JP6973539B2 - 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装置に関する。

従来、特許文献１に、車両用空調装置に適用された蒸気圧縮式の冷凍サイクル装置が開示されている。

この特許文献１の冷凍サイクル装置では、圧縮機から吐出された高圧冷媒と水循環回路を循環する加熱対象流体である熱媒体とを熱交換させることによって、熱媒体を加熱している。そして、特許文献１の車両用空調装置では、空調対象空間である車室内の暖房を行う際に、加熱用熱交換器にて熱媒体と車室内へ送風される送風空気とを熱交換させることによって、送風空気を加熱している。

さらに、特許文献１の車両用空調装置では、暖房中に、乗員から冷凍サイクル装置の低騒音化が要求されると、冷凍サイクル装置の圧縮機の冷媒吐出能力を低下させるとともに、加熱用熱交換器へ熱媒体を圧送する水ポンプの圧送能力を維持または向上させている。これにより、特許文献１の車両用空調装置では、車室内の暖房を継続しながら、冷凍サイクル装置の騒音を低減させようとしている。

特開２０１４−１１７９９９号公報

しかしながら、特許文献１の車両用空調装置のように、低騒音化が要求された際に、冷凍サイクル装置の圧縮機の冷媒吐出能力を低下させてしまうと、冷凍サイクル装置の低騒音化を実現することはできるものの、熱媒体を加熱することができなくなってしまう。このため、水循環回路を循環する熱媒体に蓄熱された熱が送風空気に放熱されてしまうと、車室内の暖房を継続することができなくなってしまう。

本発明は、上記点に鑑み、加熱能力の低下を招くことなく、低騒音化を実現可能な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に記載の発明は、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、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（１１１）と、吐出ポートから吐出された高圧冷媒と加熱対象流体とを熱交換させて、加熱対象流体を加熱する加熱用熱交換器（１２）と、加熱用熱交換器にて加熱される加熱対象流体の流量を調整する流量調整装置（２１）と、加熱用熱交換器から流出した冷媒を中間圧冷媒となるまで減圧させる高段側減圧装置（１３ａ）と、加熱用熱交換器から流出した冷媒を低圧冷媒となるまで減圧させる低段側減圧装置（２５）と、低段側減圧装置にて減圧された低圧冷媒を蒸発させて、吸入ポート側へ流出させる蒸発器（１４）と、圧縮機の作動を制御する圧縮機制御部（４０ａ）と、高段側減圧装置および低段側減圧装置の少なくとも一方の作動を制御する絞り開度制御部（４０ｂ）と、流量調整装置の作動を制御する流量制御部（４０ｄ）と、予め定めた条件が成立した際にサイクルの低騒音化が要求されたと判定する低騒音化判定部（Ｓ１）と、を備え、
低騒音化判定部によって低騒音化が要求されたと判定された際に、圧縮機制御部が圧縮機の回転数を低下させるとともに、流量制御部が流量を低減させ、さらに、絞り開度制御部が中間圧冷媒の圧力を低騒音化が要求されたと判定される直前の圧力よりも上昇させることなく高圧冷媒の圧力を上昇させるように、高段側減圧装置および低段側減圧装置のうち少なくとも高段側減圧装置の作動を制御する冷凍サイクル装置である。

これによれば、サイクルの低騒音化が要求されたと判定された際に、圧縮機（１１１）の冷媒吐出能力を低下させるので、冷凍サイクル装置の低騒音化を実現することができる。

さらに、低騒音化が要求されたと判定された際に、流量制御部が流量を低減させて、中間圧冷媒の圧力を上昇させることなく高圧冷媒の圧力を上昇させるので、加熱用熱交換器（１２）の入口側の冷媒のエンタルピから加熱用熱交換器（１２）の出口側の冷媒のエンタルピを減算したエンタルピ差を拡大することができる。

従って、低騒音化のために圧縮機（１１１）の冷媒吐出能力を低下させても、上述したエンタルピ差の拡大によって、加熱能力の低下を抑制することができる。すなわち、請求項１に記載の発明によれば、加熱能力の低下を招くことなく、低騒音化を実現可能な冷凍サイクル装置を提供することができる。

また、請求項３に記載の発明は、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、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（１１１）と、吐出ポートから吐出された高圧冷媒と加熱対象流体とを熱交換させて、加熱対象流体を加熱する加熱用熱交換器（１２）と、加熱用熱交換器から流出した冷媒を中間圧冷媒となるまで減圧させる高段側減圧装置（１３ａ）と、加熱用熱交換器から流出した冷媒を低圧冷媒となるまで減圧させる低段側減圧装置（２５）と、低段側減圧装置にて減圧された低圧冷媒を蒸発させて、吸入ポート側へ流出させる蒸発器（１４）と、圧縮機の作動を制御する圧縮機制御部（４０ａ）と、高段側減圧装置および低段側減圧装置の少なくとも一方の作動を制御する絞り開度制御部（４０ｂ）と、予め定めた条件が成立した際にサイクルの低騒音化が要求されたと判定する低騒音化判定部（Ｓ１）と、を備え、
低騒音化判定部によって低騒音化が要求されたと判定された際に、圧縮機制御部が圧縮機の回転数を低下させるとともに、絞り開度制御部が中間圧冷媒の圧力を低騒音化が要求されたと判定される直前の圧力よりも上昇させるように、高段側減圧装置および低段側減圧装置の作動を制御する冷凍サイクル装置である。

これによれば、サイクルの低騒音化が要求されたと判定された際に、圧縮機（１１１）の回転数を低下させるので、冷凍サイクル装置の低騒音化を実現することができる。

さらに、低騒音化が要求されたと判定された際に、中間圧冷媒の圧力を上昇させるので、中間圧ポート（１１ｂ）から吸入される冷媒の密度を上昇させて、吐出ポート（１１ｃ）から吐出される冷媒流量を増加させることができる。つまり、圧縮機の回転数を低下させたとしても、加熱用熱交換器（１２）を流通する冷媒の流量の増加させることができる。

従って、低騒音化のために圧縮機（１１１）の冷媒吐出能力を低下させても、上述した加熱用熱交換器（１２）を流通する冷媒の流量の増加によって、加熱能力の低下を抑制することができる。すなわち、請求項３に記載の発明によれば、加熱能力の低下を招くことなく、低騒音化を実現可能な冷凍サイクル装置を提供することができる。

ここで、上述の各請求項における加熱能力としては、加熱用熱交換器（１２１）の入口側の冷媒のエンタルピから加熱用熱交換器（１２１）の出口側の冷媒のエンタルピを減算したエンタルピ差と加熱用熱交換器（１２１）を流通する冷媒の冷媒流量との積算値等を用いて定義することができる。

また、上述の各請求項における圧縮機（１１）の冷媒吐出能力とは、圧縮機（１１）の仕事量に対応する値であって、例えば、昇圧量と吐出流量（質量流量）との積算値を用いて定義することができる。この定義によれば、圧縮機（１１）の回転数を低下させても、圧縮機（１１）の吸入圧を上昇させることで、圧縮機（１１）の吐出流量を増加させて冷媒吐出能力を向上させることもできる。

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電気制御部を示すブロック図である。 第１実施形態の冷凍サイクル装置の暖房モード時および低騒音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実施形態の空調制御装置が実行する制御フローの要部を示すフローチャートである。 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実施形態の車両用空調装置の電気制御部を示すブロック図である。 第４実施形態の冷凍サイクル装置の暖房モード時および低騒音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５実施形態の冷凍サイクル装置の暖房モード時および低騒音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６実施形態の車両用空調装置の冷房モード時の冷媒流れを示す全体構成図である。 第６実施形態の車両用空調装置の第１除湿暖房モード時の冷媒流れを示す全体構成図である。 第６実施形態の車両用空調装置の第２除湿暖房モード時の冷媒流れを示す全体構成図である。 第６実施形態の車両用空調装置の暖房モード時の冷媒流れを示す全体構成図である。 第６実施形態の車両用空調装置の電気制御部を示すブロック図である。 第６実施形態の冷凍サイクル装置の暖房モード時および低騒音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７実施形態の冷凍サイクル装置の暖房モード時および低騒音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。

以下に説明する第１〜第７実施形態のうち、第４、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、発明の前提となる形態であり、第２、第３、第６、第７実施形態は、参考例として示す形態である。

（第１実施形態）
図１〜図４を用いて、本発明の第１実施形態を説明する。本実施形態では、本発明に係る冷凍サイクル装置１０を、内燃機関（エンジンＥＧ）および走行用電動モータから走行用の駆動力を得る、いわゆるハイブリッド車両の車両用空調装置１に適用している。冷凍サイクル装置１０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加熱あるいは冷却する機能を果たす。

冷凍サイクル装置１０は、冷房モードの冷媒回路、除湿暖房モードの冷媒回路、および暖房モードの冷媒回路を切り替え可能に構成されている。

車両用空調装置１において、冷房モードは、送風空気を冷却して車室内へ吹き出すことによって車室内の冷房を行う運転モードである。除湿暖房モードは、冷却されて除湿された送風空気を再加熱して車室内へ吹き出すことによって車室内の除湿暖房を行う運転モードである。暖房モードは、送風空気を加熱して車室内へ吹き出すことによって車室内の暖房を行う運転モードである。

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、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、さらに、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、圧縮機１１吐出冷媒の圧力が、冷媒の臨界圧力を超えない亜臨界冷凍サイクルを構成している。この冷媒には圧縮機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、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。圧縮機１１は、車両ボンネット内に配置されている。圧縮機１１は、吐出容量が固定された固定容量型の圧縮機構を電動モータにて回転駆動する電動圧縮機である。圧縮機１１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、その作動が制御される。

圧縮機１１の吐出口には、水−冷媒熱交換器１２の冷媒通路の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水循環回路２０を循環する熱媒体である冷却水とを熱交換させて、冷却水を加熱する加熱用熱交換器である。従って、本実施形態の冷凍サイクル装置１０の加熱用熱交換器における加熱対象流体は、冷却水となる。

水−冷媒熱交換器１２の冷媒通路の出口には、第１膨張弁１３ａの入口側が接続されている。第１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装置である。

より具体的には、第１膨張弁１３ａは、絞り開度を変更可能に構成された弁体と、この弁体の開度を変化させる電動アクチュエータ（具体的には、ステッピングモータ）とを有して構成される電気式の可変絞り機構である。

さらに、冷凍サイクル装置１０では、後述するように、第２膨張弁１３ｂを備えている。第２膨張弁１３ｂの基本的構成は、第１膨張弁１３ａと同様である。これらの第１、第２膨張弁１３ａ、１３ｂは、弁開度を全開にすることで流量調整作用および冷媒減圧作用を殆ど発揮することなく単なる冷媒通路として機能する全開機能、および弁開度を全閉にすることで冷媒通路を閉塞する全閉機能を有している。

そして、この全開機能および全閉機能によって、第１、第２膨張弁１３ａ、１３ｂは、上述した各運転モードの冷媒回路を切り替えることができる。従って、第１、第２膨張弁１３ａ、１３ｂは、冷媒回路切替装置としての機能を兼ね備えている。第１、第２膨張弁１３ａ、１３ｂは、空調制御装置４０から出力される制御信号（制御パルス）によって、その作動が制御される。

第１膨張弁１３ａの出口には、室外熱交換器１４の冷媒入口側が接続されている。室外熱交換器１４は、第１膨張弁１３ａから流出した冷媒と送風ファン１４ａから送風された外気とを熱交換させる熱交換器である。室外熱交換器１４は、車両ボンネット内の前方側に配置されている。

より詳細には、室外熱交換器１４は、少なくとも冷房モード時に、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、第１膨張弁１３ａにて減圧された低圧冷媒を蒸発させる蒸発器として機能する。送風ファン１４ａは、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（すなわち、送風能力）が制御される電動送風機である。

室外熱交換器１４の冷媒出口には、互いに連通する３つの流入出口を有する第１三方継手１５ａの流入口側が接続されている。このような三方継手としては、複数の配管を接合して形成されたものや、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されたものを採用することができる。さらに、冷凍サイクル装置１０では、後述するように、第２三方継手１５ｂを備えている。第２三方継手１５ｂの基本的構成は、第１三方継手１５ａと同様である。

第１三方継手１５ａの一方の流出口には、第２膨張弁１３ｂの入口側が接続されている。また、第１三方継手１５ａの他方の流出口には、第２三方継手１５ｂの一方の流入口側が接続されている。第１三方継手１５ａの他方の流出口側と第２三方継手１５ｂの一方の流入口側とを接続する迂回通路１６には、開閉弁１８ａが配置されている。

迂回通路１６は、第１三方継手１５ａから流出した冷媒を、第２膨張弁１３ｂおよび室内蒸発器１７を迂回させて、後述するアキュムレータ１９の入口側へ導く冷媒通路である。開閉弁１８ａは、迂回通路１６を開閉する電磁弁である。

開閉弁１８ａは、迂回通路１６を開閉することで、上述した各運転モードの冷媒回路を切り替えることができる。従って、開閉弁１８ａは、第１、第２膨張弁１３ａ、１３ｂとともに、冷媒回路切替装置としての機能を果たす。開閉弁１８ａは、空調制御装置４０から出力される制御電圧によって、その作動が制御される。

第２膨張弁１３ｂは、少なくとも冷房モード時に、室外熱交換器１４から流出した冷媒を減圧させる電気式の可変絞り機構である。第２膨張弁１３ｂの出口には、室内蒸発器１７の冷媒入口側が接続されている。

室内蒸発器１７は、後述する室内空調ユニット３０のケーシング３１内に配置されている。室内蒸発器１７は、冷房モード時および除湿暖房モード時に、第２膨張弁１３ｂにて減圧された低圧冷媒と送風機３２から送風された送風空気とを熱交換させて低圧冷媒を蒸発させ、低圧冷媒に吸熱作用を発揮させることによって送風空気を冷却する冷却用熱交換器である。

室内蒸発器１７の冷媒出口側には、第２三方継手１５ｂの他方の流入口側が接続されている。第２三方継手１５ｂの流出口には、アキュムレータ１９の入口側が接続されている。アキュムレータ１９は、内部に流入した冷媒の気液を分離して、サイクル内の余剰液相冷媒を蓄える気液分離器である。アキュムレータ１９の気相冷媒出口には、圧縮機１１の吸入口側が接続されている。

次に、水循環回路２０について説明する。本実施形態の水循環回路２０は、水−冷媒熱交換器１２の水通路とヒータコア２２との間で冷却水を循環させる冷却水回路である。ヒータコア２２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にて加熱された冷却水と室内蒸発器１７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熱交換器である。

また、水循環回路２０には、冷却水を循環させるための水ポンプ２１が配置されている。水ポンプ２１は、ヒータコア２２の冷却水出口側から吸入した冷媒水を水−冷媒熱交換器１２の水通路へ圧送するものである。水ポンプ２１は、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（すなわち、水圧送能力）が制御される。従って、水ポンプ２１は、水−冷媒熱交換器１２にて加熱される冷却水の流量を調整する流量調整装置である。

水−冷媒熱交換器１２の水通路の出口には、ヒータコア２２の冷却水入口側が接続されている。このため、空調制御装置４０が水ポンプ２１を作動させると、水循環回路２０では、図１の実線矢印に示すように、水ポンプ２１の吐出口→水−冷媒熱交換器１２の水通路→ヒータコア２２→水ポンプ２１の吸入口の順で冷却水が循環する。

これにより、本実施形態の車両用空調装置１では、除湿暖房モード時および暖房モード時に、水−冷媒熱交換器１２にて加熱された冷却水をヒータコア２２へ流入させて、送風空気を加熱することができる。換言すると、本実施形態の冷凍サイクル装置１０では、圧縮機１１から吐出された高圧冷媒を熱源とし、熱媒体（すなわち、冷却水）を介して、間接的に送風空気を加熱することができる。

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いる。室内空調ユニット３０は、冷凍サイクル装置１０によって温度調整された送風空気を車室内へ吹き出すために、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１７、ヒータコア２２等を収容したものである。

ケーシング３１は、車室内に送風される送風空気の空気通路を形成するもので、ある程度の弾性を有し、強度的にも優れた樹脂（例えば、ポリプロピレン）にて成形されている。ケーシング３１の送風空気流れ最上流側には、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、内気の導入風量と外気の導入風量との導入割合を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機３２が配置されている。送風機３２は、遠心多翼ファンを電動モータにて駆動する電動送風機である。送風機３２は、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（すなわち、送風能力）が制御される。従って、送風機３２は、車室内へ送風される送風空気の風量を調整する風量調整装置である。

送風機３２の送風空気流れ下流側には、室内蒸発器１７およびヒータコア２２が、送風空気の流れに対して、この順に配置されている。つまり、室内蒸発器１７は、ヒータコア２２に対して、送風空気流れ上流側に配置されている。また、ケーシング３１内には、室内蒸発器１７を通過した送風空気を、ヒータコア２２を迂回させて下流側へ流す冷風バイパス通路３５が形成されている。

室内蒸発器１７の送風空気流れ下流側であって、かつ、ヒータコア２２の送風空気流れ上流側には、室内蒸発器１７通過後の送風空気のうち、ヒータコア２２を通過させる風量と冷風バイパス通路３５を通過させる風量との風量割合を調整するエアミックスドア３４が配置されている。

また、ヒータコア２２の送風空気流れ下流側には、ヒータコア２２にて加熱された送風空気と冷風バイパス通路３５を通過してヒータコア２２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、車室内へ吹き出す開口穴が配置されている。

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

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

従って、エアミックスドア３４が、ヒータコア２２を通過させる風量と冷風バイパス通路３５を通過させる風量との風量割合を調整することによって、混合空間にて混合される空調風の温度が調整される。これにより、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、車室内へ送風される空調風の温度を調整する温度調整部としての機能を果たす。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、吹出モードを切り替える吹出モード切替装置を構成するものである。フェイスドア、フットドア、デフロスタドアは、リンク機構等を介して、吹出口モードドア駆動用の電動アクチュエータに連結されて連動して回転操作される。この電動アクチュエータは、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。

吹出口モード切替装置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、フェイスモード、バイレベルモード、フットモード等がある。

フェイスモードは、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吹出口モードである。バイレベルモードは、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吹出口モードである。フットモードは、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吹出口モードである。

さらに、乗員が操作パネル５０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ている。そして、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、その出力側に接続された各種制御対象機器１１、１３ａ、１３ｂ、１４ａ、１８、２１、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、図２のブロック図に示すように、内気温センサ４１、外気温センサ４２、日射センサ４３、水温センサ４４、第１〜第３冷媒温度センサ４５ａ〜４５ｃ、冷媒圧力センサ４６、蒸発器温度センサ４７、空調風温度センサ４８等が接続されている。そして、空調制御装置４０には、これらの空調制御用のセンサ群の検出信号が入力される。

内気温センサ４１は、車室内温度（内気温）Ｔｒを検出する内気温検出部である。外気温センサ４２は、車室外温度（外気温）Ｔａｍを検出する外気温検出部である。日射センサ４３は、車室内へ照射される日射量Ａｓを検出する日射量検出部である。水温センサ４４は、水−冷媒熱交換器１２の水通路から流出した熱媒体温度ＴＷを検出する水温検出部である。

第１冷媒温度センサ４５ａは、圧縮機１１から吐出されて水−冷媒熱交換器１２の冷媒通路へ流入する冷媒の入口側冷媒温度ＴＤ１を検出する第１冷媒温度検出部である。第２冷媒温度センサ４５ｂは、水−冷媒熱交換器１２の冷媒通路から流出した冷媒の出口側冷媒温度ＴＤ２を検出する第２冷媒温度検出部である。第３冷媒温度センサ４５ｃは、室外熱交換器から流出した冷媒の温度（室外熱交換器温度）ＴＤ３を検出する第３冷媒温度検出部である。

冷媒圧力センサ４６は、圧縮機１１の吐出口側から第１膨張弁１３ａの入口側へ至る冷媒通路の高圧側冷媒圧力ＰＤを検出する冷媒圧力検出部である。蒸発器温度センサ４７は、室内蒸発器１７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検出部である。空調風温度センサ４８は、混合空間から車室内へ送風される送風空気温度ＴＡＶを検出する空調風温度検出部である。

さらに、空調制御装置４０の入力側には、図２に示すように、車室内前部の計器盤付近に配置された操作パネル５０が接続され、この操作パネル５０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５０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ことを要求する冷房スイッチ、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、車室内の目標温度Ｔｓｅｔを設定する温度設定スイッチ、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部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部を構成している。

例えば、空調制御装置４０のうち、圧縮機１１の作動を制御する構成（ハードウェアおよびソフトウェア）は、圧縮機制御部４０ａである。第１膨張弁１３ａの絞り開度を制御する構成は、絞り開度制御部４０ｂである。開閉弁１８ａ等の冷媒回路切替装置の作動を制御する構成は、冷媒回路制御部４０ｃである。水ポンプ２１の水圧送能力を制御する構成は、流量制御部としての水ポンプ制御部４０ｄである。送風機３２の送風能力を制御する構成は、送風機制御部４０ｅ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、車室内の冷房、除湿暖房、および暖房を行うことができる。これに応じて、冷凍サイクル装置１０では、冷房モードの運転、除湿暖房モードの運転、および暖房モードの運転を切り替えることができる。

これらの各運転の切り替えは、空調制御プログラムが実行されることによって行われる。この空調制御プログラムは、操作パネル５０のオートスイッチが投入（ＯＮ）された際に実行される。

より具体的には、空調制御プログラムのメインルーチンでは、上述の空調制御用のセンサ群の検出信号および各種空調操作スイッチからの操作信号を読み込む。そして、読み込んだ検出信号および操作信号の値に基づいて、車室内へ吹き出す吹出空気の目標温度である目標吹出温度ＴＡＯを、以下数式Ｆ１に基づいて算出する。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の目標温度（設定温度）、Ｔｒは内気温センサ４１によって検出された内気温、Ｔａｍは外気温センサ４２によって検出された外気温、Ａｓは日射センサ４３によって検出された日射量である。Ｋｓｅｔ、Ｋｒ、Ｋａｍ、Ｋｓは制御ゲインであり、Ｃは補正用の定数である。

さらに、操作パネル５０の冷房スイッチが投入されており、かつ、目標吹出温度ＴＡＯが予め定めた冷房基準温度ＫＴよりも低くなっている場合には、冷房モードの運転を実行する。また、冷房スイッチが投入された状態で、目標吹出温度ＴＡＯが冷房基準温度ＫＴ以上になっている場合には、除湿暖房モードの運転を実行する。また、冷房スイッチが投入されていない場合には、暖房モードの運転を実行する。

これにより、本実施形態の冷凍サイクル装置１０では、主に夏季のように比較的外気温が高い場合に冷房モードの運転を実行し、主に早春季あるいは晩秋季等に除湿暖房モードの運転を実行し、主に冬季のように比較的外気温が低い場合に暖房モードの運転を実行する。さらに、冷凍サイクル装置１０では、暖房モード時に冷凍サイクル装置１０の低騒音化が要求されると、低騒音暖房モードを実行する。

また、空調制御プログラムでは、各運転モード時に応じて、各種制御対象機器の作動状態を決定し、決定した作動状態に応じた制御信号および制御電圧等を各種制御対象機器へ出力する。

その後、空調制御プログラムでは、車両用空調装置１の作動停止が要求されるまで、所定の制御周期毎に、検出信号および操作信号の読み込み→運転モードの決定→各種制御対象機器の作動状態の決定→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。以下に、各運転モードについて説明する。

（ａ）冷房モード
冷房モードでは、空調制御装置４０が、水ポンプ２１を予め定めた圧送能力を発揮するように作動させる。また、空調制御装置４０は、第１膨張弁１３ａを全開状態とし、第２膨張弁１３ｂを冷媒減圧作用を発揮する絞り状態とし、開閉弁１８ａ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の冷媒通路→第１膨張弁１３ａ）→室外熱交換器１４→第２膨張弁１３ｂ→室内蒸発器１７→アキュムレータ１９→圧縮機１１の順に冷媒が循環する冷凍サイクルが構成される。

このサイクル構成で、空調制御装置４０は、室内蒸発器から吹き出される送風空気が目標蒸発器温度ＴＥＯとなるように、圧縮機１１の作動を制御する。目標蒸発器温度ＴＥＯは、目標吹出温度ＴＡＯの低下に伴って低下するように決定される。目標蒸発器温度ＴＥＯは、室内蒸発器の着霜を抑制可能な範囲で決定される。

また、空調制御装置４０は、第２膨張弁１３ｂへ流入する冷媒の圧力に基づいて、サイクルのＣＯＰが極大値に近づくように第２膨張弁１３ｂの作動を制御する。また、空調制御装置４０は、ヒータコア２２側の通風路を全閉とし、冷風バイパス通路３５側が全開となるようにエアミックスドア３４を変位させる。

従って、冷房モードでは、圧縮機１１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の水通路を流通する冷却水の温度が、水−冷媒熱交換器１２へ流通する高圧冷媒の温度よりも低くなっていると、高圧冷媒の有する熱が冷却水へ放熱されて、水循環回路２０を循環する冷却水が加熱される。

さらに、冷房モードでは、エアミックスドア３４がヒータコア２２側の通風路を全閉としている。このため、水循環回路２０を循環する冷却水は、ヒータコア２２へ流入しても、殆ど送風空気に放熱することなく、ヒータコア２２から流出する。従って、水循環回路２０を循環する冷却水の温度は、冷房モードの運転開始後、高圧冷媒の温度と同様となるまで上昇する。

そして、水循環回路２０を循環する冷却水の温度が、高圧冷媒の温度と同等となるまで上昇すると、高圧冷媒は、水−冷媒熱交換器１２へ流入しても、殆ど冷却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から流出した冷媒は、全開状態となっている第１膨張弁１３ａを介して、室外熱交換器１４へ流入する。

従って、冷房モードの冷凍サイクル装置１０では、実質的に室外熱交換器１４を放熱器として機能させ、室内蒸発器１７を蒸発器として機能させる冷凍サイクルが構成される。そして、室内蒸発器１７にて冷媒が蒸発する際に送風空気から吸熱した熱を室外熱交換器１４にて外気に放熱する。これにより、送風空気を冷却することができる。

その結果、冷房モードでは、室内蒸発器１７にて冷却された送風空気を車室内に吹き出すことによって、車室内の冷房を行うことができる。

（ｂ）除湿暖房モード
除湿暖房モードでは、空調制御装置４０が、水ポンプ２１を予め定めた圧送能力を発揮するように作動させる。また、空調制御装置４０は、第１膨張弁１３ａを絞り状態とし、第２膨張弁１３ｂを絞り状態とし、開閉弁１８ａ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の冷媒通路→第１膨張弁１３ａ→室外熱交換器１４→第２膨張弁１３ｂ→室内蒸発器１７→アキュムレータ１９→圧縮機１１の順に冷媒が循環する冷凍サイクルが構成される。

このサイクル構成で、空調制御装置４０は、冷房モードと同様に圧縮機１１の作動を制御する。また、空調制御装置４０は、第１膨張弁１３ａへ流入する冷媒の圧力に基づいて、サイクルのＣＯＰが極大値に近づくように第１膨張弁１３ａおよび第２膨張弁１３ｂの作動を制御する。この際、空調制御装置４０は、目標吹出温度ＴＡＯの上昇に伴って、第１膨張弁１３ａの絞り開度を縮小させ、第１膨張弁１３ａの絞り開度を拡大させる。

また、空調制御装置４０は、ヒータコア２２側の通風路を全開とし、冷風バイパス通路３５側が全閉となるようにエアミックスドア３４を変位させる。

従って、除湿暖房モードでは、圧縮機１１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。水−冷媒熱交換器１２の冷媒通路へ流入した冷媒は、水−冷媒熱交換器１２の水通路を流通する冷却水と熱交換する。これにより、水循環回路２０を循環する冷却水が加熱される。

さらに、除湿暖房モードでは、エアミックスドア３４がヒータコア２２側の空気通路を全開としている。このため、ヒータコア２２を流通する冷却水は、室内蒸発器１７通過後の送風空気に放熱する。これにより、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、絞り状態となっている第１膨張弁１３ａへ流入して減圧される。

従って、除湿暖房モードでは、水−冷媒熱交換器１２を放熱器として機能させ、室内蒸発器１７を蒸発器として機能させる冷凍サイクルが構成される。さらに、室外熱交換器１４における冷媒の飽和温度が外気よりも高い場合には、室外熱交換器１４を放熱器として機能させ、室外熱交換器１４における冷媒の飽和温度が外気よりも低い場合には、室外熱交換器１４を蒸発器として機能させる冷凍サイクルが構成される。

このため、室外熱交換器１４における冷媒の飽和温度が外気よりも高い場合には、目標吹出温度ＴＡＯの上昇に伴って室外熱交換器１４の冷媒の飽和温度を低下させることができ、室外熱交換器１４における冷媒の放熱量を減少させることができる。これにより、水−冷媒熱交換器１２における冷媒の放熱量を増加させて冷却水の加熱能力を向上させることができる。

また、室外熱交換器１４における冷媒の飽和温度が外気よりも低い場合には、目標吹出温度ＴＡＯの上昇に伴って室外熱交換器１４の冷媒の飽和温度を低下させて、室外熱交換器１４における冷媒の吸熱量を増加させることができる。これにより、水−冷媒熱交換器１２における冷媒の放熱量を増加させて冷却水の加熱能力を向上させることができる。

その結果、除湿暖房モードでは、室内蒸発器１７にて冷却されて除湿された送風空気を、ヒータコア２２にて再加熱して車室内に吹き出すことによって、車室内の除湿暖房を行うことができる。さらに、第１膨張弁１３ａおよび第２膨張弁１３ｂの絞り開度を調整することによって、ヒータコア２２における送風空気の加熱能力を調整することができる。

（ｃ）暖房モード
暖房モードでは、空調制御装置４０が、水ポンプ２１を予め定めた圧送能力を発揮するように作動させる。また、空調制御装置４０は、第１膨張弁１３ａを絞り状態とし、第２膨張弁１３ｂを全閉状態とし、開閉弁１８ａを開く。

これにより、暖房モード時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→第１膨張弁１３ａ→室外熱交換器１４（→迂回通路１６）→アキュムレータ１９→圧縮機１１の順に冷媒が循環する蒸気圧縮式の冷凍サイクルが構成される。

このサイクル構成で、空調制御装置４０は、水−冷媒熱交換器１２へ流入する冷媒が目標凝縮器温度ＴＣＯとなるように、圧縮機１１の作動を制御する。目標凝縮器温度ＴＣＯは、目標吹出温度ＴＡＯの上昇に伴って上昇するように決定される。

また、空調制御装置４０は、第１膨張弁１３ａへ流入する冷媒の圧力に基づいて、サイクルのＣＯＰが極大値に近づくように第１膨張弁１３ａの作動を制御する。また、空調制御装置４０は、ヒータコア２２側の通風路を全開とし、冷風バイパス通路３５側が全閉となるようにエアミックスドア３４を変位させる。

従って、暖房モードの冷凍サイクル装置１０では、図３のモリエル線図に太破線で示すように、圧縮機１１から吐出された高圧冷媒（図３のａ３点）が、水−冷媒熱交換器１２の冷媒通路へ流入する。水−冷媒熱交換器１２の冷媒通路へ流入した冷媒は、水−冷媒熱交換器１２の水通路を流通する冷却水と熱交換する（図３のａ３点→ｂ３点）。これにより、水循環回路２０を循環する冷却水が加熱される。

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２２側の空気通路を全開としている。このため、ヒータコア２２を流通する冷却水は、室内蒸発器１７通過後の送風空気に放熱する。これにより、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、絞り状態となっている第１膨張弁１３ａへ流入して減圧される（図３のｂ３点→ｃ３点）。

第１膨張弁１３ａにて減圧された低圧冷媒は、室外熱交換器１４へ流入する。室外熱交換器１４へ流入した冷媒は、送風ファン１４ａから送風された外気と熱交換し、外気から吸熱して蒸発する（図３のｃ３点→ｄ３点）。室外熱交換器１４から流出した冷媒は、アキュムレータ１９へ流入する。アキュムレータ１９にて分離された気相冷媒は、圧縮機１１へ吸入され再び圧縮される（図３のｄ３点→ａ３点）。

従って、暖房モードでは、水−冷媒熱交換器１２を放熱器として機能させ、室外熱交換器１４を蒸発器として機能させる冷凍サイクルが構成される。そして、室外熱交換器１４にて冷媒が蒸発する際に外気から吸熱した熱を水−冷媒熱交換器１２にて冷却水に放熱する。これにより、冷却水を加熱することができる。

その結果、暖房モードでは、ヒータコア２２にて加熱された送風空気を車室内に吹き出すことによって、車室内の暖房を行うことができる。

以上の如く、本実施形態の車両用空調装置１では、車室内の冷房、除湿暖房、および暖房を行うことができる。

ところで、上述した暖房モードの運転は、外気温Ｔａｍが−１０℃となる低外気温時に実行されることがある。このときの車室内の設定温度が２５℃とすると、水−冷媒熱交換器１２における冷媒の飽和温度と室外熱交換器１４における冷媒の飽和温度との温度差は３５Ｋ程度となる。

一方、冷房モードの運転は、外気温Ｔａｍが４０℃となる高外気温時に実行されることがある。このときの車室内の設定温度が２５℃とすると、室外熱交換器１４における冷媒の飽和温度と室内蒸発器１７の冷媒の飽和温度との温度差は１５Ｋ程度となる。

従って、暖房モード時のサイクルの高圧側冷媒圧力から低圧側冷媒圧力を減算した高低圧差は、冷房モード時の高低圧差よりも大きくなりやすい。つまり、暖房モード時に圧縮機１１に要求される冷媒吐出能力は、冷房モード時に圧縮機１１に要求される冷媒吐出能力よりも大きくなりやすい。このため、暖房モード時の冷凍サイクル装置１０の作動音は、冷房モード時の作動音よりも大きくなりやすい。

ここで、サイクルの高圧側冷媒とは、圧縮機１１の吐出口側から減圧装置として機能している構成の冷媒入口側へ至る冷媒流路を流通する冷媒である。従って、冷房モード時には、圧縮機１１の吐出口側から第２膨張弁１３ｂの冷媒入口側へ至る冷媒流路を流通する冷媒となる。暖房モード時には、圧縮機１１の吐出口側から第１膨張弁１３ａの冷媒入口側へ至る冷媒流路を流通する冷媒となる。

また、サイクルの低圧側冷媒とは、減圧装置として機能している構成の冷媒出口側から圧縮機１１の吸入口側へ至る冷媒流路を流通する冷媒である。従って、冷房モード時には、第２膨張弁１３ｂの冷媒出口側から圧縮機１１の吸入口側へ至る冷媒流路を流通する冷媒となる。一方、暖房モード時には、第１膨張弁１３ａの冷媒出口側から圧縮機１１の吸入口側へ至る冷媒流路を流通する冷媒となる。

そこで、本実施形態の冷凍サイクル装置１０では、空調制御プログラムのサブルーチンとして、図４に示す制御フローを実行する。これにより、冷凍サイクル装置１０では、作動音を低騒音化させた低騒音暖房モードを実行することができる。なお、図４中に示す各制御ステップは、空調制御装置４０が有する各種の機能実現部を示している。

図４に示すサブルーチンのステップＳ１では、低騒音化が要求されたか否かが判定される。より具体的には、ステップＳ１では、予め定めた低騒音要求条件が成立した際に冷凍サイクル装置１０の低騒音化が要求されたと判定する。

本実施形態のステップＳ１では、車両の車速が基準車速（本実施形態で、２０ｋｍ／ｈ）以下となっている際に低騒音要求条件が成立したものとしている。車両の車速が基準車速以下となっている際には、ロードノイズや風切り音が小さくなり、冷凍サイクル装置１０の作動音が乗員にとって耳障りとなりやすいからである。

そして、ステップＳ１にて低騒音化が要求されたと判定された際には、ステップＳ２へ進み、低騒音暖房モードが実行されて、メインルーチンへ戻る。また、ステップＳ１にて低騒音化が要求された判定されてなかった際には、メインルーチンへ戻る。従って、ステップＳ１は、予め定めた条件が成立した際に冷凍サイクル装置１０の低騒音化が要求されたと判定する低騒音化判定部である。以下に、低騒音暖房モードについて説明する。

（ｄ）低騒音暖房モード
本実施形態の低騒音暖房モードでは、空調制御装置４０が、暖房モードよりも、圧縮機１１の冷媒吐出能力（本実施形態では、回転数）を予め定めた基準吐出能力分低下させる。また、空調制御装置４０は、水ポンプ２１の圧送能力（本実施形態では、回転数）を予め定めた基準圧送能力分低下させる。また、空調制御装置４０は、送風機３２の送風能力（本実施形態では、回転数）を予め定めた基準送風能力分低下させる。

さらに、空調制御装置４０は、第１膨張弁１３ａの絞り開度を予め定めた基準開度分減少させる。従って、低騒音暖房モードでは、図３のモリエル線図の太実線に示すように、冷媒の状態が変化する。

低騒音暖房モードでは、暖房モードと同様に、圧縮機１１から吐出された高圧冷媒（図３のａ３１点）が、水−冷媒熱交換器１２の冷媒通路へ流入する。低騒音暖房モードでは、暖房モードよりも、圧縮機１１の回転数が低下しているので、冷凍サイクル装置１０の低騒音化を図ることができる。その一方で、暖房モードよりも、水−冷媒熱交換器１２の冷媒通路へ流入する冷媒流量Ｇが減少する。

また、低騒音暖房モードでは、暖房モードよりも第１膨張弁１３ａの絞り開度が縮小している。このため、暖房モードのようにサイクルのＣＯＰを極大値に近づけることはできないものの、暖房モードよりも圧縮機１１から吐出され高圧冷媒（図３のａ３１点）の圧力が上昇する。これにより、水−冷媒熱交換器１２の冷媒通路を流通する冷媒の温度を上昇させることができる。

また、低騒音暖房モードでは、暖房モードよりも水ポンプ２１の圧送能力を低下させるとともに、送風機３２の送風能力を低下させる。このため、水−冷媒熱交換器１２における冷媒の放熱量が低下し、暖房モードよりも水−冷媒熱交換器１２の冷媒通路を流通する冷媒の温度が上昇した状態でサイクルがバランスする。

その結果、低騒音暖房モードでは、図３に示すように、水−冷媒熱交換器１２の冷媒通路の入口側の冷媒のエンタルピ（図３のａ３１）から出口側の冷媒のエンタルピ（図３のｂ３１点）を減算したエンタルピ差ΔＨ１を、暖房モードのエンタルピ差ΔＨよりも拡大させることができる。その他の作動は暖房モードと同様である。

従って、本実施形態の低騒音暖房モードでは、低騒音化のために圧縮機１１の回転数を低下させても、上述したエンタルピ差の拡大によって、冷却水および送風空気の加熱能力の低下を抑制することができる。

すなわち、本実施形態の冷凍サイクル装置１０によれば、低騒音化が要求された際に、冷却水および送風空気の加熱能力（すなわち、車室内を暖房する暖房能力）の大幅な低下を招くことなく騒音を低減させることができる。

また、本実施形態では、低騒音暖房モード時に、暖房モードよりも水ポンプ２１の圧送能力を低下させるとともに、送風機３２の送風能力を低下させる例を説明したが、水ポンプ２１の圧送能力および送風機３２の送風能力のいずれか一方を低下さて、他方を暖房モードと同等に維持してもよい。このような制御であっても、エンタルピ差を拡大させて、加熱能力の低下を抑制することができる。

（第２実施形態）
本実施形態では、第１実施形態に対して、図５に示すように、冷凍サイクル装置１０の構成を変更した例を説明する。なお、図５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、本実施形態の冷凍サイクル装置１０では、第１実施形態で説明した水−冷媒熱交換器１２に代えて、室内凝縮器１２１を備えている。つまり、本実施形態の冷凍サイクル装置１０では、圧縮機１１の吐出口に、室内凝縮器１２１の冷媒入口側が接続されている。

室内凝縮器１２１は、除湿暖房モード時および暖房モード時に、圧縮機１１から吐出された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加熱用熱交換器である。従って、本実施形態の加熱用熱交換器における加熱対象流体は、送風空気となる。さらに、本実施形態では、送風機３２が、室内凝縮器１２１にて加熱される送風空気の流量を調整する流量調整装置となり、空調制御装置４０の送風機制御部４０ｅが流量制御部となる。

室内凝縮器１２１は、室内空調ユニット３０のケーシング３１内であって、ヒータコア２２の送風空気流れ下流側に配置されている。室内凝縮器１２１の冷媒出口には、第１膨張弁１３ａの入口側が接続されている。

また、本実施形態の水循環回路２０では、エンジンＥＧとヒータコア２２との間でエンジン用の冷却水を循環させる。このため、本実施形態のヒータコア２２は、エンジン廃熱を送風空気へ放熱することによって、送風空気を補助的に加熱する補助加熱装置としての機能を果たす。

さらに、本実施形態の水循環回路２０には、エンジンＥＧを介して、冷却水と外気とを熱交換させて、冷却水の有する熱を外気に放熱させる放熱用熱交換器（ラジエータ２３）が接続されている。本実施形態では、ラジエータ２３における冷却水の放熱量を調整することで、ヒータコア２２へ流入する冷却水の温度を予め定めた基準温度範囲内に維持することができる。その他の冷凍サイクル装置１０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。本実施形態の冷凍サイクル装置１０の基本的作動は、第１実施形態と同様である。従って、本実施形態の冷凍サイクル装置１０では、冷房モード時には白抜き矢印で示すように冷媒が流れ、除湿暖房モード時には斜線ハッチング付き矢印で示すように冷媒が流れ、さらに、暖房モード時には黒塗り矢印で示すように冷媒が流れる。

本実施形態の除湿暖房モードおよび暖房モードでは、圧縮機１１から吐出された高圧冷媒が室内凝縮器１２１へ流入し、ヒータコア２２にて加熱された送風空気と熱交換する。これにより、送風空気が目標吹出温度ＴＡＯに近づくように加熱される。換言すると、本実施形態の冷凍サイクル装置１０では、圧縮機１１から吐出された高圧冷媒を熱源として、直接的に送風空気を加熱している。

また、低騒音暖房モードでは、空調制御装置４０が、暖房モードよりも、圧縮機１１の冷媒吐出能力を予め定めた基準吐出能力分低下させる。また、空調制御装置４０は、第１膨張弁１３ａの絞り開度を予め定めた基準開度分縮小させる。また、空調制御装置４０は、送風機３２の送風能力を予め定めた基準送風能力分低下させる。その他の冷凍サイクル装置１０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では、第１実施形態と同様に、車室内の冷房、除湿暖房、および暖房を行うことができる。さらに、本実施形態の冷凍サイクル装置１０においても、暖房モード時に低騒音化が要求された際に低騒音暖房モードを実行する。

そして、第１実施形態と同様に、室内凝縮器１２１の入口側の冷媒のエンタルピから出口側の冷媒のエンタルピを減算したエンタルピ差の拡大によって、送風空気の加熱能力の低下を抑制することができる。従って、低騒音暖房モードでは、第１実施形態と同様に、送風空気の加熱能力の大幅な低下を招くことなく騒音を低減させることができる。

また、本実施形態では、ヒータコア２２を補助加熱装置として機能させるので、車室内の除湿暖房あるいは暖房を行う際に、エンジンＥＧの廃熱を利用して送風空気を予備的に加熱することができる。従って、送風空気を加熱するために、冷凍サイクル装置１０に要求される加熱能力を低減させることができ、より一層、冷凍サイクル装置１０の低騒音化を図ることができる。

ここで、本実施形態では、ヒータコア２２を補助加熱装置として利用しているので、低騒音暖房モード時にも水ポンプ２１の圧送能力を低下させていないが、もちろん、低騒音暖房モード時に水ポンプ２１の圧送能力を低減させてもよい。これにより、水ポンプ２１の作動音を低減させることができる。

さらに、補助加熱装置は、ヒータコア２２に限定されない。例えば、電力を供給されることによって発熱する電気ヒータ（例えば、ＰＴＣヒータ）等を採用してもよい。この場合は、車室内の除湿暖房あるいは暖房を行う際に、空調制御装置４０が、送風空気を加熱するための所定の加熱能力を発揮するように電気ヒータの作動を制御すればよい。

（第３実施形態）
本実施形態では、第１実施形態に対して、図６に示すように、水循環回路２０の構成を変更した例を説明する。具体的には、本実施形態の水循環回路２０では、エンジンＥＧの冷却水を循環させている。

より詳細には、本実施形態の水循環回路２０では、空調制御装置４０が水ポンプ２１を作動させると、図６の実線矢印に示すように、水ポンプ２１→水−冷媒熱交換器１２の水通路→ヒータコア２２→エンジンＥＧ→水ポンプ２１の順で冷却水が循環する。さらに、本実施形態の水循環回路２０には、第２実施形態と同様に、エンジンＥＧを介して、ラジエータ２３が接続されている。

その他の冷凍サイクル装置１０の構成および作動は、第１実施形態と同様である。本実施形態の冷凍サイクル装置１０では、冷房モード時には白抜き矢印で示すように冷媒が流れ、除湿暖房モード時には斜線ハッチング付き矢印で示すように冷媒が流れる。さらに、暖房モード時には黒塗り矢印で示すように冷媒が流れる。

従って、本実施形態の車両用空調装置１では、第１実施形態と同様に、車室内の冷房、除湿暖房、および暖房を行うことができる。さらに、本実施形態の冷凍サイクル装置１０においても、暖房モード時に低騒音化が要求された際に低騒音暖房モードを実行する。そして、低騒音暖房モードでは、第１実施形態と同様に、冷却水および送風空気の加熱能力の大幅な低下を招くことなく騒音を低減させることができる。

また、本実施形態では、水循環回路２０にエンジンＥＧの冷却水を循環させるので、車室内の除湿暖房あるいは暖房を行う際に、エンジンＥＧの廃熱を利用することができる。従って、送風空気を加熱するために、冷凍サイクル装置１０に要求される加熱能力を低減させることができ、より一層、冷凍サイクル装置１０の低騒音化を図ることができる。

（第４実施形態）
図７〜図９を用いて、本発明の第４実施形態を説明する。本実施形態では、本発明に係る冷凍サイクル装置１０ａを、第１実施形態と同様に、ハイブリッド車両の車両用空調装置１ａに適用している。この冷凍サイクル装置１０ａは、第１実施形態と同様に、冷房モードの冷媒回路、除湿暖房モードの冷媒回路、および暖房モードの冷媒回路を切り替え可能に構成されている。

さらに、冷凍サイクル装置１０ａは、暖房モードの冷媒回路に切り替えた際に、ガスインジェクションサイクルを構成する。このため、本実施形態では、圧縮機１１１として、二段昇圧式の電動圧縮機を採用している。より具体的には、圧縮機１１１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たものである。

この圧縮機１１１のハウジングには、吸入ポート１１ａ、中間圧ポート１１ｂ、吐出ポート１１ｃが設けられている。吸入ポート１１ａは、ハウジングの外部から低段側圧縮機構へ低圧冷媒を吸入させるための吸入口である。吐出ポート１１ｃは、高段側圧縮機構から吐出された高圧冷媒をハウジングの外部へ吐出させる吐出口である。

中間圧ポート１１ｂは、ハウジングの外部から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ための中間圧吸入口である。つまり、中間圧ポート１１ｂは、ハウジングの内部で低段側圧縮機構の吐出口側および高段側圧縮機構の吸入口側に接続されている。

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１１１を採用しているが、二段昇圧式の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とする。さらに、低段側圧縮機の吐出口と高段側圧縮機との吸入口とを接続する接続部に中間圧ポート１１ｂを設け、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１１１を構成してもよい。

圧縮機１１１の吐出ポート１１ｃには、水−冷媒熱交換器１２の冷媒通路の入口側が接続されている。水−冷媒熱交換器１２の冷媒通路の出口には、第１膨張弁１３ａの入口側が接続されている。本実施形態の第１膨張弁１３ａは、水−冷媒熱交換器１２から流出した冷媒を中間圧冷媒となるまで減圧させる高段側減圧装置である。

第１膨張弁１３ａの出口には、第１膨張弁１３ａから流出した冷媒の気液を分離する気液分離部である気液分離器２４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２４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（サイクロンセパレータ方式）のものを採用している。

さらに、本実施形態の気液分離器２４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２４の気相冷媒出口には、圧縮機１１１の中間圧ポート１１ｂが接続されている。気液分離器２４の気相冷媒出口と圧縮機１１１の中間圧ポート１１ｂとを接続する冷媒通路には、この冷媒通路を開閉する第２開閉弁１８ｂが配置されている。第２開閉弁１８ｂの基本的構成は、迂回通路１６を開閉する開閉弁１８ａと同様である。本実施形態では、説明の明確化のために開閉弁１８ａを第１開閉弁１８ａと記載する。

第２開閉弁１８ｂは、気液分離器２４の気相冷媒出口と圧縮機１１１の中間圧ポート１１ｂとを接続する冷媒通路を開閉することで、上述した各運転モードの冷媒回路を切り替えることができる。従って、第２開閉弁１８ｂは、第１開閉弁１８ａ等とともに、冷媒回路切替装置としての機能を果たす。

気液分離器２４の液相冷媒出口には、気液分離器２４にて分離された液相冷媒を減圧させる減圧装置としての固定絞り２５の入口側が接続されている。この固定絞り２５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。固定絞り２５は、水−冷媒熱交換器１２から流出した冷媒を低圧冷媒となるまで減圧させる低段側減圧装置である。固定絞り２５の出口側には、室外熱交換器１４の冷媒入口側が接続されている。

さらに、気液分離器２４の液相冷媒出口には、気液分離器２４にて分離された液相冷媒を固定絞り２５を迂回させて室外熱交換器１４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を開閉する第３開閉弁１８ｃが配置されている。第３開閉弁１８ｃの基本的構成は、第１開閉弁１８ａと同等である。

ここで、冷媒が第３開閉弁１８ｃを通過する際に生じる圧力損失は、冷媒が固定絞り２５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、第３開閉弁１８ｃが開いた際には、気液分離器２４から流出した液相冷媒は、殆ど固定絞り２５を通過することなく、固定絞り迂回通路１６ａを介して室外熱交換器１４へ流入する。

また、本実施形態の空調制御装置４０の出力側には、第１実施形態に対して、図８のブロック図に示すように、第２開閉弁１８ｂおよび第３開閉弁１８ｃも接続されている。その他の車両用空調装置１ａおよび冷凍サイクル装置１０ａの構成は、第１実施形態で説明した車両用空調装置１および冷凍サイクル装置１０の構成と同様である。

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１ａの基本的作動は、第１実施形態で説明した車両用空調装置１と同様である。従って、本実施形態の冷凍サイクル装置１０ａも、第１実施形態と同様に、冷房モード、除湿暖房モード、暖房モード、および低騒音暖房モードの運転を実行することができる。以下に、各運転モードについて説明する。

（ａ）冷房モード
冷房モードでは、空調制御装置４０が、水ポンプ２１を予め定めた圧送能力を発揮するように作動させる。また、空調制御装置４０は、第１膨張弁１３ａを全開状態とし、第２膨張弁１３ｂを絞り状態とし、第１開閉弁１８ａを閉じ、第２開閉弁１８ｂを閉じ、第３開閉弁１８ｃを開く。

これにより、冷房モードの冷凍サイクル装置１０ａでは、図７の白抜き矢印に示すように、圧縮機１１１の吐出ポート１１ｃ（→水−冷媒熱交換器１２の冷媒通路→第１膨張弁１３ａ→気液分離器２４）→室外熱交換器１４→第２膨張弁１３ｂ→室内蒸発器１７→アキュムレータ１９→圧縮機１１１の吸入ポート１１ａの順に冷媒が循環する冷凍サイクルが構成される。

冷房モードでは、第２開閉弁１８ｂが閉じるので、圧縮機１１１は、単段昇圧式の圧縮機として機能する。このため、冷凍サイクル装置１０ａの冷房モードの冷媒回路は、第１実施形態の冷房モードの冷媒回路と実質的に同等となる。

このサイクル構成で、空調制御装置４０は、第１実施形態の冷房モードと同様に、各種制御対象機器の作動を制御する。従って、冷房モードでは、第１実施形態と同様に、室内蒸発器１７にて冷却された送風空気を車室内に吹き出すことによって、車室内の冷房を行うことができる。

（ｂ）除湿暖房モード
除湿暖房モードでは、空調制御装置４０が、水ポンプ２１を予め定めた圧送能力を発揮するように作動させる。また、空調制御装置４０は、第１膨張弁１３ａを絞り状態とし、第２膨張弁１３ｂを絞り状態とし、第１開閉弁１８ａを閉じ、第２開閉弁１８ｂを閉じ、第３開閉弁１８ｃを開く。

これにより、除湿暖房モードの冷凍サイクル装置１０ａでは、図７の斜線ハッチング付き矢印に示すように、圧縮機１１１の吐出ポート１１ｃ→水−冷媒熱交換器１２の冷媒通路→第１膨張弁１３ａ（→気液分離器２４）→室外熱交換器１４→第２膨張弁１３ｂ→室内蒸発器１７→アキュムレータ１９→圧縮機１１１の吸入ポート１１ａの順に冷媒が循環する冷凍サイクルが構成される。

除湿暖房モードでは、第２開閉弁１８ｂが閉じるので、圧縮機１１１は、単段昇圧式の圧縮機として機能する。このため、冷凍サイクル装置１０ａの除湿暖房モードの冷媒回路は、第１実施形態の除湿暖房モードの冷媒回路と実質的に同等となる。

このサイクル構成で、空調制御装置４０は、第１実施形態の除湿暖房モードと同様に、各種制御対象機器の作動を制御する。従って、除湿暖房モードでは、第１実施形態と同様に、室内蒸発器１７にて冷却されて除湿された送風空気を、ヒータコア２２にて再加熱して車室内に吹き出すことによって、車室内の除湿暖房を行うことができる。

（ｃ）暖房モード
暖房モードでは、空調制御装置４０が、水ポンプ２１を予め定めた圧送能力を発揮するように作動させる。また、空調制御装置４０は、第１膨張弁１３ａを絞り状態とし、第２膨張弁１３ｂを全閉状態とし、第１開閉弁１８ａを開き、第２開閉弁１８ｂを開き、第３開閉弁１８ｃを閉じる。

これにより、暖房モードの冷凍サイクル装置１０ａでは、図７の黒塗り矢印に示すように、圧縮機１１１→水−冷媒熱交換器１２→第１膨張弁１３ａ→気液分離器２４→固定絞り２５→室外熱交換器１４（→迂回通路１６）→アキュムレータ１９→圧縮機１１の順に冷媒が循環するとともに、気液分離器２４の気相冷媒出口から圧縮機１１１の中間圧ポート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。

このサイクル構成で、空調制御装置４０は、第１実施形態の暖房モードと同様に、各種制御対象機器の作動を制御する。

従って、暖房モードの冷凍サイクル装置１０ａでは、図９のモリエル線図に太破線で示すように冷媒の状態が変化する。なお、図９では、第１実施形態で説明した図３のモリエル線図とサイクル構成上同等の箇所の冷媒の状態を、図３と同一の符号（アルファベット）で示し、添字（数字）のみを変更している。このことは、以下で説明する他のモリエル線図においても同様である。

暖房モードでは、圧縮機１１１の吐出ポート１１ｃから吐出された高圧冷媒（図９のａ９点）が、水−冷媒熱交換器１２の冷媒通路へ流入する。水−冷媒熱交換器１２の冷媒通路へ流入した冷媒は、水−冷媒熱交換器１２の水通路を流通する冷却水と熱交換する（図９のａ９点→ｂ９点）。これにより、水循環回路２０を循環する冷却水が加熱される。

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２２側の空気通路を全開としている。このため、ヒータコア２２を流通する冷却水は、室内蒸発器１７通過後の送風空気に放熱する。これにより、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、絞り状態となっている第１膨張弁１３ａへ流入して減圧される（図９のｂ９点→ｅ９点）。

第１膨張弁１３ａにて減圧された中間圧冷媒は、気液分離器２４へ流入して気液分離される（図９のｅ９点→ｆ９点、ｅ９点→ｇ９点）。

気液分離器２４にて分離された気相冷媒（図９のｆ９点）は、第２開閉弁１８ｂが開いているので、圧縮機１１１の中間圧ポート１１ｂから吸入される。圧縮機１１１の中間圧ポート１１ｂから吸入された冷媒は、低段側圧縮機構から吐出された中間圧冷媒（図９のｈ９点）と合流して高段側圧縮機構へ吸入される。

気液分離器２４にて分離された液相冷媒は（図９のｇ９点）は、第３開閉弁１８ｃが閉じているので、固定絞り２５へ流入して、低圧冷媒となるまで減圧される（図９のｇ９点→ｃ９点）。固定絞り２５から流出した冷媒は、室外熱交換器１４へ流入する。室外熱交換器１４へ流入した冷媒は、送風ファン１４ａから送風された外気と熱交換し、外気から吸熱して蒸発する（図９のｃ９点→ｄ９点）。

室外熱交換器１４から流出した冷媒は、アキュムレータ１９へ流入する。アキュムレータ１９にて分離された気相冷媒は、圧縮機１１１の吸入ポート１１ａへ吸入されて再び圧縮される。

従って、暖房モードでは、水−冷媒熱交換器１２を放熱器として機能させ、室外熱交換器１４を蒸発器として機能させるガスインジェクションサイクルが構成される。そして、室外熱交換器１４にて冷媒が蒸発する際に外気から吸熱した熱を水−冷媒熱交換器１２にて冷却水に放熱する。これにより、冷却水を加熱することができる。

この際、ガスインジェクションサイクルでは、サイクル内で生成された中間圧冷媒を圧縮機１１１にて昇圧過程の中間圧冷媒に合流させ、冷媒を多段階に昇圧させることで、圧縮機の圧縮効率を向上させることができる。これにより、ガスインジェクションサイクルでは、サイクルの高低圧差が冷房モードよりも大きくなる暖房モードであっても、ＣＯＰの低下を抑制することができる。

その結果、暖房モードでは、ヒータコア２２にて加熱された送風空気を車室内に吹き出すことによって、車室内の暖房を行うことができる。

（ｄ）低騒音暖房モード
本実施形態の低騒音暖房モードでは、空調制御装置４０が、暖房モードよりも、圧縮機１１の冷媒吐出能力を予め定めた基準吐出能力分低下させる。また、空調制御装置４０は、水ポンプ２１の圧送能力を予め定めた基準圧送能力分低下させる。また、空調制御装置４０は、送風機３２の送風能力を予め定めた基準送風能力分低下させる。

さらに、空調制御装置４０は、第１膨張弁１３ａの絞り開度を予め定めた基準開度分縮小させる。この際、空調制御装置４０は、中間圧冷媒の圧力を上昇させることなく高圧冷媒の圧力を上昇させるように、第１膨張弁１３ａの絞り開度を縮小させる。従って、低騒音暖房モードでは、図９のモリエル線図の太実線に示すように、冷媒の状態が変化する。

低騒音暖房モードでは、暖房モードと同様に、圧縮機１１１の吐出ポート１１ｃから吐出された高圧冷媒（図９のａ９１点）が、水−冷媒熱交換器１２の冷媒通路へ流入する。この際、暖房モードよりも圧縮機１１１の回転数が低下しているので、冷凍サイクル装置１０ａの低騒音化を図ることができる。その一方で、暖房モードよりも、水−冷媒熱交換器１２の冷媒通路へ流入する冷媒流量Ｇが減少する。

また、低騒音暖房モードでは、暖房モードよりも第１膨張弁１３ａの絞り開度が縮小している。このため、暖房モードのようにサイクルのＣＯＰを極大値に近づけることはできないものの、暖房モードよりも圧縮機１１から吐出された高圧冷媒（図９のａ９１点）の圧力が上昇する。これにより、水−冷媒熱交換器１２の冷媒通路を流通する冷媒の温度を上昇させることができる。

また、低騒音暖房モードでは、暖房モードよりも水ポンプ２１の圧送能力を低下させるとともに、送風機３２の送風能力を低下させる。このため、第１実施形態と同様に、低騒音暖房モードのエンタルピ差ΔＨ１を暖房モードのエンタルピ差ΔＨよりも拡大させることができる。その他の作動は暖房モードと同様である。

従って、本実施形態の低騒音暖房モードでは、低騒音化のために圧縮機１１１の回転数を低下させても、上述したエンタルピ差の拡大によって、冷却水および送風空気の加熱能力の低下を抑制することができる。

すなわち、本実施形態の冷凍サイクル装置１０ａによれば、低騒音化が要求された際に、冷却水および送風空気の加熱能力の大幅な低下を招くことなく騒音を低減させることができる。

ここで、本実施形態では、低段側減圧装置として固定絞り２５を採用した例を説明したが、低段側減圧装置として、第１膨張弁１３ａ等と同様の構成の電気式の膨張弁を採用してもよい。

そして、空調制御装置４０が、低騒音暖房モード時に高段側減圧装置である第１膨張弁１３ａの絞り開度を縮小させると同時に、低段側減圧装置としての電気式の膨張弁の絞り開度を拡大させてもよい。これにより、より一層確実に、中間圧冷媒の圧力を上昇させることなく高圧冷媒の圧力を上昇させて、エンタルピ差を拡大させることができる。

（第５実施形態）
本実施形態では、第４実施形態に対して、低騒音暖房モード時の制御態様を変更した例を説明する。従って、本実施形態の車両用空調装置１ａおよび冷凍サイクル装置１０ａの構成は、第５実施形態と同様である。また、本実施形態の冷凍サイクル装置１０ａの冷房モード、除湿暖房モード、および暖房モードの作動は、第４実施形態と同様である。

本実施形態の低騒音暖房モードでは、空調制御装置４０が、暖房モードよりも、圧縮機１１の回転数を予め定めた基準回転数分低下させる。さらに、空調制御装置４０は、第１膨張弁１３ａの絞り開度を予め定めた基準開度分拡大させる。

従って、低騒音暖房モードでは、図１０のモリエル線図の太実線に示すように、冷媒の状態が変化する。なお、図１０では、第４実施形態で説明した暖房モードの冷媒の状態の変化を太破線で示している。

本実施形態の低騒音暖房モードでは、暖房モードと同様に、圧縮機１１１の吐出ポート１１ｃから吐出された高圧冷媒（図１０のａ１０１点）が、水−冷媒熱交換器１２の冷媒通路へ流入する。この際、暖房モードよりも圧縮機１１１の回転数が低下しているので、暖房モードよりも冷凍サイクル装置１０の低騒音化を図ることができる。

ここで、本実施形態の低騒音暖房モードでは、暖房モードよりも第１膨張弁１３ａの絞り開度を拡大させるので、暖房モードのようにサイクルのＣＯＰを極大値に近づけることができない。これに加えて、水−冷媒熱交換器１２の冷媒通路から流出する冷媒のエンタルピが暖房モードよりも上昇する。

このため、図１０のモリエル線図に示すように、低騒音暖房モードのエンタルピ差ΔＨ１が、暖房モードのエンタルピ差ΔＨよりも縮小してしまう。

これに対して、本実施形態の低騒音暖房モードでは、暖房モードよりも第１膨張弁１３ａの絞り開度が拡大しているので、暖房モードよりも中間圧冷媒（図１０のｆ１０１点等）の圧力を上昇させることができる。そして、高段側圧縮機構に吸入される冷媒の密度を上昇させて、圧縮機１１１の吐出ポート１１ｃから吐出される冷媒流量を増加させることができる。

これにより、圧縮機１１１の回転数を低下させても、水−冷媒熱交換器１２の冷媒通路へ流入する冷媒流量Ｇを、暖房モードよりも増加させることができる。従って、本実施形態の低騒音暖房モードでは、低騒音化のために圧縮機１１１の回転数を低下させても、上述した中間圧冷媒の圧力上昇によって、冷却水および送風空気の加熱能力の低下を抑制することができる。

すなわち、本実施形態の冷凍サイクル装置１０ａによれば、低騒音化が要求された際に、冷却水および送風空気の加熱能力の大幅な低下を招くことなく騒音を低減させることができる。

ここで、本実施形態の低騒音暖房モード時のように、高段側減圧装置の絞り開度を拡大させることで、サイクルの高低圧差が縮小して水−冷媒熱交換器１２を流通する冷媒の温度が低下してしまうおそれもある。これに対して、本発明者の検討によれば、所定の範囲内の絞り開度の拡大であれば、水−冷媒熱交換器１２を流通する冷媒の流量増加によって、高低圧差が縮小し難いことが判っている。

さらに、本実施形態では、低段側減圧装置として固定絞り２５を採用した例を説明したが、低段側減圧装置として、第１膨張弁１３ａ等と同様の構成の電気式の膨張弁を採用してもよい。

そして、空調制御装置４０が、低騒音暖房モード時に高段側減圧装置である第１膨張弁１３ａの絞り開度を拡大させると同時に、低段側減圧装置としての電気式の膨張弁の絞り開度を縮小させてもよい。これにより、より一層確実に、中間圧冷媒の圧力を上昇させて冷媒流量Ｇを増加させることができる。

（第６実施形態）
図１１〜図１６を用いて、本発明の第６実施形態と説明する。本実施形態では、本発明に係る冷凍サイクル装置１０ｂを、第１実施形態と同様に、ハイブリッド車両の車両用空調装置１ｂに適用している。

この冷凍サイクル装置１０ｂは、図１１〜図１４に示すように、冷房モードの冷媒回路（図１１参照）、第１除湿暖房モードの冷媒回路（図１２参照）、第２除湿暖房モードの冷媒回路（図１３参照）、および暖房モード（図１４参照）の冷媒回路を切り替え可能に構成されている。なお、図１１〜図１４では、各運転モードにおける冷媒の流れ方向を太実線矢印で記載している。

さらに、冷凍サイクル装置１０ｂは、冷房モード時および暖房モード時に、冷媒減圧装置であるエジェクタに冷媒吸引作用および冷媒昇圧作用を発揮させるエジェクタ式冷凍サイクルを構成する。このため、冷凍サイクル装置１０ｂは、冷却側エジェクタ６３および加熱側エジェクタ６２を備えている。

本実施形態の圧縮機１１の吐出口には、第２実施形態と同様に、室内凝縮器１２１の冷媒入口側が接続されている。室内凝縮器１２１の冷媒出口には、第１四方弁６１ａの１つの出入口側が接続されている。第１四方弁６１ａは、後述する第２四方弁６１ｂ等とともに、冷凍サイクル装置１０ｂの冷媒回路を切り替える冷媒回路切替装置としての機能を果たす。

第１四方弁６１ａは、室内凝縮器１２１の冷媒出口側と第３三方継手１５ｃの１つ出入口側（具体的には、後述する加熱側エジェクタ６２あるいは室外熱交換器１４の一方の出入口側）とを接続すると同時に第２四方弁６１ｂの１つの出入口側と第５三方継手１５ｅの１つ出入口側（具体的には、後述する冷却側エジェクタ６３あるいは室内蒸発器１７の一方の出入口側）とを接続する冷媒回路に切り替えることができる。

さらに、第１四方弁６１ａは、室内凝縮器１２１の冷媒出口側と第５三方継手１５ｅの１つ出入口側とを接続すると同時に第２四方弁６１ｂの１つの出入口側と第３三方継手１５ｃの１つ出入口側とを接続する冷媒回路に切り替えることができる。第１、第２四方弁６１ａ、６１ｂは、空調制御装置４０から出力される制御電圧によって、その作動が制御される。

冷凍サイクル装置１０ｂは、第３三方継手１５ｃおよび第５三方継手１５ｅに加えて、後述するように、第４三方継手１５ｄおよび第６三方継手１５ｆを備えている。これらの第３〜第６三方継手１５ｃ〜１５ｆの基本的構成は、第１実施形態で説明した第１三方継手１５ａと同様である。

第３三方継手１５ｃの別の出入口には、第３膨張弁１３ｃを介して、加熱側エジェクタ６２の加熱側ノズル部６２ａの入口側が接続されている。第３三方継手１５ｃのさらに別の出入口には、第４膨張弁１３ｄを介して、第４三方継手１５ｄの１つ出入口側が接続されている。

冷凍サイクル装置１０ｂは、第３膨張弁１３ｃおよび第４膨張弁１３ｄに加えて、後述するように、第５膨張弁１３ｅおよび第６膨張弁１３ｆを備えている。これらの第３〜第６膨張弁１３ｃ〜１３ｆの基本的構成は、第１膨張弁１３ａと同様である。

第３〜第６膨張弁１３ｃ〜１３ｆは、冷凍サイクル装置１０ｂにおいて、冷媒減圧作用および冷媒流量調整作用を発揮する。さらに、第３〜第６膨張弁１３ｃ〜１３ｆは、第１、第２膨張弁１３ａ、１３ｂ、第１、第２四方弁６１ａ、６１ｂとともに、冷媒回路切替装置としての機能も兼ね備えている。

さらに、第３膨張弁１３ｃは、加熱側エジェクタ６２の加熱側ノズル部６２ａの上流側に配置されている。このため、第３膨張弁１３ｃは、加熱側ノズル部６２ａへ流入する冷媒流量のみならず、冷媒のエンタルピ（換言すると、過冷却度あるいは乾き度）を変化させることができる。従って、第３膨張弁１３ｃは、エンタルピ調整装置としての機能を果たす。

第４三方継手１５ｄの別の出入口には、室外熱交換器１４の一方の冷媒出入口側が接続されている。第４三方継手１５ｄのさらに別の出入口には、第４開閉弁１８ｄを介して、加熱側エジェクタ６２の加熱側冷媒吸引口６２ｃ側が接続されている。

冷凍サイクル装置１０ｂは、第４開閉弁１８ｄに加えて、後述するように、第５開閉弁１８ｅを備えている。第４、第５開閉弁１８ｄ、１８ｅの基本的構成は、第１実施形態で説明した開閉弁１８ａと同様である。第４、第５開閉弁１８ｄ、１８ｅは、第１〜第６膨張弁１３ａ〜１３ｆ、第１、第２四方弁６１ａ、６１ｂとともに、冷媒回路切替装置としての機能を果たす。

室外熱交換器１４の他方の冷媒出入口には、第１膨張弁１３ａを介して、後述する加熱側アキュムレータ１９ａの液相冷媒出入口側が接続されている。

次に、加熱側エジェクタ６２は、少なくとも暖房モード時に、室内凝縮器１２１から流出した冷媒を減圧させる冷媒減圧装置としての機能を果たす。さらに、加熱側エジェクタ６２は、高速度で噴射される噴射冷媒の吸引作用によって、室外熱交換器１４の一方の冷媒出入口から流出した冷媒を吸引して輸送する冷媒輸送装置としての機能を果たす。

より具体的には、加熱側エジェクタ６２は、加熱側ノズル部６２ａおよび加熱側ボデー部６２ｂを有している。加熱側ノズル部６２ａは、冷媒の流れ方向に向かって徐々に先細る形状の金属製（本実施形態では、ステンレス製）の略円筒状部材で形成されている。そして、内部に形成された冷媒通路にて冷媒を等エントロピ的に減圧させるものである。

加熱側ノズル部６２ａの内部に形成された冷媒通路には、通路断面積が最も縮小した喉部（最小通路面積部）が形成され、さらに、この喉部から冷媒を噴射する冷媒噴射口へ向かうに伴って冷媒通路面積が拡大する末広部が形成されている。つまり、加熱側ノズル部６２ａは、ラバールノズルとして構成されている。

さらに、本実施形態では、加熱側ノズル部６２ａとして、冷凍サイクル装置１０ｂの通常作動時に、冷媒噴射口から噴射される加熱側噴射冷媒の流速が音速以上となるように設定されたものが採用されている。もちろん、加熱側ノズル部６２ａを先細ノズルで構成してもよい。

加熱側ボデー部６２ｂは、金属製（本実施形態では、アルミニウム合金製）の円筒状部材で形成されており、内部に加熱側ノズル部６２ａを支持固定する固定部材として機能するとともに、加熱側エジェクタ６２の外殻を形成するものである。

より具体的には、加熱側ノズル部６２ａは、加熱側ボデー部６２ｂの長手方向一端側の内部に収容されるように圧入にて固定されている。従って、加熱側ノズル部６２ａと加熱側ボデー部６２ｂとの固定部（圧入部）から冷媒が漏れることはない。

また、加熱側ボデー部６２ｂの外周面のうち、加熱側ノズル部６２ａの外周側に対応する部位には、その内外を貫通して加熱側ノズル部６２ａの冷媒噴射口と連通するように設けられた加熱側冷媒吸引口６２ｃが形成されている。この加熱側冷媒吸引口６２ｃは、加熱側ノズル部６２ａから噴射される加熱側噴射冷媒の吸引作用によって、室外熱交換器１４から流出した冷媒を加熱側エジェクタ６２の内部へ吸引する貫通穴である。

さらに、加熱側ボデー部６２ｂの内部には、加熱側冷媒吸引口６２ｃから吸引された吸引冷媒を加熱側ノズル部６２ａの冷媒噴射口側へ導く吸引通路、および吸引通路を介して加熱側エジェクタ６２の内部へ流入した加熱側吸引冷媒と加熱側噴射冷媒とを混合させて昇圧させる加熱側昇圧部である加熱側ディフューザ部６２ｄが形成されている。

加熱側ディフューザ部６２ｄは、吸引通路の出口に連続するように配置されて、冷媒通路面積が徐々に拡大するように形成されている。これにより、加熱側噴射冷媒と加熱側吸引冷媒とを混合させながら、その流速を減速させて加熱側噴射冷媒と加熱側吸引冷媒との混合冷媒の圧力を上昇させる機能、すなわち、混合冷媒の速度エネルギを圧力エネルギに変換する機能を果たす。

加熱側ディフューザ部６２ｄの冷媒出口には、加熱側アキュムレータ１９ａの入口側が接続されている。加熱側アキュムレータ１９ａは、加熱側エジェクタ６２の加熱側ディフューザ部６２ｄから流出した冷媒の気液を分離する気液分離部である。加熱側アキュムレータ１９ａには、分離された気相冷媒を流出させるための気相冷媒出入口と、分離された液相冷媒を流出させるための液相冷媒出入口が設けられている。

本実施形態では、加熱側アキュムレータ１９ａとして、比較的内容積の小さいものを採用している。このため、加熱側アキュムレータ１９ａでは、分離された液相冷媒を殆ど蓄えることなく液相冷媒出入口から流出させる。また、分離された液相冷媒のうち、液相冷媒出入口から流出させることのできない冷媒が、気相冷媒流出口から流出することもある。

加熱側アキュムレータ１９ａの気相冷媒出入口には、第２四方弁６１ｂの別の出入口側が接続されている。

第２四方弁６１ｂは、加熱側アキュムレータ１９ａの気相冷媒出入口側と第１四方弁６１ａの１つの出入口側とを接続すると同時に後述する冷却側アキュムレータ１９ｂの気相冷媒出入口側と圧縮機１１の吸入側に接続されたアキュムレータ１９の入口側とを接続する冷媒回路に切り替えることができる。

さらに、第２四方弁６１ｂは、加熱側アキュムレータ１９ａの気相冷媒出入口側と圧縮機１１の吸入側に接続されたアキュムレータ１９の入口側とを接続すると同時に冷却側アキュムレータ１９ｂの気相冷媒出入口と第１四方弁６１ａの１つの出入口側とを接続する冷媒回路に切り替えることができる。

また、第１四方弁６１ａが接続された第５三方継手１５ｅの別の出入口には、第５膨張弁１３ｅを介して、冷却側エジェクタ６３の冷却側ノズル部６３ａの入口側が接続されている。第５三方継手１５ｅのさらに別の出入口には、第６膨張弁１３ｆを介して、第６三方継手１５ｆの１つ出入口側が接続されている。

第６三方継手１５ｆの別の出入口には、室内蒸発器１７の一方の冷媒出入口側が接続されている。第６三方継手１５ｆのさらに別の出入口には、第５開閉弁１８ｅを介して、冷却側エジェクタ６３の冷却側冷媒吸引口６３ｃ側が接続されている。室内蒸発器１７他方の冷媒出入口には、第２膨張弁１３ｂを介して、冷却側アキュムレータ１９ｂの液相冷媒出入口側が接続されている。

冷却側エジェクタ６３の基本的構成は、加熱側エジェクタ６２と同様である。従って、冷却側エジェクタ６３は、冷却側ノズル部６３ａ、冷却側ボデー６３ｂを有している。そして、冷却側ボデー６３ｂには、冷却側冷媒吸引口６３ｃ、冷却側昇圧部である冷却側ディフューザ部６３ｄが形成されている。

冷却側ディフューザ部６３ｄの冷媒出口には、冷却側アキュムレータ１９ｂの入口側が接続されている。冷却側アキュムレータ１９ｂは、冷却側エジェクタ６３の冷却側ディフューザ部６３ｄから流出した冷媒の気液を分離する機能を果たす。冷却側アキュムレータ１９ｂには、分離された気相冷媒を流出させるための気相冷媒流出口と、分離された液相冷媒を流出させるための液相冷媒流出口が設けられている。

本実施形態では、冷却側アキュムレータ１９ｂとして、加熱側アキュムレータ１９ａと同様に、比較的内容積の小さいものを採用している。このため、冷却側アキュムレータ１９ｂでは、分離された液相冷媒を殆ど蓄えることなく液相冷媒出入口から流出させる。また、分離された液相冷媒のうち、液相冷媒出入口から流出させることのできない冷媒が、気相冷媒流出口から流出することもある。

冷却側アキュムレータ１９ｂの気相冷媒出入口には、第２四方弁６１ｂのさらに別の出入口側が接続されている。

また、本実施形態の空調制御装置４０の出力側には、第１実施形態に対して、図１５のブロック図に示すように、第３〜第６膨張弁１３ｃ〜１３ｆ、第４、第５開閉弁１８ｄ、１８ｅ、第１、第２四方弁６１ａ、６１ｂが接続され、水ポンプ２１の接続は廃止されている。

ここで、第１膨張弁１３ａは、暖房モード時に室外熱交換器１４へ流入する冷媒の流量を変化させて加熱側エジェクタ６２の加熱側ディフューザ部６２ｄにおける冷媒昇圧量を調整することができる。また、第３膨張弁１３ｃは、暖房モード時に加熱側エジェクタ６２の加熱側ノズル部６２ａへ流入する冷媒のエンタルピを変化させて加熱側ディフューザ部６２ｄにおける冷媒昇圧量を調整することができる。

従って、本実施形態では、空調制御装置４０のうち、第１〜第６膨張弁１３ａ〜１３ｆの作動を制御する構成が昇圧能力制御部４０ｆとなる。その他の車両用空調装置１ｂおよび冷凍サイクル装置１０ｂの構成は、第１実施形態で説明した車両用空調装置１および冷凍サイクル装置１０の構成と同様である。

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。前述の如く、本実施形態の冷凍サイクル装置１０ｂでは、冷房モード、第１除湿暖房モード、第２除湿暖房モード、暖房モード、除霜モードの運転を切り替えることができる。本実施形態の車両用空調装置１ｂの基本的作動は、第１実施形態で説明した車両用空調装置１と同様である。

さらに、本実施形態では、冷房スイッチが投入された状態で、目標吹出温度ＴＡＯが冷房基準温度ＫＴ以上になっており、かつ、外気温Ｔａｍが予め定めた除湿暖房基準温度ＫＴ２よりも高くなっている場合には、第１除湿暖房モードでの運転を実行する。また、冷房スイッチが投入された状態で、目標吹出温度ＴＡＯが冷房基準温度ＫＴ以上になっており、かつ、外気温Ｔａｍが除湿暖房基準温度ＫＴ２以下になっている場合には、第２除湿暖房モードでの運転を実行する。以下に、各運転モードについて説明する。

（ａ）冷房モード
冷房モードでは、空調制御装置４０が、室内凝縮器１２１の冷媒出口側と第３三方継手１５ｃ側とを接続すると同時に第２四方弁６１ｂ側と第５三方継手１５ｅ側とを接続する冷媒回路に切り替えるように第１四方弁６１ａの作動を制御する。さらに、加熱側アキュムレータ１９ａの気相冷媒出入口側と第１四方弁６１ａ側とを接続すると同時に冷却側アキュムレータ１９ｂの気相冷媒出入口側とアキュムレータ１９の入口側とを接続する冷媒回路に切り替えるように第２四方弁６１ｂの作動を制御する。

また、空調制御装置４０は、第１膨張弁１３ａを全開状態とし、第２膨張弁１３ｂを絞り状態とし、第３膨張弁１３ｃを全閉状態とし、第４膨張弁１３ｄを全開状態とし、第５膨張弁１３ｅを絞り状態とし、第６膨張弁１３ｆを全閉状態とする。さらに、空調制御装置４０は、第４開閉弁１８ｄを閉じ、第５開閉弁１８ｅを開く。

これにより、冷房モードでは、図１１の太実線矢印に示すように、圧縮機１１→室内凝縮器１２１（→第４膨張弁１３ｄ）→室外熱交換器１４（→第１膨張弁１３ａ）→加熱側アキュムレータ１９ａ→第５膨張弁１３ｅ→冷却側エジェクタ６３→冷却側アキュムレータ１９ｂ→アキュムレータ１９→圧縮機１１の順に冷媒が循環するとともに、冷却側アキュムレータ１９ｂ→第２膨張弁１３ｂ→室内蒸発器１７→冷却側エジェクタ６３の冷却側冷媒吸引口６３ｃの順に冷媒が循環するエジェクタ式冷凍サイクルが構成される。

空調制御装置４０は、この冷媒回路の構成で、各種制御対象機器の作動を制御する。例えば、圧縮機１１については、第１実施形態の冷房モードと同様に制御する。

また、空調制御装置４０は、冷却側エジェクタ６３の冷却側ノズル部６３ａへ流入する冷媒の圧力に基づいて、サイクルのＣＯＰが極大値に近づくように第５膨張弁１３ｅの作動を制御する。また、空調制御装置４０は、予め空調制御装置４０に記憶された冷房用の基準開度となるように、第２膨張弁１３ｂの作動を制御する。また、空調制御装置４０は、第１実施形態の冷房モードと同様にエアミックスドア３４を変位させる。

従って、冷房モードの冷凍サイクル装置１０ｂでは、室外熱交換器１４を放熱器として機能させ、室内蒸発器１７を蒸発器として機能させるエジェクタ式冷凍サイクルが構成される。そして室内蒸発器１７にて冷媒が蒸発する際に送風空気から吸熱した熱を室外熱交換器１４にて外気に放熱する。これにより、送風空気を冷却することができる。

その結果、冷房モードでは、室内蒸発器１７にて冷却された送風空気を車室内に吹き出すことによって、車室内の冷房を行うことができる。

さらに、冷房モードでは、冷却側エジェクタ６３の冷却側ディフューザ部６３ｄにて昇圧された冷媒を圧縮機１１へ吸入させることができる。従って、蒸発器として機能する熱交換器（冷房モードでは、室内蒸発器１７）における冷媒蒸発圧力と圧縮機１１の吸入冷媒の圧力が同等となる通常の冷凍サイクル装置よりも圧縮機１１の消費動力を低減させて、サイクルの成績係数ＣＯＰを向上させることができる。

（ｂ）第１除湿暖房モード
第１除湿暖房モードでは、空調制御装置４０が、冷房モードと同様に第１、第２四方弁６１ａ、６１ｂの作動を制御する。

また、空調制御装置４０は、第１膨張弁１３ａを全開状態とし、第２膨張弁１３ｂを全開状態とし、第３膨張弁１３ｃを全閉状態とし、第４膨張弁１３ｄを絞り状態とし、第５膨張弁１３ｅを全閉状態とし、第６膨張弁１３ｆ絞り状態とする。さらに、空調制御装置４０は、第４開閉弁１８ｄを閉じ、第５開閉弁１８ｅを閉じる。

これにより、第１除湿暖房モードでは、図１２の太実線矢印に示すように、圧縮機１１→室内凝縮器１２１→第４膨張弁１３ｄ→室外熱交換器１４（→第１膨張弁１３ａ）→加熱側アキュムレータ１９ａ→第６膨張弁１３ｆ→室内蒸発器１７（→第２膨張弁１３ｂ）→冷却側アキュムレータ１９ｂ→アキュムレータ１９→圧縮機１１の順に冷媒が循環する冷凍サイクルが構成される。

従って、第１除湿暖房モードでは、室内凝縮器１２１、室外熱交換器１４、および室内蒸発器１７が冷媒流れに対してこの順で直列に接続される。

空調制御装置４０は、この冷媒回路の構成で、各種制御対象機器の作動を制御する。例えば、圧縮機１１については、冷房モードと同様に制御する。

また、空調制御装置４０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、第４膨張弁１３ｄの作動を制御する。この制御マップでは、目標吹出温度ＴＡＯの上昇に伴って、絞り開度が縮小するように第４膨張弁１３ｄの作動を制御する。

また、空調制御装置４０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、第６膨張弁１３ｆの作動を制御する。この制御マップでは、目標吹出温度ＴＡＯに基づいて、冷凍サイクル装置１０ｂのＣＯＰが極大値に近づくように、第６膨張弁１３ｆの作動を制御する。このため、第６膨張弁１３ｆの絞り開度は、第４膨張弁１３ｄの絞り開度が縮小するに伴って拡大する。

また、空調制御装置４０は、空調風温度センサ４８によって検出された送風空気温度ＴＡＶが目標吹出温度ＴＡＯに近づくように、エアミックスドア３４を駆動する電動アクチュエータの作動を制御する。

従って、第１除湿暖房モード時の冷凍サイクル装置１０ｂでは、室内凝縮器１２１が放熱器として機能し、室内蒸発器１７が蒸発器として機能する冷凍サイクルが構成される。さらに、室外熱交換器１４における冷媒の飽和温度が外気温Ｔａｍよりも高い場合には、室外熱交換器１４は放熱器として機能し、室外熱交換器１４における冷媒の飽和温度が外気温Ｔａｍよりも低い場合には、室外熱交換器１４は蒸発器として機能する。

そして、室外熱交換器１４における冷媒の飽和温度が外気温Ｔａｍよりも高い場合には、目標吹出温度ＴＡＯの上昇に伴って室外熱交換器１４の冷媒の飽和温度を低下させて、室外熱交換器１４における冷媒の放熱量を減少させることができる。これにより、室内凝縮器１２１における冷媒の放熱量を増加させて加熱能力を向上させることができる。

また、室外熱交換器１４における冷媒の飽和温度が外気温Ｔａｍよりも低い場合には、目標吹出温度ＴＡＯの上昇に伴って室外熱交換器１４の冷媒の飽和温度を低下させて、室外熱交換器１４における冷媒の吸熱量を増加させることができる。これにより、室内凝縮器１２１における冷媒の放熱量を増加させて加熱能力を向上させることができる。

その結果、第１除湿暖房モードでは、室内蒸発器１７にて冷却されて除湿された送風空気を、室内凝縮器１２１にて再加熱して車室内に吹き出すことによって、車室内の除湿暖房を行うことができる。

さらに、第１除湿暖房モードでは、第４膨張弁１３ｄを絞り状態とすることによって、冷房モードよりも室外熱交換器１４へ流入する冷媒の温度を低下させている。従って、冷房モードよりも室外熱交換器１４における冷媒の温度と外気温との温度差を縮小することができ、第１除湿暖房モードよりも、室外熱交換器１４における冷媒の放熱量を低減させることができる。

これにより、単に冷房モード時に送風空気温度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の作動を制御する場合に対して、サイクルを循環する循環冷媒流量を増加させることなく、室内凝縮器１２１における冷媒圧力を上昇させて、室内凝縮器１２１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）第２除湿暖房モード
第２除湿暖房モードでは、空調制御装置４０が、室内凝縮器１２１の冷媒出口側と第５三方継手１５ｅ側とを接続すると同時に第２四方弁６１ｂ側と第３三方継手１５ｃ側とを接続する冷媒回路に切り替えるように第１四方弁６１ａの作動を制御する。さらに、加熱側アキュムレータ１９ａの気相冷媒出入口側とアキュムレータ１９の入口側とを接続すると同時に冷却側アキュムレータ１９ｂの気相冷媒出入口側と第１四方弁６１ａ側とを接続する冷媒回路に切り替えるように第２四方弁６１ｂの作動を制御する。

また、空調制御装置４０は、第１膨張弁１３ａを全開状態とし、第２膨張弁１３ｂを全開状態とし、第３膨張弁１３ｃを全閉状態とし、第４膨張弁１３ｄを絞り状態とし、第５膨張弁１３ｅを全閉状態とし、第６膨張弁１３ｆ絞り状態とする。さらに、空調制御装置４０は、第４開閉弁１８ｄを閉じ、第５開閉弁１８ｅを閉じる。

これにより、第２除湿暖房モードでは、図１３の太実線矢印に示すように、圧縮機１１→室内凝縮器１２１→第６膨張弁１３ｆ→室内蒸発器１７（→第２膨張弁１３ｂ）→冷却側アキュムレータ１９ｂ→第４膨張弁１３ｄ→室外熱交換器１４（→第１膨張弁１３ａ）→加熱側アキュムレータ１９ａ→圧縮機１１の吸入側に接続されたアキュムレータ１９→圧縮機１１の順に冷媒が循環する冷凍サイクルが構成される。

従って、第２除湿暖房モードでは、室内凝縮器１２１、室内蒸発器１７、および室外熱交換器１４が冷媒流れに対してこの順で直列に接続される。

空調制御装置４０は、この冷媒回路の構成で、各種制御対象機器の作動を制御する。例えば、圧縮機１１については、冷房モードと同様に制御する。

また、空調制御装置４０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、第６膨張弁１３ｆの作動を制御する。この制御マップでは、目標吹出温度ＴＡＯの上昇に伴って、絞り開度が縮小するように第６膨張弁１３ｆの作動を制御する。

また、空調制御装置４０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、第４膨張弁１３ｄの作動を制御する。この制御マップでは、目標吹出温度ＴＡＯに基づいて、冷凍サイクル装置１０ｂのＣＯＰが極大値に近づくように、第４膨張弁１３ｄの作動を制御する。このため、第４膨張弁１３ｄの絞り開度は、第６膨張弁１３ｆの絞り開度が縮小するに伴って増加する。

また、空調制御装置４０は、空調風温度センサ４８によって検出された送風空気温度ＴＡＶが目標吹出温度ＴＡＯに近づくように、エアミックスドア３４を駆動する電動アクチュエータの作動を制御する。

従って、第２除湿暖房モード時の冷凍サイクル装置１０ｂでは、室内凝縮器１２１が放熱器として機能し、室内蒸発器１７および室外熱交換器１４が蒸発器として機能する冷凍サイクルが構成される。

その結果、第２除湿暖房モードでは、室内蒸発器１７にて冷却されて除湿された送風空気を室内凝縮器１２１にて再加熱して車室内へ吹き出すことによって、車室内の除湿暖房を行うことができる。

さらに、第２除湿暖房モードでは、室外熱交換器１４を蒸発器として機能させるとともに、室外熱交換器１４における冷媒蒸発圧力を室内蒸発器１７における冷媒蒸発圧力よりも低くしている。従って、第１除湿暖房モードよりも室外熱交換器１４における冷媒の吸熱量を増加させ、室内凝縮器１２１における冷媒の放熱量を増加させることができる。

これにより、第１除湿暖房モードに対して、サイクルを循環する循環冷媒流量を増加させることなく、室内凝縮器１２１における冷媒圧力を上昇させることができる。従って、室内凝縮器１２１における送風空気の加熱能力を向上させて、送風空気を第１除湿暖房モードよりも高い温度帯まで昇温させることができる。

（ｄ）暖房モード
暖房モードでは、空調制御装置４０が、冷房モードと同様に、第１四方弁６１ａの作動を制御し、第２除湿暖房モードと同様に、第２四方弁６１ｂの作動を制御する。また、空調制御装置４０は、第１膨張弁１３ａを絞り状態とし、第３膨張弁１３ｃを絞り状態とし、第４膨張弁１３ｄを全閉状態とし、さらに、第４開閉弁１８ｄを開く。

これにより、暖房モードでは、図１４の太実線矢印に示すように、圧縮機１１→室内凝縮器１２１→第３膨張弁１３ｃ→加熱側エジェクタ６２→加熱側アキュムレータ１９ａ→アキュムレータ１９→圧縮機１１の順に冷媒が循環するとともに、加熱側アキュムレータ１９ａ→第１膨張弁１３ａ→室外熱交換器１４→加熱側エジェクタ６２の加熱側冷媒吸引口６２ｃの順に冷媒が循環するエジェクタ式冷凍サイクルが構成される。

空調制御装置４０は、この冷媒回路の構成で、各種制御対象機器の作動を制御する。例えば、圧縮機１１については、第１実施形態と同様に制御する。

また、空調制御装置４０は、第３膨張弁１３ｃへ流入する冷媒の過冷却度が目標過冷却度となるように、第３膨張弁１３ｃの作動を制御する。この目標過冷却度は、第３膨張弁１３ｃへ流入する冷媒の圧力に基づいて、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、サイクルのＣＯＰが極大値に近づくように決定される。

また、空調制御装置４０は、予め空調制御装置４０に記憶された暖房用の基準開度となるように、第１膨張弁１３ａの作動を制御する。また、空調制御装置４０は、第１実施形態と同様にエアミックスドア３４を変位させる。

従って、暖房モードの冷凍サイクル装置１０ｂでは、図１６のモリエル線図に太破線で示すように冷媒の状態が変化する。

暖房モードでは、圧縮機１１から吐出された高圧冷媒（図１６のａ１６点）が、室内凝縮器１２１へ流入する。暖房モードでは、エアミックスドア３４が室内凝縮器１２１側の空気通路を全開としている。このため、高圧冷媒が送風空気に放熱する（図１６のａ１６点→ｂ１６点）。これにより、送風空気が加熱される。

室内凝縮器１２１から流出した冷媒は、第３膨張弁１３ｃへ流入して減圧される（図１６のｂ１６点→ｐ１６点）。この際、第３膨張弁１３ｃの弁開度は、第１膨張弁１３ａへ流入する冷媒の過冷却度が目標過冷却度に近づくように調整される。

第３膨張弁１３ｃにて減圧された冷媒は、加熱側エジェクタ６２の加熱側ノズル部６２ａへ流入して、等エントロピ的に減圧されて噴射される（図１６のｐ１６点→ｑ１６点）。そして、この噴射冷媒の吸引作用によって、室外熱交換器１４から流出した冷媒が、第４三方継手１５ｄおよび第４開閉弁１８ｄを介して加熱側エジェクタ６２の加熱側冷媒吸引口６２ｃから吸引される。

加熱側ノズル部６２ａから噴射された噴射冷媒および加熱側冷媒吸引口６２ｃから吸引された吸引冷媒は、加熱側ディフューザ部６２ｄへ流入する（図１６のｑ１６点→ｒ１６点、ｄ１６点→ｒ１６点）。

加熱側ディフューザ部６２ｄでは、冷媒通路面積の拡大により、冷媒の速度エネルギが圧力エネルギに変換される。これにより、噴射冷媒と吸引冷媒との混合冷媒の圧力が上昇する（図１６のｒ１６点→ｓ１６点）。加熱側ディフューザ部６２ｄから流出した冷媒は加熱側アキュムレータ１９ａへ流入して気液分離される（図１６のｓ１６点→ｔ１６点、ｓ１６点→ｕ１６点）。

さらに、加熱側アキュムレータ１９ａにて分離された液相冷媒は、絞り状態となっている第１膨張弁１３ａにて等エンタルピ的に減圧される（図１６のｕ１６点→ｃ１６点）。第１膨張弁１３ａにて減圧された冷媒は、室外熱交換器１４の他方の冷媒出入口から流入し、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１６のｃ１６点→ｄ１６点）。

室外熱交換器１４の一方の冷媒流入出口から流出した冷媒は、加熱側エジェクタ６２の加熱側冷媒吸引口６２ｃから吸引される。

加熱側アキュムレータ１９ａにて分離された気相冷媒（図１６のｓ１６点）は、第２四方弁６１ｂを介して、アキュムレータ１９へ流入する。アキュムレータ１９から流出した気相冷媒は、圧縮機１１へ吸入されて再び圧縮される。

従って、暖房モードでは、室内凝縮器１２１を放熱器として機能させ、室外熱交換器１４を蒸発器として機能させるエジェクタ式冷凍サイクルが構成される。そして、室外熱交換器１４にて冷媒が蒸発する際に外気から吸熱した熱を室内凝縮器１２１にて送風空気に放熱して、送風空気を加熱することができる。

その結果、暖房モードでは、室内凝縮器１２１にて加熱された送風空気を車室内に吹き出すことによって、車室内の暖房を行うことができる。

さらに、暖房モードでは、加熱側エジェクタ６２の加熱側ディフューザ部６２ｄにて昇圧された冷媒を圧縮機１１へ吸入させることができる。従って、蒸発器として機能する熱交換機（暖房モードでは、室外熱交換器１４）における冷媒蒸発圧力と圧縮機１１の吸入冷媒の圧力が同等となる通常の冷凍サイクル装置よりも圧縮機１１の消費動力を低減させて、サイクルの成績係数ＣＯＰを向上させることができる。

（ｅ）低騒音暖房モード
本実施形態の低騒音暖房モードでは、空調制御装置４０が、暖房モードよりも、圧縮機１１の回転数を予め定めた基準回転数分低下させる。また、空調制御装置４０は、送風機３２の送風能力を予め定めた基準送風能力分低下させる。

さらに、空調制御装置４０は、減圧装置である第１膨張弁１３ａの絞り開度を予め定めた基準開度分縮小させる。従って、低騒音暖房モードでは、図１６のモリエル線図の太実線に示すように、冷媒の状態が変化する。

低騒音暖房モードでは、暖房モードと同様に、圧縮機１１から吐出された高圧冷媒（図１６のａ１６１点）が、室内凝縮器１２１へ流入する。低騒音暖房モードでは、暖房モードよりも、圧縮機１１の回転数が低下しているので、冷凍サイクル装置１０ｂの低騒音化を図ることができる。その一方で、暖房モードよりも、室内凝縮器１２１へ流入する冷媒流量Ｇが減少する。

また、低騒音暖房モードでは、暖房モードよりも第１膨張弁１３ａの絞り開度が縮小している。このため、暖房モードのようにサイクルのＣＯＰを極大値に近づけることはできないものの、暖房モードよりも加熱側エジェクタ６２の加熱側ディフューザ部６２ｄにおける昇圧量（図１６のｒ１６１点とｓ１６１点との圧力差）を増加させることができる。

ここで、冷凍サイクル装置に適用されるエジェクタでは、ノズル部にて冷媒が減圧される際の運動エネルギの損失を、冷媒吸引口から冷媒を吸引し、ディフューザ部にて冷媒を昇圧させることによって回収している。このため、吸引冷媒の流量を減少させることで、回収したエネルギをディフューザ部における昇圧量を増加に用いることができる。

従って、低騒音暖房モードでは、第１膨張弁１３ａの絞り開度を縮小させることで、暖房モード時よりも加熱側ディフューザ部６２ｄにおける昇圧量を増加させることができる。そして、圧縮機１１に吸入される冷媒の密度を上昇させて、圧縮機１１から吐出される冷媒流量を増加させることができる。これにより、圧縮機１１の回転数を低下させても、室内凝縮器１２１の冷媒通路へ流入する冷媒流量Ｇを増加させることができる。

また、低騒音暖房モードでは、暖房モードよりも送風機３２の送風能力を低下させる。このため、室内凝縮器１２１における冷媒の放熱量が低下し、暖房モードよりも室内凝縮器１２１を流通する冷媒の温度が上昇した状態でサイクルがバランスする。

その結果、低騒音暖房モードでは、室内凝縮器１２１の入口側の冷媒のエンタルピ（図１６のａ１６１点）から出口側の冷媒のエンタルピ（図１６のｂ１６１点）を減算したエンタルピ差ΔＨ１を暖房モードのエンタルピ差ΔＨよりも拡大させることができる。その他の作動は暖房モードと同様である。

従って、本実施形態の低騒音暖房モードでは、低騒音化のために圧縮機１１の回転数を低下させても、上述した冷媒流量Ｇを増加およびエンタルピ差の拡大によって、送風空気の加熱能力の低下を抑制することができる。

すなわち、本実施形態の冷凍サイクル装置１０ｂによれば、低騒音化が要求された際に、冷却水および送風空気の加熱能力（すなわち、車室内を暖房する暖房能力）の大幅な低下を招くことなく騒音を低減させることができる。

（第７実施形態）
本実施形態では、第６実施形態に対して、低騒音暖房モード時の制御態様を変更した例を説明する。従って、本実施形態の車両用空調装置１ｂおよび冷凍サイクル装置１０ｂの構成は、第５実施形態と同様である。また、本実施形態の冷凍サイクル装置１０ｂの冷房モード、第１除湿暖房モード、第２除湿暖房モード、および暖房モードの作動は、第６実施形態と同様である。

本実施形態の低騒音暖房モードでは、空調制御装置４０が、暖房モードよりも、圧縮機１１の回転数を予め定めた基準回転数分低下させる。また、空調制御装置４０は、送風機３２の送風能力を予め定めた基準送風能力分低下させる。

さらに、空調制御装置４０は、圧縮機１１の回転数（具体的には、圧縮機１１の電動モータに出力される制御信号）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、エンタルピ調整装置である第３膨張弁１３ｃの作動を制御する。

この制御マップでは、加熱側ノズル部６２ａへ流入する冷媒の乾き度ｘが０．５以上かつ０．８以下となるように、第３膨張弁１３ｃの絞り開度を決定する。この乾き度ｘの範囲は、室内凝縮器１２１における送風空気の加熱能力を極大値に近づけることができるように決定された値である。

ここで、第６実施形態で説明したように、暖房モード時には、第３膨張弁１３ｃへ流入する冷媒の過冷却度が目標過冷却度となるように、第３膨張弁１３ｃの作動を制御している。これに対して、低騒音暖房モードでは、加熱側ノズル部６２ａへ流入する冷媒のエンタルピを増加させるため、暖房モードよりも第３膨張弁１３ｃの絞り開度を拡大させる。

従って、本実施形態の低騒音暖房モードでは、図１７のモリエル線図の太実線に示すように、冷媒の状態が変化する。なお、図１７では、第６実施形態で説明した暖房モードの冷媒の状態の変化を太破線で示している。

本実施形態の低騒音暖房モードでは、暖房モードと同様に、圧縮機１１から吐出された高圧冷媒（図１７のａ１７１点）が、室内凝縮器１２１へ流入する。低騒音暖房モードでは、暖房モードよりも、圧縮機１１の回転数が低下しているので、冷凍サイクル装置１０ｂの低騒音化を図ることができる。

また、低騒音暖房モードでは、加熱側ノズル部６２ａへ流入する冷媒のエンタルピを増加させるために、第３膨張弁１３ｃの絞り開度を拡大させるので、暖房モードのようにサイクルのＣＯＰを極大値に近づけることができない。これに加えて、室内凝縮器１２１から流出する冷媒のエンタルピが暖房モードよりも増加する。

このため、暖房モードよりも送風機３２の送風能力を低下させても、図１７のモリエル線図に示すように、低騒音暖房モードのエンタルピ差ΔＨ１が、暖房モードのエンタルピ差ΔＨよりも縮小してしまう。

これに対して、本実施形態の低騒音暖房モードでは、加熱側ノズル部６２ａへ流入する冷媒のエンタルピを増加させるので、暖房モードよりも、加熱側エジェクタ６２の加熱側ディフューザ部６２ｄにおける昇圧量（図１７のｒ１７１点とｓ１７１点との圧力差）を増加させることができる。

ここで、冷凍サイクル装置に適用されるエジェクタの回収エネルギ量は、ノズル部にて冷媒を等エントロピ的に減圧させた際の冷媒のエンタルピの低下量（すなわち、ノズル部へ流入する流入冷媒のエンタルピからノズル部から噴射された直後の噴射冷媒のエンタルピを減算したエンタルピ差）によって表すことができる。

さらに、回収エネルギ量は、ノズル部へ流入する乾き度ｘが高くなるに伴って、増加することが判っている。その理由は、ノズル部へ流入する乾き度ｘが高くなるに伴って、モリエル線図上の等エントロピ線の傾きが小さくなるからである。このため、ノズル部へ流入する冷媒の乾き度ｘを高くするに伴って、回収エネルギ量を増加させて、ディフューザ部における昇圧量を増加に用いることができる。

従って、低騒音暖房モードでは、第３膨張弁１３ｃの絞り開度を拡大させることで、暖房モード時よりも加熱側ディフューザ部６２ｄにおける昇圧量を増加させることができる。そして、圧縮機１１に吸入される冷媒の密度を上昇させて、圧縮機１１から吐出される冷媒流量を増加させることができる。これにより、圧縮機１１の回転数を低下させても、室内凝縮器１２１の冷媒通路へ流入する冷媒流量Ｇを増加させることができる。

また、低騒音暖房モードでは、暖房モードよりも送風機３２の送風能力を低下させる。このため、室内凝縮器１２１における冷媒の放熱量が低下し、暖房モードよりも室内凝縮器１２１を流通する冷媒の温度が上昇した状態でサイクルがバランスする。

従って、本実施形態の低騒音暖房モードでは、低騒音化のために圧縮機１１の回転数を低下させても、上述した冷媒流量Ｇを増加によって、送風空気の加熱能力の低下を抑制することができる。

すなわち、本実施形態の冷凍サイクル装置１０ｂによれば、低騒音化が要求された際に、冷却水および送風空気の加熱能力（すなわち、車室内を暖房する暖房能力）の大幅な低下を招くことなく騒音を低減させることができる。

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

（１）上述の各実施形態では、本発明に係る冷凍サイクル装置１０、１０ａ、１０ｂをハイブリッド車両の車両用空調装置１、１ａ、１ｂに適用した例を説明したが、冷凍サイクル装置１０〜１０ｂの適用はこれに限定されない。例えば、内燃機関（エンジン）から車両走行用の駆動力を得る通常の車両や、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（燃料電池車両を含む）に搭載される車両用空調装置に適用してもよい。

（２）冷凍サイクル装置１０〜１０ｂの各構成機器は、上述の各実施形態に開示されたものに限定されない。

例えば、上述の実施形態では、圧縮機１１として、電動圧縮機を採用した例を説明したが、圧縮機１１はこれに限定されない。例えば、圧縮機１１として、エンジン駆動式の可変容量型圧縮機等を採用してもよい。

また、第２、第６、第７実施形態では、加熱対象流体である送風空気の流量を調整する流量調整装置として、送風機３２を採用した例を説明したが、流量調整装置は、これに限定されない。例えば、室内凝縮器１２１の送風空気流れ上流側に配置されたエアミックスドアを流量調整装置として利用してもよい。

さらに、第１〜第５実施形態では、ヒータコアへ流入する送風空気の風量を調整する風量調整装置として、送風機３２を採用した例を説明したが、同様に、エアミックスドアを風量調整装置として利用してもよい。また、第１〜第５実施形態では、低騒音暖房モード時に、送風空気の風量を減少させた例を説明したが、風量を増加させず維持してもよい。

また、第４、第５実施形態では、高段側減圧装置である第１膨張弁１３ａにて中間圧冷媒となるまで減圧させた冷媒を気液分離器２４へ流入させる冷凍サイクル装置１０ａについて説明したが、冷凍サイクル装置１０ａのサイクル構成はこれに限定されない。

例えば、水−冷媒熱交換器１２から流出した冷媒の流れを分岐する分岐部（具体的には、三方継手）を設ける。そして、分岐された一方の冷媒を高段側減圧装置で中間圧冷媒となるまで減圧する。

さらに、第１膨張弁１３ａにて減圧された中間圧冷媒と分岐部にて分岐された他方の冷媒とを熱交換させる内部熱交換器を設ける。そして、内部熱交換器にて蒸発した中間圧冷媒を圧縮機１１１の中間圧ポート１１ｂへ吸入させ、内部熱交換器にて冷却された高圧冷媒を低段側減圧装置にて低圧冷媒となるまで減圧させるサイクル構成であってもよい。

また、上述の実施形態で説明した各構成機器を一体化したものを採用してもよい。例えば、第４実施形態で説明した第２開閉弁１８ｂ、第３開閉弁１８ｃ、気液分離器２４、固定絞り２５、および固定絞り迂回通路１６ａ等を一つのハウジングに収容することによって統合弁として構成してもよい。

さらに、第６実施形態で説明した第３膨張弁１３ｃ、加熱側エジェクタ６２、加熱側アキュムレータ１９ａ等を一体化（モジュール化）してもよい。この場合は、加熱側エジェクタ６２の加熱側ノズル部６２ａの通路内にニードル状、あるいは円錐状の弁体を配置し、この弁体を変位させることで、第３膨張弁１３ｃと同様の機能を発揮させるようにしてもよい。同様に、第５膨張弁１３ｅ、冷却側エジェクタ６３、冷却側アキュムレータ１９ｂ等を一体化（モジュール化）してもよい。

また、上述の実施形態では、冷媒回路を切替可能に構成された冷凍サイクル装置１０〜１０ｂについて説明したが、冷媒回路の切り替えは必須ではない。少なくとも暖房モードおよび低騒音暖房モードでの運転が実行可能であれば、低騒音化が要求された際に、加熱能力の低下を招くことなく、低騒音化を実現する効果を得ることができる。

また、上述の実施形態では、冷凍サイクル装置１０〜１０ｂの冷媒としてＲ１３４ａを採用した例を説明したが、冷媒はこれに限定されない。例えば、Ｒ１２３４ｙｆ、Ｒ６００ａ、Ｒ４１０Ａ、Ｒ４０４Ａ、Ｒ３２、Ｒ４０７Ｃ等を採用してもよい。または、これらの冷媒のうち複数種を混合させた混合冷媒等を採用してもよい。

さらに、冷媒としてＲ７４４（二酸化炭素）を採用して、サイクルの高圧側冷媒圧力が冷媒の臨界圧力以上となる超臨界冷凍サイクルを構成してもよい。超臨界冷凍サイクルでは、水−冷媒熱交換器１２あるいは室内凝縮器１２１の入口側冷媒の温度と出口側冷媒との温度差や、水−冷媒熱交換器１２あるいは室内凝縮器１２１における加熱対象流体の温度上昇量等に基づいてエンタルピ差ΔＨを調整してもよい。

なお、超臨界冷凍サイクルでは、水−冷媒熱交換器１２あるいは室内凝縮器１２１にて、冷媒は凝縮することなく超臨界状態のまま放熱する。従って、室内凝縮器１２１は、冷媒放熱器として機能する。

（３）上述の各実施形態の低騒音化判定部では、車両の車速が基準車速以下となっている際に低騒音要求条件が成立したと判定するものを採用しているが、低騒音化判定部はこれに限定されない。

例えば、操作パネル５０に乗員の操作によって低騒音化を要求する低騒音化スイッチ（低騒音化要求部）を配置し、低騒音化スイッチが投入（ＯＮ）された際に、低騒音要求条件が成立したと判定するようにしてもよい。

また、例えば、空調装置に適用される冷凍サイクル装置においては、空調の開始後、空調対象空間の温度が予め定めた基準温度範囲内となった際に、低騒音要求条件が成立したと判定するようにしてもよい。基準温度範囲としては、利用者が快適に感じる温度範囲等を採用することができる。このような温度範囲内では、空調対象空間の温度や湿度よりも、冷凍サイクル装置の騒音が耳障りとなりやすい。従って、低騒音暖房モードでの運転は有効である。

また、例えば、冷凍サイクル装置を作動させる時間が基準時間帯となった際に、低騒音要求条件が成立したと判定するようにしてもよい。基準時間帯としては、深夜時間帯（２２時〜６時）等を採用することができる。深夜時間帯では、外部からの騒音が少なくなり、冷凍サイクル装置の騒音が利用者にとって耳障りとなりやすい。従って、低騒音暖房モードでの運転は有効である。

（４）上述の各実施形態で開示された技術手段は、実施可能な範囲で適宜組み合わせてもよい。

例えば、第４、第５実施形態では、ガスインジェクションサイクルに切替可能な冷凍サイクル装置１０ａにおいて、加熱用熱交換器として水−冷媒熱交換器１２を採用した例を説明したが、もちろん、第２実施形態等と同様に、加熱用熱交換器として室内凝縮器１２１を採用し、高圧冷媒を熱源として直接的に送風空気を加熱するようになっていてもよい。

また、第６、第７実施形態では、エジェクタ式冷凍サイクルに切替可能な冷凍サイクル装置１０ｂにおいて、加熱用熱交換器として室内凝縮器１２１を採用した例を説明したが、もちろん、第１実施形態等と同様に、加熱用熱交換器として室内凝縮器１２１を採用し、高圧冷媒を熱源として、熱媒体（すなわち、冷却水）を介して、間接的に送風空気を加熱するようになっていてもよい。

この場合は、低騒音暖房モード時に、送風機３２の送風能力を低下させるだけでなく、水ポンプ２１の圧送能力を低下させてもよい。さらに、第５実施形態においても、低騒音暖房モード時に、水ポンプ２１の圧送能力および送風機３２の送風能力に少なくとも一方を低下させてもよい。

１０、１０ａ、１０ｂ 冷凍サイクル装置
１１、１１１ 圧縮機
１２、１２１ 水−冷媒熱交換器、室内凝縮器（加熱用熱交換器）
１３ａ 第１膨張弁（減圧装置、高段側減圧装置）
１３ｃ 第３膨張弁（エンタルピ調整装置）
１４ 室外熱交換器
６２ エジェクタ
４０ 空調制御装置
４０ａ 圧縮機制御部
４０ｂ 絞り開度制御部
４０ｄ、４０ｅ 水ポンプ制御部、送風機制御部（流量制御部）

Claims (6)

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、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（１１１）と、
   前記吐出ポートから吐出された前記高圧冷媒と加熱対象流体とを熱交換させて、前記加熱対象流体を加熱する加熱用熱交換器（１２）と、
   前記加熱用熱交換器にて加熱される前記加熱対象流体の流量を調整する流量調整装置（２１）と、
   前記加熱用熱交換器から流出した冷媒を前記中間圧冷媒となるまで減圧させる高段側減圧装置（１３ａ）と、
   前記加熱用熱交換器から流出した冷媒を前記低圧冷媒となるまで減圧させる低段側減圧装置（２５）と、
   前記低段側減圧装置にて減圧された前記低圧冷媒を蒸発させて、前記吸入ポート側へ流出させる蒸発器（１４）と、
   前記圧縮機の作動を制御する圧縮機制御部（４０ａ）と、
   前記高段側減圧装置および前記低段側減圧装置の少なくとも一方の作動を制御する絞り開度制御部（４０ｂ）と、
   前記流量調整装置の作動を制御する流量制御部（４０ｄ）と、
   予め定めた条件が成立した際にサイクルの低騒音化が要求されたと判定する低騒音化判定部（Ｓ１）と、を備え、
   前記低騒音化判定部によって前記低騒音化が要求されたと判定された際に、前記圧縮機制御部が前記圧縮機の回転数を低下させるとともに、前記流量制御部が前記流量を低減させ、さらに、前記絞り開度制御部が前記中間圧冷媒の圧力を前記低騒音化が要求されたと判定される直前の圧力よりも上昇させることなく前記高圧冷媒の圧力を上昇させるように、前記高段側減圧装置および前記低段側減圧装置のうち少なくとも前記高段側減圧装置の作動を制御する冷凍サイクル装置。
2. 前記低騒音化判定部によって前記低騒音化が要求されたと判定された際に、前記絞り開度制御部が前記高段側減圧装置（１３ａ）の絞り開度を縮小させる請求項１に記載の冷凍サイクル装置。
3. 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、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（１１１）と、
   前記吐出ポートから吐出された前記高圧冷媒と加熱対象流体とを熱交換させて、前記加熱対象流体を加熱する加熱用熱交換器（１２）と、
   前記加熱用熱交換器から流出した冷媒を前記中間圧冷媒となるまで減圧させる高段側減圧装置（１３ａ）と、
   前記加熱用熱交換器から流出した冷媒を前記低圧冷媒となるまで減圧させる低段側減圧装置（２５）と、
   前記低段側減圧装置にて減圧された前記低圧冷媒を蒸発させて、前記吸入ポート側へ流出させる蒸発器（１４）と、
   前記圧縮機の作動を制御する圧縮機制御部（４０ａ）と、
   前記高段側減圧装置および前記低段側減圧装置の少なくとも一方の作動を制御する絞り開度制御部（４０ｂ）と、
   予め定めた条件が成立した際にサイクルの低騒音化が要求されたと判定する低騒音化判定部（Ｓ１）と、を備え、
   前記低騒音化判定部によって前記低騒音化が要求されたと判定された際に、前記圧縮機制御部が前記圧縮機の回転数を低下させるとともに、前記絞り開度制御部が前記中間圧冷媒の圧力を前記低騒音化が要求されたと判定される直前の圧力よりも上昇させるように、前記高段側減圧装置および前記低段側減圧装置の作動を制御する冷凍サイクル装置。
4. 前記低騒音化判定部によって前記低騒音化が要求されたと判定された際に、前記絞り開度制御部が前記高段側減圧装置（１３ａ）の絞り開度を拡大させる請求項３に記載の冷凍サイクル装置。
5. 空調装置に適用される冷凍サイクル装置であって、
   前記加熱対象流体と空調対象空間へ送風される送風空気とを熱交換させるヒータコア（２２）と、
   前記ヒータコアへ流入する前記送風空気の風量を調整する風量調整装置（３２）と、を備え、
   前記低騒音化判定部によって前記低騒音化が要求されたと判定された際に、前記風量調整装置が前記送風空気の風量を維持あるいは減少させる請求項１ないし４のいずれか１つに記載の冷凍サイクル装置。
6. 車両に搭載される冷凍サイクル装置であって、
   前記低騒音化判定部は、前記車両の車速が予め定めた基準車速以下となっている際に、サイクルの低騒音化が要求されたと判定するものである請求項１ないし５のいずれか１つに記載の冷凍サイクル装置。

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