JP7331806B2 - 冷凍サイクル装置 - Google Patents

Description

本発明は、冷凍サイクル装置に関し、空調対象空間の除湿暖房を行う空調装置に用いて好適である。

従来、特許文献１に、空調対象空間である車室内の除湿暖房を行う車両用空調装置に適用された冷凍サイクル装置が開示されている。

特許文献１の冷凍サイクル装置は、室内凝縮器、室外熱交換器、室内蒸発器といった複数の熱交換部を備えている。室内凝縮器は、圧縮機から吐出された吐出冷媒を熱源として車室内へ送風される送風空気を加熱する加熱部である。さらに、特許文献１の冷凍サイクル装置は、室内凝縮器から流出した冷媒を減圧させる第１減圧部、および室外熱交換器から流出した冷媒を減圧させる第２減圧部を備えている。

特許文献１の冷凍サイクル装置では、車室内の除湿暖房を行う除湿暖房モード時に、３つの熱交換部を、冷媒流れ上流側から、室内凝縮器、室外熱交換器、室内蒸発器の順に直列に接続する冷媒回路に切り替える。そして、特許文献１の車両用空調装置では、室内蒸発器にて冷却されて除湿された送風空気を、室内凝縮器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実現している。

さらに、特許文献１の冷凍サイクル装置では、除湿暖房モード時に、第１減圧部の絞り開度および第２減圧部の絞り開度を変化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調整している。

特許第５５８５５４９号公報

ところで、特許文献１の冷凍サイクル装置では、除湿暖房モード時に、室内凝縮器における送風空気の加熱能力を調整するために、第１減圧部の絞り開度を変化させる。例えば、室内凝縮器における送風空気の加熱能力を向上させる際には、第１減圧部の絞り開度を縮小させる。このため、室内凝縮器における送風空気の加熱能力を向上させるに伴って、室内凝縮器の出口側冷媒の過冷却度が増加しやすくなる。

ところが、室内凝縮器の出口側冷媒の過冷却度が不必要に大きくなってしまうと、室内凝縮器にて加熱された送風空気に温度分布が生じてしまい、車室内の快適な除湿暖房を実現できなくなってしまう。また、室内凝縮器の出口側冷媒の過冷却度が不必要に大きくなってしまうと、サイクルの成績係数（ＣＯＰ）が低下してしまう可能性もある。

本発明は、上記点に鑑み、加熱部にて送風空気を加熱する際に、加熱部の出口側冷媒の過冷却度を適切に調整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に記載の冷凍サイクル装置は、圧縮機（１１）と、加熱部（１２、１２１、５０）と、第１減圧部（１３）と、室外熱交換部（１４）と、第２減圧部（１６）と、室内蒸発部（１７）と、目標過冷却度決定部（Ｓ１）と、過冷却度推定部（Ｓ２）と、第１減圧制御部（４０ｂ）と、を備える。

圧縮機は、冷媒を圧縮して吐出する。加熱部は、圧縮機から吐出された冷媒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。第１減圧部は、加熱部から流出した冷媒を減圧させる。室外熱交換部は、第１減圧部から流出した冷媒と外気とを熱交換させる。第２減圧部は、室外熱交換部から流出した冷媒を減圧させる。室内蒸発部は、第２減圧部にて減圧された冷媒を蒸発させて、加熱部にて加熱される前の送風空気を冷却する。目標過冷却度決定部は、第１減圧部へ流入する冷媒の目標過冷却度（ＳＣＯ）を決定する。過冷却度推定部は、第１減圧部へ流入する冷媒の過冷却度（ＳＣ１）を推定する。第１減圧制御部は、第１減圧部の作動を制御する。

さらに、第１減圧制御部は、加熱部にて送風空気を加熱する際に、過冷却度推定部によって推定された前記過冷却度（ＳＣ１）が、目標過冷却度（ＳＣＯ）以下となるように第１減圧部の作動を制御する。

これによれば、過冷却度（ＳＣ１）が目標過冷却度（ＳＣＯ）以下となるように、第１減圧制御部（４０ｂ）が第１減圧部（１３）の作動を制御する。従って、加熱部（１２、１２１、５０）から流出して第１減圧部（１３）へ流入する冷媒の過冷却度が不必要に大きくなってしまうことを抑制することができる。

すなわち、請求項１に記載の冷凍サイクル装置によれば、加熱部（１２、１２１、５０）の出口側冷媒の過冷却度を適切に調整することができる。

また、請求項６に記載の冷凍サイクル装置は、圧縮機（１１）と、加熱部（１２、１２１、５０）と、第１減圧部（１３）と、室外熱交換部（１４）と、第２減圧部（１６）と、室内蒸発部（１７）と、目標過冷却度決定部（Ｓ１）と、下限面積算定部（Ｓ１２）と、第１減圧制御部（４０ｂ）と、を備える。

圧縮機は、冷媒を圧縮して吐出する。加熱部は、圧縮機から吐出された冷媒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。第１減圧部は、加熱部から流出した冷媒を減圧させる。室外熱交換部は、第１減圧部から流出した冷媒と外気とを熱交換させる。第２減圧部は、室外熱交換部から流出した冷媒を減圧させる。室内蒸発部は、第２減圧部にて減圧された冷媒を蒸発させて、加熱部にて加熱される前の送風空気を冷却する。目標過冷却度決定部は、第１減圧部へ流入する冷媒の目標過冷却度（ＳＣＯ）を決定する。下限面積算定部は、第１減圧部へ流入する冷媒の過冷却度（ＳＣ１）が目標過冷却度（ＳＣＯ）となる第１減圧部の下限絞り通路面積（Ａｍｉｎ）を算定する。第１減圧制御部は、第１減圧部の作動を制御する。

さらに、第１減圧制御部は、加熱部にて送風空気を加熱する際に、第１減圧部の絞り通路面積（Ａ）が、下限絞り通路面積（Ａｍｉｎ）以上となるように第１減圧部の作動を制御する。

これによれば、第１減圧部の絞り通路面積（Ａ）が下限絞り通路面積（Ａｍｉｎ）以上となるように、第１減圧制御部（４０ｂ）が第１減圧部（１３）の作動を制御するので、過冷却度（ＳＣ１）を目標過冷却度（ＳＣＯ）以下とすることができる。従って、加熱部（１２、１２１、５０）から流出して第１減圧部（１３）へ流入する冷媒の過冷却度が不必要に大きくなってしまうことを抑制することができる。

すなわち、請求項６に記載の冷凍サイクル装置によれば、加熱部（１２、１２１、５０）の出口側冷媒の過冷却度を適切に調整することができる。

なお、この欄及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実施形態の車両用空調装置の制御フローの一部を示すフローチャートである。 冷媒の過冷却度と密度との関係を示すグラフである。 第１実施形態の冷凍サイクル装置の除湿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２実施形態の車両用空調装置の制御フローの一部を示すフローチャートである。 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。 水冷媒熱交換器における冷媒および熱媒体の温度変化を示すグラフである。

以下に、図面を参照しながら本発明を実施するための複数の実施形態を説明する。各実施形態において先行する実施形態で説明した事項に対応する部分には同一の参照符号を付して重複する説明を省略する場合がある。各実施形態において構成の一部のみを説明している場合は、構成の他の部分については先行して説明した他の実施形態を適用することができる。各実施形態で具体的に組合せが可能であることを明示している部分同士の組合せばかりではなく、特に組合せに支障が生じなければ、明示していなくとも実施形態同士を部分的に組み合せることも可能である。

（第１実施形態）
図１～図５を用いて、本発明に係る冷凍サイクル装置１０の第１実施形態を説明する。冷凍サイクル装置１０は、図１の全体構成図に示す車両用空調装置１に適用されている。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の温度を調整する。車両用空調装置１は、冷凍サイクル装置１０、室内空調ユニット３０、制御装置４０等を備えている。

冷凍サイクル装置１０では、冷媒としてＨＦＯ系冷媒（具体的には、Ｒ１２３４ｙｆ）を採用している。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の圧力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。冷媒には、圧縮機１１を潤滑するための冷凍機油（具体的には、ＰＡＧオイル）が混入されている。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。

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。圧縮機１１は、車室の前方側の補機室である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、後述する制御装置４０から出力される制御信号によって、回転数（すなわち、冷媒吐出能力）が制御される。

圧縮機１１の吐出口には、室内凝縮器１２の冷媒入口側が接続されている。室内凝縮器１２は、後述する室内空調ユニット３０のケーシング３１内に配置されている。室内凝縮器１２は、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、高圧冷媒の有する熱を送風空気へ放熱させる熱交換部である。さらに、室内凝縮器１２は、圧縮機１１から吐出された高温高圧の吐出冷媒を熱源として送風空気を加熱する加熱部である。

室内凝縮器１２の冷媒出口には、暖房用膨張弁１３の入口側が接続されている。暖房用膨張弁１３は、室内凝縮器１２から流出した冷媒を減圧させる第１減圧部である。

暖房用膨張弁１３は、絞り通路の開度（すなわち、弁開度）を変化させる弁体部、および弁体部を変位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）を有する電動式の可変絞り機構である。暖房用膨張弁１３は、制御装置４０から出力される制御信号（具体的には、制御パルス）によって、その作動が制御される。

暖房用膨張弁１３は、弁体部が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を有している。

暖房用膨張弁１３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、暖房用膨張弁１３から流出した冷媒と、図示しない外気ファンから送風された外気とを熱交換させる室外熱交換部である。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。このため、車両走行時には、グリルを介して車両ボンネット内へ流入した走行風を室外熱交換器１４に当てることができる。

室外熱交換器１４の冷媒出口には、レシーバ１５の入口側が接続されている。レシーバ１５は、気液分離機能を有する高圧側の貯液部である。レシーバ１５は、冷凍サイクル装置１０において、冷媒を凝縮させる凝縮器として機能する熱交換部から流出した冷媒の気液を分離する。さらに、レシーバ１５は、分離された液相冷媒の一部を下流側に流出させ、残余の液相冷媒をサイクルの余剰冷媒として蓄える。

レシーバ１５の出口には、冷房用膨張弁１６の入口側が接続されている。冷房用膨張弁１６は、レシーバ１５から流出した冷媒を減圧させる第２減圧部である。冷房用膨張弁１６の基本的構成は、暖房用膨張弁１３と同様である。

冷房用膨張弁１６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、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、冷房用膨張弁１６にて減圧された低圧冷媒を、室内送風機３２から送風された送風空気と熱交換させて蒸発させる熱交換部である。さらに、室内蒸発器１７は、低圧冷媒を蒸発させて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室内蒸発部である。室内蒸発器１７の冷媒出口には、圧縮機１１の吸入口側が接続されている。

次に、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、車両用空調装置１において、適切に温度調整された送風空気を車室内の適切な箇所へ吹き出すために各種構成機器を一体化させたユニットである。室内空調ユニット３０は、車室内最前部の計器盤（すなわち、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、送風空気の空気通路を形成するケーシング３１を有している。ケーシング３１内に形成された空気通路には、室内送風機３２、室内蒸発器１７、室内凝縮器１２等が配置されている。ケーシング３１は、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）にて形成されている。

ケーシング３１の送風空気流れ最上流側には、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（すなわち、車室内空気）と外気（すなわち、車室外空気）とを切替導入するものである。内外気切替装置３３の駆動用の電動アクチュエータは、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、室内送風機３２が配置されている。室内送風機３２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部である。室内送風機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。室内送風機３２は、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。

室内送風機３２の送風空気流れ下流側には、室内蒸発器１７と室内凝縮器１２が、送風空気流れに対して、この順に配置されている。つまり、室内蒸発器１７は、室内凝縮器１２よりも、送風空気流れ上流側に配置されている。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、室内凝縮器１２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、室内凝縮器１２の送風空気流れ上流側には、エアミックスドア３４が配置されている。エアミックスドア３４は、室内凝縮器１２を通過させる送風空気の風量と冷風バイパス通路３５を通過させる送風空気の風量との風量割合を調整する。エアミックスドア３４の駆動用の電動アクチュエータは、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。

室内凝縮器１２の送風空気流れ下流側には、室内凝縮器１２にて加熱された送風空気と冷風バイパス通路３５を通過して室内凝縮器１２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３６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３６にて混合された送風空気（空調風）を、車室内へ吹き出す図示しない開口穴が配置されている。

従って、エアミックスドア３４が室内凝縮器１２を通過させる風量と冷風バイパス通路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３６にて混合される空調風の温度を調整することができる。そして、各開口穴から車室内へ吹き出される送風空気の温度を調整することができる。

開口穴としては、フェイス開口穴、フット開口穴、及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。

これらの開口穴の上流側には、図示しない吹出モード切替ドアが配置されている。吹出モード切替ドアは、各開口穴を開閉することによって、空調風を吹き出す開口穴を切り替える。吹出モード切替ドア駆動用の電動アクチュエータは、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。

次に、図２を用いて、車両用空調装置１の電気制御部の概要について説明する。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。制御装置４０は、ＲＯＭ内に記憶された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制御対象機器１１、１３、１６、３２、３３、３４等の作動を制御する。

制御装置４０の入力側には、図２に示すように、空調制御に用いられる各種センサが接続されている。各種センサには、内気温センサ４１ａ、外気温センサ４１ｂ、日射量センサ４１ｃ、高圧温度センサ４１ｄ、高圧圧力センサ４１ｅ、低圧温度センサ４１ｆ、低圧圧力センサ４１ｇ、空調風温度センサ４１ｈが含まれる。

内気温センサ４１ａは、車室内の温度である内気温Ｔｒを検出する内気温検出部である。外気温センサ４１ｂは、車室外の温度である外気温Ｔａｍを検出する外気温検出部である。日射量センサ４１ｃ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。

高圧温度センサ４１ｄは、圧縮機１１から吐出された吐出冷媒の吐出温度Ｔｄを検出する高圧温度検出部である。高圧圧力センサ４１ｅは、圧縮機１１から吐出された吐出冷媒の吐出圧力Ｐｄを検出する高圧圧力検出部である。

高圧温度センサ４１ｄおよび高圧圧力センサ４１ｅは、吐出温度Ｔｄあるいは吐出圧力Ｐｄの異常上昇を検知するためにも用いられる。制御装置４０は、吐出温度Ｔｄあるいは吐出圧力Ｐｄの異常上昇を検知した際には、圧縮機１１を停止させることによって、圧縮機１１の保護を図る圧縮機保護制御を行う。

低圧温度センサ４１ｆは、圧縮機１１へ吸入される吸入冷媒の吸入温度Ｔｓを検出する低圧温度検出部である。低圧圧力センサ４１ｇは、圧縮機１１へ吸入される吸入冷媒の吸入圧力Ｐｓを検出する低圧圧力検出部である。

本実施形態の低圧温度センサ４１ｆは、具体的に、室内蒸発器１７の冷媒出口から圧縮機１１の吸入口へ至る冷媒配管の外表面の温度を検出している。低圧温度センサとして、室内蒸発器１７の熱交換フィン温度の温度である蒸発器温度Ｔｅｆｉｎを検出する蒸発器温度検出部を採用してもよい。

空調風温度センサ４１ｈは、混合空間３６から車室内へ吹き出される吹出空気温度ＴＡＶを検出する空調風温度検出部である。

さらに、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操作パネル４２が接続され、この操作パネル４２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４２に設けられた各種操作スイッチとしては、具体的に、オートスイッチ、エアコンスイッチ、風量設定スイッチ、温度設定スイッチ等がある。

オートスイッチは、乗員が車両用空調装置１の自動制御運転を設定あるいは解除することを要求するための自動制御要求部である。エアコンスイッチは、乗員が室内蒸発器１７で送風空気の冷却を行うことを要求するための冷却要求部である。風量設定スイッチは、乗員が室内送風機３２の風量をマニュアル設定する風量設定部である。温度設定スイッチは、乗員が車室内の目標温度Ｔｓｅｔを設定する温度設定部である。

また、本実施形態の制御装置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。従って、それぞれの制御対象機器の作動を制御する構成（すなわち、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、制御装置４０のうち、圧縮機１１の回転数を制御する構成は、圧縮機制御部４０ａである。また、制御装置４０のうち、暖房用膨張弁１３の作動を制御する構成は、第１減圧制御部４０ｂである。また、制御装置４０のうち、冷房用膨張弁１６の作動を制御する構成は、第２減圧制御部４０ｃである。

次に、上記構成の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。車両用空調装置１では、車室内の適切な空調のために運転モードを切り替える。具体的には、車両用空調装置１では、冷房モードおよび除湿暖房モードを切り替えることができる。運転モードの切り替えは、制御装置４０に記憶されている制御プログラムが実行されることによって行われる。

制御プログラムは、操作パネル４２のエアコンスイッチが投入された状態で、オートスイッチが投入されると実行される。制御プログラムでは、目標吹出温度ＴＡＯ、各種センサの検出信号、および操作パネル４２の操作信号に基づいて、運転モードを決定する。目標吹出温度ＴＡＯは、車室内へ送風される送風空気の目標温度である。

目標吹出温度ＴＡＯは、以下数式Ｆ１によって算出される。
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である。Ｔｒは内気センサによって検出された車室内温度である。Ｔａｍは外気センサによって検出された車室外温度である。Ａｓは日射センサ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、制御プログラムでは、決定された運転モードに応じて、各種制御対象機器の制御状態を決定する。そして、制御装置４０は、制御プログラムにて決定された制御状態が得られるように、各種制御対象機器へ制御信号あるいは制御電圧を出力する。

そして、制御プログラムでは、車両用空調装置１の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、目標吹出温度ＴＡＯを算出、各種制御対象機器の制御状態の決定、各種制御対象機器へ制御信号等の出力といった制御ルーチンを繰り返す。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、以下に説明するように各種制御対象機器の制御状態が決定される。圧縮機１１については、低圧温度センサ４１ｆによって検出された吸入温度Ｔｓが目標蒸発器温度ＴＥＯに近づくように、冷媒吐出能力が決定される。目標蒸発器温度ＴＥＯは、目標吹出温度ＴＡＯに基づいて、予め制御装置４０に記憶されている制御マップを参照して決定される。

制御マップでは、目標吹出温度ＴＡＯの低下に伴って、目標蒸発器温度ＴＥＯを低下させる。さらに、目標蒸発器温度ＴＥＯは、室内蒸発器１７に着霜を生じさせない範囲の値に決定される。

また、暖房用膨張弁１３については、全開状態となるように決定される。また、冷房用膨張弁１６については、室内蒸発器１７の出口側冷媒の過熱度ＳＨが予め定めた基準過熱度ＫＳＨ（本実施形態では、３℃）に近づくように、絞り開度が決定される。過熱度ＳＨは、低圧温度センサ４１ｆによって検出された吸入温度Ｔｓ、および低圧圧力センサ４１ｇによって検出された吸入圧力Ｐｓを用いて算定される。

また、室内送風機３２については、目標吹出温度ＴＡＯに基づいて、予め制御装置４０に記憶されている制御マップを参照して送風能力が決定される。制御マップでは、目標吹出温度ＴＡＯが極低温域あるいは極高温域となっている際に送風量が最大となり、極低温域あるいは極高温域から中間温度域に向かうに伴って、送風量が徐々に減少するように、送風能力が決定される。

また、エアミックスドア用の電動アクチュエータについては、室内凝縮器１２側の通風路を全閉とし、冷風バイパス通路３５を全開とするように決定される。冷房モードでは、エアミックスドア３４の開度については、空調風温度センサ４１ｈによって検出された吹出空気温度ＴＡＶが目標吹出温度ＴＡＯに近づくように決定してもよい。

従って、冷房モードの冷凍サイクル装置１０では、圧縮機１１から吐出された吐出冷媒が、室内凝縮器１２へ流入する。冷房モードでは、エアミックスドア３４が、室内凝縮器１２側の通風路を閉じているので、室内凝縮器１２へ流入した冷媒は、殆ど送風空気と熱交換することなく、室内凝縮器１２から流出する。

室内凝縮器１２から流出した冷媒は、全開となっている暖房用膨張弁１３を介して、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、外気へ放熱して凝縮する。室外熱交換器１４から流出した冷媒は、レシーバ１５へ流入して、気液分離される。

レシーバ１５から流出した液相冷媒は、冷房用膨張弁１６へ流入して減圧される。この際、冷房用膨張弁１６の絞り開度は、室内蒸発器１７の出口側冷媒の過熱度ＳＨが基準過熱度ＫＳＨに近づくように決定される。冷房用膨張弁１６にて減圧された冷媒は、室内蒸発器１７へ流入する。

室内蒸発器１７へ流入した冷媒は、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１７から流出した冷媒は、圧縮機１１へ吸入されて再び圧縮される。

冷房モードの室内空調ユニット３０では、室内蒸発器１７にて冷却された送風空気が車室内へ吹き出される。これにより、車室内の冷房が実現される。

（ｂ）除湿暖房モード
除湿暖房モードでは、以下のように各種制御対象機器の制御状態が決定される。圧縮機１１、室内送風機３２については、冷房モードと同様に決定される。

また、暖房用膨張弁１３の絞り開度については、図３に示す制御フローが実行されることによって決定される。図３に示す制御フローは、制御プログラムのメインルーチンのサブルーチンとして実行される。また、図３等のフローチャートに示された各制御ステップは、それぞれ制御装置４０が有する機能実現部である。

まず、図３のステップＳ１では、室内凝縮器１２から流出して暖房用膨張弁１３へ流入する冷媒、すなわち室内凝縮器１２の出口側冷媒の目標過冷却度ＳＣＯを決定する。従って、ステップＳ１は、目標過冷却度決定部である。

具体的には、ステップＳ１では、暖房用膨張弁１３へ流入する冷媒の入口側圧力Ｐ１に基づいて、予め制御装置４０に記憶されている制御マップを参照して、目標過冷却度ＳＣＯを決定する。制御マップでは、サイクルの成績係数（ＣＯＰ）が極大値となるように、目標過冷却度ＳＣＯを決定する。

入口側圧力Ｐ１は、高圧圧力センサ４１ｅによって検出された吐出圧力Ｐｄから、冷媒が室内凝縮器１２を通過する際に生じる圧力損失を減算した値を用いることができる。本実施形態では、吐出圧力Ｐｄに対する圧力損失の割合が比較的小さいことから、入口側圧力Ｐ１として吐出圧力Ｐｄを採用している。

次に、ステップＳ２では、室内凝縮器１２から流出して暖房用膨張弁１３へ流入する冷媒の過冷却度ＳＣ１を推定する。従って、ステップＳ２は、過冷却度推定部である。ステップＳ２では、圧縮機１１の冷媒吐出流量Ｇｒ（質量流量）、暖房用膨張弁１３の絞り通路面積Ａ、吐出圧力Ｐｄ、および外気温Ｔａｍを用いて、過冷却度ＳＣ１を推定する。

圧縮機１１の冷媒吐出流量Ｇｒは、圧縮機１１へ吸入される吸入冷媒の吸入密度ρｃｉｎ、圧縮機１１の回転数、圧縮機１１の吐出容量、および圧縮機１１の体積効率から算定することができる。

吸入密度ρｃｉｎは、吸入温度Ｔｓおよび吸入圧力Ｐｓから、冷媒の物性に基づいて決定することができる。圧縮機１１の回転数は、制御装置４０から圧縮機１１へ出力される制御信号から決定することができる。圧縮機１１の吐出容量および圧縮機１１の体積効率は、圧縮機１１の仕様および試験データ等から把握しておくことができる。

暖房用膨張弁１３の絞り通路面積Ａは、暖房用膨張弁１３の仕様および制御装置４０から暖房用膨張弁１３へ出力される制御信号（具体的には、制御パルス）に基づいて決定することができる。

吐出圧力Ｐｄは、目標過冷却度決定部と同様に、入口側圧力Ｐ１を決定するために用いられる。

外気温Ｔａｍは、暖房用膨張弁１３から流出した冷媒の出口側圧力Ｐ２を決定するために用いられる。出口側圧力Ｐ２は、暖房用膨張弁１３の出口側に接続された室外熱交換器１４における冷媒の飽和圧力と同等であり、室外熱交換器１４における冷媒の温度は外気温Ｔａｍと略同等となる。従って、出口側圧力Ｐ２として、外気温Ｔａｍにおける冷媒の飽和圧力を採用することができる。

そして、ステップＳ２では、以下数式Ｆ２を用いて、暖房用膨張弁１３へ流入する冷媒の入口側密度ρｉｎを算定する。
ρｉｎ＝Ｇｒ²／（２×（Ｐ１－Ｐ２）×Ａ²）…（Ｆ２）
入口側密度ρｉｎと過冷却度ＳＣ１は、図４に示すように相関している。従って、数式Ｆ２によって入口側密度ρｉｎを算定することで、過冷却度ＳＣ１を推定することができる。

次に、ステップＳ３では、ステップＳ２で推定された過冷却度ＳＣ１が、ステップＳ１で決定された目標過冷却度ＳＣＯよりも大きくなっているか否かを判定する。従って、ステップＳ３は、過冷却度ＳＣ１が目標過冷却度ＳＣＯよりも大きくなっているか否かを判定する過冷却度判定部である。

ステップＳ３にて、過冷却度ＳＣ１が目標過冷却度ＳＣＯよりも大きくなっていないと判定された場合、すなわち、過冷却度ＳＣ１が目標過冷却度ＳＣＯ以下となっている場合は、ステップＳ４へ進む。一方、ステップＳ３にて、過冷却度ＳＣ１が目標過冷却度ＳＣＯよりも大きくなっていると判定された場合は、ステップＳ５へ進む。

ステップＳ４では、吹出温度制御を実行して、メインルーチンへ戻る。吹出温度制御では、吹出空気温度ＴＡＶが目標吹出温度ＴＡＯに近づくように、暖房用膨張弁１３の絞り開度を制御する。

具体的には、吹出空気温度ＴＡＶが目標吹出温度ＴＡＯよりも低くなっている際には、室外熱交換器１４へ流入する冷媒の温度が外気温Ｔａｍよりも高くなる範囲で、暖房用膨張弁１３の絞り開度を縮小させる。また、吹出空気温度ＴＡＶが目標吹出温度ＴＡＯよりも高くなっている際には、暖房用膨張弁１３の絞り開度を拡大させる。

これにより、吹出温度制御では、室外熱交換器１４における冷媒と外気との熱交換量を調整して、室内凝縮器１２における冷媒から送風空気への放熱量、すなわち、室内凝縮器１２における送風空気の加熱能力を調整することができる。

ステップＳ５では、暖房用膨張弁１３の絞り開度を予め定めた所定量拡大させて、メインルーチンへ戻る。室内凝縮器１２から流出して暖房用膨張弁１３へ流入する冷媒、すなわち室内凝縮器１２の出口側冷媒の過冷却度ＳＣ１を低下させる。

また、除湿暖房モードでは、冷房用膨張弁１６の絞り開度を冷房モードと同様に制御する。除湿暖房モードでは、暖房用膨張弁１３が冷媒減圧作用を発揮する絞り状態となるため、冷房用膨張弁１６の絞り開度は、冷房モードよりも大きくなる。

また、除湿暖房モードでは、エアミックスドア用の電動アクチュエータについては、室内凝縮器１２側の通風路を全開とし、冷風バイパス通路３５を全閉とするように決定される。エアミックスドア３４の開度については、冷房モードと同様に、吹出空気温度ＴＡＶが目標吹出温度ＴＡＯに近づくように決定してもよい。

従って、冷凍サイクル装置１０では、図５のモリエル線図に示すように、圧縮機１１から吐出された吐出冷媒（図５のａ５点）が、室内凝縮器１２へ流入する。除湿暖房モードでは、エアミックスドア３４が、室内凝縮器１２側の通風路を開いているので、室内凝縮器１２へ流入した冷媒は、室内蒸発器１７を通過した送風空気に放熱して凝縮する（図５のａ５点からｂ５点）。これにより、室内蒸発器１７を通過した送風空気が加熱される。

室内凝縮器１２から流出した冷媒は、暖房用膨張弁１３へ流入して減圧される（図５のｂ５点からｃ５点）。この際、暖房用膨張弁１３の絞り開度は、少なくとも室内凝縮器１２から流出して暖房用膨張弁１３へ流入する冷媒（図５のｂ５点）の過冷却度ＳＣ１が、目標過冷却度ＳＣＯ以下となるように調整される。

さらに、暖房用膨張弁１３の絞り開度は、室内凝縮器１２から流出して暖房用膨張弁１３へ流入する冷媒の過冷却度ＳＣ１が目標過冷却度ＳＣＯ以下となっている範囲では、吹出空気温度ＴＡＶが目標吹出温度ＴＡＯに近づくように調整される。暖房用膨張弁１３にて減圧された冷媒は、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、外気へ放熱して凝縮する（図５のｃ５点からｄ５点）。

室外熱交換器１４から流出した冷媒は、レシーバ１５へ流入して、気液分離される。レシーバ１５から流出した液相冷媒（図５のｄ５点）は、冷房用膨張弁１６へ流入して減圧される（図５のｄ５点からｅ５点）。この際、冷房用膨張弁１６の絞り開度は、室内蒸発器１７の出口側冷媒（図５のｆ５点）の過熱度ＳＨが基準過熱度ＫＳＨに近づくように決定される。冷房用膨張弁１６にて減圧された冷媒は、室内蒸発器１７へ流入する。

室内蒸発器１７へ流入した冷媒は、送風空気から吸熱して蒸発する（図５のｅ５点からｆ５点）。これにより、送風空気が冷却されて除湿される。室内蒸発器１７から流出した冷媒は、圧縮機１１へ吸入されて再び圧縮される（図５のｆ５点からａ５点）。

除湿暖房モードの室内空調ユニット３０では、室内蒸発器１７にて冷却されて除湿された送風空気が室内凝縮器１２にて再加熱されて、車室内へ吹き出される。これにより、車室内の除湿暖房が実現される。

以上の如く、本実施形態の車両用空調装置１によれば、車室内の冷房および除湿暖房を実現することができる。

ここで、冷凍サイクル装置１０では、除湿暖房モード時に、室内凝縮器１２における送風空気の加熱能力を調整するために、暖房用膨張弁１３の絞り開度を変化させる吹出温度制御を実行する。吹出温度制御では、室内凝縮器１２における送風空気の加熱能力を向上させる際に、暖房用膨張弁１３の絞り開度を縮小させる。このため、室内凝縮器１２における加熱能力を向上させるに伴って、過冷却度ＳＣ１も増加しやすくなる。

ところが、過冷却度ＳＣ１が不必要に増加してしまうと、室内凝縮器１２にて加熱された送風空気に温度分布が生じてしまい、車室内の快適な除湿暖房を実現できなくなってしまうことがある。さらに、過冷却度ＳＣ１が目標過冷却度ＳＣＯを大きく上回ってしまうと、ＣＯＰも低下してしまう。

これに対して、本実施形態の冷凍サイクル装置１０では、除湿暖房モード時に、ステップＳ２にて推定した過冷却度ＳＣ１が、ステップＳ１にて決定した目標過冷却度ＳＣＯ以下となるように、暖房用膨張弁１３の絞り開度を制御する。従って、室内凝縮器１２から流出して暖房用膨張弁１３へ流入する冷媒の過冷却度ＳＣ１が不必要に大きくなってしまうこと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、加熱部である室内凝縮器１２の出口側冷媒の過冷却度ＳＣ１を適切に調整することができる。その結果、車室内の快適な除湿暖房を実現することができるとともに、ＣＯＰの低下を抑制することができる。

また、本実施形態の過冷却度推定部では、圧縮機１１の冷媒吐出流量Ｇｒ、暖房用膨張弁１３の絞り通路面積Ａ、入口側圧力Ｐ１、および外気温Ｔａｍを用いて、過冷却度ＳＣ１を推定している。従って、数式Ｆ２を用いて説明したように、過冷却度ＳＣ１を精度良く推定することができる。

さらに、過冷却度ＳＣ１を推定するために用いられるパラメータは、吹出温度制御および圧縮機保護制御のために必須の検出部によって検知することができる。従って、本実施形態の過冷却度推定部では、過冷却度ＳＣ１を推定するために新たな検出部を追加する必要がない。

また、本実施形態の過冷却度推定部では、過冷却度ＳＣ１を推定しているので、実際に暖房用膨張弁１３へ流入する冷媒が乾き度を有する気液二相状態になっていても、除湿暖房モードでの運転を継続することができる。

（第２実施形態）
本実施形態では、第１実施形態に対して、除湿暖房モードにおける暖房用膨張弁１３の制御態様を、図６のフローチャートに示すように変更した例を説明する。

具体的には、図６のステップＳ１１では、第１実施形態と同様に目標過冷却度ＳＣＯを決定する。従って、ステップＳ１１は、目標過冷却度決定部である。

次に、ステップＳ１２では、暖房用膨張弁１３の下限絞り通路面積Ａｍｉｎを算定する。下限絞り通路面積Ａｍｉｎは、暖房用膨張弁１３へ流入する冷媒の過冷却度ＳＣ１が目標過冷却度ＳＣＯとなる暖房用膨張弁１３の絞り通路面積である。従って、ステップＳ１２は、下限面積算定部である。

具体的には、ステップＳ１２では、下限絞り通路面積Ａｍｉｎの算定には、目標過冷却度ＳＣＯ、圧縮機１１の冷媒吐出流量Ｇｒ、吐出圧力Ｐｄ、および外気温Ｔａｍを用いて、最小絞り通路面積Ａｍｉｎを算定する。圧縮機１１の冷媒吐出流量Ｇｒは、第１実施形態と同様に求めることができる。吐出圧力Ｐｄは、第１実施形態と同様に、入口側圧力Ｐ１を決定するために用いられる。外気温Ｔａｍは、第１実施形態と同様に、出口側圧力Ｐ２を決定するために用いられる。

そして、ステップＳ１２では、以下数式Ｆ３により、下限絞り通路面積Ａｍｉｎを算定する。
Ａｍｉｎ＝Ｇｒ／ρｍａｘ×（ρｍａｘ／（２×（Ｐ１－Ｐ２）））^1/2…（Ｆ３）
なお、ρｍａｘは、目標過冷却度ＳＣＯにおける暖房用膨張弁１３へ流入する冷媒の入口側密度である。ρｍａｘは、第１実施形態で説明した図４を用いて決定することができる。

なお、数式Ｆ３は、第１実施形態で説明した数式Ｆ２を変形した数である。つまり、下限面積算定部では、第１実施形態の過冷却度推定部と同等の式を用いて、下限絞り通路面積Ａｍｉｎを算定している。

次に、ステップＳ１３では、実際の暖房用膨張弁１３の絞り通路面積Ａが、ステップＳ１２で決定された下限絞り通路面積Ａｍｉｎよりも小さくなっているか否かを判定する。従って、ステップＳ１３は、絞り通路面積Ａが、下限絞り通路面積Ａｍｉｎよりも小さくなっている否かを判定する絞り通路面積判定部である。

ステップＳ１３にて、絞り通路面積Ａが下限絞り通路面積Ａｍｉｎよりも小さくなっていないと判定された場合、すなわち、絞り通路面積Ａが下限絞り通路面積Ａｍｉｎ以上になっている場合は、ステップＳ１４へ進む。一方、ステップＳ１３にて、絞り通路面積Ａが下限絞り通路面積Ａｍｉｎよりも小さくなっていると判定された場合は、ステップＳ１５へ進む。

ステップＳ１４では、第１実施形態のステップＳ４と同様に、吹出温度制御を実行してメインルーチンへ戻る。また、ステップＳ１５では、第１実施形態のステップＳ５と同様に、暖房用膨張弁１３の絞り開度を予め定めた所定量拡大させて、メインルーチンへ戻る。

その他の冷凍サイクル装置１０および車両用空調装置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、車室内の冷房および除湿暖房を実現することができる。

さらに、本実施形態の冷凍サイクル装置１０では、除湿暖房モード時に、絞り通路面積Ａが下限絞り通路面積Ａｍｉｎ以上となるように、暖房用膨張弁１３の絞り開度を制御している。これによれば、過冷却度ＳＣ１を目標過冷却度ＳＣＯ以下とすることができる。従って、第１実施形態と同様の効果を得ることができる。

すなわち、本実施形態の冷凍サイクル装置１０においても、加熱部である室内凝縮器１２の出口側冷媒の過冷却度ＳＣ１を適切に調整することができる。

（第３実施形態）
本実施形態の車両用空調装置１では、第１実施形態に対して、図７の全体構成図に示すように、室内空調ユニット３０内の室内凝縮器１２の送風空気流れ下流側に電気ヒータ３７が配置されている。

電気ヒータ３７は、除湿暖房モード時に、冷凍サイクル装置１０の加熱能力のみでは、送風空気の吹出空気温度ＴＡＶを目標吹出温度ＴＡＯとなるまで上昇させることができない場合に、送風空気を補助的に加熱する補助加熱部である。電気ヒータ３７としては、電力を供給されることによって発熱するＰＴＣヒータ等を採用することができる。電気ヒータ３７の発熱量は、制御装置４０から出力される制御電圧によって制御される。

さらに、本実施形態の制御装置４０の入力側には、空調制御に用いられるセンサとして、吸込温度センサ４１ｉが接続されている。吸込温度センサ４１ｉは、内外気切替装置３３を介して、室内蒸発器１７へ流入する吸込空気の吸込空気温度Ｔｅｉｎを検出する吸込温度検出部である。

また、本実施形態の過冷却度推定部では、圧縮機１１の冷媒吐出流量Ｇｒ、吐出温度Ｔｄ、吐出圧力Ｐｄ、室内送風機３２の送風量Ａｉｒｆ（質量流量）、吸込空気温度Ｔｅｉｎ、および電気ヒータ３７の加熱量Ｑｈを用いて、過冷却度ＳＣ１を推定する。

圧縮機１１の冷媒吐出流量Ｇｒは、第１実施形態と同様に算定することができる。また、室内送風機３２の送風量Ａｉｒｆは、室内送風機３２の仕様および制御装置４０から室内送風機３２へ出力される制御電圧から決定することができる。電気ヒータ３７の加熱量Ｑｈは、電気ヒータ３７の仕様および制御装置４０から電気ヒータ３７へ供給される電力量に基づいて決定することができる。

そして、本実施形態の過冷却度推定部では、以下数式Ｆ４～Ｆ６に基づいて、室内凝縮器１２の出口側冷媒の出口側エンタルピＨｃｏｕｔを算定する。
Ｑｃ＝Ｑｅｘ＋Ｑｈ…（Ｆ４）
Ｑｃ＝ρａｉｎ×Ａｉｒｆｃ×Ｃａｉｒ×（ＴＡＶ－Ｔｅｉｎ）…（Ｆ５）
Ｑｅｘ＝Ｇｒ×（Ｈｃｉｎ－Ｈｃｏｕｔ）…（Ｆ６）
ここで、Ｑｃは、送風空気の総加熱量（すなわち、送風空気の総吸熱量）である。Ｑｅｘは、室内凝縮器１２にて凝縮する冷媒の送風空気への放熱量である。

また、ρａｉｒは、吸込空気の密度である。本実施形態では、吸込空気の密度として、予め定めた基準状態（例えば、２５℃、１０１．３ｋＰａ）における空気の密度を採用している。また、Ｃａｉｒは、基準状態における空気の比熱である。

また、Ａｉｒｆｃは、室内凝縮器１２を通過する送風空気の室内凝縮器側風量である。本実施形態の除湿暖房モードでは、エアミックスドア３４が冷風バイパス通路３５を全閉とするので、室内凝縮器側風量Ａｉｒｆｃは、送風量Ａｉｒｆと同じとなる。エアミックスドア３４が、冷風バイパス通路３５を開いている際には、室内凝縮器１２側の通風路の開度と冷風バイパス通路３５の開度との開度比に応じて、室内凝縮器側風量Ａｉｒｆｃを決定すればよい。

また、Ｈｃｉｎは、室内凝縮器１２の入口側冷媒の入口側エンタルピである。入口側エンタルピＨｃｉｎは、吐出温度Ｔｄおよび吐出圧力Ｐｄから、冷媒の物性に基づいて決定することができる。

従って、本実施形態の過冷却度推定部では、数式Ｆ４～Ｆ６を用いて、出口側エンタルピＨｃｏｕｔを算定することができる。そして、出口側エンタルピＨｃｏｕｔおよび吐出圧力Ｐｄに基づいて、室内凝縮器１２から流出して暖房用膨張弁１３へ流入する冷媒の過冷却度ＳＣ１を推定することができる。もちろん、室内凝縮器１２から流出して暖房用膨張弁１３へ流入する冷媒が気液二相状態であれば、乾き度を推定することもできる。

その他の冷凍サイクル装置１０および車両用空調装置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、車室内の冷房および除湿暖房を実現することができる。さらに、本実施形態の冷凍サイクル装置１０においても、第１実施形態と同様の効果を得ることができる。

すなわち、本実施形態の冷凍サイクル装置１０においても、加熱部である室内凝縮器１２の出口側冷媒の過冷却度ＳＣ１を適切に調整することができる。

また、本実施形態の車両用空調装置１では、補助加熱部としての送風空気を加熱する電気ヒータ３７を備えている。これによれば、過冷却度ＳＣ１を目標過冷却度ＳＣＯ以下に調整するために、暖房用膨張弁１３の絞り開度を縮小させることができない場合に、電気ヒータ３７によって送風空気を加熱することができる。その結果、吹出空気温度ＴＡＶを目標吹出温度ＴＡＯとなるまで上昇させて快適な除湿暖房を実現することができる。

また、本実施形態の過冷却度推定部では、圧縮機１１の冷媒吐出流量Ｇｒ、吐出温度Ｔｄ、吐出圧力Ｐｄ、室内送風機３２の送風量Ａｉｒｆ、吸込空気温度Ｔｅｉｎ、および電気ヒータ３７の加熱量Ｑｈを用いて、過冷却度ＳＣ１を推定する。従って、数式Ｆ４～Ｆ６を用いて説明したように、吸込温度センサ４１ｉを追加するだけで、過冷却度ＳＣ１を精度良く推定することができる。

また、本実施形態の過冷却度推定部は、電気ヒータ３７を備えていない冷凍サイクル装置１０に適用しても有効である。その場合は、電気ヒータ３７の加熱量Ｑｈを０とすればよい。

（第４実施形態）
本実施形態では、第１実施形態で説明した冷凍サイクル装置１０に対して、加熱部の構成を変更した図８に示す冷凍サイクル装置１０ａについて説明する。冷凍サイクル装置１０ａは、第１実施形態と同様の車両用空調装置１に適用されている。冷凍サイクル装置１０ａの加熱部は、水冷媒熱交換器１２１および熱媒体回路５０に配置されたヒータコア５３等を有している。

熱媒体回路５０は、熱媒体を循環させる熱媒体循環回路である。熱媒体回路５０では、熱媒体として、エチレングリコール水溶液が採用されている。熱媒体回路５０には、水冷媒熱交換器１２１の水通路、熱媒体ポンプ５１、電気ヒータ５２、ヒータコア５３等が配置されている。

水冷媒熱交換器１２１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、高圧冷媒の有する熱を送風空気へ放熱させる放熱部である。本実施形態では、水冷媒熱交換器１２１として、いわゆる対向流型の熱交換器を採用している。対向流型の熱交換器では、冷媒通路を流通する冷媒の流れ方向と熱媒体通路を流通する熱媒体の流れ方向が逆方向となる。

熱媒体ポンプ５１は、ヒータコア５３から流出した熱媒体を水冷媒熱交換器１２１へ圧送する熱媒体圧送部である。熱媒体ポンプ５１は、羽根車（すなわち、インペラ）を電動モータにて回転駆動する電動水ポンプである。熱媒体ポンプ５１は、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、圧送能力）が制御される。

電気ヒータ５２は、水冷媒熱交換器１２１から流出した熱媒体を加熱する。電気ヒータ５２は、除湿暖房モード時に、冷凍サイクル装置１０の加熱能力のみでは、送風空気の吹出空気温度ＴＡＶを目標吹出温度ＴＡＯとなるまで上昇させることができない場合に、熱媒体を介して送風空気を補助的に加熱する補助加熱部である。電気ヒータ５２は、送風空気用の電気ヒータ３７と同様の構成のＰＴＣヒータ等を採用することができる。

ヒータコア５３は、水冷媒熱交換器１２１から流出した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加熱用の熱交換部である。ヒータコア５３は、室内空調ユニット３０内に室内凝縮器１２と同様に配置されている。

さらに、本実施形態の制御装置４０の入力側には、空調制御用のセンサとして、熱媒体温度センサ４１ｊが接続されている。熱媒体温度センサ４１ｊは、ヒータコア５３へ流入する熱媒体のヒータコア入口側熱媒体温度Ｔｗｉｎを検出する入口側熱媒体温度検出部である。

また、本実施形態の過冷却度推定部では、圧縮機１１の冷媒吐出流量Ｇｒ、吐出温度Ｔｄ、吐出圧力Ｐｄ、熱媒体ポンプ５１から圧送される熱媒体流量ＬＱｆ（質量流量）、ヒータコア入口側熱媒体温度Ｔｗｉｎ、室内送風機３２の送風量Ａｉｒｆ、吸入温度Ｔｓ、および電気ヒータ５２の加熱量Ｑｈ２を用いて、過冷却度ＳＣ１を推定する。

本実施形態の過冷却度ＳＣ１は、加熱部を形成する水冷媒熱交換器１２１から流出して暖房用膨張弁１３へ流入する冷媒の過冷却度となる。

圧縮機１１の冷媒吐出流量Ｇｒ、第１実施形態と同様に算定することができる。また、吐出温度Ｔｄおよび吐出圧力Ｐｄは、第３実施形態と同様に、水冷媒熱交換器１２１の入口側冷媒の入口側エンタルピＨｗｃｉｎを決定するために用いられる。熱媒体ポンプ５１の熱媒体流量ＬＱｆは、熱媒体ポンプ５１の仕様および制御装置４０から熱媒体ポンプ５１へ出力される制御電圧から決定することができる。

室内送風機３２の送風量Ａｉｒｆは、第３実施形態と同様に決定することができる。吸入温度Ｔｓは、室内蒸発器１７にて冷却されてヒータコア５３へ流入する冷却空気温度Ｔａｅ決定するために用いられる。具体的には、冷却空気温度Ｔａｅは、吸入温度Ｔｓに室内蒸発器１７の出口側冷媒の過熱度（本実施形態では、３℃）を減算した値とすればよい。

電気ヒータ５２の加熱量Ｑｈ２は、電気ヒータ５２の仕様および制御装置４０から電気ヒータ５２へ出力される電力量に基づいて決定することができる。

そして、本実施形態の過冷却度推定部では、以下数式Ｆ７～Ｆ９に基づいて、水冷媒熱交換器１２１の出口側冷媒の出口側エンタルピＨｗｃｏｕｔを推定する。
Ｑｗｒ＝Ｑｗｅｘ＋Ｑｈ２…（Ｆ７）
Ｑｗｒ＝ｆ（ＬＱｆ，Ｔｗｉｎ，Ａｉｒｆｈ，Ｔａｅ）…（Ｆ８）
Ｑｗｅｘ＝Ｇｒ×（Ｈｗｃｉｎ－Ｈｗｃｏｕｔ）…（Ｆ９）
ここで、Ｑｗｒは、ヒータコア５３にて熱媒体が送風空気へ放熱する放熱量である。Ｑｗｅｘは、水冷媒熱交換器１２１にて凝縮する冷媒の熱媒体への放熱量である。

また、Ａｉｒｆｈは、ヒータコア５３を通過する送風空気のヒータコア側風量である。本実施形態の除湿暖房モードでは、エアミックスドア３４が冷風バイパス通路３５を全閉とするので、ヒータコア側風量Ａｉｒｆｈは、送風量Ａｉｒｆと同じとなる。エアミックスドア３４が、冷風バイパス通路３５を開いている際には、ヒータコア５３側の通風路の開度と冷風バイパス通路３５の開度との開度比に応じて、ヒータコア側風量Ａｉｒｆｈを決定すればよい。

また、数式Ｆ８では、Ｑｗｒが、熱媒体流量ＬＱｆ、ヒータコア入口側熱媒体温度Ｔｗｉｎ、ヒータコア側風量Ａｉｒｆｈ、および冷却空気温度Ｔａｅに基づいて決定されることを示している。つまり、ヒータコア５３における冷媒と熱媒体の熱交換量は、ヒータコア５３へ流入する冷媒の温度および風量、ヒータコア５３へ流入する熱媒体の温度および風量、並びに、ヒータコア５３の熱交換性能に基づいて決定することができる。

そこで、本実施形態では、熱媒体流量ＬＱｆ、ヒータコア入口側熱媒体温度Ｔｗｉｎ、ヒータコア側風量Ａｉｒｆｈ、冷却空気温度Ｔａｅに基づいて、予め記憶されている制御マップを参照して、水冷媒熱交換器１２１にて凝縮する冷媒の熱媒体への放熱量を決定している。ヒータコア５３の熱交換性能は、ヒータコア５３の仕様および試験データ等から把握しておくことができる。

従って、本実施形態では、数式Ｆ７～Ｆ９を用いて、出口側エンタルピＨｗｃｏｕｔを算定することができる。そして、出口側エンタルピＨｗｃｏｕｔおよび吐出圧力Ｐｄに基づいて、ヒータコア５３から流出して暖房用膨張弁１３へ流入する冷媒の過冷却度ＳＣ１を推定することができる。もちろん、ヒータコア５３から流出して暖房用膨張弁１３へ流入する冷媒が気液二相状態であれば、乾き度を推定することもできる。

その他の冷凍サイクル装置１０ａの構成および作動は、第１実施形態の冷凍サイクル装置１０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、車室内の冷房および除湿暖房を実現することができる。さらに、本実施形態の冷凍サイクル装置１０ａ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。

すなわち、本実施形態の冷凍サイクル装置１０においても、加熱部を形成する水冷媒熱交換器１２１の出口側冷媒の過冷却度ＳＣ１を適切に調整することができる。その結果、冷凍サイクル装置１０のＣＯＰの低下を抑制することができる。

また、本実施形態の車両用空調装置１では、補助加熱部としての熱媒体を加熱する電気ヒータ５２を備えている。従って、過冷却度ＳＣ１を目標過冷却度ＳＣＯ以下に調整するために、暖房用膨張弁１３の絞り開度を縮小させることができない場合に、電気ヒータ５２によって熱媒体を加熱することができる。その結果、吹出空気温度ＴＡＶを目標吹出温度ＴＡＯとなるまで上昇させて快適な除湿暖房を実現することができる。

また、本実施形態の過冷却度推定部では、圧縮機１１の冷媒吐出流量Ｇｒ、吐出温度Ｔｄ、吐出圧力Ｐｄ、熱媒体ポンプ５１の熱媒体流量ＬＱｆ、ヒータコア入口側熱媒体温度Ｔｗｉｎ、室内送風機３２の送風量Ａｉｒｆ、吸入温度Ｔｓ、および電気ヒータ５２の加熱量Ｑｈ２を用いて、過冷却度ＳＣ１を推定する。従って、数式Ｆ７～Ｆ９を用いて説明したように、熱媒体温度センサ４１ｊを追加するだけで、過冷却度ＳＣ１を精度良く推定することができる。

また、本実施形態の過冷却度推定部は、電気ヒータ５２を備えていない冷凍サイクル装置１０ａに適用しても有効である。その場合は、電気ヒータ５２の加熱量Ｑｈ２を０とすればよい。

（第５実施形態）
本実施形態では、第４実施形態に対して、過冷却度推定部における過冷却度ＳＣ１の推定態様を変更した例を説明する。

第４実施形態で説明したように、冷凍サイクル装置１０ａでは、水冷媒熱交換器１２１として、対向流型の熱交換器を採用している。対向流型の熱交換器では、冷媒通路を流通する冷媒の流れ方向と熱媒体通路を流通する熱媒体の流れ方向が逆方向となる。このため、図９に示すように、冷媒と熱媒体の温度が変化する。図９では、太実線で冷媒の温度変化を示し、太破線で熱媒体の温度変化を示している。

従って、水冷媒熱交換器１２１では、ヒータコア５３から流出して熱媒体通路へ流入する熱媒体のヒータコア出口側熱媒体温度Ｔｗｏｕｔが、冷媒通路から流出する冷媒の水冷媒出口側冷媒温度Ｔｄｏｕｔに比較的近い値となる。さらに、ヒータコア出口側熱媒体温度Ｔｗｏｕｔが、水冷媒出口側冷媒温度Ｔｄｏｕｔよりも低い値になる。

そのため、ヒータコア出口側熱媒体温度Ｔｗｏｕｔを水冷媒出口側冷媒温度Ｔｄｏｕｔと仮定すれば、実際の値よりも大きな値となる過冷却度ＳＣ１、すなわち最悪交差側の過冷却度ＳＣＯ１を推定することができる。

そこで、本実施形態の過冷却度推定部では、吐出圧力Ｐｄ、熱媒体ポンプ５１から圧送される熱媒体流量ＬＱｆ、ヒータコア入口側熱媒体温度Ｔｗｉｎ、室内送風機３２の送風量Ａｉｒｆ、吸入温度Ｔｓを用いて、過冷却度ＳＣ１を推定する。送風量Ａｉｒｆは、第４実施形態と同様に、ヒータコア側風量Ａｉｒｆｈを決定するために用いられる。吸入温度Ｔｓは、第４実施形態と同様に、冷却空気温度Ｔａｅを決定するために用いられる。

そして、第４実施形態の数式Ｆ８と同様に、熱媒体流量ＬＱｆ、ヒータコア入口側熱媒体温度Ｔｗｉｎ、ヒータコア側風量Ａｉｒｆｈ、冷却空気温度Ｔａｅに基づいて、予め記憶されている制御マップを参照して、ヒータコア出口側熱媒体温度Ｔｗｏｕｔを決定する。さらに、ヒータコア出口側熱媒体温度Ｔｗｏｕｔおよび吐出圧力Ｐｄに基づいて、水冷媒熱交換器１２１から流出して暖房用膨張弁１３へ流入する冷媒の過冷却度ＳＣ１を推定する。

その他の冷凍サイクル装置１０ａの構成および作動は、第４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４実施形態と同様に、車室内の冷房および除湿暖房を実現することができる。さらに、本実施形態の冷凍サイクル装置１０ａにおいても、第４実施形態と同様の効果を得ることができる。

すなわち、本実施形態の冷凍サイクル装置１０においても、加熱部を形成する水冷媒熱交換器１２１の出口側冷媒の過冷却度ＳＣ１を適切に調整することができる。

なお、本実施形態の過冷却度推定部では、ヒータコア出口側熱媒体温度Ｔｗｏｕｔを水冷媒出口側冷媒温度Ｔｄｏｕｔとして用いた例を説明したが、これに限定されない。例えば、ヒータコア出口側熱媒体温度Ｔｗｏｕｔに対して予め定めた所定を加算した値を水冷媒出口側冷媒温度Ｔｄｏｕｔとしてもよい。

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

（１）本発明に係る冷凍サイクル装置の回路構成は、上述の実施形態に開示された冷凍サイクル装置１０、１０ａの構成に限定されない。

例えば、冷媒回路を切替可能に構成された冷凍サイクル装置であって、所定の運転モード時に、上述の実施形態と同様の冷媒回路が形成される冷凍サイクル装置であってもよい。そして、上述の実施形態と同様の冷媒回路へ切り替えられた際に、上述の実施形態と同様の制御を行うことで、上述の実施形態と同様の効果を得ることができる。

また、上述の実施形態では、室外熱交換器１４の冷媒出口に、レシーバ１５を接続した例を説明したが、これに限定されない。例えば、第３～第５実施形態で説明した過冷却度推定部を備える冷凍サイクル装置では、レシーバ１５を廃止して、室内蒸発器１７の冷媒出口から圧縮機１１の吸入口へ至る冷媒流路にアキュムレータを配置してもよい。

アキュムレータは、室内蒸発器１７から流出した冷媒の気液を分離して、分離された気相冷媒を圧縮機１１の吸入口側へ流出させるとともに、分離された液相冷媒をサイクルの余剰冷媒として蓄える低圧側の貯液部である。アキュムレータを備える冷凍サイクル装置では、除湿暖房モードの吹出温度制御時に、室外熱交換器１４を、冷媒を蒸発させる蒸発器として機能させてもよい。

（２）冷凍サイクル装置１０、１０ａの各構成機器は、上述の実施形態に開示された構成機器に限定されない。

例えば、圧縮機１１として、内燃機関（すなわち、エンジン）から伝達される回転駆動力によって駆動されるエンジン駆動式の圧縮機を採用してもよい。エンジン駆動式の圧縮機では、エンジン回転数、吐出容量、あるいは、稼働率等を考慮することによって、冷媒吐出流量Ｇｒを算定することができる。

また、上述の第３～第５実施形態では、吹出温度制御および圧縮機保護制御のために必須の検出部に対して、最小限の検出部を追加した例を説明したが、検出部の追加はこれに限定されない。例えば、圧縮機１１の冷媒吐出流量Ｇｒ（質量流量）を直接検出するための流量検出部としての流量センサを追加してもよい。

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

また、上述の実施形態では、熱媒体として、エチレングリコール水溶液を採用した例を説明したが、これに限定されない。例えば、ジメチルポリシロキサン、あるいはナノ流体等を含む溶液、不凍液、アルコール等を含む水系の液媒体、オイル等を含む液媒体を採用してもよい。

（３）冷凍サイクル装置１０、１０ａの制御態様は、上述の実施形態に開示された制御態様に限定されない。

例えば、第１～第３実施形態の目標過冷却度決定部が、送風空気に生じる温度分布を抑制可能な目標過冷却度ＳＣＯを決定するようになっていてもよい。具体的には、室内凝縮器１２あるいはヒータコア５３通過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が予め定めた基準温度差以下となる目標過冷却度ＳＣＯを決定すればよい。

（４）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。

例えば、第１、第２実施形態で説明した冷凍サイクル装置１０の加熱部として、第４実施形態で説明した水冷媒熱交換器１２１および熱媒体回路５０に配置された各種構成機器を採用してもよい。換言すると、第４実施形態で説明した冷凍サイクル装置１０ａに、第１実施形態で説明した過冷却度推定部、あるいは第２実施形態で説明した下限面積算定部を適用してもよい。

１１ 圧縮機
１２ 室内凝縮器（加熱部）
１２１ 水冷媒熱交換器（加熱部）
１３ 暖房用膨張弁（第１減圧部）
１４ 室外熱交換器（室外熱交換部）
１６ 冷房用膨張弁（第２減圧部）
１７ 室内蒸発器（室内蒸発部）
４０ｂ 第１減圧制御部
Ｓ１、Ｓ１１ 目標過冷却度決定部
Ｓ２ 過冷却度推定部
Ｓ１２ 下限面積算定部

Claims (9)

1. 冷媒を圧縮して吐出する圧縮機（１１）と、
   前記圧縮機から吐出された前記冷媒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加熱部（１２、１２１、５０）と、
   前記加熱部から流出した前記冷媒を減圧させる第１減圧部（１３）と、
   前記第１減圧部から流出した前記冷媒と外気とを熱交換させる室外熱交換部（１４）と、
   前記室外熱交換部から流出した前記冷媒を減圧させる第２減圧部（１６）と、
   前記第２減圧部にて減圧された前記冷媒を蒸発させて、前記加熱部にて加熱される前の前記送風空気を冷却する室内蒸発部（１７）と、
   前記第１減圧部へ流入する前記冷媒の目標過冷却度（ＳＣＯ）を決定する目標過冷却度決定部（Ｓ１）と、
   前記第１減圧部へ流入する前記冷媒の過冷却度（ＳＣ１）を推定する過冷却度推定部（Ｓ２）と、
   前記第１減圧部の作動を制御する第１減圧制御部（４０ｂ）と、を備え、
   前記第１減圧制御部は、前記加熱部にて前記送風空気を加熱する際に、前記過冷却度推定部によって推定された前記過冷却度（ＳＣ１）が、前記目標過冷却度（ＳＣＯ）以下となるように前記第１減圧部の作動を制御する冷凍サイクル装置。
2. 前記過冷却度推定部は、前記圧縮機の冷媒吐出流量（Ｇｒ）、前記第１減圧部の開度（Ａ）、前記圧縮機から吐出された前記冷媒の吐出圧力（Ｐｄ）、および外気温（Ｔａｍ）を用いて、前記過冷却度（ＳＣ１）を推定する請求項１に記載の冷凍サイクル装置。
3. さらに、前記送風空気を送風する送風部（３２）を備え、
   前記加熱部は、前記圧縮機から吐出された前記冷媒と前記送風空気とを熱交換させる室内凝縮器（１２）を有し、
   前記過冷却度推定部は、前記圧縮機の冷媒吐出流量（Ｇｒ）、前記圧縮機から吐出された前記冷媒の吐出温度（Ｔｄ）、前記圧縮機から吐出された前記冷媒の吐出圧力（Ｐｄ）、前記送風部の送風量（Ａｉｒｆ）、および前記室内蒸発部へ流入する前記送風空気の吸込空気温度（Ｔｅｉｎ）を用いて、前記過冷却度（ＳＣ１）を推定する請求項１に記載の冷凍サイクル装置。
4. さらに、前記送風空気を送風する送風部（３２）を備え、
   前記加熱部は、前記圧縮機から吐出された前記冷媒と熱媒体とを熱交換させる水冷媒熱交換器（１２１）、前記水冷媒熱交換器にて加熱された前記熱媒体と前記送風空気とを熱交換させるヒータコア（５３）、および前記水冷媒熱交換器（１２１）にて加熱された前記熱媒体を前記ヒータコアへ圧送する熱媒体圧送部（５１）を有し、
   前記過冷却度推定部は、前記圧縮機の冷媒吐出流量（Ｇｒ）、前記圧縮機から吐出された前記冷媒の吐出温度（Ｔｄ）、前記圧縮機から吐出された前記冷媒の吐出圧力（Ｐｄ）、前記熱媒体圧送部の熱媒体流量（ＬＱｆ）、前記ヒータコアへ流入する前記熱媒体のヒータコア入口側熱媒体温度（Ｔｗｉｎ）、前記送風部の送風量（Ａｉｒｆ）、前記圧縮機へ吸入される前記冷媒の吸入温度（Ｔｓ）を用いて、前記過冷却度（ＳＣ１）を推定する請求項１に記載の冷凍サイクル装置。
5. さらに、前記送風空気を送風する送風部（３２）を備え、
   前記加熱部は、前記圧縮機から吐出された前記冷媒と熱媒体とを熱交換させる水冷媒熱交換器（１２１）、前記水冷媒熱交換器にて加熱された前記熱媒体と前記送風空気とを熱交換させるヒータコア（５３）、および前記水冷媒熱交換器（１２１）にて加熱された前記熱媒体を前記ヒータコアへ圧送する熱媒体圧送部（５１）を有し、
   前記水冷媒熱交換器は、冷媒通路を流通する前記冷媒の流れ方向と熱媒体通路を流通する前記熱媒体の流れ方向が逆方向となる対向流型の熱交換器であり、
   前記過冷却度推定部は、前記圧縮機から吐出された前記冷媒の吐出圧力（Ｐｄ）、前記熱媒体圧送部の熱媒体流量（ＬＱｆ）、前記ヒータコアへ流入する前記熱媒体のヒータコア入口側熱媒体温度（Ｔｗｉｎ）、前記送風部の送風量（Ａｉｒｆ）、前記圧縮機へ吸入される前記冷媒の吸入温度（Ｔｓ）を用いて、前記過冷却度（ＳＣ１）を推定する請求項１に記載の冷凍サイクル装置。
6. 冷媒を圧縮して吐出する圧縮機（１１）と、
   前記圧縮機から吐出された前記冷媒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加熱部（１２、１２１、５０）と、
   前記加熱部から流出した前記冷媒を減圧させる第１減圧部（１３）と、
   前記第１減圧部から流出した前記冷媒と外気とを熱交換させる室外熱交換部（１４）と、
   前記室外熱交換部から流出した前記冷媒を減圧させる第２減圧部（１６）と、
   前記第２減圧部にて減圧された前記冷媒を蒸発させて、前記加熱部にて加熱される前の前記送風空気を冷却する室内蒸発部（１７）と、
   前記第１減圧部へ流入する前記冷媒の目標過冷却度（ＳＣＯ）を決定する目標過冷却度決定部（Ｓ１１）と、
   前記第１減圧部へ流入する前記冷媒の過冷却度（ＳＣ１）が前記目標過冷却度（ＳＣＯ）となる前記第１減圧部の下限絞り通路面積（Ａｍｉｎ）を算定する下限面積算定部（Ｓ１２）と、
   前記第１減圧部の作動を制御する第１減圧制御部（４０ｂ）と、を備え、
   前記第１減圧制御部は、前記加熱部にて前記送風空気を加熱する際に、前記第１減圧部の絞り通路面積（Ａ）が、前記下限絞り通路面積（Ａｍｉｎ）以上となるように前記第１減圧部の作動を制御する冷凍サイクル装置。
7. 前記下限面積算定部は、前記目標過冷却度（ＳＣＯ）、前記圧縮機の冷媒吐出流量（Ｇｒ）、前記第１減圧部へ流入する冷媒の入口側圧力（Ｐ１）、および前記第１減圧部から流出した冷媒の出口側圧力（Ｐ２）を用いて、前記下限絞り通路面積（Ａｍｉｎ）を算定する請求項６に記載の冷凍サイクル装置。
8. 前記下限面積算定部は、前記入口側圧力として、前記圧縮機から吐出された前記冷媒の吐出圧力（Ｐｄ）を用いる請求項７に記載の冷凍サイクル装置。
9. 前記下限面積算定部は、外気温（Ｔａｍ）を用いて決定された前記出口側圧力を用いる請求項７または８に記載の冷凍サイクル装置。

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