流入して、室内蒸発器２３にて冷却されて除湿された送風空気と熱交換して放熱する（図７のａ₇点→ｂ１₇点）。これにより、送風空気が加熱される。

室内凝縮器１２から流出した冷媒は、絞り状態となっている高段側膨張弁１３によって中間圧冷媒となるまで等エンタルピ的に減圧される（図７のｂ１₇点→ｂ２₇点）。高段側膨張弁１３にて減圧された中間圧冷媒は、気液分離器１４→低圧側開閉弁１６ｂの順に流れて室外熱交換器２０へ流入する。そして、室外熱交換器２０へ流入した低圧冷媒は、送風ファン２１から送風された外気と熱交換して放熱する（図７のｂ２₇点→ｂ３₇点）。以降の作動は冷房運転モードと同様である。

以上の如く、第２除湿暖房モードでは、第１除湿暖房モード時と同様に、室内蒸発器２３にて冷却され除湿された送風空気を、室内凝縮器１２にて加熱して車室内へ吹き出すことができる。これにより、車室内の除湿暖房を実現することができる。

この際、第２除湿暖房モードでは、高段側膨張弁１３を絞り状態としているので、第１除湿暖房モードに対して、室外熱交換器２０を流通する冷媒の温度を低下させることができる。従って、室外熱交換器２０における冷媒の温度と外気温との温度差を縮小して、室外熱交換器２０における冷媒の放熱量を低減できる。

その結果、室内凝縮器１２における冷媒の放熱量を増加させることができ、第１除湿暖房モードよりも室内凝縮器１２における送風空気の加熱能力を向上させることができる。

（ｂ）−３：第３除湿暖房モード
次に、第２除湿暖房モードの実行中に、目標吹出温度ＴＡＯが予め定めた第２基準温度よりも高くなった際には、第３除湿暖房モードが実行される。第３除湿暖房モードでは、高段側膨張弁１３の絞り開度を第２除湿暖房モードよりも縮小させた絞り状態とし、冷房用膨張弁２２の絞り開度を第２除湿暖房モードよりも増加させる。従って、第３除湿暖房モードでは、サイクルを循環する冷媒の状態については図８のモリエル線図に示すように変化する。

すなわち、図８に示すように、圧縮機１１の吐出ポート１１ｃから吐出された高圧冷媒（図８のａ₈点）は、第１、第２除湿暖房モードと同様に、室内凝縮器１２へ流入して、室内蒸発器２３にて冷却されて除湿された送風空気と熱交換して放熱する（図８のａ₈点→ｂ₈点）。これにより、送風空気が加熱される。

室内凝縮器１２から流出した冷媒は、絞り状態となっている高段側膨張弁１３によって外気温よりも温度の低い中間圧冷媒となるまで等エンタルピ的に減圧される（図８のｂ₈点→ｃ１₈点）。高段側膨張弁１３にて減圧された中間圧冷媒は、気液分離器１４→低圧側開閉弁１６ｂの順に流れて室外熱交換器２０へ流入する。

そして、室外熱交換器２０へ流入した低圧冷媒は、送風ファン２１から送風された外気と熱交換して吸熱する（図８のｃ１₈点→ｃ２₈点）。さらに、室外熱交換器２０から流出した冷媒は、冷房用膨張弁２２にて等エンタルピ的に減圧されて（図８のｃ２₈点→ｃ３₈点）、室内蒸発器２３へ流入する。以降の作動は冷房運転モードと同様である。

以上の如く、第３除湿暖房モードでは、第１、第２除湿暖房モード時と同様に、室内蒸発器２３にて冷却され除湿された送風空気を、室内凝縮器１２にて加熱して車室内へ吹き出すことができる。これにより、車室内の除湿暖房を実現することができる。

この際、第３除湿暖房モードでは、高段側膨張弁１３の絞り開度を縮小させることによって、室外熱交換器２０を蒸発器として作用させているので、第２除湿暖房モードに対して、冷媒が外気から吸熱する吸熱量を増加させ、室内凝縮器１２における冷媒の放熱量を増加させることができる。その結果、第２除湿暖房モードよりも室内凝縮器１２における送風空気の加熱能力を向上させることができる。

（ｂ）−４：第４除湿暖房モード
次に、第３除湿暖房モードの実行中に、目標吹出温度ＴＡＯが予め定めた第３基準温度よりも高くなった際には、第４除湿暖房モードが実行される。第４除湿暖房モードでは、高段側膨張弁１３の絞り開度を第３除湿暖房モードよりも縮小させた絞り状態とし、冷房用膨張弁２２を全開状態とする。従って、第４除湿暖房モードでは、サイクルを循環する冷媒の状態については図９のモリエル線図に示すように変化する。

すなわち、図９に示すように、圧縮機１１の吐出ポート１１ｃから吐出された高圧冷媒（図９のａ₉点）は、第１、第２除湿暖房モードと同様に、室内凝縮器１２へ流入して、室内蒸発器２３にて冷却されて除湿された送風空気と熱交換して放熱する（図９のａ₉点→ｂ₉点）。これにより、送風空気が加熱される。

室内凝縮器１２から流出した冷媒は、絞り状態となっている高段側膨張弁１３によって外気温よりも温度の低い低圧冷媒となるまで等エンタルピ的に減圧される（図９のｂ₉点→ｃ１₉点）。高段側膨張弁１３にて減圧された中間圧冷媒は、気液分離器１４→低圧側開閉弁１６ｂの順に流れて室外熱交換器２０へ流入する。

そして、室外熱交換器２０へ流入した低圧冷媒は、送風ファン２１から送風された外気と熱交換して吸熱する（図９のｃ１₉点→ｃ２₉点）。さらに、室外熱交換器２０から流出した冷媒は、冷房用膨張弁２２が全開状態となっているので、減圧されることなく室内蒸発器２３へ流入する。以降の作動は冷房運転モードと同様である。

以上の如く、第４除湿暖房モードでは、第１〜第３除湿暖房モード時と同様に、室内蒸発器２３にて冷却され除湿された送風空気を、室内凝縮器１２にて加熱して車室内へ吹き出すことができる。これにより、車室内の除湿暖房を実現することができる。

この際、第４除湿暖房モードでは、第３除湿暖房モードと同様に、室外熱交換器２０を蒸発器として作用させるとともに、第３除湿暖房モードよりも高段側膨張弁１３の絞り開度を縮小させているので、室外熱交換器２０における冷媒蒸発温度を低下させることができる。

従って、第３除湿暖房モードに対して、室外熱交換器２０における冷媒の温度と外気温との温度差を拡大させて、室外熱交換器２０にて冷媒が外気から吸熱する吸熱量を増加させることができる。その結果、第３除湿暖房モードよりも室内凝縮器１２における冷媒の放熱量を増加させることができ、室内凝縮器１２における送風空気の加熱能力を向上させることができる。

（ｃ）暖房運転モード
次に、ステップＳ９にて実行される暖房運転モードの詳細を、図１０〜図１５を用いて説明する。なお、図１０〜図１４は、暖房運転モード時に実行される制御フローを示すフローチャートである。まず、図１０のステップＳ９１では、暖房運転モードにおける各膨張弁１３、２２、エアミックスドア３４、冷媒流路切替手段１６ａ〜１６ｃ等の制御状態を決定する。

具体的には、高段側膨張弁１３を冷媒を減圧させる絞り状態とし、冷房用膨張弁２２を全閉状態とし、さらに、中間圧側開閉弁１６ａを開弁状態とし、低圧側開閉弁１６ｂを閉弁状態とし、冷房用開閉弁１６ｃを開弁状態とする。

また、圧縮機１１の回転数Ｎｃについては、圧縮機１１の吐出ポート１１ｃから高段側膨張弁１３の入口側へ至るヒートポンプサイクル１０の高圧側冷媒圧力Ｐｄが、フィードバック制御手法等によって目標高圧ＴＰｄに近づくように決定される。

また、暖房運転モードでは、基本的に室内凝縮器１２における冷媒温度Ｔｈが目標吹出温度ＴＡＯに近づくように制御されることから、エアミックス開度ＳＷの目標開度ＳＷｄが最大開度（１００％）に決定される。従って、エアミックスドア３４のサーボモータへ出力される制御信号については、エアミックスドア３４がバイパス通路３５を閉塞し、室内蒸発器２３通過後の送風空気の全流量が室内凝縮器１２を通過するように決定される。

これにより、図４のステップＳ１２にて、各制御対象機器に制御信号あるいは制御電圧が出力されると、ヒートポンプサイクル１０は、図２の実線矢印に示すように冷媒が流れる冷媒流路に切り替えられることになる。

続くステップＳ９２では、圧縮機１１の吐出ポート１１ｃから高段側膨張弁１３の入口側へ至るヒートポンプサイクル１０の高圧側冷媒圧力Ｐｄの目標高圧ＴＰｄを決定し、ステップＳ９３へ進む。この目標高圧ＴＰｄは、図４のステップＳ４にて決定された目標吹出温度ＴＡＯに基づいて、予め空調制御装置４０に記憶された制御マップを参照して、送風空気が目標吹出温度ＴＡＯとなるように決定される。

ステップＳ９３では、現在の圧縮機１１の回転数Ｎｃが圧縮機１１の耐久性から予め決定される最大回転数Ｎｃｍａｘまで上昇しているか否か、すなわち、Ｎｃ＝Ｎｃｍａｘとなっているか否かが判定される。ステップＳ９３にて、Ｎｃ＝Ｎｃｍａｘとなっていない場合には、ステップＳ９４へ進み、サブクール制御が実行される。一方、Ｎｃ＝Ｎｃｍａｘとなっている場合には、ステップＳ９５へ進む。

ここで、ステップＳ９４にて実行されるサブクール制御について、図１１のフローチャートを用いて説明する。このサブクール制御は、ステップＳ９３にて、Ｎｃ＝Ｎｃｍａｘとなっていない場合、すなわち、圧縮機１１の冷媒吐出能力を現在の能力よりも増加させることができる場合に実行される制御である。つまり、上述した従来技術の通常制御に対応する制御である。

まず、図１１のステップＳ９４１では、室内凝縮器１２流出冷媒の目標過冷却度ＴＳＣを決定して、ステップＳ９４２へ進む。具体的には、この目標過冷却度ＴＳＣは、室内凝縮器１２流出冷媒の温度および圧力に基づいて、サイクル効率（ＣＯＰ）が最大となるように決定される。

ステップＳ９４２では、室内凝縮器１２流出冷媒の温度および圧力に基づいて算出される現在の室内凝縮器１２流出冷媒の過冷却度ＳＣが目標過冷却度ＴＳＣより低くなっているか否かが判定される。ステップＳ９４２にて、現在の過冷却度ＳＣが目標過冷却度ＴＳＣより低くなっている場合は、ステップＳ９４４へ進み、現在の過冷却度ＳＣが目標過冷却度ＴＳＣより低くなっていない場合には、ステップＳ９４３へ進む。

ここで、本実施形態の過冷却度ＳＣは、現在の液相冷媒の温度と同一の圧力の飽和液状態の冷媒との温度差の絶対値で定義される。従って、過冷却度ＳＣの上昇に伴って、実際の液相冷媒の温度は低下することになる。そして、ステップＳ９４３では、高段側膨張弁１３の弁開度を現在の弁開度に対して、予め定めた所定開度分だけ増加させてステップＳ９８へ戻る。これにより、過冷却度ＳＣが低下して目標過冷却度ＴＳＣに近づく。

ステップＳ９４４では、高段側膨張弁１３の現在の弁開度が、最小弁開度よりも大きくなっているか否かを判定する。ステップＳ９４４にて、高段側膨張弁１３の現在の弁開度が、最小弁開度よりも大きくなっている場合には、ステップＳ９４５へ進み、高段側膨張弁１３の弁開度を現在の弁開度に対して予め定めた所定開度分だけ減少させて、ステップＳ９８へ戻る。これにより、過冷却度ＳＣが上昇して、目標過冷却度ＴＳＣに近づく。

一方、ステップＳ９４４にて、高段側膨張弁１３の現在の弁開度が、最小弁開度よりも大きくなっていない（すなわち、現在の弁開度が、最小弁開度になっている）場合には、現在の値よりも弁開度を減少させることはできないので、現在の弁開度が維持されて、ステップＳ９８へ戻る。

つまり、ステップＳ９４にて実行されるサブクール制御では、圧縮機１１の冷媒吐出能力を現在の能力よりも増加させることができる場合に、高段側膨張弁１３の弁開度を調整して過冷却度ＳＣを目標過冷却度ＴＳＣに近づけることによって、サイクル効率を最大に近づける制御を行っている。

次に、図１０のステップＳ９５では、高段側膨張弁１３の現在の弁開度が、最大弁開度（全開状態）よりも小さくなっているか否かを判定する。ステップＳ９５にて、高段側膨張弁１３の現在の弁開度が、最大弁開度よりも小さくなっている場合には、ステップＳ９６へ進み、乾き度制御を実行し、最大弁開度よりも小さくなっていない（すなわち、現在の弁開度が、最大弁開度になっている）場合には、ステップＳ９７へ進み、エアミックス風量制御（Ａ／Ｍ風量制御）を実行する。

ステップＳ９６にて実行される乾き度制御については、図１２のフローチャートを用いて説明する。この乾き度制御は、高段側膨張弁１３の弁開度を現在の開度よりも増加させることによって、室内凝縮器１２流出冷媒を気液二相状態とすることができる場合に実行される制御である。つまり、上述した従来技術の能力不足時に実行される制御に対応している。

まず、ステップＳ９６１では、現在の高圧側冷媒圧力ＰｄがステップＳ９２にて決定された目標高圧ＴＰｄより低くなっているか否かが判定される。ステップＳ９６１にて、現在の高圧側冷媒圧力Ｐｄが目標高圧ＴＰｄより低くなっていると判定された場合には、ステップＳ９６２へ進み、現在の高圧側冷媒圧力Ｐｄが目標高圧ＴＰｄより低くなっていない（すなわち、現在の高圧側冷媒圧力Ｐｄが目標高圧ＴＰｄ以上となっている）と判定された場合には、ステップＳ９６４へ進む。

ステップＳ９６２では、高段側膨張弁１３の現在の弁開度が、最大弁開度（全開状態）よりも小さくなっているか否かを判定する。ステップＳ９６２にて、高段側膨張弁１３の現在の弁開度が、最大弁開度よりも小さくなっていると判定された場合には、ステップＳ９６３へ進み、高段側膨張弁１３の弁開度を現在の弁開度に対して、予め定めた所定開度分だけ増加させてステップＳ９８へ戻る。

一方、ステップＳ９６２にて、高段側膨張弁１３の現在の弁開度が、最大弁開度よりも小さくなっていない（すなわち、現在の弁開度が、最大弁開度になっている）と判定された場合には、現在の値よりも弁開度を増加させることはできないので、現在の弁開度が維持されて、ステップＳ９８へ戻る。

また、ステップＳ９６４では、高段側膨張弁１３の現在の弁開度が、最小弁開度よりも大きくなっているか否かを判定する。ステップＳ９６４にて、高段側膨張弁１３の現在の弁開度が、最小弁開度よりも大きくなっている場合には、ステップＳ９６５へ進み、高段側膨張弁１３の弁開度を現在の弁開度に対して、予め定めた所定開度分だけ減少させてステップＳ９８へ戻る。

一方、ステップＳ９６４にて、高段側膨張弁１３の現在の弁開度が、最小弁開度よりも大きくなっていない（すなわち、現在の弁開度が、最小弁開度になっている）場合には、現在の値よりも弁開度を減少させることはできないので、現在の弁開度が維持されて、ステップＳ９８へ戻る。

つまり、ステップＳ９６にて実行される乾き度制御では、圧縮機１１の冷媒吐出能力を現在の能力よりも増加させることができない場合に、高段側膨張弁１３の弁開度を増加させて、室内凝縮器１２流出冷媒の乾き度を増加させることによって、圧縮機１１の中間圧ポート１１ｂから流入させる冷媒流量（ガスインジェクション量）を増加させて送風空気を目標吹出温度ＴＡＯまで上昇させている。

次に、図１０のステップＳ９７にて実行されるエアミックス風量制御については、図１３のフローチャートを用いて説明する。このエアミックス風量制御は、圧縮機１１の回転数Ｎｃが最大回転数Ｎｃｍａｘとなっており、かつ、高段側膨張弁１３の現在の弁開度が、最大弁開度となっている場合、すなわち、圧縮機１１の回転数制御および高段側膨張弁１３の弁開度制御では、送風空気を目標吹出温度ＴＡＯまで上昇させることができない場合に実行される制御である。

まず、ステップＳ９７１では、現在の高圧側冷媒圧力ＰｄがステップＳ９２にて決定された目標高圧ＴＰｄより高くなっているか否かが判定される。ステップＳ９７１にて、現在の高圧側冷媒圧力Ｐｄが目標高圧ＴＰｄより高くなっていると判定された場合には、ステップＳ９７２へ進み、現在の高圧側冷媒圧力Ｐｄが目標高圧ＴＰｄ以上となっていないと判定された場合には、ステップＳ９７４へ進む。

ステップＳ９７２では、現在のエアミックスドア３４の開度ＳＷが、予め定められた基準開度より大きくなっているか否かが判定される。この基準開度は、例えば、暖房運転モード時において実際に設定され得る最小のエアミックス開度（例えば、５０％）に定められている。なお、エアミックスドア３４が開度ＳＷを減少させると、バイパス通路３５を通過する送風空気の風量が増加して室内凝縮器１２を通過する送風空気の風量が減少し、エアミックスドア３４が開度ＳＷを増加させると、バイパス通路３５を通過する送風空気の風量が減少して室内凝縮器１２を通過する送風空気量が増加することとなる。

ステップＳ９７２にて、現在のエアミックス開度ＳＷが基準開度より大きくなっていると判定された場合には、ステップＳ９７３へ進み、エアミックスドア開度ＳＷが予め定めた所定開度分だけ減少するように目標開度ＳＷｄを変更してステップＳ９８へ戻る。具体的には、ステップＳ９７３では、数式Ｆ１で算出した目標開度ＳＷｄに対して所定値分小さい値を目標開度ＳＷｄ´に変更し、変更した目標開度ＳＷｄ´にエアミックスドア開度ＳＷが近づくように、フィードバック制御手法によってエアミックスドア３４のサーボモータへの制御信号が決定される。

一方、ステップＳ９７２にて、現在のエアミックス開度ＳＷが基準開度より大きくなっていないと判定された場合には、現在の値よりもエアミックス開度ＳＷを減少させることなく現在の開度ＳＷが維持されて、ステップＳ９８へ戻る。また、ステップＳ９７４では、エアミックスドア開度ＳＷを予め定めた所定開度分だけ増加させてステップＳ９８へ戻る。

そして、図１０のステップＳ９８では、高圧側冷媒圧力Ｐｄが目標高圧ＴＰｄに近づくように、フィードバック制御手法によって圧縮機１１の回転数Ｎｃが決定される。圧縮機１１の回転数Ｎｃの決定については、図１４のフローチャートを用いて説明する。まず、ステップＳ９８１では、現在の高圧側冷媒圧力ＰｄがステップＳ９２にて決定された目標高圧ＴＰｄより低くなっているか否かが判定される。

ステップＳ９８１にて、現在の高圧側冷媒圧力Ｐｄが目標高圧ＴＰｄより低くなっていると判定された場合には、ステップＳ９８２へ進み、現在の圧縮機１１の回転数Ｎｃが最大回転数Ｎｃｍａｘより低くなっているか否かが判定される。ステップＳ９８２にて、現在の圧縮機１１の回転数Ｎｃが最大回転数Ｎｃｍａｘより低くなっていると判定された際には、ステップＳ９８３へ進み、圧縮機１１の回転数Ｎｃを予め定めた所定回転数分だけ増加させて図４のステップＳ１０へ戻る。

一方、ステップＳ９８２にて、現在の圧縮機１１の回転数Ｎｃが最大回転数Ｎｃｍａｘより低くなっていない（すなわち、現在の圧縮機１１の回転数Ｎｃが最大回転数Ｎｃｍａｘになっている）と判定された際には、現在の値よりも圧縮機１１の回転数Ｎｃを増加させることはできないので、現在の回転数Ｎｃが維持されて図４のステップＳ１０へ戻る。

また、ステップＳ９８１にて、現在の高圧側冷媒圧力Ｐｄが目標高圧ＴＰｄより低くなっていないと判定された場合には、ステップＳ９８４へ進み、圧縮機１１の回転数Ｎｃを予め定めた所定回転数分だけ減少させて図４のステップＳ１０へ戻る。

暖房運転モードでは、以上の如く制御フローが実行されるので、ヒートポンプサイクル１０では、図１５のモリエル線図に示すように冷媒の状態が変化する。なお、図１５では、サブクール制御時の冷媒の状態の変化を太実線で示し、サブクール制御時から乾き度制御へ移行した際の冷媒の状態の変化を太破線で示し、さらに、乾き度制御からエアミックス風量制御へ移行した際の冷媒の状態の変化を太一点鎖線で示している。

まず、暖房運転モード時に制御ステップＳ９４（図１１）で説明したサブクール制御が実行されると、圧縮機１１の吐出ポート１１ｃから吐出された高圧冷媒（図１５のａ₁₅点）が室内凝縮器１２へ流入する。室内凝縮器１２へ流入した冷媒は、送風機３２から送風されて室内蒸発器２３を通過した送風空気と熱交換して放熱する（図１５のａ₁₅点→ｂ₁₅点）。これにより、送風空気が加熱される。

室内凝縮器１２から流出した冷媒は、絞り状態となっている高段側膨張弁１３にて中間圧冷媒となるまで等エンタルピ的に減圧膨脹される（図１５のｂ₁₅点→ｃ１₁₅点）。そして、高段側膨張弁１３にて減圧された中間圧冷媒は、気液分離器１４にて気液分離される（図１５のｃ１₁₅点→ｃ２₁₅点、ｃ１点→ｃ３₁₅点）。

気液分離器１４にて分離された気相冷媒は、中間圧側開閉弁１６ａが開弁状態となっているので、中間圧冷媒通路１５を介して、圧縮機１１の中間圧ポート１１ｂへ流入し（図１５のｃ２₁₅点→ａ２₁₅点）、低段側圧縮機構吐出冷媒（図１５のａ１₁₅点）と合流して、高段側圧縮機構へ吸入される。

一方、気液分離器１４にて分離された液相冷媒は、低圧側開閉弁１６ｂが閉弁状態となっているので、低段側固定絞り１７へ流入して低圧冷媒となるまで等エンタルピ的に減圧膨脹される（図１５のｃ３₁₅点→ｃ４₁₅点）。低段側固定絞り１７から流出した冷媒は、室外熱交換器２０へ流入して、送風ファン２１から送風された外気と熱交換して吸熱する（図１５のｃ４₁₅点→ｄ₁₅点）。

室外熱交換器２０から流出した冷媒は、冷房用開閉弁１６ｃが開弁状態となっているので、膨張弁迂回用通路２５を介して、アキュムレータ２４へ流入して気液分離される。そして、分離された気相冷媒が圧縮機１１の吸入ポート１１ａ（図１５のｅ₁₅点）から吸入されて再び圧縮される。一方、分離された液相冷媒はサイクルが要求されている冷凍能力を発揮するために必要としていない余剰冷媒としてアキュムレータ２４内に蓄えられる。

従って、暖房運転モード時のサブクール制御では、室内凝縮器１２にて圧縮機１１から吐出された高温高圧冷媒の有する熱を送風空気に放熱させて、加熱された室内送風空気を車室内へ吹き出すことができる。これにより、車室内の暖房を実現することができる。この際、サブクール制御では、室内凝縮器１２流出冷媒（図１５のｂ₁₅点）が過冷却液相冷媒となるように制御して、サイクル効率を最大に近づけることができる。

さらに、サブクール制御時に、圧縮機１１の回転数Ｎｃを最大回転数Ｎｃとなるまで増加させても、室内凝縮器１２にて、車室内へ吹き出される送風空気の温度を目標吹出温度ＴＡＯまで上昇させる加熱能力を発揮できない際には、サブクール制御から制御ステップＳ９６（図１２）で説明した乾き度制御へ移行する。

乾き度制御へ移行すると、図１５の太破線に示すように冷媒の状態が変化する。なお、図１５では、乾き度制御時の冷媒の状態の符号として、サブクール制御と同様の状態の冷媒の符号に「’」をつけて示している。

この乾き度制御では、高段側膨張弁１３の弁開度を増加させて、室内凝縮器１２流出冷媒の乾き度を増加させるので、室内凝縮器１２流出冷媒の状態が図１５のｂ’₁₅点へ変化する。さらに、圧縮機１１の中間圧ポート１１ｂから流入する冷媒圧力（図１５のｃ２’₁₅点他）および圧縮機１１の吐出ポート１１ｃから吐出される冷媒圧力（図１５のａ’₁₅点他）が、サブクール制御時に対して上昇する。

従って、サブクール制御時に対して、圧縮機１１吐出冷媒の温度を上昇させて、室内凝縮器１２を流通する高圧冷媒の温度と室内凝縮器１２へ流入する送風空気との温度差を拡大できるとともに、圧縮機１１の中間圧ポート１１ｂから流入させる気相冷媒流量（ガスインジェクション量）を増加させることができる。その結果、乾き度制御時には、サブクール制御時に対して、室内凝縮器１２における送風空気の加熱能力を向上させることができる。

ところで、乾き度制御では、上記の如く、室内凝縮器１２における加熱能力を向上増加させることが期待できるものの、サブクール制御時に対して、室内凝縮器１２における出入口間エンタルピ差が低下してしまうので（図１５のａ₁₅点とｂ₁₅点とのエンタルピ差→ａ’₁₅点とｂ’₁₅点とのエンタルピ差）、高段側膨張弁１３の開度が一定の値よりも増加すると、加熱能力を増加させることができなくなってしまうことがある。

そこで、本実施形態では、乾き度制御時に、高段側膨張弁１３の弁開度を最大弁開度となるまで増加させても、室内凝縮器１２にて、車室内へ吹き出される送風空気の温度を目標吹出温度ＴＡＯまで上昇させる加熱能力を発揮できない際、すなわち、乾き度制御時に車室内へ吹き出される送風空気の温度が目標吹出温度ＴＡＯ以下となった際に、乾き度制御から制御ステップＳ９７（図１３）で説明したエアミックス風量制御へ移行する。

エアミックス風量制御へ移行すると、図１５の太一点鎖線に示すように冷媒の状態が変化する。なお、図１５では、サブクール制御と同様の状態の冷媒の符号に「''」をつけて示している。

このエアミックス風量制御では、エアミックスドア３４の開度ＳＷを減少させて、室内蒸発器２３通過後の送風空気の一部をバイパス通路３５側へ流入させる。これにより、サブクール制御および乾き度制御時に対して、室内凝縮器１２へ流入する送風空気の風量が減少し、室内凝縮器１２にて送風空気が吸熱する吸熱量、すなわち、室内凝縮器１２にて冷媒が送風空気に放熱する放熱量が一時的に減少する。

このため、実質的に室内凝縮器１２の熱交換能力が低下して、ヒートポンプサイクル１０のサイクルバランスが、室内凝縮器１２内の冷媒圧力が上昇するようにバランスする（図１５のａ’’₁₅点、ｂ’’₁₅点）。従って、圧縮機１１吐出冷媒の温度が上昇し、室内凝縮器１２を流通する冷媒の温度と室内凝縮器１２へ流入する送風空気の温度差を拡大できる。

さらに、圧縮機１１の高段側圧縮機構における圧縮行程（すなわち、図１５のａ２’₁₅点→ａ’’₁₅点で示す、中間圧ポート１１ｂから吐出ポート１１ｃへ至る範囲の圧縮行程）の圧縮仕事量を増加させることができ、乾き度制御に対して、室内凝縮器１２における出入口間エンタルピ差を増大させることができる（図１５のΔｉｃ２’₁₅→Δｉｃ２’’₁₅）。

その結果、エアミックス風量制御時には、乾き度制御時に対して、室内凝縮器１２における送風空気の加熱能力を向上させることができる。このエアミックス風量制御による加熱能力の向上効果については、図１６、図１７を用いて説明する。

なお、図１６は、図１、図２の室内空調ユニット３０部分を用いた説明図であり、（ａ）は、サブクール制御時および乾き度制御時を示し、（ｂ）は、エアミックス風量制御時を示している。また、図１７は、サブクール制御から乾き度制御へ移行した際および乾き度制御からエアミックス風量制御へ移行した際の、サイクル内の冷媒の状態の変化を示す図表である。

図１６（ａ）に示すように、サブクール制御時および乾き度制御時には、エアミックスドア３４がバイパス通路３５を閉塞させる最大開度（１００％）となっているので、車室内へ送風空気を吹き出す各吹出口に連通する合流空間３６内の送風空気温度（図１６（ａ）のハッチングで示す領域の送風空気温度）は、室内凝縮器１２にて加熱された送風空気と同等の温度となる。

一方、図１６（ｂ）に示すように、エアミックス風量制御時には、エアミックスドア３４の開度ＳＷが減少しているので、合流空間３６内の送風空気温度（図１６（ｂ）のハッチングで示す領域の送風空気温度）は、室内凝縮器１２にて加熱された高い温度の送風空気とバイパス通路３５を通過した低い温度の送風空気を混合させた温度となる。

この際、エアミックス風量制御時には、図１７の図表に示すように、高段側圧縮機における吸入側冷媒と吐出側冷媒とのエンタルピ差Δｉｃ２に、圧縮機１１吐出流量（Ｇｒ１＋Ｇｒ２）を積算した圧縮仕事量の増加分の放熱量を増加させることができる。従って、合流空間３６内の送風空気温度を、サブクール制御時あるいは乾き度制御時よりも上昇させることができる。

つまり、本実施形態のエアミックス風量制御時では、サブクール制御時あるいは乾き度制御時に対して、合流空間３６へ流入する送風空気の風量、すなわち車室内へ吹き出される送風空気の風量を減らすことなく、送風空気の温度を上昇させることができるという点で極めて有効である。

（第２実施形態）
本実施形態では、第１実施形態に対して、暖房運転モード（制御ステップＳ９）の制御態様を変更した例を説明する。具体的には、本実施形態のステップＳ９では、図１８、図１９に示すように、送風機風量制御が実行される。なお、図１８、図１９は、それぞれ第１実施形態の図１０、図１３に対応するフローチャートであり、第１実施形態と同一の制御処理を行う制御ステップには、同一の符号を付している。このことは以下のフローチャートにおいても同様である。

具体的には、本実施形態の図１８に示すステップＳ９では、第１実施形態のステップＳ９７をステップＳ９７０に変更し、送風機風量制御を実行する。この送風機風量制御については、図１９のフローチャートを用いて説明する。送風機風量制御は、圧縮機１１の回転数制御（サブクール制御）および高段側膨張弁１３の弁開度制御（乾き度制御）では、送風空気を目標吹出温度ＴＡＯまで昇温させることができない場合に実行される制御である。

まず、ステップＳ９７１では、第１実施形態と同様に、現在の高圧側冷媒圧力ＰｄがステップＳ９２にて決定された目標高圧ＴＰｄより高くなっているか否かが判定され、ＴＰｄ＜Ｐｄとなっている場合には、ステップＳ９７２１へ進み、ＴＰｄ＜Ｐｄとなっていない場合には、ステップＳ９７４１へ進む。

ステップＳ９７２１では、ステップＳ５で決定された現在の送風機３２の風量（目標風量）が送風機３２の風量が最小風量より大きくなっているか否かが判定される。ステップＳ９７２１にて、現在の送風機３２の目標風量が最小風量より大きくなっていると判定された場合には、ステップＳ９７３１へ進み、送風機３２の目標風量を予め定めた所定風量分だけ減少させて図１８のステップＳ９７０１へ戻る。

一方、ステップＳ９７２１にて、現在の送風機３２の目標風量が最小風量より大きくなっていない（すなわち、現在の送風機３２の目標風量が最小風量となっている）と判定された場合には、現在の値よりも送風機３２の風量を低下させることはできないので、現在の目標風量が維持されて、ステップＳ９７０１へ戻る。

また、ステップＳ９７４１では、送風機３２の目標風量を予め定めた所定風量分だけ増加させてステップＳ９７０１へ戻る。そして、ステップＳ９７０１では、送風機３２の目標風量をステップＳ９７０にて決定された値に変更する。

その他の構成および作動は、第１実施形態と同様である。従って、本実施形態では、送風機３２が、室内凝縮器１２へ流入する送風空気の流量（風量）を調整する流量調整手段を構成しており、送風機風量制御にて送風機３２の風量を低下させることによって、サブクール制御および乾き度制御よりも、冷媒が室内凝縮器１２にて送風空気に放熱する放熱量を減少させることができる。

その結果、第１実施形態のエアミックス風量制御に対して、車室内へ吹き出される送風空気の風量が低下してしまうものの、サブクール制御および乾き度制御時に対して、合流空間３６から車室内へ吹き出される送風空気の温度を上昇させる加熱能力を向上させることができる。

（第３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、暖房運転モード（制御ステップＳ９）の制御態様を変更した例を説明する。なお、図２０は、第１実施形態の図１０に対応するフローチャートである。具体的には、本実施形態の図２０に示すステップＳ９では、第１実施形態のステップＳ９５をステップＳ９５０に変更している。

このステップＳ９５０では、現在のエアミックスドア３４の開度ＳＷが、予め定められた基準開度（例えば、５０％）より大きくなっているか否かを判定する。そして、ステップＳ９５０にて、現在のエアミックス開度ＳＷが基準開度より大きくなっていると判定された場合には、ステップＳ９７へ進み、エアミックス風量制御を実行する。

一方、ステップＳ９５０にて、現在のエアミックス開度ＳＷが基準開度より大きくなっていないと判定された場合には、現在の値よりもエアミックス開度ＳＷを減少させることなく現在の開度ＳＷが維持されて、ステップＳ９６へ進み、乾き度制御を実行する。その他の構成および作動は、第１実施形態と同様である。

従って、本実施形態では、サブクール制御時に、圧縮機１１の回転数Ｎｃを最大回転数Ｎｃとなるまで増加させても、室内凝縮器１２にて、車室内へ吹き出される送風空気の温度を目標吹出温度ＴＡＯまで上昇させる加熱能力を発揮できない際には、乾き度制御に先んじてエアミックス風量制御へ移行する。

そして、エアミックス風量制御時に、エアミックス開度ＳＷを基準開度まで減少させても、室内凝縮器１２にて、車室内へ吹き出される送風空気の温度を目標吹出温度ＴＡＯまで上昇させる加熱能力を発揮できない際には、乾き度制御へ移行する。つまり、本実施形態では、第１実施形態に対して、乾き度制御とエアミックス風量制御の優先順位を変更している。それゆえ、本実施形態の冷凍サイクル装置を作動させても、第１実施形態と同様の効果を得ることができる。

換言すると、第１実施形態では、エアミックスドア（流量調整手段）３４は、高段側膨張弁（高段側減圧手段）１３が絞り開度を増加させた後に、室内凝縮器（利用側熱交換器）１２へ流入する送風空気（熱交換対象流体）の流量を低下させており、本実施形態では、高段側膨張弁（高段側減圧手段）１３は、エアミックスドア（流量調整手段）３４が室内凝縮器（利用側熱交換器）１２へ流入する送風空気（熱交換対象流体）の流量を低下させた後に、絞り開度を増加させている。

なお、第２実施形態においても、車室内へ吹き出される送風空気の風量低下が問題とならない場合には、本実施形態と同様に、サブクール制御から、乾き度制御に先んじて送風機風量制御へ移行させるようにしてもよい。

（第４実施形態）
本実施形態では、第１実施形態に対して、暖房運転モードにおけるエアミックス風量制御（制御ステップＳ９７）の制御態様を変更した例を説明する。

第１実施形態で説明したエアミックス風量制御によれば、エアミックス開度ＳＷを減少させることで、室内凝縮器１２内の冷媒圧力が上昇して、室内凝縮器１２における加熱能力を向上させることが可能となる。

ここで、図２１に示すように、エアミックス風量制御時において、エアミックス開度ＳＷを減少させた後、ヒートポンプサイクル１０のサイクルバランスが安定し、室内凝縮器１２における送風空気の加熱能力が向上するまでに時間を要する。この間（時間ｔ１〜時間ｔ２）、バイパス通路３５を通過した低温空気の風量が増加することもあり、合流空間３６に合流した空気の温度が低下して車室内へ吹き出す吹出空気の温度が急激に低下してしまうことがある。このことは、車室内の快適性の低下を招く要因となってしまう。

そこで、本実施形態のエアミックス風量制御では、エアミックスドア３４の開度を減少させる際に、エアミックス風量制御の実行時以外に比べて、エアミックスドア３４の応答性を遅らせるようにしている。

具体的には、本実施形態では、図２２のフローチャートに示すように、ステップＳ９７２にて、現在のエアミックス開度ＳＷが予め定められた基準開度（例えば、５０％）より大きくなっていると判定された場合には、ステップＳ９７５に進み、フィードバックゲインＫ（数式Ｆ２参照）を変更する。このステップＳ９７５では、予め定められたフィードバックゲインＫに所定値分減少させた値を今回のフィードバックゲインＫ´として設定する（Ｋ＞Ｋ´）。

続くステップＳ９７３では、数式Ｆ１で算出した目標開度ＳＷｄに対して所定値分小さい値に変更した目標開度ＳＷｄ´、およびステップＳ９７５で設定したフィードバックゲインＫ´に基づいて、エアミックスドア３４のサーボモータへの制御信号が決定される。

これにより、エアミックス開度ＳＷが減少する。なお、エアミックスドア３４のサーボモータへの制御信号が決定された後、ステップＳ９７５にて変更されたフィードバックゲインＫ´が、再び予め定められたフィードバックゲインＫに設定される。

その他の構成および作動は、第１実施形態と同様である。従って、本実施形態では、第１実施形態と同様に、エアミックス風量制御時に、乾き度制御時に対して、室内凝縮器１２における送風空気の加熱能力を向上させることができる。

特に、本実施形態では、図２３の説明図に示すように、エアミック風量制御において、エアミックス開度ＳＷを減少させる際に、エアミックスドア３４の作動の応答性を遅らせるようにしている（ΔＴ１→ΔＴ２、ΔＴ１＜ΔＴ２）。

これにより、エアミックス風量制御時において、エアミックス開度ＳＷを減少させたとしても、バイパス通路３５を通過した低温空気の風量の急激な増加が抑制されるので、車室内へ吹き出す吹出空気の温度の急激な低下を抑制することができる。この結果、エアミックス風量制御時における車室内の快適性の低下を抑制することができる。なお、第３実施形態においても、本実施形態と同様に、エアミックス風量制御時においてフィードバックゲインを小さくするようにしてもよい。

ところで、本実施形態では、暖房運転モードのエアミックス風量制御時において、エアミックスドア３４の作動の応答性を遅らせるようにしているが、暖房運転モードとなる際に、他の運転モードに比べてエアミックスドア３４の作動の応答性を遅らせるようにすることが望ましい。この場合、例えば、暖房運転モード時におけるエアミックスドア３４の制御のフィードバックゲインを、他の運転モード時におけるエアミックスドア３４の制御のフィードバックゲインよりも小さくすればよい。

理由について説明すると、暖房運転モードでは、他の運転モードに比べて、室内凝縮器１２へ流入する送風空気の風量を変化させた際、ヒートポンプサイクル１０のサイクルバランスが安定するまでの時間が長くなる傾向があり、ヒートポンプサイクル１０のサイクルバランスが安定するまでの間、車室内へ吹き出す吹出空気の温度が目標吹出温度ＴＡＯに対して乖離し易いからである。

なお、以下に暖房運転モード、および他の運転モード時において、室内凝縮器１２へ流入する送風空気の風量を変化させた際のヒートポンプサイクル１０のサイクルバランスが安定するまでの時間が異なる理由について説明する。

まず、中間圧側開閉弁１６ａを閉弁状態とする運転モードでは、室内蒸発器２３にて吸熱した吸熱量と圧縮機１１における圧縮仕事量（動力）が、室内凝縮器１２および室外熱交換器２０で放熱されることとなる。例えば、室内凝縮器１２へ流入する送風空気の風量を減少させると、室内凝縮器１２にて放熱されていた分の熱量が、室外熱交換器２０にて放熱される。

このため、中間圧側開閉弁１６ａを閉弁状態とする運転モードでは、室内凝縮器１２へ流入する送風空気の風量を変化させたとしても、室内凝縮器１２および室外熱交換器２０における放熱量の割合が変化するだけで、ヒートポンプサイクル１０のサイクルバランスが大きく変化しない。

これに対して、中間圧側開閉弁１６ａを開弁状態とする暖房運転モードでは、室外熱交換器２０にて吸熱した吸熱量と圧縮機１１における圧縮仕事量（動力）が、室内凝縮器１２だけで放熱されることとなる。例えば、室内凝縮器１２へ流入する送風空気の風量を減少させると、室内凝縮器１２における放熱量が低下することで、室内凝縮器１２内の冷媒圧力が上昇し、圧縮機１１の中間圧ポート１１ｂへ流入する流量が増加するようにヒートポンプサイクル１０のサイクルバランスが変化する。

このため、中間圧側開閉弁１６ａを開弁状態とする暖房運転モードでは、室内凝縮器１２へ流入する送風空気の風量を変化させた際にヒートポンプサイクル１０のサイクルバランスが大きく変化する。

このように、暖房運転モードでは、他の運転モードに比べて、室内凝縮器１２へ流入する送風空気の風量を変化させた際にヒートポンプサイクル１０のサイクルバランスが大きく変化することから、ヒートポンプサイクル１０のサイクルバランスが安定するまでの時間が長くなり易いのである。

（第５実施形態）
本実施形態では、第４実施形態に対して、暖房運転モードにおけるエアミックス風量制御（制御ステップＳ９７）の制御態様を変更した例を説明する。本実施形態のステップＳ９７では、更なる車室内の快適性の向上を図るべく、エアミックス開度ＳＷを減少させる際に、エアミックスドア３４の応答性を遅らせると共に、室内凝縮器１２における冷媒と送風空気との熱交換能力を低下させるようにしている。

ここで、室内凝縮器１２における冷媒と送風空気の熱交換能力（空気側の熱量変化）をＱｃａとしたとき、熱交換能力Ｑｃａを以下の数式Ｆ３で表すことができる。

Ｑｃａ＝φｃ×Ｃａ×Ｇｃａ×（Ｔｃｒ−Ｔｃａ）…Ｆ３
但し、数式Ｆ３におけるφｃが室内凝縮器１２の温度効率、Ｃａが空気比熱、Ｇｃａが室内凝縮器１２へ流入する空気の風量（流量）、Ｔｃｒが室内凝縮器１２内の冷媒温度、Ｔｃａが室内凝縮器１２へ流入する空気の温度を示している。

室内凝縮器１２における熱交換能力は、数式Ｆ３で示すように、室内凝縮器１２へ流入する空気の風量Ｇｃａに比例して高くなることから、送風機３２の目標風量を減少させることで、室内凝縮器１２における熱交換能力を低下させることができる。

具体的には、本実施形態では、図２４のフローチャートに示すように、ステップＳ９７２にて、現在のエアミックス開度ＳＷが予め定められた基準開度（例えば、５０％）より大きくなっていると判定された場合には、ステップＳ９７５に進み、フィードバックゲインＫ（数式Ｆ２参照）を変更する。そして、ステップＳ９７３にて、目標開度ＳＷｄ´およびフィードバックゲインＫ´に基づいて、エアミックス開度ＳＷが減少するように、エアミックスドア３４のサーボモータへの制御信号が決定される。

さらに、ステップＳ９７６にて、送風機３２の目標風量を予め定めた所定風量分だけ減少させてステップＳ９８へ戻る。勿論、現在の送風機３２の目標風量が最小風量となっている場合には、現在の値よりも送風機３２の風量を低下させることはできないので、現在の目標風量が維持されて、ステップＳ９８へ戻ることとなる。

ここで、図示しないが、エアミックス開度ＳＷを減少させた後、室内凝縮器１２内の冷媒圧力が所定の基準圧力を上回った際に、送風機３２の目標風量をステップＳ９７６にて減少させる前の目標風量に戻す。なお、基準圧力は、エアミックス風量制御を実行した際に、ヒートポンプサイクル１０のサイクルバランスが安定したときの室内凝縮器１２内の冷媒圧力を基準に設定すればよい。

その他の構成および作動は、第１実施形態と同様である。従って、本実施形態では、第４実施形態と同様の効果を得ることができる。

加えて、本実施形態では、エアミックス開度ＳＷを減少させる際に、送風機３２の目標風量を減少させ、室内凝縮器１２における冷媒と送風空気との熱交換能力を低下させている。このため、本実施形態のエアミックス風量制御によれば、室内凝縮器１２内の冷媒圧力の上昇が促進され、第４実施形態よりも室内凝縮器１２における送風空気の加熱能力を向上させることができる。この結果、エアミックス風量制御時における車室内の快適性の低下をより効果的に抑制することができる。なお、本実施形態では、送風機３２が熱交換能力変更手段を構成している。

（第６実施形態）
本実施形態では、第５実施形態に対して、暖房運転モードにおけるエアミックス風量制御（制御ステップＳ９７）の制御態様を変更した例を説明する。本実施形態のステップＳ９７では、エアミックス開度ＳＷを減少させる際に、外気よりも高温となる内気を室内凝縮器１２へ優先的に導入することで、室内凝縮器１２における冷媒と送風空気との熱交換能力を低下させるようにしている。なお、本実施形態では、内外気切替装置３３が熱交換能力変更手段を構成している。

ここで、第５実施形態で説明した数式Ｆ３で示すように、室内凝縮器１２へ流入する空気の温度Ｔｃａが上昇すると、室内凝縮器１２内の冷媒温度Ｔｃｒとの温度差が縮小して、室内凝縮器１２における熱交換能力が低くなる。つまり、室内凝縮器１２への流入空気の温度Ｔｃａを上昇させることで、室内凝縮器１２における熱交換能力Ｑｃａを低下させることができる。

具体的には、本実施形態では、図２５のフローチャートに示すように、ステップＳ９７２にて、現在のエアミックス開度ＳＷが予め定められた基準開度（例えば、５０％）より大きくなっていると判定された場合には、ステップＳ９７５に進み、フィードバックゲインＫ（数式Ｆ２参照）を変更する。そして、ステップＳ９７３にて、目標開度ＳＷｄ´およびフィードバックゲインＫ´に基づいて、エアミックス開度ＳＷが減少するように、エアミックスドア３４のサーボモータへの制御信号が決定される。

さらに、ステップＳ９７７にて、室内凝縮器１２に外気よりも高温の内気が流入させるべく、空調ケース３１内に導入する外気に対する内気の導入割合（内気割合）が増加するように、内外気切替装置３３の切替状態を決定して、ステップＳ９８へ戻る。

ここで、図示しないが、エアミックス開度ＳＷを減少させた後、室内凝縮器１２内の冷媒圧力が所定の基準圧力を上回った際に、外気に対する内気の導入割合をステップＳ９７７にて増加させる前の導入割合に戻す。なお、基準圧力は、エアミックス風量制御を実行した際に、ヒートポンプサイクル１０のサイクルバランスが安定したときの室内凝縮器１２内の冷媒圧力を基準に設定すればよい。

その他の構成および作動は、第１実施形態と同様である。従って、本実施形態では、第４実施形態と同様の効果を得ることができる。また、本実施形態では、エアミックス開度ＳＷを減少させる際に、外気に比べた高温となる内気の導入割合を増加させ、室内凝縮器１２における冷媒と送風空気との熱交換能力を低下させている。このため、本実施形態のエアミックス風量制御によっても、第５実施形態と同様の効果を得ることができる。

なお、エアミックス風量制御時において、エアミックス開度ＳＷを減少させる際に、エアミックスドア３４の応答性を遅らせると共に、送風機３２の目標風量を減少させ、さらに、空調ケース３１内に導入する外気に対する内気の導入割合を増加させるようにしてもよい。

（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、本発明の冷凍サイクル装置を電気自動車用の車両用空調装置１に適用した例を説明したが、本発明の冷凍サイクル装置は、例えば、エンジン（内燃機関）および走行用電動モータから走行用の駆動力を得るハイブリッド車両のように、エンジン廃熱が暖房用熱源として不充分となることのある車両に適用して有効である。

さらに、本発明の冷凍サイクル装置は、例えば、据置型空調装置、冷温保存庫、液体加熱装置等に適用してもよい。さらに、液体加熱装置に適用する場合は、利用側熱交換器として液体−冷媒熱交換器を採用し、流量調整手段として液体−冷媒熱交換器へ流入する液体流量を調整する液体ポンプあるいは流量調整弁を採用してもよい。

また、上述の実施形態では、冷媒流路を切り替えることによって、種々の運転モードを実現可能な冷凍サイクル装置について説明したが、本発明による利用側熱交換器における加熱能力向上効果は、少なくともガスインジェクションサイクル（上述の実施形態では、暖房運転モード）の冷媒流路で作動するサイクルであれば得ることができる。

（２）上述の実施形態では、図４の制御ステップＳ６にて、モード選択スイッチに応じて、冷房運転モード、除湿暖房運転モードおよび暖房運転モードを決定した例を説明したが、各運転モードの決定はこれに限定されない。例えば、外気温に対して設定温度が低い場合に冷房運転モードを実行することを決定し、外気温に対して設定温度が高い場合に暖房運転モードを実行するように決定してもよい。

（３）上述の実施形態では、低段側減圧手段（第２減圧手段）としての低段側固定絞り１７の流量特性を適切に設定することによって、暖房運転モード時に、室外熱交換器２０へ流入する冷媒の乾き度Ｘを０．１以下としているが、低段側減圧手段（第２減圧手段）は、固定絞りに限定されない。

つまり、低段側減圧手段として、高段側膨張弁１３と同様の構成の可変絞り機構を採用してもよい。この場合は、空調制御装置４０が、室外熱交換器２０へ流入する冷媒の温度および圧力等に基づいて、室外熱交換器２０へ流入する冷媒の乾き度Ｘを検出し、この検出値が０．１以下となるように、低段側減圧手段を構成する可変絞り機構の開度を制御すればよい。

（４）上述の実施形態では、除湿暖房運転モード時に目標吹出温度ＴＡＯの上昇に伴って、第１除湿暖房モードから第４除湿暖房モードへ段階的に切り替える例を説明したが、第１除湿暖房モードから第４除湿暖房モードへの切り替えはこれに限定されない。例えば、目標吹出温度ＴＡＯに増加に伴って、第１除湿暖房モードから第４除湿暖房モードへ連続的に切り替えるようにしてもよい。

すなわち、目標吹出温度ＴＡＯの上昇に伴って、高段側膨張弁１３を絞り開度を縮小させ、さらに、冷房用膨張弁２２の絞り開度を増加させればよい。このように高段側膨張弁１３および冷房用膨張弁２２の絞り開度を変化させることによって、室外熱交換器２０における冷媒の圧力（温度）が調整されるので、室外熱交換器２０を自動的に、放熱器として作用させる状態から蒸発器として作用させる状態へ切り替えることができる。

（５）上述の実施形態では、エアミックスドア３４のサーボモータへ出力する制御信号を比例制御（Ｐ制御）により決定する例を説明したが、これに限らず、例えば、ＰＩ制御やＰＩＤ制御等のフィードバック制御により決定してもよい。

（６）上述の第４〜第６実施形態では、暖房運転モード、およびエアミックス風量制御時に、エアミックスドア３４の作動の応答性を遅らせるために、エアミックスドア３４の制御のフィードバックゲインＫを変更する例について説明したが、これに限定されない。例えば、暖房運転モード、およびエアミックス風量制御時において、フィードバックゲインＫを変更せず、エアミックスドア３４のサーボモータへ出力する制御信号の制御周期を他の制御対象機器よりも長くするようにしてもよい。これによっても、エアミックスドア３４の作動の応答性を遅らせることができる。

１１ 圧縮機
１１ａ 吸入ポート
１１ｂ 中間圧ポート
１１ｃ 吐出ポート
１２ 室内凝縮器（利用側熱交換器、第１利用側熱交換器）
１３ 高段側膨張弁（第１減圧手段）
１４ 気液分離器
１５ 中間圧冷媒通路
１６ａ 中間圧側開閉弁
１６ｂ 低圧側開閉弁
１６ｃ 冷房用開閉弁
１７ 低段側固定絞り（第２減圧手段）
２０ 室外熱交換器
２２ 冷房用膨張弁（第３減圧手段）
２３ 室内蒸発器（第２利用側熱交換器）
３２ 送風機
３４ エアミックスドア

Claims (9)

1. 吸入ポート（１１ａ）から吸入した低圧冷媒を圧縮して吐出ポート（１１ｃ）から高圧冷媒を吐出するとともに、サイクル内の中間圧冷媒を流入させて圧縮過程の冷媒に合流させる中間圧ポート（１１ｂ）を有する圧縮機（１１）と、
   前記吐出ポート（１１ｃ）から吐出された高圧冷媒と熱交換対象流体とを熱交換させて、前記熱交換対象流体を加熱する利用側熱交換器（１２）と、
   前記利用側熱交換器（１２）から流出した高圧冷媒を中間圧冷媒となるまで減圧させる高段側減圧手段（１３）と、
   前記高段側減圧手段（１３）にて減圧された中間圧冷媒の気液を分離し、分離された気相冷媒を前記中間圧ポート（１１ｂ）側へ流出させる気液分離手段（１４）と、
   前記気液分離手段（１４）にて分離された液相冷媒を低圧冷媒となるまで減圧させる低段側減圧手段（１７）と、
   前記低段側減圧手段（１７）にて減圧された低圧冷媒を蒸発させて、前記吸入ポート（１１ａ）側へ流出させる蒸発器（２０）と、
   前記利用側熱交換器（１２）へ流入する熱交換対象流体の流量を調整する流量調整手段（３２、３４）と、
   前記流量調整手段（３２、３４）の作動を制御する制御装置（４０）とを備え、
   前記利用側熱交換器（１２）により前記熱交換対象流体を加熱する加熱運転モード時には、前記利用側熱交換器（１２）から流出した冷媒を、前記高段側減圧手段（１３）→前記気液分離手段（１４）→前記低段側減圧手段（１７）→前記蒸発器（２０）を通過して前記吸入ポート（１１ａ）へ向かって流すとともに、前記気液分離手段（１４）にて分離された気相冷媒を前記中間圧ポート（１１ｂ）へ向かって流し、
   前記流量調整手段（３２、３４）は、前記加熱運転モード時であって、少なくとも前記利用側熱交換器（１２）にて温度調整された前記熱交換対象流体の温度が前記熱交換対象流体の目標温度（ＴＡＯ）以下となった際に前記制御装置（４０）により制御されて、前記利用側熱交換器（１２）へ流入する熱交換対象流体の流量を低下させることを特徴とする冷凍サイクル装置。
2. さらに、前記高段側減圧手段（１３）は、少なくとも前記利用側熱交換器（１２）にて温度調整された前記熱交換対象流体の温度が前記熱交換対象流体の目標温度（ＴＡＯ）以下となった際に、絞り開度を増加させることを特徴とする請求項１に記載の冷凍サイクル装置。
3. 車両用空調装置（１）に適用される冷凍サイクル装置であって、
   前記熱交換対象流体は、車室内へ送風される送風空気であり、
   前記利用側熱交換器（１２）は、前記送風空気の空気通路を形成するケーシング（３１）内に配置されており、
   前記ケーシング（３１）内には、前記利用側熱交換器（１２）を迂回させて前記送風空気を流すバイパス通路（３５）が形成されており、
   前記流量調整手段は、前記送風空気のうち、前記利用側熱交換器（１２）側を通過する送風空気の風量と前記バイパス通路（３５）側を通過する送風空気の風量との風量割合を調整するエアミックスドア（３４）で構成されていることを特徴とする請求項１または２に記載の冷凍サイクル装置。
4. 前記制御装置（４０）は、前記エアミックスドア（３４）の作動を制御するエアミックスドア制御手段（４０ａ）を備え、
   前記エアミックスドア制御手段（４０ａ）は、少なくとも前記利用側熱交換器（１２）にて温度調整された前記送風空気の温度が前記送風空気の目標温度（ＴＡＯ）以下となった際に、前記利用側熱交換器（１２）にて温度調整された前記送風空気の温度が前記送風空気の目標温度（ＴＡＯ）よりも高い際に比べて、前記エアミックスドア（３４）の作動の応答性を遅らせることを特徴とする請求項３に記載の冷凍サイクル装置。
5. 前記利用側熱交換器（１２）における前記冷媒と前記送風空気との熱交換能力を変更する熱交換能力変更手段（３２、３３）を備え、
   前記熱交換能力変更手段（３２、３３）は、少なくとも前記利用側熱交換器（１２）にて温度調整された前記送風空気の温度が前記送風空気の目標温度（ＴＡＯ）以下となった際に、前記熱交換能力を低下させることを特徴とする請求項４に記載の冷凍サイクル装置。
6. 前記熱交換能力変更手段は、前記利用側熱交換器（１２）および前記バイパス通路（３５）へ向けて前記送風空気を送風する送風機（３２）で構成されており、
   前記送風機（３２）は、少なくとも前記利用側熱交換器（１２）にて温度調整された前記送風空気の温度が前記送風空気の目標温度（ＴＡＯ）以下となった際に、前記利用側熱交換器（１２）および前記バイパス通路（３５）を通過する前記送風空気の風量を低下させることを特徴とする請求項５に記載の冷凍サイクル装置。
7. 前記熱交換能力変更手段は、前記ケーシング（３１）内に導入する車室外空気および車室内空気の導入割合を変化させる内外気調整手段（３３）で構成されており、
   前記内外気調整手段（３３）は、少なくとも前記利用側熱交換器（１２）にて温度調整された前記送風空気の温度が前記送風空気の目標温度（ＴＡＯ）以下となった際に、前記車室外空気に対する前記車室内空気の導入割合を増加させることを特徴とする請求項５または６に記載の冷凍サイクル装置。
8. 車両用空調装置（１）に適用される冷凍サイクル装置であって、
   前記熱交換対象流体は、車室内へ送風される送風空気であり、
   前記利用側熱交換器（１２）は、前記送風空気の空気通路を形成するケーシング（３１）内に配置されており、
   前記流量調整手段は、前記利用側熱交換器（１２）へ向けて前記送風空気を送風する送風機（３２）で構成されていることを特徴とする請求項１ないし７のいずれか１つに記載の冷凍サイクル装置。
9. 吸入ポート（１１ａ）から吸入した低圧冷媒を圧縮して吐出ポート（１１ｃ）から高圧冷媒を吐出するとともに、サイクル内の中間圧冷媒を流入させて圧縮過程の冷媒に合流させる中間圧ポート（１１ｂ）を有する圧縮機（１１）と、
   前記吐出ポート（１１ｃ）から吐出された高圧冷媒と熱交換対象流体とを熱交換させて、前記熱交換対象流体を加熱する利用側熱交換器（１２）と、
   冷媒を前記熱交換対象流体と熱交換させて、前記吸入ポート（１１ａ）側へ流出させる第２利用側熱交換器（２３）と、
   冷媒と外気とを熱交換させる室外熱交換器（２０）と、
   前記第１利用側熱交換器（１２）から流出した冷媒を減圧させる第１減圧手段（１３）と、
   前記室外熱交換器（２０）へ流入する冷媒を減圧させる第２減圧手段（１７）と、
   前記第２利用側熱交換器（２３）へ流入する冷媒を減圧させる第３減圧手段（２２）と、
   前記第１利用側熱交換器（１２）から流出した冷媒の気液を分離する気液分離手段（１４）と、
   前記気液分離手段（１４）にて分離された気相冷媒を、前記中間圧ポート（１１ｂ）へ導いて、圧縮過程の冷媒に合流させる中間圧冷媒通路（１５）と、
   前記圧縮機（１１）の吸入ポート（１１ａ）へ流入する冷媒の気液を分離して、分離された気相冷媒を前記圧縮機（１１）の吸入ポート（１１ａ）側へ流出させるアキュムレータ（２４）と、
   前記利用側熱交換器（１２）へ流入する熱交換対象流体の流量を調整する流量調整手段（３２、３４）と、
   冷媒が循環する冷媒流路を切り替える冷媒流路切替手段（１６ａ、１６ｂ、１６ｃ）と、
   前記流量調整手段（３２、３４）および前記冷媒流路切替手段（１６ａ〜１６ｃ）の作動を制御する制御装置（４０）とを備え、
   前記冷媒流路切替手段（１６ａ〜１６ｃ）は、
   前記熱交換対象流体を冷却する冷却運転モード時には、前記制御装置（４０）により制御されて、前記第１利用側熱交換器（１２）から流出した冷媒を、前記第１減圧手段（１３）→前記気液分離手段（１４）→前記室外熱交換器（２０）→前記第３減圧手段（２２）→前記第２利用側熱交換器（２３）→前記アキュムレータ（２４）の順に流し、
   前記熱交換対象流体を加熱する加熱運転モード時には、前記制御装置（４０）により制御されて、前記第１利用側熱交換器（１２）から流出した冷媒を、前記第１減圧手段（１３）→前記気液分離手段（１４）→前記第２減圧手段（１７）→前記室外熱交換器（２０）→前記アキュムレータ（２４）の順に流すとともに、前記気液分離手段（１４）にて分離された気相冷媒を前記中間圧冷媒通路（１５）へ流入させ、
   前記流量調整手段（３２、３４）は、前記加熱運転モード時であって、少なくとも前記利用側熱交換器（１２）にて温度調整された前記熱交換対象流体の温度が前記熱交換対象流体の目標温度（ＴＡＯ）以下となった際に前記制御装置（４０）により制御されて、前記利用側熱交換器（１２）へ流入する熱交換対象流体の流量を低下させることを特徴とする冷凍サイクル装置。

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