WO2012108211A1 - ヒートポンプサイクル - Google Patents

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WO2012108211A1
WO2012108211A1 PCT/JP2012/000901 JP2012000901W WO2012108211A1 WO 2012108211 A1 WO2012108211 A1 WO 2012108211A1 JP 2012000901 W JP2012000901 W JP 2012000901W WO 2012108211 A1 WO2012108211 A1 WO 2012108211A1
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gas
liquid
pump cycle
heat pump
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PCT/JP2012/000901
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稲葉 淳
伊藤 誠司
Original Assignee
株式会社デンソー
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    • F25B2400/04Refrigeration circuit bypassing means
    • F25B2400/0409Refrigeration circuit bypassing means for the evaporator
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    • F25B2400/04Refrigeration circuit bypassing means
    • F25B2400/0411Refrigeration circuit bypassing means for the expansion valve or capillary tube

Definitions

  • the present disclosure relates to a heat pump cycle, and is effective when applied to a refrigeration cycle apparatus for a vehicle.
  • an electric vehicle that has been widely used does not include an engine (internal combustion engine) that outputs driving force for traveling, and therefore cannot use waste heat of the engine as a heat source when heating the passenger compartment. . Therefore, as a vehicle air conditioner applied to an electric vehicle, an air conditioner that heats a vehicle interior using a high-temperature and high-pressure refrigerant discharged from an electric compressor of a heat pump cycle (vapor compression refrigeration cycle) as a heat source is known. (For example, refer to Patent Documents 1 and 2).
  • Patent Document 2 a so-called gas injection cycle (economizer refrigeration cycle) is adopted as the heat pump cycle, and the cycle coefficient of performance (COP) is improved, thereby reducing the power consumption of the electric compressor. Yes.
  • gas injection cycle economizer refrigeration cycle
  • COP cycle coefficient of performance
  • a radiator that dissipates high-temperature and high-pressure refrigerant discharged from the discharge port of an electric compressor, a high-stage decompression device that decompresses and expands refrigerant flowing out of the radiator in two stages, and Low-pressure decompressor, gas-liquid separator that separates the gas-liquid of the intermediate-pressure refrigerant decompressed by the high-pressure decompressor, evaporates the low-pressure refrigerant decompressed by the low-pressure decompressor, and exerts an endothermic effect Equipped with an evaporator.
  • the gas-phase refrigerant separated by the gas-liquid separator is merged with the refrigerant in the compression process from the intermediate pressure port of the compressor. Further, the low-pressure refrigerant flowing out of the evaporator is gas-liquid separated by an accumulator, and the separated gas-phase refrigerant is sucked from the suction port of the compressor to constitute a gas injection cycle.
  • Patent Document 2 in the heat pump cycle constituting the gas injection cycle, three operation modes such as cooling, heating, and dehumidifying heating are realized by switching the refrigerant flow path of the cycle.
  • each operation mode is realized by adjusting the heat exchange amount (heat absorption amount and heat release amount) in the outdoor heat exchanger that performs heat exchange between the outside air and the refrigerant according to the operation mode of the air conditioner. It is configured.
  • the heat of the refrigerant is radiated to the outside air in the outdoor heat exchanger, thereby securing the heat absorption amount of the refrigerant in the evaporator and cooling the blown air to a desired temperature.
  • the outdoor heat exchanger absorbs heat from the outside air, thereby securing a heat radiation amount in the radiator and heating the blown air to a desired temperature.
  • Patent Document 2 Japanese Patent No. 3331765 Japanese Patent No. 3257361
  • the cycle configuration becomes complicated, and the air conditioning for the vehicle
  • mounting property may worsen.
  • This disclosure is intended to realize cooling, heating, and dehumidifying heating with a simple cycle configuration in a heat pump cycle constituting a gas injection cycle.
  • the heat pump cycle can be applied to an air conditioner that can switch the operation mode to the cooling operation mode, the heating operation mode, and the dehumidifying heating operation mode, and sucks, compresses, and discharges the refrigerant.
  • a first use side heat exchanger that exchanges heat with a heat medium that heats the high-pressure refrigerant discharged from the discharge port of the compressor, the blown air that is blown into the air-conditioning target space, or the blown air
  • a first pressure reducing unit configured to be able to depressurize the refrigerant flowing out from the first usage-side heat exchanger, a gas-liquid separating unit that separates gas and liquid of the refrigerant that has passed through the first pressure reducing unit, and a gas-liquid separating unit
  • a second decompression unit configured to be able to depressurize the separated liquid phase refrigerant, an outdoor heat exchanger that exchanges heat between the refrigerant that has passed through the second decompression unit and the outside air, and heat exchange of the refrigerant with blown air,
  • the second profit that flows out to the suction port side of the compressor A side heat exchanger, a third decompression section for decompressing the refrigerant flowing into the second usage side heat exchanger
  • the heat exchange amount heat absorption amount and heat release amount
  • each operation mode such as cooling, heating, and dehumidifying heating.
  • cooling, heating, and dehumidifying heating can be realized with a simple cycle configuration.
  • both the first decompression unit and the second decompression unit are set to the throttle state during the heating operation mode, and both the first decompression unit and the second decompression unit are performed during the cooling operation mode. Both may be set to a fully open state, and at the time of the dehumidifying and heating operation mode, at least one of the first decompression unit and the second decompression unit may be set to a fully open state.
  • the refrigerant flow switching unit converts the refrigerant discharged from the compressor into the first usage-side heat exchanger ⁇ the first decompression unit ⁇ the gas-liquid separation unit in the heating operation mode.
  • the gas-phase refrigerant separated in the gas-liquid separation unit is caused to flow into the intermediate pressure refrigerant passage, and in the cooling operation mode, the refrigerant discharged from the compressor is First decompression section ⁇ gas-liquid separation section ⁇ second decompression section ⁇ outdoor heat exchanger ⁇ third decompression section ⁇ second use side heat exchanger
  • the refrigerant discharged from the compressor is discharged in the dehumidifying heating operation mode.
  • the first usage side heat exchanger ⁇ the first decompression unit ⁇ the gas-liquid separation unit ⁇ the second decompression unit ⁇ the outdoor heat exchanger ⁇ the third decompression unit ⁇ the second usage side heat exchanger. Good.
  • the heat of the high-temperature and high-pressure refrigerant discharged from the discharge port of the compressor in the first usage-side heat exchanger is radiated to the blown air or the heat medium for heating the blown air. Heating of the air-conditioning target space can be performed.
  • the air to be air-conditioned can be cooled by cooling the blown air with the second use side heat exchanger. Further, in the dehumidifying and heating operation mode, the blown air is cooled by the second usage-side heat exchanger, and the blowing air and the like are heated by the first usage-side heat exchanger, thereby performing dehumidification heating of the air-conditioning target space. be able to.
  • the refrigerant flow switching unit may be configured to include an intermediate pressure side on-off valve that opens and closes the intermediate pressure refrigerant passage.
  • the heat pump cycle can be switched between the gas injection cycle and the normal cycle (one-stage compression cycle) by opening and closing the intermediate pressure refrigerant passage with the intermediate pressure side opening / closing valve.
  • the inventors of the present application prefer the normal cycle in which the intermediate pressure refrigerant passage is closed, rather than opening the intermediate pressure refrigerant passage and realizing the gas injection cycle. I found out.
  • the intermediate pressure side on-off valve opens the intermediate pressure refrigerant passage when both the first pressure reducing unit and the second pressure reducing unit are in the throttle state, and the first pressure reducing unit.
  • the intermediate pressure refrigerant passage may be closed when at least one of the second decompression portions is fully opened.
  • the intermediate pressure refrigerant passage is opened and the heat pump cycle is switched to the gas injection cycle, so that the coefficient of performance (COP) of the cycle can be improved.
  • COP coefficient of performance
  • the intermediate pressure refrigerant passage is closed and the heat pump cycle is switched to the normal cycle, so that useless energy consumption of the compressor can be reduced.
  • the intermediate pressure refrigerant passage is closed and the heat pump cycle is switched to the normal cycle. Therefore, it is necessary to consider the change in the heat radiation amount of the indoor condenser due to the change in the flow rate of the refrigerant flowing through the intermediate pressure refrigerant passage. Therefore, the temperature of the blown air can be adjusted appropriately.
  • the intermediate pressure side opening / closing valve corresponds to the differential pressure across the decompression unit that is fully opened during the dehumidifying heating operation mode, among the first decompression unit and the second decompression unit.
  • You may comprise the differential pressure
  • the intermediate pressure side on-off valve is configured with a differential pressure on-off valve that opens and closes in conjunction with the decompression section that is fully opened in the dehumidifying and heating operation mode, the switching between the gas injection cycle and the normal cycle is simplified. And can be realized by the control method.
  • one of the first pressure reducing unit and the second pressure reducing unit is configured by a variable throttle mechanism capable of changing the throttle opening, and the third pressure reducing unit.
  • a variable throttle mechanism capable of changing the throttle opening
  • the other decompression part of the first decompression part and the second decompression part is fully opened, and further to the air conditioning target space
  • the throttle opening of one decompression unit may be changed to be reduced, and the throttle opening of the third decompression unit may be changed to be increased.
  • the first usage side It is possible to appropriately adjust the heat dissipation amount of the refrigerant in the heat exchanger and the heat absorption amount of the refrigerant in the second usage-side heat exchanger.
  • the heat pump cycle of the seventh example of the present disclosure may be applied to a configuration in which the intermediate pressure refrigerant passage is closed by the intermediate pressure side opening / closing valve in the dehumidifying heating operation mode.
  • At least one of the first decompression unit and the second decompression unit is a fixed throttle with a fixed throttle opening, and a fixed throttle that bypasses the fixed throttle and flows the refrigerant
  • a bypass passage and a passage opening / closing valve that opens and closes the bypass passage may be used.
  • the first pressure reducing unit is configured by a variable throttle mechanism that can change the throttle opening
  • the second pressure reducing unit is fixed at the throttle opening.
  • the fixed throttle, the fixed throttle bypass passage that flows the refrigerant around the fixed throttle, and the passage opening / closing valve that opens and closes the bypass passage may be used.
  • the first pressure reducing unit when the gas injection is realized in the heat pump cycle, the first pressure reducing unit causes the refrigerant flowing into the gas-liquid separation unit to reach a desired intermediate pressure.
  • the pressure can be reduced.
  • the second pressure reducing unit when adopting a fixed throttle as a component of the second pressure reducing unit, it is desirable to specifically adopt a nozzle or an orifice.
  • a fixed throttle In such a fixed throttle, the area of the throttle passage is suddenly reduced or expanded rapidly, so that the dryness of the refrigerant flowing into the fixed throttle and the change in the pressure difference between the upstream side and the downstream side (differential pressure between the inlet and outlet) and This is because it is easy to adjust the flow rate through the fixed throttle.
  • the second pressure reducing unit includes a fixed throttle that rapidly reduces or rapidly expands the throttle passage area.
  • an accumulator that separates the gas-liquid refrigerant flowing into the suction port of the compressor and causes the separated gas-phase refrigerant to flow out to the suction port side of the compressor.
  • the gas-liquid separation unit may be configured to allow the separated liquid-phase refrigerant to flow out from the liquid-phase refrigerant outlet without stagnation inside.
  • the gas-liquid separation unit is configured to flow the separated liquid-phase refrigerant out of the liquid-phase refrigerant outlet without retaining the liquid-phase refrigerant, the liquid-phase refrigerant separated by the gas-liquid separation unit is It is not used as a configuration for storing. Therefore, the physique of a gas-liquid separation part can be reduced in size, and the mounting property of the heat pump cycle which comprises a gas injection cycle can be improved.
  • the accumulator can function as a configuration for storing excess refrigerant, so that the cycle can be operated stably.
  • the accumulator is provided that separates the gas-liquid refrigerant flowing into the suction port of the compressor and flows the separated gas-phase refrigerant to the suction port side of the compressor.
  • the gas-liquid separation unit may include a liquid-phase refrigerant outlet that allows the liquid-phase refrigerant immediately after separation to flow out.
  • liquid phase refrigerant immediately after separation refers to a liquid phase refrigerant that is separated in the gas-liquid separation unit and has a velocity component in the direction of flowing out from the gas-liquid separation unit, or a gas refrigerant.
  • a liquid-phase refrigerant in which the force acting for liquid separation is greater than gravity for example, in the case of a centrifugal gas-liquid separator, the centrifugal force acting for gas-liquid separation is greater than gravity.
  • Liquid phase refrigerant a liquid phase refrigerant having only a velocity component that circulates in a predetermined space in the gas-liquid separator is not included.
  • an accumulator that separates the gas-liquid refrigerant flowing into the suction port of the compressor and flows the separated gas-phase refrigerant to the suction port side of the compressor.
  • the gas-liquid separation unit has a liquid-phase refrigerant outlet for allowing the liquid-phase refrigerant to flow out, and the internal volume of the gas-liquid separation unit is determined from the amount of refrigerant contained when the amount of refrigerant enclosed in the cycle is converted into the liquid phase.
  • the amount of refrigerant necessary for the cycle to exhibit its maximum capacity may be smaller than the surplus refrigerant volume obtained by subtracting the necessary maximum refrigerant volume when converted into the liquid phase.
  • the internal volume of the gas-liquid separation unit is smaller than the surplus refrigerant volume, the size of the gas-liquid separation unit is reduced and the mountability of the heat pump cycle constituting the gas injection cycle is improved. And the cycle can be operated stably.
  • the gas-liquid separator may be a centrifugal gas-liquid separator that separates the gas-liquid refrigerant by the action of centrifugal force.
  • a gas-liquid separation unit that causes the separated liquid-phase refrigerant to flow out from the liquid-phase refrigerant outlet without causing the liquid-phase refrigerant to stay inside
  • a gas-liquid separation unit that has a liquid-phase refrigerant outlet that causes the liquid-phase refrigerant immediately after separation to flow out
  • coolant volume is easily realizable.
  • Such a centrifugal gas-liquid separator is effective when applied to a heat pump cycle that is operated at a relatively high load because the gas-liquid separation performance increases as the flow rate of the refrigerant increases. is there.
  • the liquid-phase refrigerant outlet is disposed below the gas-phase refrigerant outlet that allows the gas-phase refrigerant separated by the gas-liquid separator to flow out. At the same time, a part of the gas-phase refrigerant may flow out together with the liquid-phase refrigerant. According to this, the liquid phase refrigerant can be efficiently discharged from the liquid phase refrigerant outlet by using the action of gravity and the back pressure of the gas phase refrigerant.
  • the liquid-phase refrigerant outlet is opened and closed by a float valve that is displaced according to the liquid level of the liquid-phase refrigerant in the gas-liquid separator. Also good. According to this, the liquid-phase refrigerant begins to accumulate inside the gas-liquid separation unit, and at the same time, the float valve opens the liquid-phase refrigerant outlet, so that the gas-liquid separation unit that does not substantially accumulate liquid-phase refrigerant inside is formed. realizable.
  • the gas-liquid separation unit may be a surface tension type gas-liquid separator that separates the gas-liquid of the refrigerant using the surface tension of the liquid-phase refrigerant.
  • a surface tension type gas-liquid separator is effective when applied to a heat pump cycle that is operated at a relatively low load because the gas-liquid separation performance increases as the flow rate of the refrigerant decreases. is there.
  • the dryness of the refrigerant flowing into the outdoor heat exchanger may be 0.1 or less.
  • coolant can be evaporated in an outdoor heat exchanger, and an endothermic effect can be exhibited reliably.
  • the first usage-side heat exchanger may be configured by a heat exchanger that exchanges heat between the high-pressure refrigerant discharged from the discharge port of the compressor and the blown air
  • the first usage-side heat exchanger is configured by a heat exchanger that exchanges heat with a heat medium for heating the blown air with the high-pressure refrigerant discharged from the discharge port of the compressor. May be.
  • the heat pump cycle of the twentieth example of the present disclosure may be configured to blow the blown air heated by the first use side heat exchanger to the air-conditioning target space in the heating operation mode.
  • the heat of the high-temperature and high-pressure refrigerant discharged from the discharge port of the compressor can be radiated to the blown air, so that the space to be air-conditioned can be reliably heated.
  • the heat pump cycle of the twenty-first example of the present disclosure includes a heat exchange capacity adjustment unit that adjusts the heat exchange capacity of the first usage-side heat exchanger, and performs heat exchange in the first usage-side heat exchanger during the cooling operation mode.
  • the capacity may be reduced, and the blown air cooled by the second usage-side heat exchanger may be blown into the air-conditioning target space.
  • the second usage-side heat exchanger is arranged on the upstream side of the blast air flow with respect to the first usage-side heat exchanger, and in the dehumidifying heating operation mode, The blown air cooled by the use side heat exchanger may be heated by the first use side heat exchanger and blown to the air-conditioning target space.
  • the drawing It is a whole block diagram which shows the refrigerant
  • (A) is an external appearance perspective view of the gas-liquid separator of 1st Embodiment,
  • (b) is a top view.
  • (A) And (b) is explanatory drawing explaining the action
  • (A) is a graph which shows the flow characteristic of the low stage side fixed restrictor comprised with a nozzle or an orifice
  • (b) is a graph which shows the flow characteristic of the low stage side fixed restrictor comprised with a capillary tube.
  • It is a Mollier diagram which shows the state of the refrigerant
  • (A) And (b) is a figure explaining the action
  • the heat pump cycle 10 of the present disclosure is applied to a vehicle air conditioner 1 for an electric vehicle that obtains driving force for vehicle traveling from a traveling electric motor.
  • the heat pump cycle 10 functions in the vehicle air conditioner 1 to cool or heat the vehicle interior air blown into the vehicle interior that is the air-conditioning target space.
  • the heat pump cycle 10 of the present embodiment has a refrigerant in a cooling operation mode for cooling the vehicle interior or a dehumidification heating operation mode (dehumidification operation mode) for heating while dehumidifying the vehicle interior, as shown in the overall configuration diagram of FIG.
  • the refrigerant circuit in the heating operation mode for heating the passenger compartment is configured to be switchable.
  • the heating operation mode normal heating is performed in the first heating mode (FIG. 2) that is executed when the outside air temperature is extremely low (for example, when it is 0 ° C. or lower). 2nd heating mode (FIG. 3) performed can be performed.
  • the refrigerant flow in each operation mode is indicated by solid arrows.
  • the heat pump cycle 10 employs an HFC refrigerant (specifically, R134a) as the refrigerant, and constitutes a vapor compression subcritical refrigeration cycle in which the high-pressure side refrigerant pressure does not exceed the critical pressure of the refrigerant.
  • HFC refrigerant specifically, R134a
  • coolants for example, R1234yf
  • the compressor 11 is disposed in the hood of the vehicle, and inhales, compresses and discharges the refrigerant in the heat pump cycle 10.
  • the compressor 11 includes two compression mechanisms, a low-stage compression mechanism and a high-stage compression mechanism, each of which is a fixed-capacity compression mechanism, and both of the compression mechanisms.
  • This is a two-stage boosting type electric compressor configured to accommodate an electric motor that is driven to rotate.
  • a suction port 11a that sucks low-pressure refrigerant from the outside of the housing into the low-stage compression mechanism, and an intermediate pressure where intermediate-pressure refrigerant flows from the outside of the housing into the housing and merges with the refrigerant in the compression process.
  • a pressure port 11b and a discharge port 11c for discharging the high-pressure refrigerant discharged from the high-stage compression mechanism to the outside of the housing are provided.
  • the intermediate pressure port 11b is connected to the refrigerant discharge port side of the low-stage compression mechanism (that is, the refrigerant suction port side of the high-stage compression mechanism).
  • the low-stage compression mechanism that is, the refrigerant suction port side of the high-stage compression mechanism.
  • Various types such as a scroll type compression mechanism, a vane type compression mechanism, and a rolling piston type compression mechanism can be adopted as the low stage side compression mechanism and the high stage side compressor.
  • the electric motor has its operation (rotation speed) controlled by a control signal output from an air conditioning controller 40 (ECU), which will be described later, and may adopt either an AC motor or a DC motor. And the refrigerant
  • ECU air conditioning controller 40
  • the compressor 11 which accommodated two compression mechanisms in one housing is employ
  • adopted the format of a compressor is not limited to this.
  • one fixed capacity type compression mechanism and an electric motor that rotationally drives the compression mechanism are provided inside the housing.
  • An electric compressor configured to house a motor may be used.
  • the refrigerant inlet side of the indoor condenser 12 is connected to the discharge port 11 c of the compressor 11.
  • the indoor condenser 12 is disposed in an air conditioning case 31 of an indoor air conditioning unit 30 of the vehicle air conditioner 1 to be described later, and dissipates high-pressure refrigerant discharged from the compressor 11 (specifically, a high-stage compression mechanism).
  • a radiator first use side heat exchanger that heats the air blown into the passenger compartment that has passed through the indoor evaporator 23 described later.
  • a high stage side expansion valve 13 as a high stage side pressure reducing part (first pressure reducing part) capable of reducing the pressure of the high pressure refrigerant flowing out of the indoor condenser 12 until it becomes an intermediate pressure refrigerant.
  • the inlet side is connected.
  • the high-stage expansion valve 13 is an electric type that includes a valve body that can change the throttle opening degree and an electric actuator that includes a stepping motor that changes the throttle opening degree of the valve body. This is a variable aperture mechanism.
  • the high stage side expansion valve 13 is configured to be able to be set to a throttling state that exerts a pressure reducing action and a fully open state that does not exert a pressure reducing action. More specifically, in the high stage side expansion valve 13, when the refrigerant is depressurized, the throttle opening is changed in a range where the throttle passage area has an equivalent diameter ⁇ 0.5 to ⁇ 3 mm. Furthermore, when the throttle opening is fully opened, the throttle passage area can be ensured to have an equivalent diameter of about 10 mm so that the refrigerant decompression action is not exhibited. Further, the refrigerant flow path from the outdoor heat exchanger 20 to the indoor evaporator 23 can be closed by closing the throttle opening. The operation of the high stage side expansion valve 13 is controlled by a control signal output from the air conditioning control device 40.
  • a gas-liquid separator as a gas-liquid separator that separates the gas-liquid of the intermediate pressure refrigerant that flows out of the indoor condenser 12 and is decompressed by the high-stage expansion valve 13.
  • 14 refrigerant inflow ports 14b are connected.
  • This gas-liquid separator 14 is of a centrifugal separation type that separates the gas-liquid refrigerant by the action of centrifugal force.
  • FIGS. 4 (a) and 4 (b) The detailed configuration of the gas-liquid separator 14 will be described with reference to FIGS. 4 (a) and 4 (b).
  • 4A is a schematic external perspective view of the gas-liquid separator 14
  • FIG. 4B is a top view as seen from above the gas-liquid separator 14.
  • the up and down arrows in FIGS. 4A and 4B indicate the up and down directions when the gas-liquid separator 14 is mounted on the vehicle air conditioner 1. The same applies to other drawings.
  • the gas-liquid separator 14 of the present embodiment includes a substantially hollow bottomed cylindrical (circular cross section) main body portion 14a extending in the vertical direction, a refrigerant inlet port 14b in which a refrigerant inlet port 14e for allowing intermediate pressure refrigerant to flow is formed, A liquid-phase refrigerant formed with a gas-phase refrigerant outlet port 14c formed with a gas-phase refrigerant outlet 14f through which the separated gas-phase refrigerant flows out, and a liquid-phase refrigerant outlet 14g with which the separated liquid-phase refrigerant flows out. It has an outflow port 14d and the like.
  • the diameter of the main body portion 14a is set to be 1.5 times or more and 3 times or less the diameter of the refrigerant pipe connected to each of the inflow / outflow ports 14b to 14d. As a miniaturization.
  • the internal volume of the gas-liquid separator 14 (specifically, the main body portion 14a) of the present embodiment is determined from the encapsulated refrigerant volume when the amount of refrigerant encapsulated in the cycle is converted to the liquid phase, Is set to be smaller than the surplus refrigerant volume obtained by subtracting the maximum refrigerant volume required when the refrigerant quantity necessary for exhibiting the maximum capacity is converted into the liquid phase.
  • the internal volume of the gas-liquid separator 14 of the present embodiment is a volume that cannot substantially store surplus refrigerant even when a load fluctuation occurs in the cycle and the refrigerant circulation flow rate circulating in the cycle fluctuates. It has become.
  • the refrigerant inflow port 14b is connected to the cylindrical side surface of the main body portion 14a, and as shown in FIG. 4B, when the gas-liquid separator 14 is viewed from above, the cross-sectional circular shape of the main body portion 14a. It is comprised by the refrigerant
  • the gas-phase refrigerant outflow port 14c is connected to the axially upper end surface (upper surface) of the main body portion 14a, and is constituted by a refrigerant pipe extending coaxially with the main body portion 14a over the inside and outside of the main body portion 14a. Furthermore, the gas-phase refrigerant outlet 14f is formed at the upper end of the gas-phase refrigerant outflow port 14c, while the lower end is on the lower side of the connection between the refrigerant inflow port 14b and the main body 14a. It is positioned.
  • the liquid-phase refrigerant outflow port 14d is connected to the lower end surface (bottom surface) in the axial direction of the main body portion 14a, and is configured by a refrigerant pipe extending coaxially with the main body portion 14a from the main body portion 14a downward. Yes. Furthermore, the liquid phase refrigerant outlet 14g is formed at the lower end of the liquid phase refrigerant outlet port 14d.
  • the refrigerant flowing in from the refrigerant inlet 14e of the refrigerant inlet port 14b swirls along the cylindrical inner wall surface of the main body portion 14a, and the gas-liquid refrigerant is separated by the action of the centrifugal force generated by the swirling flow. The Further, the separated liquid refrigerant falls to the lower side of the main body portion 14a by the action of gravity.
  • the separated and dropped liquid-phase refrigerant flows out from the liquid-phase refrigerant outlet 14g of the liquid-phase refrigerant outlet port 14d, and the separated gas-phase refrigerant flows out of the gas-phase refrigerant outlet port 14c. It flows out from 14f. 4A shows an example in which the lower end surface (bottom surface) in the axial direction of the main body portion 14a is formed in a disc shape, but the lower portion of the main body portion 14a is gradually lowered toward the lower side. It is possible to form a taper shape with a reduced diameter, and connect the liquid-phase refrigerant outflow port 14d to the lowest portion of the taper shape.
  • intermediate pressure port 11b of the compressor 11 is connected to the gas phase refrigerant outlet port 14c of the gas-liquid separator 14 through the intermediate pressure refrigerant passage 15 as shown in FIGS.
  • An intermediate pressure side opening / closing valve 16 a is disposed in the intermediate pressure refrigerant passage 15.
  • the intermediate pressure side opening / closing valve 16 a is an electromagnetic valve that opens and closes the intermediate pressure refrigerant passage 15, and its operation is controlled by a control signal output from the air conditioning control device 40.
  • the intermediate pressure side opening / closing valve 16a is a check that allows only the refrigerant to flow from the gas phase refrigerant outlet of the gas-liquid separator 14 to the intermediate pressure port 11b side of the compressor 11 when the intermediate pressure refrigerant passage 15 is opened. It also functions as a valve. This prevents the refrigerant from flowing back from the compressor 11 side to the gas-liquid separator 14 when the intermediate pressure side opening / closing valve 16a opens the intermediate pressure refrigerant passage 15.
  • the intermediate pressure side on-off valve 16a functions to switch the cycle configuration (refrigerant flow path) by opening and closing the intermediate pressure refrigerant passage 15. Therefore, the intermediate pressure side on-off valve 16a of the present embodiment constitutes a refrigerant flow switching unit that switches the refrigerant flow path of the refrigerant circulating in the cycle.
  • the intermediate pressure side on-off valve 16a of the present embodiment is configured to open and close the intermediate pressure refrigerant passage 15 in conjunction with the state (throttle state, fully open state) of a low-stage side pressure reducing unit described later.
  • the intermediate pressure side on / off valve 16a has an intermediate position when the low pressure side on / off valve 16b of the low stage pressure reducing section is closed and the low stage pressure reducing section is in the throttle state.
  • the pressure refrigerant passage 15 is configured to be opened.
  • the intermediate pressure side on-off valve 16a has an intermediate pressure refrigerant passage when the low pressure side on / off valve 16b of the low stage side pressure reducing part is opened and the low stage side pressure reducing part is fully opened. 15 is configured to close.
  • 5A shows the operation when the intermediate pressure side on / off valve 16a is opened
  • FIG. 5B shows the operation when the intermediate pressure side on / off valve 16a is closed.
  • the liquid-phase refrigerant outflow port 14d of the gas-liquid separator 14 is connected to the inlet side of a low-stage decompression section (second decompression section) capable of decompressing the liquid-phase refrigerant that has flowed out of the gas-liquid separator 14.
  • the refrigerant inlet side of the outdoor heat exchanger 20 is connected to the outlet side of the stage side decompression unit.
  • the low-stage decompression unit of the present embodiment includes a low-stage fixed throttle 17 that decompresses the liquid-phase refrigerant separated by the gas-liquid separator 14 until it becomes a low-pressure refrigerant, and the liquid separated by the gas-liquid separator 14.
  • a fixed throttle bypass passage 18 that bypasses the low-stage side fixed throttle 17 to the outdoor heat exchanger 20 side, and a low-pressure side open / close valve 16b as a passage open / close valve that opens and closes the fixed throttle bypass passage 18 Configured.
  • the basic configuration of the low pressure side on / off valve 16b is the same as that of the intermediate pressure side on / off valve 16a, and is an electromagnetic valve whose opening / closing operation is controlled by a control voltage output from the air conditioning control device 40.
  • the pressure loss that occurs when the refrigerant passes through the low-pressure side on-off valve 16 b is extremely small with respect to the pressure loss that occurs when the refrigerant passes through the low-stage side fixed throttle 17. Therefore, the refrigerant flowing out of the indoor condenser 12 flows into the outdoor heat exchanger 20 via the fixed throttle bypass passage 18 side when the low pressure side opening / closing valve 16b is open, and the low pressure side opening / closing valve 16b is closed. If it is, it flows into the outdoor heat exchanger 20 through the low stage side fixed throttle 17.
  • the low-stage decompression unit can be changed between a throttle state that exhibits a decompression action and a fully open state that does not exhibit a decompression action by opening and closing the low-pressure side on-off valve 16b.
  • the low-pressure side opening / closing valve 16b is connected to the liquid-phase refrigerant outlet port 14d outlet side of the gas-liquid separator 14 and the low-stage fixed throttle 17 inlet side, and the liquid-phase refrigerant outlet port 14d outlet side and the fixed throttle.
  • An electric three-way valve or the like that switches the refrigerant circuit connecting the bypass passage 18 inlet side may be employed.
  • a nozzle or orifice having a fixed throttle opening can be employed as the low stage side fixed throttle 17.
  • fixed throttles such as nozzles and orifices
  • the throttle passage area suddenly shrinks or expands rapidly, so that the flow rate of refrigerant passing through the fixed throttle as the pressure difference between the upstream side and downstream side (differential pressure between the inlet and outlet) changes.
  • the dryness X of the refrigerant on the upstream side of the low stage side fixed throttle 17 can be self-adjusted (balanced).
  • the refrigerant in the outdoor heat exchanger 20 is used when the outdoor heat exchanger 20 functions as an evaporator that exerts an endothermic effect on the refrigerant.
  • the endothermic amount (refrigeration capacity) decreases and the coefficient of performance (COP) of the cycle deteriorates.
  • FIG. 6 (a) is a flow rate characteristic diagram (throttle characteristic diagram) of the low stage fixed throttle 17 of the present embodiment, and shows the dryness X of the refrigerant on the upstream side of the low stage fixed throttle 17 in the heating operation mode. The change of the refrigerant circulation flow rate Q is shown.
  • the refrigerant circulation flow rate Q and the differential pressure between the inlet and outlet of the low-stage fixed throttle 17 change within a range that is assumed when a load fluctuation occurs in the heat pump cycle 10.
  • the dryness X of the refrigerant on the upstream side of the low stage side fixed throttle 17 is adjusted to 0.1 or less.
  • a capillary tube other than the nozzle and the orifice can be adopted as the low stage side fixed throttle 17, but it is preferable to adopt the nozzle and the orifice as the low stage side fixed throttle 17 for the following reasons.
  • FIG. 6B is a flow characteristic diagram (throttle characteristic diagram) when a capillary tube is adopted as the low stage fixed throttle 17, and the dryness X of the refrigerant on the upstream side of the low stage fixed throttle 17 in the heating operation mode.
  • coolant circulation flow rate Q with respect to is shown.
  • the capillary tube has a smaller change in the refrigerant circulation flow rate Q with respect to the dryness X of the refrigerant on the upstream side of the low stage side fixed throttle 17 than the nozzle or orifice, and the low stage side fixed throttle 17.
  • the dryness of the upstream refrigerant tends to increase.
  • the refrigerant circulation flow rate Q and the differential pressure between the inlet and outlet of the low stage side fixed throttle 17 change within the range assumed when a load fluctuation occurs in the heat pump cycle 10.
  • the outdoor heat exchanger 20 is disposed in the bonnet, and exchanges heat between the low-pressure refrigerant circulating inside and the outside air blown from the blower fan 21.
  • the outdoor heat exchanger 20 functions as an evaporator that evaporates the low-pressure refrigerant and exerts an endothermic effect in the first and second heating modes, and dissipates the high-pressure refrigerant in the cooling operation mode and the like. It is a heat exchanger that functions as a radiator.
  • the refrigerant outlet side of the outdoor heat exchanger 20 is connected to the refrigerant inlet side of the cooling expansion valve 22 as a third decompression unit.
  • the cooling expansion valve 22 depressurizes the refrigerant flowing out of the outdoor heat exchanger 20 during the cooling operation mode and the like, and depressurizes the refrigerant flowing into the indoor evaporator 23.
  • the basic configuration of the cooling expansion valve 22 is the same as that of the high-stage expansion valve 13, and its operation is controlled by a control signal output from the air conditioning control device 40.
  • the refrigerant inlet side of the indoor evaporator 23 is connected to the outlet side of the cooling expansion valve 22.
  • the indoor evaporator 23 is disposed in the air conditioning case 31 of the indoor air conditioning unit 30 on the upstream side of the air flow in the vehicle interior of the indoor condenser 12 and circulates in the dehumidifying and heating operation mode or the like in the cooling operation mode. It is an evaporator (second utilization side heat exchanger) that cools the air blown into the passenger compartment by evaporating the refrigerant and exhibiting an endothermic effect.
  • the inlet side of the accumulator 24 is connected to the outlet side of the indoor evaporator 23.
  • the accumulator 24 is a low-pressure side gas-liquid separator that separates the gas-liquid refrigerant flowing into the accumulator 24 and stores excess refrigerant.
  • the suction port 11 a of the compressor 11 is connected to the gas phase refrigerant outlet of the accumulator 24. Therefore, the indoor evaporator 23 is connected so as to flow out to the suction port 11 a side of the compressor 11.
  • an expansion valve bypass passage that guides the refrigerant flowing out of the outdoor heat exchanger 20 to the inlet side of the accumulator 24 by bypassing the cooling expansion valve 22 and the indoor evaporator 23. 25 is connected.
  • the expansion valve bypass passage 25 is provided with a cooling on-off valve 16c for opening and closing the expansion valve bypass passage 25.
  • the basic configuration of the cooling on / off valve 16c is the same as that of the intermediate pressure side on / off valve 16a, and is an electromagnetic valve whose opening / closing operation is controlled by a control voltage output from the air conditioning control device 40. Further, the pressure loss that occurs when the refrigerant passes through the cooling on-off valve 16 c is extremely small compared to the pressure loss that occurs when the refrigerant passes through the cooling expansion valve 22.
  • the cooling on-off valve 16c of the present embodiment constitutes a refrigerant flow switching unit together with the intermediate pressure side on-off valve 16a.
  • the indoor air conditioning unit 30 is arranged inside the instrument panel (instrument panel) at the foremost part of the vehicle interior, forms an outer shell of the indoor air conditioning unit 30, and is blown into the vehicle interior in the vehicle interior.
  • the air-conditioning case 31 that forms the air passage is provided.
  • the air blower 32, the above-mentioned indoor condenser 12, the indoor evaporator 23, etc. are accommodated in this air passage.
  • Inside / outside air switching device 33 for switching and introducing vehicle interior air (inside air) and outside air is arranged on the most upstream side of the air flow of air conditioning case 31.
  • the inside / outside air switching device 33 continuously adjusts the opening area of the inside air introduction port for introducing the inside air into the air conditioning case 31 and the outside air introduction port for introducing the outside air by the inside / outside air switching door, so that the air volume and the outside air are adjusted.
  • the air volume ratio with the air volume is continuously changed.
  • a blower 32 that blows the air sucked through the inside / outside air switching device 33 toward the vehicle interior is arranged on the downstream side of the air flow of the inside / outside air switching device 33.
  • the blower 32 is an electric blower that drives a centrifugal multiblade fan (sirocco fan) with an electric motor, and the number of rotations (air flow rate) is controlled by a control voltage output from the air conditioning control device 40.
  • the indoor evaporator 23 and the indoor condenser 12 are arranged in the order of the indoor evaporator 23 ⁇ the indoor condenser 12 with respect to the flow of the air blown into the vehicle interior.
  • the indoor evaporator 23 is disposed on the upstream side of the air flow with respect to the indoor condenser 12.
  • a bypass passage 35 is provided in the air conditioning case 31 to flow the blown air after passing through the indoor evaporator 23, bypassing the indoor condenser 12, on the downstream side of the air flow of the indoor evaporator 23.
  • the air mix door 34 is arrange
  • the air mix door 34 adjusts the air volume ratio between the air volume that passes through the indoor condenser 12 and the air volume that passes through the bypass passage 35 in the blown air that has passed through the indoor evaporator 23, and the heat of the indoor condenser 12. It is a heat exchange capacity adjustment unit that adjusts the exchange capacity.
  • the air mix door 34 is driven by a servo motor (not shown) whose operation is controlled by a control signal output from the air conditioning controller 40.
  • a merging space 36 in which the indoor blast air merges is provided.
  • an opening hole for blowing the blown air merged in the merge space 36 into the vehicle interior which is a space to be cooled is arranged.
  • a defroster opening hole 37a that blows conditioned air toward the inner surface of the vehicle front window glass
  • a face opening hole 37b that blows conditioned air toward the upper body of the passenger in the vehicle interior
  • the foot opening hole 37c which blows air-conditioning wind toward is provided.
  • the temperature of the blown air in the merging space 36 is adjusted by adjusting the air volume ratio between the air volume that the air mix door 34 passes through the indoor condenser 12 and the air volume that passes through the bypass passage.
  • the air mix door 34 is driven by a servo motor (not shown) whose operation is controlled by a control signal output from the air conditioning controller 40.
  • the opening areas of the defroster door 38a and the face opening hole 37b for adjusting the opening area of the defroster opening hole 37a are adjusted.
  • a foot door 38c for adjusting the opening area of the face door 38b and the foot opening hole 37c is disposed.
  • the defroster door 38a, the face door 38b, and the foot door 38c constitute an opening hole mode switching unit that switches the opening hole mode.
  • the defroster door 38a, the face door 38b, and the foot door 38c are controlled by a control signal output from the air conditioning controller 40 via a link mechanism or the like. It is driven by a servo motor (not shown) whose operation is controlled.
  • the air flow downstream side of the defroster opening hole 37a, the face opening hole 37b, and the foot opening hole 37c is respectively connected to a face air outlet, a foot air outlet, and a defroster air outlet provided in the vehicle interior via ducts that form air passages. Connected to the exit.
  • the air conditioning control device 40 is composed of a well-known microcomputer including a CPU, ROM, RAM, etc. and its peripheral circuits, and performs various calculations and processing based on an air conditioning control program stored in the ROM, and is connected to the output side.
  • the operation of the various air conditioning control devices (the compressor 11, the high stage side expansion valve 13, the low pressure side opening / closing valve 16b of the low stage side decompression unit, the refrigerant flow switching units 16a and 16c, the blower 32, etc.) is controlled.
  • an inside air sensor that detects the temperature inside the vehicle
  • an outside air sensor that detects the outside air temperature
  • a solar radiation sensor that detects the amount of solar radiation in the vehicle interior
  • the temperature of air blown from the indoor evaporator 23 Various air conditioners such as an evaporator temperature sensor for detecting an evaporator temperature), a discharge pressure sensor for detecting a high-pressure refrigerant pressure discharged from the compressor 11, and a suction pressure sensor for detecting a suction refrigerant pressure sucked into the compressor 11.
  • a control sensor group 41 is connected.
  • an operation panel (not shown) disposed near the instrument panel in the front of the passenger compartment is connected to the input side of the air conditioning control device 40, and operation signals from various air conditioning operation switches provided on the operation panel are input.
  • various air conditioning operation switches provided on the operation panel include an operation switch of the vehicle air conditioner 1, a vehicle interior temperature setting switch for setting the vehicle interior temperature, a selection switch between the cooling operation mode and the heating operation mode, and the like. Is provided.
  • the air-conditioning control device 40 is configured integrally with a control unit that controls the operation of various air-conditioning control devices connected to the output side of the air-conditioning control device 40.
  • the configuration (hardware) controls the operation of each control target device.
  • Software and software constitutes a control unit that controls the operation of each control target device.
  • the configuration (hardware and software) that controls the operation of the electric motor of the compressor 11 constitutes the discharge capacity control unit
  • Hardware and software) constitutes the refrigerant flow path control unit.
  • the discharge capacity control unit and the refrigerant flow path control unit may be configured as separate control devices for the air conditioning control device 40.
  • the operation of the vehicle air conditioner 1 of the present embodiment having the above configuration will be described.
  • switching to the cooling operation mode for cooling the passenger compartment, the heating operation mode for heating the passenger compartment, and the dehumidifying heating mode for heating while dehumidifying the passenger compartment is performed. it can.
  • the operation in each operation mode will be described below.
  • Cooling operation mode The cooling operation mode is started when the operation switch of the operation panel is turned on (ON) and the cooling operation mode is selected by the selection switch.
  • the air-conditioning control device 40 sets the high-stage expansion valve 13 to a fully open state that does not exert a pressure reducing action, sets the cooling expansion valve 22 to a throttled state that exerts a pressure reducing action, and closes the cooling on-off valve 16c. State.
  • the low-pressure side opening / closing valve 16b is opened, the low-stage pressure reducing unit is fully opened without exerting a pressure reducing action, and the intermediate pressure-side opening / closing valve 16a is closed in conjunction with the state of the low-pressure side opening / closing valve 16b.
  • the heat pump cycle 10 is switched to the refrigerant
  • the air conditioning control device 40 reads the detection signal of the air conditioning control sensor group 41 and the operation signal of the operation panel. And the target blowing temperature TAO which is the target temperature of the blowing air which blows off into a vehicle interior is calculated based on the value of a detection signal and an operation signal. Furthermore, based on the calculated target blowing temperature TAO and the detection signal of the sensor group, the operating states of various air conditioning control devices connected to the output side of the air conditioning control device 40 are determined.
  • the refrigerant discharge capacity of the compressor 11, that is, the control signal output to the electric motor of the compressor 11 is determined as follows. First, the target evaporator outlet temperature TEO of the indoor evaporator 23 is determined based on the target outlet temperature TAO with reference to a control map stored in the air conditioning controller 40 in advance.
  • the blowing air temperature from the indoor evaporator 23 is determined using a feedback control method.
  • a control signal output to the electric motor of the compressor 11 is determined so as to approach the target evaporator outlet temperature TEO.
  • the supercooling degree of the refrigerant flowing into the cooling expansion valve 22 approaches the target supercooling degree determined in advance so that the COP approaches a substantially maximum value.
  • the air mix door 34 closes the air passage of the indoor condenser 12, and the total flow rate of the blown air after passing through the indoor evaporator 23 is the bypass passage 35. Is determined to pass.
  • control signals determined as described above are output to various air conditioning control devices.
  • the above detection signal and operation signal are read at every predetermined control cycle ⁇ the target blowout temperature TAO is calculated ⁇ the operating states of various air conditioning control devices are determined -> Control routines such as control voltage and control signal output are repeated. Such a control routine is repeated in the other operation modes.
  • the high-pressure refrigerant (point a 6 in FIG. 7) discharged from the discharge port 11 c of the compressor 11 flows into the indoor condenser 12. To do.
  • the air mix door 34 closes the air passage of the indoor condenser 12
  • the refrigerant flowing into the indoor condenser 12 flows out of the indoor condenser 12 without radiating heat to the vehicle interior air. Go.
  • the refrigerant that has flowed out of the indoor condenser 12 flows in the order of the high-stage expansion valve 13 ⁇ the gas-liquid separator 14 ⁇ the low-pressure side on-off valve 16 b and flows into the outdoor heat exchanger 20. More specifically, the refrigerant that has flowed out of the indoor condenser 12 flows out almost without being depressurized by the high stage side expansion valve 13 because the high stage side expansion valve 13 is fully open, and is separated into gas and liquid. It flows into the gas-liquid separator 14 from the refrigerant inflow port 14 b of the condenser 14.
  • the throttle opening degree of the cooling expansion valve 22 is determined so that the supercooling degree of the refrigerant flowing into the cooling expansion valve 22 approaches the target supercooling degree.
  • the refrigerant flowing into the liquid phase is in a liquid phase state having a degree of supercooling. Accordingly, the gas-liquid separator 14 does not separate the gas-liquid refrigerant, and the liquid-phase refrigerant flows out from the liquid-phase refrigerant outflow port 14d. Furthermore, since the intermediate pressure side on-off valve 16a is in the closed state, the liquid phase refrigerant does not flow out from the gas phase refrigerant outflow port 14c.
  • the refrigerant that has flowed out of the outdoor heat exchanger 20 is isoenthalpy until it flows into the cooling expansion valve 22 that is in a throttled state and becomes a low-pressure refrigerant. reduced pressure is expanded to (b 6 points in FIG. 7 ⁇ c 6 points).
  • the low-pressure refrigerant decompressed by the cooling expansion valve 22 flows into the indoor evaporator 23, and absorbs heat from the air in-room air blown from the blower 32 to evaporate (c 6 points in FIG. 7 ⁇ d 6 points ). Thereby, vehicle interior blowing air is cooled.
  • the refrigerant flowing out of the indoor evaporator 23 flows into the accumulator 24 and is separated into gas and liquid.
  • the separated gas-phase refrigerant is compressed again in the order of inhaled by the low-stage compression mechanism ⁇ the high-stage compression mechanism from the intake port 11a of the compressor 11 (e 6 points in FIG. 7) (Fig. 7 e 6 points ⁇ a1 6 points ⁇ a 6 points).
  • the separated liquid-phase refrigerant is stored in the accumulator 24 as surplus refrigerant that is not necessary for exhibiting the refrigerating capacity required for the cycle.
  • the high stage side expansion valve 13 ⁇ the gas-liquid separator in which the refrigerant flowing out from the indoor condenser 12 which is the first use side heat exchanger is fully opened.
  • 14 Lower-stage decompression section in the fully open state ⁇ Outdoor heat exchanger 20 ⁇ Cooling expansion valve 22 as the third decompression section ⁇ Indoor evaporator 23 as the second utilization side heat exchanger.
  • both the high-stage side expansion valve 13 and the low-stage side pressure reducing section are in a fully opened state that does not exhibit a pressure reducing action.
  • the intermediate pressure side opening / closing valve 16a is opened and the gas injection cycle is realized, the gas-phase refrigerant discharged from the discharge port 11c of the compressor 11 is changed to the indoor condenser 12 ⁇ intermediate pressure refrigerant passage 15 ⁇ intermediate pressure.
  • the intermediate pressure side on-off valve 16a is closed in the cooling operation mode.
  • heating operation mode is demonstrated.
  • the first heating mode and the second heating mode can be executed as the heating operation mode.
  • the heating operation mode is started when the heating operation mode is selected by the selection switch while the operation switch of the vehicle air conditioner is turned on.
  • the air conditioning control device 40 reads the detection signal of the air conditioning control sensor group 41 and the operation signal of the operation panel, and the refrigerant discharge capacity of the compressor 11 (the rotation speed of the compressor 11). To decide. Further, the first heating mode or the second heating mode is executed according to the determined rotation speed.
  • (B) -1 First Heating Mode
  • the air-conditioning control device 40 brings the high stage side expansion valve 13 into the throttled state, the cooling expansion valve 22 into the fully closed state, and the cooling on-off valve 16c into the open state.
  • the low-pressure side opening / closing valve 16b is closed, the low-stage pressure reducing section is set to a throttle state that exerts a pressure reducing action, and the intermediate pressure-side opening / closing valve 16a is opened in conjunction with the state of the low-pressure side opening / closing valve 16b.
  • the heat pump cycle 10 is switched to the refrigerant
  • the air-conditioning control device 40 reads the detection signal of the air-conditioning control sensor group 41 and the operation signal of the operation panel, as in the cooling operation mode, and the target blowing temperature TAO and the sensor group. Based on this detection signal, the operating states of various air conditioning control devices connected to the output side of the air conditioning control device 40 are determined.
  • the control signal output to the high stage expansion valve 13 is set so that the throttle opening of the high stage expansion valve 13 becomes a predetermined opening for the first heating mode. It is determined. Regarding the control signal output to the servo motor of the air mix door 34, the air mix door 34 closes the bypass passage 35, and the entire flow rate of the blown air after passing through the indoor evaporator 23 passes through the indoor condenser 12. To be determined.
  • the high-pressure refrigerant discharged from the discharge port 11c of compressor 11 (a 7-point in FIG. 8) into the indoor condenser 12 Inflow.
  • the refrigerant that has flowed into the indoor condenser 12 exchanges heat with the vehicle interior blown air that has been blown from the blower 32 and passed through the indoor evaporator 23, and dissipates heat (points a 7 ⁇ b 7 in FIG. 8). Thereby, vehicle interior blowing air is heated.
  • the refrigerant flowing out from the indoor condenser 12 is decompressed and expanded in an enthalpy manner until it becomes an intermediate-pressure refrigerant in the throttled high-stage expansion valve 13 (b 7 ⁇ c 17 in FIG. 8). Then, the intermediate-pressure refrigerant decompressed by the high stage side expansion valve 13 is gas-liquid separated by the gas-liquid separator 14 (c 7 ⁇ c 2 7 points, c 7 ⁇ c 3 7 points in FIG. 8).
  • the gas-phase refrigerant separated by the gas-liquid separator 14 flows into the intermediate pressure port 11b of the compressor 11 through the intermediate pressure refrigerant passage 15 because the intermediate pressure side opening / closing valve 16a is in the open state. (C2 7 ⁇ 7 points in FIG. 8), the refrigerant discharged from the low-stage compression mechanism (a1 7 points in FIG. 8) joins and is sucked into the high-stage compression mechanism.
  • the liquid refrigerant separated by the gas-liquid separator 14 is decompressed until it becomes a low-pressure refrigerant in the low-stage depressurization section because the low-stage depressurization section is in a throttled state, and flows outside. It flows into the heat exchanger 20.
  • the low-pressure side opening / closing valve 16b is closed in the low-stage decompression section, it is decompressed and expanded in an enthalpy manner until it flows into the low-stage fixed throttle 17 and becomes low-pressure refrigerant (FIG. 8). C3 7 ⁇ c4 7 points).
  • the refrigerant that has flowed out of the low-stage-side fixed throttle 17 flows into the outdoor heat exchanger 20 and absorbs heat by exchanging heat with the outside air blown from the blower fan 21 (c4 7 point ⁇ d 7 point in FIG. 8).
  • the refrigerant that has flowed out of the outdoor heat exchanger 20 flows into the accumulator 24 through the expansion valve bypass passage 25 and is separated into gas and liquid because the cooling on-off valve 16c is in the open state.
  • the separated gas-phase refrigerant is again compressed is sucked from the suction port 11a of the compressor 11 (e 7 points in FIG. 8).
  • the separated liquid-phase refrigerant is stored in the accumulator 24 as surplus refrigerant that is not necessary for exhibiting the refrigerating capacity required for the cycle.
  • the heat of the refrigerant discharged from the compressor 11 by the indoor condenser 12 is dissipated to the vehicle interior blown air, and the heated room blown air is blown out into the vehicle interior. it can. Thereby, heating of a vehicle interior is realizable.
  • the low-pressure refrigerant decompressed by the low stage side fixed throttle 17 is sucked from the suction port 11a of the compressor 11, and the intermediate pressure refrigerant decompressed by the high stage side expansion valve 13 is intermediate pressure.
  • a gas injection cycle (economizer-type refrigeration cycle) that flows into the port 11b and merges with the refrigerant in the pressure increasing process can be configured.
  • the compression efficiency of the high-stage compression mechanism can be improved, and both the low-stage compression mechanism and the high-stage compression mechanism can be improved.
  • the pressure difference between the suction refrigerant pressure and the discharge refrigerant pressure it is possible to improve the compression efficiency of both compression mechanisms.
  • the COP of the heat pump cycle 10 as a whole can be improved.
  • the high-stage expansion valve 13 in which the refrigerant flowing out from the indoor condenser 12 that is the first usage-side heat exchanger is in a throttling state is separated from the gas-liquid separation.
  • the gas-phase refrigerant separated by the gas-liquid separator 14 is passed through the intermediate pressure refrigerant passage 15 ⁇ compressor 11 in the order of the condenser 14 ⁇ the low-stage decompression section in the throttle state ⁇ the outdoor heat exchanger 20 ⁇ the accumulator 24. It flows into the intermediate pressure port 11b.
  • (B) -2 Second Heating Mode Next, the second heating mode will be described.
  • the air-conditioning control device 40 brings the high stage side expansion valve 13 into a throttled state that exerts a pressure reducing action, the cooling expansion valve 22 is fully closed, and the cooling on-off valve 16c is turned on. Open the valve.
  • the low-pressure side opening / closing valve 16b is opened, the low-stage pressure reducing unit is fully opened without exerting a pressure reducing action, and the intermediate pressure-side opening / closing valve 16a is closed in conjunction with the state of the low-pressure side opening / closing valve 16b.
  • the heat pump cycle 10 is switched to the refrigerant flow path through which the refrigerant flows as shown by the solid arrows in FIG.
  • the air-conditioning control device 40 reads the detection signal of the air-conditioning control sensor group 41 and the operation signal of the operation panel, as in the cooling operation mode, and the target blowing temperature TAO and the sensor group. Based on this detection signal, the operating states of various air conditioning control devices connected to the output side of the air conditioning control device 40 are determined.
  • the throttle opening of the high stage expansion valve 13 is a predetermined opening for the second heating mode. To be determined. Regarding the control signal output to the servo motor of the air mix door 34, the air mix door 34 closes the bypass passage 35, and the entire flow rate of the blown air after passing through the indoor evaporator 23 passes through the indoor condenser 12. To be determined.
  • the high-pressure refrigerant discharged from the discharge port 11 c of the compressor 11 (point 8 a in FIG. 9) is converted into the indoor condenser 12. It flows into, as in the second heating mode, and radiated by the heat exchanger cabin air blown (a 8 ⁇ b 8 points in Fig. 9). Thereby, vehicle interior blowing air is heated.
  • the refrigerant that has flowed out of the indoor condenser 12 is decompressed and expanded in an enthalpy manner until it becomes a low-pressure refrigerant in the throttled high-stage expansion valve 13 (b 8 ⁇ c 8 in FIG. 9). It flows into the liquid separator 14. At this time, the refrigerant flowing into the gas-liquid separator 14 flows out from the liquid-phase refrigerant outflow port 14d without being separated into gas and liquid because the intermediate pressure side opening / closing valve 16a is closed.
  • the liquid-phase refrigerant separated by the gas-liquid separator 14 flows out with almost no decompression at the low-stage decompression section because the low-stage decompression section is fully open, and the outdoor heat exchange Flow into the vessel 20.
  • the outdoor heat exchanger 20 is not passed through the fixed throttle bypass passage 18 without flowing into the low-stage fixed throttle 17 side. Flow into.
  • the low-pressure refrigerant flowing into the outdoor heat exchanger 20, and outside air heat exchange, which is blown from the blower fan 21 absorbs heat (c 8 points in Fig. 9 ⁇ d 8 points).
  • the subsequent operation is the same as in the first heating mode.
  • the heat of the refrigerant discharged from the compressor 11 by the indoor condenser 12 is dissipated to the vehicle interior blown air, and the heated room blown air is blown into the vehicle interior. it can. Thereby, heating of a vehicle interior is realizable.
  • the effect of executing the second heating mode when the heating load is relatively low, such as when the outside air temperature is high, is described with respect to the first heating mode.
  • the gas injection cycle can be configured as described above, the COP of the heat pump cycle 10 as a whole can be improved.
  • the first heating mode can exhibit higher heating performance than that in the second heating mode.
  • the rotation speed (refrigerant discharge capacity) of the compressor 11 necessary for exhibiting the same heating performance is lower in the second heating mode than in the first heating mode.
  • the compression mechanism has a maximum efficiency rotational speed at which the compression efficiency is maximized (peak), and has a characteristic that if the rotational speed is lower than the maximum efficient rotational speed, the compression efficiency is greatly reduced. For this reason, when the compressor 11 is operated at a rotation speed lower than the maximum efficiency rotation speed when the heating load is relatively low, the COP may decrease in the first heating mode.
  • the second heating mode is entered. Switching to the first heating mode is performed when the rotation speed becomes equal to or higher than the rotation speed obtained by adding a predetermined amount to the reference rotation speed during execution of the second heating mode.
  • the operation mode in which high COP can be exhibited is selected from the first heating mode and the second heating mode. Therefore, even when the rotation speed of the compressor 11 becomes equal to or lower than the reference rotation speed during the execution of the first heating mode, the COP of the heat pump cycle 10 as a whole is improved by switching to the second heating mode. Can be made.
  • (C) Dehumidification heating operation mode Next, the dehumidification heating operation mode is demonstrated.
  • the dehumidifying and heating operation mode is executed when the set temperature set by the vehicle interior temperature setting switch in the cooling operation mode is set higher than the outside air temperature.
  • the air conditioning control device 40 sets the high stage side expansion valve 13 to a fully open state or a throttle state, sets the cooling expansion valve 22 to a fully open state or a throttle state, and closes the cooling on-off valve 16c. State.
  • the low-pressure side opening / closing valve 16b is opened, the low-stage pressure reducing unit is fully opened without exerting a pressure reducing action, and the intermediate pressure-side opening / closing valve 16a is closed in conjunction with the state of the low-pressure side opening / closing valve 16b.
  • the heat pump cycle 10 is switched to the refrigerant flow path through which the refrigerant flows as shown by the solid line arrows in FIG. 1 similar to the cooling operation mode.
  • the refrigerant flow path in the dehumidifying heating mode corresponds to the refrigerant flow path in the first operation mode described in the claims, similarly to the cooling operation mode.
  • the air mix door 34 closes the bypass passage 35, and the entire flow rate of the blown air after passing through the indoor evaporator 23 passes through the indoor condenser 12. To be determined.
  • the throttle openings of the high stage side expansion valve 13 and the cooling expansion valve 22 are changed according to the temperature difference between the set temperature and the outside air temperature. Specifically, the throttle opening degree of the high-stage side expansion valve 13 is decreased and the throttle opening degree of the cooling expansion valve 22 is increased as the target blowout temperature TAO increases as described above.
  • a four-stage dehumidifying and heating mode is executed from the first dehumidifying and heating mode to the fourth dehumidifying and heating mode.
  • (C) -1 First Dehumidifying and Heating Mode
  • the high stage side expansion valve 13 is fully opened, and the cooling expansion valve 22 is in the throttled state. Therefore, although the cycle configuration (refrigerant flow path) is exactly the same as that in the cooling operation mode, the air mix door 34 fully opens the air passage of the indoor condenser 12, so that the state of the refrigerant circulating in the cycle is It changes as shown in the Mollier diagram of FIG.
  • the high-pressure refrigerant (point 9 a in FIG. 10) discharged from the discharge port 11 c of the compressor 11 flows into the indoor condenser 12 and is cooled by the indoor evaporator 23.
  • the heat is exchanged with the dehumidified air in the passenger compartment to dissipate heat (a 9 points ⁇ b 1 9 points in FIG. 10). Thereby, vehicle interior blowing air is heated.
  • the refrigerant that has flowed out of the indoor condenser 12 flows in the order of the high-stage side expansion valve 13 ⁇ the gas-liquid separator 14 ⁇ the low-pressure side opening / closing valve 16 b of the low-stage side pressure reducing unit, as in the cooling operation mode, Flow into.
  • coolant which flowed into the outdoor heat exchanger 20 heat-exchanges with the external air ventilated from the ventilation fan 21, and dissipates heat (b1 9 point-> b2 9 point of FIG. 10).
  • the subsequent operation is the same as in the cooling operation mode.
  • the vehicle interior air cooled and dehumidified by the indoor evaporator 23 can be heated by the indoor condenser 12 and blown out into the vehicle interior. Thereby, dehumidification heating of a vehicle interior is realizable.
  • the second dehumidifying heating mode is set. Is executed.
  • the high stage side expansion valve 13 is set to the throttled state
  • the throttle opening degree of the cooling expansion valve 22 is set to the throttled state that is increased compared to the first dehumidifying and heating mode. Accordingly, in the second dehumidifying heating mode, the state of the refrigerant circulating in the cycle changes as shown in the Mollier diagram of FIG.
  • the high-pressure refrigerant discharged from the discharge port 11c of the compressor 11 flows into the indoor condenser 12 as in the first dehumidifying heating mode, inside evaporator 23 is cooled by radiating heat exchanged dehumidified cabin air blown and heat (a 10 point of FIG. 11 ⁇ b1 10 points). Thereby, vehicle interior blowing air is heated.
  • the refrigerant that has flowed out of the indoor condenser 12 is decompressed in an enthalpy manner until it becomes an intermediate-pressure refrigerant by the high-stage expansion valve 13 that is in the throttled state (b1 10 points ⁇ b2 10 points in FIG. 11).
  • the intermediate pressure refrigerant depressurized by the high stage side expansion valve 13 flows in the order of the gas-liquid separator 14 ⁇ the low pressure side opening / closing valve 16 b of the low stage side pressure reducing part and flows into the outdoor heat exchanger 20.
  • the vehicle interior blown air that has been cooled and dehumidified by the indoor evaporator 23 is heated by the indoor condenser 12 into the vehicle interior. Can be blown out. Thereby, dehumidification heating of a vehicle interior is realizable.
  • the temperature of the refrigerant flowing into the outdoor heat exchanger 20 can be lowered compared to the first dehumidifying and heating mode. Therefore, the temperature difference between the temperature of the refrigerant in the outdoor heat exchanger 20 and the outside air temperature can be reduced, and the amount of heat released from the refrigerant in the outdoor heat exchanger 20 can be reduced.
  • the amount of refrigerant in the indoor condenser 12 can be increased, the temperature blown out from the indoor condenser 12 can be increased more than in the first dehumidifying and heating mode.
  • the third dehumidifying heating mode is set. Is executed.
  • the throttle opening of the high stage side expansion valve 13 is set to a throttled state smaller than that in the second dehumidifying and heating mode, and the throttle opening of the cooling expansion valve 22 is increased from that in the second dehumidifying and heating mode.
  • the refrigerant flowing from the indoor condenser 12 is isenthalpic depressurize until the low pressure refrigerant temperature than the outside air temperature by in which the high stage side expansion valve 13 to a stop state (b 11 points in FIG. 12 ⁇ c1 11 points).
  • the intermediate pressure refrigerant depressurized by the high stage side expansion valve 13 flows in the order of the gas-liquid separator 14 ⁇ the low pressure side opening / closing valve 16 b of the low stage side pressure reducing part and flows into the outdoor heat exchanger 20.
  • the low-pressure refrigerant flowing into the outdoor heat exchanger 20, and outside air heat exchange, which is blown from the blower fan 21 absorbs heat (c1 11 points in FIG. 12 ⁇ c2 11 points). Furthermore, the refrigerant that has flowed out of the outdoor heat exchanger 20 is decompressed in an enthalpy manner by the cooling expansion valve 22 (c2 11 point ⁇ c3 11 point in FIG. 12), and flows into the indoor evaporator 23. The subsequent operation is the same as in the cooling operation mode.
  • the vehicle interior blown air cooled by the indoor evaporator 23 and dehumidified is heated by the indoor condenser 12. Can be blown into the passenger compartment. Thereby, dehumidification heating of a vehicle interior is realizable.
  • the outdoor heat exchanger 20 is caused to act as an evaporator by reducing the throttle opening of the high stage side expansion valve 13.
  • the amount of refrigerant in the indoor condenser 12 can be increased.
  • the temperature blown out from the indoor condenser 12 can be increased more than in the second dehumidifying and heating mode.
  • the fourth dehumidifying heating mode is set. Is executed.
  • the throttle opening of the high stage side expansion valve 13 is set to a throttled state smaller than that in the third dehumidifying and heating mode, and the cooling expansion valve 22 is fully opened. Therefore, in the fourth dehumidifying heating mode, the state of the refrigerant circulating in the cycle changes as shown in the Mollier diagram of FIG.
  • the high-pressure refrigerant discharged from the discharge port 11c of compressor 11 (a 12 point in FIG. 13), like the first, second dehumidification and heating mode, flows into indoor condenser 12 and, dissipating in the vehicle compartment blown air and heat exchange dehumidified is cooled by the interior evaporator 23 (a 12 point of FIG. 13 ⁇ b 12 points). Thereby, vehicle interior blowing air is heated.
  • the refrigerant flowing from the indoor condenser 12 is isenthalpic depressurize until the low temperature low-pressure refrigerant than the outside air temperature by the high stage side expansion valve 13 which has a stop state (b 12 points in FIG. 13 ⁇ c1 12 points).
  • the intermediate pressure refrigerant depressurized by the high stage side expansion valve 13 flows in the order of the gas-liquid separator 14 ⁇ the low pressure side opening / closing valve 16 b of the low stage side pressure reducing part and flows into the outdoor heat exchanger 20.
  • coolant which flowed into the outdoor heat exchanger 20 heat-exchanges with the external air ventilated from the ventilation fan 21, and absorbs heat (c1 12 point-> c2 12 point of FIG. 13). Furthermore, the refrigerant that has flowed out of the outdoor heat exchanger 20 flows into the indoor evaporator 23 without being depressurized because the cooling expansion valve 22 is fully open. The subsequent operation is the same as in the cooling operation mode.
  • the vehicle interior blown air cooled and dehumidified by the indoor evaporator 23 is heated by the indoor condenser 12 as in the first to third dehumidifying and heating modes. Can be blown into the passenger compartment. Thereby, dehumidification heating of a vehicle interior is realizable.
  • the outdoor heat exchanger 20 is caused to act as an evaporator, and the throttle opening degree of the higher stage side expansion valve 13 is set to be higher than that in the third dehumidifying and heating mode. Since it is reduced, the refrigerant evaporation temperature in the outdoor heat exchanger 20 can be lowered. Therefore, the amount of refrigerant in the indoor condenser 12 can be increased by expanding the temperature difference between the refrigerant temperature and the outside air temperature in the outdoor heat exchanger 20 as compared with the third dehumidifying and heating mode.
  • the temperature blown out from the indoor condenser 12 can be increased more than in the third dehumidifying heating mode.
  • the reason why the intermediate pressure side on-off valve 16a is closed in the dehumidifying and heating operation mode will be described.
  • the refrigerant flowing in the intermediate pressure refrigerant passage 15 is caused by the differential pressure between the refrigerant pressure in the gas-liquid separator 14 and the refrigerant pressure in the intermediate pressure port 11b of the compressor 11.
  • the flow rate changes.
  • the amount of heat released from the refrigerant in the indoor condenser 12 changes, making it difficult to adjust the temperature of the blown air, and to appropriately adjust the temperature of the blown air. This is because the cycle configuration and various controls become complicated.
  • the intermediate pressure side opening / closing valve 16a is opened.
  • the target blowing temperature TAO and the flow rate of the refrigerant flowing through the intermediate pressure refrigerant passage 15 are in a contradictory relationship, and it becomes difficult to adjust the temperature of the blown air.
  • the high stage side expansion valve 13 is fully opened, and the gas-liquid separator 14
  • the differential pressure between the refrigerant pressure and the refrigerant pressure at the intermediate pressure port 11b of the compressor 11 is maximized.
  • the flow rate of the refrigerant flowing through the intermediate pressure refrigerant passage 15 increases, the amount of heat release in the indoor condenser 12 increases, and it becomes difficult to lower the temperature of the blown air.
  • the high stage side expansion valve 13 is in the throttle state, and the gas-liquid separator 14
  • the differential pressure between the refrigerant pressure and the refrigerant pressure at the intermediate pressure port 11b of the compressor 11 is minimized.
  • the flow rate of the refrigerant flowing through the intermediate pressure refrigerant passage 15 decreases, the amount of heat released in the indoor condenser 12 decreases, and it becomes difficult to raise the temperature of the blown air.
  • the intermediate pressure side opening / closing valve 16a is closed in the dehumidifying heating operation mode in order to suppress the complexity of the cycle configuration and control when adjusting the temperature of the blown air.
  • the reason why the low-stage decompression unit is in a fully open state that does not exert a decompression action is that when the low-stage decompression unit is in the throttle state, the amount of heat absorbed and radiated in the outdoor heat exchanger 20 This is because the adjustment range is limited, and it becomes difficult to adjust the temperature of the blown air.
  • the intermediate pressure side opening / closing valve 16a is closed, and further, the temperature of the blown air is set by fully opening the low stage pressure reducing part so as not to exert a pressure reducing action. While suppressing the complexity of the cycle configuration and control during adjustment, the temperature of the blown air is extremely finely adjusted.
  • both the high stage expansion valve 13 constituting the first pressure reducing part and the low stage side pressure reducing part constituting the second pressure reducing part are fully opened without exhibiting a pressure reducing action.
  • the state can be set. For this reason, without providing the refrigerant flow path from the compressor 11 to the outdoor heat exchanger 20 according to each operation mode of the vehicle air conditioner 1, the high stage side expansion valve 13 and the low stage side pressure reducing part
  • the state throttle state, fully open state
  • the heat exchange amount heat absorption amount and heat release amount
  • cooling, heating, and dehumidifying heating can be realized with a simple cycle configuration.
  • the heat pump cycle is changed to the gas injection cycle by opening and closing the intermediate pressure refrigerant passage 15 by the intermediate pressure side on / off valve 16a.
  • a normal cycle one-stage compression cycle
  • the intermediate pressure refrigerant passage 15 is closed by the intermediate pressure side opening / closing valve 16a, and the heat pump cycle 10 is switched to the normal cycle.
  • the dehumidifying and heating operation mode if the intermediate pressure refrigerant passage 15 is closed and the heat pump cycle is switched to the normal cycle, the adjustment of the calorific value of the refrigerant in the indoor condenser 12 is facilitated, and the configuration is simple. Appropriate temperature adjustment of the blown air can be realized.
  • the throttle opening degree of the high stage side expansion valve 13 and the cooling expansion valve 22 is changed according to the target blowing temperature TAO, so that the refrigerant in the indoor condenser 12
  • TAO target blowing temperature
  • the intermediate pressure refrigerant passage 15 is opened by the intermediate pressure side opening / closing valve 16a and the heat pump cycle is switched to the gas injection cycle, so that the coefficient of performance (COP) of the cycle can be improved.
  • COP coefficient of performance
  • the waste heat of the engine cannot be used for heating the vehicle interior as in a vehicle equipped with an internal combustion engine (engine). Therefore, it is extremely effective that a high COP can be exhibited regardless of the heating load in the heating operation mode as in the heat pump cycle 10 of the present embodiment.
  • the centrifugal gas-liquid separator 14 is adopted as the gas-liquid separator, and the internal volume of the gas-liquid separator 14 is made smaller than the surplus refrigerant volume.
  • the physique of the liquid separation part can be reduced in size, and the mountability of the heat pump cycle 10 as a whole on the vehicle can be improved. Furthermore, even if a load fluctuation occurs in the cycle, surplus refrigerant can be stored in the accumulator 24, so that the cycle can be stably operated.
  • a refrigerant having a dryness X of 0.1 or less can be flowed into the outdoor heat exchanger 20 so that the endothermic effect can be exhibited reliably.
  • the centrifugal gas-liquid separator 14 employed in the heat pump cycle 10 of the present embodiment has a higher gas-liquid separation performance as the refrigerant flow rate increases, and is therefore operated at a relatively high load. It is effective when applied to the heat pump cycle 10 having a high frequency.
  • FIGS. 14A is an axial cross section of the gas-liquid separator 54
  • FIG. 14B is a cross-sectional view taken along line AA of FIG.
  • the gas-liquid separator 54 of the present embodiment has a substantially hollow bottomed cylindrical (circular cross section) main body 54a and a refrigerant inlet 54e that extend in the vertical direction. It has a refrigerant inlet port 54b formed, a gas phase refrigerant outlet port 54c formed with a gas phase refrigerant outlet 54f, a liquid phase refrigerant outlet port 54d formed with a liquid phase refrigerant outlet 54g, and the like. .
  • the main body portion 54a is configured to be divided into two parts in the vertical direction.
  • a collision plate 54h that collides with the refrigerant flowing in from the refrigerant inflow port 54b and the surface tension of the liquid phase refrigerant are used in the main body portion 54a.
  • An adhering plate 54i for adhering the phase refrigerant is accommodated.
  • the collision plate 54h has an outer diameter that is smaller than the inner diameter of the main body 54a, and has a central shape with a pointed shape (umbrella) that is pointed upward.
  • the adhesion plate 54i is formed by further folding a plate bent in a wave shape when viewed from the axial direction.
  • the collision plate 54h is disposed coaxially with the main body portion 54a and extends from the outer peripheral side end portion of the collision plate 54h toward the lower side of the collision plate 54h.
  • the plate bent in a wave shape is formed into a cylindrical shape, thereby increasing the surface area of the adhesion plate 54i and improving the gas-liquid separation performance. Further, in order to increase the surface area of the adhesion plate 54i, a process such as a drilling process for forming a through hole in the adhesion plate 54i or an embossing process for providing a convex recess on the surface of the adhesion plate 54i may be performed.
  • the refrigerant inflow port 54b is connected to the upper end surface (upper surface) in the axial direction of the main body 54a, and is configured by a refrigerant pipe extending coaxially with the main body 54a from the main body 54a upward. Furthermore, the refrigerant inlet 54e is formed at the upper end of the refrigerant inflow port 54b.
  • the vapor phase refrigerant outflow port 54c is connected to the lower end surface (bottom surface) in the axial direction of the main body 54a, and is constituted by a refrigerant pipe extending coaxially with the main body 54a over the inside and outside of the main body 54a. Further, the gas-phase refrigerant outlet 54f is formed at the lower end of the gas-phase refrigerant outflow port 54c, while the upper end is higher than the upper end of the adhesion plate 54i and has a collision. It is positioned directly below the plate 54h.
  • the liquid-phase refrigerant outflow port 54d is connected to the cylindrical side surface of the main body 54a, and the liquid-phase refrigerant outflow port 54g is formed at the opposite end of the liquid-phase refrigerant outflow port 54d to the main body 54a. .
  • the refrigerant flowing in from the refrigerant inflow port 54b collides with the collision plate 54h, decreases the flow velocity, and flows toward the adhesion plate 54i on the outer peripheral side of the collision plate 54h. Further, the refrigerant that has flowed to the adhesion plate 54i moves downward along the adhesion plate 54i. At this time, due to the surface tension of the liquid-phase refrigerant, the liquid-phase refrigerant adheres to the attachment plate 54i, and the gas-liquid refrigerant is separated.
  • the separated liquid phase refrigerant falls to the lower side of the main body 54a by the action of gravity. Then, the separated and dropped liquid phase refrigerant flows out from the liquid phase refrigerant outflow port 54g of the liquid phase refrigerant outflow port 54d, and the separated gas phase refrigerant flows out of the gas phase refrigerant outflow port 54c. It flows out of 54f.
  • the other general physique of the gas-liquid separator 54 is the same as that of the gas-liquid separator 14 of the first embodiment, and the internal volume is also set smaller than the surplus refrigerant volume. Thereby, the gas-liquid separator 54 as a whole is reduced in size.
  • Other configurations of the heat pump cycle 10 are the same as those in the first embodiment.
  • various cycle configurations are realized by switching the states of the high-stage expansion valve 13 and the low-stage decompression unit and switching the refrigerant flow path of the heat pump cycle 10.
  • the same effects as those of the first embodiment such as realizing appropriate cooling, heating, and dehumidifying heating in the passenger compartment.
  • the surface tension type gas-liquid separator 54 is adopted as the gas-liquid separator, and the internal volume is made smaller than the surplus refrigerant volume. It is possible to improve the mountability of the heat pump cycle 10 on the vehicle as a whole by reducing the size.
  • the surface tension type gas-liquid separator 54 employed in the heat pump cycle 10 of the present embodiment has a higher gas-liquid separation performance as the refrigerant flow rate becomes slower, and is therefore operated at a relatively low load. It is effective when applied to the heat pump cycle 10 having a high frequency.
  • the gas-liquid separator 55 is of a centrifugal separation type and employs a gas-liquid separator 55 that allows the separated liquid-phase refrigerant to flow out without staying inside. .
  • FIG. 15 is an axial sectional view of the gas-liquid separator 55.
  • the gas-liquid separator 55 is formed by processing a plurality of circular refrigerant pipes, and is configured to allow the liquid-phase refrigerant to flow out without staying inside with an extremely simple configuration.
  • the gas-liquid separator 55 is formed with a refrigerant inflow pipe 55a in which a refrigerant inflow port 55e for inflowing intermediate pressure refrigerant is formed, and a gas phase refrigerant outflow port 55f for outflowing the separated gas phase refrigerant.
  • the gas-phase refrigerant outflow pipe 55b, the liquid-phase refrigerant outflow pipe 55c in which the liquid-phase refrigerant outflow port 55g for flowing out the separated liquid-phase refrigerant is formed, and the refrigerant inflow pipe 55a and the gas-phase refrigerant outflow pipe 55b are connected. It has a connecting pipe 55d and the like.
  • the refrigerant inflow pipe 55a is formed in a shape extending in the horizontal direction, and a refrigerant inflow port 55e through which the intermediate pressure refrigerant flows is provided on one end side thereof. Furthermore, a swirl flow generating member 55h formed by spirally twisting a plate-like member extending in the longitudinal direction of the refrigerant inflow pipe 55a is disposed therein.
  • the vapor-phase refrigerant outflow pipe 55b extends coaxially with the refrigerant inflow pipe 55a, and has one end side reduced in diameter and inserted into the other end side of the refrigerant inflow pipe 55a. Further, a gas-phase refrigerant outlet 55f through which the separated gas-phase refrigerant flows out is formed on the other end side of the gas-phase refrigerant outflow pipe 55b.
  • the liquid-phase refrigerant outflow pipe 55c extends in the vertical direction, and a liquid-phase refrigerant outlet 55g is formed on the lower end side thereof.
  • the connecting pipe 55d has both ends reduced in diameter, and the inner peripheral surfaces of both ends are joined to the outer peripheral face of the refrigerant inflow pipe 55a and the outer peripheral face of the gas-phase refrigerant outflow pipe 55b by joints such as brazing joint. Yes. Further, a liquid-phase refrigerant outflow pipe 55c for flowing out the liquid-phase refrigerant immediately after being separated is connected to the cylindrical outer peripheral surface so as to extend in the radial direction.
  • the refrigerant flowing in from the refrigerant inlet 55e formed on one end side of the refrigerant inflow pipe 55a flows while swirling along the swirling flow generating member 55h, and the centrifugal force generated by the swirling flow action causes the refrigerant to flow.
  • the gas and liquid are separated.
  • the gas-liquid separated liquid phase refrigerant is connected to the connecting pipe 55d through a gap between the inner peripheral surface on the other end side of the refrigerant inflow pipe 55a and the outer peripheral surface on the one end side of the gas-phase refrigerant outflow pipe 55b. It flows into the inner circumference side.
  • the liquid-phase refrigerant that has flowed into the inner peripheral side of the connection pipe 55d flows out from the liquid-phase refrigerant outlet 55g of the outflow pipe 55c.
  • the separated liquid phase refrigerant flows out from the gas phase refrigerant outlet 55f of the gas phase refrigerant outlet pipe 55b.
  • the separated liquid phase refrigerant flows out from the liquid phase refrigerant outflow pipe 55c without being retained inside.
  • the liquid phase refrigerant immediately after the separation flows out from the liquid phase refrigerant outlet 55g.
  • the “liquid phase refrigerant immediately after separation” means a liquid phase refrigerant having a speed component in the direction of flowing out from the gas-liquid separator 55 or a centrifugal force acting for gas-liquid separation. Liquid phase refrigerants that are larger than gravity are included.
  • the internal volume of the gas-liquid separator 55 is the gas-liquid separator 14 of the first and second embodiments, Compared with 54, it is set much smaller than the surplus refrigerant volume.
  • the gas-liquid separator 55 is of a centrifugal separation type and employs a gas-liquid separator 55 that allows the separated liquid-phase refrigerant to flow out without staying inside. Therefore, the physique of a gas-liquid separation part can be reduced in size, and the mounting property to the vehicle as the heat pump cycle 10 whole can be improved.
  • the refrigerant inflow pipe 55a and the liquid phase refrigerant outflow pipe 55c of the gas-liquid separator 55 are arranged to extend in the horizontal direction, and the liquid phase refrigerant outflow pipe 55c is arranged in the vertical direction.
  • the arrangement of the gas-liquid separator 55 according to the present embodiment is not limited to this, but the liquid-phase refrigerant outlet 55g is positioned at the lowermost part of the gas-liquid separator 55. .
  • the refrigerant immediately after the separation flows out from the liquid-phase refrigerant outlet 55g, so that the gas-liquid of the refrigerant is separated regardless of the arrangement direction, and the liquid-phase refrigerant is placed inside. It can be made to flow out without being retained in.
  • the example in which the swirl flow generating member 55h is arranged inside the refrigerant inflow pipe 55a in order to swirl the flow of the intermediate pressure refrigerant flowing into the refrigerant inflow pipe 55a has been described. May be used to swirl the flow of the intermediate pressure refrigerant that has flowed into the refrigerant inflow pipe 55a.
  • a spiral groove 55i may be provided in the refrigerant inflow pipe 55a.
  • FIG. 16 is a view showing a modification of the gas-liquid separator 55 of the present embodiment, and corresponds to FIG. In FIG. 16, the same or equivalent parts as in FIG.
  • FIG. 17 is a sectional view in the axial direction of the gas-liquid separator 14 of the present embodiment, and the same or equivalent parts as those in FIGS. 4A and 4B are denoted by the same reference numerals.
  • the float valve 14h in the gas-liquid separator 14 of the present embodiment is made of a resin having a specific gravity smaller than that of the liquid-phase refrigerant, and when the liquid-phase refrigerant is slightly accumulated in the gas-liquid separator 14, it floats by buoyancy.
  • the liquid-phase refrigerant outlet 14g (specifically, the upper end portion of the liquid-phase refrigerant outlet port 14d) is opened.
  • the liquid-phase refrigerant outlet 14g is not only positioned at the lowermost part of the gas-liquid separator 14, but also has an internal volume relative to the first embodiment. Therefore, when the float valve 14h opens the liquid-phase refrigerant outlet 14g, part of the gas-phase refrigerant flows out of the liquid-phase refrigerant outlet 14g together with the liquid-phase refrigerant.
  • the liquid-phase refrigerant flows into the liquid-phase refrigerant flow using the action of gravity and the back pressure of the gas-phase refrigerant. It can be efficiently discharged from the outlet 14g.
  • the liquid phase refrigerant begins to accumulate inside, and at the same time, the float valve 14h opens the liquid phase refrigerant outlet 56g.
  • the liquid-phase refrigerant outlet 14g is configured to flow out without being retained.
  • the float-type valve is employed as the gas-liquid separation unit, and the centrifugal-type gas-liquid separator 14 having a reduced internal volume is employed.
  • the physique can be further reduced in size, and the mountability of the heat pump cycle 10 on the vehicle as a whole can be further improved.
  • liquid-phase refrigerant outlets 54g and 55g are used to efficiently flow the liquid-phase refrigerant out of the gas-liquid separators 54 and 55.
  • a part of the gas-phase refrigerant may be discharged together with the liquid-phase refrigerant.
  • the heat pump cycle 10 of the present embodiment does not directly radiate the heat of the high-pressure refrigerant discharged from the discharge port 11c of the compressor 11 to the blown air, but radiates it to the blown air via a heat medium made of an antifreeze liquid or the like. It is configured to do.
  • the radiator 52 is provided.
  • the indoor air conditioning unit 30 is provided with a heating heat exchanger 12 that radiates the heat of the heat medium heated by the refrigerant radiator 52 to the blown air and heats the blown air.
  • the heat exchanger 12 for heating is connected to the refrigerant radiator 52 via the heat medium circulation circuit 50, and the heat medium is pumped by a pumping pump 51 provided in the heat medium circulation circuit 50.
  • the refrigerant radiator 52 is disposed outside the indoor air conditioning unit 30, so that the heat pump cycle of the present disclosure can be performed without changing the current internal configuration of the indoor air conditioning unit 30. 10 can be applied. This is effective in that the cost for constructing the system of the air conditioner can be suppressed.
  • the intermediate pressure side on-off valve 16a is configured by a differential pressure on / off valve that opens and closes the intermediate pressure refrigerant passage 15 in accordance with the differential pressure across the low stage side fixed throttle 17 of the low stage side pressure reducing unit.
  • the intermediate pressure side on / off valve 16a of the present embodiment is a differential pressure on / off valve that closes the intermediate pressure refrigerant passage 15 when the differential pressure before and after the low stage side fixed throttle 17 becomes equal to or higher than a predetermined set pressure ⁇ . Has been.
  • the intermediate pressure side opening / closing valve 16a closes the low pressure side opening / closing valve 16b of the low stage side pressure reducing unit, and the differential pressure across the low stage side fixed throttle 17 increases.
  • the intermediate pressure refrigerant passage 15 is opened when the pressure becomes equal to or higher than the set pressure ⁇ .
  • FIG. 19 (b) the intermediate pressure side on / off valve 16a is opened by the low pressure side on / off valve 16b of the low stage side pressure reducing portion, and the differential pressure across the low stage side fixed throttle 17 is reduced to set pressure.
  • the intermediate pressure refrigerant passage 15 is closed.
  • FIG. 19A shows the operation when the intermediate pressure side on / off valve 16a is opened
  • FIG. 19B shows the operation when the intermediate pressure side on / off valve 16a is closed.
  • the heat pump cycle 10 of the present embodiment configured as described above, in the cooling operation mode and the dehumidifying heating operation mode in which the low pressure side opening / closing valve 16b is opened and the fully decompressed state in which the decompression action of the low stage decompression unit is not exhibited is achieved.
  • the differential pressure across the low stage side fixed throttle 17 becomes less than the set pressure ⁇ , and the intermediate pressure side opening / closing valve 16a is closed.
  • the heat pump cycle 10 is switched to the refrigerant flow path of the normal cycle in which the refrigerant does not flow through the intermediate pressure refrigerant passage 15 as shown in the overall configuration diagram (solid arrow) in FIG.
  • the pressure becomes equal to or higher than the set pressure ⁇ , and the intermediate pressure side opening / closing valve 16a is opened.
  • the heat pump cycle 10 is switched to the refrigerant flow path of the gas injection cycle in which the refrigerant flows through the intermediate pressure refrigerant passage 15 as shown in the overall configuration diagram (solid arrow) in FIG.
  • intermediate pressure side opening / closing valve 16a is configured with a differential pressure opening / closing valve as in the present embodiment, switching between the gas injection cycle and the normal cycle can be realized with a simple configuration and control method.
  • the present invention may be applied to a stationary air conditioner, a cold storage container, and the like.
  • the heat pump cycle 10 that can realize various operation modes by switching the states of the high-stage expansion valve 13 and the low-stage decompression section and switching the refrigerant flow path of the heat pump cycle 10.
  • the present invention is not limited to this, and any configuration that can realize at least three operation modes of the heating operation mode, the cooling operation mode, and the dehumidifying heating operation mode may be used.
  • providing each operation mode in each operation mode is effective in that the temperature of the blown air can be adjusted appropriately.
  • the example in which the first heating mode and the second heating mode are switched according to the rotation speed of the compressor 11 during the heating operation mode has been described.
  • the first heating mode and the second heating mode are described. Switching to is not limited to this. That is, the switching between the first heating mode and the second heating mode may be switched to the heating mode that can exhibit a high COP in the first and second heating modes.
  • the first heating mode is executed and the detected value is higher than the reference outside air temperature.
  • the second heating operation mode may be executed.
  • the air conditioning control device 40 closes either the air passage or the bypass passage 35 of the indoor condenser 12 in each operation mode of the cooling operation mode, the heating operation mode, and the dehumidifying heating operation mode.
  • operation of the air mix door 34 is not limited to this.
  • the air mix door 34 may open both the air passage and the bypass passage 35 of the indoor condenser 12. And you may adjust the temperature of the ventilation air which blows off into the vehicle interior from the confluence
  • Such temperature adjustment is effective in that it is easy to finely adjust the temperature of the air blown into the passenger compartment.
  • the high-stage decompression section (first decompression section) is composed of the high-stage expansion valve 13 composed of a variable throttle mechanism, and the low-stage decompression section (second decompression section).
  • the high-stage decompression section (first decompression section) and the low-stage decompression section (second decompression section) exhibit at least a decompression action. As long as it can be set to a throttling state and a fully open state that does not exhibit a decompression action, various applications are possible.
  • both the high-stage decompression section (first decompression section) and the low-stage decompression section (second decompression section) are configured with the same configuration as the high-stage expansion valve 13 (variable throttle mechanism with a fully open function). May be.
  • both the high-stage decompression section (first decompression section) and the low-stage decompression section (second decompression section) are fixed throttles, bypass passages that bypass the fixed throttles, and passage opening / closing valves that open and close the bypass passages. It is good also as a structure to have.
  • the high-stage decompression section (first decompression section) has a fixed throttle, a bypass passage that bypasses the fixed throttle, and a passage opening / closing valve that opens and closes the bypass passage, and the low-stage decompression section (second decompression section) ) May be configured by a variable aperture mechanism.
  • the high-stage decompression section is a variable throttle mechanism, when realizing gas injection in the heat pump cycle 10, the refrigerant flowing into the gas-liquid separators 14, 54, 55 is decompressed to a desired intermediate pressure. It is effective in that
  • the flow rate characteristic is set so that the dryness X of the refrigerant flowing into the outdoor heat exchanger 20 is 0.1 or less in the heating operation mode. It is desirable.
  • the air-conditioning control device 40 detects the dryness X of the refrigerant flowing into the outdoor heat exchanger 20 based on the temperature and pressure of the refrigerant flowing into the outdoor heat exchanger 20, and the detected value is 0. What is necessary is just to control the opening degree of the variable aperture mechanism which comprises a low stage pressure reduction part so that it may become 1 or less.
  • the example in which the first dehumidifying heating mode is gradually switched from the first dehumidifying heating mode to the fourth dehumidifying heating mode as the target blowing temperature TAO increases in the dehumidifying heating operation mode has been described. Switching from the mode to the fourth dehumidifying heating mode is not limited to this.
  • the first dehumidifying and heating mode may be continuously switched from the first dehumidifying and heating mode to the target blowing temperature TAO.
  • the throttle opening of the high stage side expansion valve 13 may be gradually reduced, and further, the throttle opening of the cooling expansion valve 22 may be gradually increased. Since the refrigerant pressure (temperature) in the outdoor heat exchanger 20 is adjusted by changing the throttle openings of the high-stage side expansion valve 13 and the cooling expansion valve 22 in this manner, the outdoor heat exchanger 20 is automatically operated. In particular, it is possible to switch from the state of acting as a radiator to the state of acting as an evaporator.
  • the intermediate pressure refrigerant passage 15 is provided with the intermediate pressure side opening / closing valve 16a.
  • the present invention is not limited to this, and each operation mode may be realized with a simple configuration without providing the intermediate pressure side opening / closing valve 16a.
  • each gas-liquid separator 14,54,55 demonstrated in each above-mentioned embodiment to the heat pump cycle 10
  • coolant A vessel may be applied.
  • the refrigerant discharged from the compressor 11 is used as a refrigerant flow path that passes through the indoor condenser 12 and the refrigerant radiator 52 in the cooling operation mode. It is good also as a refrigerant
  • the accumulator 24 is arranged on the outlet side of the indoor evaporator 23 in the heat pump cycle 10, but the present invention is not limited to this.
  • the heat pump cycle 10 includes a gas-liquid separator capable of storing excess refrigerant
  • the accumulator 24 may be eliminated. As a result, the cycle configuration can be simplified.

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Abstract

 運転モードを冷房運転モード、暖房運転モード、および除湿暖房運転モードに切り替え可能な空調装置(1)に適用されるヒートポンプサイクルであって、ヒートポンプサイクルは、高段側減圧部(13)、および低段側減圧部(16b、17、18)の双方を絞り状態、および全開状態に設定可能に構成される。これにより、圧縮機(11)から室外熱交換器(20)に至る冷媒流路を、空調装置の運転モードに応じて別個に設けることなく、簡素な構成で冷房、暖房、および除湿暖房を実現する。

Description

ヒートポンプサイクル 関連出願の相互参照
 本開示は、2011年2月11日に出願された日本出願番号2011-027992号と、2012年1月27日に出願された日本出願番号2012-015130号に基づくもので、ここにその記載内容を援用する。
 本開示は、ヒートポンプサイクルに関するもので、車両用の冷凍サイクル装置に適用して有効である。
 近年、普及が進んでいる電気自動車では、走行用の駆動力を出力するエンジン(内燃機関)を備えていないため、車室内の暖房を行う際の熱源としてエンジンの廃熱を利用することができない。そこで、電気自動車に適用される車両用空調装置として、ヒートポンプサイクル(蒸気圧縮式の冷凍サイクル)の電動圧縮機から吐出された高温高圧冷媒を熱源として車室内の暖房を行う空調装置が知られている(例えば、特許文献1、2参照)。
 この種の空調装置では、低外気温時の暖房のように、ヒートポンプサイクルの熱負荷が増大し、電動圧縮機が消費する電力量が増大してしまうと、走行用電動モータの消費可能な電力量が低減し、車両の走行距離が短くなってしまう。
 そこで、特許文献2では、ヒートポンプサイクルとして、いわゆるガスインジェクションサイクル(エコノマイザ式冷凍サイクル)を採用し、サイクルの成績係数(COP)の向上を図ることで、電動圧縮機の消費電力の低減を図っている。
 例えば、特許文献2のヒートポンプサイクルでは、電動圧縮機の吐出ポートから吐出された高温高圧冷媒を放熱させる放熱器、放熱器から流出した冷媒を2段階に減圧膨脹させるための高段側減圧装置および低段側減圧装置、高段側減圧装置にて減圧された中間圧冷媒の気液を分離する気液分離器、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熱作用を発揮させる蒸発器等を備えている。
 そして、気液分離器にて分離された気相冷媒を圧縮機の中間圧ポートから圧縮過程の冷媒に合流させている。さらに、蒸発器から流出した低圧冷媒をアキュムレータにて気液分離し、分離された気相冷媒を圧縮機の吸入ポートから吸入させることで、ガスインジェクションサイクルを構成している。
 また、特許文献2では、ガスインジェクションサイクルを構成するヒートポンプサイクルにおいて、サイクルの冷媒流路を切り替えることで、冷房、暖房、除湿暖房といった3つの運転モードを実現するようにしている。
 具体的には、外気と冷媒との熱交換を行う室外熱交換器における熱交換量(吸熱量および放熱量)を、空調装置の運転モードに応じて調整することで、各運転モードを実現する構成としている。
 例えば、冷房運転時等には、室外熱交換器にて冷媒の有する熱を外気に放熱することで、蒸発器における冷媒の吸熱量を確保して送風空気を所望の温度に冷却し、暖房運転時等には、室外熱交換器にて外気から吸熱することで、放熱器における放熱量を確保して送風空気を所望の温度に加熱する構成としている。
特許第3331765号公報 特許第3257361号公報 しかしながら、特許文献2の如く、ガスインジェクションサイクルを構成するヒートポンプサイクルにおいて、冷房、暖房、除湿暖房といった3つの運転モードを実現しようとうすると、サイクル構成が複雑となり、車両用の空調装置にヒートポンプサイクルを適用する場合、搭載性が悪くなるおそれがある。
 例えば、特許文献2に記載のヒートポンプサイクルでは、各運転モードに応じて室外熱交換器を吸熱器として機能させたり、放熱器として機能させたりするために、圧縮機から室外熱交換器に至る冷媒流路を、高段側減圧装置および低段側減圧装置を介して冷媒を流す流路と、高段側減圧装置および低段側減圧装置それぞれを迂回して冷媒を流す流路とを別個に設ける構成としており、サイクル構成が複雑となっている。
 本開示は、ガスインジェクションサイクルを構成するヒートポンプサイクルにおいて、冷房、暖房、および除湿暖房を簡素なサイクル構成で実現することを目的とする。
 本開示の第1例によれば、ヒートポンプサイクルは、運転モードを冷房運転モード、暖房運転モード、および除湿暖房運転モードに切り替え可能な空調装置に適用可能で、冷媒を吸入し、圧縮して吐出する圧縮機と、圧縮機の吐出ポートから吐出された高圧冷媒を空調対象空間へ送風される送風空気、または送風空気を加熱するための熱媒体と熱交換させる第1利用側熱交換器と、第1利用側熱交換器から流出した冷媒を減圧可能に構成された第1減圧部と、第1減圧部を通過した冷媒の気液を分離する気液分離部と、気液分離部にて分離された液相冷媒を減圧可能に構成された第2減圧部と、第2減圧部を通過した冷媒と外気とを熱交換させる室外熱交換器と、冷媒を送風空気と熱交換させて、圧縮機の吸入ポート側へ流出させる第2利用側熱交換器と、第2利用側熱交換器へ流入する冷媒を減圧させる第3減圧部と、気液分離部にて分離された気相冷媒を、圧縮機に設けられた中間圧ポートへ導いて、圧縮過程の冷媒に合流させる中間圧冷媒通路と、サイクルを循環する冷媒の冷媒流路を切り替える冷媒流路切替部と、を備える。さらに、第1減圧部および第2減圧部それぞれは、減圧作用を発揮する絞り状態に加えて、減圧作用を発揮しない全開状態に設定可能に構成されている。
 これによれば、少なくとも圧縮機から室外熱交換器に至る冷媒流路を、空調装置の運転モードに応じて別個に設けることなく、第1減圧部および第2減圧部の状態を変更することで、冷房、暖房、除湿暖房といった各運転モードに応じて室外熱交換器における冷媒と外気との熱交換量(吸熱量および放熱量)を調整することができる。
 従って、ガスインジェクションサイクルを構成するヒートポンプサイクルにおいて、冷房、暖房、および除湿暖房を簡素なサイクル構成で実現することができる。
 本開示の第2例のヒートポンプサイクルによると、暖房運転モード時には、第1減圧部および第2減圧部の双方が絞り状態に設定され、冷房運転モード時には、第1減圧部および第2減圧部の双方が全開状態に設定され、除湿暖房運転モード時には、第1減圧部および第2減圧部の少なくとも一方が全開状態に設定されてもよい。
 このように、各運転モードに応じて第1減圧部および第2減圧部の状態を変更すれば、室外熱交換器における冷媒と外気との熱交換を適切に行うことができ、冷房、暖房、および除湿暖房を簡素なサイクル構成で実現することができる。
  本開示の第3例のヒートポンプサイクルによると、冷媒流路切替部は、暖房運転モード時に、圧縮機から吐出された冷媒を、第1利用側熱交換器→第1減圧部→気液分離部→第2減圧部→室外熱交換器の順に流すとともに、気液分離部にて分離された気相冷媒を中間圧冷媒通路へ流入させ、冷房運転モード時には、圧縮機から吐出された冷媒を、第1減圧部→気液分離部→第2減圧部→室外熱交換器→第3減圧部→第2利用側熱交換器の順に流し、除湿暖房運転モード時には、圧縮機から吐出された冷媒を、第1利用側熱交換器→第1減圧部→気液分離部→第2減圧部→室外熱交換器→第3減圧部→第2利用側熱交換器の順に流すように構成されてもよい。
 この場合、暖房運転モード時には、第1利用側熱交換器にて圧縮機の吐出ポートから吐出された高温高圧冷媒の有する熱を送風空気、または送風空気を加熱するための熱媒体に放熱して空調対象空間の暖房を行うことができる。
 また、冷房運転モード時に、第2利用側熱交換器にて送風空気を冷却して空調対象空間の冷房を行うことができる。さらに、除湿暖房運転モード時に、第2利用側熱交換器にて送風空気を冷却すると共に、第1利用側熱交換器にて送風空気等を加熱することで、空調対象空間の除湿暖房を行うことができる。
 また、本開示の第4例のヒートポンプサイクルによると、冷媒流路切替部は、中間圧冷媒通路を開閉する中間圧側開閉弁を含んで構成されてもよい。この場合、中間圧側開閉弁にて中間圧冷媒通路を開閉することで、ヒートポンプサイクルをガスインジェクションサイクルと、通常サイクル(一段圧縮サイクル)とに切り替えることができる。
 本願の発明者らは、冷房運転モード時や除湿暖房運転モード時には、中間圧冷媒通路を開放してガスインジェクションサイクルを実現するよりも、中間圧冷媒通路を閉鎖する通常サイクルの方が、好適であることを見出した。
 例えば、本開示の第5例のヒートポンプサイクルでは、中間圧側開閉弁は、第1減圧部および第2減圧部の双方が絞り状態となる際に中間圧冷媒通路を開放すると共に、第1減圧部および第2減圧部の少なくとも一方が全開状態となる際に中間圧冷媒通路を閉鎖するように構成されてもよい。
 これによれば、暖房運転モード時には、中間圧冷媒通路を開放して、ヒートポンプサイクルをガスインジェクションサイクルに切り替えるので、サイクルの成績係数(COP)の向上を図ることができる。
 また、冷房運転モード時には、中間圧冷媒通路を閉鎖して、ヒートポンプサイクルを通常サイクルに切り替えるので、圧縮機の無駄なエネルギ消費を低減することができる。
 さらに、除湿暖房運転モード時には、中間圧冷媒通路を閉鎖して、ヒートポンプサイクルを通常サイクルに切り替えるので、中間圧冷媒通路を流れる冷媒の流量の変化による室内凝縮器の放熱量の変化を考慮する必要なく、送風空気を適切に温度調整することが可能となる。
 また、本開示の第6例のヒートポンプサイクルでは、中間圧側開閉弁は、第1減圧部および第2減圧部のうち、除湿暖房運転モード時に全開状態とされる減圧部の前後差圧に応じて開閉する差圧開閉弁で構成されてもよい。
 このように、中間圧側開閉弁を除湿暖房運転モード時に全開状態とされる減圧部に連動して開閉する差圧開閉弁で構成すれば、ガスインジェクションサイクルと、通常サイクルとの切り替えを簡易な構成および制御手法で実現することができる。
 また、本開示の第7例のヒートポンプサイクルによると、第1減圧部および第2減圧部のうち、一方の減圧部は、絞り開度を変更可能な可変絞り機構で構成され、第3減圧部は、絞り開度を変更可能な可変絞り機構で構成され、除湿暖房運転モード時には、第1減圧部および第2減圧部のうち、他方の減圧部が全開状態とされ、さらに、空調対象空間へ吹き出す吹出空気の目標温度の上昇に伴って一方の減圧部の絞り開度が縮小するように変更されると共に、第3減圧部の絞り開度が拡大するように変更されてもよい。
 これによれば、除湿暖房運転モード時に、空調対象空間に吹き出す空気の目標温度の変化に応じて、室外熱交換器における冷媒の放熱量および吸熱量を調整することができるので、第1利用側熱交換器における冷媒の放熱量および第2利用側熱交換器における冷媒の吸熱量を適切に調整することができる。
 従って、除湿暖房運転モード時における空調対象空間へ吹き出す空気の極め細やかな温度調整を行うことが可能となる。
 また、本開示の第7例のヒートポンプサイクルは、除湿暖房運転モード時に、中間圧側開閉弁にて中間圧冷媒通路を閉鎖する構成に適用してもよい。
 また、本開示の第8例のヒートポンプサイクルによると、第1減圧部および第2減圧部のうち少なくとも一方を、絞り開度が固定された固定絞り、固定絞りを迂回して冷媒を流す固定絞り迂回用通路、および迂回用通路を開閉する通路開閉弁を有する構成としてもよい。
 より具体的には、本開示の第9例のヒートポンプサイクルのように、第1減圧部を、絞り開度を変更可能な可変絞り機構で構成し、第2減圧部を、絞り開度が固定された固定絞り、固定絞りを迂回して冷媒を流す固定絞り迂回用通路、および迂回用通路を開閉する通路開閉弁を有する構成としてもよい。
 このように、第1減圧部を可変絞り機構で構成すれば、ヒートポンプサイクルにてガスインジェクションを実現する際に、第1減圧部にて、気液分離部に流入する冷媒を所望の中間圧まで減圧させることができる。
 ここで、第2減圧部の構成要素として、固定絞りを採用する際には、具体的に、ノズルあるいはオリフィスを採用することが望ましい。このような固定絞りでは、絞り通路面積が急縮小あるいは急拡大するので、上流側と下流側との圧力差(出入口間差圧)の変化に伴って、固定絞りへ流入する冷媒の乾き度および固定絞りを流通する流量を調整しやすいからである。換言すると、第2減圧部は、絞り通路面積が急縮小あるいは急拡大する固定絞りを含む構成とすることが望ましい。
 また、本開示の第10例のヒートポンプサイクルによると、圧縮機の吸入ポートへ流入する冷媒の気液を分離して、分離された気相冷媒を圧縮機の吸入ポート側へ流出させるアキュムレータを備え、気液分離部は、分離した液相冷媒を内部に滞留させることなく液相冷媒流出口から流出させるように構成されてもよい。
 これによれば、気液分離部が、分離した液相冷媒を内部に滞留させることなく液相冷媒流出口から流出させるように構成されているので、気液分離部が分離した液相冷媒を蓄えるための構成として用いられることがない。従って、気液分離部の体格を小型化させて、ガスインジェクションサイクルを構成するヒートポンプサイクルの搭載性を向上させることができる。
 また、サイクルに負荷変動が生じたとしても、アキュムレータを余剰となる冷媒を蓄えるための構成として機能させることができるので、サイクルを安定して作動させることができる。
 また、本開示の第11例のヒートポンプサイクルによると、圧縮機の吸入ポートへ流入する冷媒の気液を分離して、分離された気相冷媒を圧縮機の吸入ポート側へ流出させるアキュムレータを備え、気液分離部は、分離した直後の液相冷媒を流出させる液相冷媒流出口を有してよい。
 これによれば、気液分離部が分離した直後の液相冷媒を流出させる液相冷媒流出口を有しているので、気液分離部が分離した液相冷媒を蓄えるための構成として用いられることがない。従って、気液分離部の体格を小型化させて、ガスインジェクションサイクルを構成するヒートポンプサイクルの搭載性を向上させることができるとともに、サイクルを安定して作動させることができる。
 ここで、「分離した直後の液相冷媒」とは、気液分離部にて分離され、かつ、気液分離部から流出する方向へ向かう速度成分を有している液相冷媒、あるいは、気液分離のために作用する力が重力よりも大きくなっている液相冷媒(例えば、遠心分離方式の気液分離器であれば、気液分離のために作用する遠心力が重力よりも大きくなっている液相冷媒)等を含む意味である。逆に、気液分離部内の所定の空間内を循環する速度成分のみを有する液相冷媒は含まれない意味である。
 また、本開示の第12例のヒートポンプサイクルによると、圧縮機の吸入ポートへ流入する冷媒の気液を分離して、分離された気相冷媒を圧縮機の吸入ポート側へ流出させるアキュムレータを備え、気液分離部は、液相冷媒を流出させる液相冷媒流出口を有し、気液分離部の内容積は、サイクルに封入される冷媒量を液相に換算した際の封入冷媒体積から、サイクルが最大能力を発揮するために必要な冷媒量を液相に換算した際の必要最大冷媒体積を減算した余剰冷媒体積よりも小さくしてもよい。
 これによれば、気液分離部の内容積が余剰冷媒体積よりも小さくなっているので、気液分離部の体格を小型化させて、ガスインジェクションサイクルを構成するヒートポンプサイクルの搭載性を向上させることができるとともに、サイクルを安定して作動させることができる。
 さらに、本開示の第13例のヒートポンプサイクルによると、気液分離部は、遠心力の作用によって冷媒の気液を分離する遠心分離方式の気液分離器であってもよい。この場合、分離した液相冷媒を内部に滞留させることなく液相冷媒流出口から流出させる気液分離部、分離した直後の液相冷媒を流出させる液相冷媒流出口を有する気液分離部、あるいは余剰冷媒体積よりも小さな内容積となる気液分離部を容易に実現できる。
 このような遠心分離方式の気液分離器は、冷媒の流速が速くなるに伴って気液分離性能が高くなるので、比較的高負荷で運転される頻度の高いヒートポンプサイクルに適用して有効である。
 また、本開示の第14例のヒートポンプサイクルによると、液相冷媒流出口は、気液分離部にて分離された気相冷媒を流出させる気相冷媒流出口よりも下方側に配置されているとともに、気相冷媒の一部を液相冷媒とともに流出させるようになっていてもよい。これによれば、重力の作用および気相冷媒の背圧を利用して、液相冷媒を液相冷媒流出口から効率的に流出させることができる。
 また、本開示の第15例のヒートポンプサイクルによると、液相冷媒流出口は、気液分離部内の液相冷媒の液面高さに応じて変位するフロート弁によって開閉されるようになっていてもよい。これによれば、気液分離部の内部に液相冷媒が溜まり始めると同時にフロート弁が液相冷媒流出口を開くことによって、実質的に、内部に液相冷媒が溜まらない気液分離部を実現できる。
 また、本開示の第16例のヒートポンプサイクルによると、気液分離部は、液相冷媒の表面張力を利用して冷媒の気液を分離する表面張力式の気液分離器であってもよい。このような表面張力式の気液分離器は、冷媒の流速が遅くなるに伴って気液分離性能が高くなるので、比較的低負荷で運転される頻度の高いヒートポンプサイクルに適用して有効である。
 また、本開示の第17例のヒートポンプサイクルによると、室外熱交換器へ流入する冷媒の乾き度は、0.1以下でもよい。これにより、室外熱交換器にて液相冷媒を蒸発させて確実に吸熱作用を発揮させることができる。
 また、本開示の第18例のように、第1利用側熱交換器を、圧縮機の吐出ポートから吐出された高圧冷媒を送風空気と熱交換させる熱交換器で構成してもよいし、本開示の第19例のように、第1利用側熱交換器を、圧縮機の吐出ポートから吐出された高圧冷媒で送風空気を加熱するための熱媒体と熱交換させる熱交換器で構成してもよい。
 また、本開示の第20例のヒートポンプサイクルによると、暖房運転モード時に、第1利用側熱交換器にて加熱された送風空気を空調対象空間へ送風する構成してもよい。この場合、第1利用側熱交換器にて、圧縮機の吐出ポートから吐出された高温高圧冷媒の有する熱を送風空気に放熱して確実に空調対象空間の暖房を行うことができる。
 また、本開示の第21例のヒートポンプサイクルは、第1利用側熱交換器の熱交換能力を調整する熱交換能力調整部を備え、冷房運転モード時に、第1利用側熱交換器における熱交換能力を低下させて、第2利用側熱交換器にて冷却された送風空気を空調対象空間へ送風するようにしてもよい。
 また、本開示の第22例のヒートポンプサイクルによると、第2利用側熱交換器を、第1利用側熱交換器に対して送風空気流れ上流側に配置し、除湿暖房運転モード時に、第2利用側熱交換器にて冷却された送風空気を第1利用側熱交換器にて加熱して空調対象空間へ送風するようにしてもよい。
 本開示についての上記目的およびその他の目的、特徴や利点は、添付の図面を参照しながら下記の詳細な記述により、より明確になる。その図面は、
第1実施形態のヒートポンプサイクルの冷房運転モード時の冷媒流路を示す全体構成図である。 第1実施形態のヒートポンプサイクルの第1暖房モード時の冷媒流路を示す全体構成図である。 第1実施形態のヒートポンプサイクルの第2暖房モード時の冷媒流路を示す全体構成図である。 (a)は、第1実施形態の気液分離器の外観斜視図であり、(b)は、上面図である。 (a)と(b)は、第1実施形態の中間圧側開閉弁の作動を説明する説明図である。 (a)は、ノズルやオリフィスで構成される低段側固定絞りの流量特性を示すグラフであり、(b)は、キャピラリーチューブで構成される低段側固定絞りの流量特性を示すグラフである。 第1実施形態のヒートポンプサイクルの冷房運転モード時の冷媒の状態を示すモリエル線図である。 第1実施形態のヒートポンプサイクルの第1暖房モード時の冷媒の状態を示すモリエル線図である。 第1実施形態のヒートポンプサイクルの第2暖房モード時の冷媒の状態を示すモリエル線図である。 第1実施形態のヒートポンプサイクルの第1除湿暖房モード時の冷媒の状態を示すモリエル線図である。 第1実施形態のヒートポンプサイクルの第2除湿暖房モード時の冷媒の状態を示すモリエル線図である。 第1実施形態のヒートポンプサイクルの第3除湿暖房モード時の冷媒の状態を示すモリエル線図である。 第1実施形態のヒートポンプサイクルの第4除湿暖房モード時の冷媒の状態を示すモリエル線図である。 (a)は、第2実施形態の気液分離器の軸方向断面図であり、(b)は、(a)のA-A断面図である。 第3実施形態の気液分離器の長手方向断面図である。 第3実施形態の気液分離器の変形例を示す長手方向断面図である。 第4実施形態の気液分離器の軸方向断面図である。 第5実施形態のヒートポンプサイクルの全体構成図である。 (a)と(b)は、第6実施形態の中間圧側開閉弁の作動を説明する図である。 第6実施形態のヒートポンプサイクルの冷房運転モード時の冷媒流路を示す全体構成図である。 第6実施形態のヒートポンプサイクルの暖房運転モード時の冷媒流路を示す全体構成図である。
 (第1実施形態)
 図1~12により、本開示の第1実施形態について説明する。本実施形態では、本開示のヒートポンプサイクル10を走行用電動モータから車両走行用の駆動力を得る電気自動車の車両用空調装置1に適用している。このヒートポンプサイクル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車室内送風空気を冷却あるいは加熱する機能を果たす。
 従って、本実施形態のヒートポンプサイクル10は、図1の全体構成図に示すように、車室内を冷房する冷房運転モードあるいは車室内を除湿しながら暖房する除湿暖房運転モード(除湿運転モード)の冷媒回路、および、図2、3の全体構成図に示すように、車室内を暖房する暖房運転モードの冷媒回路を切替可能に構成されている。
 さらに、このヒートポンプサイクル10では、後述するように暖房運転モードとして、外気温が極低温時(例えば、0℃以下の時)に実行される第1暖房モード(図2)、通常の暖房が実行される第2暖房モード(図3)を実行することができる。なお、図1~3では、それぞれの運転モードにおける冷媒の流れを実線矢印で示している。
 また、ヒートポンプサイクル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、高圧側冷媒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。もちろん、HFO系冷媒(例えば、R1234yf)等を採用してもよい。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。
 なお、冷媒の封入量については、ヒートポンプサイクル10に最大冷凍能力を発揮させる高負荷運転時において、サイクルを循環させる必要のある最大循環流量に対して、予め定めた余剰量を加えた量としている。この余剰量は、経年使用によってサイクルに封入された冷媒が、ヒートポンプサイクル10の各構成機器同士を接続するゴムホースあるいはその他の接続部を介して、外部へ漏れてしまうことを考慮して決定されている。
 ヒートポンプサイクル10の構成機器のうち、圧縮機11は、車両のボンネット内に配置され、ヒートポンプサイクル10において冷媒を吸入し、圧縮して吐出するものである。この圧縮機11は、その外殻を形成するハウジングの内部に、固定容量型の圧縮機構からなる低段側圧縮機構と高段側圧縮機構との2つの圧縮機構、および、双方の圧縮機構を回転駆動する電動モータを収容して構成された二段昇圧式の電動圧縮機である。
 圧縮機11のハウジングには、ハウジングの外部から低段側圧縮機構へ低圧冷媒を吸入させる吸入ポート11a、ハウジングの外部からハウジングの内部へ中間圧冷媒を流入させて圧縮過程の冷媒に合流させる中間圧ポート11b、および、高段側圧縮機構から吐出された高圧冷媒をハウジングの外部へ吐出させる吐出ポート11cが設けられている。
 より具体的には、中間圧ポート11bは、低段側圧縮機構の冷媒吐出口側(すなわち、高段側圧縮機構の冷媒吸入口側)に接続されている。また、低段側圧縮機構および高段側圧縮機は、スクロール型圧縮機構、ベーン型圧縮機構、ローリングピストン型圧縮機構等の各種形式のものを採用することができる。
 電動モータは、後述する空調制御装置40(ECU)から出力される制御信号によって、その作動(回転数)が制御されるもので、交流モータ、直流モータのいずれの形式を採用してもよい。そして、この回転数制御によって、圧縮機11の冷媒吐出能力が変更される。従って、本実施形態では、電動モータが圧縮機11の吐出能力変更部を構成している。
 なお、本実施形態では、2つの圧縮機構を1つのハウジング内に収容した圧縮機11を採用しているが、圧縮機の形式はこれに限定されない。つまり、中間圧ポート11bから中間圧冷媒を流入させて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。
 圧縮機11の吐出ポート11c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、後述する車両用空調装置1の室内空調ユニット30の空調ケース31内に配置され、圧縮機11(具体的には、高段側圧縮機構)から吐出された高圧冷媒を放熱させて、後述する室内蒸発器23を通過した車室内送風空気を加熱する放熱器(第1利用側熱交換器)である。
 室内凝縮器12の冷媒出口側には、室内凝縮器12から流出した高圧冷媒を中間圧冷媒となるまで減圧可能な高段側減圧部(第1減圧部)としての高段側膨脹弁13の入口側が接続されている。この高段側膨脹弁13は、絞り開度を変更可能に構成された弁体と、この弁体の絞り開度を変化させるステッピングモータからなる電動アクチュエータとを有して構成される電気式の可変絞り機構である。
 高段側膨脹弁13は、減圧作用を発揮する絞り状態と減圧作用を発揮しない全開状態とに設定可能に構成されている。より具体的には、高段側膨脹弁13では、冷媒を減圧させる際には、絞り通路面積が相当直径φ0.5~φ3mmとなる範囲で絞り開度を変化させる。さらに、絞り開度を全開とすると、絞り通路面積を相当直径φ10mm程度確保して、冷媒減圧作用を発揮させないようにすることもできる。また、絞り開度を全閉として室外熱交換器20から室内蒸発器23へ至る冷媒流路を閉塞させることもできる。なお、高段側膨脹弁13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。
 高段側膨脹弁13の出口側には、室内凝縮器12から流出して高段側膨脹弁13にて減圧された中間圧冷媒の気液を分離する気液分離部としての気液分離器14の冷媒流入ポート14bが接続されている。この気液分離器14は、遠心力の作用によって冷媒の気液を分離する遠心分離方式のものである。
 気液分離器14の詳細構成については、図4(a)、(b)を用いて説明する。なお、図4(a)は、気液分離器14の模式的な外観斜視図であり、図4(b)は、気液分離器14の上方側から見た上面図である。また、図4(a)、(b)における上下の各矢印は、気液分離器14を車両用空調装置1に搭載した状態における上下の各方向を示している。このことは、他の図面においても同様である。
 本実施形態の気液分離器14は、上下方向に延びる略中空有底円筒状(断面円形状)の本体部14a、中間圧冷媒を流入させる冷媒流入口14eが形成された冷媒流入ポート14b、分離された気相冷媒を流出させる気相冷媒流出口14fが形成された気相冷媒流出ポート14c、および、分離された液相冷媒を流出させる液相冷媒流出口14gが形成された液相冷媒流出ポート14d等を有して構成されている。
 本体部14aの直径は、各流入出ポート14b~14dに接続される冷媒配管の直径に対して、1.5倍以上、3倍以下程度の径に設定されており、気液分離器14全体としての小型化を図っている。
 より詳細には、本実施形態の気液分離器14(具体的には、本体部14a)の内容積は、サイクルに封入される冷媒量を液相に換算した際の封入冷媒体積から、サイクルが最大能力を発揮するために必要な冷媒量を液相に換算した際の必要最大冷媒体積を減算した余剰冷媒体積よりも小さく設定されている。
 このため、本実施形態の気液分離器14の内容積は、サイクルに負荷変動が生じてサイクルを循環する冷媒循環流量が変動しても、実質的に余剰冷媒を溜めることができない程度の容積になっている。
 冷媒流入ポート14bは、本体部14aの円筒状側面に接続されており、図4(b)に示すように、気液分離器14を上方側から見たときに、本体部14aの断面円形状の外周の接線方向に延びる冷媒配管によって構成されている。さらに、冷媒流入口14eは、冷媒流入ポート14bのうち本体部14aの反対側端部に形成されている。なお、冷媒流入ポート14bは、必ずしも水平方向に延びている必要はなく、上下方向の成分を有して延びていてもよい。
 気相冷媒流出ポート14cは、本体部14aの軸方向上側端面(上面)に接続されており、本体部14aの内外に亘って本体部14aと同軸上に延びる冷媒配管によって構成されている。さらに、気相冷媒流出口14fは、気相冷媒流出ポート14cの上方側端部に形成され、一方、下方側端部は、冷媒流入ポート14bと本体部14aとの接続部よりも下方側に位置付けられている。
 液相冷媒流出ポート14dは、本体部14aの軸方向下側端面(底面)に接続されており、本体部14aから下方側へ向かって、本体部14aと同軸上に延びる冷媒配管によって構成されている。さらに、液相冷媒流出口14gは、液相冷媒流出ポート14dの下方側端部に形成されている。
 従って、冷媒流入ポート14bの冷媒流入口14eから流入した冷媒は、本体部14aの円筒状内壁面に沿って旋回して流れ、この旋回流によって生じる遠心力の作用によって冷媒の気液が分離される。さらに、分離された液相冷媒が、重力の作用によって本体部14aの下方側に落下する。
 そして、分離されて下方側に落下した液相冷媒は液相冷媒流出ポート14dの液相冷媒流出口14gから流出し、分離された気相冷媒は気相冷媒流出ポート14cの気相冷媒流出口14fから流出する。なお、図4(a)では、本体部14aの軸方向下側端面(底面)を円板状に形成した例を図示しているが、本体部14aの下方側部位を下側に向かって徐々に縮径するテーパ形状に形成し、このテーパ形状の最下位部に液相冷媒流出ポート14dを接続してもよい。
 また、気液分離器14の気相冷媒流出ポート14cには、図1~図3に示すように、中間圧冷媒通路15を介して、圧縮機11の中間圧ポート11bが接続されている。この中間圧冷媒通路15には、中間圧側開閉弁16aが配置されている。この中間圧側開閉弁16aは中間圧冷媒通路15を開閉する電磁弁であり、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。
 なお、中間圧側開閉弁16aは、中間圧冷媒通路15を開いた際に気液分離器14の気相冷媒出口から圧縮機11の中間圧ポート11b側へ冷媒が流れることのみを許容する逆止弁としての機能を兼ね備えている。これにより、中間圧側開閉弁16aが中間圧冷媒通路15を開いた際に、圧縮機11側から気液分離器14へ冷媒が逆流することが防止される。
 さらに、中間圧側開閉弁16aは、中間圧冷媒通路15を開閉することによって、サイクル構成(冷媒流路)を切り替える機能を果たす。従って、本実施形態の中間圧側開閉弁16aは、サイクルを循環する冷媒の冷媒流路を切り替える冷媒流路切替部を構成している。
 本実施形態の中間圧側開閉弁16aは、後述の低段側減圧部の状態(絞り状態、全開状態)に連動して、中間圧冷媒通路15を開閉するように構成されている。
 具体的には、中間圧側開閉弁16aは、図5(a)に示すように、低段側減圧部の低圧側開閉弁16bが閉じ、低段側減圧部が絞り状態となる際に、中間圧冷媒通路15を開放するように構成されている。また、中間圧側開閉弁16aは、図5(b)に示すように、低段側減圧部の低圧側開閉弁16bが開き、低段側減圧部が全開状態となる際に、中間圧冷媒通路15を閉鎖するように構成されている。なお、図5(a)が、中間圧側開閉弁16aが開弁する際の作動を示し、図5(b)が、中間圧側開閉弁16aが閉弁する際の作動を示している。
 一方、気液分離器14の液相冷媒流出ポート14dには、気液分離器14から流出した液相冷媒を減圧可能な低段側減圧部(第2減圧部)の入口側が接続され、低段側減圧部の出口側には、室外熱交換器20の冷媒入口側が接続されている。
 本実施形態の低段側減圧部は、気液分離器14にて分離された液相冷媒を低圧冷媒となるまで減圧させる低段側固定絞り17、気液分離器14にて分離された液相冷媒を低段側固定絞り17を迂回させて室外熱交換器20側へ導く固定絞り迂回用通路18、固定絞り迂回用通路18を開閉する通路開閉弁としての低圧側開閉弁16bを有して構成されている。なお、低圧側開閉弁16bの基本的構成は、中間圧側開閉弁16aと同等であり、空調制御装置40から出力される制御電圧によって、その開閉作動が制御される電磁弁である。
 ここで、冷媒が低圧側開閉弁16bを通過する際に生じる圧力損失は、低段側固定絞り17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、室内凝縮器12から流出した冷媒は、低圧側開閉弁16bが開いている場合には固定絞り迂回用通路18側を介して室外熱交換器20へ流入し、低圧側開閉弁16bが閉じている場合には低段側固定絞り17を介して室外熱交換器20へ流入する。
 これにより、低段側減圧部は、低圧側開閉弁16bの開閉により、減圧作用を発揮する絞り状態と、減圧作用を発揮しない全開状態とに変更することが可能となっている。なお、低圧側開閉弁16bを、気液分離器14の液相冷媒流出ポート14d出口側と低段側固定絞り17入口側とを接続する冷媒回路および液相冷媒流出ポート14d出口側と固定絞り迂回用通路18入口側とを接続する冷媒回路を切り替える電気式の三方弁等を採用してもよい。
 低段側固定絞り17としては、絞り開度が固定されたノズル、オリフィスを採用することができる。ノズル、オリフィス等の固定絞りでは、絞り通路面積が急縮小あるいは急拡大するので、上流側と下流側との圧力差(出入口間差圧)の変化に伴って、固定絞りを通過する冷媒の流量および低段側固定絞り17上流側冷媒の乾き度Xを自己調整(バランス)することができる。
 具体的には、圧力差が比較的大きい場合には、サイクルを循環させる必要のある必要循環冷媒流量が減少するに伴って、固定絞り上流側冷媒の乾き度が大きくなるようにバランスする。一方、圧力差が比較的小さい場合には、必要循環冷媒流量が増加するに伴って、固定絞り上流側冷媒の乾き度が小さくなるようにバランスする。
 ところが、低段側固定絞り17上流側冷媒の乾き度が大きくなってしまうと、室外熱交換器20が冷媒に吸熱作用を発揮させる蒸発器として機能する際に、室外熱交換器20における冷媒の吸熱量(冷凍能力)が減ってサイクルの成績係数(COP)が悪化してしまう。
 そこで、本実施形態では、図6(a)に示すように、暖房運転モード時にサイクルの負荷変動によって必要循環冷媒流量が変化しても、低段側固定絞り17上流側冷媒の乾き度Xが0.1以下となる低段側固定絞り17を採用し、COPの悪化を抑制している。なお、図6(a)は、本実施形態の低段側固定絞り17の流量特性図(絞り特性図)であり、暖房運転モード時おける低段側固定絞り17上流側冷媒の乾き度Xに対する冷媒循環流量Qの変化を示している。
 つまり、本実施形態の低段側固定絞り17では、ヒートポンプサイクル10に負荷変動が生じた際に想定される範囲で、冷媒循環流量Qおよび低段側固定絞り17の出入口間差圧が変化しても、図6(a)のハッチングで示すように、低段側固定絞り17上流側冷媒の乾き度Xが0.1以下に調整される。
 なお、低段側固定絞り17としては、ノズルやオリフィス以外にキャピラリーチューブを採用することが考えられるが、以下の理由により、ノズルやオリフィスを低段側固定絞り17として採用することが好ましい。
 図6(b)は、低段側固定絞り17としてキャピラリーチューブを採用した場合の流量特性図(絞り特性図)であり、暖房運転モード時おける低段側固定絞り17上流側冷媒の乾き度Xに対する冷媒循環流量Qの変化を示している。
 図6(b)に示すように、キャピラリーチューブは、ノズルやオリフィスに比べて、低段側固定絞り17上流側冷媒の乾き度Xに対する冷媒循環流量Qの変化が小さく、低段側固定絞り17上流側冷媒の乾き度が大きくなり易い。つまり、低段側固定絞り17としてキャピラリーチューブを採用すると、ヒートポンプサイクル10に負荷変動が生じた際に想定される範囲で、冷媒循環流量Qおよび低段側固定絞り17の出入口間差圧が変化した場合、図6(b)のハッチングで示すように、低段側固定絞り17上流側冷媒の乾き度Xが0.1以下に調整することが難しい。
 図1~3に戻り、室外熱交換器20は、ボンネット内に配置されて、内部を流通する低圧冷媒と送風ファン21から送風された外気とを熱交換させるものである。この室外熱交換器20は、第1、第2暖房モード時等には、低圧冷媒を蒸発させて吸熱作用を発揮させる蒸発器として機能し、冷房運転モード時等には、高圧冷媒を放熱させる放熱器として機能する熱交換器である。
 室外熱交換器20の冷媒出口側には、第3減圧部としての冷房用膨脹弁22の冷媒入口側が接続されている。冷房用膨脹弁22は、冷房運転モード時等に室外熱交換器20から流出した冷媒を減圧させ、室内蒸発器23へ流入する冷媒を減圧させるものである。この冷房用膨脹弁22の基本的構成は、高段側膨脹弁13と同様であり、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。
 冷房用膨脹弁22の出口側には、室内蒸発器23の冷媒入口側が接続されている。室内蒸発器23は、室内空調ユニット30の空調ケース31内のうち、室内凝縮器12の車室内送風空気流れ上流側に配置され、冷房運転モード時、除湿暖房運転モード等にその内部を流通する冷媒を蒸発させて吸熱作用を発揮させることにより車室内送風空気を冷却する蒸発器(第2利用側熱交換器)である。
 室内蒸発器23の出口側には、アキュムレータ24の入口側が接続されている。アキュムレータ24は、その内部に流入した冷媒の気液を分離して余剰冷媒を蓄える低圧側気液分離器である。さらに、アキュムレータ24の気相冷媒出口には、圧縮機11の吸入ポート11aが接続されている。従って、室内蒸発器23は、圧縮機11の吸入ポート11a側へ流出させるように接続されている。
 さらに、室外熱交換器20の冷媒出口側には、室外熱交換器20から流出した冷媒を冷房用膨脹弁22および室内蒸発器23を迂回させてアキュムレータ24の入口側へ導く膨脹弁迂回用通路25が接続されている。この膨脹弁迂回用通路25には、膨脹弁迂回用通路25を開閉する冷房用開閉弁16cが配置されている。
 冷房用開閉弁16cの基本的構成は、中間圧側開閉弁16aと同等であり、空調制御装置40から出力される制御電圧によって、その開閉作動が制御される電磁弁である。また、冷媒が冷房用開閉弁16cを通過する際に生じる圧力損失は、冷房用膨脹弁22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、室外熱交換器20から流出した冷媒は、冷房用開閉弁16cが開いている場合には膨脹弁迂回用通路25を介してアキュムレータ24へ流入する。この際、冷房用膨脹弁22の絞り開度を全閉としてもよい。また、冷房用開閉弁16cが閉じている場合には冷房用膨脹弁22を介して室内蒸発器23へ流入する。これにより、冷房用開閉弁16cは、ヒートポンプサイクル10の冷媒流路を切り替えることができる。従って、本実施形態の冷房用開閉弁16cは、中間圧側開閉弁16aとともに冷媒流路切替部を構成している。
 次に、室内空調ユニット30について説明する。室内空調ユニット30は、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、室内空調ユニット30の外殻を形成するとともに、その内部に車室内に送風される車室内送風空気の空気通路を形成する空調ケース31を有している。そして、この空気通路に送風機32、前述の室内凝縮器12、室内蒸発器23等が収容されている。
 空調ケース31の空気流れ最上流側には、車室内空気(内気)と外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。この内外気切替装置33は、空調ケース31内に内気を導入させる内気導入口および外気を導入させる外気導入口の開口面積を、内外気切替ドアによって連続的に調整して、内気の風量と外気の風量との風量割合を連続的に変化させるものである。
 内外気切替装置33の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。この送風機32は、遠心多翼ファン(シロッコファン)を電動モータにて駆動する電動送風機であって、空調制御装置40から出力される制御電圧によって回転数(送風量)が制御される。
 送風機32の空気流れ下流側には、前述の室内蒸発器23および室内凝縮器12が、車室内送風空気の流れに対して、室内蒸発器23→室内凝縮器12の順に配置されている。換言すると、室内蒸発器23は、室内凝縮器12に対して、空気流れ上流側に配置されている。
 また、空調ケース31内には、室内蒸発器23通過後の送風空気を、室内凝縮器12を迂回して流すバイパス通路35が設けられており、室内蒸発器23の空気流れ下流側であって、かつ、室内凝縮器12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。
 このエアミックスドア34は、室内蒸発器23通過後の送風空気のうち、室内凝縮器12を通過させる風量とバイパス通路35を通過させる風量との風量割合を調整して、室内凝縮器12の熱交換能力を調整する熱交換能力調整部である。なお、エアミックスドア34は、空調制御装置40から出力される制御信号によって作動が制御される図示しないサーボモータによって駆動される。
 また、室内凝縮器12およびバイパス通路35の空気流れ下流側には、室内凝縮器12にて冷媒と熱交換して加熱された車室内送風空気とバイパス通路35を通過して加熱されていない車室内送風空気が合流する合流空間36が設けられている。
 空調ケース31の空気流れ最下流部には、合流空間36にて合流した送風空気を、冷却対象空間である車室内へ吹き出す開口穴が配置されている。具体的には、この開口穴としては、車両前面窓ガラス内側面に向けて空調風を吹き出すデフロスタ開口穴37a、車室内の乗員の上半身に向けて空調風を吹き出すフェイス開口穴37b、乗員の足元に向けて空調風を吹き出すフット開口穴37cが設けられている。
 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バイパス通路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、合流空間36内の送風空気の温度が調整される。なお、エアミックスドア34は、空調制御装置40から出力される制御信号によって作動が制御される図示しないサーボモータによって駆動される。
 さらに、デフロスタ開口穴37a、フェイス開口穴37bおよびフット開口穴37cの空気流れ上流側には、それぞれ、デフロスタ開口穴37aの開口面積を調整するデフロスタドア38a、フェイス開口穴37bの開口面積を調整するフェイスドア38b、フット開口穴37cの開口面積を調整するフットドア38cが配置されている。
 これらのデフロスタドア38a、フェイスドア38bおよびフットドア38cは、開口穴モードを切り替える開口穴モード切替部を構成するものであって、リンク機構等を介して、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図示しないサーボモータによって駆動される。
 また、デフロスタ開口穴37a、フェイス開口穴37bおよびフット開口穴37cの空気流れ下流側は、それぞれ空気通路を形成するダクトを介して、車室内に設けられたフェイス吹出口、フット吹出口およびデフロスタ吹出口に接続されている。
 次に、本実施形態の電気制御部について説明する。空調制御装置40は、CPU、ROMおよびRAM等を含む周知のマイクロコンピュータとその周辺回路から構成され、そのROM内に記憶された空調制御プログラムに基づいて各種演算、処理を行い、出力側に接続された各種空調制御機器(圧縮機11、高段側膨脹弁13、低段側減圧部の低圧側開閉弁16b、冷媒流路切替部16a、16c、送風機32等)の作動を制御する。
 また、空調制御装置40の入力側には、車室内温度を検出する内気センサ、外気温を検出する外気センサ、車室内の日射量を検出する日射センサ、室内蒸発器23からの吹出空気温度(蒸発器温度)を検出する蒸発器温度センサ、圧縮機11から吐出された高圧冷媒圧力を検出する吐出圧センサ、圧縮機11へ吸入される吸入冷媒圧力を検出する吸入圧センサ等の種々の空調制御用のセンサ群41が接続されている。
 さらに、空調制御装置40の入力側には、車室内前部の計器盤付近に配置された図示しない操作パネルが接続され、この操作パネルに設けられた各種空調操作スイッチからの操作信号が入力される。操作パネルに設けられた各種空調操作スイッチとしては、具体的に、車両用空調装置1の作動スイッチ、車室内温度を設定する車室内温度設定スイッチ、冷房運転モードと暖房運転モードとの選択スイッチ等が設けられている。
 なお、空調制御装置40は、その出力側に接続された各種空調制御機器の作動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、本実施形態では、圧縮機11の電動モータ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)が吐出能力制御部を構成し、冷媒流路切替部16a~16c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)が冷媒流路制御部を構成している。もちろん、吐出能力制御部および冷媒流路制御部を空調制御装置40に対して別体の制御装置として構成してもよい。
 次に、上記構成における本実施形態の車両用空調装置1の作動について説明する。本実施形態の車両用空調装置1では、前述の如く、車室内を冷房する冷房運転モード、車室内を暖房する暖房運転モード、および、車室内を除湿しながら暖房する除湿暖房モードに切り替えることができる。以下に各運転モードにおける作動を説明する。
 (a)冷房運転モード
 冷房運転モードは、操作パネルの作動スイッチが投入(ON)された状態で、選択スイッチによって冷房運転モードが選択されると開始される。冷房運転モードでは、空調制御装置40が、高段側膨脹弁13を減圧作用を発揮しない全開状態とし、冷房用膨脹弁22を減圧作用を発揮する絞り状態とし、冷房用開閉弁16cを閉弁状態とする。
 さらに、低圧側開閉弁16bを開弁状態として低段側減圧部を減圧作用を発揮しない全開状態とし、低圧側開閉弁16bの状態に連動して中間圧側開閉弁16aを閉弁状態とする。これにより、ヒートポンプサイクル10は、図1の実線矢印に示すように冷媒が流れる冷媒流路に切り替えられる。
 この冷媒流路の構成で、空調制御装置40が上述の空調制御用のセンサ群41の検出信号および操作パネルの操作信号を読み込む。そして、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を算出する。さらに、算出された目標吹出温度TAOおよびセンサ群の検出信号に基づいて、空調制御装置40の出力側に接続された各種空調制御機器の作動状態を決定する。
 例えば、圧縮機11の冷媒吐出能力、すなわち圧縮機11の電動モータに出力される制御信号については、以下のように決定される。まず、目標吹出温度TAOに基づいて、予め空調制御装置40に記憶された制御マップを参照して、室内蒸発器23の目標蒸発器吹出温度TEOを決定する。
 そして、この目標蒸発器吹出温度TEOと蒸発器温度センサによって検出された室内蒸発器23からの吹出空気温度との偏差に基づいて、フィードバック制御手法を用いて室内蒸発器23からの吹出空気温度が目標蒸発器吹出温度TEOに近づくように、圧縮機11の電動モータに出力される制御信号が決定される。
 また、冷房用膨脹弁22へ出力される制御信号については、冷房用膨脹弁22へ流入する冷媒の過冷却度が、COPを略最大値に近づくように予め決定された目標過冷却度に近づくように決定される。また、エアミックスドア34のサーボモータへ出力される制御信号については、エアミックスドア34が室内凝縮器12の空気通路を閉塞し、室内蒸発器23通過後の送風空気の全流量がバイパス通路35を通過するように決定される。
 そして、上記の如く決定された制御信号等を各種空調制御機器へ出力する。その後、操作パネルによって車両用空調装置の作動停止が要求されるまで、所定の制御周期毎に、上述の検出信号および操作信号の読み込み→目標吹出温度TAOの算出→各種空調制御機器の作動状態決定→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。なお、このような制御ルーチンの繰り返しは、他の運転モード時にも同様に行われる。
 従って、冷房運転モードのヒートポンプサイクル10では、図7のモリエル線図に示すように、圧縮機11の吐出ポート11cから吐出された高圧冷媒(図7のa点)が室内凝縮器12へ流入する。この際、エアミックスドア34が室内凝縮器12の空気通路を閉塞しているので、室内凝縮器12へ流入した冷媒は殆ど車室内送風空気へ放熱することなく、室内凝縮器12から流出していく。
 室内凝縮器12から流出した冷媒は、高段側膨脹弁13→気液分離器14→低圧側開閉弁16bの順に流れて室外熱交換器20へ流入する。より詳細には、室内凝縮器12から流出した冷媒は、高段側膨脹弁13が全開状態となっているので、高段側膨脹弁13にて殆ど減圧されることなく流出し、気液分離器14の冷媒流入ポート14bから気液分離器14内へ流入する。
 ここで、前述の如く、冷房用膨脹弁22の絞り開度が冷房用膨脹弁22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決定されているので、気液分離器14へ流入する冷媒は過冷却度を有する液相状態となっている。従って、気液分離器14では冷媒の気液が分離されることなく、液相冷媒が液相冷媒流出ポート14dから流出していく。さらに、中間圧側開閉弁16aが閉弁状態となっているので、気相冷媒流出ポート14cから液相冷媒が流出することはない。
 液相冷媒流出ポート14dから流出した液相冷媒は、低段側減圧部が全開状態となっているので、低段側減圧部にて殆ど減圧されることなく流出し、室外熱交換器20へ流入する。つまり、低段側減圧部では、低圧側開閉弁16bが開弁状態であるため、低段側固定絞り17側へ流入することなく固定絞り迂回用通路18を介して室外熱交換器20へ流入する。室外熱交換器20へ流入した低圧冷媒は、送風ファン21から送風された外気と熱交換して放熱する(図7のa点→b点)。
 室外熱交換器20から流出した冷媒は、冷房用開閉弁16cが閉弁状態となっているので、絞り状態となっている冷房用膨脹弁22へ流入して低圧冷媒となるまで、等エンタルピ的に減圧膨脹される(図7のb点→c点)。そして、冷房用膨脹弁22にて減圧された低圧冷媒は、室内蒸発器23へ流入し、送風機32から送風された室内送風空気から吸熱して蒸発する(図7のc点→d点)。これにより、車室内送風空気が冷却される。
 室内蒸発器23から流出した冷媒は、アキュムレータ24へ流入して気液分離される。そして、分離された気相冷媒が圧縮機11の吸入ポート11a(図7のe点)から吸入されて低段側圧縮機構→高段側圧縮機構の順に再び圧縮される(図7のe点→a1点→a点)。一方、分離された液相冷媒はサイクルが要求されている冷凍能力を発揮するために必要としていない余剰冷媒としてアキュムレータ24内に蓄えられる。
 なお、図7においてd点とe点が異なっている理由は、アキュムレータ24から圧縮機11の吸入ポート11aへ至る冷媒配管を流通する気相冷媒に生じる圧力損失と、気相冷媒が外部(外気)から吸熱する吸熱量を表したものである。従って、理想的なサイクルでは、d点とe点が一致していることが望ましい。このことは、以下のモリエル線図においても同様である。
 以上の如く、冷房運転モードでは、エアミックスドア34にて室内凝縮器12の空気通路を閉塞しているので、室内蒸発器23にて冷却された送風空気を車室内へ吹き出すことができる。これにより、車室内の冷房を実現することができる。
 また、上記の説明から明らかなように、冷房運転モードでは、第1利用側熱交換器である室内凝縮器12から流出した冷媒を、全開状態とした高段側膨脹弁13→気液分離器14→全開状態とした低段側減圧部→室外熱交換器20→第3減圧部である冷房用膨脹弁22→第2利用側熱交換器である室内蒸発器23の順に流している。
 ここで、冷房運転モードにおいて、中間圧側開閉弁16aを閉弁状態とする理由を説明する。冷房運転モードでは、前述のように高段側膨脹弁13、および低段側減圧部の双方を減圧作用を発揮しない全開状態としている。このため、中間圧側開閉弁16aを開弁状態として、ガスインジェクションサイクルを実現すると、圧縮機11の吐出ポート11cから吐出された気相冷媒が、室内凝縮器12→中間圧冷媒通路15→中間圧ポート11bの順に流れて、圧縮機11で再び圧縮されるといったことが繰り返されるだけで、車室内の冷房に有効に機能せず、単に圧縮機11のエネルギが無駄に消費してしまうからである。このように、本実施形態では、圧縮機11の無駄なエネルギ消費を低減するために、冷房運転モードに中間圧側開閉弁16aを閉弁状態としている。
 (b)暖房運転モード
 次に、暖房運転モードについて説明する。前述の如く、本実施形態のヒートポンプサイクル10では、暖房運転モードとして、第1暖房モード、第2暖房モードを実行することができる。まず、暖房運転モードは、車両用空調装置の作動スイッチが投入(ON)された状態で、選択スイッチによって暖房運転モードが選択されると開始される。
 そして、暖房運転モードが開始されると、空調制御装置40が空調制御用のセンサ群41の検出信号および操作パネルの操作信号を読み込み、圧縮機11の冷媒吐出能力(圧縮機11の回転数)を決定する。さらに、決定された回転数に応じて、第1暖房モードあるいは第2暖房モード時を実行する。
 (b)-1:第1暖房モード
 まず、第1暖房モードについて説明する。第1暖房モードが実行されると、空調制御装置40が、高段側膨脹弁13を絞り状態とし、冷房用膨脹弁22を全閉状態とし、冷房用開閉弁16cを開弁状態とする。
 さらに、低圧側開閉弁16bを閉弁状態として低段側減圧部を減圧作用を発揮する絞り状態とし、低圧側開閉弁16bの状態に連動して中間圧側開閉弁16aを開弁状態とする。これにより、ヒートポンプサイクル10は、図2の実線矢印に示すように冷媒が流れる冷媒流路に切り替えられる。
 この冷媒流路構成(サイクル構成)で、空調制御装置40が、冷房運転モードと同様に、空調制御用のセンサ群41の検出信号および操作パネルの操作信号を読み込み、目標吹出温度TAOおよびセンサ群の検出信号に基づいて、空調制御装置40の出力側に接続された各種空調制御機器の作動状態を決定する。
 なお、第1暖房モードでは、高段側膨脹弁13へ出力される制御信号については、高段側膨脹弁13の絞り開度が予め定めた第1暖房モード用の所定開度となるように決定される。また、エアミックスドア34のサーボモータへ出力される制御信号については、エアミックスドア34がバイパス通路35を閉塞し、室内蒸発器23通過後の送風空気の全流量が室内凝縮器12を通過するように決定される。
 従って、第1暖房モードのヒートポンプサイクル10では、図8のモリエル線図に示すように、圧縮機11の吐出ポート11cから吐出された高圧冷媒(図8のa点)が室内凝縮器12へ流入する。室内凝縮器12へ流入した冷媒は、送風機32から送風されて室内蒸発器23を通過した車室内送風空気と熱交換して放熱する(図8のa→b点)。これにより、車室内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、絞り状態となっている高段側膨脹弁13にて中間圧冷媒となるまで等エンタルピ的に減圧膨脹される(図8のb→c1点)。そして、高段側膨脹弁13にて減圧された中間圧冷媒は、気液分離器14にて気液分離される(図8のc→c2点、c→c3点)。
 気液分離器14にて分離された気相冷媒は、中間圧側開閉弁16aが開弁状態となっているので、中間圧冷媒通路15を介して、圧縮機11の中間圧ポート11bへ流入し(図8のc2→a2点)、低段側圧縮機構吐出冷媒(図8のa1点)と合流して、高段側圧縮機構へ吸入される。
 一方、気液分離器14にて分離された液相冷媒は、低段側減圧部が絞り状態となっているので、低段側減圧部にて低圧冷媒となるまで減圧されて流出し、室外熱交換器20へ流入する。つまり、低段側減圧部では、低圧側開閉弁16bが閉弁状態となっているので、低段側固定絞り17へ流入して低圧冷媒となるまで等エンタルピ的に減圧膨脹される(図8のc3→c4点)。低段側固定絞り17から流出した冷媒は、室外熱交換器20へ流入して、送風ファン21から送風された外気と熱交換して吸熱する(図8のc4点→d点)。
 室外熱交換器20から流出した冷媒は、冷房用開閉弁16cが開弁状態となっているので、膨脹弁迂回用通路25を介して、アキュムレータ24へ流入して気液分離される。そして、分離された気相冷媒が圧縮機11の吸入ポート11a(図8のe点)から吸入されて再び圧縮される。一方、分離された液相冷媒はサイクルが要求されている冷凍能力を発揮するために必要としていない余剰冷媒としてアキュムレータ24内に蓄えられる。
 以上の如く、第1暖房モードでは、室内凝縮器12にて圧縮機11から吐出された冷媒の有する熱を車室内送風空気に放熱させて、加熱された室内送風空気を車室内へ吹き出すことができる。これにより、車室内の暖房を実現することができる。
 さらに、第1暖房モードでは、低段側固定絞り17にて減圧された低圧冷媒を圧縮機11の吸入ポート11aから吸入させ、高段側膨脹弁13にて減圧された中間圧冷媒を中間圧ポート11bへ流入させて昇圧過程の冷媒と合流させる、ガスインジェクションサイクル(エコノマイザ式冷凍サイクル)を構成することができる。
 従って、高段側圧縮機構に、温度の低い混合冷媒を吸入させることによって、高段側圧縮機構の圧縮効率を向上させることができるとともに、低段側圧縮機構および高段側圧縮機構の双方の吸入冷媒圧力と吐出冷媒圧力との圧力差を縮小させて、双方の圧縮機構の圧縮効率を向上させることができる。その結果、ヒートポンプサイクル10全体としてのCOPを向上させることができる。
 また、上記の説明から明らかなように、第1暖房モードでは、第1利用側熱交換器である室内凝縮器12から流出した冷媒を、絞り状態とした高段側膨脹弁13→気液分離器14→絞り状態とした低段側減圧部→室外熱交換器20→アキュムレータ24の順に流すとともに、気液分離器14にて分離された気相冷媒を中間圧冷媒通路15→圧縮機11の中間圧ポート11bへ流入させている。
 (b)-2:第2暖房モード
 次に、第2暖房モードについて説明する。第2暖房モード時が実行されると、空調制御装置40が、高段側膨脹弁13を減圧作用を発揮する絞り状態とし、冷房用膨脹弁22を全閉状態とし、冷房用開閉弁16cを開弁状態とする。
 さらに、低圧側開閉弁16bを開弁状態として低段側減圧部を減圧作用を発揮しない全開状態とし、低圧側開閉弁16bの状態に連動して中間圧側開閉弁16aを閉弁状態とする。ヒートポンプサイクル10は、図3の実線矢印に示すように冷媒が流れる冷媒流路に切り替えられる。
 この冷媒流路構成(サイクル構成)で、空調制御装置40が、冷房運転モードと同様に、空調制御用のセンサ群41の検出信号および操作パネルの操作信号を読み込み、目標吹出温度TAOおよびセンサ群の検出信号に基づいて、空調制御装置40の出力側に接続された各種空調制御機器の作動状態を決定する。
 なお、第2暖房モード時では、高段側膨脹弁13へ出力される制御信号については、高段側膨脹弁13の絞り開度が予め定めた第2暖房モード時用の所定開度となるように決定される。また、エアミックスドア34のサーボモータへ出力される制御信号については、エアミックスドア34がバイパス通路35を閉塞し、室内蒸発器23通過後の送風空気の全流量が室内凝縮器12を通過するように決定される。
 従って、第2暖房モード時のヒートポンプサイクル10では、図9のモリエル線図に示すように、圧縮機11の吐出ポート11cから吐出された高圧冷媒(図9のa点)が室内凝縮器12へ流入し、第2暖房モード時と同様に、車室内送風空気と熱交換して放熱する(図9のa→b点)。これにより、車室内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、絞り状態となっている高段側膨脹弁13にて低圧冷媒となるまで等エンタルピ的に減圧膨脹されて(図9のb→c点)、気液分離器14へ流入する。この際、気液分離器14へ流入した冷媒は、中間圧側開閉弁16aが閉弁状態となっているので、気液分離されることなく、液相冷媒流出ポート14dから流出していく。
 一方、気液分離器14にて分離された液相冷媒は、低段側減圧部が全開状態となっているので、低段側減圧部にて殆ど減圧されることなく流出し、室外熱交換器20へ流入する。つまり、低段側減圧部では、低圧側開閉弁16bが開弁状態となっているので、低段側固定絞り17側へ流入することなく固定絞り迂回用通路18を介して室外熱交換器20へ流入する。そして、室外熱交換器20へ流入した低圧冷媒は、送風ファン21から送風された外気と熱交換して吸熱する(図9のc点→d点)。以降の作動は第1暖房モードと同様である。
 以上の如く、第2暖房モードでは、室内凝縮器12にて圧縮機11から吐出された冷媒の有する熱を車室内送風空気に放熱させて、加熱された室内送風空気を車室内へ吹き出すことができる。これにより、車室内の暖房を実現することができる。
 ここで、第2暖房モード時を、第1暖房モードに対して、外気温が高い場合等のように暖房負荷が比較的低い場合に実行することの効果を説明する。第1暖房モードでは、上述の如く、ガスインジェクションサイクルを構成することができるので、ヒートポンプサイクル10全体としてのCOPを向上させることができる。
 つまり、理論的には、圧縮機11の回転数が同一であれば、第1暖房モードは、第2暖房モード時よりも高い暖房性能を発揮することができる。換言すると、同一の暖房性能を発揮させるために必要な圧縮機11の回転数(冷媒吐出能力)は、第1暖房モードよりも第2暖房モード時の方が低くなる。
 ところが、圧縮機構には、圧縮効率が最大(ピーク)となる最大効率回転数があり、最大効率回転数よりも回転数が低くなると、圧縮効率が大きく低下してしまうという特性がある。このため、暖房負荷が比較的低い場合に圧縮機11を最大効率回転数よりも低い回転数で作動させると、第1暖房モードでは、却ってCOPが低下してしまうことがある。
 そこで、本実施形態では、上述の最大効率回転数を基準回転数として、第1暖房モードの実行中に、圧縮機11の回転数が基準回転数以下となってしまう場合に第2暖房モードへ切り替え、第2暖房モードの実行中に基準回転数に対して予め定めた所定量を加えた回転数以上となった際に第1暖房モードへ切り替えるようにしている。
 これにより、第1暖房モードおよび第2暖房モードのうち高いCOPを発揮できる運転モードを選択している。従って、第1暖房モードの実行中に、圧縮機11の回転数が基準回転数以下となってしまう場合であっても、第2暖房モードへ切り替えることにより、ヒートポンプサイクル10全体としてのCOPを向上させることができる。
 (c)除湿暖房運転モード
 次に、除湿暖房運転モードについて説明する。除湿暖房運転モードは、冷房運転モード時に車室内温度設定スイッチによって設定された設定温度が外気温よりも高い温度に設定された際に実行される。
 除湿暖房モードが実行されると、空調制御装置40が、高段側膨脹弁13を全開状態あるいは絞り状態とし、冷房用膨脹弁22を全開状態あるいは絞り状態とし、冷房用開閉弁16cを閉弁状態とする。
 さらに、低圧側開閉弁16bを開弁状態として低段側減圧部を減圧作用を発揮しない全開状態とし、低圧側開閉弁16bの状態に連動して中間圧側開閉弁16aを閉弁状態とする。これにより、ヒートポンプサイクル10は、冷房運転モードと同様の図1の実線矢印に示すように冷媒が流れる冷媒流路に切り替えられる。
 従って、除湿暖房モードにおける冷媒流路は、冷房運転モードと同様に、特許請求の範囲に記載された第1運転モード時の冷媒流路に対応している。また、エアミックスドア34のサーボモータへ出力される制御信号については、エアミックスドア34がバイパス通路35を閉塞し、室内蒸発器23通過後の送風空気の全流量が室内凝縮器12を通過するように決定される。
 さらに、本実施形態の除湿暖房モードでは、設定温度と外気温との温度差に応じて、高段側膨脹弁13および冷房用膨脹弁22の絞り開度を変化させている。具体的には、前述した目標吹出温度TAOの上昇に伴って、高段側膨脹弁13の絞り開度を減少させると共に冷房用膨脹弁22の絞り開度を増加させることで、以下に示す第1除湿暖房モードから第4除湿暖房モードの4段階の除湿暖房モードを実行する。
 (c)-1:第1除湿暖房モード
 第1除湿暖房モードでは、高段側膨脹弁13を全開状態とし、冷房用膨脹弁22を絞り状態とする。従って、サイクル構成(冷媒流路)については、冷房運転モードと全く同様となるものの、エアミックスドア34が室内凝縮器12の空気通路を全開しているので、サイクルを循環する冷媒の状態については図10のモリエル線図に示すように変化する。
 すなわち、図10に示すように、圧縮機11の吐出ポート11cから吐出された高圧冷媒(図10のa点)は、室内凝縮器12へ流入して、室内蒸発器23にて冷却されて除湿された車室内送風空気と熱交換して放熱する(図10のa点→b1点)。これにより、車室内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、冷房運転モードと同様に、高段側膨脹弁13→気液分離器14→低段側減圧部の低圧側開閉弁16bの順に流れて室外熱交換器20へ流入する。そして、室外熱交換器20へ流入した低圧冷媒は、送風ファン21から送風された外気と熱交換して放熱する(図10のb1点→b2点)。以降の作動は冷房運転モードと同様である。
 以上の如く、第1除湿暖房モード時には、室内蒸発器23にて冷却され除湿された車室内送風空気を、室内凝縮器12にて加熱して車室内へ吹き出すことができる。これにより、車室内の除湿暖房を実現することができる。
 (c)-2:第2除湿暖房モード
 次に、第1除湿暖房モードの実行中に、目標吹出温度TAOが予め定めた第1基準温度よりも高くなった際には、第2除湿暖房モードが実行される。第2除湿暖房モードでは、高段側膨脹弁13を絞り状態とし、冷房用膨脹弁22の絞り開度を第1除湿暖房モードよりも増加させた絞り状態とする。従って、第2除湿暖房モードでは、サイクルを循環する冷媒の状態については図11のモリエル線図に示すように変化する。
 すなわち、図11に示すように、圧縮機11の吐出ポート11cから吐出された高圧冷媒(図11のa10点)は、第1除湿暖房モードと同様に、室内凝縮器12へ流入して、室内蒸発器23にて冷却されて除湿された車室内送風空気と熱交換して放熱する(図11のa10点→b110点)。これにより、車室内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、絞り状態となっている高段側膨脹弁13によって中間圧冷媒となるまで等エンタルピ的に減圧される(図11のb110点→b210点)。高段側膨脹弁13にて減圧された中間圧冷媒は、気液分離器14→低段側減圧部の低圧側開閉弁16bの順に流れて室外熱交換器20へ流入する。
 そして、室外熱交換器20へ流入した低圧冷媒は、送風ファン21から送風された外気と熱交換して放熱する(図11のb210点→b310点)。以降の作動は冷房運転モードと同様である。
 以上の如く、第2除湿暖房モードでは、第1除湿暖房モード時と同様に、室内蒸発器23にて冷却され除湿された車室内送風空気を、室内凝縮器12にて加熱して車室内へ吹き出すことができる。これにより、車室内の除湿暖房を実現することができる。
 この際、第2除湿暖房モードでは、高段側膨脹弁13を絞り状態としているので、第1除湿暖房モードに対して、室外熱交換器20へ流入する冷媒の温度を低下させることができる。従って、室外熱交換器20における冷媒の温度と外気温との温度差を縮小して、室外熱交換器20における冷媒の放熱量を低減できる。
 その結果、室内凝縮器12における冷媒の量を増加させることができるので、第1除湿暖房モードよりも室内凝縮器12から吹き出される温度を上昇させることができる。
 (c)-3:第3除湿暖房モード
 次に、第2除湿暖房モードの実行中に、目標吹出温度TAOが予め定めた第2基準温度よりも高くなった際には、第3除湿暖房モードが実行される。第3除湿暖房モードでは、高段側膨脹弁13の絞り開度を第2除湿暖房モードよりも縮小させた絞り状態とし、冷房用膨脹弁22の絞り開度を第2除湿暖房モードよりも増加させる。従って、第3除湿暖房モードでは、サイクルを循環する冷媒の状態については図12のモリエル線図に示すように変化する。
 すなわち、図12に示すように、圧縮機11の吐出ポート11cから吐出された高圧冷媒(図12のa11点)は、第1、第2除湿暖房モードと同様に、室内凝縮器12へ流入して、室内蒸発器23にて冷却されて除湿された車室内送風空気と熱交換して放熱する(図12のa11点→b11点)。これにより、車室内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、絞り状態となっている高段側膨脹弁13によって外気温よりも温度の低い中間圧冷媒となるまで等エンタルピ的に減圧される(図12のb11点→c111点)。高段側膨脹弁13にて減圧された中間圧冷媒は、気液分離器14→低段側減圧部の低圧側開閉弁16bの順に流れて室外熱交換器20へ流入する。
 そして、室外熱交換器20へ流入した低圧冷媒は、送風ファン21から送風された外気と熱交換して吸熱する(図12のc111点→c211点)。さらに、室外熱交換器20から流出した冷媒は、冷房用膨脹弁22にて等エンタルピ的に減圧されて(図12のc211点→c311点)、室内蒸発器23へ流入する。以降の作動は冷房運転モードと同様である。
 以上の如く、第3除湿暖房モードでは、第1、第2除湿暖房モード時と同様に、室内蒸発器23にて冷却され除湿された車室内送風空気を、室内凝縮器12にて加熱して車室内へ吹き出すことができる。これにより、車室内の除湿暖房を実現することができる。
 この際、第3除湿暖房モードでは、高段側膨脹弁13の絞り開度を縮小させることによって、室外熱交換器20を蒸発器として作用させているので、第2除湿暖房モードに対して、室内凝縮器12における冷媒の量を増加させることができる。その結果、第2除湿暖房モードよりも室内凝縮器12から吹き出される温度を上昇させることができる。
 (c)-4:第4除湿暖房モード
 次に、第3除湿暖房モードの実行中に、目標吹出温度TAOが予め定めた第3基準温度よりも高くなった際には、第4除湿暖房モードが実行される。第4除湿暖房モードでは、高段側膨脹弁13の絞り開度を第3除湿暖房モードよりも縮小させた絞り状態とし、冷房用膨脹弁22を全開状態とする。従って、第4除湿暖房モードでは、サイクルを循環する冷媒の状態については図13のモリエル線図に示すように変化する。
 すなわち、図13に示すように、圧縮機11の吐出ポート11cから吐出された高圧冷媒(図13のa12点)は、第1、第2除湿暖房モードと同様に、室内凝縮器12へ流入して、室内蒸発器23にて冷却されて除湿された車室内送風空気と熱交換して放熱する(図13のa12点→b12点)。これにより、車室内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、絞り状態となっている高段側膨脹弁13によって外気温よりも温度の低い低圧冷媒となるまで等エンタルピ的に減圧される(図13のb12点→c112点)。高段側膨脹弁13にて減圧された中間圧冷媒は、気液分離器14→低段側減圧部の低圧側開閉弁16bの順に流れて室外熱交換器20へ流入する。
 そして、室外熱交換器20へ流入した低圧冷媒は、送風ファン21から送風された外気と熱交換して吸熱する(図13のc112点→c212点)。さらに、室外熱交換器20から流出した冷媒は、冷房用膨脹弁22が全開状態となっているので、減圧されることなく室内蒸発器23へ流入する。以降の作動は冷房運転モードと同様である。
 以上の如く、第4除湿暖房モードでは、第1~第3除湿暖房モード時と同様に、室内蒸発器23にて冷却され除湿された車室内送風空気を、室内凝縮器12にて加熱して車室内へ吹き出すことができる。これにより、車室内の除湿暖房を実現することができる。
 この際、第4除湿暖房モードでは、第3除湿暖房モードと同様に、室外熱交換器20を蒸発器として作用させるとともに、第3除湿暖房モードよりも高段側膨脹弁13の絞り開度を縮小させているので、室外熱交換器20における冷媒蒸発温度を低下させることができる。従って、第3除湿暖房モードよりも室外熱交換器20における冷媒の温度と外気温との温度差を拡大させて、室内凝縮器12における冷媒の量を増加させることができる。
 その結果、第3除湿暖房モードよりも室内凝縮器12から吹き出される温度を上昇させることができる。
 ここで、除湿暖房運転モードにおいて、中間圧側開閉弁16aを閉弁状態とする理由を説明する。除湿暖房運転モードにおいて、ガスインジェクションサイクルを実現する場合、気液分離器14における冷媒圧力と、圧縮機11の中間圧ポート11bにおける冷媒圧力との差圧により、中間圧冷媒通路15に流れる冷媒の流量が変化してしまう。この中間圧冷媒通路15を流れる冷媒の流量が変化によって、室内凝縮器12における冷媒の放熱量が変化してしまい、送風空気の温度調整が難しくなり、送風空気の適切な温度調整を図るために、サイクル構成や各種制御が複雑となってしまうからである。
 特に、本実施形態の除湿暖房運転モードのように目標吹出温度TAOに応じて高段側膨脹弁13および冷房用膨脹弁22の絞り開度を変化させる場合、中間圧側開閉弁16aを開弁状態としてガスインジェクションサイクルを実現すると、目標吹出温度TAOと中間圧冷媒通路15を流れる冷媒の流量とが相反した関係となり、送風空気の温度調整が難しくなる。
 例えば、第1~第4除湿暖房運転モードのうち、最も目標吹出温度TAOが低い際に実行する第1除湿暖房運転モードでは、高段側膨脹弁13が全開状態となり、気液分離器14における冷媒圧力と圧縮機11の中間圧ポート11bにおける冷媒圧力との差圧が最大となる。この結果、中間圧冷媒通路15を流れる冷媒の流量が増加して、室内凝縮器12における放熱量が増加し、吹出空気の温度を低下させることが難しくなってしまう。
 また、第1~第4除湿暖房運転モードのうち、最も目標吹出温度TAOが高い際に実行する第4除湿暖房運転モードでは、高段側膨脹弁13が絞り状態となり、気液分離器14における冷媒圧力と圧縮機11の中間圧ポート11bにおける冷媒圧力との差圧が最小となる。この結果、中間圧冷媒通路15を流れる冷媒の流量が減少して、室内凝縮器12における放熱量が減少し、吹出空気の温度を上昇させることが難しくなる。
 このように、本実施形態では、送風空気の温度を調整する際のサイクル構成や制御が複雑化することを抑制するために、除湿暖房運転モードに中間圧側開閉弁16aを閉弁状態としている。
 また、除湿暖房運転モードにおいて、低段側減圧部を減圧作用を発揮しない全開状態とする理由は、低段側減圧部を絞り状態とする場合、室外熱交換器20における吸熱量および放熱量の調整範囲が制限されてしまい、送風空気の極め細やかな温度調整が難しくなるからである。
 このように、本実施形態の除湿暖房運転モードでは、中間圧側開閉弁16aを閉弁状態とし、さらに、低段側減圧部を減圧作用を発揮しない全開状態とすることで、送風空気の温度を調整する際のサイクル構成や制御が複雑化することを抑制すると共に、送風空気の極め細やかな温度調整を実現している。
 以上説明した本実施形態の車両用空調装置1では、第1減圧部を構成する高段側膨脹弁13、および第2減圧部を構成する低段側減圧部の双方を減圧作用を発揮しない全開状態に設定可能としている。このため、圧縮機11から室外熱交換器20に至る冷媒流路を、車両用空調装置1の各運転モードに応じて別個に設けることなく、高段側膨脹弁13および低段側減圧部の状態(絞り状態、全開状態)を変更することで、各運転モードに応じて室外熱交換器20における冷媒と外気との熱交換量(吸熱量および放熱量)を調整することができる。
 従って、ガスインジェクションサイクルを構成するヒートポンプサイクルにおいて、冷房、暖房、および除湿暖房を簡素なサイクル構成で実現することができる。
 また、本実施形態では、中間圧冷媒通路15を開閉する中間圧側開閉弁16aを設けているので、中間圧側開閉弁16aにて中間圧冷媒通路15を開閉することで、ヒートポンプサイクルをガスインジェクションサイクルと、通常サイクル(一段圧縮サイクル)とに切り替えることができる。
 さらに、本実施形態では、冷房運転モードおよび除湿暖房運転モードには、中間圧側開閉弁16aにて中間圧冷媒通路15を閉鎖して、ヒートポンプサイクル10を通常サイクルに切り替える構成としている。
 このように冷房運転モード時において、中間圧冷媒通路15を閉鎖して、ヒートポンプサイクルを通常サイクルに切り替える構成とすれば、圧縮機11の無駄なエネルギ消費を低減することができる。
 また、除湿暖房運転モード時において、中間圧冷媒通路15を閉鎖して、ヒートポンプサイクルを通常サイクルに切り替える構成とすれば、室内凝縮器12における冷媒の法熱量の調整が容易となり、簡易な構成で送風空気の適切な温度調整を実現することができる。
 特に、本実施形態では、除湿暖房運転モードにおいて、目標吹出温度TAOに応じて高段側膨脹弁13および冷房用膨脹弁22の絞り開度を変化させる構成としているので、室内凝縮器12における冷媒の放熱量および室内蒸発器23における冷媒の吸熱量を適切に調整することができ、簡易な構成で送風空気の極め細やかな温度調整を実現することができる。
 また、暖房運転モード時には、中間圧側開閉弁16aにて中間圧冷媒通路15を開放して、ヒートポンプサイクルをガスインジェクションサイクルに切り替えるので、サイクルの成績係数(COP)の向上を図ることができる。
 さらに、本実施形態のように電気自動車に適用される車両用空調装置1では、内燃機関(エンジン)を搭載する車両のようにエンジンの廃熱を車室内の暖房のために利用できない。従って、本実施形態のヒートポンプサイクル10のように、暖房運転モード時に暖房負荷によらず高いCOPを発揮できることは、極めて有効である。
 また、本実施形態のヒートポンプサイクル10では、気液分離部として遠心分離方式の気液分離器14を採用し、気液分離器14の内容積を余剰冷媒体積よりも小さくしているので、気液分離部の体格を小型化させて、ヒートポンプサイクル10全体としての車両への搭載性を向上させることができる。さらに、サイクルに負荷変動が生じたとしても、アキュムレータ24にて余剰となる冷媒を蓄えることができるので、サイクルを安定して作動させることができる。
 また、本実施形態のヒートポンプサイクル10では、低段側減圧部(第2減圧部)の低段側固定絞り17として、図6(a)に示す流量特性の固定絞りを採用しているので、暖房運転モードにおいて、室外熱交換器20へ乾き度Xが0.1以下の冷媒を流入させて確実に吸熱作用を発揮させることができる。
 なお、本実施形態のヒートポンプサイクル10に採用されている遠心分離方式の気液分離器14は、冷媒の流速が速くなるに伴って気液分離性能が高くなるので、比較的高負荷で運転される頻度の高いヒートポンプサイクル10に適用して有効である。
 (第2実施形態)
 本実施形態では、第1実施形態に対して、気液分離部を変更した例を説明する。具体的には、本実施形態では、気液分離部として液相冷媒の表面張力を利用して冷媒の気液を分離する表面張力式の気液分離器54を採用している。この表面張力式の気液分離器54の詳細構成については、図14(a)、(b)を用いて説明する。なお、図14(a)は、気液分離器54の軸方向断面であり、図14(b)は、(a)のA-A断面図である。
 本実施形態の気液分離器54は、第1実施形態の気液分離器14と同様に、上下方向に延びる略中空有底円筒状(断面円形状)の本体部54a、冷媒流入口54eが形成された冷媒流入ポート54b、気相冷媒流出口54fが形成された気相冷媒流出ポート54c、液相冷媒流出口54gが形成された液相冷媒流出ポート54d等を有して構成されている。
 本体部54aは、上下方向の2つに分割可能な構成になっており、その内部に、冷媒流入ポート54bから流入した冷媒を衝突させる衝突板54h、液相冷媒の表面張力を利用して液相冷媒を付着させる付着板54iが収容されている。この衝突板54hは、その外径が本体部54aの内径よりも小さく形成され、その中央部が上方側に向かって尖った尖頭形状(傘状)に形成されている。
 付着板54iは、図14(b)に示すように、軸方向から見たときに、波状に折り曲げられた板を、さらに円筒状に折り曲げて形成したものである。さらに、衝突板54hは、本体部54aと同軸上に配置されて、衝突板54hの外周側端部から衝突板54hの下方側へ向かって延びている。
 本実施形態では、このように波状に折り曲げられた板を円筒状に形成することによって、付着板54iの表面積を増大させて、気液分離性能を向上させている。さらに、付着板54iの表面積を増大させるために、付着板54iに貫通孔を形成する孔あけ加工、あるいは、付着板54iの表面に凸凹部を設けるエンボス加工等の処理を施してもよい。
 冷媒流入ポート54bは、本体部54aの軸方向上側端面(上面)に接続されており、本体部54aから上方側へ向かって、本体部54aと同軸上に延びる冷媒配管によって構成されている。さらに、冷媒流入口54eは、冷媒流入ポート54bの上方側端部に形成されている。
 気相冷媒流出ポート54cは、本体部54aの軸方向下側端面(底面)に接続されており、本体部54aの内外に亘って本体部54aと同軸上に延びる冷媒配管によって構成されている。さらに、気相冷媒流出口54fは、気相冷媒流出ポート54cの下方側端部に形成され、一方、上方側端部は、付着板54iの上方側端部よりも上方側であって、衝突板54hの直下に位置付けられている。
 液相冷媒流出ポート54dは、本体部54aの円筒状側面に接続されており、液相冷媒流出口54gは、液相冷媒流出ポート54dのうち本体部54aの反対側端部に形成されている。
 従って、冷媒流入ポート54bから流入した冷媒は、衝突板54hに衝突して流速を低下させて衝突板54hの外周側の付着板54i側へ流れる。さらに、付着板54i側へ流れた冷媒は、付着板54iに沿って下方側へ移動する。この際に、液相冷媒の表面張力によって、液相冷媒が付着板54iに付着して、冷媒の気液が分離される。
 さらに、分離された液相冷媒が、重力の作用によって本体部54aの下方側に落下する。そして、分離されて下方側に落下した液相冷媒は液相冷媒流出ポート54dの液相冷媒流出口54gから流出し、分離された気相冷媒は気相冷媒流出ポート54cの気相冷媒流出口54fから流出する。
 また、気液分離器54の他の概略的な体格は、第1実施形態の気液分離器14と同等であり、その内容積についても、余剰冷媒体積よりも小さく設定されている。これにより、気液分離器54全体としての小型化を図っている。その他のヒートポンプサイクル10の構成は、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、高段側膨脹弁13および低段側減圧部の状態の切り替え、およびヒートポンプサイクル10の冷媒流路の切り替え等によって、種々のサイクル構成を実現して、車室内の適切な冷房、暖房および除湿暖房を実現できる等の第1実施形態と同様の効果を得ることができる。
 さらに、実施形態のヒートポンプサイクル10では、気液分離部として表面張力式の気液分離器54を採用し、その内容積を余剰冷媒体積よりも小さくしているので、気液分離部の体格を小型化させて、ヒートポンプサイクル10全体としての車両への搭載性を向上させることができる。
 なお、本実施形態のヒートポンプサイクル10に採用されている表面張力式の気液分離器54は、冷媒の流速が遅くなるに伴って気液分離性能が高くなるので、比較的低負荷で運転される頻度の高いヒートポンプサイクル10に適用して有効である。
 (第3実施形態)
 本実施形態では、第1実施形態に対して、気液分離部の構成を変更した例を説明する。具体的には、本実施形態では、気液分離部として遠心分離方式のものであって、かつ、分離した液相冷媒を内部に滞留させることなく流出させる気液分離器55を採用している。
 本実施形態の気液分離器55の具体的構成については、図15を用いて説明する。なお、図15は、気液分離器55の軸方向断面図である。この気液分離器55は、複数の円管状の冷媒配管を加工して形成されたもので、極めて簡素な構成で液相冷媒を内部に滞留させることなく流出させるように構成されている。
 具体的には、気液分離器55は、中間圧冷媒を流入させる冷媒流入口55eが形成された冷媒流入配管55a、分離された気相冷媒を流出させる気相冷媒流出口55fが形成された気相冷媒流出配管55b、分離された液相冷媒を流出させる液相冷媒流出口55gが形成された液相冷媒流出配管55c、および、冷媒流入配管55aと気相冷媒流出配管55bとを接続する接続配管55d等を有して構成されている。
 冷媒流入配管55aは、水平方向に延びる形状に形成され、その一端側に中間圧冷媒を流入させる冷媒流入口55eが設けられている。さらに、その内部には、冷媒流入配管55aの長手方向に延びる板状部材を螺旋状に捻ることによって形成された旋回流発生部材55hが配置されている。
 気相冷媒流出配管55bは、冷媒流入配管55aと同軸上に延びて、その一端側が縮径加工されて冷媒流入配管55aの他端側の内部に挿入されている。さらに、気相冷媒流出配管55bの他端側には、分離された気相冷媒を流出させる気相冷媒流出口55fが形成されている。液相冷媒流出配管55cは、鉛直方向に延びて、その下端側に液相冷媒流出口55gが形成されている。
 接続配管55dは、両端部が縮径加工されて、両端部の内周面が冷媒流入配管55aの外周面および気相冷媒流出配管55bの外周面にろう付け接合等の接合部によって接合されている。さらに、その円筒状の外周面には、分離された直後の液相冷媒を流出させる液相冷媒流出配管55cが径方向に延びるように接続されている。
 従って、冷媒流入配管55aの一端側に形成された冷媒流入口55eから流入した冷媒は、旋回流発生部材55hに沿って旋回しながら流れ、この旋回流の作用によって生じる遠心力の作用によって冷媒の気液が分離される。気液分離された液相冷媒は、冷媒流入配管55aの他端側の内周面と気相冷媒流出配管55bの縮径加工された一端側の外周面との隙間を介して、接続配管55dの内周側へ流入する。
 接続配管55dの内周側へ流入した液相冷媒は、流出配管55cの液相冷媒流出口55gから流出していく。一方、分離された液相冷媒は、気相冷媒流出配管55bの気相冷媒流出口55fから流出する。
 つまり、気液分離器55では、分離した液相冷媒が、内部に滞留されることなく、液相冷媒流出配管55cから流出していく。換言すると、この気液分離器55では、分離した直後の液相冷媒が液相冷媒流出口55gから流出する。ここで、「分離した直後の液相冷媒」とは、気液分離器55から流出する方向へ向かう速度成分を有している液相冷媒、あるいは、気液分離のために作用する遠心力が重力よりも大きくなっている液相冷媒等が含まれる。
 さらに、気液分離器55は分離された液相冷媒を内部に蓄える機能を有していないので、気液分離器55の内容積は、第1、第2実施形態の気液分離器14、54と比較して、余剰冷媒体積よりも大幅に小さく設定されている。
 その他のヒートポンプサイクル10の構成は、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、高段側膨脹弁13および低段側減圧部の状態の切り替え、およびヒートポンプサイクル10の冷媒流路の切り替え等によって、種々のサイクル構成を実現して、車室内の適切な冷房、暖房および除湿暖房を実現できる等の第1実施形態と同様の効果を得ることができる。
 さらに、実施形態のヒートポンプサイクル10では、気液分離部として遠心分離方式のものであって、かつ、分離した液相冷媒を内部に滞留させることなく流出させる気液分離器55を採用しているので、気液分離部の体格を小型化させて、ヒートポンプサイクル10全体としての車両への搭載性を向上させることができる。
 なお、本実施形態では、図15に示すように、気液分離器55の冷媒流入配管55aおよび液相冷媒流出配管55cを水平方向に延びるように配置し、液相冷媒流出配管55cを鉛直方向に延びるように配置することで、液相冷媒流出口55gを気液分離器55の最下方部に位置付けた例を説明したが、本実施形態の気液分離器55の配置はこれに限定されない。
 つまり、本実施形態の気液分離器55では、分離した直後の冷媒を液相冷媒流出口55gから流出させるので、配置方向によらず、冷媒の気液を分離するとともに、液相冷媒を内部に滞留させることなく流出させることができる。
 また、本実施形態では、冷媒流入配管55a内に流入した中間圧冷媒の流れを旋回させるために、冷媒流入配管55aの内部に旋回流発生部材55hを配置した例を説明したが、他の構成を用いて、冷媒流入配管55aに流入した中間圧冷媒の流れを旋回させてもよい。例えば、図16に示すように、冷媒流入配管55aに螺旋溝55iを設けてもよい。
 より具体的には、この螺旋溝55iは、冷媒流入配管55aの外周側から内周側へ突出するように形成されているとともに、冷媒流入配管55aの一端側から他端側へ向かって螺旋状に繋がるように形成されている。なお、図16は、本実施形態の気液分離器55の変形例を示す図面であって、図15に対応する図面である。また、図16では、図15と同一もしくは均等部分には同一の符号を付している。
 (第4実施形態)
 本実施形態では、第1実施形態の気液分離器14に対して、図17に示すように、気液分離器14内の液相冷媒の液面の高さに応じて変位するフロート弁14hを追加するとともに、その内容積をより一層小さくしている。なお、図17は、本実施形態の気液分離器14の軸方向断面図であり、図4(a)、(b)と同一もしくは均等部分には同一の符号を付している。
 具体的には、本実施形態の気液分離器14におけるフロート弁14hは、液相冷媒よりも比重の小さい樹脂からなり、気液分離器14内に液相冷媒が僅かでも溜まると浮力によって浮き上がることで、液相冷媒流出口14g(具体的には、液相冷媒流出ポート14dの上端部)を開く。
 さらに、本実施形態の気液分離器14では、液相冷媒流出口14gが気液分離器14の最下方部に位置付けられているだけでなく、第1実施形態に対して、その内容積を小さくしているので、フロート弁14hが液相冷媒流出口14gを開くと、液相冷媒流出口14gから気相冷媒の一部が液相冷媒とともに流出する。
 従って、本実施形態の気液分離器14では、フロート弁14hが液相冷媒流出口14gを開くと、重力の作用および気相冷媒の背圧を利用して、液相冷媒を液相冷媒流出口14gから効率的に流出させることができる。
 つまり、本実施形態の気液分離器14では、内部に液相冷媒が溜まり始めると同時にフロート弁14hが液相冷媒流出口56gを開くことによって、実質的に、分離した液相冷媒を内部に滞留させることなく液相冷媒流出口14gから流出させるように構成されている。
 なお、本実施形態の気液分離器14のように、液相冷媒流出口14gから気相冷媒の一部が液相冷媒とともに流出したとしても、前述の図6(a)にて説明したように、低段側固定絞り17の流量特性が設定されていることにより、サイクル全体のCOPが低下してしまうことはない。
 その他のヒートポンプサイクル10の構成は、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、高段側膨脹弁13および低段側減圧部の状態の切り替え、およびヒートポンプサイクル10の冷媒流路の切り替え等によって、種々のサイクル構成を実現して、車室内の適切な冷房、暖房および除湿暖房を実現できる等の第1実施形態と同様の効果を得ることができる。
 さらに、実施形態のヒートポンプサイクル10では、気液分離部としてフロート弁を採用するとともに、その内容積を縮小させた遠心分離方式の気液分離器14を採用しているので、気液分離部の体格をより一層小型化させて、ヒートポンプサイクル10全体としての車両への搭載性をより一層向上させることができる。
 なお、本実施形態では、遠心分離方式の気液分離部に対して、フロート弁を追加した例を説明したが、もちろん第2実施形態で説明した表面張力式の気液分離器54あるいはその他の形式の気液分離器(例えば、衝突方式の気液分離器等)にフロート弁を追加してものを採用してもよい。
 また、第2、第3実施形態で説明した気液分離器54、55において、気液分離器54、55内から液相冷媒を効率的に流出させるために、液相冷媒流出口54g、55gから気相冷媒の一部を液相冷媒とともに流出させるようにしてもよい。
 (第5実施形態)
 本実施形態では、第1実施形態に対してヒートポンプサイクル10のサイクル構成を変更した例について説明する。本実施形態のヒートポンプサイクル10は、圧縮機11の吐出ポート11cから吐出された高圧冷媒の熱を直接的に送風空気に放熱するのではなく、不凍液等からなる熱媒体を介して送風空気に放熱する構成としている。
 具体的には、図18の全体構成図に示すように、ヒートポンプサイクル10に圧縮機11の吐出ポート11cから吐出された高圧冷媒の熱を、送風空気を加熱すための熱媒体に放熱する冷媒放熱器52を設ける構成としている。
 また、室内空調ユニット30には、冷媒放熱器52にて加熱された熱媒体の熱を送風空気に放熱して、送風空気を加熱する加熱用熱交換器12を配置するようにしている。この加熱用熱交換器12は、熱媒体循環回路50を介して冷媒放熱器52に接続されており、熱媒体循環回路50に設けられた圧送ポンプ51により熱媒体が圧送される。
 このように構成されるヒートポンプサイクル10では、室内空調ユニット30の外部に冷媒放熱器52を配置する構成となるので、現状の室内空調ユニット30の内部構成を変更することなく、本開示のヒートポンプサイクル10を適用することが可能となる。このことは、空調装置のシステム構築のコストを抑えることができる点で有効である。
 (第6実施形態)
 本実施形態では、第1実施形態に対して中間圧側開閉弁16aの構成を変更した例について説明する。本実施形態では、中間圧側開閉弁16aを、低段側減圧部の低段側固定絞り17の前後差圧に応じて中間圧冷媒通路15を開閉する差圧開閉弁で構成している。
 本実施形態の中間圧側開閉弁16aは、低段側固定絞り17の前後の差圧が、所定の設定圧力α以上となった際に、中間圧冷媒通路15を閉鎖する差圧開閉弁で構成されている。
 具体的には、中間圧側開閉弁16aは、図19(a)に示すように、低段側減圧部の低圧側開閉弁16bが閉じて、低段側固定絞り17の前後差圧が増大して設定圧力α以上となった際に、中間圧冷媒通路15を開放するように構成されている。
 また、中間圧側開閉弁16aは、図19(b)に示すように、低段側減圧部の低圧側開閉弁16bが開いて、低段側固定絞り17の前後差圧が減少して設定圧力α未満となった際に、中間圧冷媒通路15を閉鎖するように構成されている。なお、図19(a)が、中間圧側開閉弁16aが開弁する際の作動を示し、図19(b)が、中間圧側開閉弁16aが閉弁する際の作動を示している。
 このように構成される本実施形態のヒートポンプサイクル10では、低圧側開閉弁16bを開弁状態として低段側減圧部の減圧作用を発揮しない全開状態とする冷房運転モードおよび除湿暖房運転モードにおいて、低段側固定絞り17の前後差圧が設定圧力α未満となり、中間圧側開閉弁16aが閉弁する。これにより、ヒートポンプサイクル10は、図20の全体構成図(実線矢印)に示すように、中間圧冷媒通路15に冷媒が流れない通常サイクルの冷媒流路に切り替えられる。
 また、本実施形態のヒートポンプサイクル10では、低圧側開閉弁16bを閉弁状態として低段側減圧部を減圧作用を発揮させる絞り状態とする暖房運転モードにおいて、低段側固定絞り17の前後差圧が設定圧力α以上となり、中間圧側開閉弁16aが開弁する。これにより、ヒートポンプサイクル10は、図21の全体構成図(実線矢印)に示すように、中間圧冷媒通路15に冷媒が流れるガスインジェクションサイクルの冷媒流路に切り替えられる。
 本実施形態のように、中間圧側開閉弁16aを差圧開閉弁で構成すれば、ガスインジェクションサイクルと、通常サイクルとの切り替えを簡易な構成および制御手法で実現することができる。
 (他の実施形態)
 本開示は上述の実施形態に限定されることなく、本開示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)上述の実施形態では、本開示のヒートポンプサイクル10を車両用空調装置1に適用した例を説明したが、本開示の適用はこれに限定されない。例えば、据置型空調装置、冷温保存庫等に適用してもよい。
 (2)上述の実施形態では、高段側膨脹弁13および低段側減圧部の状態の切り替え、およびヒートポンプサイクル10の冷媒流路の切り替え等によって、種々の運転モードを実現可能なヒートポンプサイクル10について説明したが、これに限定されず、少なくとも暖房運転モード、冷房運転モード、除湿暖房運転モードの3つの運転モードが実現可能な構成であればよい。勿論、各運転モードにおいて、種々の運転モードを設ける方が、送風空気の温度を適切に温度調整できる点で有効である。
 (3)上述の実施形態では、暖房運転モード時に圧縮機11の回転数に応じて、第1暖房モードと第2暖房モードとを切り替える例を説明したが、第1暖房モードと第2暖房モードとの切り替えはこれに限定されない。つまり、第1暖房モードと第2暖房モードとの切り替えは、第1、第2暖房モードのうち高いCOPを発揮できる暖房モードに切り替えればよい。
 例えば、外気センサの検出値に基づいて、検出値が予め定めた基準外気温(例えば、0℃)以下である場合には、第1暖房モードを実行し、検出値が基準外気温よりも高い場合には、第2暖房運転モードを実行するようにしてもよい。
 (4)上述の実施形態では、冷房運転モード、暖房運転モードおよび除湿暖房運転モードの各運転モード時に、空調制御装置40が、室内凝縮器12の空気通路あるいはバイパス通路35のいずれか一方を閉塞するようにエアミックスドア34を作動させる例を説明したが、エアミックスドア34の作動はこれに限定されない。
 つまり、エアミックスドア34が室内凝縮器12の空気通路およびバイパス通路35の双方を開くようにしてもよい。そして、室内凝縮器12を通過させる風量とバイパス通路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、合流空間36から車室内へ吹き出される送風空気の温度を調整してもよい。このような温度調整は、車室内送風空気の温度を微調整しやすい点で有効である。
 (5)上述の各実施形態で説明したように、高段側減圧部(第1減圧部)を可変絞り機構からなる高段側膨脹弁13で構成し、低段側減圧部(第2減圧部)を低段側固定絞り17を含む構成とする例を説明したが、高段側減圧部(第1減圧部)および低段側減圧部(第2減圧部)は、少なくとも減圧作用を発揮する絞り状態と、減圧作用を発揮しない全開状態とに設定可能なものであれば種々適用可能である。
 例えば、高段側減圧部(第1減圧部)および低段側減圧部(第2減圧部)の双方を高段側膨脹弁13と同様の構成(全開機能付きの可変絞り機構)で構成してもよい。
 また、高段側減圧部(第1減圧部)および低段側減圧部(第2減圧部)の双方を固定絞り、当該固定絞りを迂回する迂回通路、当該迂回通路を開閉する通路開閉弁を有する構成としてもよい。
 さらに、高段側減圧部(第1減圧部)を固定絞り、当該固定絞りを迂回する迂回通路、当該迂回通路を開閉する通路開閉弁を有する構成とし、低段側減圧部(第2減圧部)を可変絞り機構で構成してもよい。
 なお、高段側減圧部を可変絞り機構とする場合、ヒートポンプサイクル10にてガスインジェクションを実現する際に、気液分離器14、54、55に流入する冷媒を所望の中間圧まで減圧させることができる点で有効である。
 また、低段側減圧部を可変絞り機構で構成する場合、暖房運転モード時において、室外熱交換器20へ流入する冷媒の乾き度Xが0.1以下となるように、流量特性を設定することが望ましい。この場合、空調制御装置40が、室外熱交換器20へ流入する冷媒の温度および圧力等に基づいて、室外熱交換器20へ流入する冷媒の乾き度Xを検出し、この検出値が0.1以下となるように、低段側減圧部を構成する可変絞り機構の開度を制御すればよい。
 (6)上述の実施形態では、除湿暖房運転モード時に目標吹出温度TAOの上昇に伴って、第1除湿暖房モードから第4除湿暖房モードへ段階的に切り替える例を説明したが、第1除湿暖房モードから第4除湿暖房モードへの切り替えはこれに限定されない。例えば、目標吹出温度TAOに増加に伴って、第1除湿暖房モードから第4除湿暖房モードへ連続的に切り替えるようにしてもよい。
 すなわち、目標吹出温度TAOの上昇に伴って、高段側膨脹弁13を絞り開度を徐々に縮小させ、さらに、冷房用膨脹弁22の絞り開度を徐々に拡大させればよい。このように高段側膨脹弁13および冷房用膨脹弁22の絞り開度を変化させることによって、室外熱交換器20における冷媒の圧力(温度)が調整されるので、室外熱交換器20を自動的に、放熱器として作用させる状態から蒸発器として作用させる状態へ切り替えることができる。
 (7)上述の各実施形態で説明したように、空調装置1の各運転モードにおける送風空気の極め細かな温度調整を実現するためには、中間圧冷媒通路15に中間圧側開閉弁16aを設けることが望ましいが、これに限定されず、中間圧側開閉弁16aを設けることなく、簡素な構成で各運転モードを実現するようにしてもよい。
 (8)上述の各実施形態で説明した各気液分離器14、54、55をヒートポンプサイクル10に適用することが望ましいが、これに限定されず、余剰となる冷媒を蓄え可能な気液分離器を適用してもよい。
 (9)上述の各実施形態では、冷房運転モード時に、圧縮機11から吐出された冷媒を室内凝縮器12や冷媒放熱器52を通過させる冷媒流路としているが、冷房運転モード時には、室外熱交換器20にて冷媒の熱を外気に放熱可能であり、室内凝縮器12や冷媒放熱器52に冷媒を通過させない冷媒流路としてもよい。
 (10)上述の各実施形態では、ヒートポンプサイクル10における室内蒸発器23の出口側にアキュムレータ24を配置する構成としているが、これに限定されない。例えば、ヒートポンプサイクル10が余剰となる冷媒を蓄えることが可能な気液分離器を備える場合、アキュムレータ24を廃してもよい。これにより、サイクル構成の簡素化を図ることが可能となる。
 本開示は、実施例に準拠して記述されたが、本開示は当該実施例や構造に限定されるものではないと理解される。本開示は、様々な変形例や均等範囲内の変形をも包含する。加えて、様々な組み合わせや形態、さらには、それらに一要素のみ、それ以上、あるいはそれ以下、を含む他の組み合わせや形態をも、本開示の範疇や思想範囲に入るものである。
 

Claims (22)

  1.  運転モードを冷房運転モード、暖房運転モード、および除湿暖房運転モードに切り替え可能な空調装置(1)に適用されるヒートポンプサイクルであって、
     冷媒を吸入し、圧縮して吐出する圧縮機(11)と、
     前記圧縮機(11)の吐出ポート(11c)から吐出された高圧冷媒を空調対象空間へ送風される送風空気、または前記送風空気を加熱するための熱媒体と熱交換させる第1利用側熱交換器(12、52)と、
     前記第1利用側熱交換器(12、52)から流出した冷媒を減圧可能に構成された第1減圧部(13)と、
     前記第1減圧部(13)を通過した冷媒の気液を分離する気液分離部(14、54、55)と、
     前記気液分離部(14、54、55)にて分離された液相冷媒を減圧可能に構成された第2減圧部(16b、17、18)と、
     前記第2減圧部(16b、17、18)を通過した冷媒と外気とを熱交換させる室外熱交換器(20)と、
     冷媒を前記送風空気と熱交換させて、前記圧縮機(11)の吸入ポート(11a)側へ流出させる第2利用側熱交換器(23)と、
     前記第2利用側熱交換器(23)へ流入する冷媒を減圧させる第3減圧部(22)と、
     前記気液分離部(14、54、55)にて分離された気相冷媒を、前記圧縮機(11)に設けられた中間圧ポート(11b)へ導いて、圧縮過程の冷媒に合流させる中間圧冷媒通路(15)と、
     サイクルを循環する冷媒の冷媒流路を切り替える冷媒流路切替部(16a、16c)と、を備え、
     前記第1減圧部(13)および前記第2減圧部(16b、17、18)それぞれは、減圧作用を発揮する絞り状態に加えて、減圧作用を発揮しない全開状態に設定可能に構成されていることを特徴とするヒートポンプサイクル。
  2.  前記暖房運転モード時には、前記第1減圧部(13)および前記第2減圧部(16b、17、18)の双方が前記絞り状態に設定され、
     前記冷房運転モード時には、前記第1減圧部(13)および前記第2減圧部(16b、17、18)の双方が前記全開状態に設定され、
     前記除湿暖房運転モード時には、前記第1減圧部(13)および前記第2減圧部(16b、17、18)の少なくとも一方が前記全開状態に設定されることを特徴とする請求項1に記載のヒートポンプサイクル。
  3.  前記冷媒流路切替部(16a、16c)は、
     前記暖房運転モード時に、前記圧縮機(11)から吐出された冷媒を、前記第1利用側熱交換器(12、52)→前記第1減圧部(13)→前記気液分離部(14、54、55)→前記第2減圧部(17)→前記室外熱交換器(20)の順に流すとともに、前記気液分離部(14、54、55)にて分離された気相冷媒を前記中間圧冷媒通路(15)へ流入させ、
     前記冷房運転モード時には、前記圧縮機(11)から吐出された冷媒を、前記第1減圧部(13)→前記気液分離部(14、54、55)→前記第2減圧部(17)→前記室外熱交換器(20)→前記第3減圧部(22)→前記第2利用側熱交換器(23)の順に流し、
     前記除湿暖房運転モード時には、前記圧縮機(11)から吐出された冷媒を、前記第1利用側熱交換器(12、52)→前記第1減圧部(13)→前記気液分離部(14、54、55)→前記第2減圧部(17)→前記室外熱交換器(20)→前記第3減圧部(22)→前記第2利用側熱交換器(23)の順に流すことを特徴とする請求項2に記載のヒートポンプサイクル。
  4.  前記冷媒流路切替部(16a、16c)は、前記中間圧冷媒通路(15)を開閉する中間圧側開閉弁(16a)を含んで構成されていることを特徴とする請求項2または3に記載のヒートポンプサイクル。
  5.  前記中間圧側開閉弁(16a)は、前記第1減圧部(13)および前記第2減圧部(16b、17、18)の双方が前記絞り状態となる際に前記中間圧冷媒通路(15)を開放すると共に、前記第1減圧部(13)および前記第2減圧部(16b、17、18)の少なくとも一方が前記全開状態となる際に前記中間圧冷媒通路(15)を閉鎖するように構成されていることを特徴とする請求項4に記載のヒートポンプサイクル。
  6.  前記中間圧側開閉弁(16a)は、前記第1減圧部(13)および前記第2減圧部(16b、17、18)のうち、前記除湿暖房運転モード時に前記全開状態とされる減圧部(16b、17、18)の前後差圧に応じて開閉する差圧開閉弁で構成されていることを特徴とする請求項5に記載のヒートポンプサイクル。
  7.  前記第1減圧部(13)および前記第2減圧部(16b、17、18)のうち、一方の減圧部は、絞り開度を変更可能な可変絞り機構で構成され、
     前記第3減圧部(22)は、絞り開度を変更可能な可変絞り機構で構成され、
     前記除湿暖房運転モード時には、
     前記第1減圧部(13)および前記第2減圧部(16b、17、18)のうち、他方の減圧部が前記全開状態とされ、
     さらに、前記空調対象空間へ吹き出す吹出空気の目標温度の上昇に伴って前記一方の減圧部の絞り開度が縮小するように変更されると共に、前記第3減圧部(22)の絞り開度が拡大するように変更されることを特徴とする請求項1ないし6のいずれか1つに記載のヒートポンプサイクル。
  8.  前記第1減圧部(13)および前記第2減圧部(16b、17、18)のうち少なくとも一方は、絞り開度が固定された固定絞り、前記固定絞りを迂回して冷媒を流す固定絞り迂回用通路、および前記迂回用通路を開閉する通路開閉弁を有して構成されていることを特徴とする請求項1ないし6のいずれか1つに記載のヒートポンプサイクル。
  9.  前記第1減圧部(13)は、絞り開度を変更可能な可変絞り機構で構成され、
     前記第2減圧部(16b、17、18)は、絞り開度が固定された固定絞り(17)、前記固定絞り(17)を迂回して冷媒を流す固定絞り迂回用通路(18)、および前記迂回用通路(18)を開閉する通路開閉弁(16b)を有して構成されていることを特徴とする請求項1ないし7のいずれか1つに記載のヒートポンプサイクル。
  10.  前記圧縮機(11)の吸入ポート(11a)へ流入する冷媒の気液を分離して、分離された気相冷媒を前記圧縮機(11)の吸入ポート(11a)側へ流出させるアキュムレータ(24)を備え、
     前記気液分離部(14、54、55)は、分離した液相冷媒を内部に滞留させることなく液相冷媒流出口(14g、54g、55g)から流出させるように構成されていることを特徴とする請求項1ないし9のいずれか1つに記載のヒートポンプサイクル。
  11.  前記圧縮機(11)の吸入ポート(11a)へ流入する冷媒の気液を分離して、分離された気相冷媒を前記圧縮機(11)の吸入ポート(11a)側へ流出させるアキュムレータ(24)を備え、
     前記気液分離部(14、55)は、分離した直後の液相冷媒を流出させる液相冷媒流出口(14g、55g)を有していることを特徴とする請求項1ないし9のいずれか1つに記載のヒートポンプサイクル。
  12.  前記圧縮機(11)の吸入ポート(11a)へ流入する冷媒の気液を分離して、分離された気相冷媒を前記圧縮機(11)の吸入ポート(11a)側へ流出させるアキュムレータ(24)を備え、
     前記気液分離部(14、54、55)は、液相冷媒を流出させる液相冷媒流出口(14g、54g、55g)を有し、
     前記気液分離部(14、54、55)の内容積は、サイクルに封入される冷媒量を液相に換算した際の封入冷媒体積から、サイクルが最大能力を発揮するために必要な冷媒量を液相に換算した際の必要最大冷媒体積を減算した余剰冷媒体積よりも小さいことを特徴とする請求項1ないし9のいずれか1つに記載のヒートポンプサイクル。
  13.  前記気液分離部は、遠心力の作用によって冷媒の気液を分離する遠心分離方式の気液分離器(14、55)であることを特徴とする請求項10ないし12のいずれか1つに記載のヒートポンプサイクル。
  14.  前記液相冷媒流出口(14g、55g)は、前記気液分離部(14、55)にて分離された気相冷媒を流出させる気相冷媒流出口(14f、55f)よりも下方側に配置されているとともに、前記気相冷媒の一部を前記液相冷媒とともに流出させることを特徴とする請求項10ないし13のいずれか1つに記載のヒートポンプサイクル。
  15.  前記液相冷媒流出口(14g)は、前記気液分離部(14)内の前記液相冷媒の液面の高さに応じて変位するフロート弁(14h)によって開閉されることを特徴とする請求項12に記載のヒートポンプサイクル。
  16.  前記気液分離部は、液相冷媒の表面張力を利用して冷媒の気液を分離する表面張力式の気液分離器(54)であることを特徴とする請求項12に記載のヒートポンプサイクル。
  17.  前記室外熱交換器(20)へ流入する冷媒の乾き度(X)は、0.1以下であることを特徴とする請求項1ないし16のいずれか1つに記載のヒートポンプサイクル。
  18.  前記第1利用側熱交換器(12)は、前記圧縮機(11)の吐出ポート(11c)から吐出された高圧冷媒を前記送風空気と熱交換させる熱交換器として構成されていることを特徴とする請求項1ないし17のいずれか1つに記載のヒートポンプサイクル。
  19.  前記第1利用側熱交換器(52)は、前記圧縮機(11)の吐出ポート(11c)から吐出された高圧冷媒で前記送風空気を加熱するための熱媒体と熱交換させる熱交換器として構成されていることを特徴とする請求項1ないし17のいずれか1つに記載のヒートポンプサイクル。
  20.  前記暖房運転モード時には、前記第1利用側熱交換器(12)にて加熱された前記送風空気を前記空調対象空間へ送風することを特徴とする請求項18に記載のヒートポンプサイクル。
  21.  前記第1利用側熱交換器(12)の熱交換能力を調整する熱交換能力調整部(34)を備え、
     前記冷房運転モード時には、前記第1利用側熱交換器(12)における熱交換能力を低下させて、前記第2利用側熱交換器(23)にて冷却された前記送風空気を前記空調対象空間へ送風することを特徴とする請求項18または20に記載のヒートポンプサイクル。
  22.  前記第2利用側熱交換器(23)は、前記第1利用側熱交換器(12)に対して送風空気流れ上流側に配置されており、
     前記除湿暖房運転モード時には、前記第2利用側熱交換器(23)にて冷却された前記送風空気を前記第1利用側熱交換器(12)にて加熱して前記空調対象空間へ送風することを特徴とする請求項18、20、21のいずれか1つに記載のヒートポンプサイクル。
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