JP7472744B2 - 冷凍サイクル装置 - Google Patents

Description

本発明は、ヒートポンプサイクルによる暖房を行うことのできる冷凍サイクル装置に関する。

従来、特許文献１には、ヒートポンプサイクルによる暖房を行う車両用空調装置が記載されている。この従来技術では、ヒートポンプサイクルによる暖房運転時の暖房用熱交換器目標温度が目標吹出温度になるよう、コンプレッサを制御すると共に、目標吹出温度が制限値より高い時は、暖房用熱交換器目標温度を、目標吹出温度より低くなるよう設定して、コンプレッサ制御する。

これにより、ユーザーの誤操作などにより目標吹出温度が高くなりすぎているときに省電力運転が行われる。

特開２０１１－０１２９３９号公報

上記従来技術では、サイクルの低圧圧力が変化するとサイクル効率が変化するが、サイクルの低圧圧力に応じた制御の仕方について何ら言及されていないので、サイクル効率の向上に限界がある。

本発明は、上記点に鑑みて、暖房効率を極力最大化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、
冷媒を吸入して圧縮し吐出する圧縮機（１１）と、
圧縮機から吐出された冷媒を空調対象空間に送風される空気に放熱させる放熱部（１２、４０、４２、２７）と、
放熱部で放熱された冷媒を減圧させる減圧部（１４ａ、１４ｃ）と、
減圧部で減圧された冷媒に吸熱させて冷媒を蒸発させる蒸発部（１６）と、
空気または空調対象空間内の人体を、冷媒とは異なる熱源を利用して加熱する加熱部（４３）と、
圧縮機を制御する制御部（６０）とを備え、
圧縮機の単位時間当たりの消費エネルギーに対する放熱部での放熱能力の変化の割合である第１変化割合と、加熱部の単位時間当たりの消費エネルギーに対する加熱部での加熱能力の変化の割合である第２変化割合とを同一の単位時間当たりの消費エネルギーで比較したとき、第１変化割合は、単位時間当たりの消費エネルギーが上限値（Ｐｅ＿ｌｉｍｉｔ）を下回っているとき第２変化割合を上回り、単位時間当たりの消費エネルギーが上限値を上回っているとき第２変化割合を下回るという特性を有しており、
制御部は、圧縮機の単位時間当たりの消費エネルギーが上限値以下となって放熱部の放熱効率が加熱部での加熱効率以上になるように圧縮機を制御する。

これによると、放熱部の放熱効率を加熱部での加熱効率以上にできるので、暖房効率を極力最大化できる。

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ものである。

第１実施形態における冷凍サイクル装置の全体構成を示す図であり、冷房モードの作動状態を示している。 第１実施形態における冷凍サイクル装置の電気制御部を示すブロック図である。 第１実施形態における圧縮機の上限消費電力を説明するグラフである。 第１実施形態における上限流量を算出するための特性図である。 第１実施形態において吸入冷媒密度を算出するために用いられる特性図である。 第１実施形態における冷凍サイクル装置の全体構成を示す図であり、暖房モードの作動状態を示している。 第１実施形態において廃熱回収量を算出するために用いられる特性図である。 第１実施形態における冷凍サイクル装置の全体構成を示す図であり、廃熱回収暖房モードの作動状態を示している。 第１実施形態の冷凍サイクル装置の暖房モード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実施形態において上限温度を算出するために用いられる特性図である。 第２実施形態において吐出冷媒温度と吐出冷媒流量との関係を示すグラフである。 第３実施形態において上限電力を算出するために用いられる特性図である。 第３実施形態において圧縮機の消費電力と吐出冷媒流量との関係を示すグラフである。 第４実施形態における冷凍サイクル装置の全体構成を示す図である。 第５実施形態における冷凍サイクル装置の全体構成を示す図である。

（第１実施形態）
図１～図９を用いて、第１実施形態を説明する。冷凍サイクル装置１０は、電動モータから走行用の駆動力を得る電気自動車に搭載された車両用空調装置１に適用されている。車両用空調装置１は、バッテリ温度調整機能付きの空調装置である。車両用空調装置１は、空調対象空間である車室内の空調を行うとともに、バッテリ８０の温度を調整する。

バッテリ８０は、電動モータ等の車載機器へ供給される電力を蓄える二次電池である。本実施形態のバッテリ８０は、リチウムイオン電池である。バッテリ８０は、複数の電池セルを積層配置し、これらの電池セルを電気的に直列あるいは並列に接続することによって形成された、いわゆる組電池である。バッテリ８０は、作動に伴って廃熱を発生する廃熱発生機器である。

この種のバッテリは、低温になると出力が低下しやすく、高温になると劣化が進行しやすい。このため、バッテリの温度は、バッテリの充放電容量を充分に活用することができる適切な温度範囲内（本実施形態では、１５℃以上、かつ、５５℃以下）に維持されている必要がある。

そこで、車両用空調装置１では、冷凍サイクル装置１０によって生成された冷熱によってバッテリ８０を冷却することができるようになっている。本実施形態の冷凍サイクル装置１０における冷却対象物は、空気およびバッテリ８０である。

車両用空調装置１は、図１の全体構成図に示すように、冷凍サイクル装置１０、室内空調ユニット３０、高温側熱媒体回路４０、低温側熱媒体回路５０等を備えている。

冷凍サイクル装置１０は、車室内の空調を行うために、車室内へ送風される空気を冷却し、高温側熱媒体回路４０を循環する高温側熱媒体を加熱する。冷凍サイクル装置１０は、バッテリ８０を冷却するために、低温側熱媒体回路５０を循環する低温側熱媒体を冷却する。

冷凍サイクル装置１０は、車室内の空調を行うために、様々な運転モード用の冷媒回路を切替可能である。例えば、冷房モードの冷媒回路、暖房モードの冷媒回路等を切替可能である。冷凍サイクル装置１０は、空調用の各運転モードにおいて、バッテリ８０を冷却する運転モードとバッテリ８０の冷却を行わない運転モードとを切替可能である。

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）を採用しており、圧縮機１１から吐出された吐出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。

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。圧縮機１１は、車室の前方に区画された駆動装置室内に配置されている。駆動装置室には、車両走行用の電動モータ等が収容されている。

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、図２に示す制御装置６０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。

図１に示すように、圧縮機１１の吐出口には、冷媒熱媒体熱交換器１２の冷媒通路の入口側が接続されている。冷媒熱媒体熱交換器１２は、圧縮機１１から吐出された高圧冷媒を流通させる冷媒通路と、高温側熱媒体回路４０を循環する高温側熱媒体を流通させる熱媒体通路とを有している。冷媒熱媒体熱交換器１２は、冷媒通路を流通する高圧冷媒と、熱媒体通路を流通する高温側熱媒体とを熱交換させて、高温側熱媒体を加熱する加熱用の熱交換器である。

冷媒熱媒体熱交換器１２の冷媒通路の出口には、互いに連通する３つの流入出口を有する第１三方継手１３ａ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。

冷凍サイクル装置１０は、第２～第８三方継手１３ｂ～１３ｈを備えている。これらの第２～第８三方継手１３ｂ～１３ｈの基本的構成は、第１三方継手１３ａと同様である。

第１三方継手１３ａの一方の流出口には、バイパス通路２２ａを介して、第２三方継手１３ｂの一方の流入口側が接続されている。バイパス通路２２ａには、除湿用開閉弁１５ａおよび第１固定絞り２６ａが配置されている。

除湿用開閉弁１５ａは、バイパス通路２２ａを開閉する電磁弁である。冷凍サイクル装置１０は、暖房用開閉弁１５ｂおよび冷房用開閉弁１５ｄを備えている。暖房用開閉弁１５ｂおよび冷房用開閉弁１５ｄの基本的構成は、除湿用開閉弁１５ａと同様である。

除湿用開閉弁１５ａ、暖房用開閉弁１５ｂおよび冷房用開閉弁１５ｄは、冷媒通路を開閉することで、各運転モードの冷媒回路を切り替えることができる。除湿用開閉弁１５ａ、暖房用開閉弁１５ｂおよび冷房用開閉弁１５ｄは、サイクルの冷媒回路を切り替える冷媒回路切替部である。除湿用開閉弁１５ａ、暖房用開閉弁１５ｂおよび冷房用開閉弁１５ｄは、制御装置６０から出力される制御電圧によって制御される。

第１固定絞り２６ａは、冷媒を減圧させる減圧部であり、具体的には、オリフィスやキャピラリーチューブ等である。

第１三方継手１３ａの他方の流出口には、冷房用開閉弁１５ｄを介して、第７三方継手１３ｇの一方の流入口側が接続されている。第７三方継手１３ｇの流出口には、暖房用膨張弁１４ａの入口側が接続されている。

暖房用膨張弁１４ａは、少なくとも車室内の暖房を行う運転モード時に、冷媒熱媒体熱交換器１２の冷媒通路から流出した高圧冷媒を減圧させるとともに、下流側へ流出させる冷媒の流量（質量流量）を調整する暖房用減圧部である。暖房用膨張弁１４ａ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（換言すれば電気的機構）とを有して構成される電気式の可変絞り機構（換言すれば、電気式膨張弁）である。

冷凍サイクル装置１０は、冷房用膨張弁１４ｂおよび冷却用膨張弁１４ｃを備えている。冷房用膨張弁１４ｂおよび冷却用膨張弁１４ｃの基本的構成は、暖房用膨張弁１４ａと同様である。

暖房用膨張弁１４ａ、冷房用膨張弁１４ｂおよび冷却用膨張弁１４ｃ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。

この全開機能および全閉機能によって、暖房用膨張弁１４ａ、冷房用膨張弁１４ｂおよび冷却用膨張弁１４ｃは、各運転モードの冷媒回路を切り替えることができる。暖房用膨張弁１４ａ、冷房用膨張弁１４ｂおよび冷却用膨張弁１４ｃは、冷媒回路切替部として機能する。暖房用膨張弁１４ａ、冷房用膨張弁１４ｂおよび冷却用膨張弁１４ｃは、制御装置６０から出力される制御信号（制御パルス）によって制御される。

暖房用膨張弁１４ａの出口には、室外熱交換器１６の冷媒入口側が接続されている。室外熱交換器１６は、暖房用膨張弁１４ａから流出した冷媒と図示しない冷却ファンにより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１６は、駆動装置室内の前方側に配置されている。このため、車両走行時には、室外熱交換器１６に走行風を当てることができる。

室外熱交換器１６の冷媒出口には、第３三方継手１３ｃの流入口側が接続されている。第３三方継手１３ｃの一方の流出口には、暖房用通路２２ｂを介して、第４三方継手１３ｄの一方の流入口側が接続されている。暖房用通路２２ｂには、この冷媒通路を開閉する暖房用開閉弁１５ｂが配置されている。

暖房用通路２２ｂにおいて、暖房用開閉弁１５ｂと第４三方継手１３ｄとの間には、第１逆止弁１７ａが配置されている。第１逆止弁１７ａは、暖房用開閉弁１５ｂ側から第４三方継手１３ｄ側へ冷媒が流れることを許容し、第４三方継手１３ｄ側から暖房用開閉弁１５ｂ側へ冷媒が流れることを禁止する。

第３三方継手１３ｃの他方の流出口には、第２三方継手１３ｂの他方の流入口側が接続されている。第３三方継手１３ｃの他方の流出口側と第２三方継手１３ｂの他方の流入口側とを接続する冷媒通路には、第２逆止弁１７ｂが配置されている。第２逆止弁１７ｂは、第３三方継手１３ｃ側から第２三方継手１３ｂ側へ冷媒が流れることを許容し、第２三方継手１３ｂ側から第３三方継手１３ｃ側へ冷媒が流れることを禁止する。

第３三方継手１３ｃの他方の流出口側と第２三方継手１３ｂの他方の流入口側とを接続する冷媒通路において、第２逆止弁１７ｂと第２三方継手１３ｂの他方の流入口との間には、第２固定絞り２６ｂが配置されている。第２固定絞り２６ｂは、冷媒を減圧させる減圧部であり、具体的には、オリフィスやキャピラリーチューブ等である。

第２三方継手１３ｂの流出口には、レシーバ２５の入口側が接続されている。レシーバ２５は、気液分離機能を有する貯液部である。レシーバ２５は、冷媒熱媒体熱交換器１２または室外熱交換器１６（すなわち、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。レシーバ２５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内の余剰冷媒として貯える。

レシーバ２５の冷媒出口には、第８三方継手１３ｈの流入口側が接続されている。第６三方継手１３ｆの一方の流出口には、出口側通路２２ｄを介して第７三方継手１３ｇの他方の流入口側が接続されている。出口側通路２２ｄには、第３逆止弁１７ｃが配置されている。第３逆止弁１７ｃは、第８三方継手１３ｈ側から第７三方継手１３ｇ側へ冷媒が流れることを許容し、第７三方継手１３ｇ側から第８三方継手１３ｈ側へ冷媒が流れることを禁止する。

第８三方継手１３ｈの他方の流出口には、第５三方継手１３ｅの流入口側が接続されている。第５三方継手１３ｅの一方の流出口には、冷房用膨張弁１４ｂの入口側が接続されている。第５三方継手１３ｅの他方の流出口には、冷却用膨張弁１４ｃの入口側が接続されている。

冷房用膨張弁１４ｂは、少なくとも車室内の冷房を行う運転モード時に、室外熱交換器１６から流出した冷媒を減圧させるとともに、下流側へ流出させる冷媒の流量を調整する空調用減圧部である。冷房用膨張弁１４ｂは第１減圧部である。

冷房用膨張弁１４ｂの出口には、室内蒸発器１８の冷媒入口側が接続されている。室内蒸発器１８は、室内空調ユニット３０の空調ケース３１内に配置されている。室内蒸発器１８は、冷房用膨張弁１４ｂにて減圧された低圧冷媒と送風機３２から送風された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空気を冷却する空調用蒸発部である。室内蒸発器１８は第１蒸発部である。室内蒸発器１８の冷媒出口には、蒸発圧力調整弁２０の入口側が接続されている。

蒸発圧力調整弁２０は、室内蒸発器１８の着霜を抑制するために、室内蒸発器１８における冷媒蒸発圧力を、予め定めた基準圧力以上に維持する。蒸発圧力調整弁２０は、室内蒸発器１８の出口側冷媒の圧力の上昇に伴って、弁開度を増加させる機械式の可変絞り機構である。これにより、蒸発圧力調整弁２０は、室内蒸発器１８における冷媒蒸発温度を、室内蒸発器１８の着霜を抑制可能な着霜抑制温度（本実施形態では、１℃）以上に維持している。蒸発圧力調整弁２０の出口には、第６三方継手１３ｆの一方の流入口側が接続されている。

冷却用膨張弁１４ｃは、少なくともバッテリ８０の冷却を行う運転モード時に、室外熱交換器１６から流出した冷媒を減圧させるとともに、下流側へ流出させる冷媒の流量を調整する電池用減圧部である。

冷却用膨張弁１４ｃの出口には、チラー１９の冷媒通路の入口側が接続されている。チラー１９は、冷却用膨張弁１４ｃにて減圧された低圧冷媒を流通させる冷媒通路と、低温側熱媒体回路５０を循環する低温側熱媒体を流通させる熱媒体通路とを有している。チラー１９は、冷媒通路を流通する低圧冷媒と、熱媒体通路を流通する低温側熱媒体とを熱交換させて、低圧冷媒を蒸発させて吸熱作用を発揮させる第２蒸発部である。

チラー１９の冷媒通路の出口には、第６三方継手１３ｆの他方の流入口側が接続されている。第６三方継手１３ｆの流出口には、第４三方継手１３ｄの他方の流入口側が接続されている。第４三方継手１３ｄの流出口には、圧縮機１１の吸入口側が接続されている。

室内蒸発器１８およびチラー１９は、冷媒流れに対して互いに並列的に接続されている。バイパス通路２２ａは、冷媒熱媒体熱交換器１２の冷媒通路から流出した冷媒を、レシーバ２５の上流側へ導いている。暖房用通路２２ｂは、室外熱交換器１６から流出した冷媒を、圧縮機１１の吸入口側へ導いている。

高温側熱媒体回路４０は、高温側熱媒体を循環させる熱媒体循環回路である。高温側熱媒体としては、エチレングリコール、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、不凍液等を採用することができる。高温側熱媒体回路４０には、冷媒熱媒体熱交換器１２の熱媒体通路、高温側熱媒体ポンプ４１、ヒータコア４２等が配置されている。

高温側熱媒体ポンプ４１は、高温側熱媒体を冷媒熱媒体熱交換器１２の熱媒体通路の入口側へ圧送する水ポンプである。高温側熱媒体ポンプ４１は、制御装置６０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）が制御される電動ポンプである。

冷媒熱媒体熱交換器１２の熱媒体通路の出口には、ヒータコア４２の熱媒体入口側が接続されている。ヒータコア４２は、冷媒熱媒体熱交換器１２にて加熱された高温側熱媒体と室内蒸発器１８を通過した空気とを熱交換させて、空気を加熱する熱交換器である。ヒータコア４２は、室内空調ユニット３０の空調ケース３１内に配置されている。ヒータコア４２の熱媒体出口には、高温側熱媒体ポンプ４１の吸入口側が接続されている。

従って、高温側熱媒体回路４０では、高温側熱媒体ポンプ４１が、ヒータコア４２へ流入する高温側熱媒体の流量を調整することによって、ヒータコア４２における高温側熱媒体の空気への放熱量（すなわち、ヒータコア４２における空気の加熱量）を調整することができる。

冷媒熱媒体熱交換器１２および高温側熱媒体回路４０の各構成機器は、圧縮機１１から吐出された冷媒を熱源として、空気に放熱する放熱部である。

低温側熱媒体回路５０は、低温側熱媒体を循環させる熱媒体循環回路である。低温側熱媒体としては、高温側熱媒体と同様の流体を採用することができる。低温側熱媒体回路５０には、チラー１９の熱媒体通路、低温側熱媒体ポンプ５１、冷却用熱交換部５２等が配置されている。

低温側熱媒体ポンプ５１は、低温側熱媒体をチラー１９の熱媒体通路の入口側へ圧送する水ポンプである。低温側熱媒体ポンプ５１の基本的構成は、高温側熱媒体ポンプ４１と同様である。

チラー１９の熱媒体通路の出口には、冷却用熱交換部５２の入口側が接続されている。冷却用熱交換部５２は、バッテリ８０の複数の電池セルに接触するように配置された金属製の複数の熱媒体流路を有している。冷却用熱交換部５２は、熱媒体流路を流通する低温側熱媒体と電池セルとを熱交換させることによって、バッテリ８０を冷却する熱交換部である。

冷却用熱交換部５２は、積層配置された電池セル同士の間に熱媒体流路を配置することによって形成されている。冷却用熱交換部５２は、バッテリ８０に一体的に形成されていてもよい。例えば、積層配置された電池セルを収容する専用ケースに熱媒体流路を設けることによって、バッテリ８０に一体的に形成されていてもよい。冷却用熱交換部５２の出口には、低温側熱媒体ポンプ５１の吸入口側が接続されている。

低温側熱媒体回路５０では、低温側熱媒体ポンプ５１が、冷却用熱交換部５２へ流入する低温側熱媒体の流量を調整することによって、冷却用熱交換部５２における低温側熱媒体がバッテリ８０から奪う吸熱量を調整することができる。チラー１９および低温側熱媒体回路５０の各構成機器は、冷却用膨張弁１４ｃから流出した冷媒を蒸発させて、バッテリ８０を冷却する電池冷却部である。

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空気を車室内へ吹き出すためのものである。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、その外殻を形成する空調ケース３１内に形成された空気通路内に送風機３２、室内蒸発器１８、ヒータコア４２等を収容したものである。空調ケース３１は、車室内に送風される空気の空気通路を形成している。空調ケース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）にて成形されている。

空調ケース３１の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、空調ケース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は、空調ケース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。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る。内外気切替ドア用の電動アクチュエータは、制御装置６０から出力される制御信号によって制御される。

内外気切替装置３３の空気流れ下流側には、送風機３２が配置されている。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、制御装置６０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。

送風機３２の空気流れ下流側には、室内蒸発器１８、ヒータコア４２および電気ヒータ４３が、空気流れに対して、この順に配置されている。室内蒸発器１８は、ヒータコア４２よりも、空気流れ上流側に配置されている。ヒータコア４２は、電気ヒータ４３よりも、空気流れ上流側に配置されている。

電気ヒータ４３は、空気を補助的に加熱する補助加熱部である。電気ヒータ４３は、例えば、ＰＴＣ素子（即ち、正特性サーミスタ）を有するＰＴＣヒータである。電気ヒータ４３は、制御装置６０から出力される制御電圧によって、空気を加熱するための熱量を任意に調整することができる。電気ヒータ４３は、空気を、冷媒とは異なる熱源を利用して加熱する加熱部である。

空調ケース３１内には、室内蒸発器１８通過後の空気を、ヒータコア４２および電気ヒータ４３を迂回して流す冷風バイパス通路３５が設けられている。空調ケース３１内の室内蒸発器１８の空気流れ下流側、かつヒータコア４２の空気流れ上流側には、エアミックスドア３４が配置されている。

エアミックスドア３４は、室内蒸発器１８通過後の空気のうち、ヒータコア４２および電気ヒータ４３側を通過する空気の風量と冷風バイパス通路３５を通過させる空気の風量との風量割合を調整する風量割合調整部である。エアミックスドア３４は、エアミックスドア用の電動アクチュエータによって駆動される。この電動アクチュエータは、制御装置６０から出力される制御信号によって制御される。

空調ケース３１内のヒータコア４２、電気ヒータ４３および冷風バイパス通路３５の空気流れ下流側には、混合空間が配置されている。混合空間は、ヒータコア４２および電気ヒータ４３にて加熱された空気と冷風バイパス通路３５を通過して加熱されていない空気とを混合させる空間である。

空調ケース３１の空気流れ下流部には、混合空間にて混合された空気（すなわち、空調風）を、空調対象空間である車室内へ吹き出すための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。

エアミックスドア３４が、ヒータコア４２および電気ヒータ４３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空気（空調風）の温度が調整される。

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空気流れ上流側には、それぞれ、フェイスドア、フットドア、およびデフロスタドア（いずれも図示せず）が配置されている。フェイスドアは、フェイス開口穴の開口面積を調整するものである。フットドアは、フット開口穴の開口面積を調整するものである。デフロスタドアは、デフロスタ開口穴の開口面積を調整するものである。

これらのフェイスドア、フットドア、デフロスタドアは、吹出口モードを切り替える吹出口モード切替装置を構成するものである。これらのドアは、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も、制御装置６０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と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と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。

乗員が、図２に示す操作パネル７０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、デフロスタモードに切り替えることもできる。デフロスタモードは、デフロスタ吹出口を全開としてデフロスタ吹出口からフロント窓ガラス内面に空気を吹き出す吹出口モードである。

次に、本実施形態の電気制御部の概要について説明する。制御装置６０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、１４ａ～１４ｃ、１５ａ、１５ｂ、１５ｄ、３２、４１、５１等の作動を制御する。

制御装置６０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６１、外気温センサ６２、日射センサ６３、第１～第５冷媒温度センサ６４ａ～６４ｅ、蒸発器温度センサ６４ｆ、第１～第３冷媒圧力センサ６５ａ～６５ｃ、高温側熱媒体温度センサ６６ａ、低温側熱媒体温度センサ６７ａ、空調風温度センサ６８、バッテリ温度センサ６９等が接続されている。そして、制御装置６０には、これらのセンサ群の検出信号が入力される。

内気温センサ６１は、内気温Ｔｒ（すなわち車室内温度）を検出する内気温検出部である。外気温センサ６２は、外気温Ｔａｍ（すなわち車室外温度）を検出する外気温検出部である。日射センサ６３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。

第１冷媒温度センサ６４ａは、圧縮機１１から吐出された冷媒の温度Ｔ１を検出する吐出冷媒温度検出部である。第２冷媒温度センサ６４ｂは、冷媒熱媒体熱交換器１２の冷媒通路から流出した冷媒の温度Ｔ２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６４ｃは、室外熱交換器１６から流出した冷媒の温度Ｔ３を検出する第３冷媒温度検出部である。

第４冷媒温度センサ６４ｄは、室内蒸発器１８から流出した冷媒の温度Ｔ４を検出する第４冷媒温度検出部である。第５冷媒温度センサ６４ｅは、チラー１９の冷媒通路から流出した冷媒の温度Ｔ５を検出する第５冷媒温度検出部である。

蒸発器温度センサ６４ｆは、室内蒸発器１８における冷媒蒸発温度である蒸発器温度Ｔｅｆｉｎを検出する蒸発器温度検出部である。本実施形態の蒸発器温度センサ６４ｆは、室内蒸発器１８の熱交換フィン温度を検出している。

第１冷媒圧力センサ６５ａは、冷媒熱媒体熱交換器１２の冷媒通路から流出した冷媒の圧力Ｐ１を検出する第１冷媒圧力検出部である。第２冷媒圧力センサ６５ｂは、チラー１９の冷媒通路から流出した冷媒の圧力Ｐ２を検出する第２冷媒圧力検出部である。第３冷媒圧力センサ６５ｃは、暖房用通路２２ｂの冷媒の圧力Ｐ３を検出する第３冷媒圧力検出部である。

高温側熱媒体温度センサ６６ａは、冷媒熱媒体熱交換器１２の熱媒体通路から流出した高温側熱媒体の温度である高温側熱媒体温度ＴＷＨを検出する高温側熱媒体温度検出部である。低温側熱媒体温度センサ６７ａは、チラー１９の熱媒体通路における低温側熱媒体の温度である低温側熱媒体温度ＴＷＬを検出する低温側熱媒体温度検出部である。

空調風温度センサ６８は、混合空間から車室内へ送風される空気温度ＴＡＶを検出する空調風温度検出部である。

バッテリ温度センサ６９は、バッテリ温度ＴＢ（すなわち、バッテリ８０の温度）を検出するバッテリ温度検出部である。本実施形態のバッテリ温度センサ６９は、複数の温度センサを有し、バッテリ８０の複数の箇所の温度を検出している。このため、制御装置６０では、バッテリ８０の各部の温度差を検出することもできる。バッテリ温度ＴＢとしては、複数の温度センサの検出値の平均値を採用している。

図２に示すように、制御装置６０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７０が接続され、この操作パネル７０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７０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、室内蒸発器１８で空気の冷却を行うことを要求する前席側エアコンスイッチ、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。

本実施形態の制御装置６０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。制御装置６０のうち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）は、それぞれの制御対象機器の作動を制御する制御部である。

例えば、制御装置６０のうち、圧縮機１１の冷媒吐出能力（具体的には、圧縮機１１の回転数）を制御する構成は、圧縮機制御部６０ａである。また、暖房用膨張弁１４ａ、冷房用膨張弁１４ｂおよび冷却用膨張弁１４ｃの作動を制御する構成は、膨張弁制御部６０ｂである。除湿用開閉弁１５ａ、暖房用開閉弁１５ｂおよび冷房用開閉弁１５ｄの作動を制御する構成は、冷媒回路切替制御部６０ｃである。

高温側熱媒体ポンプ４１の高温側熱媒体の圧送能力を制御する構成は、高温側熱媒体ポンプ制御部６０ｄである。低温側熱媒体ポンプ５１の低温側熱媒体の圧送能力を制御する構成は、低温側熱媒体ポンプ制御部６０ｅ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は、車室内の空調を行うとともに、バッテリ８０の温度を調整する。冷凍サイクル装置１０では、冷媒回路を切り替えて、複数の運転モードでの運転を行うことができる。複数の運転モードとしては、例えば以下の３種類の運転モードがある。

（１）冷房モード：冷房モードは、バッテリ８０の冷却を行うことなく、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。

（２）暖房モード：暖房モードは、バッテリ８０の冷却を行うことなく、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。

（３）廃熱回収暖房モード：廃熱回収暖房モードは、バッテリ８０の廃熱を回収しながら、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。

冷房モードと暖房モードの切り替えは、操作パネル７０に設けられた各種操作スイッチが乗員による操作されることによって行われる。冷房モードと暖房モードの切り替えは、制御プログラムが実行されることによっても行われる。暖房モードと廃熱回収暖房モードの切り替えは、制御プログラムが実行されることによって行われる。

例えば、目標吹出温度ＴＡＯが、予め定められた冷房基準温度を下回っていると判定された場合、冷房モードが選択される。

目標吹出温度ＴＡＯは、車室内空間へ送風される空気の目標温度である。具体的には、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）
この数式において、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は内気温センサ６１によって検出された車室内温度である。Ｔａｍは外気温センサ６２によって検出された車室外温度である。Ａｓは日射センサ６３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。

例えば、目標吹出温度ＴＡＯが、予め定められた暖房基準温度を上回っており且つバッテリ８０の冷却が必要でないと判定された場合、暖房モードが選択される。例えば、目標吹出温度ＴＡＯが、予め定められた暖房基準温度を上回っており且つバッテリ８０の冷却が必要であると判定された場合、廃熱回収暖房モードが選択される。

制御装置６０は、上述した冷凍サイクル装置１０の運転モードによらず、予め定めた各運転モード毎の基準圧送能力を発揮するように、高温側熱媒体ポンプ４１の作動を制御する。

従って、高温側熱媒体回路４０では、冷媒熱媒体熱交換器１２の熱媒体通路にて、高温側熱媒体が加熱されると、加熱された高温側熱媒体がヒータコア４２へ圧送される。ヒータコア４２へ流入した高温側熱媒体は、空気と熱交換する。これにより、空気が加熱される。ヒータコア４２から流出した高温側熱媒体は、高温側熱媒体ポンプ４１に吸入されて、冷媒熱媒体熱交換器１２へ圧送される。

制御装置６０は、上述した冷凍サイクル装置１０の運転モードによらず、予め定めた各運転モード毎の基準圧送能力を発揮するように、低温側熱媒体ポンプ５１の作動を制御する。

従って、低温側熱媒体回路５０では、チラー１９の熱媒体通路にて、低温側熱媒体が冷却されると、冷却された低温側熱媒体が冷却用熱交換部５２へ圧送される。冷却用熱交換部５２へ流入した低温側熱媒体は、バッテリ８０から吸熱する。これにより、バッテリ８０が冷却される。冷却用熱交換部５２から流出した低温側熱媒体は、低温側熱媒体ポンプ５１に吸入されて、チラー１９へ圧送される。

以下に、各運転モードにおける車両用空調装置１の作動について説明する。各運転モードでは、制御装置６０が、各運転モードの制御フローを実行する。

（１）冷房モード
冷房モードの制御フローでは、最初のステップで目標蒸発器温度ＴＥＯを決定する。目標蒸発器温度ＴＥＯは、目標吹出温度ＴＡＯに基づいて、制御装置６０に記憶された制御マップを参照して決定される。本実施形態の制御マップでは、目標吹出温度ＴＡＯの上昇に伴って、目標蒸発器温度ＴＥＯが上昇するように決定される。

次のステップでは、圧縮機１１の回転数の増減量ΔＩＶＯを決定する。増減量ΔＩＶＯは、目標蒸発器温度ＴＥＯと蒸発器温度センサ６４ｆによって検出された蒸発器温度Ｔｅｆｉｎとの偏差に基づいて、フィードバック制御手法により、蒸発器温度Ｔｅｆｉｎが目標蒸発器温度ＴＥＯに近づくように決定される。

次のステップでは、室内蒸発器１８の出口側冷媒の目標過熱度ＳＨＥＯを決定する。目標過熱度ＳＨＥＯとしては、予め定めた定数（本実施形態では、５℃）を採用することができる。

次のステップでは、冷房用膨張弁１４ｂの絞り開度の増減量ΔＥＶＣを決定する。増減量ΔＥＶＣは、目標過熱度ＳＨＥＯと室内蒸発器１８の出口側冷媒の過熱度ＳＨＥとの偏差に基づいて、フィードバック制御手法により、室内蒸発器１８の出口側冷媒の過熱度ＳＨＥが目標過熱度ＳＨＥＯに近づくように決定される。

室内蒸発器１８の出口側冷媒の過熱度ＳＨＥは、第４冷媒温度センサ６４ｄによって検出された温度Ｔ４および蒸発器温度Ｔｅｆｉｎに基づいて算出される。

次のステップでは、以下数式Ｆ２を用いて、エアミックスドア３４の開度ＳＷを算定する。
ＳＷ＝｛ＴＡＯ－（Ｔｅｆｉｎ＋Ｃ２）｝／｛ＴＷＨ－（Ｔｅｆｉｎ＋Ｃ２）｝…（Ｆ２）
この数式において、ＴＷＨは、高温側熱媒体温度センサ６６ａによって検出された高温側熱媒体温度である。Ｃ２は制御用の定数である。

次のステップでは、冷凍サイクル装置１０を冷房モードの冷媒回路に切り替えるために、除湿用開閉弁１５ａおよび暖房用開閉弁１５ｂを閉じ、冷房用開閉弁１５ｄを開き、暖房用膨張弁１４ａを全開状態とし、冷房用膨張弁１４ｂを絞り状態とする。さらに、上述のステップで決定された制御状態が得られるように、各制御対象機器に対して制御信号あるいは制御電圧を出力して、最初のステップへ戻る。

従って、冷房モードの冷凍サイクル装置１０では、図１の太実線に示すように、圧縮機１１から吐出された冷媒が、冷媒熱媒体熱交換器１２、暖房用膨張弁１４ａ、室外熱交換器１６、第２固定絞り２６ｂ、レシーバ２５、冷房用膨張弁１４ｂ、室内蒸発器１８、圧縮機１１の吸入口の順に循環する。

つまり、冷房モードの冷凍サイクル装置１０では、冷媒熱媒体熱交換器１２および室外熱交換器１６が圧縮機１１から吐出された冷媒を放熱させる放熱部として機能し、冷房用膨張弁１４ｂが冷媒を減圧させる減圧部として機能し、室内蒸発器１８が蒸発器として機能する蒸気圧縮式の冷凍サイクルが構成される。

これによれば、室内蒸発器１８にて、空気を冷却することができるとともに、冷媒熱媒体熱交換器１２にて、高温側熱媒体を加熱することができる。

従って、冷房モードの車両用空調装置１では、エアミックスドア３４の開度調整によって、室内蒸発器１８にて冷却された空気の一部をヒータコア４２にて再加熱し、目標吹出温度ＴＡＯに近づくように温度調整された空気を車室内へ吹き出すことによって、車室内の冷房を行うことができる。

冷房モードにおいてバッテリ８０を冷却する必要が生じた場合は、冷却用膨張弁１４ｃを絞り状態とする。これにより、レシーバ２５から流出した冷媒が冷却用膨張弁１４ｃで減圧されてチラー１９に流入するので、チラー１９が蒸発器として機能してチラー１９にて低圧側熱媒体を冷却することができる。そして、チラー１９にて冷却された低温側熱媒体が冷却用熱交換部５２に流入することによって、バッテリ８０の冷却を行うことができる。

（２）暖房モード
暖房モードの制御フローの最初のステップでは、圧縮機１１の回転数の増減量ΔＩＶＯを決定する。暖房モードでは、増減量ΔＩＶＯは、目標吹出温度ＴＡＯと空調風温度センサ６８が検出した空気温度ＴＡＶとの偏差に基づいて、フィードバック制御手法により、空気温度ＴＡＶが目標吹出温度ＴＡＯに近づくように決定される。

ただし、増減量ΔＩＶＯで増減させた圧縮機１１の回転数が上限回転数Ｎｃ＿ｌｉｍｉｔを上回る場合、圧縮機１１の回転数は上限回転数Ｎｃ＿ｌｉｍｉｔに決定される。すなわち、圧縮機１１の回転数は上限回転数Ｎｃ＿ｌｉｍｉｔ以下で制御される。

上限回転数Ｎｃ＿ｌｉｍｉｔは、圧縮機１１から吐出される冷媒の流量（以下、吐出冷媒流量と言う。）が上限流量Ｇｒ＿ｌｉｍｉｔとなるような圧縮機１１の回転数である。

図３に示すように、上限流量Ｇｒ＿ｌｉｍｉｔは、圧縮機１１の消費電力が上限電力Ｐｅ＿ｌｉｍｉｔであるときの圧縮機１１の吐出冷媒流量である。図３は、所定の条件下において、圧縮機１１の消費電力に対するヒートポンプ暖房能力（換言すれば、冷媒熱媒体熱交換器１２での放熱能力）と、電気ヒータ４３の消費電力に対する暖房能力（換言すれば、電気ヒータ４３の加熱能力）とを比較した例を示すグラフである。

圧縮機１１の消費電力に対するヒートポンプ暖房能力の変化割合を第１変化割合とし、電気ヒータ４３の消費電力に対する暖房能力の変化割合を第２変化割合とする。すなわち、第１変化割合は、図３のグラフにおけるヒートポンプ暖房能力の傾きであり、第２変化割合は、図３のグラフにおける電気ヒータ暖房能力の傾きである。

図３からわかるように、第１変化割合は、消費電力が大きくなるほど小さくなる特性を有している。第２変化割合は、消費電力に拘わらず一定となる特性を有している。

図３に示す上限電力Ｐｅ＿ｌｉｍｉｔは、第１変化割合と第２変化割合とが一致するときの消費電力である。すなわち、上限電力Ｐｅ＿ｌｉｍｉｔは、図３のグラフにおいて、ヒートポンプ暖房能力の傾きと電気ヒータ暖房能力の傾きとが一致するときの消費電力である。換言すれば、第１変化割合と第２変化割合との大小関係は、上限電力Ｐｅ＿ｌｉｍｉｔを境にして逆転する。

上限流量Ｇｒ＿ｌｉｍｉｔは、冷凍サイクルの低圧圧力Ｐｓと相関関係があり、冷凍サイクルの低圧圧力Ｐｓに対してほぼ一定となる。そこで、上限流量Ｇｒ＿ｌｉｍｉｔは、冷凍サイクルの低圧圧力Ｐｓに基づいて、図４に示すマップを用いて算出される。

暖房モードでは、冷凍サイクルの低圧圧力Ｐｓは、外気温センサ６２が検出した外気温Ｔａｍに基づいて、予め実験的に取得された制御マップを用いて算出される。この制御マップは、低圧圧力Ｐｓが外気温Ｔａｍにほぼ比例する制御マップであり、室外熱交換器１６の特性により異なる。

すなわち、暖房モードでは、室外熱交換器１６で外気と熱交換して蒸発した冷媒が圧縮機１１に吸入されるので、冷凍サイクルの低圧圧力Ｐｓは室外熱交換器１６の出口側冷媒の飽和温度に比例する。室外熱交換器１６の出口側冷媒の飽和温度は外気温Ｔａｍとほぼ同じであるので、冷凍サイクルの低圧圧力Ｐｓは外気温Ｔａｍにほぼ比例することとなる。したがって、冷凍サイクルの低圧圧力Ｐｓを外気温Ｔａｍに基づいて算出できる。

上限回転数Ｎｃ＿ｌｉｍｉｔは、上限流量Ｇｒ＿ｌｉｍｉｔに基づいて以下の数式Ｆ３を用いて決定される。
Ｎｃ＿ｌｉｍｉｔ＝Ｇｒ＿ｌｉｍｉｔ／（ρ×ηｖ×Ｖｃ×６０）…（Ｆ３）
ρは圧縮機１１に吸入される冷媒の密度（以下、吸入冷媒密度と言う。）であり、冷凍サイクルの低圧圧力Ｐｓに基づいて、図５に示すマップを用いて算出される。ηｖは圧縮機１１の体積効率、Ｖｃは圧縮機１１の容量である。

図５からわかるように、吸入冷媒密度ρは冷凍サイクルの低圧圧力Ｐｓが低いほど小さい値となる。したがって、上限回転数Ｎｃ＿ｌｉｍｉｔは、同一の上限流量Ｇｒ＿ｌｉｍｉｔで比較したとき、冷凍サイクルの低圧圧力Ｐｓが低いほど大きくなる。

圧縮機１１の回転数が上限回転数Ｎｃ＿ｌｉｍｉｔに決定された場合、制御装置６０は電気ヒータ４３を作動させる。電気ヒータ４３の出力は、目標吹出温度ＴＡＯと空調風温度センサ６８が検出した空気温度ＴＡＶとの偏差に基づいて、フィードバック制御手法により、空気温度ＴＡＶが目標吹出温度ＴＡＯに近づくように決定される。

次のステップでは、室外熱交換器１６から流出した冷媒の目標過熱度ＳＨＤＯを決定する。室外熱交換器１６から流出した冷媒の目標過熱度ＳＨＤＯとしては、予め定めた定数（本実施形態では、５℃）を採用することができる。

次のステップでは、暖房用膨張弁１４ａの絞り開度の増減量ΔＥＶＨを決定する。増減量ΔＥＶＨは、目標過熱度ＳＨＤＯと室外熱交換器１６から流出した冷媒の過熱度ＳＨＤとの偏差に基づいて、フィードバック制御手法により、室外熱交換器１６から流出した冷媒の過熱度ＳＨＤが目標過熱度ＳＨＤＯに近づくように決定される。

室外熱交換器１６から流出した冷媒の過熱度ＳＨＤは、第３冷媒温度センサ６４ｃによって検出された温度Ｔ３および第１冷媒圧力センサ６５ａによって検出された圧力Ｐ１に基づいて算出される。

次のステップでは、冷房モードと同様に、エアミックスドア３４の開度ＳＷを算定する。ここで、暖房モードでは、冷房モードよりも目標吹出温度ＴＡＯが高くなるので、エアミックスドア３４の開度ＳＷが１００％に近づく。このため、暖房モードでは、室内蒸発器１８通過後の空気のほぼ全流量がヒータコア４２を通過するように、エアミックスドア３４の開度が決定される。

次のステップでは、冷凍サイクル装置１０を暖房モードの冷媒回路に切り替えるために、除湿用開閉弁１５ａおよび暖房用開閉弁１５ｂを開き、冷房用開閉弁１５ｄを閉じ、暖房用膨張弁１４ａを絞り状態とし、冷房用膨張弁１４ｂおよび冷却用膨張弁１４ｃを全閉状態とする。さらに、上述のステップで決定された制御状態が得られるように、各制御対象機器に対して制御信号あるいは制御電圧を出力して、最初のステップへ戻る。

これにより、暖房モードの冷凍サイクル装置１０では、図６の太実線に示すように、圧縮機１１から吐出された冷媒が、冷媒熱媒体熱交換器１２、第１固定絞り２６ａ、レシーバ２５、暖房用膨張弁１４ａ、室外熱交換器１６、圧縮機１１の吸入口の順に循環する。

つまり、暖房モードの冷凍サイクル装置１０では、冷媒熱媒体熱交換器１２が圧縮機１１から吐出された冷媒を放熱させる放熱部として機能し、暖房用膨張弁１４ａが減圧部として機能し、室外熱交換器１６が蒸発部として機能する冷凍サイクルが構成される。

これによれば、室外熱交換器１６にて外気から吸熱し、冷媒熱媒体熱交換器１２にて高温側熱媒体を加熱することができる。従って、暖房モードの車両用空調装置１では、ヒータコア４２にて加熱された空気を車室内へ吹き出すことによって、車室内の暖房を行うことができる。

（３）廃熱回収暖房モード
廃熱回収暖房モードの制御フローの最初のステップでは、暖房モードと同様に、高温側熱媒体の目標高温側熱媒体温度ＴＷＨＯ、圧縮機１１の回転数の増減量ΔＩＶＯ、および暖房用膨張弁１４ａの絞り開度の増減量ΔＥＶＨを決定する。

暖房モードと同様に、増減量ΔＩＶＯで増減させた圧縮機１１の回転数が上限回転数Ｎｃ＿ｌｉｍｉｔを上回る場合、圧縮機１１の回転数は上限回転数Ｎｃ＿ｌｉｍｉｔに決定される。

上限回転数Ｎｃ＿ｌｉｍｉｔは、暖房モードと同様に、上限流量Ｇｒ＿ｌｉｍｉｔに基づいて決定される。ただし、廃熱回収暖房モードでは、上限流量Ｇｒ＿ｌｉｍｉｔが、暖房モードに対して、チラー１９での廃熱の吸熱量Ｑｗ（以下、廃熱回収量Ｑｗと言う。）に応じて引き上げられる。

すなわち、廃熱回収暖房モード時は、上限流量Ｇｒ＿ｌｉｍｉｔが以下の数式Ｆ４を用いて決定される。
Ｇｒ＿ｌｉｍｉｔ＝Ｇｒ＿ｌｉｍｉｔ０×（１＋α×Ｑｗ）…（Ｆ４）
Ｇｒ＿ｌｉｍｉｔ０は、暖房モード時の上限流量（すなわち、図４に示すマップを用いて算出された上限流量）である。

αは、実験的に決定された定数である。チラー１９での廃熱回収量Ｑｗは、チラー１９における低温側熱媒体の温度ＴＷＬとチラー１９の出口側冷媒の飽和温度Ｔｓとの差に基づいて、図７に示すマップを用いて算出される。

チラー１９に流入する低温側熱媒体の温度ＴＷＬは、低温側熱媒体温度センサ６７ａによって検出された低温側熱媒体の温度である。チラー１９の出口側冷媒の飽和温度Ｔｓは、第２冷媒圧力センサ６５ｂによって検出された冷媒の圧力Ｐ２に基づいて算出される。

このように、廃熱回収暖房モードでは、暖房モードに対して、上限流量Ｇｒ＿ｌｉｍｉｔが廃熱回収量Ｑｗに比例して引き上げられる。数式Ｆ４からわかるように、廃熱回収暖房モード時の上限流量Ｇｒ＿ｌｉｍｉｔと暖房モード時の上限流量Ｇｒ＿ｌｉｍｉｔ０との差は、廃熱回収量Ｑｗが多いほど大きくなる。

廃熱回収暖房モードでは、冷凍サイクルの低圧圧力Ｐｓは、外気温センサ６２が検出した外気温Ｔａｍおよびチラー１９での廃熱回収量Ｑｗに基づいて、以下の数式Ｆ５を用いて算出される。
Ｐｓ＝Ｐｓ０＋ΔＰｓ…（Ｆ５）
Ｐｓ０は、ベース低圧圧力であり、暖房モード時と同様の算出の仕方で算出された低圧圧力である。すなわち、ベース低圧圧力Ｐｓ０は、外気温Ｔａｍに基づいて、外気温Ｔａｍにほぼ比例する制御マップを用いて算出された低圧圧力である。

ΔＰｓは、チラー１９での廃熱回収量Ｑｗに基づくベース低圧圧力Ｐｓ０の補正量である。補正量ΔＰｓは、チラー１９での廃熱回収量Ｑｗに基づいて、予め実験的に取得された制御マップを用いて算出される。この制御マップは、補正量ΔＰｓが廃熱回収量Ｑｗにほぼ比例する制御マップであり、室外熱交換器１６の特性により異なる。

補正量ΔＰｓがこのように算出される理由を説明する。廃熱回収暖房モードでは、暖房モードと比べて、回収した廃熱の分、室外熱交換器１６での吸熱量が減少することとなる。廃熱回収量Ｑｗに比例して冷凍サイクルの低圧が上がってくるので、外気温Ｔａｍと室外熱交換器１６での冷媒温度との差が小さくなるからである。したがって、暖房モード時の低圧圧力に相当するベース低圧圧力Ｐｓ０を、廃熱回収量Ｑｗに応じた補正量ΔＰｓで補正することによって、廃熱回収暖房モード時の冷凍サイクルの低圧圧力Ｐｓを算出できる。

次のステップでは、チラー１９から流出した冷媒の目標過熱度ＳＨＣＯを決定する。チラー１９から流出した冷媒の目標過熱度ＳＨＣＯとしては、予め定めた定数（本実施形態では、５℃）を採用することができる。

次のステップでは、冷却用膨張弁１４ｃの絞り開度の増減量ΔＥＶＢを決定する。増減量ΔＥＶＢは、目標過熱度ＳＨＣＯとチラー１９から流出した冷媒の過熱度ＳＨＣとの偏差に基づいて、フィードバック制御手法により、チラー１９から流出した冷媒の過熱度ＳＨＣが目標過熱度ＳＨＣＯに近づくように決定される。チラー１９から流出した冷媒の過熱度ＳＨＣは、第５冷媒温度センサ６４ｅによって検出された温度Ｔ５および第２冷媒圧力センサ６５ｂによって検出された圧力Ｐ２に基づいて算出される。

次のステップでは、冷房モードと同様に、エアミックスドア３４の開度ＳＷを算定する。ここで、廃熱回収暖房モードでは、冷房モードよりも目標吹出温度ＴＡＯが高くなるので、エアミックスドア３４の開度ＳＷが１００％に近づく。このため、暖房モードでは、室内蒸発器１８通過後の空気のほぼ全流量がヒータコア４２を通過するように、エアミックスドア３４の開度が決定される。

次のステップでは、冷凍サイクル装置１０を廃熱回収暖房モードの冷媒回路に切り替えるために、除湿用開閉弁１５ａおよび暖房用開閉弁１５ｂを開き、冷房用開閉弁１５ｄを閉じ、暖房用膨張弁１４ａおよび冷却用膨張弁１４ｃを絞り状態として、冷房用膨張弁１４ｂを全閉状態とする。さらに、上述のステップで決定された制御状態が得られるように、各制御対象機器に対して制御信号あるいは制御電圧を出力して、最初のステップへ戻る。

これにより、廃熱回収暖房モードの冷凍サイクル装置１０では、図８の太実線に示すように、圧縮機１１から吐出された冷媒が、冷媒熱媒体熱交換器１２、第１固定絞り２６ａ、レシーバ２５、暖房用膨張弁１４ａ、室外熱交換器１６、圧縮機１１の吸入口の順に循環するとともに、冷媒熱媒体熱交換器１２、第１固定絞り２６ａ、レシーバ２５、冷却用膨張弁１４ｃ、チラー１９、圧縮機１１の吸入口の順に循環する。

つまり、廃熱回収暖房モードの冷凍サイクル装置１０では、冷媒熱媒体熱交換器１２が圧縮機１１から吐出された冷媒を放熱させる放熱部として機能し、暖房用膨張弁１４ａおよび冷却用膨張弁１４ｃが減圧部として機能し、室外熱交換器１６およびチラー１９が蒸発部として機能する冷凍サイクルが構成される。

これによれば、室外熱交換器１６にて外気から吸熱するとともにチラー１９にて低温側熱媒体から吸熱し、冷媒熱媒体熱交換器１２にて高温側熱媒体を加熱することができる。従って、廃熱回収暖房モードの車両用空調装置１では、ヒータコア４２にて加熱された空気を車室内へ吹き出すことによって、車室内の暖房を行うことができる。

以上の如く、本実施形態の冷凍サイクル装置１０では、各種運転モードを切り替えることができる。これにより、車両用空調装置１では、バッテリ８０の温度を適切に調整しつつ、車室内の快適な空調を実現することができる。

暖房モード時および廃熱回収暖房モード時には、圧縮機１１の回転数が上限回転数Ｎｃ＿ｌｉｍｉｔ以下で制御されるので、圧縮機１１の吐出冷媒流量が上限流量Ｇｒ＿ｌｉｍｉｔを上回ることがない。そのため、圧縮機１１を極力、上限電力Ｐｅ＿ｌｉｍｉｔで効率良く運転させることができる。圧縮機１１を上限電力Ｐｅ＿ｌｉｍｉｔで運転させた場合に不足する暖房能力を電気ヒータ４３で効率良く補うので、冷凍サイクル装置１０および電気ヒータ４３を効率良く連携させて暖房することができる。

さらに、本実施形態の冷凍サイクル装置１０では、第１固定絞り２６ａおよび第２固定絞り２６ｂを備えているので、サイクルの成績係数を向上させることができる。

このことを図９を用いて説明する。図９は、暖房モード時の冷凍サイクル装置１０における冷媒の状態を示すモリエル線図である。なお、暖房モードでは、冷媒熱媒体熱交換器１２が、冷媒を凝縮させる熱交換部となる。さらに、室外熱交換器１６が、冷媒を蒸発させる熱交換部となる。

図９では、第１固定絞り２６ａを備える本実施形態の冷凍サイクル装置１０における冷媒の状態の変化を太実線で示している。さらに、第１固定絞り２６ａを備えていない比較例の冷凍サイクル装置における冷媒の状態の変化を細破線で示している。

図９では、本実施形態の冷凍サイクル装置１０におけるレシーバ２５内の冷媒の状態を点Ｌｑ１で示している。さらに、図９では、比較例の冷凍サイクル装置におけるレシーバ２５内の冷媒の状態を点Ｌｑｅｘで示している。

本実施形態の冷凍サイクル装置１０では、第１固定絞り２６ａを備えているので、レシーバ２５内の冷媒の圧力が冷媒を凝縮させる熱交換部における高圧冷媒の圧力よりも低くなる。このため、図９に示すように、本実施形態の冷凍サイクル装置１０の点Ｌｑ１の冷媒の圧力は、比較例の冷凍サイクル装置の点Ｌｑｅｘの冷媒の圧力よりも低い圧力となる。

モリエル線図の飽和液線の傾きに沿って、本実施形態の冷凍サイクル装置１０の点Ｌｑ１の冷媒のエンタルピは、比較例の冷凍サイクル装置の点Ｌｑｅｘの冷媒のエンタルピよりも低い値となる。このため、本実施形態の冷凍サイクル装置１０では、冷媒を凝縮させる熱交換部の出口側の冷媒が過冷却液相冷媒ＳＣ１となる。

従って、本実施形態の冷凍サイクル装置１０では、比較例の冷凍サイクル装置１０よりも冷媒を蒸発させる熱交換部へ流入する冷媒のエンタルピを低下させることができる。その結果、冷媒を蒸発させる熱交換部における冷媒の吸熱量を増大させて、成績係数を向上させることができる。この効果は、他の運転モードでも得ることができる。すなわち、第１固定絞り２６ａおよび第２固定絞り２６ｂは、冷媒に過冷却度をもたせる過冷却用減圧部である。

第１固定絞り２６ａおよび第２固定絞り２６ｂは、冷媒流量に応じて選定される必要がある。すなわち、第１固定絞り２６ａおよび第２固定絞り２６ｂとしては、冷媒流量が大きいほど大開口の固定絞りが必要とされ、冷媒流量が小さいほど小開口の固定絞りが必要とされる。冷凍サイクル装置１０の冷媒流量の変化の幅が大きい場合、第１固定絞り２６ａおよび第２固定絞り２６ｂとして適切な固定絞りを選定することが困難となる。

その点、本実施形態では、圧縮機１１の吐出冷媒流量が上限流量Ｇｒ＿ｌｉｍｉｔ以下に制限されるので、冷凍サイクル装置１０の冷媒流量の変化の幅が比較的小さくなる。その結果、第１固定絞り２６ａおよび第２固定絞り２６ｂとして適切な固定絞りを選定することが容易となる。

本実施形態では、制御装置６０は、暖房モードおよび廃熱回収暖房モードでは、圧縮機１１の消費電力が上限電力Ｐｅ＿ｌｉｍｉｔ以下となるように圧縮機１１を制御する。これによると、冷媒熱媒体熱交換器１２の放熱効率を電気ヒータ４３での加熱効率以上にできるので、暖房効率を極力最大化できる。

本実施形態では、制御装置６０は、暖房モードおよび廃熱回収暖房モードでは、圧縮機１１が吐出する冷媒の流量が上限流量Ｇｒ＿ｌｉｍｉｔ以下となるように圧縮機１１を制御することによって、圧縮機１１の消費電力を上限電力Ｐｅ＿ｌｉｍｉｔ以下とする。これにより、圧縮機１１の消費電力を確実に上限電力Ｐｅ＿ｌｉｍｉｔ以下にできる。

本実施形態では、制御装置６０は、廃熱回収暖房モードでは、暖房モードよりも上限流量Ｇｒ＿ｌｉｍｉｔを大きくする。これによると、暖房モードのみならず廃熱回収暖房モードにおいても圧縮機１１の消費電力を適切に上限電力Ｐｅ＿ｌｉｍｉｔ以下にできる。

本実施形態では、制御装置６０は、廃熱回収暖房モードにおいて暖房モードよりも上限流量Ｇｒ＿ｌｉｍｉｔを大きくする量ΔＧｒ＿ｌｉｍｉｔを、チラー１９での廃熱回収量Ｑｗが大きいほど大きくする。これによると、廃熱回収暖房モードにおいて圧縮機１１の消費電力を一層適切に上限電力Ｐｅ＿ｌｉｍｉｔ以下にできる。

本実施形態では、制御装置６０は、圧縮機１１の回転数が上限回転数Ｎｃ＿ｌｉｍｉｔ以下となるように圧縮機１１を制御することによって、圧縮機１１が吐出する冷媒の流量を上限流量Ｇｒ＿ｌｉｍｉｔ以下とし、上限回転数Ｎｃ＿ｌｉｍｉｔを、圧縮機１１が吸入する冷媒の圧力に基づいて決定する。これによると、圧縮機１１が吐出する冷媒の流量を簡易な手法で上限流量Ｇｒ＿ｌｉｍｉｔ以下にできる。

本実施形態では、制御装置６０は、廃熱回収暖房モードでは、圧縮機１１が吸入する冷媒の圧力Ｐｓを、外気の温度Ｔａｍとチラー１９での廃熱回収量Ｑｗとに基づいて算出する。これにより、圧縮機１１が吸入する冷媒の圧力Ｐｓ（すなわち、冷凍サイクルの低圧圧力）を圧力センサを用いることなく取得できる。

本実施形態では、制御装置６０は、チラー１９における低温側熱媒体の温度ＴＷＬと冷媒の飽和温度Ｔｓとの差に基づいて、チラー１９での廃熱回収量Ｑｗを算出する。これにより、チラー１９での廃熱回収量Ｑｗを簡便に取得できる。

本実施形態では、暖房モードおよび廃熱回収暖房モードにおける冷媒熱媒体熱交換器１２の冷媒流れ下流側かつレシーバ２５の冷媒流れ上流側に第１固定絞り２６ａが配置されており、第１固定絞り２６ａは、冷媒を減圧させて冷媒に過冷却度をもたせる。これによると、冷媒に過冷却度をもたせることによってサイクル成績係数を向上できる。固定絞りを用いて冷媒を減圧させるので、簡素な構成で冷媒に過冷却度をもたせることができる。

（第２実施形態）
上述の第１実施形態では、暖房モード時および廃熱回収暖房モード時に圧縮機１１の回転数が上限回転数Ｎｃ＿ｌｉｍｉｔ以下に制限されることによって圧縮機１１の吐出冷媒流量が上限流量Ｇｒ＿ｌｉｍｉｔ以下に制限される。これに対して、本実施形態では、暖房モード時および廃熱回収暖房モード時に冷媒熱媒体熱交換器１２による加熱温度（換言すれば、ヒートポンプ加熱温度）が上限温度ＴＡＯ＿ＨＰ以下に制限されることによって圧縮機１１の吐出冷媒流量が上限流量Ｇｒ＿ｌｉｍｉｔ以下に制限される。

本実施形態では、上述の第１実施形態と同様に目標吹出温度ＴＡＯが算出される。暖房モードおよび廃熱回収暖房モードでは、上限温度ＴＡＯ＿ＨＰが、冷凍サイクルの低圧圧力Ｐｓに基づいて、図１０に示すマップを用いて算出される。上限温度ＴＡＯ＿ＨＰは、圧縮機１１からの吐出冷媒流量が上限流量Ｇｒ＿ｌｉｍｉｔとなるような冷媒熱媒体熱交換器１２による加熱温度（換言すれば、圧縮機１１から吐出された冷媒の温度Ｔ１）の値である。

圧縮機１１から吐出された冷媒の温度Ｔ１と吐出冷媒流量Ｇｒは、図１１のグラフに示す関係を有している。上限温度ＴＡＯ＿ＨＰは、吐出冷媒流量Ｇｒが一定の時、冷凍サイクルの低圧圧力Ｐｓが低いほど小さな値となる。したがって、上限温度ＴＡＯ＿ＨＰを冷凍サイクルの低圧圧力Ｐｓに基づいて算出できる。

上限温度ＴＡＯ＿ＨＰが目標吹出温度ＴＡＯよりも小さい場合、圧縮機１１の回転数は、上限温度ＴＡＯ＿ＨＰと吐出冷媒温度Ｔ１との偏差に基づいて、フィードバック制御手法により、吐出冷媒温度Ｔ１が上限温度ＴＡＯ＿ＨＰに近づくように決定される。

上限温度ＴＡＯ＿ＨＰが目標吹出温度ＴＡＯよりも小さい場合、電気ヒータ４３を作動させる。

電気ヒータ４３の出力は、目標吹出温度ＴＡＯと空調風温度センサ６８が検出した空気温度ＴＡＶとの偏差に基づいて、フィードバック制御手法により、空気温度ＴＡＶが目標吹出温度ＴＡＯに近づくように決定される。

本実施形態においても、上述の第１実施形態と同様に、暖房モード時および廃熱回収暖房モード時には、圧縮機１１の吐出冷媒流量が上限流量Ｇｒ＿ｌｉｍｉｔを上回ることがないので冷凍サイクル装置１０を極力、上限電力Ｐｅ＿ｌｉｍｉｔで効率良く運転させることができる。そして、冷凍サイクル装置１０を上限電力Ｐｅ＿ｌｉｍｉｔで運転させた場合に不足する暖房能力を電気ヒータ４３で効率良く補うので、冷凍サイクル装置１０および電気ヒータ４３を効率良く連携させて暖房することができる。

本実施形態では、制御装置６０は、冷媒熱媒体熱交換器１２で加熱された空気の温度が上限温度ＴＡＯ＿ＨＰ以下となるように圧縮機１１を制御することによって、圧縮機１１が吐出する冷媒の流量を上限流量Ｇｒ＿ｌｉｍｉｔ以下とし、上限温度ＴＡＯ＿ＨＰを、圧縮機１１が吸入する冷媒の圧力Ｐｓに基づいて決定する。

これによると、圧縮機１１が吐出する冷媒の流量を簡易な手法で上限流量Ｇｒ＿ｌｉｍｉｔ以下にできる。

（第３実施形態）
上述の第１実施形態では、暖房モード時および廃熱回収暖房モード時に圧縮機１１の回転数が上限回転数Ｎｃ＿ｌｉｍｉｔ以下に制限されることによって圧縮機１１の吐出冷媒流量が上限流量Ｇｒ＿ｌｉｍｉｔ以下に制限される。これに対して、本実施形態では、暖房モード時および廃熱回収暖房モード時に圧縮機１１の消費電力が上限電力Ｐｅ＿ｌｉｍｉｔ以下に制限されることによって圧縮機１１の吐出冷媒流量が上限流量Ｇｒ＿ｌｉｍｉｔ以下に制限される。

本実施形態では、上述の第１実施形態と同様に、圧縮機１１の回転数の増減量ΔＩＶＯが、目標吹出温度ＴＡＯと空調風温度センサ６８が検出した空気温度ＴＡＶとの偏差に基づいて、フィードバック制御手法により、空気温度ＴＡＶが目標吹出温度ＴＡＯに近づくように決定される。

暖房モードおよび廃熱回収暖房モードでは、上限電力Ｐｅ＿ｌｉｍｉｔが、冷凍サイクルの低圧圧力Ｐｓに基づいて、図１２に示すマップを用いて算出される。上限電力Ｐｅ＿ｌｉｍｉｔは、圧縮機１１からの吐出冷媒流量が上限流量Ｇｒ＿ｌｉｍｉｔとなるような圧縮機１１の消費電力の値である。

圧縮機１１の消費電力Ｐｅ＿ｃｏｍｐと吐出冷媒流量Ｇｒは、図１３のグラフに示す関係を有している。図１３のグラフは、冷凍サイクルの低圧圧力Ｐｓが特定の値であるときの一例を示しているが、冷凍サイクルの低圧圧力Ｐｓの値にかかわらず圧縮機１１の消費電力Ｐｅ＿ｃｏｍｐと吐出冷媒流量Ｇｒとの関係は、概ね図１３のグラフに示すような傾向となる。したがって、図１２に示すように、上限電力Ｐｅ＿ｌｉｍｉｔは、冷凍サイクルの低圧圧力Ｐｓに対して概ね一定の値となる。

暖房モードおよび廃熱回収暖房モードにおいて、圧縮機１１の消費電力が上限電力Ｐｅ＿ｌｉｍｉｔ以上となる場合、圧縮機１１の消費電力が上限電力Ｐｅ＿ｌｉｍｉｔとなるように圧縮機１１が制御される。すなわち、圧縮機１１の回転数は上限回転数Ｎｃ＿ｌｉｍｉｔ以下で制御される。

例えば、圧縮機１１の消費電力は、圧縮機１１における電圧値および電流値に基づいて取得できる。

電気ヒータ４３の出力は、目標吹出温度ＴＡＯと空調風温度センサ６８が検出した空気温度ＴＡＶとの偏差に基づいて、フィードバック制御手法により、空気温度ＴＡＶが目標吹出温度ＴＡＯに近づくように決定される。

本実施形態においても、上述の第１実施形態と同様に、暖房モード時および廃熱回収暖房モード時には、圧縮機１１の吐出冷媒流量が上限流量Ｇｒ＿ｌｉｍｉｔを上回ることがないので冷凍サイクル装置１０を極力、上限電力Ｐｅ＿ｌｉｍｉｔで効率良く運転させることができる。そして、冷凍サイクル装置１０を上限電力Ｐｅ＿ｌｉｍｉｔで運転させた場合に不足する暖房能力を電気ヒータ４３で効率良く補うので、冷凍サイクル装置１０および電気ヒータ４３を効率良く連携させて暖房することができる。

（第４実施形態）
上述の実施形態では、冷凍サイクル装置１０が冷媒熱媒体熱交換器１２を備え、室内空調ユニット３０がヒータコア４２を備えているが、本実施形態では、図１４に示すように、冷媒熱媒体熱交換器１２およびヒータコア４２の代わりに室内凝縮器２７を備えている。

室内凝縮器２７は、圧縮機１１から吐出された高圧冷媒と、室内蒸発器１８を通過した空気とを熱交換させて、空気を加熱する熱交換器である。

本実施形態においても、上述の第１実施形態と同様に、冷房モード、暖房モードおよび廃熱回収暖房モードでの運転を行うことができる。したがって、本実施形態においても、上述の実施形態と同様の作用効果を奏することができる。

（第５実施形態）
上述の実施形態では、廃熱回収暖房モード時に室外熱交換器１６とチラー１９とに冷媒が並列に流れるが、本実施形態では、廃熱回収暖房モード時に室外熱交換器１６とチラー１９とに冷媒が直列に流れる。

具体的には、図１５に示すように、冷却用膨張弁１４ｃおよびチラー１９が、暖房用通路２２ｂに配置されている。

本実施形態では、暖房モード時に冷却用膨張弁１４ｃを全開状態にする。これにより、暖房モード時に冷却用膨張弁１４ｃおよびチラー１９に冷媒が流れることとなるが、チラー１９で熱交換が殆ど行われなくなる。

本実施形態においても、上述の実施形態と同様に、冷房モード、暖房モードおよび廃熱回収暖房モードでの運転を行うことができる。したがって、本実施形態においても、上述の実施形態と同様の作用効果を奏することができる。

（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。また、上記各実施形態に開示された手段は、実施可能な範囲で適宜組み合わせてもよい。

（ａ）上述の実施形態では、複数の運転モードに切り替え可能な冷凍サイクル装置１０について説明したが、冷凍サイクル装置１０の運転モードの切り替えはこれに限定されない。少なくとも暖房モードまたは廃熱回収暖房モードを実行可能であればよい。

（ｂ）冷凍サイクル装置の構成機器は、上述の実施形態に開示されたものに限定されない。上述した効果を発揮できるように、複数のサイクル構成機器を一体化等を行ってもよい。例えば、第８三方継手１３ｈと第５三方継手１３ｅとを一体化させた四方継手構造のものを採用してもよい。また、冷房用膨張弁１４ｂおよび冷却用膨張弁１４ｃとして、全閉機能を有しない電気式膨張弁と開閉弁とを直接的に接続したものを採用してもよい。

また、上述の実施形態では、冷媒としてＲ１２３４ｙｆ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、Ｒ１３４ａ、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、冷媒として二酸化炭素を採用して、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。

（ｃ）加熱部の構成は、上述の実施形態に開示されたものに限定されない。例えば、ハイブリッド車両のように内燃機関（エンジン）を備える車両では、高温側熱媒体回路４０にエンジン冷却水を循環させるようにしてもよい。

（ｄ）電池冷却部の構成は、上述の実施形態に開示されたものに限定されない。例えば、電池冷却部として、第１実施形態で説明した低温側熱媒体回路５０のチラー１９を凝縮部とし、冷却用熱交換部５２を蒸発部として機能させるサーモサイフォンを採用してもよい。これによれば、低温側熱媒体ポンプ５１を廃止することができる。

サーモサイフォンは、冷媒を蒸発させる蒸発部と冷媒を凝縮させる凝縮部とを有し、蒸発部と凝縮部とを閉ループ状に（すなわち、環状に）接続することによって構成されている。そして、蒸発部における冷媒の温度と凝縮部における冷媒の温度との温度差によって回路内の冷媒に比重差を生じさせ、重力の作用によって冷媒を自然循環させて、冷媒とともに熱を輸送する熱輸送回路である。

また、上述の実施形態では、電池冷却部にて冷却される冷却対象物がバッテリ８０である例を説明したが、冷却対象物はこれに限定されない。直流電流と交流電流とを変換するインバータ、バッテリ８０に電力を充電する充電器、電力を供給されることによって走行用の駆動力を出力するとともに、減速時等には回生電力を発生させるモータジェネレータのように作動時に発熱を伴う電気機器であってもよい。

（ｅ）上述の第１実施形態では、暖房モードおよび廃熱回収暖房モード時に、目標吹出温度ＴＡＯと空気温度ＴＡＶとの偏差に基づいて圧縮機１１の回転数が決定されるが、目標吹出温度ＴＡＯと第１冷媒温度センサ６４ａが検出した冷媒の温度Ｔ１（すなわち、圧縮機１１から吐出された冷媒の温度）との偏差に基づいて圧縮機１１の回転数が決定されてもよい。

（ｆ）上述の第２実施形態では、暖房モードおよび廃熱回収暖房モード時に上限温度ＴＡＯ＿ＨＰが目標吹出温度ＴＡＯよりも小さい場合、上限温度ＴＡＯ＿ＨＰと吐出冷媒温度Ｔ１（第１冷媒温度センサ６４ａが検出した冷媒の温度Ｔ１）との偏差に基づいて圧縮機１１の回転数が決定される。

これに対して、上限温度ＴＡＯ＿ＨＰと高温側熱媒体温度センサ６６ａが検出した高温側熱媒体温度ＴＷＨ（すなわち、冷媒熱媒体熱交換器１２で加熱された高温側熱媒体の温度）との偏差に基づいて圧縮機１１の回転数が決定されてもよい。上限温度ＴＡＯ＿ＨＰとヒータコア４２で加熱された空気の温度との偏差に基づいて圧縮機１１の回転数が決定されてもよい。

（ｇ）上述の各実施形態では、冷凍サイクル装置１０は、凝縮した冷媒に過冷却度をもたせる過冷却度生成部として第１固定絞り２６ａおよび第２固定絞り２６ｂを備えるが、過冷却度生成部として、第１固定絞り２６ａおよび第２固定絞り２６ｂの代わりに、絞り開度を変化させることが可能な可変絞りが配置されていてもよい。

この構成では、制御装置６０が、可変絞りの冷媒流れ下流側かつレシーバ２５の冷媒流れ上流側における冷媒の温度に基づいて可変絞りの絞り開度を制御することによって、冷媒に適切な過冷却度をもたせてサイクル成績係数を確実に向上できる。

（ｈ）上述の各実施形態では、圧縮機１１が電動圧縮機であるが、圧縮機１１がエンジンの動力で駆動される圧縮機であってもよい。

上述の各実施形態では、空気を補助的に加熱する補助加熱部が電気ヒータ４３であるが、補助加熱部が、エンジンの廃熱を熱源とするヒータコアであってもよい。

このように圧縮機１１の動力源や補助加熱部の熱源が電力以外である場合、上限流量Ｇｒ＿ｌｉｍｉｔは、圧縮機１１の単位時間当たりの消費エネルギーが上限値であるときの圧縮機１１の吐出冷媒流量である。上限値は、圧縮機１１の単位時間当たりの消費エネルギーに対する暖房能力の変化割合と電気ヒータ４３の単位時間当たりの消費エネルギーに対する暖房能力の変化割合との大小関係が逆転するときの単位時間当たりの消費エネルギーの値である。

補助加熱部としての電気ヒータは、乗員が着座する座席の表面を加熱するシートヒータであってもよい。補助加熱部は、乗員を加熱する輻射式電気ヒータであってもよい。すなわち、補助加熱部は、空気または空調対象空間内の人体を、冷媒とは異なる熱源を利用して熱伝導または輻射によって加熱する加熱部である。

（ｉ）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を車両用空調装置１に適用したが、冷凍サイクル装置１０の適用はこれに限定されない。例えば、据置型バッテリの温度を適切に調整しつつ、室内の空調を行うバッテリ冷却機能付きの空調装置等に適用してもよい。

１１ 圧縮機
１２ 冷媒熱媒体熱交換器（放熱部）
１４ａ 暖房用膨張弁（減圧部）
１４ｃ 冷却用膨張弁（減圧部）
１６ 室外熱交換器（蒸発部、第１蒸発部）
１８ 室内蒸発器（第１蒸発部）
１９ チラー（第２蒸発部）
４０ 高温側熱媒体回路（放熱部）
４２ ヒータコア（放熱部）
４３ 電気ヒータ（加熱部）
６０ 制御装置（制御部）

Claims (16)

1. 冷媒を吸入して圧縮し吐出する圧縮機（１１）と、
   前記圧縮機から吐出された前記冷媒を空調対象空間に送風される空気に放熱させる放熱部（１２、４０、４２、２７）と、
   前記放熱部で放熱された前記冷媒を減圧させる減圧部（１４ａ、１４ｃ）と、
   前記減圧部で減圧された前記冷媒に吸熱させて前記冷媒を蒸発させる蒸発部（１６）と、
   前記空気または前記空調対象空間内の人体を、前記冷媒とは異なる熱源を利用して加熱する加熱部（４３）と、
   前記圧縮機を制御する制御部（６０）とを備え、
   前記圧縮機の単位時間当たりの消費エネルギーに対する前記放熱部での放熱能力の変化の割合である第１変化割合と、前記加熱部の単位時間当たりの消費エネルギーに対する前記加熱部での加熱能力の変化の割合である第２変化割合とを同一の単位時間当たりの消費エネルギーで比較したとき、前記第１変化割合は、単位時間当たりの消費エネルギーが上限値（Ｐｅ＿ｌｉｍｉｔ）を下回っているとき前記第２変化割合を上回り、単位時間当たりの消費エネルギーが前記上限値を上回っているとき前記第２変化割合を下回るという特性を有しており、
   前記制御部は、前記圧縮機の単位時間当たりの消費エネルギーが前記上限値以下となって前記放熱部の放熱効率が前記加熱部での加熱効率以上になるように前記圧縮機を制御する冷凍サイクル装置。
2. 前記制御部は、前記圧縮機が吐出する前記冷媒の流量が上限流量（Ｇｒ＿ｌｉｍｉｔ）以下となるように前記圧縮機を制御することによって、前記圧縮機の単位時間当たりの消費エネルギーを前記上限値以下とする請求項１に記載の冷凍サイクル装置。
3. 前記蒸発部は、外気から前記冷媒に吸熱させる第１蒸発部である請求項２に記載の冷凍サイクル装置。
4. さらに、廃熱発生機器（８０）が発生する廃熱を前記減圧部で減圧された前記冷媒に吸熱させて前記冷媒を蒸発させる第２蒸発部（１９）と、
   前記第２蒸発部に前記冷媒が流れる廃熱回収暖房モードと、前記第２蒸発部に前記冷媒が流れない暖房モードとを切り替える切替部（１４ｃ、１５ｂ）とを備え、
   前記制御部は、前記廃熱回収暖房モードでは、前記暖房モードよりも前記上限流量を大きくする請求項２または３に記載の冷凍サイクル装置。
5. 前記制御部は、前記廃熱回収暖房モードにおいて前記暖房モードよりも前記上限流量を大きくする量（ΔＧｒ＿ｌｉｍｉｔ）を、前記第２蒸発部での前記廃熱の吸熱量（Ｑｗ）が大きいほど大きくする請求項４に記載の冷凍サイクル装置。
6. 前記制御部は、
   前記圧縮機の回転数が上限回転数（Ｎｃ＿ｌｉｍｉｔ）以下となるように前記圧縮機を制御することによって、前記圧縮機が吐出する前記冷媒の流量を前記上限流量以下とし、
   前記上限回転数を、前記圧縮機が吸入する前記冷媒の圧力（Ｐｓ）に基づいて決定する請求項２ないし５のいずれか１つに記載の冷凍サイクル装置。
7. 前記制御部は、
   前記放熱部で加熱された前記空気の温度が上限温度（ＴＡＯ＿ＨＰ）以下となるように前記圧縮機を制御することによって、前記圧縮機が吐出する前記冷媒の流量を前記上限流量以下とし、
   前記上限温度を、前記圧縮機が吸入する前記冷媒の圧力（Ｐｓ）に基づいて決定する請求項２ないし５のいずれか１つに記載の冷凍サイクル装置。
8. さらに、廃熱発生機器（８０）が発生する廃熱を前記減圧部で減圧された前記冷媒に吸熱させて前記冷媒を蒸発させる第２蒸発部（１９）と、
   前記第２蒸発部に前記冷媒が流れる廃熱回収暖房モードと、前記第２蒸発部に前記冷媒が流れない暖房モードとを切り替える切替部（１４ｃ、１５ｂ）とを備え、
   前記制御部は、前記廃熱回収暖房モードでは、前記圧縮機が吸入する前記冷媒の圧力を、外気の温度（Ｔａｍ）と前記第２蒸発部での前記廃熱の吸熱量とに基づいて算出する請求項６または７に記載の冷凍サイクル装置。
9. 前記第２蒸発部は、前記廃熱を熱媒体を介して前記冷媒に吸熱させるようになっており、
   前記制御部は、前記第２蒸発部における前記熱媒体の温度（ＴＷＬ）と前記冷媒の飽和温度（Ｔｓ）との差に基づいて、前記第２蒸発部での前記廃熱の吸熱量を算出する請求項５または８に記載の冷凍サイクル装置。
10. 前記放熱部の冷媒流れ下流側かつ前記減圧部の冷媒流れ上流側に配置され、余剰の前記冷媒を貯える貯液部（２５）と、
    前記放熱部の冷媒流れ下流側かつ前記貯液部の冷媒流れ上流側に配置され、前記冷媒を減圧させて前記冷媒に過冷却度をもたせる過冷却用減圧部（２６ａ、２６ｂ）とを備える請求項２ないし９のいずれか１つに記載の冷凍サイクル装置。
11. 前記過冷却用減圧部は、絞り開度が固定された固定絞りである請求項１０に記載の冷凍サイクル装置。
12. 前記過冷却用減圧部は、絞り開度を変化させることが可能な可変絞りであり、
    前記制御部は、前記過冷却用減圧部の冷媒流れ下流側かつ前記貯液部の冷媒流れ上流側における前記冷媒の温度に基づいて前記過冷却用減圧部の絞り開度を制御する請求項１０に記載の冷凍サイクル装置。
13. 前記圧縮機は、電力を供給されることによって前記冷媒を吸入して圧縮し吐出し、
    前記加熱部は、電力を供給されることによって前記空気または前記空調対象空間内の人体を加熱し、
    前記第１変化割合は、前記圧縮機の消費電力に対する前記放熱部での放熱能力の変化の割合であり、
    前記第２変化割合は、前記加熱部の消費電力に対する前記加熱部での加熱能力の変化の割合である請求項１ないし１２のいずれか１つに記載の冷凍サイクル装置。
14. 前記制御部は、
    前記圧縮機の消費電力が上限電力（Ｐｅ＿ｌｉｍｉｔ）以下となるように前記圧縮機を制御することによって、前記圧縮機の単位時間当たりの消費エネルギーを前記上限値以下とする請求項１３に記載の冷凍サイクル装置。
15. 前記加熱部は、前記放熱部で加熱された前記空気を加熱する請求項１３または１４に記載の冷凍サイクル装置。
16. 前記加熱部は、前記空調対象空間内の人体を熱伝導または輻射によって加熱する請求項１３または１４に記載の冷凍サイクル装置。

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