JP6488694B2 - 冷凍サイクル装置 - Google Patents

Description

本発明は、空調用の冷凍サイクル装置に関するものである。

空調ダクト内に設けられた蒸発器で空気を冷却し、蒸発器の空気流れ下流側に設けたヒータコアで蒸発器から流出した空気を加熱して空調風の温度調節を行う車両用空調装置が、従来から知られている。このような車両用空調装置は冷凍サイクル装置を含んで構成されており、例えば、特許文献１に記載された車両用空調装置がそれに該当する。この特許文献１の車両用空調装置が有する冷凍サイクル装置は、凝縮器、蒸発器、および過冷却用熱交換器等を備えている。また、車両用空調装置では、空調ダクト内において蒸発器からの冷却風を取り込むためのバイパス通路が、ヒータコアへの通風路や冷風バイパス通路に対して並列に設けられ、そのバイパス通路内に過冷却用熱交換器が配置されている。そして、エアミックスドアがヒータコアへの通風路を開いたときにはバイパス通路も開かれ、凝縮器で凝縮された冷媒は過冷却用熱交換器で更に冷却される。

特開平５−８６３１号公報

特許文献１の冷凍サイクル装置では、凝縮器で凝縮された冷媒が過冷却用熱交換器で更に冷却される。言い換えれば、蒸発器で冷却された送風空気が過冷却用熱交換器にて冷媒と熱交換させられる。これにより、蒸発器の出入口間におけるエンタルピ差を、過冷却用熱交換器が無い構成と比較して増加させることが可能である。すなわち、上記エンタルピ差の増加により省動力効果を得ることができる。

しかし、この省動力効果を得るためには、過冷却用熱交換器が送風空気と冷媒とを熱交換させる必要があり、特許文献１の車両用空調装置では、エアミックスドアがヒータコアへの通風路を開いたときでなければ、その過冷却用熱交換器の熱交換は行われない。従って、蒸発器からの送風空気が過冷却用熱交換器およびヒータコアで加熱されるリヒート時にしか、上記省動力効果を得ることができないという課題があった。言い換えれば、蒸発器からの送風空気を加熱せずに車室内へ吹き出させるＭＡＸＣＯＯＬ時（最大冷房時）には省動力効果を得ることができず、その省動力効果を得るために過冷却用熱交換器を使用する使用領域は限定的なものであった。

本発明は上記点に鑑みて、過冷却用熱交換器にて冷媒からの放熱が制限される使用領域においても、上記エンタルピ差の増加により省動力効果を得ることができる冷凍サイクル装置を提供することを目的とする。

上記目的を達成するため、請求項１に記載の冷凍サイクル装置の発明では、冷媒を吸入し圧縮してから吐出する圧縮機（２）と、
その圧縮機が吐出した冷媒を放熱させる放熱器（３）と、
その放熱器から流出した冷媒を、その冷媒と空調対象空間へ送風される送風空気との熱交換により更に放熱させる補助熱交換器（４）と、
その補助熱交換器から流出した冷媒を減圧する減圧装置（５）と、
補助熱交換器で冷媒から放熱された熱で加熱される前の送風空気と減圧装置で減圧された冷媒との熱交換により、その加熱される前の送風空気を冷却すると共に冷媒を蒸発させ、熱交換後の冷媒を圧縮機へ流出させる蒸発器（６）と、
放熱器から減圧装置までの冷媒経路に配置され補助熱交換器と直列に連結される第１熱交換部（７１）、および、蒸発器から圧縮機までの冷媒経路に配置される第２熱交換部（７２）を有し、第１熱交換部内を通過する冷媒と第２熱交換部内を通過する冷媒とを熱交換させる内部熱交換器（７）と、
冷媒に補助熱交換器を迂回させてその冷媒を流す迂回冷媒通路（９１）と、
補助熱交換器への冷媒の流入を止めると共に迂回冷媒通路を開く第１切替位置と、補助熱交換器への冷媒の流入を許容すると共に迂回冷媒通路を閉じる第２切替位置とに切り替えられる通路切替弁（３６）とを備え、
内部熱交換器の第１熱交換部は、放熱器から減圧装置までの冷媒経路のうち補助熱交換器と減圧装置との間に配置され、
補助熱交換器が冷媒から放熱させる放熱量は、通路切替弁によって増減されることを特徴とする。

上述の発明によれば、冷凍サイクル装置は、放熱器から流出した冷媒をその冷媒と送風空気との熱交換により放熱させる過冷却用熱交換器としての補助熱交換器に加え、第１熱交換部内を通過する冷媒と第２熱交換部内を通過する冷媒とを熱交換させる内部熱交換器を備え、その内部熱交換器の第１熱交換部は、放熱器から減圧装置までの冷媒経路に配置され補助熱交換器と直列に連結され、第２熱交換部は、蒸発器から圧縮機までの冷媒経路に配置されるので、補助熱交換器にて冷媒からの放熱が制限される使用領域においても、内部熱交換器での冷媒同士の熱交換によって蒸発器の出入口間におけるエンタルピ差を増加させることが可能である。そして、そのエンタルピ差の増加により省動力効果を得ることが可能である。

なお、特許請求の範囲およびこの欄で記載した括弧内の各符号は、後述する実施形態に記載の具体的内容との対応関係を示す一例である。

第１実施形態における車両用空調装置１００の概略構成を示す模式図である。 第１実施形態において図１の内部熱交換器７の構造を模式的に示した斜視図である。 図２の内部熱交換器７を構成する熱交換プレート７１１、７２１の単体を模式的に示した斜視図である。 第１実施形態の車両用空調装置１００の制御系を示すブロック図である。 第１実施形態において、第２ドア１７２の開閉制御を行うためのエアコンＥＣＵ５０の制御処理を示した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１を循環する冷媒の状態の一例を示す圧力−エンタルピ線図である。 第１実施形態において、過冷却用熱交換器４から流出した冷媒と蒸発器６から流出した冷媒との温度差ΔＴｅｘと、内部熱交換器７の熱交換量Ｑｅｘとの関係を示した図である。 第１実施形態において、内部熱交換器７の熱交換量Ｑｅｘと、図６のＰＤ点とＰＥ点との間のエンタルピ差との関係を示した図である。 第１実施形態の車両用空調装置１００のリヒート運転において、空調ダクト１０内の空気温度の一例を示すグラフである。 第２実施形態における車両用空調装置１００の概略構成を示す模式図であって、第１実施形態の図１に相当する図である。 第２実施形態の内部熱交換器７の要部を示した斜視図である。 第１実施形態および第２実施形態のそれぞれについて、過冷却用熱交換器４の熱交換量Ｑｓｃと過冷却用熱交換器４および内部熱交換器７の合計熱交換量Ｑｔとの関係を示した図である。 第１実施形態および第２実施形態において、減圧装置５での減圧前に過冷却用熱交換器４および内部熱交換器７で生じる冷媒の合計エンタルピ差ΔＥＮｔと、過冷却用熱交換器４および内部熱交換器７の合計熱交換量Ｑｔとの関係を示した図である。 第１実施形態および第２実施形態のそれぞれについて、図１２の過冷却用熱交換器４の熱交換量Ｑｓｃと、図１３の合計エンタルピ差ΔＥＮｔとの関係を示した図である。 第１実施形態における冷凍サイクル装置１をコンピュータ上に再現したものの模式図である。 第２実施形態における冷凍サイクル装置１をコンピュータ上に再現したものの模式図である。 図１５の冷凍サイクル装置１および図１６の冷凍サイクル装置１のそれぞれについて、過冷却用熱交換器４における冷媒からの放熱量Ｑｓｃと、過冷却用熱交換器４および内部熱交換器７の第１熱交換部７１における冷媒からの合計放熱量Ｑｔとの関係を示した図である。 図１５の冷凍サイクル装置１および図１６の冷凍サイクル装置１のそれぞれについて、過冷却用熱交換器４における冷媒からの放熱量Ｑｓｃと、過冷却用熱交換器４および内部熱交換器７による合計省動力効果ＥＦｔとの関係を示した図である。 第３実施形態において空調ダクト１０の内部と冷凍サイクル装置１の構成の一部とを示す模式図である。 第４実施形態において空調ダクト１０の内部と冷凍サイクル装置１の構成の一部とを示す模式図である。 第１実施形態および第２実施形態に対しレシーバ５６が設けられた変形例において、冷凍サイクル装置１の概略構成を部分的に示した抜粋図である。 第１実施形態および第２実施形態に対しアキュムレータ５７が設けられた変形例において、冷凍サイクル装置１の概略構成を部分的に示した抜粋図である。

以下、本発明の実施形態について図に基づいて説明する。なお、以下の各実施形態相互において、互いに同一もしくは均等である部分には、図中、同一符号を付してある。

（第１実施形態）
図１は、本発明の第１実施形態における車両用空調装置１００の概略構成を示す模式図である。図１に示す車両用空調装置１００は、例えば、走行用内燃機関であるエンジン３０を備える車両に搭載されて、車両の室内すなわち車室内を空調する。車室内は、車両用空調装置１００による空調の対象になる空調対象空間である。エンジン３０は、車両に搭載された発熱機器としても機能する。

図１に示すように、車両用空調装置１００は、空調ダクト１０、冷凍サイクル装置１、冷却水回路３１、ヒータコア３４、エアミックスドア装置１７、吹出モードドア２１〜２３、図４に示した制御部としてのエアコン電子制御装置５０（以下、エアコンＥＣＵ５０という場合がある）、図１の内外気切替ドア１３、および、ブロワ１４等を備えている。

図１に示す空調ダクト１０は、車室内へ送風空気を吹き出すものであり、その送風空気を導く空気通路１０ａを空調ダクト１０の内部に形成している。空調ダクト１０は、車室内の前方付近に設けられている。空調ダクト１０の最も上流側には、車室内の空気（以下、内気ともいう）を取り入れる内気吸込口と車室外の空気（以下、外気ともいう）を取り入れる外気吸込口とが形成された内外気切替箱１１が構成されている。

その内外気切替箱１１の内気吸込口および外気吸込口は、サーボモータ等のアクチュエータにより駆動される内外気切替ドア１３によって開閉され、車両用空調装置１００の吸込口モードが、内外気切替ドア１３の作動によって内気循環モードまたは外気導入モードに切り替えられる。そして、内外気切替箱１１からの空気である外気又は内気は、ブロワ１４によって矢印ＦＬｉｎのように空気通路１０ａへ流入させられる。

空調ダクト１０の最も下流側には、吹出口切替箱を構成する部分であり、デフロスタ開口部、フェイス開口部およびフット開口部が形成されている。デフロスタ開口部には、デフロスタダクトが接続されて、デフロスタダクトの最下流端には、車両のフロント窓ガラスの内面に向かって主に温風を吹き出すデフロスタ吹出口１８が開口している。フェイス開口部には、フェイスダクトが接続されて、フェイスダクトの最下流端には、乗員の頭胸部に向かって主に冷風を吹き出すフェイス吹出口１９が開口している。さらに、フット開口部には、フットダクトが接続されて、フットダクトの最下流端には、乗員の足元部に向かって主に温風を吹き出すフット吹出口２０が開口している。

各吹出口１８、１９、２０の内側には、それぞれの開口部を開閉するデフロスタドア２１、フェイスドア２２、フットドア２３が回動自在に取り付けられている。これらのドア２１、２２、２３は、サーボモータ等のアクチュエータによりそれぞれ駆動されて、吹出口モードをフェイスモード、バイレベルモード、フットモード、フットデフロスタモード、またはデフロスタモードの何れかに切り替えることが可能となっている。デフロスタドア２１、フェイスドア２２、およびフットドア２３は、吹出モード切替装置である。

ブロワ１４は、空調ダクト１０内に空気流を発生させる電動送風機であり、羽根車を回転駆動する電動モータの回転速度は、その電動モータへの印加電圧に応じて決定される。そして、その電動モータへの印加電圧はエアコンＥＣＵ５０（図４参照）からの制御信号に基づいて制御され、その印加電圧の制御によってブロワ１４の送風量は制御される。

図１に示すように、冷凍サイクル装置１は、圧縮機２、凝縮器３、補助熱交換器としての過冷却用熱交換器４、減圧装置５、蒸発器６、第１熱交換部７１と第２熱交換部７２とを有する内部熱交換器７、および冷媒配管９等を備えている。この圧縮機２、凝縮器３、過冷却用熱交換器４、減圧装置５、蒸発器６、および内部熱交換器７は、冷媒配管９によって環状に接続されている。すなわち、図１に示す冷凍サイクル装置１の冷媒回路では、圧縮機２から吐出される冷媒は、「圧縮機２→凝縮器３→過冷却用熱交換器４→内部熱交換器７の第１熱交換部７１→減圧装置５→蒸発器６→内部熱交換器７の第２熱交換部７２→圧縮機２」の順に流れる。なお、補助熱交換器とは、他の熱交換器よりも少ない熱交換量を補うものに限定されるものではない。例えば、過冷却用熱交換器４の熱交換量Ｑｓｃが凝縮器３の熱交換量より大きくても構わない。

圧縮機２は冷媒吸入口２ａと冷媒吐出口２ｂとを有し、冷媒吸入口２ａから吸入した冷媒を圧縮し、その圧縮した冷媒を冷媒吐出口２ｂから吐出する。圧縮機２は、例えば車両のエンジンルーム内に設けられている。圧縮機２は、エンジン３０に連結されており、エンジン３０の駆動力により駆動される。また、圧縮機２は電磁クラッチ２ｃを有しており、その電磁クラッチ２ｃによってエンジン３０からの駆動力伝達が断続される。電磁クラッチ２ｃの断続はエアコンＥＣＵ５０によって制御される。

凝縮器３は、圧縮機２から吐出された冷媒を、外気との熱交換により冷却し凝縮液化させる。詳細に言えば、凝縮器３は、圧縮機が吐出した冷媒と室外ファンにより送風される外気および走行風とを熱交換し、その熱交換により冷媒を放熱させる放熱器である。凝縮器３は、例えば、車両のエンジンルーム前方等の車両が走行する際に生じる走行風を受け易い場所に設けられている。要するに室外に設けられている。従って、凝縮器３では冷媒と熱交換させられる空気の温度は外気温度である。

過冷却用熱交換器４は、凝縮器３で凝縮された液相冷媒または気液二相冷媒を更に放熱させる。詳細に言えば、過冷却用熱交換器４は空調ダクト１０内に設けられ、空調ダクト１０内において蒸発器６よりも空気流れ下流側に配置されている。そして、過冷却用熱交換器４は、凝縮器３から流出した冷媒を、空調ダクト１０内を流れ車室内へ向けて送風される送風空気との熱交換により更に放熱させる。言い換えれば、過冷却用熱交換器４は、凝縮器３から流出した冷媒を、蒸発器６で冷却され蒸発器６から吹き出す送風空気との熱交換により冷却する。従って、過冷却用熱交換器４では冷媒と熱交換させられる空気の温度は蒸発器６の吹出空気温度であり、通常、その蒸発器６の吹出空気温度は外気温度よりも低い。

減圧装置５には、過冷却用熱交換器４から流出した冷媒が内部熱交換器７の第１熱交換部７１を経て流入する。減圧装置５は、その流入した冷媒を減圧膨張させてから蒸発器６へ流出させる膨張弁である。

蒸発器６は、空調ダクト１０内に設けられており、減圧装置５が減圧した冷媒を蒸発気化させる。詳細には、蒸発器６は、空調ダクト１０内において過冷却用熱交換器４よりも空気流れ上流側に配置されているので、過冷却用熱交換器４で冷媒から放熱された熱で加熱される前の送風空気と、減圧装置５で減圧された冷媒とを熱交換させる。蒸発器６は、その熱交換により、その加熱される前の送風空気を冷却すると共に冷媒を蒸発させる。そして、蒸発器６は、熱交換後の冷媒を内部熱交換器７の第２熱交換部７２を介して圧縮機２の冷媒吸入口２ａへ流出させる。

内部熱交換器７は第１熱交換部７１内を通過する冷媒と第２熱交換部７２内を通過する冷媒とを熱交換させる。第１熱交換部７１は、凝縮器３から減圧装置５までの冷媒経路に配置され、過冷却用熱交換器４と直列に連結されている。詳細には、第１熱交換部７１は、凝縮器３から減圧装置５までの冷媒経路のうち過冷却用熱交換器４と減圧装置５との間に配置されている。また、第２熱交換部７２は、蒸発器６から圧縮機２の冷媒吸入口２ａまでの冷媒経路に配置されている。

この冷凍サイクル装置１の冷媒回路で冷媒が循環する場合、内部熱交換器７の第１熱交換部７１内を流れる冷媒の方が第２熱交換部７２内を流れる冷媒よりも高温であるので、高温側熱交換部としての第１熱交換部７１内の冷媒は冷却され、低温側熱交換部としての第２熱交換部７２内の冷媒は加熱される。

内部熱交換器７の構造について図２および図３を用いて説明する。図２は、内部熱交換器７の構造を模式的に示した斜視図であり、図３は、内部熱交換器７を構成する熱交換プレート７１１、７２１の単体を模式的に示した斜視図である。

図２および図３に示すように、内部熱交換器７は、所謂プレート積層形の内部熱交換器である。内部熱交換器７の第１熱交換部７１は、扁平形状を成す複数の第１積層体としての第１熱交換プレート７１１から構成され、これと同様に、第２熱交換部７２は、扁平形状を成す複数の第２積層体としての第２熱交換プレート７２１から構成されている。

そして、複数の第１熱交換プレート７１１はその内部に、冷媒が流れる第１熱交換通路７１２をそれぞれ形成している。また、複数の第２熱交換プレート７２１はその内部に、冷媒が流れる第２熱交換通路７２２をそれぞれ形成している。

具体的には、複数の第１熱交換通路７１２は互いに並列に接続され、複数の第１熱交換プレート７１１は、過冷却用熱交換器４から流入した冷媒を熱交換させてから減圧装置５へ流出させる。また、複数の第２熱交換通路７２２も互いに並列に接続され、複数の第２熱交換プレート７２１は、蒸発器６から流入した冷媒を熱交換させてから圧縮機２の冷媒吸入口２ａへ流出させる。図３の破線矢印は熱交換通路７１２、７２２を流れる冷媒流れを示しており、図３では、第２熱交換部７２に含まれる各要素の符号をかっこ書きで表示している。

図２に示すように、内部熱交換器７では、複数の第１熱交換プレート７１１と複数の第２熱交換プレート７２１とが、熱交換プレート７１１、７２１の厚み方向へ交互に積層されて一体となっている。このような配置により、互いに隣接する熱交換プレート７１１、７２１内を流れる冷媒同士が互いに熱交換させられる。

図１に戻り、冷却水回路３１は、エンジン３０とヒータコア３４とを繋ぐ熱媒体回路であり、例えばエンジン３０のウォータジャケットで暖められた冷却水が不図示のウォータポンプによって循環させられる回路である。冷却水回路３１には、図示を省略したラジエータ等が、ヒータコア３４と並列に接続している。

ヒータコア３４は、エンジン３０から受熱してエンジン３０を冷却する熱媒体としての冷却水が内部を流れる。ヒータコア３４は、ヒータコア３４が設けられた温風通路１０２を流れる空気を、エンジン３０で加熱された冷却水と熱交換させることにより加熱する加熱装置である。要するに、ヒータコア３４は、その冷却水を暖房用熱源として、蒸発器６で冷却されて空調ダクト１０内を流れる空気を加熱する。

蒸発器６は、空調ダクト１０内の空気通路１０ａにおいて、ブロワ１４よりも空気流れ下流側に配置されている。詳細には、蒸発器６は、ブロワ１４直後の空気通路１０ａ全体を横断するように配置されている。そのため、蒸発器６は、ブロワ１４から吹き出された空気全部が通過するようになっている。そして、蒸発器６は、空気通路１０ａを流れる空気を、減圧装置５で減圧された冷媒との熱交換により冷却する。すなわち、蒸発器６は、蒸発器６の内部を流れる冷媒と空気通路１０ａを流れる空気との間で熱交換が行われて当該空気を冷却する空気冷却作用及び蒸発器６自身を通過する空気を除湿する空気除湿作用を行う室内熱交換器である。

蒸発器６の空気流れ下流側において、空気通路１０ａは分岐点１０ｃで２つに分岐している。分岐点１０ｃよりも空気流れ下流側では、空気通路１０ａは、第１空気通路としての冷風バイパス通路１０１と、冷風バイパス通路１０１と並行に空気が流通する第２空気通路としての温風通路１０２とに分かれている。

すなわち、空調ダクト１０内には、車室内へ吹き出す空気が流通する冷風バイパス通路１０１および温風通路１０２が形成されている。そして、蒸発器６は、空調ダクト１０内で、冷風バイパス通路１０１と温風通路１０２と過冷却用熱交換器４とヒータコア３４との何れに対しても空気流れ上流側に配置されている。なお、矢印ＤＲ１は車両に搭載された空調ダクト１０の鉛直方向ＤＲ１を示している。また、冷風バイパス通路１０１は温風通路１０２よりも鉛直方向ＤＲ１で上側に配置された上部空気通路となっており、温風通路１０２は下部空気通路となっている。

温風通路１０２は、蒸発器６からの送風空気を過冷却用熱交換器４およびヒータコア３４へ流す空気通路である。温風通路１０２には、過冷却用熱交換器４とヒータコア３４とが温風通路１０２の空気流れ方向に互いに隣接し積層されて配置されている。詳細には、温風通路１０２内において、過冷却用熱交換器４はヒータコア３４に対し空気流れ上流側に配置されており、過冷却用熱交換器４およびヒータコア３４は何れも、温風通路１０２全体を横断するように設けられている。そのため、温風通路１０２を流れる空気の全部が過冷却用熱交換器４およびヒータコア３４の両方を通過する。そして、過冷却用熱交換器４内の冷媒は、蒸発器６で冷却された送風空気によって、その送風空気がヒータコア３４で加熱される前に冷却される。

冷風バイパス通路１０１は、過冷却用熱交換器４およびヒータコア３４をバイパスして蒸発器６からの送風空気を流す空気通路である。冷風バイパス通路１０１と温風通路１０２との分岐点１０ｃの近傍には、エアミックスドア装置１７が配置されている。

エアミックスドア装置１７は、冷風バイパス通路１０１を通過する空気と温風通路１０２を通過する空気との風量割合を調節する風量割合調節装置である。エアミックスドア装置１７は、例えばアクチュエータ等によりそのドア本体の位置を変化させて、空調ダクト１０内の蒸発器６よりも下流の配風を調節し、それにより、車室内へ吹き出す空気の吹出温度を調整する。

具体的に、エアミックスドア装置１７は、空調ダクト１０に設けられた第１ドア１７１および第２ドア１７２を含んで構成されている。その第１ドア１７１は、冷風バイパス通路１０１を開閉する開閉装置であって、冷風バイパス通路１０１の上流端開口の開度を調節する。また、第２ドア１７２は、温風通路１０２を開閉する開閉装置であって、温風通路１０２の上流端開口の開度を調節する。第１ドア１７１および第２ドア１７２は何れも回動式のドアである。

例えば、冷風バイパス通路１０１を通過する空気に対する温風通路１０２を通過する空気の風量割合を大きくするためには、冷風バイパス通路１０１の開度が第１ドア１７１によって小さくされると共に、温風通路１０２の開度が第２ドア１７２によって大きくされる。

また、第２ドア１７２は、温風通路１０２の開度を調節するので、それに伴って、過冷却用熱交換器４を通過する空気の送風量を調節する。詳細には、その温風通路１０２の開度が大きくなるほど、その空気の送風量は大きくなる。そして、過冷却用熱交換器４が過冷却用熱交換器４内の冷媒から放熱させる放熱量は、過冷却用熱交換器４を通過する空気の送風量が大きいほど増加する。従って、第２ドア１７２は、その過冷却用熱交換器４における冷媒の放熱量を変更する放熱量変更装置として機能する。

具体的に言えば、過冷却用熱交換器４が過冷却用熱交換器４内の冷媒から放熱させる放熱量は、放熱量変更装置としての第２ドア１７２が温風通路１０２を開閉することによって増減される。例えば、第２ドア１７２が温風通路１０２を閉じている場合には、過冷却用熱交換器４を通過する空気の流れが略止まる。すなわち、第２ドア１７２は、温風通路１０２を閉じている場合には、その温風通路１０２を開いている場合に比して、過冷却用熱交換器４を通過する空気の送風量を減らすことによって過冷却用熱交換器４における冷媒の放熱量を減らす。なお、本実施形態では、車室内への多量の冷風吹き出しが必要な場合等には、第１ドア１７１を開制御して、主にフェイス吹出口１９から冷風を吹き出すことができる。

エアミックスドア装置１７全体として、エアミックスドア装置１７は、第１ドア１７１によって冷風バイパス通路１０１を全開状態にする一方で第２ドア１７２によって温風通路１０２を全閉状態にする最大冷房位置すなわちＭＡＸＣＯＯＬ位置から、第１ドア１７１によって冷風バイパス通路１０１を全閉状態にする一方で第２ドア１７２によって温風通路１０２を全開状態にする最大暖房位置すなわちＭＡＸＨＯＴ位置までの範囲で動作する。

例えば、車両用空調装置１００の最大冷房時（ＭＡＸＣＯＯＬ時）には、エアミックスドア装置１７はＭＡＸＣＯＯＬ位置に位置決めされ、車両用空調装置１００の最大暖房時（ＭＡＸＨＯＴ時）には、エアミックスドア装置１７はＭＡＸＨＯＴ位置に位置決めされる。図１では、ＭＡＸＨＯＴ位置の第１ドア１７１および第２ドア１７２が実線で図示され、ＭＡＸＣＯＯＬ位置の第１ドア１７１および第２ドア１７２が破線で図示されている。

冷風バイパス通路１０１および温風通路１０２の空気流れ下流側には、冷風バイパス通路１０１からの冷風と温風通路１０２からの温風とが合流し混合される冷温風混合空間１０ｄすなわち合流空間１０ｄが形成されている。前述したデフロスタ開口部、フェイス開口部およびフット開口部は、この冷温風混合空間１０ｄに臨むように形成されており、冷温風混合空間１０ｄからの風が各開口部に流入可能となっている。

次に、本実施形態の制御系の構成を図４に基づいて説明する。図４は、本実施形態の車両用空調装置１００の制御系を示すブロック図である。エアコンＥＣＵ５０には、車室内前面に設けられた操作パネル５１上の温度設定スイッチ等の各スイッチからのスイッチ信号、および各センサからのセンサ信号が入力される。

また、空調起動スイッチ５２が操作パネル５１と共に車室内前面に設けられている。この空調起動スイッチ５２は、エアコン運転の起動（オン）と停止（オフ）とを切り替えるために乗員に操作されるエアコンスイッチである。空調起動スイッチ５２は、エアコン運転を起動させるエアコンオン位置と、エアコン運転を停止させるエアコンオフ位置との２つの操作位置の何れかに切り替えられる。そして、空調起動スイッチ５２の操作位置を示す信号もエアコンＥＣＵ５０に入力される。エアコン運転とは例えば冷房運転または除湿運転であり、少なくとも蒸発器６で送風空気を冷却する空調運転である。

ここで、上記の各センサとしては、例えば図４に示したように、内気温センサ４０、外気温センサ４１、日射センサ４２、蒸発器温度センサ４３、水温センサ４４、および過冷却温度センサ４５等がある。内気温センサ４０は、車室内の空気温度ＴＲ（以下、内気温ＴＲと言う場合がある）を検出する。外気温センサ４１は、車室外の空気温度ＴＡＭ（以下、外気温ＴＡＭと言う場合がある）を検出する。日射センサ４２は、車室内に照射される日射量ＴＳを検出する。蒸発器温度センサ４３は、蒸発器６の外表面温度もしくは蒸発器６で冷却された空気温度ＴＥを蒸発器６の温度として検出する。水温センサ４４は、ヒータコア３４に流入する冷却水の温度ＴＷすなわち冷却水温ＴＷを検出する。過冷却温度センサ４５は、過冷却用熱交換器４の外表面温度もしくは過冷却用熱交換器４で加熱された空気温度ＴＳＣを検出する。

エアコンＥＣＵ５０の内部には、図示しないＣＰＵ、ＲＯＭ、ＲＡＭ等からなるマイクロコンピータが設けられ、各センサ４０〜４５からのセンサ信号は、エアコンＥＣＵ５０内の図示しない入力回路によってＡ／Ｄ変換された後にマイクロコンピュータに入力されるように構成されている。例えば、エアコンＥＣＵ５０は、車両のイグニッションスイッチがオンにされると動作状態になる。

車両用空調装置１００を制御する制御部としてのエアコンＥＣＵ５０は、操作パネル５１の各スイッチからの入力信号および各センサ４０〜４５からの入力信号等に基づいて、後述する手順に従って、対象装置の作動制御を行うようになっている。対象装置としては、内外気切替ドア１３、ブロワ１４、エアミックスドア装置１７、吹出モードドア２１〜２３、圧縮機２、減圧装置５等がある。なお、減圧装置５が、例えば冷媒温度感温式の膨張弁装置である場合には、エアコンＥＣＵ５０は減圧装置５の作動制御は行わない。

エアコンＥＣＵ５０は、種々の空調制御を実行する空調制御装置として機能し、その空調制御の１つとして、図５のフローチャートに示す制御処理を実行する。その図５は、第２ドア１７２の開閉制御を行うための制御処理を示すフローチャートである。

エアコンＥＣＵ５０は、例えば空調起動スイッチ５２がオンにされている場合に、図５のフローチャートに示す制御処理を周期的に繰り返し実行する。

図５に示すように、エアコンＥＣＵ５０は、まず、ステップＳ０１にて各種設定を初期化する。次に、ステップＳ０２にて、操作パネル５１の各スイッチからスイッチ信号を読み込むとともに、各センサ４０〜４５等からのセンサ信号を読み込む。ステップＳ０２の次はステップＳ０３へ進む。

ステップＳ０３では、車室内へ吹き出す空気の温度目標値である目標吹出温度ＴＡＯを、予めＲＯＭに記憶された演算式に基づいて算出する。目標吹出温度ＴＡＯは、例えば、内気温ＴＲ、外気温ＴＡＭ、日射量ＴＳ、および車室内設定温度Ｔｓｅｔに基づいて算出される。

ステップＳ０３において目標吹出温度ＴＡＯを算出したら、ステップＳ０４へ進む。ステップＳ０４では、車室内への吹き出し空気温度を目標吹出温度ＴＡＯとするために、エアミックスドア装置１７をＭＡＸＣＯＯＬ位置とした空調の状態と比較して、温風通路１０２で加熱される温風の温風量を増加する必要があるか否かを判定する。要するに、第２ドア１７２を開く必要があるか否かを判定する。例えば、エアコンＥＣＵ５０は、目標吹出温度ＴＡＯと蒸発器温度センサ４３によって検出される空気温度ＴＥとを比較し、目標吹出温度ＴＡＯがその空気温度ＴＥよりも高い場合（ＴＡＯ＞ＴＥ）には、温風量を増加する必要があると判定する。

ステップＳ０４において、温風量を増加する必要があると判定した場合には、ステップＳ０６へ進む。その一方で、温風量を増加する必要がないと判定した場合には、ステップＳ０５へ進む。

ステップＳ０５では、エアミックスドア装置１７をＭＡＸＣＯＯＬ位置に動作させる。すなわち、第１ドア１７１によって冷風バイパス通路１０１を全開状態にする一方で、第２ドア１７２によって温風通路１０２を全閉状態にする。この場合には、蒸発器６からの送風空気である冷風が温風通路１０２へ流れず、その冷風は過冷却用熱交換器４およびヒータコア３４で加熱されない。そのため、過冷却用熱交換器４は過冷却用熱交換器４内の冷媒を空気と殆ど熱交換させずに流出させる。ステップＳ０５の次はステップＳ０２へ戻る。

ステップＳ０６では、温風通路１０２を第２ドア１７２によって開き、蒸発器６を温風通路１０２へ流入させる。これにより、蒸発器６で冷却された送風空気を加熱してから車室内へ吹き出すリヒート運転が行われ、その送風空気の加熱には、過冷却用熱交換器４とヒータコア３４との両方が用いられる。また、このリヒート運転には、エアミックスドア装置１７がＭＡＸＨＯＴ位置に位置決めされるＭＡＸＨＯＴの運転も含まれており、例えばＭＡＸＨＯＴ時には、蒸発器６からの送風空気は温風通路１０２へ流れ過冷却用熱交換器４とヒータコア３４とにより順次加熱されてから車室内へ吹き出される。なお、リヒート運転とはエアコン運転のうちの一態様である。

また、ステップＳ０６では、温風通路１０２の開度調節と共に、第１ドア１７１を全閉から全開までの間で作動させて冷風バイパス通路１０１の開度調節を行う。例えば、冷風バイパス通路１０１の開度調節および温風通路１０２の開度調節は、蒸発器温度センサ４３、水温センサ４４、および過冷却温度センサ４５からの入力情報に基づいて第１ドア１７１および第２ドア１７２を作動させることで、冷温風混合空間１０ｄで混交された空気の温度が目標吹出温度ＴＡＯに近付くように行われる。ステップＳ０６の次はステップＳ０２へ戻る。

図示は省略しているが、図５の制御処理においてエアコン運転の実行中には、エアコンＥＣＵ５０は、予めＲＯＭに記憶された特性図（マップ）から、目標吹出温度ＴＡＯ等に対応したブロワ１４の風量、圧縮機２のオンオフ切替状態、内外気の吸込口モードおよび吹出口モードも決定する。

また、操作パネル５１上においてブロワ風量、吸込口モードおよび吹出口モードが手動操作により設定されている場合には、その設定モードに決定する。また、エアコンＥＣＵ５０は、図５の制御処理の実行中に算出または決定した各制御状態が得られるように、内外気切替ドア１３、ブロワ１４、エアミックスドア装置１７、吹出モードドア２１〜２３、圧縮機２等に制御信号を出力する。

また、上述した図５の各ステップでの処理は、それぞれの機能を実現する手段を構成している。

上述したように、本実施形態によれば、冷凍サイクル装置１は、凝縮器３から流出した冷媒をその冷媒と送風空気との熱交換により更に放熱させる過冷却用熱交換器４に加え、第１熱交換部７１内を通過する冷媒と第２熱交換部７２内を通過する冷媒とを熱交換させる内部熱交換器７を備えている。そして、その内部熱交換器７の第１熱交換部７１は、凝縮器３から減圧装置５までの冷媒経路に配置され過冷却用熱交換器４と直列に連結されている。その一方で、内部熱交換器７の第２熱交換部７２は蒸発器６から圧縮機２までの冷媒経路に配置されている。従って、過冷却用熱交換器４にて冷媒からの放熱が制限される使用領域である例えば第２ドア１７２が全閉とされたＭＡＸＣＯＯＬ時のエアコン運転においても、内部熱交換器７での冷媒同士の熱交換によって蒸発器６の出入口間におけるエンタルピ差を増加させることが可能である。そして、そのエンタルピ差の増加により省動力効果を得ることが可能である。

また、上記のようにＭＡＸＣＯＯＬ時には第２ドア１７２が温風通路１０２を閉じるので過冷却用熱交換器４での熱交換が制限されるが、その一方で、ＭＡＸＣＯＯＬ時には、内部熱交換器７の第１熱交換部７１を流れる冷媒の温度と第２熱交換部７２を流れる冷媒の温度との差が最も大きくなる。すなわち、内部熱交換器７における冷媒の熱交換は、過冷却用熱交換器４での熱交換が制限されるＭＡＸＣＯＯＬ時には非常に促進されるが、過冷却用熱交換器４での熱交換が促進されるＭＡＸＨＯＴ時にはあまり促進されない。従って、蒸発器６の出入口間におけるエンタルピ差を増加させる上で過冷却用熱交換器４および内部熱交換器７は互いに補完関係にあり、過冷却用熱交換器４と内部熱交換器７との組合せは上記省動力効果を得る上で適切である。

ここで、冷凍サイクル装置１を循環する冷媒の状態変化、および空調ダクト１０内を流れる送風空気の温度変化などについて、図６〜９を用いて説明する。図６は、冷凍サイクル装置１を循環する冷媒の状態の一例を示す圧力−エンタルピ線図である。

図６に冷凍サイクル装置１中の冷媒状態を示すように、圧縮機２から吐出された高温高圧の気相冷媒が凝縮器３にて凝縮し、その凝縮器３から流出した冷媒がＰＣ点に示す状態であるとする。この前提において、過冷却用熱交換器４に通風され過冷却用熱交換器４が熱交換可能となっている場合、すなわち、第２ドア１７２（図１参照）により温風通路１０２が開かれている場合には、過冷却用熱交換器４から流出した冷媒はＰＤ点に示す状態となる。すなわち、過冷却用熱交換器４では、凝縮器３から流出した冷媒と、蒸発器６で冷却され蒸発器６から吹き出す送風空気すなわち蒸発器吹出空気との熱交換により、その冷媒のエンタルピは、減圧装置５で減圧される前に、矢印ＥＮ１のように低下する。

また、過冷却用熱交換器４から減圧装置５までの冷媒経路には内部熱交換器７の第１熱交換部７１が設けられているので、内部熱交換器７での冷媒同士の熱交換により、第１熱交換部７１から流出した冷媒はＰＥ点に示す状態となる。これと共に、蒸発器６から流出した冷媒がＰＡ点に示す状態であるとすると、内部熱交換器７の第２熱交換部７２から流出した冷媒はＰＢ点に示す状態となり、このＰＢ点に示す状態の冷媒が圧縮機２に吸入される。

すなわち、内部熱交換器７では、過冷却用熱交換器４の冷媒出口における冷媒と蒸発器６の冷媒出口における冷媒とが矢印ＥＸｈのように熱交換することにより、過冷却用熱交換器４から流出した冷媒のエンタルピは、減圧装置５で減圧される前に、矢印ＥＮ３のように低下する。それと共に、圧縮機２に吸入される前の冷媒のエンタルピは矢印ＥＮ２のように増加する。

これにより、蒸発器６への流入冷媒と蒸発器６からの流出冷媒との間のエンタルピ差ΔＥＮ、具体的には図６のＰＦ点とＰＡ点との間のエンタルピ差ΔＥＮが大きく確保され、冷凍サイクル装置１の冷房能力および運転効率ＣＯＰを大きく向上することができる。すなわち、過冷却用熱交換器４および内部熱交換器７によって省動力効果を得ることができる。例えば、車両用空調装置１００のＭＡＸＣＯＯＬからＭＡＸＨＯＴまでの運転範囲において、車両用空調装置１００の運転状態がＭＡＸＣＯＯＬに近いほど、過冷却用熱交換器４での熱交換によって生じるＰＣ点とＰＤ点との間のエンタルピ差は縮小する一方で、内部熱交換器７での熱交換によって生じるＰＤ点とＰＥ点との間のエンタルピ差は拡大する。従って、上記したように、過冷却用熱交換器４および内部熱交換器７は蒸発器６における冷媒エンタルピ差ΔＥＮを大きくするために互いに補完し合い、冷凍サイクル装置１の省動力効果を得る上で適切な組合せとなっている。

例えば、図６に一部を破線Ｌ１で示したサイクルは、過冷却用熱交換器４および内部熱交換器７を備えていない従来例のものであるが、その従来例に対して、本実施形態では過冷却用熱交換器４および内部熱交換器７での熱交換により破線Ｌ１が実線Ｌ２へと移り、上記冷媒エンタルピ差ΔＥＮの拡大が図られて省動力効果を生じている。

なお、内部熱交換器７は、過冷却用熱交換器４から流出した冷媒と蒸発器６から流出した冷媒とを矢印ＥＸｈのように熱交換させることでＰＤ点とＰＥ点との間のエンタルピ差を増加させる装置である。従って、図７に示すように、過冷却用熱交換器４から流出した冷媒と蒸発器６から流出した冷媒との温度差ΔＴｅｘが大きいほど、内部熱交換器７の熱交換量Ｑｅｘは大きくなる。そして、図８に示すように、内部熱交換器７の熱交換量Ｑｅｘが大きいほど、内部熱交換器７が冷媒に生じさせるエンタルピ差ΔＥＮｅｘすなわち図６のＰＤ点とＰＥ点との間のエンタルピ差は大きくなる。要するに、図７に示す上記冷媒の温度差ΔＴｅｘが大きければ大きいほど、内部熱交換器７では大きな熱交換ができ、図８に示す冷媒のエンタルピ差ΔＥＮｅｘは大きくなる。

また、本実施形態において過冷却用熱交換器４による省動力効果に着目すれば、過冷却用熱交換器４では、蒸発器６から吹き出す冷風の温度に応じて、減圧装置５へ流入する冷媒の温度を外気温ＴＡＭよりも低くすることが可能であるので、その分、蒸発器６において冷媒へ与えられるエンタルピが大きくなる。その結果として冷凍サイクル装置１の大幅な効率向上が達成される。

図９は、車両用空調装置１００のリヒート運転において、空調ダクト１０内の空気温度の一例を示すグラフである。図９に示すように、空調ダクト１０内に取り入れられた空気は蒸発器６における冷媒との熱交換で冷却され温度低下する。このとき、露点以下に空気温度を下げることで空気に含まれる水分が凝縮し、絶対湿度が低下する。この除湿された空気をヒータコア３４で加熱し適度な吹出し空気温度を作って車室内へ吹出すことで車室内の乗員の快適性を維持することができる。本実施形態では、例えば第２ドア１７２（図１参照）が全開状態であれば、温風通路１０２を通る空気は、凝縮器３から流出した冷媒が導かれる過冷却用熱交換器４において加熱され、その後にヒータコア３４でも加熱される。

過冷却用熱交換器４を備えない車両用空調装置では、空気の加熱の全てをヒータコア３４でエンジン排熱を使って行っている。これに対して、本実施形態の車両用空調装置１００では、空気の加熱の一部を減圧前の冷媒の熱を用いて行うことで、車室内の快適性を維持しながら、蒸発器６へ流入する直前の冷媒のエンタルピを低下させる。

図９に示すように、過冷却用熱交換器４を備えない上記従来例の車両用空調装置では、例えば破線Ｌ３のようにヒータコア３４でのみ空気が加熱され、これにより吹出温度が目標吹出温度ＴＡＯにまで上昇させられる。その一方で、本実施形態の車両用空調装置１００では、例えば実線Ｌ４のように、過冷却用熱交換器４で加熱された空気が更にヒータコア３４で加熱されることで、吹出温度が目標吹出温度ＴＡＯにまで上昇させられる。

また、本実施形態によれば、過冷却用熱交換器４は、図１に示すように空調ダクト１０内に設けられ、送風空気の空気流れにおいて蒸発器６よりも下流側に配置されており、蒸発器吹出空気の温度は通常、外気温ＴＡＭよりも低くなるので、外気温ＴＡＭよりも低温の空気と過冷却用熱交換器４内を流れる冷媒とを熱交換させ、その冷媒を冷却することが可能である。

また、本実施形態によれば、過冷却用熱交換器４が冷媒から放熱させる放熱量は、空調ダクト１０に設けられた第２ドア１７２が空調ダクト１０内の温風通路１０２を開閉することによって増減され、その第２ドア１７２は、温風通路１０２を閉じている場合には、その温風通路１０２を開いている場合に比して上記放熱量を減らす。従って、空調ダクト１０内を流れる送風空気を加熱する加熱必要性の大小に応じて、過冷却用熱交換器４における冷媒の放熱量を調節することが可能である。

また、本実施形態によれば、内部熱交換器７の第１熱交換部７１は、冷媒が流れる第１熱交換通路７１２を形成する扁平形状の複数の第１熱交換プレート７１１から構成され、第２熱交換部７２は、冷媒が流れる第２熱交換通路７２２を形成し複数の第１熱交換プレート７１１と交互に積層された扁平形状の複数の第２熱交換プレート７２１から構成されている。従って、内部熱交換器７の熱交換能力に対して内部熱交換器７の体格を小さく構成することが容易であり、内部熱交換器７が搭載される搭載位置の自由度が高いというメリットがある。

また、本実施形態によれば、蒸発器６で冷却された空気を加熱することなく車室内へ吹き出すときには、第２ドア１７２が温風通路１０２を閉塞して、過冷却用熱交換器４およびヒータコア３４からの放熱を抑制する。これによると、蒸発器６で冷却された空気を加熱することなく車室内へ吹き出すときには、過冷却用熱交換器４やヒータコア３４による空気の不要な加熱を防止することができる。

また、過冷却用熱交換器４と内部熱交換器７とを組み合わせる冷媒回路構成では、内部熱交換器７の第１熱交換部７１と過冷却用熱交換器４とが並列接続とされることも想定されるが、本実施形態では、第１熱交換部７１と過冷却用熱交換器４とが直列接続とされている。従って、冷媒の経路を切り替えるための切替バルブ等を必要とせずに簡潔な冷媒回路を構成することが可能である。

（第２実施形態）
次に、本発明の第２実施形態について説明する。本実施形態では、前述の第１実施形態と異なる点を主として説明し、第１実施形態と同一または均等な部分については省略または簡略化して説明する。後述の第３実施形態以降でも同様である。

図１０は、本実施形態における車両用空調装置１００の概略構成を示す模式図であって、図１に相当する図である。図１０に示すように、本実施形態では内部熱交換器７の配置が第１実施形態と異なっている。具体的には、内部熱交換器７の第１熱交換部７１は、凝縮器３から減圧装置５までの冷媒経路のうち凝縮器３と過冷却用熱交換器４との間に配置されている。一方で、第２熱交換部７２は、第１実施形態と同様に、蒸発器６から圧縮機２の冷媒吸入口２ａまでの冷媒経路に配置されている。従って、図１０に示す冷凍サイクル装置１の冷媒回路では、圧縮機２から吐出される冷媒は、「圧縮機２→凝縮器３→内部熱交換器７の第１熱交換部７１→過冷却用熱交換器４→減圧装置５→蒸発器６→内部熱交換器７の第２熱交換部７２→圧縮機２」の順に流れる。そして、内部熱交換器７は、凝縮器３の冷媒出口における冷媒と蒸発器６の冷媒出口における冷媒とを熱交換させる。

図１１は、本実施形態の内部熱交換器７の要部を示した斜視図である。図１１に示すように、内部熱交換器７は、第１実施形態とは異なり、二重管構造の配管形内部熱交換器である。内部熱交換器７は、筒状の外側管７３と、その外側管７３の中に嵌め入れられた筒状の内側管７４とから構成されている。内側管７４の外周面には螺旋状の外周溝７４１が形成され、その外周溝７４１と外側管７３の内周面７３１とによって形成される螺旋用の通路が第１熱交換通路７１２となっている。この第１熱交換通路７１２には凝縮器３から冷媒が流入し、その冷媒は第１熱交換通路７１２から過冷却用熱交換器４へ流れる。従って、外側管７３および内側管７４のうち第１熱交換通路７１２を形成している部分が第１熱交換部７１に該当する。

また、内側管７４はその内側に第２熱交換通路７２２を形成している。この第２熱交換通路７２２には蒸発器６から冷媒が流入し、その冷媒は第２熱交換通路７２２から圧縮機２の冷媒吸入口２ａへ流れる。従って、内側管７４のうち第２熱交換通路７２２を形成している部分が第２熱交換部７２に該当する。また、図１１の内部熱交換器７では、第２熱交換通路７２２を流れる冷媒は、第１熱交換通路７１２を流れる冷媒の向きに相対向する向きに流れる。なお、車両における内部熱交換器７の設置場所は何処でもよいが、本実施形態の内部熱交換器７は、車室外たとえばエンジンルーム内に設置されている。

本実施形態では、前述の第１実施形態と共通の構成から奏される効果を第１実施形態と同様に得ることができる。

更に、本実施形態によれば、内部熱交換器７の第１熱交換部７１は、凝縮器３から過冷却用熱交換器４までの冷媒経路に配置され、第２熱交換部７２は、蒸発器６から圧縮機２の冷媒吸入口２ａまでの冷媒経路に配置されている。このことから、内部熱交換器７の熱交換部７１、７２は何れも、空調ダクト１０内に収容された過冷却用熱交換器４から蒸発器６までの冷媒経路には配置されていないので、内部熱交換器７の配置場所が空調ダクト１０の配置に拘束されにくいというメリットがある。

上述した第１実施形態と第２実施形態との間では、内部熱交換器７の第１熱交換部７１の配置が異なるが、この配置の相違が冷凍サイクル装置１の省動力効果に及ぼす影響について、次に説明する。

上述した図１０に示すように第２実施形態では、内部熱交換器７の第１熱交換部７１が凝縮器３と過冷却用熱交換器４との間に配置されている。そのため、車両用空調装置１００の運転状況（例えば温風通路１０２の送風量低下など）により過冷却用熱交換器４の熱交換量Ｑｓｃ（単位は例えば「Ｗ」）が小さくなっても、それに起因して内部熱交換器７の熱交換量Ｑｅｘが変化することはない。

これに対し、第１実施形態では図１に示すように、内部熱交換器７の第１熱交換部７１が過冷却用熱交換器４と減圧装置５との間に配置されている。そのため、例えば凝縮器３から流出する冷媒の温度が変わらないとすると、車両用空調装置１００の運転状況により過冷却用熱交換器４の熱交換量Ｑｓｃが小さくなれば、内部熱交換器７における冷媒の温度差ΔＴｅｘ（図７参照）が拡大するので、内部熱交換器７の熱交換量Ｑｅｘが増加する。

また、蒸発器６が吹き出す蒸発器吹出空気温度（＝空気温度ＴＥ）よりも、蒸発器６の冷媒出口における蒸発器出口冷媒温度の方が低いため、第１実施形態では第２実施形態と比較して、内部熱交換器７の熱交換量Ｑｅｘが大きい。そして、図１２に示すように、過冷却用熱交換器４および内部熱交換器７の合計熱交換量Ｑｔの最大時において、第１実施形態における合計熱交換量Ｑｔは、第２実施形態における合計熱交換量Ｑｔよりも大きくなる。図１２は、第１実施形態および第２実施形態のそれぞれについて、過冷却用熱交換器４の熱交換量Ｑｓｃと過冷却用熱交換器４および内部熱交換器７の合計熱交換量Ｑｔとの関係を示した図である。

上述したことから図１２に示すように、第２実施形態では、車両用空調装置１００の運転状況により過冷却用熱交換器４の熱交換量Ｑｓｃが小さくなると合計熱交換量Ｑｔは著しく減少する。これに対し、第１実施形態では、車両用空調装置１００の運転状況により過冷却用熱交換器４の熱交換量Ｑｓｃが小さくなると、内部熱交換器７の熱交換量Ｑｅｘが増加するので、合計熱交換量Ｑｔの減少は第２実施形態に比して抑えられる。

そして、第１実施形態および第２実施形態の何れでも、減圧装置５での減圧前に過冷却用熱交換器４および内部熱交換器７で熱交換によって下がる冷媒のエンタルピの減少幅ΔＥＮｔ、すなわち過冷却用熱交換器４と内部熱交換器７の第１熱交換部７１とにおける冷媒の合計エンタルピ差ΔＥＮｔ（図６参照）は、図１３に示すように、過冷却用熱交換器４および内部熱交換器７の合計熱交換量Ｑｔが大きいほど拡大する。従って、図１４に示すように、第１実施形態では、過冷却用熱交換器４の熱交換量Ｑｓｃによらず、言い換えれば車両用空調装置１００の運転状況によらず、第２実施形態と比較して上記冷媒の合計エンタルピ差ΔＥＮｔは大きくなる。この合計エンタルピ差ΔＥＮｔは、過冷却用熱交換器４および内部熱交換器７での熱交換による冷凍サイクル装置１の省動力効果の大小を示すものであり、その冷凍サイクル装置１の省動力効果は合計エンタルピ差ΔＥＮｔが大きいほど大きくなる。

次に、上記の図１２から図１４に示された内容を確認するために行われたコンピュータによるシミュレーションについて説明する。図１５は、第１実施形態における冷凍サイクル装置１をコンピュータ上に再現したものの模式図であり、図１６は、第２実施形態における冷凍サイクル装置１をコンピュータ上に再現したものの模式図である。図１５および図１６に示す冷凍サイクル装置１は、内部熱交換器７の配置を除き、互いに同一である。そして、このシミュレーションは、例えば蒸発器吹出空気温度、外気温ＴＡＭ、送風量などの諸条件を予め定められた一定条件として実施された。

そのシミュレーションの結果、図１７および図１８に示す相関関係が得られた。図１７は、過冷却用熱交換器４における冷媒からの放熱量Ｑｓｃすなわち過冷却用熱交換器４の熱交換量Ｑｓｃ（図１２参照）と、過冷却用熱交換器４および内部熱交換器７の第１熱交換部７１における冷媒からの合計放熱量Ｑｔすなわち上記の合計熱交換量Ｑｔ（図１２参照）との関係を示した図である。また、図１８は、過冷却用熱交換器４における冷媒からの放熱量Ｑｓｃと、過冷却用熱交換器４および内部熱交換器７による合計省動力効果ＥＦｔとの関係を示した図である。図１７および図１８において、実線Ｒ１、Ｒ３は図１５の冷凍サイクル装置１（第１実施形態の冷凍サイクル装置１相当）でのシミュレーション結果を示し、破線Ｒ２、Ｒ４は図１６の冷凍サイクル装置１（第２実施形態の冷凍サイクル装置１相当）でのシミュレーション結果を示している。また、図１７および図１８にて二点鎖線で囲まれて示された部分は、上記合計放熱量Ｑｔが最大であるときの関係を示している。

この図１７および図１８に示すシミュレーション結果から、第１実施形態では第２実施形態と比較して、過冷却用熱交換器４の熱交換量Ｑｓｃによらず上記冷媒の合計エンタルピ差ΔＥＮｔが大きくなり、それと共に、過冷却用熱交換器４および内部熱交換器７での熱交換による冷凍サイクル装置１の省動力効果が大きくなるということが確認された。

前述したように第１実施形態では、内部熱交換器７の第１熱交換部７１は、凝縮器３から減圧装置５までの冷媒経路のうち過冷却用熱交換器４と減圧装置５との間に配置されている。従って、上記の図１２〜図１８を用いて説明したことから、第１実施形態では、その第１熱交換部７１の配置により、第１熱交換部７１が凝縮器３と過冷却用熱交換器４との間に配置される第２実施形態と比較して、過冷却用熱交換器４と内部熱交換器７の第１熱交換部７１とにおける冷媒の合計エンタルピ差ΔＥＮｔ（具体的には、図６のＰＣ点とＰＥ点との間のエンタルピ差ΔＥＮｔ）を大きくすることが可能である。言い換えれば、第１実施形態では、第２実施形態と比較して冷凍サイクル装置１の省動力効果を高めることが可能である。例えば第１実施形態では、その省動力効果を最大限引き出すことが可能である。

（第３実施形態）
次に、本発明の第３実施形態について説明する。本実施形態では、前述の第１実施形態と異なる点を主として説明する。

図１９は、本実施形態において空調ダクト１０の内部と冷凍サイクル装置１の構成の一部とを示す模式図である。図１９では、第１実施形態における図１と比較して簡潔な図示となっているが、図１９中で第１実施形態と同一の符号が付されたものは図１中のそれと同様のものである。例えば、図１９における空調ダクト１０およびエアミックスドア装置１７は図１のものと比較して簡潔に表示されているが、図１のものと同様の構成である。このことは、後述の図２０でも同じである。

図１９に示すように、本実施形態では空調ダクト１０にヒータコア３４が設けられていない。この点が第１実施形態とは異なる。なお、図１９の矢印ＡＴ１は第１ドア１７１の動作方向を示し、矢印ＡＴ２は第２ドア１７２の動作方向を示している。

本実施形態では、前述の第１実施形態と共通の構成から奏される効果を第１実施形態と同様に得ることができる。また、本実施形態は第１実施形態に基づいた変形例であるが、本実施形態を前述の第２実施形態と組み合わせることも可能である。

（第４実施形態）
次に、本発明の第４実施形態について説明する。本実施形態では、前述の第１実施形態と異なる点を主として説明する。

図２０は、本実施形態において空調ダクト１０の内部と冷凍サイクル装置１の構成の一部とを示す模式図である。図２０に示すように、本実施形態ではヒータコア３４およびエアミックスドア装置１７が設けられていない。そして、空調ダクト１０には冷風バイパス通路１０１および温風通路１０２が形成されておらず、冷凍サイクル装置１は、冷媒配管９の一部としてのバイパス配管９１と、通路切替弁３６とを有している。これらの点が第１実施形態とは異なる。

過冷却用熱交換器４は、冷風バイパス通路１０１および温風通路１０２が形成されていないので、空調ダクト１０において蒸発器６直後の空気通路１０ａ全体を横断するように配置されている。そのため、過冷却用熱交換器４は、蒸発器６から吹き出された送風空気の全部が通過するようになっている。従って、過冷却用熱交換器４は、過冷却用熱交換器４内に凝縮器３（図１参照）からの冷媒が流入していれば、その冷媒と蒸発器６からの送風空気とを熱交換させる。すなわち、その冷媒を放熱させると共にその送風空気を加熱する。

バイパス配管９１は、凝縮器３（図１参照）から内部熱交換器７の第１熱交換部７１へ流れる冷媒に過冷却用熱交換器４を迂回させてその冷媒を流す迂回冷媒通路を構成している。具体的には、バイパス配管９１の上流端は通路切替弁３６に接続され、バイパス配管９１の下流端は内部熱交換器７の第１熱交換部７１に接続されている。

通路切替弁３６は、エアコンＥＣＵ５０（図４参照）からの制御信号に従って冷媒通路を切り替える電磁式の三方弁であり、凝縮器３（図１参照）から過冷却用熱交換器４までの冷媒経路途中に配設されている。通路切替弁３６は第１出口ポート３６１と第２出口ポート３６２と入口ポート３６３とを有している。その第１出口ポート３６１はバイパス配管９１の上流端に接続され、第２出口ポート３６２は過冷却用熱交換器４の冷媒入口４ａに接続され、入口ポート３６３は凝縮器３の冷媒出口３ａ（図１参照）に接続されている。

また、通路切替弁３６は、第１出口ポート３６１と入口ポート３６３とを連通させる一方で第２出口ポート３６２を遮断する第１切替位置と、第１出口ポート３６１を遮断する一方で第２出口ポート３６２と入口ポート３６３とを連通させる第２切替位置とに択一的に切り替えられる。従って、通路切替弁３６は第１切替位置に切り替えられると、過冷却用熱交換器４への冷媒の流入を止めると共にバイパス配管９１を開く。そして、通路切替弁３６は第２切替位置に切り替えられると、過冷却用熱交換器４への冷媒の流入を許容すると共にバイパス配管９１を閉じる。

通路切替弁３６は第１切替位置と第２切替位置とに切り替えられることで、過冷却用熱交換器４が冷媒から放熱させる放熱量を変更する放熱量変更装置として機能し、言い換えれば、その放熱量は通路切替弁３６によって増減される。具体的に言えば、通路切替弁３６は第１切替位置に切り替えられている場合には、第２切替位置に切り替えられている場合よりも上記放熱量を減少させる。例えば、通路切替弁３６は、車両用空調装置１００のＭＡＸＣＯＯＬ時には第１切替位置に切り替えられ、車両用空調装置１００のＭＡＸＨＯＴ時には第２切替位置に切り替えられる。

本実施形態では、前述の第１実施形態と共通の構成から奏される効果を第１実施形態と同様に得ることができる。また、本実施形態は第１実施形態に基づいた変形例であるが、本実施形態を前述の第２実施形態と組み合わせることも可能である。

（他の実施形態）
（１）上述の各実施形態の内部熱交換器７において、複数の第１熱交換通路７１２は互いに並列に接続されているが、並列ではなく直列に接続されていても差し支えない。そして、複数の第２熱交換通路７２２も互いに並列に接続されているが、並列ではなく直列に接続されていても差し支えない。

（２）上述の第１実施形態の図１および第２実施形態の図１０において、冷凍サイクル装置１は凝縮器３を備えているが、その凝縮器３は、図２１に示すように、第１の熱交換部としての凝縮部３ｃと、その凝縮部３ｃよりも冷媒流れ下流側に設けられた第２の熱交換部としての過冷却部３ｄとを有する所謂サブクールコンデンサであってもよい。その場合には、気液分離器であるレシーバ５６が凝縮部３ｃと過冷却部３ｄとの間に設けられる。そのレシーバ５６は、凝縮部３ｃから流出した冷媒の気液を分離し、その分離後の主として液相冷媒を過冷却部３ｄへ流すとともに、余剰冷媒を内部に貯留する。なお、図２１は、第１実施形態および第２実施形態に対しレシーバ５６が設けられた変形例において、冷凍サイクル装置１の概略構成を部分的に示した抜粋図である。

（３）上述の第１実施形態の図１および第２実施形態の図１０において、気液分離器であるアキュムレータ５７は設けられていないが、そのアキュムレータ５７が、図２２のように、内部熱交換器７の第２熱交換部７２（図１、図１０参照）から圧縮機２に至る冷媒の経路に設けられていても差し支えない。そのアキュムレータ５７は、内部熱交換器７の第２熱交換部７２から流出した冷媒の気液を分離し、その分離後の主として気相冷媒を圧縮機２へ流すとともに、余剰冷媒を内部に貯留する。なお、図２２は、第１実施形態および第２実施形態に対しアキュムレータ５７が設けられた変形例において、冷凍サイクル装置１の概略構成を部分的に示した抜粋図である。

（４）上述の各実施形態において、過冷却用熱交換器４は空調ダクト１０内に配置され、過冷却用熱交換器４内の冷媒の熱で送風空気を直接に加熱するが、過冷却用熱交換器４は、例えば空調ダクト１０外に配置されていても差し支えない。その場合には、過冷却用熱交換器４に替わる加熱用熱交換器が空調ダクト１０の温風通路１０２に配置されると共に、その加熱用熱交換器と過冷却用熱交換器４との間で水などの熱交換媒体が循環させられる。そして、過冷却用熱交換器４は冷媒の熱をその熱交換媒体へ伝達し、加熱用熱交換器を通過する送風空気をその熱交換媒体を介して加熱する。要するに、過冷却用熱交換器４は送風空気を間接的に加熱してもよいということである。

（５）上述の各実施形態において、車両用空調装置１００は、例えばエンジン３０を備えるエンジン車両に搭載されるが、エンジン３０に加えて走行用の電動モータを備えたハイブリッド車両に搭載されても差し支えない。或いは、エンジン３０を備えずに走行用駆動源として電動モータのみを備える電動車両に搭載されても差し支えない。

また、エンジン３０は、車両に搭載された発熱機器としても機能するが、車両用空調装置１００が搭載される車両が電動モータを備える場合には、電動モータ、電動モータに給電する蓄電装置、電動モータを駆動制御する駆動回路部等も、車両に搭載された発熱機器となりうる。

（６）上述の第１〜第３実施形態において、車両用空調装置１００はエアミックスドア装置１７を備えているが、エアミックスドア装置１７は、両通路１０１、１０２への配風をコントロールするものであれば、ドア機構以外の装置に置き換わっていても差し支えない。

（７）上述の各実施形態において、圧縮機２は、エンジン３０の駆動力により駆動されるが、圧縮機２の駆動方式に限定はなく、例えば圧縮機２はエンジン３０に連結されておらずに電動モータを内蔵し、その電動モータの駆動力で駆動されても差し支えない。

（８）上述の各実施形態の説明において、車両用空調装置１００が有する各熱交換器３、４、６、３４の構造は特に限定されていないが、それらの熱交換器３、４、６、３４は、例えば複数の熱交換チューブの間にコルゲートフィンを設けたコルゲートフィンタイプであってもよいし、コルゲートフィンタイプ以外の構造であってもよい。

（９）上述の第１〜第３実施形態において、エアミックスドア装置１７は２枚のドア１７１、１７２で構成されているが、１枚もしくは３枚以上のドアで構成されていてもよいし、ドア以外の機械構成であっても差し支えない。

（１０）上述の各実施形態において、図５のフローチャートに示す各ステップの処理はコンピュータプログラムによって実現されるものであるが、ハードロジックで構成されるものであっても差し支えない。

なお、本発明は上記した実施形態に限定されるものではなく、特許請求の範囲に記載した範囲内において適宜変更が可能である。また、上記各実施形態は、互いに無関係なものではなく、組み合わせが明らかに不可な場合を除き、適宜組み合わせが可能である。また、上記各実施形態において、実施形態を構成する要素は、特に必須であると明示した場合および原理的に明らかに必須であると考えられる場合等を除き、必ずしも必須のものではないことは言うまでもない。また、上記各実施形態において、実施形態の構成要素の個数、数値、量、範囲等の数値が言及されている場合、特に必須であると明示した場合および原理的に明らかに特定の数に限定される場合等を除き、その特定の数に限定されるものではない。また、上記各実施形態において、構成要素等の材質、形状、位置関係等に言及するときは、特に明示した場合および原理的に特定の材質、形状、位置関係等に限定される場合等を除き、その材質、形状、位置関係等に限定されるものではない。

１ 冷凍サイクル装置
２ 圧縮機
３ 凝縮器（放熱器）
４ 過冷却用熱交換器（補助熱交換器）
５ 減圧装置
６ 蒸発器
７ 内部熱交換器
７１ 内部熱交換器７の第１熱交換部
７２ 内部熱交換器７の第２熱交換部

Claims (4)

1. 冷媒を吸入し圧縮してから吐出する圧縮機（２）と、
   該圧縮機が吐出した前記冷媒を放熱させる放熱器（３）と、
   該放熱器から流出した前記冷媒を、該冷媒と空調対象空間へ送風される送風空気との熱交換により更に放熱させる補助熱交換器（４）と、
   該補助熱交換器から流出した前記冷媒を減圧する減圧装置（５）と、
   前記補助熱交換器で前記冷媒から放熱された熱で加熱される前の前記送風空気と前記減圧装置で減圧された前記冷媒との熱交換により、該加熱される前の送風空気を冷却すると共に前記冷媒を蒸発させ、熱交換後の前記冷媒を前記圧縮機へ流出させる蒸発器（６）と、
   前記放熱器から前記減圧装置までの冷媒経路に配置され前記補助熱交換器と直列に連結される第１熱交換部（７１）、および、前記蒸発器から前記圧縮機までの冷媒経路に配置される第２熱交換部（７２）を有し、前記第１熱交換部内を通過する前記冷媒と前記第２熱交換部内を通過する前記冷媒とを熱交換させる内部熱交換器（７）と、
   前記冷媒に前記補助熱交換器を迂回させて該冷媒を流す迂回冷媒通路（９１）と、
   前記補助熱交換器への前記冷媒の流入を止めると共に前記迂回冷媒通路を開く第１切替位置と、前記補助熱交換器への前記冷媒の流入を許容すると共に前記迂回冷媒通路を閉じる第２切替位置とに切り替えられる通路切替弁（３６）とを備え、
   前記内部熱交換器の第１熱交換部は、前記放熱器から前記減圧装置までの冷媒経路のうち前記補助熱交換器と前記減圧装置との間に配置され、
   前記補助熱交換器が前記冷媒から放熱させる放熱量は、前記通路切替弁によって増減されることを特徴とする冷凍サイクル装置。
2. 前記蒸発器は、前記空調対象空間としての車室内へ前記送風空気を吹き出す空調ダクト（１０）内に設けられ、
   前記補助熱交換器は、前記空調ダクト内に設けられ、前記送風空気の空気流れにおいて前記蒸発器よりも下流側に配置され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. 前記第１熱交換部は、前記冷媒が流れる通路（７１２）を形成する扁平形状の複数の第１積層体（７１１）から構成され、
   前記第２熱交換部は、前記冷媒が流れる通路（７２２）を形成し前記複数の第１積層体と交互に積層された扁平形状の複数の第２積層体（７２１）から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. 車両に搭載されることを特徴とする請求項１ないし３のいずれか１つに記載の冷凍サイクル装置。

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