JP6225709B2 - 空調装置 - Google Patents

Description

本発明は、蒸気圧縮式の冷凍サイクル装置を備える空調装置に関するもので、車両用空調装置に適用して有効である。

従来、特許文献１に、車両走行用の駆動力を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。この特許文献１の車両用空調装置は、空調対象空間である車室内の暖房を行う際に、車室内へ送風される送風空気を加熱する蒸気圧縮式の冷凍サイクル装置を備えている。

より具体的には、特許文献１の冷凍サイクル装置は、サイクル内で生成された中間圧冷媒を圧縮機にて圧縮過程の冷媒に合流させる、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）として構成されており、圧縮機から吐出された高温高圧冷媒と送風空気とを熱交換させて送風空気を加熱する室内凝縮器を有している。

さらに、特許文献１の冷凍サイクル装置では、外気温の低下等によって室内凝縮器における送風空気の加熱能力（暖房能力）が不足した際には、圧縮過程の冷媒に合流させる中間圧冷媒の流量（インジェクション量）を増加させることによって、室内凝縮器における送風空気の加熱能力を向上させている。

特開平９−８６１４９号公報

ところで、車両走行用の駆動力をエンジン（内燃機関）から得る通常の車両に適用される一般的な車両用空調装置では、エンジンの冷却水（熱媒体）と送風空気とを熱交換させて送風空気を加熱するヒータコア（加熱用熱交換器）を備えている。つまり、このヒータコアでは、車室内の暖房を行う際に、冷却水に蓄えられたエンジンの廃熱を熱源として送風空気を加熱している。

さらに、一般的な車両用空調装置では、送風空気を温度調整して車室内へ吹き出す室内空調ユニットを有しており、ヒータコアは、室内空調ユニットの内部に収容されている。このため、特許文献１の車両用空調装置のように、ヒータコアを備えることなく冷凍サイクル装置の室内凝縮器にて送風空気を加熱する構成では、一般的な車両用空調装置に適用される室内空調ユニットをそのまま利用することができない。

ところが、近年、電気自動車の普及に伴い、電気自動車用の車両用空調装置の製造コストを低減させるために、電気自動車用の室内空調ユニットと通常の車両用の室内空調ユニットとを共通化させるニーズが高まっている。このニーズに応える手段として、電気自動車にも通常の車両用の室内空調ユニットを適用して、冷凍サイクル装置にてヒータコアへ流入させる熱媒体を加熱する手段が考えられる。

しかしながら、単に、冷凍サイクル装置にてヒータコアへ流入する熱媒体を加熱する構成では、送風空気を所望の温度となるまで適切に加熱することができなくなってしまうおそれがある。

本発明は、上記点に鑑み、冷凍サイクル装置によって加熱された熱媒体を熱源として空調対象空間へ送風される送風空気を加熱する空調装置において、送風空気を適切に加熱することを第１の目的とする。

また、本発明では、冷凍サイクル装置によって加熱された熱媒体を熱源として空調対象空間へ送風される送風空気を加熱する空調装置において、送風空気の加熱能力を向上させることを第２の目的とする。

本発明は、上記目的を達成するために案出されたもので、請求項１に記載の発明では、冷媒を圧縮して吐出する圧縮機（１１）を有し、サイクル内で生成された中間圧冷媒を圧縮機（１１）にて昇圧過程の冷媒に合流させる冷凍サイクル装置（１０）と、熱媒体を循環させる熱媒体循環回路（２５）とを備え、
冷凍サイクル装置（１０）は、圧縮機（１１）から吐出された高圧冷媒と熱媒体とを熱交換させて熱媒体を加熱する熱媒体−冷媒熱交換器（１２）を有し、熱媒体循環回路（２５）は、空調対象空間へ送風される送風空気と熱媒体とを熱交換させて送風空気を加熱する加熱用熱交換器（２６）を有し、
熱媒体循環回路（２５）には、熱媒体−冷媒熱交換器（１２）へ流入する熱媒体の流量を調整する熱媒体流量調整手段（２９、２９ａ）、および熱媒体−冷媒熱交換器（１２）を迂回させて熱媒体−冷媒熱交換器（１２）の下流側へ熱媒体を導く熱媒体バイパス通路（２８）が設けられており、熱媒体流量調整手段は、熱媒体−冷媒熱交換器（１２）へ流入させる熱媒体の流量と熱媒体バイパス通路（２８）へ流入させる熱媒体の流量との流量比を調整する流量比調整手段（２９、２９ａ）で構成されており、
さらに、流量比調整手段（２９、２９ａ）の作動を制御する熱媒体流量制御手段（４０ａ）を備え、
熱媒体流量制御手段（４０ａ）は、加熱用熱交換器（２６）にて加熱された送風空気の温度（ＴＡＶ）が送風空気の目標温度（ＴＡＯ）よりも低くなっている際に、送風空気の温度（ＴＡＶ）が目標温度（ＴＡＯ）に近づくように、熱媒体−冷媒熱交換器（１２）へ流入する熱媒体の流量を低下させるものである空調装置を特徴としている。

これによれば、熱媒体−冷媒熱交換器（１２）にて加熱された熱媒体を加熱用熱交換器（２６）へ供給することで、空調対象空間へ送風される送風空気を加熱することができる。

さらに、冷凍サイクル装置（１０）が、サイクル内で生成された中間圧冷媒を圧縮機（１１）にて昇圧過程の冷媒に合流させるガスインジェクションサイクルとして構成されているので、熱媒体−冷媒熱交換器（１２）へ流入する冷媒の圧力を比較的高圧となるまで上昇させることができ、熱媒体−冷媒熱交換器（１２）へ流入した熱媒体を比較的高温となるまで加熱することができる。

従って、熱媒体−冷媒熱交換器（１２）にて加熱される熱媒体の温度を容易に調整することができ、加熱用熱交換器（２６）にて熱媒体と熱交換して加熱される送風空気についても所望の温度となるように適切に加熱することができる。

また、熱媒体循環回路（２５）には、熱媒体−冷媒熱交換器（１２）へ流入する熱媒体の流量を調整する熱媒体流量調整手段（２９、２９ａ）が設けられている。

これによれば、熱媒体循環回路（２５）に、熱媒体流量調整手段（２９、２９ａ）が設けられているので、後述する実施形態で説明するように、熱媒体−冷媒熱交換器（１２）へ流入する熱媒体の流量を調整することによって、加熱用熱交換器（２６）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。

なお、加熱用熱交換器（２６）における送風空気の加熱能力とは、所望の流量の送風空気を所望の温度となるまで加熱する能力であり、例えば、加熱用熱交換器（２６）の入口側熱媒体温度から出口側熱媒体温度を減算した温度差と、加熱用熱交換器（２６）へ流入する温水の流量とを積算した値を用いて定義することができる。

また、具体的に、熱媒体循環回路（２５）には、熱媒体−冷媒熱交換器（１２）を迂回させて熱媒体−冷媒熱交換器（１２）の下流側へ熱媒体を導く熱媒体バイパス通路（２８）が設けられており、熱媒体流量調整手段は、熱媒体−冷媒熱交換器（１２）へ流入させる熱媒体の流量と熱媒体バイパス通路（２８）へ流入させる熱媒体の流量との流量比を調整する流量比調整手段（２９、２９ａ）で構成されている。

これによれば、熱媒体流量調整手段を流量比調整手段（２９、２９ａ）で構成しているので、熱媒体−冷媒熱交換器（１２）へ流入する熱媒体の流量を調整しても、加熱用熱交換器（２６）へ流入する熱媒体の流量が変化しない。従って、加熱用熱交換器（２６）へ流入する熱媒体の流量変化によって、加熱用熱交換器（２６）にて加熱された送風空気の温度分布が拡大してしまうことを抑制できる。

さらに、請求項３に記載の発明のように、請求項１に記載の空調装置において、送風空気を加熱する補助加熱用熱交換器（２６ａ）を備え、補助加熱用熱交換器（２６ａ）は、送風空気と熱媒体バイパス通路（２８）を通過した熱媒体とを熱交換させるものであってもよい。これによれば、熱媒体バイパス通路（２８）を通過した熱媒体の有する熱を、送風空気を加熱するために有効に活用することができる。

なお、本請求項における「熱媒体バイパス通路（２８）を通過した熱媒体」とは、熱媒体バイパス通路（２８）を通過した後の熱媒体に限定される意味ではなく、熱媒体バイパス通路（２８）の少なくとも一部を通過した熱媒体、すなわち熱媒体バイパス通路（２８）を流通する熱媒体を含む意味である。

また、本請求項における「送風空気と熱媒体バイパス通路（２８）を通過した熱媒体とを熱交換させる」とは、送風空気と熱媒体バイパス通路（２８）を通過した熱媒体のみとを熱交換させるものに限定される意味ではなく、送風空気と少なくとも熱媒体バイパス通路（２８）を通過した熱媒体を含む熱媒体とを熱交換させるものを含む意味である。

さらに、請求項４に記載の発明のように、上述の特徴の空調装置において、加熱用熱交換器（２６）へ流入する送風空気の風量を調整する送風量調整手段（３４）を備えていてもよい。これによれば、送風量調整手段（３４）を備えているので、加熱用熱交換器（２６）へ流入する送風空気の風量を調整することによって、加熱用熱交換器（２６）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。

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実施形態の車両用空調装置の全体構成図である。 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実施形態の車両用空調装置の暖房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実施形態の冷凍サイクル装置の暖房モード時における冷媒の状態の変化を示すモリエル線図である。 第１実施形態の水−冷媒熱交換器の温水流量とヒータコアにおける送風空気の加熱能力との関係を示すグラフである。 第２実施形態の車両用空調装置の全体構成図である。 第２実施形態の水−冷媒熱交換器の温水流量とヒータコアにおける送風空気の最大温度差との関係を示すグラフである。 第２実施形態の水−冷媒熱交換器の温水流量とヒータコアにおける送風空気の加熱能力との関係を示すグラフである。 第３実施形態の車両用空調装置の全体構成図である。 第４実施形態の車両用空調装置の全体構成図である。 第４実施形態の通常暖房制御時の熱媒体循環回路における温水の流れを模式的に示した説明図である。 第４実施形態の強暖房制御時の熱媒体循環回路における温水の流れを模式的に示した説明図である。 第５実施形態の車両用空調装置の全体構成図である。 第５実施形態の通常暖房制御時の熱媒体循環回路における温水の流れを模式的に示した説明図である。 第５実施形態の強暖房制御時の熱媒体循環回路における温水の流れを模式的に示した説明図である。 第６実施形態の通常暖房制御時の室内空調ユニットにおける送風空気の流れを模式的に示した説明図である。 第６実施形態の強暖房制御時の室内空調ユニットにおける送風空気の流れを模式的に示した説明図である。 他の実施形態の車両用空調装置の全体構成図である。 他の実施形態の別の車両用空調装置の全体構成図である。

以下、本発明の実施形態について説明する。なお、以下に説明する実施形態のうち、第２〜第５実施形態が特許請求の範囲に記載した発明の実施形態であり、第１実施形態は本発明の前提となる形態であり、第６実施形態は参考としての形態である。
（第１実施形態）
図１〜図５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、本発明に係る空調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。

本実施形態の車両用空調装置１は、空調対象空間である車室内へ送風される送風空気を加熱あるいは冷却する蒸気圧縮式の冷凍サイクル装置１０、熱媒体である温水（具体的には、エチレングリコール水溶液からなる不凍液）を循環させる熱媒体循環回路２５、および温度調整された送風空気を車室内へ吹き出す室内空調ユニット３０を備えている。

そして、この車両用空調装置１では、送風空気を加熱して車室内の暖房を行う際に、冷凍サイクル装置１０によって熱媒体循環回路２５を循環する温水を加熱し、加熱された温水を熱源として送風空気を加熱している。

さらに、本実施形態の冷凍サイクル装置１０は、送風空気を冷却して車室内の冷房を行う冷房モードの冷媒回路、送風空気を加熱して車室内の暖房を行う暖房モードの冷媒回路、冷却されて除湿された送風空気を再加熱することによって車室内を除湿しながら暖房を行う除湿暖房モードの冷媒回路に切り替え可能に構成されている。

なお、図１では、冷房モードの冷媒回路における冷媒の流れを白抜き矢印で示し、暖房モードの冷媒回路における冷媒の流れを黒塗り矢印で示し、除湿暖房モードの冷媒回路における冷媒の流れを斜線ハッチング付き矢印で示している。

また、冷凍サイクル装置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、サイクルの高圧側冷媒圧力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。

冷凍サイクル装置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、冷凍サイクル装置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、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低圧吸入口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吸入口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口１１ｃが設けられている。

より具体的には、中間圧吸入口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、それぞれ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。

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、中間圧吸入口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低圧吸入口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口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吸入口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の吐出口１１ｃ側には、水−冷媒熱交換器１２の冷媒通路の冷媒入口側が接続されている。水−冷媒熱交換器１２は、圧縮機１１から吐出された高圧冷媒と熱媒体循環回路２５を循環する温水とを熱交換させて、温水を加熱する熱媒体−冷媒熱交換器である。

このような水−冷媒熱交換器１２としては、高圧冷媒通路として高圧冷媒を流通させる複数本のチューブを設け、隣り合うチューブ間に温水を流通させる水通路を形成し、これらの水通路内に冷媒と温水との間の熱交換を促進するインナーフィンを配置することによって構成された熱交換器等を採用することができる。

水−冷媒熱交換器１２の冷媒通路の出口側には、暖房用膨張弁１３ａの入口側が接続されている。暖房用膨張弁１３ａは、少なくとも暖房モード時に、水−冷媒熱交換器１２から流出した高圧冷媒を減圧させる減圧手段であり、絞り開度を変更可能に構成された弁体と、この弁体を変位させて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。

さらに、本実施形態の暖房用膨張弁１３ａは、絞り開度を全開にすることで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付きの可変絞り機構で構成されている。暖房用膨張弁１３ａ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。

暖房用膨張弁１３ａの出口側には、暖房用膨張弁１３ａから流出した冷媒の気液を分離する気液分離手段である気液分離器１４の冷媒流入口が接続されている。本実施形態では、気液分離器１４として、円筒状の本体部の内部空間へ流入した冷媒を旋回させることで生じる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を採用している。

さらに、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。

気液分離器１４の気相冷媒流出口には、圧縮機１１の中間圧吸入口１１ｂが接続されている。さらに、気液分離器１４の気相冷媒流出口と圧縮機１１の中間圧吸入口１１ｂとを接続する冷媒通路には、この冷媒通路を開閉する気相冷媒通路開閉弁１５ａが配置されている。気相冷媒通路開閉弁１５ａは、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。

そして、空調制御装置４０が、気相冷媒通路開閉弁１５ａを開いた際には、気液分離器１４の気相冷媒流出口から流出した気相冷媒が圧縮機１１の中間圧吸入口１１ｂ側へ導かれる冷媒回路に切り替えられる。また、空調制御装置４０が、気相冷媒通路開閉弁１５ａを閉じた際には、気液分離器１４の気相冷媒流出口から冷媒が流出しない冷媒回路に切り替えられる。

従って、本実施形態の気相冷媒通路開閉弁１５ａは、サイクルを循環する冷媒の冷媒回路を切り替える冷媒回路切替手段を構成している。

一方、気液分離器１４の液相冷媒流出口には、気液分離器１４にて分離された液相冷媒を減圧させる減圧手段としての中間圧固定絞り１６の入口側が接続されている。この中間圧固定絞り１６としては、絞り開度が固定されたノズル、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。中間圧固定絞り１６の出口側には、室外熱交換器１７の冷媒入口側が接続されている。

さらに、気液分離器１４の液相冷媒流出口には、気液分離器１４にて分離された液相冷媒を中間圧固定絞り１６を迂回させて室外熱交換器１７の冷媒入口側へ導く固定絞り迂回通路１６ａが接続されている。この固定絞り迂回通路１６ａには、固定絞り迂回通路１６ａを開閉する迂回通路開閉弁１５ｂが配置されている。迂回通路開閉弁１５ｂの基本的構成は、気相冷媒通路開閉弁１５ａと同等である。

また、冷媒が迂回通路開閉弁１５ｂを通過する際に生じる圧力損失は、冷媒が中間圧固定絞り１６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、空調制御装置４０が迂回通路開閉弁１５ｂを開いた際には、気液分離器１４から流出した液相冷媒が固定絞り迂回通路１６ａを介して室外熱交換器１７へ流入する。

一方、空調制御装置４０が迂回通路開閉弁１５ｂを閉じた際には、気液分離器１４から流出した全流量の液相冷媒が中間圧固定絞り１６にて減圧された後に室外熱交換器１７へ流入する。

なお、中間圧固定絞り１６、固定絞り迂回通路１６ａ、および迂回通路開閉弁１５ｂに代えて、気液分離器１４の液相冷媒流出口から室外熱交換器１７の冷媒入口側へ至る冷媒配管に暖房用膨張弁１３ａと同様の全開機能付きの可変絞り機構を配置してもよい。

室外熱交換器１７は、ボンネット内に配置されて、内部を流通する冷媒と図示しない送風ファンから送風された外気とを熱交換させる熱交換器である。より詳細には、本実施形態の室外熱交換器１７は、少なくとも冷房モード時には、高圧冷媒を放熱させる放熱器として機能し、少なくとも暖房モード時には、中間圧固定絞り１６にて減圧された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する。

図示しない送風ファンは、空調制御装置４０から出力される制御電圧によって稼働率、すなわち回転数（送風能力）が制御される電動送風機である。

室外熱交換器１７の冷媒出口側には、室外熱交換器１７から流出した冷媒の流れを分岐する分岐部１８ａの冷媒流入口が接続されている。分岐部１８ａは、三方継手で構成されており、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たものである。このような三方継手は、管径の異なる配管を接合して形成してもよいし、金属ブロックや樹脂ブロックに複数の冷媒通路を設けることによって形成してもよい。

分岐部１８ａの一方の冷媒流出口には、逆止弁１９を介して、冷房用膨張弁１３ｂの入口側が接続され、他方の冷媒流出口には、分岐部１８ａから流出した冷媒を冷房用膨張弁１３ｂ等を迂回させて後述するアキュムレータ２２の上流側へ導くアキュムレータ側通路２１の入口側が接続されている。

逆止弁１９は、分岐部１８ａの一方の冷媒流出口から流出した冷媒が、分岐部１８ａから冷房用膨張弁１３ｂ側へ流れることのみを許容するものである。

冷房用膨張弁１３ｂの基本的構成は、暖房用膨張弁１３ａと同様である。さらに、本実施形態の冷房用膨張弁１３ｂは、絞り開度を全開した際に室外熱交換器１７の冷媒出口側から室内蒸発器２０の冷媒入口側へ至る冷媒通路を全開する全開機能のみならず、絞り開度を全閉した際に当該冷媒通路を閉塞する全閉機能付きの可変絞り機構で構成されている。

本実施形態の冷凍サイクル装置１０では、冷房用膨張弁１３ｂが冷媒通路を閉塞することによって、冷媒を循環させる冷媒回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膨張弁１３ｂは、気相冷媒通路開閉弁１５ａとともに、冷媒回路切替手段を構成している。

冷房用膨張弁１３ｂの出口側には、室内蒸発器２０の冷媒入口側が接続されている。室内蒸発器２０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、少なくとも冷房モードおよび除湿暖房モード時に、その内部を流通する冷媒を、送風空気と熱交換させて蒸発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２０の冷媒出口側には、合流部１８ｂを介して、アキュムレータ２２の入口側が接続されている。アキュムレータ２２は、その内部に流入した冷媒の気液を分離して、サイクル内の余剰冷媒を蓄える気液分離器である。合流部１８ｂは、分岐部１８ａと同様の三方継手で構成されており、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たものである。

さらに、本実施形態の合流部１８ｂの他方の冷媒流入口には、アキュムレータ側通路２１の出口側が接続されている。また、アキュムレータ側通路２１には、アキュムレータ側通路２１を開閉する暖房用開閉弁１５ｃが配置されている。暖房用開閉弁１５ｃの基本的構成は気相冷媒通路開閉弁１５ａと同様であり、暖房用開閉弁１５ｃは、気相冷媒通路開閉弁１５ａおよび冷房用膨張弁１３ｂとともに冷媒回路切替手段を構成している。

アキュムレータ２２の気相冷媒出口には、圧縮機１１の低圧吸入口１１ａ側が接続されている。従って、このアキュムレータ２２は、圧縮機１１に液相冷媒が吸入されてしまうことを抑制して、圧縮機１１の液圧縮を防止する機能を果たす。

次に、熱媒体循環回路２５について説明する。熱媒体循環回路２５は、水−冷媒熱交換器１２とヒータコア２６との間で温水を循環させる熱媒体循環回路である。

ヒータコア２６は、室内空調ユニット３０のケーシング３１内に配置されて、水−冷媒熱交換器１２にて加熱された温水と室内蒸発器２０通過後の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。本実施形態では、このヒータコア２６として、いわゆる全パスタイプのタンクアンドチューブ型の熱交換器を採用している。

より具体的には、本実施形態のヒータコア２６は、温水が連通する複数本の温水チューブと、温水の分配および集合を行うヘッダタンクとを備えている。そして、複数本の温水チューブをヘッダタンクの長手方向に積層配置することによって温水と送風空気とを熱交換させる熱交換部（熱交換コア部）を形成し、各温水チューブを流通する温水の流れ方向が同一方向となるように構成したものである。

また、熱媒体循環回路２５には、水−冷媒熱交換器１２から流出した温水をヒータコア２６に向けて圧送する水ポンプ２７が配置されている。この水ポンプ２７は、空調制御装置４０から出力される制御電圧によって、その回転数（水圧送能力）が制御される電動式のポンプである。

そして、空調制御装置４０が水ポンプ２７を作動させると、熱媒体循環回路２５では、主に、図１の実線矢印で示すように、水ポンプ２７→水−冷媒熱交換器１２の水通路→ヒータコア２６→水ポンプ２７の順で温水が循環する。これにより、暖房モード時等に、水−冷媒熱交換器１２にて加熱された温水をヒータコア２６へ流入させて、送風空気を加熱することができる。

さらに、空調制御装置４０が、水ポンプ２７の回転数（水圧送能力）を制御することによって、水−冷媒熱交換器１２へ流入する温水の流量を調整することができる。従って、本実施形態の水ポンプ２７は、熱媒体流量調整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、温度調整された送風空気を車室内へ吹き出すためのもので、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いる。さらに、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内に送風機３２、室内蒸発器２０、ヒータコア２６等を収容して構成されている。

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（例えば、ポリプロピレン）にて成形されている。このケーシング３１内の送風空気流れ最上流側には、ケーシング３１内へ内気（車室内空気）と外気（車室外空気）とを切替導入する内外気切替手段としての内外気切替装置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ものである。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、この電動アクチュエータは、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。

内外気切替装置３３の送風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手段としての送風機（ブロワ）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の送風空気流れ下流側には、室内蒸発器２０、およびヒータコア２６が、送風空気の流れに対して、この順に配置されている。また、ケーシング３１内には、室内蒸発器２０を通過した送風空気を、ヒータコア２６を迂回させて下流側へ流す空気バイパス通路３５が形成されている。

室内蒸発器２０の送風空気流れ下流側であって、かつ、ヒータコア２６の送風空気流れ上流側には、室内蒸発器２０通過後の送風空気のうち、ヒータコア２６を通過させる風量割合を調整するエアミックスドア３４が配置されている。

また、ヒータコア２６の送風空気流れ下流側には、ヒータコア２６にて加熱された送風空気と空気バイパス通路３５を通過してヒータコア２６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、混合空間にて混合された送風空気（空調風）を、空調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、乗員の足元に向けて空調風を吹き出すフット開口穴、および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（いずれも図示せず）が設けられている。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の送風空気流れ下流側は、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（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、ヒータコア２６を通過させる風量と空気バイパス通路３５を通過させる風量との風量割合（風量比）を調整することによって、混合空間にて混合される空調風の温度が調整されて、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ことになる。

つまり、エアミックスドア３４は、加熱用熱交換器であるヒータコア２６へ流入する送風空気の風量を調整する送風量調整手段を構成しており、車室内へ送風される空調風の温度を調整する機能を果たす。なお、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、この電動アクチュエータは、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。

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、開口穴モードを切り替える開口穴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、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。なお、この電動アクチュエータも、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。

吹出口モード切替手段によって切り替えられる吹出口モードとしては、具体的に、フェイス吹出口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、フェイス吹出口とフット吹出口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、フット吹出口を全開するとともにデフロスタ吹出口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、およびフット吹出口およびデフロスタ吹出口を同程度開口して、フット吹出口およびデフロスタ吹出口の双方から空気を吹き出すフットデフロスタモードがある。

さらに、乗員が操作パネルに設けられた吹出モード切替スイッチをマニュアル操作することによって、デフロスタ吹出口を全開してデフロスタ吹出口から車両フロント窓ガラス内面に空気を吹き出すデフロスタモードとすることもできる。

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、暖房用膨張弁１３ａ、冷房用膨張弁１３ｂ、各開閉弁１５ａ〜１５ｃ、水ポンプ２７、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（内気温）Ｔｒを検出する内気温検出手段としての内気センサ、車室外温度（外気温）Ｔａｍを検出する外気温検出手段としての外気センサ、車室内へ照射される日射量Ａｓを検出する日射量検出手段としての日射センサ、圧縮機１１吐出冷媒の吐出冷媒温度Ｔｄを検出する吐出温度センサ、圧縮機１１吐出冷媒の吐出冷媒圧力（高圧側冷媒圧力）Ｐｄを検出する吐出圧力センサ、室内蒸発器２０における冷媒蒸発温度（蒸発器温度）Ｔｅｆｉｎを検出する蒸発器温度センサ、混合空間から車室内へ送風される送風空気温度ＴＡＶを検出する送風空気温度センサ、室外熱交換器１７の室外器温度Ｔｓを検出する室外熱交換器温度センサ、ヒータコア２６へ流入する温水の温度Ｔｗを検出する熱媒体温度検出手段としての温水温度センサ等が空調制御用のセンサ群が接続され、これらのセンサ群の検出信号が入力される。

なお、本実施形態の蒸発器温度センサは、室内蒸発器２０の熱交換フィン温度を検出しているが、蒸発器温度センサとして、室内蒸発器２０のその他の部位の温度を検出する温度検出手段を採用してもよいし、室内蒸発器２０を流通する冷媒の温度を検出する温度検出手段を採用してもよい。

また、本実施形態の室外熱交換器温度センサは、室外熱交換器１７の冷媒流出口における冷媒の温度を検出しているが、室外熱交換器温度センサとして、室外熱交換器１７のその他の部位の温度を検出する温度検出手段を採用してもよいし、室外熱交換器１７を流通する冷媒の温度を検出する温度検出手段を採用してもよい。

また、本実施形態では、送風空気温度ＴＡＶを検出する送風空気温度センサを設けているが、この送風空気温度ＴＡＶとして、蒸発器温度Ｔｅｆｉｎ、吐出冷媒温度Ｔｄ等に基づいて算出された値を採用してもよい。

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操作スイッチとしては、具体的に、車両用空調装置１の自動制御運転を設定あるいは解除するオートスイッチ、車室内の冷房を行うか否かを設定する冷媒スイッチ（Ａ／Ｃスイッチ）、送風機３２の風量をマニュアル設定する風量設定スイッチ、車室内設定温度Ｔｓｅｔを設定する目標温度設定手段としての温度設定スイッチ、吹出モードをマニュアル設定する吹出モード切替スイッチ等がある。

なお、本実施形態の空調制御装置４０は、その出力側に接続された各種制御対象機器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、空調制御装置４０のうち、熱媒体流量調整手段（本実施形態では、水ポンプ２７）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）が熱媒体流量制御手段４０ａを構成し、送風量調整手段（本実施形態では、エアミックスドア３４）の作動を制御する構成が送風量制御手段４０ｂを構成している。もちろん、熱媒体流量制御手段４０ａ、送風量制御手段４０ｂ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２〜図５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の作動について説明する。本実施形態の車両用空調装置１は、前述の如く、冷房モード、除湿暖房モード、さらに、暖房モードでの運転を行うことができる。これらの各運転モードの切り替えは、空調制御装置４０が予め記憶している空調制御プログラムを実行することによって切り替えられる。

図２は、空調制御プログラム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、操作パネルに設けられた車両用空調装置１のオートスイッチが投入（ＯＮ）されるとスタートする。なお、図２、図３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、メモリ、タイマ等の初期化、および、各種空調制御機器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、フラグやメモリのうち、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、操作パネルの操作信号を読み込み、続くステップＳ３では、空調制御用のセンサ群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、ステップＳ２にて読み込まれた操作信号およびステップＳ３にて読み込まれた検出信号に基づいて、車室内へ吹き出される送風空気の目標吹出温度ＴＡＯを算出する。つまり、制御ステップＳ４は、目標温度決定手段を構成している。

具体的には、ステップＳ４では、以下数式Ｆ１を用いて目標吹出温度ＴＡＯを算出する。
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車室内設定温度、Ｔｒは内気センサによって検出された車室内温度（内気温）、Ｔａｍは外気センサによって検出された外気温、Ａｓは日射センサによって検出された日射量である。また、Ｋｓｅｔ、Ｋｒ、Ｋａｍ、Ｋｓは制御ゲインであり、Ｃは補正用の定数である。

続くステップＳ５では、送風機３２の回転数（送風能力）、すなわち送風機３２の電動モータに印加するブロワモータ電圧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、ブロワモータ電圧を決定する。

より具体的には、本実施形態では、目標吹出温度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、目標吹出温度ＴＡＯが極低温域から中間温度域に向かって上昇すると、目標吹出温度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、目標吹出温度ＴＡＯが極高温域から中間温度域に向かって低下すると、目標吹出温度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、目標吹出温度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、ステップＳ２にて読み込まれた操作信号および目標吹出温度ＴＡＯに基づいて、運転モードを決定する。具体的には、ステップＳ６では、Ａ／Ｃスイッチが投入（ＯＮ）されており、かつ、目標吹出温度ＴＡＯが予め定めた冷房基準温度αよりも低くなっている場合には、運転モードを冷房モードに決定して、ステップＳ７へ進む。

また、ステップＳ６では、Ａ／Ｃスイッチが投入（ＯＮ）されており、かつ、目標吹出温度ＴＡＯが冷房基準温度α以上となっている場合には、運転モードを除湿暖房モードに決定して、ステップＳ８へ進む。

また、ステップＳ６では、Ａ／Ｃスイッチが非投入（ＯＦＦ）となっている場合には、運転モードを暖房モードに決定して、ステップＳ９へ進む。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。

続くステップＳ１０では、吸込口モード、すなわち内外気切替ドア用の電動アクチュエータに出力される制御信号を決定してステップＳ１１へ進む。具体的には、ステップＳ１０では、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、目標吹出温度ＴＡＯが極低温域となって高い冷房性能を得たい場合等には内気モードが選択される。

ステップＳ１１では、吹出口モード、すなわち吹出口モードドア駆動用の電動アクチュエータに出力される制御信号を決定してステップＳ１２へ進む。具体的には、ステップＳ１１では、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吹出口モードを決定する。本実施形態では、目標吹出温度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２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）冷房モード
まず、ステップＳ７にて実行される冷房モードについて説明する。冷房モードでは、空調制御装置４０が、暖房用膨張弁１３ａを全開状態とし、冷房用膨張弁１３ｂを減圧作用を発揮する絞り状態とし、気相冷媒通路開閉弁１５ａを閉じ、迂回通路開閉弁１５ｂを開き、暖房用開閉弁１５ｃを閉じる。

これにより、冷房モードの冷凍サイクル装置１０では、図１の白抜き矢印に示すように、圧縮機１１→（水−冷媒熱交換器１２→暖房用膨張弁１３ａ→気液分離器１４→固定絞り迂回通路１６ａ→）室外熱交換器１７→（分岐部１８ａ→逆止弁１９）→冷房用膨張弁１３ｂ→室内蒸発器２０→（合流部１８ｂ→）アキュムレータ２２→圧縮機１１の順に冷媒を循環させる冷凍サイクルが構成される。

さらに、この冷媒回路の構成で、空調制御装置４０が、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等に基づいて、その他の各種制御対象機器の冷房モードにおける制御状態（各種制御対象機器へ出力する制御信号）を決定する。

例えば、圧縮機１１の回転数Ｎｃ（冷媒吐出能力）、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２０の目標蒸発器吹出温度ＴＥＯを決定する。

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、目標蒸発器吹出温度ＴＥＯが上昇するように決定される。さらに、目標蒸発器吹出温度ＴＥＯは、室内蒸発器２０の着霜（フロスト）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蒸発器温度Ｔｅｆｉｎとの偏差に基づいて、フィードバック制御手法を用いて蒸発器温度Ｔｅｆｉｎ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。なお、圧縮機１１の回転数Ｎｃは、圧縮機１１の耐久性能から決定される最高回転数Ｎｃｍａｘ以下となるように決定される。

また、冷房用膨張弁１３ｂへ出力される制御信号については、冷房用膨張弁１３ｂへ流入する冷媒の過冷却度が、サイクルの成績係数（ＣＯＰ）が略最大となるように定められた目標過冷却度に近づくように決定される。

また、水ポンプ２７に出力される制御信号については、水ポンプ２７が予め定めた基準水圧送能力を発揮するように決定される。また、エアミックスドア３４用の電動アクチュエ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がヒータコア２６側の空気通路を閉塞し、室内蒸発器２０通過後の送風空気の全風量が空気バイパス通路３５を通過するように決定される。

従って、制御ステップＳ６にて冷房モードが選択されている際には、冷凍サイクル装置１０では、圧縮機１１の吐出口１１ｃから吐出された高圧冷媒が、水−冷媒熱交換器１２の冷媒通路へ流入する。この際、水−冷媒熱交換器１２の水通路へ流入する温水の温度が、水−冷媒熱交換器１２へ流入した高圧冷媒の温度よりも低い場合には、高圧冷媒の有する熱が温水へ放熱されて、熱媒体循環回路２５を循環する温水が加熱される。

ここで、冷房モードでは、エアミックスドア３４がヒータコア２６側の空気通路を閉塞しているので、熱媒体循環回路２５を循環する温水は、ヒータコア２６へ流入しても、殆ど送風空気と熱交換することなく、ヒータコア２６から流出する。従って、熱媒体循環回路２５を循環する温水の温度は、冷房モードの開始後、高圧冷媒の温度と同等となるまで上昇する。

そして、熱媒体循環回路２５を循環する温水の温度が、高圧冷媒の温度と同等となるまで上昇した際には、高圧冷媒は水−冷媒熱交換器１２へ流入しても、殆ど温水と熱交換することなく、水−冷媒熱交換器１２から流出する。水−冷媒熱交換器１２の冷媒通路から流出した冷媒は、暖房用膨張弁１３ａが全開状態となっているので、暖房用膨張弁１３ａにて減圧されることなく気液分離器１４へ流入する。

この際、水−冷媒熱交換器１２にて、冷媒と温水は殆ど熱交換しないので、気液分離器１４へ流入する冷媒は気相冷媒となる。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口から流出していく。さらに、気相冷媒通路開閉弁１５ａが閉じているので、気液分離器１４の気相冷媒流出口から気相冷媒が流出することはない。

気液分離器１４の液相冷媒流出口から流出した気相冷媒は、迂回通路開閉弁１５ｂが開いているので、固定絞り迂回通路１６ａを介して、室外熱交換器１７へ流入する。室外熱交換器１７へ流入した冷媒は、室外熱交換器１７にて、送風ファンから送風された外気と熱交換して放熱する。

室外熱交換器１７から流出した冷媒は、暖房用開閉弁１５ｃが閉じているので、分岐部１８ａを介して、冷房用膨張弁１３ｂへ流入して低圧冷媒となるまで減圧される。冷房用膨張弁１３ｂにて減圧された冷媒は、室内蒸発器２０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。これにより、送風空気が冷却される。

室内蒸発器２０から流出した冷媒は、合流部１８ｂを介してアキュムレータ２２へ流入して気液分離される。アキュムレータ２２にて分離された気相冷媒は、圧縮機１１の低圧吸入口１１ａへ吸入されて再び圧縮される。

以上の如く、冷房モードでは、室内蒸発器２０にて冷却された送風空気を車室内へ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
次に、ステップＳ８にて実行される除湿暖房モードについて説明する。除湿暖房モードでは、空調制御装置４０が、暖房用膨張弁１３ａおよび冷房用膨張弁１３ｂを全開状態あるいは絞り状態とし、気相冷媒通路開閉弁１５ａを閉じ、迂回通路開閉弁１５ｂを開き、暖房用開閉弁１５ｃを閉じる。

これにより、除湿暖房モードの冷凍サイクル装置１０では、図１の斜線ハッチング付き矢印に示すように、圧縮機１１→水−冷媒熱交換器１２→暖房用膨張弁１３ａ→（気液分離器１４→固定絞り迂回通路１６ａ→）室外熱交換器１７→（分岐部１８ａ→逆止弁１９）→冷房用膨張弁１３ｂ→室内蒸発器２０→（合流部１８ｂ→）アキュムレータ２２→圧縮機１１の順に冷媒を循環させる冷凍サイクルが構成される。つまり、除湿暖房モードでは、実質的に冷房モードと同様の順で冷媒が循環する冷凍サイクルが構成される。

さらに、この冷媒回路の構成で、空調制御装置４０が、目標吹出温度ＴＡＯ、およびセンサ群の検出信号等に基づいて、その他の各種制御対象機器の除湿暖房モードにおける制御状態を決定する。例えば、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、冷房モードと同様に決定される。

また、水ポンプ２７に出力される制御信号については、水ポンプ２７が予め定めた基準水圧送能力を発揮するように決定される。また、エアミックスドア３４用の電動アクチュエ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が空気バイパス通路３５を閉塞し、室内蒸発器２０通過後の送風空気の全風量がヒータコア２６側の空気通路を通過するように決定される。

また、暖房用膨張弁１３ａおよび冷房用膨張弁１３ｂについては、目標吹出温度ＴＡＯに応じて変更している。具体的には、空調制御装置４０は、目標吹出温度ＴＡＯの上昇に伴って、暖房用膨張弁１３ａの絞り開度を減少させるとともに、冷房用膨張弁１３ｂの絞り開度を増加させる。

従って、制御ステップＳ６にて除湿暖房モードが選択されている際には、冷凍サイクル装置１０では、目標吹出温度ＴＡＯに応じて、以下に説明する第１モードから第４モードの４段階の運転モードが実行されることになる。

（ｂ−１）第１モード
第１モードは、除湿暖房モード時に、目標吹出温度ＴＡＯが冷房基準温度α以上、かつ、予め定めた第１基準温度α１以下となっている場合に実行される。

第１モードでは、空調制御装置４０が、暖房用膨張弁１３ａの絞り開度を全開とし、冷房用膨張弁１３ｂを絞り状態とする。従って、第１モードでは、冷凍サイクル装置１０のサイクル構成が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がヒータコア２６側の空気通路を全開としているので、室内蒸発器２０にて冷却された送風空気をヒータコア２６にて再加熱することができる。

従って、第１モード時には、室内蒸発器２０にて冷却されて除湿された送風空気を、ヒータコア２６にて再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行うことができる。

（ｂ−２）第２モード
第２モードは、除湿暖房モード時に、目標吹出温度ＴＡＯが第１基準温度α１より高く、かつ、予め定めた第２基準温度α２以下となった場合に実行される。

第２モードでは、空調制御装置４０が、暖房用膨張弁１３ａを絞り状態とし、冷房用膨張弁１３ｂの絞り開度を第１モード時よりも増加させる。この際、暖房用膨張弁１３ａの絞り開度は、暖房用膨張弁１３ａから流出した冷媒の飽和温度（凝縮温度）が外気温Ｔａｍより高くなるように決定される。

従って、第２モード時には、第１モードと同様に、室内蒸発器２０にて冷却されて除湿された送風空気を、ヒータコア２６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行うことができる。

さらに、第２モードでは、空調制御装置４０が、暖房用膨張弁１３ａを絞り状態としているので、第１モードに対して、室外熱交換器１７へ流入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１７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１７における冷媒の放熱量を低減できる。

その結果、第１モードに対して、サイクルを循環する冷媒循環流量を増加させることなく、水−冷媒熱交換器１２における冷媒圧力を上昇させて水−冷媒熱交換器１２にて加熱された温水の温度を上昇させることができるので、第１モードよりもヒータコア２６から吹き出される温度を上昇させることができる。

（ｂ−３）第３モード
第３モードは、除湿暖房モード時に、目標吹出温度ＴＡＯが第２基準温度α２より高く、かつ、予め定めた第３基準温度α３以下となった場合に実行される。

第３モードでは、空調制御装置４０が、暖房用膨張弁１３ａの絞り開度を第２モード時よりも減少させ、冷房用膨張弁１３ｂの絞り開度を第２モード時よりも増加させる。この際、暖房用膨張弁１３ａの絞り開度は、暖房用膨張弁１３ａから流出した冷媒の飽和温度（蒸発温度）が外気温Ｔａｍより低くなるように決定される。

従って、第３モード時には、第１、第２モードと同様に、室内蒸発器２０にて冷却されて除湿された送風空気を、ヒータコア２６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行うことができる。

さらに、第３モードでは、空調制御装置４０が、暖房用膨張弁１３ａの絞り開度を減少させることによって、室外熱交換器１７を蒸発器として機能させるので、冷媒が室外熱交換器１７にて吸熱した熱をヒータコア２６にて送風空気へ放熱させることができる。従って、第２モードよりもヒータコア２６から吹き出される温度を上昇させることができる。

その結果、第２モードに対して、サイクルを循環する冷媒循環流量を増加させることなく、水−冷媒熱交換器１２における冷媒圧力を上昇させて水−冷媒熱交換器１２にて加熱された温水の温度を上昇させることができるので、第２モードよりもヒータコア２６から吹き出される温度を上昇させることができる。

（ｂ−４）第４モード
第４モードは、除湿暖房モード時に、目標吹出温度ＴＡＯが第３基準温度α３より高くなった場合に実行される。第４モードでは、空調制御装置４０が、暖房用膨張弁１３ａの絞り開度を第３モード時よりも減少させ、冷房用膨張弁１３ｂを全開とする。

従って、第４モード時には、第１〜第３モードと同様に、室内蒸発器２０にて冷却されて除湿された送風空気を、ヒータコア２６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行うことができる。

さらに、第４モードでは、第３モードと同様に、室外熱交換器１７を蒸発器として機能させるとともに、第３モードよりも暖房用膨張弁１３ａの絞り開度を縮小させているので、室外熱交換器１７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モードよりも室外熱交換器１７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１７における冷媒の吸熱量を増加させることができる。

その結果、第３モードに対して、サイクルを循環する冷媒循環流量を増加させることなく、水−冷媒熱交換器１２における冷媒圧力を上昇させて水−冷媒熱交換器１２にて加熱された温水の温度を上昇させることができるので、第３モードよりもヒータコア２６から吹き出される温度を上昇させることができる。

以上の如く、除湿暖房モードでは、目標吹出温度ＴＡＯに応じて第１〜第４モードへ切り替えることで、室内蒸発器２０にて冷却されて除湿された送風空気を、ヒータコア２６にて適切な温度となるまで再加熱して、車室内の適切な除湿暖房を行うことができる。

（ｃ）暖房モード
次に、図３、図４を用いて、ステップＳ９にて実行される暖房モードについて説明する。なお、図３は、図２で説明したメインルーチンのサブルーチンとして実行される制御処理を示すフローチャートである。

まず、図３のステップＳ９１では、その他の各種制御対象機器の暖房モードにおける制御状態が決定される。具体的には、暖房用膨張弁１３ａを絞り状態とし、冷房用膨張弁１３ｂを全閉とし、気相冷媒通路開閉弁１５ａを開き、迂回通路開閉弁１５ｂを閉じ、暖房用開閉弁１５ｃを開く。

これにより、暖房モードの冷凍サイクル装置１０では、図１の黒塗り矢印に示すように、圧縮機１１→水−冷媒熱交換器１２→暖房用膨張弁１３ａ→気液分離器１４→中間圧固定絞り１６→室外熱交換器１７（→アキュムレータ側通路２１）→アキュムレータ２２→圧縮機１１の順に冷媒が循環するとともに、気液分離器１４の気相冷媒流出口から圧縮機１１の中間圧吸入口１１ｂへ中間圧の気相冷媒を流入させる、ガスインジェクションサイクルが構成される。

さらに、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、水−冷媒熱交換器１２における目標冷媒圧力ＴＰｄを決定する。

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、目標冷媒圧力ＴＰｄが上昇するように決定する。従って、目標吹出温度ＴＡＯの上昇に伴って、圧縮機１１の回転数Ｎｃも増加することになる。

そして、この目標冷媒圧力ＴＰｄと吐出圧力センサによって検出された吐出冷媒圧力Ｐｄとの偏差に基づいて、フィードバック制御手法を用いて吐出冷媒圧力Ｐｄが目標冷媒圧力ＴＰｄに近づくように、圧縮機１１の回転数Ｎｃが決定される。なお、圧縮機１１の回転数Ｎｃは、冷房モード等と同様に、圧縮機１１の耐久性能から決定される最高回転数Ｎｃｍａｘ以下となるように決定される。

また、暖房用膨張弁１３ａへ出力される制御信号については、暖房用膨張弁１３ａへ流入する冷媒の過冷却度が、ＣＯＰが略最大となるように定められた目標過冷却度に近づくように決定される。

また、水ポンプ２７に出力される制御信号については、水ポンプ２７が予め定めた基準水圧送能力を発揮するように決定される。また、エアミックスドア３４用の電動アクチュエ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が空気バイパス通路３５を閉塞し、室内蒸発器２０通過後の送風空気の全風量がヒータコア２６側の空気通路を通過するように決定される。

次に、図３のステップＳ９２では、現在の圧縮機１１の回転数Ｎｃが最高回転数Ｎｃｍａｘとなっているか否か、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Ｓ９２にて、Ｎｃ＝Ｎｃｍａｘとなっていない場合には、ステップＳ９３へ進み、通常暖房制御が実行される。一方、ステップＳ９２にて、Ｎｃ＝Ｎｃｍａｘとなっている場合には、ステップＳ９４へ進み、強暖房制御が実行される。

ステップＳ９３の通常暖房制御では、ステップＳ９１にて決定された各種制御対象機器の制御状態が変更されることなくステップＳ１０へ戻る。つまり、ステップＳ９３の通常暖房制御は、圧縮機１１の回転数Ｎｃを調整することによって送風空気温度ＴＡＶを目標吹出温度ＴＡＯに近づけることができる場合に、暖房用膨張弁１３ａの弁開度を調整してサイクルのＣＯＰを略最大に近づけるように実行される制御である。

ステップＳ９４の強暖房制御では、ステップＳ９１にて決定された水ポンプ２７の水圧送能力（回転数）を予め定めた所定量減少させてステップＳ１０へ戻る。つまり、ステップＳ９４の強暖房制御は、外気温が極低温となった場合のように、圧縮機１１の回転数Ｎｃを調整することによって送風空気温度ＴＡＶを目標吹出温度ＴＡＯに近づけることができない場合に実行される制御である。

換言すると、強暖房制御は、送風空気温度ＴＡＶが目標吹出温度ＴＡＯより低くなっている際に、圧縮機１１の回転数Ｎｃを調整することなく、送風空気温度ＴＡＶが目標吹出温度ＴＡＯに近づくように、水−冷媒熱交換器１２へ流入する温水の流量を低下させる制御である。

暖房モードでは、以上の制御処理が実行されるので、冷凍サイクル装置１０では、図４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４では、通常暖房制御時の冷媒の状態の変化を太実線で示し、通常暖房制御から強暖房制御へ移行した際の冷媒の状態の変化を太破線で示している。

まず、暖房モードの通常暖房制御が実行されると、冷凍サイクル装置１０では、図４のモリエル線図の実線で示すように冷媒の状態が変化する。具体的には、圧縮機１１の吐出口１１ｃから吐出された高温高圧冷媒（図４のａ点）が、水−冷媒熱交換器１２へ流入し、熱媒体循環回路２５を循環する温水と熱交換して放熱する（図４のａ点→ｂ点）。これにより、温水が加熱される。

さらに、暖房モードでは、エアミックスドア３４がヒータコア２６側の空気通路を全開としているので、加熱された温水がヒータコア２６へ流入することにより、室内蒸発器２０通過後の送風空気が加熱される。

水−冷媒熱交換器１２から流出した冷媒は、暖房用膨張弁１３ａへ流入して中間圧冷媒となるまで減圧される。（図４のｂ点→ｃ１点）。暖房用膨張弁１３ａにて減圧された中間圧冷媒は、気液分離器１４へ流入して気液分離される（図４のｃ１点→ｃ２点、ｃ１点→ｃ３点）。

気液分離器１４にて分離された気相冷媒（図４のｃ２点）は、気相冷媒通路開閉弁１５ａが開いているので、圧縮機１１の中間圧吸入口１１ｂから吸入されて、低段側圧縮機構から吐出された中間圧冷媒（図４のａ１点）と合流して（図４のｃ２点→ａ２点、ａ１点→ａ２点）、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、迂回通路開閉弁１５ｂが閉じているので、気液分離器１４の液相冷媒流出口から中間圧固定絞り１６側へ流入し、中間圧固定絞り１６にて低圧冷媒となるまで減圧される（図４のｃ３点→ｃ４点）。中間圧固定絞り１６から流出した冷媒は、室外熱交換器１７へ流入して、送風ファンから送風された外気から吸熱して蒸発する（図４のｃ４点→ｄ点）。

室外熱交換器１７から流出した冷媒は、暖房用開閉弁１５ｃが開いているので、分岐部１８ａおよびアキュムレータ側通路２１を介して、アキュムレータ２２へ流入して気液分離される。アキュムレータ２２にて分離された気相冷媒は、冷房モードと同様に、圧縮機１１の低圧吸入口１１ａ（図４のｅ点）へ吸入されて再び圧縮される。

なお、図４においてｄ点とｅ点が異なっている理由は、アキュムレータ２２から圧縮機１１の低圧吸入口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、ｄ点とｅ点が一致していることが望ましい。

従って、通常暖房制御では、水−冷媒熱交換器１２にて加熱された温水をヒータコア２６へ供給することで、ヒータコア２６にて送風空気を加熱することができる。そして、加熱された送風空気を車室内へ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、通常暖房制御では、暖房用膨張弁１３ａの弁開度を制御することによって、ＣＯＰを略最大に近づけることができる。

次に、強暖房制御について説明する。なお、図４では、強暖房制御時の冷媒の状態の符号として、通常暖房制御時の同様の状態の冷媒の符号に「’」をつけて示している。前述の如く、強暖房制御が実行されると、水ポンプ２７の水圧送能力（回転数）を予め定めた所定量分減少させる。

これにより、通常暖房制御時に対して、水−冷媒熱交換器１２へ流入する温水の流量が減少し、水−冷媒熱交換器１２にて温水が冷媒から吸熱する吸熱量、すなわち、水−冷媒熱交換器１２にて冷媒が温水に放熱する放熱量が減少する。このため、冷凍サイクル装置１０のサイクルバランスが、水−冷媒熱交換器１２における冷媒圧力が上昇するようにバランスする（図４のａ’点、ｂ’点）。

従って、強暖房制御では、通常暖房制御時に対して、サイクルを循環する冷媒循環流量を増加させることなく、水−冷媒熱交換器１２における冷媒圧力を上昇させて水−冷媒熱交換器１２にて加熱された温水の温度を上昇させることができる。これにより、通常暖房制御時よりもヒータコア２６へ流入する温水の温度を上昇させて、ヒータコア２６にて加熱される送風空気の温度を上昇させることができる。

本発明者らの検討によれば、本実施形態の車両用空調装置１では、図５のグラフに示すように、強暖房制御時に、水−冷媒熱交換器１２へ流入させる温水の流量（温水流量）を通常暖房制御時の５％〜１５％程度に減少させることで、ヒータコア２６における送風空気の加熱能力が上昇することが判っている。

以上の如く、暖房モードでは、圧縮機１１の回転数Ｎｃに応じて、通常暖房制御および強暖房制御を切り替えることで、ヒータコア２６にて送風空気を適切な温度となるまで加熱して、車室内の適切な暖房を行うことができる。

本実施形態の車両用空調装置１によれば、以上説明したように、冷凍サイクル装置１０の冷媒回路を切り替えることによって、車室内の冷房、除湿暖房、および暖房を行うことができ、車室内の快適な空調を実現することができる。

さらに、本実施形態の車両用空調装置１では、暖房モード時に冷凍サイクル装置１０がガスインジェクションサイクルを構成している。これにより、中間圧冷媒を圧縮機１１にて昇圧過程の冷媒に合流させない通常の蒸気圧縮式の冷凍サイクルよりも、水−冷媒熱交換器１２へ流入する冷媒の圧力を比較的高圧となるまで上昇させて、水−冷媒熱交換器１２へ流入した温水を比較的高温となるまで加熱することができる。

従って、圧縮機１１の回転数Ｎｃ（冷媒吐出能力）等を調整することによって、水−冷媒熱交換器１２にて加熱される熱媒体の温度を容易に調整することができ、ヒータコア２６にて温水と熱交換して加熱される送風空気の温度についても容易に調整することができる。

つまり、本実施形態の車両用空調装置１によれば、冷凍サイクル装置１０によって加熱された温水（熱媒体）を熱源として車室内へ送風される送風空気を所望の温度となるまで適切に加熱することができる。

また、本実施形態の車両用空調装置１では、室内空調ユニット３０として、前述した車両走行用の駆動力をエンジンから得る通常の車両に適用される車両用空調装置用の室内空調ユニットと同様の構成のものを採用することができるので、車両用空調装置１の製造コストの低減を図ることができる。

また、本実施形態の車両用空調装置１では、熱媒体循環回路２５に熱媒体流量調整手段としての水ポンプ２７が設けられているので、暖房モードの強暖房制御で説明したように、水−冷媒熱交換器１２へ流入する温水の流量を調整することによって、ヒータコア２６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。その結果、送風空気をより一層適切に加熱することができる。

（第２実施形態）
本実施形態では、第１実施形態に対して、図６の全体構成図に示すように、熱媒体循環回路２５の構成を変更した例を説明する。なお、図６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、本実施形態の熱媒体循環回路２５には、第１実施形態に対して、熱媒体バイパス通路２８および三方式の流量調整弁２９が追加されている。

熱媒体バイパス通路２８は、水ポンプ２７から圧送された温水を、水−冷媒熱交換器１２を迂回させてヒータコア２６の上流側へ導く熱媒体配管で構成されている。

流量調整弁２９は、水ポンプ２７から圧送された温水のうち、水−冷媒熱交換器１２へ流入させる温水の流量と熱媒体バイパス通路２８へ流入させる温水の流量との流量比を調整する流量比調整手段（熱媒体流量調整手段）である。さらに、流量調整弁２９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電動式の流量調整弁である。その他の構成は第１実施形態と同様である。

次に、上記構成における本実施形態の作動について説明する。本実施形態の車両用空調装置１では、水ポンプ２７に出力される制御信号については、いずれの運転モードにおいても、水ポンプ２７が予め定めた基準水圧送能力を発揮するように決定される。

さらに、冷房モード、除湿暖房モード、および暖房モードの通常暖房制御時には、空調制御装置４０が、水ポンプ２７から圧送された温水の全流量を水−冷媒熱交換器１２へ流入させるように流量調整弁２９の作動を制御する。

これにより、冷房モード、除湿暖房モード、および暖房モードの通常暖房制御時の熱媒体循環回路２５では、図６の太実線矢印に示すように、水ポンプ２７（→流量調整弁２９）→水−冷媒熱交換器１２→ヒータコア２６→水ポンプ２７の順に温水が循環する。

また、暖房モードの強暖房制御時には、空調制御装置４０が、水ポンプ２７から圧送された温水のうち、予め定めた基準流量の温水を水−冷媒熱交換器１２へ流入させるとともに、残余の温水を熱媒体バイパス通路２８へ流入させるように流量調整弁２９の作動を制御する。

これにより、暖房モードの強暖房制御時の熱媒体循環回路２５では、図６の太破線矢印に示すように、水ポンプ２７（→流量調整弁２９）→水−冷媒熱交換器１２→ヒータコア２６→水ポンプ２７の順に温水が循環するとともに、水ポンプ２７（→流量調整弁２９→熱媒体バイパス通路２８）→ヒータコア２６→水ポンプ２７の順に温水が循環する。

つまり、本実施形態では、暖房モードの強暖房制御時に、流量調整弁２９が流量比を調整することによって、水ポンプ２７の水圧送能力を低下させることなく、水−冷媒熱交換器１２へ流入する温水の流量を低下させることができる。その他の作動は第１実施形態と同様である。従って、本実施形態の車両用空調装置１においても、第１実施形態と同様の効果を得ることができる。

ここで、第１実施形態の暖房モードの強暖房制御では、水ポンプ２７の水圧送能力を低下させることによって、水−冷媒熱交換器１２へ流入させる温水の流量を低下させている。従って、第１実施形態の強暖房制御では、ヒータコア２６へ流入する温水の流量も低下する。

さらに、ヒータコア２６のような全パスタイプのタンクアンドチューブ型の熱交換器では、内部へ流入する温水の流量が低下してしまうと、分配用のタンクから各チューブへ分配される温水量が不均一となり、ヒータコア２６から吹き出される送風空気の温度分布が拡大してしまうおそれがある。

これに対して、本実施形態の車両用空調装置１では、通常暖房制御から強暖房制御へ切り替えても、水ポンプ２７の水圧送能力が低下せず、ヒータコア２６へ流入する温水の流量が低下してしまうことがない。

従って、本実施形態の車両用空調装置１によれば、図７のグラフに示すように、水−冷媒熱交換器１２へ流入する温水の流量とヒータコア２６へ流入する温水の流量が一致する車両用空調装置（以下、比較用車両用空調装置という。）に対して、温度分布が拡大してしまうことを抑制できる。なお、図７の縦軸に示す最大温度差は、強暖房制御時にヒータコア２６から吹き出された直後の送風空気の最高温度から最低温度を減算した温度差である。

さらに、本実施形態の車両用空調装置１では、比較用車両用空調装置に対して、ヒータコア２６へ流入する温水の流量が増加するので、水−冷媒熱交換器１２へ流入させる温水の流量を適切に調整することで、比較用車両用空調装置よりもヒータコア２６における送風空気の加熱能力を上昇させることができる。

本発明者らの検討によれば、本実施形態の車両用空調装置１では、図８のグラフに示すように、強暖房制御時に、水−冷媒熱交換器１２へ流入させる温水の流量（温水流量）を通常暖房制御時の１３％〜１７％程度に減少させることによって、ヒータコア２６における送風空気の加熱能力が比較用車両用空調装置よりも上昇することが判っている。

（第３実施形態）
本実施形態では、第２実施形態に対して、図９の全体構成図に示すように、三方式の流量調整弁２９を廃止して、熱媒体バイパス通路２８に熱媒体用開閉弁２９ａおよび熱媒体用絞り機構２９ｂを配置した例を説明する。具体的には、熱媒体用開閉弁２９ａは、熱媒体バイパス通路２８を開閉する電磁弁であって、空調制御装置４０から出力される制御電圧によって、その開閉作動が制御される。

熱媒体用絞り機構２９ｂは、熱媒体バイパス通路２８を流通する熱媒体に所定の通路抵抗を生じさせるもので、オリフィス等を採用することができる。さらに、本実施形態では、熱媒体用絞り機構２９ｂとして、熱媒体用開閉弁２９ａが熱媒体バイパス通路２８を開いた際に、水−冷媒熱交換器１２へ流入する温水の流量が第２実施形態と同等の基準流量となるように設定されたものを採用している。

さらに、本実施形態の車両用空調装置１では、冷房モード、除湿暖房モード、および暖房モードの通常暖房制御時には、空調制御装置４０が熱媒体用開閉弁２９ａを閉じる。これにより、冷房モード、除湿暖房モード、および暖房モードの通常暖房制御時の熱媒体循環回路２５では、図９の太実線矢印に示すように、第２実施形態の冷房モード、除湿暖房モード、および暖房モードの通常暖房制御時と同様に熱媒体が循環する。

また、暖房モードの強暖房制御時には、空調制御装置４０が熱媒体用開閉弁２９ａを開く。これにより、暖房モードの強暖房制御時の熱媒体循環回路２５では、図９の太破線矢印に示すように、第２実施形態の暖房モードの強暖房制御時と同様に熱媒体が循環する。

これにより、強暖房制御時には、通常暖房制御時よりも水−冷媒熱交換器１２へ流入する温水流量が低下する。従って、本実施形態では、熱媒体用開閉弁２９ａが、流量比調整手段（熱媒体流量調整手段）を構成している。

その他の構成および作動は第２実施形態と同様である。従って、本実施形態の車両用空調装置１においても、第２実施形態と同様の効果を得ることができる。さらに、第２実施形態のように三方式の流量調整弁２９を採用する場合に対して、簡素な構成でヒータコア２６から吹き出される送風空気の温度分布が拡大してしまうことを抑制できる。

なお、本実施形態では、熱媒体バイパス通路２８に熱媒体用絞り機構２９ｂを配置した例を説明したが、熱媒体用開閉弁２９ａが熱媒体バイパス通路２８を開いた際に、第２実施形態と同様に水−冷媒熱交換器１２へ流入する温水の流量を低下させることができれば、熱媒体用絞り機構２９ｂを廃止してもよい。

例えば、熱媒体用絞り機構２９ｂを廃止し、さらに、熱媒体用開閉弁２９ａとして、熱媒体バイパス通路２８を開いた際に、熱媒体用絞り機構２９ｂと同等の通路抵抗を生じさせるものを採用してもよい。また、熱媒体用絞り機構２９ｂを廃止し、さらに、熱媒体バイパス通路２８を形成する熱媒体配管の管径を調整することによって、熱媒体用絞り機構２９ｂと同等の通路抵抗を生じ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、図１０の全体構成図に示すように、熱媒体循環回路２５の構成を変更した例を説明する。具体的には、本実施形態の熱媒体循環回路２５には、第１実施形態に対して、熱媒体バイパス通路２８、第２実施形態と同様の三方式の流量調整弁２９、第３実施形態と同様の熱媒体用開閉弁２９ａおよび補助ヒータコア２６ａが追加されている。

本実施形態の熱媒体バイパス通路２８は、水ポンプ２７から圧送された温水を、水−冷媒熱交換器１２を迂回させて流量調整弁２９の入口側へ導く熱媒体配管で構成されている。また、本実施形態の流量調整弁２９は、水ポンプ２７の吐出口側とヒータコア２６の温水入口側とを接続し、さらに、水−冷媒熱交換器１２の温水出口側とヒータコア２６の温水入口側とを接続するように配置されている。

また、本実施形態の水−冷媒熱交換器１２の温水流れ下流側には、熱媒体用開閉弁２９ａを介して、補助ヒータコア２６ａの温水入口側も接続されている。補助ヒータコア２６ａは、室内空調ユニット３０のケーシング３１内のうちヒータコア２６の送風空気流れ下流側に配置されて、内部を流通する温水とヒータコア２６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補助加熱用熱交換器である。

さらに、この補助ヒータコア２６ａは、ヒータコア２６と同様の全パスタイプのタンクアンドチューブ型の熱交換器で構成されている。さらに、ヒータコア２６の温水出口側と補助ヒータコア２６ａの温水出口側は、いずれも水ポンプ２７の吸入側に接続されている。その他の構成は第１実施形態と同様である。

次に、上記構成における本実施形態の作動について説明する。本実施形態の車両用空調装置１では、水ポンプ２７に出力される制御信号については、いずれの運転モードにおいても、水ポンプ２７が予め定めた基準水圧送能力を発揮するように決定される。

さらに、冷房モード、除湿暖房モード、および暖房モードの通常暖房制御時には、空調制御装置４０が、水−冷媒熱交換器１２の温水出口側とヒータコア２６の温水入口側とを接続するように流量調整弁２９の作動を制御するとともに、熱媒体用開閉弁２９ａを閉じる。

これにより、冷房モード、除湿暖房モード、および暖房モードの通常暖房制御時の熱媒体循環回路２５では、図１１の太実線矢印で示すように、水ポンプ２７→水−冷媒熱交換器１２（→流量調整弁２９）→ヒータコア２６→水ポンプ２７の順に温水が循環する。この際、水ポンプ２７から圧送される温水流量をＧＷ１とすると、水−冷媒熱交換器１２を流通を流通する温水流量およびヒータコア２６を流通する温水流量はＧＷ１となる。

また、暖房モードの強暖房制御時には、空調制御装置４０が、水ポンプ２７の温水吐出口側とヒータコア２６の温水入口側とを接続するように流量調整弁２９の作動を制御するとともに、熱媒体用開閉弁２９ａを開く。

これにより、暖房モードの強暖房制御時の熱媒体循環回路２５では、図１２の太破線矢印で示すように、水ポンプ２７→水−冷媒熱交換器１２（→熱媒体用開閉弁２９ａ）→補助ヒータコア２６ａ→水ポンプ２７の順に温水が循環するするとともに、水ポンプ２７（→熱媒体バイパス通路２８→流量調整弁２９）→ヒータコア２６→水ポンプ２７の順に温水が循環する。

この際、水ポンプ２７から圧送される温水流量をＧＷ１とすると、熱媒体バイパス通路２８を流通する温水流量およびヒータコア２６を流通する温水流量はＧＷ２となり、水−冷媒熱交換器１２を流通する温水流量および補助ヒータコア２６ａを流通する温水流量はＧＷ３となる。なお、図１２から明らかなように、ＧＷ２とＧＷ３との合算値はＧＷ１となる。

つまり、本実施形態の強暖房制御時には、流量調整弁２９が流量比を調整することで、水ポンプ２７の水圧送能力を低下させることなく、水−冷媒熱交換器１２へ流入する温水の流量を低下させることができる。その他の作動は第１実施形態と同様である。従って、本実施形態の車両用空調装置１においても、第１実施形態と同様の効果を得ることができる。

より詳細には、本実施形態の除湿暖房モードおよび暖房モードの通常暖房制御では、ヒータコア２６にて、第１実施形態と同様に送風空気を加熱することができる。また、暖房モードの強暖房制御では、第１実施形態と同様にヒータコア２６へ流入する温水の温度を上昇させて、ヒータコア２６にて加熱される送風空気の温度を上昇させることができる。

さらに、本実施形態の車両用空調装置１では、強暖房制御時に、補助ヒータコア２６ａにて、熱媒体バイパス通路２８を通過した温水とヒータコア２６通過後の送風空気とを熱交換させて送風空気を加熱している。従って、熱媒体バイパス通路２８を通過した熱媒体の有する熱を、送風空気を加熱するために有効に活用することができる。

（第５実施形態）
本実施形態では、第１実施形態に対して、図１３の全体構成図に示すように、熱媒体循環回路２５の構成を変更した例を説明する。具体的には、本実施形態の熱媒体循環回路２５には、第１実施形態に対して、第４実施形態と同様の熱媒体バイパス通路２８、第２実施形態と同様の三方式の流量調整弁２９、および第４実施形態と同様の補助ヒータコア２６ａが追加されている。

本実施形態の熱媒体バイパス通路２８は、水ポンプ２７から圧送された温水を、水−冷媒熱交換器１２を迂回させて流量調整弁２９の入口側へ導く熱媒体配管で構成されている。また、本実施形態の流量調整弁２９は、水ポンプ２７の吐出口側と補助ヒータコア２６ａの温水入口側とを接続し、さらに、ヒータコア２６の温水出口側と補助ヒータコア２６ａの温水入口側とを接続するように配置されている。

また、本実施形態の水−冷媒熱交換器１２の温水流れ下流側には、ヒータコア２６の温水入口側が接続されている。その他の構成は第１実施形態と同様である。

次に、上記構成における本実施形態の作動について説明する。本実施形態の車両用空調装置１では、水ポンプ２７に出力される制御信号については、いずれの運転モードにおいても、水ポンプ２７が予め定めた基準水圧送能力を発揮するように決定される。

さらに、冷房モード、除湿暖房モード、および暖房モードの通常暖房制御時には、空調制御装置４０が、水ポンプ２７から圧送された温水の全流量を水−冷媒熱交換器１２へ流入させるように流量調整弁２９の作動を制御する。

これにより、冷房モード、除湿暖房モード、および暖房モードの通常暖房制御時の熱媒体循環回路２５では、図１４の太実線矢印で示すように、水ポンプ２７→水−冷媒熱交換器１２→ヒータコア２６（→流量調整弁２９）→補助ヒータコア２６ａ→水ポンプ２７の順に温水が循環する。

この際、水ポンプ２７から圧送される温水流量をＧＷ１とすると、水−冷媒熱交換器１２を流通する温水流量、ヒータコア２６を流通する温水流量、および補助ヒータコア２６ａを流通する温水流量はＧＷ１となる。

また、暖房モードの強暖房制御時には、空調制御装置４０が、水ポンプ２７から圧送された温水のうち、予め定めた基準流量の温水を水−冷媒熱交換器１２へ流入させるとともに、残余の温水を熱媒体バイパス通路２８へ流入させるように流量調整弁２９の作動を制御する。

これにより、暖房モードの強暖房制御時の熱媒体循環回路２５では、図１５の模式的な説明図に太破線矢印で示すように、水ポンプ２７→水−冷媒熱交換器１２→ヒータコア２６（→流量調整弁２９）→補助ヒータコア２６ａ→水ポンプ２７の順に温水が循環するするとともに、水ポンプ２７（→熱媒体バイパス通路２８→流量調整弁２９）→補助ヒータコア２６ａ→水ポンプ２７の順に温水が循環する。

この際、水ポンプ２７から圧送される温水流量をＧＷ１とすると、熱媒体バイパス通路２８を流通する温水流量はＧＷ２となり、水−冷媒熱交換器１２を流通する温水流量およびヒータコア２６を流通する温水流量はＧＷ２となり、補助ヒータコア２６ａを流通する温水流量はＧＷ１となる。なお、図１５から明らかなように、ＧＷ２とＧＷ３との合算値はＧＷ１となる。

つまり、本実施形態の強暖房制御時には、流量調整弁２９が流量比を調整することで、水ポンプ２７の水圧送能力を低下させることなく、水−冷媒熱交換器１２へ流入する温水の流量を低下させることができる。その他の作動は第１実施形態と同様である。従って、本実施形態の車両用空調装置１においても、第１実施形態と同様の効果を得ることができる。

より詳細には、本実施形態の除湿暖房モードおよび暖房モードの通常暖房制御では、ヒータコア２６および補助ヒータコア２６ａにて、送風空気を加熱することができる。また、暖房モードの強暖房制御では、第１実施形態と同様にヒータコア２６へ流入する温水の温度を上昇させて、ヒータコア２６にて加熱される送風空気の温度を上昇させることができる。

さらに、本実施形態の車両用空調装置１では、強暖房制御時に、補助ヒータコア２６ａにて、流量調整弁２９から流出した温水とヒータコア２６通過後の送風空気とを熱交換させて送風空気を加熱している。従って、熱媒体バイパス通路２８を通過した熱媒体の有する熱を、送風空気を加熱するために有効に活用することができる。

また、本実施形態の車両用空調装置１では、強暖房制御時に、ヒータコア２６に対して送風空気流れ下流側に配置された補助ヒータコア２６ａへ流入する温水の流量が通常暖房制御時よりも低下してしまうことがない。従って、第２実施形態と同様に、補助ヒータコア２６ａから吹き出される送風空気の温度分布が拡大してしまうことを抑制できる。

（第６実施形態）
本実施形態では、第１実施形態に対して、暖房モードの制御態様を変更した例を説明する。具体的には、本実施形態の暖房モードの通常暖房制御は、第１実施形態と同様である。従って、空調制御装置４０は、空気バイパス通路３５を閉塞するとともにヒータコア２６側の空気通路を全開とするように送風量制御手段であるエアミックスドア３４の作動を制御する。

これにより、図１６の模式的な説明図に示すように、通常暖房制御時には、送風機３２から送風される送風空気の風量をＶａ１とすると、ヒータコア２６を通過する送風空気の風量もＶａ１となる。

また、暖房モードの強暖房制御では、空調制御装置４０が、空気バイパス通路３５を予め定めた所定量開くようにエアミックスドア３４の作動を制御する。

これにより、図１７の模式的な説明図に示すように、送風機３２から送風される送風空気の風量をＶａ１とすると、ヒータコア２６を通過する送風空気の風量がＶａ２となり、空気バイパス通路３５通過する送風空気の風量がＶａ３となる。なお、図１７から明らかなように、Ｖａ２とＶａ３との合算値はＶａ１となる。

つまり、本実施形態の強暖房制御時には、エアミックスドア３４が風量割合を調整してヒータコア２６へ流入する送風空気の風量を低下させている。その他の車両用空調装置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、本実施形態の車両用空調装置１においても、第１実施形態と同様に、車室内の快適な空調を実現することができる。

より詳細には、本実施形態の暖房モードの強暖房制御では、エアミックスドア３４がヒータコア２６へ流入する送風空気の風量を低下させるので、ヒータコア２６における温水の放熱量が減少し、ヒータコア２６から流出して再び水−冷媒熱交換器１２へ流入する温水の温度が上昇する。

これにより、水−冷媒熱交換器１２における温水と高圧冷媒との温度差が減少し、高圧冷媒の放熱量も減少する。このため、冷凍サイクル装置１０のサイクルバランスが、水−冷媒熱交換器１２における冷媒圧力が上昇するようにバランスし、通常暖房制御時よりも水−冷媒熱交換器１２にて加熱された温水の温度を上昇させることができる。

従って、強暖房制御では、通常暖房制御時よりもヒータコア２６へ流入する温水の温度を上昇させて、ヒータコア２６にて加熱される送風空気の温度を上昇させることができる。

つまり、本実施形態の強暖房制御では、外気温が極低温となった場合のように、圧縮機１１の回転数Ｎｃを調整することによって送風空気温度ＴＡＶを目標吹出温度ＴＡＯに近づけることができない場合に、送風空気温度ＴＡＶが目標吹出温度ＴＡＯに近づくようにエアミックスドア３４がヒータコア２６へ流入する送風空気の風量を低下させている。

なお、本実施形態では、暖房モードの強暖房制御時に、エアミックスドア３４が風量割合を調整することによって、ヒータコア２６へ流入する送風空気の風量を低下させた例を説明したが、もちろん、送風機３２の送風能力（回転数）を低下させることによって、ヒータコア２６へ流入する送風空気の風量を低下させてもよい。この場合は、送風機３２が送風量制御手段となる。

（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。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。

（１）上述の実施形態では、本発明に係る空調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、本発明に係る空調装置の適用はこれに限定されない。例えば、車両走行用の駆動力をエンジンおよび走行用電動モータから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り得る車両の車両用空調装置に適用して有効である。もちろん、車両走行用の駆動力をエンジンから得る通常の車両の車両用空調装置に適用してもよい。

（２）上述の実施形態の熱媒体循環回路２５では、水ポンプ２７の吐出口側に水−冷媒熱交換器１２の温水入口側を接続した例を説明したが、熱媒体循環回路２５における水ポンプ２７、水−冷媒熱交換器１２、ヒータコア２６等の接続態様をこれに限定されない。

例えば、第１実施形態の熱媒体循環回路２５に対して、図１８に示すように、水−冷媒熱交換器１２の温水入口側に水ポンプ２７の吸入口側を接続してもよいし、第２実施形態の熱媒体循環回路２５に対して、図１９に示すように、熱媒体バイパス通路２８の温水流れ下流側に水ポンプ２７の吸入口側を接続してもよい。第３〜第５実施形態の熱媒体循環回路２５についても同様である。

（３）上述の第２実施形態等では、暖房モードの強暖房制御時にヒータコア２６へ流入させる温水の流量を低下させないことによって、ヒータコア２６にて加熱された送風空気の温度分布が拡大してしまうことを抑制した例を説明したが、送風空気の温度分布の拡大抑制はこれに限定されない。

例えば、第１実施形態のヒータコア２６として、温度分布が生じにくい構成のものを採用してもよい。具体的には、ヒータコア２６として温水とヒータコアとを熱交換させる熱交換部を複数有するものを採用し、一つの熱交換部を通過した送風空気を別の熱交換器へ流入させる構成のものや、いわゆる直行対向流タイプのものを採用してもよい。

（４）上述の実施形態では、圧縮機１１の回転数Ｎｃが最高回転数Ｎｃｍａｘとなっており、圧縮機１１の回転数Ｎｃを調整することによって送風空気温度ＴＡＶを目標吹出温度ＴＡＯに近づけることができない場合に通常暖房制御から強暖房制御へ移行させる例を説明したが、通常暖房制御から強暖房制御への移行はこれに限定されない。

つまり、通常暖房制御では、送風空気温度ＴＡＶが目標吹出温度ＴＡＯより低くなってしまう際に、送風空気温度ＴＡＶが目標吹出温度ＴＡＯに近づくように強暖房制御へ移行させればよい。例えば、外気温Ｔａｍ（あるいは、内外気切替装置３３からケーシング３１内へ吸い込まれた空気の温度）が予め定めた基準外気温ＫＴａｍ以下となった際に、通常暖房制御から強暖房制御へ移行させるようにすればよい。

より詳細には、第１実施形態で説明した制御では、外気温Ｔａｍが予め定めた基準外気温ＫＴａｍ以下となった際に、送風空気温度ＴＡＶが目標吹出温度ＴＡＯに近づくように、水−冷媒熱交換器１２へ流入する温水の流量を低下させてもよい。また、第６実施形態で説明した制御では、外気温Ｔａｍが予め定めた基準外気温ＫＴａｍ以下となった際に、送風空気温度ＴＡＶが目標吹出温度ＴＡＯに近づくように、ヒータコア２６へ流入する送風空気の風量を低下させてもよい。

（５）上述の第２実施家形態等では、熱媒体流量調整手段として三方式の流量調整弁を採用した例を説明したが、熱媒体流量調整手段の構成はこれに限定されない。例えば、水ポンプ２７の吐出口側から水−冷媒熱交換器１２の温水入口側との間に、冷房用膨張弁１３ｂ等と同様の構成の第１流量調整弁を配置するとともに、熱媒体バイパス通路２８にも同様の構成の第２流量調整弁を配置して、双方の流量調整弁によって熱媒体流量調整手段を構成してもよい。

（６）上述の第４、第５実施形態では、ヒータコア２６の送風空気流れ下流側（風下側）に、補助ヒータコア２６ａを配置した例を説明したが、補助ヒータコア２６ａをヒータコア２６の送風空気流れ上流側（風上側）に配置してもよい。つまり、ヒータコア２６および補助ヒータコア２６ａの配置については、ヒータコア２６における温水と送風空気との温度差および補助ヒータコア２６ａにおける温水と送風空気との温度差等を考慮し、熱交換効率が高くなる配置を採用すればよい。

（７）上述の第１実施形態等では、暖房モードの強暖房制御時に水−冷媒熱交換器１２へ流入する温水の流量を低下させ、第６実施形態では、強暖房制御時にヒータコア２６へ流入する送風空気の風量を低下させた例を説明したが、もちろん、強暖房制御時に水−冷媒熱交換器１２へ流入する温水の流量を低下させるとともに、ヒータコア２６へ流入する送風空気の風量を低下させてもよい。

この場合は、水−冷媒熱交換器１２へ流入する温水の流量を低下させた際にヒータコア２６から吹き出される送風空気の温度が上昇する速さ（温度上昇感度）と、ヒータコア２６へ流入する送風空気の風量を低下させた際にヒータコア２６から吹き出される送風空気の温度が上昇する速さ（温度上昇感度）との相違に応じて、双方の制御の優先順位を決定すればよい。

例えば、水−冷媒熱交換器１２へ流入する温水の流量を優先的に低下させた後に、ヒータコア２６へ流入する送風空気の風量を低下させるようにしてもよい。

（８）上述の実施形態では、冷媒として通常のフロン系冷媒を採用した例を説明したが、冷媒の種類はこれに限定されない。例えば、炭化水素系冷媒、二酸化炭素等を採用してもよい。さらに、上述した冷凍サイクル装置１０を高圧側冷媒圧力が冷媒の臨界圧力を超える超臨界冷凍サイクルとして構成してもよい。

１０ 冷凍サイクル装置
１１ 圧縮機
１２ 水−冷媒熱交換器
２５ 熱媒体循環回路
２６ ヒータコア
２７ 水ポンプ
２９ 流量調整弁
２９ａ 熱媒体用開閉弁

Claims (6)

1. 冷媒を圧縮して吐出する圧縮機（１１）を有し、サイクル内で生成された中間圧冷媒を前記圧縮機（１１）にて昇圧過程の冷媒に合流させる冷凍サイクル装置（１０）と、
   熱媒体を循環させる熱媒体循環回路（２５）とを備え、
   前記冷凍サイクル装置（１０）は、前記圧縮機（１１）から吐出された高圧冷媒と前記熱媒体とを熱交換させて前記熱媒体を加熱する熱媒体−冷媒熱交換器（１２）を有し、
   前記熱媒体循環回路（２５）は、空調対象空間へ送風される送風空気と前記熱媒体とを熱交換させて前記送風空気を加熱する加熱用熱交換器（２６）を有し、
   前記熱媒体循環回路（２５）には、前記熱媒体−冷媒熱交換器（１２）へ流入する熱媒体の流量を調整する熱媒体流量調整手段（２９、２９ａ）、および前記熱媒体−冷媒熱交換器（１２）を迂回させて前記熱媒体−冷媒熱交換器（１２）の下流側へ前記熱媒体を導く熱媒体バイパス通路（２８）が設けられており、
   前記熱媒体流量調整手段は、前記熱媒体−冷媒熱交換器（１２）へ流入させる熱媒体の流量と前記熱媒体バイパス通路（２８）へ流入させる熱媒体の流量との流量比を調整する流量比調整手段（２９、２９ａ）で構成されており、
   さらに、前記熱媒体流量調整手段（２９、２９ａ）の作動を制御する熱媒体流量制御手段（４０ａ）を備え、
   前記熱媒体流量制御手段（４０ａ）は、前記加熱用熱交換器（２６）にて加熱された前記送風空気の温度（ＴＡＶ）が前記送風空気の目標温度（ＴＡＯ）よりも低くなっている際に、前記送風空気の温度（ＴＡＶ）が前記目標温度（ＴＡＯ）に近づくように、前記熱媒体−冷媒熱交換器（１２）へ流入する熱媒体の流量を低下させるものであることを特徴とする空調装置。
2. 前記熱媒体流量制御手段（４０ａ）は、前記圧縮機（１１）の回転数（Ｎｃ）が予め定めた最高回転数（Ｎｃｍａｘ）となっており、かつ、前記加熱用熱交換器（２６）にて加熱された前記送風空気の温度（ＴＡＶ）が前記送風空気の目標温度（ＴＡＯ）よりも低くなっている際に、前記送風空気の温度（ＴＡＶ）が前記目標温度（ＴＡＯ）に近づくように、前記熱媒体−冷媒熱交換器（１２）へ流入する熱媒体の流量を低下させるものであることを特徴とする請求項１に記載の空調装置。
3. さらに、前記送風空気を加熱する補助加熱用熱交換器（２６ａ）を備え、
   前記補助加熱用熱交換器（２６ａ）は、前記送風空気と前記熱媒体バイパス通路（２８）を通過した熱媒体とを熱交換させるものであることを特徴とする請求項１または２に記載の空調装置。
4. 前記加熱用熱交換器（２６）へ流入する送風空気の風量を調整する送風量調整手段（３４）を備えることを特徴とする請求項１ないし３のいずれか１つに記載の空調装置。
5. 前記加熱用熱交換器（２６）は、内部に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、前記加熱用熱交換器（２６）を迂回するように前記送風空気を流通させる空気バイパス通路（３５）が形成されており、
   前記送風量調整手段は、前記加熱用熱交換器（２６）へ流入させる送風空気の風量と前記空気バイパス通路（３５）へ流入させる送風空気の風量との風量比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４に記載の空調装置。
6. 前記送風量調整手段（３４）の作動を制御する送風量制御手段（４０ｂ）とを備え、
   前記送風量制御手段（４０ｂ）は、前記加熱用熱交換器（２６）にて加熱された前記送風空気の温度（ＴＡＶ）が前記送風空気の目標温度（ＴＡＯ）よりも低くなっている際に、前記送風空気の温度（ＴＡＶ）が前記目標温度（ＴＡＯ）に近づくように、前記加熱用熱交換器（２６）へ流入する送風空気の風量を低下させるものであることを特徴とする請求項４または５に記載の空調装置。

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